卷扬机减速器的设计（含全套CAD图纸） .pdf

1 前言前言 卷扬机是一种常见的提升设备 其主要是用电动机作为原动机 由于电动机 输出的转速远远大于卷扬机中滚筒的转速 故必须设计减速的传动装置 传动装 置的设计有多种多样 如皮带减速器 链条减速器 齿轮减速器 涡轮蜗杆减速 器 二级齿轮减速器等等 通过合理的设计传动装置 使的卷扬机能够在特定的 工作环境下满足正常的工作要求 同时通过本课程设计将学过的基础理论知识进 行综合应用 培养结构设计 计算能力 熟悉一般的机械装置设计过程 2 目 目 录录 设计任务书 3 第一部分 传动装置总体设计 4 第二部分 电动机的选择及传动比分配 4 第三部分 v 带设计 7 第四部分 齿轮的设计 9 第五部分 轴的设计 16 第六部分 校核 19 第七部分 箱体及其它附件 21 总结 23 参考文献 23 3 设计任务书 1 设计要求 1 设计要求 1 1 卷扬机由电动机驱动 用于建筑工地提升物料 空载启动 连续 运转 工作平稳 1 2 室外工作 生产批量为 5 台 1 3 动力源为三相交流 380 220v 电动机单向运转 载荷较平稳 1 4 工作期限为 10 年 每年工作 300 天 3 班制工作 每班工作 4 小 时 检修期间隔为 3 年 1 5 专业机械厂制造 可加工 7 8 级精度的齿轮 涡轮 该装置的参考图如下 2 2 原 原 始 技 始 技 术 数 术 数 据据 绳牵引力 w kn 绳牵引力速度 v m s 卷筒直径 d mm 10 0 5 470 3 设计任务3 设计任务 3 1 完成卷扬机总体传动方案设计和论证 绘制总体设计原理方案 图 3 2 完成卷扬机主要传动装置结构设计 3 3 完成装配图 1 章 a0 或 a1 零件图 2 张 传 动 装 置 卷 扬 机 原 动 机 w 联 轴 器 重 物 4 3 4 编写设计说明书 第一部分 传动装置总体设计第一部分 传动装置总体设计 1 1 传动方案 1 1 1 组成 传动装置由电机 减速器 工作机组成 1 1 2 特点 齿轮相对于轴承不对称分布 故沿轴向载荷分布不均匀 要求轴有较大的刚度 1 1 3 确定传动方案 考虑到电机转速高 传动功率大 将 v 带设置在高速级 其传动方案如下 2 3 5 4 1 i ii iii iv pd pw 2 方案论证 本设计中原动机为电动机 工作机为皮带输送机 传动方案采用了两级传动 第一级传动为带传动 第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器 带传动承载能力较低 在传递相同转矩时 结构尺寸较其他形式大 但有过 载保护的优点 还可缓和冲击和振动 故布置在传动的高速级 以降低传递的转 矩 减小带传动的结构尺寸 齿轮传动的传动效率高 适用的功率和速度范围广 使用寿命较长 是现代机器中应用 最为广泛的机构之一 本设计采用的是展开式两级直齿轮传动 总体来讲 该传动方案满足工作机的性能要求 适应工作条件 工作可靠 此外还结构简单 尺寸紧凑 成本低传动效率高 第二部分 电动机的选择及传动比分配第二部分 电动机的选择及传动比分配 5 2 1 电动机的选择 2 1 1 传动装置的总效率 5 4 2 3 4 2 1 按表 2 5 查得各部分效率为 v 带传动效率为 96 0 1 滚动轴承效率 一 对 99 0 2 闭式齿轮传动效率为 97 0 3 联轴器效率为 99 0 4 传动 滚筒效率为 96 0 5 代入得 825 0 96 0 99 0 97 0 99 0 96 0 2 4 2 1 2 工作机所需的输入功率 w d p p 其中 1000 fv kw p w 所以 1000 825 0 5 0 10 10 3 d p 6 06kw 使电动机的额定功率 p ed 1 1 3 p d 由查表得电动机的额定功率 p 7 5kw 2 1 3 确定电动机转速 计算滚筒工作转速 nin r d n w 33 20 470 5 0 1000 60 5 0 1000 60 由推荐的传动比合理范围 v 带轮的传动比范围 2 4 二级圆柱齿轮 减速器的传动比一般范围 8 40 则总传动比的范围为 160 16 i 故电机的 可选转速为 min 3250 325 33 20 160 16 r n i n w d 2 1 4 确定电动机型号 根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有 750r min 1000r min 1500r min 3000r min 综合考虑电动机和传动装置的情况 同时也要降低电动 机的重量和成本 最终可确定同步转速为 1000r min 根据所需的额定功率及 同步转速确定电动机的型号为 y160m 6 满载转速 970r min 其主要性能 额定功率 7 5kw 满载转速 970r min 额定转矩 2 0 2 2 计算总传动比及分配各级的传动比 6 2 2 1 总传动比 i a 970 20 33 47 71 2 2 2 分配各级传动比 根据指导书 取 v 带的传动比 3 0 i 则减速器的传动比 i 为 i 90 15 3 71 47 01 i i a 取两级援助齿轮减速器高速级的传动比 718 4 90 15 4 1 4 1 12 i i 则低速级的传动比为 376 3 71 4 90 15 12 23 i i i 2 3 运动参数及动力参数计算 2 3 1 电动机轴 kw p p d 06 6 0 min 970 0 r n n m m n m n t 67 59 970 06 6 9550 0 2 3 2 轴 高速轴 kw p p 81 5 96 0 06 6 1 0 1 m n n p t r i n n 78 171 323 81 5 9550 9550 min 323 3 970 1 1 1 01 0 1 2 3 3 轴 中间轴 m n n p t r i n n kw p p 9 77 4 68 58 5 9550 9550 min 4 68 718 4 323 58 5 97 0 99 0 81 5 2 2 2 12 1 2 3 2 1 2 2 3 4 轴 低速轴 7 m n p t r i n n kw p p 20 2549 08 20 36 5 9550 9550 min 08 20 376 3 48 68 36 5 97 0 99 0 58 5 3 3 3 23 2 3 3 2 2 3 2 3 5 轴 滚筒轴 m n n p t r n n kw p p 9 2496 08 20 25 5 9550 9550 min 08 20 25 5 99 0 99 0 36 5 4 4 4 3 4 3 2 3 4 各轴运动和动力参数如下表 功率 p kw 转矩 t n m 轴名 输入 输出 输入 输出 转速 n r min 传动比 i 效率 电动机轴 1 轴 2 轴 3 轴 滚筒轴 5 81 5 58 5 36 5 25 6 06 5 75 5 52 5 30 5 20 171 78 779 2549 2 2496 9 23 4 171 6561 777 15 2523 708 2471 931 970 323 68 4 20 08 20 08 3 4 718 3 376 1 0 96 0 96 0 96 0 98 三 v 带设计 3 13 1 确定皮带轮 3 1 1 确定计算功率 ca p 由表 8 7 查得工作情况系数 2 1 a k 故 kw p k p a ca 27 7 06 6 2 1 3 1 2 选取 v 带带型 根据 ca p 1 n 由图 8 11 选用 a 型 确定带轮的基本直径 1 d d 并验算带速 v 3 1 3 初选小带轮的基准直径 1 d d 由表 8 6 和表 8 8 取小带轮的基准直 径 mm d d 180 1 验算带速 v 按式 8 13 验算带的速度 s m n d v d 14 9 1000 60 970 180 14 3 1000 60 1 1 因为 5m s v 3 6 计算压轴力 p f 压轴力的最小值为 n f z f p 1941 2 8 138 sin 3 259 4 2 2 sin 2 1 min 0 min 第四部分 齿轮的设计 4 1 高速级齿轮传动的设计计算 4 1 1 选择齿轮材料及精度等级 由于速度不高 故选取 7 级精度的齿轮 小齿轮的材料为 40cr 调质 硬 度为 250hbs 大齿轮材料为 45 钢 调质 硬度为 240hbs 二者材料硬度差为 40hbs 选取高速级中的小齿轮齿数为 23 则大齿轮的齿数为 33 108 71 4 23 圆整为 108 4 1 2 按齿面接触强度设计 由 10 9a 3 2 1 1 1 32 2 h e d t z u u kt d 4 1 2 1 试选载荷系数 3 1 t k 4 1 2 2 计算小齿轮转矩 m n n p t 5 5 1 1 5 1 10 718 1 323 81 5 10 5 95 10 5 95 4 1 2 3 由表 10 7 选取齿宽系数 1 d 4 1 2 4 由表 10 6 查的材料的弹性影响系数 2 1 8 189 mpa z e 4 1 2 5 由图 10 21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 10 mpa hlim 600 1 大齿轮的接触疲劳强度极限 mpa hlim 550 2 4 1 2 6 由 10 13 计算应力循环次数 8 1 1 10 216 9 10 300 8 2 1 323 60 60 h jl n n 8 8 2 10 047 2 376 3 10 912 6 n 4 1 2 7 由图 10 19 取接触疲劳寿命系数 90 0 1 hn k 95 0 2 hn k 4 1 2 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 s 1 由式 10 12 得 mpa s k mpa s k hn h hn h 5 522 550 95 0 540 600 9 0 2 lim 2 2 1 lim 1 1 4 1 3 计算 试算小齿轮分度圆直径 1 t d 代入 h 中的较小的值 mm z u u t k d h e d t t 64 76 5 522 8 189 718 4 718 5 1 10 7184 1 3 1 32 2 1 32 2 3 2 5 3 2 1 1 4 1 3 1 计算圆周速度 v s m n d v t 28 1 1000 60 323 64 76 14 3 1000 60 1 1 4 1 3 2 计算齿宽 b mm d d b t 64 76 64 76 1 1 4 1 3 3 计算齿宽与齿高之比 h b 模数 mm z d m t t 33 3 23 64 76 1 1 齿高 mm m h t 493 7 33 3 25 2 25 2 228 10 493 7 64 76 h b 4 1 3 4 计算载荷系数 11 根据 s m v 55 13 7 级精度 由图 10 8 查得动载系数 2 1 v k 直齿轮 1 f h k k 由表 10 2 查得使用系数 1 a k 由表 10 4 用插值法查得 7 级 精度 小齿轮相对支承非对称布置时 421 1 h k 由 48 1 13 10 421 1 228 10 f h k k h b 得 查图 故载荷系数 705 1 421 1 1 2 1 1 h h v a k k k k k 4 1 3 5 按实际的载荷系数校正所算得得分度圆直径 由式 10 10a 得 mm k k d d t t 89 83 3 1 705 1 64 76 3 3 1 1 4 1 3 6 计算模数 mm z d m 33 3 23 64 76 1 1 4 1 4 按齿根弯曲强度设计 4 1 4 1 由式 10 17 m 3 2 1 2 f sa fa d y y z kty 4 1 4 2 确定计算参数 由图 10 20c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度是 500 1 mpa fe 大齿轮的弯曲强度 极限是 a 380 2 mp fe 4 1 4 3 计算弯曲疲劳许应力 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 88 0 85 0 2 fn fna k k 取弯曲疲劳安全系数 s 1 4 由式 10 12 得 f 1 a fe fn mp s k 57 303 4 1 500 85 0 1 1 f 2 a ff fn mp s k 86 238 4 1 380 88 0 2 2 4 1 4 4 计算载荷系数 12 k k k k k 1 1 2 1 1 35 1 62 d 查取齿型系数 由表 10 5 查得 226 2 65 2 2 1 fa fa y y e 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 y 58 1 1 ss y 2 sa 1 798 f 计算大 小齿轮的 f sa fa y y 并加以比较 1 1 1 f sa fa y y 57 303 58 1 65 2 0 01379 2 2 2 f sa fa y y 86 238 764 1 2262 2 0 01644 大齿轮的数值大 4 1 5 设计计算 4 1 5 1 计算齿数 由 59 2 01644 0 23 1 10 718 1 62 1 2 3 2 5 mm m 所以取模数 m 3 所以 123 7 122 26 718 4 26 56 25 3 64 76 2 1 1 取 取 z m d z 4 1 5 2 几何尺寸计算 分度圆直径 mm mz d mm mz d 369 123 3 78 26 3 2 2 1 1 中心距 mm d d a 5 219 2 369 70 2 2 1 齿轮宽度 mm d b d 78 78 1 1 取 mm b mm b 78 83 2 1 4 2 低速级齿轮传动的设计计算 4 2 1 材料 低速级小齿轮选用 45 钢调质 齿面硬度 280hbs 取小齿齿数 1 z 40 13 低速级大齿轮选用45 钢正火 齿面硬度为240hbs 齿数z 2 3 376 40 135 04 圆整取 z 2 136 4 2 2 齿轮精度 按 gb t10095 1998 选择 7 级 齿根喷丸强化 4 2 3 按齿面接触强度设计 由 3 2 1 1 1 32 2 h e d t z u u kt d 确定公式内的各计算数值 4 2 3 1 试选 k t 1 3 4 2 3 2 计算小齿轮转矩 m n n p t 779 4 68 58 5 10 5 95 10 5 95 5 2 2 5 1 4 2 3 3 由表 10 7 选取齿宽系数 8 0 d 4 2 3 4 查课本由 198 p 表 10 6 查材料的弹性影响系数 z e 189 8mp a 4 2 3 5 查疲劳强度 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 mpa h 600 1 lim 大齿轮的接触疲 劳强度极限 mpa h 550 1 lim 4 2 3 6 计算应力循环次数 n 1 60 n 2 j l n 60 68 4 1 2 8 300 8 1 562 10 8 n 2 376 3 10 562 1 8 1 i n 0 46 10 8 由课本 203 p 图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 k 1 hn 0 94 k 2 hn 0 97 查课本由 207 p 图 10 21d 取失效概率为 1 安全系数 s 1 则接触疲劳许用应力 h 1 s k h hn 1 lim 1 564 1 600 94 0 mpa h 2 s k h hn 2 lim 2 0 98 550 1 517mpa 4 2 4 计算 4 2 4 1 试算小齿轮分度圆直径 1 t d 14 代入 h 中的较小的值 mm z u u t k d h e d t t 66 129 5 522 8 189 376 3 376 4 1 10 79 7 3 1 32 2 1 32 2 3 2 5 3 2 1 1 4 2 4 2 算圆周速度 v s m n d v t 46 0 1000 60 4 68 66 129 14 3 1000 60 1 1 4 2 4 3 计算齿宽 b mm d d b t 72 103 66 129 8 0 1 4 2 4 4 计算齿宽与齿高之比 h b 模数 mm z d m t t 24 3 40 66 129 1 1 齿高 mm m h t 28 7 24 3 25 2 25 2 24 14 28 7 72 103 h b 4 2 4 5 计算载荷系数 根据 s m v 46 0 7 级精度 由图 10 8 查得动载系数 05 1 v k 直齿轮 1 f h k k 由表 10 2 查得使用系数 1 a k 由表 10 4 用插值法查得 7 级 精度 小齿轮相对支承非对称布置时 421 1 h k 由 48 1 13 10 421 1 221 10 f h k k h b 得 查图 故载荷系数 492 1 421 1 1 05 1 1 h h v a k k k k k 4 2 4 6 按实际的载荷系数校正所算得得分度圆直径 由式 10 10a 得 mm k k d d t t 75 130 3 1 492 1 66 129 3 3 1 1 4 2 4 7 计算模数 mm z d m 26 3 40 75 130 1 1 4 2 4 按齿根弯曲强度设计 由式 10 17 m 3 2 1 2 f sa fa d y y z kty 15 4 2 4 1 确定计算参数 由图 10 20c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度是 500 1 mpa fe 大齿轮的弯曲强度极限是 a 380 2 mp fe 4 2 4 2 计算弯曲疲劳许应力 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 88 0 85 0 2 fn fna k k 取弯曲疲劳安全系数 s 1 4 由式 10 12 得 f 1 a fe fn mp s k 57 303 4 1 500 85 0 1 1 f 2 a ff fn mp s k 86 238 4 1 380 88 0 2 2 4 2 4 3 计算载荷系数 k k k k k 1 1 12 1 1 35 1 512 d 查取齿型系数 由表 10 5 查得 226 2 65 2 2 1 fa fa y y f 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 y 58 1 1 ss y 2 sa 1 798 f 计算大 小齿轮的 f sa fa y y 并加以比较 1 1 1 f sa fa y y 57 303 58 1 65 2 0 01379 2 2 2 f sa fa y y 86 238 764 1 2262 2 0 01644 大齿轮的数值大 4 2 3 设计计算 4 2 3 1 确定模数 89 2 01644 0 40 1 10 79 7 512 1 2 3 2 5 mm m 所以取模数 m 3 4 2 3 2 确定齿数 所以 146 9 145 376 3 22 43 44 22 43 3 66 129 2 1 1 取 取 z m d z 4 2 3 2 几何尺寸计算 16 分度圆直径 mm mz d mm mz d 438 146 3 132 44 3 2 2 1 1 中心距 mm d d a 285 2 438 132 2 2 1 齿轮宽度 mm d b d 6 105 132 8 0 1 取 mm b mm b 105 108 2 1 第五部分 轴的设计 5 1 以输出轴为例说明轴的设计过程 5 1 1 求输出轴上的功率 p 3 转速 3 n 转矩 3 t p 3 5 36kw 3 n 20 08 min 3 t 2549 2n m 5 1 2 求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 2 d 438 mm 而 f t 2 3 2 d t n 11640 10 438 2 2549 2 3 f r f t n 4237 20 tan 11640 tan 5 1 3 初步确定轴的最小直径 按式 15 2 初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 45 刚 调质处理 取 110 0 a 于是得 mm n p a d 8 70 08 20 36 5 110 3 3 3 3 0 min 根据联轴器的计算公式 3 t k t a ca 查表 14 1 取 3 1 a k 则有 mm n t k t a ca 3313 2549 3 1 3 查 gb t5843 1986 选用 yl14 凸缘联轴器 其公称转矩为 mm n 4000 半联轴器的孔径 mm d 80 1 半联轴器长度 l 172mm 5 1 4 轴的结构设计 5 1 4 1 拟定轴上零件的装配方案 17 5 1 4 2 初步选择滚动轴承 根据工作条件选用深沟球轴承 参照工作要求 由轴承产品目录中初步选用 0 基本游隙组 标准精度等级的 6016 其尺寸为 mm mm mm b d d 22 125 80 5 1 4 3 使用毛毡密封圈 其参数为 mm mm mm d d d 78 102 80 1 5 1 5 轴的各段直径 轴的各段长度 mm l mm l mm l mm l mm l mm l mm l mm l mm d mm d mm d mm d mm d mm d mm d mm d 30 12 102 12 75 30 40 105 72 76 80 84 100 90 84 80 7 6 5 4 3 2 1 1 2 3 4 5 6 7 8 5 1 6 轴上零件的周向定位 齿轮 半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接 根据 mm d 80 4 由表 6 1 1 查得平键截面 mm mm h b 14 22 键槽用键槽铣刀加工 长为 40mm 18 同时为了保证齿轮和轴配合有良好的对中性 故选择齿轮轮毂与轴的配合 为 6 7 n h 同 样 半 联 轴 器 与 轴 的 联 接 选 用 平 键 为 mm mm mm l h b 100 12 20 半联轴器与轴的配合为 6 7 k h 滚动轴承与轴 的周向定位是由过渡配合来保证的 此处选轴配合的直径尺寸为 6 m 5 1 7 确定轴上圆角与倒角尺寸 取轴端倒角为 0 45 2 各轴端倒角见详图 5 2 同样求得 中间轴 5 2 1 主动轴 高速轴 的相关参数 选 取 轴 的 材 料 为 45 刚 调 质 处 理 取 120 0 a 于 是 得 mm n p a d 5 31 323 81 5 120 3 3 3 3 0 min mm d 22 min 其尺寸 19 mm l mm l mm l mm l mm l mm l mm l mm d mm d mm d mm d mm d mm d mm d 60 42 25 8 114 78 30 45 60 56 60 45 40 36 7 6 5 4 3 2 1 1 2 3 4 5 6 7 5 2 2 中间轴的相关参数 选 取 轴 的 材 料 为 45 刚 调 质 处 理 取 120 0 a 于 是 得 mm n p a d 52 4 68 58 5 120 3 3 3 3 0 min mm d 52 min mm l mm l mm l mm l mm l mm l mm d mm d mm d mm d mm d mm d 28 10 105 10 75 32 55 64 68 64 60 55 6 5 4 3 2 1 1 2 3 4 5 6 第六部分 校核 6 1 轴的强度校核 20 6 1 1 求轴上载荷 6 1 1 1 在水平面上 m n m n a l f m kn f f f kn l a l a l f f nh h nh t nh b t nh 279300 75 91 7 914 7 724 3 640 11 724 3 72 153 72 11640 1 1 2 1 弯矩 右侧 左侧 6 1 1 2 在垂直面上有 m n m n a l f m kn f r f f kn l a l a l r f f nh h nh nh b nh 132000 75 1760 74 3 76 1 5 5 76 1 72 153 72 5 5 1 1 2 1 弯矩 右侧 左侧 6 1 1 3 总弯矩 m n m m m 308922 132000 279300 2 2 2 2 2 1 6 1 1 4 扭矩 m n d f t t 488880 2 84 116400 2 4 6 1 1 5 作出扭矩图 30 201 30 6 1 2 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时候 通常只是校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度根据式 15 5 及上面的数据 以及轴单向旋转 扭转切应力为脉动循环应力 取 1 轴的计算应力 21 mpa w t m ca 64 19 75 1 0 488880 1 308922 3 2 2 2 2 由表 15 1 查得 45 刚的 mpa 60 1 因为 1 ca 故安全 6 2 键的强度校核 6 2 1 键 mm mm h b 14 22 连接强度计算 根据式 6 1 1 得 mpa kld t p 1 17 79 86 7 10 85 406 2 10 2 3 3 查表 6 2 1 得 mpa p 110 因为 p p 故键槽的强度足够 其它键的验 算方法同上 经过计算可知它们均满足强度要求 6 2 2 1 轴承 6016 6 2 2 1 1 当量动载荷 用插值法由表 13 5 1 查得 x 1 y 0 故基本动载荷为 kn yf xf p a r 5 5 5 5 1 6 2 2 1 2 轴承的额定寿命 h p c n l h 5 3 6 6 10 1 4 5 5 5 38 65 13 60 10 60 10 显然 轴承的额定寿命远远大于减速器的工作时数 36000h 其它的轴承验算同上 第七部分 箱体及其他附件 7 1 箱体的尺寸 名 称 符号 二级圆柱齿轮减速器 mm 箱座壁厚 11 箱盖壁厚 1 10 箱座凸缘厚度 b 16 5 箱盖凸缘厚度 1 b 15 22 箱座底凸缘厚度 2 b 27 5 底脚螺栓直径 f d 22 底脚螺栓数目 n 6 轴承旁联接螺栓直径 1 d 16 5 箱盖