慢动卷扬机传动装置设计方案.doc

慢动卷扬机传动装置设计方案计 算 及 说 明主 要 结 果1 设计题目1.1设计题目 方案2：间歇工作，每班工作时间不超过15，每次工作时间不超过10min，满载起动，工作中有中等振动，两班制工作，钢速度允许误差5。小批量生产，设计寿命10年。传动简图及设计原始参数如表：数据编号钢拉力 F（KN）钢速度 V（m/s）滚筒直径D（mm）82512400 表1-1 原始数据2 系统总体方案的确定2.1系统总体方案 电动机传动系统执行机构，初选三种传动方案，如下： 方案1二级圆柱齿轮传动 方案2 蜗轮蜗杆减速器 方案3 二级圆柱圆锥减速器2.2系统方案总体评价比较上述方案，在方案2中，此方案为整体布局小，传动不平稳，虽然可以实现较大的传动比，但是传动效率低。方案1结构简单，且传动平稳，适合要求。方案3中的方案布局比较小，但是圆锥齿轮加工较困难，特别的是大直径，大模数的锥轮，所以一般不采用。最终方案确定：采用二级圆柱齿轮减速器，其传动系统为：电动机传动系统执行机构. 3 传动系统的确定3.1 选择电动机类型1.功率计算卷筒速度计算：卷扬机卷筒输出功率：Pw=FV=25*12/60=5KW 传动效率计算： 电机所需要的功率：根据所算的功率查资料，查的有三种电机可选择：Y132M-4，Y160M-6和Y160L-8。将它们各个参数比较如下表：型号额定功率（KW）满载转速(r/min)价格总传动比Y132M-4 7.514401100左右150.78Y160-6 7.59701600左右101.57Y160L-8 7.57201900左右75.392、方案比较：方案（一）：按所给设计参数，选用直齿圆柱齿轮传动。查表得直齿圆柱齿轮的传动比的取值范围是闭式35；开式47。转速为n=1440r/min,功率P=7.5K，传动比为i=150.78。由于是直齿圆柱齿轮，故若取开式传动比为，则减速器传动比为21.54，则闭式传动比为 根据经验，双级减速器的齿轮传动比最好不要超过4，以免齿数比太大导致齿轮受破坏程度相差太大。方案（二）：转速n=970r/min,功率P=7.5KW传动比为i=101.57。由于是直齿圆柱齿轮，故若取开式传动比为，则减速器传动比为14.51，则闭式传动比为 不符合要求方案（三）：转速为n=720r/min,功率P=7.5K，传动比为i=75.39。由于是直齿圆柱齿轮，故若取开式传动比为，则减速器传动比为12.16，则闭式传动比为 符合要求，故选用方案（三）。4 传动装置的运动和动力参数4.1.确定传动比分配1、传动比分配选用电机Y160L-8，转速n=720r/min,功率P=7.5KW。直齿圆柱齿轮传动，传动比为： ，2.各轴转速计算转筒的实际转速为，传动分配合适。3. 各轴输入功率与转矩计算 终上，各轴的参数如下表： 表4-1轴的参数编号功率（KW）转速（r/min)转矩（N.mm)16.18872025.882181.08735.59159.214 5.0999.5515 齿轮设计5.1高速轴齿轮传动设计1.选定齿轮精度等级材料和齿数1）按给定设计方案，选用直齿圆柱齿轮。2）卷扬机为一般工作机，速度不高，V=12m/min,故选用8级精度（GB10095-88）。3）材料选择由资料1表101选择小齿轮材料为40Cr(调质），硬度为280HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS，二者差为40HBS。4）选小齿轮的齿数为:Z1=22，则大齿轮的齿数为，取Z2=87。取压力角。由于减速器齿轮传动为闭式传动，可以采用齿面接触疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核。2.按齿面接触疲劳强度设计按设计计算公式计算 1)确定公式的各计算值（1）试选载荷系数（2）齿轮传递的转矩（3）由资料1表10-7选取齿系数（4）由资料1表10-6查得材料的弹性影响系数。（5）从资料1图1021（d)查得，小齿轮疲劳极限为：， 大齿轮疲劳极限为： 。（6）计算应力循环次数 （7）查资料1图1019得接触疲劳寿命系数为：，（8）计算接触疲劳许用应力： （5-4） 2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值： （2）计算圆周速度 （3）计算齿宽 （4）计算齿宽与齿高之比模数： 齿高： （5）计算载荷系数根据，8级精度，查资料1图108得，载荷系数为，因为是直齿轮，由资料1表103查得，由资料1表102查得使用系数为KA=1.50（*中等冲击），由资料1包104查的小齿轮8级精度，非对称布置时：由查资料1图1013得，故载荷系数为 （6）按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径 (7) 计算模数m 3.按弯曲疲劳强度校核由式（1-5）得弯曲强度的设计公式： 1）确定公式内的各参数值：由资料1图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为： ， 大齿轮的的弯曲疲劳极限为：由资料1图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ， 计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数，由资料1式（10-12）得： （4）计算安全载荷系数：（5）计算齿形系数：查资料1表105得（6）计算齿形应力校正系数： 查资料1表105得 （7）计算大、小齿轮并加以比较 ： 比较得，大齿轮的数值大。2）设计计算：将中较大值代入公式得： （5-13）对此计算结果，由于按齿面接触疲劳强度计算的模数（m=3.47）大于由齿根弯曲强度计算的模数（m=2.408)。因为齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载力，仅与齿轮直径有关，故可取弯曲强度设计计算所得的模数，并将模数圆整为标准值m=2.5。按接触强度得的分度圆直径，算出小齿轮齿数： 大齿轮齿数：4、几何尺寸计算：1）计算分度圆直径： 2）计算中心距： 3）计算齿轮宽度：取高速级齿轮传动的几何尺寸如下表所示：表5-1高速级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式数值（单位：mm)模 数m2.5压 力 角分 度 圆 直 径d175d2297齿 顶 圆 直 径80302齿 根 圆 直 径68.75293.875中 心 距186齿 宽80755.2低速级齿轮传动设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料（与齿轮1、2相同）及齿数；直齿圆柱齿轮，8级精度，小齿轮选用40Cr(调质），调质后硬度为280HBS，大齿轮选用45（调质），硬度为240HBS.选小齿轮齿数为，大齿轮齿数2、按齿面接触强度设计： 由设计公式（10-9a）进行计算： 1）确定公式内的各计算数值：试选载荷系数齿轮3的转矩由资料1表10-7选取齿轮宽系数由资料1表10-6查得材料弹性影响系数为由资料1图10-21d）和图1021c）查得小齿面的接触疲劳强度极限 大齿轮疲劳极限为：计算应力循环次数： （5-16）（7）由资料1图10-19查得接触疲劳寿命系数, （8）计算接触疲劳许用应力： （5-17）2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值：（2）计算圆周速度（3）计算宽（4）计算齿宽与齿高之比模数：齿高：（5）计算载荷系数根据，8级精度，查资料1图108得，载荷系数为，因为是直齿轮，由资料1表103查得，由资料1表102查得使用系数为KA=1.50（*中等冲击），由资料1表104查的小齿轮8级精度，非对称布置时：由查资料1图1013得，故载荷系数为 （6）按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径 (7) 计算模数m3.按弯曲疲劳强度校核由式（1-5）得弯曲强度的设计公式： 1）确定公式内的各参数值：由资料1图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为： ， 大齿轮的的弯曲疲劳极限为： 由资料1图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ， 计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数，由资料1式（10-12）得：（4）计算安全载荷系数：（5）计算齿形系数：查资料1表105得（6）计算齿形校正系数： 查资料1表105得 ，1）计算大、小齿轮并加以比较 ： 比较得，大齿轮的数值大。2）设计计算：将中较大值代入公式得： 对此计算结果，由于按齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲强度计算的模数。因为齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载力，仅与齿轮直径有关，故可取弯曲强度设计计算所得的模数，并将模数圆整为标准值m=3.5。按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数： 大齿轮齿数：4、几何尺寸计算：1）计算分度圆直径： 2）计算中心距：3）计算齿轮宽度：取取表5-2低速级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式数值（单位：mm)模 数m3.5压 力 角分 度 圆 直 径91360.5齿 顶 圆 直 径98367.5齿 根 圆 直 径82.25356.12中 心 距225.75齿 宽96915.3开式齿轮设计1.选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数。1）按传动设计的方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）卷扬机为一般工作机，速度不高，所以选用8级精度（GB/T1009558）3）材料选择。由表10-1选择选得大齿轮用45钢：硬度4050HRC、小齿轮的材料为40Cr，并经调质及表面淬火；4）选择齿数。由于的开式传动，为使齿轮不至于过小，选小齿轮齿数，大齿轮齿数,取由于是开式传动，故选用齿根弯曲疲劳强度设计即可。 2、按齿根弯曲强度设计：弯曲强度的设计公式进行计算1)确定公式的各计算值由资料1图10-20e查得齿轮的弯曲疲劳强度极限： 由资料1式10-13计算应力循环次数由资料1图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力载荷系数：取弯曲疲劳系数S=1.4，得 （5-21）查取齿形系数及应力校正系数：由资料1表10-5查得 计算大小齿轮的并加以比较：大齿轮的数值大。由资料1表10-7选取齿宽系数：2） 设计计算将中较大值代入公式得：.由于是开式传动，计算模数将加大10%得：就近圆整得m=53.尺寸计算计算分度圆直径： 计算齿轮宽度：计算中心距 6 轴的设计计算6.1.中间轴的设计计算初选选定轴的材料为40钢。根据中间轴零件的定位,装配以及轴的工艺要求，参考低速级齿轮与高速级齿轮传动尺寸，初步确定纣棍件轴的装配草图如下： 1.轴主要尺寸设计1) .各轴段的直径确定按切应力估算轴径有资料1查得A0=106，轴段伸出段最小直径为查资料1表8-23初选深沟球轴承，代号为6310，看轴承配合的轴径d1=d4=50mm,齿轮2处轴头直径为d2=55mm;齿轮2定位轴肩高度d3mm,齿轮3轴直径尺寸d4=55mm.2）.确定各轴段长度 按轴上零件的轴向尺寸以及零件间相对位置，参考高速级与低速级齿轮传动尺寸表，故d1=40mm。轴承宽度. 齿轮3的轮毂宽度与齿轮宽度B2=75mm相等，右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。由于齿轮3的直径小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿宽宽度B3=96mm相等，其左端用轴肩定位，为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段2和4的长度应比相应齿轮轮毂略短，故取L2=72mm。L4=94mm 齿轮2左端面与箱体内部距离与齿轮3右端面距离箱体内壁距离取1=16mm，2=16mm，齿轮2与齿轮3的初定距离为=L3=11mm，则箱体内壁之间距离为BX=1+2+B2+B3=16+16+11+75+96=214mm。该减速器齿轮的周围速度小于2m/s，故轴采用脂润滑，需用挡圈挡住油环组织箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端距箱体内壁的距离为3=10mm，中间轴上的两个齿轮的固定均由挡油环完成。则轴段的长度为L1=B0+1+3+3=+D+D+3=31+10+16+3=60mm轴段的长度为L5=B0+2+3=+D+D+2=31+10+16+2=59mm查资料2表11-23得齿轮2键为L1，齿轮3键为L2， 可得轴的指点及受力点间的距离为初步确定尺寸如附图（6-1）2.按许用弯曲应力校核轴1）轴上力作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点处，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。2）计算轴上的作用力齿轮2：齿轮3：3）计算支反力垂直支反面，绕支点B的力矩和得，同理，校核：；计算无误。同样，由绕B的力矩和由得； 校核：计算无误。 4)转矩、弯矩 齿轮2中点处为C处，齿轮3中点处为D处垂直平面内的弯矩C处弯矩：D处弯矩：水平面内弯矩图（图6-2（c)C处弯矩：D处弯矩：5）C处弯矩：D处弯矩：6）转矩7）校核轴的强度齿轮3处弯矩最大，故点D剖面为危险剖面。其抗弯截面系数为按弯曲扭转合成应力校核轴的强度取=0.6,轴的计算应力前已选定轴的材料为40钢，调质处理 查表15-1得=60MPa，因此，此轴合理安全6.2高速轴的设计计算1.轴的材料选择；因为是齿轮轴，材料与齿轮材料相同，为40钢(调质）2.按切应力估算轴径有资料1查得A0=105，轴段最小直径为：，考虑与电动机半联轴器相匹配的联轴器的孔径标准尺寸的选用，取3.1）划分轴段轴伸出段d1，端盖以及密封圈处轴段d2，轴承安装轴段d3、d7，齿轮轴段d4,轴肩段d5,轴颈段d6,2)确定各轴段的直径由于轴伸出段直径比计算值大的多，考虑轴的紧凑性，其他阶梯直径应尽可能以较小值增加，因此周伸出段联轴器套同轴向定位与套同配合轴段直径d2=40mm.查资料4表8-23，选择深沟球轴承6209，轴直径d3=d5=45mm.齿轮1轴段直径为d4=50mm,轴肩段d5=60mm,轴颈段d6=50mm.3) 确定各轴段的轴向长度 轴伸出段L1=80mm,端盖以及密封圈处轴段d2=35mm,齿轮轴段L4=78mm,轴肩段L5=114mm,查资料2表20-5得轴承宽度为，齿轮1左端面与箱体内部距离取1=10mm，轴承端面距箱体内壁的距离为3=10mm轴承安装轴段L3=45mm,L7=45mm,轴颈段L6=20mm.查资料2表11-23得联轴器键尺寸为b1=10mm,t1=4mm.L1=45mm,h1=8mm齿轮键尺寸b2=14mm,t2=5.5mm.L2=50mm,h2=9mm.齿轮到左右两轴承的距离为、 4） 校核 计算支反力 校核 计算无误 5)计算弯矩 转矩: 6）校核轴的强度其抗弯截面系数为按弯曲扭转合成应力校核轴的强度取=0.6,轴的计算应力前已选定轴的材料为40，调质处理查表15-1得=60MPa，因此，此轴合理安全。6.3低速轴设计1.轴的材料选择；选用45钢。2.按切应力估算轴径由资料1查得A0=106，轴最小直径：3.初步尺寸设计1）划分轴段外齿轮轴左端轴承安装轴段d0，轴伸出段与外齿轮相连接段d1，外齿轮轴右端轴肩段d2，外齿轮轴右端轴承安装轴段d3，端盖以及密封圈处轴段d4，轴承安装轴段d5、d9，轴颈段d6、，轴肩段d7，安装齿轮轴段d8。2)确定各轴段的直径由于轴伸出段直径比计算值大，考虑轴的紧凑性，其他阶梯直径应尽可能以较小值增加，查资料4表8-23，外齿轮轴左端轴承选择深沟球轴承6308，外齿轮轴承左端轴段d0=35mm,轴段伸出段与外齿轮相连接段直径为d1=40mm,，外齿轮轴右端轴肩段d2=42mm，右端选择深沟球轴承6310，轴直径d3=45mm.端盖以及密封圈处轴段d4=48mm减速箱上轴承选择深沟球轴承6310轴承安装轴段直径d5=50mm,d9=50mm.轴颈直径尺寸d6=55mm轴肩段直径d7=65mm,安装齿轮轴段d8=55mm。3) 确定各轴段的轴向长度 查资料2表12-2得外齿轮轴左端轴承B1=18mm，B2=B3=B4=31mm,齿轮4右端面与箱体内部距离与齿轮5左端面距离箱体内壁距离取1=16mm，2=16mm,外齿轮轴L1=88mm,内齿轮轴L8=89mm,外齿轮轴右端轴肩段L2=20mm,L3=25mm,伸出段端盖以及密封圈处轴段L4=80mm,L5=20mm,轴颈段L6=22mm,L7=95mm,轴承内端面距箱体内壁的距离为3=10mm,L9=59mm查资料2表11-23得键尺寸为7 轴承校核7.1高速轴轴承校核1、已知此减速器利用直齿圆柱齿轮设计，轴上无轴向力，故选用深沟球轴承。此机器的预期计算寿命为：2、校核轴承的寿命：轴I上的轴承轴I上的轴承已初选6208，基本额定负荷,；根据资料1表13-5用插值法得 ，Y1=0，X1=1。Y2=0，X2=1载荷水平面H垂直面V支反力F则 =1686.5N , =642.8N则 由于轴承运转受中等冲击载荷，按教材表13-6 得 =1.5 ，则 ()=2530N ()=964.2N因所以按轴承1的受力大小验算所以 故所选轴承满足寿命要求。 7.2中间轴上轴承校核：1、已知此减速器利用直齿圆柱齿轮设计，轴上无轴向力，故选用深沟球轴承。此机器的预期计算寿命为：轴II上的轴承已初步定为6308，基本额定负荷 根据资料1表13-5用插值法得 ，Y1=0，X1=1。Y2=0，X2=1载荷水平面H垂直面V支反力F则 =3781N , =5330N则 由于轴承运转受中等冲击载荷，按教材表13-6 得 =1.5 ，则 ()=5671.5N ()=7995N因所以按轴承1的受力大小验算所以 故所选轴承满足寿命要求。 8 键的选择以及校核1、选择轴键联接类型和尺寸轴上选用普通平键：根据轴I的尺寸查资料25-4，初选定为b1=10mm,t1=4mm.L1=45mm,h1=8mm齿轮键尺寸b2=14mm,t2=5.5mm.L2=50mm,h2=9mm.轴用于齿轮轴向定位的采用普通平键，根据轴II的尺寸齿轮2，3初选定为：，。轴上用于齿轮5，4键为平键根据轴的尺寸,初选定为2、校核键联接的强度键、轴、轮毂的材料都是45钢，1表6-2查得许用挤压应力，取其平均值。轴上键工作长度为：，键与轮毂键槽的接触高度，由式（6-1）可得：故此键满足工作要求。键1记为：键 GB/T 1096-1979键2记为：键 GB/T 1096-1979轴上齿轮3键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，。由式（6-1）可得：故两满足工作要求。键3为：键 ，。键4 为：键 ，轴上的键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，可得：故两键不满足工作需求。改用双键，相隔180布置，双键的工作长度可得：此时两键均符合要求。两键标记为：键： ，。键： ，9 联轴器选择1、类型的选择： 因为工作中有中等振动，故选用弹性柱销联轴器。2、载荷计算 1）轴上所需的联轴器（1）公称转矩：，由资料1表14-1查得工作情况系数，故由公式得计算转矩为：选择型号：根据工作要求及资料4表11-15中选用HL6其公称为满足工作要求。标注为HL6联轴器 10 润滑方式及其润滑剂选择此减速器中的根据轴转速与直径采用脂润滑，查资料3表23-2得选用石墨钙基润滑脂（）箱体内为了防止脂稀释；采用挡油盘进行密封；透盖处为了防止润滑脂流出零交叉检测器，故采用毡圈进行密封。11 箱体设计箱体采用灰铸铁（HT1500）制造，采用铸造工艺，箱体由箱座和箱盖组成，箱座做成直壁，减速器箱体尺寸按资料2，结果如下表：名称符号及运算公式尺寸（单位:mm）箱座壁厚8箱盖壁厚18箱盖凸缘厚度b1=1.5112箱座凸缘厚度b=1.512箱座底凸缘厚度b2=2.520地脚螺钉直径df24地脚螺钉数目n6轴承旁连接螺栓直径d1=0.75 df16盖与座连接螺栓直径d216轴承端盖螺钉直径d310检查孔螺钉直径d48定位销直径d8df,d1,d2到外箱最小距离C122df,d1,d2到凸缘最小距离C220凸台高度h68轴承旁凸台半径 R1外箱壁到轴承座端面距离L149高速轴齿顶圆到内箱距离110高速轴齿轮端面到内箱距离210中间轴轴齿顶圆到内箱距离116中间轴齿轮端面到内箱距离216低速轴齿顶圆到内箱距离116低速轴齿轮端面到内箱距离216箱盖厚肋m18箱座厚肋m8轴承端盖外圆D2高速轴端盖140中间轴180低速轴180轴承旁连接螺栓距离S高速轴端盖102.43中间轴109.6低速轴109.6箱座高度H250 12总结 经过紧张而辛苦的的课程设计结束了，看着自己的设计。即高兴又担忧，高兴的是自己的设计终于完成啦，担忧的是自己的设计存在很多的不足。课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程”千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础 在前几周的计算过程中我遇到了很大的麻烦，首先是在电机的选择过程中，在把一些该算的数据算完后，在选择什么电机类型时不知道该怎么选择，虽然资料后面附带有表格及各种电机的一些参数我还是选错了，不得不重新选择。在电机的选择中我们应该考虑电机的价格、功率及在设计时所要用到的传动比来进行选择，特别要注意方案的可行性经济成本