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机械毕业设计全套
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JX04-107@卷扬机设计,机械毕业设计全套
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1 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。 nts 2 目 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 nts 3 设计任务书 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 原始技术数据 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 3.1 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nts 4 3.4 编写设计说明书。 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 1IIIIIIIVPdPw2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 nts 5 2.1电动机的选择 2.1.1传动装置的总效率 5423421 按表 2-5查得各部分效率为： V带传动效率为 96.01 ，滚动轴承效率（一对） 99.02 ，闭式齿轮传动效率为 97.03 ，联轴器效率为 99.04 ，传动滚筒效率为 96.05 ，代入得 = 825.096.099.097.099.096.0 24 2.1.2工作机所需的输入功率 wdPP ，其中 1000)( FVkwPW 所以 1000825.0 5.010103dP6.06kw 使电动机的额定功率 Ped（ 1 1.3） Pd，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 n inrDn w /33.204 7 0 5.01 0 0 0605.01 0 0 060 ： 由推荐的传动比合理范围， v带轮的传动比范围： 24，二级圆柱齿轮减速器的传动比一般范围： 840，则总 传动比的范围为， 16016 i ,故电机的可选转速为： m in/3 2 5 03 2 533.20)1 6 016( rninwd 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 nts 6 2.2.1总传动比： ia=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 30 i，则减速器的传动比 i为 i= 90.15371.4701ii a 取两级援助齿轮减速器高速级的传动比 718.490.154.14.112 ii 则低速级的传动比为 3 7 6.371.4 90.151223 i ii 2.3运动参数及动力参数计算 2.3.1 电动机轴 KWPPd 06.60 min/9700 rnn m mNmNT 67.59970 06.69 5 5002.3.2 轴（高速轴） KWPP 81.596.006.6101 mNnPTrinn78.17132381.595509550m in/323397011101012.3.3 轴（中间轴） mNnPTrinnKWPP9.774.6858.595509550min/4.68718.432358.597.099.081.522212123212 2.3.4 轴（低速轴） nts 7 mnPTrinnKWPP20.25 4908.2036.595 5095 50m in/08.2037 6.348.6836.597.099.058.533323233223 2.3.5 轴（滚筒轴） mNnPTrnnKWPP9.24 9608.2025.595 5095 50min/08.2025.599.099.036.5444343234 各轴运动和动力参数 如下表 轴名 功率 p/kw 转矩 T/N.M, 转速 n/(r/min) 传动比 i 效率 输入 输出 输入 输出 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 3.1 确定皮带轮 3.1.1 确定计算功率caP。 由表 8-7查得工作情况系数 2.1AK ;故KWPKP Aca 27.706.62.1 3.1.2选取 v带带型 。 根据caP、 1n 由图 8-11选用 A型。确定带轮的基本直径1dd并验算带速 v。 3.1.3初选小带轮的基准直径1dd。 由表 8-6和表 8-8，取小带轮的基准直径 mmdd 1801 ； 验算带速 v；按式 8-13验算带的速度smndv d /14.9100060 97018014.3100060 11 ；因为 5m/sv30m/s,故带速合适 ； 计算带轮的基准直径；根据式 8-15a，计算大带轮的基准直径nts 8 mmidd dd 5 4 01 8 0312 ；根据表 8-8取 540mm. 3.2确定 v带的中心距和基准长度dL根据式 8-20 ddadd aaaa 21021 27.0 14405040 a取 mma 7000 ，初定中心距mma 7000 。 由式 8-22计算带所需的基准长度 mmaddddaL dddd 78.2 5 4 67004180540540180214.370024)(22202122100 由表 8-2选带的基准长度 2500mm。 按式 8-23计算实际中心距 a 。 mmLLaa dd 7202 2 5 0 02 5 4 67002 00 ； 由式 8-24 mmmma La d 795)250003.0720(03.0m a x mmmma Lad 683)2500015.0720(015.0m i n 得中心距的变化范 围为 683-795mm。 3.3 验算小带轮上的包角 000001201 908.138500 3.571805401803.57180 add dd 。 3.4 计算带的根数 z 计算单个 v带的额定功率 rP 。由 m in/970n18011 rmmd d 和，查表 8-4a得KWP 30.20 。 根据 KWPAirn 12.0b483m in ,/97001 得型带，查表和查表 8-5得 89.0K，表 8-2得 09.1LK ，于是 KWKKPPP Lr 35.209.189.012.030.2)( 0 计算 v带的根数 z 09.335.2 27.7 rcaPPz，圆整为 4。 nts 9 3.5 计算单根 v带初拉力的最小值 min0F由表 8-3 得 A型带的单位长度质量 q=0.1Kg/m,所以 NqvzvK PKF ca 3.25914.91.014.9489.0 27.789.05.27005.2700 22m i n0 应使带的初拉力min00 )(FF 3.6计算压轴力pF压轴力的最小值为NFzF p 1 9 4 12 8.138s in3.259422s in)(2)( 1m i n0m i n 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 33.10871.423 ，圆整为 108。 4.1.2 按齿面接触强度设计 由 （ 10-9a） ： 3211132.2 HEdtZuuKTd4.1.2.1 试选载 荷系数 3.1tK4.1.2.2 计算小齿轮转矩 mNn PT 551151 107 1 8.13 2 3 81.5105.95105.95 4.1.2.3 由表 10-7选取齿宽系数 1d4.1.2.4 由表 10-6查的材料的弹性影响系数 218.189 MPaZ 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nts 10 MPaHLim 6001 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaHLim 5502 4.1.2.6 由 10-13 计算应力循环 次数 811 10216.9)1030082(13236060 hjLnN ；882 10047.2376.3 10912.6 N 4.1.2.7 由图 10-19取接触疲劳寿命系数 90.01 HNK； 95.02 HNK。 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 M P aSKM P aSKHNHHNH5.52255095.05406009.02l i m221l i m114.1.3计算 试算小齿轮分度圆直径1td，代入 H 中的较小的值 mmZuuTKd HEdtt 64.765.522 8.189718.4 718.51 107184.13.132.2132.2 3253211 4.1.3.1 计算圆周速度 v smndv t /28.1100060 32364.7614.3100060 11 4.1.3.2 计算齿宽 b mmddb t 64.7664.7611 4.1.3.3 计算齿宽与齿高之比hb模数： mmzdm tt 33.323 64.7611 ；齿高： mmmht 493.733.325.225.2 ；228.10493.7 64.76 hb 4.1.3.4 计算载荷系数 nts 11 根据 smv /55.13 ， 7级精度，由图 10-8查得动载系数 2.1vK；直齿轮，1 FH KK ；由表 10-2查得使用系数 1AK ；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， 421.1HK；由48.11310421.1,228.10 FH KKhb 得查图;故载荷系数705.1421.112.11 HHVA KKKKK 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 mmKKddtt 89.833.1705.164.76 3311 4.1.3.6 计算模数 mmzdm 33.323 64.7611 ， 4.1.4 按齿根弯曲强度设计 4.1.4.1 由式 (10 17) m 3 21 2 F SaFad YYzKTY 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 ;5001 MPaFE 大齿轮的弯曲强度极限是 a3802 MPFE ; 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 88.0,85.02 FNF N A KK取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 10-12得 F 1 =aFEFN MPSK 57.3034.1 50085.011 F 2 =aFFFN MPSK 86.2384.1 38088.022 4.1.4.4 计算载荷系数 nts 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 2 2 6.2;65.221 FaFa YYe） 查取应力校正系数 由表 10 5查得 Y 58.11Ss； Y 2Sa1.798 f） 计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 1 11F SaFaYY=57.303 58.165.2 =0.01379 2 22F SaFa YY=86.238 764.12262.2 =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 59.201644.023110718.162.12325 mmm 所以取模数 m=3 所以123,7.12226718.426,56.253 64.76211取取ZmdZ ， 4.1.5.2 几何尺寸计算 分度圆直径：mmmzdmmmzd3 6 91 2 33782632211 ；中心距：mmdda 5.2192 369702 21 ； 齿轮宽度： mmdbd 787811 ；取 mmBmmB 78,83 21 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 1Z =40 nts 13 低速级大齿轮选用 45 钢正火，齿面硬度为 240HBS ， 齿数 z2 =3.376 40=135.04,圆整取 z2 =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 3211132.2 HEdtZuuKTd确定公式内的各计算数值 4.2.3.1试选 Kt=1.3 4.2.3.2 计算小齿轮转矩 mNn PT 7794.68 58.5105.95105.95 522514.2.3.3 由表 10-7 选取齿宽系数 8.0d4.2.3.4 查课本由198P表 10-6查材料的弹性影响系数 ZE =189.8MPa4.2.3.5 查疲劳强度 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 6001lim ,大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5501lim 4.2.3.6计算 应力循环次数 N1 =60 n2 j Ln=60 68.4 1 (2 8 300 8) =1.562 108 N2 = 376.3 10562.181iN0.46 108 由课本203P图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 K1HN=0.94 K2HN= 0.97 查课本由207P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 =SK HHN 1lim1= 5641 60094.0 MPa H 2 =SK HHN 2lim2=0.98 550/1=517MPa 4.2.4计算 4.2.4.1试算小齿轮分度圆直径1tdnts 14 代入 H 中的较小的值 mmZuuTKd HEdtt 66.1295.522 8.189376.3 376.41 1079.73.132.2132.2 3253211 4.2.4.2算圆周速度 v smndv t /46.0100060 4.6866.12914.3100060 11 4.2.4.3计算齿宽 b mmddb t 72.10366.1298.01 4.2.4.4计算齿宽与齿高之比hb模数： mmzdm tt 24.340 66.12911 ；齿高： mmmht 28.724.325.225.2 ；24.1428.7 72.103 hb 4.2.4.5计算载荷系数 根据 smv /46.0 ， 7级精度，由图 10-8查得动载系数 05.1vK；直齿轮，1 FH KK ；由表 10-2查得使用系数 1AK ；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， 421.1HK；由48.11310421.1,221.10 FH KKhb 得查图;故载荷系数492.1421.1105.11 HHVA KKKKK 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 mmKKddtt 75.1303.1492.166.129 3311 4.2.4.7计算模数 mmzdm 26.340 75.1 3 011 4.2.4 按齿根弯曲强度设计 由式 (10 17) m 3 21 2 F SaFad YYzKTY nts 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;5001 MPaFE 大齿轮的弯曲强度极限是 a3802 MPFE ; 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 88.0,85.02 FNF N A KK取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 10-12得 F 1 =aFEFN MPSK 57.3034.1 50085.011 F 2 =aFFFN MPSK 86.2384.1 38088.022 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 2 2 6.2;65.221 FaFa YYf） 查取应力校正系数 由表 10 5查得 Y 58.11Ss； Y 2Sa1.798 f）计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 1 11F SaFaYY=57.303 58.165.2 =0.01379 2 22F SaFa YY=86.238 764.12262.2 =0.01644 大齿轮的数值大。 4.2.3设计计算 4.2.3.1确定模数 89.201644.0401 1079.7512.123 2 5 mmm 所以 取模数 m=3 4.2.3.2确定齿数 所以146,9.145376.322.4344,22.433 66.129211取取ZmdZ ， 4.2.3.2几何尺寸计算 nts 16 分度圆直径：mmmzdmmmzd4 3 81 4 631 3 24432211 ；中心距：mmdda 2852 4381322 21 ； 齿轮宽度： mmdbd 6.1051328.01 ；取 mmBmmB 10 5,10 8 21 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 P3，转速3n，转矩3TP3=5.36KW 3n=20.08/min 3T=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 2d =438 mm 而 Ft= 232dT N1164010438 2.25492 3 Fr = Ft N423720ta n11640ta n 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 1100 A，于是得 mmnPAd 8.7008.2036.5110 33330m i n 。 根据联轴器的计算公式3TKT Aca ，查表 14-1，取 3.1AK ;则有 mmNTKT Aca 3 3 1 32 5 4 93.13 ，查 GB/T5843-1986，选用 YL14 凸缘 联轴器 ，其公称转矩为 mmN 4000 。半联轴器的孔径 mmd 801 ，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 nts 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 mmmmmmBDd 2212580 。 5.1.4.3使用毛毡密封圈 其参数为： mmmmmmdDd 78102801 5.1.5轴的各段直径，轴的各段长度 mmLmmLmmLmmLmmLmmLmmLmmLmmdmmdmmdmmdmmdmmdmmdmmd301210212753040105727680841009084807654321123456785.1.6 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 mmd 804 由表 6-11查得平键截面 mmmmhb 1422 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 40mm，nts 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67nH； 同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为mmmmmmlhb 1001220 半联轴器与轴的配合为67kH。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6m。 5.1.7确定轴上圆角与倒角尺寸 取轴端倒角为 0452 ，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 1200 A， 于 是 得mmnPAd 5.31323 81.5120 33330m i n 。 mmd 22min ，其 尺寸： nts 19 mmLmmLmmLmmLmmLmmLmmLmmdmmdmmdmmdmmdmmdmmd6042258114783045605660454036765432112345675.2.2 中间轴的相关参数 选 取 轴 的 材 料 为 45 刚 , 调 质 处 理 ， 取 1200 A， 于 是 得mmnPAd 524.68 58.5120 33330m i n 。 mmd 52min mmLmmLmmLmmLmmLmmLmmdmmdmmdmmdmmdmmd2810105107532556468646055654321123456第六部分 校核 6.1 轴的强度校核 nts 20 6.1.1 求轴上载荷 6.1.1.1 在水平面上 mNmNalFMKNFFFKNlalalFFNHHNHtNHbtNH2 7 93 0 07591.7914.7724.3640.11724.372153721 1 64 01121弯矩右侧左侧6.1.1.2在垂直面上有 mNmNalFMKNFrFFKNlalalrFFNHHNHNHbNH1 32 0 0 0751 76 074.376.15.576.1721 53725.51121弯矩右侧左侧6.1.1.3总弯矩 mNMMM 308922132000279300 222221 6.1.1.4扭矩 mNdFT t 4 8 88 8 02 841 1 64 0 02 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 nts 21 M P aW TMca 64.19751.0 )4888801(308922)( 3 2222 由表 15-1查得 45刚的 MPa60 1 。因为 1 ca，故安全。 6.2 键的强度校核 6.2.1 键 mmmmhb 1422 连接强度计算 根据式 6-11得： M Pak ldTp 1.1779867 1085.4062102 33 查表 6-21得 MPap 110 ，因为 pp ，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 13-51查得 X=1,Y=0；故基本动载荷为： KNYFXFP ar 5.55.51 6.2.2.1.2 轴承的额定寿命 hPCnL h 5366 101.4)5.5 5.38(65.1360 10)(6010 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 1b 15 nts 22 箱座底凸缘厚度 2b 27.5 底脚螺栓直径 fd 22 底脚螺栓数目 n 6 轴承旁联接螺栓直径 1d 16.5 箱盖与箱座联接螺栓直径 2d 13 联接螺栓 2d 的间距 l 160 轴承端
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