卷扬机课程设计-卷扬机减速器设计

机 械 课 程 设 计录前言2一、传动方案的拟定及说明3二、电动机的选择42.1 、选择电动机的类型42.2 、选择电动机的容量42.3 、确定电动机的转速5三、计算传动装置以及动力参数63.1、传动比的计算与分配63.2、传动和动力参数计算6四 、蜗轮蜗杆设计计算84.1蜗杆蜗轮参数设计计算84.3蜗轮蜗杆尺寸总结9五、轴的设计计算125.1 高速轴(蜗杆轴)的设计计算125.2 低速轴的设计计算13六、键联接的选择及校核计算16七、滚动轴承的选择及计算177.1 高速轴上轴承的选择及校核177.2 高速轴上轴承的选择及校核17八、联轴器的选择198.1、电动机与高速轴之间的联轴器198.2、低速轴与卷筒之间的联轴器19九、减速器箱体尺寸及结构的确定209.1 箱体尺寸的设计209.2 箱体各部件结构的设计21十、参考文献23前言课程设计是考察学生全面在掌握基本理论知识的重要环节。根据学院的教学环节，在2011年6月13日-2011年7月3日为期三周的机械设计课程设计。本次是设计一个卷扬机的减速器，减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。本减速器属单级蜗杆减速器（电机联轴器减速器外置齿轮传动联轴器卷扬机卷筒），在袁逸萍老师指导下独立完成的。该课程设计内容包括：任务设计书，参数选择，传动装置总体设计，电动机的选择，运动参数计算，蜗轮蜗杆传动设计，蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计，蜗轮轴的尺寸设计与校核，减速器箱体的结构设计，减速器其他零件的选择，减速器的润滑等和装配图A0图纸一张、零件图A3图纸4张（包括蜗杆轴与蜗轮）。设计参数的确定和方案的选择通过查询有关资料所得。该减速器的设计基本上符合生产设计要求，限于作者初学水平，错误及不妥之处望老师批评指正。参数选择：卷筒直径：D=500mm运输带有效拉力：F=10000N运输带速度：V=0.4m/s工作环境：用于建筑工地提升物料，空载启动，连续运转，三班制工作，工作平稳。使用期限：工作期限为十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4个小时，检修期间隔为三年。生产批量及加工条件：小批量生产，无铸钢设备。一、传动方案的拟定及说明根据要求设计卷扬机减速器，传动路线为：电机连轴器减速器外置齿轮连轴器卷筒 (如图所示) 。根据生产设计要求可知，减速器内使用一级蜗杆加速，该蜗杆的圆周速度V45m/s，所以该蜗杆减速器采用蜗杆下置式见（如图1所示），采用此布置结构，由于蜗杆在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润滑均较好。蜗轮及外置齿轮利用平键作周向固定。蜗杆及蜗轮轴均采用角接触球轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。 图1 该减速器的结构包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。图2二、电动机的选择2.1 、选择电动机的类型根据工作要求选用Y系列封闭扇冷式三相异步电动机，电源电压为380V。三相异步电动机具有结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，启动性能好等优点。2.2 、选择电动机的容量电动机所需工作功率为： 工作机所需功率： 传动装置的总效率为 联轴器效率=0.99，角接触球轴承（一对）=0.99，闭式蜗轮蜗杆传动效率=0.87，外置开式齿轮传动传动滚动效率5=0.96为代入得：电动机所需功率为： =因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。由Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为5.5kW。2.3 、确定电动机的转速滚筒轴工作转速通常齿轮传动比范围为18，涡轮蜗杆传动比范围为1040，故总传动比范围ia=10320;故电动机转速范围= 符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500r/min、3000r/min，现将这几种方案进行比较。有相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表1。表2-1 额定功率为5.5KW时电动机选择对总体方案的影响方案电动机型号同步转速/满载转速（r/min）电动机质量（kg）1Y132S122920642Y132S41440683Y132M26960844Y160M28720119表1中，方案3电动机的质量较轻，价格适中，总传动比大，而与其他方案相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格以及总传动比，可以看出选用方案3较好，即选定电动机型Y132M26。三、计算传动装置以及动力参数3.1、传动比的计算与分配总传动比 ：i=n/nw=960/15.28=62.8分配传动比减速器的传动比，即一级蜗杆传动比i：i12=10外置齿轮传动比，i34=6.283.2、传动和动力参数计算3.1蜗杆轴的输入功率、转速与转矩P0=5.48kw , n0=960r/min , T0=9550=54.515P1= P01=5.48kw*0.99=5.425kw =960r/minT1=9550=53.967Nm3.2蜗轮轴的输入功率、转速与转矩P2 = P123 = 4.673kWn2= =96r/minT2= 9550= 464.866Nm3.3外置齿轮轴的输入功率、转速与转矩P4 = P224=4.302kWn4= = 15.287 r/minT3= 9550 = 2687.519Nm3.4卷筒轴的输入功率、转速与转矩P5=P41=4.259kwn5=n4=15.287r/minT5=9550=2660.65614轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率0.99。 5轴的输出功率或输出转矩5轴的输入功率或输入转矩乘滚筒效率。运动和动力参数计算结果整理于下表3-1： 表3-1各轴运动和动力参数轴名功率P/kW转矩T（Nm）转速n/(r/min)传动比i效率输入输出输入输出 电动机轴 蜗杆轴蜗轮轴外置齿轮轴传动滚筒轴5.4254.6734.3024.2595.485.3714.6264.2594.08953.967464.8662687.5192660.65654.51553.427460.2172660.2442554.2309609609615.28715.287110 6.2810.990.86130.92070.99四 、蜗轮蜗杆设计计算4.1蜗杆蜗轮参数设计计算（1）选择材料并确定其许用应力蜗杆用45钢，表面淬火，硬度为4555HRC;蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1砂轮铸造许用接触应力，查表12-2得=200MPa许用弯曲应力，查表12-6得 =50MPa（2）选择蜗杆头数Z,并估计传动效率由 i=10查表12-2，取Z1=4,则Z2=4i Z1=40;由Z1=4查表12-8，估计=0.87;（3）确定蜗轮转矩（4）确定使用系数，综合弹性系数取=1.1，取=150（钢配锡青铜）（5）确定接触系数假定,由图12-11得=2.6（6）计算中心距a（7）确定模数m,蜗轮齿数,蜗杆直径系数q,蜗杆导程角，中心距a等参数 由式12-10得 现取, , ,则,接触强度足够。导程角 。4.2蜗轮蜗杆弯曲强度校核（1）蜗轮齿形系数由当量齿数 查图11-8得，=2.375(2)蜗轮齿根弯曲应力=Mpa=50Mpa弯曲强度足够（3）蜗杆刚度计算蜗杆圆周力=2T1/d1=253967/63=1713.24N蜗杆轴向力=2T2/d2=3689.41N蜗杆径向力=tan=6390.25N 蜗杆材料弹性模量 E=2.06105MPa 蜗杆危险截面惯性矩 I=772879.65mm4 蜗杆支点跨距l=0.9d2=226.8mm许用挠度 Y=d1/1000=0.063mm由切向力和径向力产生的挠度分别为=2.615310-3mm=合成总挠度为=10.09910-3mmY刚度足够。4.3蜗轮蜗杆尺寸总结(1)蜗杆尺寸分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 (2)蜗轮尺寸分度圆直径 齿顶高齿根高喉圆直径 齿根圆直径 齿顶圆直径 中心距a=0.5m(q+Z2)=157.5mm五、轴的设计计算5.1 高速轴(蜗杆轴)的设计计算 高速轴用45s#钢，调质处理。=3040MPa p=5.5kW C=118107 取C=110 =19.755mm下图中L=240mm,K133mm,d=28mm。图中a点为齿轮沿轴长方向的中点。 蜗杆作用在轴上的力为：圆周力： Ft=1713.24N 径向力： Fr=6390.25N轴向力： Fa=3689.41N（1）垂直面的支承反力（图b） （2）水平面的支承反力（图c）（3）绘垂直面的弯矩图（图b）（4）绘水平面的弯矩图（图c） （5）求合成弯矩（图d） （6）求轴传递的转矩（图e） （7）求危险截面的当量弯矩从图可知a截面最危险，其当量弯矩为： 取 （7）计算危险截面处轴的直径轴的材料为45#钢，调质处理，查表得，许用弯曲应力，则 考虑到键槽对轴的削弱，将d 值加大5%，故d=1.05*54.79=57.53mm63mm经校核得知该轴的设计是合理的。5.2 低速轴的设计计算下图中L=138mm,K=281mm,d=46mm。图中a点为齿轮沿轴长方向的中点。蜗轮作用在轴上的力为：圆周力： Ft=3689.4N 径向力： Fr=6390.25N轴向力： Fa=3689.41N（1）垂直面的支承反力（图b） （2）水平面的支承反力（图c）（3）绘垂直面的弯矩图（图b）（4）绘水平面的弯矩图（图c） （5）求合成弯矩（图d） （6）求轴传递的转矩（图e） （7）求危险截面的当量弯矩从图可知a截面最危险，其当量弯矩为： 取 （8）计算危险截面处轴的直径轴的材料为45#钢，正火处理，查表得，许用弯曲应力，则 考虑到键槽对轴的削弱，将d 值加大5%，故d=1.05x47.6mm=50.0470mm经校核得知该轴的设计是合理的。六、键联接的选择及校核计算键均采用45钢，查得键的许用挤压应力为。6.1蜗杆定固联轴器键 选择键的宽度b=8mm，高度h=7mm，长度L=50mm。 已知轴的直径d=28mm，传递的转矩T=53.967Nm。=140Mpa校核： ， 安全。6.2蜗轮定固联轴器键 选择键的宽度b=14mm，高度h=9mm，长度L=80mm。 已知轴的直径d=48mm，传递的转矩T=460.217Nm。=140Mpa校核： ， 安全。固定蜗轮键 选择键的宽度b=20mm，高度h=12mm，长度L=63mm。 已知轴的直径d=70mm，传递的转矩T=464.866Nm。=140Mpa校核： ， 安全。七、滚动轴承的选择及计算7.1 高速轴上轴承的选择及校核因轴的直径为45mm，故选用角接触球轴承7009AC，其中 =25.8KN, （1）由前面校核轴的计算知道两轴承所受的水平面和垂直面内的力分别为： ，则轴承载荷为： =3689.41N预期寿命，载荷平稳。支承游动支承，因载荷不大，可选用一对角接触球轴承7009AC，因为故当量动载荷为：计算所需的径向基本额定动载荷则=46990N查表得 7309AC轴承的径向基本额定动载荷，因，故所选7309AC轴承适用。7.2 低速轴上轴承的选择及校核因轴的直径为45mm，故选用角接触球轴承7309C，其中 , 。（1）由前面校核轴的计算知道两轴承所受的水平面和垂直面内的力分别为： ，则轴承载荷为： 预期寿命，载荷平稳。（2）计算轴承1、2的轴向力 （方向见图示）因为所以轴承2为压紧端，,轴承2为放松端，（3）计算轴承1、2的当量动载荷查表得故当量动载荷为：（4）计算所需的径向基本额定动载荷因轴结构要求两端选择同样尺寸的轴承，今， 故应以轴承2的径向当量动载荷为计算依据。因载荷平稳，工作温度正常，查表得。所以查表得 7013C轴承的径向基本额定动载荷，因，故所选7013C轴承适用。八、联轴器的选择8.1、电动机与高速轴之间的联轴器已知高速轴的输出功率为P=5.371W，转速n=960r/min,因工作平稳，选用凸缘联轴器。高速轴转矩为T=54.515Nm，查表得，故计算转矩为： 根据计算转矩及电动机轴直径和减速器输入轴的直径查设计手册，选取凸缘联轴器GYH3，材料为钢时，许用转速为9500r/min，允许的轴孔直径为 28mm，合适。8.2、低速轴与卷筒之间的联轴器已知低速轴的输出功率为P=4.626kW，转速n=96r/min,因工作平稳，选用弹性柱销联轴器。低速轴转矩为T=460.217Nm，查表得，故计算转矩为： 根据计算转矩及电动机轴直径和减速器输入轴的直径查设计手册，选取凸缘联轴器GY7，其公称转矩为1600Nm，材料为钢时，许用转速为6000r/min，允许的轴孔直径为70 mm，合适。九、减速器箱体尺寸及结构的确定9.1 箱体尺寸的设计减速器箱体采用HT200铸造，必须进行去应力处理。名 称符号计 算 公 式计算结果箱座壁厚度 =0.04a+3=0.04157.5+3=6.3mm=10mm箱盖壁厚度 1=0.8510=8.51=10mm机座凸缘厚度bb=1.5=1.510=15mmb=15mm机盖凸缘厚度1b1b1=1.51=1.510=15mmb1=15mm箱座底凸缘厚度b=25mm地脚螺钉直径0.036a+1020地脚螺钉数目n取n=4个n=4轴承旁联接螺栓直径0.75=16d=16mm箱盖与箱座联接螺栓直径0.75df=1516mm 联接螺栓的间距ll=150200mm，取180mml=180mm轴承端盖螺栓直径8窥视孔盖螺钉直径8定位销直径dd=16mm 螺栓扳手空间与凸缘宽度安装螺栓直径M8M10M12M16M20M24M30至外壁箱距离 13161822263440至凸缘边距离 11141620242834沉头座直径20243232404860轴承旁凸台半径=24mm凸台高度h自定h=52mm外箱壁至轴承座端面距离：56蜗轮外圆与内壁距离蜗轮轮毂与内壁距离=20mm箱盖箱座肋厚 轴承端盖外径80轴承端盖凸缘厚度tt=(11.2)d3t=9.6mm轴承旁联接螺栓距离S S=80mm注:表中a为中心距。9.2 箱体各部件结构的设计箱体减速器箱体是支承轴系部件，保证传动零件正确啮合，良好润滑和密封的基础零件，应具有足够的强度和刚度。因无铸造设备，箱体采用锻造。为保证减速器支承刚度，箱体轴承座应有足够厚度，并设置加强肋。轴承旁联接螺栓凸台有利于提高轴承座孔的联