电动卷扬机的传动装置.doc

机械设计课程设计计算说明书设计题目 电动卷扬机传动装置 专业 机械设计制造及其自动化 班级 设计者 陈 东 光 指导教师 周 瑞 强 日期 2012 年 1 月 4 日 广东石油化工学院电动卷扬机传动装置目 录1、设计题目22、系统总体方案的确定23、电动机的确定34、齿轮设计64.1、 高速轴齿轮传动设计 64.2、低速级齿轮传动设计134.3、开式齿轮设计185、 轴的设计计算215.1、中间轴的设计计算215.2、高速轴的设计计算285.3、低速轴的设计计算306、 轴承校核316.1、高速轴轴承校核316.2、中间轴上轴承校核326.3、低速轴上轴承校核327、键的选择以及校核338、联轴器选择359、润滑油及其润滑方式选择 3610、箱体设计 3611、参考文献 38计 算 及 说 明主要结果1 设计题目1.1设计题目 方案2 工作条件：间歇工作每班工作时间不超过15%，每次工作时间不超过10min,满载启动，工作有中等振动，两班制工作，小批量生产，钢绳速度允许误差5%。设计寿命10年。传动简图及设计原始参数如表：数据编号钢绳拉力F（KN）钢绳速度 V（m/min）滚筒直径D（mm）91216240 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，采用二级圆柱齿轮传动，图如下： 图2.13 电动机的确定1传动效率的计算：弹性联轴器传动效率：0.99滚子轴承传动效率：0.988级精度齿轮传动效率：0.97开式齿轮传动效率：0.95卷筒传动效率：0.962.已知卷筒圆周力和直径，求出工作机的转速;工作机的所需功率P8查表2-2得两级展开式圆柱齿轮减速器传动比一般范围3.所以电动机的可选转速：4.电动机的输出功率：5、选电动机综上电动机转速范围电动机输出功率，并考虑其工作条件，页数P195查表19-4 YZR系列电动机技术数据，优先选用YZR132M2-6额定功率为5.0KW，转速为875r/min。6计算传动比i:总传动比直齿圆柱齿轮传动。查表2-1（资料P7）得直齿圆柱齿轮的传动比的取值范围是3-5。转速为n=921r/min,传动比为。由于是直齿圆柱齿轮，故传动比可以平均分配 符合直齿圆柱齿轮的传动比的取值范围是3-5的要求。 电机YZR132M2-6，转速n=875r/min,功率P=5.0KW。因是直齿圆柱齿轮传动，传动比可以平均分配为： 7各轴转速计算轴I：轴II：轴III：轴四：轴五: 卷筒：所分配传动比求得卷筒转速与实际工作机转速n=21.23r/min相等,所以传动分配合适。8.各轴输入功率计算9转矩的计算：终上，各轴的参数如下表：轴的参数编号功率（KW）转速（r/min)转矩（N.mm)14.3087546.9324.09253.62154.0133.8973.51505.3743.8573.51500.1753.6621.311640.224齿轮设计4.1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=16m/min,故选用8级精度。3）材料选择由课本P59表4-2选择小齿轮材料为40Cr(调质），齿面硬度为（241-286）HBW，取250HBW,大齿轮选用45钢（调质），硬度为(197-255)HBW，取220HBW，二者差为30HBW。4）选小齿轮的齿数为:，则大齿轮的齿数为，取。齿数比为,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（课本P71）（2）齿轮传递的转矩 （课本P63）（3）由（课本P70）表 4-7选取齿系数（4）由（课本P69） 4-6查得材料的弹性影响系数。 （5）由（课本P71）表 4-8查得（6）由（课本P77）4.19-3查得，小齿轮疲劳极限为：， 大齿轮疲劳极限为： 。 (7)由（课本P78） 表4-10 取（8）计算应力循环次数（9）由（课本P78）图4.20得接触疲劳寿命系数为：，（8）计算接触疲劳许用应力： 2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值：取 （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，由课本P65 图4.9得，载荷系数为1.1，因为是直齿轮，假设，由课本P67表4-5得，由（课本P64）表4-4查得工作情况系数为=1.50（*中等冲击），由课本P66图4.12得齿轮对称布置，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 弯曲强度的设计公式： 1）确定公式内的各参数值：由（课本P80）图4.21-3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（课本P81）图4.22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，由课本P79式4.16得： （4）计算安全载荷系数：（5）计算齿形系数：课本P73图4.18得（5）计算齿形校正系数： 查课本P73表4.16得 （6）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（m=2.467）大于由齿根弯曲强度计算的模数（m=1.75)。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。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：5、验算：故尺寸计算合适。高速级齿轮传动的几何尺寸如下表所示：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齿数Z1=28Z2=92压 力 角分 度 圆 直 径d156d2184齿 顶 圆 直 径60186齿 根 圆 直 径51179中 心 距120齿 宽56506.高速级齿轮设计草图如下： 4.2低速齿轮的结构设计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250HBS，大齿轮选用45（调质），硬度为220HBS.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： （5-15）1）确定公式内的各计算数值：试选载荷系数轴的转矩由课本P60 4-7选取齿轮宽系数由课本P69 4-6查得材料弹性影响系数为由课本P77 4.19-3查得齿面的接触疲劳强度极限 计算应力循环次数： （7）由课本P78 4.20查得接触疲劳寿命系数（8）计算接触疲劳许用应力：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，查课本P64 图4.9得，载荷系数为，因为是直齿轮，假设，有课本P67 表 4-5查得，由P64 44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：课本P66图4.12 齿轮对称布置， （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：由课本图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(课本P81)图4.22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，由课本式4.16得：（4）计算安全载荷系数：（5）计算齿形系数：由课本P73图4.18得（6）计算齿形校正系数： (课本P73)表4.16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。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：5、验算：故设计的尺寸合理。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齿数Z3=27Z4=96力 角分度圆 直 径d381d4288齿 顶 圆直 径87294齿 根 圆 直 径73.5280.5中 心 距184.5齿 宽814.3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（5-20）1)确定公式的各计算值由课本P80图4.21-3查得齿轮的弯曲疲劳强度极限： 计算应力循环次数由课本图4.20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系数S=1.6，得 载荷系数：查取齿形系数及应力校正系数：由课本P71表4.18查得 ， ，计算大小齿轮的并加以比较：大齿轮的数值大。由课本P70表4-7选取齿宽系数：2）设计计算.由于是开式传动，计算模数将加大10%得：就近圆整得m=43.尺寸计算计算分度圆直径： （5-22）计算齿轮宽度：计算中心距 （5-24）4、验算： 5、工作机速度验算：故设计合理。5 轴的设计计算5.1中间轴的设计计算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： 图6-1中间轴的装配草图 1.轴主要尺寸设计1) .初估轴的最小直径轴的材料45钢，调质处理，由课本表6-7查得，查P133表6-3，取C=110，得所求d应为受扭部分的最细处，即深沟球轴承的轴颈，选代号为6306深沟球轴承，B=21mm，齿轮2处轴头直径35mm齿轮2处定位轴肩高度h=(0.007-0.1)d=0.1*35=3.5所以该处值齿轮轴处等于低速级的小齿轮直径尺寸，轴肩高度h=（0.007-0.1）d=0.007*81=5.67所以取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，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。画出支点、跨距、轴上各力作用点相互位置尺寸如上图所示。2）绘制轴的受力图如下： 图6-2轴的受力图3）计算轴上的作用力齿轮2：齿轮3：4）计算支反力垂直支反面（XZ平面），参考图（6-2），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，得（水平面XY平面，见图6-2（c)）由得； 校核：计算无误。5)绘制转矩、弯矩图垂直平面内的弯矩图（图6-2（b)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：6）合成弯矩图（图6-2（d)C处弯矩：D处弯矩：7）转矩以及转矩图（图6-2（e)。8）计算当量弯矩，绘制弯矩图，（图6-2（f）应力校正系数C处当量弯矩：D处当量弯矩：9）校核轴径根据弯矩图可知，危险面为C和D剖面。C剖面：强度足够。D剖面：D剖面强度也足够。所以，该轴强度足够。3.轴的细节部位结构设计查课本表9-14得键槽尺寸为：（t=5.0,r=0.3)键长为L=45mm,查资料3表4-5得表面过度圆角r=3.由资料3查得各过度圆角尺寸见零件图4.安全系数法校核该轴的疲劳强度（对一般减速器的转轴仅仅使用弯曲应力法校核强度即可，而不必进行安全系数法校核）1）判断危险截面对照弯矩图和结构图，从强度，应力集中分析，C和1，2都可能是危险截面，现对C剖面进行校核。2）轴材料的机械性能材料为45钢，调质处理，有资料1表15-1查得，。3）剖面C的按系数抗弯段面系数：抗扭断面系数：弯曲应力幅：弯曲平均应力：扭转切应力幅：平均切应力：键槽所引起的有效应力集中系数有资料4表查得：同样，由资料2表查得表面状态系数为：尺寸系数为： 弯曲配合零件的综合影响系数：取进行计算： 取剪切配合零件的综合影响系数由齿轮计算的循环次数，寿命系数则：故，剖面C有足够的强度。5.2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40Cr(调质）2.按切应力估算轴径有课本P133表6-3查得C=110，轴段伸出段直径为：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d1=32mm。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，轴颈段d4、d6，齿轮轴段d5。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=34mm.查资料4表8-23，选择滚动轴承6307，轴颈直径d3=d7=35mm.轴承安装定位轴颈d4=d6=44mm.齿轮轴段直径与齿轮1直径尺寸相同，为d5=62mm,da5=66mm,df5=57mm.3)确定各轴段的轴向长度两轴承轴颈间距所以，L0=184+10*2+19=223mm,轴伸出段长度由联轴器轴向长度确定，轴颈长度由轴承宽度决定B=19mm,齿轮轴段轴向长度决定于齿轮宽度，轴向位置与中间轴大齿轮啮合位置确定，直径d4,d6 ,轴段长度在齿轮尺寸和位置确定后获得。直径为d2轴段长由端盖外与端盖内两部分组成。端盖外尺寸为：k+(1020)mm,h为外端盖螺钉（M8）六角厚度确定K=7；端盖内尺寸为：d2轴段长度L=7+14+8+22+20+5+10-10-19=55mm，因此主要结构尺寸见（图6-3） 图6-3轴的结构尺寸4）按许用弯曲应力校核5）轴的细节部分结构设计查课本P148得键槽尺寸：（t=5.0,r=0.3).键长L=50mm.由资料4查得个过渡圆角以及配合见零件图。6）安全系数校核轴（对一般减速器的转轴仅仅使用弯曲应力法校核强度即可，而不必进行安全系数法校核）5.3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C=110，轴段伸出段直径为：3.初步尺寸设计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、d6，轴颈段d4、，安装齿轮轴段d5。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，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，选择滚动轴承6309，轴颈直径d3=d7=45mm.轴承安装定位轴颈直径d4=52mm.安装齿轮轴段直径与轴颈直径尺寸相同，d5=52mm。3)确定各轴段的轴向长度两轴承轴颈间距所以，L0=184+10*2+25=229mm,轴伸出段长度由联轴器轴向长度确定，轴颈长度由轴承宽度决定B=25mm,齿轮轴段轴向长度决定于齿轮宽度，轴向位置与中间轴小齿轮啮合位置确定，直径为d4, 处轴段长度在齿轮尺寸和位置确定后获得。直径为d2轴段长由端盖外与端盖内两部分组成。端盖外尺寸为：k+(1020)mm,h为外端盖螺钉（M8）六角厚度确定K=7；端盖内尺寸为：d2轴段长度L=7+20+8+22+20+5+10-10-25=57mm，因此主要结构尺寸见（图6-3）4）按许用弯曲应力校核5）轴的细节部分结构设计查资料2表9-14得键槽尺寸：（t=5.0,r=0.3).键长L=56mm.由资料4查得各过渡圆角以及配合见零件图。6）安全系数校核轴（对一般减速器的转轴仅仅使用弯曲应力法校核强度即可，而不必进行安全系数法校核）轴承校核6轴承校核6.1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6307，基本额定负荷；计算当量动载荷P，根据式（13-9a）： （7-1）按照表13-6，取，选两者中较大者，故：校核此轴承的寿命：故，该轴承满足工作要求。6.2中间轴上轴承校核：轴II上的轴承已初步定为6308，基本额定负荷 计算当量动载荷P，根据式（13-9a）： （7-2）按照表13-6，取，选两者中较大者，故：校核此轴承的寿命： 轴承满足工作需求。6.3低速轴上轴承校核：轴III上的轴承已初步定为6309，基本额定负荷 计算当量动载荷P，根据式（13-9a）：按照表13-6，取，选两者中较大者，故：校核此轴承的寿命：故此轴承满足工作要求。7键的选择以及校核1、选择轴键联接类型和尺寸轴上选用一个普通平键：根据轴I的尺寸课本表6-4，初选定为，。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3的键初选定为：，。轴上用于齿轮定位的键根据轴的尺寸初选定为，用于轴端联轴器的普通平键为，。2、校核键联接的强度键、轴、轮毂的材料都是45钢，由资料1表6-2查得许用挤压应力，取其平均值。轴上用于连接联轴器的键工作长度为：，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。键标记为：键C 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：故此键满足工作要求。键标记为：键 ，。轴上的齿轮连接键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，由式（6-1）可得：故该键满足工作需求。键标记为：键： ，。轴上与联轴器相连的键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度为，由式（6-1）可得：故此键满足工作要求。键标记为：键C： ，。8 联轴器选择1、类型的选择： 因为工作中有中等振动