卷扬机传动装置设计说明书.doc

机械设计课程设计 计算说明书设计题目 卷 扬 机 传 动 装 置 机械工程及自动化学院（系） 班设计者 指导老师 2009-5-24北京航空航天大学前言本设计说明书是机械设计综合课程设计这门必修课的课程作业之一，它与一张减速器箱体的装配图、两张零件图，共同构成了此门课的作业内容。本设计说明书是卷扬机传动装置，即减速器箱体及其零件的设计说明。内容包括：卷扬机传动装置的设计任务及设计要求，卷扬机传动装置的总体方案设计，传动件的设计计算和箱体及其附件的设计计算等。其中总体方案设计包括传动方案的设计及可行性分析比较，原动机选择，机械装置的运动和动力参数计算，机械装置总体方案简图等四方面的内容；传动件的设计计算包括带传动的设计计算，斜齿圆柱齿轮的设计计算，轴的设计计算及校核，滚动轴承的校核及计算，键的选择及校核，联轴器的校核及计算等六方面的内容；减速器箱体及附件的设计计算包括箱体主要参数的设计计算，箱体附件的选择及简要说明，润滑及密封方式的选择及说明，技术要求说明等四方面的内容。减速器设计的几乎全部尺寸及设计的相关参数都在此设计说明书中体现出来，它是产品设计的重要技术文件之一，是图样设计的基础和理论依据，也是进行设计审核的依据。此设计说明书参考课程设计教材及相关指导书完成，百分之八十内容系原创，部分内容借鉴上届学长的设计说明书和图书馆资料查得的设计说明书。书写过程中得到毕树生老师的指导帮助，还有各位同学的意见建议，在此一并表示感谢。目录一、设计任务- 3 -（一）设计要求- 3 -（二）原始技术数据- 3 -（三）设计任务- 4 -二、总体方案设计- 4 -（一）传动方案的设计及可行性分析比较- 4 -（二）原动机选择- 7 -1、选择电动机类型和结构形式- 7 -2、选择电动机容量- 7 -3、确定电动机转速- 8 -（三）机械装置的运动和动力参数计算- 9 -1、分配传动比- 9 -2、运动和动力参数计算- 10 -（四）机械装置总体方案简图- 11 -二、传动件设计计算- 12 -（一）带传动的设计计算- 12 -（二）斜齿圆柱齿轮的设计计算- 14 -1、高速级齿轮的设计计算- 14 -2、低速级齿轮的设计计算- 22 -（三）轴的设计计算及校核- 31 -1、轴1的设计计算及校核- 31 -2、轴2的设计计算及校核- 35 -3、轴3的设计计算及校核- 40 -(四)滚动轴承的校核和计算- 45 -1、支承轴1的滚动轴承的校核- 45 -2、支承轴2的滚动轴承的校核- 47 -3、支承轴3的滚动轴承的校核- 49 -(五)键的选择及校核- 50 -1、高速轴外伸端带轮与轴联接处键的选择和校核- 50 -2、中间轴高速级大齿轮与轴联接处键的选择和校核- 51 -3、中间轴低速级小齿轮与轴联接处键的选择和校核- 52 -4、低速轴低速级大齿轮与轴联接处键的选择和校核- 53 -5、低速轴外伸端联轴器与轴联接处键的选择和校核- 53 -（六）联轴器的校核和计算- 54 -四、减速器箱体及附件的设计- 55 -1、箱体主要结构尺寸的设计- 55 -2、减速器箱体附件的选择和简要说明- 56 -3、润滑及密封- 56 -4、技术要求- 57 -五、参考资料- 57 -一、 设计任务（一）设计要求 1、卷扬机由电动机驱动，用于建筑工地提升物料。2、室外工作，生产批量为五台。3、动力源为三相交流380/220V，电动机单向运转，载荷较平稳。4、使用期限为10年，大修周期为三年，双班制工作。5、专业制造厂制造，可加工7、8级精度的齿轮、蜗轮。该装置的设计参考图如下图所示。（二）原始技术数据数据编号12345678910绳牵引力W/kN1212101010108877绳牵引速度v/(r/min)0.30.40.30.40.50.60.40.60.50.6卷筒直径D/mm470500420430470500430470440460选择第六组数据：绳牵引力W（kN） 10 绳牵引速度v（ms） 0.6 巻筒直径D（mm） 500（三）设计任务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。2、完成卷扬机主要传动装置结构设计。3、完成装配图1张（A0或A1），零件图2张。4、编写设计说明书。二、总体方案设计（一）传动方案的设计及可行性分析比较总体布置简图如下：传动装置是将原动机的运动和动力传递给工作机的中间装置，它可以实现减速或增速，改变运动形式以及将动力和运动传递与分配的作用。卷扬机是由电动机驱动，经传动装置，用于建筑工地提升物料的机械。它的传动装置主要用来传递动力和运动，实现减速。原始数据： 绳牵引力W（kN） 10 绳牵引速度v（ms） 0.6 巻筒直径D（mm） 500选择最低转速的电动机，其转速为750 rmin，估计传动装置的传动比如下：工作机转速为 =rmin =22.92 rmin=750 rmin22.92 rmin=32.725所以，仅仅使用一个二级减速器会使减速器的外形尺寸过大，不能满足最优的要求。当电机转速更大时，二级减速器更不能满足要求，故不能只采用一个二级齿轮减速器，需另加一个减速装置以分配传动比。经分析可设计出以下几种传动方案（其他方案明显不满足传动要求）。（1） 二级闭式齿轮传动和一级开式齿轮传动方案一：此传动装置采用二级闭式圆柱齿轮传动和一级开式齿轮传动。闭式齿轮传动较平稳，润滑条件好，置于高速级；开式齿轮传动置于低速级。此种方案结构较紧凑，成本较低，但开式润滑困难，致使传动装置整体寿命较短，也不适于较差的工作环境。（2） 蜗轮蜗杆传动和一级闭式齿轮传动方案二：此种传动装置采用蜗轮蜗杆传动和一级圆柱齿轮传动，传动比大，传动较平稳，结构紧凑，通过控制某些设计参数可使蜗杆传动自锁;但是传动效率较低，蜗轮较易磨损和胶合，结构较复杂且蜗轮常采用较贵重金属，加工工艺较复杂，制造成本较高，长期连续工作不经济。(3)带传动和二级闭式圆柱齿轮传动方案三：此传动装置采用一级V带传动和二级闭式圆柱齿轮传动。带传动传动平稳噪声小，可缓和冲击和振动，具有过载保护能力，置于高速级；圆柱齿轮传动效率高，结构尺寸小，置于低速级。此传动方案外型尺寸较大，传动平稳，传动效率高，V带不适合在恶劣长期过载环境下工作。(4)一级闭式锥齿轮传动和二级闭式圆柱齿轮传动方案四：此传动装置采用一级闭式锥齿轮传动和二级闭式圆柱齿轮传动。为了减小锥齿轮尺寸，圆锥齿轮布置在高速机，二级圆柱齿轮减速器置于低速级。该方案中大尺寸的锥齿轮的加工设备较少，加工困难，且采用两个减速装置，使结构复杂，影响传动的稳定性和可靠性。通过对以上方案分析比较可知，方案三作为卷扬机的传动装置的总体传动方案较合适。（二）原动机选择该装置执行机构已给出，不需设计，传动装置选择方案三，如下图。故只需选择原动机即可。1、选择电动机类型和结构形式因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向运转，根据工作条件和要求，选用一般用途的Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。原始数据： 绳牵引力W（kN） 10 绳牵引速度v（ms） 0.6 巻筒直径D（mm） 5002、选择电动机容量电动机所需要的实际功率即电动机的输出功率 工作机的输出功率 所以 =由电动机至卷筒的传动总效率为（绳索伸长及绳索与卷筒之间的摩擦损失功率忽略不计） 确定各部分效率为： 联轴器效率 =0.99 V带传动效率 =0.96 滚动轴承效率（一对） =0.99 闭式齿轮传动效率 =0.97代入，得 = =0.8504故所需电动机的功率为 =kW=7.06 kW因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。查机械设计手册，得Y系列电动机的技术数据，选电动机的额定功率为7.5 kW。3、确定电动机转速确定工作机转速为 =rmin =22.92 rmin为了便于选择电动机转速，需先推算电动机转速的可选范围，查机械设计手册，V带传动常用传动比范围=24，二级圆柱齿轮减速器为=840，则传动比的范围为=16160，故电动机转速的可选范围为 = =（16160）22.92 rmin =366.723667.2 rmin符合这一转速范围的同步转速有750 rmin 、1000 rmin、 1500 rmin和3000 rmin。根据容量和转速，由有关机械设计手册查出四种适用的电动机型号列于表一，因此可有三种传动比方案。表一 额定功率为 7.5kW 时电动机选择对总体方案的影响方案电动机型号额定功率kW电动机转速（rmin）电动机质量kg传动装置的传动比同步满载总传动比V带传动比齿轮传动比1Y132S2-27.530002920701274431.852Y132M-47.5150014408162.83320.943Y160M-67.5100097011642.322.516.934Y160L-87.575072014031.41215.71由表一分析可知：方案一电动机重量轻，但总的传动比过大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，故不可取；方案二传动比、传动尺寸、电动机质量都符合要求；方案三和方案四传动比小、结构较紧凑，但电动机的质量大、价格高。【综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量、价格以及总的传动比，可得方案二的传动比较合适，所以选定电动机的型号为Y132M-4。】（三）机械装置的运动和动力参数计算1、分配传动比总传动比 = = =62.83分配传动装置各级传动比为使V带传动外部尺寸不要太大，初步取=3，则减速器的传动比为 =20.94取 =1.4则 = =得 则两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比 =5.414则低速级的传动比 =3.868以上传动比的分配只是初步的，传动装置的实际传动比必须在各级传动零件的参数，如直径、齿轮齿数等确定后才能计算出来，故应在各级传动零件的参数确定后计算实际总传动比。一般总传动比的实际值与设计要求值的允许值误差为35。2、运动和动力参数计算(、为输入功率和输入转矩，Pi、Ti为输出功率和输出转矩，i=1，2，3，4)0轴（电动机轴）：电动机输出功率 =77.06 kW电动机输出满载转矩 =1440 rmin电动机输出转矩 =9550Nm=46.82 Nm1轴（高速轴）：P1=P001=P012=7.06kw0.990.96=6.71kw n1= n0 i01 = 14403 r/min=480 r/minT1Nm = 9550 P1r/kwn1r/min = 9550 6.71480 NM = 133.50NM P1= P1轴承 = 6.71kw0.99 = 6.64kw T1= T1轴承 = 133.50NM0.99 = 132.17NM2轴（中间轴）:P2=P112=P134=6.71kw0.990.97=6.44kw n2= n1 i12 = 4805.414 r/min=88.66 r/minT2Nm = 9550 P2r/kwn2r/min = 9550 6.4488.66 NM = 693.68NM P2= P2轴承 = 6.44kw0.99 = 6.38kw T2= T2轴承 = 693.68NM0.99 = 686.74NM3轴（低速轴）：P3=P223=P234=6.44kw0.990.97=6.18kw n1= n2 i23 = 88.663.868 r/min=22.92 r/minT3Nm = 9550 P3r/kwn3r/min = 9550 6.1822.92 NM = 2575NM P3= P3轴承 = 6.18kw0.99 = 6.12kw T3= T3轴承 = 2575NM0.99 = 2549.25NM4轴（卷筒轴）：P4=P334=P331=6.18kw0.990.99=6.06kw n4= n3 i34 = 22.921 r/min=22.92 r/minT4Nm = 9550 P4r/kwn4r/min = 9550 6.0622.92 NM = 2525NM P4= P4轴承 = 6.06kw0.99 = 6.00kw T4= T4轴承 = 2525NM0.99 = 2499.75NM将运动和传动参数进行整理汇总，如表二表二 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机轴7.0646.82144035.4143.86810.950.960.960.981轴6.716.64133.50132.174802轴6.446.38693.68686.7488.663轴6.186.1225752549.2522.92卷筒轴6.066.0025252499.7522.92（四）机械装置总体方案简图二、传动件设计计算（一）带传动的设计计算1、确定计算功率查表31-7 取=1.2，则2、选择带的型号Pc=9kWn0=1440 rmin根据计算功率和小带轮转速n0，查图31-15选取V带型号为A型，并确定小带轮的直径dd0=112140mm3、 确定带轮直径和带速由表31-3选取小带轮直径：A型带，n0=1440 rmin，取dd0=125mm。取滑动率=0.01，大带轮直径为dd1=3dd0（1-）=3125（1-0.01）=282.86mm取dd1=280mm。验算小带轮带速：满足5m/s1，故 螺旋角系数 使用系数由表27-7可知， 动载荷系数由图27-6可知， 齿向载荷分布系数则查表27-2可得其中 t20.414 确定齿向载荷分布系数非对称支撑，调质齿轮精度等级为8级，查表27-9可知，八级精度，装配时不作检验调整，故取， A=1.17 B=0.16 C=0.61代入上式，得 由以上各参数计算H得， 2)计算许用接触应力HP计算公式为 确定接触强度寿命系数ZNT总工作时间为 th=1036516=58400应力循环次数为NL1=60n1th=60148058400=1.682109 NL2=NL1i12=1.6821095.414=3.107108由机械设计手册查得，当107NL109时， ZNT=（109NL）0.057当109NL1010时， ZNT=（109NL）0.0706所以ZNT1（109NL1）0.0706=0.9640ZNT2=（109NL2）0.057=1.0689 计算齿面工作硬化系数ZW因为大齿轮齿面硬度HB=240HB所以， 确定接触强度尺寸系数ZX由表27-18可知， 确定接触最小安全系数由表27-17可得，一般可靠度，取 确定润滑油膜影响系数因为无合适试验或经验数据，故作简化处理，取ZL1=ZL2=ZR1=ZR2=ZV1=ZV2=1.0 试验齿轮的接触疲劳极限由以上各参数计算HP1、HP2得，3）验算：H=653.07MPa=(取和中较小者比较)，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。（5）确定传动主要尺寸中心距圆整取螺旋角由公式a=(z1+z2)mn2cos可求得精确的螺旋角为端面模数大小齿轮分度圆直径d小齿轮大齿轮大小齿轮齿顶圆直径da由公式da=d+2han*mn可得，da1=75.525mmda2=378.475mm齿宽bb=81.6mm取b1=90mm b2=82mm 大小齿轮当量齿数zn小齿轮当量齿数大齿轮当量齿数（6）齿根弯曲疲劳强度的验算校核公式为1）计算齿根弯曲应力使用系数 KA、动载荷系数 KV、齿间载荷分配系数KF分别为使用系数动载荷系数齿间载荷分配系数与接触疲劳强度计算的参数相同。确定齿向载荷分布系数计算齿宽b=81.6mm全齿高h=2han*+c*mn=2.253.5mm=7.875mm所以又KH=1.649由图27-9 可查得确定齿形系数Y F a由于两齿轮无变位，x=x1+x2=0,zn1=20,zn2=113由图27-20可得，复合齿形系数确定应力修正系数zn1=20,zn2=113由图27-21可得，确定重合度系数Y确定螺旋角系数=135744=1.549由图27-22可得，螺旋角系数由以上各参数可得，齿根弯曲应力计算值为2）计算许用弯曲应力计算公式为 确定齿轮齿根弯曲疲劳极限HB1=260HB，HB2=240HB由图27-30可知， 确定弯曲强度最小安全系数一般可靠度，取 确定弯曲强度尺寸系数mn=3.5mmmt=3.5789mm由图27-33可得， 确定弯曲强度寿命系数由接触疲劳强度校核计算可知，NL1=60n1th=60148058400=1.682109NL2=NL1i12=1.6821095.414=3.107108由机械设计手册查得，当3106NL1010时，所以 确定应力修正系数取 确定相对齿根圆角敏感系数及相对齿根圆表面状况系数因无计算精度要求取由以上各参数可得，许用齿根弯曲应力为3）弯曲疲劳强度的校核F1=130.96MPaFP1=422.2MPaF2=119.33MPa1，故 螺旋角系数使用系数由表27-7可知， 动载荷系数由图27-6可知，齿间载荷分布系数则查表27-2可得其中 t21.111确定齿向载荷分布系数非对称支撑，调质齿轮精度等级为8级，查表27-9可知，八级精度，装配时不作检验调整，故取， A=1.17 B=0.16 C=0.61代入上式，得 由以上各参数计算H得， 2)计算许用接触应力HP计算公式为确定接触强度寿命系数ZNT由高速级NL1、NL2级传动比可知，低速级NL1=3.107108NL2=NL1i23=3.1071083.868=8.03107由机械设计手册查得，当107NL109时， ZNT=（109NL）0.057所以ZNT1（109NL1）0.057=1.0689ZNT2=（109NL2）0.057=1.1546计算齿面工作硬化系数ZW因为大齿轮齿面硬度HB=230HB所以，确定接触强度尺寸系数ZX由表27-18可知，确定接触最小安全系数由表27-17可得，一般可靠度，取确定润滑油膜影响系数因为无合适试验或经验数据，故作简化处理，取ZL1=ZL2=ZR1=ZR2=ZV1=ZV2=1.0试验齿轮的接触疲劳极限由以上各参数计算HP1、HP2得，3）验算：H=630.137MPa=(取和中较小者比较)，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。（5）确定传动主要尺寸中心距圆整取螺旋角由公式a=(z1+z2)mn2cos可求得精确的螺旋角为端面模数大小齿轮分度圆直径d小齿轮大齿轮大小齿轮齿顶圆直径da由公式da=d+2han*mn可得，da1=133.214mmda2=486.784mm 齿宽bb=146.4mm取b1=157mm b2=150mm 大小齿轮当量齿数zn小齿轮当量齿数大齿轮当量齿数（6）齿根弯曲疲劳强度的验算校核公式为1）计算齿根弯曲应力使用系数 KA、动载荷系数 KV、齿间载荷分配系数KF分别为使用系数动载荷系数 齿间载荷分配系数与接触疲劳强度计算的参数相同。确定齿向载荷分布系数计算齿宽b=146.4mm全齿高h=2han*+c*mn=2.255mm=11.25mm所以又KH=1.689由图27-9 可查得确定齿形系数Y F a由于两齿轮无变位，x=x1+x2=0,zn1=28,zn2=109由图27-20可得，复合齿形系数确定应力修正系数 zn1=28,zn2=109由图27-21可得，确定重合度系数Y确定螺旋角系数=21222=3.110由图27-22可得，螺旋角系数由以上各参数可得，齿根弯曲应力计算值为2）计算许用弯曲应力计算公式为确定齿轮齿根弯曲疲劳极限HB1=250HB，HB2=230HB由图27-30可知，确定弯曲强度最小安全系数一般可靠度，取确定弯曲强度尺寸系数mn=5mmmt=5.357mm由图27-33可得，确定弯曲强度寿命系数由接触疲劳强度校核计算可知，NL1=3.107108 NL2=NL1i23=3.1071083.868 =8.03107由机械设计手册查得，当3106NL1010时，所以 确定应力修正系数取确定相对齿根圆角敏感系数及相对齿根圆表面状况系数因无计算精度要求取由以上各参数可得，许用齿根弯曲应力为3）弯曲疲劳强度的校核F1=154.67MPaFP1=422.7MPa F2=142.47MPada=75.525mm，所以高速级主动轮应制成齿轮轴，轴的材料应与齿轮相同，选择40Cr，调质处理，硬度HB=241286。2）按钮转强度估算最小直径查表26-3，可得C=118106，取平均值C=112则由公式 得，轴1的最小直径 d111236.71480mm=26.98mm若考虑单键联接，则 d1=26.981.03mm=27.79mm取d1=28mm带轮选择实心式带轮结构：带轮宽B=z-1e+2f=5-115+210mm =70mm Bd1=7028=2.51.5所以L=（1.52）d取L=2d=56mm3）初步设计轴的结构初选（0）2尺寸系列圆锥滚子轴承30208，轴承尺寸为内径d=40mm 外径D=80mm 宽度B=18mm，公称接触角=140210，初步设计轴的结构如下图所示。4)轴的校核（1）轴的空间受力分析该轴所受的外载荷为转矩和小齿轮上的作用力，空间受力分析如下图所示，参考齿轮传动的受力分析如下：输入转矩为： T1=133.50Nm=1.335105 Nmm 小齿轮圆周力为Ft1=2T1d1=21335068.525N=3896N 小齿轮径向力为 Fr1=Ft1tanncos=3896Ntan20cos13.9623=1461N 小齿轮轴向力为 Fa1=Ft1tan=3896Ntan13.9623=968.7N(2)计算轴承支点的支反力，绘出水平和垂直面弯矩图MH和MV垂直面（YZ平面）支反力及弯矩计算如下： FAV=3896244322N=2952NFBV=389678322N=944N MVC=295278Nmm=230256Nmm其受力图和弯矩图如图（a）。水平面（XZ平面）支反力及弯矩计算如下：FAH=1461244-968.734.2625-1589125322N=387N FBH=1589447+968.734.2625+146178322N=2663N MHB=-1589125Nmm=-198625Nmm MHC=63431 Nmm MHC=-30241Nmm其受力图和弯矩图如图（b）所示。（3）计算并绘制合成弯矩图MB=MHB=198625Nmm MC=MVC2+MHC2=2302562+634312 Nmm=238833Nmm MC=MVC2+MHC2=2302562+302412 Nmm=232233Nmm合成弯矩图如图（c）所示。（4）计算并绘制转矩图T=9.55106PKWnr/min=9.551066.71480 Nmm=1.34105 Nmm转矩图如图（d）所示。（5）计算并绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑，取 查表26-2，得查表26-4，得则 由公式 求得危险截面C处当量转矩绘制当量弯矩图如图（e）所示。（6）按弯扭合成应力校核轴的强度校核公式为由表26-4，得许用应力为则危险截面C处的弯曲应力为校核通过，安全。2、轴2的设计计算及校核1）选择材料和热处理工作条件为：建筑工地提升物料，载荷较平稳，根据轴的使用条件，选择45钢，正火处理，硬度HB=170217 2）按钮转强度估算最小直径查表26-3，可得C=118106，取平均值C=112则由公式 得，轴2的最小直径 d211236.4488.6mm=46.73mm若考虑单键联接，则 d2=46.731.03mm=48.13mm取d2=50mm3）初步设计轴的结构初选（0）3尺寸系列圆锥滚子轴承30310，轴承尺寸为内径d=50mm 外径D=110mm 宽度B=27mm，公称接触角=125710，初步设计轴的结构如下图所示。4)轴的校核（1）轴的空间受力分析该轴所受的外载荷为转矩和小齿轮上的作用力，空间受力分析如下图所示，参考齿轮传动的受力分析如下：输入转矩为： T2=693.68Nm=6.9368105 Nmm小齿轮圆周力为 Ft1=2T2d1=26.9368105123.214N=11260N小齿轮径向力为 Fr1=Ft1tanncos=11260Ntan20cos21.039=4391N小齿轮轴向力为 Fa1=Ft1tan=11260Ntan21.039=4331N大齿轮圆周力为Ft=3896N大齿轮轴向力为Fa=968.7N大齿轮径向力为Fr=1461N(2)计算轴承支点的支反力，绘出水平和垂直面弯矩图MH和MV垂直面（YZ平面）支反力及弯矩计算如下： FAV=11260112.5+3896247322N=6923N FBV=11260209.5+389675322N=8233N MVD=8233112.5Nmm=926213Nmm MVC=692375Nmm=519225Nmm其受力图和弯矩图如图（a）。水平面（XZ平面）支反力及弯矩计算如下： FAH=433166.607-4391112.5+1461247+968.7184.4875322N=2361N FBH=433166.607+4391209.5+968.718