卷扬机的设计与计算.doc

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/mm1.61.3420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2.1电动机的选择2.1.1传动装置的总效率按表2-5查得各部分效率为：联轴器传动效率为，滚动轴承效率（一对），闭式齿轮传动效率为，联轴器效率为，传动滚筒效率为，代入得=2.1.2工作机所需的输入功率，其中所以2.45kw使电动机的额定功率P （11.3）P ，由查表得电动机的额定功率P 33KW。 2.1.3确定电动机转速计算滚筒工作转速： 由推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器的传动比一般范围：925，则总传动比的范围为，,故电机的可选转速为：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Y132S - 6，满载转速960r/min。 其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。 2.2 计算总传动比及分配各级的传动比2.2.1总传动比：i =960/59.14=16.23 2.2.2分配各级传动比 根据指导书，减速器的传动比i为i=取两级援助齿轮减速器高速级的传动比则低速级的传动比为2.3运动参数及动力参数计算2.3.1 电动机轴 2.3.2 轴（高速轴）2.3.3 轴（中间轴）2.3.4 轴（低速轴）2.3.5 轴（滚筒轴）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5.815.585.365.256.065.755.525.305.20171.787792549.22496.923.4171.6561777.152523.7082471.93197032368.420.0820.0834.7183.37610.960.960.960.98三、V带设计3.1 确定皮带轮3.1.1 确定计算功率。由表8-7查得工作情况系数;故3.1.2选取v带带型。根据、由图8-11选用A型。确定带轮的基本直径并验算带速v。3.1.3初选小带轮的基准直径。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径；验算带速v；按式8-13验算带的速度；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；根据表8-8取540mm.3.2确定v带的中心距和基准长度根据式8-20 取，初定中心距。由式8-22计算带所需的基准长度由表8-2选带的基准长度2500mm。按式8-23计算实际中心距。；由式8-24 得中心距的变化范围为683-795mm。3.3 验算小带轮上的包角。3.4 计算带的根数计算单个v带的额定功率。由，查表8-4a得。根据查表8-5得，表8-2得，于是计算v带的根数z，圆整为4。3.5 计算单根v带初拉力的最小值由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1Kg/m,所以 应使带的初拉力3.6计算压轴力压轴力的最小值为第四部分 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，圆整为108。4.1.2按齿面接触强度设计由（10-9a）：4.1.2.1试选载荷系数4.1.2.2计算小齿轮转矩4.1.2.3由表10-7选取齿宽系数4.1.2.4由表10-6查的材料的弹性影响系数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；大齿轮的接触疲劳强度极限4.1.2.6 由10-13计算应力循环次数；4.1.2.7由图10-19取接触疲劳寿命系数；。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4.1.3计算试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小的值4.1.3.1计算圆周速度v4.1.3.2计算齿宽b4.1.3.3计算齿宽与齿高之比模数：；齿高：；4.1.3.4计算载荷系数根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；直齿轮，；由表10-2查得使用系数；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，；由;故载荷系数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4.1.3.6计算模数， 4.1.4 按齿根弯曲强度设计4.1.4.1由式(1017) m4.1.4.2确定计算参数 由图10-20C查的小齿轮的弯曲疲劳强度是大齿轮的弯曲强度极限是;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取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得=4.1.4.4计算载荷系数KK K K K=11.211.351.62d） 查取齿型系数由表105查得e） 查取应力校正系数由表105查得Y；Y1.798f）计算大、小齿轮的并加以比较=0.01379=0.01644 大齿轮的数值大。4.1.5.设计计算4.1.5.1 计算齿数由所以取模数m=3所以， 4.1.5.2几何尺寸计算分度圆直径：；中心距：；齿轮宽度：；取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=40低速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为240HBS ， 齿数z=3.37640=135.04,圆整取z=136。4.2.2 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。4.2.3 按齿面接触强度设计由确定公式内的各计算数值4.2.3.1试选K=1.34.2.3.2 计算小齿轮转矩4.2.3.3 由表10-7选取齿宽系数4.2.3.4 查课本由表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MP4.2.3.5 查疲劳强度按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳强度极限4.2.3.6计算应力循环次数N=60njL=6068.41(283008)=1.56210 N=0.4610由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数K=0.94 K= 0.97 查课本由图10-21d取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力=0.98550/1=5174.2.4计算4.2.4.1试算小齿轮分度圆直径代入中的较小的值4.2.4.2算圆周速度v4.2.4.3计算齿宽b4.2.4.4计算齿宽与齿高之比模数：；齿高：；4.2.4.5计算载荷系数根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；直齿轮，；由表10-2查得使用系数；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，；由;故载荷系数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4.2.4.7计算模数4.2.4 按齿根弯曲强度设计由式(1017) m4.2.4.1确定计算参数 由图10-20C查的小齿轮的弯曲疲劳强度是大齿轮的弯曲强度极限是;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取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得=4.2.4.3计算载荷系数KK K K K=11.1211.351.512d） 查取齿型系数由表105查得f） 查取应力校正系数由表105查得Y；Y1.798f）计算大、小齿轮的并加以比较=0.01379=0.01644 大齿轮的数值大。4.2.3设计计算4.2.3.1确定模数所以取模数m=34.2.3.2确定齿数所以， 4.2.3.2几何尺寸计算分度圆直径：；中心距：；齿轮宽度：；取第五部分 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P，转速，转矩P=5.36KW =20.08/min=2549.2Nm5.1.2 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =438 而 F= F= F5.1.3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，于是得。 根据联轴器的计算公式，查表14-1，取;则有，查GB/T5843-1986，选用YL14凸缘联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径，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 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。5.1.4.3使用毛毡密封圈其参数为：5.1.5轴的各段直径，轴的各段长度5.1.6 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。根据由表6-11查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，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；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为半联轴器与轴的配合为。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。5.1.7确定轴上圆角与倒角尺寸取轴端倒角为，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，于是得。，其尺寸：5.2.2 中间轴的相关参数选取轴的材料为45刚,调质处理，取，于是得。第六部分 校核6.1 轴的强度校核6.1.1 求轴上载荷6.1.1.1 在水平面上6.1.1.2在垂直面上有6.1.1.3总弯矩6.1.1.4扭矩6.1.1.5 作出扭矩图 30 201 306.1.2 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，轴的计算应力由表15-1查得45刚的。因为，故安全。6.2 键的强度校核6.2.1 键连接强度计算根据式6-11得：查表6-21得，因为，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60166.2.2.1.1 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：6.2.2.1.2 轴承的额定寿命显然，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10箱座凸缘厚度16.5箱盖凸缘厚度15箱座底凸缘厚度27.5底脚螺栓直径22底脚螺栓数目6轴承旁联接螺栓直径 16.5箱盖与箱座联接螺栓直径13联接螺栓的间距160轴承端盖螺钉直径10定位销直径10螺栓扳手空间与凸缘宽度安装螺栓直径M10至外箱壁距离16至凸缘边距离14沉头座直径24轴承旁凸台半径18凸台高度根据扳手操作方便为准外箱壁至轴承座端面距离42大齿轮顶圆与内壁距离13齿轮端面与内壁距离11箱盖、箱座肋厚9、9轴承端盖外径124轴承端盖凸缘厚度12轴承旁联接螺栓距离124总结机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了3周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。由于时间紧迫，虽然经过自己拼命加班加点，但这次的课程设计还是存在许多问题，发现理论知识学的不牢固，大学学过的许多专业知识自己没有系统的整理和消化，很多简单的知识点要重新看书才能回忆起来，这样很严重拖慢了自己的设计速度和影响自己课程设计的质量