机械设计完整版绞车传动装置设计

纺织职业技术学院纺织职业技术学院 课程设计 论文 课 题 名 称 设计绞车传动装置设计绞车传动装置 学 生 姓 名 刘广强 学 号 11312223 系 年级专业 模具 1101 指 导 教 师 马芳 2012 年 12 月 19 日 目目 录录 第一章 总体方案的确定 1 第二章 传动部件设计与计算 4 第三章 齿轮的设计与校核 6 第四章 轴和联轴器材料选择和主要零件 11 第五章 轴的结构设计和强度计算及校核 13 第六章 轴承及键的类型选择与校核 19 第七章 箱体及附件的设计 21 第八章 润滑和密封的设计 23 第九章 参考文献 27 第第 1 章章 总体方案的确定总体方案的确定 计算步骤与说明结果 1 1 任务分析 传动方案拟订任务分析 传动方案拟订 任务书中给出的是绞车卷筒 具体参数如下表 1 工作参数表 1 注 总传动比误差为 5 转动可逆转 间歇工作 载荷平稳 起动载荷为名义载荷 的 1 25 倍 1 电动机 2 联轴器 3 圆柱斜齿轮减速器 4 开式齿轮 5 卷筒 1 2 电动机的选择 电动机的选择 卷筒圆周力 F N11500 卷筒转速 n r min 40 卷筒直径 D mm350 工作间隙每隔 2 分钟工作一次 停机 5 分 钟 工作年限10 批量大批 选择电动机的内容包括 电动机类型 结构形式 容量和转速 要确定电动机 具体型号 1 2 11 2 1 选择电动机类型和结构形式 按工作要求和条件查表 14 1 和表 14 2 选取一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型 y 系列三相异步电动机 具有高效节能 起动转矩大 性能好 噪声低 振动小 可靠性能好 功率等级安装尺寸符合 IEC 标准及使用维护方便等优点 适用于不 易燃 不易爆 无腐蚀性气体的场合 以及要求有较好的启动性能的机械 1 2 21 2 2 选择电动机的容量选择电动机的容量 电动机容量选择是否合适 对电动机的正常工作和经济性多有影响 容量小于工作 要求 会使电动机因超载而损坏 不能保证工作机正常工作 而容量选得过大 则电动 机的体积大 价格高 性能又不能充分利用 并且由于效率和功率因数低而造成浪 费 1 2 3 1 2 3 1 1 电动机所需的工作功率 w p w Fv 1000 所以 d p w Fv 1000 其中 F 为卷筒圆周力的有效功率 由已知条件可以得到 为卷筒效率 w 为电动机至输出轴传动装置的总效率 包括轴承 圆柱齿轮传动及联轴器 电动机至工作机之间传动装置的总效率为 w 1 2 2345 式中 分别为联轴器 减速器齿轮 轴承 开式齿轮 1 2 3 4 5 6 卷筒轴的轴承及卷筒的效率 由表 2 3 可以查到 0 97 0 97 0 99 0 96 0 98 0 96 1 2 3 4 5 6 则 0 83 w 1 2 23456 又已知卷筒卷速 n 为 40r min 卷筒直径 D 为 350 mm 故电动机所需的工作功率为 0 83 w 10 2Kw d p F n D 60 1000 1000 10 2kw d p w Fv 1000 w 1 2 3 2 确定电动机的转速 卷筒轴的工作转速为 40 r minwn 按推荐的合理传动比范围 减速器传动比 3 7 开式齿轮传动比 3 6 则 2 i 2 i 总传动比的范围为 9 42 i 故电动机转速的可选范围为 9 42 40r min dn iwn 360 1680r min dn 符合这一范围的同步转速有 750r min 1000r min 1500r min 再根据计算出的 容量 考虑到起动载荷为名义载荷的 1 25 倍 综合考虑电动机和传动装置的尺寸 重量及价格等因素 为使传动比装置结构比较好 决定选用同步转速为 1000r min 的 电动机 由机械设计课程设计指导书选定电动机的主要性能如下表 电动机型号额定功 率 同步转速满载转速 Y180L 615kw1000r min970r min 360 1 dn 680r min 电动机型号 为 Y180L 6 970r min m n 第第 2 章章 传动部件设计与计算传动部件设计与计算 2 1 计算总传动比并分配各级传动比计算总传动比并分配各级传动比 电动机确定后 根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装 置的总传动比 2 1 2 总的传动比总的传动比 i 970 40 24 25 m n w n 2 1 3 分配传动比分配传动比 i 1 i 2 i 根据分配传动比的原则 机械设计课程设计手册可查得 单级减速器的传动 比 开式齿轮的传动比 因此可以分配 5 4 85 1 i 2 i 1 i 2 i 2 2 计算传动装置及各轴的运动和动力参数计算传动装置及各轴的运动和动力参数 2 2 1 各轴的转速各轴的转速 I 轴 970r min 1 n m n 轴 194r min 2 n 1 1 n i 970 5 轴 输出轴 194 4 85 40 r min 3 n 2 2 n i 2 2 2 各轴的输入功率各轴的输入功率 I 轴 10 2 0 97 9 894kw 1 p d p 1 II 轴 9 894 0 97 0 99 9 501 kw 2 P 1 p 2 3 III 轴 输出轴 9 501 0 99 0 96 9 030 kw 3 p 2 p 3 4 2 2 3 各轴的输入转距各轴的输入转距 电动机的输出转距为 d T 9 55 9 55 10 2 970 1 004 N mm d T 6 10 d m p n 6 10 5 10 I 轴 10 04 0 97 9 741 N mm I T d T 1 4 10 4 10 i 24 25 5 1 i 4 85 2 i 970r min 1 n 194r min 2 n 40 r min 3 n 9 894kw 1 p 9 501 kw 2 P 9 030 kw 3 p 1 004 d T N mm 5 10 9 741 I T N mm 4 10 II 轴 9 741 0 97 5 4 7244 N mm II T I T 2 1 i 4 10 5 10 III 轴 输出轴 4 7244 0 99 0 96 4 85 2 178 N mm III T II T 3 4 2 i 5 10 6 10 最后将所计算的结果填入下表 各轴参数表 轴 名 参 数电动机轴 轴 轴 轴 转 速 r min97097019255 功率 Kw10 29 8949 5019 030 转矩 N mm 1 004 5 109 741 4 104 7224 5 10 2 178 6 10 2 3 轴的初步计算轴的初步计算 轴选用 45 钢 调质处理 C 值查表得 118 106 可选 C 100 由轴的设计公式得 6 1 3 33 1 1 9 55 1010 09 10021 83 0 2 970 min T PPKw dCmmmm nnr 6 2 3 33 2 2 9 55 109 69 10036 96 0 2 192 min T pPKW dCmm nnr 6 3 3 33 3 3 9 55 109 21 10055 12 0 2 55 min T pPKW dCmm nnr 由于上式求出的直径 只宜作为承受转距作用的轴段的最小直径 当轴上开 有键槽时 应增大轴颈以考虑键槽对轴强度的削弱 当直径 d 100 mm 时 单 键应增大 5 7 双键应增大 10 15 所以 的最小直径为 21 69mm 增大后取 25mm 1 d 的最小直径为 36 59mm 增大后取 38mm 2 d 的最小直径为 60 89mm 增大后取 70mm 3 d 4 7244 II T N mm 5 10 2 178 III T N mm 6 10 取 25mm 1 d 取 38mm 2 d 取 70mm 3 d 第三章第三章 齿轮的设计与校核齿轮的设计与校核 3 1 减速齿轮传动的设计计算减速齿轮传动的设计计算 3 1 1 选择材料 热处理 齿轮精度等级和齿数 选择材料 热处理 齿轮精度等级和齿数 由机械设计书表 6 3 表 6 6 选择小齿轮材料 40Gr 钢 调质处理 硬度为 241 286HBS 686Mpa 490 Mpa B s 大齿轮材料 ZG35CrMo 铸钢 调质处理 硬度为 207 269HBS 686Mpa B 539Mpa 参考机械设计课本中表 6 5 可选精度等级为 8 级 s 因 5 取 20 5 20 100 取 100 1 i 1 z 2 z 1 i 1 z 2 z 实际传动比 U 100 20 5 在传动比范围内 2 z 1 z 3 1 2 齿面接触疲劳强度设计齿面接触疲劳强度设计 计算公式按式 6 18 1 d 2 1 3 21 EH d H Z Z Z Z KTu u 取 1 024 由图 6 21 软齿面齿轮 对称安装 0 8 1 4 取 1 1 由 1 T 5 10 d d 表 6 7 得使用系数 1 25 由图 6 19a 试取动载系数 1 15 由图 6 8 按齿轮 A k V K 在两轴承中间对称布置 取 1 06 由表 6 8 按齿面未硬化 斜齿轮 8 级精 K 度 b 100N mm 1 2 所以 A k T F k K 1 25 1 15 1 06 1 1 1 676 A k V k k k 初步确定节点区域系数 2 5 重合系数 0 87 由表 6 7 确定弹性系数 H Z Z E Z 189 8 初步确定螺旋角 则 0 97 0 98Mp 15 cos Z cos 由式 6 13 齿面接触许用应力 limH H H S 硬度为 241 286HBS 686Mpa B 490 Mpa s 20 1 z 100 2 z K 1 676 由图 6 24 查取齿轮材料接触疲劳极限应力 700Mpa 660Mpa 1limH 2limH 由表 6 12 查取安全系数 1 2 H s 583 3Mpa 1 H limH H S 700 1 2 Mp 550Mpa 2 H limH H S 660 1 2 Mp 1 d 1 2 1 3 21 EH d H Z Z Z Z KTu u 将有关数据代入以上公式得 65 4mm 1 d b 1 1 65 4mm 71 94mm d 1t d 取小齿轮宽度 75mm 大齿轮宽度 70mm 1 b 2 b 3 271mm mn m cos 3 16 取mn 3 2mm m 强度足够 1 1 55 9 20 t d m Z mt 3 27 m 齿轮节圆直径 d1 mz1 3 27 20 65 4mm d2 mz2 3 27 100 327mm 按计算结果校核前面的假设是否正确 齿轮节圆速度 v 60000 3 14 65 4 970 60000 3 32m s 1 d 1 n v 100 3 32 20 100 0 66m s 由图 6 6 得 1 05 1 z V K 2 15HZ 2 100400 65 4 3070 34N 1 1 2 t T F d b 1 25 2048 55 46 6 100 原假设合理 1 2 A k t F k 由机械设计书公式 6 33 有 583 3Mpa 1 H 550Mpa 2 H 75mm 1 b 70mm 2 b d1 65 4mm d2 327mm 1 2 1 2 21 2 1 676 1024005 1 189 8 2 5 0 87 0 98 65 55 95 HEH KTu Z Z Z Z bdu 5453 92Mp 583 33 Mp 2H 齿轮齿轮疲劳接触强度安全 3 1 3 按齿根弯曲疲劳强度校核按齿根弯曲疲劳强度校核 计算公式按式 6 35 F 1 1 2 FSF n kT Y Y Y bd m 由图 6 23 得 小齿轮复合齿形系数 4 3 大齿轮复合齿形系数 3 86 1Fa Y 2Fa Y 式 6 17 得 1 69 12 1 883 2 1 1 cos a zz 1 883 2 1 20 1 100 cos15 由公式 得 0 693 0 75 0 25 a Y Y 由机械设计手册表 14 1 18 查得 sin n b m 1 120 Y 则0 794Y 按式 6 14 得弯曲疲劳许用应力 F F 1 1 2 FS KT Y Y bd m 按图 6 25 查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力 290Mpa 270Mpa lim1F lim2F 查表 6 8 取 1 25 F S 曲 疲劳强度安全系数由表 6 12 得 lim1 1 290 232 1 25 F F F Mpa Mpa S lim2 2 270 216 1 25 F F F Mpa Mpa S 453 92 H 1H 齿轮疲劳接触 强度安全 1 69 a 138 9Mpa 2F 216Mpa 2 F 比 比较 和的大小得到 1 1 F Fs Y 2 2 Fs F Y 1 1 F Fs Y 2 2 Fs F Y 所以应该按大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度 2F 2 2 2 22 1 676 483400 3 91 0 693 0 794 65 300 3 FS KT YY Y bd m 138 9Mpa 216Mpa 2 F 弯曲疲劳强度足够 3 2 开式齿轮设计开式齿轮设计 开式齿轮常用于低速级 采用直齿 将由齿根弯曲强度计算所得的模数增大 10 20 在此要用耐磨材料 已知 i 24 25 T1 4 7224 23 192 min 55 minnrnr 5 10 3 2 1 选择材料选择材料 热处理热处理 齿轮精度等级和齿数齿轮精度等级和齿数 查表得 选择小齿轮材料 38SiMnMo 钢 调质处理 硬度 229 286HBS 8 级精度 大齿轮材料为 ZG42SiMn 调质处理硬度 735 588 BS MPaMPa 197 248 HBS 8 级精度 637 441 BS MPaMPa 因 4 85 取 20 4 85 20 97 2 i 3 z 4 z 2 i 3 z 实际传动比 U 97 20 4 85 在传动比范围内 2 z 1 z 按齿根弯曲强度设计 1 3 2 1 2 FS n dF KTY Y m z 由图 6 23 得 小齿轮齿形系数 4 32 大齿轮齿形系数 3 8 1FS Y 2FS Y 由 1 69 34 1 883 2 1 1 cos a zz 1 883 2 1 20 1 70 cos0 由公式 得 0 694 0 75 0 25 a Y Y F limF F S 2 F a F 1 F 所以轴承一为压紧端 1012 83 798 2 1811 03N 而轴承 2 1a F 2 F a F 为放松端 1012 83N 2a F 2 F 4 由表 11 9 查得 e 0 68 5 1 2 0 68 0 68 e 1 1 a r F F 1858 1528 15 2 2 a r F F 6 由表 11 9 可得故当量动载荷为 0 41 0 87 1 0 1122 XYXY 0 41 1489 45 0 87 1811 03 2186 27N 11111ra pX FY F 1 1012 83 0 1012 83 1012 83N 22222ra pX FY F 计算所需的径向基本额定动载荷 rC 7 由轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承 又故应以轴承 1 的径 12 P P 向当量动载荷为计算依据 应常温下工作 查表 11 6 得 1 受中等冲 1 P t f 击载荷 查表 11 7 得 1 5 所以 d f 1 31 3 1 1 66 601 2 224360 970 20000 28313 6 10110 d rh f pn CLN ft 为轴承的使用时间 小时 h L8 250 1020000 h L 35 2 r CKN 24 5KN or C 1012 83N 1 F 1012 83N 2 F 2 F a F 1 F e 0 68 0 41 0 87 11 XY 1 0 22 XY 1726 88N 1 P 1176 44N 2 P 27597 4N 1 rC 8 查表 11 5 得 7208AC 轴承的径向基本额定动载荷 35200N r C 6 2 键联结类型的选择及强度的校核键联结类型的选择及强度的校核 6 2 1 键类型的选择键类型的选择 选择键联结的类型应根据需要传递的转矩大小 载荷性质 转速高低 安装 空间大小 轮毂在轴上的位置 轮在轴上的位置是否需要移动 是否需要键 联结实现轮毂的轴向固定 传动对定心精度等工作要求 并结合各种类型键 的特点进行选择 6 2 2 键联结的尺寸选择键联结的尺寸选择 键的长度根据轮毂长度确定 键长通常略短于轮毂长度 导向平键的长度选择 还应考虑键的移动距离 所选键长应符合国家标准 国标中规定了键在宽度方 向与键槽的三种不同方式的配合 一般键联接 较紧键联接 较松联接 在这 里我们选择一般联接 在工作轴中 键的选择大小由轴的大小确定 6 2 36 2 3 键校核公式 键校核公式 2 pp T dlk 6 2 3 1 小齿轮轴上键的选择及校核小齿轮轴上键的选择及校核 对要求与联轴器相连的键进行计算 根据轴径 d 25mm 查手册得安装的键 型为 A 形键 为 6 5 取标准键长 L 32 所以 l L 32 mm b h k 0 5h 0 5 5 2 5mm 22 99330 37 84120 30 50 3 5 p T MPaMPa d l k 6 2 3 2 大齿轮轴键的选择及校核大齿轮轴键的选择及校核 要求与大齿轮配合的键进行计算 根据轴径 d 60mm 查手册得安装的键型 为 A 形键 为 12 8 取标准键长 L 52 所以 l L 52 查得轻微冲击载b h 荷时的许用挤压应力 120 p k 0 5h 0 5 8 4mm 5 22 4 834 10 33 8120 65 80 5 5 p T MPaMPa d l k 所以挤压强度足够 因为 所以 1r C r C 7208AC 轴承适用 97 41Mp1 2 9 6mm 机座肋厚 m m 0 85 6 m 轴承端盖外径 2 D 轴承外径 凸 3 5 5 5dD D 缘式轴承盖尺寸见表 11 11 轴承端盖凸缘厚度e 1 1 2 3 d 轴承旁联接螺栓距离S 以和互不干涉为准 一般 1 Md 3 Md 取 2 DS 上面表格中的数据均在机械手册中查得 第第 8 章章 润滑和密封的设计润滑和密封的设计 8 18 1 润滑 润滑 齿轮采用浸油润滑 轴承采用飞溅润滑 齿轮圆周速度 5m s 所以齿轮采用浸油润滑 轴承采用飞溅润滑 浸油润滑不但v 起到润滑作用 同时有助箱体散热 为了避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证齿 轮啮合区的充分润滑 传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅 设计的减速器的 合适浸油深度应不小于 30 50 mm 对于圆柱齿轮一般为 1 2 个齿高 但不应 1 H 小于 10 这个油面位置为最低油面 考虑使用中油不断蒸发损耗 还应给出一个 最高油面 对于中小型减速器 其最高油面比最低油面高出 30 50mm 此外还应保证 传动件浸油深度最多不超过齿轮半径的 以免油损失过大 对于采用浸油润滑 11 43 的多级传动 当低速级大齿轮浸油深度超过 的分度圆时 这时可减少低速级大1 3 齿轮浸油深度 而高速级采用溅油装置润滑 箱内保持一定的深度和存油量 油池 太浅易激起箱底沉渣和油污 引起磨料磨损 也不易散热 取齿顶圆到池底面的 距离为 60mm 箱座内壁高度 箱盖高可以从设计图上得出 换油时间为半 d HH 年 主要取决于油中杂质多少及被氧化 污染的程度 查手册选择 SH0357 192 中的 50 号工业闭式齿轮油润滑 注 设计时所查的表出自 机械设计基础课程设计指导书 8 28 2 密封 密封 减速器需要密封的部位很多 有轴伸出处 轴承室内侧 箱体接合面和轴承盖 窥视孔和放油孔的接合面等处 8 2 18 2 1 轴伸出处的密封轴伸出处的密封 起作用是使滚动轴承与箱外隔绝 防止润滑油漏出以及箱体外杂质 水及灰尘等侵 入轴承室 避免轴承急剧磨损和腐蚀 选用毡圈式密封 毡圈密封是填料密封的 一种 在端盖上开出梯形槽 将矩形截面和毛毡圈放置在槽中以与旋转轴密全接触 毡圈式密封结构简单 价廉 安装方便 但因轴颈接触的磨损较严重 因而工耗 大 毡圈寿命短 因此轴的表面最好经抛光加工 如果轴的硬度高 表面粗糙度值 小 就使用优异细毛毡 8 2 28 2 2 轴承内侧的密封轴承内侧的密封 该密封处选用挡油环密封 其作用用于油润滑轴承 防止过多的油 杂质进入轴 承室以内以及啮合处的热油冲入轴承内 挡油环与轴承座孔之间应留有不大的间 隙 以便让一定量的油能溅入轴承室进行润滑 8 2 38 2 3 盖与箱座接合面密封在接合面上涂上密封胶 盖与箱座接合面密封在接合面上涂上密封胶 8 38 3 公差的设计公差的设计 对于联轴器的公差配合 轴承轴的公差配合选用 键的公差配合选用 7 6 H h 7 7 H h 7 7 H f 8 48 4 附件附件 8 4 18 4 1 窥视孔盖和窥视孔窥视孔盖和窥视孔 为了检查传动件的啮合 润滑 接触班点 齿侧间隙及向箱内注油等 在箱盖顶部 设置便于观察传动件啮合区的位置并且有足够大的窥视孔 其大小至少应能伸进手 去 以便操作 盖板下应加防渗漏的垫片 窥视孔的长宽为 90mm 70mm 厚度为 6mm 孔数 5 个 用 M6 M8 的螺钉紧固 8 4 28 4 2 排油孔 放油油塞 通气器 油标排油孔 放油油塞 通气器 油标 为了换油及清洗箱体时排出油污 在箱座最底部设有排油孔 放油孔的螺纹小径应 与