电动卷扬机传动装置

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指导教师日期2012年1月4日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641、高速轴齿轮传动设计642、低速级齿轮传动设计1343、开式齿轮设计185、轴的设计计算2151、中间轴的设计计算2152、高速轴的设计计算2853、低速轴的设计计算306、轴承校核3161、高速轴轴承校核3162、中间轴上轴承校核3263、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11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11原始数据2系统总体方案的确定21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21计算及说明主要结果3电动机的确定1传动效率的计算弹性联轴器传动效率099滚子轴承传动效率09828级精度齿轮传动效率0973开式齿轮传动效率0954卷筒传动效率0965760960579802525425312已知卷筒圆周力和直径，求出工作机的转速MIN/231401601RDVNVII工作机的所需功率KWFVWP360972P8查表22得两级展开式圆柱齿轮减速器传动比一般范围4083所以电动机的可选转速NIID21/MIN/8491703408/RN4电动机的输出功率KWAWDP36N076V2123P33P434计算及说明主要结果5、选电动机综上电动机转速范围电动机输出功率MIN/849170/RND，并考虑其工作条件，页数P195查表194YZR系KWPD34列电动机技术数据，优先选用YZR132M26额定功率为50KW，转速为875R/MIN。6计算传动比I总传动比2413875NIMA直齿圆柱齿轮传动。查表21（资料P7）得直齿圆柱齿轮的传动比的取值范围是35。转速为N921R/MIN,传动比为。241IA由于是直齿圆柱齿轮，故传动比可以平均分配45321321I符合直齿圆柱齿轮的传动比的取值范围是35的要求。电机YZR132M26，转速N875R/MIN,功率P50KW。因是直齿圆柱齿轮传动，传动比可以平均分配为45321321I7各轴转速计算轴IMIN/871R轴III/625312轴IIIIN/723RI轴四MI/5134N轴五IN/35RII4122I345计算及说明主要结果卷筒MIN/3125RN所分配传动比求得卷筒转速与实际工作机转速N2123R/MIN相等,所以传动分配合适。8各轴输入功率计算KWPD30493411978322K3W539014KP68459转矩的计算MNNT346875/30495011P0562/922MN375173/89503NT150/944终上，各轴的参数如下MNP26312/69505表轴的参数编号功率（KW）转速（R/MIN转矩（NM算及说明主要结果2409253621540133897351505374385735150017536621311640224齿轮设计41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，V16M/MIN,故选用8级精度。3）材料选择由课本P59表42选择小齿轮材料为40CR调质），齿面硬度为（241286）HBW，取250HBW,大齿轮选用45钢（调质），硬度为197255HBW，取220HBW，二者差为30HBW。4）选小齿轮的齿数为，则大齿轮的齿数为21Z，取。齿数比为,取975132Z72273U1IZ压力角。0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计算及说明主要结果321D1HTAD1确定公式的各计算值（1）试选载荷系数（课本P71）13TK（2）齿轮传递的转矩（课本P63）41350TNM（3）由（课本P70）表47选取齿系数01D（4）由（课本P69）46查得材料的弹性影响系数。1/2189EZMPA（5）由（课本P71）表48查得90DA（6）由（课本P77）4193查得，小齿轮疲劳极限为，LIM170HPA大齿轮疲劳极限为。LIM2490HMPA7由（课本P78）表410取12IN1MINHS（8）计算应力循环次数810731053256NTN8241/（9）由（课本P78）图420得接触疲劳寿命系数为，90521NNZ，（8）计算接触疲劳许用应力计算及说明主要结果,2480910,6572LIM21LI1MPAZSNHN2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值1DLHMDT574623651094032取MT71（2）计算圆周速度SMNDVT/132068754106（3）计算齿宽DT47B1（4）计算齿宽与齿高之比/BH模数1250/1ZMT齿高MH8429/7349/B（5）计算载荷系数根据，8级精度，由课本P65图49得，载SV12荷系数为11，因为是直齿轮，假设VK，由课本P67表45得/10/ATFBNM，2HF由（课本P64）表44查得工作情况系数为150（中等AK冲击），由课本P66图412得齿轮对称布置，计算及说明主要结果故载荷系数为1,DK178225VHA。齿向载荷分布不均系数数；啮合齿对间载荷分配系工作情况系数；动载荷系数；KHAV（6）按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径MKDTT3256718543317计算模数M2/1Z3按弯曲疲劳强度校核弯曲强度的设计公式132FASDYKTMZ11SFTYDZ输入转矩；载荷系数；应力校正系数；齿形系数；许用应力；齿宽系数；由齿面接触疲劳强度设计计算所得齿数。1）确定公式内的各参数值计算及说明主要结果由（课本P80）图4213查得小齿轮的弯曲疲劳强度1极限为，大齿轮的的弯曲疲劳极限为MPAF501LIMF382LI由（课本P81）图422查得弯曲疲劳寿命系数97021NNY，计算弯曲疲劳许用应力3取弯曲疲劳安全系数，由课本P79式416得251MINFSMPASYFNFF8294513076MIN2L2I1L1（4）计算安全载荷系数（5）计17821FDBVAKK算齿形系数课本P73图418得1247,82410FASAY（5）计算齿形校正系数查课本P73表416得157SAY2760SAY（6）计算大、小齿轮并加以比较FSA013598294764352A1AFSFY计算及说明主要结果比较得，大齿轮的数值大。FSAY2）设计计算将中较大值代入公式得FSAYMM781035921946783对此计算结果，由于按齿面接触疲劳强度计算的模数（M2467）大于由齿根弯曲强度计算的模数（M175。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M2。按接触强度得的分度圆直径，算出小齿轮齿数M325D18671Z大齿轮齿数9251238124、几何尺寸计算1）计算分度圆直径184295621MZD2）计算中心距20/56/A213）计算齿轮宽度计算及说明主要结果MBD50,61B2取5、验算MNBFKDTTA/10/945671321T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Z128Z292压力角20D156分度圆直径D2184MHZAA2D160齿顶圆直径AA2186MCHZAFD151齿根圆直径AF22179中心距1A2ZM120计算及说明主要结果1DB56齿宽250506高速级齿轮设计草图如下42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324Z858432IZ取2、按齿面接触强度设计由设计公式（109A）进行计算32331UTADHT（515）1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数1TK轴的转矩2MNT3054计算及说明主要结果由课本P6047选取齿轮宽系数31D由课本P6946查得材料弹性影响系数为4MPAZE819由课本P774193查得齿面的接触疲劳强度极限5LIM127056HA计算应力循环次数6782348310234110550INTRN（7）由课本P78420查得接触疲劳寿命系数950,43NNZ（8）计算接触疲劳许用应力MPASZHN532160972MINL41IL32）计算（1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值3DLH78695416105490323TD（2）计算圆周速度SMNVT/2003789023（3）计算宽613TDB（4）计算齿宽与齿高之比/BH计算及说明主要结果模数9124/786/3ZDMTT齿高525TH09/B（5）计算载荷系数根据，8级精度，查课本P64图49得，载SV荷系数为，因为是直齿轮，假设1VK，有课本P67表45查得/0/ATKFBNM，12HFK由P6444查得使用系数为KA150（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412齿轮对称布置，1KD时。取2105HAVKK（6）按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径483127693TTD7计算模数M432/18/3ZD3按弯曲疲劳强度校核由式（15）得弯曲强度的设计公式32FSAYDZKTM计算及说明主要结果计计算所得齿数由齿面接触疲劳强度设齿宽系数；许用应力；齿形系数；应力校正系数；载荷系数；输入转矩；32ZDFASYKT1）确定公式内的各参数值由课本图1020C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MPAF501LIM382LI由课本P81图422查得弯曲疲劳寿命系数，901NY9702NY计算弯曲疲劳许用应力3取弯曲疲劳安全系数，由课本式416得51MINFSA8294513076MIN2L2I1L1MPSYFNFF（4）计算安全载荷系数10DFBVAKK（5）计算齿形系数由课本P73图418得12247,82410FASAY（6）计算齿形校正系数课本P73表416得，157SAY计算及说明主要结果217551760SAY1）计算大、小齿轮并加以比较FSAY013598294764352A1AFSFY比较得，大齿轮的数值大。FSAY2）设计计算将中较大值代入公式得FSAYM482013592415M3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M3。按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数M1482D327383Z大齿轮齿数965427344、几何尺寸计算1）计算分度圆直径计算及说明主要结果MZD2839617432）计算中心距156/A433）计算齿轮宽度MBDB72,8143取5、验算MNBFKDTA/10/95468172302T1T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Z327Z496力角20D381分度圆直径D4288MHZAA2D387齿顶圆直径AA4294齿根圆直径MHZAA2D4735计算及说明主要结果MCHZAF2D42805中心距21A431845齿宽1DB8143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101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520Z，取由于是开式传动，故选用694356ZI6Z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32312HEMZTKDT（520）1确定公式的各计算值由课本P80图4213查得齿轮的弯曲疲劳强度极限1MPAF05LIMPAF670LIM计算应力循环次数2计算及说明主要结果10T7N5981503236）（NI673564由课本图420查得弯曲疲劳寿命系数15YN651N计算弯曲疲劳许用应力4取弯曲疲劳系数S16，得A58126031LIM55MPFSFN947LI66YF。载荷系数51FK查取齿形系数及应力校正系数由课本P71表418查得，5280FAY624FAY，51SAY6174SA计算大小齿轮的并加以比较7FSA05348125SAF6896746SAY大齿轮的数值大。由课本P70表47选取齿宽系数81D2）设计计算计算及说明主要结果由于是开式传动，计算模数89217502M323将加大10得就近圆整得M430892T3尺寸计算计算分度圆直径80425DMZT（522）7696T计算齿轮宽度55180DBM675计算中心距（524）56182DAM4、验算MNBFKDTTAT104523801951073545、工作机速度验算故设计4026928137852565431ZNV理实理合理。计算及说明主要结果5轴的设计计算51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61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67查得，MPA640B查P133表63，取C110，得所求D应为受扭部分的MCNP7126530941D32最细处，即深沟球轴承的轴颈，选代号为6306深沟球轴承，B21MM，齿轮2处轴头直径35MM021齿轮2处定位轴肩高度H000701D013535所以该处值齿轮轴处等于低速级的小齿轮直径尺寸M4D，813573FM873A轴肩高度H（000701）D000781567计算及说明主要结果所以取M923D，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（61）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计算及说明主要结果右左右左图62轴的受力图3）计算轴上的作用力齿轮2322178540169TAN69TAN207TRTFND齿轮3计算及说明主要结果3231785408409TANTAN219TRTFND4）计算支反力垂直支反面（XZ平面），参考图（62），绕支点B的力矩和得，0BZM同理，23845717158471567982ARRRFFN，0AZM校核3284571715847151960376BRRRFFN；计算无误。322519860760AZRRBZR同样，由绕B的力矩和，得（水平面XY平面，BYM见图62（C）23845717158471516984023AYTTRFFN由得；0AYM校核328457578451169329BTTRFFN23518169840YABYTTMR计算及说明主要结果计算无误。5绘制转矩、弯矩图垂直平面内的弯矩图（图62（BC处弯矩579416AZCZZMRNM左右D处弯矩BD左右水平面内弯矩图（图62（CC处弯矩571324AYCYY左右D处弯矩6BZDZMRNM左右6）合成弯矩图（图62（DC处弯矩22294163714ZCYD处弯矩222563ZDYMNM7）转矩以及转矩图（图62（E。218540TNM8）计算当量弯矩，绘制弯矩图，（图62（F）应力校正系数1059058BB20587413TNMC处当量弯矩222057MD处当量弯矩222761396TNM9）校核轴径根据弯矩图可知，危险面为C和D剖面。C剖面331207314505CBMD强度足够。计算及说明主要结果D剖面33129567328500DDBMDMD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914得键槽尺寸为（T50,R03键长为L45MM,128BH查资料3表45得表面过度圆角R3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151查得，。640BMPA35SPA1346027BBM01748B1010105,522701,46825BPAPA3）剖面C的按系数抗弯段面系数2323321455761CCCBTDTWM抗扭断面系数计算及说明主要结果23233164551674TCCTCBDWM弯曲应力幅0/325CMWMPA弯曲平均应力M扭转切应力幅1785403926TCTA平均切应力39MMPA键槽所引起的有效应力集中系数有资料4表查得1,54K同样，由资料2表查得表面状态系数为092尺寸系数为08,7811299204K弯曲配合零件的综合影响系数3DK取进行计算23D11390978K取剪切配合零件的综合影响系数46DDK由齿轮计算的循环次数，寿命系7771501250数1NK则计算及说明主要结果故，112221275251,83903947,5147148NBCMDCKSSS综合安全系数剖面C有足够的强度。52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63查得C110，轴段伸出段直径为MCNPD351870641331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D132MM。31）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D234MM查资料4表823，选择滚动轴承6307，轴颈直径D3D735MM轴承安装定位轴颈D4D644MM齿轮轴段直径与齿轮1直径尺寸相同，为D562MM,DA566MM,DF557MM3确定各轴段的轴向长度两轴承轴颈间距计算及说明主要结果0321048239LABMB3箱体内比间距离，由中间轴计算得A84轴承内端面与内壁的距离，取轴承宽度，查资料表得，所以，L018410219223MM,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B19MM,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K1020MM,H为外端盖螺钉（M8）六角厚度确定K7；端盖内尺寸为1231235CEBE壁厚；，轴承旁连接螺栓扳手位置尺寸；端盖凸缘厚度；轴承内端面与内壁的距离；B轴承宽度，6307的B19MD2轴段长度L71482220510101955MM，因此主要结构尺寸见（图63）图63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（T50,R03108BH计算及说明主要结果键长L50MM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）53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C110，轴段伸出段直径为3初步尺寸设计MCNPD7265310311）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D240MM查资料4表823，选择滚动轴承6309，轴颈直径D3D745MM轴承安装定位轴颈直径D452MM安装齿轮轴段直径与轴颈直径尺寸相同，D552MM。3确定各轴段的轴向长度两轴承轴颈间距0321048235LABMB3箱体内比间距离，由中间轴计算得A84轴承内端面与内壁的距离，取轴承宽度，查资料表得，所以，L018410225229MM,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B25MM,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K1020MM,H为外端盖螺钉（M8）六角厚度确定K7；端盖内尺寸为计算及说明主要结果1231235CEBE壁厚；，轴承旁连接螺栓扳手位置尺寸；端盖凸缘厚度；轴承内端面与内壁的距离；B轴承宽度，6309的B25MD2轴段长度L72082220510102557MM，因此主要结构尺寸见（图63）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914得键槽尺寸（T50,R03149BH键长L56MM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61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281035720HLH2、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3RCKN；MIN/8751R计算当量动载荷P，根据式（139A）（71）PRRPFF载荷系数；径向载荷。计算及说明主要结果按照表NFFVBHRBAA734916894631635108222136，取，选两者中PFPFRF较大者，故FPRP51736951校核此轴承的寿命3661002089175HHCLLN故，该轴承满足工作要求。62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408RCKNMIN/625计算当量动载荷P，根据式（139A）RPFFPNFFVBHRBAA7239519823972042（72）按照表136，取，选两者1PFPFRF中较大者，故NFFPRP5492251校核此轴承的寿命36600804976271925HHCLLN轴承满足工作需求。63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528RCKN761MINRN计算及说明主要结果计算当量动载荷P，根据式（139A）RPFFPNFFVBHRBAA1248098472303716192按照表136，取，选两者PF5PFRF中较大者，故NFFPRP23701248051校核此轴承的寿命36605619507120HHCLLN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6I4，初选定为，。108MBH156L轴用于齿轮轴向定位的采用普通平键，根据轴II的I尺寸齿轮3的键初选定为，。32830M轴上用于齿轮定位的键根据轴的尺寸初选定为I，用于轴端联轴器的普通平键为4160BH47ML，。58532、校核键联接的强度键、轴、轮毂的材料都是45钢，由资料1表62查得许用挤压应力，取其平均值。102PMAMPAP10计算及说明主要结果轴上用于连接联轴器的键工作长度为I，键与轮毂键槽的接触高度15612BLML，由式（61）可得084KH132D故此键满足工作要求。键标记为键CGB/T10961979056轴上齿轮3键的工作长度，I3501238LBML键与轮毂键槽的接触高度，。由式MHK48505024D（61）可得3231752048PPMAKLDT故此键满足工作要求。键标记为键，。12501967GBT轴上的齿轮连接键的工作长度，I401654LBML键与轮毂键槽的接触高度，由式MHK51