绞车传动装置概要

1、河南职业技术学院机械设计基础课程设计设计计算说明书题 目：设计绞车传动装置 院 系：机电工程系 专 业：数控技术 姓 名：胡现超 年 级：大二 指导教师：邵塑苗志义二零一四年十二月目录：第一章 简介2 第二章 减速箱原始数据及传动装置选择 2 第三章 电动机的选择计算3 第四章 圆柱齿轮传动设计5 第五章 轴的设计7 第六章 轴承的选择10 第七章 联轴器的选择10 第八章 键的选择12 第九章 箱体的设计12 第十章 减速器附件的设计1214参考文献第一章 简介【摘要】 减速器是一种密封在刚性壳体内的齿轮运动、圆柱齿轮传动所 组成的独立部件， 常在动力机与工作机之间的传动装置， 本次设计的是

2、螺旋运输 机用的单级圆柱减速器。 运用 AtuoCAD进行传动的二位平面设计， 完成圆柱齿轮 减速器的平面零件图与装配图的绘制，通过设计，理顺正确的思想， 培养综合应 用机械设计课程和其他先修课程的理论与生产实际来分析和解决机械设计问题 的能力及学习机械设计的一般方法步骤， 掌握机械设计的一般规律， 进行机械设 计基本技能的训练：例如计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范，进行 计算机辅助设计和绘图的训练。【关键词】 圆柱齿轮 齿轮传动 减速器第二章 减速箱原始数据及传动方案的选择2.1 原始数据 卷筒圆周力 F=5000N,工作转速 n=60r/min ，卷筒直径 D=350m。m 间歇

3、工作，载荷平稳，传动可逆转启动载荷是名义载荷的 1.25 倍。传动比 误差为± 5%，每隔 2min工作一次，停机 5min，工作年限为 10 年，两班制。2.2 传动方案选择传动装置总体设计的目的是确定传动方案、 选定电动机型号、 合理分配传动 比以及计算传动装置的运动和动力参数，为计算各级传动件做准备条件。1电动机； 2联轴器； 3斜齿圆柱齿轮减速器； 4开齿齿轮； 5卷筒 注意点是使用这个船东方案应保证工作可靠，并且结构简单、尺寸紧凑、加 工方便、成本低廉、传动效率高和使用维护便利。第三章 电动机的选择计算合理的选择电动机是正确使用的先决条件。 选择恰当， 电动 机就能安全、

4、经济、可靠的运行； 选择得不合适， 轻者造成浪费， 重者烧毁电动机。 选择电动机的内容包括很多， 例如电压、 频率、 功率、转速、起动转矩、防护形式、结构形式等，但是结合运用 的具体情况，需要选择的通常只是功率、转速、防护形式等几项 比较重要的内容，因此在这里介绍一下电动机的选择方法与使 用。3.1 电动机选择步骤3.1.1 型号的选择电动机的型号很多， 通常选用异步电动机。 从类型上可分为鼠笼式与绕线式 电动机两种。常用鼠笼式电动机有 J、J2、JO、JO2、JO3 系列小型异步电动机和JS、JSQ系列中型异步电动机。绕线式有 JR、JR O2系列小型绕线式异步电动机 和 JRQ系列中型绕线

5、式异步电动机。从电动机的防护形式上又可分为以下几种：1. 防护式。2. 封闭式。3. 密封式。3.1.2 功率的选择 选择电动机功率时， 还要兼顾变压器的大小， 一般来说， 直接启动的最大一 台鼠笼式电动机，功率不宜超过变压器容量的 1/3.3.2 电动机的型号确定3.2.1 根据已知的工作要求和条件，选用 Y 型全封闭鼠笼型三相异步电动机。 由 n=60*1000v/ *D可以得出 v 的转换经计算： v=1.10m/s 。 由公式 P1=f*v=5000*1.10/1000=5.50kw 求电机功率 P P=P 1* =1*2*3*4* 5*6查阅资料可得：选取 1=0.99 弹性联轴器

6、2=0.98 齿轮传动轴承 3=0.97 斜齿轮传动 4=0.95 开式齿轮传动 5=0.99 卷筒轴的轴承 6=0.96 卷筒的效率 则=1*2*3*4* 5*6=0.83P=P1/ =6.63kw 卷筒工作转速为 n=60r/min 查表可知圆柱齿轮单级传动比： i 0=35；开齿齿轮传动比： i 1=35； 则 i=9 25； nd=i*n=540 1500r/min电动机符合这一范围的同步转速有 750、1000、1500。则： 电动机型号 Y132M26，满载转速： 960r/min 。开齿齿轮传动比 i 1=4； 综合考虑方案 2 更合适 梭巡电动机外型尺寸和安装尺寸如下表所示：3

7、.2.2 总传动比的确定及分配有选定电动机的满载转速和工作主轴转速，可得：i=161. 各轴转速：轴转速：n =n0=960r/min ；轴转速：n =n /i 0=80r/min ；轴转速：n =n /i 1=20r/min ；2. 各轴的输出功率：轴功率： P=P1*1* 2=5.34kw；轴功率： P= P*2* 3=5.07kw； 轴功率： P= P*4*5* 6=4.58kw； 3. 各轴的输入转矩：轴转矩： 轴转矩： 轴转矩：T=9550 P/ n =53.12N·m；T=9550 P/ n =605.23N· m；T =9550 P/ n =2186.95N&

8、#183; m；第四章 圆柱齿轮传动设计4.1 齿轮材料及精度的选择因传递功率较大， 选用硬齿面齿轮组合。 小齿轮用 20CrMnTi 渗碳淬火， 硬度为 56 62HRC；大齿轮用 40Cr 表面淬火，硬度为 50 55HRC。选择齿 轮精度等级为 8 级。4.2 齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢制齿轮，所以可以用公式求出mn。确定有关参数与系数。2 2 1/3mn 1.17(kT 1cos 2 YFYS/ dz12 F) 1/3 ·············&#

9、183;····· 转矩 T1；T1=9.55 ×106×P/n1=5.47 × 104N·mm载荷系数 K： K=1.4 。齿数在、螺旋角 和齿宽系数 d： 因为是硬齿面传动，取 z1=20，则 z2=i z 1=80初选螺旋角 =14°。当量齿数 zv，为： zv1=z1/cos 3 =21.89 223zv2=z2/ cos 3 =87.56 88查表可知齿形系数 YF1=2.75 ， YF1=2.21 。 应力修正系数 YS1=1.58 ， YS2=1.78. 选取 d=b/d 1=0.

10、8.许用弯曲应力 F：查 Flim1 ，小齿轮按 16CrMnTi5 查；大齿轮按调质钢查，得 Flim1 =880MPa， Flim2 =740MPa。查表可知： SF=1.4N1=60njL h=2.52 ×109；N2= N1/i=6.31 ×108。由图可知 YNT1 =1， YNT2=1； 由公式得： F 1= Y NT1 Flim1 / S F=629 MPa F 2= Y NT2 Flim2 / S F=529 MPa-1YF1 YS1/ F 1=0.0069MPa-1-1YF2 YS2/ F 2=0.0074MPa-1由式可得： mn 3.25mm。因为是硬

11、齿面， mn 选大些。由标准模数值可得： mn=4mm。 确定中心距 a 及螺旋角 ：传动的中心距 a=ma(z 1+ z 2)/2a=164.88mm取 a=165mm。确定螺旋角为 =arcosm a(z 1+ z 2)/2a=14 ° 82 此值与初选 值相差不大，故不用重新计算。4.3 校核齿面接触疲劳强度2 1/2 H=3.17Z EK T 1（u+1）/bd12u 1/2 H 确定相关参数： 分度圆直径 d:d1= maz1/ cos =82.5mmd2= maz2/ cos =330mm齿宽 b：b= dd1=66mm取 b2=70mm， b1=75mm。 齿数比 u：

12、 u=i=4许用接触应力 H：由图得： Hlim1 =1500MPa， Hlim2 =1220MPa。查表得：SH=1.2.由图得：ZNT1=1， ZNT2=1.04 。由公式得： H 1= Z NT1 Hlim1 / S H=1250 MPa H 2= Z NT2 Hlim2 / S H=1057 MPa1/2由表可知： ZE=189.8MPa1/2 H=265.55MPaHH 2，齿面接触疲劳强度校核合格。4.4 验算齿轮圆周速度 v ： V= d1n1/60 × 1000=4.15m/s 。 符合 8 级精度的速度范围。第五章 轴的设计45 钢并3%5.1 轴的材料与许用应力

13、由传动功率可知属于中小型功率，对材料无特殊要求，故选用 调质处理。查表可得： B=650MPa；-1b =60MPa。5.2 轴径的估算查表可得： C=107 118；1/3又 dC（P/n）1/3=42.8 47.2mm考虑到轴的最小直径处安装联轴器，会有键槽的存在，故将直径加大5%,取为 44.09 47.2mm。由设计手册取标准直径： d1=45mm。5.3 轴的结构设计由于设计的是单机减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对 称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。 确定轴上零件位置和固定方式：要确定轴的结构形式，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定形式。齿轮从轴的右端装入，齿轮的

14、左端用轴环定位，右端用套筒固定。这 样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮周向固定采用平键连接。轴承 对称安装于齿轮两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。确定各轴段直径：轴段 1 直径最小， d1=45mm；考虑到要对安装在轴段 1 上的联轴器进 行定位，轴段 2 上应有轴肩，同时为了能很顺利地在轴段 2 上安装轴承， 轴段 2 必须满足轴承内径的标准，故轴段2 的直径： d2=50mm；用相同的方法确定轴段 3、 4 的直径 d3、 d4 分别为： 55mm、60mm；为了便于拆卸左轴承， 可查 6208 型滚定轴承的安装高度为 3.5mm，取 d5=47mm。 确定各轴段的长度：齿

15、轮轮毂宽度为 60mm，为保证齿轮固定可靠，轴段3 的长度应略微短于齿轮轮毂的宽度，却为58mm；为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应有一段间距，取改间距为15mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔内（轴承宽度 18mm），并考虑轴承的润滑，取轴端面距箱体内 壁的距离为 5mm，所以轴段 4 长度为 20mm，轴承支点距离 l=118 根据箱体 结构及联轴器距轴承盖要有一段距离的要求，取l =75mm；查阅联轴器相关资料取 l =70mm；在轴段 1、3 上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同 一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约5 10mm，键槽宽度按轴段直径可查手册得到

16、。轴的结构细节：圆角、倒角、退刀槽等尺寸。5.4 轴径的弯矩合成强度的校核 轴的受力图： 水平面内的弯矩图：支点反力： FHA= F HB=F/2=2500N 截面处的弯矩为：MH=2500×118/2 N ·mm =147500N· mm截面处的弯矩为：MH=2500×29 N·mm =72500N· mm做垂面内的弯矩图：支点反力为： FVA=Fr2 /2- F a2·d/2l=-435NFVB=Fr2 - F VA=1840.6N截面左侧的弯矩为：MV1左= F VA×l/2=-25665N截面右侧的弯矩为：

17、MV1右= F VB×l/2=108595.4N截面处的弯矩为：MV= F VA· 29=-12615N做合成弯矩图：M=（ MH2+ MV2） 1/2截面：M左=（MH2+ MV左 2） 1/2 =149716.2NM右=（MH2+ MV右 2） 1/2 =183164.4N截面：M = （ MH 2+ MV 2） 1/2 =73589.3N求转矩图：T=9.55× 106× P/n=955000N ·mm =1.Me>Me，且轴 d3> d 2, 故也应对截求当量弯矩： 因减速器可逆转，故认为转矩为对称循环变化，修正系数 截面：

18、2 2 1/2Me=M右 2+ （T）2 1/2 =972406.4N截面：2 2 1/2Me=M2+ （T）2 1/2 =957831.1N确定危险截面和校核强度： 由图可以看出，截面、所受转矩相同，但弯矩 上有键槽，故截面可能为危险截面。但由于轴径 面进行校核。截面：W=0.1 d 23； e = Me /W=77.79MPa 截面： e = Me /W=76.63MPa查表得 -1b =90Mpa, 满足 e < -1b 的条件，故设计的轴有一定的强度， 并有一定的裕量。第六章 轴承的选择6.1 轴承种类的选择深沟球轴承，型号： 6208.6.2 深沟球轴承的结构 深沟球轴承一般由

19、一对套圈，一组保持架，一组钢球组成。其结构简 单，使用方便，是生产最普遍，应用最广泛的一类轴承。该类轴承主要用来承受径向负荷，但也可承受一定量的任一方向的轴 向负荷。当在一定范围内，加大轴承的径向游隙，此种轴承具有角接触轴 承的性质，还可以承受加大的轴向负荷。深沟球轴承装在轴上以后，可使轴或外壳的轴向位移限制在轴承的径 向游隙范围内。同时，当外壳孔和轴（或外圈对内圈）相对有倾斜时， （不 超过 8 16根据游隙确定） 仍然可以正常的工作， 然而，既有倾斜存在， 就必然降低轴承的使用寿命。深沟球轴承与其他类型相同尺寸的轴承相比，摩擦损失最小，极限转 速较高。在转速较高不宜采用推力球轴承的情况下，

20、可用此类轴承承受纯 轴向负荷。如若提高其制造精度，并采用胶木、青铜、硬铝等材质的实体 保持架，其转速还可提高。深沟球轴承结构简单，使用方便，是生产批量 最大、应用范围最广的一类轴承，主要用以承受径向负荷。当轴承的径向 游隙加大时，具有角接触球轴承的性能，不能承受加大的轴向负荷。此类 轴承摩擦系数小，震动、噪声低，极限转速高，不耐冲击，不适合承受较 重负荷。深沟球轴承一般采用钢板冲压浪形保持架，也可采用工程塑料、铜制 实体保持架。密封轴承内部根据不同的使用环境可添加相应的轴承专用润 滑脂。主轴选用 6206 的轴承从动轴选 6208 的轴承。第七章 联轴器的选择7.1 联轴器的功用 联轴器是将两

21、轴轴向连接起来并传递扭矩及运动的部件并具有一定的 补偿两轴偏移的能力，为了减少机械传动系统的振动、降低冲击尖峰载荷， 联轴器还应具有一定的缓冲减震性能。联轴器有时也兼有过载安全保护功7.2 联轴器的类型特点刚性联轴器：刚性联轴器不具有补偿被联两轴轴线相对偏移的能力， 也不具有缓冲减震性能；但结构简单，价格便宜。只有在载荷平稳，转速 稳定，能保证被联两轴轴线相对偏移极小的情况下，才可选用刚性联轴器。挠性联轴器：具有一定的补偿被联两轴轴线相对偏移的能力，最大量 随型号不通而异。无弹性的挠性联轴器：承载能力大，但也不具有缓冲减震性能，在高 速或转速不稳定或经常正、反转时，有冲击噪声。适用于低速、重载

22、、转速平稳的场合。非金属无弹性的挠性联轴器： 在转速不平稳时有很好的缓冲减震性能； 但由于非金属（橡胶、尼龙等）弹性元件强度低、寿命短、承载能力小、 不耐高温和低温，故适用于高速、轻载和常温的场合。金属无弹性的挠性联轴器： 在结构上的特点是， 存在一个保险环节 （如 销钉可动联接等） ，其只能是承受限定载荷。当实际载荷超过事前限定的载 荷时，保险环节就发生变化，截断运动和动力的传递，从而保护机器的其 余部分不致损坏，即起安全保护作用。起动安全联轴器：除了具有过载保护作用外，还有将机器电动机的带 载起动转变为近似空载起动的作用。7.3 联轴器的选择联轴器选择原则：转矩 T： T，选刚性联轴器、无

23、弹性元件或有金属弹性元件的挠性 联轴器； T 有冲击振动，选有弹性元件挠性联轴器；转速 n： n，非金属弹性元件的挠性联轴器； 对中性：对中性好选刚性联轴器，需补偿时选挠性联轴器； 装拆：若考虑装拆方便，选可直接经向移动的联轴器； 环境：若在高温下工作，不可选有非金属的挠性联轴器； 成本：同等条件下，尽量选择价格低，维护简单的联轴器；7.4 联轴器的材料半联轴器的材料常用 45、20Cr 钢，也可选用 ZG270 500 铸铁。链齿硬 度最好为 40HRC 45HRC。联轴器应有罩壳，用铝合金铸成。用单排链时， 滚子和套筒受力，销轴只起联接作用，结构可靠性好；用双排链时：销轴 受剪力，承受冲击

24、能力较差，销轴和外链板之间的过盈配合容易松动。在 高速轻载场合，宜选用较小链节距的链条，重量轻，离心力小；在低速重 载场合，宜选用较大链节距的链条，以便加大承载面积。链轮齿数一般为 12 22. 为避免过渡链节，宜取偶数。因为轴直径为 45mm，查表弹性柱销联轴器可知选用HL3 型号。第八章 键的选择键应该选择平键 A 型，查表得：从动轴段 1 键槽宽 b 为 5mm，从动轴段 3 键槽宽 b 为 6mm，主动轴段 1 键槽宽 b 为 8mm，键高 h 为 2mm，键长 l 为 20mm； 键高 h 为 4mm，键长 l 为 12mm； 键高 h 为 5mm，键长 l 为 18mm；第九章 箱

25、体的设计箱体是减速器中所有零件的基座，必须保证足够的强度和良好的加工 性能，便于拆装与维修，箱体由箱座和箱盖两部分组成，均采用 HT200 铸 造而成。具体尺寸见见第三章表格。第十章 减速器附件的设计10.1 箱体上的附件 检查孔： 为检查传动零件的啮合情况，并向箱体内注入润滑油，箱体顶部能直接观察到到齿轮啮合的部位处设置检查孔，平时，箱体的盖板用螺钉固定在 箱盖上。 通气孔： 减速器工作时，箱体内的温度上升，气体膨胀，压力增大，通气孔使向 内热胀空气能自由排出，以保持箱内的压力平衡，不致使热胀空气沿分箱 面或轴件密封件等缝隙渗漏，所以在箱体顶部设通气孔。 轴承盖： 为固定轴系部件的轴向位置并受轴向载荷，轴向座孔用轴向盖封闭。采 用凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱