绞车传动装置设计 3

1、金陵科技学院 机械设计基础课程设计 设计计算说明书题 目：绞车传动装置院 系：机电工程学院专 业：车辆工程姓 名：蒋达年 级：11车辆工程（统）指导教师：智淑亚二零一四年十二月目 录第一章 总体方案的确定 3第二章 传动部件设计与计算 6第三章 齿轮的设计与校核 8第四章 轴和联轴器材料选择和主要零件 12第五章 主动轴的设计 18第六章 从动件的设计 23第七章 轴承的校核27第八章 键及联轴器的选择 28第九章 箱体及附件的设计 28 第十章 参考文献30第1章 总体方案的确定计算步骤与说明结果1.1 任务分析、传动方案拟订任务书中给出的是绞车卷筒,具体参数如下表1工作参数表1卷筒圆周力F

2、/N7500卷筒转速n(r/min)55卷筒直径D mm400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。1.2.1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

3、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。1.2.2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、 电动机所需的工作功率:=所以： =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，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：= 式中，、分别为联轴器、减速器齿轮、轴承

4、、开式齿轮、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。由表9.4可以查到=0.97、=0.97、=0.99、=0.96 =0.98，=0.96则：= =0.83又已知卷筒卷速n为55r/min,卷筒直径D为400 mm,故电动机所需的工作功率为: =（F×n××D）/（60×1000×1000× ）=10.4kw123.2. 确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为 =55 r/min按推荐的合理传动比范围，取单级齿轮传动比 i=35,则总传动比的范围为=925故电动机转速的可选范围为 = ×=（925）×55r/min =495137

5、5r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/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=0.83=10.4Kw=4951375r/min电动机型号为：Y180L-6=970 r/min第2章 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电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置

6、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 i = /=970/55=17.632.1.3分配传动比 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:35开式齿轮的传动比:,因此可以分配=3.5，=4.5。 2.2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I轴 = =970r/min 轴 =970/3.5=277r/min轴（输出轴） =277/4.5=62 r/min 2.2.2各轴的输入功率I轴 =10.40.97=10.088kwII轴 =10.088×0.97×0.99=9.688 kwIII轴（输出轴） =9.

7、688×0.99×0.96=9.207 kw2.2.3各轴的输入转距电动机的输出转距为=9.55×=9.55××10.4/970=1.024×N.mm I轴 =10.24××0.97=9.933×N.mmII轴 =9.933××0.97×3.5=3.372×N.mmIII轴（输出轴）=3.372××0.99×0.96×4.5=1.442×N.mm最后将所计算的结果填入下表：各轴参数表参 数轴 名电动机轴轴 轴轴转 速

8、r/min97097027762功率Kw10.410.0889.6889.207转矩N·mm1.024×9.933×3.372×1.442×2.3轴的初步计算：轴选用45钢，调质处理.C值查表得118106,可选C=100.由轴的设计公式得：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d100 mm时，单键应增大5%7%，双键应增大10%15%。所以：的最小直径为21.83mm 增大后取25mm的最小直径为32.70mm 增大后取38mm的最小直径为52.96mm 增大

9、后取60mmi =17.63=3.5=4.5=970r/min=277r/min= 62/min =10.088kw=9.688 kw=9.207 kw=1.024×N.mm=9.933×N.mm=3.372×N.mm=1.442×N.mm取25mm取38mm取60mm第三章 齿轮的设计与校核3.1.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：由表11.8，选择小齿轮材料40钢，调质处理，硬度为220250HBS，大齿轮材料45钢正火，硬度为170210HBS；参考表11.20，可选精度等级为8级.要求齿面粗糙度Ra3.26.3

10、.因=3.5取=28，= ·=3.5×28=98取=98实际传动比 U=/=98/28= 3.5在传动比范围内。3.1.2确定设计准则 由于该减速器为闭式软齿面传动HBS350,所以齿面点蚀为主要失效形式，先按齿面接触疲劳强度进行计算，确定齿轮的你主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲疲劳强度。3.1.3齿面接触疲劳强度设计:计算公式按式11.36 （1） 转矩、载荷系数K、齿宽系数、螺旋角取=9.933，软齿面齿轮，对称安装，由表11.19=0.81.4取=1。由表11.10取载荷系数K=1.1，初选螺旋角=。（2） 弹性系数由表11.11查得=189.8(3

11、) 许用接触应力= 550Mpa，=520Mpa。由表11.9查取安全系数=1 查图11.28得=1.07，=1.12由式11.15可得： =588.5Mpa=582.4Mpa 将有关数据代入以上公式得: =66.93mm 由表11.3取标准模数 （6）确定中心距a和螺旋角 圆整后取a=163mm 圆整中心距后确定的螺旋角 此值与初选值相差不大，不必重新计算3.2 主要尺寸计算 b=172.47mm=72.47mm 取=72mm； /b=1.3.1.3 3.3按齿根弯曲疲劳强度校核（1） 当量齿数 （2） 齿形系数查表11.12得 , (3) 应力修正系数 查表11.13得 ，（3） 许用弯曲

12、应力由图11.26查得MPa，MPa由表11.9 由图11.27 =1由式11.16 故 齿根弯曲强度校核合格 3.4验算齿轮的圆周速度 由表11.21可知 选8级精度是合适的3.5齿轮几何尺寸计算 小齿轮： 齿根圆只键槽底部的距离所以主动轴采用实体式齿轮结构大齿轮： 由于 所以采用腹板式结构 =28=98K=1.1=1=588.5Mpa=582.4Mpa=80mm=72mmd1=72.47mmd2=253.64mm=55.15Mpa=52.70Mpa第4章 轴和联轴器材料选择和主要零件4.1选择轴的材料，确定许用应力选45钢，正火处理。根据许用切应力强度极限估计轴的最小直径，在前面设计选择联

13、轴器的时候进行过初步计算。轴的初步计算知：的最小直径为21.69mm 增大后取30mm的最小直径为36.59mm 增大后取40mm的最小直径为60.89mm 增大后取70mm由齿轮的初步设计可以看出，对小齿轮采用齿轮轴，对大齿轮采用腹板式。根据条件轴需要有如下基本的零件: 联轴器一个,轴承端盖两个，调整环一个，轴承一对，齿轮一个。根据条件轴需要有如下基本的零件:轴承端盖两个，调整环一个，轴承一对，齿轮一个。对输出轴轴需要如下基本的零件:轴承端盖两个，调整环一个，轴承一对，齿轮一个.对与四个轴相关的零件可列表如下: 表4-1 与轴相联接的零件零件轴轴承轴承端盖调整环或套筒齿轮联轴器轴一对两个一个

14、一个一个轴一对两个套筒两个两个无轴一对两个套筒两个一个无4.2联轴器的选择与校核4.2.1联轴器的选择按工作情况,转速高低,转矩大小及两轴对中情况选定联轴的类型.连接电动机和减速器的联轴器,为了减小起动转矩,应有较小的转动惯量和良好的减震性能.但在本设计中传递的转矩较小,所以也可选择刚性联轴器.可选择GT30对中榫凸缘联轴器. 4.2.2联轴器的校核 1.联轴器的计算转矩 选择工作情况系数K查表可得取K=1.7, 2.选择联轴器的型号 查手册可得,选择用GT30凸圆型联轴器，其许用转矩=500Nm，轴孔直径为30mm.符合要求。取30mm取40mm取70mm联轴器符合要求4.1选择材料、热处理

15、、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45钢调质，硬度为220250HBS， 大齿轮选用45钢正火，硬度170210HBS。参考机械设计课本中表6-5可选精度等级为9级，要求表面粗糙度6.3. 。4.2确定设计准则 由于该减速器为闭式软齿面传动HBS350,所以齿面点蚀为主要失效形式，先按齿面接触疲劳强度进行计算，确定齿轮的你主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲疲劳强度。4.3齿面接触疲劳强度设计:计算公式按式11-36 (1)转矩=1.64×N.mm (2)载荷系数K 查表11.10，取K=1.1 （3）齿数，螺旋角，齿宽系数因=5取=

16、30，= ·=3.5×30=105实际传动比 U=/=105/30= 3.5在传动比范围内。初选螺旋角=15因单级圆柱齿轮为对称布置，而齿轮表面又为软齿面，由表11.19选取=1.（4）弹性系数 由表11.11查得 =189.8（5）许用接触应力 由图11.25查得= 550Mpa，=520Mpa。 由表11.9查取安全系数=1 查图11.28得=1.07，=1.12由式11.15可得： =588.5Mpa=582.4Mpa 将有关数据代入以上公式得: =68.80mm 由表11.3取标准模数 （6）确定中心距a和螺旋角 圆整后取a=151mm 圆整中心距后确定的螺旋角 此

17、值与初选值相差不大，不必重新计算 4.4主要尺寸计算 b=167.11mm=67.11mm 取=67mm； /b=1.3.1.3 4.5按齿根弯曲疲劳强度校核（4） 当量齿数 （5） 齿形系数查表11.12得 , (3) 应力修正系数 查表11.13得 ，（6） 许用弯曲应力由图11.26查得MPa，MPa由表11.9 由图11.27 =1由式11.16 故 齿根弯曲强度校核合格 4.6验算齿轮的圆周速度 由表11.21可知 选9级精度是合适的 4.6齿轮几何尺寸计算 小齿轮：mm 齿根圆只键槽底部的距离所以主动轴采用实体式齿轮结构大齿轮： 由于 所以采用腹板式结构 第5章 主动轴的设计 5.

18、1 选择轴的材料，确定许用应力 由已知条件可知，此减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求。故选45钢并经调质处理，由表16.1查得强度极限，再由表16.3得许用弯曲因应力 5.2按扭转强度估算轴径 据表16.2得 C =，又由式16.2得 考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽的存在，故直径加大，取为24.7827.3mm,由设计手册取标准值25mm 5.3轴承的初选 由于斜齿轮传动，轴承初选向心角接触球轴承7207AC，d=35mm,D=72mm,B=17mm。 5.4设计轴的结构并绘制草图 由于设计的是单级减速器，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

19、装半联轴器。（1） 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。齿轮从轴的左端装入，齿轮的左端用套筒定位，右端用轴肩固定。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=20=100K=1.676=588.5Mpa=582.4Mpa=75mm=70mm=67.11mm=234.89mm=113.26Mpa=107.2Mpad=30mm于齿轮两侧，其轴向用轴肩和轴承端盖固定，周向采用过盈配合固定。（2） 确定各轴段直径 轴段1直径最小，d1=30mm；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

20、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=35mm；用相同的方法确定轴段3、4的直径d3、d4分别为：40mm、50mm；为了便于拆卸左轴承，可查7207AC型向心角接触球轴承的安装高度为3.5mm，取d5=42mm，d6= d2=35mm。确定各轴段的长度： 齿轮轮毂宽度为80mm，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78mm；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，取间距为15mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔内（轴承宽度17mm），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20m

21、m，轴承支点距离mm,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510mm，键槽宽度按轴段直径可查手册得到。 5.5按弯扭合成强度校核轴径 （1）画出轴的受力图 （2）作水平面内的弯矩图。支点反力为 1截面处弯矩： 1截面处弯矩： （3） 作垂直面里的弯矩图（4） 1截面右侧面弯矩为 1截面左侧面弯矩为 2截面处弯矩为 （4）作合成弯矩图 1截面 2截面 （5）作转矩图 =9.55×=9.55××10.4/970=1.

22、02×N.mm (6)求当量弯矩 因减速器传动可逆，故修正系数=1 1截面 139613 111242 7）确定危险截面及校核强度 由图可看出，1,2截面所受转矩相同，但弯 ，且轴上还有键槽，故1截面可能为危险截面，但轴径故也应对2截面校核。 13.4 25.9 查表得16.3得 ，所以满足条件，故设计的轴有足够强度，并有一定裕度。 弯矩图，受力图见后页d1=30mmd2=35mmd3=47mmd4=35mmmm75mm70mm第6章 从动轴设计 6.1选择轴的材料，确定许用应力 由已知条件可知，此减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求。故选45钢并经调质处理，由表16.1查得

23、强度极限，再由表16.3得许用弯曲因应力 6.2按扭转强度估算轴径 据表16.2得 C =，又由式16.2得 考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽的存在，故直径加大，取为36.140.8mm,由设计手册取标准值40mm 6.3轴承的初选 由于斜齿轮传动，轴承初选向心角接触轴承7210AC，d=50mm,D=90mm,B=20mm。 6.4设计轴的结构并绘制草图 由于设计的是单级减速器，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。（1） 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，齿轮的右端用套

24、筒定位，左端用轴肩固定。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，其轴向用轴肩和轴承端盖固定，周向采用过盈配合固定。（3） 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、65mm；为了便于拆卸左轴承，可查7210AC型向心角接触球轴承的安装高度为3.5mm，取d5=57mm，d6= d2=50mm。确定各轴段的长度： 齿轮轮毂宽度为7

25、0mm，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68mm；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20mm），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mm,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=75mm；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510mm，键槽宽度按轴段直径可查手册得到。 6.5按弯扭合成强度校核轴径 （1）画出轴的受力图

26、 （2）作水平面内的弯矩图。支点反力为 1截面处弯矩： 1截面处弯矩： （3）作垂直面里的弯矩图 1截面右侧面弯矩为 1截面左侧面弯矩为 -5102.5 2截面处弯矩为 -2355（4）作合成弯矩图 1截面 89261.0 114681.3 2截面 =41197.4 （5）作转矩图 =9.55×=9.55××9.688/277=3.3×N.mm(6)求当量弯矩 因减速器传动可逆，故修正系数=1 1截面 349359 332561 7）确定危险截面及校核强度 由图可看出，1,2截面所受转矩相同，但弯 ，且轴上还有键槽，故1截面可能为危险截面，但轴径故也应对

27、2截面校核。 21MPa 20MPa 查表得16.3得 ，所以满足条件，故设计的轴有足够强度，并有一定裕度。 d=40mmd1=45mmd2=50mmd3=55mmd4=65mmd5=57mmmm75mm75mm 第7章 轴承的校核7.1、轴承类型的选择根据载荷条件、承载转速、调心性能、安装及拆卸要求、经济性等条件。初步选定角接触球轴承中的7207AC和7210AC型。计算步骤与说明计算结果 （1）7207AC型校核 查手册得 轴承的预期寿命 查表17.8 动载荷系数 所以 当量动载荷 取 所以所选轴承满足条件 （2）7210AC型校核 因为从动轴上当量动载荷与主动轴上一样，而且转速低于主动轴，所以7210AC型定满足要求。 第8章 键及联轴器的选择8.1 键的选择 键应该选择平键A型，查表得：主动轴段1键槽宽b为8mm，键高h为8mm，键长l为60mm；主动轴段3键槽宽b为12mm，键高h为8mm，键长l为70mm；从动轴段1键槽宽b为14mm，键高h为9mm，键长l为65mm；从动轴段3键槽宽b为16mm，键高h为10mm，键长l为60m