课程设计绞车传动装置设计

1、 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：电气学院 专 业：机电一体化 姓 名：单成涛 班 级：机械1304班 指导教师： 二零一五年十二月目录前言 一、拟定传动装置的传动方案 二、电动机的选择 三、传动装置运动及动力参数计算 四、轴的计算 五、滚动轴承的选择及设计计算六、键连接的选择和计算 七、联轴器的选择 八、减速器附件的选择 九、润滑和密封 参考文献 前言：1、 传动方案简图：1电动机；2联轴器；3斜齿圆柱齿轮减速器；4开式齿轮；5卷筒2、工作情况：间歇工作，载荷平稳，传动可逆转，启动载荷为名义载荷的1.25倍。传动比误差为±5%。每隔2min工作一次

2、，停机5min，工作年限为10年，两班制。3、 原始数据：卷筒圆周力F=12000N，卷筒转速n=35rmin，卷筒直径D=400mm4、 设计内容：1） 拟定传动装置的传动方案2） 电动机的选择3） 传动装置的运动参数和动力参数的计算4） 传动件及轴的设计计算5） 轴承、键的选择和校核计算机及减速器润滑和密封的选择6） 减速器的结构及附件设计7） 绘制减速器装配图、零件图8） 编写设计计算说明书5、 设计任务：1） 绘制减速器装配图一张；2） 零件工作图1至3张；3） 设计计算说明书一份。6、 设计进度：第一阶段：拟定和讨论传动方案；选择电动机；传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配；计算

3、各轴的功率、转矩和转速。第二阶段：传动零件及轴的设计计算。第三阶段：设计及绘制减速器装配图。第四阶段：零件工作图的绘制。第五阶段：编制设计说明书。一、 拟定传动装置的传动方案：由题目所知传动机构类型变位齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析认证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两个齿轮浸油深度可以大体相同，结构较复杂；轴向尺寸大，中间轴较短，刚度好，中间轴承润滑较容易。二、电动机的选择：1、 选择电动机的型号本减速器在常温下连续工作，载荷平稳，对启动无特殊要求，但工作环境灰尘较多，故选用Y型三相笼型感应电动机，封闭式结构，电压为380V。2、 确定电动机功率工作机所需的电动机输出功率为

4、：Pd=Pw Pw=Fv1000w 所以Pd= Fv1000·w·w=联·齿·3轴承·卷筒·开齿 =0.990.970.9930.960.95=0.868nw=601000vD v= nw·D（601000） =353.14400（601000）=0.73ms所以Pd= Fv1000w=120000.73（10000.868）=10.13kw按推荐的合理传动比范围，取开式齿轮传动比i=35，故电动机转速的可选范围为：n´d=i´d·nw=（35）350rmin=（10501750）rmin因载荷

5、平稳，电动机的额定功率Ped大于Pd即可，符合这一范围的同步转速有750rmin、1000rmin、1500rmin、3000rmin，再根据计算出的容量，由文献1附录8附表8.1查出有四种适用的电动机型号，其技术参数的比较情况见下表： 方案电动机型号额定功率（kw）电动机满载转速（rmin）启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩1Y160M1-21129302.02.22Y160L-6119702.02.03Y160M-41114602.22.24Y180L-8117302.02.0综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及开式齿轮传动和减速器的传动比，比较四个方案可知：选定电动机型号为Y160M-

6、4，所选电动机的额定功率Ped=11kw，满载转速nm=1460rmin，总传动比适中，传动装置结构比较紧凑。 3、计算传动装置的总传动比及分配各级传动比。（1）、传动装置的总传动比总传动比为：i总=nmnw=97035=27.7（2）、分配各级传动比根据文献2表2.2推荐传动比的范围，选取开式齿轮传动的传动比i1=4，则一级斜齿圆柱齿轮减速器的传动比为：i2=i总i1=27.74=6.9253、 计算传动装置的运动参数和动力参数。0轴电动机轴：P0=Pd=10.13（kw） n0=nw=970（rmin） T0=9550 P0n0=9550×10.13970=99.73（N

7、3;m）1轴减速器高速轴： P1= P0·1=10.13×0.99=10.03（kw） n1=n0i1=970（rmin） T1=9550 P1n1=9550×10.03970=98.74（N·m）2轴减速器低速轴： P2= P1·1·2=10.03×0.99×0.97=9.63（kw） n2= n1i2=242.5（rmin） T2=9550 P2n2=9550×9.63242.5=379.3（N·m）3轴开式齿轮轴： P3= P2·2·3=9.63×0.95&#

8、215;0.99=9.06（kw） n3= n2i3=60.625（rmin） T3=9550 P3n3=9550×9.0660.625=1426.7（N·m）4轴卷筒轴： P4= P3·4·3=9.06×0.96×0.99=8.61（kw） n4= n3 =60.625（rmin） T4=9550 P4n4=9550×8.6160.625=1356.40（N·m）将计算的运动参数和动力参数列于表2中。 表2 计算所得运动参数和动力参数参数轴名0轴1轴2轴3轴4轴转速（rmin）970970242.560.6256

9、0.625输入功率（kw）10.1310.039.639.068.61输入转矩（N·m）99.7398.74379.31426.71356.40传动比i6.9254效率0.990.970.990.960.95三、传动装置运动及动力参数计算（一）、一级斜齿圆柱齿轮的设计1、 选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45刚调质，硬度为220250HBS大齿轮选用45刚正火，硬度为170210HBS选择齿轮精度为8级2、 校核齿根弯曲疲劳强度 按斜齿轮传动的设计公式可得：mn1.17KT1cos2YFYS（dZ21F）13确定相关参数和系数：（1） 转矩：T1=9550 P0n0=9550

10、5;10.13970=99.73（N·m）（2） 载荷系数K：根据查表4-7，取K=1.4（3） 齿数Z1、齿宽系数d和螺旋角取Z1=20，则Z2=I·Z1=6.925×20=138.5 取圆整Z2=138初选螺旋角 =14º当量齿数ZV为： ZV1=ZVcos3=20cos314=21.8922 ZV2=ZVcos3=138cos314=151.04151查表得齿形系数 YF1=2.75 YF2=2.16查表得应力修正系数 YS1=1.58 YS2=1.84选取d=0.8（4） 许用弯曲应力F由图4-23查Flim1，小齿轮按调制刚查取，大齿轮按正火刚

11、查取，得Flim1=210 MPa Flim2=190 MPa查表得 SF=1.3 N1=60njLh=60×1460×1×8×10×300×25%=5.256×108 N2= N1i =5.256×1084=1.314×108查图4-25得 YNT1= YNT2=1由公式F1= YNT1·Flim1SF得 F1= YNT1·Flim1SF=2101.3=162MPa F2= YNT2·Flim1SF=1901.3=146MPaYF1·YS1F1=2.75×

12、;1.58162=0.0268MPa-1YF2·YS2F2=2.16×1.84146=0.0272MPa-1代入数据，解得mn1.17a=4（20+138）（2×cos14）=325.77mm取a=326mm（5） 确定螺旋角为：=arccosm1（Z1+ Z2）2a=arccos2×（20+138）326=14º82此值与初选值相差不大，故不必重新计算。3、 校核齿面接触疲劳强度 H=3.172E（KT（u+1）bd2u）12H确定相关参数和系数：（1） 分度圆直径d：d1= mn·Z1cos=4×20cos14º

13、;82=82.5mmd2 = mn·Z2cos=4×138cos14º82=571.3mm （2）齿宽b=d·d1=0.8×82.5=66mm取b2=70mm，b1=75mm（3）齿数比 u=I=4（4）许用接触应力H 由图4-23查得 Hlim1=560MPa Hlim2=530MPa 查图4-24得 SH=1 查得 ZNT1=1，ZNT2=1.06 由公式H1= ZNT1·Hlim1SH1得： H1= ZNT1·Hlim1SH1=1×560=560MPa H2= ZNT2·Hlim2SH2=1.06&

14、#215;530=561MPa 由表4-8查得弹性系数 ZE=189.8（MPa）12 故 H=3.172×189.8（6） 验算齿轮圆周速度V v=d1 n1（60×1000）=3.14×82.5×970（60×1000）=4.19ms由文献1表10.22知选8级精度是合适的。（二）、开式齿轮的设计1、选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45刚调质，硬度为220250HBS大齿轮选用45刚正火，硬度为170210HBS选择齿轮精度为8级，要求齿面促成的Ra3.26.3m2、按齿面接触疲劳强度校核 因两齿轮均为钢质齿轮，求出d1的值， 确定相关参数

15、和系数：(1) 转矩： T3=9550 P3n3=9550×9.0660.625=1426.7（N·m）(2)载荷系数K，根据查表4-7，取K=1.1(3)齿数Z1和齿宽系数d 小齿轮齿数Z1取为25，则大齿轮齿数为100. 因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，选取d=1.（4）许用接触应力H 由图4-22查得 Hlim1=560MPa Hlim2=530MPa SH=1N1=60njLh=60×1460×1×8×10×300×25%=5.256×108N2= N1i =5.256×

16、1084=1.314×108 由图4-24查得 ZNT1=1，ZNT2=1.06 由公式H1= ZNT1·Hlim1SH1得： H1= ZNT1·Hlim1SH1=1×560=560MPa H2= ZNT2·Hlim2SH2=1.06×530=562MPa 故 d176.43KT1（ u+1）duH213 =76.43×1.1×105×5（1×4×5602）=58.3mm m= d1Z1=58.325=2.33mm由表4-2取标准模数 m=2.5mm3、计算主要尺寸： d1= m Z1

17、=2.5×25=62.5mm d2= m Z2=2.5×100=250mm b=d·d1=62.5mm 经圆整后取 b2=65mm ，b1= b2+5=70mm a=1/2×m（Z1+ Z2）=156.25mm 4、按齿根弯曲疲劳强度校核：由4-10得出F，如FF，则校核合格。确定相关参数和系数： （1）齿形系数由4-10查得齿形系数 YF1=2.75 YF2=2.16 (2) 应力修正系数应力修正系数 YS1=1.58 YS2=1.84 (3) 许用弯曲应力F由图4-23查Flim1，小齿轮按调制刚查取，大齿轮按正火刚查取，得Flim1=210 MPa

18、 Flim2=190 MPa SF=1.3查图4-25得 YNT1= YNT2=1由式F1= YNT1·Flim1SF得 F1= YNT1·Flim1SF=2101.3=162MPaF2= YNT2·Flim1SF=1901.3=146MPaF1=2KT1(bm2 Z1)YFYS=91MPa<F1=162MPaF2=F1YF2YS2（YF1YS1）=85 MPa<F2=146MPa所以齿根弯曲疲劳强度校核合格。 5、验算齿轮圆周速度V v=d1 n1（60×1000）=3.14×62.5×970（60×1000）

19、=3.17ms 应改选9级精度。4、 轴的计算1、选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。由表4-22查得强度极限B=650MPa，再由表4-23得弯曲应力-1b=60MPa。 2、按扭转强度估算轴径根据表11-2得C=107118。又由式dC(Pn)13得 dC(Pn)13=(107118)(8280)13mm=32.736.1mm 考虑到到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3% 5%，取为33.6837.91mm。有设计手册取标准直径d1=35mm。 3、设计轴的结构并绘制结构草图 由于设计的是单

20、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，轴的外端安装半联轴器。 1）确定轴上零件的位置和固定方式 要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩定位，右端用套筒定位。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。 2）确定各轴段的直径 轴端直径最小，d1=35mm；考虑到要对安装在轴端上的联轴器进行定位，轴端上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴端上安装轴承，轴端必须满足轴承内径的标准，故取轴端的直径d2=40mm；用相同的方法确定轴端、的

21、直径d3=45mm、d4=55mm；为了便于拆卸左轴承，可查出6208型滚动轴承的安装高度为3.5mm，取d5=47mm。 3）确定各轴段的长度 齿轮轮毂宽度为60mm，为保证齿轮固定可靠，轴端的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为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留有一定的间距，取该间距为15mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴端的长度取为20mm，轴承支点距离l=118mm；根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求，取l´=75mm；查阅有关的联轴器手册取l"=70mm；在轴端、

22、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，键槽的宽度按轴端直径查手册得到。 4）选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。 按设计结果画出轴的结构草图。 4、按弯矩合成强度校核轴径 1）画出轴的受力图。 2）作水平面内的弯矩图。支点反力为 FHA=FHB=Ft22=20592=1030N I-I截面处的弯矩为 MHI=1030×1182N·mm=60770N·mm -截面处的弯矩为 MH=1030×29N·mm=29870N·mm 3）作垂直面内的弯矩图，支点反力为 FVA=Fr

23、22-Fa2·d2l=（763.82-405.7×2652118）73.65N FVB=Fr2- FVA=763.8+73.65=837.5N I-I截面左侧弯矩为 MVI左=FVA·l2=（-73.65）×1182=-4345N·mm I-I截面右侧弯矩为 MVI右=FVB·l2=837.5×1182=49410N·mm -截面处的弯矩为 MV=FVA·29=837.5×29=24287.5N·mm 4）作合成弯矩图 M= I-I截面： MI左= = 60925 N·mm

24、MI右= =78320 N·mm-截面：M= =39776 N·mm5）求转矩图 T=9.55×106Pn=272900 N·mm6）求当量弯矩 因减速器单向运转，故可认为转矩为脉冲循环变化，修正系数为0.6。 I-I截面： MeI= M2I右+（T）2½½=181000 N·mm-截面： Me= M2+（T）2½=168502 N·mm 7）确定危险截面及校核强度 截面I-I、-所受转矩相同，但弯矩MeI> Me，且轴上还有键槽，故截面I-I可能为危险截面。但由于轴径d3>d2，故也应对截面

25、-进行校核。 I-I截面： eI= MeIW=1815000.1d33=19.9MPa-截面： e= MeW=1685020.1d32=26.3MPa 查表得-1b=60MPa，满足e<-1b的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定的裕量。 （5）修改轴的结构 因所设计轴的强度裕量不大，故此轴不必再作修改。 （6）绘制轴的零件图五、滚动轴承的选择及设计计算滚动轴承的设计根据上面求得的轴在垂直面内和水平面内支点反力可知：径向载荷：Fra=（R2va+ R2Ha）2=604.67N轴向载荷：Faa=Fa=464.72N选择圆锥滚子轴承36208，宽度为18mm，外径D=80mm，额定动载荷Ca

26、=26.8KN，额定静载荷，C0a=20.5KNFaaC0a=464.7220500=0.02267FaaFra =464.72604.67=0.7686查表得径向载荷系数X=0.44，轴向载荷系数Y=1.4，所以当量动载荷为：Pa=X Fra+Y Faa=0.44×604.67+1.4×464.72=916.66N轴承许用寿命：Lh=8×8×300=19200h轴承寿命：Lha=10660n1×（CaPa）3=878850h >Lh所以滚动轴承符合要求。六、键连接的选择和计算1、 联轴器键的选择与校核 p=2T×103kldp

27、高速轴直径D=40mm，半联轴器的长度为84mm，因此选择键的宽度b=12mm，键高h=8mm，键长L=80mm。 T=5.89×104 N·mm k=0.5×8=4mm l=L-b=80-12=68mm查表得p=100Mpa 代入数据，解得p=10.8MPa<p故高速轴上的键符合要求。2、高速级大齿轮键的选择与校核 p=2T×103kldp由于高速轴直径D=45mm，高速级大齿轮的宽度B1=60mm。因此选择键的宽度b=14mm，键高h=9mm，键长L=56mm。 T=2.085×105 N·mm K=0.5×9=4.5mm l =L-b=56-14=42mm查表得p=100Mpa 代入数据，解得p=49MPa<p故高速级大齿轮的键符合强度要求。3、低速级小齿轮键的选择与校核 p=2T×103kldp 由于直径D=45mm，低速级小齿轮的宽度B1=90mm。因此选择键的宽度b=14mm，键高h=9mm，键长L=80mm。 T=2.085×105 N·mm K=0.5×9=4.5mm l =L-b=80-14=66mm查表得p=100Mpa 代入数据，解得p=77MPa<p故低速级小齿轮的键符合强度要求。4、低速级大齿轮键的选择与校核 p=2T&#