中南大学机械课程设计——绞车传动装置

1、中南大学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：材料科学与工程学院专业：姓名：班级：学号：指导教师：郑志莲二零一五年一月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15第五章主动轴的设计17第六章从动件的设计20第七章轴承的校核24第八章键及联轴器的选择25第九章箱体及附件的设计25第十章课程小结28第H一章参考文献29第1章总体方案的确定计算步骤与说明1.11.1任务分析、传动方案拟订任务书中给出白是绞车卷筒，具体参数如下表1工作参数表1卷筒圆周力F/N25000卷筒转速n(r/min)50卷筒直径Dmm400工

2、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。结果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1.21.2、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

3、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一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：PwFv1000wFvPd=1000w其中F为卷筒圆周力的有效功率，由已知条件可以得到.1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：w=122345式中，T、”2、“3、“4、Z、”6分别为联轴器、减

4、速器齿轮、轴承、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、L=0.97、所以:w=0.8903=0.99、4=0.965=0.98,6=0.96则：w=i223456=0.890又已知卷筒卷速n为50r/min,卷筒直径D为400mm,故电动机所需的工作功率为：pd=Fv=(FxnXnXD)/(60X1000X1000Xnwn)1000w=29.40kw1.2.3.2.确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为nw=50r/min按推荐的合理传动比范围，取单级齿轮传动比i=36,则总传动比的范围为i=936故电动机转速的可选范围为nd=ixnw=(936)x50r/minnd

5、=4501800r/min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Y200L1-230kw3000r/min2950r/minY200L-430kw1500r/min1470r/minY225M-630kw1000r/min980r/minY250M-830kw750r/min730r/mi

6、nPd=29.40Kwnd=4501800r/min电动机型号为:Y225M-6nm=980r/min第 2 章传动部件设计与计算2.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。2.32.3总的传动比i=nm/nw=980/50=19.62.32.3分配传动比i=iii2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ii=4.9,则一级斜齿圆柱齿轮减速器的传动比为：i2=i总/ii=19.6/4.9=4.92计算传动装置及各轴的运动和动力参数2.42.4各轴的转速I轴ni|=nm=980r/minII轴n2=n1=9

7、80/4=245r/minii田轴（输出轴）n3=n2=245/4.9=50r/mini22.42.4各轴的输入功率I轴p1=pd=29.40M0.992=29.16kwII轴P2=p123=29.16X0.991X0.97=28.06kwIII轴（输出轴）p3=p234=28.06X0.99X0.95=26.42kw2.42.4各轴的输入转距电动机的输出转距Td为Td=9.55X106-pd=9.55X106X29.40/980=286.5N.mnmI轴TI=Tdn1=10.24X104X0.97=284.16N.mII轴TII=TIn2i1=9.933X104X0.97X3.5=1093.

8、77N.mIII轴（输出轴）T川=THn3n4i2=3.372X105X0.99X0.96X4.5=5046.22N.mi=19.61.%2.%31.%2.%3=4.92.%2.%32.%2.%3=4n=980r/minn2=2745r/minn3=50/minp1=29.16kwP2=28.06kwp3=26.42kwTd=286.5N.mTI=284.16N.mTII=1093.77N.mT=5046.22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I轴n轴田轴转速r/min98098024550功率Kw29.4029.1628.0626.42转矩N-mm1.024X1059.9

9、33X1043.372X1051.442X106第三章齿轮的设计与校核1减速齿轮传动的设计计算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45号钢，调质处理，硬度为230HBS,大齿轮材料45钢，调质处理，硬度为210HBS;参考表11.20,可选精度等级为8级.要求齿面粗糙度RaVu(叵十)(1)转矩TI、载荷系数K、齿宽系数外、螺旋角P取TI=1034Nm,软齿面齿轮，对称安装，取邛d=0.8。由表11.10取载荷系数K=1.5,初选螺旋角1=10.(2)弹性系数由表11.11查得ZE=188.0(3)许用接触应力笄二Hlim1=531.82Mpa,二HHm2=50

10、0Mpao由表11.9查取安全系数sH=1.1Z1=30Z2=120K=1.5d=0.8由式11.15可得：oH1ZNJ；，二H2=2GSHd1ZN1kHlim1_1.07550MpSH=531.82Mpa二H1=531.82Mpa田叫1.12520Mp=500Mpa二H2=500MpaKT1u_13.17Z(E)2将有关数据代入以上公式得:di=105.1mmmnd1cosl：,Z13.45由表11.3取标准模数(6)确定中心距a和螺旋角P2.5Z2)a2cosI-圆整中心距后确定的螺旋角3.23.2 主要尺寸计算d1d2mn=3.5mn=3.52.5(30120)2cos10=2665mm

11、mn(Z1z2)arccos-2a一7.9mnZIcosl-=106.6mmmosz2=426.5mmcosb=dd1=0.8105.1mm=84.48mm取b2=90mm；bi=b2-5=85mma=266.5mmd1=106.6mmd2=426.5mmb1=90mm3.33.3 按齿根弯曲疲劳强度校核b2=85mm(1)当量齿数(1)齿形系数查表11.12得YFa1=2.85,YFa2=2.17(2)应力修正系数YS查表11.13得YS1=1.63,YS2=1.76(3)许用弯曲应力kF由图11.26查得6rmi=210MPa,仃Flim2=190MPa由表11.9SF=1.3由图11.2

12、7丫/YN2=1由式11.161二Y1”1:314.82MPaFSFi:YN2：Flim2:303.7MPaF2SF齿根弯曲强度校核合格8.18.1验算齿轮的圆周速度_d1nl_v-601000一企105980601000=5.39m/s10m/sZvicos3:30=cos31030.5Z/2=Z2coS310121.9CTF11.6KT1cos2bmnZ1YFYS=126.78MPaF1aF2YF2YS2F1YF1YS1=104.23MPa、1=126.78Mpa二F2=104.23Mpa由表11.2可知选8级精度是合适的8.28.2齿轮几何尺寸计算齿顶圆直径da1=d12ha=(106.

13、6213.5)=113.6mmda2=d22ha2=(426.5213.5)-433.5mm齿全高h=(2ha*+c*)m=(2+0.25)x3.5=7.9mm齿厚S=p/2=5.50mm齿根高Hf=(ha*+c*)m=4.38mm齿顶高Ha=ha*m=3.5齿根圆直径df1=d1-2hf=(106.6-24.38)=97.84mmdf2=d2-2hf=(426.5-24.38)=417.74mm8.38.3.开式齿轮传动的设计计算8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40Cr,表面淬火，硬度为4855HBS,选择大齿轮材料40Cr,表面淬火，硬度为4855HBS

14、;参考表11.20,可选精度等级为9级.要求齿面粗糙度RaM3.26.3Hm.因i1=4.9取4=20,Z2=i1ZI=20X4.9=98取Z2=98实际传动比U=Z2/ZI=98/20=4.9在传动比范围内。8确定设计准则由于该减速器为闭式软齿面传动HBSE210，所以齿面点蚀为主要失效形式，先按齿面接触疲劳强度进Z1=20Z2=98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。8齿面接触疲劳强度设计：3K工u1/3.17ZE2计算公式按式11.36d1AXdu(叵1H)(2)转矩T载荷系数K、齿宽系数外、螺旋角P取T1=1093.77N.m,软齿面齿轮，

15、对称安装， 取中d=0.8。 由表11.10取载荷系数K=1.3,初选螺旋角=15.(3)弹性系数由表11.11查得ZE=188.0(4)许用接触应力LH】仃Hlim1=1200Mpa,仃Hlim2=1180Mpa。由表11.9查取安全系数sH=1.1ZNJ二Hlim1由式11.15可得：声H1=1=1090.9MpaSH:KTIu-1,3.17ZE、2d1)3-(-1-)；dukH将有关数据代入以上公式得：d1=103.5mmd2=507.3mmd1cos:mn=z-=4.14mm由表11.3取标准模数mn=5(6)确定中心距a和螺旋角PK=1.3d=0.8ZN2kSHHlim2=1072.

16、7Mpamn=52.5(ziZ2)2.5(30120)a-2cos305.4mmcos2COS10圆整后取a=306mm圆整中心距后确定的螺旋角P42=Z2m=101.5r乙cos10齿形系数查表11.12得YFa1=2.92,YFa2=2.23(3)应力修正系数YS查表11.13得YS1=1.57,YS2=1.81许用弯曲应力kFmJ%Z2)arccos2a15243.73.7 主要尺寸计算di=掾=103.5mmd2:mOsZ2=507.3mmb=ddi=0.8104mm=83.2mm取b2=90mm；b|=b2-5=85mm3.83.8 按齿根弯曲疲劳强度校核(4)当量齿数Z1COS3:

17、=20.7d1=103.5mmd2=507.3mmb1=90mmb2=85mma=305.4mm由图11.26查得6rmi=1200MPa,%m2=1180MPa由表11.9Sf=1.25由式11.161=丫丫1=576MPaSFk丫：丫：52=560MPaF2SF齿根弯曲强度校核合格验算齿轮的圆周速度由表11.2可知选9级精度是合适的齿轮几何尺寸计算齿顶圆直径da1=d12ha=113.5mmda2=d22ha2=517.3mm齿全高h=(2ha*+c*)m=11.25mm齿厚S=p/2=7.85mm齿根圆直径df1=d1-2hf=91mmdf2=d2-2hf=494.8mm1.6KT1co

18、s：F1,_2bmnZ1YFYS=720MPaF2YF2YS2_F1YF1YS1=700MPa二F1=720Mpa二F2=700Mpa_-din1v-601000二105980601000=1.33m/s2mzs第 4 章轴和联轴器材料选择和主要零件4.14.1 选择轴的材料，确定许用应力选 4545 钢，正火处理。根据许用切应力强度极限估计轴的最小直径，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1806Mt120需要有如下恚本的零件:联轴器一个，轴承端盖两cos15个，调整环一个，轴承一对，齿轮一个。根据条件轴 IIII 需要有如卜基本的零件：轴承端盖两个，

19、调整环一个，轴承一对，齿轮一个。对输出轴轴田需要如卜基本的零件：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 4-14-1 与轴相联接的零件轴承轴承端盖调整环或套筒齿轮联轴器轴 I I一对两个一个一个一个轴 H H一对两个套筒两个两个无轴 IIIIII一对两个套筒两个一个无4.24.2 联轴器的选择与校核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.4.2.24.2.2 联轴器的校核.联轴器的计算转矩五=KT选择工作 t t# #况系数K查表可得取K=

20、1.5,Tc=284.16N.m.选择联轴器的型号查手册可得，选择用TL8型联轴器，其许用转矩lT=300Nm,轴孔直径为112mm.符合要求。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RaMe2,且轴上还有键槽，故1截面可能为危险截面，但轴径d2e所以X=0.41CFor1rY=0.87当量动载荷P=fp(XFr+YE)=1840M0.41+0.87M1309=1893.2N旦(应)取片=1f=1.4名

21、=3h60nfppTpn=720r/minLh=30320.5L所以所选轴承满足条件6315型校核因为从动轴上当量动载荷与主动轴上一样，而且转速彳氐于主动轴，Cr2CM,所以6315型定满足要求。L=9359.7hP=1893.2NLh=30320.5第 8 章键及联轴器的选择键的选择键应该选择平键A型，查表得:1键槽宽b为12mm,键高h为8mm,键长为90mm;主动轴段3键槽宽b为16mm,从动轴段1键槽宽b为16mm,从动轴段3键槽宽b为22mm,键高h为10mm,键长为70mm；键高h为10mm,键长为63mm;键高h为14mm,键长为63mm；联轴器的选择半联轴器的材料常用45、20

22、Cr钢，也可选用ZG270-500铸铁。链齿硬度最好为40HRC45HRC。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1222.为避免过渡链节，宜取偶数。因为轴直径为30mm,查表弹性柱销联轴器可知选用HL3型号。第 9 章箱体及附件的设计箱体的基本结构设计箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的齿合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，目前尚无成熟的计算方法。所以，箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。箱体的材料及制造方法：选用灰铸铁HT350,砂型铸造。箱体的尺寸：表7-1箱体参数表名称符号一级齿轮减速器计算结果箱座壁厚0.025a+1之88mm箱盖壁厚鸟0.02a+188mm箱盖凸缘厚度bi1.5412mm箱座凸缘厚度b1.5612mm箱座底凸缘厚度b22.5620mm主动轴段地脚螺钉直径df0.