卷扬机传动装置设计精品

1、目录1 .前言2 .设计任务书3 .确定传动方案4 .选择电机型号5 .设计传动装置6 .选择联轴器7 .箱体的设计8 .制动器的选择9 .减速箱的润滑10 .参考文献1 .前言卷扬机又称绞车，是起重垂直运输机械的重要组成部分，配合并架，滑轮组等辅助设备，用来提升物料、安装设备的作用。由于它结构简单、搬运安装灵活、操作方便、维护保养简单、使用成本低对作业环境适应能力强等特点，被广泛应用。卷扬机是一种常见的提升设备，其主要是用电动机作为原动机。由于电动机输出的转速远远大于卷扬机中滚筒的转速，故必须设计减速的传动装置。传动装置的设计有多种多样，如皮带减速器、链条减速器、齿轮减速器、涡轮蜗杆减速器、

2、二级齿轮减速器等等。通过合理的设计传动装置，使的卷扬机能够在特定的工作环境下满足正常的工作要求。2 .设计任务书2. 1.设计要求2.1.1 工作条件用于建筑工地提升物料，空载启动，连续运转，三班制工作，工作平稳2.1.2 使用期限工作期限为十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4小时，检修期间隔为三年2.1.3 产批量及加工条件小批量生产，无铸钢设备。2.1.4 动力源为三相交流380/220V,电动机单向运转，载荷较平稳2.1.5该装置的参考图如下:重物2.1.6设计数据牵引力F/KN12牵引速度v/（m/s）0.3卷筒直径D/mm4702.2设计任务1）确定传动方案；2）选择电动机

3、型号;3）设计传动装置；4）选择联轴器；3确定传动方案3.1传动方案传动方案一般用机构见图表示。它反映运动和动力传递路线和各部件的组成和连接关系。合理的窗洞方案首先要满足机器的功能要求，例如传递功率的大小，转速和运动形式。此外还要适应工作条件（工作环境、场地、工作制度等），满足工作可靠。结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护便利、经济性合理等要求、要同时满足这些要求是很困难的，因此要通过分析比较多种方案，来选择能保证重点要求的传动方案。（参考机械设计课程设计手册）3.1.3确定传动方案:传动方案的选择主要考虑1）在电动机与减速器是用联轴器连接还是用带连接；2）减速器是选择一级还是二级。电动机

4、与减速器是用联轴器连接还是用带连接主要取决是传动装置的总的传动比，若总的传动比大于等于40,则选择带连接，小于40,则选择联轴器。减速器是选择一级还是二级这主要取决于减速器的传动比，若减速器的传动比大于等于8,则选用二级减速器；小于8,则选择一级减速器。4.确定电机型号4.1 电机的选择4.1.1传动装置的总效率0.96查表得各部分效率为：V带传动效率为10.96,滚动轴承效率（一对）20.99,闭式齿轮传动效率为3。97,联轴器效率为40.99,传动滚筒效率为5得=0.8254.1.2 工作机所需的输入功率PdPw,其中Pw(kw)FV1000式中：Pd-工作机实际需要的电动机输出功率，KW

5、P工作机所需输入功率，KW电动机至工作机之间传动装置的总效率。1210000.3,4.4kw0.8251000使电动机的额定功率Ped=（11.3）Pd,由查表得电动机的额定功率5.5KW。4.1.3 确定电动机转速计算滚筒工作转速nw601000VD6010000.347012.20r/min:由推荐的传动比合理范围，v带轮的传动比范围：=7,二级圆柱齿轮减速器的传动比一般范围：840。（由机械设计课程设计手册表1-8得）则总传动比的范围为，（i16160故电机的可选转速为：ndinw(16160)12.20195.21293.2r/min4.1.4 确定电动机型号电动机通常多选用同步转速有

6、750r/min,1000r/min,1500r/min,3000r/min,综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1000r/min,根据所需的额定功率及同步转速查表（机械设计课程设计手册表12-1）确定电动机的型号为Y132M2-6满载”速960r/min。其主要性能：额定功率：5.5KVV满载转速960r/min,额定转矩2.0,质量84kg（机械设计课程设计手册表12-1）。5.设计传动装置5.1 计算总传动比和及分配各级的传动比5.1.1 传动装置的总传动比要求应为I=nm/nw式中：nm电动机满载转速总传动比：ia=960/12.20=

7、78.695.1.2 分配各级传动比查资料，取V带的传动比io3,则减速器的传动比i为i=iai=i078.69326.23取两级援助齿轮减速器高速级的传动比i1.14i1.426.236.060则低速级的传动比为ii21i126.236.0604.33由上知此传动装置的总的传动比等于78.69大于40,所以在电动机与减速器之间选用带连接。减速器的传动比等于26.23大于8,因此选用二级减速器。即传动方案大概如下：5.2 传动装置的运动和动力参数电动机轴P0Pd4.4KW00nm960r/min_4.4-T09550N?m43.77N?m960I轴（高速轴）RP0i4.40.964.224KW

8、niT1n0960320r/mini°i3P422432095509550126.06N?mII轴（中间轴）P2R234.2240.990.974.06KW2123n1320i126.06052.81r/minc-P29550%4.069550734.20N?m52.81HI轴（低速轴）P3P2234.060.990.973.90KWn252.81i234.3312.20r/minP33.90-R955095503052.87N?mn312.20IV轴(滚筒轴)P4R233.900.990.993.82KWq必12.20r/minP382T4955095502990.25N?mn41

9、2.20运动和动力参数的计算数值整理列表如下轴名功率p/kw转矩T/KN.M,转速n/(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴4.443.779601轴4.2244.18126.06124.8032030.962轴4.064.02734.20726.8652.816.0600.963轴3.903.863052.873022.3412.204.330.96滚筒轴3.823.782990.252960.3512.2010.985.3齿轮的设计5.3.1高速级齿轮传动的设计计算材料：高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为241.5HBS高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为186.5HBS

10、查课本第171页表11-5得Sh1.1,Sf1.25。查课本（机械设计基础，第五版）第166页表11-1得：Hiim1585/IPa,Hiim2375/IPa昨日445MPa31(MPaH1Hlim1Sh58511532MPaH2Hlim2sH3751.134MPaFE1FE1SF4451.25356MPaFE2FE2st3101.25248MPa按齿面接触强度设计:8级精度制造，查课本（机械设计基础第五版）第169页表11-3得：均匀载荷，载荷系数K=1.2（有轻度振动）取齿宽系数：d0.7对于高速级齿轮T1126060N.mmi1=6.060查表课本（机械设计基础第五版）171（11-4）

11、Ze188Zh2.5计算中心距：由课本（机械设计基础第五版）171页式11-3得:ZeZh2mm321.21260600.77.066.061882.53412mm98.53mm动力传动齿轮m可以取2.5,3,4等。1&2m（Z1Z2）Z2Z取m=2.5时，乙32,Z2194.返算：i6.06分度圆直径：dimz2.53280mm,d2mz22.5194485mm中心距d1+d2a=283齿宽：bdd10.798.5368.97mm可取b270mm,bI75mm高速级小齿轮：bi75mm,乙32高速级大齿轮：b270mm,Z2194查课本（机械设计基础第五版）：Z132,YFa12.5

12、5（表11-8）,Ysa11.64（表11-9）Z2194,YFa22.19（表118）,YSa21.8（表119）按齿宽b56mm计算强度：F12KTYFa1Ysa1bm2Z121.21260602.251.64562.523299.7MPaF1F2YFa1YSa2YFa2YSa12.581.899.7MPa128.9MPaFE22.191.64第一对齿轮的齿面接触疲劳强度和齿根的弯曲疲劳强度满足要求。5.3.2、低速级大小齿轮的设计：对于低速级齿轮，i24.33,T2734200N.mm,n252.81r/min按齿面接触强度设计：8级精度制造，查课本（机械设计基础第五版）0.7第169页

13、表11-3得：载荷系数K1.2,取齿宽系数计算中心距：由课本第171页式11-3得:查表课本（机械设计基础第五版）171（11-4）Ze188Zh2.5,2KT21ZeZh2d13EHmmdH321.27342005.330.74.3321882.5mm341i2Z2z当取m=4取时，乙30,Z2=130i=4.33。分度圆直径:d1mz1430120mm,d2mz24130520mm中心距a=d1+d2=320180.56mmm可以取2.5,3,4等。1r、a2二m（ZZ2）2齿宽：bdd10.7180126mm则可取b2125mm,b1130mm验算轮齿弯曲强度：查课本表11-8,11-9

14、得:z3Q七2.55YSa11.634130*a22.21%讼1.77按最小齿宽b2125mmF12KT2YFa1Ysa121,27342002.551.63bmZ125430139.51MPaF2FE2F1YFa1Ysa2139.51MPa2,551,77174.80MPaYFa2Ysa12.211.63第二对齿轮的齿面接触疲劳强度和齿根的弯曲疲劳强度满足要求。5.4V带设计5.4.1带的型号和根数确实确定计算功率PC。由表13-8（机械设计基础，第五版）查得工作情况系数Ka1.2；故PcKaP1.24.45.28KW5.4.2选取v带带型。根据Pc=5.28KWn卡960r/min由图13

15、-5（机械设计基础，第五版）选用A型。确定带轮的基本直径dd1并验算带速v。5.4.3初选小带轮的基准直径dd由表13-9（机械设计基础，第五版），取小带轮的基准直径dd1150mm；验算带速vvdd1n13.141509607.5m/s;因为5m/s<v<30m/s,故带速合适；计601000601000算带轮的基准直径；根据式8-15a,计算大带轮的基准直径dd2idd13150450mm；根据表13-9取450mm.确定v带的中心距和基准长度Ld根据式。,7dd1dd2a°2dd1dd2420a01200取a0=700mm初定中心距a。700mm。由式13-2（机械

16、设计基础，第五版）计算V带所需的基准长度2At-rx2L02a0一（dd1dd2）3心2700141504502374.14mm24ao24700由表13-2（机械设计基础，第五版）选带的基准长度2500mm按式13-16（机械设计基础，第五版）计算实际中心距aLdLd0aa。25002374.14700763mm;由式(a-0.015Ld)(a+0.03La)得（机械设计基础，第五版）amaxa0.03Ld(7630.032500)mm838mmamina0.015Ld化范围为725.5-838mm(7630.0152500)mm725.5mm得中心距的变验算小带轮上的包角11800dd2d

17、d15731800450150573-157.50120°。76325.4.4计算带的根数计算单个v带的额定功率Pr由dd1150mm口1960r/min,查表13-3(机械设计基础，第五版）得P01.78KW。由式(13-9)得传动比i=d2/d1(1-&)=450/150X(1-0.02)=2.94根据n196Cr/min,i2.9琳DA型带，查表13-5(机械设械设计基础)得p00.11KW0.94,表13-2（机械设计基由a1=157.5。查表13-7（机械设计基础，第五版）WK础，第五版）得Kl1.09,于是V带的根数Z=Pc5.28(P)P)?K?Kl(1.78+

18、0.11)bT=2§73圆整为3。5.4.5计算单根V带初拉力的最小值F0min由表13-1（机械设计基础，第五版）得A型带的单位长度质量q=0.1Kg/m,所以F0min2.5KP500cKzv2qv2.50.945.285000.9437.50.127.52187.87N应使带的初拉力Fo(Fo)min5.4.6作用在轴上的压力Fp1(Fp)min2Z(F0)minSin万241575187.87sin1472.90N2轴的设计低速轴的设计：由上知P3=3.90KW%=12.20r/minT3=3052.87N.m初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45刚，调质处理，根据课本第2

19、45页式14-2取35Mpa,C=113,得：dmin端110常言75.21mm联轴器配合的轴段长Li1.5：2d取Li=132mm1)进行轴的结构设计:低速轴第一段轴颈配联轴器，取d1=76mm,L1=132mm,d2=84mm,查手L2=40mm;d3段装配轴承且d3.>d2,所以查手册62页表6-1取d3=90mm,选用6018轴承，L3=40mm;第四段主要是定位轴承，取d4=98mm,L4由箱体确定取66mmL段为轴间，用于定位齿轮，区d5=108mm,轴长L5取14mm;第六段轴为装齿轮，取d6=100mm,取l6=128mm:第七段与第三段一样装轴承，去d7=90mm,L7

20、=40mm.2）求作用在轴上的作用力:且已知低速级大齿轮的分度圆直径为d2=520mm齿轮作用在轴上的水平力即周向力:Ft=2Td223052.8711741.81N520103齿轮作用在轴上的铅垂力即径向力:Fr=Fttan11741.81tan204273.67N由于齿轮和联轴器都对轴有作用力而产生弯矩，故将两者弯矩分别求得再进行合成。轴的强度校核在垂直面上左侧Fnh1右侧FnH2Ft?1a2laFtFnhi11741.815.87KN211741.8158705.87KN弯矩MHFnh21/22155.87Nm631Nm2在水平面上有左侧FnhiFr2FPld24273.67143.51

21、472.9026020.356KN288右侧FNH2弯矩MHFr4.2740,3563.918KNFNH21a/23.918143.5Nm421N?m总弯矩M、MM22.63124212758Nm扭矩Ftd411741.810.090t4528Nm进行校核时候，通常只是校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度根据式及上面1,轴的计算应力caM2(T)27582(1528)20.10.076321.04MPa查得45刚的160MPa因为ca1,故安全。2）中间轴的设计：由上知P2=4.06KWn2=52.81r/min的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取T2=734.20N.m初步

22、估算轴的最小直径。选取轴的材料为45刚，调质处理，根据课本第245页式110陋46.77mm。所以52.8114-2取35Mpa,C=113,得:dminC3P2n2最小轴应大于47mm.进行轴的结构设计:第一段轴装轴承，查手册62页表6-1取d1=50mm,选用6010轴承，L1=40mm;第二段主要是定位齿轮，d2Adi，取d2=58mm,L2略小于前低速齿轮设计的小齿轮宽度3,取128mmL段为轴间，用于定位齿轮，区d3=66mm,轴长L3取12mm第四段轴为装齿轮，取d4=58mm,因为L<b（齿轮宽），取l4=68mm:第五段与第一段一样装轴承，去d5=50mm,L7=40mm.校核同上，此设计满足要求3）高速轴的设计：由上知P1=4.224KWn1=320r/min1=126.06N.m初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45刚，调质处理，根据课本第245页式14-2取35Mpa,C=113,得:dminCD110J经425.99mmVniV320所以最小轴应大于26mm.进行轴的结构设计第一段轴颈配轴承查手册62页表6-1取d1=35mm,选用6007轴承取L1=40mm,第二段轴用于定位齿轮取d2=45mm,