机械设计课程设计卷扬机传动装置

.. .. ..3、卷扬机传动装置的设计1、设计题目设计一卷扬机的传动装置 。传动装置简图如下图所示 。原动机 传动装置联轴器卷扬机w重物（1）卷扬机数据卷扬机绳牵引力F(KN)、绳牵引速度v(m/s)及卷筒直径D(mm)见附表。（2）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。（3）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。（4）产批量及加工条件小批量生产，无铸钢设备。2、设计任务1）确定传动方案；2）选择电动机型号；3）设计传动装置；4）选择联轴器。. 专业.专注 ... .. ..3、具体作业1）减速器装配图一张；2）零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；3）设计说明书一份。4、数据表牵引力F/KN1.21.31.51.7牵引速度v/(m/s)0.3，0.40.3，0.4，0.5，0.6470，430，450，440，460，卷筒直径D/mm420，430，450，5005004805、方案分配汽车专业学生序号 21～30对应方案 4.1～4.10(从第一、二列中组合出十种方案)。工程机械专业学生序号 7～16对应方案4.1～4.10（从第三、四列中任意组合出种方案）。目录前言设计任务书确定传动方案选择电机型号设计传动装置选择联轴器箱体的设计制动器的选择减速箱的润滑参考文献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. 专业.专注 ... .. ..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、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。设计任务书2．1.设计要求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。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，检修期间隔为三年产批量及加工条件小批量生产，无铸钢设备。 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：原动机 传动装置. 专业.专注 .联轴器 卷扬机 w重物.. .. ..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）选择电动机型号；3）设计传动装置；4）选择联轴器；. 专业.专注 ... .. ..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 ）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. 专业.专注 ... .. ..4.1电机的选择4.1．1传动装置的总效率4212345查表得各部分效率为 ：V带传动效率为 1 0.96，滚动轴承效率（一对）2 0.99，闭式齿轮传动效率为 3 0.97，联轴器效率为 4 0.99，传动滚筒效率为 5 0.96得=0.825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；Pw----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。1210000.34.4kw所以Pd10000.825使电动机的额定功率Ped＝（1～1.3）Pd，由查表得电动机的额定功率P5.5KW。确定电动机转速计算滚筒工作转速nw601000V6010000.312.20r/min：D470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：8～40。（由机械设计课程设计手册 表1-8得）则总传动. 专业.专注 ... .. ..比的范围为，i'16~160故电机的可选转速为：nd'i'nw(16~160)12.20195.2~1293.2r/min确定电动机型号电动机通常多选用同步转速有 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，满载转速 960r/min 。其主要性能：额定功率：5.5KW，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=78.69分配各级传动比查资料，取V带的传动比i03，则减速器的传动比i为ia78.6926.23i=3i0. 专业.专注 ... .. ..取两级援助齿轮减速器高速级的传动比i1 1.4i 1.4 26.23 6.060则低速级的传动比为ii26.232i14.336.060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：Iη2η3η1IIη5PdIII

Pwη4 IV5.2传动装置的运动和动力参数. 专业.专注 ... .. ..电动机轴P0Pd4.4KWn0nm960r/minT095504.4Nm43.7N7m960Ⅰ轴（高速轴）P1 P01 4.4 0.96 4.224KWn0960320r/minn13i01T19550P195504.224126.06Nmn1320Ⅱ轴（中间轴）P2P1234.2240.990.974.06KWn2n1320i1252.81r/min6.060T29550P295504.06734.20Nmn252.81Ⅲ轴（低速轴）P3P2234.060.990.973.90KWn3n252.8112.20r/mini234.33T3395503.903052.87Nm9550Pn312.20Ⅳ轴（滚筒轴）P4P3233.900.990.993.82KWn4n312.20r/minT49550P495503.822990.25Nmn412.20运动和动力参数的计算数值整理列表如下. 专业.专注 ... .. ..轴名功率p/kw转矩T/KN.M,转速传动比效率输入输出输入输出n/(r/min)i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齿轮的设计高速级齿轮传动的设计计算①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。查课本第171页表11-5得SH1.1,SF1.25。②查课本（机械设计基础，第五版）第166页表11-1得：Hlim1585MPa，Hlim2375MPaσ445MPa310MPaFE1，FE2故[H1]Hlim1585[H2]Hlim2375SH532MPaSH341MPa1.11.1. 专业.专注 ... .. ..[]FE1445[FE2]FE2310FE1SF356MPaSF248MPa1.251.25③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）ZE188,ZH2.5计算中心距：由课本(机械设计基础第五版)171页式11-3得：2KT11ZEZH2d13mmdH21.21260607.061882.523mm0.76.0634198.53mm动力传动齿轮m可以取2.5,3,4等。a11m(Z1Z2)iZ22，Z1取m＝2.5时，Z132，Z2194.返算：i6.06分度圆直径：d1 mz1 2.5 32 80mm,d2 mz2 2.5 194 485mm中心距 a==283. 专业.专注 ... .. ..齿宽：bdd10.798.5368.97mm可取b270mm，b175mm高速级小齿轮：b175mm，Z132高速级大齿轮：b270mm，Z2194查课本（机械设计基础 第五版）：Z132，YFa12.55（表11-8）,Ysa11.64（表11-9）Z2194,YFa22.19（表118）,YSa21.（8表119）按齿宽b 56mm计算强度：2KTYY21.21260602.251.64[F1]F1bm2Z1562.523299.7MPaYFa1YSa299.7MPa2.581.8128.9MPa[FE2]F2F1YFa2YSa12.191.64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 。、低速级大小齿轮的设计 ：对于低速级齿轮，i2 4.33，T2 734200N.mm，n2 52.81r/min③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：载荷系数K 1.2，取齿宽系数 d 0.7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）ZE 188,ZH 2.5. 专业.专注 ... .. ..2KT21ZEZH2d13mmdH21.27342005.331882.523mm0.74.33341180.56mmm可以取2.5,3,4等。a21Z2m(Z1Z2)i22Z1当取m=4取时，Z130,则Z2=130i=4.33。分度圆直径：d1'mz1430120mm,d2'mz24130520mm中心距 a==320齿宽:b1' dd1 0.7 180 126mm则可取 b2 125mm,b1 130mm④验算轮齿弯曲强度：查课本表11-8，11-9得：Z30，Y2.55，Y1.631Fa1sa1Z2130,YFa22.21,YSa21.77按最小齿宽b2 125mmF12KT2YFa1YSa121.27342002.551.63139.51MPa[FE1]bm2Z11254230F2F1YFa1YSa2139.51MPa2.551.77174.80MPa[FE2]YFa2YSa12.211.63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 。5.4 V带设计. 专业.专注 ... .. ..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KA 1..2;故Pc KAP 1.2 4.4 5.28KW选取v带带型。根据 Pc=5.28KW nm=960r/min由图13-5(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。初选小带轮的基准直径 dd1。由表13-9(机械设计基础，第五版)，取小带轮的基准直径 dd1 150mm；验算带速vvdd1n13.14150960故带速合1000607.5m/s；因为5m/s<v<30m/s,601000适；计算带轮的基准直径；根据式8-15a，计算大带轮的基准直径dd2 idd1 3150 450mm；根据表13-9取450mm.确定v带的中心距和基准长度 Ld根据式0.7dd1dd2a02dd1dd2420a01200取a0=700mm，初定中心距a0700mm。由式13-2(机械设计基础，第五版)计算V带所需的基准长度L02a0dd2dd123.141504501502(dd1dd2)4a027004502374.14mm224700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a。aLdLd025002374.14；a07002763mm2. 专业.专注 ... .. ..由式(a-0.015Ld)～(a+0.03La)得（机械设计基础，第五版）amax a 0.03Ld (763 0.03 2500)mm 838mmamin a 0.015Ld (763 0.015 2500)mm 725.5mm得中心距的变化范围为725.5-838mm。验算小带轮上的包角11800dd2dd157.30180045015057.30157.501200。a763计算带的根数 z计算单个v带的额定功率Pr。由dd1150mm和n1960r/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-﹠)=450/150×（1-0.02）=2.94根据n1 960r/min,i 2.94和A型带，查表13-5(机械设械设计基础)得P00.11KW由a○查表13-7(机械设计基础，第五版)得K0.94，表13-2(机械设计1=157.5基础，第五版)得KL 1.09，于是带的根数Z= = -=2.73 圆整为3。. 专业.专注 ... .. ..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F0min5002.5KPcqv25002.50.945.280.17.52187.87NKzv0.9437.5应使带的初拉力F0 (F0)min5．4.6作用在轴上的压力 Fp压轴力的最小值为(Fp)min2z(F0)minsin124187.87sin157.51472.90N22轴的设计低速轴的设计：由上知P3=3.90KW n3=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 245页式14-2,取 35Mpa，C=113，得:dminC3P311033.9075.21mm联轴器配合的轴段长n312.20L11.52d取L1=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66mm;L5段为轴间，用于定位. 专业.专注 ... .. ..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=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=520 mm齿轮作用在轴上的水平力即周向力 ：，Ft=2T323052.8711741.81Nd2520103齿轮作用在轴上的铅垂力即径向力 ：Fr=Fttan 11741.81tan20 4273.67N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. 专业.专注 ... .. ..laFt11741.81左侧FNH125.87KNla2右侧FNH2FtFNH111741.8158705.87KN弯矩MHFNH2la/25.87215Nm631Nm2在水平面上有Frld左侧FNH12Fp24273.67143.51472.90260l0.356KN288右侧FNH2Fr4.2740,3563.918KN弯矩MHFNH2la/23.918143.5Nm421Nm总弯矩MM12M2263124212758Nm扭矩Ftd411741.810.090528NmT22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的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力 ，取 1，轴的计算应力M2(T)27582(1528)221.04MPacaW0.10.0763查得45刚的[1]60MPa。因为ca[1]，故安全。2）中间轴的设计：由上知P=4.06KW2n2=52.81r/minT2=734.20N．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. 专业.专注 ... .. ..页式14-2,取35Mpa，C=113，得:dminC3P211034.0646.77mm。所以最小轴应大于47mm.n252.81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 ，d2.>d1,取d2=58mm,L2略小于前低速齿轮设计的小齿轮宽度b1，取128mm;L3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/minT1=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:dminC3P111034.224n125.99mm320所以最小轴应大于26mm.. 专业.专注 ... .. ..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，取L2=72mm;d3段根据箱体的具体情况定为 136mm2,所以取d3=40mm,，L3=136mm;第四段配轴承 d4=35mm,L4取40mm;L5段用于连接带轮d5=30mm,l5=150mm校核同上，此设计满足要求。6.联轴器的选择低速轴端联轴器：根据联轴器的计算公式TcKAT，查表17-1（机械设计基础第五版），取工作情况系数KA1.9;则有Tc KAT3 1.9 3052.87 5800N m，查表 8-7（机械设计课程设计手册），选用HL7弹性柱销联轴器，其公称转矩为6300N m。箱体的设计名称符号二级圆柱齿轮减速器. 专业.专注 ... .. ..箱座壁厚箱盖壁厚箱座凸缘厚度箱盖凸缘厚度箱座底凸缘厚度底脚螺栓直径底脚螺栓数目轴承旁联接螺栓直径箱盖与箱座联接螺栓直径联接螺栓d2的间距轴承端盖螺钉直径定位销直径安装螺栓直径至外箱壁距离螺栓扳手空间与凸缘宽度至凸缘边距离沉头座直径轴承旁凸台半径凸台高度外箱壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内壁距离

/mm11110b16.5b115b227.5df22n6d116.5d213l160d310d10dxM10c1min16c2min14Dcmin24R118根据扳手操作方便为准l1 421 13. 专业.专注 ... .. ..齿轮端面与内壁距离211箱盖、箱座肋厚m1、m9、9轴承端盖外径D2124轴承端盖凸缘厚度t12轴承旁联接螺栓距离S124制动器的选择制动器是用来降低机械运转速度或迫使机械停止运转的装置。9.减速器的润滑9.1齿轮的润滑因齿轮的圆周速度很小 ，所以才用浸油润滑的润滑方式 。高速齿轮浸入油里约为0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为 1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。9.2滚动轴承的润滑采用飞溅润滑，即利用齿轮的传动把润滑齿轮的油甩到四周墙壁面上 ，然后通过适的油槽把油引入轴承中去 。10.参考资料目录《机械设计基础（第五版）》，高等教育出版社，杨可桢程光蕴李仲生主编；普通高等教育“十一五”国家级规划教材《机械设计课程设计手册（第二版）》，高等教育出. 专业.专注 ... .. ..版社，清华大学 吴忠泽 北京科技大学 罗圣国 主编九、轴承的校核1.中间轴①计算轴承轴向力由表 11-9 查 7207C 轴承得 C=30500NCro=20000N由表9-10查得7207C轴承内部轴向力计算公式 ：S10.4FR10.42513.891005.56NS20.4FR20.41524.51609.80N外部轴向力FA Fa3 Fa2 707.46 795.77 511.69N则：FS2 FA 609.08 511.69 112N1.49则两轴轴向力分别为Fa1 FS1 1005.56N Fa2 FS1 FA 1005.56 511.69 493.87NFR1 FR2,Fa1Fa1②计算轴承的当量动载荷 Fa1 1005.56 0.05C 20000查表11-9得e=0.43因Fa11005.560.400eR12513.89因此X=1，Y=0则当量动载荷为：pXFR1YFa112513.8901005.562513.89N. 专业.专注 .......106fTC1063则Lh30500115755h60np60257.142513.89减速器的预期寿命为Lh'32000hLhLh'故轴承寿命满足要求。2.低速轴①计算轴承轴向力由表11-9查7209C轴承得C=38500NCp28500N由表9-10查得7209C轴承内部轴向力计算公式，则轴承1.2的内部轴向力分别为：S10.4R10.41198.1479.24NS20.4R20.447.28418.92N外部轴向力A=691.61N各轴向力如同所示S1A1110.57N则两轴轴向力分别为Fa1S1479.24N,Fa2S1A110.57N②计算当量动载荷由Fa10.017查表11-9的e=0.4C0因Fa1479.240.4e故X=1Y=0R11198.1则轴承当量动载荷pXR1YFa11198.1N轴承在100oC以下工作，查表8-14得fT1对于减速器查表8-35得载荷系数fp1.5则Lh106fTC2803933.757hLhLh'故满足轴60nfp承寿命要求。3.高速轴承校核①计算轴承的轴向力 由表11-9查7206C轴承得C=23000N Cr0 1500由表9-10查得7206C轴承内部轴向力计算公式 ，则轴承1,2的内部轴向力分别为：. 专业.专注 ... .. ..S10.4R10.41319.88527.952NS20.4R20.41020.06408.024N外部走向力A=203.84N各轴向力如同所示S2A203.84408.024611N.864则两轴的轴向力分别为Fa1S2A611.864N,Fa2S2408.024N②计算当量动载荷由Fa10.04查表11-9故X=0.04Y=1.35则轴承Cr0当量动载荷pXR1YFa10.041319.881.75611.864878.8N轴承在100oC以下工作，查表8-34得fT1查表8-35得载荷系数fp1.5则106fTC61647.0701hLh'Lhfpp60n1故收成寿命满足要求。轴承校核7.1高速轴轴承校核1、已知此减速器利用直齿圆柱齿轮设计 ，轴上无轴向力，故选用深沟球轴承。此机器的预期计算寿命为 ：Lh 2 810 300 15% 7200h2、校核轴承的寿命：⑴轴I上的轴承①轴I上的轴承已初选6307，基本额定负荷Cr33.2KNnI960rmin；②计算当量动载荷P，根据式（13-9a）：. 专业.专注 ... .. ..PfpFrfp载荷系数；（7-1）Fr径向载荷。FrA221098.562399.821169NFHAFVA按照表13-6，FHB2FVB2463.942168.92493.73NFrBfp1.21.8，取fp1.5，Fr选两者中较大者，故：P fp Fr 1.5 1169 1753.5N③校核此轴承的寿命：106c106333200LhP60960117835hLh60n1753.5故，该轴承满足工作要求。7.2中间轴上轴承校核 ：①轴II上的轴承已初步定为6308，基本额定负荷Cr40.8KNnIIr271.19min②计算当量动载荷P，根据式（13-9a）：PfpFrFrAFHA2FVA229042732.722995NFrB222392.82119.122395.7NFHBFVB7-2）按照表13-6，fp 1.2 1.8，取fp 1.5，Fr选两者中较大者，故：P fp Fr 1.5 2995 4492.5N③校核此轴承的寿命：106c106340800LhP60271.945976hLh60n4492.5. 专业.专注 ... .. ..轴承满足工作需求。7.3低速轴上轴承校核 ：轴III上的轴承已初步定为 6309，基本额定负荷Cr52.8KNrn76.61min②计算当量动载荷P，根据式