机械课程设计报告-电动卷扬机传动装置

.PAGE.机械设计课程设计题目：设计电动卷扬机传动装置学院专业学号学生机械设计课程设计任务书题目：设计电动卷扬机传动装置传动系统图：原始数据：数据编号钢绳拉力F/KN钢绳速度v/(m/min)卷筒直径D/mm2920290工作条件：间歇工作，满载启动，工作中有中等振动，两班制工作，小批量生产，钢绳速度允许误差±5%，设计寿命10年。目录1.电动机的选择1.1功率计算1.2确定电动机转速2.传动系统的运动和动力参数2.1计算总传动比2.2合理分配各级传动比2.3各轴转速、输出功率、出入转矩、转速计算3.传动零件的设计计算4.轴的设计及计算5.键连接的选择和计算6.滚动轴承的选择和计算7.联轴器的选择8.润滑方式、密封形式及润滑油牌号的选择9.其他技术说明10.设计小结11.参考文献计算及说明计算结果一．电动机的选择1.功率计算工作机所需要的功率：电动机输出功率：由电动机至工作机之间的总效率〔包括工作机效率〕为式中：η1：联轴器的效率0.99η2：每对滚动轴承的效率0.99η3：每对滑动轴承的效率0.98η4：闭式圆柱齿轮传动的效率0.97η5：开式圆柱齿轮传动的效率0.95η6：卷筒的传动效率0.97所以即故由参考书可选电动机的额定功率为4kw2.确定电动机转速由可得在该传动方案得知，在该系统中只有减速器存在二级传动比i12、i34，开式齿轮i开，所以，id=i12·i34·i开即nd=id·nw=(i12·i34·i开)·nw在二级圆柱齿轮减速器的传动比围一般为〔8~40〕，开式齿轮的传动比为i开=4，那么总传动比的id的合理围为id=i12·i34·i开=〔8~40〕×4=32~160因此，电动机转速的可选围为nd=id·nw=(32~160)×21.96=(702.72~3513.6)r/min所选电动机型号符合这一围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min，根据计算出的电动机容量，由附表可查出适用的电动机型号，相应的技术参数及传动比的比拟情况如下表所示。电动机的比拟方案电动机型号额定功率/kw同步转速/r/min满载转速/r/min重量价格1Y160M1-847507202.02.0重高2Y132M1-6410009602.02.2中中3Y112M-44150014402.22.3轻低综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及本钱，课件第3种方案比拟适宜。因此选择电动机型号为Y112M-4，即电动机的额定功率Pw=4kw，满载转速nm=1440r/min。二.传动系统的运动和动力参数1.计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可确定传动装置应有的传动比2.合理分配各级传动比一般圆柱齿轮传动比围为，开式齿轮传动比为i开=4，故取i开=4可以算出，i开=43.各轴转速、输出功率、出入转矩、转速计算〔1〕各轴的转速电动机的转速n0=1440r/min高转速I中间轴II低速轴III卷筒〔2〕各轴的输入功率上述电动机输出功率Pw=3.9kw，故P0=3.9kw高转速IP1=P0·η1·η2=3.9×0.99×0.99=3.82kw中间轴IIP2=P1·η2·η4=3.82×0.99×0.97=3.67kw低速轴IIIP3=P2·η2·η4=3.67×0.99×0.97=3.52kw卷筒P4=P3·η1·η32·η5·η6=3.52×0.982×0.95×0.97=3.12kw式中：η1：联轴器的效率0.99η2：每对滚动轴承的效率0.99η3：每对滑动轴承的效率0.98η4：闭式圆柱齿轮传动的效率0.97η5：开式圆柱齿轮传动的效率0.95η6：卷筒的传动效率0.97(3)各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td：高转速I中间轴II低速轴III卷筒运动和动力参数的计算结果列于下表：参数电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III卷筒转速〔r/min45109.9521.96功率〔kw〕3.93.823.673.523.12转矩〔N·m〕25.8625.33116.83380.961356.83传动比114.83.44三.传动零件的设计计算I斜齿圆柱齿轮计算A．高速级斜齿圆柱齿轮的计算1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1〕按运动简图的传动方案，选定斜齿圆柱齿轮传动2〕卷扬机为一般工作机，速度不搞，应选用8级精度〔GB10095—1998〕3〕材料选择：小齿轮选用40Cr，调质热处理，齿面硬度到达250HBS大齿轮选用45钢，调质热处理，齿面硬度到达220HBS由于减速器齿轮传动为闭式传动，可以采用齿面接触疲劳强度计算，按弯曲疲劳强度校核。2.按齿面接触疲劳强度设计按设计计算公式计算：1〕确定公式的各参数〔1〕试选载荷系数Kt=1.5〔2〕齿轮传递转矩为〔3〕选齿宽系数〔4〕材料弹性系数〔5〕初选压力角α=20°〔6〕齿数比为ui=4.8〔7〕选小齿轮的齿数为：Z1=20，那么大齿轮的齿数为Z2=20×4.8=96。〔8〕由"机械设计根底"〔P73〕图5-24c查得〔9〕计算应力的循环次数〔10〕查得接触疲劳寿命系数ZNT1=1，ZNT2=1.14〔11〕许用接触应力可利用以下公式计算SH=1.1即3.计算〔1〕试计算小齿轮分度圆直径d1t,取，得〔2〕确定模数由"机械设计根底"P57表5-1取mn=2mm〔3〕确定中心距中心距取整数，所以取，那么螺旋角齿宽取取4.齿根许用疲劳强度条件切为〔1〕K1、T1、m和Z同前〔2〕齿宽〔3〕由"机械设计根底"P74图5-26查得齿形系数应力修正系数为〔4〕由"机械设计根底"P75图5-27中可以查出试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限〔5〕许用弯曲应力〔6〕查得寿命系数为，〔7〕由P73表5-7中可以查出平安系数5.计算齿轮的几何尺寸端面模数齿根高齿顶高分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径B．低速级斜齿圆柱齿轮的计算1．选择材料，热处理方式和公差等级小齿轮选用45钢，调质处理，齿面硬度到达240HBS大齿轮选用45钢，正火处理，齿面硬度到达210HBS选用8级精度2．初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿数面接触疲劳强度计算。其设计公式为：〔1〕小齿轮传递转矩为〔2〕选载荷系数Kt=1.5〔3〕选齿宽系数〔4〕材料弹性系数〔5〕初选压力角α=20°〔6〕齿数比为ui=4.8〔7〕选小齿轮的齿数为：Z3=25，那么大齿轮的齿数为Z4=25×4.8=120。〔8〕由"机械设计根底"〔P73〕图5-24c查得〔9〕许用接触应力可利用以下公式计算SH=1.1〔10〕查得接触疲劳寿命系数ZNT3=0.99，ZNT4=0.92〔11〕许用接触应力可利用以下公式计算SH=1.1即取，初算小齿轮的分度圆直径得〔2〕确定模数由"机械设计根底"P57表5-1取3．确定几何尺寸中心距取整数，所以取，那么螺旋角齿宽取取5．齿根许用疲劳强度条件切为〔1〕K、T、mn和Z同前〔2〕齿宽〔3〕由"机械设计根底"P74图5-26查得齿形系数应力修正系数为〔4〕由"机械设计根底"P75图5-27中可以查出试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限〔5〕许用弯曲应力〔6〕查得寿命系数为〔7〕由P73表5-7中可以查出平安系数6．计算齿轮的几何尺寸端面模数齿顶高全齿高齿顶圆直径齿根圆直径II开式齿轮的设计1．选定齿轮类型精度等级、材料及齿数〔1〕按传动设计的方案选用直齿圆柱齿轮传动〔2〕卷扬机一般为工作机，速度不高可以选用8级精度〔3〕材料选择大齿轮用45钢硬度40-50HRC，小齿轮材料为40Cr，并经调制处理级外表淬火，选择齿数Z5=20，大齿轮选择Z5×4=20×4=802．由资料计算应力循环次数3．计算弯曲疲劳许用应力取由"机械设计根底"P75图5-27中可以查出试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限所以取载荷系数K=1.5查得齿形系数和应力修正系数4．计算大小齿轮的并比拟故小齿轮大5．由资料选取齿宽系数取6．分度圆直径7．齿轮宽度8．中心距III斜齿圆柱齿轮上作用计算1．高速轴齿轮传动的作用力1〕条件，高速轴传递的转矩，转速，高速齿轮的螺旋角，小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径。2〕齿轮1的作用力圆周力为径向力为轴向力为法向力为3〕齿轮2的作用从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，作用方向相反。2．低速轴齿轮传动的作用力1〕条件，中间轴传递的转矩，转速，低速齿轮的螺旋角，为使齿轮3的轴向力与齿轮2的轴向力互相抵消一局部，低速级的小齿轮为右旋，大齿轮左旋，小齿轮的分度圆直径。2〕圆周力为径向力为轴向力为法向力为3〕齿轮4的作用从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反。四．轴的设计与计算〔一〕中间轴的设计与计算1．条件：中间轴传递的功率P2==3.67kw，转速，齿轮分度圆直径，齿宽2．选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及构造尺寸无特殊要求，应选用45钢调质3．初算轴径查"机械设计根底"表15-2得A0=103~126，考虑轴端不受转矩，只受少量弯矩，故取较小值A0=112，那么4．构造设计1〕轴的构造图2〕轴承的选择及轴段5的设计该段轴上安装轴承，其审计应与轴承的选择同步，考虑齿轮有轴向力的存在，应选用角接触球轴承，轴段1、5上安装轴承，其直径即应便于轴承安装，又应符合轴承安装，又应符合轴承径系列，查"机械设计根底课程设计"P112续表G-1参照工作要求，并根据由轴承产品目录中取标准精度级的深沟球轴承6206，得轴承径，外径，宽度，定位轴肩直径，外径定位直径，对轴的力作用点与轴承外圈大端面的距离，故通常一根轴上的两个轴承取一样的型号，故。3〕a．轴段2和轴段4的设计轴段2上安装齿轮3，轴段4上安装齿轮。为方便齿轮的安装和分别略大于和，可初定b．齿轮2轮毂宽度围取其轮毂宽度与齿轮宽度相等，左端采用轴肩定位，有段采用套筒固定，由于齿轮3的直径比拟小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等，采用套筒定位，为的是套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段2与轴段4的长度应比相应的齿轮的宽度略短，故取。c．轴段3该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度围为其高度为4mm，故齿轮3左端面与箱体壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体壁距离均为，齿轮2与齿轮3的距离初定为，那么箱体壁之间的距离为齿轮2的右端面与箱体壁距离为那么轴段3的长度为d．轴段1及轴段5的长度：轴承端面距离箱体壁的距离取，中间轴上两个齿轮的固定均由当油环完成。那么轴段1的长度为轴段5的长度为e．轴上力作用点与轴承外圈大端面的距离，可得轴的支点及受力点的距离为5．键连接齿轮与轴承间采用A型普通间连接，查表得键的型号为和键6．轴的分析①画轴的受力分析见图②计算支撑反力在水平面上在垂直平面上轴承的总支撑反力为③弯矩a截面由表15-1查得45钢调制处理抗拉强度极限，表15-3查得轴的许用弯曲应力〔二〕低速轴的设计与计算1．材料的选择：选用45钢正火处理2．按扭转强度估算轴径查"机械设计根底"表15-2得A0=103~126又由15-2算得考虑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%那么取，故查得标准直径。3.设计轴的构造并绘制草图①确定轴上零件的位置和固定方式，要确定轴的构造形状，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，齿轮的左端用轴肩或轴环定位，右端用套筒固定，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，轴承对称安装在齿轮两侧，其轴向用轴肩固定，轴向采用过盈配合固定。②确定各轴段直径轴段1外伸直径最小，考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进展定位，轴段2上应有轴肩，同时为能很顺利的在轴段2上安装轴承，轴段2必须是轴承径标准，故取轴段2的直径。同理，轴段3、4的直径为了便于拆卸左端轴承，查得轴承安装高度为3.5mm那么③确定各轴段的长度齿轮的轮毂宽度为，为保证齿轮的固定可靠，轴段2的长度略短于齿轮轮毂宽度取58，为保证齿轮端面与箱体壁不相碰，齿轮端面与箱体应留有一定的间距取间距为，轴承宽度为,故取轴段6为，两轴承键距离为，根据箱体构造及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求，取在轴段1、2上分别加工出键槽，是两键槽处于轴的同一圆柱母线，键槽长度比相应的轮毂宽度小，键槽的宽度按轴段直径取，且轴承断面距壁,同时齿轮3与4啮合，故取轴段5为。选定圆角，倒角为。4．齿轮传动的作用力条件，低速轴的转矩，转速，螺旋角圆周力其方向与作用点圆周速度方向相反径向力轴向力法向力5.按弯曲强度校核满足强度要求。在水平面上在垂直面上，弯矩:合成：：转矩相当弯矩修正系数，校核轴：故满足要求低速轴受力分析〔三〕高速轴的设计与计算1．材料的选择因为是齿轮轴，材料与齿轮材料一样，40Cr调制处理。2．按扭转强度估算轴径查"机械设计根底"表15-2得A0=97~112又由15-2算得考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将直径加大3%~5%取为〔13.832~16.275〕mm，由"机械设计根底课程设计"查得标准直径3．设计轴的构造①确定轴上零件的位置和固定方式要确定轴的构造形状，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，齿轮的左端用轴肩或轴环定位，右端用套筒固定，这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的轴向固定采用平键连接，轴承对称安装在齿轮两侧，其轴向用轴肩固定，周向用过盈配合固定。②确定各轴段的直径查"机械设计根底课程设计"P112续表G-1参照工作要求，根据，由轴承产品目录中取标准精度级的深沟球轴承6207，得轴承径，外径，宽度，定位轴肩直径，外径定位直径。据外伸端直径考虑到对安装在轴段1上的联轴器定位，那么轴段2要有轴肩，同时能够顺利的在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承径标准，故取轴段2的直径，用一样的方法确定轴段3、4的直径。为了便于拆卸，左端轴承壳差池型号为6207型滚动轴承安装高度为，取。4.计算各轴段的长度①轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体润滑液溅入轴承座，为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体壁的端面距箱体距箱体壁取挡油环的挡油凸缘侧面凸出箱体壁挡油环轴的宽度初定那么，通常一根轴上的两个轴承应取一样的型号，那么，，齿轮1与箱体壁为间距。齿轮与轴段4：该段上安装齿轮为方便齿轮的安装，应略大于，，键的尺寸应定为，键槽深度，那么该处齿轮上齿根圆与毂空键槽顶部的距离为故取，。②轴段3和轴段5的设计：该轴段壳取略大于轴承定位厚茧的直径，那么，齿轮右端面距箱体壁距离为，那么轴段5的长度为，轴段3的长度为③轴段1的长度：该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴的宽度及轴承端盖等零件有关，轴承座的宽度为，由表得知箱座壁厚故取取轴承旁连接螺栓为M16，那么，，那么，那么可以得出5．轴的校核计算支撑反力:在水平面上利用公式计算得在垂直面上轴承的总支撑反力为弯矩对轴进展校核的：满足条件，符合所需要求高速轴受力分析五．键的选择及计1．选择轴键联接类型和尺寸①轴I〔高速轴〕上选用一个普通平键：根据轴I的尺寸查"机械设计根底"查表11-1初选为②轴Ⅱ〔中间轴〕用于齿轮轴向定位采用普通平键，根据轴Ⅱ的尺寸齿轮3的键初选为；齿轮2的键初选为。2．校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都为45钢，由"机械设计根底"查表11-2得许用挤压应力取平均值①轴Ⅰ上用于联接齿轮的键工作长度为键与轮毂键槽的接触高度可得：故此键满足工作要求。键标记为：键②轴Ⅱ上用于联齿轮键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度可得：故此键满足工作要求。键标记为：键③轴Ⅲ上用于联齿轮键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度可得：故此键满足工作要求。键标记为：键六．滚动轴承的选择和计算1．选择轴承的类型由上述可知轴承的类型从高速到低速分别为6207，6206和6208。2．计算①高速轴由"机械设计根底课程设计"P112续表G-1查6207轴承得轴向力：径向力：由此查"机械设计根底"表13-4得到，所以得出那么轴承担量动载荷：轴承在以下工作，查表13-5得载荷系数，查表13-6得，那么故满足寿命要求②中间轴由"机械设计根底课程设计"P112续表G-1查6206轴承得轴向力：由此查"机械设计根底"表13-4得到，所以得出那么轴承担量动载荷：轴承在以下工作，查表13-5得载荷系数，查表13-6得，那么故满足寿命要求③低速轴由"机械设计根底课程设计"P112续表G-1查6208轴承得轴向力：径向力：由此查"机械设计根底"表13-4得到，所以得出那么轴承担量动载荷：轴承在以下工作，查表13-5得载荷系数，查表13-6得，那么故满足寿命要求七．联轴器的选择1．类型的选择：因为工作中有中等振动，应选用弹性柱销联轴器。2．载荷计算1〕轴Ⅰ上所需的联轴器〔1〕公称转矩：，由"机械设计根底"表14-3查得工作情况系数，故由公式——工作情况系数，——公称转矩计算得转矩为：⑵选择型号：根据工作要求及"机械设计根底课程设计"表C-4中选用LT4其公称为满足工作要求。标注为LT4联轴器2〕轴Ⅲ上所需的联轴器：〔1〕公称转矩：由资料[1]表14-1查得，故同前计算得转矩为：⑵选择型号：根据工作要求及"机械设计根底课程设计"表C-4中选用LT8其公称为满足工作要求。标注为LT8联轴器八．润滑方式、密封形式及润滑油牌号的选择此减速器中的齿轮啮合采用油池浸油润滑，根据推荐润滑油标准选用中负荷齿轮油〔〕代号为：L-CKC460，运动粘度轴承采用润滑脂，选用通用锂基润滑脂〔〕代号。箱体为了防止稀油进入轴顾将脂稀释；采用挡油盘进展密封；透盖处为了防止润滑脂流出零穿插检测器，故采用毡圈进展密封。九．其他技术说明箱体设计箱体采用灰铸铁〔HT1500〕制造，采用铸造工艺，箱体由箱座和箱盖组成，箱座做成直壁，减速器箱体尺寸结果如下表：名称符号及运算公式尺