镇江高专,卷扬机传动装置总体设计(带CAD图）带机械图
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镇镇 江江 高高 专专ZHENJIANG COLLEGE毕毕 业业 设设 计计 (论论 文文) 卷扬机传动装置设计Design of Drive Device系 名： 现代装备制造学院 专业班级： 机制D142 学生姓名： 周伶俐 学 号： 140103412 指导教师姓名： 马贵飞 指导教师职称： 副教授 2017年 3 月镇江市高等专科学校毕业设计II目 录第1章 题目要求及方案的确定2第2章 传动装置的总体设计32.1 电动机的选择32.2 计算传动装置的总传动比并分配传动比4i2.3 计算传动装置各轴的运动和动力参数4第3章 传动件的设计63.1 带传动设计63.1.1计算设计功率Pd 63.1.2选择带型63.1.3确定带轮的基准直径并验证带速63.1.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角73.1.6确定带轮的结构83.1.7确定带的张紧装置93.1.8计算压轴力93.2 减速器内传动部件的设计103.3 轴及轴上零件的设计计算113.3.1高速轴的设计与计算133.3.2 中轴的设计与计算183.3.3低速轴的设计与计算24第4章 箱体结构的设计30第5章其他附件的设计32总结33参考文献34致谢35DOCUMENT TITLE摘要III摘要摘要传动效率高，使用寿命长是齿轮传动比较突出的特点，所以齿轮传动是现代化机械应用中比较常见。本设计主要是针对减速器的设计过程的一个描述。首先确定卷扬机的传动方案，然后是对减速器的选择。其次是对本次设计卷扬机的传动装置的一个简单的计算过程。其中的错误之处还望多多包涵。关键词：关键词：齿轮啮合，轴传动，传动比，传动效率镇江市高等专科学校毕业设计IVAbstractone of the most common driving methods in modern mechanical applications . Its have long service life and convenient maintenance,so the application is also more extensiveThe design is mainly for reducer design process of a description.then select the reducer .the main content can be divided into the choice of motor、gear design、shaft design structure、rolling bearing selection and checking、coupling selection check、gear selection and bearing lubrication of nine parts.Key words :gear meshing, shaft drive, transmission ratio, transmission efficiency前言1前言前言卷扬机又被称之为绞机，结构简易、搬运安装方便等是卷扬机的主要优点。其主要作用是对于重物的垂直提升以及水平方向或者是倾斜方向的拽引。相比较而言卷扬机的发展前景也算不错。因为卷扬机的种类比较多，所以不同的卷扬机在运用的场合也不同。卷扬机应用的比较多，而在我们的身边见的比较多的还是电动卷扬机、液压卷扬机和慢动卷扬机。其实卷扬机还有好多好多种，由于了解有限所以我就不一一介绍了镇江市高等专科学校毕业设计2第1章 题目要求及方案的确定1）原始数据卷扬机主要是对建筑工地物料的提升，静止时采用机械自锁，牵引速度为0.5m/s提升力为15000N。2）方案确定图1-11、齿轮减速器 2、联轴器 3、鼓轮 4、钢丝绳 5、电动机 6、轴 7、V带第2章 传动装置的总体设计3第2章 传动装置的总体设计2.1 电动机的选择1、选择电动机的类型电动机的选择条件：电压为380V、封闭式的自扇冷式结构Y系列三相鼠笼型异步电动机2、选择电动机的容量工作机的有效功率为：15000 0.57.510001000wFvPkwkw总的工作效率为：5423421式里，为联轴器1为轴承2为齿轮传动3为卷筒4为带的传动效率，5查表9.1可知=0.99，=0.98，=0.96，=0.96，=0.9612345=0.77696. 096. 096. 098. 099. 024所选择的电动机需要的工作功率计算，结果如下列公式所示：7.59.660.776wdppKW3、确定电动机的转速按表9.1，设传动比=840,转速为：i60 100060 1000 0.523.885 / min400wvnrd所以电动机的可选范围为：镇江市高等专科学校毕业设计4(8 40)2 423.885(382.163851.6) /mindwninr表2-1 电机的型号电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)额定转矩起动转矩额定转矩最大转矩Y160M-41114602.22.22.2 计算传动装置的总传动比 并分配传动比i1、总传动比146061.1323.89mwnin2、分配传动比iiii取，=4.53 ,所以： iii/13.5iiii13.53.673.67iiii2.32.3 计算传动装置各轴的运动和动力参数计算传动装置各轴的运动和动力参数1、各轴的转数轴 1460322.434.53mnnimin/r轴 322.4387.863.67nnimin/r轴 r/min87.8623.893.67nni卷筒轴 n23.89n卷min/r2、各轴的输出功率轴kw159.66 0.98 0.969.088dpp 第2章 传动装置的总体设计5轴kw239.088 0.98 0.968.55pp 轴kw238.55 0.98 0.968.04pp 卷筒轴kw218.04 0.98 0.997.804pp 卷镇江市高等专科学校毕业设计6第3章 传动件的设计3.1 带传动设计带传动的工作条件：输出的功率为P=9.66kW,转速n1=1460r/min,转速n2=322.43r/min.3.1.1计算设计功率PdedAdPKP 取KA1.1。即.1.1 9.6610.626kWdAedPK PkW3.1.2选择带型表3-1 V带型号按照上面公式计算所得的结果Pd10.626kW，n11460r/m,dd=80100，所以最终确定选择A型的V带。3.1.3确定带轮的基准直径并验证带速取dd1=100mm ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）第3章 传动件的设计7表表3-23-2 V带带轮最小基准直径mindd槽型YZABCDEmindd20507512520035550021214.53,=100 4.53=453mmddddidd 由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=450mm2dd误差验算传动比： （为弹性滑动率）21450=4.54(1)100 (1 2%)dddidA误差 符合要求114.544.53100%100%0.04%5%4.53iiiiA 带速 1100 1440v=7.43/60 100060 1000dd nm s3.1.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角由式120120.72ddddddadd可得0.7（100+450）2（100+450）0a即3851100，选取=500mm 0a0a： 由机械设计P293表132查得Ld2000mm实际中心距02000 1925.19500+537mm22ddoLLaa211450 100a18057.318057.3142.65120537oooooodddda符合要求。22101202()2()24(450 100)2 500(100450)24 5001925.19mmdddoddddLaddamm镇江市高等专科学校毕业设计8表表3-3.3-3. 包角修正系数包角修正系数K包角122021020019018015017016014013012011010090K1.201.151.101.051.000.920.980.950.890.860.820.780.730.68表表3-4.3-4. 弯曲影响系数弯曲影响系数 bK带型bKZ30.2925 10A30.7725 10B31.9875 10C35.625 10D319.95 10E337.35 103.1.5确定带的根数z查机械设计手册，取P1=0.35KW，P1=0.03KW由机械设计P299表138查得，取Ka=0.95 由机械设计P293表132查得，KL1.16 则带的根数1110.626z5()(0.750.83) 0.98 1.36daLPPP K K所以z取整数为5根。3.1.6确定带轮的结构H型的孔板式小带轮。E型的轮辐式大带轮。材料为HT2000灰铸铁。第3章 传动件的设计93.1.7确定带的张紧装置 选结构简单的张紧装置。3.1.8计算压轴力 A型带的初拉力F0117.83N，上面已得到=142.65o，z=5，则1a1a142.652sin=2 5 117.83 sinN=940.72N22ooFzF 槽型 项目 符号 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 32 60 - - - - - - 轮 槽 角 34 对应的基准直径 d d - 80 118 190 315 - - 镇江市高等专科学校毕业设计1036 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 表3-5 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）根据设计结果，可以得出结论：小带轮选实心带轮，大带轮选腹板带轮3.2 减速器内传动部件的设计齿轮设计1、材质选取、处理方法及其公差的设定（1）选用直齿齿轮（2）齿轮：材料是45钢，硬度为250HBS，选用的精度等级为8级2、计算传动的主要尺寸公式为：321112HEHdZZuukTd1）选择材料及确定许用应力小齿轮 45钢，硬度为250HBS,，MpaH600limMpaFE450大齿轮 45钢硬度,220HBS,，MpaH600limMpaFE450取SF=1.25 SH=1.1 ZH=2.5 ZE=189.8Mpa 36025. 145011FFEFFSMpa 5 .5451 . 1600lim11HHHHS2）基于齿面进行的接触强度计算第3章 传动件的设计11齿轮按8级精度载荷系数K设得1.5，齿宽系数1b小齿轮传递转矩 mmNT4110071. 5=34.77mm321112HEHdZZuukTd齿数取Z1=20,则Z2=3.67*20=74故实际传动比 i=74/20=3.7 模数 mm7385. 12077.3411zdm按表4-1取m=2,实际的 mm402201mzd mm1482742mzd中心距 mm94214840221dda3)验算齿轮弯曲强度:mNTmNT68.6421 .186查图11-8得齿形系数YFa1=2.36 YFa2=2.28Ysa1=1.68 Ysa2=1.77MpaMpazbmKTF3602 .76402468. 136. 21061.185 . 12YY22412sa1Fa111MpaMpazbmKTF36038.82745 . 24077. 128. 210268.645 . 12YY22422sa2Fa212镇江市高等专科学校毕业设计12故是安全的4）齿轮的圆周速度 m/s5072. 110672040100060411ndv经过验证，精度选择8级是合适的.3.3 轴及轴上零件的设计计算3.3.1高速轴的设计与计算1、选择轴的材料用材料45钢，调制处理.2、初算轴径那么：13min117.8pdCmmn轴端最细处的直径式子：d117.8mm+17.8*0.05mm=18.69 mm，取dmin=20mm3、结构设计轴的结构如图所示图3-1 轴1）带轮及轴段I的设计: dmin=20mm 大轮取d=28mm V 带与轴配合长度L取7厘米，轴段I的长度LI取6.8厘米2）轴段II的设计：第3章 传动件的设计13轴承端盖的e=7.2mm。端盖与II段右端间隔20mm。LII=34，dII=32mm。 3）轴承的设计：选用圆锥滚子轴承。暂取轴承为30207 轴承如果位于同轴上，需要用一样的型号，那么dVI取3厘米.5)齿轮的设计：初次确定dv=40mm，采用的是实心式的齿轮，b1=45，Lv=43mm.4）轴段IV的设计：齿轮的左端采用了轴间定位轴间定位高度h=(0.060.1)dV=1.963.2=3mm轴间直径dIV=44mm,LIV=1=10mm6)轴段VI的设计： dVI=30mm,LVI=17mm4、键连接轴上零件的周向定位：小齿轮做成齿轮轴式用A型平键来联接。A型键尺寸：b*h*l=6*6*64。5、轴的受力分析镇江市高等专科学校毕业设计14图3-2 轴的受力分析分析图齿轮上的圆周力的结果如下列公式计算所示：NdTF2 .9435010358. 222411径向力NFFr3 .34320tan2 .943tan0法相力NFFa7 .100320cos2 .943cos齿轮的分度圆直径d为50mm作用在轴左端的外力F为744.2 N1)求垂直面的支撑反力：NLdFLFFarv3 .1117 .88257 .100335.442 .343221NFFFVrV6 .4543 .1113 .343122)水平面的支撑反力： NFFFtHH6 .4712213）F在支撑点产生的反力：第3章 传动件的设计15 NFFFNLKFFFFF3 .16711 .9272 .7441 .9277 .885 .1102 .7441214）绘垂直面的弯矩图： MNLFMMNLFMVavVav.9 . 435.443 .11121 .2035.446 .4542125)绘水平面的弯矩图： MNLFMHAH.5 .1035.44236216)F产生的弯矩图： MNKFMF.2 .825 .1102 .7442 a-a截面F力所产生的弯矩如下所示： MNLFMFAF.1 .4135.441 .927217)求合成弯矩图： 考虑最不利的情况，把AFM与直接相加22AHAVMMMA=+MAF=22AHAVMM229 .201 .20 +41.1=70.1 N.mMA=+MAF=22AHAVMM229 .209 . 4 +41.1=62.57 N.m8)求轴传递的转矩：T N.mm，T23.58N.m410358. 29)求危险截面的当量转矩 如轴的受力分析图所示，a-a的那一段截面是最为危险的，所以其当量转矩如下列公式所示：22TMMae折合系数a=0.6，带入上面计算转矩的公式里计算，结果计算如下列公式所示：镇江市高等专科学校毕业设计16mNTMMae.51.7158.236 . 01 .70222210）危险截面处轴的直径的计算从表查到-1b 是60Mpa,那么：mmMdbe8 .22601 . 01051.711 . 03331因为考虑键槽对轴有影响，所以要把d的值加大，所以：d=22.8*1.05=24mm32mm满足条件8、强度的校核a-a左侧为危险截面其弯曲截面系数为：3423231025. 1502650663250232mmdtdbtdW抗扭截面系数为：弯曲应力为：342323105 . 2502650661650216mmdtdbtdWTMpaWMbb608. 51025. 1101 .7043扭切应力为：MpaWTb94. 0105 . 210358. 2441折合系数a=0.6 Mpabe721. 594. 06 . 04608. 542222由表查询可得b=640pa，-1b =60pa,e-1b,强度符合要求。9、键连接强度的校核第3章 传动件的设计17挤压应力为：MpadhlTp14. 66464010358. 2444材料都是45钢，查得p为6090帕,pFd1即：Fa1=Fae+Fd2=1024.6NFa2=Fd2=522.3N(2)计算当量动载荷P eFFRa1 . 11 .9276 .102411即NyFxFPar76.5433146 . 14 .1034 . 0(3)校核轴承寿命查表得：fT=1.0 fp=1.1镇江市高等专科学校毕业设计186310366108 . 776.5431 . 1102 .540 . 171060106010pfcfnLpThhLh41057. 61836510hLhL即满足使用寿命要求3.3.2 中轴的设计与计算1、已知条件大齿轮的分度圆直径是202.5毫米,大齿轮的分度圆直径是50毫米2、选择轴的材料材料用45钢，调质处理.3、初选轴径取中间值C为110，那么：23min222.5pdCmmn4、结构设计轴的结构如图所示图3-3 轴（1）轴段I和V的设计：用圆锥滚子轴承，I及VI段轴安装轴承型号30206查表得：d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,T=17.25mm，故取dI=dv=30mm LI=32mm LV=32mm(2) 轴段II的设计：初次确定dII为4cm，齿轮的宽度b1=40mm,长度LII=3.8 cm.（3）轴段III的设计：第3章 传动件的设计19取dIII为4.6cm LIII=32+17+6=55.5cm(4) 轴段IV的设计：初次确定dIv= 40mm，齿轮的宽度b=45mm,取LIv=4.3cm.5、键连接选用A型的平键连接。大齿均键尺寸是10*8*38 小齿均键尺寸是10*8*436、倒角两端倒角为：1.2*450 其余见图7、轴的受力分析已知：作用在齿轮上的大齿轮圆周力NdTF8905 .2021001. 922412径向力NFFr32420tan890tan0法相力NFFa1 .94720cos890cos小齿轮：圆周力NdTF3604501001. 922422径向力NFFr7 .113120tan3604tan0法相力NFFa3 .383520cos3604cos镇江市高等专科学校毕业设计20图3-4 轴的受力分析图(1)求支撑反力：水平面上：NFFFFNLLLdFdFLFLLFFHrrHaarrH7 .10044517 .11313244512212123211122323211垂直面上： NFFFFNLLLLLFLFFVVV7 .5260)2546(89036047 .2546187465 .974 .36468901122321321321轴承1的总反力为：第3章 传动件的设计21NFFFNFFFVHVH8 .53557 .52607 .10046 .2585254645122222222221211（2）画弯矩图： 在水平面上：a-a剖面左侧为：mNLFMHaH.6 .195 .4345111a-a剖面右侧为：mNdFMMaaHaH.5 .11525.1011 .947106 .192322b-b剖面右侧为：mNLFMHbH.2 .46467 .100432b-b剖面左侧为：mNmNdFMMaaHaH.5 .115253 .3835.6 .19223垂直面上：mNLFMVaV.1116 .437 .254611mNLFMVbV.242467 .526032合成弯矩图：mNMMMaaaVaHa7 .1121116 .192222剖面左侧：mNMMMaaaVaHa2 .1601115 .1152222剖面右侧：mNMMMbbbVbHb4 .2462422 .462222剖面左侧：镇江市高等专科学校毕业设计22mNMMMbbbVbHb2 .2682425 .1512222剖面右侧：8、校核轴的强度因b-b右侧弯矩大，同时有转矩。故b-b左侧为其危险剖面其弯矩系数：3232312500502650663250232mmdtdbtdW3232325000402640663240216mmdtdbtdW弯曲应力：MpaWMBb456.211250010682. 25扭切应力：MpaWTT064. 325000101 .9042折合系数a=0.6 Mpabe22064. 36 . 04456.2142222从表找到，b是640帕， -1b 是60帕,所以b是640帕符合工作要求。9、校核键连接强度挤压应力：MpadhlTp56237401001. 9444轴、键都用钢，查表得p= 6090Mpa,pFd1即：Fa1=Fae+Fd2=4532.45NFa2=Fd2=1644.25N（2）计算当量动载荷P1和P2 eFFeFFRaRa3125. 06 .526125.164475. 16 .258545.45322211NFPNyFxFPrar6 .526116.828645.45326 . 16 .25854 . 022111因P2P1故只需校核轴承1查表得：fT=1.0 fp=1.153103661071. 116.82861 . 1103 .430 . 188.17460106010pfcfnLpThhLh41057. 61836510镇江市高等专科学校毕业设计24hLhL即满足使用寿命要求3.3.3低速轴的设计与计算1、已知条件齿轮的分度圆直径d1=148mm2、选择轴的材料用材料45钢，调质处理.3、初选轴径查表并设中间值C为110，那么：23min244.74pdCmmn轴端最细处大小式子：d144.74*1.05mm=46.97mm. 取mind48mm4、结构设计低速轴轴的结构如图所示：图3-5 轴(1)联轴器的设计如下所示：选用弹性柱销联轴器ka为1.3，那么计算转矩4431035. 11004. 13 . 1TkTac（2）轴承的设计如下所示：选用圆锥滚子轴承。型号为30207。故dI=dIV=35mm LI=17mm第3章 传动件的设计25LIV=17+17=34mm(3)齿轮及轴段III的设计：初次确定dIII为4CM，齿轮宽度b1=3cm,长度LIII=2.8CM.(4)轴段II的设计：h=(0.07-0.1)d=2.8-4 取dII=42mm,L=10mm(5)轴段V的设计：轴承端盖总长度L=30。轴承端面与联轴间隔L=30。LV=6cm ,dV=3.3CM。5、键连接使用A型的平键连接。由表查询可得：齿轮选用的键尺寸为b*h*l=12*12*42联轴器选用键尺寸为b*h*l=12*12*546、倒角两端倒角为：1.2*450 其余见图7、轴的受力分析已知：作用在齿轮上的齿轮：圆周力NdTF2 .34025 .20210447. 322412径向力NFFr3 .123820tan2 .3402tan0法相力NFFa5 .362020cos2 .3402cos镇江市高等专科学校毕业设计26图3-6 轴的受力分析图(2)求支撑反力：水平面上：NFFFNLLdFLFFHrHarH16458 .4063 .12388 .40684255 .36205 .453 .123822121422垂直面上：NFFFNLLLFFVVV1 .15598 .184234028 .1842845 .452 .340222121222轴承的总反力为：第3章 传动件的设计27NFFFNFFFVHVH5 .22661 .155916452 .18878 .18428 .40622212112222222（3）画弯矩图： 在水平面上：a-a剖面左侧为：mNLFMHaH.6 .155 .388 .40612a-a剖面右侧为：mNLFMHaH.8 .745 .45164521垂直面上：mNLFMVaV.715 .38184212合成弯矩图：mNMMMaaaVaHa7 .72716 .152222剖面左侧：mNMMMaaaVaHa1 .103718 .742222剖面右侧：8、校核轴的强度因b-b左侧弯矩大，同时有转矩。故b-b左侧为其危险剖面其弯矩系数：3232312500502650663250232mmdtdbtdW3232325000502650661650216mmdtdbtdW弯曲应力：镇江市高等专科学校毕业设计28MpaWMBb248. 8125001003. 15扭切应力：MpaWTT8 .13250001047.3442设a为0.6，那么当量应力式子是：Mpabe57.238 .136 . 04248. 842222由表查询可得b是640帕9、校核键连接强度键连接的挤压应力式子：MpadhlTp44.534212501047.34444MpadhlTp2 .445412501047.34444轴、键都用钢，查表得p= 6090Mpa,pFd1即：Fa1=Fae+Fd2=4210.5NFa2=Fd2=590N（2）计算当量动载荷P eFFRa86. 15 .22665 .421011即4 .61235 .36206 . 15 .22664 . 0111aryFxFP(3)校核轴承寿命查表得：fT=1.0 fp=1.153103661004. 44 .63211 . 1102 .540 . 14360106010pfcfnLpThhLh41057. 61836510hLhL即满足使用寿命要求11、联轴器的选择从表查找并设出ka取1.3，那么转矩算式如下4431035. 11004. 13 . 1TkTac由表可查询可得：选择的LX2型号的联轴器满足于工作要求.镇江市高等专科学校毕业设计30第第4 4章章 箱体结构的设计箱体结构的设计主要结构尺寸如下表：名称名称公式公式数值（数值（mmmm）箱座壁厚=0.025a+388箱盖壁厚1=0.02a+388箱座b=1.512箱盖b1=1.512箱体凸缘厚度箱座底b2=2.520箱座m0.857加强肋厚箱盖m10.857地脚螺钉直径和数目df=0.036a+12M20 n=4轴承旁连接螺栓直径d1=0.72 dfM16箱盖和箱座连接螺栓直径d2=0.6 dfM10高速轴M8中间轴M8轴承盖螺钉直径和数目低速轴d3 =0.4-0.5 dfM8n=6高速轴112中间轴102轴承盖外径D2低速轴D2=D+5d3112观察孔盖螺钉直径d4=0.4 dfM8df26d118df、d1、d2至箱外壁距离d2C116df24d116df、d1、d2至凸缘边缘的距离d2C214大齿轮齿顶圆与内壁距离1 1.210第4章 箱体结构的设计31齿轮端面与内壁距离2 10外壁至轴承座端面的距离l1=C2+C1+(510)=39定位销直径d7连接螺栓d2的间距l 150轴承旁凸台半径1R16凸台高度h根据低速级轴承座外径确定轴承端盖凸缘厚度e10高速轴112低速轴102轴承旁连接螺栓距离s2
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