課程設計絞車傳動裝置設計

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1、 機械設計基礎課程設計 設計計算說明書 題 目：絞車傳動裝置 院 系：電氣學院 專 業(yè)：機電一體化 姓 名：保華亮 班 級：機電1020班

2、 指導教師：馬志誠 二零一一年十二月 目錄 前言 ………………………………………………………… 一、擬定傳動裝置的傳動方案 ……………………………… 二、電動機的選擇 …………………………………………… 三、傳動裝置運動及動力參數(shù)計算 ………………………… 四、軸的計算 ………………………………………………… 五、滾動軸承的選擇及設計計算…………………………… 六、鍵連接的選擇和計算 ………………………………… 七、聯(lián)軸

3、器的選擇 ………………………………………… 八、減速器附件的選擇 …………………………………… 九、潤滑和密封 …………………………………………… 參考文獻 ………………………………………………… 前言： 1、 傳動方案簡圖： 1——電動機；2——聯(lián)軸器；3——斜齒圓柱齒輪減速器；4——開式齒輪；5——卷筒 2、工作情況： 間歇工作，載荷平穩(wěn)，傳動可逆轉，啟動載荷為名義載荷的1.25倍。傳動比誤差為5%。每隔2min工作一次，停機5min，工作年限為10年，兩班制。 3、 原始數(shù)據(jù)： 卷筒圓周力F=12000N，卷筒轉速n=35r／mi

4、n，卷筒直徑D=400mm 4、 設計內容： 1） 擬定傳動裝置的傳動方案 2） 電動機的選擇 3） 傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)的計算 4） 傳動件及軸的設計計算 5） 軸承、鍵的選擇和校核計算機及減速器潤滑和密封的選擇 6） 減速器的結構及附件設計 7） 繪制減速器裝配圖、零件圖 8） 編寫設計計算說明書 5、 設計任務： 1） 繪制減速器裝配圖一張； 2） 零件工作圖1至3張； 3） 設計計算說明書一份。 6、 設計進度： 第一階段：擬定和討論傳動方案；選擇電動機；傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配；計算各軸的功率、轉矩和轉速。 第二階段

5、：傳動零件及軸的設計計算。 第三階段：設計及繪制減速器裝配圖。 第四階段：零件工作圖的繪制。 第五階段：編制設計說明書。 一、 擬定傳動裝置的傳動方案： 由題目所知傳動機構類型變位齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析認證。 本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩個齒輪浸油深度可以大體相同，結構較復雜；軸向尺寸大，中間軸較短，剛度好，中間軸承潤滑較容易。 二、電動機的選擇： 1、 選擇電動機的型號 本減速器在常溫下連續(xù)工作，載荷平穩(wěn)，對啟動無特殊要求，但工作環(huán)境灰塵較多，故選用Y型三相籠型感應電動機，封閉式結構，電壓為380V。 2、 確

6、定電動機功率 工作機所需的電動機輸出功率為： Pd=Pw∕η Pw=Fv∕1000ηw 所以Pd= Fv∕1000ηηw ηηw=η聯(lián)η齒η3軸承η卷筒η開齒 =0.99х0.97х0.993х0.96х0.95=0.868 nw=60х1000v∕πD v= nwπD∕（60х1000） =35х3.14х400∕（60х1000）=0.73m∕s 所以Pd= Fv∕1000ηηw=12000х0.73∕（1000х0.868）=10.13kw 按推薦的合理傳動比范圍，取開式齒輪傳動比i=3~5，故電動機轉速的可選范圍為： nd=i

7、dnw=（3~5）х350r∕min=（1050~1750）r∕min 因載荷平穩(wěn)，電動機的額定功率Ped大于Pd即可，符合這一范圍的同步轉速有750r∕min、1000r∕min、1500r∕min、3000r∕min，再根據(jù)計算出的容量，由文獻1附錄8附表8.1查出有四種適用的電動機型號，其技術參數(shù)的比較情況見下表： 方案 電動機型號 額定功率 （kw） 電動機滿載轉速 （r∕min） 啟動轉矩╱ 額定轉矩 最大轉矩╱ 額定轉矩 1 Y160M1-2 11 2930 2.0 2.2 2 Y160L-6 11 970 2.0 2.0

8、 3 Y160M-4 11 1460 2.2 2.2 4 Y180L-8 11 730 2.0 2.0 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及開式齒輪傳動和減速器的傳動比，比較四個方案可知：選定電動機型號為Y160M-4，所選電動機的額定功率Ped=11kw，滿載轉速nm=1460r∕min，總傳動比適中，傳動裝置結構比較緊湊。 3、計算傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比。 （1）、傳動裝置的總傳動比 總傳動比為：i總=nm╱nw=970╱35=27.7 （2）、分配各級傳動比 根據(jù)文獻2表2.2推薦傳動比的范圍，選取開式齒輪傳動的傳動比i1=

9、4，則一級斜齒圓柱齒輪減速器的傳動比為：i2=i總╱i1=27.7╱4=6.925 3、 計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)。 0軸——電動機軸： P0=Pd=10.13（kw） n0=nw=970（r╱min） T0=9550 P0╱n0=955010.13╱970=99.73（Nm） 1軸——減速器高速軸： P1= P0η1=10.130.99=10.03（kw） n1=n0╱i1=970（r╱min） T

10、1=9550 P1╱n1=955010.03╱970=98.74（Nm） 2軸——減速器低速軸： P2= P1η1η2=10.030.990.97=9.63（kw） n2= n1╱i2=242.5（r╱min） T2=9550 P2╱n2=95509.63╱242.5=379.3（Nm） 3軸——開式齒輪軸： P3= P2η2η3=9.630.950.99=9.06（kw） n3= n

11、2╱i3=60.625（r╱min） T3=9550 P3╱n3=95509.06╱60.625=1426.7（Nm） 4軸——卷筒軸： P4= P3η4η3=9.060.960.99=8.61（kw） n4= n3 =60.625（r╱min） T4=9550 P4╱n4=95508.61╱60.625=1356.40（Nm） 將計算的運動參數(shù)和動力參數(shù)列于表2中。 表2 計算所得運動

12、參數(shù)和動力參數(shù) 參數(shù)\軸名 0軸 1軸 2軸 3軸 4軸 轉速（r╱min） 970 970 242.5 60.625 60.625 輸入功率（kw） 10.13 10.03 9.63 9.06 8.61 輸入轉矩（Nm） 99.73 98.74 379.3 1426.7 1356.40 傳動比i 6.925 4 效率η 0.99 0.97 0.99 0.96 0.95 三、傳動裝置運動及動力參數(shù)計算 （一）、一級斜齒圓柱齒輪的設計 1、 選擇齒輪材料及精度等級 小齒輪選用45剛調質，硬度為220~250HBS 大

13、齒輪選用45剛正火，硬度為170~210HBS 選擇齒輪精度為8級 2、 校核齒根彎曲疲勞強度 按斜齒輪傳動的設計公式可得： mn≥1.17[KT1cos2βYFYS╱（ΦdZ21[σF]）]1╱3 確定相關參數(shù)和系數(shù)： （1） 轉矩： T1=9550 P0╱n0=955010.13╱970=99.73（Nm） （2） 載荷系數(shù)K： 根據(jù)查表4-7，取K=1.4 （3） 齒數(shù)Z1、齒寬系數(shù)Φd和螺旋角β 取Z1=20，則Z2=IZ1=6.92520=138.5 取圓整Z2=138 初選螺旋角 β=14 當量齒數(shù)ZV為： ZV1=ZV╱cos3β=

14、20╱cos314=21.89≈22 ZV2=ZV╱cos3β=138╱cos314=151.04≈151 查表得齒形系數(shù) YF1=2.75 YF2=2.16 查表得應力修正系數(shù) YS1=1.58 YS2=1.84 選取Φd=0.8 （4） 許用彎曲應力[σF] 由圖4-23查σFlim1，小齒輪按調制剛查取，大齒輪按正火剛查取，得 σFlim1=210 MPa σFlim2=190 MPa 查表得 SF=1.3 N1=60njLh=601460181030025%=5.256108

15、N2= N1╱i =5.256108╱4=1.314108 查圖4-25得 YNT1= YNT2=1 由公式[σF]1= YNT1σFlim1╱SF得 [σF]1= YNT1σFlim1╱SF=210╱1.3=162MPa [σF]2= YNT2σFlim1╱SF=190╱1.3=146MPa YF1YS1╱[σF]1=2.751.58╱162=0.0268MPa-1 YF2YS2╱[σF]2=2.161.84╱146=0.0272MPa-1 代入數(shù)據(jù)，解得mn≥1.17 a=4（20+138）╱（2cos14）=325.77mm

16、取a=326mm （5） 確定螺旋角為： β=arccosm1（Z1+ Z2）╱2a=arccos2（20+138）╱326=148ˊ2ˊˊ 此值與初選β值相差不大，故不必重新計算。 3、 校核齒面接觸疲勞強度 σH=3.172E（KT（u+1）╱bd2u）1╱2≤[σH] 確定相關參數(shù)和系數(shù)： （1） 分度圓直徑d： d1= mnZ1╱cosβ=420╱cos148ˊ2ˊˊ=82.5mm d2 = mnZ2╱cosβ=4138╱cos148ˊ2ˊˊ=571.3mm （2）齒寬 b=Φdd1=0.882.5=66mm 取b2=70mm，

17、b1=75mm （3）齒數(shù)比 u=I=4 （4）許用接觸應力[σH] 由圖4-23查得 σHlim1=560MPa σHlim2=530MPa 查圖4-24得 SH=1 查得 ZNT1=1，ZNT2=1.06 由公式[σH]1= ZNT1σHlim1╱SH1得： [σH]1= ZNT1σHlim1╱SH1=1560=560MPa [σH]2= ZNT2σHlim2╱SH2=1.06530=561MPa 由表4-8查得彈性系數(shù)

18、 ZE=189.8（MPa）1╱2 故 σH==3.172189.8 （6） 驗算齒輪圓周速度V v=πd1 n1╱（601000）=3.1482.5970╱（601000）=4.19m╱s 由文獻1表10.22知選8級精度是合適的。 （二）、開式齒輪的設計 1、選擇齒輪材料及精度等級 小齒輪選用45剛調質，硬度為220~250HBS 大齒輪選用45剛正火，硬度為170~210HBS 選擇齒輪精度為8級，要求齒面促成的Ra≤3.2~6.3μm 2、按齒面接觸疲勞強度校核 因兩齒輪均為鋼質齒輪，求出d1的值， 確定相關

19、參數(shù)和系數(shù)： (1) 轉矩： T3=9550 P3╱n3=95509.06╱60.625=1426.7（Nm） (2)載荷系數(shù)K，根據(jù)查表4-7，取K=1.1 (3)齒數(shù)Z1和齒寬系數(shù)Φd 小齒輪齒數(shù)Z1取為25，則大齒輪齒數(shù)為100. 因單級齒輪傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，選取Φd=1. （4）許用接觸應力[σH] 由圖4-22查得 σHlim1=560MPa σHlim2=530MPa SH=1 N1=60njLh=601460181030025%=5.256108 N2= N1╱i =5.256108╱4=1.31

20、4108 由圖4-24查得 ZNT1=1，ZNT2=1.06 由公式[σH]1= ZNT1σHlim1╱SH1得： [σH]1= ZNT1σHlim1╱SH1=1560=560MPa [σH]2= ZNT2σHlim2╱SH2=1.06530=562MPa 故 d1≥76.43[KT1（ u+1）╱Φdu[σH]2]1╱3 =76.43[1.11055╱（145602）=58.3mm m= d1╱Z1=58.3╱25=2.33mm 由表4-2取標

21、準模數(shù) m=2.5mm 3、計算主要尺寸： d1= m Z1=2.525=62.5mm d2= m Z2=2.5100=250mm b=Φdd1=62.5mm 經(jīng)圓整后取 b2=65mm ，b1= b2+5=70mm a=1/2m（Z1+ Z2）=156.25mm 4、按齒根彎曲疲勞強度校核： 由4-10得出σF，如σF≤[σF]，則校核合格。 確定相關參數(shù)和系數(shù)： （1）齒形系數(shù) 由4-10查得齒形系數(shù) YF1=2.75

22、 YF2=2.16 (2) 應力修正系數(shù) 應力修正系數(shù) YS1=1.58 YS2=1.84 (3) 許用彎曲應力[σF] 由圖4-23查σFlim1，小齒輪按調制剛查取，大齒輪按正火剛查取，得 σFlim1=210 MPa σFlim2=190 MPa SF=1.3 查圖4-25得 YNT1= YNT2=1 由式[σF]1= YNT1σFlim1╱SF得 [σF]1= YNT1σFlim1╱SF=210╱1.3=162MPa [σF]2= YNT2σFlim1╱SF=190╱1.3=146MPa σF1=2KT1

23、╱(bm2 Z1)YFYS=91MPa<[σF]1=162MPa σF2=σF1YF2YS2╱（YF1YS1）=85 MPa<[σF]2=146MPa 所以齒根彎曲疲勞強度校核合格。 5、驗算齒輪圓周速度V v=πd1 n1╱（601000）=3.1462.5970╱（601000）=3.17m╱s 應改選9級精度。 4、 軸的計算 1、選擇軸的材料，確定許用應力 由已知條件知減速器傳遞的功率屬中小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調質處理。由表4-22查得強度極限σB=650MPa，再由表4-23得彎曲應力[σ-1

24、b]=60MPa。 2、按扭轉強度估算軸徑 根據(jù)表11-2得C=107~118。又由式d≥C(P╱n)1╱3得 d≥C(P╱n)1╱3=(107~118)(8╱280)1╱3mm=32.7~36.1mm 考慮到到軸的最小直徑處要安裝聯(lián)軸器，會有鍵槽存在，故將估算直徑加大3% ~5%，取為33.68~37.91mm。有設計手冊取標準直徑d1=35mm。 3、設計軸的結構并繪制結構草圖 由于設計的是單級減速器，可將齒輪布置在箱體內部中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側，軸的外端安裝半聯(lián)軸器。 1）確定軸上零件的位置和固

25、定方式 要確定軸的結構形狀，必須先確定軸上零件的裝配順序和固定方式。確定齒輪從軸的右端裝入，齒輪的左端用軸肩定位，右端用套筒定位。這樣齒輪在軸上的軸向位置被完全確定。齒輪的周向固定采用平鍵連接。軸承對稱安裝于齒輪的兩側，其軸向用軸肩固定，周向采用過盈配合固定。 2）確定各軸段的直徑 軸端?直徑最小，d1=35mm；考慮到要對安裝在軸端?上的聯(lián)軸器進行定位，軸端?上應有軸肩，同時為能很順利地在軸端?上安裝軸承，軸端?必須滿足軸承內徑的標準，故取軸端?的直徑d2=40mm；用相同的方法確定軸端?、④的直徑d3=45mm、d4=55mm；為了便于

26、拆卸左軸承，可查出6208型滾動軸承的安裝高度為3.5mm，取d5=47mm。 3）確定各軸段的長度 齒輪輪轂寬度為60mm，為保證齒輪固定可靠，軸端?的長度應略短于齒輪輪轂寬度，取為58mm；為保證齒輪端面與箱體內壁不相碰，齒輪端面與箱體內壁間應留有一定的間距，取該間距為15mm；為保證軸承安裝在箱體軸承座孔中，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內壁的距離為5mm，所以軸端④的長度取為20mm，軸承支點距離l=118mm；根據(jù)箱體結構及聯(lián)軸器距軸承蓋要有一定距離的要求，取l=75mm；查閱有關的聯(lián)軸器手冊取l"=70mm；在軸端?、?上分別加工出鍵槽，使兩鍵

27、槽處于軸的同一圓柱母線上，鍵槽的長度比相應的輪轂寬度小約5~10mm，鍵槽的寬度按軸端直徑查手冊得到。 4）選定軸的結構細節(jié)，如圓角、倒角、退刀槽等的尺寸。 按設計結果畫出軸的結構草圖。 4、按彎矩合成強度校核軸徑 1）畫出軸的受力圖。 2）作水平面內的彎矩圖。支點反力為 FHA=FHB=Ft2╱2=2059╱2=1030N I-I截面處的彎矩為 MHI=1030118╱2Nmm=60770Nmm Ⅱ-Ⅱ截面處的

28、彎矩為 MHⅡ=103029Nmm=29870Nmm 3）作垂直面內的彎矩圖，支點反力為 FVA=Fr2╱2-Fa2d╱2l=（763.8╱2-405.7265╱2╱118）Ｎ＝－73.65N FVB=Fr2- FVA=763.8+73.65=837.5N I-I截面左側彎矩為 MVI左=FVAl╱2=（-73.65）118╱2=-4345Nmm I-I截面右側彎矩為 MVI右=FVBl╱2

29、=837.5118╱2=49410Nmm Ⅱ-Ⅱ截面處的彎矩為 MVⅡ=FVA29=837.529=24287.5Nmm 4）作合成彎矩圖 M= I-I截面： MI左= = 60925 Nmm MI右= =78320 Nmm Ⅱ-Ⅱ截面： MⅡ= =39776 Nmm 5）求轉矩圖 T=9.55106P╱n=272900 Nmm 6）求當量彎矩

30、 因減速器單向運轉，故可認為轉矩為脈沖循環(huán)變化，修正系數(shù)α為0.6。 I-I截面： MeI=［ M2I右+（αT）2］=181000 Nmm Ⅱ-Ⅱ截面： MeⅡ= ［M2Ⅱ+（αT）2］=168502 Nmm 7）確定危險截面及校核強度 截面I-I、Ⅱ-Ⅱ所受轉矩相同，但彎矩MeI> MeⅡ，且軸上還有鍵槽，故截面I-I可能為危險截面。但由于軸徑d3>d2，故也應對截面Ⅱ-Ⅱ進行校核。 I-I截面：

31、σeI= MeI╱W=181500╱0.1d33=19.9MPa Ⅱ-Ⅱ截面： σeⅡ= MeⅡ╱W=168502╱0.1d32=26.3MPa 查表得[σ-1b]=60MPa，滿足σe<[σ-1b]的條件，故設計的軸有足夠強度，并有一定的裕量。 （5）修改軸的結構 因所設計軸的強度裕量不大，故此軸不必再作修改。 （6）繪制軸的零件圖 五、滾動軸承的選擇及設計計算 滾動軸承的設計 根據(jù)上面求得的軸在垂直面內和水平面內支點反力可知： 徑向載荷：Fra=（R2va+ R2H

32、a）2=604.67N 軸向載荷：Faa=Fa=464.72N 選擇圓錐滾子軸承36208，寬度為18mm，外徑D=80mm，額定動載荷Ca=26.8KN，額定靜載荷，C0a=20.5KN Faa╱C0a=464.72╱20500=0.02267 Faa╱Fra =464.72╱604.67=0.7686 查表得徑向載荷系數(shù)X=0.44，軸向載荷系數(shù)Y=1.4，所以當量動載荷為： Pa=X Fra+Y Faa=0.44604.67+1.4464.72=916.66N 軸承許用壽命：[Lh]=88300=19200h 軸承壽命：Lha=106╱60n1（Ca╱Pa）3=87885

33、0h >[Lh] 所以滾動軸承符合要求。 六、鍵連接的選擇和計算 1、 聯(lián)軸器鍵的選擇與校核 σp=2T103╱kld≤[σp] 高速軸直徑D=40mm，半聯(lián)軸器的長度為84mm，因此選擇鍵的寬度b=12mm，鍵高h=8mm，鍵長L=80mm。 T=5.89104 Nmm k=0.58=4mm l=L-b=80-12=68mm 查表得[σp]=100Mpa 代入數(shù)據(jù)，解得σp=10.8MPa<[σp] 故高速軸上的鍵符合要求。

34、2、高速級大齒輪鍵的選擇與校核 σp=2T103╱kld≤[σp] 由于高速軸直徑D=45mm，高速級大齒輪的寬度B1=60mm。因此選擇鍵的寬度b=14mm，鍵高h=9mm，鍵長L=56mm。 T=2.085105 Nmm K=0.59=4.5mm l =L-b=56-14=42mm 查表得[σp]=100Mpa 代入數(shù)據(jù)，解得σp=49MPa<[σp] 故高速級大齒輪的鍵符合強度要求。 3、低速級小齒輪鍵的選擇與校核

35、 σp=2T103╱kld≤[σp] 由于直徑D=45mm，低速級小齒輪的寬度B1=90mm。因此選擇鍵的寬度b=14mm，鍵高h=9mm，鍵長L=80mm。 T=2.085105 Nmm K=0.59=4.5mm l =L-b=80-14=66mm 查表得[σp]=100Mpa 代入數(shù)據(jù)，解得σp=77MPa<[σp] 故低速級小齒輪的鍵符合強度要求。 4、低速級大齒輪鍵的選擇與校核 σp=2T103╱kld≤[σp] 直徑D=70mm

36、，低速級大齒輪的寬度B2=85mm。因此選擇鍵的寬度b=20mm，鍵高h=12mm，鍵長L=80mm。 T=5.89104 Nmm K=0.512=6mm l =L-b=80-20=60mm 查表得[σp]=100Mpa 代入數(shù)據(jù)，解得σp=47MPa<[σp] 故低速級大齒輪的鍵符合強度要求。 七、聯(lián)軸器的選擇 已知高速軸的最小直徑dmm=20.16mm和選擇電動機的軸的直徑d=42mm，轉矩Tr=88.3Nm，在校核高速軸的強度時，選取的聯(lián)軸器的類型為：HL3型彈性柱

37、銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為630Nm，軸孔直徑范圍在3040之間，故取d=30mm，半聯(lián)軸器的長度為82mm。 八、減速器附件的選擇 1、箱體： 用來支持旋轉軸和軸上零件，并為軸上傳動零件提供封閉的工作空間，防止外界灰沙侵入和潤滑溢出，并起油箱作用，保證傳動零件嚙合過程良好的潤滑。 材料為：HT200。加工方式如下： 加工工藝路線：鑄造毛坯→時效→油漆→劃線→粗、精加工基準面→粗、精加工各平面→粗、半精加工各主要加工孔→精加工主要孔→粗、精加工各次要孔→加工各緊固孔、油孔等→去毛刺→清洗→檢驗 箱體參數(shù)： 名稱 符號 一級齒輪減速器 計算結果 箱座壁厚

38、б 箱蓋壁厚 б 箱蓋凸緣厚度 b 箱座凸緣厚度 b 箱座底凸緣厚度 b 地腳螺釘直徑 d 地腳螺釘數(shù)目 n 軸承旁連接螺栓直徑 d 蓋與座連接螺栓直徑 d 連接螺栓d的間距 l 軸承端蓋螺釘?shù)闹睆? d 視孔蓋螺釘直徑 d 定位銷直徑 d 軸承旁凸臺半徑 R 凸臺高度 h 大齒輪頂園與內機壁距離 △ 機座助厚 m 軸承端蓋外徑 D 軸承端蓋凸緣厚度 e 軸承旁連接螺栓距離

39、 s 2、 附件： 包括窺視孔和窺視孔蓋、通氣器、軸承蓋、定位銷、啟箱螺釘、油標、放油孔及放油螺塞、起吊裝置。 九、潤滑和密封 1、 潤滑： 齒輪采用浸油潤滑。當齒輪圓周速度V≤12m╱s時，圓柱齒輪浸入油的深度約為一個齒高，三分之一齒輪半徑，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯xh≥30~60mm。軸承潤滑采用潤滑脂，潤滑脂的加入量為軸承空隙體積的1╱3~1╱2，采用稠度較小的潤滑脂。 2、 密封： 防止外界灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦?。查表得，高低速軸密封圈為唇型密封圈（FB型），GB╱T9877.1-1998. - 25 - / 26文檔可自由編輯打印