绞车传动装置设计2.doc

机械设计基础课程设计 设计计算说明书题 目 绞车传动装置 专 业 姓 名 年 级 指导教师 二零一一年四月目录前言 2一、拟定传动装置的传动方案 3二、电动机的选择 3三、传动装置运动及动力参数计算 5四、轴的计算 8五、滚动轴承的选择及设计计算10六、键连接的选择和计算 10七、联轴器的选择 11八、减速器附件的选择 12九、润滑和密封 12参考文献 12前言：1、 传动方案简图：1电动机；2联轴器；3斜齿圆柱齿轮减速器；4开式齿轮；5卷筒2、工作情况：间歇工作，载荷平稳，传动可逆转，启动载荷为名义载荷的1.25倍。传动比误差为5%。每隔2min工作一次，停机5min，工作年限为10年，两班制。3、 原始数据：卷筒圆周力F=12000N，卷筒转速n=35rmin，卷筒直径D=400mm4、 设计内容：1） 拟定传动装置的传动方案2） 电动机的选择3） 传动装置的运动参数和动力参数的计算4） 传动件及轴的设计计算5） 轴承、键的选择和校核计算机及减速器润滑和密封的选择6） 减速器的结构及附件设计7） 绘制减速器装配图、零件图8） 编写设计计算说明书5、 设计任务：1） 绘制减速器装配图一张；2） 零件工作图1至2张；3） 设计计算说明书一份，约8000子左右。6、 设计进度：第一阶段：拟定和讨论传动方案；选择电动机；传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配；计算各轴的功率、转矩和转速。第二阶段：传动零件及轴的设计计算。第三阶段：设计及绘制减速器装配图。第四阶段：零件工作图的绘制。第五阶段：编制设计说明书。一、 拟定传动装置的传动方案：由题目所知传动机构类型变位齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析认证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两个齿轮浸油深度可以大体相同，结构较复杂；轴向尺寸大，中间轴较短，刚度好，中间轴承润滑较容易。二、电动机的选择：1、 选择电动机的型号本减速器在常温下连续工作，载荷平稳，对启动无特殊要求，但工作环境灰尘较多，故选用Y型三相笼型感应电动机，封闭式结构，电压为380V。2、 确定电动机功率工作机所需的电动机输出功率为：Pd=Pw Pw=Fv1000w 所以Pd= Fv1000ww=联齿3轴承卷筒开齿 =0.990.970.9930.960.95=0.868nw=601000vD v= nwD（601000） =353.14400（601000）=0.73ms所以Pd= Fv1000w=120000.73（10000.868）=10.13kw按推荐的合理传动比范围，取开式齿轮传动比i=35，故电动机转速的可选范围为：nd=idnw=（35）350rmin=（10501750）rmin因载荷平稳，电动机的额定功率Ped大于Pd即可，符合这一范围的同步转速有750rmin、1000rmin、1500rmin、3000rmin，再根据计算出的容量，由文献1附录8附表8.1查出有四种适用的电动机型号，其技术参数的比较情况见下表： 方案电动机型号额定功率（kw）电动机满载转速（rmin）启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩1Y160M1-21129302.02.22Y160L-6119702.02.03Y160M-41114602.22.24Y180L-8117302.02.0综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及开式齿轮传动和减速器的传动比，比较四个方案可知：选定电动机型号为Y160M-4，所选电动机的额定功率Ped=11kw，满载转速nm=1460rmin，总传动比适中，传动装置结构比较紧凑。 3、计算传动装置的总传动比及分配各级传动比。（1）、传动装置的总传动比总传动比为：i总=nmnw=97035=27.7（2）、分配各级传动比根据文献2表2.2推荐传动比的范围，选取开式齿轮传动的传动比i1=4，则一级斜齿圆柱齿轮减速器的传动比为：i2=i总i1=27.74=6.9253、 计算传动装置的运动参数和动力参数。0轴电动机轴：P0=Pd=10.13（kw） n0=nw=970（rmin） T0=9550 P0n0=955010.13970=99.73（Nm）1轴减速器高速轴： P1= P01=10.130.99=10.03（kw） n1=n0i1=970（rmin） T1=9550 P1n1=955010.03970=98.74（Nm）2轴减速器低速轴： P2= P112=10.030.990.97=9.63（kw） n2= n1i2=242.5（rmin） T2=9550 P2n2=95509.63242.5=379.3（Nm）3轴开式齿轮轴： P3= P223=9.630.950.99=9.06（kw） n3= n2i3=60.625（rmin） T3=9550 P3n3=95509.0660.625=1426.7（Nm）4轴卷筒轴： P4= P343=9.060.960.99=8.61（kw） n4= n3 =60.625（rmin） T4=9550 P4n4=95508.6160.625=1356.40（Nm）将计算的运动参数和动力参数列于表2中。 表2 计算所得运动参数和动力参数参数轴名0轴1轴2轴3轴4轴转速（rmin）970970242.560.62560.625输入功率（kw）10.1310.039.639.068.61输入转矩（Nm）99.7398.74379.31426.71356.40传动比i6.9254效率0.990.970.990.960.95三、传动装置运动及动力参数计算（一）、一级斜齿圆柱齿轮的设计1、 选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45刚调质，硬度为220250HBS大齿轮选用45刚正火，硬度为170210HBS选择齿轮精度为8级2、 校核齿根弯曲疲劳强度 按斜齿轮传动的设计公式可得：mn1.17KT1cos2YFYS（dZ21F）13确定相关参数和系数：（1） 转矩：T1=9550 P0n0=955010.13970=99.73（Nm）（2） 载荷系数：查文献1表10.11，取K=1.4（3） 齿数Z1、齿宽系数d和螺旋角取Z1=20，则Z2=IZ1=6.92520=138.5 取圆整Z2=138初选螺旋角 =14当量齿数ZV为： ZV1=ZVcos3=20cos314=21.8922 ZV2=ZVcos3=138cos314=151.04151由文献1表10.13查得齿形系数 YF1=2.75 YF2=2.16由文献1表10.14查得应力修正系数 YS1=1.58 YS2=1.84由文献1表10.20选取d=0.8（4） 许用弯曲应力F按文献1图10.25查Flim1，小齿轮按调制刚查取，大齿轮按正火刚查取，得Flim1=210 MPa Flim2=190 MPa由文献1表10.10查得 SF=1.3 N1=60njLh=601460181030025%=5.256108 N2= N1i =5.2561084=1.314108查文献1图10.26得 YNT1= YNT2=1由文献1式（10.14）得 F1= YNT1Flim1SF=2101.3=162MPa F2= YNT2Flim1SF=1901.3=146MPaYF1YS1F1=2.751.58162=0.0268MPa-1YF2YS2F2=2.161.84146=0.0272MPa-1代入数据，解得mn1.17a=4（20+138）（2cos14）=325.77mm取a=326mm（5） 确定螺旋角为：=arccosm1（Z1+ Z2）2a=arccos2（20+138）326=1482此值与初选值相差不大，故不必重新计算。3、 校核齿面接触疲劳强度 H=3.172E（KT（u+1）bd2u）12H确定相关参数和系数：（1） 分度圆直径d：d1= mnZ1cos=420cos1482=82.5mmd2 = mnZ2cos=4138cos1482=571.3mm （2）齿宽b=dd1=0.882.5=66mm取b2=70mm，b1=75mm（3）齿数比 u=I=4（4）许用接触应力H 由文献1图10.24查得 Hlim1=560MPa Hlim2=530MPa 由文献1表10.10查得 SH=1 由文献1图10.27查得 ZNT1=1，ZNT2=1.06 由文献1式（10.13）得： H1= ZNT1Hlim1SH1=1560=560MPa H2= ZNT2Hlim2SH2=1.06530=561MPa 由文献1表10.12查得弹性系数 ZE=189.8（MPa）12 故 H=3.172189.8（6） 验算齿轮圆周速度V v=d1 n1（601000）=3.1482.5970（601000）=4.19ms由文献1表10.22知选8级精度是合适的。（二）、开式齿轮的设计1、选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45刚调质，硬度为220250HBS大齿轮选用45刚正火，硬度为170210HBS选择齿轮精度为8级，要求齿面促成的Ra3.26.3m2、按齿面接触疲劳强度校核 因两齿轮均为钢质齿轮，可应用文献1式（10.22）求出d1的值， 确定相关参数和系数：(1) 转矩： T3=9550 P3n3=95509.0660.625=1426.7（Nm）(2)载荷系数K，查文献1表10.11，取K=1.1(3)齿数Z1和齿宽系数d 小齿轮齿数Z1取为25，则大齿轮齿数为100. 因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由文献1表10.24选取d=1.（4）许用接触应力H 由文献1图10.24查得 Hlim1=560MPa Hlim2=530MPa 由文献1表10.10查得 SH=1N1=60njLh=601460181030025%=5.256108N2= N1i =5.2561084=1.314108 由文献1图10.27查得 ZNT1=1，ZNT2=1.06 由文献1式（10.13）得： H1= ZNT1Hlim1SH1=1560=560MPa H2= ZNT2Hlim2SH2=1.06530=562MPa 故 d176.43KT1（ u+1）duH213 =76.431.11055（145602）=58.3mm m= d1Z1=58.325=2.33mm由文献1表10.3取标准模数 m=2.5mm3、计算主要尺寸： d1= m Z1=2.525=62.5mm d2= m Z2=2.5100=250mm b=dd1=62.5mm 经圆整后取 b2=65mm ，b1= b2+5=70mm a=1/2m（Z1+ Z2）=156.25mm 4、按齿根弯曲疲劳强度校核：由文献1式（10.24）得出F，如FF，则校核合格。确定相关参数和系数： （1）齿形系数由文献1表10.13查得齿形系数 YF1=2.75 YF2=2.16 (2) 应力修正系数由文献1表10.14查得应力修正系数 YS1=1.58 YS2=1.84 (3) 许用弯曲应力F按文献1图10.25查Flim1，小齿轮按调制刚查取，大齿轮按正火刚查取，得Flim1=210 MPa Flim2=190 MPa由文献1表10.10查得 SF=1.3查文献1图10.26得 YNT1= YNT2=1由式（10.14）得 F1= YNT1Flim1SF=2101.3=162MPaF2= YNT2Flim1SF=1901.3=146MPaF1=2KT1(bm2 Z1)YFYS=91MPaF1=162MPaF2=F1YF2YS2（YF1YS1）=85 MPa Me，且轴上还有键槽，故截面I-I可能为危险截面。但由于轴径d3d2，故也应对截面-进行校核。 I-I截面： eI= MeIW=1815000.1d33=19.9MPa-截面： e= MeW=1685020.1d32=26.3MPa 查文献1表14.2得-1b=60MPa，满足eLh所以滚动轴承符合要求。六、键连接的选择和计算1、 联轴器键的选择与校核 p=2T103kldp高速轴直径D=40mm，半联轴器的长度为84mm，因此选择键的宽度b=12mm，键高h=8mm，键长L=80mm。 T=5.89104 Nmm k=0.58=4mm l=L-b=80-12=68mm查表得p=100Mpa 代入数据，解得p=10.8MPap故高速轴上的键符合要求。2、高速级大齿轮键的选择与校核 p=2T103kldp由于高速轴直径D=45mm，高速级大齿轮的宽度B1=60mm。因此选择键的宽度b=14mm，键高h=9mm，键长L=56mm。 T=2.085105 Nmm K=0.59=4.5mm l =L-b=56-14=42mm查表得p=100Mpa 代入数据，解得p=49MPap故高速级大齿轮的键符合强度要求。3、低速级小齿轮键的选择与校核 p=2T103kldp 由于直径D=45mm，低速级小齿轮的宽度B1=90mm。因此选择键的宽度b=14mm，键高h=9mm，键长L=80mm。 T=2.085105 Nmm K=0.59=4.5mm l =L-b=80-14=66mm查表得p=100Mpa 代入数据，解得p=77MPap故低速级小齿轮的键符合强度要求。4、低速级大齿轮键的选择与校核 p=2T103kldp直径D=70mm，低速级大齿轮的宽度B2=85mm。因此选择键的宽度b=20mm，键高h=12mm，键长L=80mm。 T=5.89104 Nmm K=0.512=6mm l =L-b=80-20=60mm查表得p=100Mpa 代入数据，解得p=47MPap故低速级大齿轮的键符合强度要求。七、联轴器的选择已知高速轴的最小直径dmm=20.16mm和选择电动机的轴的直径d=42mm，转矩Tr=88.3Nm，在校核高速轴的强度时，选取的联轴器的类型为：HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630Nm，轴孔直径范围在3040之间，故取d=30mm，半联轴器的长度为82mm。八、减速器附件的选择1、箱体：用来支持旋转轴和轴上零件，并为轴上传动零件提供封闭的工作空间，防止外界灰沙侵入和润滑溢出，并起油箱作用，保证传动零件啮合过程良好的润滑。 材料为：HT200。加工方式如下：加工工艺路线：铸造毛坯时效油漆划线粗、精加工基准面粗、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