卷扬机的传动装置设计

成绩：_机械产品设计项目设计说明书设计题目： 卷扬机的传动装置设计 专业班级： 机制201107班 学生姓名： xxx 学 号： xxxxxxxxx 指导教师： xxx 目 录第一章、机械设计课程设计任务书2第二章、电动机的选择4第三章、分配传动比6第四章、齿轮设计9 4.1高速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算84.2低速级直齿园柱齿轮传动的设计计算12第五章、轴的设计、滚动轴承选择、 键连接和联轴器选择18 5.1轴的设计18 5.2、滚动轴承的选择及计算25 5.3、键连接的选择及校核计算28第六章、附件设计 29第七章、设计小结 31第八章、参考资料 33第一章 机械产品设计任务书一、设计题目：电动卷扬机的传动装置设计1机器的功能要求：起升机构是使重物作升降运动的机构，它是任何起重机必不可少和最主要最基本的机构。此次设计的电动5吨卷扬机是由电动机、连轴器、制动器、减速器、卷筒、导向滑轮、起升滑轮组、钓钩等组成，其各方面的机构分布可以参考如下图所示。电动机正转或反转时，制动器松开，通过带制动轮的联轴器带动减速器高速轴，经减速器减速后由低速轴带动卷筒旋转，使钢丝绳在卷筒上绕进或放出，从而使重物起升或下降。电动机停止转动时，依靠制动器将高速轴的制动轮刹住，使悬吊的重物停止在空中。 根据需要起升机构上还可装设各种辅助装置，如起重量限制器、起升高度限位器、速度限制器和钢丝绳作多层卷绕时，使钢丝绳顺序排列在卷筒上的排绳装置等。 2机器工作条件: 间隙工作，每班工作时间不超过15%，每次工作时间不超过10min，满载启动，工作中有中等振动，两班制工作，钢绳的速度允许误差5% 。小批量生产，设计寿命为10年。3工作装置功能参数：刚绳的拉力F= 10KN，速度V=0.8m/s，卷筒的直径D=260mm。二、设计任务1设计工作内容机械产品设计课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件编制三部分组成。（1）理论分析与设计计算a)总体方案设计：驱动系统有手动、内燃机和电动机几类。手动的手柄回转的传动机构上装有停止器（棘轮和棘爪），可使重物保持在需要的位置。装配或提升重物的手动还应设置安全手柄和制动器。手动一般用在起重量小、设施条件较差或无电源的地方。内燃机驱动的在卷筒与内燃机之间装有离合器。当离合器和卷筒轴上的制动器松开后，卷筒上的绳索处于无载状态 ，此时绳索一端可从卷筒上自由地拽出，以缩短再次提拉物件时的挂绳时间。内燃机须在无载情况下启动，离合器能将卷筒与内燃机脱开，待启动正常后再使离合器接合而驱动卷筒。内燃机驱动的卷扬机常用于户外需要经常移动的作业，或缺乏电源的场所。电动调度广泛用于工作繁重和需牵引力较大的场所。根据工作环境的不同，可选用防爆型或非防爆型电动机为动力源。电动机经减速器带动卷筒，电动机与减速器输入之间装有制动器。为适应提升、牵引 、回转等作业的需要，还有双卷筒和多卷筒装置的起升机构。根据传动形式的不同，卷扬机可分为苏式多级内齿行星齿轮传动调度卷扬机、摆线针轮传动调度卷扬机、蜗轮-蜗杆传动回柱卷扬机和少差齿回柱和调度卷扬机等。对于单滚筒行星齿轮传动调度卷扬机，其具有成本低，效率较高，重量轻，结构简单，易于维修和保养等优点。本次设计的卷扬机用于建筑工地的地面调度和搬运工作。根据实际工作要求，采用两级圆柱齿轮传动。b)设计参数的确定：电动机类型的选择：该装置用于矿山地面、冶金矿物或建筑工地的地面调度和搬运工作，要求环境湿度在80%以下，周围介质温度不超过40，且空气中不得含有沼气等爆炸性及具有腐蚀作用的气体，选用Y系列全封闭式鼠笼型三相异步电动机。c)基本尺寸的确定：载荷状态表示卷扬机钢丝绳承受拉力作用地轻重与频繁程度，它与整个使用寿命期限内钢丝绳每次承受地拉力F与额定拉力F之比（F/ F）和钢丝绳每次承受拉力F作用下地工作循环次数n与总工作循环次数N之比（n/N）有关。载荷谱系数K可用下式计算：K 式中 K载荷谱系数； n在钢丝绳拉力F作用下的工作循环次数，nn，nn； N总的工作循环次数，Nnn n n； F钢丝绳承受的第i个拉力，F F ，F， F（N）； F钢丝绳承受的额定拉力（N）；（2） 图样技术设计a）产品的机械系统总体布置示意图或机构运动简图（如上图）。b）机械产品（或主要部件）总装配图。c）典型零件工作图。（3）编制技术文件：a）对设计方案进行经济技术评价。b）编制设计计算说明书：1、设计题目、要求和原始数据；2、执行机构的运动设计，包括数学模型、程序框图及文本、计算过程和结果；3、 原动机选择、传动比分配过程，各轴的运动和动力参数计算过程和结果；4、 各级传动工作能力计算过程；5、 减速器中轴、轴承、键联结、联轴器的选择及计算。2提交设计成品需要提交的设计成品：纸质版、电子版（以班级学号中文姓名作为文件名）各1份。内容包括：（1）机械产品（或重要部件）装配图一张；（2）零件图2张 (不同类型的零件：齿轮类、轴类、机架和箱体类等等)；（3）设计计算说明书一份。三、设计参考资料1.国家标准2.行业规范及技术规定3.机械原理与机械设计教材（西北工业大学出版社）4.机械设计课程设计说明书（高等教育出版社，吴宗泽，罗圣国主编）5.网络资源四、项目实施过程要求五、设计中应注意事项第1章、提高强度和刚度的结构设计1避免受力点与支持点距离太远2避免悬臂结构或减小悬臂长度3勿忽略工作载荷可以产生的有利作用4受振动载荷的零件避免用摩擦传力5避免机构中的不平衡力第2章、提高耐磨性的结构设计1避免相同材料配成滑动摩擦副2避免白合金耐磨层厚度太大3避免为提高零件表面耐磨性能而提高对整个零件的要求4避免大零件局部磨损而导致整个零件报废5用白合金作轴承衬时，应注意轴瓦材料的选择和轴瓦结构设计6润滑剂供应充分，布满工作面7润滑油箱不能太小第3章、提高精度的结构设计1避免加工误差与磨损量互相叠加2要求运动精度的减速传动链中，最后一级传动比应该取最大值3避免轴承精度的不合理搭配4当推杆与导路之间间隙太大时，宜采用正弦机构，不宜采用正切机构第4章、考虑人机学的结构设计问题1合理选定操作姿势2操作手柄所需的力和手的活动范围不宜过大3合理安置调整环节以加强设备的适用性六、设计阶段第一阶段：总体计算和传动件参数计算；第二阶段：轴与轴系零件的设计；第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制；第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写。七、完成时间在2013年12月10日之前完成全部设计任务。第二章 电动机的选择2.1、选择电动机类型按照工作要求选用Y系列全封闭式鼠笼型三相异步电动机，电压380V。2.2、选择电动机容量 电机计算功率： ，其中起重量F=10KN,绳速v=0.8m/s (按满载时算)。由电动机到滚筒的传动总效率为： =其中分别为联轴器、轴承、齿轮传动和滚筒的传动效率，由、=0.99（联轴器）， =0.99（稀油润滑，均按滚动轴承计算）, =0.97（脂油润滑，均按滑动轴承计算）、 =0.97（一般齿轮传动，稀油润滑）,=0.99(滚筒)。=0.99 _D_Dd_=Fv /1000=8000/1000=8kw；= /=8/0.88=9kw；选额定功率=10kW。2.3、确定电动机转速经过两对内圆柱齿轮减速传动,故总传动比的合理范围是：i=（46）(34) =1224滚筒轴的工作转速为（滚筒直径为260mm）n=60 _则电动机转速的可选范围是：n =(1224) 59=7081416r/min由容量和电机转速，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和价格等，选定电动机为Y系列,方案比较见表-1：表-1型号额定功率(kW)额定转速(r/min)效率 (%)重量 (kg)堵转矩最大额定转矩Y160L-61197087.01472.02.0Y180L-81173086.51841.82.0经比较，选电动机型号为Y160L-6，其主要外形和安装尺寸见表-2：参数AABBCEHNPHDADACL尺寸254330254108110350275325530240325695第三章 分配传动比3.1、总传动比： = 12.373.2、分配传动装置各级传动比由传动系统方案可知开式圆柱齿轮传动的传动比 =1, =1, =4由计算得两级圆柱齿轮减速器的总传动比为 = =3.093为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度，齿面宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等条件。取高速级传动比= _D_取低速级传动比= _D传动系统的各部分传动比分别为 _D_=1.486,=1,=4。3.3动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：O轴（电动机轴） Pd =9kw ；= 730；=9550=1171轴（减速器高速轴）=8.8kw =9550=117 2轴（减速器中间轴）=8.4kw =9550=227.6 3轴(减速器低速轴)=8.0kw =9550=323.7 4轴（滚筒轴）=7.6kw =9550=307.5 轴号功率转矩转速()传动比传动效率0轴9.0 117.0730- - 1轴 8.8 117.07302.081 0.98 2轴 8.4227.63511.486 0.95 3轴8.0 323.72361.000 0.95 4轴7.6 307.52361.000 0.98第四章 齿轮设计4.1高速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算4.11、选精度等级、材料及齿数 1）材料及热处理 按方案选用直齿圆柱齿轮传动 2）卷扬机为一般工作机器，速度不高。故选用7级精度（GB/1009588）。 3）材料选择：参考资料得小齿轮选用45钢，调质 HBS=240270 。大齿轮选用45钢，正火HBS=160190。 4）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数22=45.8 ，取。4.12、按齿面接触强度设计由设计计算公式（109a）进行计算，即 2.321) 确定公式内各计算数值（1） 试选载荷系数。=1.3（2） 计算小齿轮传动的转矩（3） =95.510595.5105 m=1.15105 m（4） 由表107选取齿宽系数。（5） 由表106查得材料的弹性影响系数。（6） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 =600mpa。大齿轮的接触疲劳强度极限=550mpa。由式N=60njLh计算应力循环次数 N1=60n1jLh=607301(1030034) =1.59109 N2=1.59109/2.081=0.77109（7） 由表1019查得接触疲劳寿命系数 kHN1=0.90： KHN2=0.95.疲劳许用应力 取失效概率1%，安全系数s=1 =得2=0.95550=522.5mpa1=0.95600=540mpa4.13、计算 d1r 2.32=2.322 mm=71.45mm （2）计算圆周速度 = =m/s=2.73m/s（3）计算齿宽b b=d d1t=mm（4）计算齿轮与齿高之比 b/h 模数 mt=d1t/z1=71.45/22=3.25mm齿高 h=2.25mt=2.253.25mm=7.307mm b/h=71.45/7.307=9.78（5）计算载荷系数根据 =2.73m/s ，7级精度，查图108得动载荷系数 _ _ 。由表103查得 kH=kF=1.1 由表102查得使用系数 kA=1，由表104查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，kH=1.05+0.18（1+0.6d2）d2+0.2310-3b将数据代入得kH=1.05+0.18（1+0.612）12+0.2310-3=1.783 由 b/h=9.78，kH=，查图1013得 kF=1.28：故载荷系数k=1(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由公式 d1=d1t 得d1=d1t=71.45 =87.607mm(7)计算模数mm=d1/z1=87.607/22=3.98mm4.14、按齿根弯曲强度设计 由式（105）得弯曲强度公式为 m 1)确定公式内的各计算数值(1)由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳极限 ：大齿轮的弯曲疲劳强度极限(2)由图1018查得弯曲疲劳寿命系数 kFN1=0.85, kFN2=0.88:(3)计算弯曲疲劳强度许用应力 取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式得 =303.57mpa =238.86mpa(4)计算载荷系数k k=1(5)查取齿型系数 由表105可查得 Ysa1=2.65;YFa2=2.226。(6)查取应力校正系数 由表105可查得Ysa1=1.58, Ysa2=1.764。(7)计算大小齿轮的 并加以比较 =0.01379=0.0164大齿轮的数值大。1） 设计计算 mmm=2.655mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。由于齿根模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关。可取由弯曲强度算得的模数2.655并就近圆整为标准m=3.00mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 Z1=23.817 ，取z1=24。 大齿轮齿数z2=uz1=24,，取 z2=504.15、 几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d1=z1m=24d2=z2m=50(2)计算中心距=()/2=(72+150)mm/2=111.0mm4.2低速级直齿园柱齿轮传动的设计计算4.21、低级选用直齿园柱齿轮传动（1）卷扬机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）。（2）材料选择：小齿轮选用45钢，调质,大齿轮选用45钢，正火。（3）选小齿轮齿数z1=30，大齿轮齿数z2=i23z1=1.486，取 z2=45。4.22、按齿面接触强度计算（设计）由设计计算公式（109a）进行计算，得d1r 2.321）确定公式内各计算数据（1） 试选载荷系数。（2） 计算小齿轮传动的转矩 =95.5105=95.5105=3.52 Nm（3） 由表107选取齿面系数 d=1 。（4） 由表106查得材料的弹性影响系数zE=189.8mp（5） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 （6） 由式1013计算应力循环次数N1=60n1jLh=60 N2=4.92108 /2.64=1.868（7） 由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.91, KHN2=0.94（8） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由式 得=536.9=432.44.23、计算（1）计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 d1r 2.32=2.322 mm=122.58mm（2）计算圆周速度 = =m/s=1.46m/s（3）计算齿宽b b=d d1t=mm（4）计算齿轮与齿高之比 b/h 模数 : mt=d1t/z1=122.58/30=4.086mm齿高 : h=2.25mt=2.254.086mm=9.194mmb/h=122.58/9.194=13.33（5）计算载荷系数（5）计算载荷系数根据，7级精度，查图108得动载荷系数 _ 。由表103查得 kH=kF=1.2 由表102查得使用系数 kA=1，由表104查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，kH=1.11+0.18（1+0.6d2）+0.3110-3b将数据代入得kH=1.11+0.18（1+0.61）+0.3110-3由 b/h=13.33，kH=1.933，查图1013得 kF=1.32：故载荷系数k=1 (6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由公式 d1=d1t 得d1=d1t=122.58 =153.93mm（7）计算模数mm=d1/z1=153.93/30=5.131mm4.24、按齿根弯曲强度设计 由式（105）得弯曲强度公式为 m 确定公式内的各计算数值（1）由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳极限 ：大齿轮的弯曲疲劳强度极限（2）由图1018查得弯曲疲劳寿命系数 kFN1=0.86, kFN2=0.89:（3）计算弯曲疲劳强度许用应力 取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式得 =135.14mpa =120.79mpa（4）计算载荷系数k=1（5）查取齿型系数由表105可查得，（6）查取应力校正系数 由表105可查得，（7）计算大小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大。(8)设计计算mmm=2.835mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关。可取由弯曲强度算得的模数m=5.131mm，并就近圆整为标准值m=5mm。按接触强度算得分度圆的直径d1=122.58算出小齿轮齿数 Z1=24.516，取z1=25。 大齿轮齿数z2=i23z1=25,，取 z2=37。4.25、 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=25 _（2）计算中心距=()/2=(125+185)mm/2=155.0mm（3）计算齿轮宽度：b=dd1=1取B2=125mm,B1=130mm。4.26、验算Ft=5632N=45.046（合适）4.27、设计计算结果齿数：z1=25,z2=37 分度圆直径：d1=125mm,d2=185mm 齿顶圆直径：da1=da1+2ha=125+2=135mm da2=da2+2ha=185+2=195mm齿根圆直径：df1=d1+2hf=125-2=112.5mm df2=d2+2hf=185-2=172.5mm齿宽：B1=130mm, B2=125mm 第五章、轴的设计、滚动轴承的选择、键的连接和联轴器的选择实现了卷扬机传动系统运动及动力参数的计算和减速器两级齿轮传动的设计计算后，接下来可进行器轴的设计，滚动轴承的选择，键的联接和联轴器的选择。5.1轴的设计5.11输出轴的设计1）输出轴上的功率=8kw ，=，转矩323.7N。2）作用在齿轮上的力已知低速轴大齿轮的分度圆直径为d2=185mm而t=2T3/d2=2Fttann=3499.46tan20oN=1273.7N圆周力t，径向力F的方向如图15-24所示。3）初步确定轴的最小直径先按（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=112，于是得dmin= A0=112mm=34.25mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=kAT3考虑到转矩变化较小，故可查表得kA=1.3，则：Tca=KAT3=420.81按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件选用TL3型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为630N/m，许用转速为5700r/min 。 半联轴器的孔径dI=40mm，故取=40mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的轂孔长度L1=60mm 4)轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图所示：（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（如图所示）（3）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径 ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=38mm。而半联轴器与轴配合的轂孔长度L1=60mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，1-2段的长度应比略短一些，现取 （4）初步选择滚动轴承。因轴承只有径向力的作用，故选用普通深沟球滚子轴承。参照工作要求并根据 _() _()_=45mm；而 左、右端滚动轴承均采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6109型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，取 （5）取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=48mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为130mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此段应略短于齿毂宽度，故取l4-5=126mm。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度取h=4mm，则轴环直径d5-6=52mm。轴环宽度b故取l5-6=6mm。（6）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取=50mm。（7）取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s=8mm，已知滚动轴承宽度T=16mm,齿轮轮轂宽为130mm,则取=T+s+a+(130-126)=34mm=L+a+s-l5-6=130+16+8-6=138mm至此，以初步确定了轴的各段直径和长度。5）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按d4-5查表得平键截面b D_Dd_ _D_Dd_;齿轮轮毂与轴的连接时长为115mm选齿轮与轴的配合H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。6)确定轴上圆角和倒角尺寸,取轴端倒角为2 _D_Dd_5.1.5求