某起重机传动装置设计方案

1、某起重机传动装置设计方案1. 设计题目：起重机传动装置的设计1.1 传动布置方案见图 1ABDC1 电动机2 联轴器3 制动器4 减速器5 联轴器6 卷筒支承7 钢丝绳8 吊钩9 卷筒图 1传动布置方案简图1.2设备工作条件：常温下工作，每日两班，工作 10 年，允许重物起升速度误差小于5% 。车间有三相交流电源。1.3原始数据，如下表：项目提升重量重物提升速度负荷持续率G(kg)V(m/s)钢丝绳直径 d（ mm） 卷筒直径 D(mm)（JC%）数据7800.509.3220251.4选用传动方案选用传动方案A 方案：采用二级圆柱齿轮减速器，使用于繁重及恶劣条件下长期工作，使用维护方但结构尺

2、寸较大使用寿命长，润滑方便维护性好。B 方案：蜗杆减速器，结构紧凑，但传动效率低，长期使用时就不经济，使用寿命短成本也高。C：方案：一级圆柱齿轮减速器和开式齿轮传动，成本低但使用寿命短，维护费用高。由上述可得应选用 A 方案2 选用点击的类型和结构形式2.1 选用电机的类型和机构形式（1）Pw=F×Pd=Pw/其中： Pd工作中实际要的电机输出功率Pw工作中所需要的实际输入功率1滚筒的传递效率大小为0.96电机的工作的传递总效率2一个联轴器传递效率查表得0.993一个齿轮的传递效率为0.974一对轴承的传递效率为0.98（2）根据功率及负载持续条件选取电机类型则应当选取额定功率为6

3、最大转矩为 T=2.56，额定转速为 930r/min5.5KW型号为YZR160M12.2确定电机型号电动机型号额定功率（Kw）满载转速（r/min）最大转矩（n*m）-65.59302.56滚筒转速为： n1=V/D=（ 60V*1000）/ （3.14*D ）=43.428r/min2.3传动装置传动比传动装置的总传动比为：i=n/n1=930/43.428=21.41二级齿轮减速器的高级传动比；i1= （1.3-1.5 ）*i2低级传动比，取i1=1.3*i2i=i1*i2=21.41i1=5.276i2=4.052.4确定各轴的转速各轴的转速从电机到工作有三轴n 1=930r/min

4、n2=n1/i1=960/5.276=176.27r/minn3=n2/i2=176.27/4.05=43.52r/minn1 n2 n3 分别为从高速轴到低速轴各轴的转速； n 为电机的满载转速； i1 i2 为电机轴到高速轴 1 到 2,2 到 3 级之间的传动比。轴的功率P1=Pd*1* P2=P1*3* P3=P2*3* P4=P3*其中： P1 P2 P3 P4 位各轴的输入功率1 2 3 4 同上文中的相同轴的转矩Td=9550*Pd/nm=47.11 NmT1=Td*1* 2=45.24 NmT2=T1*I1* 2* 3=216.3 NmT3=T2*i2* 2* 3=793.7

5、Nm将运动和动力参数的设计值列表参数轴名电动机轴I 轴2 轴3 轴r/min930930184.8947.89Kw4.5884.4054.1883.981Nm47.1145.24216.3739.7第一个轴初步确定轴的最小直径轴的最小直径位置选择轴的最小直径为安装联轴器处直径d1，为使直径d1 与联轴器孔相适应，因此联轴器的型号TL5 弹性柱销联轴器，公称转矩为125000N.mm许用转速为4000rad/min 。联轴器孔径48mm，则 d1=48mm，联轴器的长度为L=112mm，与轴孔配合的毂孔长为L1=82mm。轴的结构设计轴上零件装配图联轴器的定位，根据轴向定位的要求确定轴的各段直径

6、和长度。轴肩，故 - 直径 d=50mm。左端用挡圈定位，按轴端直径取直径普通平键联接。- 段右端需要制出一 D=54 mm，周向的定位采用初步选择滚动轴承，因为只受径向力的作用，故选用深沟球滚动轴承，由 d=50mm在轴承产品中初选择 0 基本游隙组，标准精度等级深沟球滚动轴承代号 6010d=50，D=80，d=16 左端的这个轴承左边用轴承套固定，右边用轴肩固定，右边的轴承左边用轴肩固定右边用轴承套固定。齿轮与轴是一体的，轴的材料是45钢，齿轮经硬化均为渗碳处理。轴承的端盖总宽度为20 mm，为了便于轴承端盖的拆装及便于为轴添加滑油脂的要求，取端盖的外端面与联轴的距离为I=30 mm，考

7、虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距离箱体臂S=8 mm，齿轮距离箱体a=16 mm.平键 ,手册查得平键截面联轴器与轴的配合H7/K6 。b x h=14 x 9.键槽用铣刀加工，长为L=70。同时为了保证确定轴上的圆角和倒角尺寸为2 × 45 度，各轴肩的圆角半径请详见零件图。第二轴的结构设计第二个轴的最小直径轴上零件的装配方案：零件的位置尺寸及各段轴的直径如上图示。第三个轴的结构设计确定轴的最小直径2. 输出轴的直径显然就是安装联轴器处轴的直径- 为使联轴器处轴的直径 - 与联轴器的孔径相适应，选取联轴器型号，Tca=1.3 x t=1.3 x 793.54=103

8、1.81KN。因其中设备有冲击，要一个具有缓冲能力的联轴器，可选择弹性套柱销联轴器， 型号为 TL10, D =250.d= 63, L =142, ;公称转矩为2000 N ·m，许要转速为2300 rad/min。4. 轴向定位根据轴向定位确定轴的各段直径和长度为了满足联轴器向定位的要求它的右端制出一个轴肩，尺寸如图轴向定位图和力矩图初步选择滚动轴承因只受径向力的作用，则深沟球滚动轴承为 6013 ， d =100 mm ，隙组，标准精度等级；右侧的这个轴承右端用轴承套固定，左面用一个轴肩B =18 mm ； 0基本游;左面的这个轴承右面用轴肩，左面用轴承套盖固定。齿轮的左面用以

9、轴肩定位，右面用一套筒定位。轴承端盖的总宽度为20 mm，为了便于轴承端套的装卸及便于对轴承添加滑油脂的体壁要求，取端盖的外端在与半轴承器间的距离L = 30 mm 。考虑到箱体铸造误差，应距离箱S = 8 mm ，齿轮距离箱体a = 16 mm ，那么套筒的长度为L = 24 mm 。齿轮与联轴器的周向定位采用平键联接，按照所在垢轴径处和直径查得平键和系数分别为b x h=20 x 12, b x h=18 x 11,长度 L分别为 45 mm， 75 mm。轴上的载荷Fr1=1418.5 NFr2=603.5 N查的轴承 6013 的 Y 为 1.6Fd1=443 NFd2=189 N两个

10、齿轮都是左旋，所以Fa1=638 NFa2=189 N判断危险截面由于截面 IV 处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面，截面 IV 右侧的截面上的转切应力为由于轴选用40Cr ，调质处理，所以综合系数的计算由经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为轴的材料敏感为,故有效应力集中系数为查得尺寸系数为 , 扭转尺寸系数为 , 轴采用磨削加工，表面质量系数为 , 轴表面示经强化处理，即 , 则综合系数为碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为安全系数的计算轴的疲劳安全系数为高速级齿轮传动1.1 选择齿轮材料及精度等级考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。考虑工作

11、机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ GB 10095-88）。两支承相对于小齿轮做不对称布置。小齿轮选用 40 Cr 钢（调质），齿面硬度为 280HBS；大齿轮选用 45 钢（调质），齿面硬度 240HBS。选小齿轮数 Z123 ，则大齿轮数 Z242392 。选取螺旋角：初选螺旋角141.2 按齿面接触疲劳强度设计23 2K t T1 u 1 ZH Z Ed1tudH1. 确定公式的各计算数值（1）试选 K t1.6 ；（2）选取区域系数 ZH2.433 ；（3）查得120.75 0.82 1.57 ；（4）选取齿宽系数d1 ；（5）计算小齿轮传递的转矩T195.5 105

12、P195.5 105 4.354.327 104 N mmn19601（6）查表得材料的弹性影响系数Z E189.8MPa 2 ；（7）计算应力循环次数N160n jLh60 960 1 (2 8 300 10) 2.765 1091N2N12.765 1096.91108i14（8）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2550MPa ；（9）计算接触疲劳许用应力取接触疲劳寿命系数K HN 10.91; K HN 20.96 ；取失效概率为1%，安全系数S=1，可得：H 1KHN1H lim 10.91MPaMPaS6005

13、46H 2KHN2H lim 20.96MPaMPa550528S所以许用接触应力为：H 1H 2546 528HMPa 537MPa222. 计算（ 1）试算小齿轮分度圆直径：21.64.32710 452.4332d1t189.843.36mm311.574537（ 2）计算圆周速度：vd1t n13.14 43.36 960ms10006010002.2 /60（ 3）计算齿宽及模数：bd d1t143.3643.36mmd1t cos43.36cos14mmmnt1.83z123h m(2h*c*)1.83 2.254.12mmntananb / h43.3610.524.12（ 4）

14、计算纵向重合度：0.318 d z1 tan0.318 1 23 tan14 1.824（ 5）计算载荷系数K查表得使用系数K A1；根据 v=2.2m/s ，7 级精度，查图得动载系数K v1.07 ；查表得齿间载荷分配系数KHKF1.2 ；用插值法查表得齿向载荷分布系数K H1.34，再查图可得 K F1.24 。故载荷系数：KK A K v K H K H1 1.071.21.341.72（ 6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径：d1d1tK43.3631.72mm3K t1.644.42（ 7）计算模数：d1 cos44.42cos141.87mn23z1按齿根弯曲强度设计2KT1

15、Y cos2YF YSmn3d z12F1. 确定计算参数（ 1）计算载荷系数：KK A K v K F K F1 1.071.2 1.241.59（ 2）根据纵向重合度1.824 ，查图得螺旋角影响系数 Y 0.88；（ 3）计算当量齿数：zv1z12325.18cos3cos3 14zv2z292100.71cos3cos3 14（ 4）查取齿形系数：查表得 YF 1 2.62;YF 2 2.18;（ 5）查取应力校正系数： YS 1 1.59;YS 2 1.79;（ 6）查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 1500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 2380MPa ；（ 7）查图取弯

16、曲疲劳寿命系数K FN 10.85, K FN 20.88；（ 8）计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，可得：F1K FN1FE 10.85 500 MPa303.57 MPaS1.4F2KFN2FE 20.88 380 MPa238.86MPaS1.4（ 9）计算大、小齿轮的YF YS并加以比较：FYF1YS12.621.590.01372F 1303.57YF2YS22.181.790.01634F 2238.86得大齿轮的数值大；（ 10）设计计算3 2 1.59 4.327 104 0.88cos2 140.01634 1.31mn2321.571对比计算结果，由齿面

17、接触疲劳强度计算的法面模数mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn2.0mm ，以可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按解除疲劳强度算得的分度圆直径d144 .42mm来计算应有的齿数。于是由：z1d1 cos44.42cos1421.55mn2取 z121 ，则 z2i1 z142184 。1.4 几何尺寸计算1. 计算中心距z1 z2 mn(2184) 2a2108.21mm2 coscos14将中心距圆整为108mm。2. 按圆整后的中心距修正螺旋角（z1 z2 )mn(2184) 213 32'10"ar cosar cos1082a2因值改变不

18、多，故参数、 K 、 ZH 等不必修正。3. 计算大、小齿轮分度圆直径d1z1mn212cos43.20mmcos13 32'10"d2z2 mn842cos172.80mmcos13 32'10"4. 计算齿轮宽度bd d1143.243.2mm圆整后取 B245mm； B150mm 。低速级齿轮传动2.1 选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大， 所以齿轮采用软齿面直齿轮。 考虑工作机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ GB 10095-88）。两支承相对于小齿轮做不对称布置。小齿轮选用 40 Cr （调质），齿面硬度为 280HBS。

19、大齿轮选用 45 钢（调质），齿面硬度240HBS；选小齿轮齿数z124 ，则大齿轮齿数z2i2z15.5324132.7，取 z2133 ；2.2 按齿面接触疲劳强度设计22Kt T1 u1Z Ed1t 2.323udH1. 确定公式的各计算数值（ 1）试选 Kt 1.3 ；（ 2）选取齿宽系数 d 1 ；（ 3）计算小齿轮传递的转矩T195.5 105 P195.5 105 4.0188.238 104 N mmn143.41（ 4）查表得材料的弹性影响系数 ZE 189.8MPa 2 ；（ 5）计算应力循环次数N160n1 jL h6043.41(28300 10)1.25108N2N1

20、1.25 1082.26107i25.53（ 6）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2550MPa ；（ 7）计算接触疲劳许用应力取接触疲劳寿命系数K HN 10.97; K HN 21.08 ；取失效概率为1%，安全系数S=1，可得：H 1KHN1H lim 10.97MPaMPaS600582H 2KHN2H lim 21.08MPa594MPa550S2. 计算（ 1）试算小齿轮分度圆直径 d1t ，代入 H 中较小的值：21.388.2381046.53189.82d1t2.323153.23mm15.53582（

21、 2）计算圆周速度：vd1t n13.14 153.23 43.4ms10006010000.35 /60（ 3）计算齿宽及模数：bd d1t1 153.23 153.23 mmmtd1t153.23z16.38mm24h mt (2ha*c* ) 6.38 2.25 14.36mmb / h153.2310.6714.36（ 5）计算载荷系数K查表得使用系数K A1；根据 v=0.35m/s ， 7 级精度，查图得动载系数K v1.01；查表得齿间载荷分配系数KHKF1；用插值法查表得齿向载荷分布系数K H1.429 ，再查图可得 K F1.36 。故载荷系数：KK A K vK H K H

22、1 1.01 1 1.4291.44（ 6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径：3K31.44mmd1d1t153.231.3158.54K t（ 7）计算模数：md1158.54 6.61z1242.3 按齿根弯曲强度设计m2KT1 YF YS3d z12F1. 确定计算参数（ 1）计算载荷系数：KK A K v K F K F1 1.01 1 1.361.37（ 2）查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 1500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 2380MPa ；（ 3）查图取弯曲疲劳寿命系数K FN 10.90, K FN 20.97；（4）计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数

23、S=1.4，可得：K FN1FE 10.90500321.43MPaF1SMPa1.4KFN2FE 20.97380263.29 MPaF2SMPa1.4（ 5）查取齿形系数：查表得 YF 1 2.65;YF 2 2.16;（ 6）查取应力校正系数： YS 1 1.58;YS 2 1.81;（ 7）计算大、小齿轮的 YF YS 并加以比较：FYF1YS12.651.580.01332F 1314.29YF2YS22.161.810.01583F 2247得大齿轮的数值大；（ 8）设计计算m321.3788.2381040.015834.05mm1242对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的模数

24、m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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有关，可取 m 5 。按接触强度算得的分度圆直径 d1 158.54 mm 来计算应有的齿数。于是由：z1d1158.5431.7mn5取 z131 ，则 z2i2 z15.5331171.43 ，取 z2172 。2.4 几何尺寸计算1. 计算分度圆直径：d1z1m31 5155d 2z2m172 5860L=36mm。2. 计算中心距z1 z2 m(31 172) 5a507.5mm223. 计算齿轮宽度bd d11 155155mm圆整后取 B215

25、5mm； B1160mm 。键的选择与校核1.1 高速轴上键的选择高速轴与半联轴器的选择1）由与此轴与半联轴器，故选用圆头普通平键(A) 。根据 d=18mm，由手册查得键的截面积为：宽度 b=6mm，高度 h=6mm，由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度 L=40mm。2) 键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表 6-2 查得需用挤压力为F=100120MPa。键的工作长度 lLb =34mm，键与轮毂键槽的接触高度k0.5h =3mm，可得=(合适 )键的标记：键 6×6×40 GB/T10962003.高速轴与齿轮1 的选择1）由与此轴与齿轮1，故选用圆头普

26、通平键 (A) 。根据 d=66mm，由手册查得键的截面积为：宽度度并参考键的长度系列，取键的长度L=36mm。b=6mm，高度h=6mm，由半联轴器的宽2) 键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2查得需用挤压力为F=100120MPa。键的工作长度lLb =30mm，键与轮毂键槽的接触高度k0.5h =3mm，可得=(合适)键的标记：键 6×6×40 GB/T109620031.2 中间轴上键的选择齿轮 2 与轴键的选择1) 由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键 (A) 。根据 d=50mm，由手册查得键的截面积为：宽度 b=10mm，高度 h=8mm，由半联轴器的

27、宽度并参考键的长度系列，取键的长度2) 键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2查得需用挤压力为F=100120MPa。键的工作长度lLb =24mm，键与轮毂键槽的接触高度k0.5h =4mm，可得=(合适)键的标记为：键10×8×36 GB/T1096 2003.L=36mm。齿轮 3 与轴键的选择1) 由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键 (A) 。根据 d=45mm，由手册查得键的截面积为：宽度 b=10mm，高度 h=8mm，由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度2) 键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2查得需用挤压力为F=100120MPa。

28、键的工作长度lLb =24mm，键与轮毂键槽的接触高度k0.5h =4mm，可得=(合适)键的标记为：键10×8×36 GB/T1096 2003.1.3 低速轴上键的选择低速轴与联轴器键的选择1）由与此轴与半联轴器，故选用圆头普通平键(A) 。根据 d=18mm，由手册查得键的截面积为：宽度b=6mm，高度度并参考键的长度系列，取键的长度L=40mm。h=6mm，由半联轴器的宽2)键，轴和轮毂的材料都是钢，查得需用挤压力为F=100 120MPa。键的工作长度lLb =34mm，键与轮毂键槽的接触高度k0.5h =3mm，可得=( 合适)键的标记：键 6×6&#

29、215;40 GB/T10962003.低速轴与齿轮4 的选择1）由与此轴与齿轮1，故选用圆头普通平键 (A) 。根据 d=66mm，由手册查得键的截面积为：宽度度并参考键的长度系列，取键的长度L=36mm。b=6mm，高度h=6mm，由半联轴器的宽2) 键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2查得需用挤压力为F=100120MPa。键的工作长度lLb =30mm，键与轮毂键槽的接触高度k0.5h =3mm，可得=(合适)键的标记：键 6×6×40 GB/T109620032. 滚动轴承的选择2.1 高速轴配合轴承的选择1) 求比值根据机械设计 P321 表 13-5

30、，角接触球轴承的最大e=0.56 ，故此时2) 初步计算当量动载荷 P，P =f p ()根据机械设计 P321 表 13-6 ，f p1.0 1.2 ，取 f p 1.2 。按照机械设计 P321 表 13-5 ，X=0.44，Y 值需在已知型号和基本额定静载荷C0 后才能求出。现暂选一近似中间值，取 Y=1.19，则3) 求轴承应有的基本额定动载荷 ( 寿命按 50000h 算)4) 按照轴承样本选择 7212C轴承此轴承的基本额定静载荷 C0 =37800N。验算如下：a求相对轴向载荷对应的e 值与Y 值。相对轴向载荷为Fa0.07105 ，在表中介于0.07 C 00.13 之间，对应

31、的b用线性插值法求e 值为 Y 值。0.27 0.31 ， Y 值为1.6 1.4.Y=1.4+X=0.4，c.求当量动载荷P。d.验算30304 轴承的寿命。所以轴承的选取合理2.2 中间轴配合轴承的选择1) 求比值根据机械设计表13-5 ，角接触球轴承的最大e=0.56 ，故此时2) 初步计算当量动载荷 P，P =f p ()按照机械设计 P321 表 13-6 ， f p1.0 1.2 ，取 f p 1.2 。按照机械设计 P321表13-5X， 值需在已知型号和基本额定静载荷C0 后才能求， =0.44 Y出。现暂选一近似中间值，取Y，则=1.19P=1.23) 求轴承应有的基本额定动载荷 ( 寿命按 50000h 算)C=P=724.104=7429.204) 按照轴承样本选择7206C轴承此轴承的基本额定静载荷C0=12800N。验算如下：a求相对轴向载荷对应的e 值与 Y 值。相对轴向载荷为Fa0.02518 ，在表中介于 0.07 C 00.13 之间，对应的 e 值为 0.27 0.31 ， Y 值为 2.b.求当量动载荷 P。c.