慢速蜗轮传动绞车设计项目计划书

1、慢速蜗轮传动绞车设计计划书第1章总体方案的确定结果计算步骤与说明1.1任务分析、传动方案拟订任务书中给出的是绞车卷筒，具体参数如下表1工作参数表1注：总传动比误差为+5%转动可逆转，间歇工作，载荷平稳；起动载荷为名义载荷的1.25倍。卷筒圆周力F/N11500卷筒转速n(r/min)40卷筒直径Dmm350工作间隙每隔2分钟工作一次，停机5分钟工作年限10批量大批电动机；2联轴器；3圆柱斜齿轮减速器；4开式齿轮；5卷筒1.2、电动机的选择选择电动机的内容包括：电动机类型、结构形式、容量和转速，要确定电动机具体型号。选择电动机类型和结构形式按工作要求和条件查表14.1和表14.2，选取一般用途的

2、全封闭自扇冷鼠笼型y系列三相异步电动机。具有高效节能、起动转矩大、性能好、噪声低、振动小、可靠性能好、功率等级安装尺寸符合IEC标准及使用维护方便等优点。适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体的场合，以及要求有较好的启动性能的机械。选择电动机的容量电动机容量选择是否合适，对电动机的正常工作和经济性多有影响.容量小于工作要求，会使电动机因超载而损坏，不能保证工作机正常工作；而容量选得过大，则电动机的体积大、价格高，性能又不能充分利用,并且由于效率和功率因数低而造成浪费.1.2.3.1、电动机所需的工作功率：Pw=Fv=1000所以:所以:FvPd=云匚其中F为卷筒圆周力的有效功率，由已知条件可以得到

3、.w为卷筒效率，为电动机至输出轴传动装置的总效率，包括轴承，圆柱齿轮传动及联轴器，电动机至工作机之间传动装置的总效率为:式中,1、2、3、4、5、6分别为联轴器、减速器齿轮、轴承、开式齿轮、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。由表卷筒轴的轴承及卷筒的效率。由表可以查到1=0.97、2=0.97、3=0.99、4=0.965=0.98，6=0.96则:则:123456=0.83w=0.83又已知卷筒卷速n为40r/min,卷筒直径D为350mm,故电动机所需的工作功率为Pd=Pd=Fv1000w=(FXnxxD)/(60 x1000 x1000 x)=10.2kwPd=10.2Kw1.2.3.2.确定电动

4、机的转速卷筒轴的工作转速为nw=40r/min按推荐的合理传动比范围，减速器传动比i2=37,开式齿轮传动比i2=36则总nd=3601680r/minnd=3601680r/min传动比的范围为i=942故电动机转速的可选范围为nd=ixnw=(942)x40r/minnd=3601680r/min电动机型号为：Y180L-6nm=970r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min,再根据计算出的容量，考虑到起动载荷为名义载荷的1.25倍，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及价格等因素，为使传动比装置结构比较好，决定选用同步转速为1000r/m

5、in的电动机。电动机型号额定功率同步转速满载转速Y180L-615kw1000r/min970r/min由机械设计课程设计指导书选定电动机的主要性能如下表：i=24.25=5=4.85。m=970r/minn2=194r/minn3=40r/minp1=9.894kwF2=9.501kwP3=9.030kwTd=1.004X510N.mmTi=9.741X104N.mm第2章传动部件设计与计算计算总传动比并分配各级传动比电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。总的传动比=nm/nw=970/40=24.25分配传动比i=iii2根据分配传动比的原则，机械

6、设计课程设计手册可查得，单级减速器的传动比ii:49.开式齿轮的传动比i2:8,因此可以分配ii=5,i2=4.85。2.2计算传动装置及各轴的运动和动力参数各轴的转速I轴m=nm=970r/minU轴n2=1=970=194r/mini15川轴（输出轴）n3=n2=194/4.85=40r/mini2各轴的输入功率轴p1=pd1=10.20.97=9.894kw轴P2=p-i23=9.894X0.97X0.99=9.501kw轴（输出轴）P3=P234=9.501X0.99X0.96=9.030kw各轴的输入转距电动机的输出转距Td为Td=9.55X106Pd=9.55X106X10.2/9

7、70=1.004X105N.mmnmI轴T=Td1=10.04X104X0.97=9.741X104N.mmII轴45T,=T,2i1=9.741X10X0.97X5=4.7244X10N.mmIII轴（输出轴）Til,=T34i2=4.7244Xio5X0.99X0.96X4.85=2.178X106N.mm最后将所计算的结果填入下表:参数轴名电动机轴I轴n轴川轴转速r/min97097019255功率Kw10.29.8949.5019.030转矩Nmm1.004X1059.741X1044.7224X2.178X105106各轴参数表2.3轴的初步计算：轴选用45钢，调质处理.C值查表得1

8、18106,可选C=100.由轴的设计公式得:d11003100#10.09Kw21.83mm970r/min10039.69KW36.96mmV192r/min921KW55.12mm55r/min由于上式求出的直径，只宜作为承受转距作用的轴段的最小直径。当轴上开有键槽时，应增大轴颈以考虑键槽对轴强度的削弱。当直径d100mm时，单键应增大5%7%双键应增大10%15%所以：d1的最小直径为21.69mm增大后取25mmd2的最小直径为36.59mm增大后取38mmd3的最小直径为60.89mm增大后取70mmTn=4.72445X10N.mmTih=2.178X106N.mmd1取25mm

9、d2取38mmd3取70mm硬度为241286HBSB=686Mpas=490Mpa；Z=20z2=100第三章齿轮的设计与校核减速齿轮传动的设计计算选择材料、热处理、齿轮精度等级和齿数：由机械设计书表6-3、表6-6，选择小齿轮材料40Gr钢，调质处理，硬度为241286HBSB=686Mpas=490Mpa；大齿轮材料ZG35CrMo铸钢,调质处理,硬度为207269HBSB=686Mpas=539Mpa参考机械设计课本中表6-5可选精度等级为8级.因i1=5取N=20,z2=i1z=5X20=100取z2=100实际传动比U=z2/Z1=100/20=5在传动比范围内。取T1=1.024

10、X105由图6-21，软齿面齿轮，对称安装，d=0.81.4取d=1.1。由表6-7得使用系数kA=1.25。由图6-19a试取动载系数Kv=1.15。由图6-8，按齿轮在两轴承中间对称布置，取K=1.06。由表6-8，按齿面未硬化，斜齿轮，8级精度，kAFT/b3.2mm口=虽度足够.Z120m=3.27二m齿轮节圆直径d1=mZ1=3.27x20=65.4mm小2=mZ2=3.27x100=327mm按计算结果校核前面的假设是否正确齿轮节圆速度v=d1n1/60000=3.14x65.4x970/60000=3.32m/sv乙/100=3.32x20/100=0.66m/s,由图6-6得K

11、v=1.05Zh=2.15Ft季=2x100400/65.4=3070.34Nd1048/55=46.6100原假设合理,k=1.2。公式(6-33)有HZeZhZZ2KT1u1bd132=5453.92MpvH2=583.33Mp齿轮齿轮疲劳接触强度安全。按齿根弯曲疲劳强度校核计算公式按式6-352kT；bdgnYfsYYf由图6-23得，小齿轮复合齿形系数YFai=4.3，大齿轮复合齿形系数YFa2=3.86；式617得,a1.883.2(1/1/zcos=1.883.2(1/201/100)cos15=1.69由公式：Y0.25由机械设计手册表则Y0.7940.75得Y=0.69314-

12、1-18查得bsin;ymn120o按式6-14得弯曲疲劳许用应力f2KT1YfsYbmf按图6-25，查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力表6-8取SF=1.25疲劳强度安全系数由表6-12得F1Flim1290Mpa232MpaFc1.25SfFlim1=290MpaFlim2=270Mpa查Flim2270Mpa216Mpa1.25Sf比较YFs1，和亘的大小得到YFs1F1f2F1f2所以应该按大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度f2=2KTYfs2yybd2m2653003佃6483400h=453.92H1齿轮疲劳接触强度安全=1.69F2=138.9MpF2=216MpaF2F2弯曲疲劳强度足够。

13、=138.9Mpa土所以应该按小齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度由表6-9,硬面齿轮,悬臂安装,取齿宽系数d0.6.由6-6查得使用系数KA1.25由图6-19试取动载系数Kv1.1,由图6-8按齿轮在两轴承中,悬臂布置,取K1.15,由表6-8,按齿面硬化，直齿轮,8级精度，匚斤小100N/mm,K1.2KKaKvKK1.8975254.32匕m3J25.2830.6202224将模数圆整为标准值取m=6几何尺寸计算：d3=120mmd4=582mm,d3=mz3=6X20mm=120mm,d4=mz4=6X97mm=582mm,a=m（z3z4）=6（20+97）mm=351mm,b=dd3=0.

14、6x120=72mm取b3=72mm,b4=b（510）=（6268）mm取b4=65mm.第4章轴和联轴器材料选择和主要零件4.1选择轴的材料，确定许用应力选45钢，正火处理。根据许用切应力强度极限估计轴的最小直径，在前面设计选择联轴器的时候进行过初步计算。轴的初步计算知：d1的最小直径为21.69mm增大后取30mmd2的最小直径为36.59mm增大后取40mmd3的最小直径为60.89mm增大后取70mm由齿轮的初步设计可以看出，对小齿轮采用齿轮轴，对大齿轮采用腹板式。根据条件轴卢西去竺需要有如下基本的零件：联轴器一个,轴承端盖cos15两个，调整环一个，轴承一对，齿轮一个。根据条件轴需

15、要有如下基本的零件：轴承端盖两个，调整环一个，轴承一对，齿轮一个。对输出轴轴川需要如下基本的零件：轴承端盖两个，调整环一个，轴承一对，齿轮一个.对与四个轴相关的零件可列表如下：表4-1与轴相联接的零件d!取30mmd2取40mmd3取70mm轴轴承轴承端盖调整环或套筒齿轮联轴器轴I一对两个一个一个一个轴u一对两个套筒两个两个无轴一对两个套筒两个一个无4.2联轴器的选择与校核421联轴器的选择按工作情况，转速咼低，转矩大小及两轴对中情况选疋联轴的类型.连接电动机和减速器的联轴器，为了减小起动转矩，应有较小的转动惯量和良好的减震性能.但在本设计中传递的转矩较小，所以也可选择刚性联轴器.可选择GT3

16、0对中榫凸缘联轴器.联轴器的校核联轴器的计算转矩TcKT选择工作情况系数K查表可得取K=1.7,Tc选择联轴器的型号查手册可得,选择用GT30凸圆型联轴器，其许用转矩T=500Nm轴孔直径为30mm符合要求。Tc联轴器符合要求第五章轴的结构设计和强度计算及校核5.1、根据轴上定位的要求确定轴的各段长度和直径确定阶梯轴各轴段的直径时，要考虑上零件受力情况，定位固定要求，拆卸方便，相配标准件的孔径大小及轴的表面粗造度，加工精度等要求。设计时以初步计算的最小直径d为基础，轴的直径从轴端逐渐向中间增大，然后又减小，逐步形成阶梯形结构。当为了固定传动零件和联轴器时，轴的直径要变化的值大些，轴肩高度h应大

17、于2到3倍轮毂孔倒角Co过渡圆角半径r应大于轮毂孔的倒角Co当用轴肩固定滚动轴承时，轴肩直径D应应小于轴承内圈的外径；而与密圭寸件配合的轴径应符合密封标准直径要求，一般为以0、2、5、8结尾的轴径。确定阶梯轴各轴段长度时，要考虑轴上零件相对机体的位置配合长度轴承座孔宽度及支撑结构等条件。通常由安装传动件如齿轮的轴段开始，然后分别确定其他轴段的长度L.齿轮的轴段的长度由所装齿轮的轮毂宽度决定，但为了保证齿轮端面与套筒接触起到轴向固定作用，此轴段的长度要比齿轮轮毂宽度小2到3mm从电动机起第一段di取d1=25mn该轴段长度取短系列L|=36mm右起第一段因为第一段的直径d2=28mm初选用620

18、6接触球轴承,考虑齿轮端面和箱体内壁应有一定距离，取L265mm右起第三段，该段轴装滚动轴承，因为此装置中为斜齿圆柱齿轮，轴承不但受径向力和圆周力，还承受轴向力选用角接触球轴承6206,d!=25mmLi=36mmd2=28mmL265mmd3=30mm所以该段直径取d3=30mmL3=26mm。右起第四段，d4=40,长度为L4=21mm。右起第五段，该段装有齿轮，由于齿轮的分度圆直径为65.4，则可做成齿轮轴，齿轮宽为75,取轴段长为L5=74mm右起第六段其直径与长度和第四段相同。右起第七段，该段为滚动轴承安装处，取轴径d6=30mm,长度L6=26mm5.2轴的强度计算与校核、小齿轮轴

19、根据轴的结构先画出轴的受力简图，将轮齿上受力简化为通过轮毂中点作用轴上,轴的支点反力也简化为通过轴轴承载荷中心，轴的受力图如下图所示，将轮齿上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，轴的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心作用于轴上。由机械设计书得计算公式：Ft红=299330Nmm=2978.9Nd65mmFaFttan=2978.9Xtan15=789.2NFFttan=3056.3tan20_1122閃coscos15o所以：L=1489.45NFa=789.2NFr=1122.5N2轴承的支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置建立如下图(1)所示的力学模型。RAR

20、BFt0水平的支反力：“匚CMA102RB51Ft0L3=26mmd4=40mmL4=21mmd5=65.4mmL5=74mmd6=30mmL6=26mmFt=2978.9NFa=789.2NFr=1122.5NR=1489.45NRB=1489.45NMC75.962NmRa=305.4NRb=817.1NMC1=15.58NmMC2=41.68NmMc1=77.5NmMc2=86.65Nm由以上确定尺寸安全联立方程式解得：RA=1489.45N,RB=1489.45N水平面弯矩：Me1489.45X51/1000=75.962Nm垂直面受力：Ra=(-FaXd/2+FrX51)/102=(

21、-798.2X65.4/2+1122.5X51)/102=305.4NRb=(FaXd/2+FrX51)/102=(-798.2X65.4/2+1122.5X51)/102=817.1N垂直面的弯矩：MC1=RaX51=15.58Nm;Mc2=RaX51+FaXd2/2=41.68Nm综合弯矩：Mc1vMc2MC12=77.5Nm;Mc2Mc2MC22=86.65Nm转矩：TFtd/2画当量弯矩图，算剖面C处的当量弯矩McC2.;MC22T2判断C处的当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C处为危险截面查表13-11=55MPa3CMe/WMc/0.1d=4.5MPa1由以上知确定的

22、尺寸是安全的。力学模型RR垂直面弯矩综合弯矩-rrTTTTTnTnTl-一-llTTTrbi36.4.9N,m扭矩当量弯矩轴的简图22大齿轮轴对轴II:与传动零件（如齿轮，卷筒联轴器等）相配合的轴段长度，一般略小于传动零件的轮毂宽度与轴相联接的有齿轮和轴承h与开式齿轮联接，齿轮宽,可取li=61mm为便于安装以及使开式齿轮不与减速器箱体发生干涉12取为83m（与轴承相联），la取为25mm,b取为68mmI5取为23mm16取为27m（与轴承相联）。从第一轴段d|=38mn开始选取，再逐段选取相邻轴段的直径，取d“=40（与轴承配合）；dm=55mmdIV=60（与齿轮配合）再选取dV=70m

23、（轴肩），dvi=40m（与轴承配合）。第6章轴承及键的类型选择与校核6.1、轴承类型的选择（1）根据载荷条件、承载转速、调心性能、安装及拆卸要求、经济性等条件。初步选定角接触球轴承中的7208AC型号对小齿轮轴承：进行试算。计算步骤与说明计算结果7208AC轴承查手册查出CorCr值(GB/T2761994)计算Fi=0.68FM=0.68X1489.45=1012.83N,F2=0.68X1489.45=1012.83N,因为F2+Fa=1012.83+798.2=1811.03NF1所以轴承一为压紧端，Fa1=F2+Fa=1012.83+798.2=1811.03N;而轴承2为放松端Fa

24、2=F2=1012.83NO由表11-9查得e=0.68Fa1=1858=1.20.68Fa2=0.68=e.Fr11528.15Fr26.由表11-9可得X10.41J0.87,X21,Y20故当量动载荷为：p1X1Fr1YFa1=0.41X1489.45+0.87X1811.03=2186.27N,p2X2Fr2YFa2=1X1012.83+0X1012.83=1012.83N。计算所需的径向基本额定动载荷Cr7.由轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，又RP2故应以轴承1的径向当量动载荷R为计算依据。应常温下工作，查表11-6得ft=1,受中等冲击载荷，查表11-7得fd=1.5所以Cr1

25、fdp-i60n(L)1/3ft(106Lh)1.222431(6097010620000)1/328313.6NLh为轴承的使用时间Lh82501020000(小时)8.查表11-5得7208AC轴承的径向基本额定动载荷Cr=35200N.Cr35.2KNCor=24.5KNF1=1012.83N，F2=1012.83N，F2+FaFJe=0.68X10.41叫0.87,X21,Y20P=1726.88N,P2=1176.44NCM=27597.4N因为Cr1Cr所以7208AC轴承适用6.2键联结类型的选择及强度的校核6.2.1.键类型的选择选择键联结的类型应根据需要传递的转矩大小、载荷性

26、质、转速高低、安装空间大小、轮毂在轴上的位置、轮在轴上的位置是否需要移动、是否需要键联结实现轮毂的轴向固定、传动对定心精度等工作要求，并结合各种类型键的特点进行选择6.22键联结的尺寸选择键的长度根据轮毂长度确定，键长通常略短于轮毂长度，导向平键的长度选择还应考虑键的移动距离，所选键长应符合国家标准.国标中规定了键在宽度方向与键槽的三种不同方式的配合：一般键联接、较紧键联接、较松联接.在这里我们选择一般联接.在工作轴中，键的选择大小由轴的大小确定.键校核公式：pdlkp小齿轮轴上键的选择及校核对要求与联轴器相连的键进行计算，根据轴径d=25mm查手册得安装的键型为A形键,bh为65,取标准键长

27、L-32。所以l=L=32mmk=0.5h=0.55=2.5mm，2T299330p37.84MPa120MPapdlk30503.5大齿轮轴键的选择及校核要求与大齿轮配合的键进行计算，根据轴径d=60mm查手册得安装的键型为A形键，bh为128,取标准键长L-52。所以I-L-52查得轻微冲击载荷时的许用挤压应力120Pk=0.5h=0.58=4mm2T24.834105p33.8MPa120MPadlk65805.5所以挤压强度足够.p=97.41Mp1.29.6mm机座肋厚mm=0.85sm6轴承端盖外径D2D（55.5）d3;D-轴承外径（凸缘式轴承盖尺寸见表11-11轴承端盖凸缘厚度

28、e(11.2)d3轴承旁联接螺栓距离S以Md1和Md3互不干涉为准，一般取SD2上面表格中的数据均在机械手册中查得第8章润滑和密封的设计8.1、润滑齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑齿轮圆周速度v5m/s所以齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑；浸油润滑不但起到润滑作用，同时有助箱体散热。为了避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸油深度比应不小于（3050）mm对于圆柱齿轮一般为12个齿高，但不应小于10伽，这个油面位置为最低油面.考虑使用中油不断蒸发损耗，还应给出一个最高油面.对于中小型减速器,其最高油面比最低油面高出30

29、50mm此外还应保证传动件浸油深度最多不超过齿轮半径的丄-,以免油损失过大对于采用浸油润滑的多级3传动,当低速级大齿轮浸油深度超过13,的分度圆时，这时可减少低速级大齿轮浸油深度,而高速级采用溅油装置润滑箱内保持一定的深度和存油量。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热。取齿顶圆到池底面的距离为60mm箱座内壁高度Hd，箱盖高H可以从设计图上得出。换油时间为半年，主要取决于油中杂质多少及被氧化、污染的程度查手册选择SH0357-192中的50号工业闭式齿轮油润滑。注：设计时所查的表出自机械设计基础课程设计指导书8.2、密封减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承室内侧、箱体接

30、合面和轴承盖，窥视孔和放油孔的接合面等处。轴伸出处的密封起作用是使滚动轴承与箱外隔绝，防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。选用毡圈式密封，毡圈密封是填料密封的一种.在端盖上开出梯形槽，将矩形截面和毛毡圈放置在槽中以与旋转轴密全接触.毡圈式密封结构简单、价廉、安装方便、但因轴颈接触的磨损较严重，因而工耗大，毡圈寿命短。因此轴的表面最好经抛光加工.如果轴的硬度高，表面粗糙度值小，就使用优异细毛毡.轴承内侧的密封该密封处选用挡油环密封，其作用用于油润滑轴承，防止过多的油、杂质进入轴承室以内以及啮合处的热油冲入轴承内。挡油环与轴承座孔之间应留有不大的间隙，以便让一定量的油能溅入轴承室进行润滑。盖与箱座接合面密封在接合面上涂上密封胶。8.3公差的设计对于联轴器的公差配合空，轴承轴的公差配合选用空，键的公差配合选用h6h7H7。f78.4附件窥视孔盖和窥视孔为了检查传动件的啮合、润滑、接触班点、齿侧间隙及向箱内注油等，在箱盖顶部设置便于观察传动件啮合区的位置并且有足够大的窥视孔，其大小至少应能伸进手去，以便操作.盖板下应加防渗漏的垫片，窥视孔的长宽为90mm70mm厚度为6