电动卷扬机传动装置的设计-机械课程设计

《电动卷扬机传动装置的设计-机械课程设计》由会员分享，可在线阅读，更多相关《电动卷扬机传动装置的设计-机械课程设计（46页珍藏版）》请在沃文网上搜索。

1、 课 程 设 计 设 计 题 目 : 电动卷扬机传动装置的设计 单 位（系别）： 自动化系 学 生 姓 名 ： 专 业 ： 机械设计制造及其自动化 班 级 ： 学 号 ： 指 导 教 师 ： - - II 邮电大学移通学院机械设计课程设计任务书 课程设计题目 电动卷扬机传动装置的设计 学生姓名 系别 自动化 专业 机械设计制造及自动化 班级 指导教师 职称 联系电话 教师单位 下任务日期 主 要 研 究 内 容 、 方 法 和 要 求 一、传动系统图 三、工作条件 使用期 8年，大修期三年，两班制工作，卷扬机卷筒速度的容许误差 5%， 过载转矩不超过正常转矩的 1.5倍 。 四、设计要求 1）

2、按第 _D4_ 组数据进行设计 2）设计工作量： 设计说明书 1 份 减速器装配图（ A3） 1 张 零件图（ A4） 2 张 二、 原始数据 钢绳拉力 F=13.5kN，钢绳运动速度 v=0.21m/s，卷筒直径 D=400mm，卷筒效率 = 0.96， 负荷持续率 J = 40% 进 度 计 划 第一阶段：设计准备，认真研究任务书，明确设计内容要求等。 第二阶段：传动装置的总体设计 第三阶段：各级传动零件的设计 第四阶段：减速器装配草图的设计及绘制 第五阶段：减速器装配图工作图的设计及绘制 第六阶段：零件工作图的设计及绘制 第七阶段：整理和编写设计说明书 主 要 参 考 文 献 1 濮良贵

3、 . 机械设计（第九版） M. 北京 :高等教育出版社 , 2013. 2 吴宗泽 . 机械设计课程设计手册 (第 3版 )M. 北京 :高等教育出版社 , 2006. 3 孙玉莲 . 工程制图及习题集 M. 北京：中国建材工业出版社 ， 2012. 4 蔡春源 . 机械零件设计手册 (第 3版 ) M. 北京： 冶金工业出版社， 1995. 指导教师签字： 年 月 日 - - III 目 录 前 言 5 第一章 电动机的选择 6 第一节 电动卷扬机的工作条件 6 第二节 电动机的选取 7 第二章 传动比的计算 8 第一节 总传动比的计算 8 第 二 节 传动比的分配 8 第三节 计算传动装置

4、的运动和动力参数 9 一、轴的转速 9 二、各轴输入功率 10 三、轴的输入转矩 10 第三章 齿轮的设计 5 第一节 材料的选取 5 第二节 高速轴的传动齿轮设计 5 一、计算小齿轮直径 .5 二、调整小齿轮分度圆直径 6 三、按齿根圆弯曲疲劳强度设计 8 四、几何尺寸计算 9 五、校核 9 第三节 低速级传动齿轮设计 20 一、计算小齿轮直径 9 二、调整小齿轮分度圆直径 9 三、按齿根圆弯曲疲劳强度设计 .10 四、几何尺寸计算 11 五、校核 13 第四节 开式传动齿轮设计 13 一、计算小齿轮直径 .14 - - 4 二、调整小齿轮分度圆直径 14 三、按齿根圆弯曲疲劳强度设计 15

5、 四、几何尺寸计算 27 五、校核 29 第五节 齿轮的结构设计 30 第四章 轴的设计 31 第一节 减速箱中间轴的设计 31 一、轴的材料选取 31 二、轴的初步计算 31 三、轴的结构设计 35 四、许用弯曲应力校核 37 第二节 高速轴的设计 38 一、材料的选取 38 二、估算直径 38 第三节 低速轴的设计 39 一、材料的选取 39 二、估算直径 39 第五章 平键连接的选用和计算 40 第六章 箱体及附属零件的结构设计 41 一、箱体尺寸 41 二、起吊装置 42 三、窥视孔、窥视盖 42 四、放油孔和和螺塞 M20 42 五、通气螺塞 M20 42 六、游标尺 42 结 论

6、43 致 谢 44 参考文献 45 附 录 46 - - 5 前 言 卷扬机，用卷筒缠绕钢丝绳或链条提升或牵引重物的轻小型起重设备，又称绞车。卷扬机可以垂直提升、水平或倾斜拽引重物。卷扬机分为手动卷扬机、电动卷扬机及液压卷扬机三种。现在以电动卷扬机为主。可单独使用，也可作起重、筑路和矿井提升等机械中的组成部件，因操作简单、绕绳量大、移置方便而广泛应用。主要运用于建筑、水利工程、林业、矿山、码头等的物料升降或平拖。是起重垂直运输机械的重要组成部分，配合并架，滑轮组等辅助设备，用来提升物料、安装设备的作用。由于它结 构简单、搬运安装灵活、操作方便、维护保养简单、使用成本低对作业环境适应能力强等特点

7、，被广泛应用。卷扬机是一种常见的提升设备，其主要是用电动机作为原动机。由于电动机输出的转速远远大于卷扬机中滚筒的转速，故必须设计减速的传动装置。传动装置的设计有多种多样，如皮带减速器、链条减速器、齿轮减速器、涡轮蜗杆减速器、二级齿轮减速器等等。通过合理的设计传动装置，使的卷扬机能够在特定的工作环境下满足正常的工作要求。 - - 6 第一章 电动机的选择 第一节 卷扬机的工作要求 卷扬机传动装置。使用期八年，大修期三年，两班制工作。卷扬机卷筒速度的容许误差 5%，过载转矩不超过正常转矩的 1.5倍。由一般生产厂中小批量生产。 第二节 电动机的选取类型 按照工作要求和条件，选取三相异步电动机，封闭

8、式结构，电压 380V， YZR 系列 。 第三节 选取电动机的容量 1.卷扬机 所需功率： PW = FV1000 = 135000.211000 = 2.835KW 2.初估电动机额定功率： P = PW总由电动机传送至卷扬机的传动效率为 ： 总 = 314234 = 0.973 0.994 0.970.96 = 0.8164 式中 ： 1 每级齿轮传动效率 - - 7 2 每对滚动轴承效率 3 联轴器效率 4 卷筒效率 故 P = PW总= 2.8350.8164 = 3.47kw 第四节 确定电动机的转速 由 负载持续率 J = 40%， 根据功率，转速查文献表，综合选定YZR132M

9、B 电动机，其主要参数如下： 电动机额定功率 P 3.7KW 电动机转速 n 908(r.min1) 电动机额定转矩 T 2.5 电动机轴伸出端直径 38mm 电动机伸出端安装长度 80mm - - 8 第二章 传动比的计算 第一节 总传动比的计算 卷扬机卷筒转速： nw = (6010000.21)(3.14400) = 10.03rmin 总传动比： i = nm nw = 90810.03 = 90.528 第二节 分配传动比的计算 由文献 可得 ，两级圆柱齿轮加速器传动比为 860 i = ii0（ i ， i0分别为减速器 、 开式齿轮的传动比 ） 取 i = 30， 则开式齿轮传动

10、比 i0 = iia= 90.52830 = 3.017 第三节 分配减速器的各级传动比 按展开式布置，考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应有相近浸油深度。 参考式 i1 = （ 1.21.4） i i1 = （ 1.31.4） i2 总传动比 i = 30， 经计算高速级传动比 i1 = 6.2 - - 9 低速级传动比 i2 = 4.84 因闭式传动取高速级小齿轮齿数 Z1 = 25 大齿轮齿数 Z2 = Z1i1 = 256.2 = 155 齿数比 U1 = Z2 Z1 = 155 25 = 6.2 低速级小齿轮齿数 Z3 = 28 大齿轮齿数 Z4 = Z3i2 = 284.84 = 1

11、36 齿数比 U2 = Z4 Z3 = 136 28 = 4.86 闭式实际总传动比 if = U2U1 = 6.24.86 = 30.26 开式齿轮小齿轮齿数 Z5 = 20 大齿轮齿数 Z6 = Z5i0 = 203.017 = 61 齿数比 U3 = Z6 Z5 = 6120 = 3.05 实际总传动比 i=U1U2U3 = 6.24.863.05 = 92.3 核验工作机卷筒的转速误差： 卷筒实际转速 nw， = nmi=90892.3 = 9.84 转速误差 nw = (nwnwnw) = (10.039.84) 10.03 = 2% 5%，合乎要求。 第四节 计算传动装置的运动和动

12、力参数 一、各轴 功率 高速轴 轴 I 输入功率： P1 = P 3 2 = 3.70.970.99 = 3.55kw - - 10 中间轴轴 II 输入功率 ： P2 = P 3 21 =3.550.97 =3.45kw 低速轴轴 III 输入功率 ： P3 = P 3 2212 = 3.450.970.99 = 3.31k 轴 IV 输入功率 ： P3 = P 3 2313 4 = 3.05kw 1 每级齿轮传动效率 2 每对滚动轴承效率 3 联轴器效率 4 卷筒效率 二、各轴转速 高速轴 轴 I ： 1m= = 9 0 8 / m innn r 中间轴轴 II ： 2 1 1/ 90 8

13、 / 6. 22 7 14 6. 5n n u / minr 低速轴轴 III ：31 / 9 0 8 / 3 0 .2 6 3 0fn n i /minr轴 IV ： 41 / 9 0 8 / 9 2 .3 9 .8 7inn /minr 所以卷筒实际转速为 ： 9.87 /minr 。 三、 各轴转矩计算 高速轴 轴 I ： 11 13 .5 59 5 5 0 . 9 5 5 0 3 7 .3 .908 NmpT n 中间轴轴 II ： 22 23.459 5 5 0 . 9 5 5 0 2 2 4 .9 .146.5 NmpT n - - 11 低速轴轴 III ： 33 33.319

14、5 5 0 . 9 5 5 0 1 0 5 3 .7 .30 NmpT n 轴 IV ： 44 43 .0 59 5 5 0 . 9 5 5 0 2 9 5 1 .9 .8 7 NmpT n 各轴运动动力参数列入下表 ： 轴名称 I 功率 kw 转速 r.min1 转矩 .Nm 高速轴 3.55 908 37.3 中间轴轴 II 3.45 146.5 224.9 低速轴轴 III 3.31 30 1053.7 轴 IV 3.05 9.87 2951 - - 12 第三章 齿轮传动的设计与计算 第一节 选择材料，确定极限应力 选用直齿圆柱齿轮 ， 小齿轮为 40Cr，调质处理，齿面硬度 280H

15、BS,大齿轮材料为 45 钢（调制），齿面硬度 240HBS。齿轮等级精度为八级。 第二节 高速级齿轮传动设计计算 选小齿轮齿数 z1=25 ，大齿轮齿数 z2 = 155 ，压力 角 = 20。 由于减速器齿轮传动为闭式传动 ， 可以采用齿面接触疲劳强度进行设计 ，一、 按弯曲疲劳强度校核。 1. 小齿轮分度圆直径： 2112 1Httu HEdu Hz z zk Td 2. 确定 公式中个参数值： Htk =1.3 齿轮传递的转矩： T1 = 37.3 N.m 齿宽系数 ： d =1 区域系数： Hz =2.5 材料的弹性影响系数： Ez = 189.8MPa - - 13 接触疲劳强度

16、11a1 = a r c c o s c o s / 2zz ah = arccos25cos20 /(25+21)=29.5 22a2 = a r c c o s c o s / 2zz ah = arccos155cos20/(155+21)=22 12a 1 a 2ta n ta n + ta n ta n / 2zz ， ， = 2 5 ta n ta n + 1 5 5 ta n ta n / 22 9 . 5 2 0 2 022 = 1.791 4- 4 -1 . 7 9 1= = 0 . 8 5 833Z 齿轮接触疲劳极限 ： lim1 = 600MPa ， lim2 = 550

17、MPa 应力循环次数 ： N1 = 60n1jLh = 60908(530016) = 1.3109 N2 = N1/u = 1.3109/(155/25) = 2.1108 查表可得 接触疲劳寿命系数 1HNk = 0.95， 2HNk = 0.98 取失效概率为 1%，安全系数 S=1 1 lim11 HNH Sk = 0.956001 = 570MPa - - 14 2 l im 22 HNH Sk = 0.985501 = 539MPa 取 1H 2H中较小的作为该齿轮副的接触疲劳许用应力 1H= 2H= 539MPa 所以 21312 1Httu HEdu Hz z zk Td =

18、321.337.31031(155 25 )+1155 252.5189.80.858539 = 39.69mm 2. 调整小齿轮分度圆直径 圆周速度 11 3 9 .6 9 9 0 8 1 .8 9 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tv m sdn 齿 宽 b=d d1t = 139.69 = 39.69mm 计算实际载荷系数 kH 查表得 使用系数 kA = 1 根据 v = 1.89， 八级精度齿轮传动 kv = 1.12 - - 15 齿轮的圆周力 Ft1 = 2T1/ 1td = 237.310339.69 =1.88103N Ft1KA = (11.88103)39

19、.69 = 47.4N mm 100N/mm 查表得 齿向载荷分配系数 kH = 1.2 齿向载荷分布系数 kH = 1.45 由此得实际载荷系数 KH = kA kvkHkH = 11.121.21.45 = 1.95 可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 d1 = d1t3 HHtkk = 39.69.1.951.33 = 45.4mm 齿轮模数 mt = d1 z1 = 45.4 25 = 1.8 圆整，模数 m 取 2. 二、按齿根弯曲疲劳强度设计 试算模数： 13212 F t F a s atFdk TY YYm z 确定公式中的参数： KFt = 1.3 弯曲疲劳强度重合度系数：

20、0.750.25Y = 0.25+0.75 1.791 = 0.669 计算 Fa saFYY 齿形系数 YF1 =2.72 YF2 = 2.15 应力修正系数 YS1 = 1.57 YS2 = 1.83 - - 16 查表得小齿轮，大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 Flim1 = 500MPa Flim2 = 380MPa 弯曲疲劳寿命系数 KFN1 = 0.9 kFN2 = 0.95 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 得 1F = 2 lim2FNSk = 0.95001.4 = 321.43MPa 2F = 1 lim1FNSk =0.953801.4 = 257.86MPa 111Fa s

21、aFYY= 2.721.57 321.48 = 0.0133 222Fa saFYY= 2.151.83 257.86 = 0.0153 因为大齿轮的 Fa saFYY大于 小齿轮 所以 Fa saFYY= 222Fa saFYY= 0.0153 计算模数： 13212 F t F a s atFdk TY YYm z 33 22 1.3 0.6 69 37 .3 0.0 15 31025 =1.156 调整齿轮模数 圆周速度： d1 = mtz1 = 1.15625 = 29mm - - 17 v= 1n160100 = 29908 601000 = 1.38m/s 齿宽 b： b= d1

22、= 129 = 29mm 齿宽高比 b/h : h=(2h +c).mt = 2.251.156 = 2.601mm b/h= 29 2.601 = 11.15 计算实际载荷系数 KF 根据 v=1.38 ，八级精度，查表得动载系数 kv = 1.05 由 3 311 12 2 3 7 . 3 1 0 2 . 5 7 1 029t TF d N 3/ 1 2.5 7 10 / 29 88 .71A bt kF N/mm 查表得齿间载荷分配系数 kF = 1.0 用插值法查得 kH = 1.45 kF = 1.4 KF = kA kvkHkH = 11.051.21.4=1.764 m=mt3

23、HHtkk =1.156 1.7641.33 = 1.278 圆整， m取标准值 1.5 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m的大小取决于弯曲疲劳强度多决定的承载能力，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，可取又弯曲疲劳强度算得的模数 m=1.278，并就近圆整为标准值 m=1.5，按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1 = 45.4mm， 算- - 18 出 小齿轮齿数 z1 = d1/m = 45.4/1.5 = 30.3取 z1 = 31 大齿轮齿数 z2 = z1U1 = 316.2 = 192.2， 取 z2 =

24、193 三 、几何尺寸计算： 1.分度圆直径 d1 = z1m=311.5 = 46.5mm d2 = z2m = 1931.5 = 289.5mm 2.计算中心距 a =（ d1 +d2） /2 =（ 46.5+289.5） = 168mm 3. 计算齿轮宽度 b =d d1=146.5 = 46.5mm 考虑不可避免安装误差，为了保证设计齿宽 b 和节约材料，一般将小齿轮略加宽 510mm b1 = b+(510) = 46.5+(510) = 51.556.5mm 取 b1 = 55 b2 = b = 46.5mm 高速级齿轮基本参数： 名称 符号 公式 z1 z2 齿数 Z z 31

25、193 分度圆直径 d d=zm 46.5 289.5 中心距 a d1 +d2 2 168 168 - - 19 齿宽 b d d 55 46.5 齿顶圆直径 d d = （ z+2h） m 49.5 292.5 齿根圆直径 df df = （ z2h 2c） m 42.75 285.75 齿顶高 h1 h = h m 1.5 1.5 齿根高 hf1 hf = （ h +c） m 1.875 1.875 齿轮结构的设计： 小齿轮 1 由于直径较小，采用齿轮轴结构 大齿轮 2 的结构尺寸如下表所示 轮毂处直径 D1 D1 =1.6d=1.645 = 72mm 轮毂轴向长 L L =（ 1.21

26、.5） d=54mm 倒角尺寸 n n=0.5m=0.51.5 = 0.75mm 齿根圆处厚度 0 0 = (2.54)m = 6mm 腹板最大直径 D0 D0 = df2 20 = 285.7512 = 273.75mm 板孔分布图直径 D2 D2 = 0.5(D0 +D1) = 0.5345.75 = 172.8 板孔直径 d d=0.25（ D0 D1） =0.25201.75 = 51mm 腹板厚 c C=0.346.5=14mm 齿轮 2 的结构草图： - - 20 三维模型： 第三节 低速级齿轮传动设计计算 低速级传动齿轮类型，精度等级，材料与高速齿轮 1,2 相同 - - 21

27、取小齿轮齿数 z3 = 28 大齿轮齿数 z4 = 136 小齿轮分度圆直径： 2222 1Httu HEdu Hz z zk Td 确定 公式中个参数值： Htk =1.3 齿轮传递的转矩： T2 = 224.9103N.mm 齿宽系数 ： d =1 区域系数： Hz =2.5 材料的弹性影响系数： Ez = 189.8MPa 接触疲劳强度 33a3 = a r c c o s c o s / 2zz ah = arccos28cos20 /(28+21)=29.5 44a4 = a r c c o s c o s / 2zz ah = arccos136cos20/(136+21)=22

28、12a 1 a 2ta n ta n + ta n ta n / 2zz ， ， = 2 5 ta n ta n + 1 5 5 ta n ta n / 22 9 . 5 2 0 2 022 = 1.77 - - 22 齿轮接触疲劳极限 ： lim1 = 580MPa ， lim2 = 530MPa 应力循环次数 ： N3 = 60n3jLh = 6030(530016) = 4.32107 N4 = N3/u2 = 4.32107/(136/28) = 8.88106 查表可得 接触疲劳寿命系数 3HNk = 0.95， 4HNk = 0.98 取失效概率为 1%，安全系数 S=1 3HNk

29、 3 lim 33 HNH Sk = 0.95580 = 551MPa 4 l im 44 HNH Sk = 0.98530 = 520MPa 取3H4H中较小的作为该齿轮副的接触疲劳许用应力 H = 4H= 520MPa 所以 22322 1Httu HEdu Hz z zk Td = 321.3224.91031(136 28 )+1136 28 (2.5189.80.86520 )2 = 75.6mm - - 23 2. 调整小齿轮分度圆直径 圆周速度 22 7 0 . 6 8 1 4 6 . 5 0 . 5 4 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tv m sdn 齿宽 b

30、=d d2t = 170.68 = 70.68mm 模数 mt = d2t/z3 = 70.68 28 = 2.52 齿高 h=2.25m =2.252.52 = 5.67mm 计算实际载荷系数 kH 查表得 使用系数 kA = 1 根据 v = 1.89， 八级精度齿轮传动 kv = 1.06 查表得齿向载荷分配系数 kH = 1.2 齿向载荷分布系数 kH = 1.46 由此得实际载荷系数 KH = kA kvkHkH = 11.061.21.46 = 1.86 可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 d2 = d2t3 HHtkk = 70.68.1.861.33 = 79.65mm 齿轮模

31、数 mt = d1 z3 = 70.68 28 = 2.5 模数 m 取 2.5 二、按齿根弯曲疲劳强度设计 试算模数： 23 232 F t F a satFdk TY YYm z 确定公式中的参数： KFt = 1.3 - - 24 弯曲疲劳强度重合度系数： 0.750.25Y = 0.25+0.75 1.77 = 0.86 计算 Fa saFYY 齿形系数 YF3 =2.65 YF4 = 2.203 应力修正系数 YS3 = 1.58 YS4 = 1.779 查表得小齿轮，大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 Flim3 = 500MPa Flim4 = 380MPa 弯曲疲劳寿命系数 KFN

32、3 = 0.9 kFN4 = 0.95 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 得 3F = 3 lim3FNSk = 0.95001.4 = 321.43MPa 4F = 4 lim4FNSk =0.953801.4 = 257.86MPa 333Fa saFYY= 2.651.58 321.48 = 0.013 444Fa saFYY= 2.2031.779 257.86 = 0.015 因为大齿轮的 Fa saFYY大于 小齿轮 所以 Fa saFYY= 444Fa saFYY= 0.0153 - - 25 计算模数： 13 232 F t F a satFdk TY YYm z = 3322

33、1 . 3 0 . 6 6 9 2 2 4 . 9 1 0 0 . 0 1 5 328 =1.9 取 m=2.5 三、几何尺寸计算 1.分度圆直径 d3 = z3m=282.5 = 70mm d4 = z4m = 1362.5 = 340mm 2.计算中心距 a =（ d3 +d4） /2 =（ 70+340） = 205mm 3. 计算齿轮宽度 b =d d1=170 = 70mm 考虑不可避免安装误差，为了保证设计齿宽 b 和节约材料，一般将小齿轮略加宽 510mm b3 = b+(510) = 46.5+(510) = 7580mm 取 b3 = 75 b4 = b = 70mm 低速齿

34、轮基本参数 ： 名称 符号 公式 z3 z4 齿数 Z z 28 136 分度圆直径 d d=zm 70 340 - - 26 中心距 a d3 +d4 2 205 205 齿宽 b d d 75 70 齿顶圆直径 d d = （ z+2h） m 75 345 齿根圆直径 df df = （ z2h 2c） m 63.75 333.75 齿顶高 h1 h = h m 2.5 2.5 齿根高 hf1 hf = （ h +c） m 3.125 3.125 大齿轮 4 的结构尺寸如下表所示 轮毂处直径 D1 D1 =1.6d=1.670 = 112mm 轮毂轴向长 L L =（ 1.21.5） d=

35、84mm 倒角尺寸 n n=0.5m=0.52.5 = 1.25mm 齿根圆处厚度 0 0 = (2.54)m = 10mm 腹板最大直径 D0 D0 = df2 20 = 333.7520 = 313.75mm 板孔分布图直径 D2 D2 = 0.5(D0 +D1) = 0.5425.75 = 212.8 板孔直径 d d=0.25（ D0 D1） =0.25201.75 = 51mm 腹板厚 c C=0.370=22mm - - 27 齿轮 4 草图结构： 三维模型： - - 28 开式齿轮设计 取小齿轮 z5 = 20， 大齿轮 z6 = z5 i0 = 203.017 = 61 开式齿

36、轮只需按齿根弯曲强度设计 试算模数： 23 252 F t F a satFdk TY YYm z 确定公式中的参数： KFt = 1.3 弯曲疲劳强度重合度系数： 55a5 = a r c c o s c o s / 2zz ah = arccos20cos20 /(20+21)=31.3 66a6 = a r c c o s c o s / 2zz ah =arccos61cos20/(61+21)=24.5 12a 1 a 2ta n ta n + ta n ta n / 2zz ， ， = 2 0 ta n ta n + 6 1 ta n ta n / 23 1 . 3 2 0 2 4 . 5 2 0 = 1.67 0.750.25Y = 0.25+0.75 1.