设计电动机卷扬机传动装置课程设计.doc

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1、机械设计课程设计设计电动卷扬机传动装置原始数据：纲绳拉力纲绳速度卷筒直径1510380工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，小批量生产，单班制工作，使用期限8年，运输带允许误差为%要求完成：1.部件装配图1张（A0）2.零件工作图3张。3.设计说明书1份，6000-8000字。目 录 1电动机的选择51.1电动机类型的选择51.2电动机的选择51.3各轴转速计算51.4各轴输入功率计算61.5计算各轴扭矩61.6各轴的运动参数表62传动零件的设计计算82.1选择蜗杆传动类型82.2选择材料82.3按齿面接触疲劳强度进行设计82.3.1确定作用在涡轮上的转矩82.3.2确定载荷系数82.3.

2、3确定弹性影响系数82.3.4确定接触系数92.3.5确定许用应力92.3.6计算中心距92.4蜗杆与涡轮的主要参数与几何尺寸92.4.1蜗杆92.4.2涡轮102.5校核齿根弯曲疲劳强度102.6精度等级公差和表面粗糙度的确定113 箱外传动件的设计123.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数123.1.1 选用直齿圆柱齿轮传动123.1.2123.1.3123.1.4123.2齿面接触强度设计123.2.1确定公式中的各计算参数123.2.2 计算133.3按齿根弯曲强度计算143.3.1确定公式内的各计算数值143.3.2 设计计算153.4 几何尺寸计算163.4.1计算分度圆直径16

3、3.4.2计算中心距163.4.3计算齿轮宽度164 轴的设计计算174.1按扭矩初算轴径174.2轴的结构设计174.2.1轴上零件的定位，固定和装配174.3输出轴上的功率、转速和转矩184.4轴的结构设计194.4.1轴上的零件定位，固定和装配194.4.2确定轴的各段直径和长度194.4.3轴上零件的周向定位204.4.4204.4.5求轴上的载荷214.5精度校核轴的疲劳强度224.5.1224.5.2截面左侧224.5.3截面右侧244.6按弯扭复合强度计算254.6.1求分度圆直径254.6.2求转矩254.6.3求圆周力254.6.4求径向力254.6.5255 滚动轴承的选择

4、及校核计算265.1计算输入轴轴承265.1.1265.1.2265.1.3求系数265.1.4计算当量载荷265.1.5轴承寿命计算265.2计算输出轴轴承275.2.1275.2.2计算轴向载荷275.2.3求系数275.2.4计算当量动载荷275.2.5计算轴承寿命286 箱体的设计及其附件的选择. .306.1箱体的设计.306.2润滑方式的选择.306.3减速器附件的选择.327 联轴器的选择及校核计算337.1联轴器选择的步骤338 键连接的选择及校核计算348.1电机轴与轴连接采用平键连接348.2输出轴与齿轮连接采用平键连接34参考文献351电动机的选择1.1电动机类型的选择选

5、择Y系列三相异步电动机。1.2电动机的选择电动机输出功率：工作机所需功率：=2.58传动装置总效率：电动机可选转速范围： 可选电动机：表1-1 可选择的电动机方案 型号额定功率/kw同步转速/r/min满载转速/r/min重量价格1Y160M1-84.0750 720 重 高 2Y132M1-6 4.0 1000 960中中根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选择传动装置总传动比：电动机满载转速：工作机转速：考虑到卷筒直径，试选择蜗杆减速器传动比1.3各轴转速计算轴一：轴二：轴三：1.4各

6、轴输入功率计算1.5计算各轴扭矩1.6各轴的运动参数表表1-2各轴的运动参数轴号功率 P(kw)转矩 (Nm) 转速(r/min)传动 i效率 电机轴3.9138.89696010.971轴3.8738.49896030.960.732轴2.84874.6231.0110.973轴2.75846.9031.013.70.95卷轴2.612974.408.382传动零件的设计计算2.1选择蜗杆传动类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI)。2.2选择材料考虑蜗杆传动功率不大，速度中等，故用45号钢；希望效率高，耐磨性好些，故涡轮蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555 HRC

7、。涡轮使用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。2.3按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由教材P254式（11-12），传动中心距 2.3.1确定作用在涡轮上的转矩 按Z=1，效率为0.75，则2.3.2确定载荷系数K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数，由教材 P253表11-5选取使用系数 ；由于转速不高，冲击 不大 ，可取动载荷系数 ；则 2.3.3确定弹性影响系数 因选用铸锡磷青铜涡轮和钢蜗杆相配，故。2.3.4确定接触系数先假设蜗杆分度圆

8、直径和传动中心距的比值，由教材P253图11-18中可查得2.3.5确定许用应力根据涡轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆 螺旋齿面硬度45HRC，可从教材P254表11-7中查得涡轮的基本许用应力=268MPa。应力循环次数 寿命系数： 2.3.6计算中心距取中心距，因故从表11-2中取模数，由教材P253图11-18中可查得因此以上计算结果可以使用。2.4蜗杆与涡轮的主要参数与几何尺寸 2.4.1蜗杆轴向齿距 直径系数 导程角 齿顶圆直径 蜗杆轴向齿厚 2.4.2涡轮蜗轮齿数；变为系数x=-0.5验算传动比 传动比误差是允许的分度圆直径（节圆直径）蜗轮齿根圆直径蜗轮喉圆直

9、径蜗轮咽喉母圆半径2.5校核齿根弯曲疲劳强度根据教材P201公式10-5a：当量齿数根据x=-0.5，从图11-19可查的齿形系数螺旋角系数许用弯曲应力从表11-8中查的由ZcuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56MPa寿命系数因为 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。验算效率 已知：从表11-18中用插值法查得，代入上式大于原估计值，因此不用重算2.6精度等级公差和表面粗糙度的确定 考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089-1988圆柱蜗杆蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注8f GB/T10089-1988,然后由有关手册的要求的公差项目及表面粗糙

10、度。3 箱外传动件的设计3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 3.1.1 选用直齿圆柱齿轮传动 3.1.2 8级精度 3.1.3 由教材表10-1选择小齿材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS。3.1.4 选小齿轮齿数Z1=19，大齿取Z2=71，压力角 。3.2齿面接触强度设计 3.2.1确定公式中的各计算参数 1) 选载荷系数 2) 小齿轮转矩 3) 由表10-7选齿宽系数.04) 由表10-6差得材料的弹性影响系数5) 由图10-21 d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限 ； 大齿轮的接触疲劳极限6) 由

11、式10-13得应力循环次数 7) 由图10-19取接触疲劳寿命系数； 8) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为，安全系数S=1 3.2.2 计算1) 试算小齿轮分度圆直径,代 2) 计算圆周速度v 3) 计算齿宽b 4) 计算齿宽与齿高之比 模数 齿高 齿宽与齿高之比 5) 计算载荷系数 根据，8级精度，由图10-8查得动载系数 由表10-3得直齿轮 由表10-2得使用系数 由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置 由，由图10-13查得载荷系数 6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a得 7) 计算模数m 3.3按齿根弯曲强度计算3.3.1确定公式内的各

12、计算数值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限2） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,3） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.35 由式10-12得 4) 计算载荷系数 5)查取齿形系数 由表10-5查得 6）查取应力校正系数 由表10-5查得 7)计算大、小齿轮的并比较 3.3.2 设计计算 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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数4.26并就近圆整为标

13、准值m=5mm，按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数大齿轮齿数 取3.4 几何尺寸计算 3.4.1计算分度圆直径 3.4.2计算中心距 3.4.3计算齿轮宽度 取4 轴的设计计算蜗杆上的功率P转速N和转矩分T分别如下： 4.1按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217255HBS根据教材P370（15-2）式，并查教材表15-3，取A0=115，考虑有键槽，将直径增大7%，则：选d=20mm4.2轴的结构设计4.2.1轴上零件的定位，固定和装配一级蜗杆减速器可将涡轮安排在箱体中间，两队轴承对称分布，涡轮由轴肩定位，涡轮周向用平键连接和定位。同时另一边用套筒固定。轴承用套筒和端盖定位固定。1)

14、蜗杆I段：轴的最小直径为安装联轴器处的直径d1 故同时选择联轴器。联轴器的转矩计算，查教材表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则查表知，电动机轴直径d=38。因此选择I段，按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件查国标GB/T50141995选用HL3型号弹性柱销联轴器表4-1 联轴器的选择型号公称转矩(Nm)许用转矩(r/min)L1L轴孔直径（mm）（）LT36305000608238160因此选择I段 长度取。轴上键槽键宽和键高以及键长为(宽高长)II段：因为定位轴肩高度 ，取所以，轴承端盖的总宽度为20mm，根据拆装的方便取端盖外端面于半轴联轴器右端面间的距离为mm。初选用7211c型

15、角接触球轴承，其内径为55mm，宽度为21mm。考虑轴承应该深入轴端2mm，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑到挡油圈宽度，为此，取该段长为27mm，与此对应的左端取同样长度，故II段长：L2=（27+20+30）=77mm段：直径，取=65，。 段和段尺寸：取段和直径，长度。段：查教材表11-4变位系数x=-0.5。所以，取79mm。4.3输出轴上的功率、转速和转矩 1）求作用在蜗轮上的力2）初步确定轴的最小直径选用45调质，硬度217255HBS根据教材P370（15-2）式，并查教材表15-3，取=110， 考虑有键槽，将直径增大7%，则：d=49

16、.58(1+7%)mm=53.05mm所以，选d=55mm故需同时选择联轴器的型号：联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化很小查GB/T5014-1995可选HL4铁质联轴器： n=2800 r/min,半联轴器与轴配合的毂孔长度L=112mm。4.4轴的结构设计4.4.1轴上的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右端面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，蜗轮套筒，右轴承从右面装入。4.4.2确定轴的各段直径和长度 由输出端

17、开始往里设计。查机械设计手册选用LT9型弹性联轴器。表4-2联轴器的选择型号公称转矩(Nm)许用转矩(r/min)L1L轴孔直径（mm）HL4125028008411255段：，。轴上键槽取宽X高，L=63mm段：因定位轴肩高度，轴承端盖的总宽度为20mm，根据拆装方便，取外端盖外端面与联轴器右端面间的距离为30mm,因此，段：初选用单列角接触球轴承，参照要求取，型号为初选7213C型角接触球轴承，考虑到 轴承右端用套筒定位，取齿轮距箱体内壁一段距离a=20.9mm，考虑到箱体误差在确定滚动轴承时应据箱体内壁一段距离S，取S=8。已知宽度T=21，则mm段：为安装涡轮轴段，涡轮齿宽，涡轮右端滚

18、动轴承用轴肩轴向定位，高度h=5mm,可以确定第五段的尺寸段：，。段：段右端为轴承的轴向定位。，段：该段为轴承安装故。4.4.3轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的定位均采用平键连接。按由教材表6-1查毒平键截面，键槽用铣刀加工，长为40mm，同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对称，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承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。4.4.4参考教材表15-2，取轴端倒角为圆角和倒角尺寸，个轴肩的圆角半径为12。4.4.5求轴上的载荷可以看出截面c是轴的危险截面 表4-3轴上的载荷载荷H

19、V支反力N2526.703526.701269.611269.61弯矩M(Nmm)总弯矩M扭矩T=874620,故安全。4.5精度校核轴的疲劳强度4.5.1由于轴的最小直径是按扭矩强度为宽裕确定的，所以截面均无需校核。由第三章附表可知键槽的应力集中系数比过盈配合小，因而该轴只需校核截面E左右两侧即可。4.5.2截面E左侧抗截面系数 抗扭截面系数截面E左侧弯矩截面E上扭矩=874620轴的材料为45钢，调质处理由表11-1查得 ，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及因，,又由附图3-1可知轴的材料敏性系数，故有效应力集中系数： 教材附图3-2尺寸系数，教材附图3-4 轴未经表面强化处理 又由

20、3-1与3-2的碳钢的特性系数取；，计算安全系数4.5.3截面E右侧 抗截面系数按教材表15-4中的公式计算抗扭截面系数弯矩及扭转切应力为过盈配合处由附表3-8用插值法求出并取 故附图3-4 表面质量系数 轴未经表面强化处理 又由3-1与3-2的碳钢的特性系数取；，计算安全系数4.6按弯扭复合强度计算4.6.1求分度圆直径：已知；4.6.2求转矩：已知；4.6.3求圆周力:根据教材P198（10-3）式得4.6.4求径向力Fr根据教材P198（10-3）式得4.6.5两轴承对称 1)求支反力、2)由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为3)截面C在水平面弯矩为4)计算合成弯矩5)计

21、算当量弯矩：根据教材选=16)校核危险截面C的强度由式（15-5） 此轴强度足够5 滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：小时5.1计算输入轴轴承5.1.1已知;两轴承径向反力：;初选两轴承为7211c型角接触球轴承根据教材P322表13-7得轴承内部轴向力,则 5.1.2 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 5.1.3求系数x、y根据教材P321表13-5得 5.1.4计算当量载荷P1、P2 根据教材P321表13-6取;根据教材P320式13-8a得5.1.5轴承寿命计算 故取角接触球轴承;根据手册得30213型的由教材P320式13-5a得预期寿命足够5.2计算输出轴轴

22、承5.2.1已知; 试选30311型角接触球轴承根据教材P322表13-7得，则5.2.2计算轴向载荷 任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：5.2.3求系数根据教材P321表11-8得： 5.2.4计算当量动载荷根据表P321表13-6取根据式13-8a得5.2.5计算轴承寿命LH 故 根据手册P71 7213c型轴承根据教材P320 表13-4得：根据教材P320式13-5a得 此轴承合格6箱体的设计及其附件的选择6.1 箱体的设计箱座壁厚：，取 。箱盖壁厚：，取。箱座、箱盖、凸缘的厚度：b=b1=,取b=b1=12mm箱底座凸缘的厚度：b2=2.5，b2=20mm箱座

23、、箱盖的肋厚：取m=8mm地脚螺钉的直径：取df= 18mm；数目：n=6轴承旁联接螺栓的直径：，d1=16；箱盖、箱座联接螺栓的直径：，取，间距l=150200mm.轴承盖螺钉的直径：，取d3=8 mm；窥视孔盖板螺钉的直径：，d4=6mm;定位销直径：d=10mm轴承旁凸台的半径：至箱外壁的距离： 至凸缘边缘的距离：。 外箱壁到轴承座端面的距离：=48mm。齿轮顶圆与内箱壁距离：，取：=10mm。齿轮端面与内箱壁距离：，取：=10mm。轴承盖外径：（其中，D为轴承外径，为轴承盖螺钉的直径）。6.2 润滑方式的选择6.2.1高速级齿轮的圆周速所以，轴承采用脂润滑；高速级小齿轮处用封油盘。6.

24、2.2滚动轴承的润滑采用脂润滑，并在靠近箱体内壁处加封油板。6.2.3齿轮的润滑因齿轮的圆周速度小于12 m/s，所以采用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油里约为0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。6.2.4密封方式选取：选用凸缘式端盖，易于调整轴承间隙，采用端盖安装毡圈油封实现密封。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承外径决定6.3 减速器附件的选择6.3.1通气器：由于在外界使用，有粉尘，选用通气室采用M161.56.3.2油面指示器：选用油标尺，规格M126.3.3起吊装置：采用箱盖吊耳，箱座吊钩6.3.4放油螺塞装置：选用外六角细牙

25、螺塞及垫片M161.56.3.5窥视孔及视孔盖：选用板结构的视孔盖6.3.6键的选择：选普A型通平键，铸铁键，所有齿轮与轴的联接中可采用此平键。7 联轴器的选择及校核计算7.1联轴器选择的步骤轴的最小直径为安装联轴器处的直径d1 故同时选择联轴器。联轴器的转矩计算，查教材表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件查机械设计手册表13-10选用LT4型号弹性套柱销联轴器。表9-1联轴器的选择型号公称转矩(Nmm)许用转矩（r/mim）L1L轴孔直径（mm）（）LT46357003852201068 键连接的选择及校核计算8.1电机轴与轴连接采用平键连接轴径d1

26、=38mm，L1=58mm T=38.498查手册P51 选用A型平键，得：b=10， h=8 ， L=40 。即：键831 GB/T1096-2003 l=L1-b=50-10=40mm根据教材P106式6-1得8.2输出轴与齿轮连接采用平键连接轴径d3=55mm L3=84mm T=874.62Nm查手册P51 选A型平键，得：b=16 h=10 L=56即：键1050 GB/T1096-2003l=56mm h=8mm=3.2d=20mm参考文献1机械设计，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006年5月第八版； 2简明机械零件设计实用手册，机械工业出版社，胡家秀主编，2006年第1版；3机械设计课程设计，机械工业出版社，陆玉主编，2008年6月第四版；4 机械设计课程设计手册，国防工业出版社，张龙主编2006年5月第一版。34西安文理学院 2008级机械设计制造及其自动化专业