1、机械设计课程设计电动卷扬机传动装置设计 题 目：设 计 电 动 卷 扬 机 传 动 装 置 学生姓名： 梁远亮 学 号： 110208112 所在院(系)： 工业中心 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 116001 指 导 教 师： 职称： 2013年 1 月 9日 1. 传动方案的选择4 2. 电动机的选择4 2.1 电动机输出功率的确定4 2.2 电动机转速的确定 53 总传动比和传动比的分配 5 3.1 总传动比的计算 5 3.2 传动比的分配 54 动力参数的确定 6 4.1 各轴的功率计算 6 4.2 各轴转速的计算6 4.3 各轴输入转矩的计算 65 齿轮的设计。6 5.
2、1 闭式齿轮传动的设计 6 5.1.1 高速级齿轮传动的设计： 6 5.1.2 低速级齿轮传动设计 106 轴的设计 14 6.1中间轴设计 14 6.2高速轴设计 15 6.3低速轴的设计 167 轴承的验算 19 7.1中间轴承的校核计算 19 7.2高速轴的滚动轴承校核计算 19 7.3低速轴承的校核计算 198 键的选择与演算 199 润滑 2010 箱体及其附件的设计选择 2011.参考文献21一、传动方案1、设计要求：卷筒直径D=300mm卷扬机钢绳拉力F=8.4KN，卷扬机钢绳速度V=17.7m/min，工作时有中等冲击，使用年限9年，工作班制为2班，即每天16小时，钢绳速度误差
3、允许5%。2、减速器采用二级圆柱齿轮减速器总体布局如图1所示 图1传动方案 2、电动机的选择。2.1 电动机输出功率的确定（1）工作机所需功率：P=FV/(a103) 式2.1注：F为卷扬机钢绳拉力，v为卷扬机钢绳速度，a为工作机构的自身的传动效率,取1。 P =FV/(a103) =840017.7/60KW=2.478KW（2）传动装置与工作机构的总效率，传动装置为串联，总效率等于各级传动效率的和轴承、联轴器效率的连乘积，即= 式2.2=0.960.9850.9730.992 =0.776。注:1卷筒的传动的效率；2为一对轴承的效率;3为齿轮啮合传动效率；4为弹性联轴器的效率。（3）电动机
4、所需输出的功率为：Pd=P/a=2.478/0.776= 3.19 KW 式2.3选择电动机的额定功率=（11.3）d=3.194.15 KW 2.2 电动机转速的确定： 卷筒轴工作速度为n=V/D=17.7/（0.3）r/min =18.78r/min 式2.4查表1推荐的传动比合理范围，取二级圆柱齿轮减速器传动比=840，一级开式传动比=37，则总的传动比=24280，故电动机转速的可选范围有750，1000，1500，3000r/min.根据容量和转速，由资料4表4.12-1查出4种电动机型号，因此有4种传动比方案。（见表2.1）电动机的数据及总传动比方案号电动机型号额定功率Kw同步转速
5、r/min满载转速r/min总传动比一级开式传动减速器1Y160M2-85.575071033.5311.22Y112M2-65.5100096045.2315.13Y132S-45.51500144067.94174Y132S1-25.530001900136.7434.2表2.1 电动机的数据及总传动比由上表1-1并综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和齿轮传动比、减速器的传动比，可见方案3比较合理，因此电动机型号为Y132S-4.3、总传动比和传动比的分配3.1 总传动比的计算：总传动比为：i=n0/n=1440/18.78=76.7。3.2 传动比的分配确定各级的传动比为：由于各级传动
6、为串联，总传动比是各级传动比的乘积，总的传动比为： 取 则即展开式两级圆柱齿轮减速器的传动比是19.4。 其中5.18取6所以4、动力参数的确定。4.1 各轴的功率计算 由于带式运输机属通用机械，故应以电动机的额定功率作为设计功率，用以计算传动装置中各轴的功率。高速轴1输入功率：P1=Pd3=3.190.99=3.16 KW中间轴的输入功率:低速轴3的输入功率:4.2 各轴转速的计算高速轴1转速 n1=n0=1440r/min中间轴2转速n2=n1/i1=1440/5=288r/min低速轴的3转速n3=n2/i23 =288/3.84=75r/min4.3 各轴输入转矩的计算高速轴1的输入转
7、矩 T1=9550P1/n1=95503.16/1440=21.0Nm中间轴的输入转矩 T2=9550P2/n2=9550 3.0/288=99.5Nm低速轴3的输入转矩 T3=9550P3/n3=95502.77/75=352.7Nm5、齿轮的设计。5.1 闭式齿轮传动的设计5.1.1 高速级齿轮传动的设计：（1）选定齿轮的类型、精度等级材料及齿数（A)按传动装置的设计方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（B)运输机为一般工作机械，速度不高，查机械设计手册可知，选用7级精度（G B10095-88）.（C)材料选择。由机械设计查得，选择小齿轮材料为40Cr（渗碳后淬火），硬度为280HBS。大齿轮材
8、料为45钢（调质）硬度为240HBS,硬度差为40 HBS。 （D）选小齿轮齿数Z1=20；大齿轮齿数为Z2=Z1i12=205=100.由于齿轮传动为闭式，按接触疲劳强度设计，弯曲疲劳强度校核。（2）.按接触疲劳强度设计 由设计计算公式（机械设计课本公式10-9a）计算：选压力角= ，则： 式5.1 注: Z2/Z1=u1.确定公式内的各计算值(A).试选载荷系数Kt=1；(B).计算小齿轮传递的转矩 T1=21.0Nm(C).由机械设计课本表10-7查得，选取齿宽系数d=1；(D).由机械设计课本表10-6查得，得材料的弹性影响系数ZE=189.8 MPa 1/2(E).由资料1图10-2
9、1d查得大,小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=600,Hlim2=550MPa 。(F).由资料110-13公式计算应力循环次数：N1=60njLh=6014401(936516)=4.5410 9 式5.2N2=N1/i=4.54109/5=9.08(G).由资料1图10-19查得，得接触疲劳系数：KHN1=0.9 ;KHN2=0.95(H).计算接触疲劳应力 取失效概率为1%.安全系数S=1，有公式(由资料110-12)H=KHNlim/S 式5.3 则: H1=KHN1Hlim1/S=0.9600/1=540MPa H2=KHN2Hlim2/S=0.97550/1=522.5MPa2
10、.计算(A)试算小齿轮分度圆直径d1t,代入H中最小的值 d1t2.32(1.321.0103/1)(6/5)(189.8/522.5) 2 1/3=37.793mm式5.4(B)计算圆周速度v V=37.7931440/(60103) =2.85 m/s 式5.5(C).计算齿宽b. b=dd1t =137.793mm=37.793mm 式5.6(D).计算齿宽与齿高之比b/h: 模数 mt=d1t/Z1=37.793/20=1.890mm 式5.7齿高 h=2.25mt =2.251.890=4.252mm 式5.8 b/h=37.793/4.252=8.89(E)计算载荷系数根据 v=2
11、.85m/s,7精度，由机械设计课本图10-8查得动载荷系数KV=1.3直齿轮，假设KA Ft/b100N/mm.由机械设计课本表10-3查得KH=KF=1由机械设计课本表10-2查得使用系数KA=1.5 由机械设计课本表10-4查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时:KH=1.426由b/h=8.89, KH=1.426由机械设计课本图10-13得KF=1.3故载荷系数K=KAKV KHKF= 1.51.311.426=2.781 式5.9(F)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，有式： d1=d1t(K/Kt) 1/3=37.793(2.781/1) 1/3=53.147mm 式5.1
12、0取54mmG)计算模数m m1=d1/Z1=54/20=2.7mm由机械原理查得标准模数取m=33.按齿根弯曲强度校核 由机械设计课本表10-5查得 齿形系数YFa : YFa1= 2.80 YFa2 =2.18 应力校正系数Ysa: YSa1=1.55 YSa2= 1.79 齿轮的许用应力，由机械设计课本式(10-12)计算:F=KNslim/s 式5.11弯曲疲劳极限，由机械设计课本图10-20查得Flim1=500 MPaFlim2=380 MPa弯曲疲劳寿命系数，由机械设计课本图10-18查得KN1=0.85、KN2=0.88 弯曲安全系数，由机械设计课本得 S=1.4;齿轮的弯曲的
13、许用应力：F1=KN1lim1/S=0.85500/1.4 =303.57 MPaF2=KN2lim2/S=0.88380/1.4 =238.86 MPa 故载荷系数K=KAKVKFKF = 1.3 X 1 X 1.5 X 1.3=2.535计算大小齿轮的 并加以比较0.014300.01634大齿轮的数值大设计计算1.63 mm取标准值m=2mm计算小齿轮齿数=27大齿轮齿数4.高速级齿轮传动的几何尺寸 名称计算公式结果/mm模数m2压力角分度圆直径d154d2270齿顶圆直径d1a= d1+2h*a m=54+21258d2a= d1+2h*a m=270+212274齿根圆直径d1f=
14、54-2h*a m-2c*m49d2f= 270-2h*a m-2c*m265中心距a=m(Z1+Z2)/2=2(27+135)/2162 齿宽b1=dd154b2=b1-(4-10)48 表5.1 高速级齿轮参数5.齿轮的结构设计 小齿轮1的由于直径很小，采用齿轮轴结构。 大齿轮2的结构尺寸和后续设计出的轴孔直径计算如表2代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径D3D1=1.6d60 轮毂轴向长LL=(1.2 1.5)d46倒角尺寸nn=0.5m1腹板厚CC=0.25B212 表5.2 高速级齿轮结构结构草图如图5.1所示 图5.1 高速级齿轮结构尺寸图5.1.2 低速级齿轮传动设计（1）选
15、定齿轮的类型、精度等级材料及齿数（A)按传动装置的设计方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（B)运输机为一般工作机械，速度不高，查机械设计手册可知，选用7级精度（G B10095-88）.（C)材料选择。由机械设计查得，大齿轮选用45钢，正火处理，齿面坚硬度为210HBS小齿轮选用45钢，调制处理，齿面坚硬度为240HBS硬度差为30 HBS。 （D）选小齿轮齿数；大齿轮齿数为25 X 3.84=96由于齿轮传动为闭式，按接触疲劳强度设计，弯曲疲劳强度校核。（2）.按接触疲劳强度设计 由设计计算公式（机械设计课本公式10-9a）计算：选压力角= ，则： 式5.1 注: Z4/Z3=u1.确定公式内的各
16、计算值(A).试选载荷系数Kt=1.2；(B).计算小齿轮传递的转矩 T1=99.5Nm(C).由机械设计课本表10-7查得，选取齿宽系数d=1；(D).由机械设计课本表10-6查得，得材料的弹性影响系数ZE=189.8 MPa 1/2(E).由机械设计课本图10-21d查得小、大齿轮的接触疲劳强度极限 (F).由机械设计课本10-13公式计算应力循环次数： 式5.2(G).由机械设计课图10-19查得，得接触疲劳寿命系数：(H).计算接触疲劳应力 取失效概率为1%.安全系数S=1，由公式H=KHNlim/S 式5.3 则: 2.计算 (A)试算小齿轮分度圆直径t,代入H中最小的值2.32(1
17、.299.5103/1)(4.84/3.84)(189.8/480.2) 2 1/3=66.46mm式5.4(B)计算圆周速度v V=66.46288/(60103) =1.00 m/s 式5.5(C).计算齿宽. =d =166.46mm=66.46mm 式5.6(D).计算齿宽与齿高之比B/h: 模数 mt=d3/Z3=66.46/25=2.66mm 式5.7齿高 h=2.25mt =2.252.66=5.985mm 式5.8 /h=66.46/5.985=11.104(E)计算载荷系数根据 v=1.00m/s,7精度，由机械设计课本图10-8查得动载荷系数KV=1.05直齿轮，假设KA
18、Ft/b100N/mm.由机械设计课本表10-3查得KH=KF=1由机械设计课本表10-2查得使用系数KA=1.5 由机械设计课本表10-4查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时:KH=1.423由b/h=11.104, KH=1.423由机械设计课本图10-13得KF=1.35故载荷系数K=KAKV KHKF= 1.51.0511.423=2.241 式5.9(F)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，有式： D3=d3(K/Kt) 1/3=66.46(2.241/1.2) 1/3=81.845mm82mm 式5.10(G)计算模数m m3=d3/Z3=82/25=3.274mm3.按齿根
19、弯曲强度校核 由机械设计课本表10-5查得 齿形系数YFa : YFa3= 2.62 YFa4 =2.19 应力校正系数Ysa: YSa3=1.59 YSa4= 1.79 齿轮的许用应力，由机械设计课本，计算:F=KNslim/s 式5.11弯曲疲劳极限，由机械设计课本表图10-20查得FE3=500 MPaFE4=380 MPa弯曲疲劳寿命系数，由机械设计课本图10-18查得KN3=0.92、KN4=0.97 弯曲安全系数，由机械设计课本得 S=1.4;齿轮的弯曲的许用应力：F3=KN3FE3/S=0.92500/1.4 =328.57 MPaF4=KN4FE4/S=0.97380/1.4
20、=263.29 MPa 故载荷系数K=KAKVKFKF = 1.5 X 1.05 X 1 X 1.35=2.126计算大小齿轮的 并加以比较0.012680.01489大齿轮的数值大设计计算2.16 mm取标准值m=2.5mm计算小齿轮齿数=32.833大齿轮齿数1274.低速级齿轮传动的几何尺寸 名称计算公式结果/mm模数m2.5压力角分度圆直径D383D4317齿顶圆直径D3a= d3+2h*a m=83+212.588D4a= D4+2h*a m=317+212.5322齿根圆直径D3t= 83-2h*a m-2c*m76.75D4tf=317- 2h*a m-2c*m310.75中心距
21、a=m(Z3+Z4)/2=2.5(33+127)/2200齿宽B3=dD383B4=b1-(4-10)76 表5.3 低速级齿轮参数5.齿轮的结构设计 小齿轮1的由于直径很小，采用齿轮轴结构。 大齿轮2的结构尺寸和后续设计出的轴孔直径计算如表2代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径D3D1=1.6d92 轮毂轴向长LL=(1.2 1.5)d74倒角尺寸nn=0.5m2.5齿根圆处厚度00+(2.54) m10 腹板最大直径D0D0=da-(1014)m238板孔分布圆直径D1D2=(D0+D3)/2158板孔直径D2D1=0.30(D0-D3) 40腹板厚CC=0.25B210 表5.4 低
22、速级齿轮结构 小齿轮结构尺寸太小,故选用齿轮轴形式。大齿轮 图5.2 低速级大齿轮结构尺寸图6、轴的设计在两级展开式减速器中，三根轴跨距相差不易过大，故一般先进行中间轴的设计，以确定跨轴。6.1中间轴设计 1.选择轴的材料 因中间轴是齿轮轴，应与齿轮3的材料一致，故材料为45钢调制处理，齿面坚硬度为240HBS由资料1表15-1查出B=640 MPa,-1 =275MPa, =60MPa,S =355MPa . 2.轴的初步估算由资料的表15-3,取Ao=110，因此dAo (P2/n2)1/3= 110(3/288)1/3=24.023mm 式6.1 考虑该处轴径尺寸应当大于高速级轴径处直径
23、，取d1=dmin=25mm3.轴的结构设计根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出中间轴的结构如图6.1 图6.1 中间轴结构图 （1）各段轴直径的确定 由资料2表8-23初选滚动轴承，代号为6209, 其尺寸为dDT=458519 轴径直径d1=d4=dmin=45mm 齿轮2处轴直径d2=54mm d2=57mm 齿轮3的直径： d3=83mm, d3a=88mm, d3f=76.75mm 参考资料2查出轴承的安装尺寸d4=25mm (2) 各轴段轴向长度的确定 按轴上零件的轴向尺寸及零件间相对位置,参考资料1,确定出轴向长度, 如附图6.1所示. 6.2高速轴设计1.轴的材
24、料由于该轴为齿轮轴选择为40Cr（渗碳后淬火）2.轴的初步估算由机械设计第八版表15-3查得=100，因此dminAo (P1/n1)1/3= 100(3.16/1440)1/3=12.995mm输出轴的最小直径显然就是安装联轴器处的直径。故应先选联轴器。联轴器的计算转矩，查机械设计第八版表14-1，考虑到转矩变化很小，故取查手册，选用LT3-J型联轴器，其公称转矩为31.5N*m，半联轴器的孔径d1 =18mm，长度为42mm，配合长度为38mm.考虑与电动机轴半联轴器相匹配的联轴器的孔径标准尺寸的选用,取d1=18mm 3.轴的结构设计根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步定出高速
25、轴的结构。(1)划分轴段轴伸出段d1;过密封圈处轴段、轴颈d2;轴承安装定位轴段d7;齿轮轴段d4. （2）各段轴直径的确定由于轴身直径比强度计算的值要大很多,考虑轴的紧凑性,其他阶梯轴段直径应尽可能以较小值增加,初选滚动轴承下，滚动轴承代号为30205型 其尺寸为dDT=255216.25轴颈直径d2=22mm轴承的安装尺寸为:直径d3=25mm齿轮段处的直径: d4=52.5mm d4a=57.5mm d4f=46.25 mm(3)定各轴段的轴向长度d1轴伸段长度由联轴器轴向长确定;d2段长度由轴承宽、垫圈、端盖厚确定;齿轮段轴向长度决定于齿轮宽度,轴向位置由中间轴2齿轮所需啮合位置确定.
26、因此,可得出如图I轴的主要结构尺寸如图6.6） 图6.2 高速轴结构图 6.3低速轴的设计1.轴的材料选为45刚，调制处理2.轴的初步估算齿面坚硬度为240HBS由机械设计课本表15-1查出B=640 MPa,-1 =275MPa, =60MPa,S =355MPa .由机械设计第八版表15-3查得=110，因此dminAo (P3/n3)1/3= 110(2.77/75)1/3=36.632mm输出轴的最小直径显然就是安装联轴器处的直径。故应先选联轴器。联轴器的计算转矩，查机械设计第八版表14-1，考虑到转矩变化很小，故取查手册，选用LX3型联轴器，其公称转矩为1250N*m，半联轴器的孔径d1 =48mm，长度为112mm，配合长度为84mm.输出轴的最小直径取d1 =48mm 3.轴的结构设计根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步定出高速轴的结构。(1)划分轴段轴伸出段d1;过密封圈处轴段、轴颈d2;轴承安装定位轴段d7;齿轮轴段d4. （2）各段轴直径的确定由于轴身直径比强度计算的值要大很多,考虑轴的紧凑性,其他阶梯轴段直径应尽可能以较小值增加,初选滚动轴承下，滚动轴承代号为30316型 其尺寸为dDT=8017042.5轴颈直径d2=60mm轴承的安装
