机械设计完整版绞车传动装置设计.docx

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机械设计完整版绞车传动装置设计

纺织职业技术学院

课程设计（论文）

课题名称设计绞车传动装置

学生姓名刘广强

学号11312223

系、年级专业模具1101

指导教师马芳

2012年12月19日

第一章总体方案的确定1

第二章传动部件设计与计算4

第三章齿轮的设计与校核6

第四章轴和联轴器材料选择和主要零件11

第五章轴的结构设计和强度计算及校核13

第六章轴承及键的类型选择与校核19

第七章箱体及附件的设计21

第八章润滑和密封的设计23

第九章参考文献27

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

卷筒圆周力F/N

11500

卷筒转速n（r/min）

40

卷筒直径Dmm

350

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

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。

1――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。

1.2.1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。

1.2.2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：

其中F为卷筒圆周力的有效功率，由已知条件可以得到.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：

”打=21•]

w一12345

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2.3可以查到产0.97、2=0.97、3=0.99、4=0.96

w=0.83

5=0.98,6=0.96

贝U：

w=1223456=0.83

pd=10.2Kw

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==（FXnx二xD）/（60x1000X1000Xw）=10.2kw

1000w

1.2.32确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为

nw=40r/min

n'd=360

1680r/min

按推荐的合理传动比范围，减速器传动比i'2=3~7,开式齿轮传动比i'2=3〜6则总传动比的范围为i'=9~42

故电动机转速的可选范围为

n'd=i'xnw=（9~42）x40r/min

n'd=360〜1680r/min

电动机型号

为：

Y180L-6

rm=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/min的电动机。

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：

电动机型号

额定功

率

同步转速

满载转速

Y180L-6

15kw

1000r/min

970r/min

第2章传动部件设计与计算

2.1■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。

2.1.2总的传动比

i=nm/nw=970/40=24.25

2.1.3分配传动比i=hi2

根据分配传动比的原则，机械设计课程设计手册可查得，单级减速器的传动比ii:

4〜9.开式齿轮的传动比i2：

乞8，因此可以分配h=5,i2=4.85。

2.2计算传动装置及各轴的运动和动力参数

2.2.1各轴的转速

I轴n,=nm=970r/min

II轴

n,970

n2===194r/min

ii5

川轴（输出轴）n3=n2=194/4.85=40r/min

i2

2.2.2各轴的输入功率

I轴p,=pd,=10.20.97=9.894kw

II轴P2=p,23=9.894X0.97X0.99=9.501kw

III轴（输出轴）p3=P234=9.501X0.99X0.96=9.030kw

2.2.3各轴的输入转距

电动机的输出转距Td为

Td=9.55X106Pd=9.55X106X10.2/970=1.004X105N.mmnm

I轴TI=7；1=10.04X104X0.97=9.741X104N.mm

i=24.25

11=5

12=4.85。

rii=970r/min

n=194r/min

=40r/min

口=9.894kw

F2=9.501kw

P3=9.030kw

T；=1.004X

5

10N.mm

T=9.741X

104N.mm

II轴

T,,=T,2i1=9.741X104X0.97X5=4.7244X105N.mm

III轴（输出轴）T,,,=T,,34i2=4.7244X105X0.99X0.96X4.85=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/min

970

970

192

55

功率Kw

10.2

9.894

9.501

9.030

转矩N•mm

5

1.004X10

9.741X104

4.7224X

2.178X106

105

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118〜106,可选C=100.由轴的设计公式得:

9.5"

V0.2[]tn

乂3旦mm=100吋遊空=21.83mm\n\970r/min

=10039・21KW=55.12mm\55r/min

=100^#9.69KW=36.96mm

V192r/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d<100mm时，单键

应增大5%〜7%,双键应增大10%〜15%。

所以:

d的最小直径为

21.69mm

增大后取

25mm

d2的最小直径为

36.59mm

增大后取

38mm

d3的最小直径为

60.89mm

增大后取

70mm

T,=4.7244X

5

10N.mm

T,,=2.178X

106N.mm

d|取25mmd2取38mmd3取70mm

硬度为241〜

286HBS,

；「B=686Mpa,

rs=490Mpa；

Z|=20

Z2=100

K=1.676

第三章齿轮的设计与校核

3.1.减速齿轮传动的设计计算

3.1.1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241〜

286HBS,二B=686Mpa,二s=490Mpa；

大齿轮材料ZG35CrMo铸钢，调质处理，硬度为207〜269HBS,cB=686Mpa,

6=539Mpa;参考机械设计课本中表6-5可选精度等级为8级.

因i,=5取乙=20,z2=ii•召=5X20=100取互=100

实际传动比U=Z2/z1=100/20=5在传动比范围内。

3.1.2齿面接触疲劳强度设计：

计算公式按式6-18d1》32KT1―1（ZeZhZZJ2

斗甲du肛］H

取T,=1.024X105由图6-21,软齿面齿轮，对称安装，"%=0.8〜1.4取^=1.1。

由

表6-7得使用系数kA=1.25。

由图6-19a试取动载系数心=1.15。

由图6-8,按齿轮

在两轴承中间对称布置，取K：

=1.060由表6-8，按齿面未硬化，斜齿轮，8级精

度，kAFT/b<100N/mmk-=1.2。

所以

K=kAkVk^=1.25X1.15X1.06X1.1=1.676

初步确定节点区域系数Zh=2.5，重合系数Z=0.87，由表6-7确定弹性系数Ze

=189.8Mp初步确定螺旋角亠15，则cos1=0.97,Z:

=.co^=0.98

Sh

由图6-24查取齿轮材料接触疲劳极限应力匚Hlim1=700Mpa,匚Hlim2=660Mpa。

由表6-12查取安全系数sH=1.2。

［；「］H1=583.3Mpa

［匚］H2=550Mpa

b1=75mmb2=70mm

d1=65.4mm

d2=327mm

将有关数据代入以上公式得：

d1=65.4mm

b=dd1t=1.1x65.4mm=71.94mm

取小齿轮宽度b1=75mm,大齿轮宽度b2=70mm；

d559

m1t=3.271mm,mn=mxcosB=3.16取mn=3.2mm,口=强度足够.

Z120

mt=3.27二m

齿轮节圆直径

d1=mZ1=3.27x20=65.4mm小2=PHZ2=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=din1/60000=3.14x65.4x970/60000=3.32m/s

乙/100=3.32x20/100=0.66m/s，由图6-6得KV=1.05

Zh=2.15

Ft=纽=2x100400/65.4=3070.34Nd1

）48/55=46.6<100原假设合理,ka=1.2。

公式（6-33）有

6uZezhz^zpJ2^1u土1

Vbd1

=189.8汉2.5汉0.87汉0.98J"1.676"号400x5+1V65汉55.9

=5453.92Mpv&1

H2=583.33Mp

齿轮齿轮疲劳接触强度安全。

3.1.3按齿根弯曲疲劳强度校核

计算公式按式6-35

2kT1

^F=bd1m^-YFSYYQS

由图6-23得，小齿轮复合齿形系数YFa1=4.3，大齿轮复合齿形系数YFa2=3.86;

式6—17得,

=1.88-3.2（1佗±1/zjcosB]=[1.88-3.2（1/20±1/100）cos15專=1.69

由公式：

Y...=0.250.75得Y=0.693

bsin:

由机械设计手册表14-1-18查得；：

兀mn

P

"“120

:

-h=453.92<

I1

齿轮疲劳接触

强度安全

a=1.69

则Y=0.794

按式6-14得弯曲疲劳许用应力[；「]F

㈢尸=2：

%丫

bam

表6-8取S,=1.25

疲劳强度安全系数由表6-12得

]F^Flim1=290Mpa=232Mpa

Fc1.25

SF

f2

Sf

_270Mpa=216Mpa

1.25

比较上汇，和红的大小得到邑

[O]F1[D]F2

YFs2

<

[；-]F1[二]F2

所以应该按大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度

二F2=138.9Mpa

[-■]f2=216Mpa

；「F2<住]F2

弯曲疲劳强度

足够。

=138.9Mpa<[cr]F2=216Mpa,

弯曲疲劳强度足够。

3.2.开式齿轮设计

开式齿轮常用于低速级，采用直齿，将由齿根弯曲强度计算所得的模数增大10%-20%.在此要用耐磨材料.

已知n2=192r/min,n3=55r/min,i=24.25;Tl=4.7224X105

3.

L1.选择材料■热处理,齿轮精度等级和齿数.

查表得,选择小齿轮材料38SiMnMo钢，调质处理，硬度

229-286HBS，g=735MPa,=588MPa,8级精度；大齿轮材料为ZG42SiMn调质处理硬度197-248HBSJ=637MPa,；「s=441MPa,8级精度。

因i2=4.85取23=20,Z4=i2•z=4.85X20=97

际传动比U=z2/z=97/20=4.85在传动比范围内。

齿根弯曲强度设计：

、」2KTYfsY£

mn进2直

何dZ：

冋F

由图6-23得，小齿轮齿形系数Yfsi=4.32，大齿轮齿形系数Yfs2=3.8;

由；a=【1.88-3.2（1/z3_1/Z4）cos门=1.88-3.2（1/20一1/70）cos0=1.69

曲疲劳强度安全系数由表6-12得

比较丫^，和YfS2的大小得到YFs2>YfS2,

[^F1[Ff2[Ff1[Ff2

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=0.6.由6-6查得使用系数心=1.25

由图6-19试取动载系数Kv=1.1,由图6-8按齿轮在两轴承中,悬臂布置,取

K=1.15,

由表6-8,

按齿面硬化，直齿轮,8级精度，KaR/b：

：

：

100N/mm,K,..=：

1.2

K二KaKvKK=1.8975

15

2

=5.283

d3=120mm

d4=582mm,

1.89754.834104.32

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：

d|的最小直径为21.69mm增大后取30mm

d2的最小直径为36.59mm增大后取40mm

d3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1806"an2°需要有如下基本的零件：

联轴器一个，轴承端盖两cos15

个，调整环一个，轴承一对，齿轮一个。

根据条件轴H需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

零件

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HI

一对

两个

套筒两个

一个

无

4.2联轴器的选择与校核

4.2.1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GT30对中榫凸缘联轴器.

422联轴器的校核

1.联轴器的计算转矩

Tc=KT

选择工作情况系数K查表可得取K=1.7,

Tc=KT=1.7><102.4N.m江=174.08N.m

2.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=174.08N.m

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

应大于2到3倍轮毂孔倒角C。

过渡圆角半径r应大于轮毂孔的倒角C。

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；而与密封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，

1从电动机起第一段d|取

d=25mm该轴段长度取短系列L=36mm

2右起第一段因为第一段的直径d2=28mm初选用6206接触球

di=25mm

L1=36mmd2=28mm

L2=65mm

轴承，考虑齿轮端面和箱体内壁应有一定距离，取L2=65mm

3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,，

所以该段直径取d3=30mm

L3=26mm。

4右起第四段，d4=40，长度为L4=21mm。

5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

6右起第六段其直径与长度和第四段相同。

7右起第七段，该段为滚动轴承安装处，取轴径d6=30mm,长度

L6=26mm

5.2轴的强度计算与校核

5.2.1、小齿轮轴

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。

几、丄十/曰、丄皆八土2T2汉99330Nmm“小…，

由机械设计书得计算公式：

Ft=--2978.9N

d65mm

Fa=FttanP=2978.9Xtan15=789.2N

=3056.3>^!

20才化刖

cosPcos15

所以：

?

=1489.45NFa=789.2NFr=1122.5N

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。

d3=30mm

L3=26mmd4=40mm

L4=21mm

d5=65.4mm

L5=74mm

d6=30mm

L6=26mm

Ft=2978.9NFa=789.2N

FT=1122.5N

R\=1489.45N

R?

=1489.45N

联立方程式解得：

R\=1489.45N,RB=1489.45N

水平面弯矩：

Mc=1489.45X51/1000=75.962Nm

垂直面受力：

R'a=（-FaXd/2+FrX51）/102=（-798.2X65.4/2+1122.5

X51）/102=305.4N

R'b=（FaXd/2+FrX51）/102=（-798.2X65.4/2+1122.5X51））102=817.1N

垂直面的弯矩：

M'C1=R'aX51=15.58Nm;

M'c2=R'aX51+FaXd2/2=41.68Nm

综合弯矩：

Mc1=Mc2M'c12=77.5Nm;

Mc2=』Mc2M'c22=86.65Nm

转矩：

t二Ftd/2=97.41N.m

画当量弯矩图，算剖面c处的当量弯矩MCC2=JmC22+Et$=126.04N.m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13-1—1=55MPa

匚二Mc/W=Mc/0.1d3=4.5MPa〈匕』1

由以上知确定的尺寸是安全的。

Mc二75.962Nm

R'a=305.4N

R'b=817.1N

M'c1=15.58

Nm

M'c2=41.68

Nm

Mc1=77.5Nm

Mc2=86.65Nm

T=97.41N.m

由以上确定尺寸安全

力学模型

垂直面受力

垂直面弯矩

综合弯矩

扭矩

当量弯矩

60.0SN.r

Oj

Tn.50.3N

4D£6Nn

轴的简图

.2.2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•与轴二相联接的有齿轮和轴承.li与开式齿轮联接，齿轮宽,可取l1=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83mm（与轴承相联），取为25mm,,b取为68mm，I5取为23mm，b取为27mm（与轴承相联）。

从第一轴段d|=38mm开始选取，再逐段选取相邻轴段的直径，取dH=40

（与轴承配合）；d|||=55mm,div=60（与齿轮配合）再选取dv=70mm（轴肩），dVI=40mm（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

1.查手册查出CorCr值（GB/T276——1994）

2.计算Fi'=0.68Fn=0.68X1489.45=1012.83N,

F2'=0.68X1489.45=1012.83N,

因为F2'+Fa=1012.83+798.2=1811.03N>F,'

所以轴承一