课程设计 绞车传动装置设计说明.docx
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课程设计绞车传动装置设计说明
机械设计基础课程设计
设计计算说明书
题目:
绞车传动装置
院系:
电气学院
专业:
机电一体化
姓名:
单成涛
班级:
机械1304班
指导教师:
二零一五年十二月
前言…………………………………………………………
一、拟定传动装置的传动方案………………………………
二、电动机的选择……………………………………………
三、传动装置运动及动力参数计算…………………………
四、轴的计算…………………………………………………
五、滚动轴承的选择及设计计算……………………………
六、键连接的选择和计算…………………………………
七、联轴器的选择…………………………………………
八、减速器附件的选择……………………………………
九、润滑和密封……………………………………………
参考文献…………………………………………………
前言:
1、传动方案简图:
1——电动机;2——联轴器;3——斜齿圆柱齿轮减速器;4——开式齿轮;5——卷筒
2、工作情况:
间歇工作,载荷平稳,传动可逆转,启动载荷为名义载荷的1.25倍。
传动比误差为±5%。
每隔2min工作一次,停机5min,工作年限为10年,两班制。
3、原始数据:
卷筒圆周力F=12000N,卷筒转速n=35r/min,卷筒直径D=400mm
4、设计内容:
1)拟定传动装置的传动方案
2)电动机的选择
3)传动装置的运动参数和动力参数的计算
4)传动件及轴的设计计算
5)轴承、键的选择和校核计算机及减速器润滑和密封的选择
6)减速器的结构及附件设计
7)绘制减速器装配图、零件图
8)编写设计计算说明书
5、设计任务:
1)绘制减速器装配图一张;
2)零件工作图1至3张;
3)设计计算说明书一份。
6、设计进度:
第一阶段:
拟定和讨论传动方案;选择电动机;传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配;计算各轴的功率、转矩和转速。
第二阶段:
传动零件及轴的设计计算。
第三阶段:
设计及绘制减速器装配图。
第四阶段:
零件工作图的绘制。
第五阶段:
编制设计说明书。
一、拟定传动装置的传动方案:
由题目所知传动机构类型变位齿轮减速器。
故只要对本传动机构进行分析认证。
本传动机构的特点是:
减速器横向尺寸较小,两个齿轮浸油深度可以大体相同,结构较复杂;轴向尺寸大,中间轴较短,刚度好,中间轴承润滑较容易。
二、电动机的选择:
1、选择电动机的型号
本减速器在常温下连续工作,载荷平稳,对启动无特殊要求,但工作环境灰尘较多,故选用Y型三相笼型感应电动机,封闭式结构,电压为380V。
2、确定电动机功率
工作机所需的电动机输出功率为:
Pd=Pw∕η
Pw=Fv∕1000ηw
所以Pd=Fv∕1000η·ηw
η·ηw=η联·η齿·η3轴承·η卷筒·η开齿
=0.99х0.97х0.993х0.96х0.95=0.868
nw=60х1000v∕πD
v=nw·πD∕(60х1000)
=35х3.14х400∕(60х1000)=0.73m∕s
所以Pd=Fv∕1000ηηw=12000х0.73∕(1000х0.868)=10.13kw
按推荐的合理传动比范围,取开式齿轮传动比i=3~5,故电动机转速的可选范围为:
n´d=i´d·nw=(3~5)х350r∕min=(1050~1750)r∕min
因载荷平稳,电动机的额定功率Ped大于Pd即可,符合这一范围的同步转速有750r∕min、1000r∕min、1500r∕min、3000r∕min,再根据计算出的容量,由文献1附录8附表8.1查出有四种适用的电动机型号,其技术参数的比较情况见下表:
方案
电动机型号
额定功率
(kw)
电动机满载转速
(r∕min)
启动转矩╱
额定转矩
最大转矩╱
额定转矩
1
Y160M1-2
11
2930
2.0
2.2
2
Y160L-6
11
970
2.0
2.0
3
Y160M-4
11
1460
2.2
2.2
4
Y180L-8
11
730
2.0
2.0
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及开式齿轮传动和减速器的传动比,比较四个方案可知:
选定电动机型号为Y160M-4,所选电动机的额定功率Ped=11kw,满载转速nm=1460r∕min,总传动比适中,传动装置结构比较紧凑。
3、计算传动装置的总传动比及分配各级传动比。
(1)、传动装置的总传动比
总传动比为:
i总=nm╱nw=970╱35=27.7
(2)、分配各级传动比
根据文献2表2.2推荐传动比的范围,选取开式齿轮传动的传动比i1=4,则一级斜齿圆柱齿轮减速器的传动比为:
i2=i总╱i1=27.7╱4=6.925
3、计算传动装置的运动参数和动力参数。
0轴——电动机轴:
P0=Pd=10.13(kw)
n0=nw=970(r╱min)
T0=9550P0╱n0=9550×10.13╱970=99.73(N·m)
1轴——减速器高速轴:
P1=P0·η1=10.13×0.99=10.03(kw)
n1=n0╱i1=970(r╱min)
T1=9550P1╱n1=9550×10.03╱970=98.74(N·m)
2轴——减速器低速轴:
P2=P1·η1·η2=10.03×0.99×0.97=9.63(kw)
n2=n1╱i2=242.5(r╱min)
T2=9550P2╱n2=9550×9.63╱242.5=379.3(N·m)
3轴——开式齿轮轴:
P3=P2·η2·η3=9.63×0.95×0.99=9.06(kw)
n3=n2╱i3=60.625(r╱min)
T3=9550P3╱n3=9550×9.06╱60.625=1426.7(N·m)
4轴——卷筒轴:
P4=P3·η4·η3=9.06×0.96×0.99=8.61(kw)
n4=n3=60.625(r╱min)
T4=9550P4╱n4=9550×8.61╱60.625=1356.40(N·m)
将计算的运动参数和动力参数列于表2中。
表2计算所得运动参数和动力参数
参数\轴名
0轴
1轴
2轴
3轴
4轴
转速(r╱min)
970
970
242.5
60.625
60.625
输入功率(kw)
10.13
10.03
9.63
9.06
8.61
输入转矩(N·m)
99.73
98.74
379.3
1426.7
1356.40
传动比i
6.925
4
效率η
0.99
0.97
0.99
0.96
0.95
三、传动装置运动及动力参数计算
(一)、一级斜齿圆柱齿轮的设计
1、选择齿轮材料及精度等级
小齿轮选用45刚调质,硬度为220~250HBS
大齿轮选用45刚正火,硬度为170~210HBS
选择齿轮精度为8级
2、校核齿根弯曲疲劳强度
按斜齿轮传动的设计公式可得:
mn≥1.17[KT1cos2βYFYS╱(ΦdZ21[σF])]1╱3
确定相关参数和系数:
(1)转矩:
T1=9550P0╱n0=9550×10.13╱970=99.73(N·m)
(2)载荷系数K:
根据查表4-7,取K=1.4
(3)齿数Z1、齿宽系数Φd和螺旋角β
取Z1=20,则Z2=I·Z1=6.925×20=138.5取圆整Z2=138
初选螺旋角β=14º
当量齿数ZV为:
ZV1=ZV╱cos3β=20╱cos314=21.89≈22
ZV2=ZV╱cos3β=138╱cos314=151.04≈151
查表得齿形系数
YF1=2.75YF2=2.16
查表得应力修正系数
YS1=1.58YS2=1.84
选取Φd=0.8
(4)许用弯曲应力[σF]
由图4-23查σFlim1,小齿轮按调制刚查取,大齿轮按正火刚查取,得
σFlim1=210MPaσFlim2=190MPa
查表得SF=1.3
N1=60njLh=60×1460×1×8×10×300×25%=5.256×108
N2=N1╱i=5.256×108╱4=1.314×108
查图4-25得YNT1=YNT2=1
由公式[σF]1=YNT1·σFlim1╱SF得
[σF]1=YNT1·σFlim1╱SF=210╱1.3=162MPa
[σF]2=YNT2·σFlim1╱SF=190╱1.3=146MPa
YF1·YS1╱[σF]1=2.75×1.58╱162=0.0268MPa-1
YF2·YS2╱[σF]2=2.16×1.84╱146=0.0272MPa-1
代入数据,解得mn≥1.17
a=4(20+138)╱(2×cos14)=325.77mm
取a=326mm
(5)确定螺旋角为:
β=arccosm1(Z1+Z2)╱2a=arccos2×(20+138)╱326=14º8ˊ2ˊˊ
此值与初选β值相差不大,故不必重新计算。
3、校核齿面接触疲劳强度
σH=3.172E(KT(u+1)╱bd2u)1╱2≤[σH]
确定相关参数和系数:
(1)分度圆直径d:
d1=mn·Z1╱cosβ=4×20╱cos14º8ˊ2ˊˊ=82.5mm
d2=mn·Z2╱cosβ=4×138╱cos14º8ˊ2ˊˊ=571.3mm
(2)齿宽
b=Φd·d1=0.8×82.5=66mm
取b2=70mm,b1=75mm
(3)齿数比u=I=4
(4)许用接触应力[σH]
由图4-23查得
σHlim1=560MPaσHlim2=530MPa
查图4-24得SH=1
查得ZNT1=1,ZNT2=1.06
由公式[σH]1=ZNT1·σHlim1╱SH1得:
[σH]1=ZNT1·σHlim1╱SH1=1×560=560MPa
[σH]2=ZNT2·σHlim2╱SH2=1.06×530=561MPa
由表4-8查得弹性系数ZE=189.8(MPa)1╱2
故σH==3.172×189.8
(6)验算齿轮圆周速度V
v=πd1n1╱(60×1000)=3.14×82.5×970╱(60×1000)=4.19m╱s
由文献1表10.22知选8级精度是合适的。
(二)、开式齿轮的设计
1、选择齿轮材料及精度等级
小齿轮选用45刚调质,硬度为220~250HBS
大齿轮选用45刚正火,硬度为170~210HBS
选择齿轮精度为8级,要求齿面促成的Ra≤3.2~6.3μm
2、按齿面接触疲劳强度校核
因两齿轮均为钢质齿轮,求出d1的值,
确定相关参数和系数:
(1)转矩:
T3=9550P3╱n3=9550×9.06╱60.625=1426.7(N·m)
(2)载荷系数K,根据查表4-7,取K=1.1
(3)齿数Z1和齿宽系数Φd
小齿轮齿数Z1取为25,则大齿轮齿数为100.
因单级齿轮传动为对称布置,而齿轮齿面又为软齿面,选取Φd=1.
(4)许用接触应力[σH]
由图4-22查得σHlim1=560MPaσHlim2=530MPa
SH=1
N1=60njLh=60×1460×1×8×10×300×25%=5.256×108
N2=N1╱i=5.256×108╱4=1.314×108
由图4-24查得ZNT1=1,ZNT2=1.06
由公式[σH]1=ZNT1·σHlim1╱SH1得:
[σH]1=ZNT1·σHlim1╱SH1=1×560=560MPa
[σH]2=ZNT2·σHlim2╱SH2=1.06×530=562MPa
故d1≥76.43[KT1(u+1)╱Φdu[σH]2]1╱3
=76.43×[1.1×105×5╱(1×4×5602)=58.3mm
m=d1╱Z1=58.3╱25=2.33mm
由表4-2取标准模数m=2.5mm
3、计算主要尺寸:
d1=mZ1=2.5×25=62.5mm
d2=mZ2=2.5×100=250mm
b=Φd·d1=62.5mm
经圆整后取b2=65mm,b1=b2+5=70mm
a=1/2×m(Z1+Z2)=156.25mm
4、按齿根弯曲疲劳强度校核:
由4-10得出σF,如σF≤[σF],则校核合格。
确定相关参数和系数:
(1)齿形系数
由4-10查得齿形系数YF1=2.75YF2=2.16
(2)应力修正系数
应力修正系数YS1=1.58YS2=1.84
(3)许用弯曲应力[σF]
由图4-23查σFlim1,小齿轮按调制刚查取,大齿轮按正火刚查取,得
σFlim1=210MPaσFlim2=190MPa
SF=1.3
查图4-25得YNT1=YNT2=1
由式[σF]1=YNT1·σFlim1╱SF得
[σF]1=YNT1·σFlim1╱SF=210╱1.3=162MPa
[σF]2=YNT2·σFlim1╱SF=190╱1.3=146MPa
σF1=2KT1╱(bm2Z1)YFYS=91MPa<[σF]1=162MPa
σF2=σF1YF2YS2╱(YF1YS1)=85MPa<[σF]2=146MPa
所以齿根弯曲疲劳强度校核合格。
5、验算齿轮圆周速度V
v=πd1n1╱(60×1000)=3.14×62.5×970╱(60×1000)=3.17m╱s
应改选9级精度。
4、轴的计算
1、选择轴的材料,确定许用应力
由已知条件知减速器传递的功率属中小功率,对材料无特殊要求,故选用45钢并经调质处理。
由表4-22查得强度极限σB=650MPa,再由表4-23得弯曲应力[σ-1b]=60MPa。
2、按扭转强度估算轴径
根据表11-2得C=107~118。
又由式d≥C(P╱n)1╱3得
d≥C(P╱n)1╱3=(107~118)(8╱280)1╱3mm=32.7~36.1mm
考虑到到轴的最小直径处要安装联轴器,会有键槽存在,故将估算直径加大3%~5%,取为33.68~37.91mm。
有设计手册取标准直径d1=35mm。
3、设计轴的结构并绘制结构草图
由于设计的是单级减速器,可将齿轮布置在箱体内部中央,将轴承对称安装在齿轮两侧,轴的外端安装半联轴器。
1)确定轴上零件的位置和固定方式
要确定轴的结构形状,必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。
确定齿轮从轴的右端装入,齿轮的左端用轴肩定位,右端用套筒定位。
这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。
齿轮的周向固定采用平键连接。
轴承对称安装于齿轮的两侧,其轴向用轴肩固定,周向采用过盈配合固定。
2)确定各轴段的直径
轴端直径最小,d1=35mm;考虑到要对安装在轴端上的联轴器进行定位,轴端上应有轴肩,同时为能很顺利地在轴端上安装轴承,轴端必须满足轴承内径的标准,故取轴端的直径d2=40mm;用相同的方法确定轴端、④的直径d3=45mm、d4=55mm;为了便于拆卸左轴承,可查出6208型滚动轴承的安装高度为3.5mm,取d5=47mm。
3)确定各轴段的长度
齿轮轮毂宽度为60mm,为保证齿轮固定可靠,轴端的长度应略短于齿轮轮毂宽度,取为58mm;为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰,齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距,取该间距为15mm;为保证轴承安装在箱体轴承座孔中,并考虑轴承的润滑,取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm,所以轴端④的长度取为20mm,轴承支点距离l=118mm;根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求,取l´=75mm;查阅有关的联轴器手册取l"=70mm;在轴端、上分别加工出键槽,使两键槽处于轴的同一圆柱母线上,键槽的长度比相应的轮毂宽度小约5~10mm,键槽的宽度按轴端直径查手册得到。
4)选定轴的结构细节,如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。
按设计结果画出轴的结构草图。
4、按弯矩合成强度校核轴径
1)画出轴的受力图。
2)作水平面内的弯矩图。
支点反力为
FHA=FHB=Ft2╱2=2059╱2=1030N
I-I截面处的弯矩为
MHI=1030×118╱2N·mm=60770N·mm
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为
MHⅡ=1030×29N·mm=29870N·mm
3)作垂直面内的弯矩图,支点反力为
FVA=Fr2╱2-Fa2·d╱2l=(763.8╱2-405.7×265╱2╱118)N=-73.65N
FVB=Fr2-FVA=763.8+73.65=837.5N
I-I截面左侧弯矩为
MVI左=FVA·l╱2=(-73.65)×118╱2=-4345N·mm
I-I截面右侧弯矩为
MVI右=FVB·l╱2=837.5×118╱2=49410N·mm
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为
MVⅡ=FVA·29=837.5×29=24287.5N·mm
4)作合成弯矩图
M=
I-I截面:
MI左=
=60925N·mm
MI右=
=78320N·mm
Ⅱ-Ⅱ截面:
MⅡ=
=39776N·mm
5)求转矩图
T=9.55×106P╱n=272900N·mm
6)求当量弯矩
因减速器单向运转,故可认为转矩为脉冲循环变化,修正系数α为0.6。
I-I截面:
MeI=[M2I右+(αT)2½]½=181000N·mm
Ⅱ-Ⅱ截面:
MeⅡ=[M2Ⅱ+(αT)2]½=168502N·mm
7)确定危险截面及校核强度
截面I-I、Ⅱ-Ⅱ所受转矩相同,但弯矩MeI>MeⅡ,且轴上还有键槽,故截面I-I可能为危险截面。
但由于轴径d3>d2,故也应对截面Ⅱ-Ⅱ进行校核。
I-I截面:
σeI=MeI╱W=181500╱0.1d33=19.9MPa
Ⅱ-Ⅱ截面:
σeⅡ=MeⅡ╱W=168502╱0.1d32=26.3MPa
查表得[σ-1b]=60MPa,满足σe<[σ-1b]的条件,故设计的轴有足够强度,并有一定的裕量。
(5)修改轴的结构
因所设计轴的强度裕量不大,故此轴不必再作修改。
(6)绘制轴的零件图
五、滚动轴承的选择及设计计算
滚动轴承的设计
根据上面求得的轴在垂直面内和水平面内支点反力可知:
径向载荷:
Fra=(R2va+R2Ha)2=604.67N
轴向载荷:
Faa=Fa=464.72N
选择圆锥滚子轴承36208,宽度为18mm,外径D=80mm,额定动载荷Ca=26.8KN,额定静载荷,C0a=20.5KN
Faa╱C0a=464.72╱20500=0.02267
Faa╱Fra=464.72╱604.67=0.7686
查表得径向载荷系数X=0.44,轴向载荷系数Y=1.4,所以当量动载荷为:
Pa=XFra+YFaa=0.44×604.67+1.4×464.72=916.66N
轴承许用寿命:
[Lh]=8×8×300=19200h
轴承寿命:
Lha=106╱60n1×(Ca╱Pa)3=878850h>[Lh]
所以滚动轴承符合要求。
六、键连接的选择和计算
1、联轴器键的选择与校核
σp=2T×103╱kld≤[σp]
高速轴直径D=40mm,半联轴器的长度为84mm,因此选择键的宽度b=12mm,键高h=8mm,键长L=80mm。
T=5.89×104N·mm
k=0.5×8=4mm
l=L-b=80-12=68mm
查表得[σp]=100Mpa
代入数据,解得σp=10.8MPa<[σp]
故高速轴上的键符合要求。
2、高速级大齿轮键的选择与校核
σp=2T×103╱kld≤[σp]
由于高速轴直径D=45mm,高速级大齿轮的宽度B1=60mm。
因此选择键的宽度b=14mm,键高h=9mm,键长L=56mm。
T=2.085×105N·mm
K=0.5×9=4.5mm
l=L-b=56-14=42mm
查表得[σp]=100Mpa
代入数据,解得σp=49MPa<[σp]
故高速级大齿轮的键符合强度要求。
3、低速级小齿轮键的选择与校核
σp=2T×103╱kld≤[σp]
由于直径D=45mm,低速级小齿轮的宽度B1=90mm。
因此选择键的宽度b=14mm,键高h=9mm,键长L=80mm。
T=2.085×105N·mm
K=0.5×9=4.5mm
l=L-b=80-14=66mm
查表得[σp]=100Mpa
代入数据,解得σp=77MPa<[σp]
故低速级小齿轮的键符合强度要求。
4、低速级大齿轮键的选择与校核
σp=2T×103╱kld≤[σp]
直径D=70mm,低速级大齿轮的宽度B2=85mm。
因此选择键的宽度b=20mm,键高h=12mm,键长L=80mm。
T=5.89×104N·mm
K=0.5×12=6mm
l=L-b=80-20=60mm
查表得[σp]=100Mpa
代入数据,解得σp=47MPa<[σp]
故低速级大齿轮的键符合强度要求。
七、联轴器的选择
已知高速轴的最小直径dmm=20.16mm和选择电动机的轴的直径d=42mm,转矩Tr=88.3N·m,在校核高速轴的强度时,选取的联轴器的类型为:
HL3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为630N·m,轴孔直径范围在30·40之间,故取d=30mm,半联轴器的长度为82mm。
八、减速器附件的选择
1、箱体:
用来支持旋转轴和轴上零件,并为轴上传动零件提供封闭的工作空间,防止外界灰沙侵入和润滑溢出,并起油箱作用,保证传动零件啮合过程良好的润滑。
材料为:
HT200。
加工方式如下:
加工工艺路线:
铸造毛坯→时效→油漆→划线→粗、精加工基准面→粗、精加工各平面→粗、半精加工各主要加工孔→精加工主要孔→粗、精加工各次要孔→加工各紧固孔、油孔等→去毛刺→清洗→检验
箱体参数:
名称
符号
一级齿轮减速器
计算结果
箱座壁厚
б
箱盖壁厚
б
箱盖凸缘厚度
b
箱座凸缘厚度
b
箱座底凸缘厚度
b
地脚螺钉直径
d
地脚螺钉数目
n
轴承旁连接螺栓直径
d
盖与座连接螺栓直径
d
连接螺栓d
的间距
l
轴承端盖螺钉的直径
d
视孔盖螺钉直径
d
定位销直径
d
轴承旁凸台半径
R
凸台高度
h
大齿轮顶园与内机壁距离
△
机座助厚
m
轴承端盖外径
D
轴承端盖凸缘厚度
e
轴承旁连接螺栓距离
s
2、附件:
包括窥视孔和窥视孔盖、通气器、轴承盖、定位销、启箱螺钉、