卷扬机的传动装置设计

成绩:机械产品设计项目设计说明书设计题目：卷扬机的传动装置设计专业班级：机制201107班学生姓名：XXX学号:XXXXXXXXX指导教师：XXX目录第一章、机械设计课程设计任务书 2第二章、电动机的选择 4第三章、分配传动比 6第四章、齿轮设计 94.1高速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算 84.2低速级直齿园柱齿轮传动的设计计算 12第 五 章 、 轴 的 设 计 、 滚 动 轴 承 选 择 、 键 连 接 和 联 轴 器 选择 185.1轴的设计 185.2、 滚动轴承的选择及计算 255.3、 键连接的选择及校核计算 28第六章、附件设计 29第七章、设计小结 31第八章、参考资料 33第一章 机械产品设计任务书一、设计题目：电动卷扬机的传动装置设计1.机器的功能要求：起升机构是使重物作升降运动的机构，它是任何起重机必不可少和最主要最基本的机构。此次设计的电动5吨卷扬机是由电动机、连轴器、制动器、减速器、卷筒、导向滑轮、起升 滑轮组、钓钩等组成，其各方面的机构分布可以参考如下图所示。减速器高速轴，经减速器减速后由低速轴带动卷筒旋转， 使钢丝绳在卷筒上绕进或放出，从而使重物起升或下降。电动机停止转动时，依靠制动器将高速轴的制动轮刹住，使悬吊的重物停止在空中。根据需要起升机构上还可装设各种辅助装置，如起重量限制器、起升高度限位器、速度限制器和钢丝绳作多层卷绕时，使钢丝绳顺序排 列在卷筒上的排绳装置等。2. 机器工作条件：间隙工作，每班工作时间不超过 15%，每次 工作时间不超过10min,满载启动，工作中有中等振动，两班制工作， 钢绳的速度允许误差士 5%。小批量生产，设计寿命为10年。3. 工作装置功能参数：刚绳的拉力F= 10KN，速度V=0.8m/s, 卷筒的直径D=260mm。、设计任务1. 设计工作内容机械产品设计 课程设计内容由理论分析与设计计算、 图样技 术设计和技术文件编制三部分组成。（1）理论分析与设计计算a）总体方案设计：驱动系统有手动、内燃机和电动机几类。手 动的手柄回转的传动机构上装有停止器（棘轮和棘爪） ，可使重物保 持在需要的位置。 装配或提升重物的手动还应设置安全手柄和制动器。 手动一般用在起重量小、 设施条件较差或无电源的地方。 内燃机驱 动的在卷筒与内燃机之间装有离合器。 当离合器和卷筒轴上的制动器 松开后，卷筒上的绳索处于无载状态 ，此时绳索一端可从卷筒上自 由地拽出，以缩短再次提拉物件时的挂绳时间。 内燃机须在无载情况 下启动，离合器能将卷筒与内燃机脱开， 待启动正常后再使离合器接 合而驱动卷筒。 内燃机驱动的卷扬机常用于户外需要经常移动的作业， 或缺乏电源的场所。 电动调度广泛用于工作繁重和需牵引力较大的 场所。根据工作环境的不同， 可选用防爆型或非防爆型电动机为动力 源。电动机经减速器带动卷筒， 电动机与减速器输入之间装有制动器。 为适应提升、牵引 、回转等作业的需要，还有双卷筒和多卷筒装置 的起升机构。根据传动形式的不同， 卷扬机可分为苏式多级内齿行星齿轮传动 调度卷扬机、摆线针轮传动调度卷扬机、蜗轮 - 蜗杆传动回柱卷扬机 和少差齿回柱和调度卷扬机等。 对于单滚筒行星齿轮传动调度卷扬机， 其具有成本低，效率较高，重量轻，结构简单，易于维修和保养等优 点。本次设计的卷扬机用于建筑工地的地面调度和搬运工作。 根据实- 4 -际工作要求，采用两级圆柱齿轮传动。b）设计参数的确定：电动机类型的选择：该装置用于矿山地面、冶金 矿物或建筑工地的地面调度和搬运工作，要求环境湿度在80%以下，周围介质温度不超过 40C，且空气中不得含有沼气等爆炸性及具有 腐蚀作用的气体，选用丫系列全封闭式鼠笼型三相异步电动机。c）基本尺寸的确定：载荷状态表示卷扬机钢丝绳承受拉力作用地轻重与频繁程度，它与整个使用寿命期限内钢丝绳每次承受地拉力 Fi与 额定拉力Fe之比（Fi / Fe ）和钢丝绳每次承受拉力 Fi作用下地工作循 环次数ni与总工作循环次数Nt之比（m/NJ有关。m载荷谱系数Kf可用下式计算：Kf =E丄旦Nt Fe式中K f载荷谱系数；ni 在钢丝绳拉力 Fi作用下的工作循环次数，n i = ni ,n2 .nn ；N t 总的工作循环次数，Nt =Eni = ni + n? + nn ；Fi 钢丝绳承受的第i个拉力，Fi = Fi , F?，F n（N）;F e 钢丝绳承受的额定拉力（N）；（2）图样技术设计a） 产品的机械系统总体布置示意图或机构运动简图（如上图）。b）机械产品（或主要部件）总装配图。c）典型零件工作图。（3）编制技术文件: a）对设计方案进行经济技术评价。b）编制设计计算说明书：1、设计题目、要求和原始数据；2、执行机构的运动设计，包括数学模型、程序框图及文本、计算过 程和结果；3、原动机选择、 传动比分配过程，各轴的运动和动力参数计算过程 和结果；4、各级传动工作能力计算过程；5、减速器中轴、轴承、键联结、联轴器的选择及计算。2提交设计成品 需要提交的设计成品：纸质版、电子版（以班级学号中文姓名 作为文件名）各 1 份。内容包括：（ 1）机械产品（或重要部件）装配图一张；（ 2）零件图 2 张 （不同类型的零件：齿轮类、轴类、机架和箱 体类等等 ）；（3）设计计算说明书一份。三、设计参考资料1. 国家标准2. 行业规范及技术规定3. 机械原理与机械设计教材（西北工业大学出版社）4. 机械设计课程设计说明书（高等教育出版社，吴宗泽，罗圣国 主编）5. 网络资源四、项目实施过程要求五、设计中应注意事项第 1 章、提高强度和刚度的结构设计1 避免受力点与支持点距离太远2 避免悬臂结构或减小悬臂长度3 勿忽略工作载荷可以产生的有利作用4 受振动载荷的零件避免用摩擦传力5 避免机构中的不平衡力第 2 章、提高耐磨性的结构设计1 避免相同材料配成滑动摩擦副2 避免白合金耐磨层厚度太大3 避免为提高零件表面耐磨性能而提高对整个零件的要求4 避免大零件局部磨损而导致整个零件报废5 用白合金作轴承衬时，应注意轴瓦材料的选择和轴瓦结构设计6 润滑剂供应充分，布满工作面7 润滑油箱不能太小第 3 章、提高精度的结构设计1 避免加工误差与磨损量互相叠加2 要求运动精度的减速传动链中，最后一级传动比应该取最大值3 避免轴承精度的不合理搭配4 当推杆与导路之间间隙太大时，宜采用正弦机构，不宜采用正 切机构第 4 章、 考虑人机学的结构设计问题1 合理选定操作姿势2 操作手柄所需的力和手的活动范围不宜过大3 合理安置调整环节以加强设备的适用性六、设计阶段第一阶段：总体计算和传动件参数计算；第二阶段：轴与轴系零件的设计；第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制；第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写。七、完成时间在 2013 年 12 月 10 日之前完成全部设计任务第二章电动机的选择2.1、选择电动机类型按照工作要求选用丫系列全封闭式鼠笼型三相异步电动机，电压380V。2.2、选择电动机容量电机计算功率：，其中起重量 F=10KN,绳速v=0.8m/s （按满载时算）。由电动机到滚筒的传动总效率为：？总=?其中?分别为联轴器、轴承、齿轮传动和滚筒的传动效率，由？?、？?=0.99（联轴器），？ =0.99（稀油润滑，均按滚动轴承计算），？?=0.97 （脂油润滑，均按滑动轴承计算） n、? =0.97 （一般齿轮传 动，稀油润滑）,?=0.99（滚筒）。X 0.97 X 0.97=0.?总=?=0.99 X 0.99 X 0.99 X 0.99 X 0.96 88;?=Fv /1000=8000/1000=8kw?= ?/?总=8/0.88=9kw ; 选额定功率？?页=10kW。2.3、确定电动机转速经过两对内圆柱齿轮减速传动，故总传动比的合理范围是:i= （4 6）X （3 4） =12 24滚筒轴的工作转速为（滚筒直径为260mm ） n=60X1000V nD60 X 1000 X 空/260 = 59r/min :n则电动机转速的可选范围是：n =（1224） X 59=7081416r/min由容量和电机转速，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和价格等，选定电动机为丫系列,方案比较见表-1 :表-1型号额定功率(kW)额定转速(r/mi n)效率(%)重量(kg)堵转矩最大额定转矩Y160L-61197087.01472.02.0Y180L-81173086.51841.82.0经比较，选电动机型号为Y160L-6，其主要外形和安装尺寸见表 -2 :参数AABBCEHNPHDADACL尺寸254330254108110350275325530240325695第三章分配传动比3.1、 总传动比：？=證=而?= 12.373.2、分配传动装置各级传动比由传动系统方案可知开式圆柱齿轮传动的传动比？?=1, ?=1, ?=4由计算得两级圆柱齿轮减速器的总传动比为?= ?1?2?=?0i ? ?4512.374=3.093为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑， 当两级齿轮的配对 材料相同，齿面硬度HBS 350，齿面宽系数相等时，考虑齿面接触强 度接近相等条件。取高速级传动比？= 帀?= 2.081取低速级传动比？?=空=1.486?传动系统的各部分传动比分别为? =1,? =2.081,? = 1.486,?=1,?=4。3.3动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下:O轴（电动机轴） ?= Pd =9kw ; ? = ?= 730?min ; ?=9550第=117?1轴（减速器高速轴）Pl =Po n 12 = Po n 1 n 2 =8.8kwni =匹=730 r?i01min?=9550石=117 ?2轴（减速器中间轴） ?=?24 =? =8.4kw?rn2 =需=351 ?min ?=9550j=227.6 ?3轴（减速器低速轴）?=?5=? = 8.0kwn 3=2 = 236 r?3 i23min?=955g=323.7 ?蹲?？4轴（滚筒轴）?=?67 = ? = 7.6kwn4= 236 r?min?=9550?4=307.5 ?2 -轴号功率p kw转矩t Ngm转速 r%n）i传动比i传动效率0轴9.0117.0730-1轴8.8117.07302.0810.982轴8.4227.63511.4860.953轴8.0323.72361.0000.954轴7.6307.52361.0000.98第四章齿轮设计4.1高速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算4.11、选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理按方案选用直齿圆柱齿轮传动2）卷扬机为一般工作机器，速度不高。故选用7级精度（GB/10095 88）。3）材料选择：参考资料得小齿轮选用45钢，调质HBS=240270。 大齿轮选用45钢，正火HBSW60190。4）选小齿轮齿数 ?= 22，大齿轮齿数 ?2?= ?= 2.081 X22=45.8，取?2?= 46。4.12、按齿面接触强度设计由设计计算公式（10 9a）进行计算，即“ 2 32Qz? 1 I?戸2.32匸石而1）确定公式内各计算数值(1) 试选载荷系数。？?=1.3(2) 计算小齿轮传动的转矩(3) ?=95.5 X 105 ? = 95.5 X 105 88?730 ? E1.15 X 105 ? -m(4) 由表10 7选取齿宽系数？?= 1。(5) 由表10 6查得材料的弹性影响系数?= 189.8?(6) 由图10 21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hiim1 =600mpa。大齿轮的接触疲劳强度极限c Hlim2 =550mpa。 由式N=60njLh计算应力循环次数Ni=60nijLh=60X 730x 1X (10X 300x 3X 4) =1.59x 109N2=1.59X 109/2.081=0.77X 109(7) 由表10 19查得接触疲劳寿命系数kHN1 =0.90 :Khn2=0.95.疲劳许用应力Q*? (T取失效概率1%,安全系数s=1 T =?0?2b ? C ? 2=?3?1 c ? C ? 1=?=0.95X 550=522.5mpa=0.95X 600=540mpa3 ? ? ? 1 ? 2d1 232遽号 14.13、计算亠 =2.32 S3 X 5 X41X塑 x 2 l?12.081522.5mm=71.45mm(2) 计算圆周速度v?!?X 71.45 X 730 , c 小 ,60 X 100060 X 1000m/s=2.73m/s(3) 计算齿宽bb二 d ?d1t=71.45mm(4) 计算齿轮与齿高之比b/h模数mt=d 1t/z1=71.45/22=3.25mm齿高h=2.25mt=2.25X3.25mm=7.307mmb/h=71.45/7.307=9.78(5) 计算载荷系数根据v =2.73m/s,级精度，查图108得动载荷系数？?= 1.05:直齿轮，假设k? v?-?； 曲4.14、按齿根弯曲强度设计由式(10 5)得弯曲强度公式为1)确定公式内的各计算数值(1) 由图10 20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限?尸380?:大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ?2= 380?由图1018查得弯曲疲劳寿命系数kFNi=0.85, kFN2=0.88:(3) 计算弯曲疲劳强度许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式?=空警?彳得?1?夕？2?2?0.85 X 500 石 =30357mpa0.88 X 500=238.86mpa1.4r(4) 计算载荷系数kk二？?？?= 1X 1.05 X1.1 X1.28 = 1.4784(5) 查取齿型系数由表 10 5 可查得Ysa1=2.65;YFa2=2.226。(6) 查取应力校正系数由表 10 5 可查得 Ysa1=1.58, Ysa2=1.764(7) 计算大小齿轮的警?并加以比较?0?212.65 X 侥生。01379303.57?3?1?2 2.226 X 1.764?223=.0164大齿轮的数值大。1)设计计算、3 2 X 2.396 X 11.5 X 10cc,c cllm V2 X 0.01644mm=2.655mm1 X 2夕对比计算结果，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。由于齿根模数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2.655并就近圆整为标准m=3.00mm，按接触强度算得的分度圆直径?= 71.45?算出小齿轮齿数乙诗丁二237，取 zi=24大齿轮齿数Z2=uzi=24X2.081 = 49.56,取 Z2=504.15、几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径di =zim=24X 3mm = 72.0mm d2=Z2m=50x 3mm = 150.0mm(2) 计算中心距a =(?+ ?)/2=(72+150)mm/2=111.0mm4.2低速级直齿园柱齿轮传动的设计计算4.21、低级选用直齿园柱齿轮传动(1) 卷扬机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095 88)。(2) 材料选择：小齿轮选用45钢，调质HBS1 240270,大齿轮选用45 钢，正火 HBS2 200 230。(3) 选小齿轮齿数Z1=30,大齿轮齿数Z2=i23Z1=1.486X30 = 44.58 ，取 Z2=45。4.22、按齿面接触强度计算(设计)由设计计算公式(10 9a)进行计算，得dir泊32“空空2口?如卩1)确定公式内各计算数据(1) 试选载荷系数kt 1.3。(2) 计算小齿轮传动的转矩?=95.5X 105?=95.5X105x8.4?227 6=3.52X105 N?m(3) 由表10 7选取齿面系数d=1。(4) 由表10 6查得材料的弹性影响系数1 ZE=189.8mp?(5) 由图10 21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ?=1 590?, a ?=2 460?,(6) 由式10 13计算应力循环次数N1=60n1jLh=60 X227.6 X 1 X (12 X 300 X10)= 4.92 X 108N2=4.92 X108 /2.64=1.86 X 108(7) 由图10 19查得接触疲劳寿命系数Khn1 =0.91, Khn2=0.94(8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1,由式?= 筈严?得?彳?？1?0.91 X 590?1 =?=536.9?2 = ?2?!?=09=432.44.23、计算(1 )计算小齿轮分度圆直径d1t，代入 中较小的值3 ?+1耗2=2.32 V!?v = 60 X 100060 X 1000血，2.323 3竺竺咳泄X 空21.486432.4mm=122.58mm(2)计算圆周速度? X 122.58 X 227.6m/s=1.46m/s(3)计算齿宽bb= d ?dn= 122.58 mm(4) 计算齿轮与齿高之比b/h模数：mt=d1t/Z1=122.58/30=4.086mm齿高：h=2.25mt=2.25 X4.086mm=9.194mmb/h=122.58/9.194=13.33(5) 计算载荷系数(5)计算载荷系数根据，7级精度，查图108得动载荷系数 ？?= 1.11 :直齿轮，设k?%2?2嘗?确定公式内的各计算数值(1) 由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳极限？?佇220?: 大齿轮的弯曲疲劳强度极限？?于190?(2) 由图1018查得弯曲疲劳寿命系数kFN1=0.86, kFN2=0.89:(3) 计算弯曲疲劳强度许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式?= ?得(4) 计算载荷系数 k=?=1 X 1.11 X 1.2 X 1.33 = 1.772(5) 查取齿型系数 由表 10 5 可查得，丫Fa1 2.52,丫Fa2 2.219(6) 查取应力校正系数由表105可查得,YSai1.625论2 1.769(7) 计算大小齿轮的F，并加以比较YFa1Ysa12.52 1.6250.0303F 12YSa2135.142.219 1.7690.0325F 2120.29大齿轮的数值大。、r、r、r 3 2 X 1 772 X 35 2 泌 10(8) 设计计算 m 1XX302_ X 0.01644 mm=2.835mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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，仅取决于齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关。可取由弯曲强度算得的模数 m=5.131m m,并就近圆整为标准值 m=5m m。按接触强度算得分度圆 的直径d1 = 122.58算出小齿轮齿数乙=?=12：58 =24.516,取z1=25。大齿轮齿数 Z2=i23Z1=25X 1.486 = 37.15,取 Z2=37。4.25、几何尺寸计算(1 )计算分度圆直径 d1= Z1m=25 X 5mm = 125mm , d2=Z2m=37 X5mm = 185mm(2) 计算中心距 a =(?1 + ?)/2=(125+185)mm/2=155.0mm(3) 计算齿轮宽度：b二 dd1=1 X 125mm = 125mm取 B2=125mm,B1=130mm。4.26、验算L 2? 2 X 3.52 X 50 lcccFt二 1二一一=5632N?125? 1 X 5632?0=45.046 ? 1.4h，故取 l5-6=6mm。(6) 轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对 轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 l=30mm，故取 l2-3 =50mm。(7) 取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s=8mm，已知滚动轴承宽度 T=16mm,齿轮轮轂宽为 130mm,则取13-4 =T+s+a+(130-126)=34mmb_7 =L+a+s -15-6=130+16+8 -6=138mm至此，以初步确定了轴的各段直径和长度。5) 轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按d4-5查表得平键截面bx h = 14mm X9mm，键槽用键槽铣刀加工，半联轴器与轴的连接 时长为30mm。同时为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴的配合为H 7 k6 ；齿轮轮毂与轴的连接时长为115mm 选齿轮与轴的配合H7/n6。滚动轴承与轴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。6) 确定轴上圆角和倒角尺寸，取轴端倒角为2X45 各轴肩处的 圆周半径R2求轴上的载荷首先根据轴的结构图，做出轴的计算简图 2。确定轴承的支点位置作为简支梁的轴的支撑跨距L2+ L3=89+215mm=304mm。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面。 现将计算出的截面C处的Mh、Mv及M的计算过程列出。载荷水平面H垂直面V支反力 F :?= 1024.5N , ?2= 2475?1= 372.9N，?2= 900.8?弯矩M :总弯矩：扭矩TM H=91180.5N?mmMv1=33188.1N?mm ,=V 91180.52 + 33188.1 2=97032.6N?mmT3=323.7N m按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险 截面C）的强度。根据公式和上面所得数据，以及轴单向旋转，扭转切应 力为脉动循环变应力，取a=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为40Cr钢，调质处理，查表得a 70MPa ,故安-1全。精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面A, 2, 3, B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起 的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭矩强度 较为宽裕确定的，所以截面 A, 2, 3, B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面4和5处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面5 的应力集中的影响和截面 4的相近，但截面5不受扭矩作用，同时轴径 也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大， 故截面C也不必校核。截面6和7显然更不必校核。键槽的应力集中系 数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面4左右两侧即可。截面4左侧抗弯截面系数W=0.1d 3=0.1 x 34=3930.4mm3抗扭截面系数WT=0.2d 3=0.2 x 32=7860.8mm3截面4左侧的弯矩M为M=323.7x三6= = 94.56N ?m89截面上的弯曲应力。 =-=2080MPa= 13.3MPab W 1562.5截面上的扭转切应力t T = WA答 MPa=13.8MPa轴的材料为40Cr钢，调质处理。查表得。D = 735MPa,=B-1355MPa, r = 200MPa,。5 -1 5截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数查表得：a = 2.0,a = 1.31z轴的材料敏性系数：q =0.82 , qz=0.85故有应力集中系数为：k = 1 + 0.82 x (2.0 - 1) = 1.82, k r =1 + 0.85 x (1.31 - 1) = 1.26,尺寸系数为0.67,扭转尺寸系数为0.82 ;表面质量系数均为0.92 ;轴未经表面强化处理，综合系数为:,1.821,小“k =石+赢-仁280所以安全系数为：S = 2.80 X 13.3+0.1X= 9.51k1.26 = + 0.8210.92-1 = 1.62ST20060 呼+0.05 咛=17.35Scs=9.51 X 17.35V 9.512+17.35 28.3?s = 1.5故可知其安全