卷扬机传动装置的设计

3、卷扬机传动装置的设计1、设计题目 设计一卷扬机的传动装置。传动装置简图如下图所示。（1）卷扬机数据卷扬机绳牵引力 F(KN)、绳牵引速度 v(m/s)及卷筒直径 D(mm)见附表。（2）工作条件用于建筑工地提升物料，空载启动，连续运转，三班制工作，工作平稳。（3） 使用期限工作期限为十年，每年工作 300 天，三班制工作，每班工作 4 小时，检修期间隔为三年。（4） 产批量及加工条件小批量生产，无铸钢设备。2、设计任务1）确定传动方案；2）选择电动机型号；3）设计传动装置；4）选择联轴器。3、具体作业1）减速器装配图一张；2）零件工作图二张（大齿轮，输出轴） ；3）设计说明书一份。4、数据表牵引力 F/KN 1.2 1.3 1.5 1.7牵引速度v/(m/s) 0.3，0.4 0.3，0.4，0.5，0.6卷筒直径 D/mm 470，500 420，430，450， 430，450，500 440，460，4805、方案分配汽车专业学生序号 2130 对应方案 4.14.10(从第一、二列中组合出十种方案)。工程机械专业学生序号 716 对应方案 4.14.10（从第三、四列中任意组合出 10 种方案） 。目录传 动 装 置 卷 扬 机原 动 机 w联 轴 器 重 物前言 设计任务书 确定传动方案 选择电机型号 设计传动装置 选择联轴器 箱体的设计 制动器的选择 减速箱的润滑 参考文献1. 前言卷扬机又称绞车，是起重垂直运输机械的重要组成部分，配合并架，滑轮组等辅助设备，用来提升物料、安装设备的作用。由于它结构简单、搬运安装灵活、操作方便、维护保养简单、使用成本低对作业环境适应能力强等特点，被广泛应用。卷扬机是一种常见的提升设备，其主要是用电动机作为原动机。由于电动机输出的转速远远大于卷扬机中滚筒的转速，故必须设计减速的传动装置。传动装置的设计有多种多样，如皮带减速器、链条减速器、齿轮减速器、涡轮蜗杆减速器、二级齿轮减速器等等。通过合理的设计传动装置，使的卷扬机能够在特定的工作环境下满足正常的工作要求。2. 设计任务书2 1.设计要求2.1.1 工作条件用于建筑工地提升物料，空载启动，连续运转，三班制工作，工作平稳。2.1.2 使用期限工作期限为十年，每年工作 300 天，三班制工作，每班工作 4 小时，检修期间隔为三年2.1.3 产批量及加工条件小批量生产，无铸钢设备。2.1.4 动力源为三相交流 380/220V，电动机单向运转，载荷较平稳21.5 该装置的参考图如下： 传 动 装 置 卷 扬 机原 动 机 w联 轴 器 重 物2.1.6 设计数据牵引力 F/KN 12牵引速度 v/(m/s) 0.3卷筒直径 D/mm 4702.2 设计任务1）确定传动方案；2）选择电动机型号；3）设计传动装置；4）选择联轴器；3 确定传动方案3.1 传动方案传动方案一般用机构见图表示。它反映运动和动力传递路线和各部件的组成和连接关系。合理的窗洞方案首先要满足机器的功能要求，例如传递功率的大小，转速和运动形式。此外还要适应工作条件（工作环境、场地、工作制度等） ，满足工作可靠。结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护便利、经济性合理等要求、要同时满足这些要求是很困难的，因此要通过分析比较多种方案，来选择能保证重点要求的传动方案。 （参考机械设计课程设计手册）3.1.3确定传动方案：传动方案的选择主要考虑 1）在电动机与减速器是用联轴器连接还是用带连接；2）减速器是选择一级还是二级。电动机与减速器是用联轴器连接还是用带连接主要取决是传动装置的总的传动比，若总的传动比大于等于 40，则选择带连接，小于 40，则选择联轴器。减速器是选择一级还是二级这主要取决于减速器的传动比，若减速器的传动比大于等于 8，则选用二级减速器；小于 8，则选择一级减速器。4.确定电机型号4.1 电机的选择4.11 传动装置的总效率5423查表得各部分效率为：V 带传动效率为 ，滚动轴承效率（一对）96.01，闭式齿轮传动效率为 ，联轴器效率为 ，传动滚筒9.027.3 9.04效率为 6.5得 =0.8254.1.2工作机所需的输入功率，其中wdP10)(FVkW式中：P d-工作机实际需要的电动机输出功率，KW；Pw-工作机所需输入功率，KW；-电动机至工作机之间传动装置的总效率。所以 4.4kw10825.3.d使电动机的额定功率 P （11.3）P ，由查表得电动机的额定功率 P edd 5.5KW 。 4.1.3确定电动机转速计算滚筒工作转速 ： min/20.1473.06106rDVnw 由推荐的传动比合理范围，v 带轮的传动比范围：=7，二级圆柱齿轮减速器的传动比一般范围：840。 （由机械设计课程设计手册 表 1-8得）则总传动比的范围为， 160i故电机的可选转速为： min/2.193.520.1)6( rniwd 4.1.4确定电动机型号电动机通常多选用同步转速有750r/min，1000r/min，1500r/min，3000r/min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为 1000r/min ，根据所需的额定功率及同步转速查表（机械设计课程设计手册表 12-1）确定电动机的型号为 Y132M2-6，满载转速 960r/min 。 其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速 960r/min，额定转矩 2.0，质量84kg（机械设计课程设计手册表 12-1） 。 5.设计传动装置5.1 计算总传动比和及分配各级的传动比5.1.1传动装置的总传动比要求应为I=nm/nw式中：n m-电动机满载转速总传动比：i =960/12.20=78.69 a5.1.2分配各级传动比查资料，取 V 带的传动比 ，则减速器的传动比 i 为30ii= 2.69.78ia取两级援助齿轮减速器高速级的传动比 1.4.3.0ii则低速级的传动比为 2160i由上知此传动装置的总的传动比等于 78.69 大于 40，所以在电动机与减速器之间选用带连接。减速器的传动比等于 26.23 大于 8，因此选用二级减速器。即传动方案大概如下： 2 3 5 4 1IIIVPdPw5.2 传动装置的运动和动力参数电动机轴 KWPd4.0min/96rn0.543.7TN轴（高速轴） KWP24.96.04101013/min.95126.0nriTN轴（中间轴）2123224.0.974.06581/min66903.2PKWnriTN轴（低速轴） 323334.069.7305812/min95.80PKWnriTN轴（滚筒轴） 432344.9.93821.0/min.82950.5PKWnrTNm运动和动力参数的计算数值整理列表如下功率 p/kw 转矩 T/KN.M,轴名输入 输出 输入 输出转速n/(r/min)传动比i效率电动机轴1 轴2 轴3 轴滚筒轴4.2244063.903.824.44.184.023.863.78126.06734.203052.872990.2543.77124.80726.863022.342960.3596032052.8112.2012.2036.0604.3310.960.960.960.985.3齿轮的设计5.3.1高速级齿轮传动的设计计算材料：高速级小齿轮选用 钢调质，齿面硬度为 241.5HBS。高45速级大齿轮选用 钢正火，齿面硬度为 186.5HBS。查课本第 171 页45表 11-5 得 , 。1.HS.2F查课本（机械设计基础，第五版）第 166 页表 11-1 得： ，lim158HMPalim2375HMPa，4FE 10FE故 lim11532.HaS lim2237541.HMPaS1146.FEMP 2208.5FE按齿面接触强度设计：8 级精度制造，查课本（机械设计基础 第五版）第 169 页表 11-3 得：均匀载荷，载荷系数 K=1.2（有轻度振动）取齿宽系数： 0.7d对于高速级齿轮 126.TNm1=6.0i查表课本(机械设计基础 第五版 ) 171 （11-4 ） ,18EZ2.5HZ计算中心距：由课本(机械设计基础 第五版 )171 页式 11-3 得：211 232.607.18.53498.5EHdKTZmm 动力传动齿轮 m 可以取 2.5,3,4 等。， 112()amZ21Zi取 m2.5 时， ， . 13294返算： 6.0i分度圆直径： ,1.580dzm2.51948dzm中心距 a=283齿宽： 可取 ， 10.798536.7dbm270bm175b高速级小齿轮： ， 高速级大齿轮：1Z， 270m24Z查课本（机械设计基础 第五版）：， （表 11-8）, （表 11-9）131.5FaY1.64saY22 294,98,.819SZ（ 表 ） （ 表 ）按齿宽 计算强度：6bm11 12 21.60.51649.73FaSF FKTYMPaZ 12F2 2.89.7.9FaS FEMPa第一对齿轮的齿面接触疲劳强度和齿根的弯曲疲劳强度满足要求。5.3.2、低速级大小齿轮的设计：对于低速级齿轮， ， ，24.3i2740.TNm25.81/innr按齿面接触强度设计：8 级精度制造，查课本（机械设计基础 第五版）第 169 页表 11-3 得：载荷系数 ，取齿宽系数1.K0.7d计算中心距： 由课本第 171 页式 11-3 得：查表课本（机械设计基础 第五版）171 （11-4 ） ,18EZ2.5HZ231 2312.7405.38.54118.56EHdZKTmmm 可以取 2.5,3,4 等。212()aZ21Zi当取 m=4 取 时， , 则 Z2=130310i=4.33。分度圆直径： , 143dmzm2413052dzm中心距 a=320齿宽: 10.71826dbm则可取 , 253b验算轮齿弯曲强度：查课本表 11-8，11-9 得：， ，130Z12.5FaY1.63saY2 2,7S按最小齿宽 2bm11 12 2.340.51639.51FaSF FEKTY MPaZ 12F2 22.51739.14.8063FaS FEYMPaMPa 第二对齿轮的齿面接触疲劳强度和齿根的弯曲疲劳强度满足要求。5.4 V 带设计5.41 带的型号和根数确实确定计算功率 。由表 13-8（机械设计基础，第五版）查得工作情况系数Pc;故2.AKKWKA28.54.15.4.2选取 v带带型。根据 P c=5.28KW nm=960 r/min由图 13-5(机械设计基础，第五版)选用 A 型。确定带轮的基本直径 并验算1d带速 v。5.4.3初选小带轮的基准直径 。由表 13-9(机械设计基础，第五版)，1d取小带轮的基准直径 ；md501验算带速 v；因为 5m/sd2,所以查手册 62 页表 6-1 取d3=90mm,选用 6018 轴承， L3=40mm;第四段主要是定位轴承，取d4=98mm,L4 由箱体确定取 66mm;L5 段为轴间，用于定位齿轮，区d5=108mm,轴长 L5 取 14mm;第六段轴为装 齿轮，取 d6=100mm，取l6=128mm:第七段与第三段一样装轴承，去 d7=90mm,L7=40mm.2）求作用在轴上的作用力：且已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =520 2dm齿轮作用在轴上的水平力即周向力： ， F =t23T3205.8714.N齿轮作用在轴上的铅垂力即径向力：F = F rtan174.8tan20473.6N由于齿轮和联轴器都对轴有作用力而产生弯矩，故将两者弯矩分别求得再进行合成。轴的强度校核在垂直面上 12174.85.20.87/.631NHtNHHlaFt KNMlma左 侧右 侧弯 矩在水平面上有 124273.61.5472.906.358.0,5.9/18NHldFpr KNKNMl ma左 侧右 侧弯 矩总弯矩 22163475扭矩417.8095282tFdTNm进行校核时候，通常只是校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度根据式及上面的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取 ，轴的计1算应力 22223()758(1).040.6caMTMPaW查得 45 刚的 。因为 ，故安全。Pa61 1ca2）中间轴的设计：由上知 P2=4.06KW =52.81r/min2n=734.20Nm T初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 刚,调质处理，根据课本第 245页式 14-2,取 ，C=113，得:35Mpa。所以最小轴应大于 47mm.23min4.061.78PdCm进行轴的结构设计：第一段轴装轴承，查手册 62 页表 6-1 取 d1=50mm,选用 6010 轴承，L1=40mm;第二段主要是定位齿轮，d 2.d1,取 d2=58mm,L2 略小于前低速齿轮设计的小齿轮宽度 b1， 取 128mm;L3 段为轴间，用于定位齿轮，区 d3=66mm,轴长 L3 取 12mm;第四段轴为装 齿轮，取 d4=58mm，因为 Lb(齿轮宽) ，取 l4=68mm:第五段与第一段一样装轴承，去d5=50mm,L7=40mm.校核同上，此设计满足要求。3）高速轴的设计：由上知 P1=4.224KW =320r/min1n=126.06Nm T初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 刚,调质处理，根据课本第 245 页式 14-2,取 ，C=113 ，得:35Mpa所以最小轴应大于 26mm.133min4.20.9PdCm进行轴的结构设计 第一段轴颈配轴承查手册 62 页表 6-1 取 d1=35mm,选用 6007 轴承取L1=40mm,第二段轴用于定位齿轮取 d2=45mm，取 L2=72mm;d3 段根据箱体的具体情况定为 136mm2,所以取 d3=40mm,，L 3=136mm;第四段配轴承 d4=35mm,L4 取 40mm;L5 段用于连接带轮d5=30mm,l5=150mm校核同上，此设计满足要求。6. 联轴器的选择低速轴端联轴器：根据联轴器的计算公式 ，查表 17-1（机械设计cATK基础 第五版） ，取工作情况系数 ;则有1.9，查表 8-7（机械设计课程设计31.9052.87cATKNm手册） ，选用 HL7 弹性柱销联轴器，其公称转矩为 。630Nm7. 箱体的设计名 称 符号 二级圆柱齿轮减速器/mm箱座壁厚 11箱盖壁厚 110箱座凸缘厚度 b16.5箱盖凸缘厚度 115箱座底凸缘厚度 227.5底脚螺栓直径 fd22底脚螺栓数目 n6轴承旁联接螺栓直径 1d 16.5箱盖与箱座联接螺栓直径 213联接螺栓 的间距2dl160轴承端盖螺钉直径 3d10定位销直径 10安装螺栓直径 xM10至外箱壁距离 min1c16螺栓扳手空间与凸缘宽度至凸缘边距离 i214沉头座直径 mincD24轴承旁凸台半径 1R18凸台高度 h根据扳手操作方便为准外箱壁至轴承座端面距离 1l42大齿轮顶圆与内壁距离 13齿轮端面与内壁距离 211箱盖、箱座肋厚 m、19、9轴承端盖外径 2D124轴承端盖凸缘厚度 t12轴承旁联接螺栓距离 S1248 制动器的选择制动器是用来降低机械运转速度或迫使机械停止运转的装置。9.减速器的润滑9.1 齿轮的润滑因齿轮的圆周速度很小，所以才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。9.2 滚动轴承的润滑采用飞溅润滑，即利用齿轮的传动把润滑齿轮的油甩到四周墙壁面上，然后通过适的油槽把油引入轴承中去。10.参考资料目录1机械设计基础（第五版） ，高等教育出版社， 杨可桢 程光蕴 李仲生 主编；普通高等教育“十一五”国家级规划教材2机械设计课程设计手册（第二版） ，高等教育出版社，清华大学 吴忠泽 北京科技大学 罗圣国 主编九、轴承的校核1.中间轴计算轴承轴向力由表 11-9 查 7207C 轴承得 C=30500N Cro=20000N由表 9-10 查得 7207C 轴承内部轴向力计算公式：110.4.253.8910.56RSFN224外部轴向力 3270.695.71.69AaFN则：2.81.2.4SA则两轴轴向力分别为105.6aSFN2105.61.943.87aSAFN1,Ra计算轴承的当量动载荷 20aC查表 11-9 得 e=0.43因 105.6.42389aFeR因此 X=1，Y=0 则当量动载荷为：151.05.6213.89RapXYN则660 7527.4.ThfCL hnp减速器的预期寿命为 30hLhL故轴承寿命满足要求。2.低速轴计算轴承轴向力 由表 11-9 查 7209C 轴承得 C=38500N 由2850pCN表 9-10 查得 7209C 轴承内部轴向力计算公式，则轴承 1.2 的内部轴向力分别为：11220.4.98.147.2SRN外部轴向力 A=691.61N 各轴向力如同所示 10.57SAN则两轴轴向力分别为 12479.,aaFSF计算当量动载荷 由 查表 11-9 的 e=0.4 0.C因 故 X=1 Y=01479.2.8aFeR则轴承当量动载荷 198.1apXRYFN轴承在 以下工作，查表 8-14 得 对于减速器查表 8-35 得10oCTf载荷系数 则 故满足.5pf6028039.75ThpfCLhnhL轴承寿命要求。3.高速轴承校核计算轴承的轴向力 由表 11-9 查 7206C 轴承得 C=23000N 由015rC表 9-10 查得 7206C 轴承内部轴向力计算公式，则轴承 1,2 的内部轴向力分别为：11220.4.39.8527.0640SRN外部走向力 A=203.84N 各轴向力如同所示23.84.21.8SA则两轴的轴向力分别为 26.4,408.2a aFSANFSN计算当量动载荷 由 查表 11-9 故 X=0.04 Y=1.35 则轴承10.4arFC当量动载荷1.139.87561.847.apXRY N轴承在 以下工作，查表 8-34 得 查表 8-35 得载荷系数 0oCTf 1.5pf则61647.010Th hpfLLn故收成寿命满足要求。7 轴承校核7.1高速轴轴承校核1、已知此减速器利用直齿圆柱齿轮设计，轴上无轴向力，故选用深沟球轴承。此机器的预期计算寿命为： 281035%720hLh2、校核轴承的寿命：轴 I 上的轴承 轴 I 上的轴承已初选 6307，基本额定负荷 3.2rCKN；minrnI960计算当量动载荷 P，根据式（13-9a）：（7-1）prrPfF载 荷 系 数 ；径 向 载 荷 。按照表 13-6，NFFVBHrBAA 734916894631635108222 .，取 ， 选两者中1pf pfrF较大者，故： fPrp 51736951校核此轴承的寿命：366101020178595.h hcL LnP故，该轴承满足工作要求。7.2中间轴上轴承校核：轴 II 上的轴承已初步定为 6308，基本额定负荷 40.8rCKN271.9minIrn计算当量动载荷 P，根据式（13-9a）： rpFfPNFFVBHrBAA 7239519823972042 .（7-2）按照表 13-6， ，取 ， 选两者中1pf .pfrF较大者，故： NFfPrp 549225校核此轴承的寿命：366101080497627.9.5h hcL Ln轴承满足工作需求。7.3低速轴上轴承校核：轴 III 上的轴承已初步定为 6309，基本额定负荷52.8rCKN76.1minrn计算当量动载荷 P，根据式（13-9a）： rpFfPNFFVBHrBAA 1248098472303716192 .按照表 13-6， ，取 ， 选两者中pf 5pfrF较大者，故： NFfPrp 23701248051.校核此轴承的寿命：3661010528061957h hcL LnP故此轴承满足工作要求。8 键的选择以及校核1、选择轴键联接类型和尺寸轴 上选用一个普通平键：根据轴 I 的尺寸查资料4表 5-4，初选I定为 ， 。108mbh156L轴 用于齿轮轴向定位的采用普通平键，根据轴 II 的尺寸齿轮 3 的I键初选定为： ， 。3230m轴 上用于齿轮定位的键根据轴的尺寸初选定为 ，I 4160bh，用于轴端联轴器的普通平键为 ， 。470mL 50853mL2、校核键联接的强度键、轴、轮毂的材料都是 45 钢，由资料1表 6-2 查得许用挤压应力，取其平均值 。102PMa MPaP10轴 上用于连接联轴器的键工作长度为： ，键与I 5612bLml轮毂键槽的接触高度 ， ，由式（6-1）0.5.84khm13d可得：故此键满足工作要求。键标记为：键 C GB/T 1096-19791056轴 上齿轮 3 键的工作长度 ，I 3501238Lbml键与轮毂键槽的接触高度 ，hk4。由式（6-1）可得：245md323178.5402.0PP MaklT故此键满足工作要求。键标记为：键 ， 。12501967GBT轴 上的齿轮连接键的工作长度 ，I 401654Lbml键与轮毂键槽的接触高度 ，hk5，由式（6-1）可得：352md3360.841.952P PMaklT故该键满足工作需求。键标记为：键： ， 。16701967GBT轴 上与联轴器相连的键的工作长度 ，I 463592bmlL键与轮毂键槽的接触高度为 ， ，.50.1kh18d，由式（6-1）可得：33582.1490NmT33582.149P PMakld故此键满足工作要求。键标记为：键 C： ， 。106310967GBT