电动卷扬机传动装置 课程设计

电动卷扬机传动装置目录1、设计题目………………………………………………………………32、系统总体方案的确定…………………………………………………32.1、系统总体方案………………………………………………………………32.2、系统方案总体评价…………………………………………………………43、传动系统的确定………………………………………………………44、传动装置的运动和动力参数…………………………………………64.1、确定传动比分配……………………………………………………………65、齿轮设计………………………………………………………………85.1、高速轴齿轮传动设计………………………………………………………85.2、低速级齿轮传动设计………………………………………………………165.3、开式齿轮设计………………………………………………………………216、轴的设计计算………………………………………………………246.1、中间轴的设计计算…………………………………………………………246.2、高速轴的设计计算…………………………………………………………326.3、低速轴的设计计算…………………………………………………………357、轴承校核……………………………………………………………377.1、高速轴轴承校核……………………………………………………………377.2、中间轴上轴承校核…………………………………………………………387.3、低速轴上轴承校核…………………………………………………………388、键的选择以及校核……………………………………………………399、联轴器选择……………………………………………………………4110、润滑油及其润滑方式选择…………………………………………4211、箱体设计……………………………………………………………4312、参考文献……………………………………………………………44213、附录设计任务书…………………………………………………44计算及说明主要结果1设计题目1.1设计题目方案2：间歇工作，每班工作时间不超过15％，每次工作时间不超过10min，满载起动，工作中有中等振动，两班制工作，钢䋲速度允许误差±5％。小批量生产，设计寿命10年。传动简图及设计原始参数如表：数据编号钢䋲拉力F（KN）钢䋲速度V（m/s）滚筒直径D（mm）81215220表1-1原始数据2系统总体方案的确定2.1系统总体方案电动机→传动系统→执行机构，初选三种传动方案，如下：图2.1二级圆柱齿轮传动3计算及说明主要结果图2.2蜗轮蜗杆减速器图2.3二级圆柱圆锥减速器2.2系统方案总体评价比较上述方案，在图2.2中，此方案为整体布局小，传动不平稳，虽然可以实现较大的传动比，但是传动效率低。图2.1中的方案结构简单，且传动平稳，适合要求。图2.3中的方案布局比较小，但是圆锥齿轮加工较困难，特别的是大直径，大模数的锥轮，所以一般不采用。最终方案确定：采用二级圆柱齿轮减速器，其传动系统为：电动机→传动系统→执行机构（如下图）选择方案14计算及说明主要结果图2-4选择方案3传动系统的确定3.1选择电动机类型1.功率计算电动机的速度计算：100015100021.7min601000220DnvvnrD工工输出所需要功率：Pw=FV=12*15/60=3KW（3-1）传动效率计算：522512342250.990.970.980.970.90.73（3-2）123450.9980.970.980.950.9弹性联轴器的效率取；闭式齿轮（级精度）的传动效率取；滚动轴承的效率取；开式齿轮传动效率取；卷筒传递效率取。电机所需要的功率：4.11dPKW根据所算的功率查资料[2]表9-39和表9-40，查的有21.7minvr0.734.11dPKW5计算及说明主要结果三种电机可选择：Y132S-4，Y132M2-6和Y132M2-8。将它们各个参数比较如下表：型号额定功率（KW）满载转速(r/min)轴伸出段直径(mm)价格总传动比Y132S-45.5144038900.00~1100.0066.35Y132M2-65.5960381300.00~1500.0044.23Y132M2-85.5720381800.00~2000.0033.162、方案比较：由上面图表显示，Y132S-4价格更便宜，满足所需工作要求，优先选用。方案（一）：按所给设计参数，选用直齿圆柱齿轮传动。查表得直齿圆柱齿轮的传动比的取值范围是3~5。转速为n=1440r/min,传动比为i=66.35。由于是直齿圆柱齿轮，故传动比可以平均分配312366.354.05iii24.0ii选用方案（二）6计算及说明主要结果根据经验，双级减速器的齿轮传动比最好不要超过4，以免齿数比太大导致齿轮受破坏程度相差太大。方案（二）：转速n=960r/min,功率P=5.5KW。312344.233.54iii，满足要求。故选用方案（二）。4传动装置的运动和动力参数4.1.确定传动比分配1、选用电机Y132M2-4，转速n=960r/min,功率P=5.5KW。因是直齿圆柱齿轮传动，传动比可以平均分配为：312344.233.54iii，2.各轴转速计算1960/minnnr211/271.19/minnnir322/76.61/minnnir4376.61/minnnr543/21.64/minnnir转筒的实际转速为21.64/minwnr，100%21.7121.64100%0.32%5%21.71传动分配合适。3.各轴输入转矩计算3153.12210.TNmm32178.54010.TNmm33600.84810.TNmm34582.14910.TNmm351765.2510.TNmm7计算及说明主要结果331113955010/9550105.34/96053.12210.TPnNmm332223955010/9550105..07/271.19178.54010.TPnNmm333333955010/9550104.82/76.61600.84810.TPnNmm334443955010/9550104.67/76.61582.14910.TPnNmm335553955010/9550104/21.641765.2510.TPnNmm终上，各轴的参数如下表：表4-1轴的参数编号功率（KW）转速（r/min)转矩（N.mm)15.3496053.122x10325.07271.19178.540x10334.8276.61600.848x10344.6776.61582.149x1035421.641765.25x1035齿轮设计5.1高速轴齿轮传动设计1.选定齿轮精度等级`材料和齿数1）按给定设计方案，选用直齿圆柱齿轮。2）卷扬机为一般工作机，速度不高，V=15m/min,故选用8级精度（GB10095-88）。3）材料选择由资料[1]表10—1选择小齿轮材料为40Cr(调质），硬8级精度材料为40Cr45钢Z1=22Z2=72208计算及说明主要结果度为250HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为220HBS，二者差为30HBS。4）选小齿轮的齿数为:Z1=22，则大齿轮的齿数为2223.5477.88z，取Z2=72。齿数比为12/3.54iuzz,取压力角20。由于减速器齿轮传动为闭式传动，可以采用齿面接触疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核。2.按齿面接触疲劳强度设计按设计计算公式计算21312.32()tEtHKTZuddu（5-1）1)确定公式的各计算值（1）试选载荷系数1.3tK（2）齿轮传递的转矩413.541410TNm（3）由资料[1]表10-7选取齿系数1.0d（4）由资料[1]表10-6查得材料的弹性影响系数1/2189.8EZMPa。（5）从资料[1]图10—21（d)查得，小齿轮疲劳极限为：lim1700HMPa，大齿轮疲劳极限为：lim2490HMPa。（6）计算应力循环次数1760609601(3002815%)4.1510hNnjL7724.1510/3.541.1710N（5-2）1.3tK413.541410TNm1.0d1/2189.8EZMPalim1700HMPalim2490HMPa714.1510N721.1710N120.950.98HNHNKK665,480.2HHMPaMPa9计算及说明主要结果（7）查资料[1]图10—19得接触疲劳寿命系数为：120.95,0.98HNHNKK，（8）计算接触疲劳许用应力：1lim11lim20.95700665,10.98490480.21HNHHHNHHKMPasKMPas（5-4）2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径1d，代入lH中较小值：24311.35.312210(3.511)189.82.3213.54480.255.70tdmm（2）计算圆周速度1155.709602.80601000601000tdnmvs（3）计算齿数1155.7055.70tbddmm（5-5）（4）计算齿宽与齿高之比/bh模数：1155.70/2.5322ttmdz（5-6）齿高：2.252.252.535.15thm55.79.795.69bh（5-7）（5）计算载荷系数55.70dmm55.70bmm2.53tm5.15h9.79bh1.2HFKKKA=1.501.408HK10计算及说明主要结果根据2.80/vms，，8级精度，查资料[1]图10—8得，载荷系数为，因为是直齿轮，假设/100/AtKFbNmm，有资料[1]表10—3查得1.2HFKK，由资料[1]表10—2查得使用系数为KA=1.50（*中等冲击），由资料[1]包10—4查的小齿轮7级精度，非对称布置时：2231.120.18(10.6)0.23101.408bHKdd由/9.79,1.408HbhK查资料[1]图10—13得1.35FK，故载荷系数为11.081.21.4081.825VAHHKKKKKVAHHKKKK动载荷系数；使用系数；齿间载荷分配系数；齿向载荷分配系数。（6）按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径33111.82555.762.691.3ttKddK（5-8）(7)计算模数m11/62.29/222.849mdz（5-9）3.按弯曲疲劳强度校核1.35FK1.825K162.69d2.849m11计算及说明主要结果由式（1-5）得弯曲强度的设计公式：13212()FaSadFYYKTmZ（5-10）11SFFTKYYdz输入转矩；载荷系数；应力校正系数；齿形系数；许用应力；齿宽系数；由齿面接触疲劳强度设计计算所得齿数。1）确定公式内的各参数值：1由资料[1]图10-20d查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：1500FEMPa，大齿轮的的弯曲疲劳极限为：2380FEMPa2由资料[1]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数10.92FNK，20..97FNK3计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数41.S，由资料[1]式（10-12）得：1112220.9250