卷扬机的传动装置说明书1

仲恺农业工程学院机电工程学院《机械设计》课程设计说明设计题目：卷扬机传递装配的设计姓名：肖波学号：200810824212班级：机械082指导老师：陈赛克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备，使用期8年，大修期3年，两班工作制。卷扬机卷筒速度容许误差5%，过载转矩不超过正常转矩的1.5倍。由一般厂中小批量生产。传动装备简图如下：1）卷扬机原始数据钢丝绳拉力F（N）钢丝绳速度v（m/s）直径D（mm）卷筒效率η90000.273500.962.设计内容1）传动方案的分析；2）电动机的选择（类型、具体型号），传动比分配；3）传动装置动力参数计算；4）传动零件（皮带轮、齿轮）的设计；5）轴的设计和计算；6）轴承及其组合部件设计；7）键、联轴器的选择和校核；8）减速器箱体、润滑和附件等的设计；9）装配图（2号图纸）、零件图（3号图纸）的绘制；10）编写设计计算说明书（5000-7000字）。3.设计要求1）每人单独一组数据，要求独立认真完成；2）图纸要求：减速器装配图一张（A2），零件工作图两张（A3，传动零件、轴），应按设计获得的数据用计算机绘图。总体设计过程一、传动方案的分析1、确定电动机的转速1）由一开始的原始数据可知，卷扬机卷筒的工作转速为：min/74.1435.014.3/6027.0D/vnwr2）从题目中的生产条件和设计要求中可以确定选择Y系列三相异步电动机来作为总动力输出装置。此类电动机同步转速分别有750,1000,1500,3000r/min.这四种类型，现在按四种不同电动机的同步转速，用公式wmanni计算出各个转速的传动比，并排列成下表所示：电动机同步转速min)/(nmr750100015003000系统总传动比ai68.6891.58137.36274.733）在综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和总传动比，以及上表中的内容后可知：750转的低速电动机虽传动比小，但因其极对数多，转矩较大而要求其外轮廓较大，制造成本价格高，不宜选用。3000转的电动机跟750转刚好相反，不过传动比大，也使传动装置外轮廓尺寸大，制造成本高，也不适合。对比1000转跟1500转的电动机，1000转的能使传动装置结构更为紧凑，使传动装置总传动比减小，即传动装置的尺寸、重量减少；另外整个传动装置中包括了开式齿轮传动，开式齿轮只适宜于低速转动，故现在选用1000转的电动机。2、选择传动方案1）分析：从上图中可知，该卷扬机的传动装置是由减速器和开式齿轮来组成，通常开式齿轮传动的传动比范围为6~41i，由于选择了1000转的电动机，则空载时系统总传动比为91.58，这样即可算出加载到减速器的传动比范围为2i=15.26~22.89，故应选择二级减速器。根据工作条件和要求确定选择二级圆柱齿轮减速器。2）验算：二级圆柱齿轮减速器的传动比范围为40~82i，开式齿轮传动的传动比范围为6~41i，则总传动比的范围为240~32i，因此满足上面总传动比91.58的要求。经过上边的研究后可以确定出该传动方案为：二级圆柱齿轮减速器和开式齿轮共同构成传动装置。二、电动机的选择1、选择电动机类型按照现在生产单位的生产方式，Y系列三相笼型异步电动机结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便，适合大多数的生产以及作业。按照工作条件和要求，选用Y型笼型三相异步电动机,封闭式结构。2、电动机型号选择及其基本参数工作机的功率43.2100027.090001000vFpwKW卷扬机的传动装置所使用的传动副：联轴器、圆柱齿轮、滚到轴承、开式齿轮、卷筒。且各个传动副的效率如下：1）联轴器传动效率：η1=0.99（联轴器个数为1）2）滚动轴承传动效率：η2=0.99（滚动轴承对数为4）3）8级精度圆柱齿轮传动效率：η3=0.97（圆柱齿轮个数为2）4）9级开式齿轮的传动效率：η4=0.96（开式齿轮个数为1）5）卷筒的传递效率：η5=0.96（卷筒个数为1）所以，传动装置总效率为：83.05443221＝则工作机所需电动机功率93.283.043.2wdppKW由于实际生产过程中电动机额定功率edp应该略大于dp。根据Y系列电动机技术数据，选取电动机的额定功率edp为3KW,结合其同步转速，根据Y型电动机详细参数表（附）：选定电动机的各项参数如下：1）同步转速：1000r/min六级电动机2）型号：Y132S-63）额定功率：3KW4)满载转速（mn）：960r/min5）堵转转矩/额定转矩：2.06）堵转电流/额定电流：6.57)最大转矩/额定转矩：2.23、传动比分配1）计算传动装置总传动比由前边确定的电动机满载转速mn和工作机主动轴转速wn，可计算出传动装置的总传动比为：13.6574.14960wmanni2）分配各级传动比由于开式齿轮的传动比范围为6~4，现取开式齿轮的传动比0.5i。则减速器的传动比03.130.513.650iiia由二级圆柱齿轮减速器传动分配表，则两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比3.403.134.14.11ii，则低速级的传动比为03.33.403.1312iii三、传动装置动力参数计算1.从电动机的传动轴到卷扬机的转轴，依次计算各个轴的运动和动力参数，分别如下：1）各轴转速mn1n1nY132S-6电动机输出轴的转速12ninm1i为圆柱齿轮减速器高速级的传动比213niinm2i为圆柱齿轮减速器低速级的传动比4niiinm21i为开式齿轮传动比2）各轴输入功率d1PPη112PPη2η323PPη2η334PPη2η4代入数据得：1n960r/min12ninm=26.2233.4960r/min213niinm=68.7303.3*3.4960r/min4niiinm21=0.5*03.3*3.496014.74r/mind1PPη12.93*0.99=2.9KW12PPη2η32.9*0.99*0.97=2.78KW23PPη2η32.78*0.99*0.97=2.67KW34PPη2η42.67*0.99*0.96=2.54KW3)各轴输出转矩:T1=9550*(11nP)=9550*(9609.2)N·m=28.85N·mT2=9550*(22nP)=9550*(26.22378.2)N·m=118.94N·mT3=9550*(33nP)=9550*(68.7367.2)N·m=346.07N·mT4=9550*(44nP)=9550*(74.1454.2)N·m=1645.66N·m4)各轴的输入转矩：（相临轴的输出功率分别为输入功率乘轴承的0.99）电动机输出转矩：Td=9550*（mdnP）=9550*（96093.2）=29.15N·m1T=Td*η1=28.86N·m2T=1T*1iη2η3=119.17·m3T=2T*2iη2η3=346.75N·m4T=3T*iη2η4=1647.76N·m2.经整理后各个轴的运动及动力参数如下表所示：转速n/（rmin-1）功率P/kW转矩T(N·m)（输入）转矩T(N·m)（输出）传动比i效率电动机轴9602.93-29.15—0.99Ⅰ轴960.002.9028.8628.854.30.96Ⅱ轴223.262.78119.17118.943.030.96Ⅲ轴73.682.67346.75346.075.10.95工作机主轴14.742.541647.761645.66四、传动零件（轴和齿轮）的设计一）、减速器高速机齿轮设计：1.选择齿面类型和精度等级以及制作材料根据题目中工作设备的工作要求和条件、装置的传动方案，选择直齿圆柱齿轮，8级精度（GB10095—88）。根据书籍《机械设计第八版》中表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。参数轴名2.选定大小齿轮的齿数初选小齿轮为Z1=25，则大齿轮齿数Z2=127.5，取Z2=128。3.依据齿轮接触强度计算：由设计计算公式3211132.2HEdtzKTd进行试算1）试选载荷系数tK=1.32）小齿轮的转矩1T=2.886mmN4103)由表10-7选取d=1.04）由表10-6查得材料的弹性影响系数218.189MPaZE5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5701lim；大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5002lim6）由式10-13计算应力循环次数91110212.283008219606060hjLnN89210337.41.5/10212.2N7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数9.01HNK；96.02HNK8）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（10-12）得MPaSKHHNH5135709.01lim11MPaSKHHNH48050096.02lim225.计算1）试算小齿轮分度圆直径td1，代入H中较小的值3211132.2HEdtzKTd=3244808.1891.51.6110*886.2*3.132.2=44.41mm2）计算圆周速度v1000*60nv11tdπ1000*60960*41.44*=2.23m/s3）计算齿宽bb=dtd1=1*44.41=44.41mm4）计算齿宽与齿高之比hb模数tm=11tzd=44.41/25=1.78mm齿高h=2.25*tm=2.25*1.78=4.0mmhb=4.044.41=11.105）计算载荷系数根据v=2.23m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数VK=1.15由表10-3可直接查得：HK=FK=1（直齿轮）由表10-2查得使用系数AK=1由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，HK=1.4513因为hb=11.10，HK=1.4513所以经查图10-13得FK=1.27;故载荷系数K=HHVAKKKK=1*1.15*1*1.4513=1.676)按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径（其中载荷系数tK=1.3），由式（10-10a）得1d=3t1KKdt=44.4133.167.1=48.28mm7）计算模数mm=11zd=2548.28=1.93mm，6.按齿根弯曲强度设计由式（10-5）的弯曲强度的设计公式为3aa211z2mFSFdYYKT(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强度极限FE1=450Mpa;大齿轮的弯曲强度极限为FE2=410Mpa。2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数FN1K=0.84;FN2K=0.883)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得1][F=SK1FN1FE=1.4450*0.84=270Mpa2][F=SK2FN2FE=1.4410*0.88=257.71Mpa计算载荷系数KK=FFVAKKKK=1*1.15*1*1.27=1.465)查取齿形系数由表10-5查得Fa1Y=2.62Fa2Y=2.166）查取应力校正系数由表10-5查得Sa1Y=1.59Sa1Y=1.827)计算大、小齿轮的][YFaFaSY并加以比较1Fa1Fa1][YSY=2701.59*2.62=0.015432Fa2Fa2][YSY=257.711.82*2.16=0.01525有上述结果可知：0.015430.01525，小齿轮的大，下式的计算中选取小齿轮的数值（2）设计计算3aa211z2m