起重机传动装置设计

课程设计i机械设计课程设计任务书设计题目：起重机传动装置设计系部：机械工程系专业：机械设计制造及其自动化学生姓名:学号:起迄日期:2014年12月8日~2014年12月29日指导教师:教研室主任：课程设计ii机械设计课程设计任务书1．课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）：一、《机械设计》课程设计的内容机械设计基础课程设计是本门课程的一个重要实践性环节，是高等学校工科有关专业学生的一次全面的设计设计训练。本次设计的对象为普通减速器，具体内容是：1、设计方案论述。2、选择电动机。3、减速器外部传动零件设计（含联轴器选择）。4、减速器设计。设计减速器传动零件，并验算是否满足工作要求；对各轴进行结构设计，按弯扭合成强度条件验算各轴的强度；根据工作载荷情况，选择各对轴承，计算输出轴上轴承的寿命；选择各键，验算输出轴上键连接的强度；选择各配合尺寸处的公差与配合；决定润滑方式，选择润滑剂；5、绘制减速器的装配图和部分零件工作图。减速器装配图一张（A0或A1）；轴及轴上齿轮的零件图各一张（A3或A4）；6、编写设计说明书（将1-4项整理成文，数字6000-8000）。二、原始数据及已知条件1、提升重量G=720kgf；2、重物提升速度υ=0.65m/s；3、滚动槽底直径D=250mm钢丝绳直径d=11.0mm；4、滚筒效率ηj=0.96；5、工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6、使用折旧期10年；7、工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35oC；8、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；9、检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；10、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。课程设计iii机械设计课程设计任务书2．对课程设计成果的要求〔包括图表、实物等硬件要求〕：1、说明书要认真，准确，条理清晰；2、按word排版，公式编辑器编辑公式；3、参考文献要注明出去；4、图纸按标准作图，数据处理准确，图面整洁。3．主要参考文献：[1]濮良贵，纪名刚.机械设计.第八版.北京:高等教育出版社,2009[2]杨光，席伟光.机械设计课程设计.第二版.北京：高等教育出版社，2009[3]杨可桢，程光蕴.机械设计基础.第4版.北京：高等教育出版社，2006[4]吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，2003[5]张展，姚振甫.实用机械传动设计手册.北京：科学出版社，19994．课程设计工作进度计划：序号起迄日期工作内容112．14---12．15设计前准备工作（明确任务，查阅查料、手册，观察）212．16--12．20确定传动方案、选择电动机、传动零件设计计算312．21---12．22轴的设计计算412．23---12．24轴承、键、联轴器及润滑剂的选择512．25---12．28装配图设计及复核计算612．29---01．01零件工作图设计701．02整理设计说明书、准备答辩指导教师日期：2011年01月03日课程设计iv目录前言第5页共37页前言我们组本次接到的课程设计题为《起重机传动装置的设计》。传动装置的作用在于传递力或者是力矩。机械传动主要包括带传动、链传动、齿轮传动和蜗杆传动。实际生产中在原动机与工作机之间的传动装置往往不可能只是某一种单一的传动，车间零件传动设备亦是如此。同时通过设计计算，绘图及运用技术标准，规范，设计手册等有关资料，熟练掌握公式编辑器，AutoCAD绘图，掌握全面的机械设计技能。齿轮传动具有传动比准确，可用的传动比，圆周速度和传递的范围都很大，以及传动效率，使用寿命长，结构紧凑，工作可靠等一系列优点，因此，齿轮传动式各机器中应用最广的机械传动形式之一，齿轮是机械工业中的重要的基础件。由于齿轮传动在减速器装置中使用广泛，以此，人们都十分重视研究这个基础部件。无论在减小体积，减轻重量，提高效率，改善工艺，延长使用寿命和提高承载能力以及降低成本等等方面，有所改进的话，都会促进资源（包括人力，材料和动力）的节省。于是我们研究起重机的传动部分，通过给定条件选择了展开式双极圆柱斜齿齿轮减速器，通过计算，设计了主要的传动零件，减速器的输入轴，输出轴，和中间轴，以及齿轮，从而达到传动的需要，满足了设计任务。第6页共37页机械设计课程设计任务书1.设计题目：起重机传动装置的设计1.1传动布置方案见图11——电动机2——联轴器3——制动器4——减速器5——联轴器6——卷筒支承7——钢丝绳8——吊钩9——卷筒图1传动布置方案简图1.2设备工作条件：常温下工作，每日两班，工作10年，允许重物起升速度误差小于5%。车间有三相交流电源。1.3原始数据，如下表：项目提升重量G(kg)重物提升速度V(m/s)钢丝绳直径d（mm）卷筒直径D(mm)负荷持续率（JC%）数据7200.6511.025025ABCD第7页共37页2.电动机的选择2.1确定电动机的功率(1)提升力：F=12Gg=17209.835282N(2)提升速度1220.651.3/VVms(3)工作机（卷筒）所需要的功率:35281.34.5910001000FVP(4)传动总效率为2232241230.990.970.980.85总式中1——弹性联轴器效率，取0.99；2——圆柱齿轮传动（8级精度）效率，取0.97；3——滚动轴承效率，取0.98。(5)电动机所需功率为：04.595.4()0.85PPkW总所以，取电动机的功率5.5mPkW。2.2确定电动机的转速2.2.1计算卷筒的转速（1）卷筒角速度11()2VDd卷筒（2）卷筒的转速11.310006095.13(/min)2(D+d)(25011)Vnr卷筒卷筒取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围822i总，故电动机转速的可选范围为：8~2295.13761~2092/minninr总卷筒电动机（）根据电源和工作条件，电动机的类型选取Y系列三相异步电动机。电动机的转速选择常用的两种同步转速：1500r/min和1000r/min2.2.2确定电动机型号根据电动机的功率和同步转速，查【2】P207表8-53确定电动机型号为Y160M-4或Y160L-6。传动系统的总的传动比为minn总卷筒式中mn——电动机满载转速；第8页共37页n卷筒——卷筒的转速。根据电动机的型号查【2】P208表8-54确定外伸轴径、外伸轴长度、中心高等参数。将计算数据和查表数据填入表1中，便于比较。表1电动机的数据及总传动比方案电动机型号额定功率/kW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比外伸轴径/mm外伸轴长度/mm中心高/mm1Y132S-45.51500144015.3538801322Y132M2-65.5100096010.203880132由表1可知，方案一转速高，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可以通过二级齿轮传动实现，所以选用方案一。3.运动和动力参数的计算3.1传动比分配（1）总传动比为144015.1495.13i总（2）分配各级传动比设二级斜齿圆柱齿轮减速器高速机的传动比为1i，低速级传动比为2i。则11.31.315.144.44ii总；2115.143.414.44iii总3.2计算各轴的转速如图一，对各轴编号为A、B、C、D。A轴的转速：1440Ann电动机r/minB轴的转速：11440324.32/min4.44ABnnriC轴的转速：2324.3295.11/min3.41BcnnriD轴的转速：95.11/minDcnnr3.计算各轴的输入功率A轴：15.50.995.445AmPPkWB轴：235.4450.970.985.18BAPPkW第9页共37页C轴：235.180.970.984.92CBPPkWD轴：139.840.990.984.77DCPPkW4．计算各轴的输入扭矩A轴：955036.11AAATPnNmB轴：9550152.53BBBTPnNmC轴：9550494.02CCCTPnNmD轴：9550478.96DDDTPnNm将上述结果列入表2，以供查用。表2各轴运动与动力参数轴号转速n/(r/min)功率P/kW扭矩T/(N.m)A14405.44536.11B324.325.18152.53C95.114.92494.02D95.114.77478.964.齿轮传动的设计计算4.1高速级齿轮传动4.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图1的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮。（2）根据【1】P210表10-8选用8级精度（GB10095—88）。（3）材料选择。由【1】P191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。（4）选小齿轮的齿数124z，大齿轮齿数214.4424106.56zuz，式中211zuiz,取2107z。（5）选取螺旋角。初选螺旋角14。4.1.2按齿面接触强度设计根据【1】P218式（10-21）试算，即：213121HEtdHKTZZuduφσ式中，1d——小齿轮的节圆直径，mm；K——载荷系数；第10页共37页1T——小齿轮传递的转矩，Nmm；1dbdφ——齿宽系数，mm;——端面重合度；2211zduzd——齿轮齿数比；HZ——区域系数；EZ——弹性影响系数，12MPa；[]H——许用接触应力。（1）、确定公式中的各计算数值：1）试选1.6tK。2）由表二，小齿轮传递的扭矩136.11ATTNm3）由【1】P205表10-7取1d。4）由【1】P201表10-6查得材料的弹性影响系数12189.8EZMPa。5）由【1】P209图10-21（d）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim；大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim。6)由【1】P206式10－13计算应力循环次数：9160601440128365105.0510AhNnjL992115.0510/4.441.1410NNi7)由【1】P207图10-19查得接触疲劳寿命系数90.01HNK;95.02HNK8)计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由公式SKHNHlim得：MPaMPaSKHNH5406009.01lim11MPaMPaSKHNH2.52250095.02lim22第11页共37页12540522.5531.2522HHHMPa9）根据【1】P217图10-30选取区域系数2.44HZ。10）根据【1】P215图10-26查得10.78，20.92，则121.7。（2）、计算1）试算小齿轮分度圆直径1td，由计算公式得：33224112121.63.611105.442.44189.839.8611.74.44531.25tHEtdHKTZZudmmu2）计算圆周速度v=12601000tdn=39.86960601000π=2.0m/s3）计算齿宽b及模数ntmb=1dtdφ=1×39.86=39.86mmntm=11costdzβ=39.86cos1424。=1.61mmh=2.25ntm=2.25×1.61mm=3.62mm39.8611.013.62bh4）计算纵向重合度10.318tandzβ=0.318124tan14=1.903φ5）计算载荷系数K由【1】P193表10-2查得使用系