卷扬机传动装置设计

攀枝花学院学生机械设计课程设计（论文）题目：卷扬机传动装置设计学生姓名：罗学号：所在院系：机电学院专业：机械设计制造及其自动化班级：指导老师：职称：2010年1月7日攀枝花学院教务处制目录一课程设计的目的二课程设计的内容和要求三课程设计工作进度计划四设计过程1.传动装置总体设计方案32.电动机的选择33.确定传动装置的总传动比和分配传动比54.计算传动装置的运动和动力参数65.齿轮的设计76.蜗杆的设计107.滚动轴承和传动轴的设计148.联轴器设计249.键的设计2510.箱体结构的设计2611.润滑密封设计27五设计小结六主要参考资料1.传动装置总体设计方案2、电动机的选择2.1电动机的类型2.2电动机的容量2.3.确定电动机的转速3、确定传动装置的总传动比和分配传动比3.1.总传动比3.2.分配传动装置传动比4.计算传动装置的运动和动力参数4.1各轴转速4.2各轴输入功率4.3各轴输入转矩一、课程设计的目的本课程设计为学生提供了一个既动手又动脑，自学，查资料，独立实践的机会。将本学期课本上的理论知识和实际有机的结合起来，锻炼学生实际分析问题和解决问题的能力，提高学生综合运用所学知识的能力，装配图、零件图的设计绘图能力。二、课程设计的内容和要求传动装置简图：1)、己知条件(1)机器功用用于建筑工地提升物料。(2)工作情况电动机双向运转，断续工作，有轻微振动，室外工作。(3)运转要求钢绳运动速度误差不超过±5％。(4)使用寿命12年，每年300天，每天工作8小时。(5)检修周期一年小修，三年大修。(6)生产厂型专业机械制造厂，可加工7、8级精度齿轮、蜗轮。(7)生产批量单件小批量生产。2)设计原始数据见下表设计题目号12345678钢丝绳速度v(m/s)0.30.40.30.40.50.60.40.6钢丝绳工作拉力F/KN1212101010101088卷筒直径D/mm4705004204304705004304703)要求：(1)完成传动装置的设计计算。(2)完成各类零件的设计、选择计算。(3)认真计算和制图，保证计算正确和图纸质量。(4)按预定计划循序完成任务。(5)按学校规定格式书写说明书，交电子和纸质文档。三、课程设计工作进度计划(1)准备阶段（1天）(2)设计计算阶段（3天）(3)减速器的装配图一张（4天）(4)绘零件图三张（3天）(5)编写设计说明书（3天）(6)答辩或考察阶段。(1天)四、设计过程1.传动装置总体设计方案本组设计数据：第7数据：卷扬机钢丝绳工作拉力20FkN，钢丝绳速度0.4/vms，卷筒直径选定电动机型号Y180L-6970/minmnr强度足够运动和动力参数计算结果表5、齿轮的设计5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数5.2按齿面接触强度设计5.3.按齿根弯曲强度设计5.4几何尺寸计算6、蜗杆的设计6.1.选择蜗杆传动类型6.2.选择材料6.3按齿面接触疲劳强度进行设计6.4.蜗杆涡轮的主要参数与几何尺寸6.5.校核齿根弯曲疲劳强度6.6.验430Dmm。1）外传动机构为齿轮传动2）减速器为一级双头蜗杆减速器。3)方案简图如上图4）该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分一级双头蜗杆减速，为应用最广泛的一种。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2.电动机的选择2.1.电动机的类型按工作条件和要求，选择YR系列饶线转子三相异步电动机。2.2.电动机的容量电动机所需工作效率按式由式因此由电动机至卷筒轴的传动效率为式中：1、2、3、4、5分别为联轴器、蜗杆传动、轴承、齿轮传动和卷筒的传动效率。取10.99、20.80、30.99（滚子轴承）、40.95（齿轮精度为8级、不包括轴承效率）、50.96。所以：10000.48.0100010000.67wdaaPFvPkW2.3确定电动机的转速卷筒轴工作转速为6010006010000.417.78/min430vnrD圆柱齿轮传动一级开式的传动比为`136i。双头蜗杆传动的传动比为`21040i。则总传动比合理范围为`30240dn。故电动机转速可选范围为``(30240)17.78533.44267.2/mindaninr。符合这一范围的同步转速有：750/minr、1000/minr、1500/minr。根据容量和转速，由机械设计手册16-68选Y180L-6型号电动机，满载转速970/minmnr，电动机轴伸直径48dmm，长110Lmm。3、确定传动装置的总传动比和分配传动比算效率7.滚动轴承和传动轴的设计7.1蜗杆轴的设计7.2涡轮轴的设计7.3小齿轮轴的设计7.4大齿轮轴的设计8.联轴器的设计8.1电动机外伸轴与蜗杆轴之间8.2涡轮轴与小齿轮轴之间9.键的设计9.1蜗杆轴、联轴器以及电动机连接处9.2蜗轮轴、联轴器以及小齿轮轴连接处9.3蜗轮与蜗轮轴连接处9.4小3.1总传动比：97054.5517.78manin3.2分配传动装置传动比：由式式中：0i、i分别为蜗杆传动和齿轮传动的传动比。初步取018i，则054.553.318aiii。4、计算传动装置的运动和动力参数4.1各轴转速Ⅰ轴1970/minmnnrⅡ轴12097053.89/min18nnriⅢ轴3253.89/minnnr卷筒轴3453.8916.33/min4nnri4.2各轴输入功率Ⅰ轴10118.00.997.92ddPPPkWⅡ轴21121237.920.800.996.21PPPkWⅢ轴32232136.210.990.996.09PPPkW卷筒轴43343346.090.990.955.72PPPkW各轴输出功率分别为输入功率乘轴承效率0.98。4.3各轴输入转矩电动机轴输出转矩89550955078.76970ddmPTNmnⅠ轴101178.760.9977.97ddTTTNmⅡ轴21012102377.97180.800.991111.57TTiTiNmⅢ轴32233131111.570.990.991089.45TTTNm卷筒轴43343341089.453.30.990.953381.27TTiTiNm各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘各轴的输入转矩乘轴承效率0.98。运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名效率/PkW转矩/TNm转速//minnr传动比i效率输入输出输入输出电动机轴8.078.7697010.99齿轮与小齿轮轴连接处9.5大齿轮与大齿轮轴连接处9.6卷筒与大齿轮连接处10箱体结构的设计11.润滑密封设计Ⅰ轴7.927.7677.9776.41970180.78Ⅱ轴6.216.081111.571089.3453.8910.97Ⅲ轴6.095.971089.451067.6653.8940.95卷筒轴5.725.613381.273313.6416.335、齿轮的设计（此处参考文献：《机械设计》高等教育出版社第八版）已知条件：输入功率15.72PkW，小齿轮转速153.89/minnr，齿数比3.3ui，工作寿命28800hLh，有轻微振动。5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.选用斜齿圆柱齿轮传动2.材料及热处理：由教材表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。3.卷扬机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（1009588GB）4.选小齿轮齿数120z，大齿轮齿数23.32066z5.初选螺旋角145.2按齿面接触强度设计1.确定公式内的各计算数值1）.试选载荷系数1.5tK。2）.由教材图10-30选取区域系数2.433HZ。3）.由图10-26查得10.75、20.82，则。4）.计算小齿轮传递的转矩5551129.55109.55105.721.011053.89PTNmn5）.由表10-6查得材料的弹性影响系数12189.8EZMP6）.由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HaMP，大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550HaMP。7）.由60hNnjL计算应力循环次数。8）.由图10-19取接触疲劳寿命系数10.98HNK、20.97HNK。9）.计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1%，安全系数1S，由式limHNHKS得2.计算1）.试算小齿轮分度圆直径1td2）.计算圆周速度v3）.计算齿宽b及模数ntm。4）.计算纵向重合度5）.计算载荷系数已知使用系数1.25AK，根据0.21/vms、8级精度，由图10-8查得动载系数1.0vK，由表10-4利用插值法查得8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，1.450HK，由9.16bh、1.450HK查图10-13得1.38FK，查表10-3得1.40HFKK。故动载系数1.251.01.41.4502.54AvHHKKKKK6）.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由311ttkddk得7）.计算模数nm。5.3.按齿根弯曲强度设计由式213212cosFSndFKTYYYmz1.确定计算参数1）.由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FEaMP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限2380FEaMP。2）.由图10-18取弯曲疲劳寿命系数10.90FNK、20.95FNK。3）.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数1.4S,由FNFEFKKS得4）.计算载荷系数。5）.根据纵向重合度1.982，从图10-28查得螺旋角影响系数0.88Y。6）.计算当量齿数7）.查取齿形系数由表10-5查得12.76FaY、22.24FaY。8）.查取应力校正系数由表10-5查得11.57SaY、21.75SaY。9）.计算大小齿轮的FaSaFYY并加以比较大齿轮的数值大。2.计算2521332212cos22.421.01100.88cos140.01522.21201.57FSndFKTYYYmmmz对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2.5nmmm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径188.79dmm来计算应有的齿数。于是由11cos88.79cos1435.52.5ndzm取136z，则213.3*36119zuz。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。5.4.几何尺寸计算1计算中心距将中心距圆整为124amm。2.按圆整后中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、K、HZ等不必修正。3.计算大、小齿轮的分度圆直径4.计算齿轮宽度圆整后取250Bmm、155Bmm。5.结构设计见零件图：齿轮。6、蜗杆的设计（此处参考文献：《机械设计》高等教育出版社第八版）已知条件：输入功率7.76PkW，转速1970/minnr，传动比1220i，寿命28800hLh。6.1.选择蜗杆传动类型根据/100851988GBT的推荐，采用圆柱蜗杆传动渐开线蜗杆（ZI蜗杆）。6.2.选择材料考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆选用45钢；因希望效率高些，耐磨