机械设计课程设计--电动卷扬机传动装置设计

题目：设计电动卷扬机传动装置

学生姓名：梁远亮学号： 110208112 所在院(系)：工业中心

专业：机械设计制造及其自动化

班级： 116001

指导教师：职称：

2013年 1 月9日

1. 传动方案的选择 (4)

2. 电动机的选择 (4)

2.1 电动机输出功率的确定 (4)

2.2 电动机转速的确定 (5)

3 总传动比和传动比的分配 (5)

3.1 总传动比的计算 (5)

3.2 传动比的分配 (5)

4 动力参数的确定 (6)

4.1 各轴的功率计算 (6)

4.2 各轴转速的计算 (6)

4.3 各轴输入转矩的计算 (6)

5 齿轮的设计。 (6)

5.1 闭式齿轮传动的设计 (6)

5.1.1 高速级齿轮传动的设计： (6)

5.1.2 低速级齿轮传动设计 (10)

6 轴的设计 (14)

6.1中间轴设计 (14)

6.2高速轴设计 (15)

6.3低速轴的设计 (16)

7 轴承的验算 (19)

7.1中间轴承的校核计算 (19)

7.2高速轴的滚动轴承校核计算 (19)

7.3低速轴承的校核计算 (19)

8 键的选择与演算 (19)

9 润滑 (20)

10 箱体及其附件的设计选择 (20)

11.参考文献 (21)

一、传动方案

1、设计要求：卷筒直径D=300mm卷扬机钢绳拉力F=8.4KN，卷扬机钢绳速度

V=17.7m/min，工作时有中等冲击，使用年限9年，工作班制为2班，即每天16小时，钢绳速度误差允许±5%。

2、减速器采用二级圆柱齿轮减速器

总体布局如图1所示

图1传动方案

2、电动机的选择。

2.1 电动机输出功率的确定

（1）工作机所需功率：

ω=FV/(η

103) 式2.1

注：F为卷扬机钢绳拉力，，v为卷扬机钢绳速度，η

为工作机构的自身的传动效率,取1。

ω=FV/(η

103)

=8400×17.7/60KW=2.478KW

（2）传动装置与工作机构的总效率η，传动装置为串联，总效率η等于各级传动效率的和轴承、联轴器效率的连乘积，

即η=1η52η33η24η式2.2

η=0.96×0.985×0.973×0.992

=0.776。

注:η1卷筒的传动的效率；η2为一对轴承的效率;η3为齿轮啮合传动效率；η

为弹性联轴器的效率。

（3）电动机所需输出的功率为：

d =P

/η

=2.478/0.776= 3.19 KW 式2.3

选择电动机的额定功率Ｐ=（1—1.3）Ｐd=3.19—4.15 KW

2.2 电动机转速的确定：

卷筒轴工作速度为n=V/πD=17.7/（0.3π）r/min =18.78r/min 式2.4

查表1推荐的传动比合理范围，取二级圆柱齿轮减速器传动比1i=8～40，一级开式传动比2i=3～7，则总的传动比a i=24～280，故电动机转速的可选范围有750，1000，1500，3000r/min.根据容量和转速，由资料[4]表4.12--1查出4种电动机型号，因此有4种传动比方案。（见表2.1）

电动机的数据及总传动比

表2.1

由上表1-1并综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和齿轮传动比、减速器的

传动比，可见方案3比较合理，因此电动机型号为Y132S-4.

3、总传动比和传动比的分配

3.1 总传动比的计算：

总传动比为：i=n 0/n=1440/18.78=76.7。

3.2 传动比的分配

确定各级的传动比为：

由于各级传动为串联，总传动比是各级传动比的乘积，总的传动比为： 7.76=?=外减总i i i

取4=外i 则175.19=减i

即展开式两级圆柱齿轮减速器的传动比是19.4。 2

1i i i ?=减

其中=?==175.194.14.11减i i 5.18取6

所以23.32

4、动力参数的确定。

4.1 各轴的功率计算

由于带式运输机属通用机械，故应以电动机的额定功率Ｐ作为设计功率，用以计算传动装置中各轴的功率。

高速轴1输入功率：P 1=P d η3=3.19×0.99=3.16 KW

中间轴２的输入功率:kw p p 0.397.098.016.33212=??==ηη 低速轴3的输入功率:kw p p 77.297.098.00.32

3223=??==ηη

4.2 各轴转速的计算

高速轴1转速 n 1=n 0=1440r/min

中间轴2转速 n 2=n 1/i 1=1440/5=288r/min 低速轴的3转速 n 3=n 2/i 23 =288/3.84=75r/min

4.3 各轴输入转矩的计算

高速轴1的输入转矩 T

1=9550P

=9550×3.16/1440=21.0N?m

中间轴２的输入转矩 T

2=9550P

=9550 ×3.0/288=99.5N?m

低速轴3的输入转矩 T

3=9550P

=9550×2.77/75=352.7N?m

5、齿轮的设计。

5.1 闭式齿轮传动的设计

5.1.1 高速级齿轮传动的设计：

（1）选定齿轮的类型、精度等级材料及齿数

（A)按传动装置的设计方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

（B)运输机为一般工作机械，速度不高，查机械设计手册可知，选用7级精度（G B10095-88）.

（C)材料选择。由机械设计查得，选择小齿轮材料为40Cr（渗碳后淬火），硬度为280HBS。大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS,硬度差为40 HBS。

（D）选小齿轮齿数Z

1=20；大齿轮齿数为Z

×i

=20×5=100.

由于齿轮传动为闭式，按接触疲劳强度设计，弯曲疲劳强度校核。（2）.按接触疲劳强度设计

由设计计算公式（机械设计课本公式10-9a）计算：选压力角α= 20?，则：

式 5.1 注:

2/Z

[1].确定公式内的各计算值

(A).试选载荷系数K

=1；

(B).计算小齿轮传递的转矩 T

=21.0N?m

(C).由机械设计课本表10-7查得，选取齿宽系数φ

=1；

(D).由机械设计课本表10-6查得，得材料的弹性影响系数Z

=189.8 MPa 1/2 (E).由资料[1]图10-21d查得大,小齿轮的接触疲劳强度极限

Hlim1=600,σ

Hlim2

=550MPa 。

(F).由资料[1]10-13公式计算应力循环次数：

1=60njL

=60×1440×1×(9×365×16)=4.54×10 9 式5.2

2=N

/i=4.54×109/5=9.08×8

(G).由资料[1]图10-19查得，得接触疲劳系数：

HN1=0.9 ;K

HN2

=0.95

(H).计算接触疲劳应力

取失效概率为1%.安全系数S=1，有公式(由资料[1]10-12)[σ

H ]=K

lim

/S 式

5.3

则: [σ

H1]=K

HN1

Hlim1

/S=0.9×600/1=540MPa

[σ

H2]=K

HN2

Hlim2

/S=0.97×550/1=522.5MPa

[2].计算

(A)试算小齿轮分度圆直径d

1t ,代入[σ

]中最小的值

≥2.32×[(1.3×21.0×103/1)×(6/5)×(189.8/522.5) 2]1/3=37.793mm式5.4

(B)计算圆周速度v V=π×37.793×1440/(60×103) =2.85 m/s 式

5.5

(C).计算齿宽 b. b=φ

d d

=1×37.793mm=37.793mm 式

5.6

(D).计算齿宽与齿高之比b/h: 模数 m

t =d

=37.793/20=1.890mm 式

5.7

齿高 h=2.25m

=2.25×1.890=4.252mm 式5.8

b/h=37.793/4.252=8.89

(E)计算载荷系数

根据 v=2.85m/s,7精度，由机械设计课本图10-8查得动载荷系数K

=1.3

直齿轮，假设K

A F

/b<100N/mm.由机械设计课本表10-3查得K

Hα

Fα

由机械设计课本表10-2查得使用系数K

=1.5

由机械设计课本表10-4查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时:K

Hβ

=1.426

由b/h=8.89, K

Hβ=1.426由机械设计课本图10-13得K

Fβ

=1.3

故载荷系数K=K

A K

Hβ

Fβ

= 1.5×1.3×1×1.426=2.781 式5.9

(F)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，有式：

1=d

(K/K

) 1/3=37.793×(2.781/1) 1/3=53.147mm 式5.10

取54mm

G)计算模数m

1=d

=54/20=2.7mm

由机械原理查得标准模数取m=3 [3].按齿根弯曲强度校核

由机械设计课本表10-5查得齿形系数Y

Fa : Y

Fa1

= 2.80 Y

Fa2

=2.18

应力校正系数Y sa : Y Sa1=1.55 Y Sa2= 1.79 齿轮的许用应力，由机械设计课本式(10-12)计算:[σF ]=K N σslim /s

式

5.11

弯曲疲劳极限，由机械设计课本图10-20查得σFlim1=500 MPa σFlim2=380 MPa

弯曲疲劳寿命系数，由机械设计课本图10-18查得K N1=0.85、K N2=0.88

弯曲安全系数，由机械设计课本得 S=1.4;齿轮的弯曲的许用应力： [σF1]=K N1σlim1/S=0.85×500/1.4 =303.57 MPa

[σF2]=K N2σlim2/S=0.88×380/1.4 =238.86 MPa

故载荷系数K=K A K V K F αK F β = 1.3 X 1 X 1.5 X 1.3=2.535

计算大小齿轮的

[]F Sa Fa

Y Y

σ并加以比较

[]==?57.30355

.180.21

1F Sa Fa Y Y σ0.01430 []==

?86

.23879.118.22

2F Sa Fa Y Y σ0.01634

大齿轮的数值大设计计算

[]=????=??

? ??≥301634.020100.21535.223

`321``1F sa Fa d Y Y z KT m σφ 1.63 mm 取标准值m=2mm

计算小齿轮齿数

5411

==m

d z =27

大齿轮齿数1355272=?=z

高速级齿轮参数

[5].齿轮的结构设计

小齿轮1的由于直径很小，采用齿轮轴结构。

表5.2 高速级齿轮结构

结构草图如图5.1所示

图5.1 高速级齿轮结构尺寸图

5.1.2 低速级齿轮传动设计

（1）选定齿轮的类型、精度等级材料及齿数

（A)按传动装置的设计方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

（B)运输机为一般工作机械，速度不高，查机械设计手册可知，选用7级精度（G B10095-88）.

（C)材料选择。由机械设计查得，大齿轮选用45钢，正火处理，齿面坚硬度为210HBS 小齿轮选用45钢，调制处理

，齿面坚硬度为240HBS

硬度差为30 HBS 。

（D ）选小齿轮齿数253=z ；大齿轮齿数为=?=234i z z 25 X 3.84=96

由于齿轮传动为闭式，按接触疲劳强度设计，弯曲疲劳强度校核。

（2）.按接触疲劳强度设计

由设计计算公式（机械设计课本公式10-9a ）计算：选压力角 α= 20?，则：

1232.232??

? ??+≥u E d z u u KT t d σφ

式 5.1

注:

Z 4/Z 3=u

[1].确定公式内的各计算值 (A).试选载荷系数K t =1.2；

(B).计算小齿轮传递的转矩 T 1=99.5N ?m

(C).由机械设计课本表10-7查得，选取齿宽系数φd =1；

(D).由机械设计课本表10-6查得，得材料的弹性影响系数Z E =189.8 MPa 1/2 (E).由机械设计课本图10-21d 查得小、大齿轮的接触疲劳强度极限 MPa H 7003lim =σMPa H 4904lim =σ (F).由机械设计课本10-13公式计算应力循环次数：

()8231008.916365912886060?=?????==h jL n N 式5.2

882341036.284.3/1008.9/?=?==i N N

(G).由机械设计课图10-19查得，得接触疲劳寿命系数：

95.03=kH σ98.04=KH σ

(H).计算接触疲劳应力

取失效概率为1%.安全系数S=1，由公式[σH ]=K HN σlim /S

式5.3

则:[]Pa Pa S K HN H M =M ?==66570095.0/3lim 33σσ

[]Pa Pa S K HN H M =M ?==2.48049098.0/4lim 44σσ [2].计算 (A)试算小齿轮分度圆直径3d t ,代入[σH ]中最小的值

3d ≥2.32×[(1.2×99.5×103/1)×(4.84/3.84)×(189.8/480.2) 2] 1/3=66.46mm

式5.4 (B)计算圆周速度v V=π×66.46×288/(60×103) =1.00 m/s 式5.5

(C).计算齿宽3B . 3B =φd 3

d =1×66.46mm=66.46mm 式

5.6

(D).计算齿宽与齿高之比B/h: 模数 m t =d 3/Z 3=66.46/25=2.66mm

式5.7

齿高 h=2.25m t =2.25×2.66=5.985mm

式5.8

3B /h=66.46/5.985=11.104

(E)计算载荷系数

根据 v=1.00m/s,7精度，由机械设计课本图10-8查得动载荷系数K V =1.05 直齿轮，假设K A F t /b<100N/mm.由机械设计课本表10-3查得K H α=K F α=1 由机械设计课本表10-2查得使用系数K A =1.5

由机械设计课本表10-4查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时:K H β=1.423

由b/h=11.104, K H β=1.423由机械设计课本图10-13得K F β=1.35 故载荷系数K=K A K V K H βK F β= 1.5×1.05×1×1.423=2.241

式5.9

(F)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，有式：

D 3=d 3(K/K t ) 1/3=66.46×(2.241/1.2) 1/3=81.845mm ≈82mm 式5.10

(G)计算模数m

m 3=d 3/Z 3=82/25=3.274mm [3].按齿根弯曲强度校核

由机械设计课本表10-5查得齿形系数Y Fa : Y Fa3= 2.62 Y Fa4 =2.19 应力校正系数Y sa : Y Sa3=1..59 Y Sa4= 1.79 齿轮的许用应力，由机械设计课本，计算:[σF ]=K N σslim /s

式5.11

弯曲疲劳极限，由机械设计课本表图10-20查得σFE3=500 MPa σFE4=380 MPa 弯曲疲劳寿命系数，由机械设计课本图10-18查得K N3=0.92、K N4=0.97

弯曲安全系数，由机械设计课本得 S=1.4;齿轮的弯曲的许用应力： [σF3]=K N3σFE3/S=0.92×500/1.4 =328.57 MPa

[σF4]=K N4σFE4/S=0.97×380/1.4 =263.29 MPa

故载荷系数K=K A K V K F αK F β = 1.5 X 1.05 X 1 X 1.35=2.126 计算大小齿轮的

[]

Y Y

σ并加以比较

[]==?57

.32859.162.23

3F Sa Fa Y Y σ0.01268 []==

?29

.26379.119.24

4F Sa Fa Y Y σ0.01489

大齿轮的数值大设计计算

[]()=?=

≥

???3

25105.99126.223

201489.02

Fa d Y Y z KT m σφ 2.16 mm

取标准值m=2.5mm 计算小齿轮齿数

5.282

33=

d z =32.8

≈33

大齿轮齿数72.12684.3334=?=z ≈127

数

[5].齿轮的结构设计

小齿轮1的由于直径很小，采用齿轮轴结构。

腹板厚C C=0.25B

表5.4 低速级齿轮结构

小齿轮结构尺寸太小,故选用齿轮轴形式。

大齿轮

图5.2 低速级大齿轮结构尺寸图

6、轴的设计

在两级展开式减速器中，三根轴跨距相差不易过大，故一般先进行中间轴的设计，以确定跨轴。

6.1中间轴设计

1.选择轴的材料

因中间轴是齿轮轴，应与齿轮3的材料一致，故材料为45钢调制处理，齿面坚硬度为240HBS由资料[1]表15-1查出

B =640 MPa,σ

-1

=275MPa, [σ]=60MPa,σ

=355MPa .

2.轴的初步估算

由资料[]1的表15-3,取A o=110，因此

d≥A

o (P

)1/3= 110(3/288)1/3=24.023mm 式6.1

考虑该处轴径尺寸应当大于高速级轴径处直径，取d

1=d

min

=25mm

3.轴的结构设计

根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出中间轴的结构如

图

6.1

图6.1 中间轴结构图（1）各段轴直径的确定

由资料[2]表8-23初选滚动轴承，代号为6209, 其尺寸为d ×D ×T=45×85×19

轴径直径d 1=d 4=d min =45mm

齿轮2处轴直径d 2=54mm d 2'=57mm

齿轮3的直径： d 3=83mm, d 3a =88mm, d 3f =76.75mm

参考资料[2]查出轴承的安装尺寸d 4=25mm (2) 各轴段轴向长度的确定

按轴上零件的轴向尺寸及零件间相对位置,参考资料[1],确定出轴向长度, 如附图6.1所示.

6.2高速轴设计

1.轴的材料由于该轴为齿轮轴选择为40Cr （渗碳后淬火）．

2.轴的初步估算

由机械设计第八版表15-3查得0A =100，因此 d min ≥A o (P 1/n 1)1/3= 100(3.16/1440)1/3=12.995mm

输出轴的最小直径显然就是安装联轴器处的直径。故应先选联轴器。联轴器的计算转矩1T A K ca T =，查机械设计第八版表14-1，考虑到转矩变化很小，故取3.1=A K

m N m N T A K ca T ?=??==3.27213.11

查手册，选用LT3-J 型联轴器，其公称转矩为31.5N*m ，半联轴器的孔径 d 1 =18mm ，长度为42mm ，配合长度为38mm.