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卷扬机设计
《机械设计基础》课程说明书
设计题目设计电动机卷扬机传动装置
一、设计任务书
二、电动机的选择
三、传动装置的运动和动力参数计算
四、传动件设计与计算
五、中间轴的设计与计算
六、低速轴的设计与计算
七、高速轴的设计与计算
八、键的选择以及校核
九、轴承的校核
十、设计总结
十一、个人总结
十二、参考资料
计算项目及过程
计算结果
、设计任务书
设计带式运输机传动装置(简图如下)
1——电动机
2――传动系统
3——执行机构
原始数据:
数据编号
8
钢绳拉力F/kN
11
钢绳速度v/(m/min)
12
卷筒直径D/mm
440
1.工作条件:
间歇工作,每班工作不超过15%每次工作不超过10min,满
载启动,工作中有中等震动,两班制工作,钢绳速度允许误差土5,设计
寿命10年。
2.加工条件:
生产20台,中等规模机械厂,可加工7-8级齿轮。
3.设计工作量:
(1)减速器的装配图A一张
(2)零件图A二张。
(3)设计说明书1份(打印)。
二、电动机的选择
1.传动装置总体设计方案
本组设计数据:
第八数据:
钢绳拉力F/KNF=11KN
钢绳速度(m/min)v=12m/min=0.2m/s卷筒直径D/mmD=440。
(1).外传动机构为联轴器传动。
(2).减速器为蜗轮蜗杆减速器。
(3).该方案的优缺点:
瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠,径向尺寸小,结构紧凑,重量轻,节约材料。
轴向尺寸大,要求两级传动中心距相同。
减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。
但减速器轴向尺寸及重量较大;高级齿轮的承载能力不能充分利用;中间轴承润滑困难;中间轴较长,刚度差;仅能有一个输入和输出端,限制了传动布置的灵活性。
原动机部分为丫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.电动机选择
电力,三相交流电,电压380/220V;所选用丫系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机。
(1)电动机容量的选择
Pw=2.2kw
由于钢绳速度v=12m/min=0.2m/s,钢绳的拉力F=11000N功率
Pw=FV=11000*0.2m/s=2.2kw
1
n=0.59
设计方案的总效率'
n1弹性联轴器效率为0.99
n2—蜗杆涡轮的传动效率为0.7
n3滚动轴承效率为0.98
n4圆柱斜齿轮传动效率为0.94
2电动机的总功率
Pd=■PW=2.2kw/0.59=3.73kW
总
由表16-1(P173)选择电动机的额定功率为4kw
(2)电动机转速的选择
由V=0.2m/s求钢绳工作转速nw
由v=二dnw_可得nw=60*1000D/=70.94r/m
60"000
在该传动方案得知,在该系统中只有减速器存在二级传动比h,i2,互
级开式齿轮i3,所以,n:
=(iii2i3)nw
在二级圆柱齿轮减速器的传动比范围一般为(8~40)开式齿轮的传
Pw=2.7Kw
动比范围一般为(3~6)所以
n'd=(8~40)(3~6)7.96=(191.04~1910.4)
综合考虑惦记和传动装置的情况又为降低电动机的自重成本,初步转
速为1450r/min的电动机
(3)电动机的型号确定
根据同步转速查表确定电动机型号为Y12M「4,其满载转速
nm=1440r/min
三、计算传动装置的运动和动力参数
1.计算总传动比
有电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw,可确定传动装置应有
的传动比i总二nm」44°=180.9nw7.96
2.
nm二1440r/min
合理分配各级传动比
一直圆柱齿轮传动比范围为3~7,所以开式齿轮传动比i3=6故取i3=6
可以算出
i^<;'(1.3~1.5)(146~16)-5.6,h=5.6,i?
=4.4,i^6所取传动比在
要求范围内就可以
3.各轴转速,输出功率,出入转矩,转速计算。
①电动机转速n0=1440r/min
高转速I
n^i=n0=1440r/min
i十146.3
中间轴u
n1440
n21257.14r/min
i,5.6
低速轴川
nJ?
=257.14®44r/min
i24.4
卷筒n4=7.72r/min
②电动机额定功率
p0=(1~1.3)Pd=3.27~4.173kw
在表中差的电动机额定功率pw=4kw故p0=4kw
咼转速IPi-pd01-40.99=3.96kw
中间轴U卩2=523=5齿轴二3.960.970.99=3.803kw
低速轴川P3二P2齿轴二3.8030.970.980.99=3.58kw
卷筒
③电动机转轴
高转速I
P4二p3联轴二3.580.990.99=3.51kw
95504
1440
=26.53Nm
Ti
9550p1
ni
95503.96
1440
26.26Nm
中间轴U
低速轴川
9550p2
n2
95503.803
257.14
141.24Nm
9550p3
n3
95503.25
58.44
=585.02Nm
卷筒
9550p4
95503.51
7.72
=4342Nm
项目
电动机轴
高速轴1
中间轴II
低速轴III
卷筒
转速
(r/min)
1440
1440
257.14
59.14
7.72
功率(kW)
4
3.96
3.803
3.58
3.51
转矩
(N•m)
26.53
26.26
141.24
585.02
4342
传动比
1
1
5.6
4.35
7.66
n4
四、传动件设计计算
I斜齿圆柱齿轮计算
h=5.6
i2=4.4
i^6
n0=1440r/minni=1440r/minn2=257.14r/min
n3=58.44r/min
n4=7.72r/min
p0=4kw
p=3.96kw
p2=3.803kw
5=3.58kw
p4=3.51kw
T0=26.53Nm
「=26.26Nm
T2=141.24Nm
T^585.02N-m
A.高速级斜齿圆柱齿轮的计算
1.
T4=4342Nm
选择材料热处理方式和公差等级
小齿轮选用40Cr,调质热处理,齿面硬度达到250HBS
大齿轮选用45钢,调质热处理,齿面硬度达到220HBS
因为是软齿面闭式传动,故按齿面接触疲劳强度进行计算,其设计公
式为:
①齿轮传递转矩为T,=26260Nmm
2由《机械设计基础》(^22)可以查出载荷系数,因工作中有中等冲
击,故载荷系数k=1.75
3由《机械设计基础》(p123)表7-8查得d=0.9
4由《机械设计基础》(P123)表7-7查得材料弹性系数z;:
=189.8
5初选压力角1"2。
6齿数比i1=5.6
7初选齿数Z^20,贝UZ^i1乙=5.620=112
8由《机械设计基础》(p119)图7-3查得匚Hlim1=680Mpa
JHlim2=560Mpa
9
许用接触盈利可用以下公式计算
N=60144013002815%10=6.2108(p120)
由图7-24查得寿命系数zN1=1zN2=1.14由表7-5去安全系数
、H"01
Zn1;「Hliml
SH
=1680=673.26Mpa
1.01
[二H2]-
Zn2;「Hliml
Sh
1.14560
1.01
=632.07Mpa
取[匚H2]=632.07Mpa出算小齿轮的分度圆直径得
d1t二3
(3.2Ze)2KT(i_1)3
[6]
di
(3.2_189.8)21.75_2626°(5.6_1)=38.伽m
632.07
0.95.6
⑩确定模数
mn」co「38.16如,十伽
20
由《机械制造基础》(P106)表7-2取m二2.5mm
2.确定几何尺寸
[^h1]=673.2Mpa
[oH2]=632.0Mpa
中心距a
_mn(Z1Z2)_2.5(20111)
2.5131
2COS:
2cos12o
o=167.4mm
2cos12o
圆整,去a=d67mm则螺旋角
一arcosmn(乙乙)"®2*0112)".19。
2a
2167
d1
mnZ1
2.520
d2
mnZ2
齿宽b=d1
o=50.97mm
cos11.19o
25^112
o=282.88mm
cos11.19o
=0.950.97=45.87
取b2=46
取d=54mm
3.齿根许用疲劳强度条件为
1.6KT1cos-
bm221
YfYs
a=167mm
1K1,T1,mn和Z同前
2齿宽b=b2=46mm
3由《机械设计基础》(p124)表7-9查得:
=50.97mm
齿形系数YF1=2.81Yf2=2.16
应力修正系数为YS1=1.56糸2=1.91
4由表7-25中可以查出试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限
<5>血=230MpaaFlim2=180Mpa
5需用弯曲应力[町]-儿帀问
SF
6由图7-26查得寿命系数Ys=Yv2=1
7由表7-5可以查出安全系数SF=1.35
YN^aFlim11x230
[ Sf1.35 YN22Flim21^180 [ Sf1.35 1.6KTcosP1.75叮.676260"os11.19o“r— ▽F1=2=2汉2.81汉1.56=54.99£[<^片] bm2Z146x2.52x20 Yf2Ys2匕确ccy2.16x1.91.-- ▽f2=°^1=54.99K=51.75<[0^2] YF1YS11.56X2.81 4.计算齿轮的几何尺寸 端面模数mt==25_=2.548mm cosPcos11.19 齿根高hf=(吐+c)mn=1.25g=1.25^2.5=3.125mm 齿顶咼ha=mn=2.5mm 分度圆直径d^—q=汉20=50.97mm cosPcos11.19 mn2.5 d2=—化="11=282.88mm cos卩cos11.19 齿顶圆直径da1=d da2=d2+2ha=282.88十2汉2.5=287.88mm 齿根圆直径df1=d1—2hf=50.97—2汉3.125=44.72mm d2=282.88mmb2=46 d=54mm [crFi]=170.39Mpa [o>2]=133.33Mpa mt=2.548mm df2=d2-2hf=282.88-23.125=276.63mm B.低速级斜齿圆柱齿轮的计算 1.选择材料,热处理方式和公差等级 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选用8级精度 2.初步计算传动的主要尺寸。 因为是软齿面闭式传动,故按齿数面接触疲劳强度计算。 其设计公式为 di=3 (3.込)2心(计i) [6]di ①小齿轮传递转矩为T3二585020N 2由机械设计基础(R22)可以查出载荷系数,因工作中有中等级冲 击,故载荷系数k=1.75 3由机械设计基础(R23)表7-7查得: d=0.8 4由机械设计基础(P,23)表7-7查得材料弹性系数Ze=189.8 5初选压力角为一: =11° 6齿数比i2=4.4 ⑦初选齿数Z1=25贝UZ2=i2Z1=4.425=110 8由机械设计基础(Re)查得二Hiim1=540Mpa二屮阮=590Mpa 9许用接触应力可用以下公式计算 [J] ZNHlim hf=3.125mm ha=2.5mm d1=50.97mm d2=282.88mm da1=55.97mm da2=287.88mmdf1=44.72mmdf2=276.63mm N=60njLn=60257.1413002815%10=1.12108 由表7-24查得寿命系数ZN3=1.14ZN4=1.2由表7-5取安全 系数Sh=1.0则小齿轮许用接触应力为 [鲁“乩詁」14590=672.6Mpa Sh 取[;“4]=648Mpa初算小齿轮的分度圆直径得 [二H4]=672.6Mp 2. 齿宽b=dd3=0.876.29=61.03取b4=61 0=b2(5~10)mm取b3=69 ①KT,mn同前 ③由机械设计基础(P,24)表7-9查得 齿形系数YF3=2.65,YF4=2.14应力修正系数YS3=1.59,YS4741 d3二76.29mm 确定几何尺寸 d4二355mm b4二61 b3二69 4由表7-25中可以查出试验齿轮的齿根弯曲 ;「Fiim3=190Mpa,;「Fiim4=160Mpa 5许用弯曲应力[“]=丫汗讪 Sf 6由图7-25查得寿命系数Yn3二Yn2=1由表7-5可以查出安全系数 7 SF-1.35故: 4.计算齿轮的几何尺寸 da4二d42ha=335.736=341.71mm 齿根圆直径df3二d3-2hf=76.29-23.7^68.19mm df4=d4-2hf=335.71-23.75=328.21mm n开式齿轮的设计 1.选定齿轮类型精度等级,材料及齿数。 1按传动设计的方案选用直齿圆柱齿轮传动 2卷扬机一般工作机,速度不高可以选用8级精度 3材料选择大齿轮用45钢硬度40-50HRC小齿轮材料为40Cr并经调 制处理级表面淬火选择齿数Z5=20大齿轮选择Z55=100 2.由资料计算应力循环次数 N5 N6 Yn5 =60n5pLh=6058.442508215%10=2.1038107 N56 5=3.50610 in5 =1,Yn6=1.2 3.计算弯曲疲劳许用应力 取SF=1.6得 绻5~Flim F飞厂 绻6;-Flim冋62—SF— 1260 "_1.6_ 1.2320 270Mpa 1.6 =162.5Mpa ha=3mmh=6.75mm da3=82.29mm da4=341.71mmdf3二68.19mm df4二328.21mm 取载荷系数k=1.7 查得齿形系数级应力校正系数 Yf5=2.81,Yf6=2.81Ys5=1.56,Ys6=1.80 YfYs 4.计算大小齿轮的二S并比较 5YS5 [J] YF6YS6 [二6] 2・81「56“026976 162.5 2・81「80“014533 270 YfYsYfYs EE故小齿轮大 5. 由资料选取齿宽级数d=0.4 [二F5]=162.5Mpa[;「F6]=270Mpa 6. 8. m「2仃585020O'014533£6532取6mm 分度圆直径 0.4202 d5=Z5m=205=120mmd6=Z6m=1006=600mm d二七出5=0.4120=48mmb6=巒dl_d6=240mm 中心距 d5+d6720+600 a===360mm 22 in斜齿圆柱齿轮上作用计算 1.高速轴齿轮传动的作用力 1已知条件高速轴传递的转矩T,=26260NM转速n,=1440r/min 咼速齿轮的螺旋角: =11.19,小齿轮左旋,大齿轮右旋, 2.低速轴齿轮传动的作用 ①已知条件中间轴传递的转矩T1=141.24NM转速n2=257.14r/min 低速齿轮的螺旋角]=10.58°为使齿轮3的轴向力与齿轮2的轴向力互相抵消一部分,低速级的小齿轮为右旋大齿轮左旋。 小齿轮的 分度圆直径d3=76.29mm ③齿轮4的作用 从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等,作用方向相反。 五、中间轴的设计与计算 1.已知条件: 中间轴传递的功率P2=3.803kw转速n3=257.14r/min齿 轮分度圆直径d2=282.88mmd3=76.29mm齿宽b2=46mm b3=69mm 2. Ft3=3702.71N 乓=1370.98N Fa3=691.61N Fn3=4008.49N 选择轴的材料 因传递的功率不打,并对重量及结构尺寸无特殊要求,故由表7-4选用 的材料45钢调制 3.初算轴径 查表13-1(P264)得c=107~118考虑轴端不受转矩,只受少量的弯矩, 故取较小值c=110则dmin=C3=110乂寸3.803=27mm Yn3V257.14 4.结构设计 1轴的结构构想图。 1 2轴承的选择及轴段5的设计 b2二46mm b3二69mm 该段轴上安装轴承,其审计应与轴承的选择同步,考虑齿轮有轴向力存在,选用角接触球轴承,轴段1,5上安装轴承,其直径即应便于轴承安装,又应符合轴承安装,又应符合轴承内径系列,暂时取7206c经过盐酸,轴承7260c不能满足减速器的预期寿命要求,则改变直径系列,取7207c进行设计计算,由表13-4得轴承内径d=35mm外径 D=72mm宽度B=17mm定位轴肩直径da=42mm外径定位直径 Da=65mm对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=15.7故 dj=35mm dmin=27mm 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号,则d5=35mm 3a.轴段2和轴段4的设计 轴段2上安装齿轮3,轴段4上安装齿轮。 为方便齿轮的安装, d2和d4分别略大于d1和d5,可初定d2=d4=47 b.齿轮2轮毂宽度范围(1.2~1.5)d^(42~52.5)mm,取其轮毂宽度 与齿轮宽度d=46相等左端采用轴肩定位,右端采用套筒固定, 由于齿轮3的直径比较小,采用实心式,取其轮毂宽度b3=61mm采用套筒定位。 为是套筒端面能够顶到齿轮端面,轴段2与轴段4的长度应比相应的齿轮的宽度略短,故取L4二44mm,L^63 c.轴段3该段为中间轴上的两个齿轮提供定位,其轴肩高度范围为 (0.07~0.1)d2=(3.29~4.7)mm其高度为4mm故d3=55 齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均为冷=10mm齿轮2与齿轮3的距离初定为=10mm则箱体内壁之间的距离为 d+b246+54 BX=2冷Ib312=2101069149mm 22 齿轮2的右端面与箱体内壁距离为 1吩讥1046=14mm 22 则轴段3的长度为L3=厶3=10mm d.轴段1及轴段5的长度。 轴承内端面距离箱体内壁的距离取 : =12mm中间轴上两个齿轮的固定均由当油环完成。 则轴段1的长度为J二B: ^17121042mm 轴段5的程度为L5=B亠;亠J*2=17•12•14•2二45mm e.轴上力作用点的距离,轴承反作用力的距离点,距离轴承外圈大 断面的距离 a3=15.7mm b3-a3-3=4269-15.7-3=57.8mm 22 67.2mm 22 在水平面上 d2d3 Ft2b-Ft3(l2+打)-Fa2°—Fd3 -,,,22 282.8876.29 1030.4X61.8—3702.71(67.2+61.8)—203.84疋-691.61汉 L5=45mm F1=—2511.685N FR2=1523.015N 57.8+67.2+61.8 =-2511.685N Fr2=Fr2—FR1—Fr3=382.31—(—2511.685)—1370.98=1523.015N 在垂直平面上 FFt3(l2+I3)*Ft2l2 3702.71(67.2+61.8)+1030.41汉67.2 -57.8+67.2+61.8 =2929.6N Fr2v=Ft3+Ft2—FR1v=3702.71+1030.41—2927.6=1805.52N 轴承的总支撑反力为 Fr1=JfR2h+fR1v=“2511.6852十2927.62=3857.38N FR2=JfR2h+F^=j1523.0152+1805.522=2362.1N ③画弯矩图 MaH=FR1Hh=2511.685汉57.8=—145175Nmm M'aH=MaH+Fa3虫=145175+691.61汉=—118793.54Nmm22 M'bH=FR2hI3=1523.015汉61.8=94122.327Nmm d2282.88 MbH=M'bH一£2」=94122.327—203.84沃=65291.974Nmm 22 Mav=FR1vh=2927.6汉57.8=169215.25Nmm Mbv=FR2nb=1805.52汇61.8=111581.136Nmm Ma=Jm;h+M;=J1451752十1692152=222956Nmm M'a 'aHM'av =118793.54216921/=206750.14N
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