起重机传动装置设计.docx
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起重机传动装置设计
设计胶带输送机的传动装置亢重机传动装置设计
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H期:
2014年12月8日年12月29日指导教师:
教研室主任:
机械设计课程设计任务书
前言
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
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木等等方面,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。
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1
1——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。
2.电动机的选择
2.1确定电动机的功率
(1)提升力:
11
F二Gg二x720x9.8二3528N22
(2)提升速度
Vl=2V=2x0.65=1.3m/s(3)1作机(卷筒)所需要的功率:
FV3528X1.3P==4.59
10001000
(4)传动总效率为
H总二n1n2n3=0.992X0.972x0.984=0.85
2
2
式中m——弹性联轴器效率,取0.99;
H2——圆柱齿轮传动(8级精度)效率,取0.97;n3——滚动轴承效率,取0.98o(5)电动机所需功率为:
P0===5.4(kW)
总所以,取电动机的功率Pm=5.5kWo
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3卷筒二
VII
(D+d)2
(2)卷筒的转速n卷筒二
3卷筒
JI
Vll.3x1000X60
=95.13(r/min)
n(D+d)(250+11)
取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围i总=822,故电动机转速的可选范围为:
n电动机二i总xn卷筒二(8~22)x95.13=761~2092r/min
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-6o传动系统的总的传动比为i总二nmn卷筒
n卷筒一一卷筒的转速。
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
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
i总==15.14
(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il,低速级传动比为i2。
则
il==4.44;i2=
i总15.14=3.41i14.44
3.2计算各轴的转速
如图一,对各轴编号为A、B、C、DoA轴的转速:
nA二n电动机=1440r/minB轴的转速:
nB=
nA1440
==324.32r/minil4.44nB324.32==95.Ur/mini23.41
C轴的转速:
nc=
D轴的转速:
nD=nc=95.Ilr/min3.计算各轴的输入功率
A轴:
PA二Pmn1=5.5x0.99=5.445kWB轴:
PB=PAn2n3=5.445x0.97x0.98=5.18kW
C轴:
PC=PBn2n3=5.18x0.97x0.98=4.92kWD轴:
PD=PCnn13=9.84X0.99X0.98=4.77kW4.计算各轴的输入扭矩
A轴:
TA二9550PAnA二36.llNmB轴:
TB=9550PBnB=152.53NmC轴:
TC二9550PCnC二494.02NmD轴:
TD二9550PDnD二478.962m将上述结果列入表2,以供查用。
表2各轴运动与动力参数
4.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)o
(3)材料选择。
由【1】P191表10-1选择小齿轮材料为40Ct(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40HBSo(4)选小齿轮的齿数zl=24,大齿轮齿数
z2=uxzl=4.44x24=106.56,
z
式中u=il=2z,取z2=107o
1(5)选取螺旋角。
初选螺旋角B=14\4.1.2按齿面接触强度设计
根据【1】P218式(10-21)试算,即:
dltM式中,dl——小齿轮的节圆直径,mm;K——载荷系数;
T1——小齿轮传递的转矩,N-mrn;4)d二
b
齿宽系数,mm;dl
£a——端而重合度;
z2d2
=齿轮齿数比;zldl
ZH——区域系数;
ZE——弹性影响系数,MPa;[。
田——许用接触应力。
(1)、
确定公式中的各计算数值:
1)试选Kt=l.60
2)由表二,小齿轮传递的扭矩T1=TA=36.llNm3)由【1】P205
表10-7取4>d=lo
4)由【1】P201表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。
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oHliml二600MP&;
大齿轮的接触疲劳强度极限oHlim2=550MPa。
6)由【1】P206式
10-13计算应力循环次数:
Nl=60nAjLh=60x1440xlx(2x8x365x10)=5.05x109N2=Nlil
=5.05x109/4.44=1.14x109
7)由【1]P207图10-19查得接触疲劳寿命系数
KHN1二0.90;KHN2二0.958)计算接触疲劳许用应力:
取失效概率为1%,安全系数S=l,由公式[。
田二[。
田1=
[oH]2=
KHNolim
得:
S
KHN1oliml
=0.9x600MPa=540MPaSKHN2olim2
=0.95x500MPa=522.2MPa
S
oH二
[oH]l+[oH]2
2
540+522.5
=531.25MPa2
9)根据【1】P217图10-30选取区域系数ZH二2.44。
10)根据【1]P215图10-26查得ea1=0.78,ea2=0.92,则ea=£a1+ca2=1.7。
(2)、计算
1)试算小齿轮分度圆直径dlt,由计算公式得:
dlt
=39.86mm
2)计算圆周速度
ndltn2Jix39.86x960v==2.0m/s60x100060x10003)计算齿宽b及模数mnt
b=edxdlt=lX39.86=39.86mm
dltcosB39.86xcosl4o
=1.61mmmnt二
241
h=2.25mnt=2.25X1.61mm二3.62mm
=39.86=11.01
3.62
4)计算纵向重合度e0
eP=0.3184>dzltanP=0.318xlx24xtanl4°=1.903
5)计算载荷系数K
由【1]P193表10-2查得使用系数KA=1.50;根据v=2.Om/s,8级精度,由【1]P194图10-8查得动载系数KV=1.14;由【1]P196表10—4查得KHP二1.45;由【1】P198图10—13查得KFP二1.4
由【1】P195表10—3查得KHa二KFa=1.4。
故载荷系数K二KAKVKHaKHB二1.50x1.14x1.4x1.45=3.47
6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由【1】P204式(10—10a)得
dl=
dl39.86=51.82mm
7)计算模数mn
dlcosB51.82xcosl4o
=2.09mm二mn二
24zl
根据【3】P180表10-1圆柱齿轮标准模数系列表,查取模数mn=2mmo4.1.3按齿根弯曲强度设计
由【1】P216式(10—
mn^
(1)确定计算参数
1)计算载荷系数
K=KAKVKFaKFP=l.5x1.14x1.4x1.4=3.35
2)根据纵向重合度e3=1.903,从【1】P217图10-28查得螺旋角影响系数YB=0.883)计算当量齿数
zvl=
zl24
=26.2733°
cosBcosl4
zv2=
z2107
=117.1333°
cosBcosl4
4)查取齿型系数
由【l】P200表10-5查得YFal=2.592;YFa2=2.1665)查取应力校正系数
由【1】P200表10-5查得Ysal=l.596;Ysa2=l.804
6)由[1]P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极
aFEl=500Mpa;大齿轮的弯曲强度极限。
FE2=380Mpa;
7)由[1]P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=O.85;KFN2=0.88;8)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由【1】P205式(10-12)得:
KFNlo0.85x500
1.4KFN2o0.88x380
Mp沪238.86MPa二[oF]2二
1.4S
9)计算大、小齿轮的
YFaY并加以比较oF
YFalYSal2.724x1.569
=0.01363
303.57aF1
YY2.166x1.804=0.01636
238.86aF2
大齿轮的数值大。
(2)设计计算
mn-0.827mm对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算
的法而模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数0.827并就进圆整为标准值m=lmm接触强度算得的分度圆直径dl二51.82mm,算出小齿轮齿数。
dlcosP51.82xcosl4o
于是由zl二=50.28
lmn
取zl=50,则z2=uzl=4.44x25=222,取z2=222。
4.1.4几何尺寸计算
(1)计算中心距
a
(zl+z2)mn
2cosB
(50+222)x2
o
2xcosl4==280.33mm
将中心距圆整后取281mm
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角
(zl+z2)mn
B=arcos
2a
arccos
(50+222)x2
2x281=14.5°
€K
由于P值改变不大,故参数a、B、ZH等不大,不用修正
(3)计算大、小齿轮的分度圆直径
dld2
50x2
=cosl4.5°=103.29mm
zlmn
z2m222x2
cosB二cosl4.5o=458・61mm
(4)计算齿轮宽度
b=
4)dxdl二lx103.29mm二103.29mm
圆整后取B2二104mm;Bl二109mm。
(5)结构设计
以大齿轮为例。
因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。
4.2低速啮合齿轮的设计
4.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
试选小齿轮齿数zl二24;大齿轮齿数z2=u2zl=3.41x24=81.84,取z2=82o其他参数和上对齿轮一样。
4.2.2按齿面接触强度设计按式(10—21)试算,即
dlt
(1)确定公式内的各计算数值
1)计算小齿轮传递的转矩T2二TB=152.53Nm
2)根据【1】P215图10-26查得ea1=0.78,ea2=0.89,则£a=ea1+ea2=1.67。
3)由【1】P206式10—13计算应力循环次数:
Nl=60n2jLh=60X324.32X1X(2X8X365X10)=
1.14x109N2=Nl/i2=l.14x109二0.334x109
由【1】P207图10-19查得接触疲劳寿命系数
KHN1二0.95;KHN2二0.98计算接触疲劳许用应力:
取失效概率为1%,安全系数S=l,由公式
[oH]=KHNolim
S
得:
[oH]l=[oH]2
oH二
KHN1oliml
=0.95x600MPa=570MPaSKo
=HN21im2=0.98x500MPa=490MPa
S
[oH]l+[oH]2
2
570+490
=530MPa2
其他数据和上对齿轮的数据一样。
(2)计算
1)试算小齿轮分度圆直径It,由计算公式得:
dltM
=66.08mm
2)计算圆周速度
ndltn2
v=60x1000二
nx66.08x324.32
60x1000
=1.12m/s
3)计算齿宽b及模数b二
mnt
4)dxdlt
=1X66.08mm二66.08mm
dltcosP66.08xcosl4°
mnt=zl=24=2.67
h=2.25
mnt=2.25X2.67mm二6mm
b/h二66.08/6=11.01
£4)计算纵向重合度B
eP=0.3184>dzltanP=0.318xlx24xtanl4°=1.903
5)计算载荷系数K
由【1】P193表10-2查得使用系数KA二1.50;根据v=l.02m/s,8级精度,由【1】P194图10-8查得动载系数KV=1.07;由【1】P196表10—4查得10—13查得
KHP=1.45
;由【1】P198图
KFB
=1.38
由【1】P195表10—3查得KHa=KFa=1.4o故载荷系数
K=KAKVKHaKHP=1.50x1.07x1.4x1.45=3.26
6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得
d
lt66.08dl
二mm二83.92mm计算模数mn
dlcosP83.92xcosl4o
二mnzl二24mm二3.39mm
4.2.3按齿根弯曲强度设计
由【1】P216式(10—17)
mn^
(1)确定计算参数1)计算载荷系数
K=KAKVKFaKFP=l.5x1.07x1.4x1.38=3.1
2)根据纵向重合度eB二1.903,从【1】P217图10—28查得螺旋角影响系数Y3=0.883)计算当量齿数
zvl=
zl24
=26.2733°
cosBcosl4
zv2=
z282
==89.76cos3Pcos314°
4)查取齿型系数
由【1】P200表10-5查得YFal=2.592;YFa2=2.22
5)查取应力校正系数
由[1]P200表10—5查得Ysal=l.596;Ysa2=l.778
6)由[1]P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极
oFEl=500Mpa;大齿轮的弯曲强度极限oFE2=380Mpa;
7)由[1]P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=O.85;
KFN2=0.88;8)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S二1.4,由【1】P205式(10-12)得:
KFN10O.85X500
Mp沪303.57Mp沪[oF]l二
1.4KFN2o0.88x380
Mp沪238.86MP沪[oF]2二
1.49)计算大、小齿轮的
YFaYSa
并加以比较oF
YY2.592x1.596=0.01363
303.57oF1
YFa2YSa22.22x1.778=0.01652
238.86aF2
大齿轮的数值大
(2)设计计算
mn^-2.42mm对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面
模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算
的法而模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定
的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数2.42并就进圆整为标准值m二2.5mm接触强度算得的分度圆直径dl=66.08mm,算出小齿轮齿数
dlcosP66.08xcosl4o
=25.65zl=
2.5mn
取zl=25,则z2=uzl=3.41x25=85.25,取z2=86。
4.2.4几何尺寸计算
(1)计算中心距
a=
(zl+z2)mn=(25+86)x2.5=142.99mm
2cosB
2xcosl4°
将中心距圆整后取143mm
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角
zl+z2)mn(B=arccos
2a
25+86)x2.5(=arccos=13.98°
2x143
eK
由于P值改变不大,故参数a、B、ZH等不大,不用修正
(3)计算大、小齿轮的分度圆直径
dl=
zlmn25x2.5
=°=64.41mmcos3cosl3.98z2mn
=221.56mmcosP
d2=
(4)计算齿轮宽度
b=0dxdl=lx64.41二64.41mm圆整后取B2=65mm;Bl二70mm。
(5)结构设计
以大齿轮为例。
因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。
5.轴的设计
5.1高速轴A的设计
5.1.1选择轴的材料
因为轴的受力大,对材料的强度和硬度比较高,可选取轴的材料为45钢,调质处理。
求输入轴上的功率P1、转速nl、转矩
T1P1二PA二5.445kW
nl=1440r/minTl=36.llNm
5.1.2求作用在齿轮上的力
已知高速级小齿轮的分度圆直径为
dl=103.29mm
而Ft二
2T12x36.11
=699.20N=-3
dll03.29x10
tanantan20o
Fr二Ft二699.20x=262.26No
cosBcosl3.98
Fa=tFtaBn
=69x9.20ta°n=13.98N1
图4
圆周力Ft,径向力Fr及轴向力Fa的方向如图4所示。
5.1.3初步确定轴的最小直径
根据【1]P370表15-3,取A0二112,于是得
dlmin=A=l12=17.5mm;
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径di-n(图5)。
为了使所选的轴直径di-n与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器的型号。
联轴器的计算转矩Tca=KAT3,查《机械设计》P351,表14-1,考虑到转矩变化很小,故取KA二1.5,则:
Tca=KAT3=1.5X36110N・mm二54165N・mm
按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB/T5843—2003,选用GY2型凸缘联轴器,其公称转矩为63000N・mm。
半联轴器的孔径di二18mm,故取dl-n=18mm,半联轴器长度L1二42mm。
5.1.4轴的结构设计
(1)拟定轴上零件的装配方案
图5高速轴的结构与装配
(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1)为了满足半联轴器的轴向定位要求,I—II轴端右端需制出一轴肩,故取II-III段的直径dII-111二22mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D二24mm。
半联轴器
与轴配合的毂孔长度L1二42mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴上而不压在轴的断面上,故I—II段的长度应比L1略短一些,现取H-riMOmmo
2)初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。
参照工作要求并根据dll-III二22mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组,标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30305.其尺寸为dxDxT二25mmX62mmX18.25mm,故
dill-IV二dVII-VIII二25mm;而1W-VUI=18.25mm。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。
由手册查得30305型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm,因此,取dVI-\'TI=30nim.
3)因为此轴为齿轮轴,所以IV-V的直径dIV-V=45mni,己知齿轮轮毂的宽度为109mm.4)轴承端盖的总宽度为15mm。
根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端而的间距l=20mm,故取1II-111二35mm。
5)取齿轮距箱体内壁之距离a=10nmi,齿轮3到此齿轮之间的距离c=15nmi,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承的位置时,应距箱体内壁一段距离s=5mm,己知滚动轴承的宽度T二18.25mm,齿轮3的轮毂长L二70mm。
则
lIII-IV=T+s+a+(50-47)=18.25+5+10+3=36.25mmlVI-W=L+c+a+s-1V-VI二70+15+10+5-6二89mm
至此,己初步确定了轴的各段直径和长度。
(3)轴上零件的周向定位
半联轴器与轴的周向定位采用平键连接,选用平键为6mmX6mmX32mm,半联轴器与轴
H7
的配合为。
滚动轴承与轴的定位是由过渡配合来保证,此处选轴的直径尺寸公差为m6。
k6
(4)确定轴上的的圆角和倒角尺寸
参考[1]P265表15-2,取轴端倒角为2X45。
,各轴肩处的圆倒角半径为2mm
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