绞车传动装置设计课程设计.docx
- 文档编号:29008880
- 上传时间:2023-07-20
- 格式:DOCX
- 页数:23
- 大小:312.56KB
绞车传动装置设计课程设计.docx
《绞车传动装置设计课程设计.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《绞车传动装置设计课程设计.docx(23页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
绞车传动装置设计课程设计
题目:
绞车传动装置
院系:
机电工程学院
第一章简介1
第二章减速箱原始数据及传动方案选择1
第三章电动机的选择3
第四章减速齿轮的设计与校核5
第五章主动轴的设计9
第六章从动轴的设计14
第七章轴承的校核19
第八章键及联轴器的选择19
第九章箱体及附件的设计20
第十章参考文献21
第1章简介
【摘要】减速器是一种密封在刚性壳体内的齿轮运动、圆柱齿轮传动所组成的独立部件,常在动力机与工作机之间的传动装置,本次设计的是绞车传动装置用的单级圆柱减速器。
运用AtuoCAD进行传动的二位平面设计,完成圆柱齿轮减速器的平面零件图与装配图的绘制,通过设计,理顺正确的思想,培养综合应用机械设计课程和其他先修课程的理论与生产实际来分析和解决机械设计问题的能力及学习机械设计的一般方法步骤,掌握机械设计的一般规律,进行机械设计基本技能的训练:
例如计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范,进行计算机辅助设计和绘图的训练。
【关键词】圆柱齿轮齿轮传动减速器
第2章减速箱原始数据及传动方案选择
结果
计算步骤与说明
2.1任务分析、传动方案拟订
任务书中给出的是绞车卷筒,具体参数如下表1工作参数表1
卷筒圆周力F/N
8500
卷筒转速n(r/min)
40
卷筒直径Dmm
350
工作间隙
每隔2分钟工作一次,停机5分钟
工作年限
10
批量
大批
注:
总传动比误差为+5%,转动可逆转,间歇工作,载荷平稳;起动载荷为名义载荷的1.25倍。
1――电动机;2――联轴器;3――圆柱斜齿轮减速器;4――开式齿轮;5——卷筒
第3章电动机的选择计算
3.1、电动机的选择
选择电动机的内容包括:
电动机类型、结构形式、容量和转速,要确定电动机
具体型号。
按工作要求和条件,一般选用用途的全封闭自扇冷鼠笼型y系列三相
异步电动机。
具有高效节能、起动转矩大、性能好、噪声低、振动小、可靠性能好、功率等级安装尺寸符合IEC标准及使用维护方便等优点。
适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体的场合,以及要求有较好的启动性能的机械。
3.2确定电动机功率:
工作机所需的电动机输出功率为
w=0.81
Pd=12.36Kwn'd=450〜
1250r/min
Tnw
=Tnw=P=
"9550JP^9550w"
由电动机至工作机之间的总效率(包括工作机效率)为
2
式中,,,,
w123456’1'234
6分别为联轴器、齿
轮传动的轴承、齿轮传动、开式齿轮、卷筒轴承和卷筒的效率。
取
3=0.97,4=0・92,4=0・98,6=°.96,则
1=0.98,2=0.99,
nn=0.81
w
Fv1912.5*50
所以p门===12.36kW。
100^^Z19550*0.81
3.3确定电动机转速
按推荐的合理传动范围,取单级齿轮传动比i=3~5,总传动比范围|=9~25故电
动机转速可选范围
11
nd=i軒w=(9~25)汉50=450~1250r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min1000r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min再根据计算出的谷量,考虑
到起动载何为名义载何的1.25倍,综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及价格等因素,为使传动比装置结构比较好,决定选用同步转速为750r/min的电动机。
由机械设计课程设计指导书选定电动机的主要性能如下表:
电动机型号:
Y200L—8
nm=720r/min
电动机型号
额定功
率
同步转速
满载转速
Y200L—8
15kw
750r/min
720r/min
3.4分配各级传动比
电动机确定后,根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。
i=nm/nw=720/50=14.4
根据分配传动比的原则,机械设计课程设计手册可查得,单级减速器的传动比h:
3〜5,因此可以分配i1=3.5,i2=4.1。
3.5计算传动装置及各轴的运动和动力参数
3.5.1各轴的转速
I轴ri|=nm=720r/min
U轴n2=肛=720/3.5=205.7r/min
h
i=14.4
i1=3.5
i2=4.1o
n1=720r/min
II轴TII=TI^2i1=1.61X105X0.97X0.99X3.5=5.34X105N.mmTII=5.34X
III轴(输出轴)T川=Tii2=5.34X105X0.99X0.92X4.1=2.02X106N.mm最105N.mm
第4章减速齿轮的设计与校核
Z=20
Z2=100
K=1.676
4.1选择材料、热处理、齿轮精度等级和齿数:
由机械设计书表6-3、表6-6,选择小齿轮材料45钢调质,硬度为220~250HBS,大齿轮选用45钢正火,硬度170~210HBS。
参考机械设计课本中表6-5可选精度等级为9级,要求表面粗糙度Ra_63」m。
4.2确定设计准则
由于该减速器为闭式软齿面传动HBS乞350,所以齿面点蚀为主要失效形式,先按
齿面接触疲劳强度进行计算,确定齿轮的你主要参数和尺寸,然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲疲劳强度。
4.3齿面接触疲劳强度设计:
计算公式按式11-36d,>3耳空(^17^)2
13普duz
(1)转矩t1=Ti=1.64X105N.mm
(2)载荷系数K
查表11.10,取K=1.1
(3)齿数,螺旋角,齿宽系数
因i1=5取Zj=30,z2=i1•w=3.5X30=105
实际传动比U=Z2/z1=105/30=3.5在传动比范围内。
初选螺旋角亠15
因单级圆柱齿轮为对称布置,而齿轮表面又为软齿面,由表11.19选取—fd=1.
(4)弹性系数
由表11.11查得ZE=189.8
(5)许用接触应力
由图11.25查得
'■Hlim1=550Mpa,;-h|im2=520Mpa。
由表11.9查取安全系数sH=1
28
N^60njLh=60:
—;7200.7(1052165)=3.5710
N13.57108
i1
3.5皿108
查图11.28得Zni=1.07,Zn2=1.12
由式11.15可得:
[匚]H1
Zn1二“」07550Mp=588.5Mpa
SH
ZN2-Hlim2_1.12520Mp
Sh
=582.4Mpa
[二]H1=588.5Mpa
[匚]H2=582.4Mpa
b1=75mm
b2=70mm
d1>3里空(普)2
将有关数据代入以上公式得:
d1=68.80mm
mn=
Z1
由表11.3取标准模数g=2.5
(6)确定中心距a和螺旋角
a/5(乙Z2)
2-cos:
2・5(2691)=151.41mm
2cos15
圆整后取a=151mm
圆整中心距后确定的螺旋角
一arccosmn(Z1N)=14.41
2a
此值与初选值15相差不大,不必重新计算
4.4主要尺寸计算
d1=mn勺=67.nmm
d2=
mLj?
2=234.89mm
cos
4=67.11mm
d2=234.89mm
b=dd1=167.iimm=67.11mm
取b2=67mm;R=b28=75mm
4.5按齿根弯曲疲劳强度校核
(1)当量齿数
=Z1
cos3:
-29
z2
Zv2**3--100
cos戸
(2)
齿形系数
查表11.12得
YF1=2.56,丫$2=2.18
⑶
应力修正系数
Ys
查表11.13得
Y&=1.62,匕"80
(3)
许用弯曲应力
lcF1
由图11.26查得二Fiim1=210MPa,二Flim2=180MPa
由表11.9SF
=1.3
由图11.27丫屮=Yn2=1
由式11.16
和=皆=162沁
62=113.26Mpa
-F2=107.2Mpa
I]YnCLf^2=138.5MPa
2Sf
故;「f1一yYS=113.26MPa:
:
g1
bm^
I?
-;「F1=107.2MPa:
:
「F】2
YF1YS1
齿根弯曲强度校核合格
4.6验算齿轮的圆周速度
4.6齿轮几何尺寸计算
小齿轮:
da1=d12ha=(67.11212.5)=72.1mm
df1討-2hf=(67.11-21.252.5)=60.86mm
齿根圆只键槽底部的距离
da1二239.89mm
df1
x——(20•2)=8.43(2~2.5)m=5~6.25
2
所以主动轴采用实体式齿轮结构
大齿轮:
da2=d22ha=(234.89212.5^239.89mm
由于200mm:
:
:
da2:
:
:
500mm所以采用腹板式结构
第5章主动轴的设计
5.1选择轴的材料,确定许用应力
由已知条件可知,此减速器传递的功率属中小功率,对材料无特殊要求。
故
选45钢并经调质处理,由表16.1查得强度极限匚b=637MPa,再由表16.3得
许用弯曲因应力Ic-60MPa
d=30mm
5.2按扭转强度估算轴径
据表16.2得C=118~107,又由式16.2得
d启cf卫=(107~118)f^.1mm=27.4~30.2
考虑到轴的最小直径处要安装联轴器,会有键槽的存在,故直径加大
3%~5%,取为28.50~31.41mm,由设计手册取标准值30mm
5.3轴承的初选
由于斜齿轮传动,轴承初选向心角接触球轴承
7207AC,
d=35mm,D=72mm,B=17mm。
5.4设计轴的结构并绘制草图
由于设计的是单级减速器,可将齿轮布置在箱体内部中央,将轴承对称安装在齿轮两侧,轴的外伸端安装半联轴器。
(1)确定轴上零件位置和固定方式
要确定轴的结构形式,必须先确定轴上零件的装配顺序和固定形式。
齿轮从轴的左端装入,齿轮的左端用套筒定位,右端用轴肩固定。
这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。
齿轮周向固定采用平键连接。
轴承对称安装
于齿轮两侧,其轴向用轴肩和轴承端盖固定,周向采用过盈配合固
(2)确定各轴段直径
轴段1直径最小,d仁30mm;考虑到要对安装在轴段1上的联轴器
进行定位,轴段2上应有轴肩,同时为了能很顺利地在轴段2上安装轴承,
轴段2必须满足轴承内径的标准,故轴段2的直径:
d2=35mm;用相同的
方法确定轴段3、4的直径d3、d4分别为:
40mm、50mm;为了便于拆卸左轴承,可查7207AC型向心角接触球轴承的安装高度为3.5mm,取
d5=42mm,d6=d2=35mm。
⑶确定各轴段的长度:
齿轮轮毂宽度为80mm,为保证齿轮固定可靠,轴段3的长度应略微
短于齿轮轮毂的宽度,却为78mm;为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰,齿轮端面与箱体内壁间应有一段间距,取改间距为15mm;为保证轴承
安装在箱体轴承座孔内(轴承宽度17mm),并考虑轴承的润滑,取轴端
面距箱体内壁的距离为5mm,所以轴段4长度为20mm,轴承支点距离l=135mm,根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一段距离的要求,取I'
d1=30mm
d2=35mm
d3=47mm
d4=35mm
l-135mm
I
I=75mm
=75mm;查阅联轴器相关资料取r=70mm;在轴段1、3上分别加工出
键槽,使两键槽处于轴的同一圆柱母线上,键槽的长度比相应的轮毂宽度小约5〜10mm,键槽宽度按轴段直径可查手册得到。
5.5按弯扭合成强度校核轴径
(1)画出轴的受力图
(2)作水平面内的弯矩图。
支点反力为
l2Ti2063.9
Fti=—=4884N
di67.11灯0
Fha=Fhb占"442N
2
1截面处弯矩:
135
MH•]=2442汇164835N
2
1截面处弯矩:
MH2=2442x(20+17/2)=69597Nmm
(3)作垂直面里的弯矩图
tano(n
Fr1=Ft1——=1840N
cosP
Fa1=Ft1tanP=1309N
Fr1Fa1^l18401309汉67.11
FVb=———=——=595N
22l22心35
Fva=Fr1-Fvb=1840-595=1245N
1截面右侧面弯矩为
MV1右=&B“/2=102262.5N汕m
1截面左侧面弯矩为
皿⑷左=Fa"/2=21937N豹m
2截面处弯矩为
MV2=FVa><(20+17/2)=9262.5N豹m
(4)作合成弯矩图
M=JmH+M;
n
l=70mm
Ft1=4884N
Fha=2442N
MH1=164835N刘m
MH2=69597N§mm
Fr1=1840N
Fa1=1309N
Fvb=595N
Fva=1245N
MV1右=1O2262.5N0m
MV1左=21937N汕m
Mv2=9262.5N§mm
1截面
M1左=166288N_mm
M1右=209460N_mm
M2=70259N-mm
M1左二.M2V佐+M2H1=166288N:
mm
M1右=M爲右+M2H1=209460Njmm
2截面
M2=MV22MH22=70259N_mm
(5)作转矩图
Td=9.55X106」=9.55X106X12.36/720=1.64X105N.mmnm
(6)求当量弯矩
因减速器传动可逆,故修正系数二=1
1截面
Me1=193186N_mm
Me2=178324N_mm
Me1=■'M21右(:
T)2=193186Nmm
Me2二,M22(:
T)2=178324N-mm
7)确定危险截面及校核强度
由图可看出,1,2截面所受转矩相同,但弯Me1,Me2,
且轴上还有键槽,故1截面可能为危险截面,但轴径d2:
:
:
d3
故也应对2截面校核。
查表得16.3得卜_b」-60MPa,所以满足条件,故设计的轴有足够
强度,并有一定裕度。
弯矩图,受力图见后页
13/21
第6章从动轴设计
6.1选择轴的材料,确定许用应力
由已知条件可知,此减速器传递的功率属中小功率,对材料无特殊要
求。
故选45钢并经调质处理,由表16.1查得强度极限6=637MPa,
再由表16.3得许用弯曲因应力口I-60MPa
6.2按扭转强度估算轴径
据表16.2得C=118~107,又由式16.2得
d_c3,P=(107~118)32lQl56m^41~45.3
d=45mm
考虑到轴的最小直径处要安装联轴器,会有键槽的存在,故直径加大
3%~5%,取为42.2~47.6mm,由设计手册取标准值45mm
6.3轴承的初选
由于斜齿轮传动,轴承初选向心角接触轴承7210AC,
d=50mm,D=90mm,B=20mm。
6.4设计轴的结构并绘制草图
由于设计的是单级减速器,可将齿轮布置在箱体内部中央,将轴承对称安装在齿轮两侧,轴的外伸端安装半联轴器。
(1)确定轴上零件位置和固定方式
要确定轴的结构形式,必须先确定轴上零件的装配顺序和固定形式。
齿轮从轴的右端装入,齿轮的右端用套筒定位,左端用轴肩固定。
这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。
齿轮周向固定采用平键连接。
轴承对称安装于齿轮两侧,其轴向用轴肩和轴承端盖固定,周向采用过盈配合固定。
(3)确定各轴段直径
Mh1=158730N-mm
1截面处弯矩:
130
MH1=2442158730Nmm
2
1截面处弯矩:
MH2=73260N-mm
MH2=2442x(20+20/2)=73260N卯m
(3)作垂直面里的弯矩图
Fri=Ftitan*n=1840N
COS0
Fa1=Ft1tanB=1309N
Fr2Fa2团18401309乂234.89“
FVa===-262.6N
22l22如30
FVb=Fr2-Fva=1840+262.6=2102.6N
1截面右侧面弯矩为
MV1右=Fvb汉1/2=136669N^m
1截面左侧面弯矩为
MV1左=Fva汇1/2=-17069N汕m
2截面处弯矩为
MV2=Fva汉(20十20/2)=63078N汕m
(4)作合成弯矩图
M=Jm;+M;
1截面
M佐二Jm爲左+M2H1=159645.1N豹m
M1右二Jm务右+M2H1=209460N豹m
2截面
M2=JmV22+MH22=170804N却m
(5)作转矩图
Td=9.55X106-^=9.55X106X11.6/205.7=5.4X105N.mmnm
(6)求当量弯矩
因减速器传动可逆,故修正系数a=1
Fa=-262.6N
&b=2102.6N
MV1右=136669Ngmm皿⑷左=-17069N卽m
MV2=63078Nmm
M^=159645.1N刘m
M佑=209460N§mm
M2=170804Nmm
M^=579014N驻m
1截面
Mei=Jm:
右+&T)2=579014N0m
Me2=Jm22+&T)2=566178N^im
7)确定危险截面及校核强度
由图可看出,1,2截面所受转矩相冋,但弯Mel>Me2,且轴上还有键槽,故1截面可能为危险截面,但轴径d2cd3故也应对2截面校核。
M^Me1
W0.1ds Me2Me2c 匚=—=—=45MPa W0.1d3 查表得16.3得k」b】=60MPa,所以满足条件,故设计的轴有足够强度,并有一定裕度。 受力图,弯矩图见后页 Me2=566178Ngm ▽e1=35MPa %=45MPa 18/21 第7章轴承的校核 7.1、轴承类型的选择 根据载荷条件、承载转速、调心性能、安装及拆卸要求、经济性等条件。 初步选定角接触 球轴承中的7207AC和7210AC型。 当量动载荷 P二fp(XFrYR)=18400.410.871309=1893.2N P=1893.2N Lh二30320.5 Lh=30320.5L 所以所选轴承满足条件 (2)7210AC型校核 因为从动轴上当量动载荷与主动轴上一样,而且转速低于主动轴, Cr2Cr1,所以7210AC型定满足要求。 第8章键及联轴器的选择 8.1键的选择 键应该选择平键A型,查表得: 主动轴段1键槽宽b为8mm,键高h为8mm,键长I为60mm; 主动轴段3键槽宽b为12mm,键高h为8mm,键长I为70mm; 从动轴段1键槽宽b为14mm,键高h为9mm,键长I为65mm; 从动轴段3键槽宽b为16mm,键高h为10mm,键长I为60mm; 8.2联轴器的选择 半联轴器的材料常用45、20Cr钢,也可选用ZG270—500铸铁。 链齿硬度最好为40HRC-45HRC。 联轴器应有罩壳,用铝合金铸成。 用单排链时,滚子和套筒受力,销轴只起联接作用,结构可靠性好;用双排链时: 销轴受剪力,承受冲击能力较差,销轴和外链板之间的过盈配合容易松动。 在高速轻载场合,宜选用较小链节距的链条,重量轻,离心力小;在低速重载场合,宜选用较大链节距的链条,以便加大承载面积。 链轮齿数一般为12〜22.为避免 过渡链节,宜取偶数。 因为轴直径为30mm,查表《弹性柱销联轴器》可知选用HL3型号。 第9章箱体及附件的设计 箱体的基本结构设计 箱体是减速器的一个重要零件,它用于支持和固定减速器中的各种零件,并保证传动件的齿合精度,使箱体内有良好的润滑和密封。 箱体的形状较为复杂,其重量约占减速器的一半,所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响。 箱体结构与受力均较复杂,目前尚无成熟的计算方法。 所以,箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。 箱体的材料及制造方法: 选用灰铸铁HT350,砂型铸造。 箱体的尺寸: 表7-1箱体参数表 名称 符号 一级齿轮减速器 计算结果 箱座壁厚 0.025a+1启8 8.7mm 箱盖壁厚 6 0.02a+1兰8 8mm 箱盖凸缘厚度 b 1.^1 12mm 箱座凸缘厚度 b 1.56 13.05mm 箱座底凸缘厚度 b2 2.56 21.75mm 地脚螺钉直径 df 0.036a+12 18mm 地脚螺钉数目 n aW250mm时,n=4 4 轴承旁联接螺栓直径 di 14mm 盖与座联接螺栓直径 d2 (0.5〜0.6)df 10mm 联接螺栓d2的间距 l 150〜200 148mm 158.2mm 轴承端盖螺钉直径 d3 (0.4〜0.5)df 8mm 视孔盖螺钉直径 d4 (0.3〜0.4)df 6mm 定位销直径 d (0.7〜0.8)d2 8mm 轴承旁凸台半径 R C2 16mm 凸台高度 h 根据低速级轴承座外径确定,以便 于扳手操作为准 42mm 大齿轮顶圆与内机壁 距离 街 >1.26 10mm 机座肋厚 m m=0.85s m=7.4mm 轴承端盖外径 D2 D+(5~5.5)d3;D-轴承外径(凸 缘式轴承盖尺寸见表11-11 130mm 轴承端盖凸缘厚度 e (1~1.2)d3 8mm 轴承旁联接螺栓距离 S 以Md^,和Md3互不干涉为准,一般 取d2 135mm
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 绞车 传动 装置 设计 课程设计