电动卷扬机传动装置设计资料.docx
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电动卷扬机传动装置设计资料
电动卷扬机传动装置设计资料
电动卷扬机传动装置设计资料机械设计课程设计题目:
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目录1.传动方案的选择……………………………………………………42.电动机的选择………………………………………………………42.1电动机输出功率的确定……………………………………………42.2电动机转速的确定……………………………………………………53总传动比和传动比的分配…………………………………………………53.1总传动比的计算………………………………………………………53.2传动比的分配…………………………………………………………54动力参数的确定…………………………………………………………64.1各轴的功率计算………………………………………………………64.2各轴转速的计算………………………………………………………64.3各轴输入转矩的计算……………………………………………………65齿轮的设计。………………………………………………………………65.1闭式齿轮传动的设计……………………………………………………65.1.1高速级齿轮传动的设计:
………………………………………………65.1.2低速级齿轮传动设计…………………………………………………106轴的设计…………………………………………………………………146.1中间轴设计……………………………………………………………146.2高速轴设计…………………………………………………………156.3低速轴的设计…………………………………………………………167轴承的验算………………………………………………………………197.1中间轴承的校核计算……………………………………………………197.2高速轴的滚动轴承校核计算………………………………………………197.3低速轴承的校核计算……………………………………………………198键的选择与演算…………………………………………………………199润滑……………………………………………………………………2010箱体及其附件的设计选择…………………………………………………2011.参考文献…………………………………………………………………211一、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:
Pω=FV/(ηa103)式2.1注:
F为卷扬机钢绳拉力,,v为卷扬机钢绳速度,ηa为工作机构的自身的传动效率,取1。Pω=FV/(ηa103)=8400×17.7/60KW=2.478KW
(2)传动装置与工作机构的总效率,传动装置为串联,总效率等于各级传动效率的和轴承、联轴器效率的连乘积,即=式2.2η=0.96×0.985×0.973×0.992=0.776。l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;η4为弹性联轴器的效率。(3)电动机所需输出的功率为:
Pd=Pω/ηa=2.478/0.776=3.19KW式2.3选择电动机的额定功率P=(1—1.3)Pd=3.19—4.15KW2.2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=8~40,一级开式传动比=3~7,则总的传动比=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方案号电动机型号额定功率Kw同步转速r/min满载转速r/min总传动比一级开式传动减速器1Y160M2-85.575071033.5311.22Y112M2-65.5100096045.2315.13Y132S-45.51500144067.94174Y132S1-25.530001900136.7434.2表2.1电动机的数据及总传动比由上表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=n0/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:
取则即展开式两级圆柱齿轮减速器的传动比是19.4。其中5.18取6所以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:
P1=Pdη3=3.19×0.99=3.16KW中间轴2的输入功率:
低速轴3的输入功率:
4.2各轴转速的计算高速轴1转速n1=n0=1440r/min中间轴2转速n2=n1/i1=1440/5=288r/min低速轴的3转速n3=n2/i23=288/3.84=75r/min4.3各轴输入转矩的计算高速轴1的输入转矩T1=9550P1/n1=9550×3.16/1440=21.0Nm中间轴2的输入转矩T2=9550P2/n2=9550×3.0/288=99.5Nm低速轴3的输入转矩T3=9550P3/n3=9550×2.77/75=352.7Nm5、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(GB10095-88).(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40HBS。(D)选小齿轮齿数Z1=20;大齿轮齿数为Z2=Z1×i12=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=,则:
式5.1注:
Z2/Z1=u[1].确定公式内的各计算值(A).试选载荷系数Kt=1;(B).计算小齿轮传递的转矩T1=21.0Nm(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ZE=189.8MPa1/2(E).由资料[1]图10-21d查得大,小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600,σHlim2=550MPa。(F).由资料[1]10-13公式计算应力循环次数:
N1=60njLh=60×1440×1×(9×365×16)=4.54×109式5.2N2=N1/i=4.54×109/5=9.08×(G).由资料[1]图10-19查得,得接触疲劳系数:
KHN1=0.9;KHN2=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)[σH]=KHNσlim/S式5.3则:
[σH1]=KHN1σHlim1/S=0.9×600/1=540MPa[σH2]=KHN2σHlim2/S=0.97×550/1=522.5MPa[2].计算(A)试算小齿轮分度圆直径d1t,代入[σH]中最小的值d1t≥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vV=π×37.793×1440/(60×103)=2.85m/s式5.5(C).计算齿宽b.b=φdd1t=1×37.793mm=37.793mm式5.6(D).计算齿宽与齿高之比b/h:
模数mt=d1t/Z1=37.793/20=1.890mm式5.7齿高h=2.25mt=2.25×1.890=4.252mm式5.8b/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KV=1.3直齿轮,假设KAFt/b<100N/mm.由机械设计课本表10-3查得KHα=KFα=1由机械设计课本表10-2查得使用系数KA=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:
KHβ=1.426由b/h=8.89,KHβ=1.426由机械设计课本图10-13得KFβ=1.3故载荷系数K=KAKVKHβKFβ=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:
d1=d1t(K/Kt)1/3=37.793×(2.781/1)1/3=53.147mm式5.10取54mmG)计算模数mm1=d1/Z1=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YFa:
YFa1=2.80YFa2=2.18应力校正系数Ysa:
YSa1=1.55YSa2=1.79齿轮的许用应力,由机械设计课本式(10-12)计算:
[σF]=KNσslim/s式5.11弯曲疲劳极限,由机械设计课本图10-20查得σFlim1=500MPaσFlim2=380MPa弯曲疲劳寿命系数,由机械设计课本图10-18查得KN1=0.85、KN2=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]=KN1σlim1/S=0.85×500/1.4=303.57MPa[σF2]=KN2σlim2/S=0.88×380/1.4=238.86MPa故载荷系数K=KAKVKFαKFβ=1.3X1X1.5X1.3=2.535计算大小齿轮的并加以比较0.014300.01634大齿轮的数值大设计计算1.63mm取标准值m=2mm计算小齿轮齿数=27大齿轮齿数[4].高速级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式结果/mm模数m2压力角α分度圆直径d154d2270齿顶圆直径d1a=d1+2h*am=54+2×1×258d2a=d1+2h*am=270+2×1×2274齿根圆直径d1f=54-2h*am-2c*m49d2f=270-2h*am-2c*m265中心距a=m(Z1+Z2)/2=2×(27+135)/2162齿宽b1=φdd154b2=b1-(4-10)48表5.1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。大齿轮2的结构尺寸和后续设计出的轴孔直径计算如表2代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径D3D1=1.6d60轮毂轴向长LL=(1.2∽1.5)d46倒角尺寸nn=0.5m1腹板厚CC=0.25B212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(GB10095-88).(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30HBS。(D)选小齿轮齿数;大齿轮齿数为25X3.84=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=,则:
式5.1注:
Z4/Z3=u[1].确定公式内的各计算值(A).试选载荷系数Kt=1.2;(B).计算小齿轮传递的转矩T1=99.5Nm(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ZE=189.8MPa1/2(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(F).由机械设计课本10-13公式计算应力循环次数:
式5.2(G).由机械设计课图10-19查得,得接触疲劳寿命系数:
(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]=KHNσlim/S式5.3则:
[2].计算(A)试算小齿轮分度圆直径t,代入[σH]中最小的值≥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vV=π×66.46×288/(60×103)=1.00m/s式5.5(C).计算齿宽.=φd=1×66.46mm=66.46mm式5.6(D).计算齿宽与齿高之比B/h:
模数mt=d3/Z3=66.46/25=2.66mm式5.7齿高h=2.25mt=2.25×2.66=5.985mm式5.8/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KV=1.05直齿轮,假设KAFt/b<100N/mm.由机械设计课本表10-3查得KHα=KFα=1由机械设计课本表10-2查得使用系数KA=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:
KHβ=1.423由b/h=11.104,KHβ=1.423由机械设计课本图10-13得KFβ=1.35故载荷系数K=KAKVKHβKFβ=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:
D3=d3(K/Kt)1/3=66.46×(2.241/1.2)1/3=81.845mm82mm式5.10(G)计算模数mm3=d3/Z3=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YFa:
YFa3=2.62YFa4=2.19应力校正系数Ysa:
YSa3=159YSa4=1.79齿轮的许用应力,由机械设计课本,计算:
[σF]=KNσslim/s式5.11弯曲疲劳极限,由机械设计课本表图10-20查得σFE3=500MPaσFE4=380MPa弯曲疲劳寿命系数,由机械设计课本图10-18查得KN3=0.92、KN4=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]=KN3σFE3/S=0.92×500/1.4=328.57MPa[σF4]=KN4σFE4/S=0.97×380/1.4=263.29MPa故载荷系数K=KAKVKFαKFβ=1.5X1.05X1X1.35=2.126计算大小齿轮的并加以比较0.012680.01489大齿轮的数值大设计计算2.16mm取标准值m=2.5mm计算小齿轮齿数=32.833大齿轮齿数127[4].低速级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式结果/mm模数m2.5压力角α分度圆直径D383D4317齿顶圆直径D3a=d3+2h*am=83+2×1×2.588D4a=D4+2h*am=317+2×1×2.5322齿根圆直径D3t=83-2h*am-2c*m76.75D4tf=317-2h*am-2c*m310.75中心距a=m(Z3+Z4)/2=2.5×(33+127)/2200齿宽B3=φdD383B4=b1-(4-10)76表5.3低速级齿轮参数[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。大齿轮2的结构尺寸和后续设计出的轴孔直径计算如表2代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径D3D1=1.6d92轮毂轴向长LL=(1.2∽1.5)d74倒角尺寸nn=0.5m2.5齿根圆处厚度σ0σ0+(2.5∽4)m10腹板最大直径D0D0=da-(10∽14)m238板孔分布圆直径D1D2=(D0+D3)/2158板孔直径D2D1=0.30(D0-D3)40腹板厚CC=0.25B210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σB=640MPa,σ-1=275MPa,[σ]=60MPa,σS=355MPa.2.轴的初步估算由资料的表15-3,取Ao=110,因此d≥Ao(P2/n2)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d1=dmin=25mm3.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d1=d4=dmin=45mm齿轮2处轴直径d2=54mmd2=57mm齿轮3的直径:
d3=83mm,d3a=88mm,d3f=76.75mm参考资料[2]查出轴承的安装尺寸d4=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=100,因此dmin≥Ao(P1/n1)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,查机械设计第八版表14-1,考虑到转矩变化很小,故取查手册,选用LT3-J型联轴器,其公称转矩为31.5N*m,半联轴器的孔径d1=18mm,长度为42mm,配合长度为38mm.考虑与电动机轴半联轴器相匹配的联轴器的孔径标准尺寸的选用,取d1=18mm3.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,初步定出高速轴的结构。
(1)划分轴段轴伸出段d1;过密封圈处轴段、轴颈d2;轴承安装定位轴段d7;齿轮轴段d4.
(2)各段轴直径的确定由于轴身直径比强度计算的值要大很多,考虑轴的紧凑性,其他阶梯轴段直径应尽可能以较小值增加,初选滚动轴承下,滚动轴承代号为30205型其尺寸为d×D×T=25×52×16.25轴颈直径d2=22mm轴承的安装尺寸为:
直径d3=25mm齿轮段处的直径:
d4=52.5mmd4a=57.5mmd4f=46.25mm(3)定各轴段的轴向长度d1轴伸段长度由联轴器轴向长确定;d2段长度由轴承宽、垫圈、端盖厚确定;齿轮段轴向长度决定于齿轮宽度,轴向位置由中间轴2齿轮所需啮合位置确定.因此,可得出如图I轴的主要结构尺寸如图6.6)图6.2高速轴结构图6.3低速轴的设计1.轴的材料选为45刚,调制处理.2.轴的初步估算齿面坚硬度为240HBS由机械设计课本表15-1查出σB=640MPa,σ-1=275MPa,[σ]=60MPa,σS=355MPa.由机械设计第八版表15-3查得=110,因此dmin≥Ao(P3/n3)1/3=110(2.77/75)1/3=36.632mm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,查机械设计第八版表14-1,考虑到转矩变化很小,故取查手册,选用LX3型联轴器,其公称转矩为1250N*m,半联轴器的孔径d1=48mm,长度为112mm,配合长度为84mm.输出轴的最小直径取d1=48mm3.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,初步定出高速轴的结构。
(1)划分轴段轴伸出段d1;过密封圈处轴段、轴颈d2;轴承安装定位轴段d7;齿轮轴段d4.
(2)各段轴直径的确定由于轴身直径比强度计算的值要大很多,考虑轴的紧凑性,其他阶梯轴段直径应尽可能以较小值增加,初选滚动轴承下,滚动轴承代号为30316型其尺寸为d×D×T=80×170×42.5轴颈直径d2=60mm轴承的安装尺寸为:
直径d3=80mm齿轮段处的直径:
d4=317mmd4a=323mmd4f=311.75mm(3)定各轴段的轴向长度d1轴伸段长度由联轴器轴向长确定;d2段长度由轴承宽、垫圈、端盖厚确定;齿轮段轴向长度决定于齿轮宽度,轴向位置由中间轴2齿轮所需啮合位置确定.因此,可得出如图I轴的主要结构尺寸如图6.6)图6.3低速轴结构图4.低速轴的强度校核查机械设计手册得45钢的弹性模量为,泊松比为0.028.σB=640MPa,σ-1=275MPa,[σ]=60MPa,σS=355MPa.运用有限元分析软件ansys对低速轴进行强度校核,得到如下图6.4所示。由图中数据可知,最大应力,最大应变为所以低速轴是安全的,强度符合要求。图6.4低速轴应力图图6.4低速轴应变图7、轴承的验算7.1中间轴承的校核计算:
1.选用的型号为6209.由资料[4]查出Cr=31.5KN2.作用在轴承径向载荷:
P=2344.6N式6.7具有足够使用寿命。7.2高速轴的滚动轴承校核计算计算选用302055校核方法与中间轴承相同,参考中间轴承的计算。7.3低速轴承的校核计算计算选用30316,经校核计算满足要求,校核方法与中间轴承相同(略)。8、键的选择与演算
(一).中间轴与齿轮2的键连接、选用及计算.由前面轴的设计已知此处轴经为41mm.由资料[3]选键14×9。45钢GB/T1096-2003L=L-b=48-12=36h’=h/2=9/2=4.5由资料[3]表6-2查得[σp]=100MPaσp=21000/(kld)式6.8=2149.91000/(4.53648)=752.
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