设计电动机卷扬机传动装置.doc

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1、机械设计课程设计计算说明书题 目 设计电动机卷扬机传动装置 专业班级 学 号 指导教师 目录1.电机选择4选择Y系列三相异步电动机42选择传动比62.1总传动比62.2减速装置的传动比分配63运动和动力参数的计算73.1各轴的转速：73.2各轴的输入功率73.3各轴的输出功率73.4各轴的输入转矩83.5各轴的输出转矩84.蜗轮蜗杆的选择104.1选择蜗轮蜗杆的传动类型104.2选择材料104.3按计齿面接触疲劳强度计算进行设104.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸114.4.1蜗杆114.4.2蜗轮124.5校核齿根弯曲疲劳强度124.6验算效率134.7精度等级公差和表面粗糙度的确定135

2、圆柱齿轮的设计145.1材料选择145.2按齿面接触强度计算设计145.2.1确定各计算值145.2.2计算155.2.3按齿根弯曲强度计算设计165.2.4取几何尺寸计算186.轴的设计计算196.1.蜗杆的设计196.2蜗杆的结构设计196.3输出轴的设计计算206.4轴的结构设计217.滚动轴承的选择及校核计算287.1计算输入轴轴承287.2计算输出轴轴承288.键连接的选择及校核计算308.1输入轴与电动机轴采用平键连接308.2输出轴与联轴器连接采用平键连接308.3输出轴与蜗轮连接用平键连接309参考文献31题目 设计电动卷扬机传动装置传动系统图:原始数据：钢丝绳拉力F=14kN

3、, 钢丝绳速度,卷筒直径D=400mm.工作条件：连续单向运动，工作时有轻微振动，小批量生产，单班制工作，使用期限8年，运输带速度允许误差为 1.电机选择选择Y系列三相异步电动机工作机所需输入功率所需电动机的输出功率传递装置总效率式中：联轴器的传动效率0.99：蜗杆的传动效率0.73：每一对轴承的传动效率0.98：圆柱齿轮的传动效率0.97：卷筒的传动效率0.96所以 P=3.91kw故选电动机的额定功率为4kw 符合这一要求的同步转速有750r/min , 1000r/min , 1500r/min表1.1电机容量的选择比较表方案 型号额定功率/kw同步转速r/min满载转速r/min重量价

4、格1Y160M1-84750 720 重 高 2Y132M1-6 4 1000 960中中由P=3.91kw可选择Y132M1-6和Y169M1-8两种，它们的额定功率均为4kw，但相比起来考虑电动机和传动装置的尺寸重量及成本，可见第二种方案较合理，因此选择型号为：Y132M1-6D的电动机2选择传动比2.1总传动比 2.2减速装置的传动比分配 选择 所以 3运动和动力参数的计算将传动装置各轴从高速到低速依次定为I轴 II轴 III轴 IV轴 ： 依次为电动机与I轴 I轴与II轴 II轴与III轴 III轴与V轴的传动效率 则：3.1.各轴的转速： 3.2.各轴的输入功率 轴 轴 轴 轴 3.

5、3.各轴的输出功率 轴 轴 轴 轴 3.4各轴的输入转矩电动机 轴 轴 轴 轴 3.5各轴的输出转矩轴 轴 轴 轴 表3.1各轴的运动参数表轴号输入功率输出功率输入转矩(Nm)输出转矩(Nm)转速(r/min)传动i 效率电机轴43.9139.7938.90960 10.971轴3.873.7938.5037.70960 300.732轴2.832.77841.59826.6732 10.993轴2.802.74835.64817.7232 4.0210.97卷轴2.712.663252.143192.137.9584.蜗轮蜗杆的选择 4.1选择蜗轮蜗杆的传动类型根据GB/T100851998

6、 选择ZI4.2选择材料考虑到蜗杆传动功率，速度只是中等，蜗杆选45钢，因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45-55HRC。蜗轮用ZCuSn10P1,金属模制造，为了节约材料仅齿圈选青铜，而轮芯用灰铸铁HT100制造4.3按计齿面接触疲劳强度计算进行设根据闭式蜗杆传动的设计进行计算，先按齿面接触疲劳强度计算进行设计，再校对齿根弯曲疲劳强度。由式（11-12）， 传动中心距 1确定作用在蜗杆上转矩由前面的设计知作用在蜗轮上的转矩T=841590Nmm按,估取，2确定载荷系数K因工作比较稳定，取载荷分布不均系数；由表11-5选取使用系数；由于转速不大，工作冲击不大，可取动载

7、系；则3确定弹性影响系数因选用的是45钢的蜗杆和蜗轮用ZCuSn10P1匹配的缘故，有 4确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和中心距a的比值，从图11-18中可查到5确定许用接触应力根据选用的蜗轮材料为ZCuSn10P1，金属模制造，蜗杆的螺旋齿面硬度45HRC，可从11-7中查蜗轮的基本许用应力应力循环次数 寿命系数则 6计算中心距: 取a=160mm,由 ，则从表11-2中查取 模数m=8蜗杆分度圆直径=80mm从图中11-18中可查，由于，即以上算法有效。4.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸4.4.1蜗杆轴向尺距Pa= 25.13mm直径系数 齿顶圆直径 齿根圆直径 分度圆导程角 蜗杆轴向

8、齿厚4.4.2蜗轮 蜗轮齿数, 变位系数验算传动比i=31/1=31这时传动比在误差为是允许值的蜗轮分度圆直径喉圆直径齿根圆直径咽喉母圆半径4.5校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数 根据 从图11-9中可查得齿形系数Y=2.55螺旋角系数 许用弯曲应力从表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56MPa寿命系数 弯曲强度是满足的。4.6验算效率 已知；与相对滑动速度有关。 从表11-8中用差值法查得： 代入式中，得大于原估计值。因此不用重算。4.7精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮

9、精度选择8级精度，侧隙种类为f,标注为8f GB/T10089-19885圆柱齿轮的设计 P=2.80KW i=3.895.1材料选择1材料小齿轮的材料为40，硬度为280,大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240,二者之差为40.2精度等级选8级精度。3齿数选小齿轮齿数， 所以大齿轮齿数取5.2按齿面接触强度计算设计按式（10-21）试算，即 5.2.1确定各计算值1试选计算小齿轮传递的扭矩T=835640由表10-7选取齿宽系数则2由表10-6查得材料的弹性影响系数由图10-21按齿面硬度查得： 小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限3由式10-13计算应力系数 4由图10-1

10、9取接触疲劳寿命系数5计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数，由式10-12，得则许用应力5.2.2计算1试算小齿轮的分度圆的直径代入中较小值 2计算圆周速度3计算齿宽 齿宽与齿高之比 4计算纵向重合度 5计算载荷系数已知使用系数，根据速度，8级精度，由图10-8查得动载系数， 直齿轮=，由表10-2查得使用系数=1.25由表10-4用插值得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，。 由表10-3查得，故载荷系数，6按实际的载荷系数校正算的分度圆直径，有式（10-10）得 7计算模数 5.2.3按齿根弯曲强度计算设计1由式（10-5）得弯曲强度计算设计公式内容的各计算值 由图10-20

11、查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；10-18取弯曲疲劳寿命系数2计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数由式（10-12）得 3计算载荷系数根据纵向重合度 从图10-28查得螺旋角影响系数4 查取齿形系数由表10-5查得 5 查取应力校正系数 6计算大小齿轮的并加以比较所以大齿轮的值大7设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿数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承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积有关），可取由强度算得模数4.08并就近圆整为标准值。按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算

12、出小齿轮齿数 取 取这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.2.4几何尺寸计算1 计算大小齿轮的分度圆直径2计算中心距 圆整取3计算齿轮宽度圆整后，6.轴的设计计算6.1.蜗杆的设计蜗杆上的功率P 转速N和转矩分T别如下：P= 3.87kw N=960r/min T=38.50Nm1按扭矩初算轴径选用45钢调值，硬度为根据教材式，并查教材表15-3，取考虑到有键槽，将直径增大7%，则：因此选6.2蜗杆的结构设计1蜗杆上零件的定位，固定和装配一级蜗杆减速器可将蜗轮安排在箱体中间，两队轴承对成分布，蜗杆由轴肩定位，蜗杆轴向用平键连接和定位

13、。端：轴的最小直径为安装联轴器处的直径，故同时选用联轴器的转矩计算，查教材14-1，考虑到转矩变化很小，故取按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件和考虑到蜗杆与电动机连接处电动机输出轴的直径查机械手册表13-10选用HL3型号弹性套柱销表6.1联轴器型号公称转距许用转速轴的直径（mm）D(mm)630 50006082 38160因此选择段长度取轴上键槽键宽和键高以及键长为总键槽键长端：因为定位销键高度因此，。轴承端盖的总长为20mm,根据拆装的方便取端盖外端面于联轴器右端面间的距离为所以，段：初选用单列圆锥滚子轴承，参考要求因d=41，查机械手册选用30209型号滚子承且 L=19.75mm

14、滚子轴承右端用于轴肩定位。查手册30209型号轴承定位轴肩高度选用因此可以确定-V和VI-VII段的尺寸。段：直径轴环宽度b ,取L=16mm，则d=64 mm L=16mmV段：由前面的设计知蜗杆的分度圆直径d=80mm , 齿顶圆直径d=96mm ,蜗轮的喉圆直径 图6.1蜗轮轴6.3输出轴的设计计算1.输出轴上的功率，转速和转矩 , ,2求作用在轴上的力 3初步确定轴径的最小直径选用钢，硬度根具教材公式式，并查教材表15-3，取考虑到键槽，将直径增大7%，则；所以，选用6.4轴的结构设计1轴上的零件定位，固定和装配蜗轮蜗杆单级减速装置中，可将蜗轮安装在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左

15、面用轴肩定位，右端面用轴端盖定位，轴向采用键和过度配合，两轴承分别以轴承肩和轴端盖定位，周向定位则采用过度配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右面装入。2确定轴的各段直径和长度轴的最小直径为安装联轴器处的直径，故同时选用联轴器的转矩计算，查教材14-1，考虑到转矩变化很小，故取由输出端开始往里设计。查机械设计手册选用HL4弹性柱销联轴器。表6.2联轴器型号公称转矩许用转速（r/min）LL轴孔直径(mm)HL4125040008411255I-II段：，。轴上键槽取， II-III段：因定位轴肩高度，轴承端盖的总宽度为20mm，根据拆装方便，取外端盖外端面与联轴器右端面间的距

16、离为30mm,因此，-IV段：初选用单列圆锥滚子轴承，参照要求取型号为30313型圆锥滚子轴承，考虑到轴承右端用套筒定位，取齿轮距箱体内壁一段距离a=10mm，考虑到箱体误差在确定滚动轴承时应据箱体内壁一段距离S，取S=8。已知宽度T=36，则-V段：为安装蜗轮轴段 ，蜗轮齿宽取L=90mmV-VI段：-段右端为轴肩的轴向 mmVI-VII段：是轴承定位部分3轴上零件的周向定位 蜗轮、半联轴器与轴的定位均采用平键连接。按由教材表6-1查毒平键截面，键槽用铣刀加工，长为80mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对称，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键分别为，半联轴器与轴

17、的配合为。滚动轴承的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4轴端倒角参考教材表15-2，取轴端倒角为圆角和倒角尺寸，各轴肩的圆角半径为125求轴上的载荷 图6.2受力分析图可以看出截面c是轴的危险截面 表6.3轴上的载荷载荷HV支反力N1666.681666.68606.62606.62弯矩Mn*mm总弯矩M扭矩T=826670,故安全。6精度校核轴的疲劳强度由于轴的最小直径是按扭矩强度为宽裕确定的，所以截面均无需校核。由第三章附表可知键槽的应力集中系数比过盈配合小，因而该轴只需校核截面E左右两侧即可。截面E左侧抗截面系数抗扭截面系数截面E左侧弯矩截面E上扭矩 轴的材料为

18、45钢，调质处理由表11-1查得 ，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及因，,又由附图3-1可知轴的材料敏性系数，故有效应力集中系数教材附图3-2尺寸系数，教材附图3-4 轴未经表面强化处理 又由3-1与3-2的碳钢的特性系数计算安全系数截面E右侧抗截面系数按教材表15-4中的公式计算抗扭截面系数弯矩及扭转切应力为过盈配合处由附表3-8用插值法求出并取 =3.16，故附图3-4 表面质量系数 轴未经表面强化处理 又由3-1与3-2的碳钢的特性系数计算安全系数（3）按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=376mm求转矩：已知T3=814.122Nm求圆周力Ft：根据教材P198（10-3

19、）式得Ft=2T3/d2=2841.122/376=4.474N求径向力Fr根据教材P198（10-3）式得Fr=Fttan=4.4740.36391000=657.2N两轴承对称LA=LB=49mm求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=328.649=16.1Nm截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.3549=44.26Nm计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（16.12+44.262

20、）1/2=47.1Nm计算当量弯矩：根据教材选=1Mec=MC2+(T)21/2=47.12+(1271)21/2 =275.06Nm校核危险截面C的强度由式（15-5）e=Mec/（0.1d3）=275.06/(0.1453)=1.36Mpa-1b=60Mpa此轴强度足够7.滚动轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：83658=23360小时7.1计算输入轴轴承（1）已知n=32r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=1628N初选两轴承为圆锥滚子轴承30313型根据教材P322表13-7得轴承内部轴向力FS=0.68FR 则FS1=FS2=0.68FR1=315.1N（2）FS1+

21、Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N（3）求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据教材P321表13-5得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248720h预期寿命足够7.2计算输出轴轴承（1）已知 Fa=0 FR=FAZ=903.35N单列圆锥滚子轴承30313根据教材P322表13-7得FS=0.68FR，则FS1=FS2=0.68FR=0.68903.35=569.1N（2）计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa

22、=FS2 Fa=0任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N（3）求系数x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根据教材P321表11-8得：e=0.68FA1/FR1e x1=1 y1=0FA2/FR248720h此轴承合格8.键连接的选择及校核计算8.1输入轴与电动机轴采用平键连接轴径d1=38mm，L1=60mm查手册P51 选用A型平键，得：b=10 h=8 L=50 即：键870GB/T1096-2003 l=L-b=40mm 根据教材P106式6-1得8.2输出轴与

23、联轴器连接采用平键连接轴径d=55mm L3=82mm 查手册P51 选A型平键，得：b=16 h=10 L=70 即：键1050 GB/T1096-2003l=L-b=54mm 8.3输出轴与蜗轮连接用平键连接轴径d=70mm L=90mm 查表4-1 选用A型平键，得：b=20 h=12 L=80 即：键1680GB/T1096-2003l= L-b=60mm 根据教材P106（6-1）式得9参考文献1 濮良贵、纪名刚机械设计（第八版）北京：高等教育出版社，20062 陆玉机械设计课程设计（第4版）北京：机械工业出版社，2006.12取LL=16mmd=64 mmL=16mmL=90mmmm