机械设计课程电动绞车传动装置

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1、设计题目十七：电动绞车传动装置传动装置简图：原始数据：项目设计方案12345刚绳牵引力 F（N）75009200110001200013000钢绳速度 V（ m/s）卷筒直径 D（ mm）250250250250250目录一 .设计任务书 -41工作条件与技术要求 -42设计内容 -43 原始数据 -4二传动方案的拟定 -41传动方案的拟定-42传动方案的说明-5三电动机的选择 -51选择电动机类型 -52选择电动机的容量-53选择电动机的转速-5四总传动比确定及各级传动比分配-61计算总传动比 -62分配各级传动比-6五计算传动装置的运动和动力参数 -7六、齿轮传动设计-81.高速级齿轮传动

2、设计-82.低速级齿轮传动设计-133.开式低速级齿轮传动设计-16七、 高速轴的设计 -201.求作用在齿轮上的力-202.初步确定轴的最小直径-203.轴的结构设计 -214.轴上零件的周向定位-225.确定轴上圆角和倒角尺寸-226.求轴上的载荷 -227.按弯扭合成应力校正轴的强度-24八 . 中速轴的设计 -241求作用在齿轮上的力-242.初步确定轴的最小直径-253轴的结构设计-254.轴上零件的周向定位-265.确定轴上圆角和倒角尺寸-266.求轴上的载荷 -287.按弯扭合成应力校正轴的强度-28九 . 低速轴的设计 -281求作用在轴上的力-282初步确定轴的最小直径 -2

3、93轴的结构设计-304求轴上的载荷-305.按弯扭合成应力校正轴的强度-316.精确校核轴的强度 -32十 . 轴承的选择和校核计算-35十一 . 键连接的选择与校核计算 -381输入轴与联轴器的键连接-382齿轮 2 与轴2 的键连接-383齿轮 4 与轴3 的键连接-384.联轴器与轴 3的键连接 -38十二、联轴器的选择 -391输入轴的联轴器的选择 -392输出轴的联轴器的选择 -39十三、减速器附件设计 -401视孔盖 -402通气器 -403油面指示器 -404油塞 -405起吊装置 -406定位销 -407起盖螺钉-40十四、润滑与密封 -1齿轮的润滑-402滚动轴承的润滑-4

4、03密封方法的选取-40十五 . 箱体设计 -总结 -参考文献 -40414243设计计算及说明结果一 .设计任务书=24000hF=9200N1. 工作条件与技术要求 ：输送带速度允许误差为 5。输送机效率为 w=；工作情况： V=s单班制，连续单向运转，有轻微冲击，工作年限为5 年( 每年工作300 天，每天 16 小D=250mm时），工作环境：室内，清洁；动力来源：电力，三相交流，电压380V ；检修间隔期展开式二级圆间：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修：制造条件极其生产批量：一般机柱齿轮减速器械厂，小批量生产。2. 设计内容（ 1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图

5、；（ 2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；（ 3）传动系统中的传动零件设计计算；（ 4）绘制减速器装配图草图和装配图各1 张（ A0）;（ 5）绘制减速器箱体零件图1 张（ A1）、齿轮及轴的零件图各1 张（ A2）3. 原始数据运输带曳引力F（ KN）： 9200运输带速度V（ m/s）：滚筒直径D (mm) ：250二. 传动方案的拟定1. 传动方案的拟定：输送机由电动机驱动，电动机 1 通过联轴器2 将动力传入减速器3，在经联轴器 4 传至输送机滚筒 5，带动输送带 6 工作。 传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较

6、均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮动。2. 传动方案的说明=设计计算及说明结果如图电机通过联轴器传入减速器，减速器采用两级展开式减速器，结构简单，但齿轮位置不对称。高速级齿轮布置在远离转矩的输入端，可使轴变形以抵消部分齿轮接触不均现象。在多级传动中，各级传动机构的布置顺序不仅影响传动的平稳性，而且对传动机构的尺寸有很大影响，此次采用的传动装置：高速级采用圆柱斜齿轮传动，低速级采用圆柱直齿轮传动，因为大尺寸的斜齿轮难以制造，且费用较高。减速器采用二级闭式传动，便于润滑，使用寿命长，能适应繁重和恶劣的条件下长期工作。原动机采用 Y 系列三相交流异步电动机，是适用于一般用途的全封闭

7、的自扇冷式电动机，结构简单，价钱便宜，维修方便。三电动机的选择1 . 选择电动机类型按已知工作条件和要求，选用Y 系列一般用途的三相异步电动机2 . 选择电动机的容量1）滚筒所需功率：=FV/1000=9200 1000= kw滚筒的转速=60 1000V/ D=min2）电动机至滚筒之间传动装置的总效率为：22412345w其中，4 ，5 分别为传动系统开式齿轮，中联轴器，闭式齿轮传动及滚动轴承和滑动轴承的效率，是滚筒的效率，=，=，=， 4 0.99， 50.96 ，w0.97224w 0.784123453 ）确定电动机的额定功率电动机的输出功率为=/ =选定电动机的额定功率=11 kw

8、3. 选择电动机的转速= r/min该传动系统为展开式圆柱齿轮传动，查阅教材表18-1推荐传动比为 36则总传动比可取27 至 216 之间则电动机转速的可选范围为=27=27 =min=60=216 =min可见同步转速为1000r/min ， 1500r/min， 3000r/min 的电动机都符合，这里初选同步转速为 1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的三种电动机进行比较， 如下表：由参考文献 1 中表 16-1 查得：电动机型号额定功电动机转速堵转转矩最大转矩方率n/(r/min)额定转矩额定转矩=min =11kw=min=min电动机型号为Y160M1

9、2i=i15.20i 23.60i33.15设计计算及说明结果案（ KW）同步满载转速转速1Y160M1-211300029302Y160M-411150014603Y160L-61110009704Y180L-811750730由表中数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总传动比即选方案1四总传动比确定及各级传动比分配1. 计算总传动比由参考文献 1 中表 16-1 查得：满载转速总传动比nm=2930 r / min i=n m /=2930/=；2. 分配各级传动比查阅参考文献 1 机械设计课程设计中表2 3 各级传动中分配各级传动比取开式齿轮传动比=,取高速级的圆柱齿轮传

10、动比i11.1 1.5 i 2 ，取 i15.20 则低速级的圆柱齿轮的传动比为i 2ii1i 3=设计计算及说明五计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速电动机轴为轴，减速器高速级轴为轴，中速轴为轴低速级轴为轴，滚筒轴为轴，则n12930 r minnn129302i1563.5 r min5.20nn2563.53i 2156.5 r min3.60n 4n3156.5 r minnn 4156.55i 349.68 r min3.152. 按电动机额定功率计算各轴输入功率P1Ped347.630.990.997.48kwP2P1247.480.970.997.18kwP3P2247.1

11、80.970.996.90kwP4P3346.900.990.996.76kwP5P415w6.760.950.96 0.975.98kw3. 各轴转矩T1 9550P195502930N mn1=N mT29550 P2=9550 N mn 2=N m结果n12930r minn2563.5r minn3156.5r minn4156.5r minn549.68r min=11kw= kw= kw= kwT124.38N mT2121.68NmT3N mT4N mT5N m7 级精度（ GB10095-88）小齿轮：40Cr（调质）250 HBS大齿轮：45 钢（调质）220HBS=26=

12、135=设计计算及说明T3P3=9550 N m9550n3=N mT49550 P4=9550 N mn 4=N mT5P5=9550 N m9550n5=N m六、齿轮传动设计1. 高速级齿轮传动设计（ 1）选择材料、精度及参数a .按图 1 所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动b .带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度（ GB10095-88）c .材料选择。查图表（P191 表 10-1 ），选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为 250 HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 220 HBS，二者的硬度差为 30HBS。d .初选小齿轮齿数=26，则大齿轮齿数

13、= 26=135=e . 初选螺旋角 =f .选取齿宽系数：=（ 2）按齿面接触强度设计按下式试算2ktT1 u11 ZHZE2d1t3d au1H1 ）确定公式内的各计算数值a .试选 =b. 分流式小齿轮传递的转矩 = N mc.查图表（ P217 图 10-30）选取区域系数 =1（表 10-6 ）选取弹性影响系数 = MPa 2d.查图表（ P215 图 10-26）得= ， =aa1a2 =+=结果 = N m=1=189. MPa 2aN15.1E9N21.0E9H 435Mpa d1t 40.43mmV16.20m / sb= mm= mmh=b/h=1=KHKF =K H 11

14、.417K F 11.36=d148.04mm=K=设计计算及说明结果e. 许用接触应力H 1 =510MPa，2 =480MPa=HZV 128.46f.由式N=60njZV 2147.78计算应力循环次数N160n1 jL hYF1 =60 2930 129200=YF2 =N 2N 15.201.0E90.86 K HN 2YS1 =g.由图查得接触疲劳强度寿命系数KHN10.90h.计算接触疲劳强度许用应力YS2 =取失效概率为，安全系数为S=1，由式得S=H 1 K HN 1 H lim 10.86510MPa438MPaKFN1=SKFN2 =KHN2H lim 20.90480M

15、Pa 432MPaH 2 S1 = MpaH (H 1 H2) /2( 438432) / 2MPa435MPa2 = MPa2） 计算YF1YS1 =a.按式计算小齿轮分度圆直径F1321.671.24103(4.151)2.433189.82d1t()mm1.21.6384.15565YF 2YS=2 =b.计算圆周速度F2V1d1t n1 / 601000= 2930/ （ 60 1000） m/sZ132=6.20m/sc. 计算齿宽 b 及模数b=Z 2166 =cos /=a1153mmh =b/h=13.93d. 计算纵向重合度=d1 25 tan=e.计算载荷系数K设计计算及说

16、明使用系数 =1，根据 =s， 7 级精度查图表（P194 图 10-8 ）得动载系数 =查图表（ P195表 10-3 ）得齿间载荷分布系数 K HK F =查表 10-4 查的 K H 1 1.417查图表（ P198图 10-13 ）得 K F 1 1.36由式KKAKV KH KH 得载荷系数 =1 =f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径由式d dtK3Kt得 d1 40.43 3 2.68 mm = 1.6g. 计算模数=cos /= cos/26 mm=（ 3） . 按齿根弯曲疲劳强度设计按式 mn12K TY cos2YF YS 计算1 1d1Z12F1） 确定计算系数a. 计

17、算载荷系数由式K KAKV KF KF 得 K=1 =b. 根据纵向重合度 =查图表（ P 图 10-28 ）得螺旋角影响系数 =c. 计算当量齿数ZV 1Z1 / cos326 / cos3 14ZV 2Z 2 / cos3135 / cos3 14d. 查取齿形系数查图表（ P表 10-5）YF 1= ，YF 2=结果b1=55mm=50mm7 级精度（ GB10095-85）小齿轮： 40Cr （调质）250HBS大齿轮： 45 钢（调质）220HBS； =24Z486=T3N m1=189 MPa2Hlim3=575MpaH lim4=550MPaN31.0 109N42.86 108

18、KHN3=KHN4 =H 3 =518MpaH 4=525MPad3t69.70mmV32.05mm/ s设计计算及说明结果e. 查取应力校正系数查图表（ P表 10-5）YS 1= ，YS 2=f. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=，弯曲疲劳寿命系数 K FN 1 = ， K FN 2 = 。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限FE 1 =500 MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限FE1 =380MPa ，由式K NlimS得1 =500/ MPa= MPa2 = 380/ MPa= MPag. 计算大小齿轮的 YF YS 并加以比较FYF1YS 1 =F1YF2YS2 =F2大齿轮的数值大2

19、 ） . 设计计算322.57 24.38 1030.88 cos3 140.01697mn11.02621.60mm= mm由以上计算结果，取= ，按接触疲劳强度得的分度圆直径=计算应有的齿数Z1 d1cos/ mn = cos/=32取 =32 ，则 Z2u1Z1 = 32=166（ 4）几何尺寸计算1 ）计算中心距1.5(32166 )a12cos14将中心距圆整为153mm2 ）按圆整的中心距修正螺旋角b3mt 22.90mmh36.56 mmb3 / h310.67KV2=KH 2=KF 2=m2FE 3 =500MpaFE 4 =380MpaKFN3=KFN4 =F 3F 4K 2

20、1.512YF3YS 3=F3YF4YS4=F4m22.5mm设计计算及说明结果mn1 ( Z1Z2 )Z3 30arccos13.932a1因值改变不多，故参数， ，等不必修正3）计算大小齿轮的分度圆直径d1Z1mn1 / cos=32 cos 13.93=d2Z2mn1 / cos=166 cos 13.93=4 ）计算齿轮宽度b1d d1 = =圆整后取 =55mm ， =50mm5 ）结构设计由 e 2，小齿轮做成齿轮轴由 160mm500mm，大齿轮采用腹板式结构2. 低速级齿轮传动设计（ 1）选择材料、精度及参数a. 按图 1 所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动b. 选用 7 级精度（

21、 GB10095-85）c. 材料选择 小齿轮： 40Cr（调质），硬度为 250HBS 大齿轮： 45 钢（调质），硬度为 220HBSd.初选小齿轮齿数=24 ， Z4Z3i 2 =24 =86Z4108a2172.5mmd375mmd 4270mmB380mmB 475mm7 级精度（ GB10095-85）大小齿轮：40Cr（调质淬火）4855HBC；Z 524Z 677=N m1e.选取齿宽系数 =2=MPa（ 2）按齿面接触强度设计Hlim6 =按下式试算Hlim5Kt 2T2u2 1ZE21000MPad3 t 2.323u2N 5 2.868d 2H101）确定公式内各计算数值

22、N69.1107a.试选 =b.确定小齿轮传递的转矩 T3 TIII = N mK HN5 =，1K HN61.0c.查图表（ P 表 10-6 ）选取弹性影响系数 = MPa 2d.查图表（ P 图10-21d ）得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim3 =575MPa ，H 5 =950MpaH lim4 =550MPaH 6=1000MPa设计计算及说明e. 由式确定应力循环次数N360n3 jL h =60 1 24000= 1.0 109N 4N3 / 3.60 = 2.86 108f. 查图表（ P 图 10-19 ）取接触疲劳寿命系数KHN3= ， KHN4 =g.计算接触疲劳许用

23、应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由式得H 3 = 575MPa=518MPaH 4 = 550MPa=525MPa2）计算a.由式试算小齿轮分度圆直径，代入H 中的较小值H 4 =518MPa得2d3tK t 2T2u2 1ZE2.323u2d 2H=b. 计算圆周速度V3d3 t nIII / 60 1000= 60000m/s=sc. 计算齿宽b3d 2d3t = = mmd. 计算模数、齿宽高比模数 =/=24=齿高 = mm= mm 则 /=e. 计算载荷系数根据 = m/s， 7 级精度，查图表（P 图 10-8 ）得动载荷系数KV 2 = ，直齿轮K H 2K F 2 =1

24、 ，由 =和= mm ，根据表 10-4 得 K H 2 =由/= 和 KH 2 =查图表（ P图 10-13 ）得 KF 2 =故根据式 KK AKV KH KH得=结果d5t79.53mmV30.65mm/ sb5mt 33.31mmh57.46mmb5 / h57.46K v31.05K H31.299K F31.28K31.364=m 33.37mmFE 5600MpaFE 6500MpaKFN50.88KFN60.90S31.4F5377 . 14 Mpaf. 按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。设计计算及说明结果得 d3Kd dt 3=Ktg.计算模数m2d3 / Z3 =24m

25、m= mm（ 3）按齿根弯曲强度设计计算公式为m2 32K2T2YF 2YS 2d 2Z32F1） 确定公式内各计算数值a.查图表（ P 图 10-20c ）得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 3 =500MPa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 4 =380MPa 。b.查图表（ P 图 10-18 ）取弯曲疲劳寿命系数KFN3=， KFN 4 =c.计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数= ，由式FKFN FE 得SF 3KFN3FE 3= 500/=S2F 4KFN4FE 4= 380/=S2d.计算载荷系数。由K KAKV KF KFe. 得= 1=f. 查取齿形系数。查图表（ P 表 1

26、0-5 ）得 YF 3 =YF 4 =g.查取应力校正系数。查图表（P表 10-5 ）得Ys 3 = ， Ys 4 =h.计算大、小齿轮的YF YS，并加以比较FYF3YS3=F3YF4YS4 =F6321 .43 MpaK 31.344YF5YS 5F5YF 6YS 6F6m34mmZ 520Z 663a3166mmd580mmd 6252mmB565mmB660mmFt1NFa1Ndmind2 m in =30 mmF4设计计算及说明结果大齿轮的数值大2） 设计计算321.5121.21681050.01646m21.0242mm=由以上计算结果，取模数=。按分度圆直径 =计算应有的齿数得

27、 Z3d3 / m2 =取 =30，则 Z4 u2Z3 = 30=108（ 4）几何尺寸计算1）计算中心距a2m2 (Z3 Z4 ) =（ 30+108 ）/2 mm=22 ）计算分度圆直径d3m2 Z 3 30mm=75mmd4m2 Z 4 108 mm=270mm3 ）计算齿轮宽度b3d 2d3 = 75 mm=75mm取 B380mm， B 475mm4 ）结构设计小齿轮（齿轮3）采用实心结构大齿轮（齿轮4）采用腹板式结构3. 开式低速级齿轮传动设计（ 1）选择材料、精度及参数a. 按图 1 所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动b. 选用 7 级精度（ GB10095-85）c. 材料选择 大

28、齿轮小齿轮均为： 40Cr（调质和表面淬火） ，硬度为 4855HRCd. 初选小齿轮齿数 Z 524， Z6 77e. 选取齿宽系数 =（ 2）按齿面接触强度设计按下式试算2K t 3T5u 3 1Z Ed5 t 2.323u 3d 3H1）确定公式内各计算数值h. 试选 =设计计算及说明结果i.确定小齿轮传递的转矩 T5 N m1j.查图表（ P 表 10-6 ）选取弹性影响系数 = MPa 2k.查图表（P 图 10-21e ）得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim5Hlim 6 =1000MPal. 由式确定应力循环次数N 560 n4 j LH =60 1 24000= 2.86 108

29、N 6N5 / 3.15 =9.1 107m. 查图表（ P 图 10-19 ）取接触疲劳寿命系数K HN5=， K HN61.0n.计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由式得H 5 = 1000MPa=950MPaH 6 =1 1000MPa=1000MPa2）计算a.由式试算小齿轮分度圆直径，代入H 中的较小值H 4 =950MPa得2d5t2.323 K t 3T5 u31 ZEd3u3H=b. 计算圆周速度V3d3 t nIII / 60 1000= 60000m/s=sc. 计算齿宽b5d 3d t5 = = mmd. 计算模数、齿宽高比模数 =/=24=齿高 h

30、52.25m t3 = mm= mm则 b5 / h555.67 7.46 7.46e. 计算载荷系数根据 = m/s， 7 级精度，查图表（P 图 10-8 ）得动载荷系数K v31.05 ，设计计算及说明结果直齿轮K H 3K F 31 ，由 =和 b5，根据表10-4得K H 31.299由 b5/ h57.46 和 KH 31.299 查图表（P 图 10-13 ）得K F 31.28故根据式KK AKV KHK H得 K 31 1.051 1.2991.364f. 按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。得 = d dtK3=K tg. 计算模数m3d5z580.81243.37mm（

31、 3）按齿根弯曲强度设计计算公式为m 332K 3T5 YF 3YS 3d3Z 35F1）确定公式内各计算数值a.查图表（ P 图 10-20c ）得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 5 600Mpa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 6 500Mpa。b.查图表（ P 图 10-18 ）取弯曲疲劳寿命系数KFN50.880.9，KFN6c.计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S31.4，由式FKFN FE 得SF 5KFN5FE 5 = 600/=F 6KFN 6FE 6 =500/=S3S3d.计算载荷系数。由 KK AKV KF KFe.得= 1=f.查取齿形系数。查图表（P 表 10-

32、5 ）得 YF5=YF6查取应力校正系数。查图表（ P 表 10-5 ）得 YS 5，YS 6设计计算及说明结果g.计算大、小齿轮的YF YS，并加以比较FYF 5YS 5= =F 5YF 6YS 6= =F 6大齿轮的数值大2）设计计算321.3444.12511050.01222m30.7 242mm=由以上计算结果，取模数=4mm。按分度圆直径 =计算应有的齿数得 Z5d5 m3 =4=取 =20，则 Z 6 u3 Z5 20=63（ 3）几何尺寸计算1） 计算中心距3m3 Z5 Z6 =4（ 20+63）/2 mm=166mm22） 计算分度圆直径d5m3 Z54 20mm=80mmd6m3Z 64 63mm=252mm3） 计算齿轮宽度b5d 3 dt 5 = 80 mm=56mm取 B565mm ， B6 60mm4 ）结构设计小齿轮（齿轮3）采用实心结构大齿轮（齿轮4）采用腹板式结构七 . 高速轴的设计1. 求作用在齿轮上的力已知 P17.48KW , n12930 r min ,T124.38N m设计计算及说明结果2T1Ft1d1Fr1Ft1Fa1Ft124.3829