电动卷扬机

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1、机械设计基础课程设计说明书学期 20112012学期第二学期课程设计题目卷扬机卷筒传动装置减速器专业 机电一体化（自动化生产设备）姓名王 访学号 100101634指导老师张佳兴目录一、电动机的选择1、 已知条件 42、 确定装置的传动效率4二、传动装置总传动比计算及传动初步分配1、总传动比的计算 42、传动初步分配4二、计算各轴转速，功率和转矩1、电动机输出参数 42、高速轴的参数43、低速轴的参数 44、滚筒轴的参数4四、齿轮传动设计1、高速轴齿轮传动设计计算 5五、轴的设计1. 高速轴的设计 72. 低速轴的设计 93. 传动轴的设计 104. 求轴上的载荷 105. 按弯曲扭转合成应力

2、校核强度106. 精确校核轴的疲劳强度10六. 滚动轴承的选择1、高速轴滚动轴承 10(1) 作用在轴上的载荷 12(2) 选择滚动轴承的型号12(3) 计算轴承的当量动载荷 12(4) 校核滚动轴承的寿命12七. 键的选择及强度校核1、选择键的尺寸132、键的强度校核13八. 联轴器设计13九润滑密封设计14十.箱体结构设15电动机的选择(1) 已知条件1. 工作轴输入功率：P=4kw,工作轴转速n=55r/min;2. 卷扬机最大重量为Q=10KN，提升的线速度为V=0.5m/s3. 卷筒直径D=250mm,钢丝绳直径D=11mm,卷筒长度L=400mm4. 卷筒效率n =0.96 (包括

3、卷筒与轴承的效率损失)5. 工作情况 两班制，连续单向运动，载荷较平稳6. 使用折旧期8年7. 工作环境室内，灰尘较大，环境最高温度358. 动力来源 电力，三相交流电，电压380/220V(2) 、确定传动装置的效率耳由表117查得：弹性联轴器的效率 耳1 = 0.99 滚动轴承的传动效率 耳2二0.99闭式圆柱齿轮的传动效率 耳3 = 0.97( 8级) 开式圆柱齿轮的传动效率n 4=0.96 滑动滑动轴承的传动效率n 5=0.97传动的总效率n总=口 i3n 23n 3n 4n 5=0.99*0.99*0.99*0.99*0.99*0.99*0.97*0.97*0.96=0.86(3)

4、选择电动机1.确定电动机功率p 4电动机所需最小名义功率p0 = 086 = 4.65KW0 耳 0.86电动机所需额定功率p = 1.3 x p = 6.05KWe0根据附表121选择 Y160M6电动机，贝Up = 7.5KWe代二 970 r min堵转转矩_ 22最大转矩22额定转矩_ .额定转矩.所选电动机的主要参数列表如下；名称符号参数值额定功率Pe7.5KW满载转速ne970r/min伸出端直径D38 +0.018 -0.002伸出端安装长度E80mm安装基础地脚螺栓距离216mm x 178mm二.确定传动装置的总体传动比和分配传动比(1) 计算总传动比电动机满载转速n=970

5、r/min,滚筒轴工作转速n2=55r/min总传动比：i 总=n1/n2=970/55=17.636。所以分配传动装置的传动比i总=ix i2=17.636其中订、i2分别为一对内齿轮、一对外齿轮的传动比。两对内齿轮初步取 i1= 4,则行星一对外齿轮的传动比为：i2 = 4.5三计算传动装置的运动和动力参数1.电动机轴输出参数p = 7.5 KWe叮 970 r minp7 5T = 9550 么=9550= 73.84N - men970e2高速轴的参数p = p 耳二 7.5 x 0.99 二 7.425KW1e 1T = 9550 p = 95507425 = 73.1N - m1

6、n970i3. 低速轴的参数叮? = T 24.5 r min1p = p nn = 7.425 X 0.99 x 0.97 = 7.13KW21 2 3T = 9550 厶=9550= 280.796N - m2 n242.521.滚筒轴的参数=55.1 1?m i nn 242.5 =1 4.42p 二 p nnnn 二 7.13 X 0.99 X 0.99 X 0.99 X 0.96 二 6.642kw 32 113 4P6 642T = 9550 = 9550 x= 1150.82N - m2 n55.1143各轴运动学和动力学参数;轴号功率P/kW转矩T/(N.m)转速n/(r/mi

7、n)电动机7.573.84970高速轴7.42573.1970低速轴7.13280.796242.5滚筒轴6.6421150.8255.114四输入轴齿轮的设计计算（一）高速级齿轮传动的设计计算(1) 选择齿轮类型、精度等级 按图所示的传动方案，可选用支持圆柱齿轮传动卷扬机为一般工作机器, 速度不高，根据表92初选8级精度齿轮(2) 选择材料及热处理方法根据工作条件采用硬软齿面齿轮啮合，选择小齿轮的材料为40C r (调质)，硬度 为260HBS,大齿轮选45钢(调质)，硬度为230HBS,二者硬度相差30HBS(3) 确定齿轮材料的许用应力由表 9一1 查得 G= 710 Mpa b = 5

8、 8 0 pa 查表 9一5 取 S = 1.1 贝 UHLimlHL i2mHb =71 =H11.1b =答=H 21.1由表9一1查得b= 600Mpa ,FLim1bFLim 2=440Mpa，由表 95 查得S” = 1.3,b600T3=461.5Mpab F 24401.3=338.5Mpa说明：由于是软齿面齿轮传动，长因齿面点蚀而失效，故通常先用齿面接触疲劳 强度设计公式确定齿轮的直径，然后分别校核大小齿轮的齿根弯曲疲劳强度。(4) 按齿面接触疲劳强度进行设计(1)输送机工作平稳，查表93,取载荷系数K=1.2，查表96取齿宽系 数Q = 0.8 ；小齿轮轮上的转矩T = 73

9、.1N - m ,查表9 4 ,取弹性系数 d1Z = 189.8Mpa，标准直齿轮传动区域系数Z = 2.5，因为b C3=10.06mmmin3 n考虑轴上有一个键槽，应将轴径增加5%,即d=10.06X 1.05=10.563；因该轴头安 装联轴器，根据联轴器内孔直径，取d=15(4 )设计轴的结构并绘制轴的结构草图 轴结构分析为便于轴上零件的安装，把轴设计成为阶梯轴，后端转轴的直径大于前端转轴的 直径，高速轴的具体设计如下：轴段1安装联轴器，用健周向固定轴段2高于轴段1形成轴肩，用来定位联轴器轴段3高于轴段2,方便安装轴承轴段4高于轴段3,方便安装齿轮，齿轮在轴段4上用键周向固定轴段5

10、高于轴段4形成轴环，用来定位齿轮轴段7直径应和轴段3直径相同，以使左右两端轴承型号一致，轴段6高于轴段 7形成轴肩，用来定位轴承，轴段6高于轴段7的方法取决于轴承标准轴段5与轴段6的高低没有什么直接影响，只是一般的轴身连接。 各轴段的直径轴段1的直径为q = 45 mm轴段2的直径d轴端2考虑联轴器的定位，取d2=20，考虑该轴段安装密封圈，2故直径d还应符合密圭寸圈的标准，取d = 25mm2 2轴段3的直径d3应在d2的基础上再加两倍的非定位轴肩高度，但因该轴段安装 滚动轴承，故其直径与滚动轴承内径相符合，预选轴承7315轴承(角接触轴承), 这里取d3 = 35mm轴，端4安装齿轮，此直

11、径尽可能采取标准系列值，取 d4=50mm，轴端5为齿轮的轴向定位与固定，取d5=15mm，轴端6为左轴承定 位，取 d6=10mm，同一根轴上的两个轴承在一般情况下应取相同型号，故安装滚动轴承处的直径相 同，即 d = d = 35mm73 各轴段的长度轴段4安装齿轮，为保证齿轮固定可靠，轴段4的长度应低于齿轮毂轮宽度2 mm,取L = 80-2 = 78mm ；为了保证齿轮端面不与箱体内壁不相碰及轴承装拆方4便,齿轮端面与箱体内壁间应留有一定间隙，取两者间距22mm;为保证轴承装在 箱体轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁距离为5mm，故轴段长度分别是 12mm,15mm;根据轴承宽度取轴段7

12、的长度为21mm,因轴承两端相对于齿轮相对，故取轴端的长度L3=2+22+5+21=50mm;为保证联轴器不与轴承端盖相碰， 取L2=22+46=68 ；根据联轴器孔长度82mm取L1=80mm。因此可定出轴的跨距：l 二 10.5 + 5 + 22 + 80 + 5 + 22 +10.5 二 155mm(5)按扭转和弯曲组合进行强度校核 绘制轴的计算简图为计算轴的强度，应将载荷简化处理，支持圆柱齿轮，棋手李可分解为圆周力F、径向力F。两端轴承可简化为一端活动铰链一端固定铰链。为计算方便选 tr择危险截面c-c, C-C危险截面选择安装齿轮的轴段的中心位置，位于两支点的中 间，支承点之间的距离

13、1 = 28 + 2 X 20 + 2 X 9二86mm ,c距离A与B 一样为29mm 计算轴上的作用力转矩 T = 2301.642N - m2齿轮的圆周力 F = 2 X 2301.642 = 11508.21Nt d 0.400齿轮的径向力 F = F x tan20 N = 4556.5284Nrt 计算支反力及弯矩A、求支反力：对称布置，只受一个外力F F = F = f = 2278.2642NAV BV 2FF = F = t = 5754.105NAH BH 2c-c 截面：M = 5754.105x0.155/2 = 445.943N-m Hc-c 截面 M = 2 2 7

14、.286 4X30.1 5 52 = 17.66N-mv 求各截面的合成弯矩1-1截面M =、:m 2 + m 2 = .445.9432 +176.5652 = 61.35N-m c V VHP 计算转矩T = 9.55 x x 103 = 1302.27 N - mn 确定危险截面及校核其强度按弯矩组合计算时，转矩按脉动循环环境变化考虑，取a = 0.6，危险截面c面 的应力 C3= 57.5mmmin3 n考虑轴上有一个键槽，应将轴径增加5%,即d=57.5X 1.05=60.37:；因该轴头安 装联轴器，根据联轴器内孔直径，取d=63(4 )设计轴的结构并绘制轴的结构草图 轴结构分析，

15、拟定轴上零件的装配方案。如图13-17所示，确定左端轴承由左 端装配，齿轮，套筒，右端轴承已级联轴器依次由右端装配。 轴上零件的轴向和周向定位与固定。左端轴承内圈之间的轴肩实现轴向定位， 外圈由左端轴承端盖固定，齿轮左端轴向定位由轴肩定位，联轴器左端轴向定位 由1.2之间的轴肩定位。左端和右端的轴承的周向定位由内圈和轴之间的过盈配合确定，齿轮周向由平键 定位，联轴器周向也由平键定位。 确定轴的各段直径。根据轴各段直径的确定原则，有右端至左端从最小直径开 始，如图13-17所示，轴端1为轴的最小直径，已取定d1=63 mm，轴端2考虑 联轴器的定位，取d2=70mm，轴端3安装轴承，为了方便装拆

16、，且与轴承内径 标准系列相符，d3=75mm，轴端4安装齿轮，此直径尽可能采取标准系列值， 取d4=80mm，轴端5为齿轮的轴向定位与固定，取d5=90mm，轴端6为左轴承 定位，取d6=85mm，轴端7取与轴端3相同的直径d7=75mm。 确定各段的长度。为保证齿轮的固定可靠，轴端4的长度应小于齿轮轮毂宽度 2mm,取L4=78mm，为保证齿轮端面与箱体不想碰和齿轮的安装方便，齿轮端面 应与箱体之间留有一定的间隙，两者间的间距取22mm，为保证轴承安装在箱体 轴承孔内并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体为5mm，所以轴断5, 6长度应 分别为12mm,15mm,根据轴承宽度取轴段7的长度为L7

17、=21mm，因两轴承相对于 齿轮对称，所以轴端3的长度L3=.(2+22+5+21)mm=50mm，为保证联轴器不予 轴承端盖相碰，取 L2=(22+46)mm=68mm，取 L1=80mm ，因此，定出轴的跨距L=10.5+5+22+55+5+22+10.5=130mm计算轴上的作用力转矩T2 = 1111.423N -m2T 2xl 1 1.4 2 3齿轮的圆周力 F二 二二7 60Ht d 2925齿轮的径向力F二F xtan20 N = 2 7 2N1rt计算水平面内的支反力及弯矩求支反力：对称布置，只受一个外力FF = F = t = 3800.5NAH BH 2c-c 截面的弯矩：

18、M = 3800.5X0.130/2 = 247.03N-mH求垂直平面内的支反力及弯矩；FF = F =r = 1360.5NAV BV 2c-c截面左侧的弯矩；M 二 1360.5x0.130/2二88.43N-mv1c-c截面右侧的弯矩；M 二 88.43N -v 2 合成弯矩求各截面C左侧（右侧）的合成弯矩；M = ：m 2 + m 2 = 247.032 + 88.432 二 258.32N - m cVH 计算转矩T = 9.55 x x 103 = 1111.736N - m n 确定危险截面及校核其强度按弯矩组合计算时，转矩按脉动循环环境变化考虑，取a = 0.6，危险截面c面

19、 的应力，/M 2 + (aT )2258.322 + (0.6 x 1111.736)2=57.65Maer = c=c0.1d 30.1 x 0.431查表知r = 60 Mpa-1r小于r 所以轴满足要求。 c-1六、轴承的选型计算1、高速轴滚动轴承（1）作用在轴承上的载荷F =.F 2 + F2 = 39922 +14292 = 4213NrAAHBV（2）选择滚动轴承的型号前面已经选择滚动轴承6211，主要承受径向载荷,。由于工作温度不太高，支点跨距较短，轴拟采用两段单向固定式支撑结构。C = 43200NC = 29200Nror(3) 计算轴承的当量动载荷F 因为 a 二0e，贝

20、UP = XF = lx4213N = 4213NFrr(4) 校核滚动轴承的寿命根据轴承的当量动载荷，由表105和表106可分别查得f = 1.3 , f = 1, pt承工作寿命按1.5年计算，则L = 12x300x1.5 = 7200h。C+PB 严th106h 二 13 x 4213 x 3：60 x 980 x 7200 二 41624N 1061 3因为 41624N 小于C =43200Nr所以低速轴承工作寿命足够。2. 低速轴滚动轴承F = .F 2 + F2 3800.52 +13602 二 4120NrAAHBV(3)选择滚动轴承的型号前面已经选择滚动轴承6211，主要承

21、受径向载荷,。由于工作温度不太高，支点 跨距较短，轴拟采用两段单向固定式支撑结构。C = 50800NC = 41200Nror(4)计算轴承的当量动载荷F 因为 r = 0 e，贝U P = XF = 1x4120N = 4120NFrr(5) 校核滚动轴承的寿命根据轴承的当量动载荷，由表105和表106可分别查得f = 1.3，f = 1，轴 pt承工作寿命按1.5年计算，则L = 12x300x1.5 = 7200h。h:60 x 245 x 7200 二 25832N106f：60nLC亍B 3t因为25832N小于Cr所以低速轴承工作寿命足够。七键的设计和计算1. 高速轴与联轴器处的

22、键配合 选择键联接的类型和尺寸 一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.由附表14-29查得 b*h=10mm*8mm(GB/T1095-2003)，键长 L=90mm 。键的工作长度 l 二L- b=90mm-10mm=80mm联轴器的材料为钢，有机械设计手册相关表格可求的键连接处的挤压应力为 50MPa。Q 二 4T/hid = 4*289.423/8*80*45 二 40.198MPap得 40.198MPa 小于 50MPa。所以安全2. 低速轴与齿轮处的键配合选择键联接的类型和尺寸低速轴与齿轮配合处选用A型普通平键，由附表14-29查得 b*h=25mm*14mm(GB

23、/T1095-2003)，键长 L=90mm 。键的工作长度 l 二L- b=80mm-25mm=55mm齿轮材料为钢，有机械设计手册相关表格可求的键连接处的挤压应力为120MPa。b 二 4T/2hid 二 4*1111.736/2*14*55*80 二 72MPap得 72MPa 小于 120MPa所以安全3低速轴与联轴器处的键配合选择键联接的类型和尺寸低速轴与齿轮配合处选用A型普通平键，由附表14-29查得 b*h=22mm*14mm(GB/T1095-2003)，键长 L=125mm。键的工作长度 l 二L- b=125mm-22mm=103mm联轴器的材料为钢，有机械设计手册相关表格

24、可求的键连接处的挤压应力为 120MPa。b 二 4T/hid 二 4*1111.736/8*80*63 二 48.95MPap得 48.95MPa 小于 120MPa。所以安全八联轴器的选择1.计算载荷(低速轴)根据表15-8查得载荷系数 K=1.3计算扭矩T=KT=1.3*1111736 N.mm =1445256N.mm2选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器根据表15-6初选为HL5型弹性联轴器(GB/T5014-2003), 公称转矩T=2000N.m，许用转速n=3550r/min, Y型轴孔，孔直径d=63mm,轴 孔长度L1=107mm,总长度L=142mm。T=1445256N

25、.mm 小于 2000000N.mmN=245r/min 小于 3550r/min3计算载荷(高速轴)根据表15-8查得载荷系数 K=1.3计算扭矩T=KT=1.3*289423 N.mm =376249N.mm4选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器根据表15-6初选为HL3型弹性联轴器(GB/T5014-2003), 公称转矩T=630N.m，许用转速n=5000r/min, Y型轴孔，孔直径d=45mm,轴孔 长度 L1=84mm，总长度 L=112 mm。T=376249N.mm 小于 630000N.mmN=980r/min 小于 5000r/min九减速器的润滑齿轮传动的润滑高速轴和

26、低速轴的齿轮的速度均小于12m/s，因此齿轮传动油浴润滑，选用工业闭式齿轮油L-CK68，齿轮进油的深度以低速级齿轮的1/6半径为宜深沟球轴承的润滑高速轴、低速轴、中速轴的直径与速度积较小，所以其轴承均采用润滑脂润滑，参考附表选用钠基润滑脂3号L-XACMGA3十密封形式1箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法2. 观察孔和油孔等处接合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封3. 轴承孔的密封闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的外伸端与透盖的间隙，由于Vv3 (m/s)，故选用半粗羊毛毡加以密封4轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承

27、内部十箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， 大端盖分机体采用H7配合.is 61. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起， 齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其 表面粗糙度为6.33. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合

28、区的位置，并有足够的空间，以 便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械 加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油， 放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部 的支承面，并加封油圈加以密封。C油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥 视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E盖螺钉：启盖螺钉上的螺

29、纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各 安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：符号名称尺寸箱座壁厚5 = 0.025a + 1mm = 5.5mm 取 5 = 10 mm箱盖壁厚5 = 0.02 a + 3mmo1取 5 = 8mm=6.6 mm1b箱座凸缘厚度b -1.55 = 15mm箱盖凸缘厚度b -1.55 - 12mm1 1b2dfn箱底座凸缘厚度b - 2.55 - 25mm2地脚螺栓的直径和数

30、目轴承旁连接螺栓的直径箱座和箱盖连接螺栓的直径轴承端盖固定螺钉的直径n轴承端盖固定螺钉的数目箱座加强筋厚度d - 0.036a + 12mmf取 d - 20 mm n - 6-18.48mmfd - 0.75d -15mm1fd - 16mm1d - 0.5d -10mm2fd - 0.4d - 8mm3fm - 8mmm1d4箱盖加强筋厚度检视孔盖螺钉直径箱体外壁至螺钉的距离m - 8mm1d - 0.4d - 8mm4fd - 20mm C - 20mm d - 16mm f 1min1参考文献1、机械设计课程设计，孙岩等主编，北京理工大学出版社。2、机械设计课程设计，银金光等主编，中国林业出版社；北京希望电子出 版社。3、机械制图教材4、机械设计教材5、工程力学教材6、其它机械类专业课程教材