绞车传动装置

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1、机械设计基础课程设计设计计算说明书题目：绞车传动装置院系机械工程学院专业机械电子工程姓名XXX班级：机电*班指导教师XXX二零一三年七月目录前言 一、拟定传动装置的传动方案 二、电动机的选择 三、传动装置运动及动力参数计算 四、轴的计算 五、滚动轴承的选择及设计计算六、键连接的选择和计算 七、联轴器的选择 八、减速器附件的选择 九、润滑和密封 参考文献 前言：1、传动方案简图:1电动机；2联轴器；3斜齿圆柱齿轮减速器；4 开式齿轮；5卷筒2. 工作情况：间歇工作，载荷平稳，传动可逆转，启动载荷为名义载荷的1.25倍。传动比误差为土5%。每隔2min工作一次，停机5min, 工作年限为10年，两

2、班制。3. 原始数据：卷筒圆周力F=12000N,卷筒转速n=35r / min,卷筒直径D=400mm4. 设计内容：1) 拟定传动装置的传动方案2) 电动机的选择3) 传动装置的运动参数和动力参数的计算4) 传动件及轴的设计计算5) 轴承、键的选择和校核计算机及减速器润滑和密封的选择6)减速器的结构及附件设计7)绘制减速器装配图、零件图8)编写设计计算说明书设计任务：1)绘制减速器装配图一张；2)零件工作图 1 至 3 张；3)设计计算说明书一份。6. 设计进度： 第一阶段：拟定和讨论传动方案；选择电动机；传动装置总 传动比的确定及各级传动比的分配；计算各轴的功率、转矩和转 速。第二阶段：

3、传动零件及轴的设计计算。 第三阶段：设计及绘制减速器装配图。 第四阶段：零件工作图的绘制。 第五阶段：编制设计说明书。一. 拟定传动装置的传动方案： 由题目所知传动机构类型变位齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析认证。IpnlX 本传动机构的特点是：减速器横向尺寸-关 一 较小，两个齿轮浸油深度可以大体相同，结 构较复杂；轴向尺寸大，中间轴较短，刚度好，中间轴承润滑较容易。第一章二总体方案的确定1.1 任务分析、传动方案拟订结果计算步骤与说明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1:参数题号123卷筒圆周力F/N500075008500卷筒转速n/min605550卷筒直径D/

4、mm350400450注：间歇工作，载荷平稳，传动可逆转，起动载荷为名义载荷的1.25倍，传动比 误差为+ 5%.每隔2min工作一次，停5min,工作年限为10年，两班制。图1-1-1 铰车总体结图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1.2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。1.2.1选择电动机类型和结构形式按工作要求和条件查表14.1和表14.2,选取一般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

5、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。1.2.2选择电动机的容量电动机容量选择是否合适，对电动机的正常工作和经济性多有影响.容量小于工 作要求，会使电动机因超载而损坏，不能保证工作机正常工作;而容量选得过大，则电 动机的体积大、价格高，性能又不能充分利用，并且由于效率和功率因数低而造成 浪费.按推荐的合理传动比范围，减速器传动比i =37,开式齿轮传动比i=36则2 2总传动比的范围为i =942 故电动机转速的可选范围为n = i X n = （942）X50r/mindWn =4502100r/mind符合这一范围的同步转速有750r/min、1

6、000r/min、1500r/min,再根据计算出的 容量，考虑到起动载荷为名义载荷的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1000r/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：电动机型号额定功率同步转速满载转速Y180L-615kw1000r/min970r/min第二章 传动部件设计与计算2.1计算总传动比并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。2.1.2总的传动比i = n /n =970/50=19.4mw2.1.3分配传动比i=

7、i i1 2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 i ：49 开式齿轮的传动比i :8,因此可以分配i =5，i =3.88。1 2 1 2i =19.4i =511 =3.8822.2 计算传动装置及各轴的运动和动力参数2.2.1各轴的转速I 轴n = n =970r/min1 mnII轴n = f =970/5=194r/min2 i1nIII轴（输出轴）n = -2=194/3.88=50 r/min3 i22.2.2各轴的输入功率I 轴p = p 耳=12.06 x 0.97=11.698kwI d 1II轴P = p n n =11.698X0.97X

8、0.99=11.234 kw2123III 轴（输出轴） p = p n n =11.234X0.99X0.96=10.677 kw32342.2.3各轴的输入转距电动机的输出转距T为dT =9.55 X 106 占=9.55 X 106 X 12.06/970=1.187 X 105N.mmdnmI轴 T = T n =11.87X 104 X0.97=11.513X 104N.mmI d 1II轴T = T nn i =11.513X 104 X0.970.99X5=5.528X 105N.mmII I 2 3 1n =970r/min1n =194r/min2n =50 r/min3p

9、=11.698kw1P =11.234 kw2p =10.677kw3T =1.187 Xd105N.mmT =11.513 XI104N.mmT =5.528 XII105N.mmT =2.038 XiiiIII 轴（输出轴）T = T n n i =5.528X 105 X 0.99 X 0.96 X 3.88=2.038X 106N.mm i06NmmIII II 34 2最后将所计算的结果填入下表：各轴参数表参数轴名电动机轴I轴II轴III轴转速r/min97097019450功率Kw12.0611.69811.23410.677转矩N mm1.187X 10511.513 X1045

10、.528 X 1052.038 X 106三、传动装置运动及动力参数计算一）、一级斜齿圆柱齿轮的设计1、 选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45刚调质，硬度为220250HBS 大齿轮选用 45 刚正火，硬度为 170210HBS 选择齿轮精度为 8 级2、校核齿根弯曲疲劳强度按斜齿轮传动的设计公式可得：m 21.17KTcos2BYY/ ( Z2 o ) i/3n 1 F S d 1 F确定相关参数和系数：(1) 转矩：T =9.55 X 106-Pd =9.55 X 106 X 12.06/970=1.187 X 105N.mm dnmT =T =11.87X 104X0.97=11.513

11、X 104N.mmI d 1(2) 载荷系数 K：根据查表1110,取K=1.1(3) 齿数Z、齿宽系数人和螺旋角B 1d取 Z1=27，则 Z2= i x z =1351 2 1 1初选螺旋角 B=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 选取屮=1d(4)弹性系数由表11.11查得=189.8弋耐(5)许用接触应力由图 11.25 查得a= 550Mpa，a=520Mpa。H lim1H lim2由表11.9查取安全系数s =1HN = 60njL = 60 x 970 x 1x (10x 80 x 52 x 2) = 6.918 x108 h1h7=1.384

12、 x 108N6.918 x108N =2 i51查图 11.28 得Z =1.05，Z =1.10N1N 2由式11.15可得：Zaa =j! 込=1.05*550/1=577.5MpaH1SHZ 2 pa = J2 H=1.10*520/1=572MpaH 2SHd1将有关数据代入以上公式得：d = 54.8.mm1dcos卩二 1.96由表 11.3 取标准模数 mn=2(6)确定中心距a和螺旋角卩2 x (z + z )2 x (27 +135)a = i 2 =2cos B 2 x cos15 圆整后取 a=167.7mm=168mm圆整中心距后确定的螺旋角卩=15.36。m (z

13、+ z )=arc cos n +2-2a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mzd =-2 =280mm2 cos Bb=申 d =56mmd1取b =56mm；b1=b2+8=64mm24.5按齿根弯曲疲劳强度校核1 ) 当量齿数zz = 30v1 cos3 Bzv2zc2cos3 B=151齿形系数查表1 1.12得Y = 2.60, Y = 2.16F1F 2(3)应力修正系数 YS查表 11.13 得 Y =1.60 ， Y =1.83 S1S 2(4)许用弯曲应力L f由图 11.26 查得o = 210 MPa, o = 180 MPaF lim1F lim

14、2由表 11.9 S = 1.3F由图 11.27 Y = Y =1N1N 2由式11.16YoLo=-N1 f iim1 = 161.5 MPaF 1 SFYoLo=N2 fiim2 = 138.5MPa F 2 SFoF11.6kT cos Pbm2zn1Y Y = 117.60MPa o YYo = oF 2 S 2F2F1 Y YF1 S1=111.74MPa o F2齿根弯曲强度校核合格4.6验算齿轮的圆周速度兀d nv =-1 -60 x1000兀 x 54.8x 97060 x 1000=2.78m / s 3.5m / s由表11.21可知 选9 级精度是合适的4.7齿轮几何尺

15、寸计算小齿轮：d = d + 2h = (54.8 + 2x 1x 2) = 58.8mm a11 ad = d 2h = (54.8 2 x 1.25 x 2) = 49.8mm f 1 1 f齿根圆到键槽底部的距离x=牛(20 + 2) = 2.9 (2 2.5)m = 45 所以主动轴采F SF 1用齿轮轴结构大齿轮：d = d + 2h = (280 + 2 x 1x 2) = 284mm =284mm a 22 a由于200mm da2 c3； 二（107 118）3：11.698mm = 24.54 27.06mm n3 970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

16、径加大3%5%，取为25.28-28.43mm,由设计手册取标准值30mm5.3 轴承的初选由于斜齿轮传动，轴承初选圆锥滚子轴承 30207， 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

17、采用过盈配 合固定。确定各轴段直径轴段1直径最小，dl=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 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= 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 型圆锥滚子轴承的安装高度为3.5mm，取d5=42mm， d6= d2=35mm。确定各轴段的长度：齿轮宽度为64mm，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18.5mm ；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

18、距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段4长度为23.5mm，轴承支点距离l = 135 mm,根据箱体结构及 联轴器距轴承盖要有一段距离的要求，取1，=75mm ；查阅联轴器相关资料取 1 =70mm；在轴段1上加工出键槽，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约510 mm,键槽宽度按轴段直径可查手册得到.521、小齿轮轴根据轴的结构先画出轴的受力简图，将轮齿上受力简化为通过轮毂中点作用轴上，轴的支点反力也简化为通过轴轴承载荷中心，轴的受力图如下图所示，将轮齿上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，轴的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心作用于轴上。由机械设计书得计算公式:2TF =1t d12 1.

19、513幻4 N mm = 4m.8N56mmF = F - tan 0 =4111.8X tan15 =1101.8Nat= 3056.3 % tan20 =1549.4 cos 0cosl5。F所以：t =2055.9N F =1101.8N F =1549.4N2 a r轴承的支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置建立如下图（1）所 示的力学模型。水平的支反力：R + R - F = 0ABtM = 135R - 67.5F = 0(a)bt联立方程式解得：RA=2055.9N, RB=2055.9N135水平面弯矩：M = 2055.9 x= 138.77N mC2x

20、1000垂直面受力：R = (-F Xd/2+ F X67.5) /135= (-1101.8X56/2+1549.4X67.5)Aar/135=546.2NR =( F Xd/2+F X67.5) /135=(1101.8X56/2+1549.4X67.5) /135=1003.2NBar垂直面的弯矩： M = R X 67.5=36.87 N - m ；C1AM = R X 67.5+ F X d /2=67.72 N - mC 2Aa 2综合弯矩： M = JM 2 + M 2 =144.39 N - m ； c1 CC1M = JM 2 + M 2 =155.16 N mc 2CC 2

21、转矩 ： T =F xd /2=115.13N.mt画当量弯矩图，算剖面C处的当量弯矩M=Qm 2 + C T匕=169.84N.mCC 2 C 2判断 C 处的当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面 C 处为危险 截面查表 13-1 g =55 MPa-1g =M /W =M / 0.1d 3 =9.7 MPaC CC-1由以上知确定的尺寸是安全的 力学模型r-_水平面受力水平面弯矩垂直面受力Fn垂直面弯矩综合弯矩扭矩当量弯矩2.2大齿轮轴对轴II:与传动零件（如齿轮，卷筒联轴器等）相配合的轴段长度，一般略小于传动零 件的轮毂宽度.与轴II相联接的有齿轮和轴承.l与开式齿轮联接，齿

22、轮宽，可取1l =56mm，为便于安装以及使开式齿轮不与减速器箱体发生干涉l取为83mm1 2（与轴承相联），l取为25mm，, l取为68mm，l取为23mm，l取为27mm3456（与轴承相联）。从第一轴段d =38mm开始选取，再逐段选取相邻轴段的直径，取d =40 （与轴III承配合）；d =55mm， d =60（与齿轮配合）再选取d =70mm （轴肩）,IIIIVVd =40mm （与轴承配合）VI第6章轴承及键的类型选择与校核61、轴承类型的选择（1）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 步选定圆锥滚子轴承中的30207型号对小齿轮轴承:进行试算。

23、计算步骤与说明计算结果30207轴承1静强度校核由表 17.13 得到 S =0.81.2，取S =1.1,由式子P =Fr=1549.4N。代入式 17.30 0 0C 63500cor =40.98SoPo 1549.4 轴承符合不必重新选择。C 二 54.2KNrC =63.5KNor2 轴承寿命计算P 二 f F f 二 1.0 s =巴 C 二 C p r p3r由式 17.11 得 Lh=670( C )s =2406550.6h41600h 970 P所以寿命合适，不必更换轴承。62键联结类型的选择及强度的校核621键类型的选择选择键联结的类型应根据需要传递的转矩大小、载荷性质、

24、转速高低、安装 空间大小、轮毂在轴上的位置、轮在轴上的位置是否需要移动、是否需要键 联结实现轮毂的轴向固定、传动对定心精度等工作要求，并结合各种类型键的 特点进行选择.622键联结的尺寸选择键的长度根据轮毂长度确定，键长通常略短于轮毂长度，导向平键的长度选择 还应考虑键的移动距离，所选键长应符合国家标准.国标中规定了键在宽度方 向与键槽的三种不同方式的配合:一般键联接、较紧键联接、较松联接在这里 我们选择一般联接.在工作轴中，键的选择大小由轴的大小确定.6.2.3键校核公式：dhl4000T r n c = Q p dhl p6231小齿轮轴上键的选择及校核对要求与联轴器相连的键进行计算，根据

25、轴径d=30mm查手册得安装的键型 为A形键，bxh为8x7，取标准键长L=32。所以l= L=32 mm4000T (c =91.37Mpa c p dhlp6232大齿轮轴键的选择及校核要求与大齿轮配合的键进行计算，根据轴径d=60mm查手册得安装的键型为A形键，bxh为12x8，取标准键长L=52。所以1=L=52查得轻微冲击载荷时的许用挤压应力= 120pk=0.5h=0.5x8=4mm，c =-T = 2 x 4.834 x105 = 33.8MPa 88mm箱盖壁厚510.02a +1 88mm箱盖凸缘厚度bi1.5 5112mm箱座凸缘厚度b1.5 512mm箱座底凸缘厚度b22

26、.5 520mm地脚螺钉直径df0.036a +1220mm地脚螺钉数目na 1.2 59.6mm机座肋厚mm=0.85 &m 二 6轴承端盖外径D2D + （55.5）d3; D -轴承外径（凸缘式轴承盖尺寸见表11-11130mm轴承端盖凸缘厚度e（11.2） d 38mm轴承旁联接螺栓距离S以Md和Md互不干涉为准，一般 13取S沁D2135mm上面表格中的数据均在机械手册中查得。第8章 润滑和密封的设计8.1、润滑齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑.齿轮圆周速度V 5m/s所以齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑;浸油润滑不但起到润滑作用，同时有助箱体散热。为了避免浸油润滑的搅油功耗太

27、大及保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸油深度H1应不小于（3050）mm,对于圆 柱齿轮一般为12个齿高，但不应小于10 mm ,这个油面位置为最低 油面.考虑使用中油不断蒸发损耗 ,还应给出一个最高油面.对于中小型减速器,其最高油面比最低油面高出3050mm.此外还应保证传动件11浸油深度最多不超过齿轮半径的-,以免油损失过大对于采用浸43油润滑的多级传动，当低速级大齿轮浸油深度超过-3,的分度圆时，这时可减少低速级大齿轮浸油深度,而高速级采用溅油装置润滑.箱内保 持一定的深度和存油量。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热。取

28、齿顶圆到池底面的距离为60mm。箱座内壁高度H ，箱盖高 H 可以从设计图上得出。换油时间为半年，主要取决于 d油中杂质多少及被氧化、污染的程度。查手册选择SH0357-192中的50号工业闭式齿轮油润滑。注：设计时所查的表出自机械设计基础课程设计指导书8.2、密封 减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承室内侧、箱体接合面和轴承盖， 窥视孔和放油孔的接合面等处。8.2.1 轴伸出处的密封 起作用是使滚动轴承与箱外隔绝,防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘 等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。选用毡圈式密封，毡圈密封是填料 密封的一种.在端盖上开出梯形槽,将矩形截面和毛毡圈放置在槽中以与

29、旋转 轴密全接触.毡圈式密封结构简单、价廉、安装方便、但因轴颈接触的磨损较 严重，因而工耗大，毡圈寿命短。因此轴的表面最好经抛光加工 .如果轴的硬 度高,表面粗糙度值小,就使用优异细毛毡.8.2.2 轴承内侧的密封 该密封处选用挡油环密封，其作用用于油润滑轴承，防止过多的油、杂质进入 轴承室以内以及啮合处的热油冲入轴承内。挡油环与轴承座孔之间应留有不大 的间隙，以便让一定量的油能溅入轴承室进行润滑。8.2.3 盖与箱座接合面密封在接合面上涂上密封胶。8.3公差的设计对于联轴器的公差配合H，轴承轴的公差配合选用H7，键的公差配合选h6h7H7用 。f 78.4 附件8.4.1 窥视孔盖和窥视孔

30、为了检查传动件的啮合、润滑、接触班点、齿侧间隙及向箱内注油等，在箱盖顶 部设置便于观察传动件啮合区的位置并且有足够大的窥视孔，其大小至少应能伸 进手去，以便操作.盖板下应加防渗漏的垫片，窥视孔的长宽为90mmX70mm，厚 度为6mm，孔数5个，用M6： M8的螺钉紧固。8.4.2排油孔、放油油塞、通气器、油标为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱座最底部设有排油孔，放油孔的螺纹小径 应与机体外壁取平,为便于加工,放油孔的机体外壁应有加工凸台，经机加工后成 为放油螺塞头部的支承面，并加封油垫圈以免漏油,材料为石棉橡胶.放油螺塞带 有细牙螺纹，本设计中取螺塞M 18X1.5 JB/T 1760-19

31、91。为沟通箱内外的气流，应在箱盖顶部或窥视空板上安装通气器，可以使箱内的热 胀气体自由的溢出，达到机体内外气压平衡.本设计中用网式通气器.数据查手册 可得.为了检查减速器内的油面高度，应在箱体便于观察、油面较稳定的部位设置油标。本次设计采用杆式油标M12。油标尺倾斜插入油面，与水平面夹角不得小于45。.8.4.3吊耳和吊钩 为拆卸及搬运减速器，应在箱盖上铸出吊耳环，并在箱座上铸出吊钩，吊钩和吊 耳的尺寸可以根据具体情况加以修改。8.4.4定位销 为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓连接后，在镗孔之前， 在连接凸缘上配装两个定位销，其公称直径可取d =（0.70.8）d ,定位销常安置2 在机体纵向两侧连接凸缘上，并呈非对称布置，以保证定位效果.并圆整为标准 值。定位销的总长度应稍大于机盖和机座连接凸缘和总厚度 ，本设计中取销 6 X30 GB/T 117-2000 .8.4.5启盖螺钉 为了提高密封性能，机盖和机座连接的凸缘的结合面上常常涂有水玻璃或密封胶， 因此，连接较紧，不易分开.于是在面盖凸缘上常有12个启盖螺钉.螺钉上的螺 纹长度应大于机盖凸缘的厚度.螺杆端部要做成圆柱形，或大倒角，或半圆形，以 免启盖时顶坏螺纹.其大小规格可与机盖和机座连接螺栓取同一规格.