机械课程设计-电动卷扬机传动装置

1机械设计课程设计题目：设计电动卷扬机传动装置学院专业学号学生姓名2机械设计课程设计任务书题目：设计电动卷扬机传动装置传动系统图：原始数据：数据编号钢绳拉力F/KN钢绳速度v/(m/min)卷筒直径D/mm2920290工作条件：间歇工作，满载启动，工作中有中等振动，两班制工作，小批量生产，钢绳速度允许误差±5%，设计寿命10年。3目录1.电动机的选择1.1功率计算1.2确定电动机转速2.传动系统的运动和动力参数2.1计算总传动比2.2合理分配各级传动比2.3各轴转速、输出功率、出入转矩、转速计算3.传动零件的设计计算4.轴的设计及计算5.键连接的选择和计算6.滚动轴承的选择和计算7.联轴器的选择8.润滑方式、密封形式及润滑油牌号的选择9.其他技术说明10.设计小结11.参考文献4计算及说明计算结果一．电动机的选择1.功率计算工作机所需要的功率：wFv91000P3.09kw100010000.97电动机输出功率：wda=PPη由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为2322123456a式中：η1：联轴器的效率0.99η2：每对滚动轴承的效率0.99η3：每对滑动轴承的效率0.98η4：闭式圆柱齿轮传动的效率0.97η5：开式圆柱齿轮传动的效率0.95η6：卷筒的传动效率0.97所以232212345620.990.970.792a即wda3.09=3.9kw0.792PPη故由参考书可选电动机的额定功率为4kw2.确定电动机转速由wπdnv1000可得100020100021.96r/mπD3.14290wvn在该传动方案得知，在该系统中只有减速器存在二级传动比i12、i34，开式齿轮i开，所以，id=i12·i34·i开即nd=id·nw=(i12·i34·i开)·nw在二级圆柱齿轮减速器的传动比范围一般为（8~40），开式齿轮的传动比为i开=4，则总传动比的id的合理范围为Pw=3.09kwa=0.792dP=3.9kwn21.96r/mw5id=i12·i34·i开=（8~40）×4=32~160因此，电动机转速的可选范围为nd=id·nw=(32~160)×21.96=(702.72~3513.6)r/min所选电动机型号符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min，根据计算出的电动机容量，由附表可查出适用的电动机型号，相应的技术参数及传动比的比较情况如下表所示。电动机的比较综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及成本，课件第3种方案比较合适。因此选择电动机型号为Y112M-4，即电动机的额定功率Pw=4kw，满载转速nm=1440r/min。二.传动系统的运动和动力参数1.计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可确定传动装置应有的传动比mwn1440i=65.57n21.96总2.合理分配各级传动比一般圆柱齿轮传动比范围为，开式齿轮传动比为i开=4，故取i开=4可以算出165.57i=1.3~1.5=4.84（）方案电动机型号额定功率/kw同步转速/r/min满载转速/r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩重量价格1Y160M1-847507202.02.0重高2Y132M1-6410009602.02.2中中3Y112M-44150014402.22.3轻低id=32~160nd=(702.72~3513.6)r/min624.8i=3.41.3~1.5（），i开=43.各轴转速、输出功率、出入转矩、转速计算（1）各轴的转速电动机的转速n0=1440r/min高转速II0nn1440r/min中间轴IIIII11440300r/min4.8nni低速轴IIIIIIII2300n88.24r/min3.4ni卷筒IV1000201000n21.96r/minπD3.14290v（2）各轴的输入功率上述电动机输出功率Pw=3.9kw，故P0=3.9kw高转速IP1=P0·η1·η2=3.9×0.99×0.99=3.82kw中间轴IIP2=P1·η2·η4=3.82×0.99×0.97=3.67kw低速轴IIIP3=P2·η2·η4=3.67×0.99×0.97=3.52kw卷筒P4=P3·η1·η32·η5·η6=3.52×0.982×0.95×0.97=3.12kw式中：η1：联轴器的效率0.99η2：每对滚动轴承的效率0.99η3：每对滑动轴承的效率0.98η4：闭式圆柱齿轮传动的效率0.97η5：开式圆柱齿轮传动的效率0.95η6：卷筒的传动效率0.97(3)各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td：m·3.99550955025.86Nmn1440ddPT高转速I111·3.829550955025.33Nmn1440PT中间轴II222·3.6795509550116.83Nmn300PT1i=4.82i3.4i开=40n1440r/minIn1440r/minII300r/minnIIIn88.24r/minIVn21.96r/minP0=3.9kwP1=3.82kwP2==3.67kwP3=3.52kwP4=3.12kw·25.86NmdT1·25.33NmT2·116.83NmT7低速轴III333·3.5295509550380.96Nmn88.24PT卷筒444·3.12955095501356.83Nmn21.96PT运动和动力参数的计算结果列于下表：参数电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III卷筒转速（r/min）14401440336.45109.9521.96功率（kw）3.93.823.673.523.12转矩（N·m）25.8625.33116.83380.961356.83传动比114.83.44三.传动零件的设计计算I斜齿圆柱齿轮计算A．高速级斜齿圆柱齿轮的计算1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）按运动简图的传动方案，选定斜齿圆柱齿轮传动2）卷扬机为一般工作机，速度不搞，故选用8级精度（GB10095—1998）3）材料选择：小齿轮选用40Cr，调质热处理，齿面硬度达到250HBS大齿轮选用45钢，调质热处理，齿面硬度达到220HBS由于减速器齿轮传动为闭式传动，可以采用齿面接触疲劳强度计算，按弯曲疲劳强度校核。2.按齿面接触疲劳强度设计按设计计算公式计算：21312.32dtEtHKTuZdu1）确定公式的各参数（1）试选载荷系数Kt=1.53·380.96NmT4·1356.83NmT8（2）齿轮传递转矩为1·25.33NmT（3）选齿宽系数0.9d（4）材料弹性系数12189.8EZMPa（5）初选压力角α=20°（6）齿数比为ui=4.8（7）选小齿轮的齿数为：Z1=20，则大齿轮的齿数为Z2=20×4.8=96。（8）由《机械设计基础》（P73）图5-24c查得lim1680HMpalim2560HMpa（9）计算应力的循环次数1160608104147200000hNnjL11241472000008640000004.8NNi（10）查得接触疲劳寿命系数ZNT1=1，ZNT2=1.14（11）许用接触应力可利用以下公式计算SH=1.1Hlim[]HHMPaS即1NT1Hlim11680]1.1[HHMPaSZ2NT2Hlim21.1460]1.1[HHMPaSZ3.计算（1）试计算小齿轮分度圆直径d1t,取2][HMPa，得223313.2(1)3.2189.81.5(4.81)37.09[]580.364.8dHEtZKTimmdi（2）确定模数11cos37.09cos201.7420tndmmmZ1][HMPa2][HMPa9由《机械设计基础》P57表5-1取mn=2mm（3）确定中心距中心距12()2(2096)123.442cos2cos20nmZZmma取整数，所以取123mma，则螺旋角12()2(2096)cos19.4222123nmZZarara1122042.41coscos19.42nmZdmm22296203.58coscos19.42nmZdmm齿宽10.942.4138.169bdmm取238bmm12(5~10)bbmm取146bmm4.齿根许用疲劳强度条件切为121.6cos21FFSnKTYYbm（1）K1、T1、m和Z同前（2）齿宽238bbmm（3）由《机械设计基础》P74图5-26查得齿形系数12.91FY22.22FY应力修正系数为11.53SY21.77SY（4）由《机械设计基础》P75图5-27中可以查出试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限Flim1230MPaFlim2190MPa（5）许用弯曲应力FlimF][vYSF（6）查得寿命系数为11vY，21.14vY（7）由P73表5-7中可以查出安全系数1.35FS123mma19.42142.41dmm2203.58dmm146bmm238bmm10Flim1F112301]170.371.35[vFYMPaSFlim22F21901.14]160.441.35[vFYMPaSF1F12211.525330cos19.422.91201.6cos1.683.97]2[nKTbmZF2F1F222112.221.77]2.911.53[FSFSYYYY5.计算齿轮的几何尺寸端面模数22.121coscos19.42ntmmmm齿根高**()1.251.2522.5fannhhcmmmm齿顶高2anhmmm分度圆直径1122042.41coscos19.42nmdZmm22296203.58coscos19.42nmdZmm齿顶圆直径11242.412246.41aaddhmm222203.5822207.58aaddhmm齿根圆直径11242.4122.537.41ffddhmm222203.5822.5198.58ffddhmmB．低速级斜齿圆柱齿轮的计算1．选择材料，热处理方式和公差等级小齿轮选用45钢，调质处理，齿面硬度达到240HBS大齿轮选用45钢，正火处理，齿面硬度达到210HBS选用8级精度2．初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿数面接触疲劳强度计算。其设F1]170.37[MPaF2]160.44[MPa2.121tmmm2.5fhmm2ahmm142.41dmm2203.58dmm146.41admm2207.58admm137.41fdmm2198.58fdmm11计公式为：21313.2()[]HETdZKdi计（1）小齿轮传递转矩为3·380960NmmT（2）选载荷系数Kt=1.5（3）选齿宽系数0.9d（4）材料弹性系数12189.8EZMPa（5）初选压力角α=20°（6）齿数比为ui=4.8（7）选小齿轮的齿数为：Z3=25，则大齿轮的齿数为Z4=25×4.8=120。（8）由《机械设计基础》（P73）图5-24c查得lim1680HMpalim2560HMpa（9