中南大学机械课程设计绞车传动装置

1-1-中南大学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：材料科学与工程学院专业：姓名：班级：学号：指导教师：郑志莲二零一五年一月1-2-1-3-目录第一章总体方案的确定………………………………………3第二章传动部件设计与计算………………………………6第三章齿轮的设计与校核……………………………………8第四章轴和联轴器材料选择和主要零件……………………15第五章主动轴的设计…………………………………………17第六章从动件的设计…………………………………………20第七章轴承的校核………………………………………………24第八章键及联轴器的选择……………………………………25第九章箱体及附件的设计……………………………………25第十章课程小结………………………………………………28第十一章参考文献……………………………………………291-4-第1章总体方案的确定计算步骤与说明结果1.1任务分析、传动方案拟订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注:总传动比误差为+5%,转动可逆转，间歇工作，载荷平稳；起动载荷为名义载荷的1.25倍。1——电动机；2——联轴器；3——圆柱斜齿轮减速器；4——开式齿轮；5——卷筒卷筒圆周力F/N25000卷筒转速n(r/min)50卷筒直径Dmm400工作间隙每隔2分钟工作一次，停机5分钟工作年限10批量大批1-5-1.2、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．1.2.3.1、电动机所需的工作功率:wp=wFv1000所以：dp=wFv1000其中F为卷筒圆周力的有效功率，由已知条件可以得到．w为卷筒效率，为电动机至输出轴传动装置的总效率，包括轴承，圆柱齿轮传动及联轴器，电动机至工作机之间传动装置的总效率为：w=122345式中，1、2、3、4、5、6分别为联轴器、减速器齿轮、轴承、开式齿轮、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。由表9.4可以查到1=0.97、2=0.97、w=0.8901-6-3=0.99、4=0.965=0.98，6=0.96则：w=1223456=0.890又已知卷筒卷速n为50r/min,卷筒直径D为400mm,故电动机所需的工作功率为:dp=wFv1000=（F×n××D）/（60×1000×1000×w）=29.40kw1．2．3.2.确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为wn=50r/min按推荐的合理传动比范围，取单级齿轮传动比i=3~6,则总传动比的范围为'i=9~36故电动机转速的可选范围为'dn='i×wn=（9~36）×50r/min'dn=450～1800r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/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Y200L1-230kw3000r/min2950r/minY200L-430kw1500r/min1470r/minY225M-630kw1000r/min980r/minY250M-830kw750r/min730r/mindp=29.40Kw'dn=450～1800r/min电动机型号为：Y225M-6mn=980r/min1-7-1-8-第2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=mn/wn=980/50=19.62.1.3分配传动比i=1i2i根据文献2表2.2推荐传动比的范围，选取开式齿轮传动的传动比i1=4.9，则一级斜齿圆柱齿轮减速器的传动比为：i2=i总╱i1=19.6╱4.9=4.92.2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1n=mn=980r/minⅡ轴2n=11ni=980/4=245r/minⅢ轴（输出轴）3n=22ni=245/4.9=50r/min2.2.2各轴的输入功率I轴1p=dp1=29.400.992=29.16kwII轴2P=1p23=29.16×0.991×0.97=28.06kwIII轴（输出轴）3p=2p34=28.06×0.99×0.95=26.42kw2.2.3各轴的输入转距电动机的输出转距dT为dT=9.55×610dmpn=9.55×610×29.40/980=286.5N.mI轴IT=dT1=10.24×410×0.97=284.16N.mII轴IIT=IT21i=9.933×410×0.97×3.5=1093.77N.mIII轴（输出轴）IIIT=IIT342i=3.372×510×0.99×0.96×4.5=5046.22N.mi=19.61i=4.92i=41n=980r/min2n=2745r/min3n=50/min1p=29.16kw2P=28.06kw3p=26.42kwdT=286.5N.mIT=284.16N.mIIT=1093.77N.mIIIT=5046.22N.m1-9-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/min98098024550功率Kw29.4029.1628.0626.42转矩N·mm1.024×5109.933×4103.372×5101.442×6101-10-第三章齿轮的设计与校核3.1.减速齿轮传动的设计计算3.1.1选择材料、热处理、齿轮精度等级和齿数：由表11.8，选择小齿轮材料45号钢，调质处理，硬度为230HBS，大齿轮材料45钢，调质处理，硬度为210HBS；参考表11.20，可选精度等级为8级.要求齿面粗糙度Ra3.2~6.3m.因1i=4取1z=30，2z=1i·1z=30×4=120取2z=120实际传动比U=2z/1z=120/30=4在传动比范围内。3.1.2确定设计准则由于该减速器为闭式软齿面传动HBS210,所以齿面点蚀为主要失效形式，先按齿面接触疲劳强度进行计算，确定齿轮的你主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲疲劳强度。3.1.3齿面接触疲劳强度设计:计算公式按式11.361d≥3217.31)(1HEdZuuKT（1）转矩1T、载荷系数K、齿宽系数d、螺旋角取1T=1034mN，软齿面齿轮，对称安装，取d=0.8。由表11.10取载荷系数K=1.5，初选螺旋角=10.（2）弹性系数由表11.11查得EZ=188.0(3)许用接触应力H1limH=531.82Mpa，2limH=500Mpa。由表11.9查取安全系数Hs=1.11z=302z=120K=1.5d=0.81-11-由式11.15可得：1[]H=1lim1HNHSZ=1.075501Mp=531.82Mpa2[]H=2lim2HNHSZ=1.125201Mp=500Mpa1d≥2133.171()EdHKTZuu将有关数据代入以上公式得:1d=105.1mm45.311coszdnm由表11.3取标准模数nm=3.5（6）确定中心距a和螺旋角mmazz5.26610cos2)12030(5.2cos2)(5.221圆整中心距后确定的螺旋角9.7arccos2)(21azzmn3.2主要尺寸计算mmdzmn6.106cos11mmdzmn5.426cos22b=d1d=0.8105.1mm=84.48mm取2b=90mm；mmbb85521AktF/b=1.3.1.33.3按齿根弯曲疲劳强度校核1[]H=531.82Mpa2[]H=500Mpanm=3.5a=266.5mm=7.9d1=106.6mmd2=426.5mm1b=90mm2b=85mm1-12-（1）当量齿数5.3010cos30cos1331zvz9.12110cos232zvz（2）齿形系数查表11.12得85.21FaY,17.22FaY(3)应力修正系数SY查表11.13得63.11SY，76.12SY（3）许用弯曲应力F由图11.26查得lim1210FMPa，1902limFMPa由表11.91.3FS由图11.271NY2NY=1由式11.16MPaFFSYF82.31411lim1MPaFFNSYF7.3032lim22故1cos6.1178.126121FSFzbmKTFMPaYYn21223.1041122FYYYYFFMPaSFSF齿根弯曲强度校核合格3.4验算齿轮的圆周速度smsmvnd/10/39.5100060980105100060111F=126.78Mpa2F=104.23Mpa1-13-由表11.2可知选8级精度是合适的3.5齿轮几何尺寸计算齿顶圆直径mmhddaa6.113)5.3126.106(211mmhddaa5.433)5.3125.426(2222齿全高h=(2ha*+c*)m=(2+0.25)x3.5=7.9mm齿厚S=p/2=5.50mm齿根高Hf=（ha*+c*）m=4.38mm齿顶高Ha=ha*m=3.5齿根圆直径mmhddff84.97)38.426.106(211mmhddff74.417)38.425.426(2223.6.开式齿轮传动的设计计算3.6.1选择材料、热处理、齿轮精度等级和齿数：由表11.8，选择小齿轮材料40Cr，表面淬火，硬度为48~55HBS，选择大齿轮材料40Cr，表面淬火，硬度为48~55HBS；参考表11.20，可选精度等级为9级.要求齿面粗糙度Ra3.2~6.3m.因1i=4.9取1z=20，2z=1i·1z=20×4.9=98取2z=98实际传动比U=2z/1z=98/20=4.9在传动比范围内。3.6.2确定设计准则由于该减速器为闭式软齿面传动HBS210,所以齿面点蚀为主要失效形式，先按齿面接触疲劳强度进行计算，确定齿轮的你主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根1z=202z=981-14-的弯曲疲劳强度。3.6.3齿面接触疲劳强度设计:计算公式按式11.361d≥3217.31)(1HEdZuuKT（2）转矩1T、载荷系数K、齿宽系数d、螺旋角取1T=1093.77N.m，软齿面齿轮，对称安装，取d=0.8。由表11.10取载荷系数K=1.3，初选螺旋角=15.（3）弹性系数由表11.11查得EZ=188.0(4)许用接触应力H1limH=1200Mpa，2limH=1180Mpa。由表11.9查取安全系数Hs=1.1由式11.15可得：1[]H=1lim1HNHSZ=1090.9Mpa2[]H=2lim2HNHSZ=1