单筒卷扬机传动装置设计说明书解读

1电动卷扬机传动装置目录1、设计题目………………………………………………………………22、系统总体方案的确定…………………………………………………22.1、系统总体方案…………………………………………………………….22.2、系统方案总体评价…………………………………………………………33、传动系统的确定………………………………………………………34、传动装置的运动和动力参数…………………………………………44.1、确定传动比分配……………………………………………………………45、齿轮设计………………………………………………………………65.1、高速轴齿轮传动设计………………………………………………………65.2、低速级齿轮传动设计………………………………………………………105.3、开式齿轮设计………………………………………………………………126、轴的设计计算………………………………………………………156.1、高速轴的设计计算…………………………………………………………156.2、中间轴的设计计算…………………………………………………………176.3、低速轴的设计计算…………………………………………………………207、轴承校核……………………………………………………………227.1、高速轴轴承寿命校核………………………………………………………227.2、中间轴上轴承寿命校核……………………………………………………237.3、低速轴上轴承寿命校核……………………………………………………248、键的选择以及校核……………………………………………………238.1高速轴键的选取与校核……………………………………………………248.2中间轴键的选取与校核……………………………………………………258.3低速轴键的选取与校核……………………………………………………259、联轴器选择……………………………………………………………2610、润滑方式及密封方式选择…………………………………………2611、箱体设计……………………………………………………………2712、参考文献……………………………………………………………282计算及说明主要结果1设计题目1.1设计题目：设计电动卷扬机传动装置单筒卷扬机采用双班制连续工作，中等振动，使用年限5年，工作机输入功率3.6kW，工作机输入转速34r/min。2系统总体方案的确定2.1系统总体方案电动机→传动系统→执行机构，初选两种传动方案，如下：图2.1二级圆柱齿轮传动2.2系统方案总体评价图2.1中的方案结构简单，且传动平稳，适合要求。最终方案确定：采用二级圆柱齿轮减速器，其传动系统为：电动机→传动系统→执行机构（如下图）3图2-3选择方案3传动系统的确定3.1选择电动机类型1.功率计算工作机转速：n=34r/min1.工作机有效功率P=3.6kW总传递效率为=54532221=0.761弹性联轴器效率0.9997.082级传动比闭式齿轮97.03滚动轴承的效率为95.04开式齿轮的传动效率96.05卷筒传动效率故传动机所需功率4.74kw查资料[1]表2-1推荐的传动比合理范围二级展开式圆柱齿轮传动比在（8～40）之间开式齿轮传动比（3～5），故总传动比的范围为（24～200）电动机转速可选的范围为：选用二级圆柱齿轮传动wn=34r/minwP=4.74kw76.04n电=i总nw=(24～200)34r/min=（816～6800）minr符合这一范围的转速有：1000r/min、1500r/min、电动机型号额定功率KW同步转速r/min轴伸出段直径mmY132S-45.5144038根据电动机所需功率和转速查资料选用电动机型号为Y132S-4外行尺寸515X345X315,地脚螺栓直径M12，轴外伸尺寸38X80。4传动装置的运动和动力参数4.1.确定传动比分配1、选用电机Y132S-4，转速n=1440r/min,功率P=5.5KW。总传动比：i总=wmnn=1440/34=42.35分配传动比：取i开=5，减i=开总ii=42.35/5=8.47对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮的材质相同，齿宽系数相同时，为使高低级大齿轮浸油深度大致相近，应使两大齿轮分度圆直径接近。传动比的分配：高i=减）（i～5.13.1=3.3~3.56取高i=3.50则低i=高减ii2.42注：开i为开式齿轮的传动比，减i为减速器的传动比，高i为高速级传动比，低i为低速级传动比。2.各轴转速计算1n=1440r/minpd=4.74kw选电动机Y132S-45min/43.411/112rinnmin/170/223rinnmin/17034rnnmin/34/345rinn转筒的实际转速为min/34rnw，传动分配合适。3.各轴输入转矩计算先算各轴的输入功率kwdpPnnnnPT/9550n终上，各轴的参数如下表：编号功率（KW）转速（r/min)转矩（N.mm)14.4114402924724.19411.439725733.9917022414443.8817021796453.6341011176表4-1轴的参数5齿轮设计5.1高速轴齿轮传动设计减速器闭式齿轮①材料：小齿轮40Cr调质250HBS材料：大齿轮45调质220HBS因为其速度不高按8级精度（GB10095-88）。制造小齿轮的齿数122Z，则大齿轮的i总=42.35减i=8.47高i=3.5低i=2.42开i=5min/14401rnmin/43.4112rnmin/170/223rinnmin/17034rnnmin/34/345rinnmin/34rnw，6齿数为iZZ12=77取压力角20。②按齿面接触强度设计由于减速器齿轮传动是闭式传动，可以采用齿面接触疲劳强度设计，按弯曲强度校核。查资料[2]图7-23，得：12limlim680555HHMpaMpa资料[2]P119表7-5，图7-24，得：1HS27.111.121NNZZ1122limlim1.11680754.811.27555704.851NHHHNHHHZMpaSZMpaS查资料[2]P112表7-6，P123表7-7，表7-8，得：5.1K8.189EZ0.8d121313.5(1)EdHZKTidi39.56mm由11mZd，确定zdm39.56/22=1.80取2mmm则122244dmmdbd=0.844=35.2mm,则1235.2,30.2bmmmm则b③按轮齿齿根弯曲疲劳强度进行校核FF查资料[2]P119表7-5P120图7-25图7-26，得：1.3FSMpaF2401lim2lim180FMPa1NY111122lim2lim2240184.621.3180138.51.3NFFFNFFFYMpaSYMPaS查资料[2]P122表7-6，得：5.1K12.75FY58.11SY22.18FY小齿轮40Cr调质250HBS大齿轮45调质220HBS122ZiZZ12=7720。1754.8HMpa2704.85HMpa721.8SY1111212FFSKTYYbmZ13221.530.44102.751.5835.2222128FMPa2222222FFSKTYYbmZ23221.5158.35102.181.830.22120128.59FMPa11FF22FF2mmm强度满足说明：11SFFTKYYdz输入转矩；载荷系数；应力校正系数；齿形系数；许用应力；齿宽系数；由齿面接触疲劳强度设计计算所得齿数。高速级齿轮传动的几何尺寸如下表所示：表5-1高速级齿轮传动的几何尺寸*1ah*0.25C名称计算公式数值（单位：mm)模数m2压力角20分度圆直径d144d21542mmm144dmm135.2bmm230.2bmm1184.62FMpa2138.5FMPa1128FMpa2128.59FMpa8齿顶圆直径*112aaddhm48*222aaddhm158齿根圆直径112ffddh3922ffddh149中心距12[()]/2amzz99齿宽1dbd35.221(5~10)bb30.2齿轮结构设计：由于小齿轮（齿轮1）直径较小，故采用齿轮轴设计，大齿轮结构设计表格如下名称结构尺寸设计数值（单位：mm)轮毂处直径D1102fDd129轮毂轴长度L(1.2~1.5)LdB185~231倒角尺寸n0.5nm1齿根圆处厚度008~10mm10腹板最大直径D00110.5()DDd141.5板孔直径d00110.25()10dDdmm12.5腹板厚度C0.3CB9.06高速级齿轮设计草图如下：9图齿轮的结构设计5.2低速级齿轮的设计：①材料：小齿轮40Cr调质处理250HBS大齿轮45钢调质处理220HBS8级精度制造，初选小齿轮齿数为324Z，大齿轮齿数②iZZ34=24*2.42=58.08,取4Z=60按齿面接触强度设计查资料[2]P119图7-23，得：lim3680HMpa4lim555HMPa查资料[2]P119表7-5和7-24，得：1HS341.261.29NNZZ34lim1lim21.26680856.811.29555715.951NHHHNHHHZMpaSZMPaS查资料[2]P122表7-7，表7-8，得：1.5K189.8EZ0.8d42233lim3.5(1)EdHZKTidi60.54mm由zdm=60.54/24=2.52小齿轮40Cr调质250HBS大齿轮45调质220HBS324Z4z=6020。10因此4mmm则mm240dmm96dmzd43330.89676.8dbdmm取376.8bmm471.8bmm①按轮齿齿根弯曲疲劳强度进行校核：FF查资料[2]P119表7-5，P120图7-25，图7-26，得：11.3FSlim3240FMpalim4180FMPa1NY1324limlim240184.61.3180138.51.3NFFFNFFFYMpaSYMpaS查资料[2]P122表7-6，P124页表7-9，得：11.5K32.65FY31.59SY42.18FY41.80SY3332232FFSKTYYbmZ=38.8Mpa4443242FFSKTYYbmZ=38.27Mpa11FF22FF4mmm强度符合②几何参数计算表低速级齿轮传动的几何尺寸*1ah*0.25C名称计算公式数值（单位：mm)模数m4压力角203856.8HMpa4715.95HMPa4mmm396dmm4d=240mm376.8bmm471.8bmm3184.6FMpa4138.5FMpa3F=38.8Mpa11分度圆直径3d964d240齿顶圆直径*332aaddhm104*442aaddhm248齿根圆直径332ffddh8644ffddh232中心距34[()]/2amzz168齿宽33dbd76.843(5~10)bb71.85.3