3、卷揚機傳動裝置的設計1、設計題目 設計一卷揚機的傳動裝置。傳動裝置簡圖如下圖所示。（1）卷揚機數(shù)據(jù)卷揚機繩牽引力 F(KN)、繩牽引速度 v(m/s)及卷筒直徑 D(mm)見附表。（2）工作條件用于建筑工地提升物料，空載啟動，連續(xù)運轉(zhuǎn)，三班制工作，工作平穩(wěn)。（3） 使用期限工作期限為十年，每年工作 300 天，三班制工作，每班工作 4 小時，檢修期間隔為三年。（4） 產(chǎn)批量及加工條件小批量生產(chǎn)，無鑄鋼設備。2、設計任務1）確定傳動方案；2）選擇電動機型號；3）設計傳動裝置；4）選擇聯(lián)軸器。3、具體作業(yè)1）減速器裝配圖一張；2）零件工作圖二張（大齒輪，輸出軸） ；3）設計說明書一份。4、數(shù)據(jù)表牽引力 F/KN 1.2 1.3 1.5 1.7牽引速度v/(m/s) 0.3，0.4 0.3，0.4，0.5，0.6卷筒直徑 D/mm 470，500 420，430，450， 430，450，500 440，460，4805、方案分配汽車專業(yè)學生序號 2130 對應方案 4.14.10(從第一、二列中組合出十種方案)。工程機械專業(yè)學生序號 716 對應方案 4.14.10（從第三、四列中任意組合出 10 種方案） 。目錄傳 動 裝 置 卷 揚 機原 動 機 w聯(lián) 軸 器 重 物前言 設計任務書 確定傳動方案 選擇電機型號 設計傳動裝置 選擇聯(lián)軸器 箱體的設計 制動器的選擇 減速箱的潤滑 參考文獻1. 前言卷揚機又稱絞車，是起重垂直運輸機械的重要組成部分，配合并架，滑輪組等輔助設備，用來提升物料、安裝設備的作用。由于它結(jié)構(gòu)簡單、搬運安裝靈活、操作方便、維護保養(yǎng)簡單、使用成本低對作業(yè)環(huán)境適應能力強等特點，被廣泛應用。卷揚機是一種常見的提升設備，其主要是用電動機作為原動機。由于電動機輸出的轉(zhuǎn)速遠遠大于卷揚機中滾筒的轉(zhuǎn)速，故必須設計減速的傳動裝置。傳動裝置的設計有多種多樣，如皮帶減速器、鏈條減速器、齒輪減速器、渦輪蝸桿減速器、二級齒輪減速器等等。通過合理的設計傳動裝置，使的卷揚機能夠在特定的工作環(huán)境下滿足正常的工作要求。2. 設計任務書2 1.設計要求2.1.1 工作條件用于建筑工地提升物料，空載啟動，連續(xù)運轉(zhuǎn)，三班制工作，工作平穩(wěn)。2.1.2 使用期限工作期限為十年，每年工作 300 天，三班制工作，每班工作 4 小時，檢修期間隔為三年2.1.3 產(chǎn)批量及加工條件小批量生產(chǎn)，無鑄鋼設備。2.1.4 動力源為三相交流 380/220V，電動機單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)21.5 該裝置的參考圖如下： 傳 動 裝 置 卷 揚 機原 動 機 w聯(lián) 軸 器 重 物2.1.6 設計數(shù)據(jù)牽引力 F/KN 12牽引速度 v/(m/s) 0.3卷筒直徑 D/mm 4702.2 設計任務1）確定傳動方案；2）選擇電動機型號；3）設計傳動裝置；4）選擇聯(lián)軸器；3 確定傳動方案3.1 傳動方案傳動方案一般用機構(gòu)見圖表示。它反映運動和動力傳遞路線和各部件的組成和連接關系。合理的窗洞方案首先要滿足機器的功能要求，例如傳遞功率的大小，轉(zhuǎn)速和運動形式。此外還要適應工作條件（工作環(huán)境、場地、工作制度等） ，滿足工作可靠。結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、使用維護便利、經(jīng)濟性合理等要求、要同時滿足這些要求是很困難的，因此要通過分析比較多種方案，來選擇能保證重點要求的傳動方案。 （參考機械設計課程設計手冊）3.1.3確定傳動方案：傳動方案的選擇主要考慮 1）在電動機與減速器是用聯(lián)軸器連接還是用帶連接；2）減速器是選擇一級還是二級。電動機與減速器是用聯(lián)軸器連接還是用帶連接主要取決是傳動裝置的總的傳動比，若總的傳動比大于等于 40，則選擇帶連接，小于 40，則選擇聯(lián)軸器。減速器是選擇一級還是二級這主要取決于減速器的傳動比，若減速器的傳動比大于等于 8，則選用二級減速器；小于 8，則選擇一級減速器。4.確定電機型號4.1 電機的選擇4.11 傳動裝置的總效率5423查表得各部分效率為：V 帶傳動效率為 ，滾動軸承效率（一對）96.01，閉式齒輪傳動效率為 ，聯(lián)軸器效率為 ，傳動滾筒9.027.3 9.04效率為 6.5得 =0.8254.1.2工作機所需的輸入功率，其中wdP10)(FVkW式中：P d-工作機實際需要的電動機輸出功率，KW；Pw-工作機所需輸入功率，KW；-電動機至工作機之間傳動裝置的總效率。所以 4.4kw10825.3.d使電動機的額定功率 P （11.3）P ，由查表得電動機的額定功率 P edd 5.5KW 。 4.1.3確定電動機轉(zhuǎn)速計算滾筒工作轉(zhuǎn)速 ： min/20.1473.06106rDVnw 由推薦的傳動比合理范圍，v 帶輪的傳動比范圍：=7，二級圓柱齒輪減速器的傳動比一般范圍：840。 （由機械設計課程設計手冊 表 1-8得）則總傳動比的范圍為， 160'i故電機的可選轉(zhuǎn)速為： min/2.193.520.1)6('' rniwd 4.1.4確定電動機型號電動機通常多選用同步轉(zhuǎn)速有750r/min，1000r/min，1500r/min，3000r/min，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況，同時也要降低電動機的重量和成本，最終可確定同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min ，根據(jù)所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速查表（機械設計課程設計手冊表 12-1）確定電動機的型號為 Y132M2-6，滿載轉(zhuǎn)速 960r/min 。 其主要性能：額定功率：5.5KW，滿載轉(zhuǎn)速 960r/min，額定轉(zhuǎn)矩 2.0，質(zhì)量84kg（機械設計課程設計手冊表 12-1） 。 5.設計傳動裝置5.1 計算總傳動比和及分配各級的傳動比5.1.1傳動裝置的總傳動比要求應為I=nm/nw式中：n m-電動機滿載轉(zhuǎn)速總傳動比：i =960/12.20=78.69 a5.1.2分配各級傳動比查資料，取 V 帶的傳動比 ，則減速器的傳動比 i 為30ii= 2.69.78ia取兩級援助齒輪減速器高速級的傳動比 1.4.3.0ii則低速級的傳動比為 2160i由上知此傳動裝置的總的傳動比等于 78.69 大于 40，所以在電動機與減速器之間選用帶連接。減速器的傳動比等于 26.23 大于 8，因此選用二級減速器。即傳動方案大概如下： 2 3 5 4 1IIIVPdPw5.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)電動機軸 KWPd4.0min/96rn0.543.7TN軸（高速軸） KWP24.96.04101013/min.95126.0nriTN軸（中間軸）2123224.0.974.06581/min66903.2PKWnriTN軸（低速軸） 323334.069.7305812/min95.80PKWnriTN軸（滾筒軸） 432344.9.93821.0/min.82950.5PKWnrTNm運動和動力參數(shù)的計算數(shù)值整理列表如下功率 p/kw 轉(zhuǎn)矩 T/KN.M,軸名輸入 輸出 輸入 輸出轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動比i效率電動機軸1 軸2 軸3 軸滾筒軸4.2244063.903.824.44.184.023.863.78126.06734.203052.872990.2543.77124.80726.863022.342960.3596032052.8112.2012.2036.0604.3310.960.960.960.985.3齒輪的設計5.3.1高速級齒輪傳動的設計計算材料：高速級小齒輪選用 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為 241.5HBS。高45速級大齒輪選用 鋼正火，齒面硬度為 186.5HBS。查課本第 171 頁45表 11-5 得 , 。1.HS.2F查課本（機械設計基礎，第五版）第 166 頁表 11-1 得： ，lim158HMPalim2375HMPa，4FE 10FE故 lim11532.HaS lim2237541.HMPaS1146.FEMP 2208.5FE按齒面接觸強度設計：8 級精度制造，查課本（機械設計基礎 第五版）第 169 頁表 11-3 得：均勻載荷，載荷系數(shù) K=1.2（有輕度振動）取齒寬系數(shù)： 0.7d對于高速級齒輪 126.TNm1=6.0i查表課本(機械設計基礎 第五版 ) 171 （11-4 ） ,18EZ2.5HZ計算中心距：由課本(機械設計基礎 第五版 )171 頁式 11-3 得：211 232.607.18.53498.5EHdKTZmm 動力傳動齒輪 m 可以取 2.5,3,4 等。， 112()amZ21Zi取 m2.5 時， ， . 13294返算： 6.0i分度圓直徑： ,1.580dzm2.51948dzm中心距 a=283齒寬： 可取 ， 10.798536.7dbm270bm175b高速級小齒輪： ， 高速級大齒輪：1Z， 270m24Z查課本（機械設計基礎 第五版）：， （表 11-8）, （表 11-9）131.5FaY1.64saY22 294,98,.819SZ（ 表 ） （ 表 ）按齒寬 計算強度：6bm11 12 21.60.51649.73FaSF FKTYMPaZ 12F2 2.89.7.9FaS FEMPa第一對齒輪的齒面接觸疲勞強度和齒根的彎曲疲勞強度滿足要求。5.3.2、低速級大小齒輪的設計：對于低速級齒輪， ， ，24.3i2740.TNm25.81/innr按齒面接觸強度設計：8 級精度制造，查課本（機械設計基礎 第五版）第 169 頁表 11-3 得：載荷系數(shù) ，取齒寬系數(shù)1.K0.7d計算中心距： 由課本第 171 頁式 11-3 得：查表課本（機械設計基礎 第五版）171 （11-4 ） ,18EZ2.5HZ231 2312.7405.38.54118.56EHdZKTmmm 可以取 2.5,3,4 等。212()aZ21Zi當取 m=4 取 時， , 則 Z2=130310i=4.33。分度圓直徑： , '143dmzm'2413052dzm中心距 a=320齒寬: '10.71826dbm則可取 , 253b驗算輪齒彎曲強度：查課本表 11-8，11-9 得：， ，130Z12.5FaY1.63saY2 2,7S按最小齒寬 2bm11 12 2.340.51639.51FaSF FEKTY MPaZ 12F2 22.51739.14.8063FaS FEYMPaMPa 第二對齒輪的齒面接觸疲勞強度和齒根的彎曲疲勞強度滿足要求。5.4 V 帶設計5.41 帶的型號和根數(shù)確實確定計算功率 。由表 13-8（機械設計基礎，第五版）查得工作情況系數(shù)Pc;故2.AKKWKA28.54.15.4.2選取 v帶帶型。根據(jù) P c=5.28KW nm=960 r/min由圖 13-5(機械設計基礎，第五版)選用 A 型。確定帶輪的基本直徑 并驗算1d帶速 v。5.4.3初選小帶輪的基準直徑 。由表 13-9(機械設計基礎，第五版)，1d取小帶輪的基準直徑 ；md501驗算帶速 v；因為 5m/sd2,所以查手冊 62 頁表 6-1 取d3=90mm,選用 6018 軸承， L3=40mm;第四段主要是定位軸承，取d4=98mm,L4 由箱體確定取 66mm;L5 段為軸間，用于定位齒輪，區(qū)d5=108mm,軸長 L5 取 14mm;第六段軸為裝 齒輪，取 d6=100mm，取l6=128mm:第七段與第三段一樣裝軸承，去 d7=90mm,L7=40mm.2）求作用在軸上的作用力：且已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =520 2dm齒輪作用在軸上的水平力即周向力： ， F =t23T3205.8714.N齒輪作用在軸上的鉛垂力即徑向力：F = F rtan174.8tan20473.6N由于齒輪和聯(lián)軸器都對軸有作用力而產(chǎn)生彎矩，故將兩者彎矩分別求得再進行合成。軸的強度校核在垂直面上 12174.85.20.87/.631NHtNHHlaFt KNMlma左 側(cè)右 側(cè)彎 矩在水平面上有 124273.61.5472.906.358.0,5.9/18NHldFpr KNKNMl ma左 側(cè)右 側(cè)彎 矩總彎矩 22163475扭矩417.8095282tFdTNm進行校核時候，通常只是校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度根據(jù)式及上面的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)應力，取 ，軸的計1算應力 22223()758(1).040.6caMTMPaW查得 45 剛的 。因為 ，故安全。Pa61 1ca2）中間軸的設計：由上知 P2=4.06KW =52.81r/min2n=734.20Nm T初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 剛,調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)課本第 245頁式 14-2,取 ，C=113，得:35Mpa。所以最小軸應大于 47mm.23min4.061.78PdCm進行軸的結(jié)構(gòu)設計：第一段軸裝軸承，查手冊 62 頁表 6-1 取 d1=50mm,選用 6010 軸承，L1=40mm;第二段主要是定位齒輪，d 2.d1,取 d2=58mm,L2 略小于前低速齒輪設計的小齒輪寬度 b1， 取 128mm;L3 段為軸間，用于定位齒輪，區(qū) d3=66mm,軸長 L3 取 12mm;第四段軸為裝 齒輪，取 d4=58mm，因為 Lb(齒輪寬) ，取 l4=68mm:第五段與第一段一樣裝軸承，去d5=50mm,L7=40mm.校核同上，此設計滿足要求。3）高速軸的設計：由上知 P1=4.224KW =320r/min1n=126.06Nm T初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 剛,調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)課本第 245 頁式 14-2,取 ，C=113 ，得:35Mpa所以最小軸應大于 26mm.133min4.20.9PdCm進行軸的結(jié)構(gòu)設計 第一段軸頸配軸承查手冊 62 頁表 6-1 取 d1=35mm,選用 6007 軸承取L1=40mm,第二段軸用于定位齒輪取 d2=45mm，取 L2=72mm;d3 段根據(jù)箱體的具體情況定為 136mm2,所以取 d3=40mm,，L 3=136mm;第四段配軸承 d4=35mm,L4 取 40mm;L5 段用于連接帶輪d5=30mm,l5=150mm校核同上，此設計滿足要求。6. 聯(lián)軸器的選擇低速軸端聯(lián)軸器：根據(jù)聯(lián)軸器的計算公式 ，查表 17-1（機械設計cATK基礎 第五版） ，取工作情況系數(shù) ;則有1.9，查表 8-7（機械設計課程設計31.9052.87cATKNm手冊） ，選用 HL7 彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 。630Nm7. 箱體的設計名 稱 符號 二級圓柱齒輪減速器/mm箱座壁厚 11箱蓋壁厚 110箱座凸緣厚度 b16.5箱蓋凸緣厚度 115箱座底凸緣厚度 227.5底腳螺栓直徑 fd22底腳螺栓數(shù)目 n6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 1d 16.5箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 213聯(lián)接螺栓 的間距2dl160軸承端蓋螺釘直徑 3d10定位銷直徑 10安裝螺栓直徑 xM10至外箱壁距離 min1c16螺栓扳手空間與凸緣寬度至凸緣邊距離 i214沉頭座直徑 mincD24軸承旁凸臺半徑 1R18凸臺高度 h根據(jù)扳手操作方便為準外箱壁至軸承座端面距離 1l42大齒輪頂圓與內(nèi)壁距離 13齒輪端面與內(nèi)壁距離 211箱蓋、箱座肋厚 m、19、9軸承端蓋外徑 2D124軸承端蓋凸緣厚度 t12軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S1248 制動器的選擇制動器是用來降低機械運轉(zhuǎn)速度或迫使機械停止運轉(zhuǎn)的裝置。9.減速器的潤滑9.1 齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度很小，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。高速齒輪浸入油里約為 0.7 個齒高，但不小于 10mm，低速級齒輪浸入油高度約為 1 個齒高（不小于 10mm） ，1/6 齒輪。9.2 滾動軸承的潤滑采用飛濺潤滑，即利用齒輪的傳動把潤滑齒輪的油甩到四周墻壁面上，然后通過適的油槽把油引入軸承中去。10.參考資料目錄1機械設計基礎（第五版） ，高等教育出版社， 楊可楨 程光蘊 李仲生 主編；普通高等教育“十一五”國家級規(guī)劃教材2機械設計課程設計手冊（第二版） ，高等教育出版社，清華大學 吳忠澤 北京科技大學 羅圣國 主編九、軸承的校核1.中間軸計算軸承軸向力由表 11-9 查 7207C 軸承得 C=30500N Cro=20000N由表 9-10 查得 7207C 軸承內(nèi)部軸向力計算公式：110.4.253.8910.56RSFN224外部軸向力 3270.695.71.69AaFN則：2.81.2.4SA則兩軸軸向力分別為105.6aSFN2105.61.943.87aSAFN1,Ra計算軸承的當量動載荷 20aC查表 11-9 得 e=0.43因 105.6.42389aFeR因此 X=1，Y=0 則當量動載荷為：151.05.6213.89RapXYN則660 7527.4.ThfCL hnp減速器的預期壽命為 '30hL'hL故軸承壽命滿足要求。2.低速軸計算軸承軸向力 由表 11-9 查 7209C 軸承得 C=38500N 由2850pCN表 9-10 查得 7209C 軸承內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承 1.2 的內(nèi)部軸向力分別為：11220.4.98.147.2SRN外部軸向力 A=691.61N 各軸向力如同所示 10.57SAN則兩軸軸向力分別為 12479.,aaFSF計算當量動載荷 由 查表 11-9 的 e=0.4 0.C因 故 X=1 Y=01479.2.8aFeR則軸承當量動載荷 198.1apXRYFN軸承在 以下工作，查表 8-14 得 對于減速器查表 8-35 得10oCTf載荷系數(shù) 則 故滿足.5pf6028039.75ThpfCLhn'hL軸承壽命要求。3.高速軸承校核計算軸承的軸向力 由表 11-9 查 7206C 軸承得 C=23000N 由015rC表 9-10 查得 7206C 軸承內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承 1,2 的內(nèi)部軸向力分別為：11220.4.39.8527.0640SRN外部走向力 A=203.84N 各軸向力如同所示23.84.21.8SA則兩軸的軸向力分別為 26.4,408.2a aFSANFSN計算當量動載荷 由 查表 11-9 故 X=0.04 Y=1.35 則軸承10.4arFC當量動載荷1.139.87561.847.apXRY N軸承在 以下工作，查表 8-34 得 查表 8-35 得載荷系數(shù) 0oCTf 1.5pf則61647.01'0Th hpfLLn故收成壽命滿足要求。7 軸承校核7.1高速軸軸承校核1、已知此減速器利用直齒圓柱齒輪設計，軸上無軸向力，故選用深溝球軸承。此機器的預期計算壽命為： 281035%720hLh2、校核軸承的壽命：軸 I 上的軸承 軸 I 上的軸承已初選 6307，基本額定負荷 3.2rCKN；minrnI960計算當量動載荷 P，根據(jù)式（13-9a）：（7-1）prrPfF載 荷 系 數(shù) ；徑 向 載 荷 。按照表 13-6，NFFVBHrBAA 734916894631635108222 .，取 ， 選兩者中1pf pfrF較大者，故： fPrp 51736951校核此軸承的壽命：366101020178595.h hcL LnP故，該軸承滿足工作要求。7.2中間軸上軸承校核：軸 II 上的軸承已初步定為 6308，基本額定負荷 40.8rCKN271.9minIrn計算當量動載荷 P，根據(jù)式（13-9a）： rpFfPNFFVBHrBAA 7239519823972042 .（7-2）按照表 13-6， ，取 ， 選兩者中1pf .pfrF較大者，故： NFfPrp 549225校核此軸承的壽命：366101080497627.9.5h hcL Ln軸承滿足工作需求。7.3低速軸上軸承校核：軸 III 上的軸承已初步定為 6309，基本額定負荷52.8rCKN76.1minrn計算當量動載荷 P，根據(jù)式（13-9a）： rpFfPNFFVBHrBAA 1248098472303716192 .按照表 13-6， ，取 ， 選兩者中pf 5pfrF較大者，故： NFfPrp 23701248051.校核此軸承的壽命：3661010528061957h hcL LnP故此軸承滿足工作要求。8 鍵的選擇以及校核1、選擇軸鍵聯(lián)接類型和尺寸軸 上選用一個普通平鍵：根據(jù)軸 I 的尺寸查資料4表 5-4，初選I定為 ， 。108mbh156L軸 用于齒輪軸向定位的采用普通平鍵，根據(jù)軸 II 的尺寸齒輪 3 的I鍵初選定為： ， 。3230m軸 上用于齒輪定位的鍵根據(jù)軸的尺寸初選定為 ，I 4160bh，用于軸端聯(lián)軸器的普通平鍵為 ， 。470mL 50853mL2、校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸、輪轂的材料都是 45 鋼，由資料1表 6-2 查得許用擠壓應力，取其平均值 。102PMa MPaP10軸 上用于連接聯(lián)軸器的鍵工作長度為： ，鍵與I 5612bLml輪轂鍵槽的接觸高度 ， ，由式（6-1）0.5.84khm13d可得：故此鍵滿足工作要求。鍵標記為：鍵 C GB/T 1096-19791056軸 上齒輪 3 鍵的工作長度 ，I 3501238Lbml鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 ，hk4。由式（6-1）可得：245md323178.5402.0PP MaklT故此鍵滿足工作要求。鍵標記為：鍵 ， 。12501967GBT軸 上的齒輪連接鍵的工作長度 ，I 401654Lbml鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 ，hk5，由式（6-1）可得：352md3360.841.952P PMaklT故該鍵滿足工作需求。鍵標記為：鍵： ， 。16701967GBT軸 上與聯(lián)軸器相連的鍵的工作長度 ，I 463592bmlL鍵與輪轂鍵槽的接觸高度為 ， ，.50.1kh18d，由式（6-1）可得：33582.1490NmT33582.149P PMakld故此鍵滿足工作要求。鍵標記為：鍵 C： ， 。106310967GBT