起重机传动装置设计.docx

资源描述

起重机传动装置设计.docx

《起重机传动装置设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《起重机传动装置设计.docx（35页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。

起重机传动装置设计.docx

起重机传动装置设计

设计胶带输送机的传动装置_起重机传动装置设计

机械设计课程设计任务书

设计题目：

起重机传动装置设计

系部：

机械工程系

专业：

机械设计制造及其自动化学生姓名:

学号:

起迄日期:

2014年12月8日年12月29日指导教师:

教研室主任：

机械设计课程设计任务书

前言

我们组本次接到的课程设计题为《起重机传动装置的设计》。

传动装置的作用在于传递

齿轮传动具有传动比准确，可用的传动比，圆周速度和传递的范围都很大，以及传动效率，使用寿命长，结构紧凑，工作可靠等一系列优点，因此，齿轮传动式各机器中应用最广的机械传动形式之一，齿轮是机械工业中的重要的基础件。

由于齿轮传动在减速器装置中使用广泛，以此，人们都十分重视研究这个基础部件。

无论在减小体积，减轻重量，提高效率，改善工艺，延长使用寿命和提高承载能力以及降低成本等等方面，有所改进的话，都会促进资源（包括人力，材料和动力）的节省。

于是我们研究起重机的传动部分，通过给定条件选择了展开式双极圆柱斜齿齿轮减速器，通过计算，设计了主要的传动零件，减速器的输入轴，输出轴，和中间轴，以及齿轮，从而达到传动的需要，满足了设计任务。

机械设计课程设计任务书

1.设计题目：

起重机传动装置的设计

1.1传动布置方案见图1

1——电动机2——联轴器3——制动器4——减速器5——联轴器6——卷筒支承7——钢丝绳8——吊钩9——卷筒

图1传动布置方案简图

1.2设备工作条件：

常温下工作，每日两班，工作10年，允许重物起升速度误差小于5%。

车间有三相交流电源。

2.电动机的选择

2.1确定电动机的功率

（1）提升力：

F=Gg=⨯720⨯9.8=3528N22

（2）提升速度

V1=2V=2⨯0.65=1.3m/s（3）工作机（卷筒）所需要的功率:

FV3528⨯1.3P===4.59

10001000

（4）传动总效率为

η总=η1η2η3=0.992⨯0.972⨯0.984=0.85

式中η1——弹性联轴器效率，取0.99；

η2——圆柱齿轮传动（8级精度）效率，取0.97；η3——滚动轴承效率，取0.98。

（5）电动机所需功率为：

P0===5.4（kW）

总所以，取电动机的功率Pm=5.5kW。

2.2确定电动机的转速

2.2.1计算卷筒的转速

（1）卷筒角速度ω卷筒=

V11

（D+d）2

（2）卷筒的转速n卷筒=

ω卷筒

V11.3⨯1000⨯60

==95.13（r/min）

π（D+d）π（250+11）

取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围i总=822，故电动机转速的可选范围为：

n电动机=i总⨯n卷筒=（8~22）⨯95.13=761~2092r/min

根据电源和工作条件，电动机的类型选取Y系列三相异步电动机。

电动机的转速选择常用的两种同步转速：

1500r/min和1000r/min2.2.2确定电动机型号

根据电动机的功率和同步转速，查【2】P207表8-53确定电动机型号为Y160M-4或Y160L-6。

传动系统的总的传动比为i总=nmn卷筒

式中nm——电动机满载转速；

n卷筒——卷筒的转速。

根据电动机的型号查【2】P208表8-54确定外伸轴径、外伸轴长度、中心高等参数。

将计算数据和查表数据填入表1中，便于比较。

表1电动机的数据及总传动比

级齿轮传动实现，所以选用方案一。

3.运动和动力参数的计算

3.1传动比分配

（1）总传动比为

i总==15.14

（2）分配各级传动比

设二级斜齿圆柱齿轮减速器高速机的传动比为i1，低速级传动比为i2。

则

i1===4.44；i2=

i总15.14==3.41i14.44

3.2计算各轴的转速

如图一，对各轴编号为A、B、C、D。

A轴的转速：

nA=n电动机=1440r/minB轴的转速：

nB=

nA1440

==324.32r/mini14.44nB324.32==95.11r/mini23.41

C轴的转速：

nc=

D轴的转速：

nD=nc=95.11r/min3.计算各轴的输入功率

A轴：

PA=Pmη1=5.5⨯0.99=5.445kWB轴：

PB=PAη2η3=5.445⨯0.97⨯0.98=5.18kW

C轴：

PC=PBη2η3=5.18⨯0.97⨯0.98=4.92kWD轴：

PD=PCηη13=9.84⨯0.99⨯0.98=4.77kW4．计算各轴的输入扭矩

A轴：

TA=9550PAnA=36.11N⋅mB轴：

TB=9550PBnB=152.53N⋅mC轴：

TC=9550PCnC=494.02N⋅mD轴：

TD=9550PDnD=478.96N⋅m将上述结果列入表2，以供查用。

表2各轴运动与动力参数

4.齿轮传动的设计计算

4.1高速级齿轮传动

4.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）按图1的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮。

（2）根据【1】P210

表10-8选用8级精度（GB10095—88）。

（3）材料选择。

由【1】P191表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，

大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

（4）选小齿轮的齿数z1=24，大齿轮齿数z2=u⨯z1=4.44⨯24=106.56，

式中u=i1=2z,取z2=107。

1（5）选取螺旋角。

初选螺旋角β=14︒。

4.1.2按齿面接触强度设计

根据【1】P218式（10-21）试算，即：

d1t≥式中，d1——小齿轮的节圆直径，mm；K——载荷系数；

T1——小齿轮传递的转矩，N⋅mm；φd=

——齿宽系数，mm;d1

εα——端面重合度；

z2d2

=——齿轮齿数比；z1d1

ZH——区域系数；

ZE——弹性影响系数，MPa；[σH]——许用接触应力。

（1）、确定公式中的各计算数值：

1）试选Kt=1.6。

2）由表二，小齿轮传递的扭矩T1=TA=36.11N⋅m3）由【1】P205表10-7取φd=1。

4）由【1】P201表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。

5）由【1】P209图10-21（d）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa；

大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。

6）由【1】P206式10－13计算应力循环次数：

N1=60nAjLh=60⨯1440⨯1⨯（2⨯8⨯365⨯10）=5.05⨯109N2=N1i1=5.05⨯109/4.44=1.14⨯109

7）由【1】P207图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.90;KHN2=0.958）计算接触疲劳许用应力：

取失效概率为1%，安全系数S=1，由公式[σH]=[σH]1=

[σH]2=

KHNσlim

得：

KHN1σlim1

=0.9⨯600MPa=540MPaSKHN2σlim2

=0.95⨯500MPa=522.2MPa

σH=

[σH]1+[σH]2

540+522.5

=531.25MPa2

9）根据【1】P217图10-30选取区域系数ZH=2.44。

10）根据【1】P215图10-26查得εα1=0.78，εα2=0.92，则εα=εα1+εα2=1.7。

（2）、计算

1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得：

d1t≥

==39.86mm

2）计算圆周速度

πd1tn2π⨯39.86⨯960v===2.0m/s60⨯100060⨯10003）计算齿宽b及模数mnt

b=φd⨯d1t=1×39.86=39.86mm

d1tcosβ39.86⨯cos14。

==1.61mmmnt=

241

h=2.25mnt=2.25×1.61mm=3.62mm

=39.86=11.01

3.62

4）计算纵向重合度εβ

εβ=0.318φdz1tanβ=0.318⨯1⨯24⨯tan14︒=1.903

5）计算载荷系数K

由【1】P193表10-2查得使用系数KA=1.50；根据v=2.0m/s,8级精度，由【1】P194图10-8查得动载系数KV=1.14；由【1】P196表10—4查得KHβ=1.45；由【1】P198图10—13查得KFβ=1.4

由【1】P195表10—3查得KHα=KFα=1.4。

故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1.50⨯1.14⨯1.4⨯1.45=3.47

6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由【1】P204式（10—10a）得

d1=

d139.86=51.82mm

7）计算模数mn

d1cosβ51.82⨯cos14ο

=2.09mm=mn=

24z1

根据【3】P180表10-1圆柱齿轮标准模数系列表，查取模数mn=2mm。

4.1.3按齿根弯曲强度设计

由【1】P216式（10—

17）

mn≥

（1）确定计算参数

1）计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1.5⨯1.14⨯1.4⨯1.4=3.35

2）根据纵向重合度εβ=1.903，从【1】P217图10－28查得螺旋角影响系数Yβ＝0.883）计算当量齿数

zv1=

z124

==26.2733︒

cosβcos14

zv2=

z2107

==117.1333︒

cosβcos14

4）查取齿型系数

由【1】P200表10－5查得YFa1=2.592；YFa2=2.1665）查取应力校正系数

由【1】P200表10－5查得Ysa1=1.596；Ysa2=1.804

6）由【1】P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极σFE1=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限σFE2=380Mpa；

7）由【1】P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85；KFN2=0.88；8）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由【1】P205式（10-12）得：

KFN1σ0.85⨯500

Mpa=303.57Mpa=[σF]1=

1.4KFN2σ0.88⨯380

Mpa=238.86MPa=[σF]2=

1.4S

9）计算大、小齿轮的

YFaY并加以比较⎡σF⎤⎣⎦

YFa1YSa12.724⨯1.569

==0.01363

303.57⎡⎤σ⎣F⎦1

YY2.166⨯1.804==0.01636

238.86⎡σF⎤⎣⎦2

大齿轮的数值大。

（2）设计计算

mn==0.827mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算

的法面模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数0.827并就进圆整为标准值m=1mm接触强度算得的分度圆直径d1=51.82mm，算出小齿轮齿数。

d1cosβ51.82⨯cos14ο

于是由z1===50.28

1mn

取z1=50，则z2=uz1=4.44⨯25=222,取z2=222。

4.1.4几何尺寸计算

（1）计算中心距

（z1+z2）mn

2cosβ

（50+222）⨯2

2⨯cos14==280.33mm

将中心距圆整后取281mm

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

（z1+z2）mn

β=arcos

arccos

（50+222）⨯2

2⨯281=14.5︒

εK

由于β值改变不大，故参数α、β、ZH等不大，不用修正

（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

d1d2

50⨯2

=cos14.5︒=103.29mm

z1mn

z2m222⨯2

cosβ=cos14.5ο=458.61mm

（4）计算齿轮宽度

φd⨯d1=1⨯103.29mm=103.29mm

圆整后取B2=104mm；B1=109mm。

（5）结构设计

以大齿轮为例。

因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。

4.2低速啮合齿轮的设计

4.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

试选小齿轮齿数z1=24；大齿轮齿数z2=u2⋅z1=3.41⨯24=81.84，取z2=82。

其他参数和上对齿轮一样。

4.2.2按齿面接触强度设计按式（10—21）试算，即

d1t≥

（1）确定公式内的各计算数值

1）计算小齿轮传递的转矩T2=TB=152.53N⋅m

2）根据【1】P215图10-26查得εα1=0.78，εα2=0.89，则εα=εα1+εα2=1.67。

3）由【1】P206式10－13计算应力循环次数：

N1＝60n2jLh＝60×324.32×1×（2×8×365×10）＝1.14⨯109N2＝N1/i2＝1.14⨯109=0.334⨯109

由【1】P207图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98计算接触疲劳许用应力：

取失效概率为1%，安全系数S=1，由公式

[σH]=KHNσlim

得：

[σH]1=[σH]2

σH=

KHN1σlim1

=0.95⨯600MPa=570MPaSKσ

=HN2lim2=0.98⨯500MPa=490MPa

[σH]1+[σH]2

570+490

=530MPa2

其他数据和上对齿轮的数据一样。

（2）计算

1）试算小齿轮分度圆直径1t，由计算公式得：

d1t≥

==66.08mm

2）计算圆周速度

πd1tn2

v=60⨯1000=

π⨯66.08⨯324.32

60⨯1000

=1.12m/s

3）计算齿宽b及模数b=

mnt

φd⨯d1t

=1×66.08mm=66.08mm

d1tcosβ66.08⨯cos14︒

mnt=z1=24=2.67

h=2.25

mnt=2.25×2.67mm=6mm

b/h=66.08/6=11.01

ε4）计算纵向重合度β

εβ=0.318φdz1tanβ=0.318⨯1⨯24⨯tan14︒=1.903

5）计算载荷系数K

由【1】P193表10-2查得使用系数KA=1.50；根据v=1.02m/s,8级精度，由【1】P194图10-8查得动载系数KV=1.07；由【1】P196表10—4查得10—13查得

KHβ=1.45

；由【1】P198图

KFβ

=1.38

由【1】P195表10—3查得KHα=KFα=1.4。

故载荷系数

K=KAKVKHαKHβ=1.50⨯1.07⨯1.4⨯1.45=3.26

6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得

1t66.08d1

=mm=83.92mm计算模数mn

d1cosβ83.92⨯cos14ο

=mnz1=24mm=3.39mm

4.2.3按齿根弯曲强度设计

由【1】P216式（10—17）

mn≥

（1）确定计算参数1）计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1.5⨯1.07⨯1.4⨯1.38=3.1

2）根据纵向重合度εβ=1.903，从【1】P217图10－28查得螺旋角影响系数Yβ＝0.883）计算当量齿数

zv1=

z124

==26.2733︒

cosβcos14

zv2=

z282

==89.76cos3βcos314︒

4）查取齿型系数

由【1】P200表10－5查得YFa1=2.592；YFa2=2.22

5）查取应力校正系数

由【1】P200表10－5查得Ysa1=1.596；Ysa2=1.778

6）由【1】P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极σFE1=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限σFE2=380Mpa；

7）由【1】P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85；KFN2=0.88；8）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由【1】P205式（10-12）得：

KFN1σ0.85⨯500

Mpa=303.57Mpa=[σF]1=

1.4KFN2σ0.88⨯380

Mpa=238.86MPa=[σF]2=

1.49）计算大、小齿轮的

YFaYSa

并加以比较⎡σF⎤⎣⎦

YY2.592⨯1.596==0.01363

303.57⎡⎤σ⎣F⎦1

YFa2YSa22.22⨯1.778==0.01652

238.86⎡σF⎤⎣⎦2

大齿轮的数值大

（2）设计计算

mn≥==2.42mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算

的法面模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.42并就进圆整为标准值m=2.5mm接触强度算得的分度圆直径d1=66.08mm，算出小齿轮齿数

d1cosβ66.08⨯cos14ο

==25.65z1=

2.5mn

取z1=25，则z2=uz1=3.41⨯25=85.25,取z2=86。

4.2.4几何尺寸计算

（1）计算中心距

（z1+z2）mn=（25+86）⨯2.5=142.99mm

2cosβ

2⨯cos14︒

将中心距圆整后取143mm

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

z1+z2）mn（β=arccos

25+86）⨯2.5（=arccos=13.98︒

2⨯143

εK

由于β值改变不大，故参数α、β、ZH等不大，不用修正

（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

d1=

z1mn25⨯2.5

=︒=64.41mmcosβcos13.98z2mn

=221.56mmcosβ

d2=

（4）计算齿轮宽度

b=∅d⨯d1=1⨯64.41=64.41mm圆整后取B2=65mm；B1=70mm。

（5）结构设计

以大齿轮为例。

因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。

5.轴的设计

5.1高速轴A的设计

5.1.1选择轴的材料

因为轴的受力大，对材料的强度和硬度比较高，可选取轴的材料为45钢，调质处理。

求输入轴上的功率P1、转速n1、转矩T1P1=PA=5.445kW

n1=1440r/minT1=36.11N⋅m

5.1.2求作用在齿轮上的力

已知高速级小齿轮的分度圆直径为

d1=103.29mm

而Ft=

2T12⨯36.11

=699.20N=-3

d1103.29⨯10

tanαntan20o

Fr=Ft=699.20⨯=262.26No

cosβcos13.98

Fa=tFtaβn

=69⨯9.20ta︒n=13.98N1

图4

圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图4所示。

5.1.3初步确定轴的最小直径

根据【1】P370表15-3，取A0=112,于是得

d1min=A=112=17.5mm；

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dI-∏（图5）。

为了使所选的轴直径dI-∏与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。

联轴器的计算转矩Tca=KAT3，查《机械设计》P351，表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.5,则：

Tca=KAT3=1.5×36110N·mm=54165N·mm

按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5843—2003，选用GY2型凸缘联轴器，其公称转矩为63000N·mm。

半联轴器的孔径dI=18mm，故取dI-∏=18mm，半联轴器长度L1=42mm。

5.1.4轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

图5高速轴的结构与装配

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ—Ⅱ轴端右端需制出一轴肩，故取Ⅱ—Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=22mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=24mm。

半联轴器

与轴配合的毂孔长度L1=42mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴上而不压在轴的断面上，故Ⅰ—Ⅱ段的长度应比L1略短一些，现取lI-∏=40mm。

2）初步选择滚动轴承。

因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。

参照工作要求并根据dⅡ-Ⅲ=22mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30305.其尺寸为d⨯D⨯T=25mm×62mm×18.25mm，故

dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=25mm；而lⅦ-Ⅷ=18.25mm。

右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。

由手册查得30305型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm，因此，取dⅥ-Ⅶ=30mm.

3）因为此轴为齿轮轴，所以Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣ-Ⅴ=45mm，已知齿轮轮毂的宽度为109mm.4）轴承端盖的总宽度为15mm。

根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的间距l=20mm,故取lⅡ-Ⅲ=35mm。

5）取齿轮距箱体内壁之距离a=10mm，齿轮3到此齿轮之间的距离c=15mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s=5mm，已知滚动轴承的宽度T=18.25mm，齿轮3的轮毂长L=70mm。

则

lⅢ-Ⅳ=T+s+a+（50-47）=18.25+5+10+3=36.25mmlⅥ-Ⅶ=L+c+a+s-lⅤ-Ⅵ=70+15+10+5-6=89mm

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

（3）轴上零件的周向定位

半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，选用平键为6mm×6mm×32mm，半联轴器与轴

的配合为。

滚动轴承与轴的定位是由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

（4）确定轴上的的圆角和倒角尺寸

参考【1】P265表15-2，取轴端倒角为2×45o，各轴肩处的圆倒角半径为2mm。

5.1.5求轴上的载荷

首先根据轴的结构图5做出轴的计算简图6。

在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值，对于30305型圆锥滚子轴承。

由手册查a=13mm。

因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3=42+125.25=167.25mm。

（1）求支反力水平面支反力

FNH1=

L3125.25

Ft=⨯699.20=523.62NL2+L3167.25L242

Ft=⨯699.20=175.58NL2+L3167.25

FNH2=

垂直面支反力

L2d42103.29Fr+Fa1⨯262.26+174.07⨯L+L32=54.14NFNV1=2=

L167.25

-FNV2=

L2d

Fr+Fa1-42⨯262.26+174.07⨯103.29L2+L32=53.33N=L167.25

（2）作弯矩图

水平弯矩MH图，如图6所示。

MH=FNH1L2=523.62⨯42=21992.04N·mm

垂直面弯矩MV图，如图6所示。

C点左边

MV1=FNV1L2=54.14⨯42=2273.88N·mm

C点右边

MV2=FNV2L3=53.33⨯125.25=6679.58N·mm

（3）求合成弯矩M，做出合成弯矩图，如图6所示。

C点左边

M=M221H+MV1=22109.28N·mm

C点右边

M222=MH+MV2=22984.05N·mm

做弯矩图，如图6所示.

T=36110N·mm

图6高速轴的载荷分析图

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。

5.1.6按弯曲合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩

展开阅读全文