卷扬机设计.docx

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卷扬机设计

《机械设计基础》课程说明书

设计题目设计电动机卷扬机传动装置

一、设计任务书

二、电动机的选择

三、传动装置的运动和动力参数计算

四、传动件设计与计算

五、中间轴的设计与计算

六、低速轴的设计与计算

七、高速轴的设计与计算

八、键的选择以及校核

九、轴承的校核

十、设计总结

十一、个人总结

十二、参考资料

计算项目及过程

计算结果

、设计任务书

设计带式运输机传动装置（简图如下）

1——电动机

2――传动系统

3——执行机构

原始数据:

数据编号

8

钢绳拉力F/kN

11

钢绳速度v/（m/min）

12

卷筒直径D/mm

440

1.工作条件：

间歇工作，每班工作不超过15%每次工作不超过10min,满

载启动，工作中有中等震动，两班制工作，钢绳速度允许误差土5，设计

寿命10年。

2.加工条件：

生产20台，中等规模机械厂，可加工7-8级齿轮。

3.设计工作量：

（1）减速器的装配图A一张

（2）零件图A二张。

（3）设计说明书1份（打印）。

二、电动机的选择

1.传动装置总体设计方案

本组设计数据：

第八数据：

钢绳拉力F/KNF=11KN

钢绳速度（m/min）v=12m/min=0.2m/s卷筒直径D/mmD=440。

（1）.外传动机构为联轴器传动。

（2）.减速器为蜗轮蜗杆减速器。

（3）.该方案的优缺点：

瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。

轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。

减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。

但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。

原动机部分为丫系列三相交流异步电动机。

总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

2.电动机选择

电力，三相交流电，电压380/220V;所选用丫系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机。

（1）电动机容量的选择

Pw=2.2kw

由于钢绳速度v=12m/min=0.2m/s，钢绳的拉力F=11000N功率

Pw=FV=11000*0.2m/s=2.2kw

1

n=0.59

设计方案的总效率'

n1弹性联轴器效率为0.99

n2—蜗杆涡轮的传动效率为0.7

n3滚动轴承效率为0.98

n4圆柱斜齿轮传动效率为0.94

2电动机的总功率

Pd=■PW=2.2kw/0.59=3.73kW

总

由表16-1（P173）选择电动机的额定功率为4kw

（2）电动机转速的选择

由V=0.2m/s求钢绳工作转速nw

由v=二dnw_可得nw=60*1000D/=70.94r/m

60"000

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h,i2，互

级开式齿轮i3，所以，n：

=（iii2i3）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

Pw=2.7Kw

动比范围一般为（3~6）所以

n'd=（8~40）（3~6）7.96=（191.04~1910.4）

综合考虑惦记和传动装置的情况又为降低电动机的自重成本，初步转

速为1450r/min的电动机

（3）电动机的型号确定

根据同步转速查表确定电动机型号为Y12M「4，其满载转速

nm=1440r/min

三、计算传动装置的运动和动力参数

1.计算总传动比

有电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw,可确定传动装置应有

的传动比i总二nm」44°=180.9nw7.96

2.

nm二1440r/min

合理分配各级传动比

一直圆柱齿轮传动比范围为3~7,所以开式齿轮传动比i3=6故取i3=6

可以算出

i^<;'（1.3~1.5）（146~16）-5.6，h=5.6，i?

=4.4，i^6所取传动比在

要求范围内就可以

3.各轴转速，输出功率，出入转矩，转速计算。

①电动机转速n0=1440r/min

高转速I

n^i=n0=1440r/min

i十146.3

中间轴u

n1440

n21257.14r/min

i,5.6

低速轴川

nJ?

=257.14®44r/min

i24.4

卷筒n4=7.72r/min

②电动机额定功率

p0=（1~1.3）Pd=3.27~4.173kw

在表中差的电动机额定功率pw=4kw故p0=4kw

咼转速IPi-pd01-40.99=3.96kw

中间轴U卩2=523=5齿轴二3.960.970.99=3.803kw

低速轴川P3二P2齿轴二3.8030.970.980.99=3.58kw

卷筒

③电动机转轴

高转速I

P4二p3联轴二3.580.990.99=3.51kw

95504

1440

=26.53Nm

Ti

9550p1

ni

95503.96

1440

26.26Nm

中间轴U

低速轴川

9550p2

n2

95503.803

257.14

141.24Nm

9550p3

n3

95503.25

58.44

=585.02Nm

卷筒

9550p4

95503.51

7.72

=4342Nm

项目

电动机轴

高速轴1

中间轴II

低速轴III

卷筒

转速

（r/min）

1440

1440

257.14

59.14

7.72

功率（kW）

4

3.96

3.803

3.58

3.51

转矩

（N•m）

26.53

26.26

141.24

585.02

4342

传动比

1

1

5.6

4.35

7.66

n4

四、传动件设计计算

I斜齿圆柱齿轮计算

h=5.6

i2=4.4

i^6

n0=1440r/minni=1440r/minn2=257.14r/min

n3=58.44r/min

n4=7.72r/min

p0=4kw

p=3.96kw

p2=3.803kw

5=3.58kw

p4=3.51kw

T0=26.53Nm

「=26.26Nm

T2=141.24Nm

T^585.02N-m

A.高速级斜齿圆柱齿轮的计算

1.

T4=4342Nm

选择材料热处理方式和公差等级

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

因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行计算，其设计公

式为:

①齿轮传递转矩为T,=26260Nmm

2由《机械设计基础》（^22）可以查出载荷系数，因工作中有中等冲

击，故载荷系数k=1.75

3由《机械设计基础》（p123）表7-8查得d=0.9

4由《机械设计基础》（P123）表7-7查得材料弹性系数z；：

=189.8

5初选压力角1"2。

6齿数比i1=5.6

7初选齿数Z^20，贝UZ^i1乙=5.620=112

8由《机械设计基础》（p119）图7-3查得匚Hlim1=680Mpa

JHlim2=560Mpa

9

许用接触盈利可用以下公式计算

N=60144013002815%10=6.2108（p120）

由图7-24查得寿命系数zN1=1zN2=1.14由表7-5去安全系数

、H"01

Zn1；「Hliml

SH

=1680=673.26Mpa

1.01

[二H2]-

Zn2；「Hliml

Sh

1.14560

1.01

=632.07Mpa

取[匚H2]=632.07Mpa出算小齿轮的分度圆直径得

d1t二3

（3.2Ze）2KT（i_1）3

[6]

di

（3.2_189.8）21.75_2626°（5.6_1）=38.伽m

632.07

0.95.6

⑩确定模数

mn」co「38.16如，十伽

20

由《机械制造基础》（P106）表7-2取m二2.5mm

2.确定几何尺寸

[^h1]=673.2Mpa

[oH2]=632.0Mpa

中心距a

_mn（Z1Z2）_2.5（20111）

2.5131

2COS:

2cos12o

o=167.4mm

2cos12o

圆整，去a=d67mm则螺旋角

一arcosmn（乙乙）"®2*0112）".19。

2a

2167

d1

mnZ1

2.520

d2

mnZ2

齿宽b=d1

o=50.97mm

cos11.19o

25^112

o=282.88mm

cos11.19o

=0.950.97=45.87

取b2=46

取d=54mm

3.齿根许用疲劳强度条件为

1.6KT1cos-

bm221

YfYs

a=167mm

1K1,T1,mn和Z同前

2齿宽b=b2=46mm

3由《机械设计基础》（p124）表7-9查得:

=50.97mm

齿形系数YF1=2.81Yf2=2.16

应力修正系数为YS1=1.56糸2=1.91

4由表7-25中可以查出试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限

<5>血=230MpaaFlim2=180Mpa

5需用弯曲应力[町]-儿帀问

SF

6由图7-26查得寿命系数Ys=Yv2=1

7由表7-5可以查出安全系数SF=1.35

YN^aFlim11x230

[

Sf1.35

YN22Flim21^180

[

Sf1.35

1.6KTcosP1.75叮.676260"os11.19o“r—

▽F1=2=2汉2.81汉1.56=54.99£[<^片]

bm2Z146x2.52x20

Yf2Ys2匕确ccy2.16x1.91.--

▽f2=°^1=54.99K=51.75<[0^2]

YF1YS11.56X2.81

4.计算齿轮的几何尺寸

端面模数mt==25_=2.548mm

cosPcos11.19

齿根高hf=（吐+c）mn=1.25g=1.25^2.5=3.125mm

齿顶咼ha=mn=2.5mm

分度圆直径d^—q=汉20=50.97mm

cosPcos11.19

mn2.5

d2=—化="11=282.88mm

cos卩cos11.19

齿顶圆直径da1=d

da2=d2+2ha=282.88十2汉2.5=287.88mm

齿根圆直径df1=d1—2hf=50.97—2汉3.125=44.72mm

d2=282.88mmb2=46

d=54mm

[crFi]=170.39Mpa

[o>2]=133.33Mpa

mt=2.548mm

df2=d2-2hf=282.88-23.125=276.63mm

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

大齿轮选用45钢，正火处理，齿面坚硬度为210HBS

小齿轮选用45钢，调制处理，齿面坚硬度为240HBS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。

其设计公式为

di=3

（3.込）2心（计i）

[6]di

①小齿轮传递转矩为T3二585020N

2由机械设计基础（R22）可以查出载荷系数，因工作中有中等级冲

击，故载荷系数k=1.75

3由机械设计基础（R23）表7-7查得：

d=0.8

4由机械设计基础（P,23）表7-7查得材料弹性系数Ze=189.8

5初选压力角为一：

=11°

6齿数比i2=4.4

⑦初选齿数Z1=25贝UZ2=i2Z1=4.425=110

8由机械设计基础（Re）查得二Hiim1=540Mpa二屮阮=590Mpa

9许用接触应力可用以下公式计算

[J]

ZNHlim

hf=3.125mm

ha=2.5mm

d1=50.97mm

d2=282.88mm

da1=55.97mm

da2=287.88mmdf1=44.72mmdf2=276.63mm

N=60njLn=60257.1413002815%10=1.12108

由表7-24查得寿命系数ZN3=1.14ZN4=1.2由表7-5取安全

系数Sh=1.0则小齿轮许用接触应力为

[鲁“乩詁」14590=672.6Mpa

Sh

取[；“4]=648Mpa初算小齿轮的分度圆直径得

[二H4]=672.6Mp

2.

齿宽b=dd3=0.876.29=61.03取b4=61

0=b2（5~10）mm取b3=69

①KT,mn同前

③由机械设计基础（P,24）表7-9查得

齿形系数YF3=2.65,YF4=2.14应力修正系数YS3=1.59,YS4741

d3二76.29mm

确定几何尺寸

d4二355mm

b4二61

b3二69

4由表7-25中可以查出试验齿轮的齿根弯曲

；「Fiim3=190Mpa,；「Fiim4=160Mpa

5许用弯曲应力[“]=丫汗讪

Sf

6由图7-25查得寿命系数Yn3二Yn2=1由表7-5可以查出安全系数

7

SF-1.35故：

4.计算齿轮的几何尺寸

da4二d42ha=335.736=341.71mm

齿根圆直径df3二d3-2hf=76.29-23.7^68.19mm

df4=d4-2hf=335.71-23.75=328.21mm

n开式齿轮的设计

1.选定齿轮类型精度等级，材料及齿数。

1按传动设计的方案选用直齿圆柱齿轮传动

2卷扬机一般工作机，速度不高可以选用8级精度

3材料选择大齿轮用45钢硬度40-50HRC小齿轮材料为40Cr并经调

制处理级表面淬火选择齿数Z5=20大齿轮选择Z55=100

2.由资料计算应力循环次数

N5

N6

Yn5

=60n5pLh=6058.442508215%10=2.1038107

N56

5=3.50610

in5

=1,Yn6=1.2

3.计算弯曲疲劳许用应力

取SF=1.6得

绻5~Flim

F飞厂

绻6；-Flim冋62—SF—

1260

"_1.6_

1.2320

270Mpa

1.6

=162.5Mpa

ha=3mmh=6.75mm

da3=82.29mm

da4=341.71mmdf3二68.19mm

df4二328.21mm

取载荷系数k=1.7

查得齿形系数级应力校正系数

Yf5=2.81,Yf6=2.81Ys5=1.56,Ys6=1.80

YfYs

4.计算大小齿轮的二S并比较

5YS5

[J]

YF6YS6

[二6]

2・81「56“026976

162.5

2・81「80“014533

270

YfYsYfYs

EE故小齿轮大

5.

由资料选取齿宽级数d=0.4

[二F5]=162.5Mpa[；「F6]=270Mpa

6.

8.

m「2仃585020O'014533£6532取6mm

分度圆直径

0.4202

d5=Z5m=205=120mmd6=Z6m=1006=600mm

d二七出5=0.4120=48mmb6=巒dl_d6=240mm

中心距

d5+d6720+600

a===360mm

22

in斜齿圆柱齿轮上作用计算

1.高速轴齿轮传动的作用力

1已知条件高速轴传递的转矩T,=26260NM转速n,=1440r/min

咼速齿轮的螺旋角：

=11.19，小齿轮左旋，大齿轮右旋,

2.低速轴齿轮传动的作用

①已知条件中间轴传递的转矩T1=141.24NM转速n2=257.14r/min

低速齿轮的螺旋角］=10.58°为使齿轮3的轴向力与齿轮2的轴向力互相抵消一部分，低速级的小齿轮为右旋大齿轮左旋。

小齿轮的

分度圆直径d3=76.29mm

③齿轮4的作用

从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反。

五、中间轴的设计与计算

1.已知条件：

中间轴传递的功率P2=3.803kw转速n3=257.14r/min齿

轮分度圆直径d2=282.88mmd3=76.29mm齿宽b2=46mm

b3=69mm

2.

Ft3=3702.71N

乓=1370.98N

Fa3=691.61N

Fn3=4008.49N

选择轴的材料

因传递的功率不打，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表7-4选用

的材料45钢调制

3.初算轴径

查表13-1（P264）得c=107~118考虑轴端不受转矩，只受少量的弯矩，

故取较小值c=110则dmin=C3=110乂寸3.803=27mm

Yn3V257.14

4.结构设计

1轴的结构构想图。

1

2轴承的选择及轴段5的设计

b2二46mm

b3二69mm

该段轴上安装轴承，其审计应与轴承的选择同步，考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承，轴段1,5上安装轴承，其直径即应便于轴承安装，又应符合轴承安装，又应符合轴承内径系列，暂时取7206c经过盐酸，轴承7260c不能满足减速器的预期寿命要求，则改变直径系列，取7207c进行设计计算，由表13-4得轴承内径d=35mm外径

D=72mm宽度B=17mm定位轴肩直径da=42mm外径定位直径

Da=65mm对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=15.7故

dj=35mm

dmin=27mm

通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5=35mm

3a.轴段2和轴段4的设计

轴段2上安装齿轮3,轴段4上安装齿轮。

为方便齿轮的安装，

d2和d4分别略大于d1和d5，可初定d2=d4=47

b.齿轮2轮毂宽度范围（1.2~1.5）d^（42~52.5）mm，取其轮毂宽度

与齿轮宽度d=46相等左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定，

由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度b3=61mm采用套筒定位。

为是套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段2与轴段4的长度应比相应的齿轮的宽度略短，故取L4二44mm,L^63

c.轴段3该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为

（0.07~0.1）d2=（3.29~4.7）mm其高度为4mm故d3=55

齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均为冷=10mm齿轮2与齿轮3的距离初定为=10mm则箱体内壁之间的距离为

d+b246+54

BX=2冷Ib312=2101069149mm

22

齿轮2的右端面与箱体内壁距离为

1吩讥1046=14mm

22

则轴段3的长度为L3=厶3=10mm

d.轴段1及轴段5的长度。

轴承内端面距离箱体内壁的距离取

:

=12mm中间轴上两个齿轮的固定均由当油环完成。

则轴段1的长度为J二B:

^17121042mm

轴段5的程度为L5=B亠；亠J*2=17•12•14•2二45mm

e.轴上力作用点的距离，轴承反作用力的距离点，距离轴承外圈大

断面的距离

a3=15.7mm

b3-a3-3=4269-15.7-3=57.8mm

22

67.2mm

22

在水平面上

d2d3

Ft2b-Ft3（l2+打）-Fa2°—Fd3

-,,,22

282.8876.29

1030.4X61.8—3702.71（67.2+61.8）—203.84疋-691.61汉

L5=45mm

F1=—2511.685N

FR2=1523.015N

57.8+67.2+61.8

=-2511.685N

Fr2=Fr2—FR1—Fr3=382.31—（—2511.685）—1370.98=1523.015N

在垂直平面上

FFt3（l2+I3）*Ft2l2

3702.71（67.2+61.8）+1030.41汉67.2

-57.8+67.2+61.8

=2929.6N

Fr2v=Ft3+Ft2—FR1v=3702.71+1030.41—2927.6=1805.52N

轴承的总支撑反力为

Fr1=JfR2h+fR1v=“2511.6852十2927.62=3857.38N

FR2=JfR2h+F^=j1523.0152+1805.522=2362.1N

③画弯矩图

MaH=FR1Hh=2511.685汉57.8=—145175Nmm

M'aH=MaH+Fa3虫=145175+691.61汉=—118793.54Nmm22

M'bH=FR2hI3=1523.015汉61.8=94122.327Nmm

d2282.88

MbH=M'bH一£2」=94122.327—203.84沃=65291.974Nmm

22

Mav=FR1vh=2927.6汉57.8=169215.25Nmm

Mbv=FR2nb=1805.52汇61.8=111581.136Nmm

Ma=Jm；h+M；=J1451752十1692152=222956Nmm

M'a

'aHM'av

=118793.54216921/=206750.14N