某起重機傳動裝置設計方案

1 某起重機傳動裝置設計方案 重機傳動裝置的設計 動布置方案 見圖 1 1 電動機 2 聯(lián)軸器 3 制動器 4 減速器 5 聯(lián)軸器 6 卷筒支承 7 鋼絲繩 8 吊鉤 9 卷筒 圖 1 傳動布置方案簡圖 備工作條件： 常溫下工作，每日兩班，工作 10年，允許重物起升速度誤差小于 5% 。車間有三相交流電源。 始數(shù)據(jù)，如下表： 項目 提升重量 G(重物提升速度 V(m/s) 鋼絲繩直徑 d（ 卷筒直徑 D(負荷持續(xù)率 （ 數(shù)據(jù) 780 20 25 用傳動方案選用傳動方案 A 方案：采用二級圓柱齒輪減速器，使用于繁重及惡劣條件下長期工作，使用維護方但結構尺寸較大使用壽命長，潤滑方便維護性好。 B 方案：蝸桿減速器，結構緊湊，但傳動效率低，長期使用時就不經(jīng)濟，使用壽命短成本也高。 C：方案：一級圓柱齒輪減速器和 開式齒輪傳動，成本低但使用壽命短，維護費用高。由上述可得應選用 2 選用點擊的類型和結構形式 （ 1） v=780*000=d= =中： 工作中實際要的電機輸出功率 工作中所需要的實際輸入功率 1 滾筒的傳遞效率大小為 電機的工作的傳遞總效率 2 一個聯(lián)軸 器傳遞效率查表得 3 一個齒輪的傳遞效率為 4 一對軸承的傳遞效率為 2）根據(jù)功率及負載持續(xù)條件選取電機類型則應當選取額定功率為 6最大轉矩為 T=定轉速為 930r/定電機型號 電動機型號 額定功率（ 滿載轉速（ r/ 最大轉矩（ n*m） 30 筒轉速為： （ 60V*1000） /（ ） =動裝置 傳動比 傳動裝置的總傳動比為： i=n/30/級齒輪減速器的高級傳動比； *低級傳動比，取 .3*i2 i=i1* 定各軸的轉速 各軸的轉速 從電機到工作有三軸 3 n 1=930r/n2=n1/60/n3=n2/n1 n2 別為從高速軸到低速 軸各軸的轉速； i1 到 2,2到 3級之間的傳動比。 的功率 d* 1* 2=2= 3* 2=3= 3* 2=4= 4=中： 2 4 位各軸的輸入功率 1 2 3 4同上文中的相同 550*Pd/m d* 1* 2=m 1* 2* 3=m 2* 2* 3=m 參數(shù) 軸名 電動機軸 2軸 3軸 r/30 930 w m 4 第一個軸 初步確定軸的最小直徑 軸的最小直徑位置選擇 軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器 處直徑 使直徑 聯(lián)軸器孔相適應，因此聯(lián)軸器的型號 稱轉矩為 用轉速為 4000軸器孔徑 48 8軸器的長度為 L=112軸孔配合的轂孔長為 2 軸的結構設計 軸上零件裝配圖 聯(lián)軸器的定位，根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 -段右端需要制出一軸肩，故 -直徑 d=50端用擋圈定位，按軸端直徑取直徑 D=54 向的定位采用普通平鍵聯(lián)接。 初步選擇滾動軸承，因為只受徑向力的作用 ，故選用深溝球滾動軸承，由 d=50軸承產品中初選擇 0 基本游隙組，標準精度等級深溝球滾動軸承代號 6010d=50， D=80， d=16 5 左端的這個軸承左邊用軸承套固定，右邊用軸肩固定，右邊的軸承左邊用軸肩固定右邊用軸承套固定。 齒輪與軸是一體的，軸的材料是 45 鋼，齒輪經(jīng)硬化均為滲碳處理。 軸承的端蓋總寬度為 20 了便于軸承端蓋的拆裝及便于為軸添加滑油脂的要求，取端蓋的外端面與聯(lián)軸的距離為 I=30 慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾 動軸承的位置時，應距離箱體內臂 S=8 輪距離 箱體 a=16 平鍵 , 手冊查得平鍵截面 b x h=14 x 9. 鍵槽用銑刀加工，長為 L=70 。同時為了保證聯(lián)軸器與軸的配合 6 。 確定軸上的圓角和倒角尺寸為 245 度，各軸肩的圓角半徑請詳見零件圖。 第二軸的結構設計 第二個軸的最小直徑 軸上零件的裝配方案： 6 零件的位置尺寸及各段軸的直徑如上圖示。 第三個軸的結構設計 確定軸的最小直徑 2. 輸出軸的直徑顯然就是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 聯(lián)軸器的孔徑相適 應，選取聯(lián)軸器型號， .3 x t=1.3 x 其中設備有沖擊，要一個具有緩沖能力的聯(lián)軸器，可選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號為 D =250. d= 63, L =142, ; 公稱轉矩為 2000 Nm，許要轉速為 2300 4. 軸向定位 根據(jù)軸向定位確定軸的各段直徑和長度為了滿足聯(lián)軸器向定位的要求它的右端制出一個軸肩，尺寸如圖 7 軸向定位圖和力矩圖 初步選擇滾動軸承 因只受徑向力的作用，則深溝球滾動軸承為 6013， d =100 B =18 0 基本游隙組，標準精度等級；右側的這個軸承右端用軸承套固定，左面用一個軸肩 ; 左面的這個軸承右面用軸肩，左面用軸承套蓋固定。 齒輪的左面用以軸肩定位，右面用一套筒定位 。 軸承端蓋的總寬度為 20 了便于軸承端套的裝卸及便于對軸承添加滑油脂的 要求，取端蓋的外端在與半軸承器間的距離 L = 30 慮到箱體鑄造誤差，應距離箱體內壁 S = 8 輪距離箱體 a = 16 么套筒的長度為 L = 24 齒輪與聯(lián)軸器的周向定位采用平鍵聯(lián)接，按照所在垢軸徑處和直徑查得平 鍵和系數(shù)分別為 b x h=20 x 12, b x h=18 x 11, 長度 L 分別為 45 75 軸上的載荷 查的軸承 6013 的 Y 為 43 N 8 89 N 兩個齒輪都是左旋，所以 38 N 89 N 判斷危險截面 由于截面 受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面，截面 側的截面上的轉切應力為由于軸選用 40質處理，所以綜合系數(shù)的計算 由 經(jīng)直線插入 ，知道因軸肩而形成的理論應力集中為軸的材料敏感為 , 故有效應力集中系數(shù)為查得尺寸系數(shù)為 ,扭轉尺寸系數(shù)為 ,軸采用磨削加工，表面質量系數(shù)為 , 軸表面示經(jīng)強化處理，即 ,則綜合系數(shù)為 碳鋼系數(shù)的確定 9 碳鋼的特性系數(shù)取為 安全系數(shù)的計算 軸的疲勞安全系數(shù)為 高速級齒輪傳動 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪 ?？紤]工作機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度（ 0095兩支承相對于小齒輪 做不對稱布置。 小齒輪選用 40 （調質），齒面硬度為 280齒輪選用 45 鋼（調質），齒面硬度 240 選小齒輪數(shù) 231 Z ，則大齒輪數(shù) 922342 Z 。 選取螺旋角：初選螺旋角 14 3211 12 （ 1） 試選 6.1 （ 2） 選取區(qū)域系數(shù) Z ； （ 3） 查得 1 0 0 21 ； （ 4） 選取齒寬系數(shù) 1d； 10 （ 5） 計算小齒輪傳遞的轉矩 451151 104. 327960 4. 6）查表得材料的彈性影響系數(shù) ； （ 7）計算應力循環(huán)次數(shù) 911 107 6 03 0 082(19 6 06060 8）按齒面硬度查得小齒 輪的接觸疲勞強度極限 001 ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 502 ； （ 9）計算接觸疲勞許用應力 取接觸疲勞壽命系數(shù) K；取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，可得： M P i M P i 所以許用接觸應力為： M P 372 5285462 21 （ 1）試算小齒輪分度圓直徑： 3 . 3 3 2 41 （ 2） 計算圓周速度： t /2. 2100060 9603. 1 （ 3）計算齒寬及模數(shù)： 43 411 11 . 832314c 364c ( * 1 0 4 4 3 4） 計算縱向重合度： a a 3 1 81 5）計算載荷系數(shù) K 查表得使用系數(shù) 1根據(jù) v=s， 7級精度，查圖得動載系數(shù) 70.1 查表得齒間載荷分配系數(shù) K； 用插值法查表得齒向載荷分布系數(shù) 查圖可得 載荷系數(shù)： 6） 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： . 723. 364 3311 （ 7）計算模數(shù)： 1. 872314c 4 2c n 3 2121 co （ 1）計算載荷系數(shù)： 2） 根據(jù)縱向重合度 ，查圖得螺旋角影響系數(shù) Y； 12 （ 3） 計算當量齒數(shù)： o o o o 4）查取齒形系數(shù)：查表得 ; Y（ 5）查取應力校正系數(shù)： ; Y（ 6）查圖得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 001 ；大齒輪的彎曲疲勞強度極限802 ； （ 7）查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) ； K（ 8）計算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=得： M P （ 9） 計算大、小齒輪的 Y 并加以比較： 0 1 6 3 3 7 得大齒輪的數(shù)值大； （ 10）設計計算 32 齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 以可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按解除疲勞強度算得的分度圓直徑 來計算應有的齒數(shù) 。于是由： 13 取 211 z ，則 84214112 814c o )8421(c o 1 將中心距圓整為 108 心距修正螺旋角 1032131082 2)8421(c c 1 n（因 值改變不多，故參數(shù)、K、 不必修正 。 齒輪分度圓直徑 03213c o o 03213c o o 311 圓整后取 045 12 ； 。 低速級齒輪傳動 考慮 減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面直齒輪?？紤]工作機為一般 工作機器，速度不高，故選用 7 級精度（ 0095兩支承相對于小齒輪做不對稱布置。 小齒輪選用 40 調質），齒面硬度為 280齒輪選用 45 鋼（調質），齒面硬度 240 選小齒輪齒數(shù) 421 z ，則大齒輪齒數(shù) 122 ??； 14 3211 （ 1）試選 3.1 （ 2）選取齒寬系數(shù) 1d； （ 3）計算小齒輪傳遞的轉矩 451151 1088. 23843. 4 4. 4）查表得材料的彈性影響系數(shù) ； （ 5）計算應力循環(huán)次數(shù) 811 101 . 2 5)103 0 082(14 3 . 46060 02. 265. 53 101. 25 6）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 001 ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 502 ； （ 7）計算接觸疲勞許用應力 取接觸疲勞壽命系數(shù) 1 ; K；取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，可得： M P i M P 455501. 082l i （ 1）試算小齒輪分度圓直徑 代入 H 中較小的值： 5 3 . 2 . 2 3 241 15 （ 2）計算圓周速度： t /0. 35100060 43. 4153 . 1 （ 3）計算齒寬及模數(shù)： 5 3 1 5 3 11 6 3 11 4 . 3 3)2( * 1 5 3 5）計算載荷系數(shù) K 查表得使用系數(shù) 1根據(jù) v=s， 7級精度，查圖得動載系數(shù) 10.1 查表得齒間載荷分配系數(shù) 1 K； 用插值法查表得齒向載荷分布系數(shù) 查圖可得 載荷系數(shù)： 6）按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： 5 8 . 3 . 23 3311 （ 7）計算模數(shù)： 6 241 5 8 11 3 21 12 F （ 1）計算載荷系數(shù)： 16 2）查圖得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 001 ；大齒輪的彎曲疲勞強度極限802 ； （ 3）查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) ； K（ 4）計算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=得： M P 3 . 2 . 4 （ 5）查取齒形系數(shù)：查表得 ; Y（ 6）查取應力校正系數(shù)： ; Y（ 7）計算大、小齒輪的 Y 并加以比較： 4 . 2 得大齒輪的數(shù)值大； （ 8）設計計算 4 . 0 . 23 m 對比計算結果，由齒輪接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) 齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關，可取 5m 。按接觸強度算得的分度圓直徑 來計算應有的齒數(shù)。于是由： 3 1 . 751 5 8 . 5 411 7 取 311 z ，則 1 7 1 315 122 取 1722 z 。 86051721555132211 0 7 . 52 5)17231(2 21 1515511 圓整后取 6 01 5 5 12 ； 。 鍵的選擇與校核 速軸上鍵的選 擇 速軸與半聯(lián)軸器鏈接的選擇 1） 由與此軸與半聯(lián)軸器鏈接，故選用圓頭普通平鍵 (A)。 根據(jù) d=18手冊查得鍵的截面積為：寬度 b=6度 h=6半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度 L=40 2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表 6 F =100 120的工作長度 =34與輪轂鍵槽的接觸高度 =3得 錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 (合適 ) 鍵的標記：鍵 6 6 40 1096 2003. 速軸與齒輪 1鏈接的選擇 1） 由與此軸與齒輪 1 鏈接，故選用圓頭普通平鍵 (A)。 根據(jù) d=66手冊查得鍵的截面積為：寬度 b=6度 h=6半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度 L=36 2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表 6 F =100 120的工作長度 =30與輪轂鍵槽的接觸高度 =3得 錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 (合適 ) 鍵的標記：鍵 6 6 40 1096 2003 與軸鏈接鍵的選擇 18 1) 由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵 (A)。 根據(jù) d=50手冊查得鍵的截面積為：寬度 b=10度 h=8半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度 L=36 2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表 6 F =100 120的工作長度 =24與輪轂鍵槽的接觸高度 =4得 錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 (合適 ) 鍵的標 記為：鍵 10 8 36 1096 2003. 與軸鏈接鍵的選擇 1) 由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵 (A)。 根據(jù) d=45手冊查得鍵的截面積為：寬度 b=10度 h=8半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度 L=36 2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表 6 F =100 120的工作長度 =24與輪轂鍵槽的接觸高度 =4得 錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 (合適 ) 鍵的標 記為：鍵 10 8 36 1096 2003. 速軸上鍵的選擇 1） 由與此軸與半聯(lián)軸器鏈接，故選用圓頭普通平鍵 (A)。 根據(jù) d=18手冊查得鍵的截面積為：寬度 b=6度 h=6半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度 L=40 2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，查得需用擠壓力為 F =100 120的工作長度 =34與輪轂鍵槽的接觸高度 =3得 錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 (合適 ) 鍵的標記：鍵 6 6 40 1096 2003. 速軸與齒輪 4鏈接的選擇 1） 由與此軸與齒輪 1 鏈接，故選用圓頭普通平鍵 (A)。 根據(jù) d=66手冊查得鍵的截面積為：寬度 b=6度 h=6半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度 L=36 2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表 6 F =100 120的工作長度 =30與輪轂鍵槽的接觸高度 =3得 錯誤 !未找到引用源。 =錯誤 !未找到引用源。 (合適 ) 鍵的標記：鍵 6 6 40 1096 2003 2. 滾動軸承的選擇 19 速軸配合軸承的選擇 1) 求比值 錯誤 !未找到引用源。 根據(jù)機械設計 13接觸球軸承的最大 e=此時 錯誤 !未找到引用源。 2) 初步計算當量動載荷 P， P =誤 !未找到引用源。 ) 根據(jù)機械設計 13 .1取 2.1 按照機械設計 13X=Y 值需在已知型號和基本額定靜載荷 才能求出?，F(xiàn)暫選一近似中間值，取 Y= 3) 求軸承應有的基本額定動載荷 (壽命按 50000h 算 ) 錯誤 !未找到引用源。 4) 按照軸承樣本選擇 7212C 軸承 此軸承的基本額定靜載荷0C=37800N。驗算如下： a求相對軸向載荷對應的 e 值與 Y 值。相對軸向載荷為 0表中介于 間，對應的 e 值為 Y 值為 b用線性插值法求 Y 值。 Y=誤 !未找到引用源。 X= ， c. 求當量動載荷 P。 錯誤 !未找到引用源。 d. 驗算 30304 軸承的壽命。 錯誤 !未找到引用源。 所以軸承的選取合理 間軸配合軸承的選擇 1) 求比值 錯誤 !未找到引用源。 根據(jù)機械設計表 13接觸球軸承的最大 e=此時 2) 初步計算當量動載荷 P， 20 P =誤 !未找到引用源。 ) 按照機械 設計 13.1 2.1 按照機械設計 13X=Y 值需在已知型號和基本額定靜載荷 暫選一近似中間值，取 Y= P=誤 !未找到引用源。 3) 求軸承應有的基本額定動載荷 (壽命按 50000h 算 ) C=P=誤 !未找到引用源。 =) 按照軸承樣本選擇 7206C 軸承 此軸承的基本額定靜載荷 2800N。驗算如下： a求相對軸向載荷對應的 e 值與 Y 值。相對軸向載荷為 0表中介于 間，對應的 e 值為 Y 值為 2. b. 求當量動載荷 P。 錯誤 !未找到引用源。 c. 驗算 30305 軸承的壽命。 所以軸承的選取合理 1) 求比值 根據(jù)機械設計 13接觸球軸承的最大 e=此時 2) 初步計算當量動載荷 P， P =誤 !未找到引用源。 ) 按照機械設計 13.1 2.1 按照機械設計 13X=Y 值需在已 知型