絞車傳動裝置設計.doc

宿遷學院課程設計(論文)課 題 名 稱 設計絞車傳動裝置 學 生 姓 名 宋正雪 學 號 31 系、年級專業(yè) 七系，09機電一班，機電一體化 指 導 教 師 2011年 5 月 31 日目 錄第一章 總體方案的確定 1第二章 傳動部件設計與計算 4第三章 齒輪的設計與校核 6第四章 軸和聯(lián)軸器材料選擇和主要零件11第五章 軸的結構設計和強度計算及校核13第六章 軸承及鍵的類型選擇與校核19第七章 箱體及附件的設計21第八章 潤滑和密封的設計23第九章 參考文獻 27第1章 總體方案的確定計算步驟與說明結果1.1 任務分析、傳動方案擬訂任務書中給出的是絞車卷筒,具體參數如下表1工作參數表1卷筒圓周力F/N11500卷筒轉速n(r/min)40卷筒直徑D mm350工作間隙每隔2分鐘工作一次，停機5分鐘工作年限10批量大批注:總傳動比誤差為+5%,轉動可逆轉，間歇工作，載荷平穩(wěn)；起動載荷為名義載荷的1.25倍。 1電動機；2聯(lián)軸器； 3圓柱斜齒輪減速器；4開式齒輪；5卷筒1.2、電動機的選擇選擇電動機的內容包括：電動機類型、結構形式、容量和轉速，要確定電動機具體型號。1.2.1選擇電動機類型和結構形式按工作要求和條件查表14.1和表14.2，選取一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型y系列三相異步電動機。具有高效節(jié)能、起動轉矩大、性能好、噪聲低、振動小、可靠性能好、功率等級安裝尺寸符合IEC標準及使用維護方便等優(yōu)點。適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體的場合，以及要求有較好的啟動性能的機械。1.2.2選擇電動機的容量電動機容量選擇是否合適,對電動機的正常工作和經濟性多有影響.容量小于工作要求,會使電動機因超載而損壞,不能保證工作機正常工作;而容量選得過大,則電動機的體積大、價格高,性能又不能充分利用, ,并且由于效率和功率因數低而造成浪費1.2.3. 1、 電動機所需的工作功率:=所以： =其中F為卷筒圓周力的有效功率，由已知條件可以得到為卷筒效率，為電動機至輸出軸傳動裝置的總效率，包括軸承，圓柱齒輪傳動及聯(lián)軸器，電動機至工作機之間傳動裝置的總效率為：= 式中，、分別為聯(lián)軸器、減速器齒輪、軸承、開式齒輪、卷筒軸的軸承及卷筒的效率。由表2.3可以查到=0.97、=0.97、=0.99、=0.96 =0.98，=0.96則：= =0.83又已知卷筒卷速n為40r/min,卷筒直徑D為350 mm,故電動機所需的工作功率為: =（FnD）/（6010001000 ）=10.2kw123.2. 確定電動機的轉速卷筒軸的工作轉速為 =40 r/min按推薦的合理傳動比范圍，減速器傳動比=37，開式齒輪傳動比=36則總傳動比的范圍為=942故電動機轉速的可選范圍為 = =（942）40r/min =3601680r/min符合這一范圍的同步轉速有750r/min、1000r/min、1500r/min,再根據計算出的容量，考慮到起動載荷為名義載荷的1.25倍，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量及價格等因素,為使傳動比裝置結構比較好,決定選用同步轉速為1000r/min的電動機。由機械設計課程設計指導書選定電動機的主要性能如下表：電動機型號額定功率同步轉速滿載轉速Y180L-615kw1000r/min970r/min=0.83=10.2Kw=3601680r/min電動機型號為：Y180L-6=970r/min第2章 傳動部件設計與計算2.1.計算總傳動比并分配各級傳動比電動機確定后，根據電動機的滿載轉速和工作裝置的轉速就可以計算傳動裝置的總傳動比。2.1.2 總的傳動比 i = /=970/40=24.252.1.3分配傳動比 i=根據分配傳動比的原則，機械設計課程設計手冊可查得，單級減速器的傳動比:開式齒輪的傳動比:,因此可以分配=5，=4.85。 2.2計算傳動裝置及各軸的運動和動力參數2.2.1各軸的轉速I軸 = =970r/min 軸 =194r/min軸（輸出軸） =194/4.85=40 r/min 2.2.2各軸的輸入功率I軸 =10.20.97=9.894kwII軸 =9.8940.970.99=9.501 kwIII軸（輸出軸） =9.5010.990.96=9.030 kw2.2.3各軸的輸入轉距電動機的輸出轉距為=9.55=9.5510.2/970=1.004N.mm I軸 =10.040.97=9.741N.mmII軸 =9.7410.975=4.7244N.mmIII軸（輸出軸）=4.72440.990.964.85=2.178N.mm最后將所計算的結果填入下表：各軸參數表參 數軸 名電動機軸軸 軸軸轉 速r/min97097019255功率Kw10.29.8949.5019.030轉矩Nmm1.0049.7414.72242.1782.3軸的初步計算：軸選用45鋼，調質處理.C值查表得118106,可選C=100.由軸的設計公式得：由于上式求出的直徑，只宜作為承受轉距作用的軸段的最小直徑。當軸上開有鍵槽時， 應增大軸頸以考慮鍵槽對軸強度的削弱。當直徑d100 mm時，單鍵應增大5%7%，雙鍵應增大10%15%。所以：的最小直徑為21.69mm 增大后取25mm的最小直徑為36.59mm 增大后取38mm的最小直徑為60.89mm 增大后取70mmi =24.25=5=4.85。=970r/min=194r/min=40 r/min =9.894kw=9.501 kw=9.030 kw=1.004N.mm=9.741N.mm=4.7244N.mm=2.178N.mm取25mm取38mm取70mm第三章 齒輪的設計與校核3.1.減速齒輪傳動的設計計算3.1.1選擇材料、熱處理、齒輪精度等級和齒數：由機械設計書表6-3、表6-6，選擇小齒輪材料40Gr鋼，調質處理，硬度為241286HBS，=686Mpa，=490 Mpa；大齒輪材料ZG35CrMo鑄鋼，調質處理，硬度為207269HBS， =686Mpa，=539Mpa；參考機械設計課本中表6-5可選精度等級為8級.因=5取=20，= =520=100取=100實際傳動比 U=/=100/20= 5在傳動比范圍內。3.1.2齒面接觸疲勞強度設計:計算公式按式6-18 取=1.024由圖6-21，軟齒面齒輪，對稱安裝，=0.81.4取=1.1。由表6-7得使用系數=1.25。由圖6-19a試取動載系數=1.15。由圖6-8，按齒輪在兩軸承中間對稱布置，取=1.06。由表6-8，按齒面未硬化，斜齒輪，8級精度，/b100N/mm =1.2。所以K=1.251.151.061.1=1.676初步確定節(jié)點區(qū)域系數=2.5，重合系數=0.87，由表6-7確定彈性系數 =189.8 初步確定螺旋角=，則=0.97, = =0.98由式6-13齒面接觸許用應力 由圖6-24查取齒輪材料接觸疲勞極限應力= 700Mpa，=660Mpa。由表6-12查取安全系數=1.2。=583.3Mpa=550Mpa 將有關數據代入以上公式得: =65.4mm b=1.165.4mm=71.94mm 取小齒輪寬度=75mm，大齒輪寬度=70mm；=3.271mm，mn=mcos=3.16取mn=3.2mm，m=強度足夠.mt =3.27=m齒輪節(jié)圓直徑d1= mz1 = 3.2720=65.4mm，d2= mz2 = 3.27100=327mm 按計算結果校核前面的假設是否正確齒輪節(jié)圓速度v=/60000=3.1465.4970/60000=3.32m/s v/100=3.3220/100=0.66m/s，由圖6-6得=1.05=2.15 = 2100400/65.4=3070.34N/b=1.252048/5546.6100原假設合理, =1.2。由機械設計書公式(6-33)有=5453.92Mp583.33 Mp齒輪齒輪疲勞接觸強度安全。3.1.3按齒根彎曲疲勞強度校核計算公式按式6-35 = 由圖6-23得，小齒輪復合齒形系數=4.3，大齒輪復合齒形系數=3.86；式617得，=1.69由公式： 得=0.693由機械設計手冊表14-1-18查得;則0.794按式6-14得彎曲疲勞許用應力 = 按圖6-25，查取齒輪材料彎曲疲勞極限應力=290Mpa，=270Mpa。查表6-8取=1.25 曲 疲勞強度安全系數由表6-12得 比 比較，和的大小得到,所以應該按大齒輪校核齒輪彎曲疲勞強度= =138.9Mpa=216Mpa,彎曲疲勞強度足夠。 3.2. 開式齒輪設計 開式齒輪常用于低速級,采用直齒, 將由齒根彎曲強度計算所得的模數增大10%-20%.在此要用耐磨材料. 已知 ，i=24.25; T1=4.72243.2.1 . 選擇材料.熱處理,齒輪精度等級和齒數. 查表得,選擇小齒輪材料38SiMnMo 鋼,調質處理,硬度229-286HBS, 8級精度；大齒輪材料為ZG42SiMn 調質處理硬度 197-248 HBS 8級精度。因=4.85取=20，= =4.8520=97實際傳動比 U=/=97/20= 4.85在傳動比范圍內。按齒根彎曲強度設計: 由圖6-23得，小齒輪齒形系數=4.32，大齒輪齒形系數=3.8;由=1.69由公式： 得=0.694，= 按圖6-25，查取齒輪材料彎曲疲勞極限應力=280Mpa，=260Mpa。彎曲疲勞強度安全系數由表6-12得比較，和的大小得到,所以應該按小齒輪校核齒輪彎曲疲勞強度由表6-9,硬面齒輪,懸臂安裝,取齒寬系數.由6-6查得使用系 數 由圖6-19試取動載系數,由圖6-8按齒輪在兩軸承中,懸臂布置,取,由表6-8, 按齒面硬化,直齒輪,8級精度, 將模數圓整為標準值取m=6幾何尺寸計算：=m=620mm=120mm,=m=697mm=582mm,a =()=(20+97)mm=351mm,b=0.6120=72mm,取=72mm, =(510)=(6268）mm取=65mm.硬度為241286HBS，=686Mpa，=490 Mpa；=20=100K=1.676=583.3Mpa=550Mpa=75mm=70mmd1=65.4mmd2=327mm=453.92齒輪疲勞接觸強度安全=1.69=138.9Mpa=216Mpa所以軸承一為壓緊端，=+=1012.83+798.2=1811.03N ；而軸承2為放松端=1012.83N。4. 由表11-9查得e=0.685. = =1.20.68 =0.68=e.6.由表11-9可得故當量動載荷為： =0.411489.45+0.871811.03=2186.27N， =11012.83+01012.83=1012.83N。計算所需的徑向基本額定動載荷7. 由軸的結構要求兩端選擇同樣尺寸的軸承，又故應以軸承1的徑向當量動載荷為計算依據。應常溫下工作，查表11-6得=1，受中等沖擊載荷，查表11-7得=1.5所以為軸承的使用時間 (小時)8. 查表11-5得7208AC軸承的徑向基本額定動載荷=35200N.6.2鍵聯(lián)結類型的選擇及強度的校核6.2.1.鍵類型的選擇選擇鍵聯(lián)結的類型應根據需要傳遞的轉矩大小、載荷性質、轉速高低、安裝空間大小、輪轂在軸上的位置、輪在軸上的位置是否需要移動、是否需要鍵聯(lián)結實現輪轂的軸向固定、傳動對定心精度等工作要求,并結合各種類型鍵的特點進行選擇.6.2.2.鍵聯(lián)結的尺寸選擇鍵的長度根據輪轂長度確定,鍵長通常略短于輪轂長度,導向平鍵的長度選擇還應考慮鍵的移動距離,所選鍵長應符合國家標準.國標中規(guī)定了鍵在寬度方向與鍵槽的三種不同方式的配合:一般鍵聯(lián)接、較緊鍵聯(lián)接、較松聯(lián)接.在這里我們選擇一般聯(lián)接.在工作軸中，鍵的選擇大小由軸的大小確定.6.2.3鍵校核公式： 6.2.3.1小齒輪軸上鍵的選擇及校核對要求與聯(lián)軸器相連的鍵進行計算，根據軸徑d=25mm 查手冊得安裝的鍵型為A形鍵,為65，取標準鍵長L=32。所以 l= L=32 mm k=0.5h=0.55= 2.5mm ， 6.2.3.2大齒輪軸鍵的選擇及校核要求與大齒輪配合的鍵進行計算，根據軸徑d=60mm 查手冊得安裝的鍵型為A形鍵,為128，取標準鍵長L=52。所以l=L=52 查得輕微沖擊載荷時的許用擠壓應力k=0.5h=0.58=4mm，所以擠壓強度足夠. =24.5KN=1012.83N，=1012.83N，+e=0.68=1726.88N, =1176.44N =27597.4N因為所以7208AC軸承適用。=97.41Mp1.29.6mm機座肋厚m=0.856軸承端蓋外徑；-軸承外徑(凸緣式軸承蓋尺寸見表11-11軸承端蓋凸緣厚度(11.2)軸承旁聯(lián)接螺栓距離以和互不干涉為準，一般取上面表格中的數據均在機械手冊中查得。第8章 潤滑和密封的設計8.1、潤滑齒輪采用浸油潤滑，軸承采用飛濺潤滑. 齒輪圓周速度5m/s所以齒輪采用浸油潤滑，軸承采用飛濺潤滑;浸油潤滑不但起到潤滑作用，同時有助箱體散熱。為了避免浸油潤滑的攪油功耗太大及保證齒輪嚙合區(qū)的充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太深或太淺，設計的減速器的合適浸油深度應不小于(3050)mm,對于圓柱齒輪一般為12個齒高，但不應小于10 ，這個油面位置為最低油面.考慮使用中油不斷蒸發(fā)損耗,還應給出一個最高油面.對于中小型減速器,其最高油面比最低油面高出3050mm.此外還應保證傳動件浸油深度最多不超過齒輪半徑的,以免油損失過大.對于采用浸油潤滑的多級傳動,當低速級大齒輪浸油深度超過,的分度圓時,這時可減少低速級大齒輪浸油深度,而高速級采用濺油裝置潤滑.箱內保持一定的深度和存油量。油池太淺易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨損，也不易散熱。取齒頂圓到池底面的距離為60mm。箱座內壁高度，箱蓋高可以從設計圖上得出。換油時間為半年，主要取決于油中雜質多少及被氧化、污染的程度。查手冊選擇SH0357-192中的50號工業(yè)閉式齒輪油潤滑。注：設計時所查的表出自機械設計基礎課程設計指導書8.2、密封減速器需要密封的部位很多，有軸伸出處、軸承室內側、箱體接合面和軸承蓋，窺視孔和放油孔的接合面等處。8.2.1軸伸出處的密封起作用是使?jié)L動軸承與箱外隔絕,防止?jié)櫥吐┏鲆约跋潴w外雜質、水及灰塵等侵入軸承室，避免軸承急劇磨損和腐蝕。選用氈圈式密封，氈圈密封是填料密封的一種.在端蓋上開出梯形槽,將矩形截面和毛氈圈放置在槽中以與旋轉軸密全接觸.氈圈式密封結構簡單、價廉、安裝方便、但因軸頸接觸的磨損較嚴重，因而工耗大，氈圈壽命短。因此軸的表面最好經拋光加工.如果軸的硬度高,表面粗糙度值小,就使用優(yōu)異細毛氈.8.2.2軸承內側的密封該密封處選用擋油環(huán)密封，其作用用于油潤滑軸承，防止過多的油、雜質進入軸承室以內以及嚙合處的熱油沖入軸承內。擋油環(huán)與軸承座孔之間應留有不大的間隙，以便讓一定量的油能濺入軸承室進行潤滑。8.2.3蓋與箱座接合面密封在接合面上涂上密封膠。8.3公差的設計 對于聯(lián)軸器的公差配合，軸承軸的公差配合選用，鍵的公差配合選用。8.4 附件8.4.1窺視孔蓋和窺視孔為了檢查傳動件的嚙合、潤滑、接觸班點、齒側間隙及向箱內注油等，在箱蓋頂部設置便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置并且有足夠大的窺視孔，其大小至少應能伸進手去,以便操作.蓋板下應加防滲漏的墊片，窺視孔的長寬為90mm70mm，厚度為6mm，孔數5個，用M6：M8的螺釘緊固。8.4.2排油孔、放油油塞、通氣器、油標為了換油及清洗箱體時排出油污，在箱座最底部設有排油孔，放油孔的螺紋小徑應與機體外壁取平,為便于加工,放油孔的機體外壁應有加工凸臺，經機加工后成為放油螺塞頭部的支承面，并加封油墊圈以免漏油,材料為石棉橡膠.放油螺塞帶有細牙螺紋,本設計中取螺塞M181.5 JB/T 1760-1991。為溝通箱內外的氣流，應在箱蓋頂部或窺視空板上安裝通氣器，可以使箱內的熱脹氣體自由的溢出,達到機體內外氣壓平衡.本設計中用網式通氣器.數據查手冊可得.為了檢查減速器內