機械設計課程設計 卷揚機傳動裝置

1、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，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/

2、KN1.21.31.51.7牽引速度v/(m/s)0.3，0.40.3，0.4，0.5，0.6卷筒直徑D/mm470，500420，430，450，430，450，500440，460，4805、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

3、、安裝設備的作用。由于它結構簡單、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速遠遠大于卷揚機中滾筒的轉速，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21.設計要求工作條件 用于建筑工地提升物料，空載啟動，連續(xù)運轉，三班制工作，工作平穩(wěn)。 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、4小時，檢修期間隔為三年產(chǎn)批量及加工條件 小批量生產(chǎn)，無鑄鋼設備。 動力源為三相交流380/220V，電動機單向運轉，載荷較平穩(wěn)21.5該裝置的參考圖如下：設計數(shù)據(jù)牽引力F/KN12牽引速度v/(m/s)0.3卷筒直徑D/mm4702.2 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。結構簡單、尺寸緊湊、傳動

5、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

6、效率查表得各部分效率為：V帶傳動效率為，滾動軸承效率（一對），閉式齒輪傳動效率為，聯(lián)軸器效率為，傳動滾筒效率為得=0.8254.1.2工作機所需的輸入功率，其中式中：Pd-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4.4kw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 5.5KW。 4.1.3確定電動機轉速計算滾筒工作轉速： 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，故電機的可選轉速為：4.

7、1.4確定電動機型號電動機通常多選用同步轉速有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，最終可確定同步轉速為1000r/min ，根據(jù)所需的額定功率及同步轉速查表（機械設計課程設計手冊表12-1）確定電動機的型號為Y132M2-6，滿載轉速960r/min。 其主要性能：額定功率：5.5KW，滿載轉速960r/min，額定轉矩2.0，質量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傳動裝置的總傳動比要求應為 I=nm/nw式中：nm-電動

8、機滿載轉速 總傳動比：i =960/12.20=78.69 5.1.2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i=取兩級援助齒輪減速器高速級的傳動比則低速級的傳動比為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：5.2傳動裝置的運動和動力參數(shù)電動機軸 軸（高速軸）軸（中間軸）軸（低速軸）軸（滾筒軸）運動和動力參數(shù)的計算數(shù)值整理列表如下軸名功率 p/kw轉矩 T/KN.M,轉速n/(r/min)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸1 軸2 軸3 軸滾筒軸4.22

9、44063.903.824.44.184.023.863.78126.06734.203052.872990.2543.77124.80726.863022.342960.3596032052.8112.2012.2036.0604.3310.960.960.960.985.3齒輪的設計高速級齒輪傳動的設計計算材料：高速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為241.5HBS。高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為186.5HBS。查課本第171頁表11-5得 ,。查課本（機械設計基礎，第五版）第166頁表11-1得： ，故 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-

10、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)：對于高速級齒輪 查表課本(機械設計基礎 第五版 ) 171 （11-4）,計算中心距：由課本(機械設計基礎 第五版 )171頁式11-3得：動力傳動齒輪m可以取2.5,3,4等。 ， 取m2.5時， . 返算： 分度圓直徑：,中心距 a=283齒寬： 可取 ， 高速級小齒輪：， 高速級大齒輪：， 查課本（機械設計基礎 第五版）：，（表11-8）, （表11-9）按齒寬計算強度：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，按齒面接觸強度設計：8級精度制造，查課本（機械設計基

11、礎 第五版）第169頁表11-3得：載荷系數(shù)，取齒寬系數(shù)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）,m可以取2.5,3,4等。當取m=4取時，, 則 Z2=130i=4.33。分度圓直徑：, 中心距 a=320齒寬: 則可取 , 驗算輪齒彎曲強度：查課本表11-8，11-9得：，按最小齒寬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。5.4V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);故5.4.2選取v帶帶型。根據(jù) Pc=5.28KW nm=960 r/min由圖13-5(

12、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)，取小帶輪的基準直徑；驗算帶速v；因為5m/s<v<30m/s,故帶速合適；計算帶輪的基準直徑；根據(jù)式8-15a，計算大帶輪的基準直徑；根據(jù)表13-9取450mm.確定v帶的中心距和基準長度根據(jù)式 取a0=700mm，初定中心距。由式13-2(機械設計基礎，第五版)計算V帶所需的基準長度由表13-2(機械設計基礎，第五版)選帶的基準長度2500mm。按式13-16(機械設計基礎，第五版)計算實際中心距。；由式 (a-0.015Ld)(a+0.03La)

13、 得（機械設計基礎，第五版） 得中心距的變化范圍為725.5-838mm。 驗算小帶輪上的包角。計算帶的根數(shù)計算單個v帶的額定功率。由，查表13-3（機械設計基礎，第五版）得。由式（13-9）得傳動比 i=d2/d1(1-)=450/150×（1-0.02）=2.94根據(jù)得 由a1=157.5查表13-7(機械設計基礎，第五版)得，表13-2(機械設計基礎，第五版)得，于是V帶的根數(shù)Z= = =2.73 圓整為3。5.4.5 計算單根v帶初拉力的最小值由表13-1(機械設計基礎，第五版)得A型帶的單位長度質量q=0.1Kg/m,所以 應使帶的初拉力54.6作用在軸上的壓力壓軸力的最小

14、值為軸的設計低速軸的設計：由上知P=3.90KW =12.20r/min=3052.87Nm 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45剛,調質處理，根據(jù)課本第245頁式14-2,取，C=113，得: 聯(lián)軸器配合的軸段長取L1=132mm1）進行軸的結構設計：低速軸第一段軸頸配聯(lián)軸器，取d1=76mm，L1=132mm，d2=84mm,查手L2=40mm;d3段裝配軸承且d3.>d2,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

15、;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 齒輪作用在軸上的水平力即周向力： ，F(xiàn)=齒輪作用在軸上的鉛垂力即徑向力：F= F 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在水平面上有總彎矩扭矩進行校核時候，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，扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取，軸的計算應力查得45剛的。因為，故安全。2）中間軸的設計：由上知P2=4.06K

16、W =52.81r/min=734.20Nm 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45剛,調質處理，根據(jù)課本第245頁式14-2,取，C=113，得:。所以最小軸應大于47mm.進行軸的結構設計：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，d2.>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L<b(齒輪寬)，取l4=68mm:第五段與第一段一樣裝軸承，去d5=50mm,L7=

17、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/min=126.06Nm 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45剛,調質處理，根據(jù)課本第245頁式14-2,取，C=113，得:所以最小軸應大于26mm.進行軸的結構設計 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,，L3=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，

18、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（機械設計基礎 第五版），取工作情況系數(shù);則有，查表8-7（機械設計課程設計手冊），選用HL7彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為。7. 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10箱座凸緣厚度16.5箱蓋凸緣厚度15箱座底凸緣厚度27.5底腳螺栓直徑22底腳螺栓數(shù)目6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 16.5箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑13聯(lián)接螺栓的間距160軸承端蓋螺釘直徑10定位銷直徑10螺栓扳手空間與凸緣寬度安裝螺栓直徑M10至外箱壁距離16至凸緣邊距離14沉頭座直徑24軸承旁凸臺半徑18凸臺高度根據(jù)扳手操

19、作方便為準外箱壁至軸承座端面距離42大齒輪頂圓與內壁距離13齒輪端面與內壁距離11箱蓋、箱座肋厚9、9軸承端蓋外徑124軸承端蓋凸緣厚度12軸承旁聯(lián)接螺栓距離1248制動器的選擇制動器是用來降低機械運轉速度或迫使機械停止運轉的裝置。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

20、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軸承內部軸向力計算公式： 外部軸向力 則： 則兩軸軸向力分別為 計算軸承的當量動載荷 查表11-9得e=0.43 因因此X=1，Y=0 則當量動載荷為：則減速器的預期壽命為 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 由表9-10查得720

21、9C軸承內部軸向力計算公式，則軸承1.2的內部軸向力分別為： 外部軸向力A=691.61N各軸向力如同所示 則兩軸軸向力分別為 計算當量動載荷 由查表11-9的e=0.4 因 故X=1 Y=0 則軸承當量動載荷 軸承在以下工作，查表8-14 得對于減速器查表8-35得載荷系數(shù) 則 故滿足軸承壽命要求。 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 由表9-10查得7206C軸承內部軸向力計算公式，則軸承1,2的內部軸向力分別為： 外部走向力A=203.84N各軸向力如同所示 則兩軸的軸向力分別為 計算當量動載荷 由查表11-9 故X=0.04 Y=1.35 則軸承當量動載荷軸承在以下工作，查表8-34得 查表8-35得載荷系數(shù) 則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：2、校核軸承