機械設計課程設計設計絞車傳動裝置

湖南文理學院課程設計(論文)課題名稱設計絞車傳動裝置學生姓名學號08系、年級專業(yè)機械工程學院2006模具本科指導教師2008年9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第九章設計總結……………26第十章參考文獻…………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(shù)如下表1工作參數(shù)表1卷筒圓周力F/N7500卷筒轉速n(r/min)55卷筒直徑Dmm400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(nèi)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。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。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(jīng)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(shù)低而造成浪費．.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，、、、、、=0.97、=0.97、=0.99、=0.968則：=又已知卷筒卷速n為55r/min,卷筒直徑D為400mm,故電動機所需的工作功率為:==（F×n××D）/（60×1000×1000×）1．2．3.2.確定電動機的轉速卷筒軸的工作轉速為=55r/min按推薦的合理傳動比范圍，減速器傳動比=3~7，開式齒輪傳動比=3～6則總傳動比的范圍為=9~42故電動機轉速的可選范圍為=×=（9~42）×55r/min=495～2310r/min符合這一范圍的同步轉速有750r/min、1000r/min、1500r/min,再根據(jù)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==495～2310r/min電動機型號為：Y180L-6=970r/min第2章傳動部件設計與計算電動機確定后，根據(jù)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?？偟膫鲃颖萯=/分配傳動比i=根據(jù)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:４～９．開式齒輪的傳動比:８,因此可以分配=5，=3.52。各軸的轉速I軸==970r/minⅡ軸===192r/minⅢ軸（輸出軸）===55r/min各軸的輸入功率I軸=II軸=××0.99=9.69kwIII軸（輸出軸）=××0.96=9.21kw各軸的輸入轉距電動機的輸出轉距為××××I軸=×××II軸=××××III軸（輸出軸）=×××××最后將所計算的結果填入下表：各軸參數(shù)表參數(shù)軸名電動機軸Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸轉速r/min97097019255功率Kw轉矩N·mm××××：軸選用45鋼，調質處理.C值查表得118～106,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d≤100mm時，單鍵應增大5%～7%，雙鍵應增大10%～15%。所以：的最小直徑為增大后取30mm的最小直徑為增大后取40mm的最小直徑為增大后取60mmi==5。=970r/min=192r/min=55r/min=9.69kw=9.21kw××××取30mm取40mm取60mm第三章齒輪的設計與校核選擇材料、熱處理、齒輪精度等級和齒數(shù)：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241～286HBS，=686Mpa，=490Mpa；大齒輪材料ZG35CrMo鑄鋼，調質處理，硬度為207～269HBS，=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，=·=5×20=100取=100實際傳動比U=/=100/20=5在傳動比范圍內(nèi)。齒面接觸疲勞強度設計:計算公式按式6-18≥取=×由圖6-21，軟齒面齒輪，對稱安裝，=1.1。由表6-7得使用系數(shù)=1.25。由圖6-19a試取動載系數(shù)=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，/b<100N/mm=1.2。所以K=×××初步確定節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.5，重合系數(shù)=0.87，由表6-7確定彈性系數(shù)初步確定螺旋角=，則=0.97,=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(shù)=1.2。===58Mpa===550Mpa將有關數(shù)據(jù)代入以上公式得:=b=×mm=mm取小齒輪寬度=65mm，大齒輪寬度=60mm；=2.793mm，取m=齒輪節(jié)圓直徑,按計算結果校核前面的假設是否正確齒輪節(jié)圓速度v=×60×970/60000=m/sv/100=×20/100=1m/s，由圖6-6得=2×102400/60=N×2048/55＝<100原假設合理,=1.2。由機械設計書公式(6-33)有Mp<＝Mp齒輪齒輪疲勞接觸強度安全。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(shù)=4.3，大齒輪復合齒形系數(shù)=3.86；式6—17得，=由公式：得由機械設計手冊表14-1-18查得;則按式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(shù)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=Mpa<=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(shù)增大10%-20%.在此要用耐磨材料.已知i=3;.選擇材料.熱處理,齒輪精度等級和齒數(shù).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197-248HBS8級精度。因=20，=·×=70實際傳動比U=/=70/20=3.5在傳動比范圍內(nèi)。按齒根彎曲強度設計:由圖6-23得，小齒輪齒形系數(shù)=4.32，大齒輪齒形系數(shù)=3.8;由=由公式：得，=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(shù)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(shù).由6-6查得使用系數(shù)由圖6-19試取動載系數(shù),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(shù)圓整為標準值取m=6幾何尺寸計算：=m=6×20mm=120mm,=m=6×70mm=420mm,a=()=(20+70)mm=270mm,b=×120=72mm,取=72mm,=—(5～10)=(62～67）mm取=65mm.硬度為241～286HBS，=686Mpa，=490Mpa；=20=100Mpa=550Mpa=65mm=60mm<齒輪疲勞接觸強度安全Mpa=216Mpa<彎曲疲勞強度足夠。=120mm=420mm,第4章軸和聯(lián)軸器材料選擇和主要零件選擇軸的材料，確定許用應力選45鋼，正火處理。根據(jù)許用切應力強度極限估計軸的最小直徑，在前面設計選擇聯(lián)軸器的時候進行過初步計算。軸的初步計算知：的最小直徑為增大后取30mm的最小直徑為增大后取40mm的最小直徑為增大后取60mm由齒輪的初步設計可以看出，對小齒輪采用齒輪軸，對大齒輪采用腹板式。根據(jù)條件軸需要有如下基本的零件:聯(lián)軸器一個,軸承端蓋兩個，調整環(huán)一個，軸承一對，齒輪一個。根據(jù)條件軸需要有如下基本的零件:軸承端蓋兩個，調整環(huán)一個，軸承一對，齒輪一個。對輸出軸軸Ⅲ需要如下基本的零件:軸承端蓋兩個，調整環(huán)一個，軸承一對，齒輪一個.對與四個軸相關的零件可列表如下:表4-1與軸相聯(lián)接的零件零件軸軸承軸承端蓋調整環(huán)或套筒齒輪聯(lián)軸器軸Ⅰ一對兩個一個一個一個軸Ⅱ一對兩個套筒兩個兩個無軸一對兩個套筒兩個一個無聯(lián)軸器的選擇按工作情況,轉速高低,轉矩大小及兩軸對中情況選定聯(lián)軸的類型.連接電動機和減速器的聯(lián)軸器,為了減小起動轉矩,應有較小的轉動慣量和良好的減震性能.但在本設計中傳遞的轉矩較小,所以也可選擇剛性聯(lián)軸器.可選擇GT30對中榫凸緣聯(lián)軸器.聯(lián)軸器的校核選擇工作情況系數(shù)K查表可得取K=1.7,查手冊可得,選擇用GT30凸圓型聯(lián)軸器，其許用轉矩=500Nm，軸孔直徑為30mm.符合要求。取30mm取40mm取60mm聯(lián)軸器符合要求第五章軸的結構設計和強度計算及校核5.1、根據(jù)軸上定位的要求確定軸的各段長度和直徑確定階梯軸各軸段的直徑時，要考慮上零件受力情況，定位固定要求，拆卸方便，相配標準件的孔徑大小及軸的表面粗造度，加工精度等要求。設計時以初步計算的最小直徑d為基礎，軸的直徑從軸端逐漸向中間增大，然后又減小，逐步形成階梯形結構。當為了固定傳動零件和聯(lián)軸器時，軸的直徑要變化的值大些，軸肩高度h應大于2到3倍輪轂孔倒角C。過渡圓角半徑r應大于輪轂孔的倒角C。當用軸肩固定滾動軸承時，軸肩直徑D應應小于軸承內(nèi)圈的外徑；而與密封件配合的軸徑應符合密封標準直徑要求，一般為以0、2、5、8結尾的軸徑。確定階梯軸各軸段長度時，要考慮軸上零件相對機體的位置配合長度軸承座孔寬度及支撐結構等條件。通常由安裝傳動件如齒輪的軸段開始，然后分別確定其他軸段的長度L.齒輪的軸段的長度由所裝齒輪的輪轂寬度決定，但為了保證齒輪端面與套筒接觸起到軸向固定作用，此軸段的長度要比齒輪輪轂寬度小2到3mm，從電動機起第一段=30mm查表半聯(lián)軸器長度為61mm軸段長度取短系列=55mm右起第二段因為第二段的直徑=36mm初選用7208AC接觸球軸承其內(nèi)徑為40mm寬度為18mm,考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁應有一定距離，取右起第三段，該段軸裝滾動軸承，因為此裝置中為斜齒圓柱齒輪，軸承不但受徑向力和圓周力，還承受軸向力選用角接觸球軸承7208AC，=408018，所以該段直徑為=40mmL=18。右起第四段，該段裝有齒輪，由于齒輪的直徑為60則可做成齒輪軸，齒輪寬為65，為了保證定位的可靠性，取軸段長為L=64mm右起第五段，考慮齒輪的軸向定位，須有定位軸肩，取軸肩直徑為=70mm,長度為L=10。右起第七段，該段為滾動軸承安裝處，取軸徑=40,長度L=18mm、小齒輪軸根據(jù)軸的結構先畫出軸的受力簡圖,將輪齒上受力簡化為通過輪轂中點作用軸上,軸的支點反力也簡化為通過軸軸承載荷中心,軸的受力圖如下圖所示，將輪齒上受力簡化為集中力通過輪轂中點作用于軸上，軸的支點反力也簡化為集中力通過軸承載荷中心作用于軸上。由機械設計書得計算公式:=N×=818.9N=N所以:NNN軸承的支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置建立如下圖（1）所示的力學模型。水平的支反力：聯(lián)立方程式解得：水平面彎矩：5×51/1000=77.936垂直面受力：=（-×d/2+×51）/102=（×60/2+1528.15×51）/102=523.2N=（×d/2+×51）/102=（×60/2+15×51）/102=N垂直面的彎矩：=×51=；=×51+×/2=51.247綜合彎矩：；=轉矩：=91.689畫當量彎矩圖，算剖面C處的當量彎矩判斷C處的當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C處為危險截面查表13-1=55=〈由以上知確定的尺寸是安全的。力學模型水平面受力水平面彎矩垂直面受力垂直面彎矩綜合彎矩扭矩當量彎矩軸的簡圖.2.2大齒輪軸對軸II:與傳動零件（如齒輪，卷筒聯(lián)相聯(lián)接的有齒輪和軸承.與開式齒輪聯(lián)接，齒輪寬,可取=75mm，為便于安裝以及使開式齒輪不與減速器箱體發(fā)生干涉取為60mm,取為34mm（與軸承相聯(lián)），,取為58mm，取為13mm，取為18mm（與軸承相聯(lián)）。從第一軸段=40mm開始選取，再逐段選取相鄰軸段的直徑，取=50；=55（與軸承配合），=60(與齒輪配合)再選取=70mm（軸肩），=55mm（與軸承配合）。=30mm=55mm=36mm=40mmL=18=60mmL=64mm=70mmL=10=40mmL=18N=818.9NN=523.2NN==5=36.3=93.13〈由以上確定尺寸安全第6章軸承及鍵的類型選擇與校核6.1、軸承類型的選擇(1)根據(jù)載荷條件、承載轉速、調心性能、安裝及拆卸要求、經(jīng)濟性等條件。初步選定角接觸球軸承中的7208AC型號對小齒輪軸承:進行試算。計算步驟與說明計算結果7208AC軸承值（GB/T276——1994）2.計算×N，×N，因為++818.9=1858N>所以軸承一為壓緊端，=+=1039.14+818.9=1858N；而軸承2為放松端==1039N。5.=>0.68=0.68=e.故當量動載荷為：××1858=2243N，=1×1039+0×419.152=1039N。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(jù)。應常溫下工作，查表11-6得=1，受中等沖擊載荷，查表11-7得為軸承的使用時間(小時)8.查表11-5得7208AC軸承的徑向基本額定動載荷=35200N..鍵類型的選擇選擇鍵聯(lián)結的類型應根據(jù)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(xiàn)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..鍵聯(lián)結的尺寸選擇鍵的長度根據(jù)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.鍵校核公式：.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(jù)軸徑d=30mm查手冊得安裝的鍵型為A形鍵,為，取標準鍵長L=50。所以7=，.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(jù)軸徑d=55mm查手冊得安裝的鍵型為A形鍵,為，取標準鍵長L=50。所以查得輕微沖擊載荷時的許用擠壓應力11=5.5所以擠壓強度足夠. N，N，+>=2243N,=1039N因為<所以7208AC軸承適用。Mp<所以小齒輪鍵的強度足夠。.第7章箱體及附件的設計箱體的基本結構設計箱體是減速器的一個重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種零件，并保證傳動件的齒合精度，使箱體內(nèi)有良好的潤滑和密封。箱體的形狀較為復雜，其重量約占減速器的一半，所以箱體結構對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗、重量及成本等有很大的影響。箱體結構與受力均較復雜，目前尚無成熟的計算方法。所以，箱體各部分尺寸一般按經(jīng)驗設計公式在減速器裝配草圖的設計和繪制過程中確定。箱體的材料及制造方法：選用灰鑄鐵HT350，砂型鑄造。箱體的尺寸:表7-1箱體參數(shù)表名稱符號一級齒輪減速器計算結果箱座壁厚8mm箱蓋壁厚8mm箱蓋凸緣厚度12mm箱座凸緣厚度12mm箱座底凸緣厚度20mm地腳螺釘直徑20mm地腳螺釘數(shù)目4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑12mm蓋與座聯(lián)接螺栓直徑10mm聯(lián)接螺栓的間距170mm軸承端蓋螺釘直徑（）8mm視孔蓋螺釘直徑8mm定位銷直徑14mm至外箱24,16,14、至凸緣邊緣距離16,14軸承旁凸臺半徑16mm凸臺高度根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準35mm內(nèi)機壁至軸承座端面距離50mm外箱壁至軸承座端面距離++（5～10）40mm鑄造過渡尺寸、見表1-38大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離10mm齒輪端面與內(nèi)壁距離>8mm箱蓋、箱座肋厚、8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(1~1.2)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(shù)據(jù)均在機械手冊中查得。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(30～50)mm,對于圓柱齒輪一般為1～2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30～,以免油損失過大.對于采用浸油潤滑的多級傳動,當?shù)退偌壌簖X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(nèi)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(nèi)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(nèi)側、箱體接合面和軸承蓋，窺視孔和放油孔的接合面等處。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(jīng)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.軸承內(nèi)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(nèi)以及嚙合處的熱油沖入軸承內(nèi)。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。蓋與箱座接合面密封在接合面上涂上密封膠。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附件的設計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(nèi)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.平時孔用蓋板蓋住,箱體上窺視孔處應有凸臺高mm，以便進行刨削加工.蓋板下應加防滲漏的墊片.蓋板用有機玻璃制造.本設計中取，孔蓋用的螺釘緊固。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(jīng)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,油圈22×14。為溝通箱內(nèi)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(nèi)的熱脹氣體自由的溢出,達到機體內(nèi)外氣壓平衡.本設計中用網(wǎng)式通氣器.數(shù)據(jù)查手冊可得.為了檢查減速器內(nèi)的油面高度，應在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位設置油標。本次設計采用桿式油標M12。油標尺傾斜插入油面,與水平面夾角不得小于.吊耳和吊鉤為拆卸及搬運減速器，應在箱蓋上鑄出吊耳環(huán)，并在箱座上鑄出吊鉤，吊鉤和吊耳的尺寸可以根據(jù)具體情況加以修改。定位銷為了保證軸承座孔的