卷揚機傳動裝置設計說明書(自動保存的)

機械設計說明書卷揚機傳動裝置設計

1．電動機選擇1.計算原動機的實際輸出功率P而該傳動裝置的總效率為η =0.96×0.982 =0.825則原動機實際輸出功率P2.計算原動機的適當轉速范圍由工作參數可得卷筒的轉速為n而三級減速適當的傳動比范圍為16~160，由此得原動機的轉速范圍為n3.選擇原動機型號根據以上功率和轉速參數，查手冊選擇Y132M2-6封閉籠型三相異步電動機，其主要參數為：滿載轉速960r/min，額定功率5.5KW。4.2.計算總傳動比并分配各級傳動比 1.計算總傳動比傳動裝置的總傳動比為i=2.分配各級傳動比考慮到V帶級的傳動比過大會影響小輪包角，取帶輪的傳動比為i減速器傳動比

i輪減速器的高速級齒輪傳動比i低速級齒輪傳動比i4.3.計算各軸的運動學及動力學參數 注：為安全考慮，每軸上的轉矩計算均為輸入轉矩，即不計入該軸支承軸承的效率損失。1.電機輸出軸（軸1）轉速n故其轉矩T2.V帶高速軸（軸2）轉速n故其轉矩T3.中間軸（軸3）功率故其轉矩T4.低速軸（軸4）功率故其轉矩T5.齒輪箱輸出軸（軸5）功率故其轉矩T4.4.V帶設計1.選擇V帶的類型根據已知條件（工作平穩(wěn)，每天12小時），可以確定V帶的工作情況系數為KA故V帶的計算功率為P結合計算功率和小帶輪轉速，查圖知應選小輪直徑為112~140mm的A型帶。2.確定帶輪直徑dd1和查表取dd1故可得大輪直徑為d從表中取大輪直徑為dd2355該誤差足夠小，滿足工作要求。驗算帶速v：v=π3.確定中心距a。并選擇帶的基準長度L根據V帶中心距選取的參考式0.7可知，此處中心距的選擇范圍為331.1mm≤ 取a0=500mmL = =1771.07mm 查表選得V帶的基準直徑為Ld計算實際中心距為a04.驗算小輪包角α由公式有α滿足要求。5.求帶根數z根據計算公式，帶根數z為z=查表得到單根V帶的基本額定功率、額定功率增量、包角和帶長系數為P將數據代入可計算得z=取z=4根6.求帶傳動的壓軸力壓軸力是設計帶輪支承軸及選用支撐軸承的主要依據，其大小為F =1394.2N7.計算輪寬根據公式B=對于A型帶，查表可得e=15±0.3mm，f最小值9mm。取e=15mm，f=9mm，代入計算得B=64.5.齒輪設計4.5.1.高速級斜齒圓柱齒輪的設計 1.選擇齒輪材料和熱處理方法，確定許用應力 （1）查表初選材料：小齒輪材料選為17CrNiMo6，滲碳淬火，硬度為54~62HRC；大齒輪材料選為37SiCrMn2MoV，調質處理，硬度為50~55HRC，小齒輪硬度略高于大齒輪，滿足要求。（2）從相關圖中的MQ線查得輪齒彎曲疲勞極限應力如下：σFE1（3）從相關圖中的MQ線查得輪齒接觸疲勞極限應力如下：σHlim1=1500MPa，（4）計算循環(huán)次數NN（5）查圖可得彎曲壽命系數YN1=0.89，YN2（6）確定許用應力σσσσ2.分析失效、確定設計準則 該齒輪傳動屬閉式傳動，且為硬齒面齒輪，最大可能的失效是齒根彎曲疲勞折斷，也可能發(fā)生齒面疲勞。因此，本齒輪傳動可按輪齒的彎曲疲勞承載能力進行設計，確定主要參數后，再驗算齒面接觸疲勞承載能力。3.按輪齒的彎曲疲勞承載能力計算齒輪主要參數 （1）確定計算載荷：小齒輪轉矩為T考慮到原動機、工作機以及載荷的特點，以及本齒輪傳動是軸承相對齒輪不對稱布置的斜齒圓柱齒輪傳動，取載荷系數K=1.3。則計算載荷為K（2）計算當量齒數：硬齒面，查表取齒寬系數φd=1z圓整z則當量齒數為zz（3）計算齒輪模數：查圖得兩輪復合齒形系數為YFS1Y可見大齒輪的彎曲疲勞強度較弱，所以用大齒輪的參數進行設計，有m考慮磨損失效，將模數適當放大，并取標準值2.5mm。（4）計算中心距a=圓整為a=153.5mm.。此處為了湊配螺旋角，將z2變?yōu)?9。從而中心距變?yōu)閍=152.07mm（5）計算螺旋角β4.選擇齒輪精度等級小齒輪直徑為d齒輪圓周速度為v=查表并考慮該齒輪的用途，選擇7級精度。5.精確計算載荷 查表得使用系數KA=1.00，動載系數由于切向力為Ft=2T3由齒寬系數和減速器軸剛度較大，查表可得齒向載荷分布系數Kβ綜上，實際載荷系數為K=實際計算載荷為KT6.驗算輪齒接觸疲勞承載能力 由TK查圖得標準齒輪節(jié)點區(qū)域系數ZH=2.43，查表得彈性系數ZE因大齒輪的許用接觸應力較小，故由σ即齒面接觸疲勞強度滿足要求。7.校驗彎曲疲勞強度 修正前后的載荷系數之比為31.3871.3=1.022，則根據彎曲疲勞強度，模數應為：1.022×1.772=1.811mm至此高速級的斜齒圓柱齒輪設計完畢。其參數為：Z1=20，4.5.2.低速級直齒圓柱齒輪的設計1.選擇齒輪材料和熱處理方法，確定許用應力 （1）查表初選材料：小齒輪材料選為17CrNiMo6，滲碳淬火，硬度為54~62HRC；大齒輪材料選為37SiCrMn2MoV，調質處理，硬度為50~55HRC，小齒輪硬度略高于大齒輪，滿足要求。（2）從相關圖中的MQ線查得輪齒彎曲疲勞極限應力如下：σFE1（3）從相關圖中的MQ線查得輪齒接觸疲勞極限應力如下：σHlim1=1500MPa，（4）計算循環(huán)次數NN（5）查圖可得彎曲壽命系數YN1=0.92，YN2（6）確定許用應力σσσσ2.分析失效、確定設計準則 該齒輪傳動屬閉式傳動，且為硬齒面齒輪，最大可能的失效是齒根彎曲疲勞折斷，也可能發(fā)生齒面疲勞。因此，本齒輪傳動可按輪齒的彎曲疲勞承載能力進行設計，確定主要參數后，再驗算齒面接觸疲勞承載能力。3.按輪齒的彎曲疲勞承載能力計算齒輪主要參數 （1）確定計算載荷：小齒輪轉矩為T考慮到原動機、工作機以及載荷的特點，以及本齒輪傳動是軸承相對齒輪不對稱布置的斜齒圓柱齒輪傳動，取載荷系數K=1.3。則計算載荷為K（2）計算當量齒數：硬齒面，查表取齒寬系數φd=1z（3）計算齒輪模數：查圖得兩輪復合齒形系數為YFS1Y可見大齒輪的彎曲疲勞強度較弱，所以用大齒輪的參數進行設計，有m≥取標準值3mm。（4）計算中心距a=4.選擇齒輪精度等級小齒輪直徑為d齒輪圓周速度為v=查表并考慮該齒輪的用途，選擇7級精度。5.精確計算載荷 查表得使用系數KA=1.00，動載系數由于切向力為Ft=2T4由齒寬系數和減速器軸剛度較大，查表可得齒向載荷分布系數Kβ綜上，實際載荷系數為K=實際計算載荷為KT6.驗算輪齒接觸疲勞承載能力 由TK查圖得標準齒輪節(jié)點區(qū)域系數ZH=2.5，查表得彈性系數ZE因大齒輪的許用接觸應力較小，故由σ即齒面接觸疲勞強度滿足要求。7.校驗彎曲疲勞強度 修正前后的載荷系數之比為31.2121.3=0.977，則根據彎曲疲勞強度，模數應為：0.977×2.87=2.80mm至此低速級的直齒圓柱齒輪設計完畢。其參數為：Z1=25，4.6.軸的設計4.6.1.齒輪高速軸設計 1.材料選取 這里選用應用最廣泛的45鋼，采用調質處理。相關參數為：τT2.按照扭轉強度條件性計算該軸的輸入轉矩為

T根據材料力學的知識，可得該軸的最小直徑為d≥由于與V帶連接的軸段彎矩很小，以扭矩為主，故這個可以作為設計準則?？紤]開鍵槽會削弱軸的強度，將軸段1的直徑取為30mm。3.初設參數，按照彎扭合成強度條件性計算假設軸承支點跨距為200mm，懸臂段長度為100mm。根據斜齒輪受力的計算公式，有FFF根據豎直面的受力情況，由受力平衡及力矩平衡可以解出FF再根據水平面的受力情況，同理可以解得FF由于需要開鍵槽對齒輪進行周向固定，因此需要留有較大余量，取為40mm。但由于小齒輪的分度圓直徑只有51.1mm，故只能將軸和齒輪設計為一體，即高速軸為齒輪軸，整體采用小齒輪所使用的材料17CrNiMo6。5.鍵槽設計根據軸徑，選擇寬度8mm，高度7mm，軸槽深4mm的C型平鍵，根據工作能力校核可得鍵的最小長度為L≥22.97mm查手冊在長度系列中選擇L=25mm。即國標為8×25GB/T1096-2003。4.6.2.齒輪中間軸設計1.材料選取觀察可知中間軸所受的載荷是三個軸中最復雜的，因此查表選用較好的材料40Cr，調質處理。相關參數為：τT根據當量彎矩圖能夠看出，該中間軸最有可能的危險截面有兩個，分別記為截面A、B。下面首先設計這兩段軸頸。2.軸頸詳細設計根據材料力學的知識，可知A、B截面的直徑應分別滿足dd考慮到A、B段均需開鍵槽，故留下一些余量，取dA=50mm，d根據這個選擇型號為31310以及32310的圓錐滾子軸承分別安裝在左邊和右邊。根據軸承的寬度4.鍵槽設計根據軸徑，選擇寬度16mm，高度10mm，軸槽深6mm的圓頭普通平鍵，根據工作能力校核可得鍵的最小長度為L≥43.31mm查手冊在長度系列中選擇L=45mm。即國標為16×45GB/T1096-2003。4.6.3.齒輪低速軸設計1.材料選取低速軸所受載荷較大，因此查表選用較好的材料40Cr，調質處理。相關參數為：τT2.當量彎矩圖取懸臂段長度為100mm。3.軸頸詳細設計根據材料力學的知識，可知A、B截面的直徑應分別滿足dd 根據這個選擇型號為33113的圓錐滾子軸承。根據軸承的寬度以及公稱扭矩為3150N·m的聯軸器的參數 4.聯軸器選擇 低速軸根據懸臂端的扭矩以及結構特點，查表選擇公稱扭矩為3150N·mGYS5聯軸器JB60×107JB60×1075.鍵槽設計根據軸徑，齒輪鍵選擇寬度20mm，高度12mm，軸槽深7.5mm的圓頭普通平鍵，根據工作能力校核可得鍵的最小長度為L≥148.30mm由于這個長度已經遠遠超出了齒輪的輪轂寬度，故改用花鍵。 根據軸徑，選擇規(guī)格為8×62×68×12的花鍵，C=0.4，齒數z=8。根據工作能力校核可得鍵的最小長度為L≥41.835mm查手冊在長度系列中選擇L=45mm。即國標為8×62×68×12GB/T1144-2001。 根據軸徑，聯軸器鍵選擇寬度18mm，高度11mm，軸槽深7.0mm的C型平鍵，根據工作能力校核可得鍵的最小長度為L≥189.09mm考慮到該長度過大，故采用兩個平鍵，取L=100mm。即國標為18×100GB/T1096-2003。4.6.5.軸的彎扭結合強度校核由三根軸的整體尺寸可以看出，其最終尺寸與采用彎扭結合進行強度試算時初設的尺寸非常相近。且由于在進行軸頸設計時軸徑均在計算的基礎上取了較大的安全余量，并且高速軸與中間軸改為齒輪軸后材料性能也得到了優(yōu)化，從而其彎扭結合強度肯定滿足要求，在此不再計算校核。4.7.整體結構設計4.7.1.確定箱體的尺寸與形狀 1.確定合理的箱體壁厚。它與受載大小有關，根據經驗公式δ其中T為低速軸轉矩，將數值帶入可得δ=8.37mm。在滿足這個最小值的前提下，為了提高箱體的整體與局部剛度，取承載著軸承的兩個側面壁厚為20mm，底座厚1 2.合理設計肋板。在箱體的受載集中處設置肋板可以明顯提高局部剛度，故在側壁突出來軸承座與箱底接合面處設置了加強肋，可顯著減少側壁的彎曲變形。4.7.2.選擇材料與毛坯制造方法 雖然箱體常由易切削、抗壓性好且具有吸振性的灰鑄鐵制成，但由于本設計任務中說明沒有鑄造設備，因此最終選擇材料為Q235的鋼板焊接箱體，它與鑄造箱體相比，重量更輕且剛度更強。4.7.3.箱體的潤滑與密封設計 為保證密封