慢動卷揚(yáng)機(jī)課程設(shè)計

目錄TOC\o"1-3"\h\u3846目錄 11803第一章設(shè)計任務(wù)書 238081.1原始數(shù)據(jù) 2257901.2已知條件 229866第二章傳動裝置的總體設(shè)計 358732.1電動機(jī)的選擇和計算 3271152.11選擇電動機(jī)類型 3296332.12選擇電動機(jī)容量 3320952.13確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速 473782.2傳動裝置的總傳動比的計算和分配 4134402.3傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計算 519093第三章傳動零件的設(shè)計計算 6295483.1高速級輪系的設(shè)計計算 6287553.11選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 7105673.12按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 7280633.13按齒根彎曲強(qiáng)度計算 962553.14幾何尺寸計算 1082293.2低速級輪系的設(shè)計計算 10249573.21選擇蝸桿的傳動類型 103133.22選擇材料 10284603.23按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 1152633.24蝸輪蝸桿幾何尺寸 1147653.25彎曲疲勞強(qiáng)度校核 12230443.26驗算效率 1223181第四章軸的設(shè)計計算 13169944.1高速軸的設(shè)計計算 13177924.11作用在齒輪上的力 13264954.12確定最小直徑 1326074.13軸的設(shè)計 1422494.14軸的強(qiáng)度校核 15114814.15軸上軸承校核 1647354.16鍵的校核 1760714.2中速軸的設(shè)計計算 1788324.21作用在齒輪上的力 17153644.22作用在蝸桿上的力 18261894.23確定最小直徑 18219234.24軸的設(shè)計 1812774.25軸的強(qiáng)度校核 19263794.26軸上軸承校核 21307204.27鍵的校核 22188064.3低速軸的設(shè)計計算 2228244.31作用在蝸輪上的力 2270774.32確定最小直徑 22174744.33軸的設(shè)計 23275834.34軸的強(qiáng)度校核 24161904.35軸上軸承校核 2574344.36鍵的校核 266204第五章箱體設(shè)計 26第一章設(shè)計任務(wù)書1.1原始數(shù)據(jù)運(yùn)輸帶工作拉力F（KN）18運(yùn)輸帶工作速度V（m/s）10滾筒直徑D（mm）300表1-11.2已知條件1）運(yùn)輸帶工作拉力F；2）運(yùn)輸帶工作速度V；3）滾筒直徑D；4）工作情況：三班制，間歇工作，載荷變動??；5）工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35°C左右；6）使用折舊期15年，3年大修一次；7）制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。1.3參考傳動方案圖1-1第二章傳動裝置的總體設(shè)計2.1電動機(jī)的選擇和計算2.11選擇電動機(jī)類型因為電動機(jī)工作環(huán)境為室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境做高溫度35℃左右，故可選用三相異步電動機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。2.12選擇電動機(jī)容量電動機(jī)所需工作功率而由電動機(jī)至運(yùn)輸帶的傳動總功率為式中：為圓柱斜齒輪傳動效率，為滾動軸承傳動的效率，為聯(lián)軸器效率，為蝸輪蝸桿傳動效率。因此，電動機(jī)所需工作功率2.13確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速卷筒工作速度為而經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，圓柱斜齒輪減速傳動比，渦輪蝸桿減速傳動比則總傳動比合理范圍為，電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為。查機(jī)械設(shè)計手冊，有如下3種電動機(jī)選擇方案。綜合考慮電動機(jī)的轉(zhuǎn)速和功率，及其傳動比選方案3的電動機(jī)較為合適。方案型號額定功率（kw）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）啟動轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩傳動比1Y160M2-85.57502.02.0622Y132M2-65.510002.02.0823Y132S-45.514402.22.2123表2-1所選電動機(jī)為Y132S-4型三相異步電動機(jī)，其主要性能參數(shù)：額定功率滿載轉(zhuǎn)速軸伸出直徑D=38mm2.2傳動裝置的總傳動比的計算和分配電動機(jī)型號為Y112M，滿載轉(zhuǎn)速＝960r/min（1）總傳動比由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速，可得傳動裝置總傳動比（2）傳動裝置傳動比分配，對于齒輪蝸桿減速器可取齒輪傳動比，在此去。則蝸輪蝸桿傳動比。2.3傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計算圖2-3（1）轉(zhuǎn)速關(guān)系Ⅰ軸（高速軸）的轉(zhuǎn)速Ⅱ軸（中速軸）的轉(zhuǎn)速Ⅲ軸（低速軸）的轉(zhuǎn)速各軸輸入功率關(guān)系各軸轉(zhuǎn)矩關(guān)系電動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩運(yùn)動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表：軸名效率P（kw）轉(zhuǎn)矩T（N·m）轉(zhuǎn)速n傳動比輸入輸出輸入輸出電動機(jī)軸-5.24-34.7514001.005.18765.0834.4033.74.934.8365.4164.172023.483.412838.252753.6711.7061.53.383.312809872753.6711.701表2-3第三章傳動零件的設(shè)計計算3.1高速級輪系的設(shè)計計算3.11選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）選用軟齒面漸開線斜齒輪（2）根據(jù)卷揚(yáng)機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度。（3）查表10-1選擇小齒輪材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼，硬度為240HBS，二者材料的硬度差為40HBS。（4）取小齒輪齒數(shù)，則大齒輪。（5）選取螺旋角3.12按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計1.確定公式內(nèi)各種計算數(shù)值（）（1）試選載荷系數(shù)（2）小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩（3）查教材圖10-30得區(qū)域系數(shù)（4）查教材圖10-26得，端面重合度（5）由表10-7選取齒寬系數(shù)，齒數(shù)比（6）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)（7）按齒面硬度查圖10-21d，的小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限，大輪為（8）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（9）由圖10-19差的接觸疲勞壽命系數(shù),（10）取失效效率為10%，安全系數(shù)為S=1，由式得2.計算：小齒輪分度圓直徑圓周速度v齒寬模數(shù)縱向重合度計算載荷系數(shù)K由表10-2查的使用系數(shù)由轉(zhuǎn)速，7級精度，插圖10-8，得由7級精度，非對稱布置查表10-4，插值得查表10-3，可得∴載荷系數(shù)按實際的載荷系數(shù)校正所得到的分度圓直徑，由下式得計算模數(shù)3.13按齒根彎曲強(qiáng)度計算1.確定公式內(nèi)各種計算數(shù)值（）（1）載荷系數(shù)】（2）根據(jù)縱向重合度 ，查得圖10-28，得螺旋角影響系數(shù)（3）計算當(dāng)量齒數(shù)，（4）查表10-5得齒形系數(shù),應(yīng)力校正系數(shù)，由圖10-20c可知小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪由圖10-18可以查得彎曲疲勞壽命系數(shù),取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,通過比較，大齒輪數(shù)值更大，故按接觸強(qiáng)度計算的發(fā)面莫屬大于按彎曲強(qiáng)度計算的模數(shù)，取∴，3.14幾何尺寸計算中心距，取修正螺旋角，β改變不多，故各種參數(shù)不必修正。分度圓直徑，齒輪寬度，圓整后取B=50mm中心距a模數(shù)m螺旋角β齒輪齒數(shù)齒輪分度圓致敬齒輪寬度傳動比i小齒輪Z1大齒輪Z2小齒輪d1大齒輪d2小齒輪B1大齒輪B275mm2.0mm16’15’37’244850mm100mm50mm45mm2表3-13.2低速級輪系的設(shè)計計算3.21選擇蝸桿的傳動類型根據(jù)GB/T10085-1988推薦，采用漸開線蝸桿3.22選擇材料考慮到蝸桿傳動功率不大，速度也小，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45～55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZcuSr10P1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。3.23按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計確定公式內(nèi)各種計算數(shù)值（作用在渦輪上的轉(zhuǎn)矩因工作穩(wěn)定，去不均勻系數(shù)，由表11-5，取使用系數(shù)，由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，去動載系數(shù)故載荷系數(shù)因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪與鋼蝸桿配合，故取彈性影響系數(shù)假設(shè)蝸桿分度圓直徑與傳動中心距a的比值，從圖11-18可得接觸系數(shù)根據(jù)材料的性質(zhì)，從表11-7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力應(yīng)力循環(huán)次數(shù)壽命系數(shù)則中心距取中心距a=250,因，從表11-2中查的蝸桿分度圓直徑,，因此以上計算結(jié)果可用。3.24蝸輪蝸桿幾何尺寸1.蝸桿齒距直徑系數(shù)齒頂圓直徑齒根圓直徑分度圓導(dǎo)程角蝸桿軸向齒厚2.蝸輪齒數(shù)變位系數(shù)驗算傳動比這時傳動比誤差為，是允許的。蝸輪分度圓直徑3.25彎曲疲勞強(qiáng)度校核壽命系數(shù)，油蝸輪材料查表11-8，的基本許用彎曲應(yīng)力，故許用彎曲應(yīng)力當(dāng)量齒數(shù)，由變位系數(shù)+0.2937從圖11-19可查得齒形系數(shù)，螺旋角系數(shù)故彎曲疲勞強(qiáng)度3.26驗算效率已知，相對滑動速度有表11-18插值得，，大于原估計值。無需重算。第四章軸的設(shè)計計算4.1高速軸的設(shè)計計算已知軸材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。輸入功率：轉(zhuǎn)矩：轉(zhuǎn)矩軸上齒輪模數(shù)螺旋角分度圓直徑4.11作用在齒輪上的力4.12確定最小直徑由45鋼，調(diào)制處理，查表15-3，取最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，故先確定聯(lián)軸器型號。因轉(zhuǎn)矩變化小，查表14-1取聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩又考慮到電動機(jī)伸出軸直徑D=38mm，查設(shè)計手冊選用LT5型彈性套柱銷聯(lián)軸器。聯(lián)軸器孔徑d=25mm，故??；聯(lián)軸器長L=62mm，配合轂長L1=44mm4.13軸的設(shè)計圖4-17處為軸肩定位，取，為使擋圈不壓在軸上，取由于軸同時受軸向力和徑向力，選取單列圓錐滾子，由，查設(shè)計手冊，選32006型單列圓錐滾子，尺寸為d*D*T=30mm*55mm*17mm，a=12所以，，為了滿足軸承安裝要求，軸承總蓋寬度為15mm，考慮軸承端蓋的裝拆要求，取端蓋外端與聯(lián)軸器端面距離l=15mm，故取取齒輪距離箱體內(nèi)壁Δ2=15mm，考慮到箱體鑄造誤差，取軸承端面與箱體內(nèi)壁間距s=4mm，故軸段3-4即為小齒輪，，聯(lián)軸器與軸周向定位采用平鍵連接，根據(jù)查表6-1的平鍵b*h*l=8mm*7mm*32mm4.14軸的強(qiáng)度校核由軸的結(jié)構(gòu)圖（圖4-1）做出軸的彎矩和扭曲圖（圖4-2）并對軸進(jìn)行受力分析列表（表4-1）圖4-2載荷水平面垂直面支反力,彎矩M,總彎矩,扭矩T表4-1從圖中不難看出端面3為危險截面，進(jìn)行校核時僅對此段面進(jìn)行校核即可扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取α=0.6，由表中數(shù)據(jù)進(jìn)行軸的應(yīng)力計算由于選定材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表15-1，得，，故安全4.15軸上軸承校核軸承型號為32006型單列圓錐滾子額定動載荷Cr=23.2kN，Y=2.3，e=0.26由表4-1可知，徑向力，軸向派生力，所以軸承1被壓緊，軸向力，由工作環(huán)境，查表13-6，去fp=1.4∵∴∵∴∵P1>P2,∴由軸承1進(jìn)行壽命計算，實際需求工作時間所以滿足需求4.16鍵的校核鍵的尺寸b*h*l=8*7*32轉(zhuǎn)矩T=34.40N。M鍵材料為綱，查表6-2，得許用應(yīng)力鍵的連接強(qiáng)度故而鍵符合要求4.2中速軸的設(shè)計計算已知軸材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。輸入功率：轉(zhuǎn)矩：轉(zhuǎn)矩，低速軸上輸入轉(zhuǎn)矩軸上齒輪模數(shù)分度圓直徑螺旋角蝸桿分度圓直徑分度圓導(dǎo)程角蝸桿齒寬，取b1=100mm4.21作用在齒輪上的力4.22作用在蝸桿上的力4.23確定最小直徑由45鋼，調(diào)制處理，查表15-3，取4.24軸的設(shè)計圖4-3最小直徑顯然是安裝大齒輪處，取，大齒輪寬,為使擋圈不壓在軸上，取9處為軸肩定位，取，由于軸段7-8，8-9尺寸由結(jié)構(gòu)確定，試取，，，軸段1-2與此相同，故，軸段4-5為蝸桿，尺寸即為蝸桿尺寸，故，考慮到安裝要求，取蝸桿至箱體軸向距離為75，由于要安裝擋油環(huán)，故取，取由于軸同時受軸向力和徑向力，選取單列圓錐滾子，由，考慮到蝸桿軸向力較大，查設(shè)計手冊，選擇兩對32309型單列圓錐滾子，尺寸為d*D*T=45mm*100mm*38.25mm，a=26mm，所以，為滿足軸承安裝要求取大齒輪與軸周向定位采用平鍵連接，根據(jù)查表6-1的平鍵b*h*l=10mm*8mm*36mm4.25軸的強(qiáng)度校核由軸的結(jié)構(gòu)圖（圖4-3）做出軸的彎矩和扭曲圖（圖4-4）圖4-4從圖中不難看出蝸桿中心為危險截面，進(jìn)行校核時僅對此段面進(jìn)行校核即可，蝸桿受力如表所示載荷水平面垂直面支反力，,彎矩M,總彎矩,扭矩T表4-2扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取α=0.6，由表中數(shù)據(jù)進(jìn)行軸的應(yīng)力計算由于選定材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表15-1，得，，故安全4.26軸上軸承校核軸承型號為32309型單列圓錐滾子額定動載荷Cr=145kN，Y=1.7，e=0.35由表4-2可知，，,徑向力，軸向派生力，所以右側(cè)軸承被壓緊，軸向力，，由工作環(huán)境，查表13-6，去fp=1.2∵∴∵∴∵∴∵∴∵,∴由1處右軸承進(jìn)行壽命計算所以滿足需求4.27鍵的校核鍵的尺寸b*h*l=10*8*36轉(zhuǎn)矩T=65.41N。M鍵材料為綱，查表6-2，得許用應(yīng)力鍵的連接強(qiáng)度故而鍵符合要求4.3低速軸的設(shè)計計算已知軸材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。輸入功率：轉(zhuǎn)矩：轉(zhuǎn)矩分度圓導(dǎo)程角分度圓直徑輪轂寬度B《0.75d1’=84，取蝸輪輪轂寬度B=80mm4.31作用在蝸輪上的力4.32確定最小直徑由45鋼，調(diào)制處理，查表15-3，取最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，故先確定聯(lián)軸器型號。因轉(zhuǎn)矩變化小，查表14-1取聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩查設(shè)計手冊選用LT11型彈性套柱銷聯(lián)軸器。聯(lián)軸器孔徑d=80mm，故?。宦?lián)軸器長L=172mm，配合轂長L1=132mm4.33軸的設(shè)計圖4-52處為軸肩定位，取，為使擋圈不壓在軸上，取由于軸同時受軸向力和徑向力，選取單列圓錐滾子，由，查設(shè)計手冊，選32918型單列圓錐滾子，尺寸為d*D*T=90mm*125mm*23mm，a=25mm所以軸段4-5為蝸輪處，選安裝直徑，已知蝸輪輪轂長度B=80mm，為使擋油環(huán)不壓在軸上，故取蝸輪右側(cè)由軸肩定位，去軸肩高h(yuǎn)=7.5mm，，軸環(huán)寬吧》1.4h=10.5mm，取軸承總蓋寬度為25mm，考慮軸承端蓋的裝拆要求，取端蓋外端與聯(lián)軸器端面距離l=25mm，故取取蝸輪距離箱體內(nèi)壁Δ2=20mm，考慮到擋油環(huán)的安裝，取軸承端面與箱體內(nèi)壁間距s=12mm，故聯(lián)軸器，蝸輪與軸周向定位采用平鍵連接，根據(jù)，查表6-1得聯(lián)軸器用平鍵b*h*l=22mm*14mm*110mm蝸輪用平鍵b*h*l=28mm*16mm*63mm4.34軸的強(qiáng)度校核由軸的結(jié)構(gòu)圖（圖4-5）做出軸的彎矩和扭曲圖（圖4-6）并對軸進(jìn)行受力分析列表（表4-3）圖4-2載荷水平面垂直面支反力,彎矩M,總彎矩,扭矩T表4-3從圖中不難看出端面4為危險截面，進(jìn)行校核時僅對此段面進(jìn)行校核即可扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取α=0.6，由表中數(shù)據(jù)進(jìn)行軸的應(yīng)力計算由于選定材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表15-1，得，，故安全4.35軸上軸承校核軸承型號為32918型單列圓錐滾子額定動載荷Cr=64.8kN，Y=1.6