卷扬机传动装置设计
前言.............................................................................................. 错误!未定义书签。 《机械设计课程设计》任务书.................................................................................... 2 第二章 传动装置的总体设计.................................................................................... 2
2.1电动机的选择................................................................................................... 3 2.2 减速器中各主要参数的确定........................................................................ 4 2.3减速器中各轴的运动和动力参数的设计计算............................................... 5 2.4减速器机体结构尺寸....................................................................................... 6 第三章 齿轮传动的设计计算.................................................................................... 7
3.1、高速齿轮传动的设计计算............................................................................ 7 3.2减速器蜗轮蜗杆设计..................................................................................... 14 第四章 轴系零件的设计计算.................................................................................... 16
4.1 输入轴的设计与计算.................................................................................... 16 4.2 中间轴的设计与计算.................................................................................... 21 4.3中间轴的设计与计算..................................................................................... 23 第七章 轴承的校核.................................................................................................. 24 结束语.......................................................................................................................... 26 参考文献...................................................................................................................... 27
《机械设计课程设计》任务书
卷扬机传动装置设计
1.原始数据 2.已知条件
1)钢绳拉力F=8KN; 2)钢绳速度V=23M/S; 3)滚筒直径D=330MM; 4)工作情况:单班制; 5)小批量生产; 6)工作寿命10年,
第二章 传动装置的总体设计
2.1电动机的选择
(一)、电动机转速的确定
(1)按工作要求和条件,选用三相笼型异步电动机,封闭式结构,电压380v,Y型。
(2)选择电动机的容量 电动机的所需工作功率为: Pd=因为Pw=
Pw
184
=266KW 0.69
ηa
=
FV8000⨯23
==184KW 10001000
传动装置的总效率η
4242ηa=ηη12η3η4=0.97*0.98*0.99*0.72=0.69;
η1,η2,η3,η4分别为齿轮传动,轴承,齿轮联轴器,蜗杆传动
因此pd=
P28*1000*111
==7.4KW
1000ηa1000*60*0.69
(3)确定电动机转速
1000ν1000*11n===8.76r/min
πD3.14*400
按表1推荐的传动比合理范围,一级圆柱齿轮减速器传动比i1=3~6,蜗杆传动一级减速器传动比i2=10~40,则总传动比合理范围ia=30~240,故电动机转速的可选范围为:
nd=ia*n=(30~240)*8.76=262.8~2102.4r/min
根据电动机所需功率和转速范围,由有关手册查出有三种适用的电动机型号如下表所示:
3相对比较合适。
(3)所选电动机的结构图如下:
2.2 减速器中各主要参数的确定
(一)、传动装置的总传动比和分配传动比 (1)总传动比的确定
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为ia’=n/n=1440/8.76=164.4
(2)分配减速器的各级传动比:
ia i0i1
式中i0,i1分别为齿轮和蜗杆的传动比。
齿轮蜗杆减速器可取齿轮传动比
i1
∴i0=
ia164.4==68.5 i12.4
2.3减速器中各轴的运动和动力参数的设计计算
(1) 各轴转速 轴I :nI=
nm1440
==1440r/min 11
轴II :n∏= 轴III: nI∏=
nI1440
==600r/min i12.4n∏600
==8.76r/min i068.5
(2)各轴的输入功率:
PI=Pd⋅η03=Pdη3=.72⨯0.99=7.425KW
P∏=pI⋅η12=PIη1η2=7.245⨯0.97⨯0.98=7.05KWPI∏=P∏⋅η24=7.05⨯0.98⨯0.72=5.54KW(3)各轴的输出功率:
PI'=PIη2=7.425⨯0.98=7.28KW同理,
’
P∏=6.92KW'PI∏=5.43KW
(4)各轴输入转矩:
TI=Td⨯η03=49.74⨯0.99N.m
T∏=TI⨯i1⨯η12=49.24⨯2.4⨯0.97⨯0.98=112.34N.mTI∏=T∏⨯i0⨯η24=112.34⨯68.5⨯0.98=6033.11N.m(5)各轴输出转矩:
T.I=TI⨯η2=49.24⨯0.98=48.26N.m同理,
'T∏=110.09N.m'TI∏=5912.45N.m'
2.4减速器机体结构尺寸
第三章 齿轮传动的设计计算
3.1、高速齿轮传动的设计计算
1选择齿轮类型,精度等级,材料,齿数及螺旋角 (1)选用斜圆柱齿轮传动
(2)运输机为一般工作机,速度不高,技选用7级精度(GB10095-88) (3)材料选择
由课本表10-1 选择小齿轮选择材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料 为45钢(调质)硬度为240HBS
选小齿轮齿数z1=24, 大齿轮齿数z2=i1×z1=2.4×24=57.6, 取z2=60 选取螺旋角,初选螺旋角为β=14︒ 2按齿面接触强度设计
由设计计算公式按公式(10-21)进行计算,即
3
d
2KtTI⎫2
1t
≥
φdε⨯u+1⨯⎛ zEzH
αu
⎝σH
⎪⎪
⎭
确定公式内各计算数值 (1)试选Kt=1.6
(2)由图10-30选取区域系数ZH=2.433 (3)由图10-26查得
ε
α1
=0.78,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.65
(4)由表10-7选取齿轮系数φd=1
(5)由表10-6查得材料得弹性影响系数ZE=189.8MP
(6)由图10-21 d按齿面硬度查得小齿轮1得接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa , 2的接触疲劳强度极限σHlim1=550MPa (2)计算
(1)小齿轮分度圆直径 (7)由10-13计算应力循环次数
N1=60nIjLn=60*1440*1*(3*6*300*15)=6.99*109
N992=6.99*10/2.4=2.88*10
(8)由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.89,KHN2=0.90 (9)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为10%,取安全系数s=1,由式(10-12)得
[σH]1=KHN1σHlim1/s=510 MPa [σH]2=KHN2σHlim2/s=495 MPa [σH]=([σH]1+[σH]2)/2=502..5MPa
2
d≥32⨯1.6⨯49.24⨯1033.4⎛189.8⨯2.433⎫1t1⨯1.652.4 ⎝502.5
⎪⎭
=48.3mm
(2)计算圆周速度
V=π
d1t
n160⨯1000=π⨯48.3⨯144060⨯1000=3.64m/s
(3)计算齿宽b及模数mnt
齿轮
b=φd⨯d1t=1⨯48.3=48.3mm
48.3⨯cos14︒
mnt=d1t⨯cosβ/z1==1.95mm
24
h=2.25mnt=4.38mm=48.3mm=114.38mm
(4)、计算纵向重合度
εβ=0.318⨯φd⨯Z1⨯tanβ=0.318⨯1⨯24⨯tan14︒=1.903
(5)、计算载荷系数
由表10-2 查得使用系数KA=1
根据V=3.56m/s ,7级精度,由图10-8 查得动载荷系数KV=1.12;由表10-4查得
KHβ的计算公式:
KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2)⨯φd2+0.23⨯10-3b=1.12+0.18(1+0.6⨯12)⨯12+0.23⨯10-3⨯48.3=1.24
由图10-13查得KFβ=1.1.24 由图10-3查得KHα=KFα=1.5 所以载荷系数:
K=KAKVKHαKHβ、=1⨯1.12⨯1.5⨯1.24=2.08
(6)、按实际得载荷系数校正所算得得分度圆直径
由式10-10a得:d1=d1tK2.08
=48.3⨯=52.7mm Kt1.6
(7)、计算模数mn
d1cosβ52.7*cos14
mn===2.13
Z124
3、按齿根弯曲强度设计
2KTYcosβ2
YY由式(10-17)得mFasa
n≥1βφdZ21ε⨯
α
[σ F]
1)、确定计算参数 (1)、计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ、=1⨯1.12⨯1.5⨯1.08=1.81
(2)、根据纵向重合度εβ=.1.903从图10-28 查得螺旋角影响系数Yβ=0.88 (3)、计算当量齿数:
Z1V1=
Zcosβ3=24
(cos14︒)3
=26.27
Z2V2=
Zcosβ3=60
(cos14︒)3
=84.29(4)、查取齿形系数
由表10-5查得YFa1=2.592 YFa1=2.211 (5)、查取应力校正系数
由表10-5查得YSa1=1.596 YSa2=1.774
(6)、由图10-20c查得齿轮1的弯曲疲劳强度极限 σFE1=500MPa 曲疲劳强度极限σFE2=380MPa
(7)、由图10- 18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.82 KFN2=0.85(8)、计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4 由公式10-12 得
齿轮2得弯