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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） 產批量及加工條件小批量生產，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/KN 1.2 1.3 1.5 1.7牽引速度v/(m/s) 0.3，0.4 0.3，0.4，0.5，0.6卷筒直徑 D/mm 470，500 420，430，450， 430，450，500 440，460，4805、方案分配汽車專業(yè)學生序號 21～30 對應方案 4.1～4.10(從第一、二列中組合出十種方案)。工程機械專業(yè)學生序號 7～16 對應方案 4.1～4.10（從第三、四列中任意組合出 10 種方案） 。目錄傳 動 裝 置 卷 揚 機原 動 機 w聯(lián) 軸 器 重 物前言 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、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2． 1.設計要求2.1.1 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)。2.1.2 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2.1.3 產批量及加工條件小批量生產，無鑄鋼設備。2.1.4 動力源為三相交流 380/220V，電動機單向運轉，載荷較平穩(wěn)2．1.5 該裝置的參考圖如下： 傳 動 裝 置 卷 揚 機原 動 機 w聯(lián) 軸 器 重 物2.1.6 設計數(shù)據(jù)牽引力 F/KN 12牽引速度 v/(m/s) 0.3卷筒直徑 D/mm 4702.2 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4.1．1 傳動裝置的總效率5423??查表得各部分效率為：V 帶傳動效率為 ，滾動軸承效率（一對）96.01??，閉式齒輪傳動效率為 ，聯(lián)軸器效率為 ，傳動滾筒9.02?7.3 9.04??效率為 6.5?得 =0.8254.1.2工作機所需的輸入功率，其中?wdP?10)(FVkW?式中：P d----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???10825.3.d使電動機的額定功率 P ＝（1～1.3）P ，由查表得電動機的額定功率 P edd＝ 5.5KW 。 4.1.3確定電動機轉速計算滾筒工作轉速 ： min/20.1473.06106rDVnw ??????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：8～40。 （由機械設計課程設計手冊 表 1-8得）則總傳動比的范圍為， 160~'?i故電機的可選轉速為： min/2.193~.520.1)6~('' rniwd ???4.1.4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5.1.1傳動裝置的總傳動比要求應為I=nm/nw式中：n m---電動機滿載轉速總傳動比：i =960/12.20=78.69 a5.1.2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30?ii= 2.69.78ia取兩級援助齒輪減速器高速級的傳動比 1.4.3.0ii???則低速級的傳動比為 2160i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：η 2η 3η 5η 4η 1IIIVPdPw5.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)電動機軸 KWPd4.0?min/96rn0.543.7TN????Ⅰ軸（高速軸） KWP24.96.0410??1013/min.95126.0nriTN????Ⅱ軸（中間軸）2123224.0.974.06581/min66903.2PKWnriTN??????Ⅲ軸（低速軸） 323334.069.7305812/min95.80PKWnriTN??????Ⅳ軸（滾筒軸） 432344.9.93821.0/min.82950.5PKWnrTNm??????運動和動力參數(shù)的計算數(shù)值整理列表如下功率 p/kw 轉矩 T/KN.M,軸名輸入 輸出 輸入 輸出轉速n/(r/min)傳動比i效率?電動機軸1 軸2 軸3 軸滾筒軸4.2244．063.903.824.44.184.023.863.78126.06734.203052.872990.2543.77124.80726.863022.342960.3596032052.8112.2012.2036.0604.3310.960.960.960.985.3齒輪的設計5.3.1高速級齒輪傳動的設計計算①材料：高速級小齒輪選用 鋼調質，齒面硬度為 241.5HBS。高45?速級大齒輪選用 鋼正火，齒面硬度為 186.5HBS。查課本第 171 頁45?表 11-5 得 , 。1.HS?.2F②查課本（機械設計基礎，第五版）第 166 頁表 11-1 得： ，lim158HMPa?lim2375HMPa??，4FE?σ 10FE故 lim11[]532.HaS lim22375[]41.HMPaS??114[]6.FEMP?? 220[]8.5FE③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 11-3 得：均勻載荷，載荷系數(shù) K=1.2（有輕度振動）取齒寬系數(shù)： 0.7d??對于高速級齒輪 126.TNm1=6.0i查表課本(機械設計基礎 第五版 ) 171 （11-4 ） ,18EZ?2.5HZ?計算中心距：由課本(機械設計基礎 第五版 )171 頁式 11-3 得：??211 232.607.18.53498.5EHdKTZmm??????????????? ???動力傳動齒輪 m 可以取 2.5,3,4 等。， 112()amZ??21Zi?取 m＝2.5 時， ， . 13294返算： 6.0i?分度圓直徑： ,1.580dzm??2.51948dzm???中心距 a==283齒寬： 可取 ， 10.798536.7dbm????270bm?175b?高速級小齒輪： ， 高速級大齒輪：1Z， 270m24Z查課本（機械設計基礎 第五版）：， （表 11-8）, （表 11-9）13?1.5FaY1.64saY?22 294,98,.819SZ???（ 表 ） （ 表 ）按齒寬 計算強度：6bm11 12 21.60.51649.7[]3FaSF FKTYMPaZ? ???? ??12F2 2.89.7.[]9FaS FEMPa?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， ， ，24.3i?2740.TNm25.81/innr?③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 11-3 得：載荷系數(shù) ，取齒寬系數(shù)1.K0.7d??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 ） ,18EZ?2.5HZ???231 2312.7405.38.54118.56EHdZKTmm???????????????m 可以取 2.5,3,4 等。212()aZ??21Zi?當取 m=4 取 時， , 則 Z2=130310i=4.33。分度圓直徑： , '143dmzm??'2413052dzm???中心距 a==320齒寬: '10.71826dbm????則可取 , 253b④驗算輪齒彎曲強度：查課本表 11-8，11-9 得：， ，130Z?12.5FaY1.63saY?2 2,,7S按最小齒寬 2bm11 12 2.340.51639.5[]1FaSF FEKTY MPaZ? ???????12F2 22.51739.14.80[]63FaS FEYMPaMPa? ???????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。5.4 V 帶設計5.4．1 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)Pc;故2.?AKKWKA28.54.1??5.4.2選取 v帶帶型。根據(jù) P c=5.28KW nm=960 r/min由圖 13-5(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1d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)，1d取小帶輪的基準直徑 ；md501?驗算帶速 v；因為 5m/sd2,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;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 2dm齒輪作用在軸上的水平力即周向力： ， F =t?23T3205.8714.N???齒輪作用在軸上的鉛垂力即徑向力：F = F rtan174.8tan20473.6N?????由于齒輪和聯(lián)軸器都對軸有作用力而產生彎矩，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 12174.85.20.87/.631NHtNHHlaFt KNMlma????????左 側右 側彎 矩在水平面上有 124273.61.5472.906.358.0,5.9/18NHldFpr KNKNMl ma??????????左 側右 側彎 矩總彎矩 22163475?????扭矩417.8095282tFdTNm????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1??算應力 22223()758(1).040.6caMTMPaW????????查得 45 剛的 。因為 ，故安全。Pa6][1? ][1???ca2）中間軸的設計：由上知 P2=4.06KW =52.81r/min2n=734.20N．m T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:??35Mpa??。所以最小軸應大于 47mm.23min4.061.78PdCm?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，d 2.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 Lb(齒輪寬) ，取 l4=68mm:第五段與第一段一樣裝軸承，去d5=50mm,L7=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/min1n=126.06N．m T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:??35Mpa??所以最小軸應大于 26mm.133min4.20.9PdCm??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,，L 3=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，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cATK?基礎 第五版） ，取工作情況系數(shù) ;則有1.9，查表 8-7（機械設計課程設計31.9052.87cATKNm????手冊） ，選用 HL7 彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 。630Nm?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 110箱座凸緣厚度 b16.5箱蓋凸緣厚度 115箱座底凸緣厚度 227.5底腳螺栓直徑 fd22底腳螺栓數(shù)目 n6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 1d 16.5箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 213聯(lián)接螺栓 的間距2dl160軸承端蓋螺釘直徑 3d10定位銷直徑 10安裝螺栓直徑 xM10至外箱壁距離 min1c16螺栓扳手空間與凸緣寬度至凸緣邊距離 i214沉頭座直徑 mincD24軸承旁凸臺半徑 1R18凸臺高度 h根據(jù)扳手操作方便為準外箱壁至軸承座端面距離 1l42大齒輪頂圓與內壁距離 ?13齒輪端面與內壁距離 211箱蓋、箱座肋厚 m、19、9軸承端蓋外徑 2D124軸承端蓋凸緣厚度 t12軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S1248 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①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：110.4.253.8910.56RSFN???224外部軸向力 3270.695.71.69AaFN????則：2.81.2.4SA?則兩軸軸向力分別為105.6aSFN?2105.61.943.87aSAFN????1,Ra?②計算軸承的當量動載荷 20aC查表 11-9 得 e=0.43因 105.6.42389aFeR??因此 X=1，Y=0 則當量動載荷為：151.05.6213.89RapXYN????則660 7527.4.ThfCL hnp?????????????減速器的預期壽命為 '30hL?'hL?故軸承壽命滿足要求。2.低速軸①計算軸承軸向力 由表 11-9 查 7209C 軸承得 C=38500N 由2850pCN?表 9-10 查得 7209C 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：11220.4.98.147.2SRN???外部軸向力 A=691.61N 各軸向力如同所示 10.57SAN??則兩軸軸向力分別為 12479.,aaFSF?②計算當量動載荷 由 查表 11-9 的 e=0.4 0.C因 故 X=1 Y=01479.2.8aFeR??則軸承當量動載荷 198.1apXRYFN?軸承在 以下工作，查表 8-14 得 對于減速器查表 8-35 得10oCTf?載荷系數(shù) 則 故滿足.5pf?6028039.75ThpfCLhn??????'hL?軸承壽命要求。3.高速軸承校核①計算軸承的軸向力 由表 11-9 查 7206C 軸承得 C=23000N 由015rC?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：11220.4.39.8527.0640SRN???外部走向力 A=203.84N 各軸向力如同所示23.84.21.8SA???則兩軸的軸向力分別為 26.4,408.2a aFSANFSN??②計算當量動載荷 由 查表 11-9 故 X=0.04 Y=1.35 則軸承10.4arFC?當量動載荷1.139.87561.847.apXRY N??????軸承在 以下工作，查表 8-34 得 查表 8-35 得載荷系數(shù) 0oCTf 1.5pf?則61647.01'0Th hpfLLn??????????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： 281035%720hLh????2、校核軸承的壽命：⑴軸 I 上的軸承 ①軸 I 上的軸承已初選 6307，基本額定負荷 3.2rCKN?；minrnI960?②計算當量動載荷 P，根據(jù)式（13-9a）：（7-1）prrPfF??載 荷 系 數(shù) ；徑 向 載 荷 。按照表 13-6，NFFVBHrBAA 734916894631635108222 .?????，取 ， 選兩者中1?pf pfrF較大者，故： fPrp 51736951?????③校核此軸承的壽命：366101020178595.h hcL LnP????????????????????故，該軸承滿足工作要求。7.2中間軸上軸承校核：①軸 II 上的軸承已初步定為 6308，基本額定負荷 40.8rCKN?271.9minIrn?②計算當量動載荷 P，根據(jù)式（13-9a）： rpFfP?NFFVBHrBAA 7239519823972042 .?????（7-2）按照表 13-6， ，取 ， 選兩者中1?pf .pfrF較大者，故： NFfPrp 549225?????③校核此軸承的壽命：366101080497627.9.5h hcL Ln?????????????????軸承滿足工作需求。7.3低速軸上軸承校核：軸 III 上的軸承已初步定為 6309，基本額定負荷52.8rCKN?76.1minrn?②計算當量動載荷 P，根據(jù)式（13-9a）： rpFfP??NFFVBHrBAA 1248098472303716192 .????按照表 13-6， ，取 ， 選兩者中?pf 5?pfrF較大者，故： NFfPrp 23701248051.?????③校核此軸承的壽命：3661010528061957h hcL LnP????????????????????故此軸承滿足工作要求。8 鍵的選擇以及校核1、選擇軸鍵聯(lián)接類型和尺寸⑴軸 上選用一個普通平鍵：根據(jù)軸 I 的尺寸查資料[4]表 5-4，初選I定為 ， 。108mbh??156L?⑵軸 用于齒輪軸向定位的采用普通平鍵，根據(jù)軸 II 的尺寸齒輪 3 的I鍵初選定為： ， 。32?30m⑶軸 上用于齒輪定位的鍵根據(jù)軸的尺寸初選定為 ，I 4160bh??，用于軸端聯(lián)軸器的普通平鍵為 ， 。470mL? 50853mL2、校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸、輪轂的材料都是 45 鋼，由資料[1]表 6-2 查得許用擠壓應力，取其平均值 。10~2PMa?????? ??MPaP10??⑴軸 上用于連接聯(lián)軸器的鍵工作長度為： ，鍵與I 5612bLml??輪轂鍵槽的接觸高度 ， ，由式（6-1）0.5.84khm???13d可得：故此鍵滿足工作要求。鍵標記為：鍵 C GB/T 1096-19791056?⑵軸 上齒輪 3 鍵的工作長度 ，I 3501238Lbml???鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 ，hk4??。由式（6-1）可得：245md???323178.5402.0PP MaklT??????故此鍵滿足工作要求。鍵標記為：鍵 ， 。1250?1967GBT?⑶軸 上的齒輪連接鍵的工作長度 ，I 401654Lbml???鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 ，hk5??，由式（6-1）可得：352md?3360.841.952P PMaklT???????????故該鍵滿足工作需求。鍵標記為：鍵： ， 。1670?1967GBT?軸 上與聯(lián)軸器相連的鍵的工作長度 ，I 463592bmlL???鍵與輪轂鍵槽的接觸高度為 ， ，.50.1kh??18d，由式（6-1）可得：33582.1490NmT???33582.149P PMakld??????????故此鍵滿足工作要求。鍵標記為：鍵 C： ， 。1063?10967GBT?