卷揚機傳動裝置設計

學生機械設計課程設計（論文）題 目： 卷揚機傳動裝置設計 學生姓名： 學 號： 所在院系： 機電學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化班 級： 指導老師： 職稱： 2010年1月7日教務處制目錄一 課程設計的目的二 課程設計的內容和要求三 課程設計工作進度計劃四 設計過程1.傳動裝置總體設計方案 32.電動機的選擇 33.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 54.計算傳動裝置的運動和動力參數 65.齒輪的設計 76.蝸桿的設計 107.滾動軸承和傳動軸的設計 148.聯軸器設計 249.鍵的設計 2510.箱體結構的設計 2611.潤滑密封設計 27五 設計小結六 主要參考資料1.傳動裝置總體設計方案2、電動機的選擇2.1電動機的類型2.2電動機的容量2.3.確定電動機的轉速3、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比3.1.總傳動比3.2.分配傳動裝置傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數4.1 各軸轉速4.2 各軸輸入功率4.3 各軸輸入轉矩運動和動力參數計算結果表5、齒輪的設計5.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數5.2按齒面接觸強度設計5.3.按齒根彎曲強度設計5.4幾何尺寸計算6、蝸桿的設計6.1.選擇蝸桿傳動類型6.2.選擇材料6.3按齒面接觸疲勞強度進行設計6.4.蝸桿渦輪的主要參數與幾何尺寸6.5.校核齒根彎曲疲勞強度6.6.驗算效率7.滾動軸承和傳動軸的設計7.1蝸桿軸的設計7.2渦輪軸的設計7.3小齒輪軸的設計7.4大齒輪軸的設計8.聯軸器的設計8.1電動機外伸軸與蝸桿軸之間8.2渦輪軸與小齒輪軸之間9.鍵的設計9.1蝸桿軸、聯軸器以及電動機連接處9.2蝸輪軸、聯軸器以及小齒輪軸連接處9.3蝸輪與蝸輪軸連接處9.4小齒輪與小齒輪軸連接處9.5大齒輪與大齒輪軸連接處9.6卷筒與大齒輪連接處10箱體結構的設計 11.潤滑密封設計一、課程設計的目的本課程設計為學生提供了一個既動手又動腦，自學，查資料，獨立實踐的機會。將本學期課本上的理論知識和實際有機的結合起來，鍛煉學生實際分析問題和解決問題的能力，提高學生綜合運用所學知識的能力，裝配圖、零件圖的設計繪圖能力。二、課程設計的內容和要求傳動裝置簡圖：1)、己知條件(1)機器功用 用于建筑工地提升物料。(2)工作情況 電動機雙向運轉，斷續(xù)工作，有輕微振動，室外工作。(3)運轉要求 鋼繩運動速度誤差不超過5。(4)使用壽命 12年，每年300天，每天工作8小時。(5)檢修周期 一年小修，三年大修。(6)生產廠型 專業(yè)機械制造廠，可加工7、8級精度齒輪、蝸輪。(7)生產批量 單件小批量生產。2)設計原始數據見下表設計題目號12345678鋼絲繩速度v(m/s)0.30.40.30.40.50.60.40.6鋼絲繩工作拉力F/KN1212101010101088卷筒直徑D/mm4705004204304705004304703)要求： (1)完成傳動裝置的設計計算。(2)完成各類零件的設計、選擇計算。(3)認真計算和制圖，保證計算正確和圖紙質量。(4)按預定計劃循序完成任務。(5)按學校規(guī)定格式書寫說明書，交電子和紙質文檔。三、課程設計工作進度計劃(1)準備階段（1天）(2)設計計算階段（3天）(3)減速器的裝配圖一張（4天）(4)繪零件圖三張（3天）(5)編寫設計說明書（3天）(6)答辯或考察階段。(1天)四、設計過程1.傳動裝置總體設計方案本組設計數據：第7數據：卷揚機鋼絲繩工作拉力，鋼絲繩速度，卷筒直徑。1）外傳動機構為齒輪傳動2）減速器為一級雙頭蝸桿減速器。3) 方案簡圖如上圖4）該方案的優(yōu)缺點：該工作機有輕微振動，價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分一級雙頭蝸桿減速，為應用最廣泛的一種。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。2.電動機的選擇2.1.電動機的類型按工作條件和要求，選擇YR系列饒線轉子三相異步電動機。2.2.電動機的容量電動機所需工作效率按式由式 因此由電動機至卷筒軸的傳動效率為式中：、分別為聯軸器、蝸桿傳動、軸承、齒輪傳動和卷筒的傳動效率。取、（滾子軸承）、（齒輪精度為8級、不包括軸承效率）、。所以：2.3 確定電動機的轉速卷筒軸工作轉速為圓柱齒輪傳動一級開式的傳動比為。雙頭蝸桿傳動的傳動比為。則總傳動比合理范圍為。故電動機轉速可選范圍為。符合這一范圍的同步轉速有：、。根據容量和轉速，由機械設計手冊16-68選Y180L-6型號電動機，滿載轉速，電動機軸伸直徑，長。3、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比3.1 總傳動比：3.2 分配傳動裝置傳動比：由式式中：、分別為蝸桿傳動和齒輪傳動的傳動比。初步取，則。4、計算傳動裝置的運動和動力參數4.1 各軸轉速軸 軸 軸 卷筒軸 4.2 各軸輸入功率軸 軸 軸 卷筒軸 各軸輸出功率分別為輸入功率乘軸承效率。4.3 各軸輸入轉矩 電動機軸輸出轉矩 軸 軸 軸 卷筒軸 各軸的輸出轉矩分別為各軸的輸入轉矩乘各軸的輸入轉矩乘軸承效率。運動和動力參數計算結果整理于下表：軸名效率轉矩轉速傳動比效率輸入輸出輸入輸出電動機軸8.078.7697010.99軸7.927.7677.9776.41970180.78軸6.216.081111.571089.3453.8910.97軸6.095.971089.451067.6653.8940.95卷筒軸5.725.613381.273313.6416.335、齒輪的設計（此處參考文獻：機械設計 高等教育出版社 第八版）已知條件：輸入功率，小齒輪轉速，齒數比，工作壽命，有輕微振動。5.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 1.選用斜齒圓柱齒輪傳動2.材料及熱處理：由教材表10-1選擇小齒輪材料為（調質），硬度為，大齒輪材料為鋼（調質），硬度為，二者材料硬度差為。3.卷揚機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（）4.選小齒輪齒數，大齒輪齒數5.初選螺旋角5.2按齒面接觸強度設計1. 確定公式內的各計算數值1）.試選載荷系數。2）.由教材圖10-30選取區(qū)域系數。3）.由圖10-26查得、，則 。4）.計算小齒輪傳遞的轉矩5）.由表10-6查得材料的彈性影響系數6）.由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限。7）.由計算應力循環(huán)次數。8）.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數、。9）.計算接觸疲勞需用應力。取失效概率為，安全系數，由式得2. 計算1）.試算小齒輪分度圓直徑 2）.計算圓周速度v3）.計算齒寬及模數。4）.計算縱向重合度5）.計算載荷系數已知使用系數，根據、8級精度，由圖10-8查得動載系數，由表10-4利用插值法查得8級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，由、查圖10-13得，查表10-3得。故動載系數6）.按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由得7）.計算模數。5.3.按齒根彎曲強度設計由式1. 確定計算參數1）.由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限。2）.由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數、。3）.計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數,由得4）.計算載荷系數。5）.根據縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數。6）.計算當量齒數7）.查取齒形系數由表10-5查得、。8）.查取應力校正系數由表10-5查得、。9）.計算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數值大。2.計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數。于是由 取，則。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免浪費。5.4.幾何尺寸計算1計算中心距將中心距圓整為。2.按圓整后中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數、等不必修正。3.計算大、小齒輪的分度圓直徑4.計算齒輪寬度圓整后取、。5.結構設計見零件圖：齒輪。6、蝸桿的設計（此處參考文獻：機械設計 高等教育出版社 第八版）已知條件：輸入功率，轉速，傳動比，壽命。6.1.選擇蝸桿傳動類型根據的推薦，采用圓柱蝸桿傳動漸開線蝸桿（ZI蝸桿）。6.2.選擇材料考慮到蝸桿傳動功率不大，速度只是中等，故蝸桿選用鋼；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。渦輪用鑄錫磷青銅，金屬模制造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵制造。6.3按齒面接觸疲勞強度進行設計根據閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。由下式傳動中心距1.確定作用在蝸輪上的轉矩按，估取效率，則2.確定載荷系數因工作有輕微振動，故取載荷分布不均系數；由表11-5選取使用系數，由于轉速不高，取動載系數;則3.確定彈性影響系數因選用的是鑄錫磷青銅和鋼蝸桿想配，故4.確定接觸系數先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值，從圖11-18中可查得。5.確定許用接觸應力根據渦輪材料為鑄錫磷青銅，金屬模制造，蝸桿螺旋齒面硬度，可從表11-7中查得渦輪的基本許用應力。應力循環(huán)次數壽命系數則6.計算中心距取中心距。因，從表11-2中去模數。這時，從圖11-18中可查得接觸系數,因為，因此以上計算結果可用。6.4.蝸桿渦輪的主要參數與幾何尺寸1.蝸桿軸向齒距；直徑系數；齒頂圓直徑；齒根圓直徑；分度圓導程角；蝸桿軸向齒厚。2.渦輪渦輪齒數；變位系數驗算傳動比，這時傳動比誤差為，是允許的。渦輪分度圓直徑渦輪喉圓直徑渦輪齒根圓直徑渦輪咽喉母圓半徑6.5.校核齒根彎曲疲勞強度當量齒數根據、，從圖11-19中可查得齒形系數。螺旋角系數許用彎曲應力從表11-8中查得由制造的渦輪的基本許用彎曲應力。壽命系數彎曲強度時滿足的。6.6.驗算效率已知；從表11-18利用插值法查得，代入式中得。大于原估算值，不用重算。7.滾動軸承和傳動軸的設計7.1.蝸桿軸的設計7.1.1軸上的功率轉速轉矩。7.1.2求作用在蝸桿上的力蝸桿分度圓而7.1.3初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據機械原理表15-3，取，于是得但根據電動機外伸軸有，取。取，查標準或手冊，選用LT7型彈性套柱銷聯軸器。半聯軸器孔徑，長度。7.1.4根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。滾動軸承初步選擇0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30211，其尺寸為。 1234567D48525560966055L11080237010470237.1.5求軸上的載荷載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩當量彎矩扭矩T7.1.6.按彎扭合成應力校核軸的強度安全。7.1.7.滾動軸承的校核軸承的預計壽命1.已知，兩軸承的徑向反力2.軸承壽命計算，圓錐滾子軸承，取，則 故滿足預期壽命。7.2.蝸輪軸的設計7.2.1軸上的功率轉速轉矩。7.2.2求作用在蝸輪上的力蝸輪分度圓而7.2.3初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據機械原理表15-3，取，于是得取，查標準或手冊，選用LT6型彈性套柱銷聯軸器。半聯軸器孔徑，長度。7.2.4根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。滾動軸承初步選擇0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承32016，其尺寸為。 123456D80120100807245L291012849401107.2.5求軸上的載荷載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩當量彎矩扭矩T7.2.6.按彎扭合成應力校核軸的強度安全。7.2.7.滾動軸承的校核軸承的預計壽命1.已知，兩軸承的徑向反力2.軸承壽命計算，圓錐滾子軸承，取，則 故滿足預期壽命。7.3.小齒輪軸的設計7.3.1軸上的功率轉速轉矩。7.3.2求作用在小齒輪軸上的力小齒輪分度圓而7.3.3初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據機械原理表15-3，取，于是得取，查標準或手冊，選用LT6型彈性套柱銷聯軸器。半聯軸器孔徑，長度。符合渦輪軸端聯軸器。7.3.4根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。滾動軸承初步選擇0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承32016，其尺寸為。 1234567D55706560555045L23101001023401107.3.5求軸上的載荷載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩當量彎矩扭矩T7.3.6.按彎扭合成應力校核軸的強度安全。7.3.7.滾動軸承的校核軸承的預計壽命1.已知，兩軸承的徑向反力2.軸承壽命計算，圓錐滾子軸承，取，則 故滿足預期壽命。7.4.大齒輪軸的設計7.4.1軸上的功率轉速轉矩。7.4.2求作用在大齒輪軸上的力大齒輪分度圓而7.4.3初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據機械原理表15-3，取，于是得取7.4.4根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。滾動軸承初步選擇0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承32016，其尺寸為。 1234567D66727580808575L14040251010510257.4.5求軸上的載荷載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩當量彎矩扭矩T7.4.6.按彎扭合成應力校核軸的強度安全。7.4.7.滾動軸承的校核軸承的預計壽命1.已知，兩軸承的徑向反力2.軸承壽命計算，圓錐滾子軸承，取，則 故滿足預期壽命。8.聯軸器的設計（此處參考文獻：機械設計手冊表5-2-29）8.1.電動機外伸軸與蝸桿軸之間蝸桿軸外伸段直徑轉矩選用LT7型彈性套柱銷聯軸器。8.2.渦輪軸與小齒輪軸之間渦輪軸最小直徑轉矩選用LT6型彈性套柱銷聯軸器。9.鍵的設計（此處參考文獻：機械制圖）9.1.蝸桿軸、聯軸器以及電動機連接處普通平鍵A型鍵。蝸桿軸上的鍵槽寬，槽深，聯軸器上槽深，鍵槽寬。 9.2.蝸輪軸、聯軸器以及小齒輪軸連接處普通平鍵A型鍵。蝸桿軸上的鍵槽寬，槽深，聯軸器上槽深，鍵槽寬。 9.3.蝸輪與蝸輪軸連接處普通平鍵A型鍵。蝸桿軸上的鍵槽寬，槽深，聯軸器上槽深，鍵槽寬。 9.4.小齒輪與小齒輪軸連接處普通平鍵A型鍵。蝸桿軸上的鍵槽寬，槽深，聯軸器上槽深，鍵槽寬。 9.5.大齒輪與大齒輪軸連接處 普通平鍵A型鍵。蝸桿軸上的鍵槽寬，槽深，聯軸器上槽深，鍵槽寬。 9.6卷筒與大齒輪軸連接處普通平鍵A型鍵。蝸桿軸上的鍵槽寬，槽深，聯軸器上槽深，鍵槽寬。10.箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，大端蓋分機體采用配合.1.機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2.考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H大于40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為3.機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為8mm，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便.4.對附件設計 A.視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8緊固B.油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C.油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.D.通氣孔：由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.E.位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.F.吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.減速器機體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果箱座壁厚11箱蓋壁厚10箱蓋凸緣厚度17箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度28地腳螺釘直徑M20地腳螺釘數目查手冊4軸承旁聯接螺栓直徑M16機蓋與機座聯接螺栓直徑=（0.50.6）M12軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）M10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）M8定位銷直徑=（0.70.8）9，至外機壁距離查機械設計課程設計指導書表4.226，至凸緣邊緣距離查機械課程設計指導書表424外機壁至軸承座端面距離60大齒輪頂圓與內機壁距離>1.214齒輪端面與內機壁距離>12機蓋、機座肋厚、910軸承端蓋外徑5511. 潤滑密封設計對于蝸桿渦輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度。油的深度為H+，H=30 =34。所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。 從密封性來講為了保證機蓋與機座連接處密封，凸緣應有足夠的寬度，連接表面應精刨，密封的表面要經過刮研。而且，凸緣連接螺柱之間的距離不宜太大，并均勻布置，保證部分面處的密封性。軸承端蓋采用嵌入式端蓋，易于加工和安裝。五、設計小結這次關于卷揚機上的蝸桿-齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質大有用處。通過兩個星期的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎.1機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程，它融機械原理、機械設計、理論力學、材料力學、互換性與技術測量、CAD實用軟件、機械工程材料、機械設計手冊等于一體，使我們能把所學的各科的知識融會貫通，更加熟悉機械類知識的實際應用。2這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯系實際的設計思想;訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,結合生產實際反系和解決工程實際問題的能力;鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。3在這次的課程設計過程中,綜合運用先修課程中所學的有關知識與技能,結合各個教學實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的設計,一方面,逐步提高了我們的理論水平、構思能力、工程洞察力和判斷力,特別是提高了分析問題和解決問題的能力,為我們以后對專業(yè)產品和設備的設計打下了寬廣而堅實的基礎。4本次設計得到了指導老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導和幫助.5設計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學習和掌握有關機械設計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設計習慣和思維從而提高設計實踐操作能力。六、主要參考資料機械設計 高等教育出版社 主編 濮良貴 紀名剛機械原理 高等教育出版社 主編 孫桓 陳作模 葛文杰工程制圖 高等教育出版社 主編 王蘭美材料力學 高等教育出版社 主編 單祖輝互換性與技術測量基礎 機械工業(yè)出版社 主編 王伯平金屬工藝學 高等教育出版社 主編 鄧文英機械設計課程設計圖冊 高等教育出版社 主編 龔桂義機械設計課程設計指導書高等教育出版社 主編 龔桂義機械設計手冊 機械工業(yè)出版社 主編 王文斌機械傳動設計手冊 煤炭工業(yè)出版社 主編 江耕華 胡來瑢選定電動機型號Y180L-6強度足夠29 / 29文檔可自由編輯打印