二级减速器课程设计卷扬机.doc

机械设计课程设计设计说明书设计题目 卷扬机学校 成都理工大学工程技术学院设计者 谭述华 班级 08机自1班 学号 200820301130 指导老师 董仲良 2011年03月 目录一、 设计任务书 二、 传动方案拟定 三、 电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 四、 高速级齿轮传动计算 五、 低速级齿轮传动计算 六、 齿轮传动参数表 七、 轴的结构设计 八、 轴的校核计算 九、 滚动轴承的选择与计算 十、 键联接选择及校核 十一、 联轴器的选择与校核 十二、 减速器附件的选择 十三、 润滑与密封· 十四、 设计小结 十五、 参考资料 一.设计题目：原始数据： 由于卷扬机起吊的重物为W=15KN,起吊为匀速提升，其提升速度为V=0.65m/s;卷筒与其制动装置（）一起用离合器与减速器输出轴相联。卷筒直径为（）。设卷筒效率。初定减速器的总效率为。所设计的减速器应为二级减速器。选用弹性联轴器。1.完成减速器装配图一张（A0）。2.绘制箱座结构图一张（A1）。3.绘制轴、齿轮零件图各一张（A2）。4.编写设计计算说明书一份。二. 电动机设计步骤 传动装置总体设计方案本组设计数据：卷扬机工作拉力F = 10900 N。卷筒转速n= 31.05r/min, 卷筒直径D= 400 mm 。1.外传动机构为联轴器传动。2.减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。3.该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为YZR系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。三电动机的选择1.选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用YZR系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2.确定电动机效率Pw按下试计算 试中 V=0.65m/s 工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率取 代入上试得 电动机的输出功率功率 按下式 ？应该是P。=Pw*n吧式中为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率由试 由表2-4滚动轴承效率=0.99：联轴器传动效率= 0.99：齿轮传动效率=0.97（8级精度一般齿轮传动）则=0.89所以电动机所需工作功率为 ？Pn是什么？这里应该是P。=Pw*n=12.5*0.89=11.125 因载荷平稳，电动机核定功率Pw只需要稍大于Po即可。按表8-169中YZR系列电动机数据，选电动机的核定功率Pw为13kw。3.确定电动机转速按表2-1推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比 而工作机卷筒轴的转速为 所以电动机转速的可选范围为 上面不是840吗？怎么是49了呢？实际应该把49改成40？符合这一范围的同步转速有。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为的YZR系列电动机YZR180L-6,其满载转速为,电动机的安装结构形式以及其中心高,外形尺寸,轴的尺寸等都在8-186,表8-187中查的。四.计算传动装置的总传动比并分配传动比A.总传动比为 B.分配传动比 考虑润滑条件等因素，初定 ，C. 计算传动装置的运动和动力参数1.各轴的转速 I轴 II轴 III轴 卷筒轴 2.各轴的输入功率 I轴 II轴 III轴 卷筒轴 3.各轴的输入转矩I轴 II轴 III轴 卷筒轴 电动机轴将上述计算结果汇总与下表，以备查用。项目电动机轴轴轴卷筒轴转速（r/min）963963151.5231.0531.05功率P（kw）1312.8712.3612.1111.87转矩T（Nm）128.9127.69808.073650.833577.02传动比i16.354.881效率0.990.960.960.99五. 高速级齿轮的设计A.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，硬齿轮面闭式传动。2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度(GB10095-88)。3.材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为20CrMnTi（渗碳淬火），硬度为56-62HRC，大齿轮为20Cr（渗碳淬火），硬度为56-62HRC，二者材料硬度差不多。B. 按齿根弯曲疲劳强度设计 设计准则:先由齿根弯曲疲劳强度计算，再按齿面接触疲劳强度校核。 1.确定公式内的各参数值a.由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；b.由于考虑到轴与联轴器相连，将轴做成齿轮轴。考虑到加工性，所以最好选小齿轮齿数，则大齿轮齿数 取c.计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=1.25，得 d.查取齿形系数、和应力修正系数、由机械设计表查得。；e.载荷系数K=1.2f.计算大、小齿轮的并加以比较； 小齿轮大,应对小齿轮进行弯曲强度计算g.设计计算 暂取2.集合尺寸设计a.计算分圆周直径、 b.计算中心距 c.计算齿轮宽度 取，。3.轮的结构设计 大齿轮采用腹板式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径48mm 轮毂长度 与齿宽相等 轮毂直径 取轮缘厚度 腹板厚度 腹板中心孔直径 腹板孔直径齿轮倒角 取齿轮如下图所示这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 C.校核齿面接触强度 根据1. 确定公式内的各参数值由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。2. 校核所以安全六. 低速级齿轮的设计A.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，硬齿轮面闭式传动。2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度(GB10095-88)。3.材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为20CrMnTi（渗碳淬火），硬度为56-62HRC，大齿轮为20Cr（渗碳淬火），硬度为56-62HRC，二者材料硬度差不多。B. 按齿根弯曲疲劳强度设计 设计准则:先由齿根弯曲疲劳强度计算，再按齿面接触疲劳强度校核。 1.确定公式内的各参数值a.由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；小齿轮齿数，则大齿轮齿数 取b.计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=1.25，,得 c.载荷系数K=1.2d.查取齿形系数、和应力修正系数、由机械设计表查得。；e.计算大、小齿轮的并加以比较； 小齿轮大,应对小齿轮进行弯曲强度计算f.设计计算 暂取2.集合尺寸设计a.计算分圆周直径、 b.计算中心距 c.计算齿轮宽度 取，。 C.轮的结构设计 大齿轮采用实心打孔式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径 轮毂长度 与齿宽相等 轮毂直径 取轮缘厚度 腹板厚度 腹板中心孔直径 腹板孔直径齿轮倒角 取 D.验算齿面接触强度 根据 1.确定公式内的各参数值由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。 2.验算所以安全七.齿轮传动参数表名称符号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距amm246266传动比i6.474.79模数mmm34压力角º2020齿数Z2214223110分度圆直径dmm6642692440齿顶圆直径damm齿根圆直径dfmm齿宽bmm60558075材料20CrMnTi20Cr20CrMnTi20Cr热处理状态渗碳淬火渗碳淬火渗碳淬火渗碳淬火齿面硬度HRC5662566256625662八.轴的结构设计 A.初选轴的最小直径选取轴的材料为20CrMnTi和20Cr，热处理为渗碳淬火。 <取C=100，>轴 ，考虑到联轴器、键槽的影响，取=45mm轴 ，取d2=50mm轴 ,取d3=75mm B.初选轴承1轴选轴承为60102轴选轴承为60103轴选轴承为6016各轴承参数见下表：轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/kNdDBdaDa动载荷Cr静载荷Cor6010508016567422.016.2601680125228711847.539.8 C.确定轴上零件的位置和固定方式轴：由于高速轴齿根圆直径与轴径接近，将高速轴取为齿轮轴，使用深沟球轴承承载，一轴端连接电动机，采用弹性柱销联轴器。轴：高速级采用实心齿轮，采用上端用套筒固定，下端用轴肩固定，由于低速轴齿根圆直径与轴径接近，将低速轴取为齿轮轴，下端用套筒固定，使用深沟球轴承承载。轴：采用实心齿轮，齿轮上端用套筒固定，下端用轴肩固定，使用深沟球轴承承载，下端连接卷扬机，采用离合器连接。4. 各轴段长度和直径数据见下图九.轴的校核计算1. 轴强度校核A 低速轴的强度校核由前面选定轴的材料为40Cr表面淬火，由机械设计基础表14-1查得抗拉强度=735Mpa.计算齿轮上受力（受力如图所示）K=160mm,L1=68.5,L2=137.5作用在齿轮上的圆周力,径向力,不考虑轴向力。a.求垂直面的支撑力, b.求水平面的支反力+c.F力在支点产生的反力根据力矩平衡计算得F=10.9kN,d.垂直面的弯矩,e.水平面的弯矩，f.F力产生的弯矩图齿轮截面产生的弯矩g.求合成弯矩考虑到最不利的情况，把直接相加h.求轴传递的转矩i.求危险截面的当量弯矩从图中可以看出，齿轮截面是最危险的，其当量弯矩为认为轴的扭切应力是脉动循环应变力，取折合系数所以j.计算危险截面处的直径轴的材料选用40Cr调质处理。查表14-1得由表14-3查得所以考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%故 危险截面满足条件。轴3安全十.滚动轴承的选择及校核考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用的是深沟球轴承轴6010一对，轴6010一对，轴选用6016一对 (GB/T276-1994) 寿命计算：A.轴 1.查机械设计课程设计表6-1，得深沟球轴承6010 , 2.查机械设计得 X=1, Y=0，=3,计算轴承反力及当量动载荷：因为：轴承所受得总载荷 ， 由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：3.取轴承预期寿命基本额定动载荷所以轴承6010安全，合格B.轴 1.查机械设计课程设计表6-1，得深沟球轴承6010 ,2.查机械设计得 X=1, Y=0,，=3,3. 计算轴承反力及当量动载荷：因为：轴承所受得总载荷 ， 由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：4.取轴承预期寿命基本额定动载荷 由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：所以轴承6010不安全，不合格。选用6210的安全 C.轴1.查机械设计课程设计表6-1，得深沟球轴承6016 ,2.查机械设计得 X=1, Y=0,，=3,3.计算轴承反力及当量动载荷：因为：轴承所受得总载荷 ， 由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：4.取轴承预期寿命基本额定动载荷由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：所以轴承6016安全，合格。十一.键联接选择及校核1.键类型的选择选择45号钢，其许用挤压应力轴右端连接弹性联轴器，键槽部分的轴径为45mm，轴段长84mm，所以选择单圆头普通平键(A型)键b=14mm,h=9mm,L=70mm轴轴段长为48mm，轴径为54mm，所以选择圆头普通平键（A型）键b=16mm,h=10mm,L=36mm轴轴段长为68mm，轴径为84mm，所以选择圆头普通平键（A型）键b=22mm,h=14mm,L=56mm 右端连接凸缘联轴器，键槽部分的轴径为75mm，轴段长110mm，所以选择圆头普通平键(A型)键b=20mm,h=12mm,L=90mm2.键类型的校核轴=127.69N.m ，则强度足够， 合格轴T=808.07N.m ， 则强度足够， 合格轴T=3650.83N.m ，T=3650.83N.m ，则强度足够， 合格,均在许用范围内。十二.联轴器和离合器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器1.减速器进口端 选用LT7型（GB/T 4323-2002）弹性套柱销联轴器，采用型轴孔，A型键，轴孔直径d=4550mm,选d=45mm,轴孔长度为L=84mm2.减速器的出口端 选用矩形牙嵌式离合器器，A型键，轴孔直径d=80mm,轴孔长度为L=110mm十三.减速器附件的选择1.箱体设计名称符号参数设计原则箱体壁厚100.025a+3 >=8箱盖壁厚1100.02a+3 >=8凸缘厚度箱座b151.5箱盖b1151.51底座b2252.5箱座肋厚m200.85地脚螺钉型号dfM240.036a+12数目n6轴承旁联接螺栓直径d1M180.75 df箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸d2M12（0.5-0.6）df连接螺栓的间距l150150200轴承盖螺钉直径d3M12（0.4-0.5）df观察孔盖螺钉d4M8（0.3-0.4）df定位销直径d8.4（0.7-0.8）d2d1,d2至外箱壁距离C118C1>=C1mind2至凸缘边缘距离C216C2>=C2min箱体外壁至轴承盖座端面的距离l145C1+ C2+(510)轴承端盖外径D2135 145 180轴承旁连接螺栓距离S120 145 180注释：a取低速级中心距，a238.75mm2.附件为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。 名称规格或参数作用窥视孔视孔盖140×120为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。材料为Q235轴承盖凸缘式轴承盖六角螺栓（M12）固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。采用凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。材料为HT200定位销M9×38为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。材料为45号钢油面指示器油标尺M20检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器，选用有气孔的杆式油标油塞M18×1.5换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，油塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈（耐油橡胶）。材料为Q235起盖螺钉M18×30为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出1个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。起吊装置吊耳为了便于搬运，在箱体设置起吊装置，采用箱座吊耳，孔径18。十四.减速器润滑方式、密封形式1.润滑本设计采用油润滑，润滑方式为飞溅润滑，并通过适当的油沟来把油引入各个轴承中。1）.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度小，所以浸油高度约为3050。取为30。2）.滚动轴承的润滑由于轴承周向速度小，所以宜开设油沟、飞溅润滑。2.密封形式轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取。十五. 设计小结 从这次机械的课程设计，我从中学到了很多知识，特别是对最以前比较生疏或者一些比较模糊的知识有了一个较为全面的掌握。这次的课程设计在最开始的设计阶段用到了很多我以前从机械设计基础上学到的知识，让我对已学到的很多知识有了一个比较深刻的巩固。而且在不断地学习过程中，让我挖掘到了很多以前都没有留意到的新知识。通过各位老师的悉心讲解后，获益匪浅。特别是在关于很多产品的零部件上的设计与加工。本着以质量第一，效益第二的设计准则，毕竟做出来的产品要在市场上有竞争力。 我从中学到了很多知识，特别是加工工艺方面的。就例如，机座上面联接机座与机盖的孔（轴承旁联接螺栓的孔），很多参考书都把这个孔设计为沉孔，一方面上，这样有利于螺母的安装于配合。另一方面，这样可以减少螺母安装时表面的加工面积，节约了一点成本。但是在实际加工中，机座下面的沉孔并不是那么好加工。机座的底座平面挡住了刀具的进入，使得加工沉孔就变得很难。钻个普通的孔就一块钱，但是为了加工这样一个沉孔，至少还得花10块钱去加工。一个沉孔就要多花至少9元钱，那么整个机座有很多处沉孔。很显然，这样的加工，如果是在小批量生产还算过的去。一旦进入大批量生产，明显就不行了。 通过对加工工艺知识的学习，我在设计孔的时候就要更多的考虑工艺性。就拿刚才的孔为例，我可以不用做沉孔，直接就在加工机座与机盖配合的表面的同时，用铣刀在下表面稍微刮一下。在设计的时候直接设计成通孔，在表面加个粗糙度就行了。这样也很容易加工，更重要的是，这样节约了成本。同样为了同样的目的，方法不一样，就有很大的差别。在设计的过程中，我遇到了很多问题，在最开始设计齿轮的时候，由于没有考虑联轴器。因此，很多已经做好的数据都重头开始做。因为联轴器选用LT7的弹性联轴器，两端的轴径不能低于45mm。恰恰，我再最开始设计的时候没有注意到，以至于最后我是最校轴径30mm来设计1轴来选择后面所有的标准零件。还有因为最开始没有做好硬齿面和软齿面的分析。就用软齿面来设计2对齿轮，最后导致我设计的减速器尺寸和重量比较大。后来把高速级和低速级齿轮都用硬齿面来设计，减速器尺寸小了很多。经过接近20多天的课程设计，让我学到了很多知识。有一些就是书本上没有的知识，让我认识到，做为一个设计者，每一个小的细节都必须注意到，往往在一些小的细节上可以引发很大的问题。从我错误的经历中，让我明白了它的重要性。不言而喻，这些谁都懂，但是又有谁能真正做好？ 课程设计结束了，但是我的学习并未结束。我要不断勉励自己学习。 十六 .参考文献机械设计课程指导书第二版北京高等教育出版社ISBN978-7-04-002728-0机械设计课程设计手册第三版北京高等教育出版社ISBN978-7-04-019303-9机械设计基础第五版北京高等教育出版社ISBN978-7-04-0192909-4机械精度设计及检测