机械设计课程设计--卷扬机设计

机械设计课程设计

设计说明书

设计题目 卷扬机

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设计者

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指导老师

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（mm550）一起用离合器与减速器输出轴相联。卷筒直径为（mm400）。设卷筒效率97.0。初定减速器的总效率为810.总。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

1000wwwwkwVFP

试中NFw15000 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 99.0×81.0×97.0ηw

代入上试得

12.5kwη×1000V×FPwwww

电动机的输出功率功率 oP 按下式

wokwPP ？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 223gcr 由表2-4滚动轴承效率r=0.99：联轴器传动效率c=

0.99：齿轮传动效率g=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

kw67.10ηpPn0 ？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40~8'i

而工作机卷筒轴的转速为

min/05.316rπD0.65×10×n4w

所以电动机转速的可选范围为

min)1242~248(min05.31)49~8('rrninwd 上面不是8~40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min963r。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min963r的YZR系列电动机YZR180L-6,其满载转速为min/963rnw,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i并分配传动比

A.总传动比i为

01.3105.31963∑wmnni

B.分配传动比

iii

考虑润滑条件等因素，初定

ⅡⅠ31ii.

35.6i，88.4i

C. 计算传动装置的运动和动力参数

1.各轴的转速

I轴 min963rnnm

II轴 min52.151rinn

III轴 min05.31rn

卷筒轴 min05.31rnnw

2.各轴的输入功率

I轴 12.87kw0.99×η×c130ⅠPP

II轴 12.36kw0.97×0.99×η×η×rgⅠⅡ87.12PP

III轴 kwPP87.1136.120.97×0.99×η×η×rgⅡⅢ

卷筒轴 kwPP63.1187.110.99×0.99×η×η×ggⅢw

3.各轴的输入转矩

I轴 m127.69N9550×np×ⅠⅠⅠ•96387.129550T

II轴 mN89550×np×ⅡⅡⅡ•07.0852.15136.129550T

III轴 mN9550×np×ⅢⅢⅢ•83.365005.3187.119550T

卷筒轴 mN9550×np×www•02.357705.3163.119550T

电动机轴mNT•9.12896313955009550×nP×m0

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） 963 963 151.52 31.05

31.05

功率P（kw） 13 12.87 12.36 12.11 11.87

转矩T（Nm） 128.9 127.69 808.07 3650.83 3577.02

传动比i 1 6.35 4.88 1

效率 0.99 0.96 0.96 0.99

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。

131212FaSaFYYKTmdz

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MPaFE8501；大齿轮的弯曲强度极限MPaFE8502；

b.由于考虑到轴Ⅰ与联轴器相连，45mm≥ⅠD，将轴Ⅰ做成齿轮轴。

考虑到加工性，所以最好选小齿轮齿数261z，则大齿轮齿数01.16535.62612ziz

取1652z

c.计算弯曲疲劳许用应力；

取弯曲疲劳安全系数 S=1.25，得

MPaSFFEF68025.1/850][11

MPaSFFEF68025.1/850][22

d.查取齿形系数3FaY、4FaY和应力修正系数3SaY、4SaY

由《机械设计》表查得。67.21FaY；16.22FaY；62.11SaY；84.12SaY

e.载荷系数K=1.2

f.计算大、小齿轮的][FSaFaYY并加以比较；

009086974.0][111FSaFaYY

008581512.0][222FSaFaYY

小齿轮大,应对小齿轮进行弯曲强度计算

g.设计计算

mmmmmmm53.1585.3806×26×0.81.62×2.67×10×1.27×1.2×325132≥

暂取mmm5.21

2.集合尺寸设计

a.计算分圆周直径1d、2d

mmmzd655.226111

mmmzd412.52.5165122

b.计算中心距

mmdda75.2382/)5.41265(2211

c.计算齿轮宽度

mmdbd52658.03

取mmB551，mmB502。

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d48mm

轮毂长度 l与齿宽相等 mml50

轮毂直径mmdd8.76486.16.11 取mmd861

轮缘厚度 mm100 腹板厚度 mmc15

腹板中心孔直径mmD2400 腹板孔直径mmd610

齿轮倒角 取mmn5.2

齿轮如下图所示