电动绞车的传动装置(机械课程设计).docx

南京航空航天大学

机械设计课程设计任务书

题 目：电动绞车的传动装置

姓 名
学 号
学 院
专 业 08机械工程及其自动化
班 级
指导 教师
设计完成日期 2010 年 12 月 6 日

目录

1.设计任务书…………………………………… 3
2.传动方案的拟定及电动机的选择…………… 4
3.传动装置的运动和动力参数计算…………… 6
4.传动零件的设计计算………………………… 7
5.轴的计算…………………………………… 12
6.键连接的选择和计算……………………… 16
7.滚动轴承的选择和计算…………………… 18
8.联轴器的选择……………………………… 20
9.润滑与密封的选择………………………… 21
10.设计小结…………………………………… 22
11.参考资料…………………………………… 23

一.机械设计课程设计任务书
学生：谭进波 学号：050810731 班级：0508107
设计完成日期 2010年12月5日
任课老师：谢正宇 指导老师：郭勤涛
设计题目：电动绞车的传动装置
传动简图

原始数据：
参数
卷轴筒所需扭矩T（N.m）
运输带速度V(m/s)
卷筒直径D（mm）
数据
1500
0.62
400
工作条件：轻微振动载荷；双向传动；室外工作。
使用期限：10年；2班制；长期使用。
生产批量：成批。
工作机速度允许误差: +5%
设计工作量：1，减速器装配图1张（A0）;2，零件工作图两张（A2，减速器输出轴和输出轴上大齿轮）3，设计说明书1份。
二.传动方案的拟定及电动机的选择
1.选择电动机类型
按工作要求和条件，选择三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。
2.选择电动机容量
工作机所需功率 Pw=T*w1000，而 Pd=Pwηa ，因此 Pd=T*w1000ηa 。由电动机至滚筒的传动总效率为 ηa=η12*η24*η32*η4，式中η1，η2，η3，η4 分别是联轴器，轴承，齿轮，滚筒的传动效率。参照表2-5取η1=0.99，η2=0.99（球轴承），η3=0.97（8级精度），η4=0.96则ηa=0.96*0.994*0.972*0.992=0.85
所以 Pd=T*w1000ηa=1500*2*0.621000*0.4*0.85 =5.47kw
3.确定电动机转速
卷筒轴转速
n=60*1000*vπ*D=60*1000*0.62π*400=29.6 r/min
按表2-5推荐的传动比合理范围，两级齿轮减速器传动比为9~36,，因此电动机转速的可能范围为266.4~1065.6 r/min 。
符合这一范围的同步转速有750，1000 r/min，综合考虑电动机及传动装置的尺寸，重量，价格，和可见第一方案比较适合。因此选定电动机型号为Y160M2-8.其主要性能见下表。
型号
额定功率
满载时
堵转转矩额定转矩
最大转矩额定转矩
参考价格
转速r/min
电流A
效率%
Y160M2-8
5.5
720
13
74%
2.0
2.0
1293
4，分配传动比
总传动比 i总=nmn=72029.6=24.32
按展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由图1-9展开式曲线差得i1=6，i2=4。传动比误差为1.32%，满足要求。

三.传动装置的运动和动力参数计算
1，各轴转速
n1=nm=720r/min
n2=n1/i1=120r/min
n3=n2/i2=30r/min
n4=n3=30r/min
2，各轴的输入功率
P1=Pd*η1=5.47*0.99=5.42 kw
P2=P1*η2*η3=5.42*0.99*0.97=5.20 kw
P3=P2*η2*η3=5.20*0.99*0.97=5.00 kw
P 4=P3*η1*η2=5.00*0.99*0.99=4.89 kw
3，各轴的输入扭矩
已知T=9550*Pn,分别代入各轴的功率和转速可得到各轴的输入扭矩如下；
T 1=71.82N▪m
T 2=413.81N▪m
T 3=1589.53N▪▪m
T 4=1557.90N▪m

四，传动零件的设计计算
1，第一级圆柱斜齿轮传动设计计算
设计项目
设计公示及说明
结果
选择齿轮材料，热处理工艺及精度等级
1）考虑到价格，材料性能，均选用硬齿面，45钢，热处理工艺为表面淬火
2）初估圆周速度v=3m/s，按表5-5选精度等级8-8-7。
大小齿轮均45钢，精度等级8-8-7
初选齿数
1） 初选齿数Z1=19
大轮齿数Z2=u*Z1=114，取Z2 =115
2） 齿宽系数ϕd，由表5-14，取齿宽系数ϕd=0.6（非对称），实际传动比i= Z2 / Z1 =6.05,误差为0.83%，满足要求
3） 计算扭矩T1 =71.82 N▪m
Z1=19，Z2=115
ϕd=0.6

T1 =71.82 N▪m
确定载荷系数
1） 工作情况系数KA，由已知条件查表5.12，取KA=1.0
2） 动载系数Kv，由v=3m/s查图5。12，取Kv=1.15
3） 齿向载荷分布系数Kβ，根据图5.15，查得Kβ=1.08
4） 齿间载荷分布系数，初取β=15°，
εα=1.88-3.21Z1+1Z2cosβ=1.626
5） 纵向重合度εβ=ϕd*z1*tanβπ=0.972
εγ=εβ+εα=2.60
由图5.17，取Kα=1.4
载荷系数K’=KA*Kv*Kβ*Kα=1.74
KA=1.0

Kv=1.15

Kβ=1.08

Kα=1.4

K’=1.74
求总工作时间
th=2*8*300*10h=4.8*104h
N1=60njth=2.07*109，N2=N1u=0.35*109
N1=2.07*109
N2=0.35*109
按齿根弯曲疲劳强度设计
1） 求许用弯曲应力[σF] ，由图5.28，取寿命系数YN1=0.90,，YN2=0.95,由图5.27c，取弯曲疲劳极限σFlim1=σFlim2=350Mpa, 由图5.29，取尺寸系数YX1=YX2=1 。参照表5.17，取安全系数SFlim1=SFlim2=1.25。
[σF]1=2σFlim1YN1YX1SFlim1*0.75=378Mpa
[σF]2=2σFlim2YN2YX2SFlim2*0.75=399Mpa
2） 确定当量齿数Zv1,Zv2:
Zv1=Z1/(cosβ)3=21
Zv2=Z2/(cosβ)3=127.6
3） 齿形系数，由图5.23，YFa1=2.9,YFa2=2.2
4） 应力修正系数，查图5.24，
YSa1=1.57,YSa2=1.83
5） 重合度系数Yε
Yε=0.25+0.75εα=0.71
6） 确定螺旋角系数Yβ，由于εβ=1.535>1, 故取εβ=1。Yβ=1.0-εββ120°=0.88
7） 比较两齿轮的YFaYSa/[σF]
YFa1YSa1[σF]1=1.2*10-2
YFa2YSa2[σF]2=1*10-2
8） 确定齿轮传动的模数
T1=84.5kN.m
mn'≥32K’T1cos2βϕdZ12*YFaYSa[σF]*YεYβ =2.006mm
9） 验算圆周速度
v=πd1n160*1000=1.79m/s
10） 修正模数，根据v=1.79m/s,查图5.12，得Kv‘=1.09，所以
mn=mn'*3Kv‘Kv=1.96

11）修正载荷系数K=K’*Kv‘Kv=1.65
YN1=0.90
YN2=0.95
σFlim1=σFlim2=350Mpa,YX1=YX2=1SFlim1=SFlim2=1.25[σF]1=378Mpa[σF]2=399MpaZv1=21Zv2=127.6YFa1=2.9,YFa2=2.2YSa1=1.57,YSa2=1.83Yε=0.71

Yβ=0.88

YFaYSa[σF]=1.2*10-2

取标准模数m=2.5

K =1.65
确定传动的几何尺寸
1） 确定中心距a

圆整为a=175mm
a=mnz1+z22cosβ=173.4mm
2） 确定实际螺旋角β
β=arccos[mnz1+z2]/(2a)=16.835°
3） 确定分度圆直径d1,d2
d1=mnz1cosβ=49.621mm.
取b1=35,b2=30
d2=mnz2cosβ=300.373mm.
4） 确定齿宽b,b=ϕdd1=29.8。

验算齿面接触强度
1） 确定节点区域系数ZH，查图5.20求得ZH=2.41
2） 确定弹性系数ZE=189.8钢对钢
3） 确定Zε，根据图6.21查得。
4） 螺旋角系数Zβ=cosβ=0.978
5） 计算接触应力σH。
σH=ZEZHZεZβ2KT1bd12*u±1u=670.7Mpa
6） 求许用接触应力[σH]。由图5.26，取寿命系数ZN1=0.95，ZN2=0.98。由图5.25c取接触疲劳强度σHlim1=σHlim2=1100Mpa。参照表5.17取安全系数SHlim1=SHlim2=1.0。
[σH]1=σHlim1ZN1SHlim1=1045Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2SHlim2=1078Mp
ZH=2.41ZE=189.8Zε=0.775Zβ=0.978ZN1=0.95，ZN2=0.98SHlim1=SHlim2=1.0[σH]=1140MpaσH<[σH]，
满足疲劳强度

2.第二级圆柱直齿轮传动设计计算
设计项目
设计公式及说明
结果
选择齿轮材料，热处理工艺及精度等级
选齿轮材料为40MnB,经渗碳淬火，精度等级同前。
初估圆周速度为0.6m/s
大小齿轮均40MnB，精度等级8-8-7，V=0.6m/s
初选齿数
1初选小齿轮齿数Z1=22
大轮齿数Z2=u*Z1=88，取Z2=87
2）齿宽系数ϕd，由表5-14，取齿宽系数ϕd=0.6（非对称）
Z1=22，Z2=87
ϕd=0.6

确定载荷系数
1） 工作情况系数KA，由已知条件查表5.12，取KA=1.0
2） 动载系数Kv，由v=0.6m/s查图5。12，取Kv=1.05
3） 齿向载荷分布系数Kβ，根据图5.15，查得Kβ=1.08
4） 齿间载荷分布系数，初取β=15°，
εα=εγ=1.88-3.21Z1+1Z2=1.70
由图5.17，取Kα=1.23
5） 载荷系数K’=KA*Kv*Kβ*Kα=1.39
KA=1.0

Kv=1.05

Kβ=1.08

Kα=1.23

K’=1.39
求总工作时间
th=2*8*300*10h=4.8*104h
N1=60njth=3.456*108，N2=N1u=8.64*107
N1=3.456*108
N2=8.64*107
按齿根弯曲疲劳强度设计
11） 求许用弯曲应力[σF] ，由图5.28，取寿命系数YN1=0.90,，YN2=0.95,由图5.27c，取弯曲疲劳极限σFlim1=σFlim2=370Mpa, 由图5.29，取尺寸系数YX1=YX2=1 。参照表5.17，取安全系数SFlim1=SFlim2=1.25。
[σF]1=2σFlim1YN1YX1SFlim1=399.6Mpa
[σF]2=2σFlim2YN2YX2SFlim2=421.8Mpa
12） 齿形系数，由图5.23，
YFa1=2.84,YFa2=2.24
13） 应力修正系数，查图5.24，
YSa1=1.58,YSa2=1.79
14） 重合度系数Yε
Yε=0.25+0.75εα=0.69
15） 比较两齿轮的YFaYSa/[σF]
YFa1YSa1[σF]1=1.12*10-2
YFa2YSa2[σF]2=9.5*10-3
16） 确定齿轮传动的模数
T1=413.8N▪m
m'≥32K’T1ϕdZ12*YFaYSa[σF]*Yε=3.12mm
17） 验算圆周速度
v=πd1n160*1000=0.553m/s
18） 修正模数，根据v=0.553m/s查图5.12，得Kv‘=1.05，所以
m=m'*3Kv‘Kv=3.12
11）修正载荷系数K=K’*Kv‘Kv=139
YN1=0.90,，YN2=0.95
σFlim1=σFlim2=370Mpa,
YX1=YX2=1
SFlim1=SFlim2=1.25
[σF]1=399.6Mpa
[σF]2=421.8Mpa
YFa1=2.84,
YFa2=2.24
YSa1=1.58,
YSa2=1.79

Yε=0.69

YFaYSa[σF]=1.12*10-2

取标准模数m=4mm

K=1.39
确定传动的几何尺寸
1） 确定中心距a
a=mz1+z2/2=218mm
2） 确定分度圆直径d1,d2
d1=m*z1=88mm. d2=m*z2=348mm.
3） 确定齿宽b,取ϕd=0.6。b=ϕdd1=52.8。

a=220mm

取b1=60mm,
b2=55mm。
验算齿面接触强度
1） 确定节点区域系数ZH，查图5.20求得ZH=2.5。
2） 确定弹性系数ZE=189.8Mpa钢对钢
3） 确定Zε，
Zε=(4-εα)/3=0.87
4） 计算接触应力σH。
T 1=413.8N▪m
σH=ZEZHZε2KT1bd12*u+1u=758.5Mpa
5） 求许用接触应力[σH]。由图5.26，取寿命系数ZN1=0.95，ZN2=0.98。由图5.25c取接触疲劳强度σHlim1=σHlim2=1200Mpa。参照表5.17取安全系数SHlim1=SHlim2=1.0。
[σH]1=σHlim1ZN1SHlim1=1140Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2SHlim2=1176Mp
ZH=2.5
ZE=189.8
Zε=0.87

ZN1=0.95，
ZN2=0.98
SHlim1=SHlim2=1.0
[σH]=1140Mpa
所以σH<[σH]，
满足疲劳强度
五，轴的计算

序号
设计项目

设计公式及说明
结果
高速轴

最小直径
首先根据扭转强度条件初估轴的最小直径。
τ=TWT =9.55*106P nW T <[τ]
对于圆柱轴，WT =πd316
因此d≥316*Tπ*[τ]=21.2mm.取d=40mm

强度校核
F t=2Td=3.93KN，F r=F ttanαcosβ=1.54KN
F bx=3.93*260370=2.76KN， F by=1.54*260370=1.08KN
F ax=1.23KN，F ay=0.46KN
M xz=118.6KN.m，M yz=303.6KN.m
M=M xz2+M yz2=338KN.m，Mv=M2+τ2=348.4KN.m
σv=Mv0.1*d3=54.8MPa<σ-1b=60MPa

中间轴

最小直径
首先根据扭转强度条件初估轴的最小直径。
τ=TWT =9.55*106P nW T <[τ]
对于圆柱轴，WT =πd316
因此d≥316*Tπ*[τ]=37.9mm。取d=50mm。

强度校核
F t1=2Td1=12.1KN，F r1=F t1tanα=4.4KN
F t2=2Td2=3.8KN，F r2=F t2tanα=1.5KN
F bx=12.1*60+142.5*3.8255=4.97KN，
F by=4.4*60-1.5*142.5255=0.2KN
F ax=10.95KN，F ay=2.7KN
M xz1=657KN.m，M yz1=162KN.m
M xz2=559KN.m，M yz2=-22.5KN.m
很明显，截面一受弯扭更严重。
计算
Mv=M2+τ2=M xz12+M yz12+τ2=831KN.m
σv=Mv0.1*d3=38.6MPa<σ-1b=60MPa

低速轴

最小直径
首先根据扭转强度条件初估轴的最小直径。
τ=TWT =9.55*106P nW T <[τ]
对于圆柱轴，WT =πd316
因此d≥316*Tπ*[τ]=59.5mm。取d=70mm

强度校核
F t=2Td=11.8KN，F r=F ttanα=4.3KN
F bx=11.8*72.5288=2.97KN， F by=4.3*72.5288=3.73KN
F ax=8.83KN，F ay=0.57KN
M xz=610KN.m，M yz=766KN.m
Mv=M xz2+M yz2+τ2=1969KN.m，
σv=Mv0.1*d3=57.3MPa<σ-1b=60MPa

六．键连接的设计计算

设计项目
计算公式或说明
设计结果
选择键连接的类型和尺寸
一般八级以上精度的齿轮有定心精度的要求应选择平键连接，故选用圆头普通平键。

高速轴
T=71.82N▪m

高速轴使用轴齿轮，无需键槽。

中间轴
T=413.81N▪m
大齿轮（采用腹板式齿轮结构腹板长L=1.2d2=66mm）键槽：根据d2=55mm，从表中查得b=16mm,h=10mm,k=5mm.取L=63mm。
l=L-b=47mm。
σp=2T*103dkl=64.03MPa<[σp]=110Mpa
键槽二：d2’=60mm
b=14mm,h=9mm,k=4.5mm.取L=45mm。
l=L-b=31mm。
σp=2T*103dkl=153MPa>[σp]=110Mpa
故采用双键结构。
σp=2T*1031.5dkl=103MPa>[σp]=110Mpa

b=16mm,
h=10mm,
k=5mm
L=63mm
低速轴
T=1589.53N▪m
根据d3=70mm，从表中查得b=20mm,h=12mm,k=6mm.取L=90mm。
l=L-b=70mm。
σp=2T*103dkl=126MPa>[σp]=110Mpa
故采用双键结构。
σp=2T*1031.5dkl=84.3MPa[σp]=110Mpa

七．滚动轴承的选择和计算
序号
设计项目
计算公式及说明
结果
第一对轴承

求当量动载荷P
因该向心轴承承受Fr和Fa的作用，必须求出当量动载荷P。计算时用到的轴向系数X，轴向系数Y要根据Fa/Cor值查取，。根据表10.12，暂取Fa/Cor=0.029，则e=0.22.。因Fa/Fr=1430/2960=0.48>e，由表10.12可得X=0.56，Y=1.99，
查表10-11得fp=1.3 （范围1.2~1.8）由式（10.7）得
P=fp*XFr+YFa=1.3（0.56*2960+1.99*1430）=5850N

求所需的基本额定动载荷
查表10.9得，ft=1。
所以，由式（10.6）得
Cr=Pft*60n106Lb=30KN。

选择轴承型号
查表得，按d=35mm,选定7207CJ型轴承。符合要求。

第二对轴承
求当量动载荷P
因该向心轴承承受Fr和Fa的作用，必须求出当量动载荷P。计算时用到的轴向系数X，轴向系数Y要根据Fa/Cor值查取，。根据表10.12，暂取Fa/Cor=0.029，则e=0.22.。因Fa/Fr=1380/11300=0.122型轴承。符合要求。

第三对轴承
选定轴承型号
由于该轴只受到轴向载荷，故选择N系列轴承。由d=70mm，查表得到，N214符合要求。

第四对轴承
选定轴承型号
同第三对轴承

八，联轴器的选择

设计项目
计算公式及说明
结果
选择联轴器类型
选择弹性柱销联轴器，其制造简单，有缓冲等作用
弹性柱销联轴器
选定联轴器型号
1）求计算扭矩
2）选定型号
输入端联轴器：
根据电动机和输入轴的直径尺寸，选择HL3弹性柱销联轴器J42*84J130*60GB5014-85。满足许用转速和扭矩的要求。

输出端联轴器：
根据卷筒和输出轴的直径尺寸，选择HL5联轴器J60*107J170*142GB5014-85。满足许用转速和扭矩的要求。

九.润滑和密封的选择
1低速级大齿轮通过浸油润滑，中间轴上齿轮通过啮合进行润滑。轴承通过齿轮带出的油经过油沟进行油润滑
2输入和输出轴端采用毡封油圈进行密封，在两处轴承盖的位置添加。分别根据两处不同的轴径，选择不同尺寸的毡圈（见总图所标）。

十一.设计小结
在本次机械设计课程设计过程中，有以下几点心得体会。
1）设计的基础是你必须有良好的经验和理论基础，还要有足够的耐心去完成大量的查表和绘图工作。
2）要能够合理的安排自己的时间，而且要在设定的时间内尽量的完成自己的任务。
3）态度决定一切。
4）要能吃苦耐劳

十二.参考资料
【1】朱如鹏主编，机械设计课程设计，南京航空航天大学，2010。
【2】徐龙祥，周瑾主编，机械设计，高等教育出版社，2008.6。
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