电动绞车传动装置_机械设计课程设计说明书.doc

1 / 37机械设计课程设计说明书设计项目：电动绞车传动装置专 业：机械设计制造及其自动化 2 / 37目录1 电动机的选择………………………………………………………32 传动装置的总传动比及其分配……………………………………43 计算传动装置的运动和动力参数…………………………………54 齿轮零件的设计计算……………………………………………… 61 开式齿轮传动........................................ 62 高速级齿轮传动......................................103 低速级齿轮传动…………………………………………………155 轴的设计…………………………………………………………… 192 高速轴的设计……………………………………………………………… 20⒉中速轴的设计……………………………………………………………… 233 低速轴的设计……………………………………………………………… 276 键的校核…………………………………………………………… 297 轴承寿命的验算…………………………………………………… 318 润滑与密封………………………………………………………… 359 设计小结………………………………………………………… 3 / 3736㈩ 参考文献………………………………………………………… 36二、电动机的选择（1）选择电动机类型按工作要求用 Y 型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为 380V。

2）选择电动机容量电动机所需工作功率，按参考文献[1]的（2-1）为 awdP由式（2-1）得 10.VFw kw传动装置的总效率 绞 盘开闭轴 承联 252a查参考文献[1]第 10 章中表 10-2 机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分效率为：联轴器效率 9.0联 ，滚动轴承传动效率（一对） 98.0轴 承开式齿轮传动效率 5开,减速器内闭式齿轮传动97.0闭绞盘 6.绞 盘 代入得76.095.6.097.8.0. 252 所需电动机功率为kwVFPww 78.102.410.  4 / 37awdP4.97kw因载荷平稳，电动机额定功率 cdP略大于 d即可，由参考文献[1]第 19 章所示 Y 型三相异步电动机的技术参数，选电动机的额定功率 cdP为 5.5kw3）确定电动机转速卷筒轴工作转速为min50.21in2407.16106 rrDvn 由参考文献[1]表 2-2 可知，两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为 8~40，则总传动比合理范围为 4~8ai,开式齿轮传动传动比为 7~3bi故电动机转速的可选范围为min60251min.21)804( rrnd 符合这一范围的同步转速有 1500 和 3000 两种方案进行比较。

由参考文献[1]表 19-1 查得电动机数据及计算出的总传动比列于表 1 中表 1 电动机数据及总传动比电动机转速n/( mir)方案 电动机型号额定功率 kwPcd/同 步转 速满 载转 速1 Y132M-4 5.5 1500 1400 5 / 372 Y132S-4 5.5 1500 1400表 1 中，方案 1 的电动机重量轻，价格便宜，但总传动比大，传动装置外廓尺寸大，结构不紧凑，制造成本高，故不可取综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格以及总传动比，选用方案 2 较好，即选定电动机型号为 Y132S-4三．传动装置的总传动比及其分配计算总传动比：根据电动机满载转速 mn及工作机转速 n，可得传动装置所要求的总传动比为3.2398.65.140398.6闭开 闭开 则取 iiia合理分配各级传动比：对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮的材料的材质相同，齿宽系数相同时，为使各级大齿轮浸油深度大致相近（即两个大齿轮分度园直径接近） ，且低速级大齿直径略大，传动比可按下式分配，即 ii)5.1~3(1式中：—高速级传动比i—减速器传动比又因为圆柱齿轮传动比的单级传动比常用值为 3～5，所以选53.1i, 04.2i。

四．计算传动装置的运动和动力参数传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速 min140rinomⅠ .2653.10iⅡ in46.0.12102 rinim＝Ⅲ（2）各轴输入功率选电动机型号为Y132S-4 6 / 37kwPd 58.49.0782.42103652Ⅲ工作机轴 kw94.38.0..43 Ⅲ（3）各轴输入转距 mNPTmdd .9632107.950id ..63201 .537198 mNiT .680.45.723Ⅲ工作机轴 i .061759.5398.0.6834 Ⅲ表 2 运动和动力参数轴号功率P/kw转距T/(N.m)转 速n/(r/min)传动比i效率 电动机轴4.97 32.96 1440 10.99高速轴Ⅰ4.82 32.63 14405.530.95中速轴Ⅱ4.58 171.53 260.404.04 0.95低速轴Ⅲ4.36 658.75 64.46工作机轴3.94 1785.06 21.49 3 0.90五．齿轮零件的设计计算传动比分配为 84.2,9.31ii 7 / 37（一）开式齿轮传动设计参数： 3min46..1029.3irnNTkwP1．选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数。

1）选用直齿轮圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用 7 级精度（GB10095-88）3）材料及热处理：选择参考文献[2]表 10-1 小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS4）试选小齿轮齿数 17Z，大齿轮齿数5312iZ， 2．按齿面接触强度设计按参考文献[2]式（10-9a ）进行试算，即3211 ][. HEdt ZuKTd（1）确定公式内的各计算数值1）试选 Kt=1.32）由参考文献[2]表 10-7 选取齿宽系数 Φd=13）小齿轮传递的转距 mNT.102.9414）由参考文献[2]表 10-6 查得材料的弹性影响系数12EZ89.aMp5）由参考文献[2]图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim160HaP；大齿轮的接触疲劳强度极限 2limH6）由参考文献[2]式（10-19 ）计算应力循环次数 81 1045.)8302(146.0hjLnN88295.35. 8 / 377）由参考文献[2]图 10-19 查得接触疲劳寿命系9.095.021HNHNK，；8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由参考文献[2]式（10-12）得 MPaSHN570695.0][1lim1 KH 49.][2li2（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径 1td，有计算公式得3211 ][. HEdt ZuKTdm25.18549.309.62.3 22）计算圆周速度 ssndvt 39.01066.2.84.1063) 计算齿宽 bmtd5..1 4)计算齿宽与齿高之比 h模数 Ztt 69.172.83齿高 mmht 5.1.5. 6.128b5)计算载荷系数 K已知载荷平稳，由参考文献[2]表 10-2 选取使用系数取 1AK；根据 smv398.0，7 级精度，由参考文献[2]图 10-8 查得动载系数 1vK； 9 / 37直齿轮， 1FHK；由参考文献[2]图 10-4 用插值法查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， 435.H ；由 56.7hb， 21查参考文献[2]图 10-13 得31FK，故载荷系数49.135.0.HvAK6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献式（10-10a）得mKdtt 615.23.14925.831 7）计算模数 mZm.716.3. 按齿根弯曲强度设计由参考文献[2]式（10-5）321][FSadYZKT（1）计算公式内的各计算数值1）由参考文献[2]中图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE501，大齿轮的弯曲疲劳极限 MPaFE3802；2）由参考文献[2]图 10-18，查得弯曲疲劳寿命系数9.1FNK， 92.FN；3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳许用应力 S=1.4，由参考文献[2]式（ 10-12）得MPaaSKFENF 71.2494.138092][5.52211 4）计算载荷系数 365..FvA 10 / 375）查取齿型系数 由参考文献[2]表 10-5 查得 97.21FaY；316.2FaY。

6）查取应力校正系数 由文献[2]表 10-5 查得 5.1Sa；70.2Sa7）计算大，小齿轮的 []FaSY，并加以比较 01579.7.249316][ 8.5.21FSaFY大齿轮的数值大(2) 设计计算 mm57.4019.17.635.324对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲疲劳强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关， m5，并按接触疲劳强度算出的分度圆直径 1d=122.615mm，算出小齿轮齿数23.456.21Z取 1=25，则 7512Zi，取 2Z=754．几何尺寸计算1）计算大、小齿轮的分度圆直径mZd375212）计算中心距a20213）计算齿轮宽度851dbmm 11 / 37则取 mB852； 901二）高速级齿轮的设计设计参数： 53.min140.26.84irnNTkwP两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级常用斜齿轮，则设计第一传动所用齿轮为斜齿圆柱齿传动1．选定齿轮的精度等级、材料及齿数。

1）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用 7 级精度（GB10095-88）2）材料及热处理：由参考文献[2]表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS3）试选小齿轮齿数 231Z，大齿轮齿数 9.75.12iZ，取 128Z4）选取螺旋角初选螺旋角 β=14°2.按按齿面接触强度设计按参考文献[2]式（10-21）计算，即 21312()[]tHEtdKTZu（1）确定公式内的各计算数值1）试选 Kt=1.62）由参考文献[2]图 10-30 选取区域系数 ZH=2.4333）由参考文献[2]表 10-7 选取齿宽系数 Φd=14）由参考文献[2]图 10-26 查得 65.18.07.02121  则，5）小齿轮转距 1T32.63 3N.mm6）由由参考文[2]表 10-6 查得材料的弹性影响系数2EZ89.aMp7）由参考文献[2]图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim160HaP；大齿轮的接触疲劳强度极限取 nm21Z=222=121a=147 '48321md7.24851B52 12 / 37lim250HaMP8）由参考文献[2]式（10-13 ）计算应力循环次数。