卷扬机的机械系统的结构设计.docx

卷扬机的机械系统的结构设计1 设计要求：、电动机传送带减速器图 1 卷扬机的组成部分示意图原始数据：卷扬机的组成部分如图 1 所示：F = 8 KN卷扬机是有电动机驱动，经带轮和齿V = 0.94 m/s轮减速装置带动卷筒转动，从而带动钢D = 320 mm丝绳提升货物。使用说明：两班制，运转时间为工作时间的 70%允许工作误差5% ，有中等的冲击，使用 15 年。三年一次中修，工作制8 小时,300 天/年，室外工作20 到 30 度。2 设计容：（1） 根据任务说明对卷扬机的机械结构的总体方案的设计，确定加速器系统执行系统，绘制系统方案示意图 如图 1。（2） 根据设计参数和设计要求采用优化设计使系统运转良好。（3） 选用电动机的型号，分配减速器的各级传动比，并进行传动装置工作能力的计算。（4） 对二级减速器进行结构设计，绘制装配图及相关的关键零件的工作图。（5） 编写课程设计报告说明书3. 设计目的通过工程设计过程个主要环节的设计的训练，了解机械设计知识在工程中的运用，掌握相关的基本知识基本理论和基本方法的运用能力，现代设计理论和方法的运用能力，观察，提问，分析解决问题的独立设计工作的能力。解题过程：一 电动机的选择选择电动机的类型按工作要求及条件选用三相笼型异步电动机，封闭式结构， 电动机所需的工作功率为WP PKWdha式 中 h h h12n为各运动副的效率对于三角带传动效率h = 0.961滚动轴承每对传动效率h = 0.982圆柱齿轮的传动效率h = 0.973齿轮连轴器的传动效率h = 0.994那么h=h ×h 3 ×h 2 ×h= 0.84a1234p=Pw= 11.42kwd1000ha确定电动机转速取V 带的传动比i =24,圆柱齿轮减速器的传动比为i 84012则总的传动比的合理围是 i 16160故电动机的转速可选a围n = ida· n = （16160）×406405600 r min可选用的电动机有 1500r m in 1000r/min3000r/min 根据电动机的工作功率P11.42kw由机械零件手册查得 三种异步电动机型号 如下表 1.方案额定功率（kw ）电同动 机 转 速步满载满电流 A载时效率功率因数额定电流额定转速额定转矩Y160M-215KW3000293029.488.20.88722.2Y160M-415KW1500146030.388.50.8572.22.2Y180L-615KW100097031.489.50.816.51.82Y200L-815KW73034.1880.7661.82综合考虑到电动机的传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，可选用方案 2。即选用Y160M-4。二、确定传动装置的总传动比和分配传动比。由选定的电动机满载转速 nm和主动轴转速 n 可得传动装置的总传动比为：mi = n1460= 36.5an40分配传动装置的传动比：由式i = i × ia0i 为带传动0i为减速器传动比为使V 带传动外廓尺寸不应过大，初选 i =2.8则减速器的的传0动比为ii = ia = 130分配减速器的各级传动比由高速级传动比=i1则低速级的传动比为i= 4.261.4 × ii13= i = 4.26 = 3.0521三、计算传动装置的运动和运动参数为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩各轴高速级到低速级依次为 轴、轴i i 为相邻两轴间的传动比；0 、 1h 、h LL为相邻两轴间的传动效率0102P、P LL为轴的输入功率（kw）12T 、T LL为各轴的输入转矩（N × M )12n 、n12LL为各轴的转速（r min)（1）各轴的转速：I轴：nI= 1460 = 521.42 2.8P轴：nP= 521.42 = 122.394.26PI轴：nPI = 122.39 = 40.133.05卷筒轴：n. IV（2） 各轴的功率如下 ：I= P ´h轴d1= 11042´ 0.96 = 10.96KWP= P ´h ´h轴123= 10.96 ´ 0.98´ 0.97 = 10.41KWIP= P轴P´h ´h23= 10.41´ 0.98´ 0.97 = 9.89KW卷筒轴的为P ´h ´hI P24= 9.89 ´ 0.98´ 0.99 = 9.59KW各轴则按电动机轴至工作机运动传递路线推出得到各轴的运动参数如表 2.10.9610.74199.71195.71521.4210.4110.2808.73792.55122.394.260.959.899.692344.82297.8740.133.050.959.599.392274.92229.3940.1310.97各轴功率输入电动机轴 轴 轴 轴 卷筒轴转矩输出输入11.42输出转速传动比 效率74.314602.80.96四、传动零件的设计计算 1 带传动的设计P Kcaa· P1.2 ´1518式中：Pca® 计算功率P 为传递的额定功率K 工作情况系数 在表 86 中查得 Ka=1.2<<机械设a计西北工大七版2.选择带型根 据 普 通 V 带 B 3.小带轮基准直径d1 = 200mm得d =n1 d (1-Î) =1460* 200(1- 0.02) = 548.80mm2n12521.42验算带的速度根据式pd × n11v =160 ´1000= 15.28 m s带轮在 5-25m/s 围合适基准直径d = i × d201= 2.8 * 200 = 560mm4. 确定中心矩 a 和带的基准长度0.7(d1+ d ) < a20< 2(d1+ d )2524.16 < a < 1497.6取a = 7000则按式1计算所需基准长度L0L= 2a00+ p (d21+ d ) +2(d - d )2124aL » 2 * 700 +00p (200 + 548.8) + 2(548.80-200)24 *700= 2619.06mm查取表 8-2 取和L' 相近的V带的基准长度 L = 2800mmdd通过计算实际中心距近似计算a » aL - L+d0= 700 + 2800 - 2619 = 790.5mm0225. 验算主动轮的包角a » 180o - d 21- d1 ´ 57.3o » 1550 > 1200 合适a6. 确定带的根数 Z由13 -15得PZ = (P0ca+ DaP )K K0L式中P0= 5.13在表13 - 3中得的由13 - 9得传动比为2i =d=548.8= 2.8d (1-e )200 *(1- 0.02)1由i = 2.8查表13 - 4得DP = 0.13Z =18= 4（5.13 + 0.13）´1.2 ´ 0.95所以带数为4根7. 求作用在带轮轴上的压力F 的计算式0P2.5F = 500ca (-1) + qv2由0Z ×V Ka式中的q查表13 -1得为0.17kg / m=500 ´18F（04 ´15.282.51.2-1）+ 0.17 ´15.282 = 251.73N所以作用在轴上的压力是：F = 2ZFsin1 = 2 ´ 3´ 251.73´ Sin1550= 1474.57 NaQ0228 选择带轮的材料为HT200(高速级)9 带轮宽的计算公式为B=（Z-1）e +2f查表 8-10 得e=15f=10z 为轮槽版减速器齿轮的设计西北工业大学七减速器高速级的设计对于直齿圆柱齿轮的传动 卷扬机为一般工作机器, 速度不高故选用 7 级精度(GB/0095-88)材料选择:由表 10-1 选择小齿轮的材料为 40Cr(调质)硬度280HBS, 大齿轮的材料为45( 调质) 硬度为240HBS西北工业大学七版初 选 小 齿 轮 数 为25则 大 齿 轮 数 为Z = u × Z21= 25´ 4.26 = 106按齿面接触强度设计k ×Tu ±1Z3Fdut1 ×(E )2Hsd ³ 2.32a机械设计200 页Z ® 弹性影响系数E确定各计算数值试选载荷系数K = 1.3t小齿轮的传递转矩P10.96 ´103T = 9500 ´11 = 9500 ´= 2.00 ´105n521.42N · m由表 10-7 选取齿宽系数为 d=1西北工业大学七版由表 10-6 查得材料的弹性影响系数ZE= 189.81mpa 2由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的疲劳强度极限为600mpa撒 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限 s= 550mpaHlim西北工业大学 七版由式 10-31 计算应力循环次数N =60*njL1nN = 7.5´108 24.26=7.5×108= 1.76 ´108查图 10-19 查得接触疲劳寿命系数为KHN1= 0.9K= 0.93HN2计算接触疲劳许用应力,取失效概率 1%安全系数 s=1.05 由齿轮许用应力计算式 (10-12)西北工业大学 s=KHN1×s Hlim1 =0.9 × 600mpa= 514.3mpaH 1s1.05计算s=H2KHN 2×sHlim2s= 0.93× 550mpa 1.05= 487.1 mpa 计算小齿轮分度圆直径d 代入s 中的较小值1tH1.3´ 2 ´105 4.26 +1 ×æ 189.8 ö214.26ç 487.1 ÷èøk ×Tu ±1Zd ³ 2.32a3t1 ×(s E )2= 2.32= 82.38mmFduH计算圆周速度pd × nV =1t160= p ×82.38*521.42= 2.24´100060 ´1000ms计算齿宽bb = fd ×d1t计算齿宽和齿高之比b h= 1´ 82.38 = 82.38mm模数mt= 1tdz1= 82.38 = 3.29 mm 25齿高h = 2.25 ´ m = 2.25 ´ 3.29 = 7.40 mmtbh= 82.38 = 11.13 mm 7.40计算载荷系数根据 v=2.24m/s七级精度 由图 10-8 查得动载荷k = 1.4vK Ha = 1.1直齿轮假设 k FA t/ b = 100 N/M由表 10-3 查得由表 10-2 查得使用系数 K = 1.50A由表 10-4 查 7 级精度,小齿轮相对支承非对称布置时bK=1.12 + 0.18(1+ 0.6) + 0.23´10-3 ´82.38 =1.42Hbb由b/h=11.13K= 1.42查图 10-13 得K= 1.26 故HFkk = k × k × k× k= 1.5 ´1.4 ´1.42 ´1.1 = 3.28AVHaHb33.1281.3按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径有d = d1k1t 3 k= 82.38= 112.14mmt1计算模数m = dz1= 112.14 = 4.48 254. 根据齿根弯曲强度校核由式s= kF × Y× Ys 机械设计F197 页西北工业大学 tFabmSa £Fk 载荷系数Y齿形系数FaY应力校正系数Sa 确定式中的各系数 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲强度极限sFE1= 500Mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限sFE 2= 380Mpa"由图 10-18 查得疲劳寿命系数K=0.91K=0.94 计算弯曲许用应力FN1FN2取弯曲疲劳许用系数为s=1.5由式 10-12 得K0.91 500×s´o=FN1FE1 = 303.3MpaF 1S1.5s F 2K×s0.94 ´ 380=FN 2FE 2 =238.13Mpa S1.5 计算载荷系数kK =K ×K × K× K= 1.5 ´1.4 ´1.1´1.24 = 2.86avFaFb查取齿形系数由表 10-5 查得Y=2.62 Y=2.18查取应力校正系数 由表 10-5YFa1=1.59YFa2=1.79则对于小齿轮由 skF ×Y×YSa1Sa2=tFa F 1bmSa = 100 £ 303.3mpa据上数据得 应该增加齿数降低模数故选 m=2z =35查表取 Y=2.45Y=1.65则计算得到sF11< 303.3mpaFaSa对于大齿轮Z =iz =35*4.26=149mm21d = m×z22= 149´ 2 = 298mm选大齿轮的齿宽系数为0.5则b = 298´ 0.5 = 82.52计算得到大齿轮的强度足够大低速级的齿轮设计1.1)选用直齿圆柱齿轮传动2) 对于其速不高,故选 7 级精度3) 材料选择,选小齿轮的材料为 40Cr 硬度为 280HBS 大齿轮的材料为 45(调质)硬度为 240HBS4) 选小齿轮的齿数为 25则大齿轮的齿数为Z=20*3.05=612. 按齿面接触强度设计K × Tu + 1 æ zö2è1tød ³ 2.323ft d 1 ×u× ç s 1 ÷H确定式中各参数1) 选定载荷系数K =1.3t2) 计算小齿轮传递的转矩3) 由表 10-7 选取齿宽系数 fd = 14) 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 Z =189.8 Mpa1/2E5) 由图 10-21d 按齿面硬度查得 小齿轮的疲劳强度极限为600Mpa大齿轮的接触疲劳极限为s= 600HLim6) 由 10-13 式计算应力循环次数MpaN = 60njL1n= 60´122.39´1´8´10´ 300 = 1.76´109N = N1.76´1091 =5.77 ´1082i3.057) 由表 10-19 查得接触疲劳寿命系数KN1=0.90Kn2=0.928) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1% 安全系数 S=1.05 由齿轮许用应力计算是 10-12s=KHN1×s Hlim1 =600 ´ 0.90= 514.28MpaH 1S1.05s=KHN 2×s Hlim 2 =550 ´ 0.92= 438.09MpaH 2 计算S1.051) 计算小齿轮分度圆直径 d1带入取小值的K ×Tu +1 æ zö2è1tød ³ 2.323ft d 1 × u× ç s 1 ÷= 38.42mmH2) 计算圆周速度V = p 38.42 ´122.39 = 0.25 m60 ´1000s3) 计算齿宽b = fd ×d1t= 38.42mm4) 计算齿宽与齿高之比b/h模数m = d1t z1= 38.42 = 1.537mm 25齿高h = 2.25×1.537 = 3.46mm则 b = 11.0 h5) 计算载荷系数根据V=0.25 m/s 7 级精度由图10-8 查得懂载荷系数K =1.01V直齿轮假设K F <100m/s由表 10-3 查得K= 1.1A tHa由表查得使用系数K =1.50A由表 10-4 查得 7 级精度小齿轮相对支承非对称布置时bK= 1.12´ 0.18(1+ 0.6fd2 ) + 0.23´10-3 b = 1.417H由b/h=11.11K= 1.420Hb西北工业 大学查图10 -13得K= 1.3Fb则 KK = KK KK= 1.5 ´1.01´1.1´1.417 = 2.450V ·AHA·HB6) 按实际得载荷系数校正所得的分度圆直径由 图 10-10ad = dK11t 3 K= 38.4232.451.3= 47.45mmt计算模数m=d /z =1.90 mm113. 根据齿根弯曲强度校核根据校核式s= k × F ×Y Ys FK 载荷系数tFabmSa £FY 齿形系数FaY 应力校正系数Sa1) 确定式中各数值由图 10-20c查得小齿轮弯曲疲劳极限o= 500FEMpa大齿轮的为400MpaKFN1KFN 2= 0.91= 0.922) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳许用系数.s=1.5由式 10-12 得ss= KFN1 ×s FE1 = 500 ´ 0.91 = 303.33F1S1.5Mpa= KFN 2 ×s FE 2 = 400 ´ 0.92 = 246.33MpaF 2S1.5a3) 计算载荷系数K = K × K × K× K= 1.5 ´1.01´1.1´1.23 = 2.05AVFFB由表 10-5 查得YFA1Y= 2.62= 2.22Ysa1Ysa= 1.59= 1.77Fa22K×Y×Yo=FtFaSa < 438.9o< 2sF1F1F1bmMpa则可以适当增大齿数减小模数故选 m=1.5则取 Z =30Z = 30 ´ 3.05 = 92124. 几何参数选定1) 计算分度圆直径d =30*1.5=45mm1d =92*1.5=138mm22) 计算中心距a = d1 + d 2 = 75 +138 = 111.5mm22计算齿宽b = fd ×d12T2 ´8.08´105= 45´1 = 45mmF = 35911N1验算td45K × FAt < 100N ×m b结果合格5. 关于齿轮的结构设计(见附图)关于从动轴的设计1 选取材料轴的材料选用 40Cr 载荷较大无很大冲击由表查得 3.13-1 查得硬度为 241-266HBS抗拉强度 750 Mpa屈服极限550 Mpa扭转疲劳350 Mpa西北工业大学七版2. 由表 2 查得 P =9.59kw3= 40.13Tn33= 2.274 ´1062求得低速级大齿轮的分度圆直径 d =138mm 其中a = 2002T2 ´ 2.274´106F =3 = 32969Ntd1382F = F × tga = 32969 ´ tg 200 = 11999.73Nrt轴向力 F =0a垂直齿轮的接触法向力F =t= 32969 35450.53NFncosa0.93计算转矩由表 18-1机械设计取 K=1.4T =1.4*2274.89*103=3184.864N× mmc根据TC值 查 GB5014-85<<机械零件简明手册P80 轴孔直径为d=65轴孔直径为 1423. 初选滚动轴的系数按照低速级大齿轮的系数得： 齿轮直径为 138长度 45且初选轴承为 6308 型深沟型轴承：机械设计课程设计手册型号基本尺寸安装尺寸基本额定动载荷额定静载荷dDBdDaaCrC06308409023498140.8kw24极限转速为 7000按照轴承和齿轮的数据设计轴的下面的轴4 确定轴的倒角是1.5450下面进行受力分析基本参数额定动载荷 40.8KW额定静载荷是 24KWd=40d=90B=23按照弯矩对轴进行校核，判断装齿轮的截面是危险截面FAr131Ft77(1) 垂直方向的支反力F=77´ FAV77 +131r= 77208´11999 = 4441.9NB=131´ FBV131+ 77r131= 77 +131´11999 = 7557.0N(2) 水平方向的支反力；F= 77 ´ 32969 = 12204NAH208F= 131 ´ 32969 = 20764.1NBH208（3） 水平方向的弯矩图如下FAHFBHMHM= F ´131 = 12204 ´131 = 1598.7NmHA(4)垂直方向的弯矩图如下；FAVFBVMV则M= F´131 = 4441.9 ´131 = 581.89N.mVAVT1M1判断得危险截面是在齿轮装在轴上的地方；d45T= F ´ 1 = 32969 ´= 741802.5Nmm转t22应力为脉动循环，取折合系数为 0.6则当量弯矩为；M 2 + M 2vHM =M 2+ T转2aa1679.82 + 714.82Me = 1679.8Nm518.892 +1598.72= 1824.9Nm其为 45 号纲强度极限为 650Mpa所以轴的强度符合要求五： 对其他的两轴进行校核，符合强度的要求六：轴承的设计选的型号是 6308 型则数据如下型号基本尺寸安装尺寸基本额定动载荷额定静载荷dDBdDCrC0aa6308409023498140.8kw24极限转速为 70001 算当量动载荷P = XFr+ YFaFa < e = 0.8Fr则X = 0PCrY = 0所以符合要求所以P = 11199.73N2 轴的寿命计算：按照Lh106 C=()Î h 60n P式中的Lh 为工作寿命n 为轴的额定主转速是 40.13 C 为额定动载荷：40.8KWP 为当动量载荷是：11199.73N 对深沟球轴承是Î 取 3则L106 C10640800=()Î =()Î = 7.096年h60n P60 ´ 40.13 11199.73七：联轴器的选择根据上面的Tc 值查表选择的是ZC 形带制动弹性柱销式联轴器<<机械零件设计手册八.键的强度校核根据轴径的大小来选取键， I轴左边选取键12 ´ 40，GB1096 - 79 ，右边选用键16 ´ 40GB1096 - 79 ； P 轴左边选用键 20 ´ 60GB1096 - 79 。右边选取键16 ´ 50GB1096 - 79 ； IP 轴左边选用键 20 ´ 60GB1096 - 79 ，右边选用键16 ´ 60 GB1096 - 79由于齿轮跟轴的联结都是以键联结的，所以下面进行键的校核。键的许用许用挤压应力s P查机械设计表 13-1 得s =120MPaP由以上的设计数据得高速轴键的 D=30mm, b ´ h = 8 ´ 7 查机械设计课程设计表 14-26 得 W=2.29 cm3 , wT=4.94 cm3 .键的强度校核s=£ s ，其中 k= 0.5 ´ h =3.5mm2TP所 以 sdlk=PP2 ´ 66.55 ´10330 ´ 51´ 3.5= 2 4 . 8 6M P a s P= 1 2 0 M P a所以高速轴的键是安全的。其他轴的键同理可知 2 级轴s=30.5 MPa s =120MPa，所以该轴也是安全的。PP九箱体的设计（相对寸见装配图）选择箱体的材料为：铸铁（1） 箱体（座）的壁厚dd 8mm11（2） 箱盖的壁厚dd = 8mm（3） 箱座凸缘的厚度bb = 1.5d = 12mm1（4） 箱盖凸缘的厚度bb = 1.5d11= 12mm（5） 箱体凸缘的厚度b2b2 = 2.5d = 20mm（6） 箱座肋厚mm = 6.8m（7） 螺钉直径M101（8） 底座凸缘尺寸C = 25mmC = 23mm（9） 轴承旁联结螺栓直径d1（10） 箱体、箱盖联结螺栓直径d 2d = 0.75d= 0.75 ´ 16 = 12mm1f取Md = (0.5 0.6)d= 8 9.6mm102f（11） 通孔直径M1112（12） 凸圆尺寸c = 18mmc = 14mm（13） 沉头座直径M 22（14） 定位销直径M 8（15） 轴承盖螺钉直径M 8（16） 窥视孔盖螺钉直径M 4（17） 轴承旁凸台半径 RR = 14mm11112（18） 外机座至轴承座端面距离ll = c + c + (8 + 12)取l = 40mm111（19）大齿轮顶圆与机壁距离DD > 1.2d = 9.6取D = 10mm222（20） 齿轮端面与机壁距离DD > d = 8取D = 9mm( 21) d f d1d 2至轴承座端面距离16定位、润滑和密封定位：带轮与轴、齿轮与轴、联轴器与轴之间轴向与圆周方向的定位均采用键定位。轴承的轴向采用轴承套定位。键与轴承套的结构设计（略） 润滑：齿轮、轴承润滑方式均采用浸油润滑。密封：轴伸出端密封方式采用毡圈密封。端盖安装处、窥视孔盖密封方式采用垫圈密封。十：润滑剂的选择根据轴承的工作条件，对于要求不高的低速场合和轴的转速极限 为 7000r/min 我们选择的是润滑脂。（具有良好的抗水性但耐热能力差工作温度不超过 5565°C ）装配图，零件图（另附）心 得 体 会本次为期两个星期的课程设计，使我受益匪浅。一方面，使我对以往学过的课程有了全新的回顾，加深了知识的体系结构，更深刻地领悟其中的涵；另一方面，给了我一个实践的机会，让我亲身感受到机械设计的各个过程，明白设计所具备的素质，为我今后的学习指明了方向。以下是我在课程设计中的体会：1） 参考已有资料与创新。设计是一项从现实出发，复杂细致的工作， 设计质量是由长期经验积累而逐渐提高的，所以熟悉和利用已有资料， 既可减少重复工作，加快设计进度，也是继承和发展这些经验和成果， 提高设计质量的重要保证。另一方面，任何新的设计任务，又是根据特定设计要求和具体工作条件提出的，因此必须具体分析，创造性地进行设计。所以参考已有资料与创新二者不可偏废，而要很好地结合起来。2） 正确使用标准和规。设计中正确运用标准，有利于零件的互换性和加工工艺性，从而收到良好的经济效果。同时也可减轻设计工作量，节省设计时间。3） 强度计算与结构和工艺。任何机械零件的尺寸，都不可能完全由理论计算确定，而应该综合考虑对零件本身及整个部件结构方面的要求，如加工和装配工艺，经济性和使用条件等。4） 正确处理计算和画图。有些零件可以由计算得到尺寸后，画草图决定结构；而有些零件则需要先画草图，以取得计算所需的条件，零件的尺寸， 以图纸最后确定的为准。5） 理论联系实际，综合运用已经学过的理论和生产实际知识去分析和解决工程实际问题的能力。懂得机械设计的一般方法，了解和掌握常用零件， 机械传动装置或简单的设计过程和进行方式，同时具备基本的技能训 练。这次课程设计，任务比以往更繁重，计算量繁多也够为复杂，设计考虑的因素也涉及诸多方面。而这些恰恰能培养我们实事，严谨求学，科学设计的能力， 使我们养成良好的求学和科研设计作风，为我们今后的学习和工作作好充分的准备！结束语经过两周的设计一个卷扬机的基本结构和基本数据已经处理完毕，在设计过程中遇到了不少的问题和难题，不过经老师的帮助和相关质料的查询基本已经解决。通过这两周的设计，我学到了许多的知识，不光是书本上的一些理论知识而且在设计过程中必须注意的许多问题，如：如何选