慢动卷扬机传动装置设计方案

慢动卷扬机传动装置设计方案

计 算 及 说 明 主 要 结 果 滚筒直径D（mm） 1

1 设计题目 1.1设计题目 方案2：间歇工作，每班工作时间不超过15％，每次工作时间不超过10min，满载起动，工作中有中等振动，两班制工作，钢?速度允许误差±5％。小批量生产，设计寿命10年。传动简图及设计原始参数如表： 数据编号 钢?拉力 F（KN） 8 25 钢?速度 V（m/s） 12 400 表1-1 原始数据 2 系统总体方案的确定 2.1系统总体方案 电动机→传动系统→执行机构，初选三种传动方案，如下： 方案1二级圆柱齿轮传动 方案2 蜗轮蜗杆减速器 方案3 二级圆柱圆锥减速器 2.2系统方案总体评价

计 算 及 说 明 比较上述方案，在方案2中，此方案为整体布局小，传动不平稳，虽然可以实现较大的传动比，但是传动效率低。方案1结构简单，且传动平稳，适合要求。方案3中的方案布局比较小，但是圆锥齿轮加工较困难，特别的是大直径，大模数的锥轮，所以一般不采用。 最终方案确定：采用二级圆柱齿轮减速器，其传动系统为：电动机→传动系统→执行机构. 1000??1000?12 ??9.55rmin?D??400主 要 结 果 3 传动系统的确定 3.1 选择电动机类型 1.功率计算 卷筒速度计算：n? 卷扬机卷筒输出功率：Pw=FV=25*12/60=5KW 传动效率计算： ???12??22??34??4??5?0.99?0.97?0.98?0.95?0.96 ?0.8224 ?1-弹性联轴器的效率取0.99?2-闭式齿轮（8级精度）的传动效率取0.97 ?3-滚动轴承的效率取0.98?4-开式齿轮传动效率取0.95 ?5-卷筒传动效率取0.96 5??6.25电机所需要的功率：?d? ?0.8?w 2

计 算 及 说 明 根据所算的功率查资料，查的有三种电机可选择：Y132M-4， Y160M-6和Y160L-8。将它们各个参数比较如下表： 型号 额定功率（KW） 满载转速(r/min) Y132M-4 Y160-6 Y160L-8 2、方案比较： 方案（一）： 按所给设计参数，选用直齿圆柱齿轮传动。查表得直齿圆柱齿轮的传动比的取值范围是闭式3~5；开式4~7。转速为n=1440r/min,功率P=7.5K，传动比为i=150.78。由于是直齿圆柱齿轮，故若取开式传动比为i3?7，则减速器传动 7.5 720 1900左右 75.39 7.5 970 1600左右 101.57 7.5 1440 1100左右 150.78 价格 总传动比 主 要 结 果 3

比为21.54，则闭式传动比为 i1?1.3?21.54?5.29 i2?5.29?4.07 1.3根据经验，双级减速器的齿轮传动比最好不要超过4，以免齿数比太大导致齿轮受破坏程度相差太大。

计 算 及 说 明 方案（二）： 转速n=970r/min,功率P=7.5KW传动比为i=101.57。由于是直齿圆柱齿轮，故若取开式传动比为i3?7，则减速器传动比为主 要 结 果 14.51，则闭式传动比为 方案（三）： 转速为n=720r/min,功率P=7.5K，传动比为i=75.39。 由于是直齿圆柱齿轮，故若取开式传动比为i3?6.2，则减速 器传动比为12.16，则闭式传动比为 3.976 i2??3.058 i1?1.3?12.16?3.976 1.3 符合要求， 故选用方案（三）。 4.34?3.338i1?1.3?14.51?4.34i2? 不符合要求 1.3 4 传动装置的运动和动力参数 4.1.确定传动比分配 1、传动比分配 选用电机Y160L-8，转速n=720r/min,功率P=7.5KW。 直齿圆柱齿轮传动，传动比为： i1?3.976i2?3.058i3?6.2n?9.55rmin ??0.8 ， 2.各轴转速计算 ?d??6.25 4

计 算 及 说 明 n1720n2???181.087（r/min） i13.976 n2181.087n3???59.217（r/min） i23.058 n59.217 n4?3??9.551（r/min）i36.2 n'?n4?9.551（r/min）转筒的实际转速为， n?n??100%? n 9.55?9.551 ?100%?0.01%?5%9.55 传动分配合适。 3.各轴输入功率与转矩计算 P1?Pd?1?6.25?0.99?6.188kw P2?P?2?3?6.188?0.97?0.98?5.882kw 1 P3?P2?2?3?5.882?0.97?0.98?5.591kw P4?P3?4?5?5.591?0.95?0.96?5.099kw P6.188333T1?9550?10?1?9550?10??82.077?10(N?mm) n1720 P5.882T2?9550?103?2?9550?103??310.200?103(N?mm) n2181.087 P5.591T3?9550?103?3?9550?103??901.774?103(N?mm) n359.21 P45.099336T4?9550?10??9550?10??5.098?10(N?mm) n49.551 终上，各轴的参数如下表： 表4-1轴的参数 编功率（KW） 转速转矩（N.mm) 号 （r/min) 82.077?103 1 6.188 720 n1?n额?720（r/min）

主 要 结 果 5

计 算 及 说 明 2 3 4 5.882 5.591 5.099 181.087 59.21 9.551 310.200?103 901.774?103 主 要 结 果 i1?3.976 i2?3.058 5.098?106 5 齿轮设计 5.1高速轴齿轮传动设计 1.选定齿轮精度等级`材料和齿数 1）按给定设计方案，选用直齿圆柱齿轮。 2）卷扬机为一般工作机，速度不高，V=12m/min,故选用8级精度（GB10095-88）。 3）材料选择 由资料[1]表10—1选择小齿轮材料为40Cr(调质），硬度为280HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS，二者差为40HBS。 4）选小齿轮的齿数为:Z1=22，则大齿轮的齿数为z2?22?3.976?87.5i3?6.2 选用方案（三） n1?n额?720（r/min）n2?181.087（r/min）n3?59.217（r/min）n4?9.551（r/min） ，取Z2=87。取压力角??20?。 由于减速器齿轮传动为闭式传动，可以采用齿面接触疲劳强 度设计，按弯曲疲劳强度校核。2.按齿面接触疲劳强度设计 按设计计算公式计算 dt?2.32?3KtT1u?1Z??(E)2?du?H 1)确定公式的各计算值 （1）试选载荷系数

Kt?1.3 6

计 算 及 说 明 （2）齿轮传递的转矩 T1?82.077?103(N?mm) 主 要 结 果 P1?6.188kwP2?5.882kwP3?5.591kwP4?5.099kw（3）由资料[1]表10-7选取齿系数?d?1.0 （4）由资料[1]表10-6查得材料的弹性影响系数12 ZE?189.8MPa。 3（5）从资料[1]图10—21（d)查得，小齿轮疲劳极限为：T1?82.077?10(N?mm)3T?310.200?10(N?mm)2?Hlim1?600MPa ，T?901.774?103(N?mm)3T4?5.098?106(N?mm （6）计算应力循环次数 N1?60n1jLh?60?720?1?(2?8?300?15)?3.11?109 9 N2?3.11?10?7.782?1083.976 （7）查资料[1]图10—19得接触疲劳寿命系数为： KHN1?0.88 KHN2?0.9， （8）计算接触疲劳许用应力： KHN1??Hlim10.88?600[?H]1???528MPa S1 KHN2??Hlim20.9?550[?H]2???495MPa S1 （5-4） 2）计算 （1）试算小齿轮分度圆直径d1，代入?Hl中较小值： 31.3?82.077?104.976189.8d1t?2.32?3??()2?62.608mm 13.976495 （2）计算圆周速度 ?d1tn1??62.587?720????2.360m s 60?100060?1000 大齿轮疲劳极限为：?Hlim2?550MPa 。 ?? 7

计 算 及 说 明 （3）计算齿宽 b??d?d1t?1?62.587?62.587（mm） （4）计算齿宽与齿高之比b/h d62.587 mt?1t??2.845mm模数： z122 齿高：h?2.25mt?2.25?2.845?6.401(mm) b62.587??9.773 h6.404 （5）计算载荷系数 根据??2.360m，8级精度，查资料[1]图10—8得， s， 载荷系数为Kv?1.08，因为是直齿轮，由资料[1]表10—3 查得 KH??KF??1 ， 由资料[1]表10—2查得使用系数为KA=1.50（*中等冲击）， 由资料[1]包10—4查的小齿轮8级精度，非对称布置时： KH??1.15?0.18?(1?0.6)?0.31?62.587?10?3?1.457由 b62.587??9.773，KH??1.457 查资料[1]图10—13得h6.404 KF??1.55，故载荷系数为 K?KVKAKH?KH??1.08?1.5?1?1.457?2.36 KV??动载荷系数； KA??使用系数； KH???齿间载荷分配系数； KH???齿向载荷分配系数。 主 要 结 果 8

计 算 及 说 明 （6）按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径 主 要 结 果 d1?d1t3K2.36?62.587?3?76.350 Kt1.3 (7) 计算模数m m?d1z1?76.35022?3.47 3.按弯曲疲劳强度校核 由式（1-5）得弯曲强度的设计公式： m?3YFaYSa2KT1?()2?dZ1??F? T1??输入转矩；K??载荷系数；YS???应力校正系数；YF???齿形系数；??F???许用应力；?d??齿宽系数； z1??由齿面接触疲劳强度设计计算所得齿数。1）确定公式内的各参数值： ?1?由资料[1]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：?FE1?500MPa ， 大齿轮的的弯曲疲劳极限为： ?2?由资料[1]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1?0.82,KFN2?0.88 ， ?3?计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数S?1.4，由资料[1]式（10-12） 得： ?FE2?380MPa 9

计 算 及 说 明 主 要 结 果 ??F?1?KFN1?FE1?0.82?500?292.857MPaS1.4??F?2?KFN2?FE2?0.88?380?238.86MPaS1.4 （4）计算安全载荷系数： K?KVKAKF?KF??1.08?1.5?1?1.55?2.511 （5）计算齿形系数：查资料[1]表10—5得 YFa1?2.72，YFa2?2.206 （6）计算齿形应力校正系数： 查资料[1]表10—5得 YSa1?1.57 YSa2?1.777 YFaYSa（7）计算大、小齿轮???并加以比较 ： FYFa1YSa1??F?12.72?1.57??0.01458292.8572.206?1.777??0.01641 238.86YFaYSa数值大。 ??F?YFa2YSa2??F?2比较得，大齿轮的2）设计计算： 32?2.511?82.077?10 m?3?0.01641?2.408222 （5-13） 对此计算结果，由于按齿面接触疲劳强度计算的模数YFaYSa将???中较大值代入公式得： F

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