《卷揚(yáng)機(jī)設(shè)計(jì)中的傳動(dòng)部分設(shè)計(jì)案例綜述》5600字

--PAGE31-卷揚(yáng)機(jī)設(shè)計(jì)中的傳動(dòng)部分設(shè)計(jì)案例綜述1.1齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)1.卷揚(yáng)機(jī)總傳動(dòng)比計(jì)算初定總傳動(dòng)比通過計(jì)算獲?。?、、為總傳動(dòng)比、電動(dòng)機(jī)的額定以及卷軸對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速。所以QUOTEi=12.475總傳動(dòng)比。2.減速器的計(jì)算=1，為此QUOTEi=12.475。本次電動(dòng)卷揚(yáng)機(jī)減速器的設(shè)計(jì)采用的是二級(jí)圓柱齒輪減速器。3.計(jì)算減速器的第一級(jí)傳動(dòng)比和第二級(jí)傳動(dòng)比由其中是低一級(jí)傳動(dòng)的傳動(dòng)比。其中，QUOTEi=12.475總傳動(dòng)比計(jì)算可以得出=4.09=3.054.查閱各級(jí)傳動(dòng)裝置的效率并計(jì)算最終的總效率查閱課本可得傳動(dòng)效率總公式：在公式里面：第一個(gè)機(jī)構(gòu)為齒形聯(lián)軸器，它的效率為=0.99，第二個(gè)機(jī)構(gòu)為滾子軸承，它的效率為=0.99，第三個(gè)機(jī)構(gòu)為精度為8級(jí)的齒輪，它的效率為=0.99，第四個(gè)機(jī)構(gòu)為齒形聯(lián)軸器，它的效率為=0.99，則整個(gè)機(jī)構(gòu)總的傳動(dòng)效率為=0.99=0.88最后卷軸最終的輸出功率是=0.88=0.887.5=6.61kW對(duì)每根軸的轉(zhuǎn)速進(jìn)行計(jì)算：減速器高速轉(zhuǎn)速軸：=750r/min減速器中間軸軸：=184.73r/min減速器低速轉(zhuǎn)速軸：=59.78r/min傳輸?shù)骄磔S的轉(zhuǎn)速：r/min對(duì)每根軸的功率進(jìn)行計(jì)算：減速器高速轉(zhuǎn)速軸：kW減速器中間軸軸：kW減速器低速轉(zhuǎn)速軸：kW傳輸?shù)骄磔S的功率：kW（3）對(duì)每根軸的轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計(jì)算：由公式計(jì)算電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩為：N.m減速器高速轉(zhuǎn)速軸：N.m減速器中間軸軸：N.m減速器低速轉(zhuǎn)速軸：N.m傳輸?shù)骄磔S的轉(zhuǎn)矩：N.m把計(jì)算的數(shù)據(jù)結(jié)果進(jìn)行統(tǒng)計(jì)整理，如下表項(xiàng)目轉(zhuǎn)軸功率P轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)矩T轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速n各級(jí)傳動(dòng)比i效率原動(dòng)機(jī)的軸7.5kw95.5N.m750r/min10.99高速轉(zhuǎn)速軸7.425kw94.55N.m750r/min4.090.98中間軸7.1kw376.19N.m184.73r/min3.050.97低速轉(zhuǎn)速軸6.7kw1142.17N.m59.78r/min10.99卷軸6.63kw1130.75N.m59.78r/min各級(jí)軸的功率，轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)速，傳動(dòng)比以及效率如下表所示5.傳動(dòng)機(jī)構(gòu)齒輪的選擇工藝以及校核本次設(shè)計(jì)的齒輪根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》手冊進(jìn)行設(shè)計(jì)選擇，選擇標(biāo)準(zhǔn)的基礎(chǔ)上使用低成本，實(shí)用高效率為主。本次設(shè)計(jì)選擇小齒輪的齒面硬度大約為217~255HBS，材料綜合比對(duì)選擇采用45鋼，工藝選擇調(diào)制處理；選擇大齒輪的齒面硬度大約為169~217HBS，材料綜合比對(duì)同樣選擇采用45鋼，工藝選擇正火處理；（1）對(duì)兩個(gè)齒輪的許用接觸應(yīng)力進(jìn)行計(jì)算和校核根據(jù)《機(jī)械原理》查閱相關(guān)齒輪數(shù)據(jù)，分別對(duì)大齒輪和小齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力：其中小齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力為：=580MPa大齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力為：=540MPa則可以計(jì)算出兩個(gè)齒輪的循環(huán)次數(shù)：N1=60njLn==1.54N2==1.8通過查機(jī)械設(shè)計(jì)閱計(jì)算手冊得出，ZN1=1.0，ZN2=1.08，SH=1.1依據(jù)公式計(jì)算兩個(gè)齒輪的齒面接觸應(yīng)力得：==493.6Mpa==497.4Mpa綜上比較可以選取較小的==493.6MPa（2）對(duì)兩個(gè)齒輪的計(jì)算許用彎曲應(yīng)力進(jìn)行計(jì)算和校核本次設(shè)計(jì)的兩個(gè)齒輪所需的彎曲疲勞極限：小齒輪對(duì)應(yīng)的彎曲疲勞極限得出：=440MPa大齒輪對(duì)應(yīng)的彎曲疲勞極限得出：=420MPa查閱手冊可以：YN1=1YN2=1SF=1.4齒輪彎曲應(yīng)力對(duì)應(yīng)的計(jì)算方式是：==342.1Mpa==324.5Mpa圓柱齒輪減速器的齒輪相關(guān)數(shù)據(jù)的計(jì)算：1.第一級(jí)齒輪傳動(dòng)的齒輪計(jì)算（1）首先初步選定齒輪的齒數(shù)小齒輪：=28大齒輪：=（2）齒輪的校核按接觸強(qiáng)度公式得查閱齒輪的強(qiáng)度校核相關(guān)系數(shù)得齒輪的載荷系數(shù)K=1.2齒輪的彈性系數(shù)齒輪的螺旋角系數(shù)=0.992可以取=1代入以上數(shù)據(jù)可以得出=59.84mm最后可?。?）計(jì)算齒輪的模數(shù)，依據(jù)公式：mm齒輪模數(shù)可定為mm計(jì)算出齒輪的中心距mm確定齒輪的中心距mm齒輪的螺旋角得：=螺旋角并未發(fā)生較大的改動(dòng)，因此不需要對(duì)、、、修正。齒輪的分度圓直徑計(jì)算，根據(jù)手冊計(jì)算公式得，齒輪的齒頂圓直徑計(jì)算，根據(jù)手冊計(jì)算公式得，mmmm齒輪的齒根圓直徑計(jì)算，根據(jù)手冊計(jì)算公式得，mmmm齒輪的齒寬計(jì)算，根據(jù)手冊計(jì)算公式得，mm=+5=65mm通過分析，本文設(shè)計(jì)系統(tǒng)齒根彎曲強(qiáng)度和標(biāo)準(zhǔn)符合。最后選擇大齒輪和小齒輪的精度等級(jí)，根據(jù)齒輪設(shè)計(jì)手冊，確定小齒輪和大齒輪的精度等級(jí)均為8級(jí)，即可滿足設(shè)計(jì)要求。將計(jì)算的齒輪參數(shù)以及各類數(shù)據(jù)進(jìn)行統(tǒng)計(jì)：參數(shù)類型小齒輪大齒輪齒輪的材質(zhì)以及工藝手段45#并調(diào)質(zhì)45#并正火齒輪齒數(shù)28115模數(shù)2齒輪螺旋角角度左右中心距147齒寬6560分度圓直徑57.42236.53齒頂圓直徑61.64240.43齒根圓直徑52.57231.452.第二級(jí)齒輪傳動(dòng)的齒輪計(jì)算（1）首先初步選定齒輪的齒數(shù)小齒輪：=30大齒輪：=（2）齒輪的校核按接觸強(qiáng)度公式得查閱齒輪的強(qiáng)度校核相關(guān)系數(shù)得齒輪的載荷系數(shù)K=1.2齒輪的彈性系數(shù)齒輪的螺旋角系數(shù)=0.989可以取=1代入以上數(shù)據(jù)可以得出=94.46mm最后可取=95mm（3）計(jì)算齒輪的模數(shù)，依據(jù)公式：mm齒輪模數(shù)可定為（mm）計(jì)算出齒輪的中心距mm確定數(shù)值為mm齒輪的螺旋角得：=螺旋角并未發(fā)生較大的改動(dòng)，因此不需要對(duì)、、、修正。齒輪的分度圓直徑計(jì)算，根據(jù)手冊計(jì)算公式得，齒輪的齒頂圓直徑計(jì)算，根據(jù)手冊計(jì)算公式得，mmmm齒輪的齒根圓直徑計(jì)算，根據(jù)手冊計(jì)算公式得，mmmm齒輪的齒寬計(jì)算，根據(jù)手冊計(jì)算公式得，mmmm通過分析，本文設(shè)計(jì)系統(tǒng)齒根彎曲強(qiáng)度和標(biāo)準(zhǔn)符合。最后選擇大齒輪和小齒輪的精度等級(jí)，根據(jù)齒輪設(shè)計(jì)手冊，確定小齒輪和大齒輪的精度等級(jí)均為8級(jí)，即可滿足設(shè)計(jì)要求。將計(jì)算的齒輪參數(shù)以及各類數(shù)據(jù)進(jìn)行統(tǒng)計(jì)：參數(shù)類型小齒輪大齒輪齒輪的材質(zhì)以及工藝手段45#并調(diào)質(zhì)45#并正火齒數(shù)3091模數(shù)3輪螺旋角角度中心距186齒寬10095分度圓直徑92.23279.77齒頂圓直徑98.23285.77齒根圓直徑84.73272.271.2減速器各軸的計(jì)算第一傳動(dòng)軸的計(jì)算第一減速傳動(dòng)軸上的參數(shù)功率P=7.425kW；轉(zhuǎn)矩=94.55N?m；轉(zhuǎn)速n=950r/min設(shè)計(jì)確定軸材料是40Cr，材料260HBS，因此A0=110，代入計(jì)算，求最小直徑：可以取d=23mm。所選的軸的最小直徑d12與聯(lián)軸器需要配合連接，并確定聯(lián)軸器的種類。對(duì)聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩的公式計(jì)算：其中，KA=2.3，則:3）根據(jù)轉(zhuǎn)矩不能大于所選聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，而且考慮到原動(dòng)機(jī)的軸直徑為42mm，根據(jù)表格可以確定為LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器孔的直徑是25mm，可以定d12=25mm，半聯(lián)軸器和軸連接處是112mm，段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12=110mm。需要符合半聯(lián)軸軸向定位，第二段直徑定為d23=30mm。4)確定滾動(dòng)軸承型號(hào)。軸承會(huì)有徑向力和軸向力的作用，決定采用角接觸軸承。由d23=30mm，查表目錄篩選角接觸軸承7207AC，確定d34=d78=35mm。有資料查取7207AC型軸承定位高度h=3.5mm，可以確定d45=d67=42mm。5)為了使齒輪強(qiáng)度夠大，保證安全，設(shè)計(jì)較短l56=65mm，d56=61.57mm6)為了方便軸承端蓋的拆卸，軸承端蓋外端和聯(lián)軸器端面可以設(shè)置長度K=24，還有取螺釘C1=20mm，C2=18mm，端蓋的寬度e=10，墊片可以取大約厚為Δt=2，軸承座的總長度如下：齒輪和箱體之間長度為Δ1=10mm，第一級(jí)大齒輪與第二級(jí)級(jí)小齒輪的長度是Δ3=15mm。滾動(dòng)軸承和箱體內(nèi)壁之間的Δ=10mm，第二級(jí)小齒輪的寬度為b3=100mm，得8)半聯(lián)軸器和軸的設(shè)計(jì)連接用A型平鍵，它們之間的配合是H7/k6，查表可得，鍵的規(guī)格：b×h=8×7mm，它的長度L=100mm,在這里軸的直徑尺寸公差可以為H7/k6。9）計(jì)算高速級(jí)小齒輪受力情況分析：圓周力：徑向力：軸向力：查書可得軸承的壓力中心點(diǎn)A:a=21mm軸的中點(diǎn)到A點(diǎn)的長度:A點(diǎn)的到齒輪的支點(diǎn)長度:齒輪中點(diǎn)到A點(diǎn)的長度:①對(duì)軸進(jìn)行受力分析：在水平方向上：在垂直方向上：②對(duì)軸截面C處彎矩進(jìn)行分析：水平上（a）：垂直上(b)：合成彎矩(c)：③畫合成彎矩圖（d）同時(shí)畫轉(zhuǎn)矩圖（e）④繼續(xù)對(duì)軸的當(dāng)量彎矩進(jìn)行分析驗(yàn)算，并畫圖。查表α=0.610)在對(duì)該軸的強(qiáng)度進(jìn)行安全分析：在軸的C左側(cè)有彎矩和轉(zhuǎn)矩，對(duì)C截面進(jìn)行分析校核：在軸的C截面處彎曲應(yīng)力由計(jì)算公式可得：在軸的C截面處彎曲應(yīng)力由計(jì)算公式可得：可以根據(jù)彎扭合成的強(qiáng)度對(duì)軸進(jìn)行檢驗(yàn)，查表取得α=0.6，40Cr軸的許用彎曲應(yīng)力=60MPa，合成強(qiáng)度的當(dāng)量應(yīng)力由公式可得：<即符合強(qiáng)度校核的標(biāo)準(zhǔn)要求。2.第二傳動(dòng)軸的計(jì)算1)第二減速傳動(dòng)軸上的參數(shù)功率P=7.1kW；轉(zhuǎn)矩=376.19N?m；轉(zhuǎn)速n=184.73r/min設(shè)計(jì)確定軸材料是40號(hào)鋼，材料240HBS，因此A0=115，代入計(jì)算，求最小直徑：取d=22mm。3)確定軸承型號(hào)。這個(gè)軸安滾動(dòng)軸承的直徑分別為d12和d56，軸向和徑向都有力，因此確定使用角接觸3系列AC軸承。由dmin=35.6mm，并查取軸承選用準(zhǔn)則，篩選軸承7309AC，規(guī)格d×D×B=45×100×25mm，則d12=d56=45mm。4)大齒輪處軸段的直徑d45=48mm，為了保證機(jī)構(gòu)緊湊，這里的軸段可以小于輪轂的寬度，則l45=58mm。根據(jù)軸徑d45=48mm可以得出h=(0.07～0.1)d=4.5mm，6)根據(jù)之前計(jì)算的低速小齒輪輪轂寬度為b3=100mm，軸段需要稍稍小于輪轂的寬度，這樣可以將擋油環(huán)和齒輪更緊湊，則l23=98mm，d23=48mm。7)確定箱體內(nèi)壁與第一級(jí)小齒輪的厚度Δ1=10mm，第二級(jí)大齒輪和箱體壁厚之間Δ2=12.5mm，兩個(gè)齒輪之間的長度Δ3=15mm。軸承位置需要和箱體內(nèi)壁之間Δ=10mm，得出：8)齒輪與軸定位方式使用平鍵來定位，平鍵是A型鍵，該鍵的規(guī)格：b×h=14×9mm，長度L=90mm。大齒輪與軸連接之間為A型鍵，該鍵的規(guī)格：b×h=14×9mm，長度L=45mm。齒輪與軸之間配合為H7/n6,軸承和軸可以通過過渡配合來彼此相連，可以選擇軸的直徑尺寸公差H7/k6。計(jì)算高速級(jí)大齒輪對(duì)其受力情況進(jìn)行受力分析：圓周力：徑向力：軸向力：對(duì)低速級(jí)小齒輪其受力情況進(jìn)行受力分析：圓周力：徑向力：軸向力：查詢軸承的壓力中心點(diǎn)A：a=30.2mm點(diǎn)A與低速小齒輪的中點(diǎn)之間的長度:低速小齒輪的中心和高速大齒輪的中點(diǎn)之間的長度:高速大齒輪中點(diǎn)和點(diǎn)A之間的長度:①對(duì)軸進(jìn)行受力分析：在水平方向上：在垂直方向上：②對(duì)軸的彎矩計(jì)算校核1)對(duì)軸的截面B處進(jìn)行彎矩分析：水平上（a）：垂直上(b)：合成彎矩(c)：2)對(duì)軸的截面C處進(jìn)行彎矩分析：水平上（a）：垂直上(b)：合成彎矩(c)：分別對(duì)水平面（b）和垂直面(c)畫出圖；③繼續(xù)對(duì)軸的當(dāng)量彎矩進(jìn)行分析驗(yàn)算，并畫圖。查表α=0.611)在對(duì)該軸的強(qiáng)度進(jìn)行安全分析：在軸的B右側(cè)有彎矩和轉(zhuǎn)矩，且彎矩較大，對(duì)B截面進(jìn)行分析校核：在軸的B截面處彎曲應(yīng)力由計(jì)算公式可得在軸的B截面處彎曲應(yīng)力由計(jì)算公式可得：可以根據(jù)彎扭合成的強(qiáng)度對(duì)軸進(jìn)行檢驗(yàn)，查表取得α=0.6，40Cr軸的許用彎曲應(yīng)力=60MPa，合成強(qiáng)度的當(dāng)量應(yīng)力由公式可得：<即符合強(qiáng)度校核的標(biāo)準(zhǔn)要求。2.第三傳動(dòng)軸的計(jì)算1)第三減速傳動(dòng)軸上的參數(shù)功率P=6.7kW；轉(zhuǎn)矩=1142.17N?m；轉(zhuǎn)速n=59.78r/min設(shè)計(jì)確定軸材料是45鋼，材料240HBS，因此A0=115，代入計(jì)算，求最小直徑：可以取d=55mm所選的軸的最小直徑d12與聯(lián)軸器需要配合連接，并確定聯(lián)軸器的種類。對(duì)聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩的公式計(jì)算：其中，KA=2.3，則:3）根據(jù)轉(zhuǎn)矩不能大于所選聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩的原則，確定LX4型聯(lián)軸器。這里的半聯(lián)軸器孔得直徑取55mm，d12=55mm，半聯(lián)軸器與軸之間的距離112mm。4)確定軸承的型號(hào)。在這里軸承會(huì)有徑向力和軸向力兩個(gè)方向的力，采取角接觸軸承。核查計(jì)算d23=60mm，軸承7213AC規(guī)格：d×D×B=65×120×23mm，所以d34=d78=65mm。本次的角接觸軸承設(shè)計(jì)可以選擇采用軸肩定位軸肩且高度為h=4.5mm，則d67=74mm。5)在聯(lián)合齒輪的一端的軸直徑為d45=68mm；根據(jù)齒輪的寬度b4=95mm，擋油環(huán)在這里需要和齒輪貼合靠近，所以軸段需要小于輪的寬度，可定l45=b4-2=93mm。軸徑d45=68mm，h=(0.07～0.1)d=6.5mm，然后軸環(huán)這里的直徑d56=81mm，取l56=10mm。6)為了方便軸承端蓋的拆卸，軸承端蓋外端和聯(lián)軸器端面可以設(shè)置長度K=24，還有取螺釘C1=20mm，C2=18mm，端蓋的寬度e=10，墊片可以取大約厚為Δt=2，軸承座的總長度如下：齒輪和箱體之間長度為Δ1=12mm，第一級(jí)大齒輪與第二級(jí)級(jí)小齒輪的長度是Δ3=15mm。擋油環(huán)=22.5mm，軸承和箱體內(nèi)壁之間的長度Δ=10mm,可得8)半聯(lián)軸器和軸的設(shè)計(jì)連接用A型平鍵，它們之間的配合是H7/k6，查表可得，這個(gè)鍵的大小規(guī)格：b×h=20×12mm，長度L=80mm。半聯(lián)軸器和軸之間的固定鍵采用A型鍵，這個(gè)鍵的截面尺寸b×h=16×10mm，長度L=100mm。軸承與軸的定位可以通過過渡配合實(shí)現(xiàn)，這樣可以使齒輪和軸配合的對(duì)中性更不錯(cuò)，在這里可以確定軸的直徑尺寸公差H7/k6。計(jì)算高速級(jí)小齒輪受力情況分析：圓周力：徑向力：軸向力：由軸承標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，得壓力中心a=33.5mm①對(duì)軸進(jìn)行受力分析：在水平方向上：在垂直方向上：②對(duì)軸截面C處彎矩進(jìn)行分析：水平上（a）：垂直上(b)：合成彎矩(c)：③畫合成彎矩圖（d），，同時(shí)畫轉(zhuǎn)矩圖（圖e）④繼續(xù)對(duì)軸的當(dāng)量彎矩進(jìn)行分析驗(yàn)算，并畫圖。查表α=0.69)在對(duì)該軸的強(qiáng)度進(jìn)行安全分析在軸的C左側(cè)有彎矩和轉(zhuǎn)矩，對(duì)C截面進(jìn)行分析校核，在軸的C截面處彎曲應(yīng)力由計(jì)算公式可得：在軸的C截面處彎曲應(yīng)力由計(jì)算公式可得：可以根據(jù)彎扭合成的強(qiáng)度對(duì)軸進(jìn)行檢驗(yàn)，查表取得α=0.6，40Cr軸許用彎曲應(yīng)力=60MPa，合成強(qiáng)度的當(dāng)量應(yīng)力由公式可得：<即符合強(qiáng)度校核的標(biāo)準(zhǔn)要求。1.4軸承的設(shè)計(jì)校核高速軸軸承計(jì)算由之前的計(jì)算綜合考慮，采取7207AC角接觸球軸承，內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm。軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=29kN，額定靜載荷C0r=19.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=28800h。當(dāng)Fa/Fr≤0.68時(shí)，Pr=Fr當(dāng)Fa/F_r>0.68，Pr=1Fr+0.87Fa可以計(jì)算得到合成支反力：=657.45N=447.07N由前面計(jì)算可知軸向力=601.2N由計(jì)算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.5選擇兩個(gè)軸承當(dāng)量動(dòng)載荷稍微大一點(diǎn)的帶入公式則得出軸承的工作壽命滿足要求。2.中間軸軸承計(jì)算由之前的計(jì)算綜合考慮，選用7309AC角接觸球軸承，內(nèi)徑d=45mm，外徑D=100mm，寬度B=25mm。軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=47.5kN，額定靜載荷C0r=37.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=28800h。當(dāng)Fa/Fr≤0.68時(shí)，Pr=Fr當(dāng)Fa/F_r>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa可以計(jì)算得到合成支反力：由前面計(jì)算可知軸向力=805.96N由計(jì)算可知，軸承2被“壓緊”，軸承1被“放松”。查表得X1=1，Y1=0，X2=0.41，Y2=0.87查表可知ft=1，fp=1.5選擇兩個(gè)軸承當(dāng)量動(dòng)載荷稍微大一點(diǎn)的帶入公式。則得出軸承的工作壽命滿足要求。3.低速軸軸承計(jì)算由之前的計(jì)算綜合考慮，選用7213AC角接觸球軸承，內(nèi)徑d=65mm，外徑D=120mm，寬度B=23mm。軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=66.5kN，額定靜載荷C0r=52.5kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=28800h。當(dāng)Fa/Fr≤0.68時(shí)，Pr=Fr當(dāng)Fa/F_r>0.68，Pr=1Fr+0.87Fa可以計(jì)算得到合成支反力：由前面計(jì)算可知軸向力=1364.71N查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.5選擇兩個(gè)軸承當(dāng)量動(dòng)載荷稍微大一點(diǎn)