1、卷揚機的機械系統(tǒng)的結構設計1設計要求：卜電動機傳送帶減速器LO圖1卷揚機的組成局部示意圖原始數(shù)據(jù)：卷揚機的組成局部如圖1所示：F=8KN卷揚機是有電動機驅動,經(jīng)帶輪和齒V=0.94m/s輪減速裝置帶動卷筒轉動,從而帶動鋼D=320mm絲繩提升貨物.使用說明：兩班制,運轉時間為工作時間的70%允許工作誤差5%,有中等的沖擊,使用15年.三年一次中修,工作制8小時,300天/年,室外工作20至U30度.2設計容：(1)根據(jù)任務說明對卷揚機的機械結構的總體方案的設計,確定加速器系統(tǒng)執(zhí)行系統(tǒng),繪制系統(tǒng)方案示意圖如圖1.(2)根據(jù)設計參數(shù)和設計要求采用優(yōu)化設計使系統(tǒng)運轉良好.(3)選用電動機的型號,分配

2、減速器的各級傳動比,并進行傳動裝置工作水平的計算.(4)對二級減速器進行結構設計,繪制裝配圖及相關的關鍵零件的工作圖.(5)編寫課程設計報告說明書3.設計目的通過工程設計過程個主要環(huán)節(jié)的設計的練習,了解機械設計知識在工程中的運用,掌握相關的根本知識根本理論和根本方法的運用水平,現(xiàn)代設計理論和方法的運用水平,觀察,提問,分析解決問題的獨立設計工作的水平.解題過程：一.電動機的選擇選擇電動機的類型按工作要求及條件選用三相籠型異步電動機,封閉式結構,電動機所需的工作功率為Pd=旦KWa式中12n為各運動副的效率對于三角帶傳動效率10.96滾動軸承每對傳動效率20.98圓柱齒輪的傳動效率30.97齒輪

3、連軸器的傳動效率40.99那么a1340.84Pw一p11.42kwPd1000a確定電動機轉速取V帶的傳動比i1=24,圓柱齒輪減速器的傳動比為i2=840那么總的傳動比的合理圍是ia=16160故電動機的轉速可選ndian(16160)X40=6405600r/min可選用的電動機有1500r.min1000r/min3000r/min根據(jù)電動機的工作功率P=11.42kw由?機械零件手冊?查得三種異步電動機型號如下表1.方案額定功率kw電動機轉速滿載時額定電流額定轉速額定轉矩同步滿載電流A效率功率因數(shù)Y160M-215KW3000293029.488.2r0.88722.2Y160M-4

4、15KW1500146030.388.50.8572.22.2Y180L-615KW100097031.489.50.816.51.82Y200L-815KW73034.18810.7661.82綜合考慮到電動機的傳動裝置的尺寸、重量和帶傳動、減速器的傳動比,可選用方案2.即選用Y160M-4二、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比.由選定的電動機滿載轉速nm和主動軸轉速n可得傳動裝置的總傳動比為:ia國磐36.5n40分配傳動裝置的傳動比:由式iai.ii0為帶傳動i為減速器傳動比為使V帶傳動外廓尺寸不應過大,初選i0=2.8那么減速器的的傳動比為i色13i0分配減速器的各級傳動比由高速級傳動

5、比ii.1.4i4.26那么低速級的傳動比為i2上衛(wèi)3.05i14.26三、計算傳動裝置的運動和運動參數(shù)為進行傳動件的設計計算,要推算出各軸的轉速和轉矩各軸高速級到低速級依次為I軸、n軸0、ii為相鄰兩軸間的傳動比;01Pl、Ti、5、02巳T2n2為相鄰兩軸間的傳動效率為軸的輸入功率kw為各軸的輸入轉矩NM為各軸的轉速r.min(1)各軸的轉速:軸:軸:軸:卷筒軸:1460n521.422.8給122.394.26122.39n40.133.05nIV=40132各軸的功率如下：軸Pd1110420.9610.96KW軸P2310.960.980.9710.41KW軸P2310.410.98

6、0.979.89KW卷筒軸的為P249.890.980.999.59KW各軸那么按電動機軸至工作機運動傳遞路線推出得到各軸的運動參數(shù)如表2.各軸功率轉矩轉速傳動比效率輸入輸出輸入輸出電動機軸11.4274.314602.80.96I軸10.9610.74199.71195.71521.42n軸10.41110.2808.73792.55122.394.260.95田軸9.899.692344.82297.8740.133.050.95卷筒軸9.59：9.392274.9：2229.3940.13110.97四、傳動零件的設計計算1帶傳動的設計Pca=KaP=1.215=18式中：Pca計算功率

7、P為傳遞的額定功率Ka工作情況系數(shù)在表86中查得Ka=1.2<<機械設計西北工大七版?2 .選擇帶型根據(jù)普通V帶B3 .小帶輪基準直徑d1200mm得12n1d1(1)1460200(10.02)548.80mmn2521.42驗算帶的速度根據(jù)式d11v115.28ms601000帶輪在5-25m/s圍適宜基準直徑d2i0d12.8*200560mm4 .確定中央矩a和帶的基準長度0.7d1d2)a02(d1d2)524.16a1497.6取a0700那么按式1計算所需基準長度L0(d1d2)2L02a0-(did2)124a0L02700-(200548.8)22(548.802

8、00)4*7002619.06mm查取表8-2取和Ld相近的V帶的基準長度Ld2800mm通過計算實際中央距LdL°"28002619.近似計算aa0700790.5mm225 .驗算主動輪的包角1 180d2d157.31550120°適宜a6 .確定帶的根數(shù)Z由1315得ZPca(P0P0)KKl式中P05.13在表133中得的由139得傳動比為d2d1(1)548.8200*(10.02)2.8由i2.8查表134得P0.13Z-(5.130.13)1.20.95所以帶數(shù)為4根7.求作用在帶輪軸上的壓力F0的計算式F0500-Pj受1)qv2由ZVK式中的q

9、查表131得為0.17kg/m50018/2.5、2F0-(1)0.1715.282251.73N415.281.2所以作用在軸上的壓力是：,1550FQ2ZF0sin23251.73Sin1474.57N228選擇帶輪的材料為HT200府速級)9帶輪寬的計算公式為B=(Z-1)e+2f?西北工業(yè)大學七查表8-10得e=15f=10z為輪梢版?減速器齒輪的設計減速器高速級的設計1 .對于直齒圓柱齒輪的傳動卷揚機為一般工作機器,速度不高應選用7級精度(GB/0095-88)材料選擇：由表10-1選擇小齒輪的材料為40Cr(調(diào)質)硬度280HBS,大齒輪的材料為45(調(diào)質)硬度為240HBS西北工

10、業(yè)大學七版初選小齒輪數(shù)為25那么大齒輪數(shù)為Z2uZi254.261062 .按齒面接觸強度設計d2323ktT1U1ZE)2daVdU(h)?機械設計?Ze彈性影響系數(shù)200頁確定各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt1.3小齒輪的傳3T195009500-0962.00105N?mn521.42西北工業(yè)大學七由表10-7選取齒寬系數(shù)為d=1版由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze1189.8mpa2由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的疲勞強度極限為600mpa撒齒輪的接觸疲勞強度極限Him550mpa西北工業(yè)大學七版由式10-31計算應力循環(huán)次數(shù)Ni=60*njLn=7.5X108n27.51084.

11、261.76108查圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)為KHN10.9Khn20.93計算接觸疲勞許用應力,取失效概率1%平安系數(shù)s=1.05由齒輪許用應力計算式10-12西北工業(yè)大學>>H2KHN1Hlim1sKhN2Hlim2s0.9600mpa1.050.93550mpa1.05514.3mpa487.1mpa3.計算計算小齒輪分度圓直徑/代入h中的較小值82.38mm1.32104.261189.82.32.14.26487.1計算圓周速度dtn160100060100082.38*521.42,2.24計算齒寬bbdd1t182.3882.38mm計算齒寬和齒高之比bh士西

12、物dit82.38模效mt3.29mmz125齒高h2.25mt2.253.297.40mmbh82.387.4011.13mm計算載荷系數(shù)根據(jù)v=2.24m/s七級精度由圖10-8查得動載荷kv1.4直齒輪假設kAFt/b100N/M由表10-3查得Kh1.1由表10-2查得使用系數(shù)Ka1.50由表10-4查7級精度,小齒輪相對支承非對稱布置時Kh1.120.18(10.6)0.2310382.381.42由b/h=11.13Kh1.42查圖10-13得Kf1.26故kkAkVkHkH1.51.41.421.13.28按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑有kcccc3.128d1d1t3)8

13、2.383112.14mmkt11.3計算模數(shù)md/生4.48z1254.根據(jù)齒根彎曲強度校核由式?機械設計?kFtYFaYSabm197頁西北工業(yè)大學k載荷系數(shù)YFa齒形系數(shù)YSa應力校正系數(shù)確定式中的各系數(shù)I由圖10-20C查得小齒輪的彎曲強度極限fei500Mpa大齒輪的彎曲疲勞強度極限fe2380MpaH由圖10-18查得疲勞壽命系數(shù)Kfni=0.91Kfn2=0.94m計算彎曲許用應力取彎曲疲勞許用系數(shù)為s=1.5由式10-12得KFN1FE10.91500S1.5KFN2FE2S0.943801.5238.13MpaMpaIV計算載荷系數(shù)kKKaKvKfKf1.51.41.11.2

14、42.86V查取齒形系數(shù)由表10-5查得YFa1=2.62YFa2=2.18VI查取應力校正系數(shù)由表10-5YSa1=1.59YSa2=1.79那么對于小齒輪由F1kFtYFaYSa100303.3mpabm據(jù)上數(shù)據(jù)得應該增加齒數(shù)降低模數(shù)應選m=2z1=35查表取YFa=2.45YSa=1.65那么計算得到F1303.3mpa對于大齒輪Z2=iz1=35*4.26=149mmd2mz21492298mm選大齒輪的齒寬系數(shù)為0.5那么b22980.582.5計算得到大齒輪的強度足夠大低速級的齒輪設計1.1選用直齒圓柱齒輪傳動2對于其速不高,應選7級精度3材料選擇,選小齒輪的材料為40Cr硬度為2

15、80HBs大齒輪的材料為45調(diào)質硬度為240HBS4選小齒輪的齒數(shù)為25那么大齒輪的齒數(shù)為Z=20*3.05=612.按齒面接觸強度設計d1t2.323KtTid2Zi確定式中各參數(shù)1選定載荷系數(shù)Kt=1.32計算小齒輪傳遞的轉矩3由表10-7選取齒寬系數(shù)d14由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze=189.8Mpa1/25由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的疲勞強度極限為600Mpa大齒輪的接觸疲勞極限為HLim600Mpa6由10-13式計算應力循環(huán)次數(shù)NiN2_960njLn60122.3918103001.76109-_911.76105.77108i3.057由表10-19查得接觸

16、疲勞壽命系數(shù)=0.90Kn2=0.928計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%平安系數(shù)S=1.05由齒輪許用應力計算是10-12H1KhN1Hlim1S6000.901.05514.28MpaKHN2Hlim2S5500.921.05438.09Mpa計算1計算小齒輪分度圓直徑d1帶入取小值的2mmd1t2.32/u-z-38.42,duh2計算圓周速度3計算齒寬Vg42122.390.25601000bdd1t38.42mm4計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù)m叫38421.537mmZ125齒高h2.251.5373.46mm那么-11.0h5計算載荷系數(shù)根據(jù)V=0.25m/s7級精度由圖10-8

17、查得懂載荷系數(shù)Kv=1.011.1直齒輪假設KFt<100m/s由表10-3查得Kh由表查得使用系數(shù)Ka=1.50由表10-4查得7級精度小齒輪相對支承非對稱布置時Kh1.120.18(10.6d2)0.23103b1.417由b/h=11.11Kh1.420查圖1013得Kf1.3?西北工業(yè)大學?那么KKKv?KaKha?Khb1.51.011.11.4172.4506)按實際得載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑由圖10-10aK245d1d1t3K38.423.2.4547.45mm1Kt.1.3計算模數(shù)m=di/z1=1.90mm3 .根據(jù)齒根彎曲強度校核根據(jù)校核式fkFtYFaYSaF

18、bmK載荷系數(shù)YFa齒形系數(shù)YSa應力校正系數(shù)1)確定式中各數(shù)值由圖10-20C查得小齒輪彎曲疲勞極限FE500Mpa大齒輪的為400MpaKfni0.91Kfn20.922計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞許用系數(shù).s=1.5由式10-12得F1F2KFN1FE15000.91S1.5KfN2FE24000.92S1.5303.33Mpa246.33Mpa3計算載荷系數(shù)KKaKvKfKfb1.51.011.11.232.05由表10-5查得YFA1YFa22.622.22Ysa11.59Ysa1.77MpaKFtYFaYSaF1Ft必藝438.9bmF12F1那么可以適當增大齒數(shù)減小模數(shù)應選m=

19、1.5那么取Zi=30Z2303.05924 .幾何參數(shù)選定1計算分度圓直徑1=30*1.5=45mm2=92*1.5=138mm2計算中央距d1d275138-2111.5mm計算齒寬dd145145mm驗算Ft2TKaFt8.084535911N100Nm結果合格5.關于齒輪的結構設計見附圖關于從動軸的設計1選取材料軸的材料選用40Cr-載荷較大無很大沖擊由表查得3.13-1查得硬度為241-266HBS抗拉強度750Mpa屈服極限550Mpa扭轉疲勞350Mpa?西北工業(yè)大學七版?2.由表2查得P3=9.59kwn340.13T32.274106求得低速級大齒輪的分度圓直徑d2=138m

20、mi中20°Ft2T3d222.27410613832969NFrFttg32969tg20011999.73N軸向力Fa=0垂直齒輪的接觸法向力Fn二空935450.53ncos0.93計算轉矩由表18-1?機械設計?取K=1.4Tc=1.4*2274.89*103=3184.864Nmm根據(jù)Tc值查GB5014-85<<1械零件簡明手冊P80軸孔直徑為d=65軸孔直徑為1423,初選滾動軸的系數(shù)根據(jù)低速級大齒輪的系數(shù)得:齒輪直徑為138長度45且初選軸承為6308型深溝型軸承：?機械設計課程設計手冊?型號根本尺寸安裝尺寸dDBdaDa根本額定動載荷額定靜載荷CrC06

21、308409023498140.8kw24極限轉速為7000根據(jù)軸承和齒輪的數(shù)據(jù)設計軸的下面的軸4確定軸的倒角是1.5450下面進行受力分析根本參數(shù)額定動載荷40.8KW額定靜載荷是24KWd=40d=90B=23根據(jù)彎矩對軸進行校核,判斷裝齒輪的截面是危險截面13177(1)垂直方向的支反力Bbv77-Fr二119994441.9N77131208131131Fr119997557.0N1317777131(2)水平方向的支反力；Fah互3296912204N208131Fbh3296920764.1N208(3)水平方向的彎矩圖如下FAHFBHMhFa131122041311598.7Nm

22、垂直方向的彎矩圖如下;BVMV那么MvFav1314441.9131581.89N.mT1M1判斷得危險截面是在齒輪裝在軸上的地方；T轉Ft曳32969吏741802.5Nmm22應力為脈動循環(huán),取折合系數(shù)為0.6那么當量彎矩為；MaMv2M2h518.8921598.721679.8NmMe.M2aT轉21679.82714.821824.9Nm其為45號綱強度極限為650Mpa所以軸的強度符合要求五：對其他的兩軸進行校核,符合強度的要求六：軸承的設計選的型號是6308型那么數(shù)據(jù)如下型號根本尺寸安裝尺寸根本額定動載荷dDBd-D-CrC06308409023498140.8kw2極限轉速為7

23、000額定靜載荷41算當量動載荷FaPXFrYFa-e0.8F11199.73N那么X0Y0所以PPCr所以符合要求2軸的壽命計算:根據(jù)Lh嗎Ch60nP式中的Lh為工作壽命n為軸的額定主轉速是40.13C為額定動載荷：40.8KWP為當動量載荷是：11199.73N對深溝球軸承是取3那么Lh貯£/0晅7.096年60nP6040.1311199.73七：聯(lián)軸器的選擇式聯(lián)軸器根據(jù)上面的Tc值查表選擇的是ZC形帶制動彈性柱銷<<機械零件設計手冊?八.鍵的強度校核根據(jù)軸徑的大小來選取鍵,軸左邊選取鍵1240,GB109679,右邊選用鍵1640GB109679;軸左邊選用鍵2

24、060GB109679.右邊選取鍵1650GB109679;軸左邊選用鍵2060GB109679,右邊選用鍵1660GB109679由于齒輪跟軸的聯(lián)結都是以鍵聯(lián)結的,所以下面進行鍵的校核.鍵的許用許用擠壓應力p查?機械設計?表13-1得p=120MPa由以上的設計數(shù)據(jù)得高速軸鍵的D=30mnt>h=87查?機械設計課程設計?表14-26得W=2.29cm3,wT=4.94cm3.2T.鍵的強度校核P=P,其中k=0.5h=3.5mmdlk266.55103所以P=24.86MPa<P=120MPa30513.5所以高速軸的鍵是平安的.其他軸的鍵同理可知2級軸p=30.5MP系P=1

25、20MPa所以該軸也是平安的.九.箱體的設計(相對寸見裝配圖)=8mm18mmb1.512mmb11.5112mmb22.520mmm6.8m選擇箱體的材料為：鑄鐵(1)箱體(座)的壁厚(2)箱蓋的壁厚1(3)箱座凸緣的厚度b(4)箱蓋凸緣的厚度b1(5)箱體凸緣的厚度b2(6)箱座肋厚m(7)螺釘直徑M10(8)底座凸緣尺寸C125mmC23mm(9)軸承旁聯(lián)結螺栓直徑d1(10)箱體、箱蓋聯(lián)結螺栓直徑d2(11)通孔直徑d2d10.75df0.751612mm0.50.6df89.6mm取M10M11(12)凸圓尺寸(13)沉頭座直徑(14)定位銷直徑(15)軸承蓋螺釘直徑(16)窺視孔蓋

26、螺釘直徑c118mmc214mmM22M8M8M4(17)軸承旁凸臺半徑R(18)外機座至軸承座端面距離11(19)大齒輪頂圓與機壁距離1(20)齒輪端面與機壁距離21c1c2812取1i40mm11.29.6取110mm28取29mmR14mm16(21)dfd1d2至軸承座端面距離定位、潤滑和密封定位：帶輪與軸、齒輪與軸、聯(lián)軸器與軸之間軸向與圓周方向的定位均采用鍵定位.軸承的軸向采用軸承套定位.鍵與軸承套的結構設計(略)潤滑：齒輪、軸承潤滑方式均采用浸油潤滑.密封：軸伸出端密封方式采用氈圈密封.端蓋安裝處、窺視孔蓋密封方式采用墊圈密封.十：潤滑劑的選擇根據(jù)軸承的工作條件,對于要求不高的低速

27、場合和軸的轉速極限為7000r/min我們選擇的是潤滑脂.(具有良好的抗水性但耐熱水平差工作溫度不超過5565°C)裝配圖,零件圖另附心得體會本次為期兩個星期的課程設計,使我受益匪淺.一方面,使我對以往學過的課程有了全新的回憶,加深了知識的體系結構,更深刻地領悟其中的涵；另一方面,給了我一個實踐的時機,讓我親身感受到機械設計的各個過程,明白設計所具備的素質,為我今后的學習指明了方向.以下是我在課程設計中的體會：1參考已有資料與創(chuàng)新.設計是一項從現(xiàn)實出發(fā),復雜細致的工作,設計質量是由長期經(jīng)驗積累而逐漸提升的,所以熟悉和利用已有資料,既可減少重復工作,加快設計進度,也是繼承和開展這些經(jīng)驗和成果,提升設計質量的重要保證.另一方面,任何新的設計任務,又是根據(jù)特定設計要求和具體工作條件提出的,因此必須具體分析,創(chuàng)造性地進行設計.所以參考已有資料與創(chuàng)新二者不可偏廢,而要很好地結合起來.2正確使用標準和規(guī).設計中正確運用標準,有利于零件的互換性和加工工藝性,從而收到良好的經(jīng)濟效果.同時也可減輕設計工作量,節(jié)省設計時間.3強度計算與結構和工藝.任何機械零件的尺寸,都不可能完全由理論計算確定,而應該綜合考