二級展開式圓柱齒輪減速器設計【建筑卷揚機】【2.F=1F-N V=1.4Vm-s D=450mm】【說明書+CAD+SOLIDWORKS】

二級展開式圓柱齒輪減速器設計【建筑卷揚機】【2.F=1F-N V=1.4Vm-s D=450mm】【說明書+CAD+SOLIDWORKS】,建筑卷揚機,2.F=1F-N V=1.4Vm-s D=450mm,說明書+CAD+SOLIDWORKS,二級展開式圓柱齒輪減速器設計【建筑卷揚機】【2.F=1F-N,V=1.4Vm-s,D=450mm】【說明書+CAD+SOLIDWORKS】,二級 畢業(yè)設計 5月17日交設計 一、 畢業(yè)題目：二級展開式圓柱齒輪減速器設計 二、 要求： 擬定傳動關系，由電動機、V帶、減速器、聯(lián)軸器、工作機構成； 三、參考資料：機械設計指導書、機械零件手冊、機械設計指導書、機械零件圖冊等。 四、工作條件：雙班工作，有輕微振動，小批量生產，單項傳動，使用10年，每年300個工作日，每天工作16小時；運輸帶允許誤差5%。 卷筒的工作效率包括軸承在內為0.97，卷筒的運轉方向不變，工作穩(wěn)定；運輸煤粉、碎石等。 五、已知條件： 即設計參數(shù)： 輸送帶牽引力2.F=1F/N ； 輸送帶的速度：V=1.4Vm/s ； 輸送帶卷筒的直接：D=450mm 。 六、要求完成的工作量如下： 1、減速器的兩個齒輪零件圖，二維、三維各一張； 傳動軸兩根的零件圖，二維、三維各一張； 箱體零件圖，二維、三維各一張； 減速器裝配圖，二維、三維各一張。 設計說明書一份，A4紙張不少于50頁； (簡單說就是2A0工作量CAD圖，三維建模一套。) 第 1 頁 目錄 前 言 1 1 卷揚機的整體概述 3 1.1電動卷揚機的基本結構 3 1.1.1 電控卷揚機 3 1.1.2 帶有電磁鐵制動器的卷揚機 3 1.1.3 采用錐形轉子電動機的卷揚機 4 1.1.4 溜放型卷揚機 5 1.2卷揚機工作級別與類別 5 2 零部件的計算 7 2.1鋼絲繩的選取 7 2.1.1 鋼絲繩的種類和構造 7 2.1.2鋼絲繩的選取 7 2.1.3鋼絲繩的使用 9 2.2卷筒參數(shù)的設計 10 2.2.1卷筒容繩尺寸參數(shù) 10 2.2.2作用于卷筒上的扭矩 10 2.2.3卷筒筒壁及側板的計算 11 2.3原動機的選擇 12 2.3.1選擇電動機的類型 12 2.3.2電動機功率的選擇 12 2.4傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配 13 2.4.1減速器的選擇 13 2.4.2.分配傳動裝置各級傳動比 14 2.5制動器、聯(lián)軸器的選擇 14 3、運動參數(shù)和動力參數(shù)計算 16 3.1.各軸轉速計算 16 3.2.各軸輸入功率 16 3.3.各軸輸入轉矩 16 4、傳動零件的設計計算 18 4.1、V帶傳動設計 18 4.1.1.設計計算表 18 4.1.2.帶型選用參數(shù)表 21 4.1.3．帶輪結構相關尺寸 21 4.2漸開線斜齒圓柱齒輪設計 23 4.2.1高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 23 4.2.2按齒面接觸強度設計 24 4.2.3按齒根彎曲強度設計 27 4.3幾何尺寸計算 28 4.4低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 29 4.5．按齒面接觸強度設計 30 4.6．幾何尺寸計算 34 4.7斜齒輪設計參數(shù)表 35 5、軸的設計計算 36 5.1、Ⅰ軸的結構設計 36 5.1.1．選擇軸的材料及熱處理方法 36 5.1.2．確定軸的最小直徑 36 5.1.3．確定各軸段直徑并填于下表內 36 5.1.4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù) 37 5.1.5.計算各軸段長度 38 5.2、Ⅱ軸的結構設計 40 5.2.1．選擇軸的材料及熱處理方法 40 5.2.2．確定軸的最小直徑 40 5.2.3．確定各軸段直徑并填于下表內 40 5.2.4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù) 41 5.3、Ⅲ軸的結構設計 41 5.3.1．選擇軸的材料及熱處理方法 41 5.3.2．確定軸的最小直徑 42 5.3.3．確定各軸段直徑并填于下表內 42 5.3.4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù) 43 5.3.5.計算各軸段長度 43 5.4、校核Ⅱ軸的強度 44 5.4.1.垂直平面支反力，如圖a) 46 5.4.2.垂直平面彎矩圖，如圖b) 46 5.4.3.水平平面支反力，如圖c) 47 5.4.4.水平平面彎矩圖,如圖d) 47 5.4.5.合成彎矩圖, 如圖e) 47 5.4.6.扭矩圖,如圖f) 48 5.5．按彎扭合成校核軸的強度 48 6、軸承的選擇和校核 49 6.1Ⅱ軸軸承的選擇 49 6.1.1 根據(jù)滾動軸承型號，查出和。 49 6.1.2 校核Ⅱ軸軸承是否滿足工作要求 49 7、　鍵聯(lián)接的選擇和校核 52 7.1、Ⅱ軸大齒輪鍵的選擇 52 7.2．Ⅱ軸大齒輪鍵的校核 52 8、鍵聯(lián)接的選擇和校核 53 9、 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇 54 9.1、傳動零件的潤滑 54 9.1.1 齒輪傳動潤滑 54 9.1.2滾動軸承的潤滑 54 9.2、減速器密封 54 9.2.1 軸外伸端密封 54 9.2.2 軸承靠箱體內側的密封 54 9.2.3 箱體結合面的密封 54 設計總結 55 致謝 56 參考文獻 57 第 1 頁 ****學院畢業(yè)設計 前 言 隨著社會的發(fā)展，機械將會越來越取代人力，這也是機械行業(yè)飛速發(fā)展的后果，在機械的發(fā)展歷史中，新機械的發(fā)明有著舉足輕重的作用。但是，那些很久以前就被利用生產并一直延續(xù)到今天的機械，更是起著不可替代的作用，卷揚機就是一例。卷揚機的發(fā)展就像其他機械一樣，從開始的簡單到現(xiàn)在的復雜，從以前的機械動力到現(xiàn)在的電力動力，從以前的人工操作到現(xiàn)在的電腦操作甚至智能操作。 卷揚機又稱絞車，是起重垂直運輸機械的重要組成部分，配合井架、桅桿、滑輪組等輔助設備，用來提升物料、安裝設備等作業(yè)。由于它結構簡單、搬運安裝靈活、操作方便、維護保養(yǎng)簡單、使用成本低、對作業(yè)環(huán)境適應能力強等特點，廣泛應用于冶金起重、建筑、水利作業(yè)等方面。本設計就傳統(tǒng)的卷揚機說起，一直到現(xiàn)在以及將來的發(fā)展。卷揚機是起重垂直運輸機械的重要組成部分，配合井（門）架、桅桿、滑輪組等輔助設備，用來提升物料、安裝設備等作業(yè)。由于它結構簡單、操作方便、維護保養(yǎng)簡單、使用成本低、可靠性高等優(yōu)點。 提升重物是卷揚機的一種主要功能，所以各類卷揚機的設計都是根據(jù)這一要求為依據(jù)的。雖然目前塔吊、汽車吊等取代了卷揚機的部分工作，但由于塔吊成本高，一股在大型工程中使用，而且靈活性較差，故一般中小型工程仍然廣泛應用卷揚機，汽車吊雖然靈活方便，但也因為成本太高，而不能在工程中廣泛應用，故大多設備的安裝仍然是由卷揚機承擔的。卷揚機除在工程、設備安裝等方面被廣泛應用外，在冶金、礦山、建筑、化工、水電、農業(yè)、軍事及交通運輸?shù)刃袠I(yè)亦被廣泛應用。 下面卷筒機的發(fā)展趨勢 1. 大型化 由于基礎工業(yè)的發(fā)展，大型設備和機械構件要求整體安裝，促進了大型卷揚機的發(fā)展。目前，俄羅斯已生產了60 t卷揚機，日本生產了32 t、50 t、60 t液壓和氣動卷揚機，美國生產了136 t和270 t卷揚機。 2. 采用先進電子技術 為了實現(xiàn)卷揚機的自動控制和遙控，國外廣泛采用了先進的電子技術。對大型卷揚 第 58 頁 機安裝了電器連鎖裝置，以保證絕對安全可靠。 3. 發(fā)展手提式卷揚機 為提高機械化水平，減輕工人勞動強度，國外大力發(fā)展小型手提式卷揚機，如以汽車蓄電池為動力的直流電動小型卷揚機，其電壓為12 V，質量為7.7—15.4 kg，拉力為3336—13344 N。 4. 大力發(fā)展不帶動力源裝置的卷揚機 歐美國家非常重視發(fā)展借助汽車和拖拉機動力的卷揚機。此種卷揚機結構簡單，有一個卷筒和一個變速箱即可。 1 卷揚機的整體概述 1.1電動卷揚機的基本結構 電動卷揚機由于操作方法不同，其結構相差很大。我們將其分為電控卷揚機和溜放型卷揚機兩類。 1.1.1 電控卷揚機 此類卷揚機通過通電或斷電以實現(xiàn)卷揚機的工作或制動。物料的提升或下降由電動機的正反轉來實現(xiàn)，操作簡單方便。其制動型式主要有電磁鐵制動器和錐形轉子電動機兩類，下面就這兩種制動型式卷揚機的常見類型作介紹。此類卷揚機大多是單卷筒的。 1.1.2 帶有電磁鐵制動器的卷揚機 1. 圓柱齒輪減速器快速卷揚機，如圖1。 圖1 圓柱齒輪減速器快速卷揚機簡圖 1—電動機 2—聯(lián)軸器 3—制動器 4—減速器 5—聯(lián)軸器 6—卷筒 7—底座 8—支架 2. 蝸桿減速器慢速卷揚機。 3. 圓柱齒輪減速器加開式齒輪傳動的卷揚機，如圖2。 圖2 圓柱齒輪減速器加開式齒輪傳功的卷場機簡圖 1—電動機 2—聯(lián)軸器 3—制動器 4—減速器 5—開式齒輪傳動6—卷筒 4. 蝸桿減速器加開式齒輪傳動的卷揚機。 對一些起重量大的卷揚機，為使鋼絲繩在卷簡上排列整齊，需要安裝排 繩器。按設計規(guī)范要求，在鋼絲繩拉力F＞120 kN的卷揚機上，均應安裝排繩器。 1.1.3 采用錐形轉子電動機的卷揚機 此類卷揚機利用錐形轉子電動機本身所具有的制動性能來實現(xiàn)卷揚機的制動。由于錐形轉子電動機是靠轉子軸向移動來實現(xiàn)制動或松開的，可省略單獨的制動器，在結構上就要求電動機與傳動系統(tǒng)間能做軸向相對移動。一般，軸向移動是通過可移式聯(lián)軸器把電動機軸的運動傳遞到傳動系統(tǒng)來實現(xiàn)的。由于此類卷揚機的電動機軸線與卷筒軸線為同軸，故習慣上把這類卷揚機叫做一字型結構卷揚機。根據(jù)傳動系統(tǒng)的不同，其可分為： 1. 定軸輪系傳動 這是1988年行業(yè)組織的系列設計中的一種機型。 2. 漸開線圓柱齒輪行星傳動 常見的有封閉型2K—H型行星輪系和3K型行星輪系傳動的卷揚機。 3. 接線針輪傳動 由于擺線針輪傳動一級減速的減速比比較大，故采用一級減速即可。這種傳動可把傳動系統(tǒng)放在卷筒里面，可減小卷揚機體積。 4. 少齒差行星傳動 少齒差傳動可得到大的傳動比，并可把傳動系統(tǒng)放在卷筒內，使結構緊湊。 上述擺線針輪行星傳動和少齒差行星傳動的輸出機構是很重要的一環(huán)，可實現(xiàn)偏心輸出的機構有很多，但考慮到加工和效率的原因，目前采用較多的是銷軸式，但其加工精度及熱處理要求較高，卷揚機生產廠家比較難以達到。所以有的廠家采用了零齒差傳動輸出機構，其設計較為復雜，但加工較為容易，效果亦不錯。 5. 諧波傳動 此傳動的傳動比大，嚙合齒數(shù)多，所以承載能力大，故其體積、質量可更小。但其柔輪的要求較高，生產較為困難。 6. 活齒行星傳動 又叫頂桿蠕動傳動，它的加工相對比較方便。 1.1.4 溜放型卷揚機 此類卷揚機提升重物的下降不是利用電動機反轉來實現(xiàn)．而是靠置物的重力下降，并帶動卷簡反轉，此時電動機不轉。要在電動機和卷筒之間實現(xiàn)其運動的聯(lián)接或分離，通常采用離臺器或差動輪系。由于電動機和卷筒可分可合，因此卷筒的數(shù)目可以增多，而各卷筒又可各自完成自己的運動，則此類卷揚機可設計成單卷筒、雙卷筒和多卷筒的型式。 為保證各卷筒的運動或停止，其制動裝置都直接安裝在聯(lián)軸器上。 1.2卷揚機工作級別與類別 為了合理設計、制造、使用及提高零件三化水平，卷揚機根據(jù)利用等級與載荷狀態(tài)劃分為 八個工作級別。在本設計中我選擇中等載荷，雙班工作，有輕微振動，小批量生產，單項傳動，使用10年，每年300個工作日，每天工作16小時；運輸帶允許誤差5%。 卷筒的工作效率包括軸承在內為0.97，卷筒的運轉方向不變，工作穩(wěn)定；運輸煤粉、碎石等。 表1 載荷狀態(tài) 載荷狀態(tài) 名義載荷譜系數(shù)Kp 當量拉力系數(shù)K 說明 Q（輕） 0.125 K≤0.5 通常承受1/3的額定拉力，很少承受額定拉力時使用 Q（中） 0.25 0.5＜K≤0.63 通常承受（1/3～2/3）的額定拉力，有時承受額定拉力時使用 Q（重） 0.5 0.63＜K≤0.8 通常承受2/3以上的額定拉力，較多承受額定拉力時使用 Q（特重） 1.0 0.8＜K≤1 頻繁地承受拉力或者額定拉力相近時使用 2 零部件的計算 2.1鋼絲繩的選取 卷揚機通過鋼絲繩升降、牽引重物，工作時鋼絲繩所受應力十分復雜，加之對外界影響因素比較敏感，一旦失效，后果十分嚴重，因此，應特別重視鋼絲繩的合理選擇與使用。 2.1.1 鋼絲繩的種類和構造 鋼絲繩的種類．根據(jù)鋼絲繩中鋼絲與鋼絲的接觸狀態(tài)不同又可分為： 1．點接觸鋼絲繩 點接觸鋼絲繩繩股中各層鋼絲直徑均相同，而內外各層鋼絲的節(jié)距不同．因而相互交叉形成點接觸。其特點是接觸應力高．表面粗糙，鋼絲易折斷，使用壽命低。但制造工藝簡單，價格便宜。在實際中常發(fā)現(xiàn)這種鋼絲繩在受拉、尤其是受彎時由于鋼絲間的點接觸、造成應力集中而產生嚴重壓痕，由此導致鋼絲疲勞斷裂而使鋼絲繩過早報廢。 2．線接觸鋼絲繩 線接觸鋼絲繩繩股由不同直徑的鋼絲統(tǒng)制而成，每一層鋼絲的節(jié)距相等，由于外層鋼絲位于內層鋼絲之間的溝槽內，因此內外層鋼絲間形成線接觸。這種鋼絲繩的內層鋼絲雖承受比外層鋼絲稍大的應力，但它避免了應力集中，消除了鋼絲在接觸處的二次彎曲現(xiàn)象，減少了鋼絲間的摩擦阻力。使鋼絲繩在彎曲上有較大的自由度，從而顯著提高了抗疲勞強度，其壽命通常高于點接觸鋼絲繩。由于線接觸鋼絲繩比點接觸鋼絲繩的有效鋼絲總面積大，因而承載能力高。如果在破斷拉力相同的情況下選用線接觸鋼絲繩，可以采用較小的滑輪和卷筒直徑，從而使整個機構的尺寸減小。 卷楊機應優(yōu)先選用線接觸鋼絲繩。 2.1.2鋼絲繩的選取 目前在工業(yè)化國家，對鋼絲繩直徑的選擇普遍采用選擇系數(shù)法。國際標準繩的選擇也推薦采用此方法。該方如下； 鋼絲繩直徑不應小于下式計算的最小直徑 式中 Fmax—鋼絲繩最大靜拉力(N)。由起升載荷（額定起重量，鋼絲繩懸掛部分的重量，滑輪組及其它吊具的重量）并考慮滑輪組效率相倍率來確定； c—鋼絲繩選擇系數(shù)，它與機構的工作級別、鋼絲繩是否旋轉以及吊運物品的性質等因素有關。目前，卷揚機還沒有此系數(shù)的具體規(guī)定。 該設計卷揚機額定載荷1.5噸，采用雙聯(lián)滑輪起重滑輪組，所以每根承受載荷 ＝＝ 4000N 該卷揚機用于建筑，所以工作級別為M4，鋼繩系數(shù)選擇由GB/T1955-2008公式C=[Kn/K’0]1/2可得： 其中Kn是鋼絲繩的最小安全系數(shù)，按照表4選取為4.0 K’為鋼絲繩的最小破斷拉力系數(shù)，按照表5選取第三組 鋼絲繩公稱抗拉強度R0為1570MPa。 則C=[Kn/K’0]1/2=0.084 ＝10.62 mm 所以鋼絲繩選擇d=12 mm 鋼絲繩選擇型號為12 NAT 619S+FC 1570 ZZ 80.5 GB8918-2006 其破斷拉力為80.5KN 卷揚機系多層纏繞．鋼絲繩受力比較復雜。為簡化計算，鋼絲繩選擇多采用安全系數(shù)法，這是—種靜力計算方法。 鋼絲繩的安全系數(shù)按下式計算： 式中—整條鋼絲繩的破斷拉力，N； —卷揚機工作級別規(guī)定的最小安全系數(shù)； —鋼絲繩的額定拉力，N； 設計時，鋼絲繩的額定拉力為已知，將額定拉力乘以規(guī)定的最小安全系數(shù)，然后從產品目錄中選擇一種破斷拉力不小于 · [M]的鋼絲繩直徑。 則=80.5/16=5.03>5 復合要求。 2.1.3鋼絲繩的使用 鋼絲繩在工作時卷繞進出滑輪和卷筒，除產生拉應力外，還有擠壓、彎曲、接觸和扭轉等應力，應力情況是非常復雜的。實踐表明，由于鋼絲繩反復彎曲相擠壓所造成的金屬疲勞是鋼絲繩破壞的主要原因。鋼絲繩破壞時，外層鋼絲由于疲勞和磨損首先開始斷裂，隨著斷絲數(shù)的增多，破壞速度逐漸加快，達到一定限度后，仍繼續(xù)使用，就會造成整根繩的破斷。 在正確選擇鋼絲繩的結構和直徑之后，實際使用壽命的長短，在很大程度上取決于鋼絲繩在使用中的維護和保養(yǎng)及與相關機件的合理配置?？蓮囊韵聨追矫婵紤]該問題： 1. 滑輪和卷筒直徑D與鋼絲繩直徑d的比值大小對鋼絲繩的壽命影響較大，幾乎成平方關系。因此，選用較大的滑輪和卷簡直徑對鋼絲繩的壽命是有利的。故設計中規(guī)定了卷筒直徑和鋼絲繩直徑的最小比值（D/d），與卷揚機的工作級別有關。使用中，應盡量減少鋼絲繩的彎折次數(shù)并盡量避免反向彎折。 2. 決定滑輪繩槽尺寸時，必須考慮鋼絲繩直徑較公稱直徑有6％~8％的過盈量這一事實。過小的繩槽直徑會使鋼絲繩受到過度擠壓而提前斷絲，繩槽尺寸過大，又會使鋼絲繩在槽內的支承面積減小，增大鋼絲繩的接觸應力。合理的繩槽尺寸應比鋼絲繩的公稱直徑大10％左右。 3. 滑輪與卷筒的材料太硬，對鋼絲繩壽命不利。據(jù)有關資料表明：以鑄鐵代替鋼．可提高鋼絲繩的壽命約10％。 4. 為保證鋼絲繩在繩筒上平滑纏繞，避免各圈鋼絲繩間相互摩擦及多層纏繞錘擊和堆繞現(xiàn)象，延長鋼絲繩的使用壽命，鋼絲繩在卷筒及繩輪上的偏角必須保持在一定的限度之內，一般在0.5~2之間。 5. 良好的周期性潤滑是提高鋼絲繩使用壽命的一項重要因素。它可以防止銹蝕，減少鋼絲繩內外磨損。一般常用中、低粘度潤滑油和濾青質化合物。目前我國生產的“鋼絲繩油’’屬于中等粘度油，適用于各種股捻鋼絲繩的潤滑。其附著力大，不易滑落或與水起作用，且含有防銹劑，是一種良好的潤滑劑。 6. 在室外、潤濕或腐蝕介質存在的環(huán)境里，應選用鍍鋅鋼絲繩。 7. 經常檢查鋼絲繩是否與別的機件摩擦，重新更換新繩時必須核對新繩與原繩的型式直徑是否相同；經常檢查鋼絲繩表面的磨損及斷絲，遇到問題及時解決。 2.2卷筒參數(shù)的設計 按照鋼絲繩在卷筒上的卷繞層數(shù)分，卷筒分單層繞和多層繞兩種。一般起重機大多采用單層繞卷筒。只有在繞繩量特別大或特別要求機構緊湊的情況下，為了縮小卷筒的外形尺寸，才采用多層繞的方式。本設計采用多層繞。 2.2.1卷筒容繩尺寸參數(shù) 1.卷筒節(jié)徑 卷筒節(jié)徑D應滿足式 D≥ 式中 -與卷揚機工作級別有關的系數(shù)D-卷筒節(jié)徑，mm 由GB8918-2006表6得 D= =1216=192 2.卷筒容繩寬度 <3 =3210=630mm 取=620mm 由容繩量130m可知： 可得S>3，取S=4 則卷筒邊緣直徑 其中 =210+(24-1) 12=294mm 則 =294+412=342 取為350mm 2.2.2作用于卷筒上的扭矩 1.額定扭矩 額定扭矩按照下式計算 =[（210+6）/2] 1.6=172.8N.m 其中Te為額定扭矩，N.m；Dj為基準層繩心直徑，mm。 2.計算扭矩分為疲勞強度計算扭矩和靜強度計算扭矩： A.疲勞強度計算扭矩Td =[（210+6）/2] 9.6=1036.8N.m 式中為疲勞強度計算扭矩，N.m； B.靜強度計算扭矩Tjmax =[（210+6）/2] 18.6=2000 N.m 式中為靜強度計算扭矩，N.m。 2.2.3卷筒筒壁及側板的計算 1.卷筒筒厚 鑄造卷筒壁厚的強度按照下式驗算, 其中為多層卷繞系數(shù)按照GB8918-2006表取1.55 為鋼絲繩軸向彎繞節(jié)距，=1.01d=1.0112=12.12mm 為材料的許用應力，MPa，由于卷筒選取為鑄鐵材料，則=160MPa； 則 =1.5516000/(12.12160)=11.6，取為12mm 2.卷筒側板板厚計算 卷筒側板根部強度按照下式計算 式中為側板根部厚度，mm； 為綜合影響系數(shù)，從JG/T5031-93表A3中選取，取為0.4615； 為鑄造材料的許用應力；可按照下式計算 = 式中 為鑄造材料的抗拉強度極限，MPa，取為230MPa； 為安全系數(shù)，按卷揚機工作級別對鑄鐵取=4 則 =230/4=57.5MPa； 則= =11.3 取為12mm 2.3原動機的選擇 2.3.1選擇電動機的類型 選擇電動機的類型主要根據(jù)工作機載荷特性，有無沖擊、過載情況、調速范圍、啟動制動的頻繁程度以及電網供電狀況等。 對恒轉矩負載特性的機械，應選用機械特性為硬特性的電動機；對恒功率負載特性的機械，應選用變速直流電動機或帶機械變速的交流異步電動機。 由于直流電動機需要直流電源，結構負載，價格較高，因此當交流電動機能滿足工作機械要求時，一班不采用直流電動機?，F(xiàn)場一般采用三項交流電源，如無特殊要求均應采用三項交流電動機。其中，以三相異步電動機應用最多，常用的為Y系列三相異步電動機。 此外，根據(jù)電動機的工作環(huán)境條件，如環(huán)境溫度、濕度、通風及有無防塵防爆等特殊要求，選擇不同的防護性能的外殼結構形式。根據(jù)電動機與被驅動機械的連接形式，決定器安裝方式，一般采用臥式。 2.3.2電動機功率的選擇 標準電動機的功率由額定功率表示。所選電動機的額定功率應等于或稍大于工作要求的功率。功率小于工作要求，則不能保證工作正常工作，或使電動機長期過載，發(fā)熱大而過早損壞；功率過大則增加成本，并且由于功率和功率因數(shù)低而造成浪費。 電動機的功率主要由運行時發(fā)熱條件限定，在不變或變化很小的載荷下長期連續(xù)的機械，只要其電動機的負載不超過額定值，電動機便不會過熱，通常不必校驗發(fā)熱和起動力矩。所需電動機功率為 =2.1/0.8414=2.495kw 確定電動機的額定功率（kw），使 =（1-1.3） =（1-1.3）2.495=2.495-3.2495kw 由[2]表13-2推薦的傳動副傳動比合理范圍 普通V帶傳動 i帶=2～4 圓柱齒輪傳動 i齒=3～5 則傳動裝置總傳動比的合理范圍為 i總=i帶×i齒1×i齒2 i‘總=（2～4）×（3～5）×（3～5）=（18～100） 電動機轉速的可選范圍為 nd=i‘總×=（18～100）=（18～100）r/min =1070~5944.8r/min 根據(jù)電動機所需功率和同步轉速，查[2]表12-1，符合這一范圍的常用同步加速有1500、1000。 選用同步轉速為:1500 r/min 選定電動機型號為:Y112M-4 2.4傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配 2.4.1減速器的選擇 由卷筒的轉速為v=84m/min=1.4m/s =1.4/0.105=4.76rad/s == 式中nm----電動機滿載轉速: 1440 r/min; nw----工作機的轉速:59.447 r/min。 傳動比i= =24.223； 選擇型號為ZQ40的減速器，其中傳動比為24.223. 2.4.2.分配傳動裝置各級傳動比 i總=i帶×i齒1×i齒2 分配原則： （1）i帶＜i齒 （2）i帶=2～4 i齒=3～5 i齒1=（1.3～1.5）i齒2 根據(jù)[2]表2-3，V形帶的傳動比取i帶 =2.6 ，則減速器的總傳動比為 i =9.32 雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為 i齒1 = 3.2 低速級的傳動比 i齒2 = i/i齒1 =2.91 2.5制動器、聯(lián)軸器的選擇 按照制動器構造特征，可分為帶式制動器、塊式制動器、蹄式制動器和盤式制動器四種。 在設計或選擇制動器時，主要依據(jù)是制動力矩。無論是標準制動器，還是自行設計的制動器都要做必要的發(fā)熱驗算。本設計采用磁鐵式制動器，型號：TJ2A-200/100 聯(lián)軸器根據(jù)傳遞的扭矩和工作條件選擇： 計算轉矩按照下式計算： = 式中T為公稱轉矩，N.m；KA為工作情況系數(shù)，查《機械設計》表14-1取為2.3 公稱轉矩=9.551000000 =9.55100000011/1460=71.952N.m 則 = KA =2.371.952=165.5N.m 選取型號為LX4和LX6彈性柱銷聯(lián)軸器。 3、運動參數(shù)和動力參數(shù)計算 3.1.各軸轉速計算 1440 r/min nⅠ= nm / i帶 = 1440/2.6 r/min =553.85 r/min nⅡ= nⅠ / i齒1 = 553.85/3.2 r/min =173.08 r/min nⅢ= nⅡ / i齒2 = 173.08/2.91r/min=59.48 r/min 3.2.各軸輸入功率 P0= Pd=5.99 KW PⅠ= Pdη4 = 5.99 0.95 KW=5.69KW PⅡ= η2η3 =5.69 0.98 0.99 KW=5.52 KW PⅢ=η2η3 =5.520.98 0.99 KW=5.36 KW 3.3.各軸輸入轉矩 T0 = 9550Pd/n0 =39.73 TⅠ = 9550PⅠ/nⅠ =98.11 TⅡ = 9550PⅡ/nⅡ =304.58 TⅢ = 9550PⅢ/nⅢ = 860.59 表2 傳動裝置各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)表 　　項目 軸號 功率 轉速 轉矩 傳動比 0軸 5.99 1440 39.73 2.6 Ⅰ軸 5.69 553.85 98.11 3.2 Ⅱ軸 5.52 173.08 304.58 2.91 Ⅲ軸 5.36 59.48 860.59 4、傳動零件的設計計算 4.1、V帶傳動設計 4.1.1.設計計算表 項目 計算（或選擇）依據(jù) 計算過程 單位 計算（或確定）結果 (1)確定計算功率Pca Pca=d 查[1]表8-7 取 (2)選擇帶的型號 查[1]圖8-11 選用A型帶 (3)選擇小帶輪直徑 查[1] 表8-6及8-8 90 (4)確定大帶輪直徑 = 查[1] 表8-8 =236 =236 (5)驗算傳動比誤差 ＝0.85% (6)驗算帶速 =6.78 (7)初定中心距 =(0.7~2)(90+236)=228.2~652 =360 (8)初算帶長 =2360+3.14/2(90+236)+(236-90)/(4360)=1246.3 =1246 (9)確定帶的基準長度 查[1]表8-2 因為=1246，選用A型帶 取=1250 =1250 (10)計算實際中心距離（取整） =362mm (11)安裝時所需最小中心距（取整） =362+0.015 =343 (12)張緊或補償伸長量所需最大中心距 =400mm (13)驗算小帶輪包角 = (14) 單根V帶的基本額定功率 查[1]表8-4a插值法 =1.06kw =1.06 (15) 單根V帶額定功率的增量 查[1]表8-5b插值法 =0.17kw =0.17 (16) 長度系數(shù) 查[1]表8-2 由 得 (17)包角系數(shù) 查[1]表8-5插值法 ＝0.94 (18)單位帶長質量 查[1]表8-3 =0.10 =0.10 (19)確定V帶根數(shù) 根 7 (20)計算初拉力 =130.31 (21)計算帶對軸的壓力 1787.37 4.1.2.帶型選用參數(shù)表 帶型 A 90 236 6.78 362 159.89 7 1787.37 B=(7-1)15+210=110 4.1.3．帶輪結構相關尺寸 項目 計算（或選擇）依據(jù) 計算過程 單位 計算（或確定）結果 (1)帶輪基準寬bd 查[1]表8-10 因選用A型，故取 (2)帶輪槽寬b =12.93 (3)基準寬處至齒頂距離ha 查[1]表8-10 (4)基準寬處至槽底距離hf 查[1]表8-10 (5)兩V槽間距e 查[1]表8-10 .0 (6)槽中至輪端距離 查[1]表8-10 =10 (7)輪槽楔角 查[1]表8-10 因為>118， 所以＝38 度 38 (8)輪緣頂徑 241.6 (9)槽底直徑 =236-29.0=218 218 (10)輪緣底徑D1 查[1]表8-10，得 200 (11)板孔中心直徑D0 =0.5(200+60)=130 130 (12)板孔直徑d0 40 (13)大帶輪孔徑d 查[3]表12-1-12 根據(jù)=236，Z＝7, 所以取d=30 d=30 (14)輪轂外徑d1 60 (15)輪轂長L L=60 (16)輻板厚S 查[3]表12-1-12 S＝(0.5~0.25)B= 15.71~27.5 S＝25 (17)孔板孔數(shù) 查[3]表12-1-12 個 4.2漸開線斜齒圓柱齒輪設計 4.2.1高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 項目 計算（或選擇）依據(jù) 計算過程 單位 計算（或確定）結果 1．選齒輪精度等級 查[1]表10-8 選用7級精度 級 7 2．材料選擇 查[1]表10-1 小齒輪選用45號鋼（調質處理）硬度為250HBS 大齒輪選用45號鋼（調質處理）硬度為220HBS 小齒輪250HBS 大齒輪220HBS 3．選擇齒數(shù)Z 個 77 3.208 4．選取螺旋角β 取14 度 14 4.2.2按齒面接觸強度設計 （1）試選Kt 取1.6 1.6 (2)區(qū)域系數(shù)ZH 由[1]圖10-30 （3）εa 由[1]圖10-26查得εa1=0.77 εa2=0.87 1.64 1.64 (4)計算小齒輪傳遞的轉矩T1 查表1 Nmm (5)齒寬系數(shù)Фd 由[1]表10-7 1.0 (6)材料的彈性影響系數(shù)ZE 由[1]表10-6 (7) 齒輪接觸疲勞強度極限 由[1]圖10-21c 由[1]圖10-21ｄ 550 540 550 540 （8）應力循環(huán)次數(shù)N 由[1]式10-13 （9）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN 由[1]圖10-19 KHN1 =1.05 KHN2 =1.12 KHN1 =1.05 KHN2 =1.12 （10）計算接觸疲勞強度許用應力[σH] 取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由[1]式10-12得 =(577.5+604.8)=591.15 （11）試算小齒輪分度圓直徑 按[1]式（10－21）試算 mm =53.52 （12）計算圓周速度v m/s 1.55 （13）計算齒寬B B1=60 B2=55 mm B1=60 B2=55 （14）模數(shù) h = 2.25mnt =2.25×2.16=4.86 b/h =53.52/4.86=11.01 度 mnt =2.16 h = 4.815 b/h =11.01 （15）計算縱向重合度 εβ= 0.318φdz1tanβ 1.903 （16）計算載荷系數(shù)K 由[1]表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)v=1.54 m/s，７級精度，由[1]圖１０－８查得動載荷系數(shù)1.08 由[1]表１０－４查得 KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b =1.420 由[1]圖１０－１３查得KFβ=1.33 假定，由[1]表１０－３查得1.4 故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.4×1.42=2.15 K=2.15 （17）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑 由[1]式10-10ａ 59.06 （18）計算模數(shù) mm 2.43 4.2.3按齒根彎曲強度設計 （1）計算載荷系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ K=1×1.08×1.4 ×1.33=2.01 K=2.01 （2）螺旋角影響系數(shù) 根據(jù)縱向重合度εβ= 1.903 ，從[1]圖10-28 0.88 0.88 （3）計算當量齒數(shù)ZV =26.30 =90.94 （4）齒形系數(shù)YFa 由[1]表１０－５ YFa1=2.591 YFa2=2.198 YFa1=2.591 YFa2=2.198 （5）應力校正系數(shù)YSa 由[1]表１０－５ YSa1=1.597 YSa2=1.781 YSa1=1.597 YSa2=1.781 （6）齒輪的彎曲疲勞強度極限 由[1]圖10-20b 由[1]圖10-20c 400 350 400 350 （7）彎曲疲勞強度壽命系數(shù) 由[1]圖10-18 利用插值法可得 0.90 0.95 0.90 0.95 （8）計算彎曲疲勞許用應力[σF] 取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.3，由式10-12得 （9）計算大小齒輪的并加以比較 結論：大齒輪的系數(shù)較大，以大齒輪的計算 ＝0.0153 （10）齒根彎曲強度設計計算 由[1]式10-17 　=1.743 mm 1.743 結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，?。? mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=59.06mm來計算應有的齒數(shù)。于是由 取29，則Z2 = Z1×i齒1 =29×3.2=92.08取Z2 =92 4.3幾何尺寸計算 （1）計算中心距a =124.7 將中心距圓整為137 mm a=125 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角β 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 度 14.53 （3）計算齒輪的分度圓直徑d mm 60 190. （4）計算齒輪的齒根圓直徑df mm 54. 185. （5）計算齒輪寬度B b = φdd1 b=1.0×54.91 =54.91 圓整后取： B1 =60 B2 =55 mm B1 =60 B2 =55 （6）驗算 所以合適 4.4低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 項目 計算（或選擇）依據(jù) 計算過程 單位 計算（或確定）結果 1．選齒輪精度等級 查[1]表10-8 選用7級精度 級 7 2．材料選擇 查[1]表10-1 小齒輪選用45號鋼（調質處理），硬度為250HBS 大齒輪選用45號鋼（調質處理）硬度為220HBS 小齒輪 250HBS 大齒輪 220HBS 3．選擇齒數(shù)Z 個 U=2.91 4．選取螺旋角β 取14 度 14 4.5．按齒面接觸強度設計 （1）試選Kt 取1.6 1.6 （2）區(qū)域系數(shù)ZH 由[1]圖10-30 （3） 由[1]圖10-26查得 εa4=0.88 =0.78+0.88=1.66 1.66 (4)計算小齒輪傳遞的轉矩TⅡ 查表1 Nmm (5)齒寬系數(shù)Фd 由[1]表10-7 1.0 (6)材料的彈性影響系數(shù)ZE 由[1]表10-6 MPa1/2 (7) 齒輪接觸疲勞強度極限 由[1]圖10-21c 由[1]圖10-21ｄ 550 540 550 540 （8）應力循環(huán)次數(shù)N 由[1]式10-13 （9）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN 由[1]圖10-19 KHN1 =1.08 KHN2 =1.14 KHN1 =1.08 KHN2 =1.14 （10）計算接觸疲勞強度許用應力[σH] 取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由[1]式１０－１２得 [σH]3= 594 =604.8 （11）試算小齒輪分度圓直徑 按[1]式（10－21）試算 mm ＝76.21 （12）計算圓周速度v m/s =0.615 （13）計算齒寬B B3=80 B4=75 mm B3=85 B4=80 （14）模數(shù) h = 2.25mnt =2.252.95 ＝6.635 b/h =76.21/6.635=11.49 度 ＝2.95 h ＝6.635 b/h =11.49 （15）計算縱向重合度 εβ= 0.318φdz3tanβ ＝0.3181.025an14 =1.98 =1.98 （16）計算載荷系數(shù)K 由[1]表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)v=0.65s，７級精度，由[1]圖１０－８查得動載荷系數(shù)1.1 由[1]表１０－４查得 KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b =1.43 由[1]圖１０－１３查得KFβ=1.35 假定，由[1]表１０－３查得1.4 故載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ=11.11.41.43=2.20 K=2.20 （17）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑d3 由[1]式10-10ａ 84.75 （18）計算模數(shù) =3.29 mm =3.29 6．按齒根彎曲強度設計 （1）計算載荷系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ K=1.01.11.41.35 =2.079 K=2.079 （2）螺旋角影響系數(shù) 根據(jù)縱向重合度εβ=1.981]圖10-28 0.88 0.88 （3）計算當量齒數(shù)ZV =27.37 76.63 （4）齒形系數(shù)YFa 由[1]表１０－５ YFa3=2.563 YFa4=2.227 YFa3=2.563 YFa4=2.227 （5）應力校正系數(shù)YSa 由[1]表１０－５ YSa3=1.604 YSa4=1.763 YSa3=1.604 YSa4=1.763 （6）齒輪的彎曲疲勞強度極限 由[1]圖１０－２０b 由[1]圖１０－２０ｃ 400 350 400 350 （7）彎曲疲勞強度壽命系數(shù) 由[1]圖１０－１８ 0.92 0.96 0.92 0.96 （8）計算彎曲疲勞許用應力[σF] 取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.3，由式１０－１２得 368 336 （9）計算大小齒輪的并加以比較 結論：大齒輪的系數(shù)較大，以大齒輪的計算 = 0.0117 （10）齒根彎曲強度設計計算 由[1]式１０－１７ =1.06 結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，?。?.25已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3=84.75應有的齒數(shù)。于是由 取66 ，則Z4 = Z3×i齒2 =78*2.91=192.06. 取Z4 =193 4.6．幾何尺寸計算 （1）計算中心距a 將中心距圓整為167 mm =167 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角β 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 度 （3）計算齒輪的分度圓直徑d mm 85 249 （4）計算齒輪的齒根圓直徑df mm 83.75 =245.75 （5）計算齒輪寬度B b = φdd3= 1.0*85=85 圓整后?。? B3 =85 B4 =80 mm B3 =85 B4 =80 （6）驗算 故合適 4.7斜齒輪設計參數(shù)表 傳動類型 模數(shù) 齒數(shù) 中心距 齒寬 螺旋角 高速級 斜齒圓柱齒輪 d1=60 d2=190 mm mm 低速級 斜齒圓柱齒輪 d3=85 D4=249 5、軸的設計計算 5.1、Ⅰ軸的結構設計 5.1.1．選擇軸的材料及熱處理方法 查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火。 5.1.2．確定軸的最小直徑 查[1]的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式： mm 再查 [1]表15-3， 考慮鍵：因為鍵槽對軸的強度有削弱作用，開有一個鍵槽，所以軸的軸徑要相應增大 mm 5.1.3．確定各軸段直徑并填于下表內 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 mm 且由前面的帶輪的設 計可得，帶輪的孔徑為30，mm ＝30 ＝30 查 [2]表7-12　35 35 因為處裝軸承，所以只要＞即可，選取7類軸承，查 [2]表6-6，選取7208AC，故 ＝40 ＝40 46 由于是齒輪軸所以等于高速級小齒輪的分度圓直徑： 40 40 5.1.4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù) 查 [2]（2）“潤滑方式”，及說明書“（12）計算齒輪圓周速度” = 1.54，故選用脂潤滑。 將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 箱體壁厚 查 [2]表11-1 8 地腳螺栓直徑及數(shù)目n 查 [2]表11-1 查 [2]表3-13， ?。?0， ＝16 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 查 [2]表11-1 查 [2]表3-9，取＝16 ＝12 軸承旁聯(lián)接螺栓扳手空間、 查 [2] 表11-1 軸承蓋聯(lián)接螺釘直徑 查 [2]表11-2 查 [2]表11-10，得當取 軸承蓋厚度 查 [2]表11-10 ， 小齒輪端面距箱體內壁距離 查 [2] =10 軸承內端面至箱體內壁距離 查 [2] 因為選用脂潤滑，所以 ＝10 軸承支點距軸承寬邊端面距離a 查 [2]表6-6，選取7208AC軸承， 故 5.1.5.計算各軸段長度 名稱 計算公式 單位 計算結果 由于與大帶輪配合，則： 63 由公式 ＝56 由公式 32 由公式 ＝110.5 齒輪1輪轂寬度： ＝60 由公式 ＝40 L（總長） ＝351.5 （支點距離） ＝184.5 5.2、Ⅱ軸的結構設計 5.2.1．選擇軸的材料及熱處理方法 查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。 5.2.2．確定軸的最小直徑 查[1]的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式： =(126~103) 再查 [1]表15-3， 5.2.3．確定各軸段直徑并填于下表內 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 由于和軸承配合，取標準軸徑為： =45 由于和齒輪配合，取 查 [2]表1-6，?。?0 =50 查 [2]表1-6，取=60 =60 與高速級大齒輪配合，?。? ＝=45 ＝45 5.2.4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù) 查 [2]（二）“滾動軸承的潤滑”，及說明書“六、計算齒輪速度” ，故選用脂潤滑。 將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 軸承支點距軸承寬邊端面距離a 選用7209AC軸承，查 [2]表6-6 得 5.2.5.計算各軸段長度 名稱 計算公式 單位 計算結果 ＝43 ＝83 ＝10 齒輪配合長度： ＝53 ＝45.5 L（總長） L＝234.5 （支點距離） 181.1 5.3、Ⅲ軸的結構設計 5.3.1．選擇軸的材料及熱處理方法 查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。 5.3.2．確定軸的最小直徑 查[1]的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式： = 再查 [1]表15-3， 考慮鍵：因為鍵槽對軸的強度有削弱作用，開有一個鍵槽，所以軸的軸徑要相應增大 5.3.3．確定各軸段直徑并填于下表內 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 由于與聯(lián)軸器配合，配合軸徑為d1=60mm ＝60 考慮聯(lián)軸器定位： 查 [2]表7-12，?。?0 ＝70 為了軸承裝配的方便： ，取符合軸承標準孔徑大小為 ＝75 考慮軸肩定位，查（1）表1-16，取標準值=86 ＝86 考慮齒輪的定位： 92 由于與齒輪配合=80mm =80 由于軸承配合：＝＝75 ＝75 5.3.4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù) 查 [2]（二）“滾動軸承的潤滑”，及說明書“六、計算齒輪速度”， ，故選用脂潤滑。將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 軸承支點距軸承寬邊端面距離a 選用7015AC軸承，查 [2]表6-6 得 5.3.5.計算各軸段長度 名稱 計算公式 單位 計算結果 選聯(lián)軸器軸孔長度為107mm，則： 65 由公式 ＝47 由公式 ＝39 由公式 ＝73 由公式 ＝10 配合齒輪4： 78 ＝51.5 L（總長） 363.5 （支點距離） ＝174.3 5.4、校核Ⅱ軸的強度 齒