卷扬机传动装置设计

前言.............................................................................................. 错误！未定义书签。 《机械设计课程设计》任务书.................................................................................... 2 第二章 传动装置的总体设计.................................................................................... 2

2.1电动机的选择................................................................................................... 3 2.2 减速器中各主要参数的确定........................................................................ 4 2.3减速器中各轴的运动和动力参数的设计计算............................................... 5 2.4减速器机体结构尺寸....................................................................................... 6 第三章 齿轮传动的设计计算.................................................................................... 7

3.1、高速齿轮传动的设计计算............................................................................ 7 3.2减速器蜗轮蜗杆设计..................................................................................... 14 第四章 轴系零件的设计计算.................................................................................... 16

4.1 输入轴的设计与计算.................................................................................... 16 4.2 中间轴的设计与计算.................................................................................... 21 4.3中间轴的设计与计算..................................................................................... 23 第七章 轴承的校核.................................................................................................. 24 结束语.......................................................................................................................... 26 参考文献...................................................................................................................... 27

《机械设计课程设计》任务书

卷扬机传动装置设计

１．原始数据 ２．已知条件

１）钢绳拉力F=8KN； ２）钢绳速度V=23M/S； ３）滚筒直径D=330MM； ４）工作情况：单班制； ５）小批量生产； ６）工作寿命10年，

第二章 传动装置的总体设计

2.1电动机的选择

（一）、电动机转速的确定

（1）按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380v，Y型。

（2）选择电动机的容量 电动机的所需工作功率为： Pd=因为Pw=

Pw

184

=266KW 0.69

ηa

=

FV8000⨯23

==184KW 10001000

传动装置的总效率η

4242ηa=ηη12η3η4=0.97*0.98*0.99*0.72=0.69；

η1,η2,η3,η4分别为齿轮传动,轴承,齿轮联轴器,蜗杆传动

因此pd=

P28*1000*111

==7.4KW

1000ηa1000*60*0.69

(3)确定电动机转速

1000ν1000*11n===8.76r/min

πD3.14*400

按表1推荐的传动比合理范围,一级圆柱齿轮减速器传动比i1=3~6,蜗杆传动一级减速器传动比i2=10~40,则总传动比合理范围ia=30~240,故电动机转速的可选范围为:

nd=ia*n=(30~240)*8.76=262.8~2102.4r/min

根据电动机所需功率和转速范围，由有关手册查出有三种适用的电动机型号如下表所示：

3相对比较合适。

(3)所选电动机的结构图如下：

2.2 减速器中各主要参数的确定

（一）、传动装置的总传动比和分配传动比 （1）总传动比的确定

由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为ia’＝n/n＝1440/8.76＝164.4

（2）分配减速器的各级传动比:

ia i0i1

式中i0,i1分别为齿轮和蜗杆的传动比。

齿轮蜗杆减速器可取齿轮传动比

i1

∴i0=

ia164.4==68.5 i12.4

2.3减速器中各轴的运动和动力参数的设计计算

（1） 各轴转速 轴I ：nI=

nm1440

==1440r/min 11

轴II ：n∏= 轴III: nI∏=

nI1440

==600r/min i12.4n∏600

==8.76r/min i068.5

(2)各轴的输入功率:

PI=Pd⋅η03=Pdη3=.72⨯0.99=7.425KW

P∏=pI⋅η12=PIη1η2=7.245⨯0.97⨯0.98=7.05KWPI∏=P∏⋅η24=7.05⨯0.98⨯0.72=5.54KW(3)各轴的输出功率:

PI'=PIη2=7.425⨯0.98=7.28KW同理，

’

P∏=6.92KW'PI∏=5.43KW

(4)各轴输入转矩:

TI=Td⨯η03=49.74⨯0.99N.m

T∏=TI⨯i1⨯η12=49.24⨯2.4⨯0.97⨯0.98=112.34N.mTI∏=T∏⨯i0⨯η24=112.34⨯68.5⨯0.98=6033.11N.m(5)各轴输出转矩:

T.I=TI⨯η2=49.24⨯0.98=48.26N.m同理,

'T∏=110.09N.m'TI∏=5912.45N.m'

2.4减速器机体结构尺寸

第三章 齿轮传动的设计计算

3.1、高速齿轮传动的设计计算

1选择齿轮类型，精度等级，材料，齿数及螺旋角 （1）选用斜圆柱齿轮传动

（2）运输机为一般工作机，速度不高，技选用7级精度（GB10095-88） (3)材料选择

由课本表10-1 选择小齿轮选择材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料 为45钢（调质）硬度为240HBS

选小齿轮齿数z1=24, 大齿轮齿数z2=i1×z1=2.4×24=57.6, 取z2=60 选取螺旋角，初选螺旋角为β=14︒ 2按齿面接触强度设计

由设计计算公式按公式（10-21）进行计算，即

3

d

2KtTI⎫2

1t

≥

φdε⨯u+1⨯⎛ zEzH

αu

⎝σH

⎪⎪

⎭

确定公式内各计算数值 （1）试选Kt=1.6

(2)由图10-30选取区域系数ZH=2.433 (3)由图10-26查得

ε

α1

=0.78，εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.65

(4)由表10-7选取齿轮系数φd=1

(5)由表10-6查得材料得弹性影响系数ZE=189.8MP

(6)由图10-21 d按齿面硬度查得小齿轮1得接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa , 2的接触疲劳强度极限σHlim1=550MPa (2)计算

（1）小齿轮分度圆直径 (7)由10-13计算应力循环次数

N1=60nIjLn=60*1440*1*（3*6*300*15）=6.99*109

N992=6.99*10/2.4=2.88*10

(8)由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.89，KHN2=0.90 （9）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为10%,取安全系数s=1,由式(10-12)得

[σH]1=KHN1σHlim1/s=510 MPa [σH]2=KHN2σHlim2/s=495 MPa [σH]=([σH]1+[σH]2)/2=502..5MPa

2

d≥32⨯1.6⨯49.24⨯1033.4⎛189.8⨯2.433⎫1t1⨯1.652.4 ⎝502.5

⎪⎭

=48.3mm

（2）计算圆周速度

V=π

d1t

n160⨯1000=π⨯48.3⨯144060⨯1000=3.64m/s

(3)计算齿宽b及模数mnt

齿轮

b=φd⨯d1t=1⨯48.3=48.3mm

48.3⨯cos14︒

mnt=d1t⨯cosβ/z1==1.95mm

24

h=2.25mnt=4.38mm=48.3mm=114.38mm

(4)、计算纵向重合度

εβ=0.318⨯φd⨯Z1⨯tanβ=0.318⨯1⨯24⨯tan14︒=1.903

(5)、计算载荷系数

由表10-2 查得使用系数KA=1

根据V=3.56m/s ,7级精度，由图10-8 查得动载荷系数KV=1.12；由表10-4查得

KHβ的计算公式：

KHβ=1.12+0.18（1+0.6φd2）⨯φd2+0.23⨯10-3b=1.12+0.18(1+0.6⨯12)⨯12+0.23⨯10-3⨯48.3=1.24

由图10-13查得KFβ=1.1.24 由图10-3查得KHα=KFα=1.5 所以载荷系数：

K=KAKVKHαKHβ、=1⨯1.12⨯1.5⨯1.24=2.08

(6)、按实际得载荷系数校正所算得得分度圆直径

由式10-10a得：d1=d1tK2.08

=48.3⨯=52.7mm Kt1.6

(7)、计算模数mn

d1cosβ52.7*cos14

mn===2.13

Z124

3、按齿根弯曲强度设计

2KTYcosβ2

YY由式（10-17）得mFasa

n≥1βφdZ21ε⨯

α

[σ F]

1)、确定计算参数 (1)、计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ、=1⨯1.12⨯1.5⨯1.08=1.81

(2)、根据纵向重合度εβ=.1.903从图10-28 查得螺旋角影响系数Yβ=0.88 (3)、计算当量齿数：

Z1V1=

Zcosβ3=24

(cos14︒)3

=26.27

Z2V2=

Zcosβ3=60

(cos14︒)3

=84.29(4)、查取齿形系数

由表10-5查得YFa1=2.592 YFa1=2.211 (5)、查取应力校正系数

由表10-5查得YSa1=1.596 YSa2=1.774

(6)、由图10-20c查得齿轮1的弯曲疲劳强度极限 σFE1=500MPa 曲疲劳强度极限σFE2=380MPa

(7)、由图10- 18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.82 KFN2=0.85(8)、计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4 由公式10-12 得

齿轮2得弯