卷扬机传动装置设计Word文档格式.docx

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电动机转速

电流A

效率%

功率因数

cos

同步转速

满载转速

Y132L-8

750

730

86.5

0.77

Y160l-6

1000

970

6.5

0.78

Y132M-4

7.5

1500

1440

0.83

综合考虑电动机的功率、转速和传动装置的尺寸、减速器的传动比等因素，方案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i’＝n/n＝1440/8.76＝164.4

（2）分配减速器的各级传动比:

式中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

取

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：

轴II：

轴III:

2.4减速器机体结构尺寸

名称

符号

减速器型式及尺寸关系mm

蜗杆减速器

机座壁厚

0.04a+3>

=8,取δ=16

机盖壁厚

δ1

蜗杆在下：

=0.85δ=6.8，取δ1=12

机座凸缘厚

1.5δ=24

机盖凸缘厚

1.5δ1=18

机座底凸缘厚

2.5δ1=41

地脚螺钉直径

0.036a+12=25

地脚螺钉数目

轴承旁联接螺栓直径

0.75df=19

机盖与机座联接螺栓直径

（0.5~0.6）df=10

联接螺栓d2的间距

150~200,取175

轴承端盖螺钉直径

（0.4~0.5）df=9

窥视孔盖螺钉直径

（0.3~0.4）df=7

定位销直径

（0.7~0.8）d2=8

dfd1d2至外机壁距离

见下表

dfd2至凸缘边缘距离

轴承旁凸台半径

凸台高度

根据底速级轴承座确定

外机壁至轴承座端面距离

c1+c2+（8~12）=26+24+8=58

大齿轮顶圆（蜗轮外圆）

与内机壁距离

Δ1

1.2δ=9.6,取19.5

蜗轮齿轮端面与内机壁距

离

Δ2

δ,取16

机盖机座肋厚

m1m

m1≈0.85δ1=6.8m≈0.85δ=10

轴承端盖外径

轴承孔直径+（5~5.5）d3=14

轴承端盖凸缘厚度

（1~1.2）d3=9

轴承旁联接螺栓距离

s≈D2=14

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=

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

确定公式内各计算数值

（1）试选K=1.6

（2）由图10-30选取区域系数Z=2.433

（3）由图10-26查得，,则=+=1.65

（4）由表10-7选取齿轮系数=1

（5）由表10-6查得材料得弹性影响系数ZE=189.8

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

=60=60*1440*1*（3*6*300*15）=6.99*10

=6.99*10/2.4=2.88*

（8）由图10-19查得接触疲劳寿命系数=0.89，=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

=/s=510MPa

=/s=495MPa

=（+）/2=502..5MPa

=48.3mm

（2）计算圆周速度

（3）计算齿宽b及模数

（4）、计算纵向重合度

（5）、计算载荷系数

由表10-2查得使用系数K=1

根据V=3.56m/s,7级精度，由图10-8查得动载荷系数；

由表10-4查得

的计算公式：

由图10-13查得K

由图10-3查得

所以载荷系数：

（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：

（7）、计算模数

3、按齿根弯曲强度设计

由式（10-17）得

1）、确定计算参数

（1）、计算载荷系数

（2）、根据纵向重合度从图10-28查得螺旋角影响系数

（3）、计算当量齿数：

（4）、查取齿形系数

由表10-5查得

（5）、查取应力校正系数

（6）、由图10-20c查得齿轮1的弯曲疲劳强度极限齿轮2得弯曲疲劳强度极限

（7）、由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数

（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

（9）、计算大、小齿轮并加以比较

通过比较大齿轮的数值大

2）设计计算

对此计算结果，由齿面的接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，现取=2.0,已可满足齿面接触疲劳强度的设计要求。

4、几何尺寸计算

（1）、计算中心距

将中心距圆整为95mm

（2）、按圆整后的中心距修正螺旋角

因值改变不多，故参数，，等不必再修正。

（3）、计算大，小齿轮的分度圆直径：

（3）、计算齿轮宽度

圆整后取

5、设计结果

中心距a

模数

螺旋角

齿轮1齿数

齿轮2齿数

传动比

齿轮1

分度圆直径

的宽度

分度圆直径

齿轮2

95mm

2.0mm

14.4

2.4

55.79mm

60mm

134.3mm

55mm

3.2减速器蜗轮蜗杆设计

1.选择蜗杆传动类型

根据GB/T10085——1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。

2.选择材料

根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度是中等，故蜗杆用45钢；

因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45——55HRC。

蜗杆用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。

为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。

3.按齿面接触疲劳强度进行设计

根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。

由式（11-12），传动中心距

1）确定作用在蜗轮上的转矩

2）确定载荷系数K

因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数由表11—5选取使用系数.15，由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数则：

3）确定弹影响系数，因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和蜗杆相配，故。

4）确定接触系数

先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a比值从《机械设计》图11-18中可得。

5）确定许用接触应力

根据蜗杆材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>

45HRC,可从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力=268MPa。

应力循环次数

寿命系数

所以，。

6）计算中心距

取中心距a=355mm,因i=31故从表11-2取模数m=8蜗杆分度圆直径d1=140mm,这时d1/a=0.39,因为因此以上计算可用。

4.蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸计算

1）蜗杆

轴向齿距Pa=,直径系数

q=17.5;

齿顶圆直径156mm，齿根圆直径；

分度圆导程角

蜗杆轴向齿厚。

2）蜗轮

蜗轮齿数Z2=71,变位系数;

验算传动比,是允许的。

蜗轮的分度圆直径：

蜗轮喉圆直径：

蜗轮齿根圆直径：

外圆直径：

蜗轮宽度B:

5.校核齿根弯曲疲劳强度

当量齿数根据x2=+0.125,,从图11-19中可查得齿形系数。

螺旋系数

许用弯曲应力

从表11-8中查得由铸锡磷青铜ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力

寿命系数

所以弯曲强度是满足的。

6.精度等级公差和表面粗糙度的确定

考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089-1988圆柱蜗杆、蜗杆精度等级中选7级精度、侧隙种类为f,表注为8fGB/T100然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，此处从略。

第四章轴系零件的设计计算

轴系零件包括轴、键联接、滚动轴承和联轴器。

完成传动零件的设计计算后，需对它们进行设计计算。

轴是减速器的主要零件之一，轴的结构决定于轴上零件的位置和有关尺寸。

设计轴时，要按照工作要求，选择合适的材料，并进行结构设计，然后根据受力状况进行强度和刚度计算。

4.1输入轴的设计与计算

1．轴的材料的选择

轴的材料主要是碳钢和合金钢。

钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。

由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳度，故采用碳钢制造尤为广泛。

材料选择

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