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1、电动卷扬机传动装置目录1、设计题目32、系统总体方案的确定32.1、 系统总体方案32.2、 系统方案总体评价43、传动系统的确定44、传动装置的运动和动力）参数64.1、确定传动比分配65、齿轮设计85.1、 高速轴齿轮传动设计85.2、 低速级齿轮传动设计165.3、 开式齿轮设计216、轴的设计计算246.1、 中间轴的设计计算246.2、 高速轴的设计计算326.3、 低速轴的设计计算357、轴承校核377.1、 高速轴轴承校核377.2、 中间轴上轴承校核387.3、 低速轴上轴承校核388、键的选择以及校核399、联轴器选择4110、润滑油及其润滑方式选择4211、箱体设计4312
2、、参考文献44王爰结果4413、附录设计任务书计算及说明Wg1.1设计题目方案2:间歇工作，每班工作时间不超过15%,每次工作时间不超过IOmin,满载起动，工作中有中等振动，两班制工作，钢速度允许误差土5%o小批量生产，设计寿命10年。传动简图及设计原始参数如表：数据编纲拉力F(KN)钢速度V浪局直泾D(mm)(ms)81215220表1-1原始数据2系统总体方案的确定2.1系统总体方案电动机一传动系统一执行机构，初选三种传动方案,图2.1二级圆柱齿轮传动计算 及 说 明主要结果3传动系统的确定3.1 选择电动机类型1 .功率计算电动机的速度计算：vDn工nVIOOO15100021.7rm
3、in601000ID220输出所需要功率：Pw=FV=12*15/60=3KW(3-1)2 25_12345传动效率计算：0.9920.9720.9850.970.90.73(3-2)弹性联轴器的效率取0.99;闭式齿轮(8级精度)的传动效率取0.97;:滚动轴承的效率取0.98;:开式齿轮传动效率取0.95;4卷筒传递效率取0.9。5电机所需要的功率：P4.1IKWd根据所算的功率查资料表9-39和表9-40,查的有计算及说明主要结果三种电机可选择：Y132S-4,Y132M2-6和Y132M2-8。将它们各个参数比较如下表：选择方案1型号额定功率(KW)满载转速(rmin)轴伸出段直径(m
4、m)价格总传动比Y132S-45.5144038900.00-1100.0065v21.minY132M2-65.5960381300.001500.0040.733Y132M2-82、方第5.5:比较：720381800.00-2000.0036P4.1IKWd由上面图表显示，Y132S-4价格更便宜，满足所需工作要求，优先选用。方案(-)：按所给设计参数，选用直齿圆柱齿轮传动C查表得直齿圆柱齿轮的传动比的取值范围是35。转速为n=1440rmin,传动比为i=66.35o由于是直齿圆柱齿轮,故传动比可以平均分配iii366.354.05!23计算及说明主要结果根据经验，双级减速器的齿轮传动
5、比最好不要超过4,以免齿数比太大导致齿轮受破坏程度相差太大。方案（二）：转速n=960rmin,功率P=5.5KWoiii3.54123v,满足要求。故选用方案（二）。4传动装置的运动和动力参数41.确定传动比分配1、选用电机Y132M2-4,转速n=960rmin,功率P=5.5KWo因是直齿圆柱齿轮传动，传动比可以平均分配为：1113A4.ZJ3.541 23，2 .各轴转速计算nn960rminInn/i271.1r9min211nn/i76.6fmin3 22nn76.61r/min4 3nn/i21.64rmin5 43转筒的实际转速为nW21.64rmin,nwnw100%n6 1
6、.7121.64I（X）%032%5%21.71传动分配合造。3.各轴输入转矩计算ii4,o2选用方案（二）计算及说明主要结果T955010.3P/n95501035.34/96011153.122103NmmT9550103P/n95501.35.07/271.19222178.540103N.mmT9550103P/n9550IOj4.82/76.61333600.848103N.mmT9550103P/n95501034.67/76.61444582.149103N.mmT9550103P/n9550IO34/21.645551765.25103Nmm终上，各轴的参数如下表：表4-1轴的
7、参数1）T53.122103Njnm1T178.540IOjN.mm2T600.848IOaMmm3T582.149103Nmm4缠1功率（KW）5.34inF960把矩（N.mn53.122x10325.07271.19178.540x10334.8276.61600.848x10344.6776.61582.149x1035421.641765.25x1035齿嘲沱殳计5.1 高速轴齿轮传动设计1 .选定齿轮精度等级材料和齿数D按给定设计方案，选用直齿圆柱齿轮。2）卷扬机为一般工作机，速度不高，V=15mmin,故选用8级精度（GB1.Oo9588）。3）材料选择由资料U1.表101选择小
8、齿轮材料为40Cr（调质），硬计算及说明主要结果度为250HBS,大齿轮选用45钢(调质)，220HBS,1二者差为30HBSoN)选小齿轮的齿数为:Z=22,则大齿轮的齿数为1z22235477.88,取Z=72。齿数比为2uz/z3.54_7iI2,取压力角2U。由于减速器齿轮传动为闭式传动，可以采用齿面接触疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核。2.按齿面接触疲劳强度设计按设计计算公式计算d2.32JK1.Tu1(?)2,VduH(5-1)1)确定公式的各计算值(D试选载荷系数Kt13(2)齿轮传递的转矩T3.5414104Nm1(3)由资料1表10-7选取齿系数1.Od(4)由资料川表106
9、查得材料的弹性影响系数Z189.8MPa2E0(5)从资料川图1021(d)查得，小齿轮疲劳45年极限为：700MPaHIim1.,大齿轮疲劳极限为：490MPa0HIim2(6)计算应力循环次数N60nj1.609601(3002815%)Ih4.15107N4.15107/3.541.171072(5-2)1765.25IChNjnm58级精度材料为40Cr冈Z=22IZ=72220计算及说明主要结果(7)查资料图1019得接触疲劳寿命系数为：K0.95K0.98HN1.HN2，(8)计算接触疲劳许用应力：K0.95700-Qc-HNJHiimi665MPa,HS1KHN1.i竺且480.
10、2MPaHS1(5-4)2)计算试算小齿轮分度圆直径d,代入H1.中较小1值：K1.3tT3.5414104NmI1.0dd2.32J13531221O(3511)It13.54480.255.7nm计算圆周速度dn55.70960”八m/V601100,601(X)()280/计算齿数bdd155.7055.7hftnit(5-5)(4)计算齿宽与齿高之比1.vhmdz557%2.53模数：It1/22(5-6)齿高：h2.25m2.252.535.15/55./9.79h5.69(5.7)(5)计算载荷系数Z189.MPaiE700MPaHIim1.hi.,490MPaHIm2N4.151
11、07IN1.171072K0.95HNJ0.98KHN2665MPa,H480.2MPaH计算及说明主要结果根据V2.8Om/s，8级精度，查资料1图910-8得，载荷系数为二一丛,因为是直齿轮，假设KAFjb100Nmm,有资料表U3查得KK1.2HF,由资料山表102查得使用系数为K=1.50(*中等冲A击),由资料包104查的小齿轮7级精度，非对称布置时：K1.120.18(10.6d2)d20.23103bh1.408h979K1.408由DznV查资料川图1013得KF1.35,故载荷系数为d55.7ftmb55.70mmKKKKK11.081.21.408m2.53VAHH11.8
12、25h5.15K动载荷系数；Vb9.79K使用系数；hKH齿间载荷分配系数；K齿向载荷分配系数。H(6)按设计的实际载荷系数校正所算的的分度园直径dd*55.731纥62.69/,1,X1.KK1.2VV（5-8）FH(7)计算模数mmd/z162.29/222.84903.按弯曲疲劳强度校核K=1.50A计算及说明主要结果由式(1-5)得弯曲强度的设计公式：K1.408Hn近JWZdIF(5-10)T输入转矩；TZ1ZIqK载荷系数；K1.32)FY应力校正系数；Y齿形系数；FK1.825F许用应力；d齿宽系数；Z由齿面接触疲劳强度设计计算所得齿数。1D确定公式内的各参数值：1由资料图10-
13、20d查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：500MPa,大齿轮的的弯曲疲劳d62.69FE1I极限为：380MPaFE22由资料1图IO-18查得弯曲疲劳寿命系数K0.92K0.97FN1,FN2m2.8493计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S1.4,由资料1式(10-12)得:K0.9250020Q十kdoFNIFEI328.57MPaF1S1.4-K-07WFN2FE2263.29MPaF2S1.4(4)计算安全载荷系数：KKKKK11.141.21.35AVF2FB1.846计算及说明主要结果(5)计算齿形系数：查资料川表10-5得C2.242.22CC2.72Y2.2482.224
14、Fa1.Sa2W(6)计算齿形校正系数：查资料1表105得Y1.57Sa1.1.751,771/751,766Sa2U)YY(7)计算大、小齿轮并加以比较：FY2.721.57八CCYSa，328,57001299Fa1.F1.(5-12)YY2.2241.766Fa2Sa20.01492263.29F2YY比较得，大齿轮的FaSa数值大。F2)设计计算：YY将八中较大值代入公式得：FIT3/21.8255,3122IS。.必1.81mm(5-13)对此计算结果，由于按齿面接触疲劳强度计算的模数(m=2.767)大于由齿根弯曲强度计算的模数(m=1.81)o因为齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳
15、强度所决定的承载力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载力，仅与齿轮直径有关，故可取弯曲强度设计计算所得的模数，并将模数圆整为标准值m=2。按接触强度得500MPaFE138OMPaFE2S1.4K1.846计算及说明主要结果的分度圆直径d62.69mm,算出小齿轮齿数：1Zd1.62.6931.345311 m2Y大齿轮齿数：zZ313.45106.951072 14、几何尺寸计算：D计算分度圆直径：dZm31262mmdZm1072214mm22(5-14)2)计算中心距:dd622141.ooa12/138mm/(5-14)3)计算齿轮宽度：bd16262mmdI取：B62mm,B56mm2I
16、5、验算：F2T.2531221041700.73N-d-621KaF11700.7328.56NmmIOONmm/故尺寸计算合适。高速级齿轮传动的几何尺寸如下表所示：表5-1高速级齿轮传动的几何尺寸Y2.72Y2.224Fa1.Sa21.766sa2m1.81mmDr小缘1亘I甲坟.II1.II1.快数-m-2计算及说明主要结果压力角20Z311Z1076mm分度圆直径d162-2d2214齿顶E1.直径dd211111a1.1a66d62mmId214mm2dd2h*na22a1218齿根径dd2hFf1.If57a13bdh*mf22f209B62mm,B!21心距an(zz)12138
17、齿宽7坛始线初bdd132bb(510)21冷计57由于小齿轮（齿轮1）直径较小，故采用齿轮轴设计，大齿轮（齿轮2）的结构尺寸和后续设计出的轴孔直径计算如下表：表5-2齿轮结构设计幺称法松IRIVrw计热值仔轮毂外直径D1轮毂轴长摩1.Dd21fO1.(1.21.5)dB计算及说明主要结果倒用尺寸nn0.5mn齿根圆处厚度0想和鼠方百徉）8-1Omm00板孔直径dD0.5(Dd)0I10d0.25(Dd)IOmm0II8高速级齿轮设方CU.3B-苹图如下;1、选定齿轮类型、精度等级、材料（与齿轮1、2相同）及齿数；直齿圆柱齿轮，8级精度，小齿轮选用40Cr（调质），调质后硬度为25OHBS,大
18、齿轮选用45（调质），硬度为220HBS.选小齿轮齿数为Z24,大齿轮齿数3ZiZ3.542484.96423取Z8542、按齿面接触强度设计：由设计公式（10-9a）进行计算：计算及说明主要结果d2321.U1(%VdUH(5-15)D确定公式内的各计算数值：1试选载荷系数K13t2II轴的转矩T178.541033由资料川表10-7选取齿轮宽系数d14由资料口俵10-6查得材料弹性影响系数为Z1/2189.8MPaZ5由资料1图10-2Id)和图102IC)查得齿面的接触疲劳强度极限700MPaH1.im1.560MPaHIim26计算应力循环次数：N60nj1.32h60271.1912
19、83001015%1.17108N1.17IOs3.31107413.542(5-16)(7)由资料图10-19查得接触疲劳寿命系数K0.93K0.95NH3，NH4(8)计算接触疲劳许用应力：KHN1.HIimi520.8MPa,HIS1K700AASiUDaHNIHiim2665MPaH2S1(5-17)计算及说明主要结果2)计算Z85试算小齿轮分度圆直径，代入中较小4d1H1.值：d23213I%Ifh(3541)2h*13.54520.878.95mm(2)计算圆周速度K13VdH1,278.95271.19601000601000s178.54(3)计算宽1dbdd178.9578.
20、95mmIt(4)计算齿宽与齿高之比byhZ1/2189.8MP/aZmd/z78.952.55模数：t111”齿高/f2.25m2.252.545.73700MPaH1.im1.560MPabh78.95/5.7313.7HIim2(5)计算载荷系数根据V1.I2ms,8图级精度，查资料山9N1.171010-8得，载荷系数为kvW,因为是直齿3KF/b100Nmm轮，假设At,有资料表10N3.311()743查得KK1.2HF,K0.93由资料U1.表10-2查得班系数为K=RO(*中NH3等冲击)103对称布置时：度,计算及说明主要结果K1.150.18(10.6d2)d20.3110
21、3bHH520.8MPa,1.611由b/h13.7,KHE1.查资料川图j3得KF135,故载荷系数为KKKKK11.081.21.611VAHH2.09KV动载荷系数；K：使用系数；齿间载荷分配系数；H665MPa2K齿向载荷分配系数。HV1.12m/(6)按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径dd78.9592.46(5-18)b78.95mm(7)计算模数mm2.55md/z92.46/224.20t113.按弯曲疲劳强度校核h5.73由式(1-5)得弯曲强度的设计公式：2YY%/j(FaSa)YdZ1.F(5-19)T(输入转矩；K载荷系数；YS应力校正系数；Y齿形系数；y13.
22、7p许用应力；KK1.21齿宽系数；Z由齿面接触疲劳强度设计计算所得齿数。HF计算及说明主要结果1)确定公式内的各参数值：1由资料川图10-2OC查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：500MPa,大齿轮的的弯曲疲K1.611HFE1.劳极限为：380MPaFE22由资料1图IO-18查得弯曲疲劳寿命系数K0.92K0.97FN1,FN2K2.093计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S1.4,由资料式(10-12)得：K.0.925007N4DFIFEi328.57MPaFSMKc00.97380“2”MDF2FE2263.29MPF2_sMAU(4)计算安全载荷系数：d92.461KKKKK
23、11.141.21.35AF2FVB1.846(5)计算齿形系数：查资料川表10-5得m4.20C2.242.22CCY2.72Y2.248-2.224Fa1.Sa2Q(6)计算齿形校正系数：查资料U1.表105得Y1.57,Sa1.,r1.1.771.75,1.75田66Sa210YYD计算大、小齿轮FaSa并加以比较：计算及说明主要结果Y272157saI一0.01299328.57YFaIF1YY2.224UooFa2sa2263.29001492F2-X比较得，大齿轮的FaSa数值大。F500MPa2)设计计算：1_FE380MPaYY将:一中较大值代入公式得：FE2K0.92I0.9
24、721.4m山1.8251.78IO5O(H4922.56mm1242对此计算结果，由于按齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲强度计算的模数。因为齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载力，仅与齿轮直径有关，故可FNKFNS取弯曲强度设计计算所得的模数，并将模数圆整为标准32857MPa值m=3。按接触强度算得的分度圆直径FI263.29MPad92.17mm,算出小齿轮齿数：1F2Zd921730.70331m3大齿轮齿数：ZZ313.45106.9510721K1.8464、几何尺寸计算：D计算分度圆直径：dZm31393mmdz,m10733
25、21mmY22Y2）计彘中/吵巨：a4d/93327/20772mmSa2计算及说明主要结果3）计算齿轮宽度：bd19393mm取：B93mm,B85mmI25、验算：2T21.7854105ZFICC3839.57Nt-93YFaySa1.0.01299KFI3839.57at41.29Nmm100Nmmb-93/ZFIYY故设计的尺寸合理。Fa2Sa20.01492F25.3开式齿轮设计1.选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数。D按传动设计的方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）卷扬机为一般工作机，速度不高，所以选用8级精度(GB/T1OO9558)3）材料僻O由表10-1选择选得大齿轮用45钢：
26、硬度40-50HRC、小齿轮的材料为4OC，并经调质及表面m2.56mm淬火；4）选择齿数。由于的开式传动，为使齿轮不至于过小，选小齿轮齿数Z20,大齿轮齿数5ZftuZ33.452069由于是开式传动，故选用齿根弯曲疲劳强度设计即可。2、按齿根弯曲强度设计：弯曲强度的设计公式进行计算J2KTuI(ZE)IVduZ131(5-20)r107Z1）确定公式的各计算值2计算及说明主要结果1由资料1图10-20e查得齿轮的弯曲疲劳强度极限：d93mm1000670d321mmFE5FE6AyrnMPaMPa2由资料1式10-13计算应力循环次数N60nj1.a207mm55h6076.6112830
27、01015%3.3107NJS-3,3Khb193mm耳85mm”;59.6106613.5433由资料川图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K1.3K1.65FN5FN64计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳系数S=1.4,由式(10-12)得Iacnn耿5FE5928.67MPaF5S1.4kfn6FE6165670789.64MPaF6S1.4(5-21)5载荷系数：K1.7f6查取齿形系数及应力校正系数：由资料川表10-5查得Y2.80FA5Y2.224,Y1.55,1.748Fa6Sa5Sa6YY7计算大小齿轮的卜,Sa并加以比较：F计算及说明主要结果YFa5丫-52*1.580.004679
28、28.57F5YY22441748Fa61sa60.00495F6小齿轮的数值大。8由资料表10-7选取齿宽系数：2）设计计算21.7582149104d1FE51000MPa670MPam3J0.00495I1.ru2.90mmFE6.由于是开式传动，计算模数将加大10%得m2.902.9010%3.19t就近圆N53.3107整得m=43.尺寸计算N69.6106计算分度圆直径：dZm20480mm5 5tdzm694276mm6 6I计算齿轮宽度：(5-22)K1.3FN5K1.65FN6bd18080mm5d5bd(510)75mm65F5928.6MPa计算中心距a44pgmmOF6
29、789.6MPa24、验算：(5-24)Kf1.7计算及说明主要结果F2T2374681(PNtd96KF157805833NmmIOONmm1.Z/b58511f5、工作机速度验算：ZZZ217960135nn777777理246%217-215407%21.7故设计合理。6轴的设计计算6.1.中间轴的设计计算1dm2.90mm根据中间轴零件的定位,装配以及轴的工艺要求，参考低速级齿轮与高速级齿轮传动尺寸，初步确定纣棍件轴的装配草图如下：m=4d80mm5d276mm6b80mm 5b 75mm 6a178m图6-1中间轴的装配草图1 .轴主要尺寸设计1) .各轴段的直径确定查资料4表8-2
30、3初选深沟球轴承，代号为6308,与轴承配合的轴径d=d=40mm,I4计算及说明主要结果齿轮2处轴头直径为d=45mm;2齿轮2定位轴肩高度h=(0.070.1)d=0.1*45=4.5,所min2以该处直d=54mm,2齿轮轴处直径等于低速级的小齿轮直径尺寸，d=93mm,d=85.5mm,d=99mm.3a32).确定各轴段长度按轴上零件的轴向尺寸以及零件间相对位置，参考高速级与低速级齿轮传动尺寸表，初步确定尺寸如附图(6-1)2.按许用弯曲应力校核轴D轴上力作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点处，1因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。画出支点、跨距、轴
31、上各力作用点相互位置尺寸如上图所示。2)绘制轴的受力图如下：卅合理d=d=40mmI4d=54mm2d=93mm3d=85.5mmd=99mm心图6-2轴的受力图3)计算轴上的作用力齿轮2:F2178.5401032力214t2d2FT-tan1669tan20r2t2n1669N607N齿轮3:计算及说明主要结果F2三2殁。1。33840n6593FFtan3840tan201398Nr3n4)计算支反力垂直支反面(XZ平面)，参考图(6-2),绕支点B的力矩和M0得，BZRF(84.571.5)F71.55784.571.5AZ2r3/607(84.571.5)139871.5213/25
32、N同理，M0AZ,RF(84.571.5)F71.55784.571.5BZr3r2/1398(84.571.5)60771.5213,766N/ZRFFRAZr3r2BZ校核：2513986077660；计算无误。M0同样，由绕B的力矩和BY,得(水平面XY平面，见图6-2(C)RF(84.571.5)F71.55784.571.5AY(2(3/1669(84.571.5)384071.5213/251IN由M0得；AYF1669NF2607Nr2F380NF1398Nr3R25NAZ计算 及 说 明主要结果RF (84.5 57) F 57 57 84.5 71.5BY t23840 (8
33、4.5 57) 1669 572132998NR766N BZ校核:MRRFFYBYt2 13A25112998 1669 38400计算无误。5)绘制转矩、弯矩图垂直平面内的弯矩图(图6-2(b)C 处弯矩：MMCZ左CZ右D处弯矩：M MDZDZ左右水平面内弯矩图 处弯矩： M M CYCY左右D处弯矩： M M DZDZ左右R57 94164N mmAZR 71.5 17467M mmBZ(6-2 (c)CR 57 171324N mmAYR 71.5 276513N mmBZR251 INAY6)合成弯矩图(图6-2(d)C处弯矩:RBY2998NMM2M2941642143127：1
34、71324NmmCCZCYD处弯矩：MM2M2(174674)214357276513mNmDDZDY7)转矩以及转矩图(图6-2(e)T178540Nmm2o8)计算当量弯矩，绘制弯矩图，(图6-2(f)计算及说明主要结果T0.58178540103553Nmm2C处当量弯矩：M严1.nTJ1.力3241103556200177NmCC2mD处当量弯矩：MJM2(T)27651321035532295267NmmDD29)校核轴径根据弯矩图可知，危险面为CwD剖面。C剖面：dIMj200177CIQjcV33.IShmC10.110.15545mIb2”m强度足够。D剖面:d产33.7m85
35、.fi1.mD30.10.155IbD剖面强度也足够。所以，该轴强度足够。3.轴的细节部位结构设计资料查系查资料表9-14得键槽尺寸为：bh(t=5.0,r=0.3)键长为1.=45mm,查资料表4-5得表面过度圆角r=3.由T178540Nmm20.58T103553Nmm2青各过度圆角尺寸见零件128计算及说明主要结果4.安全系数法校核该轴的疲劳强度（对一般减速器的转轴仅仅使用弯曲应力法校核强度即可，而不必进行安全系数法校核）D判断危险截面对照弯矩图和结构图，从强度，应力集中分析，C和1,2都可能是危险截面，现对C剖面进行校核。2）轴材料的机械性能材料为45钢，调质处理，有资料1表15.1
36、查得，640MPa355MPaB，s。0.430.43640275.2MPaIbB1.71.7275.2468MPaObIb155MPa,1.61.6155248MPaIO122275.22481.bOb0.18,468Obf0.2524803）剖面C的按系数抗弯段面系数：d3btdt2WCCC322dC45145.5455$7611.3mm332245抗扭断面系数：bh128圆角r=3计算及说明主要结果d3bdt2WCtCtcIb2d453145.5455.52I,AA1.16557.47mm324MPa102450.18,弯曲应力幅：0.25M/W1713247611.322.5MPa0cc0弯曲平均应力：m扭转切应力幅：T1785405.39MPa216557.47W7611.m35.39MPa平均切应力：m键槽所引起的有效应力集中系数有资料4表查得：K1,K1.54.092同样，由资料表查得表面状态系数为：W16557.n4f1.30.84,0.78tc尺寸系数为：K11.29/Z).920.84/K2.322.5MPa弯曲配合零件的综合影响系数：0DK2.3取D进行计算：K/1.39z0.920.78
