慢步卷扬机传动装置设计——毕业设计(编辑修改稿)

慢步卷扬机传动装置设计——毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

i 效率  输入 输出 输入 输出 电动机轴 970 1 Ⅰ轴 970 18 Ⅱ轴 1 Ⅲ轴 4 卷筒轴 西京学院本科毕业设计（论文） 7 第 3 章 齿轮的设计 已知条件：输入功率 kWp  ，小齿轮转速 1 53 .89 / minnr ，齿数比iu ，由于电动机驱动，工作寿命 10 年（设每年工作 300 天）。 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (此处参考文献 :《机械设计》高等教育出版社 第八版 ) ：由教材表 101 选择小齿轮材料为 40Cr （调质），硬度为 280HBS ，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS ，二者材料硬度差为 40HBS。 ，速度不高，故选用 7 级精度（ 10095 88GB  ） 1 20z ，大齿轮齿数 z ，初选螺旋角 14  按齿面接触强度设计  3211 1  H EHadttZZuuTKd () 1. 确定公式内的各计算数值 1） .试选载荷系数 。 2） .由教材图 1030 选取区域系数 。 3） .由图 1026 查得 1   、 2   ，则 a。 4） 计算小齿轮传递的转矩 mmNn PT  551151 5）由 107 选取齿宽系数 1d ，由表 106 查得材料的弹性影响系数 MP 6）由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim 1 600HaMP  ，大齿轮的接 触疲劳强度极限 lim 2 550HaMP 。 西京学院本科毕业设计（论文） 8 7） .由 60 hN njL 计算应力循环次数，其中 n为齿轮的转速， j 为齿轮每转一圈同一齿面啮合的次数， hL 为齿轮的工作寿命（单位为小时）。 811  hjLnN 7712  iNN 8） .由图 1019 取接触疲劳寿命系数 HNK 、 HNK。 9） .计算接触疲劳需用应力。 取失效概率为 1% ，安全系数 1S ，由式   limHNH K S 得   aHNH MPSK i m11     aHNH MPSK 2 25 5 i m22         aHHH 21   计算 1） .试算小齿轮分度圆直径 1td ,带入  H 中较小的值 .   mmZZuuKTd H HEadt 22 4 3253211     2） .计算圆周速度 v smn /2 4 0 0 060 5 . 5π1 0 0 060 πd 11t   3） .计算齿宽 b。 mmdb td  计算齿宽与齿高数比 hb 模数 mmzdm tt 14c o o s11   西京学院本科毕业设计（论文） 9 齿高 mmmh t  齿高比 hb 4） .计算纵向重合度  a n20xx 1 a n3 1 1    zd 5） .计算载荷系数 根据 sm/ 、 7 级精度，由图 108 查得动载系数 。 直齿轮 1 FaHa KK 由表 102 查得使用系数 1AK 由表 104利 用插值法查得 7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时， Hk ，由 hb 、 Hk 查图 1013 得 FK ，故动载系数   HHaA KKKKK 6） .按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 ，由311tt kkdd  得 mmkkddtt 3311  7） .计算模数 nm。 mmzdm n  由式  3 2121 co s2 FSaFaadnYYzKTm   () 1. 确定计算参数 1） .由图 1020c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1 500FE aMP  ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2 380FE aMP 。 西京学院本科毕业设计（论文） 10 2） .由图 1018 取弯曲疲劳寿命系数 FNK , FNK . 3） .计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数  ,由   FN FEF KKS 得   aFEFNF MPSKK    aFEFNF MPSKK 4 3 8  4） .计算载荷系数。  FFaVA KKKKK 5） .查取齿形系数 由表 105 查得 FaY FaY . 6） .查取应力校正系数 由表 105 查得 1  、 2 。 7） .计算大小齿轮的  Fa SaFYY 并加以比较   11 F SaFa YY    0 15 44 22 F SaFa YY  大齿轮的数值大。 设计计算   mmYYzKTm F SaFaadn 5 8 1 5 14c o o s2 3 2 253 21 21     对比计算结果，由齿面接触疲劳强 度计算的法面模数 nm 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数妈的大小主要取决于弯曲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，仅与齿轮直径有关可取由弯曲强度算的的模数,按接触强度计算的来的分度圆直径 mmkkdd tt 3311 于是西京学院本科毕业设计（论文） 11 有： 14c o o s11  mdz  取 231z ，则 1 2 2  uzz。 这样设计出的齿轮传动 ，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。 mmmzdmmmzdnn 6 214c o s 5 8 2 5c o s8514c o s 5 8 o s2211 mmmzza n o s2 )12523(c o s2 )( 21   中心距取整为 274mm.     7 32 5 8 )1 2 523(2a r c c o s 21 a mzz n 因  值不变，故参数 a 、 K 、 HZ 等不必修正。 mmdb d 858511  西京学院本科毕业设计（论文） 12 第 4 章 蜗杆的设计 已知条件：输入功率 kWp  ，转速 1 970 / minnr ，传动比 18oi ，寿命hLh 720xx。 根据 / 10085 1988GB T 的推荐，采用圆柱蜗杆传动 渐开线蜗杆（ ZI 蜗杆）。 考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆选用 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 HRC55~45。 涡轮用铸锡磷青铜10 1ZCuSn P ，金属模制造。 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 100HT 制造。 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。 由下式传动中心距  322 HE ZZKTa   () 2T 按 1 2z ，估取效率  ，则 mmNinpnPTo 75281618970 6162262  K 因工作有轻微振动，故取载荷分布不均系数  ；由表 115 选取使用系数  ，由于转速不高，取动载系数 。 则 1 . 2 1 . 3 1 . 1 1 . 7 2AvK K K K     西京学院本科毕业设计（论文） 13 EZ 因选用的是铸锡磷青铜和钢蜗杆想配，故 12160EaZ MP Z 先假设蜗杆分度圆直径 1d 和传动中心距 a 的比值 1 a，从图 1118 中可查得。  H 根据涡轮材料为铸锡磷青铜 10 1ZCuSn P ，金属模制造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC ，可从表 117 中查得涡轮的基本许用应力  ` 268HaMP 。 应力循环次数 82 2 0 0 01897016060  hLjnN 寿命系数 108 87 HNK 则     aHHNH MPK     mmZZKTa HE 49 607 52 81 2322   取中心距 mma 235。 因 18i ，从表 112 中去模数 8m mm ,蜗杆分度圆直径mmd 801 。 这时 ad ，从图 1118 中可查得接触系数 `  ,因为`ZZ ，因此以上计算结果可用。 轴向齿距 mmmp a   ；直径系数 10q ；齿顶圆直径 1 96ad mm ；齿根圆直径 1 mm ； 分 度 圆 导 程 角 ` ``111836  ； 蜗 杆 轴 向 齿 厚西京学院本科毕业设计（论文） 14 1 1 2 .5 6 6 42aS m m m。 涡轮齿数 412z ；变位系数 2 212  mddmax 验算传动比 24112  zzi，这时传动比误差为 %  ，是允许的。 涡轮分度圆直径 mmmzd 3 2 841822  涡轮喉圆直径 mmhdd aa 3 4 4823 2 82 222  涡轮齿根圆直径 mmhdd ff 0 2 82 222  涡轮咽喉母圆半径 mmdarag 22   FFaF YYmdd KT    221 () 当量齿数 o s 41c o s 3322  zZ v 根据 x 、 vz ，从图 1119 中可查得齿形系数 2 。 螺旋角系数 1 140Y      许用弯曲应力     FNFF K  从表 118 中查得由 10 1ZCuSn P 制造的涡轮的基本许用弯曲应力  ` 56FaMP 。 寿命系数 10986 FNK   aF  西京学院本科毕业设计（论文） 15 aSaFaF MPYYYYmdb KT 7 5 2 8 1 2222 2    弯曲强度时满足的。     v   t a n t a ~ () 已知 ` ``11 18 36  ； arctanvvf  ； vf 与相对滑动速度 sv 有关 . 11 80 1421 /60 1000 c os 60 1000 c os dnv m s     从表 1118 利用插值法查得  ，   ，代入式中得 。 大于原估算值，不用重算。 西京学院本科毕业设计（论文） 16 第 5 章 滚动轴承和传动轴的设计 轴上的功率 kWp  转速 1 970 / minnr 转矩 mm5 3 3 6 1 . 8 5 6 N9 7 5 5 0 0 0 01 T 求作用在蜗杆上的力 蜗杆分度。