慢动卷扬机传动装置设计课程设计(编辑修改稿)

慢动卷扬机传动装置设计课程设计(编辑修改稿)内容摘要：

后取 205a mm。 2按圆整后的中心距修整螺旋角    12 1 8 8 3 4 . 5a r c c o s a r c c o s 1 4 . 0 62 2 2 0 5nmaZZ     因  值改变不大，所以参数  、 K 、 HZ 等不必修正。 3计算大小齿轮的分度圆直径 11 1 8 4 . 5 7 4 . 2c o s c o s 1 4 . 0 6nd m mmZ     22 8 3 4 . 5 342c o s c o s 1 4 . 0 6nd m mmZ     4计算齿轮宽度 1 1 7 4 .2 7 4 .2db m md    取齿宽 ： 2B =75mm, 1B =80mm 14 （三）低速级齿轮的设计计算 选精 度等级、材料及齿数 1）材料及热处理 由表 101选得小齿轮的材料均为 40rc （调质），硬度为 280HBS； 大齿轮的材料为 45钢（调质），硬度为 240HBS，二者的硬度差为 40HBS。 2） 精度等级选用 8 级 ,选取小齿轮比为 1 20z ，则大齿轮 2 1 1 20 62z z i    ,取2 62z ，螺旋角 14 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 12 211 ()311iTk t ZZHEd ti Hd  1） 确定公式内的各计算 数值 1试选载荷系数 。 2计算小齿轮传递的转矩 612 9 5 5 0 0 0 0 7 . 6 99 5 5 0 0 0 0 1 . 2 9 8 1 05 6 . 5 9pT N m m N m mn      3由表 107取 1d。 4由表 106查得材料的弹性影响系数 MP。 5由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim1 600H MPa  ；大齿轮的接触疲劳强度极限 lim 2 550H MPa 。 6由式 60 hN n jL 计算应力循环次数   71 6 0 6 0 5 6 . 5 9 1 8 3 0 0 1 0 8 . 1 4 9 1 0hjLNn          7 72 49 10 3    7由图 1019查得接触疲劳寿命系数 1  ， 2 。 8计算接触疲劳许用应力 (失效概率 1%,安全系数 S=1)   1 l i m 11 1 . 1 6 6 0 0 6 9 6HN H M P aSK       2 l i m 22 1 . 2 2 5 5 0 6 7 1HN H M P aSK     15 9许用接触应力       12 6 9 6 6 7 1 6 8 3 . 522HHH M P a M P a      10由图 1030选取区域系数 。 11由图 1026查得1  ，2  ，则12 0 . 7 9 0 . 8 5 1 . 6 4        。 2）计算 1试计算小齿轮的分度圆直径 1td ， 由计算公式得 3 231 2 1 . 6 1 2 9 8 1 0 3 . 1 1 2 . 4 3 3 1 8 9 . 8( ) 9 2 . 11 1 . 6 4 3 . 1 6 7 1t m m m md         2计算齿轮的圆周速度 1 3 . 1 4 9 2 . 1 5 6 . 5 9 0 . 2 76 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdn mv s     3计算齿宽 b及模数 ntm 1 1 d m m m m    1 1c o s 9 2 . 1 c o s 1 4 4 . 4 620tnt d mmzm     2 .2 5 2 .2 5 4 .4 6 1 0 .0 4 4nth m m m    9 2 .1 9 .21 0 .0 4 4b h  4计算纵向重合度 10 . 3 1 8 t a n 0 . 3 1 8 1 2 0 t a n 1 4 1 . 5 8 6d Z        5计算载荷系数 已知使用系数  ，根据 s ， 8 级精度，由图 108 查得动载荷系数 由表 103 查得 ,从表 104查得   ,由图 1013 查得FK=,故载荷系数 1 1 . 0 5 1 . 4 2 1 1 . 2 1 . 7 9A V H HK K K K K      6按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 3311 1 .7 99 2 .1 9 5 .6 1 61 .6t tK mmdd K    7计算模数 nm 11c o s 1 4 9 5 . 6 1 6 c o s 1 4 4 . 6 2 620n mmdm Z   按齿根弯曲强度设计 由式  213 212 c o s F a S an FdK T Y YYm Z 1）确定公式内的各计算数值 16 1计算载荷系数 1 1 . 0 5 1 . 2 1 . 3 5 1 . 7 0 1A V F FK K K K K      2根据纵向重合度  ,从图 1028查得螺旋角影响系数  。 3由图 1020d 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1 500FE MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限2 380FE MPa  4由图 1018查得弯曲疲劳寿命系数 1  2  5计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1   1 11 0 . 9 2 5 0 0 3 2 8 . 5 71 . 4FN FEF M P aSK       2 22 0 . 9 5 3 8 0 2 5 7 . 8 61 . 4FN FEF M P aSK     6查取齿形系数 由表 105查得 1  2  7查取应力校正系数 由表 105查得 1  2  8计算大小齿轮的  Fa SaFYY 并加以比较  111 2 .7 4 1 .5 6 0 .0 1 3 03 2 8 .5 7F a S aFYY   222 2 .2 6 1 .7 4 0 .0 1 5 02 5 7 .8 6F a S aFYY  经比较得大齿轮的数值大。 9计算当量齿数 11 3320 os c os 14v zz    22 3362 os c os 14v zz    2) 设计计算  2 62133 2 212 c o s 2 1 . 7 0 1 1 . 2 9 8 1 0 0 . 8 8 c o s 1 4 0 . 0 1 5 4 . 81 2 0 1 . 6 4F a S an FdK T Y YY mmm Z         对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数 nm 大于由 齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取 5n mmm ，已可满足弯曲强度。 但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 1  来计算应有的齿数。 于是由 11c o s 9 5 . 6 c o s 1 4 195ndZ m    ，取 1 19Z ， 则 21 1 9 3 .1 5 9iZZ    ，取 2 115Z。 17 几何尺寸计算 1计算中心距    12 1 9 5 9 5 2 0 0 . 92 c o s 2 c o s 1 4nma m mZZ     将中心距圆整后取 269a mm。 2按圆整后的中心距修整螺旋角    12 1 9 5 9 5a r c c o s a r c c o s 1 4 . 0 72 2 2 0 0nmaZZ     因  值改变不大，所以参数  、 K 、 HZ 等不必修正。 3计算大小齿轮的分度圆直径 11 1 9 5 9 7 . 9c o s c o s 1 4 . 0 7nd m mmZ     22 5 9 5 304c o s c o s 1 4 . 0 7nd m mmZ     4计算齿轮宽度 1 1 9 7 .9 9 7 .9db m md    取齿宽 ： 2B =98mm, 1B =103mm 18 高、低速级齿轮参数 名称 高速级 低速级 中心距 a(mm) 208 200 法面摸数 (mm) 5 螺旋角 （ 176。 ） 齿顶高系数 *ah 1 1 顶隙系数 c 压力角  20 20 齿 数 18 19 81 59 分度圆 直径 （ mm） (mm) 342 304 齿 宽 （ mm） 80 103 （ mm） 75 98 齿轮等级精度 8 8 材料及热处理 40rc 、 45，并经调质及表面淬火，齿轮硬度分别为280HBS、 240HBS 40rc 、 45，并经调质及表面淬火，齿轮硬度分别为280HBS、 240HBS 19 四、轴系零件的设计计算 输入轴的设计计算 1）输入轴上的功率1p、转速1n及转矩 1T 111 8 . 0 9 , 2 4 3 / m i n , 3 1 7K W r N mp n T    2）求作用在齿轮 1上的力 因已知齿轮分度圆直径1 = d 311 12 2 3 1 7 1 0 = = = 1 9 8 1 2 . 5 N7 4 . 2TdtF  1t a n 1 9 8 1 2 . 5 t a n 2 0 = = = 7 4 3 4 Nc o s c o s 1 4 . 0 6t nrFF   1 = t g = 1 9 8 1 2 . 5 1 4 . 0 6 = 4 9 6 2 N Fat tgF   3） 初步确定轴的最小直径 先按式（ 15— 2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45钢，调质处理。 根据表 15— 3，取 0=100A ，于是得： 1 33om i n18 .0 9= =1 2 0 =3 9 m m243d A Pn  4）轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案，如图所示 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 1根据计算的最小直径取轴的直径 12d =39mm。 为了满足带轮得轴向定位要求， 12轴右端需制出一轴肩，故 23段得直径 23 42d mm  由带轮宽度确定 1 100mmL。 2初步选择滚动轴承。 因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求，并根据23 42d mm  ,由轴承产品目录中初步选取单列圆锥滚子轴承，其型号为 30209，其尺寸为4 5 8 5 2 0 .7 5d D T m m    , 查得 a=17, 根据 轴肩 选 3 4 7 8 45 mmdd；而 20 7 8 3 4 2 0 .7 5mmll。 右端滚动轴 承采用轴肩进行轴向定位，因此，取67 52mmd  。 3 取 45 段的直径45 52mmd  ； 取安装齿轮处的轴段 56 的直径56 57mmd  ，根据齿轮宽度 80mm,取56 80mml  。 4 轴承端盖的总宽度为 32mm，根据轴承端盖的装拆，及便于对轴承添加润滑脂的要求。 取端盖的外端面与带轮右端面间的距离， L=26mm故取23 58mml  。 5 考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取是8s。