慢动卷扬机传动装置机械设计课程设计(编辑修改稿)

慢动卷扬机传动装置机械设计课程设计(编辑修改稿)内容摘要：

的计算 （ 1）各轴转速 Ⅰ轴 970 nn m r/min Ⅱ轴（蜗杆轴）  inn1Ⅱ Ⅲ轴（涡轮轴） nn Ⅲ ＝ 卷筒轴  nn wG r/min （ 2）各轴输入功率 Ⅰ轴： 输入 P入 ＝ Pd 3 ＝ ＝ 输出 P出 ＝ P入 1 ＝ ＝ Ⅱ轴： 输入 P入 ＝ P出 2 ＝ ＝ 输出 P出 ＝ P入 1 ＝ ＝ Ⅲ轴： 输入 P入 ＝ P出 1 ＝ ＝ 电动机型号 额定功率 /kw 电流 /A （ 380V） 满 载 转 速 /（ r/min） 额定转矩堵转转矩 额定转矩最大转矩 Y160L6 11 970 型号 H A A/2 B C D E K Y160L6 160 254 127 254 108 42 110 15 5 输出 P出 ＝ P入 1 ＝ ＝ 卷筒： 输入 PG入 =P出 1 = = 输出 PG出 =PG入 5 = = （ 3）各轴输入转矩 Ⅰ轴： 输入 T入9 7 5 5 5  mnPⅠ入= M 输出 T出 ＝ nPⅠ M Ⅱ轴：输入 T入 ＝  n9550ⅡⅡ入P M 输出 T出 ＝  n9550ⅡⅡ出P M Ⅲ轴：输入 T入 ＝ n9550 P 入 N M 输出 T出 ＝ n9550 P 出 N M 卷筒 : 输入 TG入 ＝  n9550GGP 入 N M 输出 TG出 ＝  n9550GGP 出 M 表 4 蜗杆－圆柱齿轮传动装置的运动和动力参数 第三章 传动零件的设计 轴名 功率 P kw 转矩 T N M 转速 n r/min 输入 输出 输入 输出 Ⅰ轴 970 Ⅱ轴 Ⅲ轴 卷筒轴 6 一、高速级蜗轮蜗杆传动的设计计算 选择蜗杆传动类型 P入 ＝ i1 970nm 根据 GB/T10085— 1988 推荐，采用渐开线蜗杆（ ZI） 齿轮材料，热处理及精度 蜗杆： 45 钢淬火，螺旋齿面要求淬火，淬火后硬度为 45— 55HRC 蜗轮：铸锡磷青铜 ZCuSn10Pl,金属模制造，齿芯用灰铸铁 HT100 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，传动中心距 3 22 )][(HE ZZKTa   (1)确定作用在蜗轮上的转矩 TⅢ 按 z1 =4, 估取效率  涡轮 =，则  7 0 5 5 09 5 5 09 5 5 012minnPTPⅠⅢⅢ出Ⅲ N M （ 2） 确定载荷系数 K 因工作比较稳定，取载荷分布不均系数 Kβ =1；由文献 [1]P253 表 115选取使用系数 KA=；由于转速不大，工作冲击不大，可取动载系数 Kv=；则 K= K KA KV = 1 = （ 3） 确定弹性影响系数 因选用的是 45 钢的蜗杆和蜗轮用 ZCuSn10P1 匹配的缘故，故 ZE =160MPa 2/1 （ 4)确定接触系数 Z 先假设蜗杆分度圆直径 d1 和中心距 a的比值 =，从文献 [1]P253 图 1118 中可查到 Z 。 7 (5)确定许用接触应力 [ H ] 根据蜗轮材料为 ZCnSn10Pl，金属模制造，蜗杆螺旋齿面硬度 45HRC，查得蜗轮的基本许用应力 [ H ]΄=268Mpa 两班制，每天工作 16 个小时，使用年限 15年。 所以 Lh =15 365 16=87600h 应力循环次数 N=60j n2 Lh =60 1 87600= 108 寿命系数 887 10HNK = 则， [ H ]= HNK [ H ]΄= 268= （ 6）计算中心距 3 23 ) ( a = mm 取中心距 a＝ 200mm,i=10， 则从文献 [1]P245 表 112中查取，模数 m=8 蜗杆分度圆直径 d1=80mm。 查图 11— 18可查得接触系数 Z ΄= 因为 , Z ΄〈 Z 因此，以上计算结果可用 蜗杆与蜗轮的主要参数及尺寸 （ 1） 蜗杆： 轴向齿距 Pa = m= 8= ㎜； 直径系数 q=d1 /m=10； 齿顶圆直径 d1a = d1 +2 *ah m=80+2 1 8=96 ㎜； 齿根圆直径 df1= d1－ 2(h*a m+ *c )=80－ 2 (8 1+)= ㎜ 分度圆导程角  = qZarctan 1 176。 ； 蜗杆轴向齿厚 Sa = m/2= ㎜。 (2)蜗轮： 8 查《简明零件机械设计手册》表 1124 得蜗轮齿数 z2 =42。 变位系数 x2 =。 验算传动比 i= z2 /z1 =42/4=,传动比误差（ － ） /=%,是允许的。 蜗轮分度圆直径 d2 =mz2 =8 42=336 ㎜ 蜗轮喉圆直径 d2a = d2 +2h 2a = )*(2 222 xhmd  ＝ 336+2 8 (1－ )=344㎜ 蜗轮齿根圆直径 2fd = d 2 － 2h 2f = *)*(2 22 cxhmd a  ＝ 336－ 2 8(1++)=308 ㎜ 蜗轮咽喉母圆半径 r2g =a－ d2a /2=200－ 344/2=28 ㎜ 校核齿根弯曲疲劳强度 ][ 221 2 FFaF Ymdd KT  ＝ 当量齿数 z2v = z2 /(cos )3 =42/(176。 ）179。 ＝ 根据 x2 =, z2v = ,因此， 从图 1119 中可查得齿形系数 2FaY = 螺旋角系数  Y 许用弯曲应力 [ F ]=[ F ]180。 FNK 由 ZCuSn10Pl 制造的蜗轮的基本许用应力 [ F ]180。 =56Mpa 寿命系数 986 10FNK ＝ [ F ]=56 ＝ 3 680 8 0 3 3 3  F = 由于 F [F ]，故弯曲强度满足。 验算效率 9  =（ ～ ） tan /tan( +‘ ) 已知  ＝ ˚； ‘ =arctanf‘ smndv s / o s1 0 0 060 9 7 080c o s1 0 0 060 11  。  从文献 [1]P264 表 1118 中用插值法查得 f‘ =、 ‘ = 代入得  =～ ，大于原估计值  =，因此不用计算。 合格的。 相对滑动速度： smndv / o s1 0 0 060 9 7 o s1 0 0 060 11    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、蜗轮精度选择 8 级精度，侧隙种类为 f，标注为 8f GB/T10089— 1988。 详细情况见零件图。 表 5 蜗轮蜗杆参数 名称 分度圆直径 模数 头数 /齿数 转速 (r/min) 蜗杆 80 8 4 970 涡轮 336 8 42 二、低速级齿轮传动的设计计算 P= n= 选定齿轮类型、精度等级、材料 及齿数 （ 1）按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 （ 2）卷扬机机为一般工作机，速度不高，故选用 8级精度（ GB 10095－ 88）。 （ 3）材料选择。 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。 （ 4）选小齿轮齿数 3z =20,大齿轮齿数 4z ＝ 20 ＝ 30，压力角 α =20176。 按齿面接触强度设计 按式（ 113）试算，即：  3 21112 HEdZuuKTdσφ mm得 （ 1）确定公式内的各计算数值 10 试选 载荷系数 K＝ 由文献 [1]P201 表 106 查的材料的弹性影响系数 zE 2/1 由文献[1]P205 表 107选齿宽系数 d ＝ 1 HS FS 由 文献 [1]P209 图 1021d 按齿面硬度查 得 小齿轮材料为40Cr(表面淬火 ) 小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 60 0lim  ； 大齿轮材料为45钢（表面淬火）； 大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 550lim  小齿轮传递的扭矩： T出 ＝ n9550 P 出 N M 由文献 [1]P206 式 1013 计算应力循环次数。 N1=60j nLh =60 1 87600= 108 N2 == 4 10 8 = 108 由文献 [1]P207 图 1019 取接触疲劳寿命系数 121 .0 2。 1 .1 5H N H NKK 计算疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由文献 [1]P205 式（ 1012）得   1 l i m 112 l i m 221 . 0 2 6 0 0 6 1 21 . 1 5 5 5 0 6 3 2 . 5HNHHNHK M p aSK M p aS       （ 2）齿轮参数计算 ,带入  H 中较小的值：  233 EdHKT Zudu   Ⅲ 出φ σ=3 733 .33 1 189 . ?1 612 =9mm d3  2. 计算齿宽 b 及模数 3m 齿宽 3 1 1 2 7 .0 9 1 2 7 .0 9db d m m     11 由 zmd 333 得 33 3dm z 齿宽与齿高之比 b/h 齿高 m m m    ： 33 1 2 7 . 0 9 9 1 . 6 8v 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dn  Ⅲπ ＝ m/s 根据 v=,8 级精度，由文献 [1]p194 图 108 查的动载荷系数 Kv=； 直齿轮 1HFKK 由文献 [1]P193 表 102查的使用系数： 1AK 由文献 [1]P196 表 104 用插值法 6 级精度，小齿轮相对支撑对称分布：   由 b/h=，   查文献 [1]P198 图 1013得   ；故载荷系数 1 1 . 1 0 1 1 . 3 2 9 1 . 4 6A V H HK K K K K      按实际载荷系数校正算的分度圆直径，由文献 [1]P204 式（ 1010a）得 3333 1 . 4 61 2 7 . 0 9 1 2 8 . 8 81 . 4tKdd K   mm 计算摸数 m 331 2 8 .8 8 6 .4 4 m m20n dm z   按齿根弯曲强度设计 公式  3n 232 Fa SadFKT YYm z Ⅲ 出φ σmm （ 1）确定公式内的各计算数值 由文献 [1]P208 图 1020c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1 500FE Mpa  ；大齿 12 轮的弯曲疲劳强度极限 2 380FE Mpa  由文献 [1]P206 图 1018 取弯曲疲劳寿命系数 1  ， 2  取弯曲疲劳安全系数 ,S= 由文献 [1]P205 式（ 1012）得   1112220 . 9 5 5 0 0 3 3 9 . 2 91 . 40 . 9 8 3 8 0 2261 . 4F N F EFF N F EFK M p aSK M p aS     K 1 1 . 1 0 1 1 . 2 7 1 . 4 0A V FK K K K K      查齿形系数。 由文献 [1]P200 表 105查的 1   ， 2  。 由文献 [1]P200 表 105查的 1Y   ， 2Y  。  FSYY并加以比较。   1112222 .8 5 1 .5 4 0 .0 1 33 3 9 .2 92 .2 4 1 .7 5 0 .0 1 8226FSFSYYYY 3n 22 1 . 4 7 3 3 3 3 0 0 . 0 1 81 20m    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可取由弯曲强度算得的模数 并就近圆整为标准值 m=5，已可满足弯曲强度。 （ 2）计算分度圆直径 33442 0 5 1 0 03 0 5 1 5 0md z m m md z m m       （ 3）计算中心距 a  3 4 3 ( 20 30 ) 5 12 522z z m    mm 13 （ 4）计算齿 轮宽度 33 1 10 0 10 0b d d m m     圆整后 b3=100mm b4=1500mm 表 6 齿轮参数 齿轮 齿数 模数（ mm） 中心距（ mm） 直径（ mm） 齿宽（ mm） 小齿轮 32 5 500 160 128 大齿轮 168 5 840 第四章 轴的设计计算 一、 I轴的设计计算 轴 I 的数据 轴 I 上的功率 1P =, 转速 1n =970/min,转矩 1T = M，轴 II 上的转距 2T＝ N M 求作用在蜗杆蜗轮上的力 已知蜗杆的分度圆直径 d1=80mm 蜗轮分度圆直径 2d ＝ 336 ㎜ 蜗轮蜗杆的压力角取标准值为 20 而 11212 2 9 4 9 1 0 2 3 7 2 . 7 580ta TF F Nd     12 2 7 8 7 5 0 0 4 6 8 7 . 5336atF F N   1 2 2 ta n 4 6 8 7 . 5 ta n 2 0 1 7 0 6 . 1 1r r tF F F N      初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢，调质处理，根据文献 [1]P370 表 153取 1A =115，于是得 13119 . 6 431 1 5 2 4 . 7 2m in 970PdA n   ㎜ 计算联轴器的转矩，根据文献 [1]P351 表 141取 AK = 1 1. 9 94 .91AT ca K T    M 14 查标准 GB432385，选。