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1、机械设计课程设计绞车传动装置的设计一、 设计任务书1，技术参数：卷筒圆周力F：12 kN卷筒转速n：35 r/min卷筒直径D：400 mm2，工作条件：间歇工作，载荷平稳，传动可逆转，启动载荷为名义载荷的1.25倍。传动比误差为5%，两班制，工作年限10年（每年300个工作日）。二、系统总体方案设计根据要求及已知条件对于传动方案的设计可选择二级展开式圆柱齿轮减速器。它能承受较大的载荷且传动平稳，能实现一定的传动比。 三、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器）2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：（查指导书表3-1）=3=0.990.9930.9
2、70.970.98=0.8769联轴器传动的效率，取0.99；滚动轴承传动的效率（球轴承），取0.99；，8级精度齿轮传动的效率，取0.97（表3-1）；卷动轴承传动的效率（滚子轴承），取0.98.(2) 电机所需的工作功率：P=P/P=Fv式中：P为所需电动机输出的功率，单位kW；P为工作机输入的功率，单位kW；为传动装置的总功率；F为工作机卷轴的圆周阻力，单位kN；v为工作机卷轴的线速度，单位m/s.其中， v=得 P =10.03kW3、确定电动机转速：卷筒转速n =35r/min按指导书P14表3-2推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围i=925，由于只有圆柱齿轮减
3、速器，所以总传动比理时范围为i=925。故电动机转速的可选范围为n= in =（925）35=315875r/min，符合这一范围的同步转速电动机只有750r/min一种。根据容量和转速，由指导书附表17-7查出有一种适用的电动机型号，其技术参数及传动比情况如下表：电动机型号额定功率P/kW电动机转速/(r/min)总传动比同步转速满载转速Y180L-81175073020.8574、确定电动机型号由于在容量和转速方面只有一种电动机符合要求，且电动机和传动装置的尺寸、重量以及减速器的传动比也符合要求，因此选定电动机型号为Y180L-8，额定功率为P=11kW，满载转速nm=730r/min。
4、四、计算总传动比及分配各级的传动比总传动比：i=nm/n=730/35=20.857 取高速级的传动比i1，低速级的传动比i2，减速器的传动比为i3 ， 其中i3=i，根据指导书中（3-7）得 i1 = 得 i1 =5.31 i2= i3/i1=20.857/5.31=3.93五、传动参数的计算 1、 各轴的转速n（r/min） 高速轴一的转速 n1=nm=730 中间轴二的转速 n2=n1/i1=730/5.31=137.476低速轴三的转速 n3=n2/i2=137.476/3.93=34.98 滚筒轴四的转速 n4= n3=34.98 2、 各轴的输入功率 P(kW)高速轴一的输入功率
5、P1= Pmc=110.99=10.89中间轴二的输入功率 P2=P11g=10.458低速轴三的输入功率 P3=P22g=10.042 滚筒轴四的输入功率 P4=P3gc=9.843 Pm 为电动机的额定功率；c为联轴器的效率；g为一对轴承的效率；1为高速级齿轮传动的效率；2为低速级齿轮传动的效率。 3、 各轴的输入转矩T（Nm） 高速轴一的输入转矩 T1=9550P1/n1=142.465 中间轴二的输入转矩 T2=9550P2/n2=726.482 低速轴三的输入转矩 T3=9550P3/n3=2741.598 滚筒轴四的输入转矩 T4=9550P4/n4=2687.268 根据以上数据
6、列出各轴的传动参数的数据表传动参数的数据表电机轴轴1轴2轴3滚动轴4功率P/kW1110.8910.45810.0429.843转矩T/( Nm)143.904142.465726.4822741.5982687.268转速n/(r/min)730730137.47634.9834.98传动比i15.313.931效率0.990.96030.96030.9801六、传动零件的设计计算 圆柱直齿轮传动的设计计算（1）高速级的一对齿轮的设计。 根据要求所示，所传递的功率不大，所以齿轮采用软齿面，根据表10-1可查得，小齿轮为40Cr经调质处理，硬度为280HBS，大齿轮为45钢调质处理硬度为240
7、HBS，都是一般传动，采用8级精度。压力角为=20o 先选小齿轮为Z1=24,则大齿轮为Z2=i1Z1=5.3124=1281. 按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即d 试选载荷系数为Kt=1.3根据表10-7选得齿宽系数d=1根据表10-6选得材料的弹性影响系数ZE=189.8 MPa 1/2根据已知条件可以算出转矩T1=142465Nmm由图10-21d查的小齿轮的接触疲劳强度lim1=600 Mpa 大齿轮接触疲劳强度为lim2=550 Mpa由式10-13计算应力循环系数N1=60=6073028300101=2.1024109N2=N1/5.31=0.39591
8、09由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.91 KHN2=0.95取失效概率为0.01 安全系数为S=11=0.91600=546 MPa2=0.95320=522.5 MPa计算带入较小值得出d1t 71.311mm圆周速度=2.726m/s计算齿宽b b=dd=71.311mm模数mt=d1t/Z1=71.311/24=2.971mm齿高h=2.25mt=2.252.971=6.68mm则齿宽与齿高之比为 b/h=71.311/6.68=10.675计算载荷系数 根据v=2.726m/s 8级精度由图10-8查的Kv=1.15 直齿轮 =1(P195)由表10-2查的使用系数KA=
9、1由表10-4查的疲劳强度计算的齿向载荷分布系数=1.421由图10-13得弯曲强度计算的齿向载荷系数=1.35故载荷系数K=11.1511.421=1.634由（10-10a）得=79.035mm计算模数m=d1/Z1=79.035/24= 3.292、按齿根弯曲强度设计由图10-20c查的小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=500 MPa 大齿轮FE2=380 MPa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85KFN2=0.90取弯曲疲劳安全系数S=1.3（1.251.5）F1=0.85500/1.3=326.92 MPaF2=0.90380/1.3=263.08 MPa计算载荷系数K=11.15
