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1、前言错误!未定义书签。机械设计课程设计任务书2第二章 传动装置的总体设计22.1电动机的选择22.2 减速器中各主要参数的确定42.3减速器中各轴的运动和动力参数的设计计算52.4减速器机体结构尺寸6第三章 齿轮传动的设计计算73.1、高速齿轮传动的设计计算73.2减速器蜗轮蜗杆设计13第四章 轴系零件的设计计算164.1 输入轴的设计与计算164.2 中间轴的设计与计算214.3中间轴的设计与计算23第七章 轴承的校核24结束语26参考文献27机械设计课程设计任务书卷扬机传动装置设计原始数据已知条件） 钢绳拉力F=8KN；） 钢绳速度V=23M/S；） 滚筒直径D=330MM；） 工作情况：
2、单班制；） 小批量生产；） 工作寿命10年，第二章 传动装置的总体设计2.1电动机的选择（一）、电动机转速的确定（1）按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380v，Y型。（2）选择电动机的容量电动机的所需工作功率为： KW因为KW传动装置的总效率；分别为齿轮传动,轴承,齿轮联轴器,蜗杆传动因此p(3)确定电动机转速按表1推荐的传动比合理范围,一级圆柱齿轮减速器传动比i1=36,蜗杆传动一级减速器传动比i2=1040,则总传动比合理范围ia=30240,故电动机转速的可选范围为:根据电动机所需功率和转速范围，由有关手册查出有三种适用的电动机型号如下表所示：方案电动机型号额定
3、功率（kw ）电动机转速电流A效率%功率因数cos同步转速满载转速1Y132L-811750730686.50.772Y160l-61110009706.5870.783Y132M-47.5150014407870.83综合考虑电动机的功率、转速和传动装置的尺寸、减速器的传动比等因素，方案3相对比较合适。(3)所选电动机的结构图如下：2.2 减速器中各主要参数的确定（一）、传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比的确定由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为in/n1440/8.76164.4（2）分配减速器的各级传动比:式中分别为齿轮和蜗杆的传动比。齿轮蜗杆减
4、速器可取齿轮传动比 取2.3减速器中各轴的运动和动力参数的设计计算（1）各轴转速轴I ： 轴II ：轴III: 2.4减速器机体结构尺寸名 称符号 减速器型式及尺寸关系mm蜗杆减速器机座壁厚0.04a+3=8, 取=16机盖壁厚1蜗杆在下：=0.85=6.8，取1=12机座凸缘厚b1.5=24机盖凸缘厚b1 1.51=18机座底凸缘厚b22.51=41地脚螺钉直径df0.036a+12=25地脚螺钉数目n6轴承旁联接螺栓直径d10.75 df=19机盖与机座联接螺栓直径d2(0.50.6) df=10联接螺栓d2的间距l150200,取175轴承端盖螺钉直径d3（0.40.5）df=9窥视孔盖
5、螺钉直径d4（0.30.4）df=7定位销直径d（0.70.8）d2=8df d1 d2至外机壁距离c1见下表df d2至凸缘边缘距离c2见下表轴承旁凸台半径R1c2凸台高度h根据底速级轴承座确定外机壁至轴承座端面距离l1c1+c2+(812)=26+24+8=58大齿轮顶圆（蜗轮外圆）与内机壁距离11.2=9.6, 取19.5 蜗轮齿轮端面与内机壁距离2, 取16机盖 机座肋厚m1 mm10.851=6.8 m0.85=10轴承端盖外径D2轴承孔直径+（55.5）d3=14轴承端盖凸缘厚度t(11.2) d3=9轴承旁联接螺栓距离ssD2=14第三章 齿轮传动的设计计算3.1、高速齿轮传动的
6、设计计算1选择齿轮类型，精度等级，材料，齿数及螺旋角（1）选用斜圆柱齿轮传动（2）运输机为一般工作机，速度不高，技选用7级精度（GB10095-88）(3)材料选择由课本表10-1 选择小齿轮选择材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS选小齿轮齿数z1=24, 大齿轮齿数z2=i1z1=2.424=57.6, 取z2=60选取螺旋角，初选螺旋角为=2按齿面接触强度设计由设计计算公式按公式（10-21）进行计算，即 确定公式内各计算数值（1）试选K=1.6(2)由图10-30选取区域系数Z=2.433(3)由图10-26查得，,则=+=1.65(4
7、)由表10-7选取齿轮系数=1(5)由表10-6查得材料得弹性影响系数ZE=189.8(6)由图10-21 d按齿面硬度查得小齿轮1得接触疲劳强度极限=600MPa , 齿轮2的接触疲劳强度极限=550MPa (2)计算（1）小齿轮分度圆直径(7)由10-13计算应力循环次数=60=60*1440*1*（3*6*300*15）=6.99*10=6.99*10/2.4=2.88*(8)由图10-19查得接触疲劳寿命系数=0.89，=0.90（9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为10%,取安全系数s=1,由式(10-12)得=/s=510 MPa=/s=495 MPa =(+)/2=502.5MP
8、a=48.3mm（2）计算圆周速度V=(3)计算齿宽b及模数(4)、计算纵向重合度(5)、计算载荷系数由表10-2 查得使用系数K=1根据V=3.56m/s ,7级精度，由图10-8 查得动载荷系数；由表10-4查得的计算公式：由图10-13查得K由图10-3查得所以载荷系数：(6)、按实际得载荷系数校正所算得得分度圆直径由式10-10a得：(7)、计算模数3、按齿根弯曲强度设计由式（10-17）得 1)、确定计算参数(1)、计算载荷系数(2)、根据纵向重合度从图10-28 查得螺旋角影响系数 (3)、计算当量齿数：(4)、查取齿形系数由表10-5查得 (5)、查取应力校正系数由表10-5查得
9、 (6)、由图10-20c查得齿轮1的弯曲疲劳强度极限 齿轮2得弯曲疲劳强度极限(7)、由图10- 18查得弯曲疲劳寿命系数 (8)、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 由公式10-12 得(9)、计算大、小齿轮 并加以比较通过比较大齿轮的 数值大2)设计计算对此计算结果，由齿面的接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，现取=2.0 ,已可满足齿面接触疲劳强度的设计要求。(8)由图10-19查得接触疲劳寿命系数=0.89，=0.90（9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为10%,取安全系数s=1,由式(10-12)得=/s=510 MPa=/s=495 MP
10、a =(+)/2=502.5MPa=48.3mm（2）计算圆周速度V=(3)计算齿宽b及模数(4)、计算纵向重合度(5)、计算载荷系数由表10-2 查得使用系数K=1根据V=3.56m/s ,7级精度，由图10-8 查得动载荷系数；由表10-4查得的计算公式：由图10-13查得K由图10-3查得所以载荷系数：(6)、按实际得载荷系数校正所算得得分度圆直径由式10-10a得：(7)、计算模数4、 几何尺寸计算(1)、计算中心距将中心距圆整为95mm(2)、按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数， ，等不必再修正。(3)、计算大，小齿轮的分度圆直径：(3)、计算齿轮宽度圆整后取 5、设计结
11、果中心距a模数螺旋角齿轮1 齿数齿轮2 齿数传动比i齿轮1分度圆直径齿轮1的宽度齿轮1分度圆直 径 齿轮2的宽度95mm2.0mm14.427652.455.79mm60mm134.3mm55mm3.2减速器蜗轮蜗杆设计1.选择蜗杆传动类型根据GB/T 100851988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。2.选择材料 根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度是中等，故蜗杆用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4555HRC。蜗杆用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。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HT100制造。3.按齿
12、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。由式（11-12），传动中心距 1）确定作用在蜗轮上的转矩2）确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数由表115选取使用系数.15，由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数则： 3）确定弹影响系数，因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和蜗杆相配，故。4）确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a比值从机械设计图11-18中可得。5）确定许用接触应力根据蜗杆材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,可从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力=268MPa。应力循环次数寿命系数所以，。6）计算中心距 取中心距a=355mm,因i=31故从表11-2取模数m=8蜗杆分度圆直径d1=140mm,这时d1/a=0.39,因为因此以上计算可用。4.蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸计算1）蜗杆轴向齿距Pa=,直径系数q= 17.5;齿顶圆直径 156mm，齿根圆直径；分度圆导程角蜗杆轴向齿厚。2）蜗轮蜗轮齿数Z2=71,变位系数;验算传动比,是允许的。蜗轮的分度圆直径：蜗轮喉圆直径： 蜗轮齿根圆直径： 外圆直径： 蜗轮宽度B: 5.校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数 根据x2=+0.125,从图11-19中可查得齿形系数。螺旋系数 许用弯曲应力
