Jm14或jhmb14绞车的设计说明书

1、Jml4或jhmbl4绞车的设计说明书Lffi-摘要绞车又称为卷扬机，主要运用于建筑、水利工程、林业、矿山、码头等的物料升降或平拖。是用卷筒缠绕钢丝绳或链条以提升或牵引重物的轻小型起重设备本次设计的思路是先以给定的数据确定钢丝绳的直径参数，而后计算卷起钢丝绳的卷筒的各个尺寸参数，通过给定的数据推出电动机的转速和功率，从而选择电动机，确定传动比，再分配给各个减速器计算其各个参数，最后计算及校核各轴、联轴器、制动器等机构零件。本课题JM14绞车，之前对其结构都有所了解，根据给定的数据设计其各个部件的尺寸，但是现在市面上的一些绞车结构比较多样化，各个零件的安放位置也有所不同，因此我总结了大部分绞车的

2、一些优缺点，重新设计，这里我主要从减速器，底座，卷筒等方面入手，对其进行改进设计。绞车的用途多种多样，所以它们的结构也各种各样，性能特点也是大不相同的。为了更好的研究纹车的结构和性能特点，我们需要对绞车的组成和分类进行仔细深入地探讨。关键词慢速绞车；蜗轮蜗杆减速器；轴；制动器AbstractThewinchalsocalledhoistmainlyusedinconstruction,waterconservancyproject；forestry,mining,wharfandthematerialorsmoothdrag.Withthedrumwindingwireropeistoasce

3、ndortractionorchainofheavylightsmallliftingequipment.Thisdesigntrainofthoughtisfirstinthegivendatatodeterminethediameterofwireropeparameters.andthencalculatingofwireropeofrollingupeachsizeparameters,throughthegivendataoutofthemotorspeedandpower,andthusthechoiceofmotor,determinethetransmissionratio,r

4、edistribution,toallthevariousparameterscalculationspeedreducer,finallycalculatedandcheckedtheaxis,coupling,brakesandsuchinstitutionspartsmainlyfrombase,reducereelandotheraspects,carriesontheimprovcmentdesign.ThesubjectofJM14winch,priortoitsstructurehasknowledge,accordingtothegivendatatodesignthesize

5、ofeachpart,butnowonthemarketanumberofwinchesstructurediversification,variouspartsofthepositionisdifferent,soIsumupsomeoftheadvantagesanddisadvantagesofmostofthewinch,redesignWinchforavarietyofpurposes,sotheirstructureisvarious,performaneecharacteristicsisdifferent.Inordertobetterstudythewinch'ss

6、tructureandperformaneecharacteristics,weneedtocarefullywinchcompositionandclassificationofthedeeplydiscussion.Keywordsslowwinchwormgearwormreducertheaxisthebrake摘要Abstract1绪论1.1.1 课题背景仁1.1.1 绞车的分类1.1.1.2 绞车的特点和性能要求1.1.1.3 绞车功能与结构2.1.2 国内外绞车发展状况2.121我国慢速绞车的发展2.122国夕随速绞车发展状况3.123国内外绞车的发颓势3.1.3 国内外绞车发展

7、水平对比4.1.3.1 品种4.1.3.2 结构4.1.33产品性能5.2JM14绞车的主要参数确定6.2.1 钢丝绳计算6.2.2 电机的计窗口选取6.2.3 运动参数的改进计算7.3各类零件的设计和强度计算9.3.1 蜗轮蜗杆的改进设计和计算9.3.2 齿轮的改进设计与计算133.2.1 一级齿轮的改进设计与计算133.2.2 二级齿轮的改进设计与计算203.3 各轴的设计和计算2633.1蜗杆的设计和强度计算261.1.2 制动器的分类401.1.3 蜗轮轴的分析和®®校核301.1.4 齿轮轴的分析与频校核321.1.5 滚筒轴分析与强度计算353.4 联轴器的选廊

8、计算383.5 制动器的选计算393.5.1 制动频述394040352制动器的分类353制动器的计算致谢错误！未定义书签参考文献错误！未定义书签结论421绪论1.1 课题背景在很久以前，人们就用一种叫绞盘的器械来拖曳提升重物,它可以提升比自己重的物体。它由轴穿过卷筒组成的机械，人通过手搅动杆，通过卷筒绕绳提升重物。人类在公元前二千年就设计并制造出曲柄砂轮。现在我们把它叫做绞车，它是通过原动机驱动卷筒缠绕绳索的提升或者拖拽重物的机械。绞车的结构有电动机，驱动蜗轮蜗杆或者齿轮减速器,再由卷筒、绳索及制动装备组成。绞车是工业生产中的一种最常见的机械之一，历史比较悠久，结构也相对成熟，设计制造技术也

9、相当发达，绞车在多年的发展中，功能领域已经走向多元化。目前主要运用于建筑、水利工程、林业、矿山、码头等众多领域。在采矿和货物运输方面，绞车起着至关重要的作用。在货物提升和拖运中要就要考虑到诸多环保节能和安全因素，因此在这方面绞车的运用还有待于改进。在港口运输方面，港口闸门启闭机，有集装箱起重机等起重机械还有塔式起重机等，它们主要靠绞车来驱动，这么多领域的绞车就要考虑到其通用性。还有在水利工程机械和海洋开发等方面，也需要绞车机械的大力支持.总得来说,绞车的用处还是非常广泛的，在不同领域都有其不同的作用，其形态结构也不同。因此为了能够更好的研究绞车，我们需要从各个领域不同功能的绞车的结构以及各部分

10、参数来出发。1.1.1绞车的分类绞车的种类是很多的其中按照卷筒数分类可以分为三种：双筒绞车，三卷筒绞车和单筒绞车。其中单卷筒绞车是最常见的。按照绞车的驱动方式把绞午分为液动绞午，气动绞不和电动绞车三种。1.1.2 绞车的特点和性能要求通过对各个领域的绞车的功能和结构进行了研究得出了绞车的以下几个特点：1可驱动力矩范围较大不同绞车的驱动力不同大致分为几吨到几百吨不等。2 .调速方便，运行平稳现在许多绞车都可以连续的调整收放速度。在高速或者低速运作的同时，即不能出现飞车的情况也不能出现爬车的现象，并且要保持一定的输出力矩。3 .操作性良好随着可以的发展，一些电子技术和数控的运用，使绞车能在不同的时

11、间和空间内进行操作，大大提高了其便捷性。【3】4 安全性要求高绞车在运行过程中一定不能出现事故，一旦出现就是比较严重的，因此不仅要在绞车设计和制造上下工夫，而且要培养操作人员的素质，这样两方面抓才能保证其安全性。5 负载不稳定由于外界环境因素的影响，例如海浪，海流，货物重量等的不断变化，他的负载也在不断变化。这就对绞车的稳定性造成了很大的干扰.如果不采取有效的控制手段，绞车的收放速度就不可能稳定，有时甚至无法正常工作，而且由于操作人员的不正当操作也有可能引起绞车的收放速度不稳定。1.1.3 绞车功能与结构绞车是用卷筒缠绕钢丝绳或链条以提升或牵引重物的轻小型起重设备，绞车一般包括驱动装置、工作装

12、置、辅助装置等几部分。1 .驱动装置包含盘绞、释放缆绳、动力及传动装置与控制装置。绞车的驱动方式有多重：电动机、蒸汽机、柴油发动机、汽油发动机、液压马达、气动马达等。其中小型绞车，都设计的结构相对紧身，这样方便了运输和组装，这样的绞车的驱动部分和工作装置是连接在一起的，这样紧密的结合使其在工作时相对的稳定；而大型绞车在场地上占的面积较大,它的驱动部分和工作装置可以独立的放置,再通过电览管线、液压管线或气动管线等传动装置相连接，这样子在远程操控方面很方便，而且不直接与人接触,更加安全。工作装置:通过以上的驱动装置作为动力，驱动卷筒旋转或者夹钳直线拉拔等方式来实现工作目的，有的绞车还拥有对缆绳的容

13、绳和排缆装置，方便了操作。辅助装置:有滑轮组、长度距离测量、导向装置以及速度测量、张力测量等装置部分；绞车使用绳的材质也多种多样，有尼龙缆绳、钢丝绳等多种材质缆绳。Hl1.2 国内外绞车发展状况1.2.2 我国慢速绞车的发展解放初期使用的绞车有苏联的、日本的，当时生产的绞车也是仿造的苏联和日本的设计。之后这些产品陆续被陶汰了，我国自主苏联的绞车进行了改进，自1964年进入了自行设计阶段。淮南煤机厂曾设计试制了摆线齿轮纹车和少齿差传动绞车。徐州矿山设备制造厂也曾设计制造了摆线和行星齿轮传动纹车，还有一些厂还设计试制了25KW的调度绞车，徐州、淮南、德州矿山机械厂又陆续设计试制了功率为40KW、5

14、5KW的调度绞车。回柱绞车也就经历了仿制同行和自行设计的两个阶段，1980年以前一直使用的是仿制的别国的含片，1985年左右才开始自行设计新型的回柱绞车，主要是对效率极低的球面蜗轮副、慢速工作和快速回绳等环节进行根本的改进。1967年制定了调度绞车部标准1971年对上述两个标准都进行了修订制定了回柱绞车部标准,分别为JB965-83,JB1409-83O国夕MT用小纹车使用很普遍，生产的国家也很多,有苏联、日本、美国、瑞典等，它们都制造矿用小绞车，而且其种类、规格较多。绞车的牵引力有从100kgf到3600kgf的，原动机有电动的、液力和风动的。工作机构有单简、双简和摩擦式。传动型式有皮带传动

15、、链式传动、齿轮传动、蜗轮传动、液压传动、行星齿轮传动和摆线齿轮传动等等。其中采用行星齿轮传动的比较多。发展趋势向标准化系列方向发展，向体积小、重量轻、结构紧凑方向发展向高效、节能、寿命长、低噪音、一机多能通用化、大功率、外形简单、平滑、美观、大方方向发展。1.2.3 国外慢速绞车发展状况国外矿用小纹车使用相对较普遍，其中苏联、日本、美国、瑞典等国都制造矿用小绞车。国外矿用小纹车的种类、规格较多。比如动力有电动的、液力和风动的、调度绞车牵引力从100kgf到3600kgf不等。工作机构有单简、双筒和摩擦式。传动型式有皮带传动、链式传动、齿轮传动、蜗轮传动、液压传动、行星齿轮传动和摆线齿轮传动等

16、。其中采用行星齿轮传动的比较多。发展趋势向标准化系列方向发展，向体积小、重量轻、结构紧凑方向发展；向高效、节能、寿命长、低噪音、机多能通用化、大功率、外形简单、平滑、美观、大方方向发展。1.2.3国内外绞车的发展趋势纵观国外矿用小绞车的发展情况其发展趋势有以下几个特点：(1) 向体积小、重量轻、结构紧凑方向发展。因为煤矿井下的工作环境狭窄，这就要求绞车体积小、重量轻，各国都在争取创新设计来将绞车的原动机、减速器、滚筒、制动装置等部分及底座等主要部件结合一个系统中加以统筹布局，使其工作空间更加紧密，然后外形上要整体封闭。因此有的绞车把传动部分置于滚筒内部，有的紧贴在滚筒端部，有的将电机埋入滚筒内

17、部,有的将底座支架减速器转为一体，(2)向高效节能方向发展。世界工业发达的国家如苏联、日本在绞车设计的各种结构参数和组装摆布参数的设置上进行优化，尽可能的使其完美,最大限度提高产品性能。在传动机构上尽量采用最先进效率最高的传动装置，而且严格要求其设计和生产的尺寸精度来提高绞车的工作效率。各国各公司在绞车的环保节能方面也很重视。日本和苏联在设计的绞车都遵循节约电耗的标准，精心选用原动机，使其效得到最高价值的利用。而且又要使原动机的功率转速等各部分参数满足绞车的牵引力、牵引速度等，从而使原动机的效率得到充分利用。(3)向寿命长、低噪音方向发展。寿命的长短和噪音的大小是客户选择绞车的至关重要的一点，

18、也是国际公认的一项衡量指标，反应了整个产品以及整个厂家的性质及优缺点.寿命长，经济效益才能高，噪音低，有利工人身心健康。早期苏联国家规定调变纹车使用寿命为5年以上，保修期为2年。规定了工作时的噪音不课超过国际环保卫生部的规定。其中数西德的绞车的噪音较低，为了提高产品寿命、降低噪音，主要从提高齿轮的制造精度才是高润滑油的优点，从而提高了整个产品的性能。(4)向一机多能、通用化方向发展。比如矿用小绞车在其工作过程中不但有调度的作用，并且还做运输、拖运及其他辅助工作。使用范围I:破大，这就要求绞车有比较强的适应能力。其中调度、运输、辅助绞车这三种绞车结构相似，即只要工作部分相似而制动装置部分根据各自

19、的使用条件有所区别。有的国家已经打破了行业界限，把各行业的绞车设备统归为绞车机类。这样有利于生产使用和维护.有利于提高产品质量和社会经济效益。随着管理方法的提高,各种机械产品越发往通用化标准发展，即一机多用,这将是未来产品技术发展的必然趋势。(5)向大功率方向发展。随着社会的发展和工厂生产规模的进一步提高，现在的产品已经越来越不能完全满足客户的大部分需求，主要在产品的功率方面，这就需要提高产品的生产功率，产期的设计制造生产经验表明，绞车运用范围之广，需要的牵引力也越来越大，而且比如回柱绞车除了用于回柱放顶以外，有的还用于搬运比如大型机械一样的重型设备，而且在搬运的过程中，其需要的搬运距离也相对

20、校长，因此牵引绳速要增大，现在面临的是各类绞车由于减速器的作用，其牵引速度略小，因此，要解决上述问题，要加大绞车的功率来满足客户的需求。(6)向外形简单、平滑、美观、大方方向发展。因为每个国家每个厂家都力求设计体积小，排布紧密的，重量轻，美观大方的绞车，因此各厂家都偏向于设计一体机绞车，这样表面上看到的部件不是太多，但其内部复杂的结构足以保证其客户所需要的功能，而且绞车的外形也是比较讲究的，在设计中各国各厂家力求设计线条完美匀称平滑，这样既争夺了市场，而且其巧妙的构思和优美的结构首先吸引了广大客户的眼球，在操作部件上进行改进设计，使其外形更加有利于操作，更加人性化，更加美观舒适。1.3 国内外

21、绞车发展水平对比1.3.2 品种国外的绞车规格参数种类比较多，在多领域都有运用，我国设计的绞车的规格规格参数种类相对较少，而且品种型号杂乱，不够标准，不够统一°132结构我国及国外的调度专用绞车大多采用行星齿轮传动，因为其传动系统、结构简单、使用维修方便。但是由于其牵引力小，尤其是在上下山的时候特别难实现重型设备的搬运，而且不容易实现正常工作。还有日本的产品体积比我国同等规格的产品相对要小。比如日本规定，调度绞车的卷筒径向尺寸应不超过1m,但是我国现有生产设计的绞车的的牵引力的一点结构是球面蜗,这是由于蜗轮在1000kg*f以上的产品轴向尺寸都远远大于了1m以上。而且回柱绞车最关轮副

22、传动，而回柱绞车的主传动都采用了蜗轮副传动这种结构副传动比大，而且又具有自锁性，所以它的传动效率比较低，一般只有0.4-0.45而且回柱纹车的传动效率更加低。并且回绳速度慢，但是所有的回柱纹车回绳速度和工作牵引速度相同。不论是用于哪个方面的绞车，其丁作效率都太低。随着采矿的发展，带动了采矿机械的发展，采矿设集的迁移比较频繁，而且在搬运的过程中，其回绳速度较慢，因此在绞车功率方面一定要加大。133产品性能主要是绞车的寿命、噪音、可靠性等一些性能参数指标与日本有差距。日本的矿用小绞车使用寿命规定5年以上，而我国目前没有办法去测量绞车的寿命参数，但从部分客户的使用情况下来看，大多数绞车的使用年限不超

23、过一年，而且噪音极大，所以在绞车的改装方面要及其的深入。2JM14绞车的主要参数确定2.1 钢丝绳计算钢丝绳直径的选择按GB/T3811-1983计算，计算方法如下：d=CFmax式中d钢丝绳最小直径（mm）Fmax-钢丝绳平均静拉力（N）C-诜择系数（mm/.N）选择系数C的选取与机构的工作级别有关，查手册得C=0.123,则d=0.095,14000035.55取d=36mmo2.2 电机的计算和选取根据资料可知卷筒的线转速为o.i米/秒由此可以推算卷筒的角速度n=v/（二d）=0.1x60/（二x400）=4.78r/min（式2.1）式中：n一卷筒的转速；d卷筒的直径；v一一卷筒的线速

24、度。则卷筒的拉力功率。P|g=FxV=140x0.1=14kw式中：p一卷筒的拉力功率；F-钢丝绳的拉力;V钢丝绳的线速度。整个机械的传动效率y=0.99x0.98x0.80X0.98X0.97X0.98X0.97X0.98=0.687电动机的工作功率为P弘=C8QO31>=20.38kw（式2.2）100010009687式中Fe-钢丝绳额定拉力（N）；Ve-钢丝绳额定速度（m/S）;绞车传动效率。根据机电液设计手册单级蜗轮蜗杆传动比为10-40,齿轮的传动比为1-8,根据资料得知JHMB-14绞车的传动为蜗轮蜗杆减速器和两对齿轮减速。则整个机械的传动比为:10XIX1-40X8X8=

25、10-2560.由此得知电动机的转速范围为：n（电动机）=4.78X（10-2560）=47.8-12236.8.因为当前我国煤炭产量已经超过7亿多吨，位居世界第三位。以在矿井中进行开采的方式比较多.但是由于矿井中瓦斯浓度含量相对较高，有的矿井甚至含有超级瓦斯，因此在过去我国的绞车没有办法实现绞车的防爆性能，生产不出较好的防爆绞车，因此他们在矿井下采矿的时候都是使用的非防爆绞车，然后采取了加强通风措施等方法，来防止瓦斯爆炸事故以及其他危险事故的发生。但是这样也不能保障矿井下作业的安全，而且通强风也不是非常经济的。所以采矿部做了明确的规定，在矿井下作业的绞车必须是防爆型的，因此当今所设计生产使用

26、的绞车都是必须限期达到防爆要求。因为该绞车是在矿井下工作的因此我们选择的电动机也应该是防爆型的，根据以上计算的功率及转速等参数，我们选用了YBK-123M-8型电动机，其性能参数见表。表电动机的技术参数表2-1型号功率（KW）(r/min)YBK-225M-822730总的传动比(式 2.3 )5=730/4.78二152.72n««取160传动比的分配：蜗轮蜗杆为20;一级齿轮为2;二级齿轮为4231云动参和的改讲计1图2-1JM-14结构示意图各轴的转速：n«m=730r/rnin730=36.5r/mini120n3=21=365=18.25r/minn3=

27、18.25.§4=4.56r/min122各粕的输入功率：P1=Pm5=20.380.99=20.18KWP2=p12=20.180.980.80=15.82KWP3二P?23=15.820.970.98=15.04KWP4Mpi34=15.040.970.98=14.29KW各粕的输入转矩为：95501PoT=955020.38/730=266.62KNmnr=T=ii01=266.6210.99=263.95KNmT?二&12=263.95200.784=4138.72KNmL=T2i323=4138.7220.9506=7868.53KNmT4=Ta14m=7868.5

28、340.980.97=29919.30KNm各粕的参数见表2-2表2-2各轴的相关参数轴功率(KW)转矩(KNm)转速(r/min)传动比3电动机20.38266.62730120.18263.9573010.9072215.824138.7236.5315.047868.5318.25200.78420.9506414.2929919.34.5640.95063各类零件的设计和强度计算3.1蜗轮蜗杆的改进设计和计算选用蜗轮蜗杆的原因是因为它结构紧凑，工作平稳，无噪声，冲击振动小而且能够得到很大的单级传动比（由于其需要的总传动比为160比较大）为了获得更大的转矩，所以我们选用的是圆柱蜗杆传动。

29、选dl/a值当量摩擦系数：假设Vs=4s7m/s查表13.6机械设计书，以下查得表和图都是来源于此书）知，取其中间值当量摩擦系数：当量摩角：uv=003，v=1.72导程角：=15（z=2）di/a=0.35传动啮合效率：n中心距的计算蜗轮转矩见式（3.1）.T2=T淇尸263.9冷20041738.42Nm式（31）式中：r蜗杆的转矩；12蜗轮的转矩；12传动效率。To=4138.72Nm使用系数：查表12.9（电动机均匀平稳，工作机轻微冲击）取Ka=L25弹性系数：根据蜗轮蜗杆副查表13.2得Ze二147.Mpa转速系数见式（3.2）Zns（n2/81）4/8=（36.5/81产式（3.2

30、）式中：通蜗轮转速。Zn=0.8寿命系数计算式（3.3）ZA6（25000/60a027式（3.3）zh=1.27接触系数：由图13.121线查得z?=3接触疲劳极限：查表132线查得二Hh接触疲劳最小安全系数：自定中心距计算见式（3.4）3 （ 1.25 4138720 （ 147 3 13/0.8 1.27 265 ）=286.26mma二3（TaT（:z«Z，SmcZ5）传动基本尺寸蜗杆头数计算见式（3.5）。乙=（72.4、a）/n=（72.4,300）/2213蜗轮齿数计算.Z2-Z1I1=2X20=40式中：i】一蜗轮蜗杆副传动比模数计算见式（3.6）m=（1.4-1.7

31、）Xa/Z2=（1.4-1.7）X250/40=9.5-12.75蜗杆分度圆直径计算见式（3.7）。dl=dl/aXa=O.35X250=105根据机械设计查表13.4得知为俣证蜗杆具有足够的强度所以蜗杆直径取大一点蜗轮分度圆直径计算见式（3.8）d2=mXZ2=10X40=400式（3.4 ）取 a=300mm式（3.5 ）取乙2Z2=40式（3.6 ）取 m=10式（3.7 ）取 dl =112mm式（3.8 ）d2 =400mm导程角计算式（3.9）式(3.9 )tan=Z2Xm/d1=2X10/112=10.12式(3.10)蜗轮宽度计算见式(3.10)b2=210(0.5(di/m1

32、)=2x10XJ(0.5+(112/10+1)=79.8取 b2=70式(3.11)V1=4.16m/sV,=V i/cosv5 =4,28m/s*0.025蜗杆圆周速度计算见式(3.11)江xdi汉niV1=601000兀;兄112730-601000相对滑动速度当量摩擦系数由表13.6查得齿面接触疲劳强度计算许用接触应力计算见式(3.12)。"=Z濮ZK=0.8X1.27X265/1.3=207.1Mpal")=207.1Mpa式(3.13)h =193.04Mpa二 Fh m=115Mpa最大接触应力计算见式3.13)。h_7FZ.fK.BVa3=1473(1.254

33、138720)/300因为匚叫匚叫合格轮齿弯曲疲劳强度小|。二於UzlH-ion本LU.lim弯曲疲劳强度最小安全系数自定1.3式(3.14 )二 U=88.46Mpa式(3.15 )= 36.96Mpa式(3.16)64|=7.72X 10 mm式(3.17 )x =0.04mm式(3.18 )=0.00775mm许用弯曲疲劳应力计算见式3.14)。=115/1.3=88.46Mpa轮齿最大弯曲应力计算见式3.15)。匚f-2IGTz/mb2d2)=2X1.25X4138720心OX70X400)=36.96因为二Fvaf合格蜗杆轴扰度验算轴惯性矩计算式(3.16)I二二dd/64二二112

34、4/64=7.72x106mm4允许蜗杆扰度计算式(3.17)、=0.004Xm=0.004X10=0.04蜗杆扰度计算式(3.18)(tan202tan2(48EIfv241387204003.(tan202tan2(10.123.2)40048EI=0.00775因为合格r-<r-i合格温度校核传动啮合效率计算式（3.19）1二tan/tan(v式(3.19)=tanl0.12/tan(10.12+3.2)=0.75式中：入一当量摩擦角搅油效率：自定轴承效率：自定总效率计算式（3.20）:1123卡式=0.75X0.99X0.99=0.74散热面积计算式（3.21）A=91OHais

35、i=0.752=0.993=0.99(3.20)n=0.74式(3.21)=4.085m箱体工作温度计算式（3.21）tA1000P：(1:)w/(At)式(3.21)=1000X20.18X(1-0.75)/25X4.085+20=69.41式中：火一表面传热系数因为ti<80C（要求具有较好的通风条件）合格3.2齿轮的改进设计与计算3.2.1 一级齿轮的改进设计与计算现在绞车的种类多种多样，传动方式也有所不同，经过调查，现在大多数绞车都是以圆柱齿轮传动或者锥齿轮传动，而且传动级数较低，虽然传动效率是提高了，但是在使用同样原动机的情况下提升的重物没有提高，因此在搭配蜗轮蜗杆传动的情况下

36、我选择二级齿轮传动机构。材料的选取：小齿轮选取40Cr采用调质处理后硬度为280HB;大齿轮选取40Cr硬度为280HB大小齿轮都选取具有较高的热处理要求。齿面接触疲劳强度计算和校验:初步计算转矩的计算T.二9550P/n=9550X15.82/36.5=4138720m式中：n齿轮高速级转速。T】=4138720Nm齿宽系数七由表12.13（应为其为悬臂装置）（由于其硬度小于350HB属于软齿面）'d=0.4接触疲劳极限CH.由图12.17C许用接触疲劳极限计算式（3.22）cTHl=0.9x-Hlirol=0.9X850=765MpaCTh2=0£X仃Hhm2=0.9X8

37、50=765MpaAd值的选取由表12.16得初步计算小齿轮直径式（3.23）T1“匚*341387202=82-30.476522_Hiimi=85oMpaHhm2=850Mpa式(3.22 )LH1=765Mpa式(3.22 )LH2=765MpaAa=82式(3.23 )取血=250mm初选齿宽bb'dy=244.53mm=0.4X125=100mmb=50mm齿轮强度校核计算圆周速度V计算式(3.24)、/兀汽5汉mV一式(3.24)二二X250X36.5/60/1000=0.48m/sv=0.48m/s精度等级的选取齿数z和模数m由表12.6由于小于2m/s初选小齿数乙dl模

38、数m=250/25=10ZiXZ1=2X25=50取9级等级Z25取m=10取Z25Z2=50使用系数心动载荷系数“由表12.9由图12.9（由于精度等级为9级，圆周速度为0.23m/s）(=1.25齿间载荷分配系数，由表12.10求得：Ft=2汉口d1式(3.25)=2X4138720/250=33109.76NR=33109.76N-l.253310976/100=413.87N/m>100N/口式(3.26)ba=l.88-3.2X(1/Zi+1/Z2)a =1.688式(3.27)z =0.88 iz -1 r3 3bKH -=1.174Ze =1898、MpaZh =2.5 r

39、ui； 一 v /l(330)式(3.28)3 /、八 c -1(3.31)=1.88-3.2X(1/25+1/50)=1齿向载荷分布系数由表12.11计算式(3.28)b2b2Kh,AB16.7()2()C10-碟4-1.688=1.174载荷系数K计算=1.25X1.1X1,2X1.174=1.93K=1.93弹性数Ze由表12,i2得节点区域系数Zh由图12.16得接触最小安全系数s“m由表12.14得总工作时间的计算：应力循环次数见式(3.30)=60XIX36.5X6000dldl式中：同一侧齿面的啮合版跳以61第？(归工作时间。(3.31)Nl2=6.57 106NLA1.3147

40、10Nl2=60nth=60X1X36.5/2X6000接触寿命系数Zn由图12.18得许用接触应力匚町计算式(3.32)H11mZn-«.：SHIiml=850X1.3/1.05=105238Mpazn1=1.3（取A）zn2=1.25（取B）式（3.32）匚hi=i052.38MpaHlim2ZN2卜H2：Shie式（3.32）=850X1.25/1.05=1052.38MpasEH21=1052.38Mpa如导l2KTiU1L_h=ZeZhZ2bdiu=189.82.5病哥23872°式）=817.73MpaH=817.73Mpa因为匚hC2或者（;+）合格确定传动主

41、要尺寸：d1=mZi式（3.34）=10X25=250mmdl=250mmd2 = m Z2式（334）=10X50=500d2=500mm(d.+ch)a二=(25/500)/2=375mmbddi=0.4X250=100mm因为小齿轮的齿宽大于大齿轮10毫米左右所以齿根弯曲疲劳强度验算:重合度系数计算式(3.36)Y=0.250,75=0.25+0.75/1.688=0.69b/h=100/(2.25X10；=4.44由图12.14可知载荷系数计算见式(338)K=KaKvKfaKF=1.25X1.1X1.2X1.18=1.942式(334 )a=3mm式(3.35 )取 bi=110mm

42、式(3.36)Y =0.69KFa = 12 式(337)*1.18式(3.38 )K=1.942齿形系数YFa由图12.21应力修正系数YM由图12.22弯曲疲劳极限由图12.23c警曲最小安全系数Shm自取YFa占1.2Yf92=2.34丫皿=1.58y*i72二Fhmi=680Mpa_Fhm2=680MpaSlim=1.25式(339)=60X1X36.5X6000=1.314710式(3.39)=60X1X36.5/2X6000=6.576o弯曲寿命系数Yn由图12.14得尺寸系数匕由图12.25得许用弯曲应力- T+篁式(3.40 )Yn1 =1YN2=1 1v -n 07FlimA

43、YNxYx式(3.40 )二叼：S=min=527.68MparClFllmlZJYn比Yx；同二二川=527.68Mpa式(3.40)=680X1.1X1.97/1.25=527.68Mpa应力循环次数计算式(3.39 ) 弯曲应力验算见式(3.41 )匚F2=S27.68Mpa2><KAT1X-Y,ixiyb汉d汉m式(3.41)=2X1.942X4138720X2.63X1.58X0.69/100/250/10合格2汉K't正谗环产。e=178.56Mpa因为二=2X1.942X4138720X2.34X1.72X0.69/100/250/10=178.52Mpa因为

44、二F2宙2金格322二级齿轮的改进设计与计算材料的选取：小齿轮选取40Cr采用调质处理后硬度为280HB;大齿轮选取40Cr硬度为280HB大小齿轮都选取具有较高的热处理要求。齿面接触疲劳强度计算和校验：初步计算转矩的计算T3T3=955P3/二9550X15.46/18.25式(3.42)=7868530NmT3=7868530Nm齿宽系数'd由表12.13（应为其为悬臂装置）接触疲劳极限-Hhm由图12.17c许用接触疲劳极限计算式（3.43）<jHl=09XCTHhml=0.9X850d=0.47Hi.mi=850MpaSill式(3.43)由表12.16得初步计算小齿轮直

45、径=765MpaCTh2=0.9XHhm2=0.9X850=765MpaLH1=765Mpa才，azia)Ad=82LH2=765Mpadl.Ad3式（3.44 ）u+1dxCTH|）7868530+41加【0.476524=285.01mm初选齿宽b计算见式（3.45）v=0.29m/s取9级等级取 Zi =25式(3.47 )取 m=12式(3.48 )取Z1=25Z2= 10010=1.250.48m/s)“Ib二1式(3.45)=0.4X300h=1?nmm齿轮强度校核计算圆周速度V计算见式(3.46)。:din»式(3.46)二二X300X18.25/60/1000=07Q

46、m/c精度等级的选取齿由表12.6由于小于2m/s初数Z和模数m选小齿数Zi模数m=diZi=300/25=12Z2=ixZi=4X25使用系数Ka由表12.9动载荷系数kv由图12.9（由于精度等级为9级,圆周速度为齿间载荷分配系数©a由表12.10求得：=2X7868530/300=A7N式(3.49)Ka Ft=1.179=1.25X52466.67A20=546.53N/m>100N/m4工)载荷系数K计算见式（353）.88¥即,+%Kh=17Y/1/”+1/inn)=1724=1.25X1.1X1.2X1.179式(3.53)弹性系数Ze由表12.12得节

47、点区域系数ZH由图12.16得=0.859-ZK=1.9S式(3.51)ZE=189.8“pa接触最小安全系数Mm由表12.14得总工牌府翻分鬃数由表1211计算式（332）ZH=2.55.i12m=1.05应力循环次数计算见式（3.54）一,Ar”7,b2b23'21/121in-3hT/ccI，4IJ109电昔°(1nito=60X1X位25X6000=6.5710Nl11.13110-Nl2=60':1:n式(3.54)=1.6452106接触寿命系数Zn由图12.18得6Nl2=1.645210zn1=1.4（取A）zn2=i.32（WB）许用接触应力KQ计算

48、见式（3.55）。HIimZn1HlSHliml=850X1.4/1.05=1133.2Mpa式（3.55）验算计算式（3.56）因为二h<；fH2确定传动主要尺寸CTHlim'2Zn2卜-2SHlim2=850X1.32/1.05二ZEZhZ2KTiu1bdi=189.82.5=764.30Mpad1=mZ1=12X25=300mm。停59.9邀786853041203&0二Hl=1133.2Mpa式（3.55）式（3.56）匚h=764.30Mpa合格式（3.57）dl=300mm=0.25+0.75/1.784b/h=120/(2.25X 10)= 5.33式(3.

49、57)d2=1200mm式(3.58)a=360mm式(3.59)取 bl=130mm式(3.60 )丫 =0.6704KFa = i.2式(3.61)":=1.18式(3.62)d2=mZ2=60XIX18.25/4X6000=12X100=1200mm(di+d2)2=(300+1200)/2=750mmb-ad.=0.4X300=120mm闵为小齿轮的齿宗大干大齿蚣10壶米左右所以齿根弯曲疲劳强度脸算：重合度系数计算式(3.60)Y=O.25a齿间载荷分布系数齿向载荷分布系数由图12.14得载荷系数计算见式（3.62）。K=KaKvKfaKF=1.25X1.1X1.2X1.18=1.942K=1.942齿形系数Y刊由图12.21应力修正系数”a由图12.22弯曲疲劳极限由图12.23c弯