设计题目：设计绞车传动装置一、课题：设计绞车传动装置二、工作条件和技术要求：1.该传动装置用于矿山卷筒绞车的传动系统中。

2.轿车三班制间断工作，工作时间百分率为40%，机器使用期限为10年。

3.工作中有中等冲击，允许速度误差为5%。

三、参考资料[1] 《机械设计基础》[2] 《机械制图》[3] 《机械设计课程设计》[4] 《机械设计实用手册》目录一、确定传动方案 (1)二、电动机的选择 (2)三、运动和动力参数的设定 (3)四、传动零件的设计和计算 (4)五、轴的设计和计算 (12)六、滚动轴承的选择及设计计算 (20)七、键连接的选择及计算 (22)八、联轴器的选择 (24)九、减速器附件的选择 (24)十、润滑和密封 (25)十一、设计体会 (25)十二、参考资料目录 (26)计算及说明结果传动装置的总体设计：一、确定传动方案合理的传动方案首先要满足机器的功能要求，例如传递功率的大小，转速和运动形式。

此外还要适应工作条件，满足工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、工艺性和经济性合理等要求。

根据设计题目给出的轿车传动装置的工作条件和技术要求，矿山卷筒轿车工作条件较为恶劣，故选用二级圆柱齿轮减速器。

此方案适合于繁重及恶劣条件下长期工作，使用维护方便。

传动系统简图如下所示：1、电动机2、4联轴器3、减速器5、绞车卷筒二、 选择电动机工作机效率设为0.98，由《机械设计课程设计》第二版表12-8获取。

传动副的效率：123ηηη＝＝＝0.98 工作机需输入功率：4.0 1.010004.0810*******.98W w FV P kWη⨯⨯===⨯工作机工作转速：601000601000 1.048/min400v r D ππ⨯⨯⨯===⨯w n传动装置总效率：232123ηηηη⨯⨯232总＝＝0.980.980.98＝0.8681 电动机的输出功率：4.084.70k 0.8681wd P P W η=总＝＝其中 W P：主轴的所需功率 η总：电动机至主轴的传动装置的总效率1η：联轴器传动效率 2η：轴承传动效率3η：圆柱齿轮传动效率电动机的额定功率cd p 略大于d p 即可，所以查表选择电动机的额定功率d p 为5.50kW ，型号为Y132S-4，转速n=1440r/min 。

电动机型号：Y132S-4三、运动和动力参数的设定1、设定传动装置总传动比：14403048m w n i n ==总＝其中 i 总：传动装置的总传动比n m ：电动机的满载转速n w ：工作机主轴转速2、分配传动装置各级传动比12i i i =总减＝i其中i 减：减速器的传动比1i ：高速级斜齿圆柱斜齿轮的传动比2i ：低速级斜齿圆柱斜齿轮的传动比根据圆柱齿轮承载的条件，对于同轴式减速器，两级的传动比长近似取2i ≈1i 。

高速级传动比1=(1.3~1.5)i i 总，i 1=6.3。

i 2=4.8。

3、计算各个轴的转速 高速轴： 11440/min n r = 低速轴：1211440228.57/min 6.3n n r i === 工作轴：232228.5747.62/min 4.8n n r i ===误差估计：4342.690.72%43-∆==，小于运输机主轴转速许用误差5%，，所以满足工作轴的转速要求。

4、计算各个轴的输入功率 高速轴：11 4.70.98 4.606d PP kw η==⨯=中间轴： 2123 4.6060.980.98 4.42P P kw ηη==⨯⨯= 工作轴： 3223 4.420.980.98 4.24P P kw ηη==⨯⨯=5、计算各个轴的输入转矩电动机输出轴：44.795509550 3.117101440d d m P kw T mm n =⨯=⨯=⨯⋅N高速轴：411 3.11710d T T mm η==⨯⨯⨯⋅40.98=3.0510N 中间轴：21231T T i ηη==⨯⨯⨯⨯⨯⋅453.05100.980.98 6.3=1.84510N mm 工作轴：32232T T i ηη==⨯⨯⨯⨯⨯⋅551.845100.980.98 4.8=8.50510N mm将上述计算得到的运动很动力参数列于下表：四、传动零件设计计算1、减速器的高速级齿轮传动的设计已知输入功率1 4.606Pkw =，小齿轮转速轴名 功率p(kw) 转矩T （N.mm ） 电机转速n （r/min ） 传动比i效率η 电机轴 4.70 3.117 410⨯ 144011 高速轴 4.606 3.05 410⨯ 14406.3 0.98 中间轴 4.42 1.845 510⨯ 228.574.8 0.98工作轴 4.24 8.505 510⨯ 4.4311440/min n r =11440/min n r =，齿轮比1 6.3i =，工作寿命10年，三班制间断工作，工作中有中等冲击。

（1）、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数 1）、按图所示的传动方案，选择直齿圆柱齿轮传动。

2）、卷筒绞车为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。

（GB10095—88） 3）、矿山机械中的齿轮传动，因为功率较大，工作速率较低，周围环境中粉尘含量极高，所以常选用铸钢或铸铁等材料。

查表选择小齿轮为40cr （调质）硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS ，两者硬度相差为40HBS 。

4）选小齿轮齿数124z =，大齿轮齿数291z = 5）、选取螺旋角，初步选定螺旋角为14β= （2）、按齿面接触强度设计213121()t H E t d a HK T i Z Z d i φεσ+>=1）、试选t k =1.6，域系数H Z =2.4332）、查表得：10.75a ε=，20.86a ε=，12 1.61a a a εεε=+=3）、小齿轮传递的转矩41 5.7710.T T N mm I ==⨯4）、齿宽系数 1d φ=5）、材料的弹性影响系数12189.8E z Mpa =6）、按齿面强度查表得，小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600H mpaσ=，大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2550H mpa σ=。

7）、应力循环系数9160601440183008 1.65910h N njL ==⨯⨯⨯⨯⨯=⨯98121 1.65910 2.63106.3N N i ⨯===⨯8）、接触疲劳寿命系数10.89HN k =，20.9HN k = 9）、计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，则接触疲劳许用应力为：[]1lim110.89600530HN H H K mpa Sσσ==⨯=[]2lim 220.9550495HN H H K mpa Sσσ==⨯=[][][]12514.52H H H mpa σσσ+==10）、42312 1.6 5.7710 3.81 2.433189.8()()48.8671 1.61 3.8514.5t d ⨯⨯⨯+⨯≥⨯=⨯ 11）、计算圆周速度1148.8714603.74/601000601000t d n v m s ππ⨯⨯===⨯⨯12）、计算齿宽b 及模数nt m1148.86748.867d t b d mm φ==⨯=1cos 48.867cos141.9824t nt d m mm z β⨯=== 2.25 4.45nt h m mm =⨯=11bh= 13）、计算纵向重合度p ε10.318tan 0.31824tan14 1.9029d z βεφβ==⨯⨯=14）、计算载荷系数A K已知使用系数1A K =，根据圆周速度v=3.74m/s ，7级精度，查表得动载系数 1.13v K =，查表得H K β的计算公式与直齿轮的相同有：2231.120.18(10.61)10.231048.867 1.42H K β-=+⨯+⨯⨯++⨯=查表得1.5F K β= 1.4Ha Fa K K ==所以载荷系数2.2464A V Ha H K K K K K β=⨯⨯⨯=15）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径3311 2.246448.86754.721.6t t K d d mm K ==⨯= 16）、计算模数n m11cos 54.72cos142.2124n d m mm z β⨯===（3）、按齿根弯曲强度设计[]213212cos Fa San d aF KTY Y Y m z ββφεσ>=⨯1）、载荷系数 1 1.13 1.4 1.5 2.373A V Fa F K K K K K β=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯= 2）、由重合度 1.9029βε=，查表得螺旋角影响系数0.88Y β=3）、当量齿数：11332426.27cos cos 14v z z β=== 22339199.6cos cos 14v z z β=== 4）、查表得齿形系数为：122.592, 2.18Fa Fa Y Y == 应力校正系数为：121.596, 1.79Sa Sa Y Y ==5）、查表得小齿轮的弯曲疲劳极限1500FE mpa σ=，大齿轮的弯曲疲劳强度极限2380FE mpa σ=6）、查表得弯曲疲劳寿命系数120.85,0.88FN FN K K == 7）、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4[]1110.85500303.571.4FN FE F K Mpa S σσ⨯=== []2220.88380238.861.4FN FE F K Mpa S σσ⨯=== 8）、计算大小齿轮的[]Fa Sa F Y Y σ，并加以比较 []1112.592 1.5950.01364303.57Fa Sa F Y Y σ⨯==[]2222.18 1.790.0163238.86Fa Sa F Y Y σ⨯== 两者相比较，大齿轮的[]Fa Sa F Y Y σ较大。

所以42322 2.373 5.77100.88cos 140.0163 1.58124 1.61n m ⨯⨯⨯⨯⨯≥⨯=⨯⨯对于计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取n m =2mm ，已可满足弯曲强度。

但是为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径154.72d mm =来计算应有的齿数。

11cos 54.72cos1426.552n d z m β⨯===，取1z =27齿 21 3.827102.6z iz ==⨯=，取2z =103齿（4）、几何尺寸的计算1）、中心距(27103)2133.982cos14a mm+⨯==⨯将中心距圆整后为134mm 2）、按圆整后的中心距修正螺旋角：12()(27103)2arccosarccos 142522134n z z m a β++⨯'''===⨯ 因为，β 改变不多，所以a ε，k β，H z 不必修正。