22【毕业设计】慢动卷扬机传动装置毕业设计说明书文档

螺旋系数许用弯曲应力从表中查得由铸面已经算出轴上齿轮分度圆直径求作用在齿轮上的力圆周力，径向力，轴向力的方向如图所示。

初步确定输入轴的最小直径公式中由查表得，初步选定为，代入上式可得轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径直径与联轴器的孔径，以及电动机的输出轴相适应，故需先确定联轴器的型号。

联轴器的计算转矩由于提升机的工作效率不大，工作转矩变化小，原动仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁制造。

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。

由式，传动中心距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。

蜗杆用铸锡磷青铜，金属模铸造。

为了节约贵重的有色金属，轮齿数传动比齿轮分度圆直径齿轮的宽度齿轮分度圆直径齿轮的宽度减速器蜗轮蜗杆设计选择蜗杆传动类型根据的推荐，采用渐开线蜗杆。

选择材料根据库存材料齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度圆整后取设计结果中心距模数螺旋角齿轮齿数齿将中心距圆整为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。

计算大，小按实际得载荷系数校正所算得得分度圆直径由式得计算模数几何尺寸计算计算中心距根据，级精度，由图查得动载荷系数由表查得的计算公式由图查得由图查得所以载荷系数计算纵向重合度计算载荷系数由表查得使用系数计算圆周速度计算齿宽及模数取取由图查得接触疲劳寿命系数，计算接触疲劳许用应力取失效概率为，取安全系数，由式得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，已可满足齿面接触疲劳强度的设计要求。

计算大小齿轮并加以比较通过比较大齿轮的数值大设计计算曲疲劳强度极限由图查得弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数由公式得查取齿形系数由表查得查取应力校正系数由表查得由图查得齿轮的弯曲疲劳强度极限齿轮得弯确定计算参数计算载荷系数根据纵向重合度从图查得螺旋角影响系数计算当量齿数按实际得载荷系数校正所算得得分度圆直径由式得计算模数按齿根弯曲强度设计由式得，级精度，由图查得动载荷系数由表查得的计算公式由图查得由图查得所以载荷系数，级精度，由图查得动载荷系数由表查得的计算公式由图查得由图查得所以载荷系数按实际得载荷系数校正所算得得分度圆直径由式得计算模数按齿根弯曲强度设计由式得确定计算参数计算载荷系数根据纵向重合度从图查得螺旋角影响系数计算当量齿数查取齿形系数由表查得查取应力校正系数由表查得由图查得齿轮的弯曲疲劳强度极限齿轮得弯曲疲劳强度极限由图查得弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数由公式得计算大小齿轮并加以比较通过比较大齿轮的数值大设计计算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，已可满足齿面接触疲劳强度的设计要求。

取取由图查得接触疲劳寿命系数，计算接触疲劳许用应力取失效概率为，取安全系数，由式得计算圆周速度计算齿宽及模数计算纵向重合度计算载荷系数由表查得使用系数根据，级精度，由图查得动载荷系数由表查得的计算公式由图查得由图查得所以载荷系数按实际得载荷系数校正所算得得分度圆直径由式得计算模数几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为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。

计算大，小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度圆整后取设计结果中心距模数螺旋角齿轮齿数齿轮齿数传动比齿轮分度圆直径齿轮的宽度齿轮分度圆直径齿轮的宽度减速器蜗轮蜗杆设计选择蜗杆传动类型根据的推荐，采用渐开线蜗杆。

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。

蜗杆用铸锡磷青铜，金属模铸造。

为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁制造。

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。

由式，传动中心距确定作用在蜗轮上的转矩确定载荷系数因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数，由表选取使用系数，由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数，则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。

确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距比值，从机械设计图中可得。

确定许用接触应力根据蜗杆材料为铸锡磷青铜，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度，可从表中查得蜗轮的基本许用应力。

应力循环次数寿命系数所以，。

计算中心距取中心距，因故从表取模数蜗杆分度圆直径，这时，因为，因此以上计算可用。

蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸计算蜗杆轴向齿距，直径系数齿顶圆直径，齿根圆直径分度圆导程角蜗杆轴向齿厚。

蜗轮蜗轮齿数，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，取校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数根据，，从图中可查得齿形系数。

螺旋系数许用弯曲应力从表中查得由铸面已经算出轴上齿轮分度圆直径求作用在齿轮上的力圆周力，径向力，轴向力的方向如图所示。

初步确定输入轴的最小直径公式中由查表得，初步选定为，代入上式可得轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径直径与联轴器的孔径，以及电动机的输出轴相适应，故需先确定联轴器的型号。

联轴器的计算转矩由于提升机的工作效率不大，工作转矩变化小，原动机为电动机。

查表，考虑到转矩变化很小，故选则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册选用型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为。

半联轴器的孔径，故取半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。

轴的结构设计图输出轴的结构与装配根据轴向定位的要求确定轴各段的直径和长度为使轴段满足半联轴器的配合要求，需制出轴肩，取段直径。

初步选择滚动轴承因所选用的齿轮为斜齿轮，则轴承同时承受有径向和轴向力的作用，鼓选用单列圆锥滚子轴承。

参照工作要求并根据，查手册，初步选取基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承，其尺寸为，故轴的直径，而。

齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。

已知齿轮轮毂的宽度为，为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。

轴承端盖的总宽度，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离取齿轮距箱体内壁之距离，蜗轮与圆柱大齿轮之间的距离为。

考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴位置时，应距箱体内壁段距离，取。

至此，已知初步确定了轴的各段直径和长度。

轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。

按由手册选用平键为，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。

同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。

确定轴上圆角和倒角尺寸参考表，取左轴端倒角为，右轴端倒角，出处倒圆，其它处倒圆。

求轴上的载荷根据轴的结构图，在确定轴承的支点位置时，应根据手册查取值。

对于型的滚动轴承，由手册查得。

又滚动轴承如图正装，则作为简支梁的轴承跨距。

根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。

图输出轴的弯矩图和扭矩图从轴的机构图以及扭矩图中可以看出，截面是轴的危险截面。

求轴上轴承的支座反力和，截面上的求轴承的支反力和截面上的则总弯矩为扭矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，