卷場機傳動裝置齒輪設計說明

❶ 設計用於卷揚機捲筒的傳動裝置減速器裝配圖

哥們，你得先搞明白需要設計的是什麼，老師給你的已知條件是什麼貼出來看看，或許我能幫你找點資料參考

❷ 卷揚機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器

圓柱齒輪減速機，是一種動力傳達機構，其利用齒輪的速度轉換器，將電機的回轉數減速到所要的回轉數，並得到較大轉矩的裝置。圓柱齒輪減速機是一種相對精密的機械，使用它的目的是降低轉速，增加轉矩。
圓柱齒輪減速機的齒輪採用滲碳、淬火、磨齒加工，承載能力高、雜訊低；主要用於帶式輸送機及各種運輸機械，也可用於其它通用機械的傳動機構中。它具有承載能力高、壽命長、體積小、效率高、重量輕等優點，用於輸入軸與輸出軸呈垂直方向布置的傳動裝置中。
ZQD型圓柱齒輪減速機
ZQD型減速機是在盡量不改變ZQ型減速機的輸入輸出軸的位置和安裝尺寸的前提下，增加一高速級稱為三級傳動，增加的高速級在上方。
ZQD型大傳動比圓柱齒輪減速機共有ZQD350+100、ZQD400+100、ZQD650+150、ZQD850+250和ZQD1000+250六種規格。
ZQA型圓柱齒輪減速機
ZQA型減速機是在ZQ型減速機的基礎上改進設計的，為提高齒輪承載能力，又便於替代ZA型減速機，在外形、軸端和安裝尺寸不變的情況下，改變齒輪齒軸材質，齒輪軸為42CrMo，大齒輪為ZG35CrMo，調質硬度齒輪軸為291～323HB，大齒輪為255～286HB。ZQA型減速機主要用於起重、礦山、通用化工、紡織、輕工等行業。
ZSC型圓柱齒輪減速機
ZSC減速機在吸取了國內、國外同類產品的設計、製造經驗的基礎上，經過完善優化而形成的系列產品，廣泛適用於冶金、機械、石油、化工、建築、輕紡、輕工等行業。
ZQA型圓柱齒輪減速機的性能特點：
(1)齒輪均採用優質合金鋼經滲碳、淬火而成，齒面硬度達54-62HRC。
(2)中心距，公稱傳動比等主要參數均經優化設計，主要零、部件互換性好。
(3)一般採用油池潤滑，自然冷卻，當熱功率不能滿足時，可採用循環油潤滑或風扇.冷卻盤管冷卻。
(4)體積小、重量輕、精度高、承載能力大、效率高，壽命長，可靠性高、傳動平穩、雜訊低。[1]
我們在生活中經常出現減速機出現機器故障的問題，當機器出現問題時，一定會很影響工作的進度，甚至帶來很多不必要的損害，那麼如果減速機出現問題了，怎麼對ZQD型圓柱齒輪減速機進行維修呢?我們先要對減速機進行維修前的檢查工作，再進行具體的拆機工作，一起來看看。
檢修前的准備工作：
(一)現場檢查准備。檢修現場執行定置管理，開工前，完成檢修現場的布置，檢查安全措施必須全部落實，工作票已經辦理完成，具備開丁條件。
(二)備件及T器具准備。開T前，對檢修中用到的材料、備件進行一次全面的檢查、核對，保證完好可用;對使用的檢修工器具進行全面外觀檢查和實驗，電纜盤、電動工器具、起重工器具均在檢驗周期內，且外觀檢查合格。檢驗合格後，將其全部運至檢修現場指定位置。
(三)工前交底。工作負責人向丁作班人員交代安全注意事項、檢修質量要求、T作進度，進入T作現場檢修工作開始。
(四)檢修指導文件准備。檢修指導文件是指完成檢修工作的步驟、工藝要求及驗收質量標准，檢修現場必須嚴格執行該文件，並履行相關驗收手續。主要包括檢修文件包、檢修.[藝、消缺T藝卡等。這些文件必須開丁前完成編制、審批，並組織檢修人員學習討論。
(五)要圓滿完成一項大型檢修工作，必須做好「七分准備，i分干」，工前准備至關重要，主要包括檢修指導文件准備、備件及工器具准備、現場檢查准備、工前交底等。

❸ 機械設計課程電動卷揚機傳動裝置設計

這些還是要自己搞定才會有收獲，其實只要按照課程設計指導書上面的方法一步步來什麼都好辦， 說明書格式在書上應該找得到，朋友只能給你這樣說：凡是還是要靠自己，靠別人是靠不住的。

❹ 機械設計課程設計

已發送，不知道你要的哪個零件，所以低速軸 齒輪 和帶帶輪的都發了 。
說明書內有

❺ 急求兩級圓柱齒輪減速器的設計說明書

一、前言
(一)
設計目的：
通過本課程設計將學過的基礎理論知識進行綜合應用，培養結構設計，計算能力，熟悉一般的機械裝置設計過程。
(二)
傳動方案的分析
機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、製造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。
本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案採用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。
帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。
齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計採用的是單級直齒輪傳動。
減速器的箱體採用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。
二、傳動系統的參數設計
原始數據：運輸帶的工作拉力F=0.2 KN；帶速V=2.0m/s；滾筒直徑D=400mm（滾筒效率為0.96）。
工作條件：預定使用壽命8年，工作為二班工作制，載荷輕。
工作環境：室內灰塵較大，環境最高溫度35°。
動力來源：電力，三相交流380/220伏。
1
、電動機選擇
（1）、電動機類型的選擇： Y系列三相非同步電動機
（2）、電動機功率選擇：
①傳動裝置的總效率：
=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96
②工作機所需的輸入功率：
因為 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N
=FV/1000η
=1908×2/1000×0.96
=3.975KW
③電動機的輸出功率：
=3.975/0.87=4.488KW
使電動機的額定功率P ＝（1～1.3）P ，由查表得電動機的額定功率P ＝ 5.5KW 。
⑶、確定電動機轉速：
計算滾筒工作轉速：
=（60×v）/（2π×D/2）
=（60×2）/（2π×0.2）
=96r/min
由推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I』 =3~6。取V帶傳動比I』 =2~4，則總傳動比理時范圍為I』 =6~24。故電動機轉速的可選范圍為n』 =（6~24）×96=576~2304r/min
⑷、確定電動機型號
根據以上計算在這個范圍內電動機的同步轉速有1000r/min和1500r/min，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況，同時也要降低電動機的重量和成本，最終可確定同步轉速為1500r/min ，根據所需的額定功率及同步轉速確定電動機的型號為Y132S-4 ，滿載轉速 1440r/min 。
其主要性能：額定功率：5.5KW，滿載轉速1440r/min，額定轉矩2.2，質量68kg。
2 、計算總傳動比及分配各級的傳動比
（1）、總傳動比：i =1440/96=15
（2）、分配各級傳動比：
根據指導書，取齒輪i =5（單級減速器i=3~6合理）
=15/5=3
3 、運動參數及動力參數計算
⑴、計算各軸轉速（r/min）
=960r/min
=1440/3=480(r/min)
=480/5=96(r/min)
⑵計算各軸的功率（KW）
電動機的額定功率Pm=5.5KW
所以
P =5.5×0.98×0.99=4.354KW
=4.354×0.99×0.96 =4.138KW
=4.138×0.99×0.99=4.056KW
⑶計算各軸扭矩（N�6�1mm）
TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N�6�1m
=9550×4.138/96 =411.645N�6�1m
=9550×4.056/96 =403.486N�6�1m
三、傳動零件的設計計算
（一）齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪採用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45#鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據指導書選7級精度。齒面精糙度R ≤1.6~3.2μm
（2）確定有關參數和系數如下：
傳動比i
取小齒輪齒數Z =20。則大齒輪齒數：
=5×20=100 ，所以取Z
實際傳動比
i =101/20=5.05
傳動比誤差：（i -i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用
齒數比： u=i
取模數：m=3 ；齒頂高系數h =1；徑向間隙系數c =0.25；壓力角 =20°；
則 h *m=3，h ）m=3.75
h=（2 h ）m=6.75，c= c
分度圓直徑：d =×20mm=60mm
d =3×101mm=303mm
由指導書取 φ
齒寬： b=φ =0.9×60mm=54mm
=60mm ，
b
齒頂圓直徑：d ）=66，
d
齒根圓直徑：d ）=52.5，
d ）=295.5
基圓直徑：
d cos =56.38，
d cos =284.73
(3)計算齒輪傳動的中心矩a：
a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液壓絞車≈182mm
（二）軸的設計計算
1 、輸入軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質，硬度217~255HBS
根據指導書並查表，取c=110
所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm
d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm
∴選d=25mm
⑵、軸的結構設計
①軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過渡配合固定
②確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d =25mm
， L =（1.5～3）d ，所以長度取L
∵h=2c
c=1.5mm
+2h=25+2×2×1.5=31mm
考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L =（2+20+55）=77mm
III段直徑：
初選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
=d=35mm，L =T=18.25mm，取L
Ⅳ段直徑：
由手冊得：c=1.5
h=2c=2×1.5=3mm
此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：d =（35+3×2）=41mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為41mm
+2h=35+2×3=41mm
長度與右面的套筒相同，即L
Ⅴ段直徑：d =50mm. ，長度L =60mm
取L
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=80mm
Ⅵ段直徑：d =41mm， L
Ⅶ段直徑：d =35mm， L ＜L3，取L
2 、輸出軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）
根據課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=110
=110× (2.168/76.4) =38.57mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm
∴取d=42mm
⑵、軸的結構設計
①軸的零件定位，固定和裝配
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。
②確定軸的各段直徑和長度
初選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長42.755mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
則 d =42mm L = 50mm
L = 55mm
L = 60mm
L = 68mm
L =55mm
L
四、滾動軸承的選擇
1 、計算輸入軸承
選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
2 、計算輸出軸承
選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm
五、鍵聯接的選擇
1 、輸出軸與帶輪聯接採用平鍵聯接
鍵的類型及其尺寸選擇：
帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇C型平鍵聯接。
根據軸徑d =42mm ，L =65mm
查手冊得，選用C型平鍵，得： 卷揚機
裝配圖中22號零件選用GB1096-79系列的鍵12×56
則查得：鍵寬b=12，鍵高h=8，因軸長L ＝65，故取鍵長L=56
2 、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=60mm,L
查手冊得，選用C型平鍵，得：
裝配圖中 赫格隆36號零件選用GB1096-79系列的鍵18×45
則查得：鍵寬b=18，鍵高h=11，因軸長L ＝53，故取鍵長L=45
3 、輸入軸與帶輪聯接採用平鍵聯接 =25mm L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中29號零件選用GB1096-79系列的鍵8×50
則查得：鍵寬b=8，鍵高h=7，因軸長L ＝62，故取鍵長L=50
4 、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=50mm
L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中26號零件選用GB1096-79系列的鍵14×49
則查得：鍵寬b=14，鍵高h=9，因軸長L ＝60，故取鍵長L=49
六、箱體、箱蓋主要尺寸計算
箱體採用水平剖分式結構，採用HT200灰鑄鐵鑄造而成。箱體主要尺寸計算如下：
七、軸承端蓋
主要尺寸計算
軸承端蓋：HT150 d3=8
n=6 b=10
八、減速器的
減速器的附件的設計
1
、擋圈 ：GB886-86
查得：內徑d=55，外徑D=65，擋圈厚H=5，右肩軸直徑D1≥58
2
、油標 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D
3
、角螺塞
M18
×
1.5 ：JB/ZQ4450-86
九、
設計參考資料目錄
1、吳宗澤、羅聖國主編.機械設計課程設計手冊.北京：高等教育出版社，1999.6
2、解蘭昌等編著.緊密儀器儀表機構設計.杭州：浙江大學出版社，1997.11

❻ 如何確定軸的支點位置和傳動零 件上力的作用點

目 錄
第一部分 設計任務書----------------------------------------------------------------3第二部分 電傳動方案的分析與擬定---------------------------------------------------5第三部分 電動機的選擇計算----------------------------------------------------------6第四部分 各軸的轉速、轉矩計算------------------------------------------------------7第五部分 聯軸器的選擇-------------------------------------------------------------9第六部分 錐齒輪傳動設計---------------------------------------------------------10第七部分 鏈傳動設計--------------------------------------------------------------12第八部分 斜齒圓柱齒輪設計-------------------------------------------------------14第九部分 軸的設計----------------------------------------------------------------17第十部分 軸承的設計及校核-------------------------------------------------------20第十一部分 高速軸的校核---------------------------------------------------------22第十二部分 箱體設計---------------------------------------------------------------23第十三部分 設計小結---------------------------------------------------------------24

第一部分 設計任務書
1.1 機械設計課程的目的
機械設計課程設計是機械類專業和部分非機械類專業學生第一次較全面的機械設計訓練，是機械設計和機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性教學環節。其基本目的是：
(1) 通過機械設計課程的設計，綜合運用機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結合生產實際知識，培養分析和解決一般工程實際問題的能力，並使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。
(2) 學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。
(3) 進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標准和規范等）以及使用經驗數據，進行經驗估算和數據處理等。

1.2 機械設計課程的內容
選擇作為機械設計課程的題目，通常是一般機械的傳動裝置或簡單機械。
課程設計的內容通常包括：確定傳動裝置的總體設計方案；選擇電動機；計算傳動裝置的運動和動力參數；傳動零件、軸的設計計算；軸承、聯軸器、潤滑、密封和聯接件的選擇及校核計算；箱體結構及其附件的設計；繪制裝配工作圖及零件工作圖；編寫設計計算說明書。
在設計中完成了以下工作：
① 減速器裝配圖1張（A0或A1圖紙）；
② 零件工作圖2～3張（傳動零件、軸、箱體等）；
③ 設計計算說明書1份，6000～8000字。

1.3 機械設計課程設計的步驟
機械設計課程設計的步驟通常是根據設計任務書，擬定若干方案並進行分析比較，然後確定一個正確、合理的設計方案，進行必要的計算和結構設計，最後用圖紙表達設計結果，用設計計算說明書表示設計依據。
機械設計課程設計一般可按照以下所述的幾個階段進行：
1．設計准備
① 分析設計計劃任務書，明確工作條件、設計要求、內容和步驟。
② 了解設計對象，閱讀有關資料、圖紙、觀察事物或模型以進行減速器裝拆試驗等。
③ 浮系課程有關內容，熟悉機械零件的設計方法和步驟。
④ 准備好設計需要的圖書、資料和用具，並擬定設計計劃等。
2．傳動裝置總體設計
① 確定傳動方案——圓柱齒輪傳動，畫出傳動裝置簡圖。
② 計算電動機的功率、轉速、選擇電動機的型號。
③ 確定總傳動比和分配各級傳動比。
④ 計算各軸的功率、轉速和轉矩。
3．各級傳動零件設計
① 減速器內的傳動零件設計（齒輪傳動）。
4．減速器裝配草圖設計
① 選擇比例尺，合理布置試圖，確定減速器各零件的相對位置。
② 選擇聯軸器，初步計算軸徑，初選軸承型號，進行軸的結構設計。
③ 確定軸上力作用點及支點距離，進行軸、軸承及鍵的校核計算。
④ 分別進行軸系部件、傳動零件、減速器箱體及其附件的結構設計。
5．減速器裝配圖設計
① 標注尺寸、配合及零件序號。
② 編寫明細表、標題欄、減速器技術特性及技術要求。
③ 完成裝配圖。
6．零件工作圖設計
① 軸類零件工作圖。
② 齒輪類零件工作圖。
③ 箱體類零件工作圖。

第一部分 題目及要求
卷揚機傳動裝置的設計
1． 設計題目
設計一卷揚機的傳動裝置。傳動裝置簡圖如下圖所示。
（1）卷揚機數據
卷揚機繩牽引力F(N)、繩牽引速度v(m/s)及捲筒直徑D(mm)見附表。
（2）工作條件
用於建築工地提升物料，空載啟動，連續運轉，三班制工作，工作平穩。
（3） 使用期限
工作期限為十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4小時，檢修期間隔為三年。
（4） 產批量及加工條件
小批量生產，無鑄鋼設備。
2． 設計任務
1）確定傳動方案；
2）選擇電動機型號；
3）設計傳動裝置；
4）選擇聯軸器。
3． 具體作業
1）減速器裝配圖一張；
2）零件工作圖二張（大齒輪，輸出軸）；
3）設計說明書一份。
4． 數據表

牽引力F/N 12 10 8 7
牽引速度v/(m/s) 0.3，0.4 0.3，0.4，0.5，0.6
捲筒直徑D/mm 470，500 420，430，450，470，500 430，450，500 440，460，480

卷揚機傳動裝置的設計
5． 設計題目
設計一卷揚機的傳動裝置。傳動裝置簡圖如下圖所示。
（1）卷揚機數據
卷揚機繩牽引力F(N)、繩牽引速度v(m/s)及捲筒直徑D(mm)見附表。
（2）工作條件
用於建築工地提升物料，空載啟動，連續運轉，三班制工作，工作平穩。
（5） 使用期限
工作期限為十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4小時，檢修期間隔為三年。
（6） 產批量及加工條件
小批量生產，無鑄鋼設備。
6． 設計任務
1）確定傳動方案；
2）選擇電動機型號；
3）設計傳動裝置；
4）選擇聯軸器。
7． 具體作業
1）減速器裝配圖一張；
2）零件工作圖二張（大齒輪，輸出軸）；
3）設計說明書一份。
8． 數據表

牽引力F/N 12 10 8 7
牽引速度v/(m/s) 0.3，0.4 0.3，0.4，0.5，0.6
捲筒直徑D/mm 470，500 420，430，450，470，500 430，450，500 440，460，480

第二部分 傳動方案的分析與擬定
確定總傳動比:
由於Y系列三相非同步電動機的同步轉速有750,1000,1500和3000r/min四種可供選擇.根據原始數據,得到卷揚機捲筒的工作轉速為

按四種不同電動機計算所得的總傳動比分別是:
電動機同步轉速
750 1000 1500 3000
系統總傳動比
32.71 43.61 65.42 130.83

確定電動機轉速:
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格以及總傳動比，750轉的低速電動機傳動比雖小，但電動機極數大價格高，故不可取。3000轉的電動機重量輕，價格便宜，但總傳動比大，傳動裝置外廓尺寸大，製造成本高，結構不緊湊，也不可取。剩下兩種相比，如為使傳動裝置結構緊湊，選用1000轉的電動機較好；如考慮電動機重量和價格，則應選用1500轉的電動機。現選用1500轉的電動機，以節省成本。
確定傳動方案：

驗算：通常V帶傳動的傳動比常用范圍為 ，二級圓柱齒輪減速器為 ，則總傳動比的范圍為 ，因此能夠滿足以上總傳動比為65.42的要求。

第三部分 電動機的選擇計算
1、確定電動機類型
按工作要求和條件,選用Y系列籠型三相非同步電動機,封閉式結構。
2、確定電動機的功率
工作機的功率
KW

效率的選擇：
1． V帶傳動效率： η1 = 0.96
2． 7級精度圓柱齒輪傳動：η2 = 0.98
3． 滾動軸承： η3 = 0.99
4． 彈性套柱銷聯軸器： η4 = 0.99
5． 傳動滾筒效率： η5 = 0.96
傳動裝置總效率為

工作機所需電動機功率
kw
因載荷平穩，電動機額定功率 略大於 即可。由Y系列電動機技術數據，選電動機的額定功率 為7.5 kw，結合其同步轉速，選定電動機的各項參數如下：
取同步轉速： 1500r/min ——4級電動機
型號： Y132M-4
額定功率： 7.5kW
滿載功率： 1440r/min
堵轉轉矩/額定轉矩： 2.2
最大轉矩/額定轉矩： 2.2

第四部分 確定傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比
1、確定總傳動比

2、分配各級傳動比
取V帶傳動的傳動比 ，則減速器的傳動比 為

取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比

則低速級的傳動比

第五部分 運動參數及動力參數計算
0軸（電動機軸）：
P0 = Pd =7.2 kW
n0 = nm = 1440 r/min
T0 = 9550×( )= N?m
1軸（高速軸）：
P1 = P0η1 = kW
n1 = = r/min
T1 = 9550×( )= N?m
2軸（中間軸）：
P2 = P1η2η3 = kW
n2 = r/min
T2 = 9550×( )= N?m
3軸（低速軸）：
P3 = P2η2η3 = kW
n3 = r/min
T3 = 9550×( )= N?m
4軸（輸出軸）：
P4 = P3η3η4 = kW
n4 = r/min
T4 = 9550×( )= N?m

輸出軸功率或輸出軸轉矩為各軸的輸入功率或輸入轉矩乘以軸承效率(0.99），即
P』= 0.99P

軸名 功率P(kW) 轉矩T(N?m) 轉速
n(r/min) 傳動比
i 效率
η
輸入 輸出 輸入 輸出
電動機軸 7.20 47.75 1440
3.8 0.96
1軸 6.91 3.047 155.91 154.35 378.95
4.809 0.97
2軸 6.70 2.896 811.99 803.83 78.80
3.435 0.97
3軸 6.50 2.753 2705.97 2678.91 22.94
1 0.98
輸出軸 6.37 2.590 2651.85 2625.33 22.94

第六部分 傳動零件的設計計算
高速級斜齒圓柱齒輪設計
材料選擇：小齒輪40Cr （調質）硬度280HBs；
大齒輪45#鋼（調質）硬度240HBs；（硬度差40HBs）
七級精度，取Z1=21，Z2= ＝4.809×21=100.989，取Z2＝101，
初選螺旋角β=14°，
按齒輪面接觸強度設計：

1) 試選載荷系數 Kt=1.6
2) 由動力參數圖，小齒輪傳遞的轉矩

3） 由表10－7（機械設計）選取齒寬系數
4） 由表10－6查得材料的彈性影響系數
5） 由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 ；
6） 由式10-13計算應力循環次數

7） 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數 ；
8） 計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全系數S=1,由式（10-12）得

9）由圖10-26（機械設計）得
εα1 = 0.76
εα2 = 0.86
則端面重合度
10）由圖10-30選取區域系數ZH = 2.433
11） 計算許用接觸應力
=
12）計算：
試算小齒輪分度圓直徑 ，由計算公式得
計算圓周速度

計算齒寬b及模數
= 1×60.59 = 60.59 mm
mnt = = mm
h = 2.25 mnt = mm

計算縱向重合度
縱向重合度 =0.318×φdZ1tanβ =
計算載荷系數K
已知，KA=1，取Kv=1.05（由圖10-8查得），由表10-4查得的計算公式
∴KHβ = 1.15+0.18(1+0.6φd2)+0.23×10-3×60.59 = 1.45
由圖10-13，得KFβ = 1.4
由表10-3，得
∴K = KA?Kv?KHα?KHβ = 1×1.05×1.3×1.45 = 1.98
按實際得載荷系數校正所算得德分度圓直徑，由試（10-10a）得

計算模數
mn= =
13） 按齒根彎曲強度設計

由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；
由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數 ；
計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數S＝1.4，由式10-12得

計算載荷系數
K = KA?Kv?KFα?KFβ = 1×1.05×1.3×1.4= 1.91
根據縱向重合度εβ=1.6650，由圖10-28，查得螺旋角影響系數Yβ=0.88
計算當量齒數
= 22.9883

查取齒形系數
由表10-5查得 YFα1=2.69，YFα2=2.20，
查取應力校正系數
由表10-5查得 YSα1=1.56，YSα2=1.79
計算大、小齒輪的 並加以比較

大齒輪的數值較大。
設計計算

經園整，mn=2 mm
∵ ，∴mn=2.5 mm
Z1 = = ，取Z1=25，Z2=120

幾何尺寸計算：
中心距 a =
經園整，a = 187 mm
修正螺旋角， =
∵β變動不大，
∴εα、εβ、ZH無需修正。
計算大、小齒輪的分度直徑
mm
mm
計算齒輪寬度
b = φdd1 = mm
園整後，B2=65mm，B1=70mm

da1 = d1+2ha1 =69.48
da2 = d2+2ha2 = 315.08
df1 = d1-2hf1 = 49.48
df2 = d2-2hf2 =305.08

第九部分 軸的設計
1) 高速軸：
初定最小直徑，選用材料45#鋼，調質處理。取A0=112（下同）
則dmin = A0 = mm
∵最小軸徑處有鍵槽
∴dmin』 = 1.07 dmin = 17.72mm
∵最小直徑為安裝聯軸器外半徑，取KA=1.7，同上所述已選用TL4彈性套柱聯軸器，軸孔半徑d=20mm
∴取高速軸的最小軸徑為20mm。
由於軸承同時受徑向和軸向載荷，故選用單列圓錐滾子軸承按國標T297-94選取30206。
D×d×T=17.25mm
∴軸承處軸徑d=30mm
高速軸簡圖如下：
2)
取l1=38+46=84mm，l3=72mm，取擋圈直徑D=28mm，取d2=d4=25mm，d3=30mm，l2=l4=26.5mm，d1=d5=20mm。
齒輪輪轂寬度為46mm，取l5=28mm。

聯軸器用鍵：園頭普通平鍵。
b×h=6×6，長l=26mm
齒輪用鍵：同上。b×h=6×6，長l=10mm，倒角為2×45°
3) 中間軸：
中間軸簡圖如下：
初定最小直徑dmin= =22.1mm
選用30305軸承，
d×D×T = 25×62×18.25mm
∴d1=d6=25mm，取l1=27mm，l6=52mm
l2=l4=10mm，d2=d4=35mm，l3=53mm
d3=50mm，d5=30mm，l5=1.2×d5=36mm
齒輪用鍵：園頭普通鍵：b×h=12×8，長l=20mm
4) 低速軸：
低速軸簡圖如下： 初定最小直徑：
dmin = = 34.5mm
∵最小軸徑處有鍵槽
∴dmin』=1.07dmin=36.915mm
取d1=45mm，d2=55mm，d3=60mm，d4=d2=55mm
d5=50mm，d6=45mm，d7=40mm；
l1=45mm，l2=44mm，l3=6mm，l4=60mm，l5=38mm，l6=40mm，l7=60mm
齒輪用鍵：園頭普通鍵：b×h=16×6，長l=36mm
選用30309軸承：d×D×T = 40×90×25.25mm；B=23mm；C=20mm

❼ 機械設計類畢業論文 卷揚機的設計模擬

多流傳動卷揚機系統模型及模擬
【摘要】：雙驅動卷揚機是在行星減速器基礎上發展起來的節能、環保型新一代卷揚機。簡述了卷揚機多流傳動系統的基本原理 ,採用鍵合圖理論和方法 ,建立卷揚機多流傳動系統耦合振動鍵合圖模型 ,推導出傳動系統的狀態方程 ,並進行了系統動力學的模擬分析 ,獲得了系統內部各部分狀態變數的變化規律及關系 ,較全面地揭示了系統的傳動性能及動態特性。研究結果為進一步深入研究卷揚機多流傳動系統提供了動力學分析方法和設計依據。
【作者單位】： 重慶大學機械傳動國家重點實驗室 重慶大學機械傳動國家重點實驗室
【關鍵詞】： 鍵合圖 模擬 多流傳動 卷揚機
【基金】：國家自然科學基金資助項目 (5 983 5 160 )
【分類號】：TH132
【DOI】：CNKI:SUN:FIVE.0.2002-04-003
【正文快照】：
雙驅動卷揚機是在行星減速器基礎上發展起來的節能、環保型新一代卷揚機。具有傳動比大、承載能力強、效率高、雜訊低、壽命長、結構緊湊、重量輕、可實現超小型化及變速功能等優點 ,是一種典型的多流傳動系統 ,具有廣泛的用途。被應用於各種建築機械、塔機、汽車吊

❽ 卷揚機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器

B1】1級蝸輪蝸桿減速機-圖【B2】2級蝸輪蝸桿減速機設計-三維圖【B3】變速器設計-圖【B4】帶機傳動機構裝置中的一級斜齒輪減速機設計(F=2.44,V=1.4,D=350)【B5】帶式輸送機傳動裝置減速器設計【B6】帶式輸送機傳動裝置設計【B7】帶式輸送機傳動裝置設計（F=2.3,V=1.1,D=300）-說明書【B8】帶式輸送機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器設計（F=1.6,V=1.0,D=400)【B9】帶式輸送機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器設計（F=6，D=320，V=0.4）【B10】帶機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器（1.7，1.4，220）-1圖1論文【B11】帶式輸送機傳送裝置減速器設計（F=7,V=0.8,D=400)【B12】圓錐-直齒圓柱減速器設計（F=1.77,V=1.392,D= 235)【B13】帶式輸送機減速器設計（F=2.6,V=1.1,D=300)【B14】帶式輸送機減速器設計（F=6，D=280，V=0.35）【B15】帶式輸送機減速器設計（F=10，D=350，V=0.5）【B16】帶式輸送機設計【B17】帶式輸送機設計減速器設計(T=1300，D=300，V=0.65)【B18】帶式運輸機構傳動裝置設計（1.6 1.5 230）-說明書【B19】帶式運輸機構傳動裝置設計（F=2.4,V=1.4,D=300）【B20】帶式運輸機構減速機設計（F=2.2,V=1.0,D=350)【B21】單級蝸輪蝸桿減速器設計(F=6,V=0.5,D=350)【B22】單級斜齒圓柱齒輪傳動設計+絞車傳動設計-1圖1說明書【B23】單級斜齒圓柱齒輪傳動設計＋鏈傳動設計(F=2.5，V=2.4，D=350）【B24】單級斜齒圓柱齒輪傳動設計+鏈輪傳動設計（F=1.6, V=1.5, D=230)【B25】單級圓柱齒輪減速器設計（F=2.8，V=1.1，D=350）【B26】二級斜齒圓柱齒輪減速器設計（F=3.6 ,V=1.13 ,D=360）【B27】二級圓柱圓錐齒輪減速器設計-說明書【B28】二級圓柱齒輪減速器設計-圖【B29】二級圓柱直齒齒輪減速器(F=4,V=2.0,D=450)【B30】二級圓錐齒輪減速箱設計(F=5,V=1.6,D=500)【B31】二級展開式圓柱圓錐齒輪減速器設計【B32】二級直齒圓柱齒輪減速器設計【B33】二級直齒圓錐齒輪減速器設計-圖【B34】帶機中的兩級展開式圓柱直齒輪減速器設計（F=3.6，V=1.13，D=360）【B35】減速器CAD，CAM設計-圖【B36】減速器設計（F=2.3 v=1.5 d=320）-圖【B37】卷揚機傳動裝置設計（F=5，V=1.1 ，D=350）【B38】礦用固定式帶式輸送機的設計-說明書【B39】兩級斜齒輪減速機設計（D=320,V=0.75,T=900）【B40】兩級斜齒圓柱齒輪減速機設計（F=1.9，V=1.3，D=300）【B41】兩級斜齒圓柱齒輪減速機設計【B42】帶機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器設計(T=850,D=350,V=0.7)【B43】兩級圓柱齒輪減速器設計（F=10，D=320，V=0.5）【B44】兩級直齒斜齒減速機設計-圖【B45】一級錐齒輪減速機設計（F=2.4,V=1.2,D=300)【B46】一級斜齒輪減速機設計-（F=3.5,V=2.05,D=350)【B47】蝸桿減速器的設計（F=2.4，V=1.1，D=420)【B48】蝸輪蝸桿減速機設計-圖【B49】蝸輪蝸桿減速器設計-圖【B50】單級蝸輪蝸桿減速器設計-圖【B51】一級圓錐齒輪減速器設計（F=2.9,V=1.5,D=400)【B52】行星齒輪減速器設計-圖【B53】行星減速器設計-圖（07版CAD）【B54】帶式輸送機傳動裝置設計（F=1.4，V=1.5，D=260)【B55】帶式運輸機構傳動裝置中的一級齒輪減速機設計（F=2.3,V=1.1,D=300)【B56】一級減速器設計(F=2.8,V=1.7,D=300)【B57】一級蝸輪蝸桿減速器設計(F=3,V=1.1,D=275)【B58】一級蝸桿減速機設計(F=2.2,V=0.9,D=350)【B59】一級圓錐齒輪減速器設計（F=2.2,V=0.9,D=300)【B60】一級斜齒輪減速設計（F=2.44,V=1.4,D=300）【B61】帶式輸送機傳動裝置中的一級斜齒輪傳動設計(F=2.05,V=2.05,D=350)【B62】一級斜齒輪減速機設計(F=2.8,V=2.4,D=300)【B63】一級斜齒輪減速機設計(F=2.75,V=2.4,D=300)【B64】一級斜齒輪減速機設計(F=2.75,V=2.4，D=350）【B65】一級斜齒輪減速機設計（F=2.5,V=2.4,D=300)【B66】一級斜齒輪減速機設計（F=2.8,V=2.4，D=350)【B67】一級圓柱齒輪減速器設計（F=2,V=1.6,D=300）【B68】減速器設計-圖【B69】卷揚機行星齒輪減速器的設計-圖【B70】兩級行星齒輪減速器設計-圖【B71】履帶式半煤岩掘進機主減速器及截割部設計【B72】蝸輪減速器設計-圖【B73】自動洗衣機行星齒輪減速器的設計【B74】減速箱的CAD-CAM造型論文【B75】普通帶式輸送機設計-說明書

❾ 卷揚機行星輪系設計

1.行星輪系類型的選擇

最基本的行星輪系包括三個基本構件，即兩個中心輪和一個系桿。若中心輪用K代表，系桿用H代表，則這種最基本的行星輪系可以用代號表示為2K-H。

根據兩個中心輪的不同類型及固定情況，常用的2K-H行星輪系可以有以下幾種不同型式：

（1）兩個中心輪中，一個為外齒輪，一個為內齒輪。如圖4-14中的a、b、c、e所示。其中a及b都是單排行星輪，但a為中心輪3固定，b為中心輪1固定；c為雙排行星輪；而e的行星輪是帶內外齒的。

圖4-14 2K-H行星輪系的類型

（2）兩個中心輪都為圓錐齒輪，如圖4-14d所示。

（3）兩個中心輪都為外齒輪，如圖4-14f所示。

（4）兩個中心輪都為內齒輪，如圖4-14g所示。

選擇輪系的類型時，主要從傳動比、效率、結構復雜程度和外廓尺寸等幾方面綜合考慮而定。首先是考慮能否滿足傳動比的要求。圖4-14中a、b、c、d四種型式的轉化機構傳動比 都是負的，故將它們稱為負號機構。負號機構的特點是傳動從左到右（即從主動中心輪到從動系桿H）都是減速的，而且輸入與輸出的轉向相同。這一點從圖中的傳動比公式也可以清楚地看出，但是它們的減速范圍不同。例如類型a的傳動比i_1H一定大於2，實用范圍i_1H＝2.8～9；如果要求的減速比小於2，則可採用類型b，其傳動比i_3H一定小於2，實用范圍i_3H＝1.14～1.56；類型c由於採用雙排行星輪，它的減速范圍較大，可以從1到17；類型d的i_1H用在2左右。類型c和d都可以填補a、b二種可用傳動比中間的空白區。

圖4-14中e、f、g三種型式的轉化機構傳動比 都是正的，故將它們稱為正號機構。當齒數比 時，則 ，傳動自左到右為減速，但輸入與輸出的轉向相反；當齒數比 時，傳動自左到右為增速（當比 時，n₁與n_H轉向相反；比 時，n₁與n_H轉向相同）；當比 時，i_1H→0，增速比i_H1理論上達無窮大。

從機構傳動效率的角度來看，不管用於增速還是減速，負號機構的效率總比正號機構為高。因此，如果所設計的輪系是用作動力傳動，這時要求傳動有較高的效率，則應該採用負號機構，即圖4-14a、b、c、d所示的型式；如果設計的輪系還要求有較大的傳動比，而單級負號機構又不能滿足要求時，可以將幾個負號機構串聯起來，或採用負號機構與定軸輪系聯合的混合輪系，以取得較大的傳動比。如圖4-15所示，這些輪系適用的傳動比i_1H＝10～60。

圖4-15 動力傳動常用的大傳動比輪系

正號機構一般用在傳動比大而對效率要求不高的輔助機構中。用於增速時，增速比i_1H理論上可達到無窮大，但實際上受到效率的限制，i_1H越大，效率越低，達到一定值後，機構將發生自鎖。

2.行星輪系中各輪齒數的確定

選定行星輪系的類型後，需要確定其各輪的齒數。在行星輪系中，各輪齒數的選配需要滿足以下4個條件：

（1）保證實現給定的傳動比；

（2）保證兩個中心輪及系桿的軸線重合，亦即滿足同心條件；

（3）保證各行星輪能夠均勻地裝入兩中心輪之間，亦即滿足安裝條件；

（4）保證各行星輪不致互相碰撞，亦即滿足鄰接條件。

現以圖4-14a所示的行星輪系為例說明於後：

1）保證實現給定的傳動比

因

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

故

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

2）保證滿足同心條件

根據兩中心輪的軸線重合的條件，當採用標准傳動和等移距變位傳動時，可得

r₃＝r₁＋2r₂

式中：r₁、r₂、r₃分別表示齒輪1、2、3的節圓半徑。

亦即

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

3）保證滿足安裝條件為使幾個行星輪都能夠均勻地裝入兩中心輪之間，則行星輪的數目與各輪齒數之間必須有一定的關系。如圖4-16所示，設需要在中心輪1與3之間裝入K個行星輪，並要求均勻分布，即相互之間相隔 ，現分析行星輪數K與各輪齒數之間的關系。

圖4-16 行星輪系安裝條件分析

如圖4-16所示，設先裝入第一個行星輪於O₂，則裝好後，中心輪1與3的齒之間的相對角向位置已通過該行星輪而產生了聯系。為了在相隔φ°處裝入第二個行星輪，可以轉動中心輪1，使第一個行星輪的位置由O₂轉到O₂′，並使∠O₂O O₂′＝φ°。這時，中心輪1上的a點轉到a′位置，轉過的角度為θ，根據傳動比公式，角度φ與θ的關系為：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

如果這時中心輪1轉過的角度θ恰好等於轉過整數個齒，則輪1與3的齒的相對角向位置又回復到與開始裝第一個行星輪時一模一樣，故在原來裝第一個行星輪的位置O₂處，一定能再裝入第二個行星輪。同樣的過程，可以裝入第三個，第四個……直至第K個行星輪。

故相隔φ°能裝入第二個行星輪的條件為

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中： 為中心輪1每個齒對應的中心角；N為正整數。

將式b代入式a，得

或

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

由上式可知，欲保證滿足安裝條件，則兩個中心輪的齒數和z₁＋z₃應能被行星輪數K整除。

4）保證滿足鄰接條件

在圖4-16中，O₂、O_2′為相鄰兩行星輪的位置，為了保證相鄰兩行星輪不致相互碰撞，需使中心距O₂O_2′大於兩齒輪頂圓半徑之和，即

O₂O_2′＞d_a

式中：d_a為行星輪齒頂圓直徑。

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：m為模數；h^*_a為齒頂高系數。

式（4-1）～（4-4）所代表的關系，在選擇齒數與行星輪個數時必須滿足。

對於圖4-14c所示的雙排行星輪系，經過類似步驟，不難確定其應滿足的相應的關系式為：

（1）傳動比條件

（2）同心條件

（3）安裝條件

（4）鄰接條件

除了上述4個條件外，由於負號機構中的輪2與輪3為內嚙合，故在進行幾何尺寸計算時，還應檢查有無發生干涉的可能。

3.行星輪系的受力分析

了解行星輪系各構件的受力情況是進行結構設計的基礎，現以圖4-17a所示的傳動型式為例，分析各構件的受力情況，分析時略去傳動中的摩擦力。

圖4-17 行星輪系的受力分析

如圖4-17a所示，在此輪系中，假定齒輪1為主動件，受有順時針的驅動力矩M₁，角速度為ω₁，系桿H為從動件，它受有逆時針的阻力矩M_r，角速度為ω_H。在進行力分析時，把輪系視為在外力作用下處於平衡狀態（即輪系處於穩定運轉狀態），於是如圖4-17b所示，可以畫出機構各構件的力矩平衡圖。

主動輪1上作用有驅動力矩M₁和行星輪2對它的反作用力F_n21（下標21代表構件2對構件1的作用）。F_n21又可分解為圓周力F₂₁與徑向力R₂₁。R₂₁不產生力矩，它由輪1的支承和機架承受，故在以下的討論中，將不再提這個分量。圓周力F₂₁對軸O的力矩應與驅動力矩M₁大小相等，方向相反。即

F₂₁·r₁·K＝M₁

式中：r₁為輪1的節圓半徑；K為行星輪個數。

故得

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

行星輪2在主動輪1作用的圓周力F₁₂（F₂₁的反作用力）推動下運動，並如圖所示，同時受到系桿H固定輪3的反作用力F_H2及F₃₂，根據力的平衡條件，顯然得

F₃₂＝F₁₂

F_H2＝F₃₂＋F₁₂＝2F₁₂

系桿H受到行星輪2的作用力F_2H，它對軸O的力矩應與外加阻力矩M_r相平衡，故得

K·F_2H（r₁＋r₂）＝M_r

而行星輪2給固定輪3的作用力F₂₃所產生的力矩為K·F₂₃·r₃，這個力矩是由機架所承受。

由主動輪1輸入的功率為

P₁＝M₁·ω₁＝K·F₂₁·r₁·ω₁

由系桿H輸出的功率為

P_H＝M_r·ω_H＝KF_2H（r₁＋r₂）ω_H＝2kF₂₁（r₁＋r₂）ω_H

又因

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

故得

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

上式表示，由於輪3固定，如果不計摩擦損失，全部輸入功率將由系桿H輸出。這個等式也可以用來檢查力的分析是否正確。

❿ 卷揚機課程設計

我十幾個哈康師傅接啊規劃