DT75-5绞车的设计

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摘要
针对DT75-5绞车的具体的结构和工作时的具体要求，对其进行整体的设计。

包括对电动机的选择，减速器的选用，卷筒的设计和校核以及主轴的设计和校核，其它一些零件的选用和设计和对绞车的各部位的润滑。

在设计过程中查阅了相关的一些资料，发现现在所做的设计是一个传统的但又是非常有实际意义的设计。

文中主要阐述了绞车的发展和具体对绞车的设计和部件的选用过程。

主轴的设计主要针对其在绞车上受力，通过选择材料到初步确定尺寸，再进行受力分析，最后进行校核强度等一系列的步骤来设计出符合要求的轴。

卷筒的设计主要通过设计的要求，对卷筒的材料，卷筒的直径，卷筒的壁厚等一系列问题进行综合的设计。

并对设计的卷筒进行整体的强度校核。

由于本人时间和知识面的有限，所以设计的绞车不可能很全面。

文中错误难免，望老师给于指正。

关键词绞车；主轴；卷筒；减速器
Abstract
DT 75-5 winch for the specific structure and working at the specific request of its overall design. Including the motor of choice, the choice of reducer, reel in the design and verification as well as the main design and verification, some other parts of the selection and design of the winch and the various parts of lubrication. In the design process inspection of the
relevant information and found that the design is now done by a traditional but a very meaningful design. In the main text of a winch on the development of the winch and specific parts of the design and selection process.
The design for the main spindle in the winch on the force, through the choice of materials to determine the initial size, to conduct Analysis, a final check of the intensity and a series of steps designed to meet the requirements of the shaft.
Reel mainly through the design of design requirements, the reel of material, the diameter reel, reel wall thickness of a series of issues such as integrated design. And the design of the overall strength of Reel to check.
Because of my limited time and knowledge, so the design of the winch is notcomprehensive. In the wrong inevitably, to hope the teachers can corrected.
Keywords Winch；Spindle；Reel；Reducer
目录
1 绪论 (1)
1.1课题背景 (1)
1.1.1绞车的分类 (1)
1.1.2绞车的特点和性能要求 (1)
1.2国内外绞车发展状况 (2)
1.2.1国内绞车发展现状 (2)
1.2.2国外绞车发展现状 (3)
2钢丝绳的选型 (4)
2.1机构工作类型选择 (4)
2.2钢丝绳选择计算 (4)
2.3钢丝绳强度校校核 (5)
3 卷筒的设计 (6)
3.1设计卷筒 (6)
3.1.1卷筒的材料 (6)
3.1.2卷筒容绳尺寸计算 (6)
3.2卷筒强度分析 (7)
3.2.1卷筒的强度计算 (7)
3.2.2稳定性验算 (8)
3.3钢丝绳尾在卷筒上的固定计算 (8)
3.2.3压板固定计算 (8)
3.3.2压板类型选择 (10)
4传动机构设计 (11)
4.1传动方案设计 (11)
4.2电动机选型 (11)
4.2.1主要参数 (11)
4.2.2选择电动机 (11)
4.3减速器选型 (13)
4.3.1减速器的定义及作用 (13)
4.3.3 减速器的选择 (14)
4.4计算传动装置的运动和动力参数 (14)
4.4.1计算总传动比 (14)
4.4.2合理分配各级传动比 (14)
4.4.3传动装置的运动和动力参数 (14)
4.5设计高速级齿轮 (15)
4.5.1 按设计计算公式选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (15)
4.5.2 初步设计齿轮传动的主要尺寸 (15)
4.6设计低速级圆柱齿轮 (19)
4.6.1 按设计计算公式选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (19)
4.6.2初步设计齿轮传动的主要尺寸 (19)
5 轴和轴承的设计 (23)
5.1轴的概述 (23)
5.1.1轴的用途 (23)
5.1.2轴设计的主要内容 (23)
5.1.3轴的材料 (23)
5.1.4轴的结构设计 (23)
5.2设计轴 (24)
5.2.1确定轴的尺寸 (24)
5.2.2对轴的受力分析 (24)
5.2.3校核轴径 (26)
5.3设计轴承 (26)
5.3.1确定输出轴上的功率3P ，转速3n ，转矩3T (26)
5.3.2求作用在齿轮上的力 (26)
5.3.3选择轴承型号 (26)
6 制动器的选择 (27)
6.1制动器的介绍 (27)
6.2制动器的分类 (27)
6.3制动器原理与结构 (27)
6.3.1结构特征 (27)
6.3.2工作原理 (27)
6.4制动器的选用 (28)
6.5制动器外形尺寸图 (28)
7 键联接 (29)
7.1键及其连接 (29)
7.2键联接的功能、分类及应用 (29)
7.3键的选择 (29)
7.4平键的校核 (30)
8 联轴器 (31)
8.1联轴器的选型标准 (31)
8.2联轴器转矩计算 (31)
9 润滑 (32)
9.1润滑剂的作用 (32)
9.2润滑剂的分类 (32)
9.3润滑剂的性质 (32)
9.4润滑剂的选用原则 (32)
9.5绞车所需要的润滑部件 (33)
结论 (34)
致谢 (35)
参考文献 (36)
附录............................................................................................................... 错误！未定义书签。

附录1......................................................................................................... 错误！未定义书签。

1 绪论
1.1课题背景
绞车是工业生产过程中一种常见的机械，具有悠久的发展历史和比较成熟的设计制造技术。

随着绞车制造技术的不断提高、加工材料的不断改进以及电子控制技术的不断发展，绞车在动力、节能和安全性等方面取得了很大的进步。

目前，绞车正被广泛地运用于矿山、港口、工厂、建筑和海洋等诸多领域。

在矿山采掘和运输场合，绞车作为重要辅助设备被大量并广泛地运用着，例如矿用提升绞车、调度绞车、耙矿绞车和凿井绞车等。

提升绞车可用于矿山竖井或斜井中物品与人员的调度，具有较大的牵引功率和很好的安全性，是矿山生产中不可缺少的设备之一。

绞车的另一个重要用途是港口机械，常见的有集装箱起重机、港口装卸门座起重机、塔式起重机以及轻小型的电葫芦等起重机械，其主要执行机构都是各种形式和结构的绞车。

对于这种用途的绞车，要求具备较好的调速性能和很高的安全性能。

另外，绞车还被运用于各种线缆的存储、制造和运输，例如纺织机械中的用于存放丝线的线招和电缆制造中用于存放各种直径缆绳的缆盘。

这种情况下，绞车不光要具有一定的调速能力，并还能够使不同直径的缆绳排列整齐，从而保证生产的顺利进行。

在船用甲板机械和海洋开发领域，绞车也具有悠久的使用历史和多种多样的用途。

1.1.1绞车的分类
绞车多种多样的用途，决定了绞车的种类和组成形式也是多种多样的。

绞车按照动力分为手动、电动、液压三类。

按照功能可以分为船用绞车、工程绞车、矿用绞车、电缆绞车等等。

从用途上分类可分为建筑用绞车和船用绞车。

绞车还可以按照卷筒形式分为单卷筒和和双卷筒。

单卷筒绞车是二种类型绞车中最常见的。

它只有一个卷筒用来存放缆绳或者铰链，一般用于对卷筒的容绳量要求不高的场合。

1.1.2绞车的特点和性能要求
通过对绞车应用场合的探讨和绞车结构的分析，可以得知，在工程应用中绞车会具有如下一些特点:
1.驱动力矩范围大
这也是由绞车的工作环境决定的，其驱动力范围从几公斤到上百吨不等。

2.负载时变
绞车用于海洋拖曳、电梯轿厢提升、矿山调度等场合时，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，它的负载也在不断变化。

这就对绞车的稳定运行造成了很大干扰。

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。

3.要求调速方便，运行稳定
由于收放工作的需要，现在许多绞车都需要能够方便连续地调整收放速度。

在高速运行的时候，不能出现飞车的情况;在低速运行的时候，不能出现爬行现象，要保持一定的输出力矩。

4.对安全可靠性要求较高
由于绞车一旦出现事故，就有可能对人的生命或财产造成很大的伤害，加上绞车的工作环境大多比较恶劣，所以就要求绞车具有很高的可靠性。

因此在设计绞车时设计人员应考虑到绞车的最大负载能力、绞车的防爆性、兀件的可靠性等因素。

5.要求具有较好的可操作性
随着对绞车使用要求的不断提高以及自动化技术的发展，绞车的自动化程度也在不断提高。

一些先进的电子控制技术、通讯技术的运用，使得现在的绞车能够具有很好的人机接口和远程通信能力，极大地提高了绞车的操作性能。

1.2国内外绞车发展状况
矿井提升机包括机械设备及拖动控制系统，是联系地下和地上的重要途径，是矿山生产的咽喉设备，其性能好坏直接关系到矿山的生产效率和安全性及可靠性，它的安全、可靠运行是整个矿井正常生产的必要条件，一旦发生故障，所造成的经济损失是巨大的。

“运输是矿井的动脉，提升是咽喉”形象地描述了矿井提升运输系统的工作过程与重要作用。

目前，国内外对提升设备经过多年的研究，近几于年来发展的很快，尤其是提升设备的滚筒方式、制动方式和电力拖动、自动化控制等方面有很大的改进，在提升设备的理论和实践方面都取得了丰富的经验。

1.2.1国内绞车发展现状
我国在很久以前的古代，就知道采用轳辘等来提升重物，以减轻体力劳动的强度和提高生产率。

但由于旧中国工业落后，劳动力便宜，所以在建筑业中的物料提升大都是靠工人肩挑背扛，而绞车只有在一些大型建筑企业中才被使用，应用很少，而且所使用的卷扬机也均为国外生产，国内基本上没有生产卷扬机的厂家。

解放前我国不能制造提升机。

解放以后，我国提升机制造业获得了迅速的发展，建国初期在党的领导下，新建和改建了许多矿山机械制造厂。

1953年抚顺重型机器厂制造了我国第一台缠绕式双筒提升机。

1958年洛阳矿山机器厂设计制成了我国第一台2X4多绳摩擦式提升机，并于1961年开始运转，这种提升机与缠绕式提升机比较，具有重量轻、体积小、安全可靠、适合较深矿井的特点，是现代提升机的发展方向。

并已在我国许多矿山中得到普及和应用。

如安徽的凤凰山铜矿、梅山铁矿、张家洼小官庄铁矿、西石门铁矿、丰山铜矿、铜坑锡矿等矿山是较早地应用多绳摩擦提升机的矿山。

1989年投产的通钢板石沟铁矿18#矿组的罐笼井采用的是上海冶金矿山机械厂生产的第二台JKD1. 85 X 4多绳摩擦
式提升机。

1971年该厂又新设计制造了JK型新系列单绳缠绕式提升机，新系列采用了一些新结构，与老型号比较，提升能力平均提高了25% 。

而机器重量也相应的有所减少。

其它如JT系列矿用绞车，JKM及JKD系列多绳提升机在采用新结构提高产品性能方面都有较大改进和提高。

目前，我国已能成批生产各种近代化的大型提升饥。

并在原有提升机系列型谱的基础上，已制订了全国统一的单绳缠绕式和多绳摩擦式提升机的新系列，将进一步提高产品的系列化、通用化、标准化程度，这些都标志着我国提升机的设计制造已达到了一个新的水平。

1.2.2国外绞车发展现状
国外提升设备的发展历史已有一百六十多年。

德国早在1827年就设计制造了第一台蒸汽驱动的提升机，1877年设计制造了第一台摩擦式提升机，1905年制造了第一台电动提升机。

1938年瑞典设计制造了第一台多绳摩擦式提升机。

近30余年来，国外广泛采用多绳摩擦式提升机。

最多的绳数已达10根(—般用4根)。

电动机功率从几十千瓦到上万千瓦。

应用范围从深井发展到浅井，从竖井发展到斜井，提升机从塔式安装发展到落地安装。

故多绳摩擦提升机已成为竖井提升的发展方向之一。

促对于特别深的矿井，使用多绳摩擦式提升饥时，钢丝绳(首绳和尾绳)将发生难于控制的故障从而降低其使用寿命。

此外，随着信息技术的飞速发展，信息化，智能化也成为提升系统发展的趋势。

在过去的20年中，我国从德国共进口20多套大型矿用提升机，其电控配套装置均为西门子公司的产品，其中10套是为直流电动机配套的直流电控制系统，其余10多套均为交频交流电气传动电控配套装置。

第一套是1994年为山西省常林矿主井提升机配套的，其调速性能非常理想，目前节能效果相当明显，它代表了世界矿用提升机的先进水平，也为我们指明了走节能和无级调速的路子。

特别是随着计算机技术的飞速发展，机电一体化技术和产品在世界范围内得到了迅速发展和应用。

先进采煤国从采煤工作面、掘进工作面，到井下主煤流运输及辅助运输，到矿井提升及井下供电、排水等装置，均具有建立在微处理器基础上的监控和保护系统，其机电一体化的设备、性能、可靠性和功能等有大幅度提高。

如美国、澳大利业等国由于在井下采用了先进的机电一体化设备，已实现无人工作面、遥控采矿甚至无人矿井;加拿大INSO公司利用现代通讯、井下定位与导航、在线信息处理、监控系统，实现了对地下镍矿的机电一体化采矿装备乃至整个矿山开采系统的遥控操作。

2钢丝绳的选型
2.1机构工作类型选择
机构工作类型根据机构利用级别和载荷情况进行分类。

机构利用等级按总设计寿命分为十级。

总设计寿命规定为机构假定的使用年数内处于运转的总小时，它仅作为机构零件的设计基础，而不能视为保用期。

假设绞车理论平均日工作时间为8小时，使用寿命为15年,查表得机构利用等级T8，总设计寿命为50000h 。

（参阅GB/T3811-1983）
载荷情况是表明机构承受的最大载荷及载荷变化程度。

共分四级。

假定绞车经常承受中等的载荷，较少承受最大的载荷。

查表得机构载荷为L2-中。

根据机构的利用级别和载荷情况，查阅机械设计手册得机构工作类型为M8 (参阅GB/T3811-1983)
2.2钢丝绳选择计算
根据 GB/T3811-1983计算 S C d = 式（2.1） 式中 d ——钢丝绳最小直径（mm ）；
C ——选择系数（2
1
/N m m ）； S ——钢丝绳最大静拉力（N ）；
其中C 值按下式计算 t σ4
πωk n C = 式（2.2） 式中 n ——安全系数；
k ——钢丝绳捻制折减系数；
ω——钢丝绳充满系数；
t σ——钢丝的公称抗拉强度（a MP ）
； 根据机构工作级别查表可知安全系数n =9；
钢丝绳捻制折减系数一般在0.82～0.92之间。

取85.0=k ；
钢丝绳充满系数取46.0ω=；
钢丝的公称抗拉强度预选2t /1700σmm N =
将以上数据代入式（2.2）得：
N mm C /134.0=
将C 代入式（2.1）得：
mm mm d 9.48≈5000134.0⨯=
按钢丝绳所在的工作机构工作级别有关的安全系数来选择钢丝绳直径时，所选择钢丝
绳的破段拉力还应满足下式：
N N Sn F 45000950000=⨯=≥ 式（2.3）
式中 0F ——所选用的钢丝绳最小破断拉力（N ）
n ——安全系数
根据以上数据，查阅机械设计手册选用钢丝绳
选用钢丝绳标记为 11NAT6³19W+FC1770ZZ GB/T 8918
该钢丝绳公称直径为11mm ，6³19瓦林吞式，光面钢丝，合成纤维芯钢丝绳，钢丝抗拉强度为1770MPa ，右同向捻，最小破断拉力为70.6KN ，单位长度质量43.5kg/100m ，标准GB 8918─1996。

2.3钢丝绳强度校校核
由于在上述计算选型过程中并未在钢丝绳自重计算在内，因此在选好钢丝绳后需将钢丝绳自重加入计算过程中进行校核。

3 卷筒的设计
3.1设计卷筒
3.1.1卷筒的材料
铸造卷筒的材料应不低于GB/T 9439中规定的HT200灰铸铁，或GB/T 11352中规定的ZG270-500铸钢。

铸铁件需经时效处理以消除内应力，铸造件应进行退火处理。

本设计中选取材料HT200。

3.1.2卷筒容绳尺寸计算
卷筒容绳尺寸参数意义及表示方法应符合国家标准规定。

a ）卷筒节径D
卷筒节径D 应满足下式：
d K D
e ≥ 式（3.1）
式中 e K ——筒绳直径比； d ——钢丝绳直径（mm ）； 由《建筑卷扬机设计》查表得19=e K 则 2091119=⨯≥D 取mm D 261= mm d D D 250112610=-=-= b ）卷筒厚度δ
铸铁卷筒厚度满足 mm D 12)10~6(02.0δ0≥+≈ 将mm D 2500=代入上式中 取mm 15=δ C ）卷筒容绳宽度t B
卷筒容绳宽度t B ，一般可以由下式确定：
03D B t < 式(3.2) 式中 0D ——卷筒直径（mm ）
则2503⨯<t B =750 取mm B t 300= d) 卷筒边缘直径k D
卷筒边缘直径即卷筒端侧板直径．端侧板直径用下式计算: d D D s k
4+≥ 式(3.3)
式中 s D ——最外层钢丝绳直径，由下式确定:
()
d S D D s 120-+= 式(3.4)
式中 S ——钢丝绳缠绕层数
则 mm D k 371
1111250=⨯+≥ 取mm D K 400= e ）缠绕层数S
缠绕层数S 按下式计算:
d
m D D S K K 220--≤ 式(3.5)
式中 K m ——为保证钢丝绳不越出端侧板外圆的的安全高度（mm ）； 计算得mm d m K 221122=⨯==
则82.411222
2250450=⨯⨯--≤
S 取4=S f ）卷筒容绳量L
卷筒容绳量是指钢丝绳在卷筒上顺序紧密排练时，达到规定的缠绕层数所能容纳的钢丝绳工作长度的最大值．
卷筒容绳量按下式计算：
()d S D D i i 120-+= 式（3.6） 式中 i S ——第i 层，S i ,3,2,1=。

则 ()mm D 26111122501=⨯-+= ()mm D 28311142502=⨯-+= ()mm D 30511162503=⨯-+=
()mm D 32711182504=⨯-+= 第i 层钢丝绳长度为：
()[]301012)1(-⨯-+-=d S D d B L i t i π 式（3.7） ()[]m L 8826.43101112250)111/300(31=⨯⨯-+-=-π()[]m L 5816.47101114250)111/300(32=⨯⨯-+-=-π()[]m L 2805.51101116250)111300(33=⨯⨯-+-=-π()[]m L 9794.54101118250)111/300(34=⨯⨯-+-=-π
卷筒容绳量为
i L L L L +++= 21
9794.542805.515816.478826.43+++=L m 7277.197=
3.2 卷筒强度分析
3.2.1卷筒的强度计算
已知03300D mm B t ≤=,所以按照要求，弯曲和扭应力合成应力不超过10%的压应力，只计算压应力即可。

所以无需对合成应力进行计算。

根据公式，最大压应力c σ应满足 )(max
1a cp c MP P
S A
A σδσ≤= 式（3.8） 式中 A ——与卷筒层数有关的系数，对应关系如表3-1所示：
表3-1卷筒层数系数表
1A ——应力减小系数，一般取 75.01=A max S ——钢丝绳最大静拉力 )(N ； P ——钢丝绳卷绕节距 )(m m ； δ——卷筒壁厚 )(m m ； cp σ——许用压应力)(a MP ； 对于铸铁卷筒 25
.4bc
cp σσ=
，bc σ—抗压强度
查阅机械设计手册得，灰铸铁 a bc MP 200=σ
则 a cp MP 4.44=σ
将相关数据代入式（3.8）得：
cp a c MPa P σσ≤≈⨯⨯
⨯=51.011
015.05000
25.275.0
所以卷筒最大压应力满足要求。

3.2.2稳定性验算
卷筒绳槽底半径
m m D R 1252
250
20===
对于铸铁卷筒，失去稳定时临界压力
MPa MPa MPa R P w 16.56~2.43125
.0015.0)32500~25000()()32500~25000(3
3
33
===δ 卷筒壁单位压力：
MPa MPa DP S p 64.310011
.025.05000226max =⨯⨯⨯==-
稳定性系数:
5.1~3.143.15~87.1164
.316.56~2.43>===p P K w
所以卷筒稳定性满足要求。

3.3钢丝绳尾在卷筒上的固定计算
3.2.3压板固定计算
钢丝绳固定处拉力为：
μαϕe
S S z max
= 式（3.9）
压板对钢丝绳的压紧力为：
)(20N S
n N μ
= 式（3.10）
固定螺栓的合成应力为：
)(1.043
1
'21MPa Zd N d Z N
tp t σμπσ≤+= 式（3.11） 式中 z ϕ——提升载荷动载系数，与机构工作类型有关，具体如表3-2所示：
z 1d ——固定螺栓的螺纹内径(mm )； max S ——钢绳最大静拉力；
μ——钢绳与卷筒和压板间的摩擦因数，按摩擦面有无油脂，取16.0~12.0=μ；
α——安全圈（通常为1.3～3圈）在卷筒上的包角（rad ）
； e ——自然对数的底数718282.2=e ；
1μ——压板与钢丝绳之间的换算摩擦因数，β
μ
μsin 1=
；
0n ——安全系数，一般取5.10≥n ；
'μ——垫圈与压板间的摩擦因数，16.0'≈μ；
tp σ——螺栓许用拉应力（a MP ）
，5
.1s tp σ
σ=（s σ为螺栓材料的屈服点）； β——压板槽的斜面角，一般︒=45β； Z ——螺栓数量,2≥Z ；
ι——摩擦力N 'μ作用的力臂（mm ）
； 将相关数据代入上述公式得
钢丝绳固定处拉力 N e S 50005000
35.1215.0=⨯=
⨯ 压板对钢丝绳的压紧力 N N 3333315.025000
2=⨯⨯=
固定螺栓的合成应力
)(3.61101.05
.113333316.010*********MPa MPa tp σπσ≤≈⨯⨯⨯+⨯⨯=
因此螺栓屈服强度 MPa s 95.915.13.61=⨯≥σ
查阅机械设计手册，只需选用材料等级在3.6以上的M10螺栓即可。

钢丝绳采用压板固定，如图3-1所示：
图3-1钢丝绳压板固定示意图3.3.2压板类型选择
钢丝绳直径mm
d11
=选用GB/T5975—2型压板。

主要技术指标：
材料：不低于Q235-B；
钢丝绳公称直径mm
>；
8
~
d11
标准槽压板；
压板螺栓直径M10；
具体尺寸如图3-2所示：
图3-2压板尺寸示意图
4传动机构设计
4.1传动方案设计
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。

选用同轴式二级圆柱斜齿轮减速器。

图4.1传动示意图
4.2电动机选型
电动机的作用是将电能转化为机械能，有交流电动机和直流电动机两种形式。

由于直流电动机需要直流电源，价格较高，结构较复杂，维护不方便，因此无特殊要求时不宜采用。

在生产实际中主要用的是交流电动机。

交流电动机有异步电动机和同步电动机两类，异步电动机又分笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最为广泛。

因其具有高效、节能、噪音小、振动小、安全可靠的特点，且安装尺寸和功率等级符合国际标准，适用于无特殊要求的各种机械设备。

正确选择电动机额定功率的原则是：在电动机能够满足机械负载要求的前提下，最经济、最合理地决定电动机功率。

4.2.1主要参数
牵引力：5000N 牵引速度：0.3m／s左右卷筒最小直径250mm。

绞车的工作环境：常温下长期连续工作，环境有灰尘。

电源为三相交流，电压380V。

4.2.2选择电动机
确定电动机的功率
设绞车卷筒效率为96.01=η,轴承的效率为98.02=η（3对），减速器的效率为
95.03=η，联轴器的效率为99.04=η，联轴器MLL5-I-20的效率为99.05=η。

99.099.095.098.096.03⨯⨯⨯⨯=η
841.0=
η1000Fv P ==841.01000)3.05000(⨯⨯ 式（4.1）
kw 78.1=
式中 e F ——钢丝绳额定拉力（N ）； e v ——钢丝绳额定速度（m/s ）； η——绞车传动效率。

确定电动机的转速 卷筒轴工作转速为D
v
n π1000602⨯=
式（4.2） 261
14.33
.0100060⨯⨯⨯=
min /96.21r =
其中 mm d D D 261112500=+=+= 式中 0D ——卷筒直径 d ——钢丝绳直径
因为两级同轴式圆柱齿轮减速器的传动比为7.1～50
所以1n =(7.1～50)³21.96=155.9～1098 r/min
综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格和传动比。

应选择电动机型号为Y112M-6其主要参数如表4-1
表4-1 Y112M-6 电机参数表
电动机的主要外形如图4-1：
图4-1电动机外形尺寸图
电动机的安装尺寸如表4-2：
表4-2 电动机安装尺寸表
4.3减速器选型
4.3.1减速器的定义及作用
1.减速器的定义
减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。

2．减速器的作用
1）降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比，但要注意不能超出减速器额定扭矩。

2）速同时降低了负载的惯量，惯量的减少为减速比的平方。

大家可以看一下一般电机都有一个惯量数值。

4.3.2 常见减速器的种类及特点
1) 齿轮减速器的主要特点是效率高、寿命长、维护简便，因而应用极为广泛。

2）蜗轮蜗杆减速器的主要特点是具有反向自锁功能，可以有较大的减比，输入轴
和输出轴不在同一轴在线，也不在同一平面上。

但是一般体积较大，传动效率不高，精度不高。

3） 谐波减速器的谐波传动是利用柔性组件可控的弹性变形来传递运动和动相比较差。

输入转速不能太高。

4） 行星减速器其优点是结构比较紧凑，回程间隙小、精度较高，使用寿命很长，额定输出扭矩可以做的很大。

但价格略贵。

4.3.3 减速器的选择
在选择减速器时，首先要明确减速比。

确定减速比后，将选用的伺服电机额定扭矩乘上减速比，得到的数值原则上要小于产品样本提供的相近减速机的额定输出扭矩，同时还要考虑其驱动电机的超载能力及实际中所需最大工作扭矩。

所需最大工作扭矩要小于额定输出扭矩的2倍。

满足上面条件后请选择体积最小的减速机，体积小的减速机成本相对低一些。

本次设计中选用的是同轴式两级圆柱齿轮减速器。

4.4计算传动装置的运动和动力参数
4.4.1计算总传动比
由电动机的满载转速和工作机主动轴转速可确定传动装置应有的总传动比为：
2198.4296
.21940i i n n i w m ==== 1i 为高速级传动比，2i 为低速级传动比
4.4.2合理分配各级传动比
5.621==≈i i i
4.4.3传动装置的运动和动力参数
（1）电机轴：kw P P d m 78.1==；
m i n
/940r n m =；
m N n P T m m m ∙===08.18940
78
.195509550
； （2）高速轴：kw P P m 76.11==联η；
m i n
/9401r n n m ==； m N n P T ∙=⨯==88.17940
76
.195509550111；
（3）中间轴：kw P P 68.112==齿承ηη； m i n
/6.1445
.6940
112r i n n ===
；
m N n P T ∙=⨯==95.1106
.14468
.195509550222；
（4）低速轴：kw P P 6.123==齿承ηη； m i n
/24.225
.66
.144223r i n n ===； m N n P T ∙=⨯==05.68724
.226
.195509550333；
（5）工作轴：kw P P 58.130==联η；
m i n /24.2230r n n ==；
m N n P T ∙=⨯==46.67824
.2258
.195509550000
各轴转速、输入功率、输入转矩如表4-2所示：
4.5设计高速级齿轮
4.5.1 按设计计算公式选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1） 选用斜齿圆柱齿轮传动，选用７级精度。

（2） 材料选择。

小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调
质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

（3） 选小齿轮齿数Z 1=24，大齿轮齿数156245.6112=⨯=*=Z i Z ,取Z 2=156。

选取螺旋角。

初选螺旋角 14=β
4.5.2 初步设计齿轮传动的主要尺寸
（1）按齿面接触强度设计：
3
2
1)]
[(12H E H d t t t Z Z u u T k d σεα+⋅Φ≥ 式（4.3） 1）确定公式内的各计算数值 试选6.1=t K
由《机械设计》图12.16，选取区域系数433.2=H Z 由《机械设计》图12.8查得78.01=αε 88.02=αε
66.121=+=αααεεε
计算小齿轮传递的转矩
mm N m N T ⋅⨯=⋅=41108.117.88
由《机械设计》表12.13选取齿宽系数1=Φd
由《机械设计》表12.12查得材料的弹性影响系数MPa Z E 8.189=
由《机械设计》图12.17c 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
MPa H 7501lim =σ，大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 6002lim =σ
由《机械设计》式12.12计算应力循环次数
9111035.11940)103008(6060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==γn t N h
892107.36.3/1035.1⨯=⨯=N
由《机械设计》图12.18查得接触疲劳强度寿命系数90.01=HN K 95.02=HN K
计算接触疲劳强度许用应力
取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式12.11得
MPa MPa S
K H HN H 6757509.0][1lim 11=⨯==σσ MPa MPa S
K H HN H 57060095.0][2lim 22=⨯==σσ MPa MPa H H H 5.6222/)570675(2/])[]([][21=+=+=σσσ
2）计算
试算小齿轮分度圆直径t d 1，由计算公式得 m m d t 285.6228.189433.25.65.766.11108.16.123241=⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯= 计算圆周速度 s m n d v t /38.11000
609402814.31000
601
1=⨯⨯⨯=⨯=π 计算齿宽ｂ及模数nt m mm d b t d 282811=⨯=Φ=
mm Z d m t nt 13.124
14cos 28cos 11=⨯==
β mm m h nt 54.213.125.225.2=⨯==
1154.2/28/==h b
计算纵向重合度βε
903.114tan 241318.0tan 318.01=⨯⨯⨯=Φ= βεβZ d
计算载荷系数K
已知使用系数1=A K
根据s m v /38.1=，7级精度，由《机械设计》图12.9查得动载荷系数15.1=V K 由《机械设计》表12.11查得
b K d d H 322
1047.0)6.01(16.011.1-⨯+ΦΦ++=β
281047.01)16.01(16.011.1322⨯⨯+⨯⨯++=-
38.1=
由《机械设计》图12.14查得齿向载荷分布系数35.1=βF K 。

假定mm N d F K t A /1001
≥，由表12.10查得齿间载荷分配系数2.1==ααF H K K 故载荷系数9.138.12.115.11=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K
按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得
mm K K d d t t 65.296.1/9.128/3311===
取mm d 301=
计算模数n m
mm Z d m n 22.124
14cos 30cos 11=⨯==
β （2）按齿根弯曲强度设计
32121][c o s 2F S F d n Y Y Z Y KT m σεβααα
β⋅Φ≥ 式（4.4） 1）确定计算参数
计算载荷系数
9.138.12.115.11=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K
根据纵向重合度903.1=βε，根据式12.35求得螺旋角影响系数
77.0=βY
计算当量齿数
77.17014cos 156cos 27.2614cos 24cos 3322
3311======
ββZ Z Z Z v v 查取齿形系数 由《机械设计》图12.21查得592.21=Fa Y 154.22=Fa Y
查取应力校正系数
由《机械设计》图12.22查得596.11=Sa Y 873.12=Sa Y
由《机械设计》图12.23c 查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa F 6801lim =σ
大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa F 4002lim =σ
由《机械设计》图12.24查得弯曲疲劳强度寿命系数
9.01=FN K 98.02=FN K
计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S ＝1.4，由式12.19得。