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課程設(shè)計說明書
課程名稱：機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計學(xué)
設(shè)計題目：鋼絲繩電動葫蘆起升用減速器設(shè)計
課程設(shè)計時間：
指導(dǎo)教師：
班級：
學(xué)號：
姓名：
目錄
1題目分析（1）
2設(shè)計計算
1)電動機(jī)的確定（1）
2）總體設(shè)計計算
（1）總傳動比及各級傳動比的確定（2）
（2） 運(yùn)動及動力參數(shù)的計算（3）
3） 齒輪的設(shè)計計算及校核
1） 第一對齒輪的設(shè)計與校核（4）
2）第二對齒輪的設(shè)計與校核（9）
3）第三對齒輪的設(shè)計與校核（13）
4）軸的設(shè)計及危險軸的校核（17）
5）課程設(shè)計總結(jié)（20）
6）參考文獻(xiàn)（20）
1題目分析
電動葫蘆是一種常用的搬運(yùn)設(shè)備，在工廠中使用十分廣泛。電動葫蘆由兩部分組成，即行走機(jī)構(gòu)和提升機(jī)構(gòu)。
下面分別介紹各組成部分。
1． 行走機(jī)構(gòu)組成：行走電動機(jī)、傳動機(jī)構(gòu)兩部分組成。
2． 提升機(jī)械組成：提升電動機(jī)、卷揚(yáng)機(jī)構(gòu)、機(jī)械制動器（一般為盤式制動器）。
3． 制動器介紹：電動葫蘆（或起重機(jī)）的提升機(jī)構(gòu)一定要有機(jī)械制動裝置，當(dāng)物體起吊到一定高度后全靠機(jī)械制動器將其制停在空中。制動器的工作機(jī)理有液壓驅(qū)動、氣壓驅(qū)動和牽引電磁鐵驅(qū)動。不同的驅(qū)動方式其制動的性能也不相同。
在小型電動葫蘆上一般采用電磁驅(qū)動制動器。
電動葫蘆（或起重機(jī)）上提升機(jī)構(gòu)采用的制動器種類繁多，
在小型電動葫蘆上較多采用的制動器是盤式制動器，盤式制動器又稱為碟式制動器。盤式制動器重量輕、構(gòu)造簡單、調(diào)整方便、制動效果穩(wěn)定。
為了安全起見，在起重設(shè)備上一般均采用常閉式制動器。所謂常閉式是指在電磁機(jī)構(gòu)不得電的情況下，制動器處于制動狀態(tài)。制動器安裝在電動機(jī)的一端，一般情況是封閉的，用眼晴直接是看不到的，但這沒有關(guān)系，一般會將牽引電磁鐵的線圈引出線留在外面。我們只要將線圈接正確就行。
當(dāng)電動機(jī)得電的同時（接觸器吸合時），制動器的牽引電磁鐵也同時得電，制動器打開。這種聯(lián)接方式的優(yōu)點(diǎn)是，當(dāng)發(fā)生停電事故時可以立即進(jìn)行制動以避免事故的發(fā)生。其缺點(diǎn)是制動瞬間設(shè)備的機(jī)械抖動較大。
2設(shè)計計算
1)電動機(jī)的確定
由公式得：
P=FV/1000=GV/1000=10000×(4/60)/1000=0.67kw
=0.96×(0.99×0.99)×(0.99×0.99)×(0.99×0.99)×0.98
=0.8857
電動機(jī)功率：
=/=0.67/0.8857=0.75266kw
由于鋼絲繩電葫蘆起吊和停止時有一些沖擊，根據(jù)沖擊程度一般使用系數(shù)=1.4故1.4=1.0537kw
電機(jī)轉(zhuǎn)速取:
n電=1380r/min
由于功能需要，采用錐形轉(zhuǎn)子電機(jī)。
2）總體設(shè)計計算
（1）總傳動比及各級傳動比的確定
由于電動葫蘆吊鉤為一動滑輪裝置，鋼絲繩一段固定，一段被卷筒纏繞，所以卷筒鋼絲繩的受載僅為起重量的一半，但鋼絲繩的速度為起重速度的兩倍。
卷筒轉(zhuǎn)速：
=2 /d (為起升速度)
由于起重速度誤差不超過百分之五，
即單位時間鋼絲上升速度為:
2×（10.05）=80.4m/min（采用一段固定的動滑輪結(jié)構(gòu)）
故卷筒轉(zhuǎn)速 =2×（10.05）/d=26.5261.326
即25.2r/min27.852r/min
傳動比=/=1380/（26.5261.326）
即49.5554.76
取=54.76
單級傳動比u取3至5
故采用三級外嚙合定軸齒輪減速設(shè)計，每級傳動比大概為4，分配各級傳動比：
u1=4，u2 =3.7，u3=3.7
(2) 運(yùn)動及動力參數(shù)的計算
計算各軸的轉(zhuǎn)速： 0軸： n0= n電機(jī)=1380r/min
Ⅰ軸: nⅠ=1380r/min
Ⅱ軸: nⅡ=345 r/min
Ⅲ軸: nⅢ=93.243 r/min
Ⅳ軸： nⅣ=25.2 r/min
Ⅴ軸: nV=25.2 r/min
計算各軸的輸入功率： 0軸： P0=1.0537kw
Ⅰ軸: PⅠ= P0=1.032626kw
Ⅱ軸: PⅡ= PⅠ=1.012kw
Ⅲ軸: PⅢ= PⅡ=0.99186kw
Ⅳ軸： PⅣ= PⅢ=0.972kw
Ⅴ軸： PⅤ= PⅣ=0.93312kw
計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 0軸： T0=9.55×=7291.9 Nmm
Ⅰ軸: T1=9.55×=7146.07 Nmm
Ⅱ軸: T2=9.55×=28013.3 Nmm
Ⅲ軸: T3=9.55×=101586.5887 Nmm
Ⅳ軸： T4=9.55×=368345.2913 Nmm
Ⅴ軸： T5=9.55×=353611.4797 Nmm
現(xiàn)將各軸的運(yùn)動和動力參數(shù)結(jié)果整理于表中，具體見表
運(yùn)動和動力參數(shù)表
軸名
功率P(W)
轉(zhuǎn)速(r/min)
轉(zhuǎn)距(Nmm)
傳動比u
效率
0軸
1.0537
1380
7291.9
Ⅰ軸
1.032626
1380
7146.07
1
0.98
Ⅱ軸
1.012
345
28013.3
4
0.99×0.99
Ⅲ軸
0.99186
93.243
101586.5887
3.7
0.99×0.99
Ⅳ軸
0.972
25.2
368345.2913
3.7
0.99×0.99
Ⅴ軸
0.93312
25.2
353611.4797
1
0.96
3） 齒輪的設(shè)計計算及校核
1） 第一對齒輪的設(shè)計與校核
1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
（1）傳動方案可選用斜齒圓柱齒輪傳動。
（2）此電葫蘆升降機(jī)為一般重載工作機(jī)器，速度不高，齒輪用7級精度即可。
（3）所設(shè)計的齒輪可選用便于制造且價格便宜的材料
由[1]P191機(jī)械設(shè)計表10—1選取：小齒輪材料為40Cr，=280；
大齒輪材料為45號鋼，＝240?！?0，合適。
（4）選取小齒輪齒數(shù)z1＝20;大齒輪齒數(shù)z2＝uz1=80
（5）選取螺旋角。初選螺旋角β=14°
按齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件設(shè)計，然后校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，最后作齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計。
2．按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計
由強(qiáng)度計算公式總表查得設(shè)計公式為
（1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
試選Kt＝1．6
由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)=2.433
由圖10-26差得=0.78，=0.87，則=+=1.65
Tt=95.5×105P1/n1=95.5×105×1.032626/1380 N·mm =7146.07N·mm
由[1]P205表10—7選取d=1（兩支撐相對于小齒輪做非對稱布置）
由[1]P201表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)為ZE=189.8MPa
由[1]P209圖10-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為lim1=600MPa , lim2=550 MPa。
由公式 N=60njLh
N1=60×1380×1×(3200)=2.6496×108
N2=N1/u=2.6496×108/4=0.6624×108
圖10-19查得接觸疲勞強(qiáng)度KHN1=0.90 KHN2=0.95
計算接觸疲勞應(yīng)力
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1
= KHN1·lim1/S=0.9×600/1=540 MPa. = KHN2lim2/S =0.95×550=522.5 MPa
===531.25 MPa
（2)計算
1)計算小齒輪分度圓直徑d1t代入[ó]中較小的值
=
=23.567mm
2）計算圓周速度
=1.7m/s
3）計算齒寬b及模數(shù)mt
1×23.567mm=23.567mm
mt===1.1433mm
計算齒寬與齒高之比b/h
齒高h(yuǎn)=2.25mt=2.57mm
b/h=9.17
4）計算縱向重合度=0.318dtanβ=1.5857
5）計算載荷系數(shù)
根據(jù)v=1.7m/s,7級精度，由[1]P194圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.05。
斜齒輪，由[1]P195表10-3查得KHa1=KFa2=1.4
由[1]P193表10-2查得使用系數(shù)KA=1
由[1]P196表10-4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時
KHB=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.23×10-3b
將數(shù)據(jù)代入得KHB=1.12+0.18×（1+0.6×12）×12+0.23×10-3×23.567=1.4134
由b/h=9.17, KHB =1.4134 ,查圖10-13得KFB=1.3
故載荷系數(shù)
K=KAKvKHaKHB=1×1.05×1.4×1.4134=2.078
6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑
=(K/Kt)1/3= 23.567×(2.078/1.6)1/3=25.713mm
7)計算模數(shù)
m===1.247mm
3.按齒根彎曲強(qiáng)度的設(shè)計
由[1]P216式10-17得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為
mn≥
（1) 確定計算參數(shù)
1）由[1]P208圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1=500Mpa
大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE2=380MPa
2）由[1]P206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85 KFN2=0.88
3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式10-12得
= KFN1FE1/S=303.57MPa
= KFN2FE2/S=238.86 MPa
4）計算載荷系數(shù)K
K=KAKvKFaKFB=1×1.05×1.4×1.3=1.911
5）根據(jù)縱向重合度 =1.5857，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88
6)計算當(dāng)量齒數(shù)。
===21.894
===87.574
7）查取齒形系數(shù)
由[1]P200表10-5可查得YFa1=2.72,YFa2=2.21
8）查取應(yīng)力校正系數(shù)
由[1]P200表10-5知 YSa1=1.57,YSa2=1.78
9)計算大小齒輪的YFaYSa/[F],并加以比較。
YFa1YSa1/=0.0141
YFa2YSa2/=0.01647
大齒輪的數(shù)值較大
（2）設(shè)計計算
mn≥=0.8265mm
對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而由齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲疲勞強(qiáng)度模數(shù)1.247，并近似圓整為標(biāo)準(zhǔn)m=1.25。
按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=25.713mm ， z1=d1cosβ/m=19.959， z2=uz1=79.837。
取z1=20，則z2=uz1=80
4. 幾何尺寸計算
（1）計算中心距a=(z1+z2)mn /(2cosβ)=64.413mm
將中心距圓整為65mm。
（2）按圓整后的中心距修正螺旋角
=arccos= arccos=15.94°
因值改變不多，故參數(shù)，，等不必修正。
（3）計算大小齒輪的分度圓直徑
d1==25.999mm
d2==103.998mm
（4）計算齒輪寬度 1×25.999=25.999mm
圓整后取B2=26mm，B1=30mm
2）第二對齒輪的設(shè)計與校核
1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
（1）傳動方案可選用斜齒圓柱齒輪傳動。
（2）此電葫蘆升降機(jī)為一般重載工作機(jī)器，速度不高，齒輪用7級精度即可。
（3）所設(shè)計的齒輪可選用便于制造且價格便宜的材料
由[1]P191機(jī)械設(shè)計表10—1選取：小齒輪材料為40Cr，=280；
大齒輪材料為45號鋼，＝240。-＝40，合適。
（4）選取小齒輪齒數(shù)z3＝20;大齒輪齒數(shù)z4＝uz1=74
（5）選取螺旋角。初選螺旋角β=14°
按齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件設(shè)計，然后校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，最后作齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計。
2．按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計
由強(qiáng)度計算公式總表查得設(shè)計公式為
（1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
試選Kt＝1．6
由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)=2.433
由圖10-26差得=0.78，=0.87，則=+=1.65
T3=95.5×105P3/n3=95.5×105×1.012/345 N·mm =28013.3N·mm
由[1]P205表10—7選取d=1（兩支撐相對于小齒輪做非對稱布置）
由[1]P201表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)為ZE=189.8MPa
由[1]P209圖10-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為lim3=600MPa , lim4=550 MPa。
由公式 N=60njLh
N3=60×345×1×(3200)=6.624×107
N4=N1/u=6.624×107/3.7=1.79×107
圖10-19查得接觸疲勞強(qiáng)度KHN3=1.17 KHN4=1.27
計算接觸疲勞應(yīng)力
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1
= KHN3·lim3/S=1.17×600/1=702 MPa. = KHN4lim4/S =1.27×550=698.5 MPa
===700.25 MPa
（2)計算
1)計算小齒輪分度圓直徑代入[ó]中較小的值
=
=31.0765mm
2）計算圓周速度
=0.56m/s
3）計算齒寬b及模數(shù)mt
=1×31.0765mm=31.0765mm
mt===1.508mm
計算齒寬與齒高之比b/h
齒高h(yuǎn)=2.25mt=3.39mm
b/h=9.17
4）計算縱向重合度=0.318dtanβ=1.5857
5）計算載荷系數(shù)
根據(jù)v=0.56m/s,7級精度，由[1]P194圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.01。
斜齒輪，由[1]P195表10-3查得KHa3=KFa4=1.4
由[1]P193表10-2查得使用系數(shù)KA=1
由[1]P196表10-4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時
KHB=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.23×10-3b
將數(shù)據(jù)代入得KHB=1.12+0.18×（1+0.6×12）×12+0.23×10-3×31.0765=1.4151
由b/h=9.17, KHB =1.4151 ,查圖10-13得KFB=1.3
故載荷系數(shù)
K=KAKvKHaKHB=1×1.01×1.4×1.4151=2
6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑
=(K/Kt)1/3= 31.0765×(2/1.6)1/3=33.476mm
7)計算模數(shù)
m===1.624mm
3.按齒根彎曲強(qiáng)度的設(shè)計
由[1]P216式10-17得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為
mn≥
(2)確定計算參數(shù)
1）由[1]P208圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE3=500Mpa
大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE4=380MPa
2）由[1]P206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN3=0.92 KFN4=0.98
3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式10-12得
= KFN3FE3/S=328.57MPa
= KFN4FE4/S=266 MPa
4）計算載荷系數(shù)K
K=KAKvKFaKFB=1×1.01×1.4×1.3=1.8382
5）根據(jù)縱向重合度 =1.5857，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88
6)計算當(dāng)量齒數(shù)。
===21.894
===81
7）查取齒形系數(shù)
由[1]P200表10-5可查得YFa3=2.72,YFa4=2.22
8）查取應(yīng)力校正系數(shù)
由[1]P200表10-5知 YSa3=1.57,YSa4=1.77
9)計算大小齒輪的YFaYSa/[F],并加以比較。
YFa3YSa3/=0.013
YFa4YSa4/=0.01477
大齒輪的數(shù)值較大
（2）設(shè)計計算
mn≥=1.2406mm
對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而由齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲疲勞強(qiáng)度模數(shù)1.624，并近似圓整為標(biāo)準(zhǔn)m=1.75。
按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d3=33.476mm ， z3=d3cosβ/m=18.56， z4=uz4=68.675。
取z3=19。則z4=uz3=71
4. 幾何尺寸計算
（1）計算中心距a=(z3+z4)mn /(2cosβ)=81.16mm
將中心距圓整為82mm。
（2）按圓整后的中心距修正螺旋角
=arccos= arccos=16.18°
因值改變不多，故參數(shù)，，等不必修正。
（3）計算大小齒輪的分度圓直徑
d3==34.62mm
d4==129.37mm
（4）計算齒輪寬度=1×34.62=34.62mm
圓整后取B4=40mm，B3=35mm
3）第三對齒輪的設(shè)計與校核
1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
（1）傳動方案可選用斜齒圓柱齒輪傳動。
（2）此電葫蘆升降機(jī)為一般重載工作機(jī)器，速度不高，齒輪用7級精度即可。
（3）所設(shè)計的齒輪可選用便于制造且價格便宜的材料
由[1]P191機(jī)械設(shè)計表10—1選取：小齒輪材料為40Cr，=280；
大齒輪材料為45號鋼，＝240。-＝40，合適。
（4）選取小齒輪齒數(shù)z5＝20;大齒輪齒數(shù)z6＝uz5=74
（5）選取螺旋角。初選螺旋角β=14°
按齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件設(shè)計，然后校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，最后作齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計。
2．按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計
由強(qiáng)度計算公式總表查得設(shè)計公式為
（1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
試選Kt＝1．6
由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)=2.433
由圖10-26差得=0.78，=0.87，則=+=1.65
T5=95.5×105P5/n5=95.5×105×0.9918/93.243 N·mm =101586.5887N·mm
由[1]P205表10—7選取d=1（兩支撐相對于小齒輪做非對稱布置）
由[1]P201表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)為ZE=189.8MPa
由[1]P209圖10-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為lim5=600MPa , lim6=550 MPa。
由公式 N=60njLh
N5=60×93.243×1×(3200)=1.79×107
N6=N1/u=1.79×107/3.7=0.484×107
圖10-19查得接觸疲勞強(qiáng)度KHN5=1.27 KHN6=1.39
計算接觸疲勞應(yīng)力
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1
= KHN5·lim5/S=1.27×600/1=762 MPa. = KHN6lim6/S =1.39×550=764.5 MPa
===763.25 MPa
（2)計算
1)計算小齒輪分度圓直徑代入[ó]中較小的值
=
=45.08mm
2）計算圓周速度
=0.22m/s
3）計算齒寬b及模數(shù)mt
=1×45.08mm=45.08mm
mt===2.187mm
計算齒寬與齒高之比b/h
齒高h(yuǎn)=2.25mt=4.92mm
b/h=9.17
4）計算縱向重合度=0.318dtanβ=1.5857
5）計算載荷系數(shù)
根據(jù)v=0.22m/s,7級精度，由[1]P194圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.005。
斜齒輪，由[1]P195表10-3查得KHa5=KFa6=1.4
由[1]P193表10-2查得使用系數(shù)KA=1
由[1]P196表10-4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時
KHB=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.23×10-3b
將數(shù)據(jù)代入得KHB=1.12+0.18×（1+0.6×12）×12+0.23×10-3×45.08=1.418
由b/h=9.17, KHB =1.418 ,查圖10-13得KFB=1.3
故載荷系數(shù)
K=KAKvKHaKHB=1×1.005×1.4×1.418=2
6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑
=(K/Kt)1/3= 45.08×(2/1.6)1/3=48.56mm
7)計算模數(shù)
m===2.356mm
3.按齒根彎曲強(qiáng)度的設(shè)計
由[1]P216式10-17得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為
mn≥
(2)確定計算參數(shù)
1）由[1]P208圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE5=500Mpa
大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE6=380MPa
2）由[1]P206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN5=0.98 KFN6=0.995
3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式10-12得
= KFN5FE5/S=350MPa
= KFN6FE6/S=270 MPa
4）計算載荷系數(shù)K
K=KAKvKFaKFB=1×1.005×1.4×1.3=1.8291
5）根據(jù)縱向重合度 =1.5857，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88
6)計算當(dāng)量齒數(shù)。
===21.894
===81
7）查取齒形系數(shù)
由[1]P200表10-5可查得YFa5=2.72,YFa6=2.22
8）查取應(yīng)力校正系數(shù)
由[1]P200表10-5知 YSa5=1.57,YSa6=1.77
9)計算大小齒輪的YFaYSa/[F],并加以比較。
YFa5YSa5/=0.0122
YFa6YSa6/=0.01455
大齒輪的數(shù)值較大
（2）設(shè)計計算
mn≥=1.893mm
對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而由齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲疲勞強(qiáng)度模數(shù)2.356，并近似圓整為標(biāo)準(zhǔn)m=2.5。
按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d5=48.56mm ， z5=d5cosβ/m=18.85， z6=uz6=69.73。
取z5=19。則z6=uz5=71
4. 幾何尺寸計算
（1）計算中心距a=(z5+z6)mn /(2cosβ)=115.94mm
將中心距圓整為116mm。
（2）按圓整后的中心距修正螺旋角
=arccos= arccos=14.11°
因值改變不多，故參數(shù)，，等不必修正。
（3）計算大小齒輪的分度圓直徑
d5==48.95mm
d6==182.93mm
（4）計算齒輪寬度=1×48.95=48.95mm
圓整后取B6=55mm，B5=50mm
4）軸的設(shè)計及危險軸的校核
（1）軸Ⅳ的設(shè)計與校核
（1)輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速n，轉(zhuǎn)矩T
功率P=0.972W 轉(zhuǎn)速n=25.2r/min 轉(zhuǎn)矩T=368345.2913 N·mm
（2)作用在齒輪上的力
Ft=2T/d=2×368345.2913/182.93=4027.17N
Fr= Fttana/cosβ=4027.17×tan20°/cos14.11°=1511.37N
Fa= Fttanβ=4027.17×tan14.11°=1012.3N
（3)初步確定軸的最小直徑。軸材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)鋼處理，據(jù)[1]P373表15-4，取A0=112
dmin= A0(P/n)1/3=112×（0.972/25.2）1/3=37.842mm
（4)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
校核時只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即C截面，取=0.6
1={[M2+(T)2]/W}1/2=26.63MPa<[-1]=60 MPa ,安全
（5)精確校核軸的疲勞強(qiáng)度
由分析知，Ⅰ截面是最危險的是截面Ⅰ的左側(cè)
抗彎截面系數(shù)W=0.1d3
抗扭截面系數(shù)W=0.2d3
截面Ⅰ左側(cè)彎矩M
截面Ⅰ上的扭矩T
截面上彎曲應(yīng)力
b=M/W=11.99MPa
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
T=T/WT=19.03
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，
由表15-1查得B=640MPa -1=275 MPa -1= 155MPa
截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及
按表3-2查取，
因 r/d=0.25,D/d=1.5，經(jīng)插值后可查得=1.34 =1.09
又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)為=0.72 =0.7
故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附3-4）為
1.2448
1.063
由附圖3-2得尺寸系數(shù)εó=0.87
附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=1
軸按磨削加工，由附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)==0.92
軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即βq=0.1，則按式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為
=1.52
=1.15
又碳素鋼特性系數(shù)=0.1 =0.05
于是計算安全系數(shù)值S
==15.089
=13.58
==10.09>S=1.5
（6）截面Ⅰ的右側(cè)
抗彎截面系數(shù)W：抗扭截面系數(shù)WT：截面Ⅰ左側(cè)彎矩M：截面Ⅰ上的扭矩T
截面上彎曲應(yīng)力
b=M/W
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
T=T/WT
過盈配合處的值，由附表3-8用插入法求得，并取=0.8，于是得
=2.51 =2.008
軸按磨削加工，由附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)=0.92
軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即βq=0.1，則按式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為
2.597
2.095
于是計算安全系數(shù)值S得
==8.832
7.594
=13.05>S=1.5
故該軸在該截面處的強(qiáng)度也是足夠的。
5）課程設(shè)計總結(jié)
課程設(shè)計是機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計當(dāng)中的非常重要的一環(huán)，本次課程設(shè)計時間不到三周略顯得倉促一些。但是通過本次每天都過得很充實(shí)的課程設(shè)計，從中得到的收獲還是非常多的。
這次課程設(shè)計我得到的題目是設(shè)計一個鋼絲繩電動葫蘆起升用減速器設(shè)計，由于理論知識的不足，再加上平時沒有什么設(shè)計經(jīng)驗(yàn)，一開始的時候有些手忙腳亂，不知從何入手。在老師的諄諄教導(dǎo)，和同學(xué)們的熱情幫助下，使我找到了信心。
在設(shè)計過程中培養(yǎng)了我的綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計課程及其他課程理論知識和利用生產(chǎn)時間知識來解決實(shí)際問題的能力，真正做到了學(xué)以致用。在此期間我我們同學(xué)之間互相幫助，共同面對機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計當(dāng)中遇到的困難，培養(yǎng)了我們的團(tuán)隊(duì)精神。在這些過程當(dāng)中我充分的認(rèn)識到自己在知識理解和接受應(yīng)用方面的不足，特別是自己的系統(tǒng)的自我學(xué)習(xí)能力的欠缺，將來要進(jìn)一步加強(qiáng)，今后的學(xué)習(xí)還要更加的努力。本次課程設(shè)計不僅僅是對自己所學(xué)的知識的一次系統(tǒng)總結(jié)與應(yīng)用。
本次課程設(shè)計由于時間的倉促，還有許多地方有不足之處。
6）參考文獻(xiàn)
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機(jī)械基礎(chǔ)綜合課程設(shè)計 張春林 2004.6 北京理工大學(xué)出版社
機(jī)械創(chuàng)新設(shè)計 曲繼方 1999機(jī)械工業(yè)出版社
機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊 羅圣國1991高等教育出版社
機(jī)械原理課程設(shè)計 陸鳳儀 2002機(jī)械工業(yè)出版社
機(jī)械設(shè)計師手冊 吳宗澤 2001機(jī)械工業(yè)出版社