《機械畢業(yè)設(shè)計（論文）-5噸三速電動葫蘆的設(shè)計【全套圖紙】》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機械畢業(yè)設(shè)計（論文）-5噸三速電動葫蘆的設(shè)計【全套圖紙】（33頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、1 學(xué)學(xué) 科科 門門 類類 ： 單位代碼單位代碼 ： 畢業(yè)設(shè)計說明書（論文）畢業(yè)設(shè)計說明書（論文） 5 噸噸三三速速電電動動葫葫蘆蘆 的的設(shè)設(shè)計計 學(xué)學(xué)生生姓姓名名 所所學(xué)學(xué)專專業(yè)業(yè) 班班 級級 學(xué)學(xué) 號號 指指導(dǎo)導(dǎo)教教師師 XXXXXXXXX 系系 二二 *年年 XX 月月 2 目目 錄錄 1 緒論1 1.1 引言.1 1.2 電動葫蘆生產(chǎn)與發(fā)展趨勢 1 2 設(shè)計要求1 3 設(shè)計方案2 4 電動葫蘆起升機構(gòu)部件的設(shè)計2 4.1 起升機構(gòu)的原理分析 2 4.2 電動機的選擇.3 4.3 吊鉤的設(shè)計 3 4.3.1 吊鉤的選擇.3 4.3.2 吊鉤的尺寸設(shè)計 .4 4.4 滑輪組的選擇 4 4.

2、5 鋼絲繩的選擇和校核 4 4.5.1 鋼絲繩的選擇.5 4.5.2 計算鋼絲繩所承受的最大靜拉力.5 4.6 卷筒的設(shè)計 5 4.6.1 卷筒直徑的確定.5 4.6.2 卷筒長度的確定.6 4.6.3 卷筒厚度的計算.6 5 同軸式三級齒輪減速器的設(shè)計6 5.1 確定傳動裝置的總傳動比和分配轉(zhuǎn)動比 6 5.2 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 7 5.3 傳動零件的設(shè)計計算 8 5.3.1 高速軸齒輪的設(shè)計計算.8 5.3.2 中速級齒輪的設(shè)計計算12 5.3.3 低速級齒輪的設(shè)計計算16 5.4 軸的設(shè)計 .20 5.4.1 第一軸的設(shè)計計算20 5.4.2 第二軸的設(shè)計計算22 5.4.3

3、第三軸的設(shè)計計算23 6 第二軸的校核.24 6.1 水平方向的力 .26 3 6.1.1 求水平支反力26 6.1.2 求水平方向的彎距26 6.2 垂直方向的力 .26 6.2.1 求垂直支反力26 6.2.2 求垂直方向的彎矩26 6.3 求總彎距 .26 7 減速器外殼和運行機構(gòu)的選擇.27 8 結(jié)束語.27 致謝.27 參考文獻(xiàn).28 全套圖紙，加全套圖紙，加 153893706153893706 4 1 1 緒論緒論 1.11.1 引言引言 工程機械裝備已經(jīng)成為我國國民經(jīng)濟發(fā)展的支柱產(chǎn)業(yè)之一，占據(jù)世界工程 機械總量第七位。工程機械發(fā)展異常迅猛,新的理念、新的技術(shù)、新的工藝不斷 給予

4、工程機械新的生命力；作為企業(yè)生產(chǎn)不可缺少的起重機械更是如此。因此 起重機械是國民生產(chǎn)各部門提高勞動生產(chǎn)率、生產(chǎn)過程機械化不可缺少的機械 設(shè)備。 故本次設(shè)計在常規(guī)電動葫蘆的基礎(chǔ)上，設(shè)計小噸位（20T 及以下）運行輕 便的三速電動葫蘆。我國工程機械技術(shù)以及產(chǎn)品引進(jìn)多以德國、日本、西班牙、 韓國等機械裝備制造先進(jìn)的國家為主，通過網(wǎng)上查閱以及圖書數(shù)據(jù)信息的收集， 目前在多速電動葫蘆的研究方面，還是產(chǎn)品應(yīng)用方面都很少。 就國內(nèi)而言，多速電動葫蘆的研究，目前發(fā)現(xiàn)的資料也很少，作為起重設(shè) 備較大規(guī)模的以及起重基地的新鄉(xiāng)，電動葫蘆多以為單速、雙速為主，均未有 多速電動葫蘆方面的產(chǎn)品，針對市場的需求，研究開發(fā)三

5、速電動葫蘆很有必要。 新鄉(xiāng)是全國起重基地，為此必須要研究開發(fā)三速電動葫蘆，不斷改進(jìn)起重運輸 機械產(chǎn)品的性能，提高運轉(zhuǎn)速度和生產(chǎn)能力，提高自動化水平，使制造方便可 靠、新型、高效能的輕小型起重設(shè)備滿足市場、生產(chǎn)的需要。 電動葫蘆結(jié)構(gòu)緊湊、使用點、線結(jié)合，自重輕、體積小、維修方便、經(jīng)久 耐用等特點而廣泛應(yīng)用?，F(xiàn)在市場上以單速、雙速電動葫蘆為主，多速電動葫 蘆比較少。以滿足輕載快速、重載中速、慢速定位控制的要求。 1.21.2 電動葫蘆生產(chǎn)與發(fā)展趨勢電動葫蘆生產(chǎn)與發(fā)展趨勢 電動葫蘆是一種產(chǎn)量大、使用面廣的輕小型起重設(shè)備。我國目前生產(chǎn)、使 用的電動葫蘆絕大多數(shù)是 1963 年聯(lián)合設(shè)計的 CD/MD 型

6、 ,此外還少量生產(chǎn)、使 用 AS 型和 TV 型電動葫蘆。就其設(shè)計質(zhì)量的綜合評價 ,是不盡如人意的。電動 葫蘆更新?lián)Q代慢 ,開發(fā)周期長 ,產(chǎn)品標(biāo)準(zhǔn)化、通用化水平不高 ,生產(chǎn)準(zhǔn)備工作 量大 ,投產(chǎn)上市速度慢的機械設(shè)備。因此縮短設(shè)計生產(chǎn)周期、提高設(shè)備的利用 效率向多用途、高效率的方向發(fā)展。 5 2 2 設(shè)計要求設(shè)計要求 根據(jù)現(xiàn)有市場起升負(fù)載的常用情況。本次設(shè)計的三速電動葫蘆機械系統(tǒng)技 術(shù)上要求: （1） 電動葫蘆的最大載重為 5 頓，起升高度為 9 米。 （2） 電動葫蘆的強度等級為 M，工作級別為 M5。 （3） 通過電機的變速實現(xiàn)在一個電機帶動下輸出 3 種速度 3 3 設(shè)計方案設(shè)計方案 電動

7、葫蘆由起升機構(gòu)和運行機構(gòu)組成。起升機構(gòu)包括吊鉤、鋼絲繩、滑輪 組、電機、卷筒和減速器，是設(shè)計中的重點；運行機構(gòu)為小車。 電動葫蘆起升機構(gòu)的排列主要為電動機、減速器和卷筒裝置 3 個部件。排 列方式有平行軸 a 和同軸式 b 兩種方式，見圖 1 圖 1 起升機構(gòu)部件排列圖 1 電動機 2 減速器 3 卷筒裝置 本設(shè)計優(yōu)先選用 b 方案，電機、減速器、卷筒布置較為合理。減速器的大 齒輪和卷筒連在一起,轉(zhuǎn)矩經(jīng)大齒輪直接傳給卷筒,使得卷筒只受彎矩而不受扭 矩。其優(yōu)點是機構(gòu)緊湊，傳動穩(wěn)定，安全系數(shù)高。減速器用斜齒輪傳動,載荷方 向不變和齒輪傳動的脈動循環(huán),對電動機產(chǎn)生一個除彈簧制動的軸向力以外的載 荷制

8、動軸向力。當(dāng)斜齒輪傾斜角一定時,軸向力大小與載荷成正比,起吊載荷越 大,該軸向力也越大,產(chǎn)生的制動力矩也越大;反之亦然。它可以減小制動彈簧的 a b 6 軸受力,制動瞬間的沖擊減小,電動機軸受扭轉(zhuǎn)的沖擊也將減小,尤其表現(xiàn)在起吊 輕載荷時,提高了電動機軸的安全性。 圖 a 的結(jié)構(gòu)電機與卷筒布置不再同一平面上通過減速器相連,使得減速器轉(zhuǎn) 矩增大。 4 4 電動葫蘆起升機構(gòu)部件的設(shè)計電動葫蘆起升機構(gòu)部件的設(shè)計 電動葫蘆起升機構(gòu)用來實現(xiàn)物料垂直升降，是任何起重機不可缺少的部分， 因而是起重機最主要、也是最基本的機構(gòu)。起升機構(gòu)的安全狀態(tài)，是防止起重 事故的關(guān)鍵，將直接地關(guān)系到起重作業(yè)的安全。電動葫蘆起升

9、機構(gòu)包括:起升用 錐形轉(zhuǎn)子制動電動機、減速器、卷筒裝置和吊鉤裝置等 4 個動力和傳動部件。 4.14.1 起升機構(gòu)的原理分析起升機構(gòu)的原理分析 電動機通過聯(lián)軸器與中間軸連接，中間軸又通過花鍵連接與減速器的高速 軸相連，減速器的低速軸帶動卷筒，吊鉤等取物裝置與卷繞在卷筒上的省力鋼 絲繩滑輪組連接起來。當(dāng)電動機正反兩個方向的運動傳遞給卷筒時，通過卷筒 不同方向的旋轉(zhuǎn)將鋼絲繩卷入或放出，從而使吊鉤與吊掛在其上的物料實現(xiàn)升 降運動，這樣，將電動機輸入的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為吊鉤的垂直上下的直線運動。 常閉式制動器在通電時松閘，使機構(gòu)運轉(zhuǎn)；在失電情況下制動，使吊鉤連同貨 物停止升降，并在指定位置上保持靜止?fàn)顟B(tài)。

10、當(dāng)滑輪組升到最高極限位置時， 上升極限位置限制器被觸碰面動作，使吊鉤停止上升。當(dāng)?shù)踺d接近額定起重量 時，起重量限制器及時檢測出來，并給予顯示，同時發(fā)出警示信號，一旦超過 額定值及時切斷電源，使起升機構(gòu)停止運行，以保證安全。 4.24.2 電動機的選擇電動機的選擇 本次設(shè)計為 5 噸三速電動葫蘆，電動機采用錐形轉(zhuǎn)子制動電動機，電動機 的型號由電氣設(shè)計方面的同學(xué)給出。 （見圖 2）電動的額定功率為 7.5kw,轉(zhuǎn)速為 1400r/min。 7 圖 2 錐形轉(zhuǎn)子制動電動機 4.34.3 吊鉤的設(shè)計吊鉤的設(shè)計 吊鉤的設(shè)計主要包括：吊鉤的選擇、尺寸的設(shè)計兩部分。 4.3.14.3.1 吊鉤的選擇吊鉤的選

11、擇 吊鉤按制造方法可分為鍛造吊鉤和片式吊鉤。 鍛造吊鉤又可分為單鉤和雙鉤。單鉤一般用于小起重量，雙鉤多用于較大 的起重量。鍛造吊鉤材料采用優(yōu)質(zhì)低碳鎮(zhèn)靜鋼或低碳合金鋼，如 20 優(yōu)質(zhì)低碳鋼、 16Mn、20MnSi、36MnSi。 本次設(shè)計的是 5 噸的葫蘆，屬于起重設(shè)備的小噸位設(shè)計，結(jié)合電葫蘆的生 產(chǎn)現(xiàn)狀和使用情況由1選用鍛造單鉤。 4.3.24.3.2 吊鉤的尺寸設(shè)計吊鉤的尺寸設(shè)計 吊鉤鉤孔直徑與起重能力有一定關(guān)系: cmtQD)(5 . 30 . 3 鉤身各部分尺寸（見圖 3）間的關(guān)系如下: 3 75 . 0 DS hl5 . 22 1 hl5 . 0 2 2 . 10 . 1Dh 單鉤:

12、 （1） （2） （3） （4） （5） 8 圖 3 鍛造單鉤 計算得 D=24 S=36 H=56 L1=175 L2=28 對比單、雙速吊鉤的設(shè)計尺寸，相比并進(jìn)行放大，能夠滿足安全要求。 4.44.4 滑輪組的選擇滑輪組的選擇 鋼絲繩一次繞過若干定滑輪和動滑輪組成的滑輪組，可以達(dá)到省力或增速 的目的。通過滑輪可以改變鋼絲繩的運動方向。平衡滑輪還可以均衡張力。 滑輪組的倍率大小，對驅(qū)動裝置尺寸有較大的影響。為了使結(jié)構(gòu)緊湊，體 積小，選用滑輪組倍率 m2。由1查表 2-7 得滑輪組效率0.99 z 4.54.5 鋼絲繩的選擇和校核鋼絲繩的選擇和校核 鋼絲繩的選擇和校核包括：鋼絲繩的選擇、鋼絲繩

13、所受的最大靜拉力、鋼 絲繩破斷拉力。 4.5.14.5.1 鋼絲繩的選擇鋼絲繩的選擇 鋼絲繩是起重機械中最常用的構(gòu)件之一，由于它具有強度高、自重輕、運 動平穩(wěn)、極少斷裂等有點。根據(jù)現(xiàn)在的使用情況和參考工廠中實際使用的鋼絲 繩，由2表 8-1-1、8-1-6 查的鋼絲繩型號選為 6X37-15-1550-I-右。 4.5.24.5.2 計算鋼絲繩所承受的最大靜拉力計算鋼絲繩所承受的最大靜拉力 鋼絲繩所承受的最大靜拉力（即鋼絲繩分支的最大靜拉力）為： h Q Zm P s max 式中: -額定起升載荷，指所有起升質(zhì)量的重力，包括允許起升的最大 Q P 有效物品、取物裝置（如下滑輪組吊鉤、吊梁、抓

14、斗、容器、起重電磁鐵等） 、 懸掛撓性件以及其 它在升降中的設(shè)備的質(zhì)量的重力； Z-繞上卷筒的鋼絲繩分支數(shù)，單聯(lián)滑輪組 Z=1，雙聯(lián)滑輪組 Z=2； m-滑輪組倍率； -滑輪組的機械效率。 h 其中490000N ，m2，0.99 Q P h 所以24.7 max s 4.5.34.5.3 計算鋼絲繩破斷拉力計算鋼絲繩破斷拉力 計算鋼絲繩破斷拉力為： =n p s max s （6） （7） 9 式中:n-安全系數(shù)，根據(jù)機構(gòu)工作級別查表確定，n5.5； =150=136 p s max s 所以鋼絲繩滿足要求。 4.64.6 卷筒的設(shè)計卷筒的設(shè)計 卷筒是用來卷繞鋼絲繩的部件，它承載起升載荷，收

15、放鋼絲繩，實現(xiàn)取物 裝置的升降。 4.6.14.6.1 卷筒直徑的確定卷筒直徑的確定 卷筒的直徑式卷筒集合尺寸中最關(guān)鍵的尺寸，其名義直徑 D 是指光面卷筒 的卷筒外包直徑尺寸，由槽卷筒取槽底直徑，大小按下式確定。 min Dhd 式中-按鋼絲繩中心計算的最小卷筒直徑，mm min D h-與機構(gòu)工作級別和鋼絲繩有關(guān)的系數(shù)，由2 8-1-54 查表為 18 d-鋼絲繩的直徑，mm 計算的270mm min D 4.6.24.6.2 卷筒長度的確定卷筒長度的確定 由2表 8-1-53 卷筒幾何尺寸計算: 012 2LLLL max 1 1 0() Hm LZ P D 式中 L-卷筒長度，-卷筒上螺

16、旋繩槽部分的長度，-固定鋼絲繩所 0 L 1 L 需要的長度，-卷筒兩端多余部分的長度，P-繩槽節(jié)距, -最 2 L 2 3LP max H 大起升高度，m-滑輪組倍率，-卷筒的計算直徑 1 D 按照卷筒長度示意圖計算 450mm，54mm，30mm，L554mm 0 L 1 L 2 L 4.6.34.6.3 卷筒厚度的計算卷筒厚度的計算 對于鑄鋼卷筒，由2卷筒的設(shè)計計算表 8-1-59 查得式中-卷筒壁d 厚，-鋼絲繩直徑 所以15mmd 5 5 同軸式三級齒輪減速器的設(shè)計同軸式三級齒輪減速器的設(shè)計 電動葫蘆減速器是本次設(shè)計的重要部分，也是電動葫蘆起升機構(gòu)中的重要 組成部分，所以單獨進(jìn)行計算

17、。其傳動關(guān)系如圖 4 所示。 (8) (10) (9) 10 圖 4 同軸式三級傳動減速器示意圖 圖中所涉及到的零件在下面有具體標(biāo)示,在次略。 5.15.1 確定傳動裝置的總傳動比和分配轉(zhuǎn)動比確定傳動裝置的總傳動比和分配轉(zhuǎn)動比 （1） 總傳動比 =81.2 a i n nm 17 1400 （2）分配減速器的各級傳動比： 按同軸式布置。由2表 15-1-3 三級圓柱齒輪減速器分配傳動比，查的 =5.66，=3.5 則低速級傳動比= 4.09 1 i 2 i 3 i 5 . 266. 5 2 .81 5.25.2 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 計算傳動裝置的運動和動力

18、參數(shù)包括：計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)、 傳動零件的設(shè)計計算、軸的設(shè)計。 （1） 各軸轉(zhuǎn)速 n=n=nm = 1400 min r n= min 35.247 66 . 5 1400 1 r i nm n min 67.70 5 . 3 35.247 2 r i n n min 28.17 09 . 4 67.70 3 4 r i n n=n （2）各軸輸入轉(zhuǎn)矩 11 16.51 1400 5 . 7 95009550 m d d n p pN M T=TdMNpd80.50993 . 0 16.51 01、 TMNTT dd 28.4997 . 0 08.50 12、 T= 2 1232 1

19、 . 49.28 5.66 0.99 0.99273.37T iT iN M 齒輪滾動軸承 T= 323432 . 273.37 3.5 0.99 0.99918.81T iT iN M 齒輪滾動軸承 T=T 4. 34543 918.81 4.03 0.99 0.993681.76T iT iN M 齒輪滾動軸承 T= 5565 .3681.76 0.96 0.993499.14TTN M 卷筒滾動軸承 （3） 各軸入輸功率 Pd=7.5KW P=PdPd. 01 KW45 . 7 993 . 0 5 . 7 、 P=P.P= 12 、 KW23 . 7 97 . 0 45 . 7 P=PP

20、 23 、 KW07. 799 . 0 99 . 0 23 . 7 P=PP 23 、 KW93 . 6 99. 099. 007 . 7 P=PP 34 、 KW79. 699 . 0 99 . 0 93 . 6 P=PP 34 、 KW45. 699. 096. 079. 6 5.35.3 傳動零件的設(shè)計計算傳動零件的設(shè)計計算 設(shè)計減速器的傳動零件包括高速軸、中間軸、低速軸齒輪的設(shè)計 5.3.15.3.1 高速軸齒輪的設(shè)計計算高速軸齒輪的設(shè)計計算 （1） 選擇齒輪材料：由3表 10-1 選擇齒輪材料為 40cr，調(diào)質(zhì)和表面淬 火處理或氮化 4855 HRC （2） 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計

21、選擇齒數(shù)取 z1=12, z2=i1z1=5.66 12=68 齒寬系數(shù) 由4表 14-1-79,選=0.8 d d 初選螺旋角 =8 初選載荷系數(shù) 按齒輪非對稱布置速度中等沖擊載荷不大來選擇 Kt=1.6 轉(zhuǎn)距 T T1=5.08 104 N mm 彈性系數(shù) ZE 由4表 14-1-105 ZE=189.8 MPa 確定變位系數(shù) z1=12 z2=68 a=20 h*an=h*acos由4圖 14-1-4 查的 x1=0.38 x2=-0.38 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH X=0 = 查4圖 14-1-16 ZH=2.468 12 重合度系數(shù) Z 縱向重合度0.198tan128 . 0138 .

22、0 tan138 . 0 sin 1 z m b d n b 端面重合度696 . 8 38 . 0 1 12 1 1 1 n x z 由4圖 14-1-7 查的重合度 則 67 . 0 1 a 92 . 0 2 a 495 . 1 92 . 0 )38 . 0 1 (67 . 0 )38 . 0 1 ()1 ()1 ( 2111 anana xx 由4圖 14-1-19 查得 83 . 0 螺旋角系數(shù) 995. 08coscos 許用接觸應(yīng)力 接觸疲勞極限由4圖 14-1-24 查得大小齒輪的接觸疲勞極限為 lim Hlim1=Hlim2=1160 MPa 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60 n1Lh

23、=60 1400 1 6300=5.29 108 N2= 8 7 1 1 5.29 10 9.35 10 5.66i 接觸疲勞壽命系數(shù)由5圖 6.4-10 查得 KHN1=1.08 KHN2=1.14 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1 安全系數(shù) S1 11.08 1160=1253 S K HHN1lim1 2= =1.14 1160=1322 S K HHN1lim1 則 MPa HH 1288 2 13221253 2 21 （3）計算小齒輪分度圓直徑 d1t 小齒輪分度圓直徑 d1t= 23 ) ( 12 H HE ad t ZZ u uTK 由公式 11 計算可得： mmmmd

24、t 67.25) 1288 46 . 2 8 . 189 ( 55 . 5 155 . 5 495 . 1 8 . 0 1008 . 5 6 . 12 2 4 3 1 （11 ） 13 驗算圓周速度 s m s m nd V t 88 . 1 100060 140067.25 100060 1 選擇精度等級 根據(jù)圓周速度由56.4-19、6.4-20 選擇齒輪精度等級 為 7 級 （4）計算齒寬 b 及模數(shù) mnt b=mmd td 54.2267.258 . 0 1 mm z d m t nt 16 . 2 12 8cos67.25cos 1 1 fa hhh 4 . 35 . 2)38 .

25、 0 cos1 ()( 1 * nn an a mxhh 14 . 2 5 . 2)38 . 0 cos25 . 0 cos1 ()( 1 * nn nan t mxchh 54 . 5 14 . 2 4 . 3 fa hhh 07 . 4 54 . 5 54.22 h b （5） 計算載荷系數(shù) K 使用系數(shù) 由4表 14-1-81 KA=1.25 動載系數(shù) KV 根據(jù)圓周速度 v=1.88由4查圖 14-1-14 KV1.09 s m 齒間載荷分配系數(shù) 根據(jù)由5圖 6.4-3 查得 Ha K ar =1.20 Ha K Fa K 齒間載荷分配系數(shù) K 由4表 14-1-99 齒輪裝配時檢驗調(diào)

26、整 H K1.05+0.26 （1+0.6）+0.16 10-3b H 2 d 2 d 1.05+0.26 (1+0.6 0.82)0.82+0.16 10-322.54=1.28 載荷系數(shù) K KKA KVK=1.25 1.09 1.20 1.28=2.09 Ha K H 修正小齒輪直徑 1 dmmmm K K dd t t 98.27 6 . 1 09 . 2 67.25 33 11 計算模數(shù) mn mn=mmmm d 31 . 2 12 8cos98.27 12 cos 1 （6）按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 2 3 2 1 2cos Fasa n daF YYKTY m z 計算載荷載荷系數(shù)

27、 K 由 K1.28 由3圖 10-13 查得07 . 4 h b H =1.28 F K K= KA KV=1.25 1.09 1.20 1.15=1.88 Ha K F K （12 ） 14 齒輪的彎曲疲勞強度極 由4圖 15-1-53 查得 FE MPa FEFE 620 21 齒形系數(shù) Fa Y 由當(dāng)量齒數(shù) z36.12 8cos 12 cos 22 1 1 z n z10.70 8cos 68 cos 22 2 2 z n 由4圖 14-1-47 75 . 2 1 Fa Y93 . 1 2 Fa Y 應(yīng)力修正系數(shù) Sa Y 由4圖 14-1-47 53 . 1 1 Sa Y89 .

28、1 2 Sa Y 重合度系數(shù) an Y 75 . 0 25 . 0 由4表 14-1-114 查得 = 2 )cos(sin1arccos nb a 2 )20cos8(sin1 cos= 2 )cos(sin1 nb a9914 . 0 9829 . 0 52 . 1 99 . 0 49 . 1 cos 22 b a an 74 . 0 52 . 1 75 . 0 25 . 0 75 . 0 25 . 0 an Y 螺旋角系數(shù) 由4圖 14-1-49 根據(jù) 查得0.98 Y Y 尺寸系數(shù) 由4表 14-1-119 的公式 5 時， X Y nX mY01 . 0 05 . 1 n m 取=5

29、 =2 n m X Y 彎曲壽命系數(shù) 根據(jù) N1=5.29 108 N2=9.35 107由5圖 6.4-11 查得 N Y 8 . 0 1 N Y1 2 N Y 計算許用彎曲疲勞應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 F 1= F MPa S YY XNFE 57.708 4 . 1 28 . 0620 111 2 F MPa YY XNFE 71.885 4 . 1 12620 4 . 1 222 計算大、小齒輪的并加以比較 FYY Saa F = 1 11 F SaFaY Y 005938 . 0 57.708 53 . 1 75 . 2 004031 . 0 71.885 85 . 1

30、93 . 1 2 22 F SaFa YY 15 小齒輪的數(shù)值較大 由公式 12 計算可得： mmmmm05 . 2 005938 . 0 495 . 1 128 . 0 8cos98 . 0 1008 . 5 88 . 1 2 2 24 3 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) mn與由齒根彎曲疲勞 強度計算的法面模數(shù)相差不大，取標(biāo)準(zhǔn)值 mn2.5，取分度圓直徑 d1=30.30mm mm 30.11 5 . 2 8cos98.27cos 1 1 n m d z 則 ,取 12z92.671266 . 5 12 uzz68 2 z （7） 幾何尺寸計算 計算中心距 將中心距圓整為

31、105。mm 按圓整后的中心距修正螺旋角 12 ()(1268) 2.5 arccos8 634“ 22 105 n zz m a 因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。 Ha ZK 、 計算大、小齒輪的分度圓直徑 1 1 2 2 12 2.5 30.30 cos8 634“ 68 2.5 171.72 cos8 634“ n n z m dmmmm z m dmmmm 計算齒輪寬度 24.2430.308 . 0 1 db d mm 圓整后?。?。mmB30 2 mmB35 1 5.3.25.3.2 中速級齒輪的設(shè)計計算中速級齒輪的設(shè)計計算 （1）選擇齒輪材料：由3表 10-1 選擇齒輪材料為 4

32、0cr，調(diào)質(zhì)和表面淬火 處理或氮化 4855 HRC （2） 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 選擇齒數(shù)取 z1=12, z2=i1z1=3.5 12=42 齒寬系數(shù) 由4表 14-1-79,選=0.8 d d 初選螺旋角 =8 mmmm mzz a n 98.100 8cos2 5 . 2)6812( cos2 )( 21 16 初選載荷系數(shù) K 選擇 Kt=1.6 按齒輪非對稱布置速度中等沖擊載荷不 大來選擇 轉(zhuǎn)距 T T=2.7 105N mm 彈性系數(shù) ZE 由4表 14-1-105 ZE=189.8 MPa 確定變位系數(shù) z1=12 z2=42 a=20 h*an=h*acos由4圖 14-1

33、-4 查的 x1=0.38 x2=-0.38 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH X=0 = 查4圖 14-1-16 ZH=2.468 重合度系數(shù) Z 縱向重合度 0.198tan128 . 0138 . 0 tan138 . 0 sin 1 z m b d n b 端面重合度 696 . 8 38 . 0 1 12 1 1 1 n x z 由4圖 14-1-7 查得重合度 則 64. 0 1a 84 . 0 2 a 41 . 1 84 . 0 )38 . 0 1 (64 . 0 )38 . 0 1 ()1 ()1 ( 2111 anana xx 由4圖 14-1-19 查得84 . 0 由螺旋角系數(shù)995.

34、 08coscos 許用接觸應(yīng)力 接觸疲勞極限由4圖 14-1-24 查得大小齒輪的接觸疲勞極限為 lim Hlim1=Hlim2=1160 MPa 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60 n1Lh=60 247.35 1 6300=9.35 107 N2= 7 7 1 1 1067 . 2 5 . 3 1035 . 9 i 接觸疲勞壽命系數(shù)由圖56.4-10 查得 KHN1=1.19 KHN2=1.15 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1 安全系數(shù) S1 11.19 1160=1380 S K HHN1lim1 2= =1.15 1160=1344 S K HHN1lim1 則 MPa HH 1357

35、 2 13341380 2 11 （3） 計算小齒輪分度圓直徑 d1t 小齒輪分度圓直徑 17 d1t= 23 ) ( 12 H HE ad t ZZ u uTK 由公式 11 計算可得： mmmmd t 82.42) 1357 46 . 2 8 . 189 ( 5 . 3 15 . 3 41 . 1 8 . 0 107 . 26 . 12 2 5 3 1 驗算圓周速度 1 42.82 247.35 0.60 60 100060 1000 t d n Vm sm s 選擇精度等級 根據(jù)圓周速度由56.4-19、6.4-20 選擇齒輪精度等級 為 7 級 （4）計算齒寬 b 及模數(shù) mnt b=

36、mmd td 26.3482.428 . 0 1 mnt mm z d t 5 . 3 12 8cos82.42cos 1 1 fa hhh 5 . 54)38 . 0 cos1 ()( 1 * nn an a mxhh 44 . 3 4)38 . 0 cos25 . 0 cos1 ()( 1 * nn nan t mxchh 94 . 8 44 . 3 5 . 5 fa hhh 83 . 3 94. 8 26.34 h b （5） 計算載荷系數(shù) K 使用系數(shù) 由4表 14-1-81 KA=1.25 動載系數(shù) KV 根據(jù)圓周速度 v=0.6由4圖 14-1-14 KV1.05m s 齒間載荷分

37、配系數(shù) 根據(jù)由5圖 6.4-3 查得 Ha K ar =1.10 Ha K Fa K 齒間載荷分配系數(shù) K 由4表 14-1-99 齒輪裝配時檢驗調(diào)整 H K1.05+0.26 （1+0.6）+0.16 10-3b H 2 d 2 d 1.05+0.26 (1+0.6 0.82)0.82+0.16 10-334.26=1.28 載荷系數(shù) K KKA KVK=1.25 1.05 1.10 1.28=1.85 Ha K H 修正小齒輪直徑 1 dmmmm K K dd t t 96.44 6 . 1 85. 1 82.42 33 11 計算模數(shù) mnt mmmm d mnt71 . 3 12 8c

38、os96.44 12 cos 1 （6） 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 18 2 3 2 1 2cos Fasa n daF YYKTY m z 計算載荷載荷系數(shù) K 由 K1.28 由4圖 10-13 查得83 . 3 h b H =1.22 F K K= KA KV=1.25 1.05 1.10 1.22=1.76 Ha K F K 齒輪的彎曲疲勞強度極 由4圖 15-1-53 查得 FE MPa FEFE 620 21 齒形系數(shù) Fa Y 由當(dāng)量齒數(shù) z 36.12 8cos 12 cos 22 1 1 z n z25.43 8cos 42 cos 22 2 2 z n 由4圖 14-1-47

39、 75 . 2 1 Fa Y09 . 2 2 Fa Y 應(yīng)力修正系數(shù) Sa Y 由4圖 14-1-47 53 . 1 1 Sa Y75 . 1 2 Sa Y 重合度系數(shù) an Y 75 . 0 25 . 0 由4表 14-1-114 查得 2 )cos(sin1arccos nb a cos= 2 )cos(sin1 nb a 2 )20cos8(sin1 =9914 . 0 9829 . 0 52 . 1 9914 . 0 49 . 1 cos 22 b a an 74 . 0 52 . 1 75 . 0 25 . 0 75 . 0 25 . 0 an Y 螺旋角系數(shù) 由4圖 14-1-49

40、 根據(jù) 查得0.98 Y Y 尺寸系數(shù) 由4表 14-1-119 的公式 5 時， X Y nX mY01 . 0 05 . 1 n m 取=5 =2 n m X Y 彎曲壽命系數(shù) 根據(jù) N1=5.29 108 N2=9.35 107由5圖 6.4-11 查得 N Y 8 . 0 1 N Y1 2 N Y 計算許用彎曲疲勞應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 F 1= F MPa S YY XNFE 57.708 4 . 1 28 . 0620 111 19 2 F MPa YY XNFE 71.885 4 . 1 21620 4 . 1 222 計算大、小齒輪的并加以比較 FYY SaFa

41、= 1 11 F SaFaY Y 005938 . 0 57.708 53 . 1 75 . 2 004529 . 0 71.885 85 . 1 93 . 1 2 22 F SaFa YY 小齒輪的數(shù)值較大 由公式 12 計算可得： mmmmm63 . 3 005938 . 0 41 . 1 128 . 0 8cos98 . 0 107 . 276 . 1 2 2 25 3 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) mn與由齒根彎曲疲勞強 度計算的法面模數(shù)相差不大，取標(biāo)準(zhǔn)值 mn4.0，取分度圓直徑 d1=44.96mmmm 13.11 0 . 4 8cos96.44cos 1 1 n

42、 m d z 則 ,則12z42125 . 3 12 uzz42 2 z （7） 幾何尺寸計算 計算中心距 mmmm mzz a n 06.109 8cos2 0 . 4)4212( cos2 )( 21 將中心距圓整為 110。mm 按圓整后的中心距修正螺旋角 12 ()(1242) 4.0 arccos8 634“ 22 110 n zz m a 因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。 Ha ZK 、 計算大、小齒輪的分度圓直徑 1 1 2 2 12 4.0 48.48 cos8 634“ 42 4.0 169.7 cos8 634“ n n z m dmmmm z m dmmmm 計算齒輪寬度

43、 78.3848.488 . 0 1 db d mm 20 圓整后?。?。mmB40 2 mmB45 1 5.3.35.3.3 低速級齒輪的設(shè)計計算低速級齒輪的設(shè)計計算 （1） 選擇齒輪材料：由3表 10-1 選擇齒輪材料為 40cr，調(diào)質(zhì)和表面淬 火處理或氮化 4855 HRC （2） 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 選擇齒數(shù)取 z1=1, z2=i1z1=4.09 11=45 齒寬系數(shù) 由4表 14-1-79,選=0.8 d d 初選螺旋角 =8 初選載荷系數(shù) K 選擇 Kt=1.6 按齒輪非對稱布置速度中等沖擊載荷不 大來 轉(zhuǎn)距 T T=9.2 105N mm 彈性系數(shù) ZE 由4表 14-1-1

44、05 ZE=189.8 MPa 確定變位系數(shù) z1=12 z2=42 a=20 h*an=h*acos由4圖 14-1-4 查的 x1=0.35 x2=-0.35 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH X=0 = 查4圖 14-1-16 ZH=2.468 重合度系數(shù) Z 縱向重合度 0.178tan118 . 0138 . 0 tan138 . 0 sin 1 z m b d n b 端面重合度 . 15 . 8 35 . 0 1 11 1 1 1 n x z 由4圖 14-1-7 查得重合度 則 65. 0 1a 87 . 0 2 a 443 . 1 87 . 0 )35 . 0 1 (65 . 0 )35

45、. 0 1 ()1 ()1 ( 2111 anana xx 由螺旋角系數(shù)995. 08coscos 許用接觸應(yīng)力 接觸疲勞極限由4圖 14-1-24 查得大小齒輪的接觸疲勞極限為 lim Hlim1=Hlim2=1160 MPa 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60 n1Lh=60 70.67 1 6300=2.67 107 N2= 6 7 1 1 105 . 6 09 . 4 1067 . 2 i 接觸疲勞壽命系數(shù)由5圖 6.4-10 查得 KHN1=1.20 KHN2=1.15 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1 安全系數(shù) S1 21 11.23 1160=1427 S K HHN1lim1 2=

46、 =1.39 1160=1612 S K HHN1lim1 則 MPa HH 1520 2 16121427 2 11 （3） 計算小齒輪分度圓直徑 d1t 小齒輪分度圓直徑 d1t= 23 ) ( 12 H HE ad t ZZ u uTK 由公式 11 計算可得： =mmmm07.63) 1520 46 . 2 8 . 189 ( 09 . 4 109 . 4 443 . 1 8 . 0 102 . 96 . 12 2 5 3 驗算圓周速度 1 63.07 70.67 0.24 60 100060 1000 t d n Vm sm s 選擇精度等級 根據(jù)圓周速度由56.4-19、6.4-2

47、0 選擇齒輪精度等級 為 7 級 （4）計算齒寬 b 及模數(shù) mnt b=mmd td 46.5007.638 . 0 1 mnt mm z d t 685 11 8cos07.63cos 1 1 fa hhh 6 . 768 . 5 )35 . 0 cos1 ()( 1 * nn an a mxhh 04 . 5 68 . 5 )35 . 0 cos25 . 0 cos1 ()( 1 * nn nan t mxchh 64.1204 . 5 6 . 7 fa hhh 99 . 3 64.12 46.50 h b （5） 計算載荷系數(shù) K 使用系數(shù) 由4表 14-1-81 KA=1.25 動載

48、系數(shù) KV 根據(jù)圓周速度 v=0.24由4圖 14-1-14 KV1.05 s m 齒間載荷分配系數(shù) 根據(jù)由5圖 6.4-3 查得 Ha K ar =1.10 Ha K Fa K 齒間載荷分配系數(shù) K 由4表 14-1-99 齒輪裝配時檢驗調(diào)整 H 22 K1.05+0.26 （1+0.6）+0.16 10-3b H 2 d 2 d 1.05+0.26 (1+0.6 0.82)0.82+0.16 10-350.46=1.29 載荷系數(shù) K KKA KVK=1.25 1.05 1.10 1.29=1.86 Ha K H 修正小齒輪直徑 1 dmmmm K K dd t t 22.66 6 . 1

49、 86 . 1 0763 33 11 計算模數(shù) mnt mmmm d mnt96 . 5 11 8cos22.66 12 cos 1 （6） 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 2 3 2 1 2cos Fasa n daF YYKTY m z 計算載荷載荷系數(shù) K 由 K1.29 由3圖 10-13 查得99 . 3 h b H =1.25 F K K= KA KV=1.25 1.05 1.10 1.25=1.80 Ha K F K 齒輪的彎曲疲勞強度極 由4圖 15-1-53 查得 FE MPa FEFE 620 21 齒形系數(shù) Fa Y 由當(dāng)量齒數(shù) z 22.11 8cos 11 cos 22 1

50、1 z n z89.45 8cos 45 cos 22 2 2 z n 由4圖 14-1-47 31 . 1 1 Fa Y04 . 2 2 Fa Y 應(yīng)力修正系數(shù) Sa Y 由4圖 14-1-47 50 . 1 1 Sa Y76 . 1 2 Sa Y 重合度系數(shù) an Y 75 . 0 25 . 0 由4表 14-1-114 查得 2 )cos(sin1arccos nb a cos= 2 )cos(sin1 nb a 2 )20cos8(sin1 =9914 . 0 9829 . 0 47 . 1 9914 . 0 443 . 1 cos 22 b a an 76 . 0 47 . 1 75

51、 . 0 25 . 0 75 . 0 25 . 0 an Y 螺旋角系數(shù) 由4圖 14-1-49 根據(jù) 查得0 Y Y 23 尺寸系數(shù) 由4表 14-1-119 的公式 5 時， X Y nX mY01 . 0 05 . 1 n m 取=5 =2 n m X Y 彎曲壽命系數(shù) 根據(jù) N1=5.29 108 N2=9.35 107由5圖 6.4-11 查得 N Y 8 . 0 1 N Y1 2 N Y 計算許用彎曲疲勞應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 F 1= F MPa S YY XNFE 57.708 4 . 1 28 . 0620 111 2 F MPa YY XNFE 71.885

52、4 . 1 21620 4 . 1 222 計算大、小齒輪的并加以比較 FYY Saa F = 1 11 F SaFaY Y 002773 . 0 57.708 50 . 1 31 . 1 004054 . 0 71.885 76 . 1 04 . 2 2 22 F SaFa YY 大齒輪的數(shù)值較大 由公式 12 計算可得： mmmmm70 . 5 004054 . 0 446 . 1 118 . 0 8cos98 . 0 102 . 980 . 1 2 2 25 3 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) mn與由齒根彎曲疲勞 強度計算的法面模數(shù)相差不大，取標(biāo)準(zhǔn)值 mn6.0，取分度

53、圓直徑 d1=63.07mm mm 93.10 0 . 6 8cos07.63cos 1 1 n m d z 則 ,則11 1 z99.441109 . 4 12 uzz45 2 z （7） 幾何尺寸計算 計算中心距 mmmm mzz a n 65.169 8cos2 0 . 6)4511( cos2 )( 21 將中心距圓整為 170。mm 按圓整后的中心距修正螺旋角 12 ()(1145) 6.0 arccos8 634“ 22 170 n zz m a 24 因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。 Ha ZK 、 計算大、小齒輪的分度圓直徑 1 1 2 2 11 6.0 66.67 cos8

54、634“ 45 6.0 272.75 cos8 634“ n n z m dmmmm z m dmmmm 計算齒輪寬度 33.5367.668 . 0 1 db d mm 圓整后取；。mmB55 2 mmB60 1 5.45.4 軸的設(shè)計軸的設(shè)計 減速器軸的設(shè)計包括：第一軸、第二軸、第三軸的設(shè)計計算以及軸上零件 的設(shè)計。 5.4.15.4.1 第一軸的設(shè)計計算第一軸的設(shè)計計算 （1） 求作用載齒輪上的力 因已知高速級大齒輪的分度圓直徑為mmd72.171 2 N d T Ft 7 . 591 72.171 1008 . 5 22 4 2 tantan20 591.7217.6 coscos8

55、634“ n rt a FFN tan591.7tan8 634“85.2 at FFN （2） 初步估算軸的最小直徑 1） 選擇軸的材料 選軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。由2根據(jù)表 5-1-1 查 得，。MPa b 596MPa s 295 由2根據(jù)表 5-1-19 取,于是得 155 0 A mm n p Ad12.27 1400 5 . 7 155 3 3 3 3 0min 考慮軸端有鍵，軸徑應(yīng)增大 45%,取 d=28mm （3） 選擇花鍵 輸出軸的最小直徑顯然是安裝鍵處軸的直徑 d。為了使所選的軸直徑 d-=28于鍵相適應(yīng)，故需同時選取鍵型號。mm 根據(jù) d=28中系列由4表 15

56、-1-29 選取 Z-6-28mmbdD623 1）校核鍵連接的強度 25 其主要失效行式是工作面被壓潰（靜強度） 靜連接 n p zhld T 3 102 h=9 . 13 . 02 2 2328 2 2 C dD 5 . 25 2 2328 2 dD dm 按照中等使用和制造情況，齒面經(jīng)熱處理查得，取MPa p 140100 MPa p 100 l，可取 l=50mm zhd T pm 93.49 100 5 . 259 . 167 . 0 1008 . 5 2 102 53 mm MPa zhld T n p 8 . 99 5 . 25509 . 167 . 0 1008 . 5 210

57、2 53 pp （4） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 擬定軸上零件的裝配方案見減速器圖。 （5） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為滿足矩形花鍵的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，故取 段直徑 d-=30.鍵與軸配合的長度 L=50mmmm 初步選擇滾動軸承。因軸承主要承受徑向載荷也可承受小的軸向載荷， 故選用深溝球軸承。參照工作要求并依據(jù) d-=30，故選用單列深溝球軸mm 承 6206 系列，其尺寸為。右端滾動軸承采用齒輪軸進(jìn)行166230BDd 軸向定位。因齒輪的分度圓直徑 d=30.30,因此，取 d=25.參照工作mmmm 要求并依據(jù) d=

58、25,故選用 6405 系列，其尺寸為mm218025BDd 根據(jù)齒輪的直徑取齒輪軸處的軸段的直徑 d=37.1mm 軸承端蓋的總寬的為 20。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤mm 滑脂的要求，取端蓋的外端面與矩形花鍵的距離為 76,小齒輪寬度為mm 45，由空心軸長度為 226則 L=226+76+45+20=367。齒輪寬度為mmmmmm 35，則 L=35，右端軸承用軸肩定位，因此 L=4。mmmmmm （6）軸上零件的周向定位 滾動軸承與軸的軸向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑公差為 m6。 （14） 26 （7）確定軸上圓角和倒角 由3表 15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半