2525 電葫蘆機械系統(tǒng)設(shè)計
2525 電葫蘆機械系統(tǒng)設(shè)計,葫蘆,機械,系統(tǒng),設(shè)計
課程設(shè)計說明書課程名稱：機械系統(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：08.12.29-09.01.16指導(dǎo)教師：姚文席、候悅民班級：機 0505學(xué)號：30501010523姓名：周云龍目錄1 題目分析（1）2 設(shè)計計算1)電動機的確定（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（20）1 題目分析電動葫蘆是一種常用的搬運設(shè)備，在工廠中使用十分廣泛。電動葫蘆由兩部分組成，即行走機構(gòu)和提升機構(gòu)。下面分別介紹各組成部分。1． 行走機構(gòu)組成：行走電動機、傳動機構(gòu)兩部分組成。2． 提升機械組成：提升電動機、卷揚機構(gòu)、機械制動器（一般為盤式制動器） 。3． 制動器介紹：電動葫蘆（或起重機）的提升機構(gòu)一定要有機械制動裝置，當物體起吊到一定高度后全靠機械制動器將其制停在空中。制動器的工作機理有液壓驅(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）上提升機構(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。當電動機得電的同時（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)點是，當發(fā)生停電事故時可以立即進行制動以避免事故的發(fā)生。其缺點是制動瞬間設(shè)備的機械抖動較大。2 設(shè)計計算1)電動機的確定由公式得：P=FV/1000=GV/1000=10000×(4/60)/1000=0.67kwⅠ 與 電 機Ⅱ 與 ⅠⅢ 與 Ⅱ輸 出 軸 與 Ⅲ筒 與 輸 出 軸總 ???=0.96×(0.99×0.99)×(0.99×0.99)×(0.99×0.99)×0.98 =0.8857電動機功率：= / =0.67/0.8857=0.75266kwdpw總?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Ak1.4 =1.0537kw?d電機轉(zhuǎn)速取:n 電 =1380r/min由于功能需要，采用錐形轉(zhuǎn)子電機。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)卷 筒nLv?Lv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 ×（1 0.05）=8 0.4m/min（采用一段固定的動滑輪結(jié)Lv?構(gòu)）故卷筒轉(zhuǎn)速 =2 ×（ 1 0.05）/ d=26.526 1.326卷 筒nL?即 25.2r/min 27.852r/min?卷 筒n傳動比 = / =1380/（26.526 1.326）總u電 機 卷 筒 ?即 49.55 54.76總u取 =54.76總單級傳動比 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) 運動及動力參數(shù)的計算計算各軸的轉(zhuǎn)速： 0 軸： n0= n 電機 =1380r/minⅠ軸: nⅠ =1380r/minⅡ軸: nⅡ =345 r/minⅢ軸: nⅢ =93.243 r/minⅣ軸： nⅣ =25.2 r/minⅤ軸: nV=25.2 r/min計算各軸的輸入功率： 0 軸： P0=1.0537kwⅠ軸: PⅠ = P0 =1.032626kwⅠ 與 電 機?Ⅱ軸: PⅡ = PⅠ =1.012kwⅡ 與 ⅠⅢ軸: PⅢ = PⅡ =0.99186kwⅢ 與 ⅡⅣ軸： PⅣ = PⅢ =0.972kw輸 出 軸 與 Ⅲ?Ⅴ軸： PⅤ = PⅣ =0.93312kw筒 與 輸 出 軸計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 0 軸： T0=9.55× =7291.9 Nmm610npⅠ軸: T1=9.55× =7146.07 Nmm61Ⅱ軸: T2=9.55× =28013.3 Nmm602npⅢ軸: T3=9.55× =101586.5887 Nmm613Ⅳ軸： T4=9.55× =368345.2913 Nmm604npⅤ軸： T5=9.55× =353611.4797 Nmm6105np現(xiàn)將各軸的運動和動力參數(shù)結(jié)果整理于表中，具體見表運動和動力參數(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 7291.9Ⅰ軸 1.032626 1380 7146.07 1 0.98Ⅱ軸 1.012 345 28013.3 4 0.99×0.99Ⅲ軸 0.99186 93.243 101586.5887 3.7 0.99×0.99Ⅳ軸 0.972 25.2 368345.2913 3.7 0.99×0.99Ⅴ軸 0.93312 25.2 353611.4797 1 0.963） 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）此電葫蘆升降機為一般重載工作機器，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 機械設(shè)計表 10—1 選?。盒↓X輪材料為 40Cr， =280；1HB大齒輪材料為 45 號鋼， ＝240。 — ＝40，合適。2HB12（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°按齒面接觸疲勞強度條件設(shè)計，然后校核齒根彎曲疲勞強度，最后作齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計。2．按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由強度計算公式總表查得設(shè)計公式為 ????3 2 HEd1t1t σZuψT2K??????????（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) =2.433HZ由圖 10-26 差得 =0.78， =0.87，則 = + =1.651??2???12Tt=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度極限為 lim1=600MPa , ?lim2=550 MPa。?由公式 N=60njLhN1=60×1380×1×(3200)=2.6496×108N2=N1/u=2.6496×108/4=0.6624×108圖 10-19 查得接觸疲勞強度 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. = KHN2 lim2/S =0.95×550=522.5 ??1H???2H?MPa= = =531.25 MPaHσ??21H??25.40（2)計算1)計算小齒輪分度圓直徑 d1t 代入[ó]中較小的值 =????3 2 HEd1t1t σZuψT2K??????????=23.567mm325.31489456.170?????????2）計算圓周速度=1.7m/s160tdn????10687.2.3?3）計算齒寬 b 及模數(shù) mt1×23.567mm=23.567mm1d?mt= = =1.1433mm1tzcos?2014cos3.567??計算齒寬與齒高之比 b/h齒高 h=2.25mt=2.57mmb/h=9.174）計算縱向重合度 =0.318 d tanβ=1.5857???1z5）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+0.6 d2) d2+0.23×10-3b?將數(shù)據(jù)代入得 KHB=1.12+0.18×（1+0.6×1 2）×1 2+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=2.0786）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑= (K/Kt)1/3= 23.567×(2.078/1.6)1/3=25.713mm1dt7)計算模數(shù)m= = =1.247mm1zcosd?2014cos5.73??3.按齒根彎曲強度的設(shè)計由[1]P216 式 10-17 得彎曲強度的設(shè)計公式為mn≥ ??3 F21zcosKT????SadYY??（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度極限 FE1=500Mpa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE2=380MPa?2）由[1]P206 圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85 KFN2=0.883）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= KFN1 FE1/S=303.57MPa??1F?= KFN2 FE2/S=238.86 MPa24）計算載荷系數(shù) KK=KAKvKFaKFB=1×1.05×1.4×1.3=1.9115）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?? ?Y6)計算當量齒數(shù)。= = =21.894v1z3cos?14203= = =87.574v2?3837）查取齒形系數(shù)由[1]P200 表 10-5 可查得 YFa1=2.72,YFa2=2.218）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??1FYFa2YSa2/ =0.016472大齒輪的數(shù)值較大（2）設(shè)計計算mn≥ =0.8265mm32201647.65.10cos8741.9????對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而由齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲疲勞強度模數(shù) 1.247，并近似圓整為標準 m=1.25。 按接觸強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=804. 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°?a2)z(1n?652.1)80(??因 值改變不多，故參數(shù) ， ， 等不必修正。???kHz（3）計算大小齒輪的分度圓直徑d1= =25.999mm cosmznd2= =103.998mm ?n（4）計算齒輪寬度 1×25.999=25.999mm 1db??圓整后取 B2=26mm，B 1=30mm2）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）此電葫蘆升降機為一般重載工作機器，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 機械設(shè)計表 10—1 選?。盒↓X輪材料為 40Cr， =280；3HB大齒輪材料為 45 號鋼， ＝240。 - ＝40，合適。4HB34（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°按齒面接觸疲勞強度條件設(shè)計，然后校核齒根彎曲疲勞強度，最后作齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計。2．按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由強度計算公式總表查得設(shè)計公式為 ????3 2 HEd3tt σZu1ψT2K??????????（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) =2.433HZ由圖 10-26 差得 =0.78， =0.87，則 = + =1.653??4???34T3=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度極限為 lim3=600MPa , ?lim4=550 MPa。?由公式 N=60njLhN3=60×345×1×(3200)=6.624×107N4=N1/u=6.624×107/3.7=1.79×107圖 10-19 查得接觸疲勞強度 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. = KHN4 lim4/S =1.27×550=698.5 ??3H???4H?MPa= = =700.25 MPa??Hσ??243H??25.69870（2)計算1)計算小齒輪分度圓直徑 代入[ó]中較小的值3td=????3 2 HEd3tt σZu1ψT2K??????????=31.0765mm325.7043893.465.180?????????2）計算圓周速度=0.56m/s106d3??nvt?1064.4.?3）計算齒寬 b 及模數(shù) mt=1×31.0765mm=31.0765mm3td?mt= = =1.508mm3tzcos?2014cos.765??計算齒寬與齒高之比 b/h齒高 h=2.25mt=3.39mmb/h=9.174）計算縱向重合度 =0.318 d tanβ=1.5857???3z5）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+0.6 d2) d2+0.23×10-3b?將數(shù)據(jù)代入得 KHB=1.12+0.18×（1+0.6×1 2）×1 2+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=26）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑= (K/Kt)1/3= 31.0765×(2/1.6)1/3=33.476mm3dt7)計算模數(shù)m= = =1.624mm3zcos?2014cos.76??3.按齒根彎曲強度的設(shè)計由[1]P216 式 10-17 得彎曲強度的設(shè)計公式為mn≥ ??3 F23zcosKT????SadYY??(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度極限 FE3=500Mpa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE4=380MPa?2）由[1]P206 圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN3=0.92 KFN4=0.983）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= KFN3 FE3/S=328.57MPa??3F?= KFN4 FE4/S=266 MPa44）計算載荷系數(shù) KK=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?? ?Y6)計算當量齒數(shù)。= = =21.894v3zcos?14203= = =81v4?3737）查取齒形系數(shù)由[1]P200 表 10-5 可查得 YFa3=2.72,YFa4=2.228）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??3FYFa4YSa4/ =0.014774大齒輪的數(shù)值較大（2）設(shè)計計算mn≥ =1.2406mm3220.14765.10cos831.8????對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而由齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲疲勞強度模數(shù) 1.624，并近似圓整為標準 m=1.75。 按接觸強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=714. 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°?a2)z(43nm?8275.1)(9??因 值改變不多，故參數(shù) ， ， 等不必修正。???kHz（3）計算大小齒輪的分度圓直徑d3= =34.62mm cosznd4= =129.37mm ?mn（4）計算齒輪寬度 =1×34.62=34.62mm 3db??圓整后取 B4=40mm，B 3=35mm3）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）此電葫蘆升降機為一般重載工作機器，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 機械設(shè)計表 10—1 選?。盒↓X輪材料為 40Cr， =280；5HB大齒輪材料為 45 號鋼， ＝240。 - ＝40，合適。6HB56（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°按齒面接觸疲勞強度條件設(shè)計，然后校核齒根彎曲疲勞強度，最后作齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計。2．按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由強度計算公式總表查得設(shè)計公式為????3 2 HEd5t5t σZu1ψT2K??????????（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) =2.433HZ由圖 10-26 差得 =0.78， =0.87，則 = + =1.655??6???56T5=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度極限為 lim5=600MPa , ?lim6=550 MPa。?由公式 N=60njLhN5=60×93.243×1×(3200)=1.79×107N6=N1/u=1.79×107/3.7=0.484×107圖 10-19 查得接觸疲勞強度 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. = KHN6 lim6/S =1.39×550=764.5 ??5H???6H?MPa= = =763.25 MPa??Hσ??265H??25.74（2)計算1)計算小齒輪分度圓直徑 代入[ó]中較小的值5td=????3 2 HEd5t5t σZu1ψT2K??????????=45.08mm32763.541893.465.1708.2 ?????????2）計算圓周速度=0.22m/s106d5?nvt?1069.248.4.?3）計算齒寬 b 及模數(shù) mt=1×45.08mm=45.08mm5td?mt= = =2.187mm5tzcos?2014cos.8??計算齒寬與齒高之比 b/h齒高 h=2.25mt=4.92mmb/h=9.174）計算縱向重合度 =0.318 d tanβ=1.5857???5z5）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+0.6 d2) d2+0.23×10-3b?將數(shù)據(jù)代入得 KHB=1.12+0.18×（1+0.6×1 2）×1 2+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=26）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑= (K/Kt)1/3= 45.08×(2/1.6)1/3=48.56mm5dt7)計算模數(shù)m= = =2.356mm5zcos?2014cos8.6??3.按齒根彎曲強度的設(shè)計由[1]P216 式 10-17 得彎曲強度的設(shè)計公式為mn≥ ??3 F25zcosKT????SadYY??(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度極限 FE5=500Mpa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE6=380MPa?2）由[1]P206 圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN5=0.98 KFN6=0.9953）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= KFN5 FE5/S=350MPa??5F?= KFN6 FE6/S=270 MPa64）計算載荷系數(shù) KK=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?? ?Y6)計算當量齒數(shù)。= = =21.894v5z3cos?14203= = =81v6?3737）查取齒形系數(shù)由[1]P200 表 10-5 可查得 YFa5=2.72,YFa6=2.228）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??5FYFa6YSa6/ =0.01455??6F?大齒輪的數(shù)值較大（2）設(shè)計計算mn≥ =1.893m3 220.14565.10cos8718.89 ????m對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而由齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲疲勞強度模數(shù) 2.356，并近似圓整為標準 m=2.5。 按接觸強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=714. 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°?a2)z(65n?1625.)7(9??因 值改變不多，故參數(shù) ， ， 等不必修正。???kHz（3）計算大小齒輪的分度圓直徑d5= =48.95mm cosmznd6= =182.93mm ?n（4）計算齒輪寬度 =1×48.95=48.95mm 5db??圓整后取 B6=55mm，B 5=50mm4）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=4027.17NFr= Fttana/cosβ =4027.17×tan20°/cos14.11°=1511.37NFa= 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=112dmin= 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=26.63MPaS=1.52caS????50891..??（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/k?? /k??/?得=2.51 =2.008/k??/k??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)表面強化處理，即 β q=0.1，則按式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為2.5971k??????2.095?于是計算安全系數(shù)值 S 得= =8.8321amK??????275.91.0??7.5941aS???.39.3.0.22=13.05>S=1.52caS????故該軸在該截面處的強度也是足夠的。5）課程設(shè)計總結(jié)課程設(shè)計是機械系統(tǒng)設(shè)計當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，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)了我的綜合運用機械設(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，共同面對機械設(shè)計課程設(shè)計當中遇到的困難，培養(yǎng)了我們的團隊精神。在這些過程當中我充分的認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，將來要進一步加強，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）參考文獻機械設(shè)計實用機構(gòu)與裝置圖冊 鄒平 2007.4 機械工業(yè)出版社機械基礎(chǔ)綜合課程設(shè)計 張春林 2004.6 北京理工大學(xué)出版社機械創(chuàng)新設(shè)計 曲繼方 1999 機械工業(yè)出版社機械設(shè)計課程設(shè)計手冊 羅圣國 1991 高等教育出版社 機械原理課程設(shè)計 陸鳳儀 2002 機械工業(yè)出版社機械設(shè)計師手冊 吳宗澤 2001 機械工業(yè)出版社課程設(shè)計說明書課程名稱：機械系統(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：08.12.29-09.01.16指導(dǎo)教師：姚文席、候悅民班級：機 0505學(xué)號：30501010523姓名：周云龍目錄1 題目分析（1）2 設(shè)計計算1)電動機的確定（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（20）1 題目分析電動葫蘆是一種常用的搬運設(shè)備，在工廠中使用十分廣泛。電動葫蘆由兩部分組成，即行走機構(gòu)和提升機構(gòu)。下面分別介紹各組成部分。1． 行走機構(gòu)組成：行走電動機、傳動機構(gòu)兩部分組成。2． 提升機械組成：提升電動機、卷揚機構(gòu)、機械制動器（一般為盤式制動器） 。3． 制動器介紹：電動葫蘆（或起重機）的提升機構(gòu)一定要有機械制動裝置，當物體起吊到一定高度后全靠機械制動器將其制停在空中。制動器的工作機理有液壓驅(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）上提升機構(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。當電動機得電的同時（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)點是，當發(fā)生停電事故時可以立即進行制動以避免事故的發(fā)生。其缺點是制動瞬間設(shè)備的機械抖動較大。2 設(shè)計計算1)電動機的確定由公式得：P=FV/1000=GV/1000=10000×(4/60)/1000=0.67kwⅠ 與 電 機Ⅱ 與 ⅠⅢ 與 Ⅱ輸 出 軸 與 Ⅲ筒 與 輸 出 軸總 ???=0.96×(0.99×0.99)×(0.99×0.99)×(0.99×0.99)×0.98 =0.8857電動機功率：= / =0.67/0.8857=0.75266kwdpw總?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Ak1.4 =1.0537kw?d電機轉(zhuǎn)速取:n 電 =1380r/min由于功能需要，采用錐形轉(zhuǎn)子電機。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)卷 筒nLv?Lv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 ×（1 0.05）=8 0.4m/min（采用一段固定的動滑輪結(jié)Lv?構(gòu)）故卷筒轉(zhuǎn)速 =2 ×（ 1 0.05）/ d=26.526 1.326卷 筒nL?即 25.2r/min 27.852r/min?卷 筒n傳動比 = / =1380/（26.526 1.326）總u電 機 卷 筒 ?即 49.55 54.76總u取 =54.76總單級傳動比 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) 運動及動力參數(shù)的計算計算各軸的轉(zhuǎn)速： 0 軸： n0= n 電機 =1380r/minⅠ軸: nⅠ =1380r/minⅡ軸: nⅡ =345 r/minⅢ軸: nⅢ =93.243 r/minⅣ軸： nⅣ =25.2 r/minⅤ軸: nV=25.2 r/min計算各軸的輸入功率： 0 軸： P0=1.0537kwⅠ軸: PⅠ = P0 =1.032626kwⅠ 與 電 機?Ⅱ軸: PⅡ = PⅠ =1.012kwⅡ 與 ⅠⅢ軸: PⅢ = PⅡ =0.99186kwⅢ 與 ⅡⅣ軸： PⅣ = PⅢ =0.972kw輸 出 軸 與 Ⅲ?Ⅴ軸： PⅤ = PⅣ =0.93312kw筒 與 輸 出 軸計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 0 軸： T0=9.55× =7291.9 Nmm610npⅠ軸: T1=9.55× =7146.07 Nmm61Ⅱ軸: T2=9.55× =28013.3 Nmm602npⅢ軸: T3=9.55× =101586.5887 Nmm613Ⅳ軸： T4=9.55× =368345.2913 Nmm604npⅤ軸： T5=9.55× =353611.4797 Nmm6105np現(xiàn)將各軸的運動和動力參數(shù)結(jié)果整理于表中，具體見表運動和動力參數(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 7291.9Ⅰ軸 1.032626 1380 7146.07 1 0.98Ⅱ軸 1.012 345 28013.3 4 0.99×0.99Ⅲ軸 0.99186 93.243 101586.5887 3.7 0.99×0.99Ⅳ軸 0.972 25.2 368345.2913 3.7 0.99×0.99Ⅴ軸 0.93312 25.2 353611.4797 1 0.963） 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）此電葫蘆升降機為一般重載工作機器，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 機械設(shè)計表 10—1 選?。盒↓X輪材料為 40Cr， =280；1HB大齒輪材料為 45 號鋼， ＝240。 — ＝40，合適。2HB12（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°按齒面接觸疲勞強度條件設(shè)計，然后校核齒根彎曲疲勞強度，最后作齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計。2．按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由強度計算公式總表查得設(shè)計公式為 ????3 2 HEd1t1t σZuψT2K??????????（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) =2.433HZ由圖 10-26 差得 =0.78， =0.87，則 = + =1.651??2???12Tt=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度極限為 lim1=600MPa , ?lim2=550 MPa。?由公式 N=60njLhN1=60×1380×1×(3200)=2.6496×108N2=N1/u=2.6496×108/4=0.6624×108圖 10-19 查得接觸疲勞強度 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. = KHN2 lim2/S =0.95×550=522.5 ??1H???2H?MPa= = =531.25 MPaHσ??21H??25.40（2)計算1)計算小齒輪分度圓直徑 d1t 代入[ó]中較小的值 =????3 2 HEd1t1t σZuψT2K??????????=23.567mm325.31489456.170?????????2）計算圓周速度=1.7m/s160tdn????10687.2.3?3）計算齒寬 b 及模數(shù) mt1×23.567mm=23.567mm1d?mt= = =1.1433mm1tzcos?2014cos3.567??計算齒寬與齒高之比 b/h齒高 h=2.25mt=2.57mmb/h=9.174）計算縱向重合度 =0.318 d tanβ=1.5857???1z5）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+0.6 d2) d2+0.23×10-3b?將數(shù)據(jù)代入得 KHB=1.12+0.18×（1+0.6×1 2）×1 2+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=2.0786）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑= (K/Kt)1/3= 23.567×(2.078/1.6)1/3=25.713mm1dt7)計算模數(shù)m= = =1.247mm1zcosd?2014cos5.73??3.按齒根彎曲強度的設(shè)計由[1]P216 式 10-17 得彎曲強度的設(shè)計公式為mn≥ ??3 F21zcosKT????SadYY??（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度極限 FE1=500Mpa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE2=380MPa?2）由[1]P206 圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85 KFN2=0.883）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= KFN1 FE1/S=303.57MPa??1F?= KFN2 FE2/S=238.86 MPa24）計算載荷系數(shù) KK=KAKvKFaKFB=1×1.05×1.4×1.3=1.9115）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?? ?Y6)計算當量齒數(shù)。= = =21.894v1z3cos?14203= = =87.574v2?3837）查取齒形系數(shù)由[1]P200 表 10-5 可查得 YFa1=2.72,YFa2=2.218）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??1FYFa2YSa2/ =0.016472大齒輪的數(shù)值較大（2）設(shè)計計算mn≥ =0.8265mm32201647.65.10cos8741.9????對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而由齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲疲勞強度模數(shù) 1.247，并近似圓整為標準 m=1.25。 按接觸強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=804. 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°?a2)z(1n?652.1)80(??因 值改變不多，故參數(shù) ， ， 等不必修正。???kHz（3）計算大小齒輪的分度圓直徑d1= =25.999mm cosmznd2= =103.998mm ?n（4）計算齒輪寬度 1×25.999=25.999mm 1db??圓整后取 B2=26mm，B 1=30mm2）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）此電葫蘆升降機為一般重載工作機器，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 機械設(shè)計表 10—1 選?。盒↓X輪材料為 40Cr， =280；3HB大齒輪材料為 45 號鋼， ＝240。 - ＝40，合適。4HB34（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°按齒面接觸疲勞強度條件設(shè)計，然后校核齒根彎曲疲勞強度，最后作齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計。2．按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由強度計算公式總表查得設(shè)計公式為 ????3 2 HEd3tt σZu1ψT2K??????????（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) =2.433HZ由圖 10-26 差得 =0.78， =0.87，則 = + =1.653??4???34T3=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度極限為 lim3=600MPa , ?lim4=550 MPa。?由公式 N=60njLhN3=60×345×1×(3200)=6.624×107N4=N1/u=6.624×107/3.7=1.79×107圖 10-19 查得接觸疲勞強度 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. = KHN4 lim4/S =1.27×550=698.5 ??3H???4H?MPa= = =700.25 MPa??Hσ??243H??25.69870（2)計算1)計算小齒輪分度圓直徑 代入[ó]中較小的值3td=????3 2 HEd3tt σZu1ψT2K??????????=31.0765mm325.7043893.465.180?????????2）計算圓周速度=0.56m/s106d3??nvt?1064.4.?3）計算齒寬 b 及模數(shù) mt=1×31.0765mm=31.0765mm3td?mt= = =1.508mm3tzcos?2014cos.765??計算齒寬與齒高之比 b/h齒高 h=2.25mt=3.39mmb/h=9.174）計算縱向重合度 =0.318 d tanβ=1.5857???3z5）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+0.6 d2) d2+0.23×10-3b?將數(shù)據(jù)代入得 KHB=1.12+0.18×（1+0.6×1 2）×1 2+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=26）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑= (K/Kt)1/3= 31.0765×(2/1.6)1/3=33.476mm3dt7)計算模數(shù)m= = =1.624mm3zcos?2014cos.76??3.按齒根彎曲強度的設(shè)計由[1]P216 式 10-17 得彎曲強度的設(shè)計公式為mn≥ ??3 F23zcosKT????SadYY??(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度極限 FE3=500Mpa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE4=380MPa?2）由[1]P206 圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN3=0.92 KFN4=0.983）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= KFN3 FE3/S=328.57MPa??3F?= KFN4 FE4/S=266 MPa44）計算載荷系數(shù) KK=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?? ?Y6)計算當量齒數(shù)。= = =21.894v3zcos?14203= = =81v4?3737）查取齒形系數(shù)由[1]P200 表 10-5 可查得 YFa3=2.72,YFa4=2.228）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??3FYFa4YSa4/ =0.014774大齒輪的數(shù)值較大（2）設(shè)計計算mn≥ =1.2406mm3220.14765.10cos831.8????對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而由齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲疲勞強度模數(shù) 1.624，并近似圓整為標準 m=1.75。 按接觸強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=714. 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°?a2)z(43nm?8275.1)(9??因 值改變不多，故參數(shù) ， ， 等不必修正。???kHz（3）計算大小齒輪的分度圓直徑d3= =34.62mm cosznd4= =129.37mm ?mn（4）計算齒輪寬度 =1×34.62=34.62mm 3db??圓整后取 B4=40mm，B 3=35mm3）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）此電葫蘆升降機為一般重載工作機器，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 機械設(shè)計表 10—1 選取：小齒輪材料為 40Cr， =280；5HB大齒輪材料為 45 號鋼， ＝240。 - ＝40，合適。6HB56（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°按齒面接觸疲勞強度條件設(shè)計，然后校核齒根彎曲疲勞強度，最后作齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計。2．按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由強度計算公式總表查得設(shè)計公式為????3 2 HEd5t5t σZu1ψT2K??????????（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) =2.433HZ由圖 10-26 差得 =0.78， =0.87，則 = + =1.655??6???56T5=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度極限為 lim5=600MPa , ?lim6=550 MPa。?由公式 N=60njLhN5=60×93.243×1×(3200)=1.79×107N6=N1/u=1.79×107/3.7=0.484×107圖 10-19 查得接觸疲勞強度 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. = KHN6 lim6/S =1.39×550=764.5 ??5H???6H?MPa= = =763.25 MPa??Hσ??265H??25.74（2)計算1)計算小齒輪分度圓直徑 代入[ó]中較小的值5td=????3 2 HEd5t5t σZu1ψT2K??????????=45.08mm32763.541893.465.1708.2 ?????????2）計算圓周速度=0.22m/s106d5?nvt?1069.248.4.?3）計算齒寬 b 及模數(shù) mt=1×45.08mm=45.08mm5td?mt= = =2.187mm5tzcos?2014cos.8??計算齒寬與齒高之比 b/h齒高 h=2.25mt=4.92mmb/h=9.174）計算縱向重合度 =0.318 d tanβ=1.5857???5z5）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+0.6 d2) d2+0.23×10-3b?將數(shù)據(jù)代入得 KHB=1.12+0.18×（1+0.6×1 2）×1 2+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=26）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑= (K/Kt)1/3= 45.08×(2/1.6)1/3=48.56mm5dt7)計算模數(shù)m= = =2.356mm5zcos?2014cos8.6??3.按齒根彎曲強度的設(shè)計由[1]P216 式 10-17 得彎曲強度的設(shè)計公式為mn≥ ??3 F25zcosKT????SadYY??(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度極限 FE5=500Mpa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE6=380MPa?2）由[1]P206 圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN5=0.98 KFN6=0.9953）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= KFN5 FE5/S=350MPa??5F?= KFN6 FE6/S=270 MPa64）計算載荷系數(shù) KK=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?? ?Y6)計算當量齒數(shù)。= = =21.894v5z3cos?14203= = =81v6?3737）查取齒形系數(shù)由[1]P200 表 10-5 可查得 YFa5=2.72,YFa6=2.228）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??5FYFa6YSa6/ =0.01455??6F?大齒輪的數(shù)值較大（2）設(shè)計計算mn≥ =1.893m3 220.14565.10cos8718.89 ????m對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而由齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲疲勞強度模數(shù) 2.356，并近似圓整為標準 m=2.5。 按接觸強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=714. 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°?a2)z(65n?1625.)7(9??因 值改變不多，故參數(shù) ， ， 等不必修正。???kHz（3）計算大小齒輪的分度圓直徑d5= =48.95mm cosmznd6= =182.93mm ?n（4）計算齒輪寬度 =1×48.95=48.95mm 5db??圓整后取 B6=55mm，B 5=50mm4）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=4027.17NFr= Fttana/cosβ =4027.17×tan20°/cos14.11°=1511.37NFa= 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=112dmin= 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=26.63MPaS=1.52caS????50891..??（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/k?? /k??/?得=2.51 =2.008/k??/k??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)表面強化處理，即 β q=0.1，則按式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為2.5971k??????2.095?于是計算安全系數(shù)值 S 得= =8.8321amK??????275.91.0??7.5941aS???.39.3.0.22=13.05>S=1.52caS????故該軸在該截面處的強度也是足夠的。5）課程設(shè)計總結(jié)課程設(shè)計是機械系統(tǒng)設(shè)計當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，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)了我的綜合運用機械設(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，共同面對機械設(shè)計課程設(shè)計當中遇到的困難，培養(yǎng)了我們的團隊精神。在這些過程當中我充分的認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，將來要進一步加強，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）參考文獻機械設(shè)計實用機構(gòu)與裝置圖冊 鄒平 2007.4 機械工業(yè)出版社機械基礎(chǔ)綜合課程設(shè)計 張春林 2004.6 北京理工大學(xué)出版社機械創(chuàng)新設(shè)計 曲繼方 1999 機械工業(yè)出版社機械設(shè)計課程設(shè)計手冊 羅圣國 1991 高等教育出版社 機械原理課程設(shè)計 陸鳳儀 2002 機械工業(yè)出版社機械設(shè)計師手冊 吳宗澤 2001 機械工業(yè)出版社
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