机械毕业设计（论文）-1.5t电葫芦提升系统设计-减速器设计【全套图纸】

河南科技学院河南科技学院 2009 届本科届本科毕业论毕业论文（文（设计设计） ） 论论文文题题目：目：1.5t 电电葫芦提升系葫芦提升系统设计统设计 减速器减速器设计设计 学生姓名：学生姓名： 所在院系：所在院系： 机机电电学院学院 所学所学专业专业： ： 机机电电技技术术教育教育 导师导师姓名：姓名： 完成完成时间时间： ：2009 年年 5 月月 20 日日 摘摘 要要 电葫芦中间是钢丝绳卷筒，用小车悬挂于工字钢制作的天车大梁上，一端用 法兰固定一台能够制动的锥形转子电动机，用传动轴将动力传递到另一端的减 速机。经过减速的动力传递给钢丝绳卷筒，带动吊钩起重。 提升电动机选用葫芦专用锥形转子异步电动机，该种电动机具有通电转动、 断电自制动，输出为矩形花键。通过计算选择 ZD131-3 型号的电动机。 电葫芦减速器采用三级同轴结构，具有布局合理结构紧凑、重量轻、体积小、 传动运行平稳等特点。减速器外壳采用优质铸铁材料、轴全部采用优质合金，具 有高强度，重量轻的优点。减速器齿轮采用硬齿面斜齿轮的标准设计计算、材料 为优质钢或合金钢，能够承受较大的载荷，抗冲击能噪声较小等优点。相关配件 及附件如：轴承、通气螺塞、放油螺塞、键、轴承端盖、密封圈等的选择均根据手 册计算选用。 关关键词键词： ：起重设备；电动葫芦；卷筒；三级同轴减速器 全套图纸，加全套图纸，加 153893706153893706 The design of 1.5t Electric Hoist Abstract Electric wire rope hoist drum is the middle, used car flying in the I-beam girders Crane produced, one end with a flange fixed to the conical rotor brake motors, used to power transmission shaft to the other side of the reducer. After slowing the momentum transfer to the wire rope drum, lifting hook driven by the rope drum. Hoist motor upgrade selection of special cone-shaped rotor induction motor, with the power of the motor rotation, brake when the power off, output is rectangle spline. Choice the ZD131-3 motor models by calculating. Electric hoist reducer coaxial three-stage structure, have a rational layout and compact structure, light weight, small size, stable transmission and so on. Reducer casing use of high-quality cast iron materials, shaft all use of high-quality alloy, with high-strength, light weight advantages. The reducer helical gear using the hardened gear standard design, materials is high-quality steel or alloy steel, to withstand a greater load, shock, noise, etc. Related parts and accessories such as: bearings, ventilation plug, put the oil plug, key, bearing end caps, seals and other options are selected in accordance with the manual calculation. Key words: Lifting equipment; Electric hoist; Rope drum; Reducer 目目 录录 1 绪 论1 2 起升电动机的选择2 2.1 计算电动机的功率.2 2.2 确定电动机转速.3 3 联轴器的选择3 4 传动比及传动装置参数的计算4 4.1 计算总传动比.4 4.2 分配减速器的各级传动比.4 4.3 传动装置的运动和动力参数.5 4.3.1 各轴转速5 4.3.2 各轴的输入功率.5 4.3.3 各轴转矩.5 5 减速器的设计计算6 5.1 齿轮参数设计计算.6 5.1.1 第一级齿轮的参数设计计算6 5.1.2 第二级齿轮的参数设计计算10 5.1.3 第三级齿轮的参数设计计算13 5.2 轴的设计计算及强度校核.17 5.2.1 输入轴的设计17 5.2.2 输出轴的设计20 5.3 减速器附件的选择.22 致谢22 参考文献24 1 1 绪绪 论论 以电动葫芦作为起升机构的起重机统称为葫芦式起重机。这类起重机的核 心是电动葫芦，并多为钢丝绳电动葫芦和环链电动葫芦，以往电动葫芦除了作为 单轨架空悬挂轨道起重运输设备用之外，多用来与电动单梁起重机和电动单梁 悬挂起重机配套,用于车间、仓库等场所。随着电动葫芦性能参数的扩展，从 80 年代开始,这种葫芦式起重机已不再局限于作为轻小起重设备。大起重量的电动 葫芦桥式起重机有代替起重量 100t 以下的轻、中工作级别的普通桥式起重机的 趋势，因为这种起重机自重轻、建筑高度低。随着电动葫芦结构形式的更新，特 别是电动葫芦运行小车出现了多种形式的支承和悬挂方式，大大促进了葫芦式 起重机品种类型的增多与应用范围的扩大。80 年代在国外，特别是德国、芬兰、 日本、英国、法国及保加利亚等国家的厂家，不仅相继研制生产出性能先进的电 动单梁、悬挂和电动葫芦桥式起重机,还派生出先进适用的葫芦门式起重机、葫芦 式抓斗起重机、葫芦吊钩抓斗两用起重机、葫芦吊钩抓斗电磁三用起重机、葫芦 式旋臂起重机、葫芦式壁行起重机、葫芦桥式堆垛起重机及立体仓库用葫芦式巷 道堆垛起重机17。葫芦式起重机品种、类型、规格的不断扩展及在起重运输设备 中所占比重的增加，将使各种类型的葫芦式起重机形成一种独立而重的起重运 输设备体系。 钢丝绳电动葫芦作为一种轻小型起重设备，广泛用于国民经济各个领域，而 国内钢丝绳电动葫芦近几年的发展却十分缓慢。上世纪 60 年代到 70 年代初，我 国从前苏联引进了 TV 型钢丝绳电动葫芦，70 年代初我国自行设计了 CD1 型钢 丝绳电动葫芦取代型钢丝绳电动葫芦，至目前为止 CD1 型钢丝绳电动葫芦在国 内生产制造、使用已达 30 多年的历史。其间,曾有一些厂家引进国外先进的生产 制造技术, 但均未获得广泛的推广应用。电动葫芦主要分为：微型电动葫芦、 HHXG 型环链电动葫芦、HC 型电动葫芦、DHP 型环链电动葫芦、CD1、MD1 型 钢丝绳电动葫芦等。 钢丝绳电动葫芦技术水平在国内发展迟缓，其原因是多方面的：(1)国内钢丝 绳电动葫芦企业生产、制造水平及配套的机械、电气及标准件技术基础较低；(2) 近 20 年来，国内经济体制由计划经济转向市场经济,许多国营企业在转制初期不 可能将大量的资金投人到产品开发上；(3)CD1 型钢丝绳电动葫芦目前仍有一定 的市场占有率。近年来,国外的钢丝绳电动葫芦技术水平发展很快。随着我国加 入 WTO，外资企业纷纷打进中国市场，国外钢丝绳电动葫芦对国内产品的冲击 将越来越大。国内低价、低档次的产品，已不再有广泛的市场，用户对产品的性 价比越来越重视。所以，国内钢丝绳电动葫芦如不很快地适应国内、国际市场的 要求进行产品更新换代将很快被淘汰16。型钢丝绳电动葫芦能在国 2 内市场使用近多年，有其成功的方面,但是在其使用过程中也暴露了一些函待改 进的不足。 钢丝绳电动葫芦是我国电动葫芦行业的主导产品，目前生产批量之大，品种 规格之多是其它形式的电动葫芦还无法替代的产品。近年来，国内钢丝绳电动葫 芦发展也较快，不断有新的品种规格问世，以适应市场发展的需求。多功能钢丝 绳电动葫芦相对常规钢丝绳电葫芦而言，功能上有多种特殊要求。例如：(1) 超高 起升高度，超大起重量。(2) 双速起升、双速运行。快、慢速速比有 13 ;14 ; 110 之分。(3) 起升机构具有双制动系统。(4) 安全闸装置。 （5) 超、欠载保护装置。(6) 超速保护装置。(7) 双限位装置。(8) 高度数显装置。(9) 电动小车锚定装置。(10) 遥控操纵与手控操纵并用。 2 起升起升电动电动机的机的选择选择 ZD1系列电机是电动葫芦的起升电动机，或用于要求起动较大及制动力矩较 大的驱动装置，也可以在起重运输机械、机床、生产流水线和其它需要迅速制动 的场合中使用。本系列电机采用 50Hz，380V 电源。基准工作制 S3，负载持续率 25%，通电起动次数为每小时 120 次。 本系列电机为卧式电动机，采用圆锥面制动器，输出端轴伸为矩形花键，机 座不带底脚，前端盖有凸缘（法兰式），安装孔在前端盖凸缘上。本系列电动机为 封闭式结构，防护等级 IP44，冷却方式为自扇冷式 IC0141，绝缘等级为 B 级。 2.1 计计算算电动电动机的功率机的功率 2-1 式中 Q、V-起升载荷及起升速度。 -机构总效率， ctd 1 -滑轮组效率。由手册表中查得=0.98。 1 1 -导向滑轮效率。由手册表中查得=0.985。 d d -卷筒效率。由手册表中查得=0.985。 t t d -传动效率。由手册表中查得=0.93。 c c 2.2 确定确定电动电动机机转转速速 卷筒的工作转速为： min35.22min 114 81000 min 1000 rrr D V nW W K Kw QV Pj 214. 2 95 . 0 985 . 0 985 . 0 98 . 0 1000 60 8 105 . 1 )( 1000 4 )( 1000 Kw QV Pj 3 2-2 推荐的合理传动比范围，由设计手册1查得三级同轴减速器的传动比为 i=28- 315。故电动机转速的可选范围为： 符合这一范围的同步转速有 1380，1400。再根据计算出来的功minrminr 率，由电动机选型手册查的，符合这一要求的只有 ZD131-4,P=3.0Kw 型号的电动 机。ZD131-4 锥形转子异步电动机参数如表 1，图 1 所示： 图 1 电动机外型 表 1 电动机参数 最大 转矩 zm 起动 转矩 zm 型号功率 kW 转速 rzmmin 额定 电流 A 额定 转矩 额定 转矩 起动 电流 A 效率 功率 因数 制动 力矩 Nzxm 转动 惯量 Kgzxm2 重量 （Kg） ZD131-4 3.013807.62.72.742.00.78 0.7742.14 0.13050 3 联轴联轴器的器的选择选择 起重机用联轴器常用的有齿式联轴器、梅花弹性联轴器、弹性柱销联轴器、 万向联轴器、耦合器等。由于钢丝绳电动葫芦有其特殊性，电机和减速器的输出 轴的距离较远及两轴的平行误差较大。查设计手册1选用齿式联轴器。型1CLG 3-1 式中 Tc-理论转矩，N.m。 PW-驱动功率，Kw。PW=3.0 Kw。 n-工作转速，r/min. n=1380r/min。 KW-动力机系数。KW=1.0。 k-工况系数。K=1.75。 min35.22)31528(rinn Wd ).(9550mNTKKK n P KKTKT ntZW W tZWc 4 KZ-起动系数。KZ=1.0。 Kt-温度系数。Kt=1.0。 Tn-公称转矩，N.m。 ).(33.36 1380 3 95500 . 10 . 175 . 1 0 . 1 ).(9550 mN mNTKKK n P KKTKT ntZW W tZWc 查设计手册选择联轴器，公称转矩 TN-=400 N.m。联轴器外形如型1CLG 下图 2 示： 图 2 联轴器 4 传动传动比及比及传动传动装置参数的装置参数的计计算算 4.1 计计算算总传动总传动比比 已选定电动机型号为 ZD1-34,满载转速为 1380。有3查得下式：min/r 3-1 4.2 分配减速器的各分配减速器的各级传动级传动比比 按浸油润滑条件考虑，同时要考虑三级同轴线式定轴传动的减速器箱体的 尺寸，取第一级传动比 i1=1.4i2,i3=1.76i2，所以 75.61 35.22 1380 w m n n i 2 . 434 . 1 1 i 5 3 . 5376 . 1 3 i 要注意传动装置的实际传动比只有在传动件的参数(例如齿数、带轮直径等) 确定后才能准确计算，故工作机的实际转速只有在传动件设计计算完成后进行 核算，一般允许与设计要求的转速有(35)的误差。 4.3 传动传动装置的运装置的运动动和和动动力参数力参数 4.3.1 各各轴转轴转速速 I 轴 II 轴 III 轴 IV 轴 4.3.2 各各轴轴的的输输入功率入功率 PI=Pd= 01 )(91 . 2 97 . 0 3kW PII=Pd 01 12 )(79. 296 . 0 97. 03kW PIII)(71 . 2 96 . 0 96 . 0 97 . 0 3 2312 kWPd PIV=Pd 01 12 23 34 )(57 . 2 95 . 0 96. 096 . 0 97 . 0 3kW 式中 Pd-电动机的输出功率，Kw； PI、PII、PIII 、PIV-分别为 I、II、III、IV 轴的输入功率； 、-分别为电动机与 I 轴、II 轴、III 轴、IV 轴间的 01 12 23 34 传动效率。 4.3.3 各各轴转轴转矩矩 由11公式(12-5)得 轴 ).(76.20 1380 3 95509550mN n P T m d d 3 76. 14 . 1 75.61 3 2 i ).(76.20 1380 3 95509550mN n P T m d d min)/(52.109 3 57.328 2 3 r i n n I min)/(57.328 2 . 4 1380 1 2 r i n n m min)/(1380 1 rnn m min)/(52.109 3 57.328 2 4 r i n n I 6 轴 ).(76.20 1380 3 95509550mN n P T m d d 轴 ).(76.20 1380 3 95509550mN n P T m d d IV 轴 ).(76.20 1380 3 95509550mN n P T m d d 表 3-1 轴 号 功率 P/kw 转矩 T/N.m 转速 n/(r/min) 传 动比 效 率 电 动机轴 320.7613800.75 I2.9120.1313804.20.95 II2.7981.09328.5730.94 III2.74236.31109.520.92 IV2.571098.142.355.3 5 减速器的减速器的设计计设计计算算 减速器：钢丝绳电动葫芦减速器采用三级同轴线式圆柱定轴斜齿轮转动机构， 齿轮和齿轮轴用经过热处理的合金钢制成，箱体，箱盖由优质铸铁制成，装配严 密，密封良好。减速器自成一个部件，装卸极为方便。 5.1 齿轮齿轮参数参数设计计设计计算算 5.1.1 第一第一级齿轮级齿轮的参数的参数设计计设计计算算 (1)选精度等级、材料及齿数 1)材料及热处理，由11101 选得，大 小齿轮的材料均为 40Cr，并经调质及 表面淬火，齿面硬度为 48-55HRc。 2)起重机为特种机械故精度等级选 7 级精度（GB10095-88）。 3)选小齿轮齿数 Z1=20,大齿轮齿数取 Z2=64。 4)选取螺旋角。初选螺旋角。 15 (2)按齿面接触强度设计 5-1 1)确定公式中的各计算数值 3 2 1 1 1 H EA d t t ZZ u uTK d 7 因大小齿轮均为硬齿面，故宜选取较小的齿宽系数，现取d=0.8。 1 由图差得 =1100MPa。 2 2lim1limHH 试选 Kt=1.4。 3 由设计手册11查得区域系数 ZH=2.433。 4 由手册查得。 5 58. 1,85 . 0 ,73. 0 2121 aaaaa 则 计算接触疲劳许用应力（失效概率 1%.,安全系数 s=1.2） 6 5-2 由手册查得，材料的弹性影响系数 Zz=189.8MPa1/2。 7 计算小齿轮传递的转矩 8 5-3 2)计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t，由计算公式得。 1 计算圆周速度。 2 计算齿宽及模数 mnt。 3 计算纵向重合度。 4 5-4 736 . 1 18tan218 . 0318. 0tan318 . 0 1 d 计算载荷系数 K。 5 根据 v=1.7239m/s,齿轮 7 级精度，由手册查得动载荷系数 KV=1.12;由 )(21.42 848 8 . 189433. 2 3 . 5 13 . 5 58 . 1 8 . 0 10076. 26 . 12 3 2 4 1 mm d t ).(10076 . 2 1380 310 5 . 95 4 5 1 mmNT 739. 1295 . 1 2 . 112 . 1 1 VAK KK )(68.3321.448 . 0 1 mmddb t )(976 . 1 21 18cos21.44 1 cos 1 mm d m t nt )(446 . 4 976 . 1 25 . 2 25 . 2 mmmh nt 258 . 7 446 . 4 /68.33/hb )/(852 . 2 10060 11021.44 10006 11 sm nd v t )(848 2 871825 2 21 MPa HH H )(871 2 . 1 110095 . 0 2lim2 2 MPa s K HHN H )(825 2 . 1 11009 . 0 1 lim 1 1 MPa s K H HN H 8 设计手册查得;从表格中的应齿面齿轮栏查得小齿轮相对支承非2 . 1 对称布置、6 级精度、。考虑齿轮为 7 级精度，取。故载荷294 . 1 295 . 1 系数 另有手册2图 10-13 查得=1.19 F K 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径。 6 计算模数 mn。 7 (3)按齿面弯曲强度设计 1)确定计算参数 计算载荷系数 1 由手册查得，齿轮的弯曲疲劳极限620MPa；弯曲疲劳寿命系数 2 21FEFE 及安全 数 KFN1=0.85 ，KFN2=0.88 S=1.4。 计算弯曲疲劳许用应力。 3 计算大小齿轮的 并加以比较。 4 F SF YY 查设计手册取，齿形系数 YFa1=2.80 YFa2=2.26 5 应力校正系数 YSa1=1.55 YSa2=1.74 小齿轮的数值较大 2)设计计算 01020682 . 0 7 . 389 76 . 1 26 . 2 2 22 F SF YY 01152936. 0 43.376 55. 180 . 2 1 11 F SF YY )(43.376 4 . 1 62085. 0 22 2 MPa S K FEFN F 667. 124. 12 . 112. 11 FFvA KKKKK 3 2 1 2 1 cos2 F YY Z YKT m sFa d n )(953 . 1 18cos 21 799.43cos 1 1 mm Z d mn )(799.43 6 . 1 739. 1 21.44 33 11 mm K K dd t )(14.363 4 . 1 62082. 0. 11 1 MPaMPa S K FEFN F 9 对比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn与由齿根弯曲疲 劳强度计算的法面模数相差不大，取模数值 mn=2mm，取分度圆直径 d1=44.21mm。 5-5 则 Z1=21，Z2= uZ1=215.3=11.3， 取 Z2=112。 (4)几何尺寸计算 1)计算中心距 5-6 将中心距调为 140mm。 2)按圆整后的中心距修正螺旋角 5-7 因 值改变不多，故参数等不必修改。 H ZK, , 3)计算大小齿轮的分度圆直径 4)计算齿轮宽度 5-8 圆整后取 B2=40mm ；B1=45mm。结构如图 3 所示： 141118 1402 211221 arccos 2 arccos 21 a mZZ n )(934 . 1 68. 1218 . 0 01178. 01008. 318cos86 . 0 667 . 1 2 3 2 4 mmmn )(838.139 18cos2 211221 cos2 21 mm mZZ a 21 2 18cos21.44cos 1 1 n m d Z )(79.235 411118cos 2112 cos 2 2 mm mZ d n )(21.44 411118cos 221 cos 1 1 mm mZ d n mmdb d 37.3521.448 . 0 1 10 图 3 齿轮 5.1.2 第二第二级齿轮级齿轮的参数的参数设计计设计计算算 (1)选精度等级、材料及齿数 1）材料及热处理，由11101 选得，大 小齿轮的材料均为 40Cr，并经调质及 表面淬火，齿面硬度为 48-55HRc。 2) 起重机为特种机械故精度等级选 7 级精度（GB10095-88）。 3) 选小齿轮齿数 Z1=22,大齿轮齿数 Z2=22 =66，取 Z2=66。 4) 选取螺旋角。初选螺旋角。 15 (2)按齿面接触强度设计 5-9 1)确定公式中的各计算数值 因大小齿轮均为硬齿面，故宜选取较小的齿宽系数，现取=0.8。 1 由图差得 =1100MPa。 2 2lim1limHH 试选 Kt=1.4。 3 由设计手册11查得区域系数 ZH=2.433。 4 由手册查得。 5 58. 1,85 . 0 ,73. 0 2121 aaaaa 则 计算接触疲劳许用应力（失效概率 1%.,安全系数 s=1.2） 6 5-10 3 2 1 1 1 H EA d t t ZZ u uTK d )(871 2 . 1 110095 . 0 2lim2 2 MPa s K HHN H )(825 2 . 1 11009 . 0 1 lim 1 1 MPa s K H HN H 11 由手册查得，材料的弹性影响系数 Zz=189.8MPa1/2。 7 计算小齿轮传递的转矩 8 5-11 2)计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t，由计算公式得。 1 =44.82(mm) 计算圆周速度。 2 计算齿宽及模数 mnt。 3 计算纵向重合度。 4 5-12 736 . 1 18tan218 . 0318. 0tan318 . 0 1 d 计算载荷系数 K。 5 根据 v=1.7239m/s,齿轮 7 级精度，由手册查得动载荷系数 KV=1.12;由 设计手册查得;从表格中的应齿面齿轮栏查得小齿轮相对支承非2 . 1 对称布置、6 级精度、。考虑齿轮为 7 级精度，取。故载荷294 . 1 295 . 1 系数 另有手册11图 10-13 查得=1.19 F K 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径。 6 计算模数 mn。 7 mmd t 3 2 4 1 848 8 . 189433 . 2 3 . 5 13 . 5 58 . 1 8 . 0 10076. 26 . 12 ).(10076 . 2 1380 310 5 . 95 4 5 1 mmNT )(799.43 6 . 1 739. 1 21.44 33 11 mm K K dd t 739. 1295 . 1 2 . 112 . 1 1 VAK KK )(86.3582.488 . 0 1 mmddb t )(24 . 2 19 18cos82.44 1 cos 1 mm d m t nt mmmmmh nt 446 . 4 976 . 1 25 . 2 25 . 2 258 . 7 446 . 4 /68.33/hb )/(7707 . 0 100060 11082.44 10006 11 sm nd v t )(848 2 871825 2 21 MPa HH H 12 F SF YY . (3 )按齿面弯曲强度设计 1)确定计算参数 计算载荷系数 1 由手册查得，齿轮的弯曲疲劳极限620MPa；弯曲疲劳寿命系数 2 21FEFE 及安全 数 KFN1=0.85 ，KFN2=0.88 S=1.4。 计算弯曲疲劳许用应力。 3 计算大小齿轮的 并加以比较。 4 查设计手册取，齿形系数 YFa1=2.80 YFa2=2.26 5 应力校正系数 YSa1=1.55 YSa2=1.74 小齿轮的数值较大 2）设计计算 对比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn与由齿根弯曲疲 劳强度计算的法面模数相差不大，取模数值 mn=2mm，取分度圆直径 d1=44.21mm。 5-13 则 Z1=21，Z2= uZ1=215.3=11.3， 取 Z2=112。 (4)几何尺寸计算 1)计算中心距 )(934 . 1 68. 1218 . 0 01178. 01008. 318cos86 . 0 667 . 1 2 3 2 4 mmmn 21 2 18cos21.44cos 1 1 n m d Z 01020682 . 0 7 . 389 76 . 1 26 . 2 2 22 F SF YY 01152936. 0 43.376 55. 180 . 2 1 11 F SF YY )(43.376 4 . 1 62085. 0 22 2 MPa S K FEFN F 667. 124. 12 . 112. 11 FFvA KKKKK 3 2 1 2 1 cos2 F YY Z YKT m sFa d n )(953 . 1 18cos 21 799.43cos 1 1 mm Z d mn )(14.363 4 . 1 62082. 0. 11 1 MPaMPa S K FEFN F 13 5-14 将中心距调为 140mm。 2)按圆整后的中心距修正螺旋角 5-15 因 值改变不多，故参数等不必修改。 H ZK, , 3)计算大小齿轮的分度圆直径 4)计算齿轮宽度 5-16 圆整后取 B2=40mm ；B1=45mm。结构如图 4 所示： 图 4 齿轮 5.1.3 第三第三级齿轮级齿轮的参数的参数设计计设计计算算 (1)选精度等级、材料及齿数 1)材料及热处理，由 101 选得，大 小齿轮的材料均为 40Cr，并经调质及表 面淬火，齿面硬度为 48-55HRc。 141118 1402 211221 arccos 2 arccos 21 a mZZ n )(838.139 18cos2 211221 cos2 21 mm mZZ a )(79.235 411118cos 2112 cos 2 2 mm mZ d n )(21.44 411118cos 221 cos 1 1 mm mZ d n )(37.3521.448 . 0 1 mmdb d 14 2)起重机为特种机械故精度等级选 7 级精度（GB10095-88）。 3)选小齿轮齿数 Z1=21,大齿轮齿数 Z2=21 5.2=112.3,取 Z2=113。 4)选取螺旋角。初选螺旋角。 18 (2)按齿面接触强度设计 5-17 1)确定公式中的各计算数值 因大小齿轮均为硬齿面，故宜选取较小的齿宽系数，现取=0.8。 1 由图差得 =1100MPa。 2 2lim1limHH 试选 Kt=1.4。 3 由设计手册11查得区域系数 ZH=2.433。 4 由手册查得。 5 58. 1,85 . 0 ,73. 0 2121 aaaaa 则 计算接触疲劳许用应力（失效概率 1%.,安全系数 s=1.2） 6 5-18 由手册1查得，材料的弹性影响系数 Zz=189.8MPa1/2。 7 计算小齿轮传递的转矩 8 5-19 2)计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t，由计算公式得。 1 =42.21(mm) 计算圆周速度。 2 计算齿宽及模数 mnt。 3 3 2 4 1 848 8 .189433 . 2 3 . 5 13 . 5 58 . 1 8 . 0 10076 . 2 6 . 12 t d ).(10076 . 2 1380 310 5 . 95 4 5 1 mmNT 3 2 1 1 1 H EA d t t ZZ u uTK d )(68.3321.448 . 0 1 mmddb t )(976 . 1 21 18cos21.44 1 cos 1 mm d m t nt )/(852 . 2 10060 11021.44 10006 11 sm nd v t )(848 2 871825 2 21 MPa HH H )(871 2 . 1 110095 . 0 2lim2 2 MPa s K HHN H )(825 2 . 1 11009 . 0 1 lim 1 1 MPa s K H HN H 15 F SF YY . 计算纵向重合度。 4 5-20 计算载荷系数 K。 5 根据 v=1.7239m/s,齿轮 7 级精度，由手册查得动载荷系数 KV=1.12;由 设计手册查得;从表格中的应齿面齿轮栏查得小齿轮相对支承非2 . 1 对称布置、6 级精度、。考虑齿轮为 7 级精度，取。故载荷294 . 1 295 . 1 系数 另有手册图 10-13 查得=1.19 F K 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径。 6 计算模数 mn。 7 (3)按齿面弯曲强度设计 1)确定计算参数 计算载荷系数 1 由手册11查得，齿轮的弯曲疲劳极限620MPa；弯曲疲劳寿命系 2 21FEFE 数及安全 数 KFN1=0.85 ，KFN2=0.88 S=1.4。 计算弯曲疲劳许用应力。 3 计算大小齿轮的 并加以比较。 4 查设计手册取，齿形系数 YFa1=2.80 YFa2=2.26 5 应力校正系数 YSa1=1.55 YSa2=1.74 01152936. 0 43.376 55. 180 . 2 1 11 F SF YY )(43.376 4 . 1 62085. 0 22 2 MPa S K FEFN F 667. 124. 12 . 112. 11 FFvA KKKKK 3 2 1 2 1 cos2 F YY Z YKT m sFa d n )(953 . 1 18cos 21 799.43cos 1 1 mm Z d mn )(799.43 6 . 1 739. 1 21.44 33 11 mm K K dd t 739. 1295 . 1 2 . 112 . 1 1 VAK KK mmmmmh nt 446 . 4 976 . 1 25 . 2 25 . 2 258 . 7 446 . 4 /68.33/hb )(14.363 4 . 1 62082. 0. 11 1 MPaMPa S K FEFN F 736 . 1 18tan218 . 0318 . 0 tan318 . 0 1 d 16 小齿轮的数值较大 2)设计计算 对比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn 与由齿根弯曲疲 劳强度计算的法面模数相差不大，取模数值 mn=2mm，取分度圆直径 d1=44.21mm。 5-21 则 Z1=21，Z2= uZ1=215.3=11.3， 取 Z2=112。 (4)几何尺寸计算 1)计算中心距 5-22 将中心距调为 140mm。 2)按圆整后的中心距修正螺旋角 5-23 因 值改变不多，故参数等不必修改。 H ZK, , 3)计算大小齿轮的分度圆直径 4)计算齿轮宽度 5-24 圆整后取 B2=40mm ；B1=45mm。结构如图 5 所示： 411118 1402 211221 arccos 2 arccos 21 a mZZ n )(934 . 1 68. 1218 . 0 01178. 01008. 318cos86 . 0 667 . 1 2 3 2 4 mmmn )(838.139 18cos2 211221 cos2 21 mm mZZ a n 21 2 18cos21.44cos 1 1 n m d Z )(79.235 411118cos 2112 cos 2 2 mm mZ d n )(21.44 411118cos 221 cos 1 1 mm mZ d n )(37.3521.448 . 0 1 mmdb d 01020682 . 0 7 . 389 76 . 1 26 . 2 2 22 F SF YY 17 )(1596 24.25 2013822 1 N d T Ft 图 5 齿轮 5.2 轴轴的的设计计设计计算及算及强强度校核度校核 5.2.1 输输入入轴轴的的设计设计 5.2.1.1 求输入轴上的功率 1 P 、转速 1 n 和转矩 1 T 若取每级齿轮传动的效率（包括轴承效率在内）=0.97，则 5.2.1.2 求作用在齿轮上的力 因已知低速级小齿轮的分度圆直径为 d1=25.24mm 圆周力，径向力及轴向力的方向如图所示。 t F r F a F 5.2.1.3 初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估计轴的最小直径。选取轴的材料为 45cr，调质处理。根 据表 15-3，取=112，于是得 0 A )(14.13 1380 91 . 2 112 3 3 1 1 0min mm n P Ad )(503 243417tan1596tanNFF t )(609 243417cos 20tan 1596 cos 20tan NFF tr ).(20138 1380 91 . 2 95500009550000 1 1 1 mmN n P T min1380 1 rnn r )(91 . 2 97. 03 1 kwPP 18 输出轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径。为了使所选的轴直径 III d 与轴承的孔径相适应，故需同时选取轴承的型号。初选轴承为：30302 圆锥滚 III d 子轴承。所以轴的最小直径取 dmin=15mm。 4.2.1.4 轴的结构设计 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 了满足轴承的轴向定位要求，I-II 轴段右端需制出一轴肩，查轴承的装配 h=5,取 II-III 段的直径=20mm；左端用轴承端盖定位，轴承与轴配合的孔长 III d 度=14.25mm，为了保证轴端只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 I-II 段 1 L 的长度应比略短一些，现取=13mm。齿轮和轴承的距离 c=4mm,故 LII- 1 L III L III=4。 初步选取滚动轴承。因轴承主要承受径向力的作用同时承受轴向载荷，故选 圆锥滚子轴承。由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的单列圆 锥滚子轴承 6215 其尺寸为 dDB=15mm42mm14.25mm。 III-IV 段为齿轮轴直径 dIII-IV,LIII-IV=B=25mm。IV-V 段直径应比齿轮的齿根 圆略小一点故取 dIV-V=21mm,LIV-V =19mm。 根据所选择的联轴器的花键尺寸，确定与联轴器配合的轴的直径的尺寸 dVI- VII=22,与联轴器轮毂配合的尺寸为 l=45mm,轴的长度可以略长一点故取 LVI- VII=52mm。为了给与花键配合的联轴器作轴向定位需在 V-VI 轴段制做一轴肩， 在尽量减小输出空心轴的内径尺寸选 dV-VI=25mm。V-VI 段的长度由第二、三级 传动的齿轮的宽度，轴承的宽度，箱体的厚度等决定，综合考虑取 LV-VI=220mm. 轴承端盖的总宽度为 10mm（由减速器和轴承端盖的结构设计而定）。根据轴 承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，端盖的相关结构和尺寸见图纸。 右端的支撑主要承受径向载荷，故初步考虑选择角接触球轴承，结合轴径 d=25mm,故选择代号为 7205C 的角接触球轴承。尺寸 mmmmmmBDd155225 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。结构如图 6 示： 19 图 6 齿轮轴 5.2.1.5 轴的强度校核 1 画轴的计算简图，计算支反力 轴的受力简图略。由轴的结构简图，可以 定出轴承支点跨距 L=68.75mm。联轴器的附加径向力 F0 与左轴承的悬臂距离 L=102.5mm。轴承支反力按水平、垂直两个平面计算如下： 水平面支反力 垂直平面支反力 联轴器附加径向力 F0引起的支反力 2 画弯矩图、扭矩图（略） 平面弯矩 MXZ 截面 C 处：MXZC=RAXL=4026.6868.75=276834.25(N.mm) 垂直平面弯矩图 MYZ 截面 C 处：MYZC=RAYL=1195.5968.75=82196.81（N.mm） 联轴器附加径向力 F0产生的弯矩 M0 截面 A 处：MOA=F0 L=5078.35102.5=520530.875（N.mm） 截面 C 处：MOC= F0 (L+L)= 5078.35(102.5+68.75)=869667.44( N.mm) )(8864 75.682 )75.6825 .102(35.5078 2 )2( 0 0 N L LLF RA )(65.378535.50788864 000 NFRR AB )(59.119559.119518.2319NRFR AYrBY )(59.1159 75.682 75.6818.2391 2 N L LF R r AY )(68.4026 75.682 75.6836.8053 2 N L LF R t AX )(68.402668.402636.8053NRF