【毕业设计论文】电葫芦机械系统设计文件-说明书【有对应的CAD图】

订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 课程设计说明书 设计题目：钢丝绳电动葫芦起升用减速器设计 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 目录 1 题目分析（1 ） 2 设计计算 1 ) 电动机的确定（1 ） 2 ）总体设计计算 （1 ）总传动比及各级传动比的确定（2 ） （2 ） 运动及动力参数的计算（3 ） 3 ） 齿轮的设计计算及校核 1 ） 第一对齿轮的设计与校核（4 ） 2 ）第二对齿轮的设计与校核（9 ） 3 ）第三对齿轮的设计与校核（1 3 ） 4 ）轴的设计及危险轴的校核（1 7 ） 5 ）课程设计总结（2 0 ） 6 ）参考文献（2 0 ） 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 1 题目分析 电动葫芦是一种常用的搬运设备，在工厂中使用十分广泛。电动葫芦由两部 分组成，即行走机构和提升机构。 下面分别介绍各组成部分。 1 行走机构组成：行走电动机、传动机构两部分组成。 2 提升机械组成：提升电动机、卷扬机构、机械制动器（一般为盘式制动 器） 。 3 制动器介绍： 电动葫芦 （或起重机） 的提升机构一定要有机械制动装置， 当物体起吊到一定高度后全靠机械制动器将其制停在空中。 制动器的工作机理有 液压驱动、 气压驱动和牵引电磁铁驱动。 不同的驱动方式其制动的性能也不相同。 在小型电动葫芦上一般采用电磁驱动制动器。 电动葫芦（或起重机）上提升机构采用的制动器种类繁多， 在小型电动葫芦上较多采用的制动器是盘式制动器， 盘式制动器又称为碟式 制动器。盘式制动器重量轻、构造简单、调整方便、制动效果稳定。 为了安全起见，在起重设备上一般均采用常闭式制动器。所谓常闭式是指 在电磁机构不得电的情况下， 制动器处于制动状态。 制动器安装在电动机的一端， 一般情况是封闭的，用眼晴直接是看不到的，但这没有关系，一般会将牵引电磁 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 铁的线圈引出线留在外面。我们只要将线圈接正确就行。 当电动机得电的同时 （接触器吸合时） ， 制动器的牵引电磁铁也同时得电， 制动器打开。 这种联接方式的优点是， 当发生停电事故时可以立即进行制动以避免事故的发生。 其缺点是 制动瞬间设备的机械抖动较大。 2 设计计算 1 ) 电动机的确定 由公式得： P = F V / 1 0 0 0 = G V / 1 0 0 0 = 1 0 0 0 0( 4 / 6 0 ) / 1 0 0 0 = 0 . 6 7 k w 与电机与与输出轴与筒与输出轴总 = =0.96( 0 . 9 9 0 . 9 9 ) ( 0 . 9 9 0 . 9 9 ) ( 0 . 9 9 0 . 9 9 ) 0 . 9 8 = 0 . 8 8 5 7 电动机功率： d p= w p/ 总 =0.67/0.8857=0.75266kw 由于钢丝绳电葫芦起吊和停止时有一些冲击，根据冲击程度一般使用系数 A k=1.4 故 p1.4 d p=1.0537kw 电机转速取: n电= 1 3 8 0 r / m i n 由于功能需要，采用锥形转子电机。 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 2 ）总体设计计算 （1 ）总传动比及各级传动比的确定 由于电动葫芦吊钩为一动滑轮装置，钢丝绳一段固定，一段被卷筒缠绕，所以卷筒钢丝 绳的受载仅为起重量的一半，但钢丝绳的速度为起重速度的两倍。 卷筒转速： 卷筒 n=2 L v /d ( L v为起升速度) 由于起重速度误差不超过百分之五， 即单位时间钢丝上升速度为: 2 L v （10.05） =80.4m/min（采用一段固定的动滑轮结构） 故卷筒转速 卷筒 n=2 L v（10.05）/d=26.5261.326 即 25.2r/min 卷筒 n27.852r/min 传动比 总 u= 电机 n/ 卷筒 n=1380/（26.5261.326） 即 49.55 总 u54.76 取 总 u=54.76 单级传动比 u 取 3 至 5 故采用三级外啮合定轴齿轮减速设计，每级传动比大概为 4 ，分配各级传动比： u1= 4 ，u2 = 3 . 7 ，u3= 3 . 7 ( 2 ) 运动及动力参数的计算 计算各轴的转速： 0 轴： n0 = n电机= 1 3 8 0 r / m i n 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 轴: n= 1 3 8 0 r / m i n 轴: n= 3 4 5 r / m i n 轴: n= 9 3 . 2 4 3 r / m i n 轴： n= 2 5 . 2 r / m i n 轴: nV= 2 5 . 2 r / m i n 计算各轴的输入功率： 0 轴： P0= 1 . 0 5 3 7 k w 轴: P= P0 与电机 =1.032626kw 轴: P= P 与 = 1 . 0 1 2 k w 轴: P= P 与 = 0 . 9 9 1 8 6 k w 轴： P= P 输出轴与 =0 . 9 7 2 k w 轴： P= P 筒与输出轴 =0.93312kw 计算各轴的输入转矩： 0 轴： T0= 9 . 5 5 6 10 0 0 n p =7291.9 N m m 轴: T1= 9 . 5 5 6 10 1 1 n p =7146.07 N m m 轴: T2= 9 . 5 5 6 10 2 2 n p =28013.3 N m m 轴: T3= 9 . 5 5 6 10 3 3 n p =101586.5887 N m m 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 轴： T4= 9 . 5 5 6 10 4 4 n p =368345.2913 N m m 轴： T5= 9 . 5 5 6 10 5 5 n p =353611.4797 N m m 现将各轴的运动和动力参数结果整理于表中，具体见表 运动和动力参数表 轴名 功率 P ( W ) 转速( r / m i n ) 转距( N m m ) 传动比 u 效率 0 轴 1 . 0 5 3 7 1 3 8 0 7291.9 轴 1.032626 1 3 8 0 7146.07 1 0 . 9 8 轴 1 . 0 1 2 3 4 5 28013.3 4 0 . 9 9 0 . 9 9 轴 0 . 9 9 1 8 6 9 3 . 2 4 3 101586.5887 3 . 7 0 . 9 9 0 . 9 9 轴 0 . 9 7 2 2 5 . 2 368345.2913 3 . 7 0 . 9 9 0 . 9 9 轴 0.93312 2 5 . 2 353611.4797 1 0 . 9 6 3 ） 齿轮的设计计算及校核 1 ） 第一对齿轮的设计与校核 1 . 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1 ）传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 （2 ）此电葫芦升降机为一般重载工作机器，速度不高，齿轮用 7 级精度即可。 （3 ）所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料 由 1 P 1 9 1 机械设计表 1 0 1 选取：小齿轮材料为 4 0 C r ， 1 HB= 2 8 0 ； 大齿轮材料为 4 5 号钢， 2 HB2 4 0 。 1 HB 2 HB4 0 ，合适。 （4 ）选取小齿轮齿数 z12 0 ; 大齿轮齿数 z2u z1= 8 0 （5 ）选取螺旋角。初选螺旋角= 1 4 按齿面接触疲劳强度条件设计， 然后校核齿根弯曲疲劳强度， 最后作齿轮的结构设计。 2 按齿面接触疲劳强度设计 由强度计算公式总表查得设计公式为 () 3 2 H HE d 1t 1t s ZZ u 1u ? T2K d （1 ) 确定公式内的各计算数值 试选 K t 1 6 由图 1 0 - 3 0 选取区域系数 H Z=2.433 由图 1 0 - 2 6 差得 1 =0.78， 2 =0.87，则 = 1 + 2 =1.65 Tt= 9 5 . 5 1 0 5 P 1 / n 1 = 9 5 . 5 1 0 5 1 . 0 3 2 6 2 6 / 1 3 8 0 N m m = 7 1 4 6 . 0 7 N m m 由 1 P 2 0 5 表 1 0 7 选取d= 1 （两支撑相对于小齿轮做非对称布置） 由 1 P 2 0 1 表 1 0 - 6 查得材料的弹性影响系数为 ZE= 1 8 9 . 8 M P a 由 1 P 2 0 9图 1 0 - 2 1按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为l i m 1= 6 0 0 M P a , 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 l i m 2= 5 5 0 M P a 。 由公式 N = 6 0 n j Lh N1= 6 0 1 3 8 0 1 ( 3 2 0 0 ) = 2 . 6 4 9 6 1 0 8 N2= N1/ u = 2 . 6 4 9 6 1 0 8 / 4 = 0 . 6 6 2 4 1 0 8 图 1 0 - 1 9 查得接触疲劳强度 KH N 1= 0 . 9 0 KH N 2= 0 . 9 5 计算接触疲劳应力 取失效概率为 1 % ，安全系数 S = 1 1 H = KH N 1l i m 1/ S = 0 . 9 6 0 0 / 1 = 5 4 0 M P a . 2 H = KH N 2l i m 2/ S = 0 . 9 5 5 5 0 = 5 2 2 . 5 M P a H s= 2 21 HH + = 2 5 .522540+ =531.25 M P a （2)计算 1 ) 计算小齿轮分度圆直径 d 1 t 代入 中较小的值 () 3 2 H HE d 1t 1t s ZZ u 1u ? T2K d = 3 2 25.531 2.433189.8 4 5 65. 11 7146.071.62 =23.567mm 2 ）计算圆周速度 11 60 1000 t d n = 100060 1380567.2314. 3 =1.7m/s 3 ）计算齿宽 b 及模数 mt 1d bd=1 2 3 . 5 6 7 m m = 2 3 . 5 6 7 m m 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 mt= 1 1t z cosd = 20 14cos23.567 =1.1433m m 计算齿宽与齿高之比 b / h 齿高 h = 2 . 2 5 mt= 2 . 5 7 m m b / h = 9 . 1 7 4 ）计算纵向重合度 =0.318d 1 ztan=1.5857 5 ）计算载荷系数 根据 v = 1 . 7 m / s , 7 级精度，由 1 P 1 9 4 图 1 0 - 8 查得动载荷系数 K v = 1 . 0 5 。 斜齿轮，由 1 P 1 9 5 表 1 0 - 3 查得 KH a 1= KF a 2= 1 . 4 由 1 P 1 9 3 表 1 0 - 2 查得使用系数 KA= 1 由 1 P 1 9 6 表 1 0 - 4 查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 KHB=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310- 3b 将数据代入得 KH B= 1 . 1 2 + 0 . 1 8 （1+0.612）12+0.2310- 323.567=1 . 4 1 3 4 由 b / h = 9 . 1 7 , KH B = 1 . 4 1 3 4 , 查图 1 0 - 1 3 得 KF B= 1 . 3 故载荷系数 K = KAKvKH aKH B= 1 1 . 0 5 1 . 4 1 . 4 1 3 4 = 2 . 0 7 8 6 ）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 1 d= 1t d( K / K t ) 1 / 3 = 2 3 . 5 6 7 ( 2 . 0 7 8 / 1 . 6 ) 1 / 3 = 2 5 . 7 1 3 m m 7 ) 计算模数 m = 1 1 z cosd = 20 14cos25.713 =1.247m m 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 3 . 按齿根弯曲强度的设计 由 1 P 2 1 6 式 1 0 - 1 7 得弯曲强度的设计公式为 mn 3 F 2 1 2 1 z cos2KT SaFa d YY Y （1 ) 确定计算参数 1 ）由 1 P 2 0 8 图 1 0 - 2 0 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1= 5 0 0 M p a 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa 2 ）由 1 P 2 0 6 图 1 0 - 1 8 查得弯曲疲劳寿命系数 KF N 1= 0 . 8 5 KF N 2= 0 . 8 8 3 ）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S = 1 . 4 , 由式 1 0 - 1 2 得 1 F = KF N 1F E 1/ S = 3 0 3 . 5 7 M P a 2 F = KF N 2F E 2/ S = 2 3 8 . 8 6 M P a 4 ）计算载荷系数 K K = KAKvKF aKF B= 1 1 . 0 5 1 . 4 1.3=1.911 5 ）根据纵向重合度 =1.5857，从图 10- 28 查得螺旋角影响系数 Y=0.88 6 ) 计算当量齿数。 v1 z= 3 1 cos z = 14cos 20 3 =21.894 v2 z= 3 2 cos z = 14cos 80 3 =87.574 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 7 ）查取齿形系数 由 1 P 2 0 0 表 1 0 - 5 可查得 YF a 1= 2 . 7 2 , YF a 2= 2 . 2 1 8 ）查取应力校正系数 由 1 P 2 0 0 表 1 0 - 5 知 YS a 1= 1 . 5 7 , YS a 2= 1 . 7 8 9 ) 计算大小齿轮的 YF aYS a/ F , 并加以比较。 YF a 1YS a 1/1 F =0.0141 YF a 2YS a 2/2 F = 0 . 0 1 6 4 7 大齿轮的数值较大 （2 ）设计计算 mn 3 2 2 01647. 0 65. 1201 14cos88. 07146.071.9112 =0.8265mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算 的模数， 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力， 而由齿面接触 疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度模数 1.247，并近 似圆整为标准 m = 1 . 2 5 。 按接触强度算得的分度圆直径 d1= 2 5 . 7 1 3 m m ， z1= d1c o s / m = 1 9 . 9 5 9 ， z2= u z1= 7 9 . 8 3 7 。 取 z1 =2 0，则 z2= u z1 =8 0 4 . 几何尺寸计算 （1 ）计算中心距 a = ( z1+ z2) mn / ( 2 c o s ) = 6 4 . 4 1 3 m m 将中心距圆整为 6 5 m m 。 （2 ）按圆整后的中心距修正螺旋角 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 =arccos a2 )z(z 21n m+ = arccos 652 25. 1)80(20 + =15.94 因值改变不多，故参数 ， k， H z等不必修正。 （3 ）计算大小齿轮的分度圆直径 d1= cos mz1 n = 2 5 . 9 9 9 m m d2= cos mz2 n = 1 0 3 . 9 9 8 m m （4 ）计算齿轮宽度 1d bd=1 2 5 . 9 9 9 = 2 5 . 9 9 9 m m 圆整后取 B2= 2 6 m m ，B1= 3 0 m m 2 ）第二对齿轮的设计与校核 1 . 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1 ）传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。 （2 ）此电葫芦升降机为一般重载工作机器，速度不高，齿轮用 7 级精度即可。 （3 ）所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料 由 1 P 1 9 1 机械设计表 1 0 1 选取：小齿轮材料为 4 0 C r ， 3 HB= 2 8 0 ； 大齿轮材料为 4 5 号钢， 4 HB2 4 0 。 3 HB- 4 HB4 0 ，合适。 （4 ）选取小齿轮齿数 z32 0 ; 大齿轮齿数 z4u z1= 7 4 （5 ）选取螺旋角。初选螺旋角= 1 4 按齿面接触疲劳强度条件设计， 然后校核齿根弯曲疲劳强度， 最后作齿轮的结构设计。 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 2 按齿面接触疲劳强度设计 由强度计算公式总表查得设计公式为 () 3 2 H HE d 3t 3t s ZZ u 1u ? T2K d （1 ) 确定公式内的各计算数值 试选 K t 1 6 由图 1 0 - 3 0 选取区域系数 H Z=2.433 由图 1 0 - 2 6 差得 3 =0.78， 4 =0.87，则 = 3 + 4 =1.65 T3= 9 5 . 5 1 0 5 P3/ n3= 9 5 . 5 1 0 5 1 . 0 1 2 / 3 4 5 N m m = 2 8 0 1 3 . 3 N m m 由 1 P 2 0 5 表 1 0 7 选取d= 1 （两支撑相对于小齿轮做非对称布置） 由 1 P 2 0 1 表 1 0 - 6 查得材料的弹性影响系数为 ZE= 1 8 9 . 8 M P a 由 1 P 2 0 9图 1 0 - 2 1按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为l i m 3= 6 0 0 M P a , l i m 4= 5 5 0 M P a 。 由公式 N = 6 0 n j Lh N3= 6 0 3 4 5 1 ( 3 2 0 0 ) = 6 . 6 2 4 1 0 7 N4= N1/ u = 6 . 6 2 4 1 0 7 / 3 . 7 = 1 . 7 9 1 0 7 图 1 0 - 1 9 查得接触疲劳强度 KH N 3= 1 . 1 7 KH N 4= 1 . 2 7 计算接触疲劳应力 取失效概率为 1 % ，安全系数 S = 1 3 H = KH N 3l i m 3/ S = 1 . 1 7 6 0 0 / 1 = 7 0 2 M P a . 4 H = KH N 4l i m 4/ S = 1 . 2 7 5 5 0 = 6 9 8 . 5 M P a 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 H s= 2 43 HH + = 2 5 .698702+ =700.25 M P a （2 ) 计算 1 ) 计算小齿轮分度圆直径 3t d代入 中较小的值 () 3 2 H HE d 3t 3t s ZZ u 1u ? T2K d = 3 2 25.700 2.433189.8 3.7 7 . 4 65. 11 3 .280131.62 =31.0765mm 2 ）计算圆周速度 100060 d 33 = n v t 100060 3450765.3114. 3 =0.56m/s 3 ）计算齿宽 b 及模数 mt 3tdd b=1 3 1 . 0 7 6 5 m m = 3 1 . 0 7 6 5 m m mt= 3 3t z cosd = 20 14cos31.0765 =1.508m m 计算齿宽与齿高之比 b / h 齿高 h = 2 . 2 5 mt= 3 . 3 9 m m b / h = 9 . 1 7 4 ）计算纵向重合度 =0.318d 3 ztan=1.5857 5 ）计算载荷系数 根据 v = 0 . 5 6 m / s , 7 级精度，由 1 P 1 9 4 图 1 0 - 8 查得动载荷系数 K v = 1 . 0 1 。 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 斜齿轮，由 1 P 1 9 5 表 1 0 - 3 查得 KH a 3= KF a 4= 1 . 4 由 1 P 1 9 3 表 1 0 - 2 查得使用系数 KA= 1 由 1 P 1 9 6 表 1 0 - 4 查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 KHB=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310- 3b 将数据代入得 KH B= 1 . 1 2 + 0 . 1 8 （1+0.612）12+0.2310- 331.0765=1 . 4 1 5 1 由 b / h = 9 . 1 7 , KH B = 1 . 4 1 5 1 , 查图 1 0 - 1 3 得 KF B= 1 . 3 故载荷系数 K = KAKvKH aKH B= 1 1 . 0 1 1 . 4 1 . 4 1 5 1 = 2 6 ）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 3 d= 3t d( K / K t ) 1 / 3 = 31.0765( 2 / 1 . 6 ) 1 / 3 = 3 3 . 4 7 6 m m 7 ) 计算模数 m = 3 3 z cosd = 20 14cos33.476 =1.624m m 3 . 按齿根弯曲强度的设计 由 1 P 2 1 6 式 1 0 - 1 7 得弯曲强度的设计公式为 mn 3 F 2 3 2 3 z cos2KT SaFa d YY Y ( 2 ) 确定计算参数 1 ）由 1 P 2 0 8 图 1 0 - 2 0 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3= 5 0 0 M p a 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4=380MPa 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 2 ）由 1 P 2 0 6 图 1 0 - 1 8 查得弯曲疲劳寿命系数 KF N 3= 0 . 9 2 KF N 4= 0 . 9 8 3 ）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S = 1 . 4 , 由式 1 0 - 1 2 得 3 F = KF N 3F E 3/ S = 3 2 8 . 5 7 M P a 4 F = KF N 4F E 4/ S = 2 6 6 M P a 4 ）计算载荷系数 K K = KAKvKF aKF B= 1 1 . 0 1 1 . 4 1.3=1.8382 5 ）根据纵向重合度 =1.5857，从图 10- 28 查得螺旋角影响系数 Y=0.88 6 ) 计算当量齿数。 v3 z= 3 3 cos z = 14cos 20 3 =21.894 v4 z= 3 4 cos z = 14cos 74 3 =81 7 ）查取齿形系数 由 1 P 2 0 0 表 1 0 - 5 可查得 YF a 3= 2 . 7 2 , YF a 4= 2 . 2 2 8 ）查取应力校正系数 由 1 P 2 0 0 表 1 0 - 5 知 YS a 3= 1 . 5 7 , YS a 4= 1 . 7 7 9 ) 计算大小齿轮的 YF aYS a/ F , 并加以比较。 YF a 3YS a 3/3 F =0.013 YF a 4YS a 4/4 F = 0 . 0 1 4 7 7 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 大齿轮的数值较大 （2 ）设计计算 mn 3 2 2 0.01477 65. 1201 14cos88. 028013.31.83822 =1.2406mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算 的模数， 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力， 而由齿面接触 疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度模数 1.624，并近 似圆整为标准 m = 1 . 7 5 。 按接触强度算得的分度圆直径 d3= 3 3 . 4 7 6 m m ， z3= d3c o s / m = 1 8 . 5 6 ， z4= u z4= 6 8 . 6 7 5 。 取 z3 =1 9。则 z4= u z3 =7 1 4 . 几何尺寸计算 （1 ）计算中心距 a = ( z3+ z4) mn / ( 2 c o s ) = 8 1 . 1 6 m m 将中心距圆整为 8 2 m m 。 （2 ）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos a2 )z(z 43n m+ = arccos 822 75. 1)71(19 + =16.18 因值改变不多，故参数 ， k， H z等不必修正。 （3 ）计算大小齿轮的分度圆直径 d3= cos mz3 n = 3 4 . 6 2 m m d4= cos mz4 n = 1 2 9 . 3 7 m m 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 （4 ）计算齿轮宽度 3dd b=1 3 4 . 6 2 = 3 4 . 6 2 m m 圆整后取 B4= 4 0 m m ，B3= 3 5 m m 3 ）第三对齿轮的设计与校核 1 . 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1 ）传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。 （2 ）此电葫芦升降机为一般重载工作机器，速度不高，齿轮用 7 级精度即可。 （3 ）所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料 由 1 P 1 9 1 机械设计表 1 0 1 选取：小齿轮材料为 4 0 C r ， 5 HB= 2 8 0 ； 大齿轮材料为 4 5 号钢， 6 HB2 4 0 。 5 HB- 6 HB4 0 ，合适。 （4 ）选取小齿轮齿数 z52 0 ; 大齿轮齿数 z6u z5= 7 4 （5 ）选取螺旋角。初选螺旋角= 1 4 按齿面接触疲劳强度条件设计， 然后校核齿根弯曲疲劳强度， 最后作齿轮的结构设计。 2 按齿面接触疲劳强度设计 由强度计算公式总表查得设计公式为 () 3 2 H HE d 5t 5t s ZZ u 1u ? T2K d （1 ) 确定公式内的各计算数值 试选 K t 1 6 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 由图 1 0 - 3 0 选取区域系数 H Z=2.433 由图 1 0 - 2 6 差得 5 =0.78， 6 =0.87，则 = 5 + 6 =1.65 T5= 9 5 . 5 1 0 5 P5/ n5= 9 5 . 5 1 0 5 0 . 9 9 1 8 / 9 3 . 2 4 3 N m m = 1 0 1 5 8 6 . 5 8 8 7 N m m 由 1 P 2 0 5 表 1 0 7 选取d= 1 （两支撑相对于小齿轮做非对称布置） 由 1 P 2 0 1 表 1 0 - 6 查得材料的弹性影响系数为 ZE= 1 8 9 . 8 M P a 由 1 P 2 0 9图 1 0 - 2 1按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为l i m 5= 6 0 0 M P a , l i m 6= 5 5 0 M P a 。 由公式 N = 6 0 n j Lh N5= 6 0 9 3 . 2 4 3 1 ( 3 2 0 0 ) = 1 . 7 9 1 0 7 N6= N1/ u = 1 . 7 9 1 0 7 / 3 . 7 = 0 . 4 8 4 1 0 7 图 1 0 - 1 9 查得接触疲劳强度 KH N 5= 1 . 2 7 KH N 6= 1 . 3 9 计算接触疲劳应力 取失效概率为 1 % ，安全系数 S = 1 5 H = KH N 5l i m 5/ S = 1 . 2 7 6 0 0 / 1 = 7 6 2 M P a . 6 H = KH N 6l i m 6/ S = 1 . 3 9 5 5 0 = 7 6 4 . 5 M P a H s= 2 65 HH + = 2 5 .764762+ =763.25 M P a （2 ) 计算 1 ) 计算小齿轮分度圆直径 5t d代入 中较小的值 () 3 2 H HE d 5t 5t s ZZ u 1u ? T2K d = 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 3 2 763.25 2.433189.8 3.7 7 . 4 65. 11 7101586.5881.62 =45.08mm 2 ）计算圆周速度 100060 d 55 = n v t 100060 93.24308.4514. 3 =0.22m/s 3 ）计算齿宽 b 及模数 mt 5tdd b=1 4 5 . 0 8 m m = 4 5 . 0 8 m m mt= 5 5t z cosd = 20 14cos45.08 =2.187m m 计算齿宽与齿高之比 b / h 齿高 h = 2 . 2 5 mt= 4 . 9 2 m m b / h = 9 . 1 7 4 ）计算纵向重合度 =0.318d 5 ztan=1.5857 5 ）计算载荷系数 根据 v = 0 . 2 2 m / s , 7 级精度，由 1 P 1 9 4 图 1 0 - 8 查得动载荷系数 K v = 1 . 0 0 5 。 斜齿轮，由 1 P 1 9 5 表 1 0 - 3 查得 KH a 5= KF a 6= 1 . 4 由 1 P 1 9 3 表 1 0 - 2 查得使用系数 KA= 1 由 1 P 1 9 6 表 1 0 - 4 查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 KHB=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310- 3b 将数据代入得 KH B= 1 . 1 2 + 0 . 1 8 （1+0.612）12+0.2310- 34 5 . 0 8 =1 . 4 1 8 由 b / h = 9 . 1 7 , KH B = 1 . 4 1 8 , 查图 1 0 - 1 3 得 KF B= 1 . 3 故载荷系数 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 K = KAKvKH aKH B= 1 1 . 0 0 5 1 . 4 1 . 4 1 8 = 2 6 ）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 5 d= 5t d( K / K t ) 1 / 3 = 4 5 . 0 8 ( 2 / 1 . 6 ) 1 / 3 = 4 8 . 5 6 m m 7 ) 计算模数 m = 5 5 z cosd = 20 14cos48.56 =2.356m m 3 . 按齿根弯曲强度的设计 由 1 P 2 1 6 式 1 0 - 1 7 得弯曲强度的设计公式为 mn 3 F 2 5 2 5 z cos2KT SaFa d YY Y ( 2 ) 确定计算参数 1 ）由 1 P 2 0 8 图 1 0 - 2 0 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE5= 5 0 0 M p a 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE6=380MPa 2 ）由 1 P 2 0 6 图 1 0 - 1 8 查得弯曲疲劳寿命系数 KF N 5= 0 . 9 8 KF N 6= 0 . 9 9 5 3 ）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S = 1 . 4 , 由式 1 0 - 1 2 得 5 F = KF N 5F E 5/ S = 3 5 0 M P a 6 F = KF N 6F E 6/ S = 2 7 0 M P a 4 ）计算载荷系数 K 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 K = KAKvKF aKF B= 1 1 . 0 0 5 1 . 4 1.3=1.8291 5 ）根据纵向重合度 =1.5857，从图 10- 28 查得螺旋角影响系数 Y=0.88 6 ) 计算当量齿数。 v5 z= 3 5 cos z = 14cos 20 3 =21.894 v6 z= 3 6 cos z = 14cos 74 3 =81 7 ）查取齿形系数 由 1 P 2 0 0 表 1 0 - 5 可查得 YF a 5= 2 . 7 2 , YF a 6= 2 . 2 2 8 ）查取应力校正系数 由 1 P 2 0 0 表 1 0 - 5 知 YS a 5= 1 . 5 7 , YS a 6= 1 . 7 7 9 ) 计算大小齿轮的 YF aYS a/ F , 并加以比较。 YF a 5YS a 5/ 5 F =0.0122 YF a 6YS a 6/ 6 F = 0 . 0 1 4 5 5 大齿轮的数值较大 （2 ）设计计算 mn 3 2 2 0.01455 65. 1201 14cos88. 07101586.5881.82912 =1.893mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算 的模数， 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力， 而由齿面接触 疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度模数 2.356，并近 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 似圆整为标准 m = 2 . 5 。 按接触强度算得的分度圆直径 d5= 4 8 . 5 6 m m ， z5= d5c o s / m = 1 8 . 8 5 ， z6= u z6= 6 9 . 7 3 。 取 z5 =1 9。则 z6= u z5 =7 1 4 . 几何尺寸计算 （1 ）计算中心距 a = ( z5+ z6) mn / ( 2 c o s ) = 1 1 5 . 9 4 m m 将中心距圆整为 1 1 6 m m 。 （2 ）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos a2 )z(z 65n m+ = arccos 1162 5 . 2)71(19 + =14.11 因值改变不多，故参数 ， k， H z等不必修正。 （3 ）计算大小齿轮的分度圆直径 d5= cos mz5 n = 4 8 . 9 5 m m d6= cos mz6 n = 1 8 2 . 9 3 m m （4 ）计算齿轮宽度 5dd b=1 4 8 . 9 5 = 4 8 . 9 5 m m 圆整后取 B6= 5 5 m m ，B5= 5 0 m m 4 ）轴的设计及危险轴的校核 （1 ）轴的设计与校核 （1 ) 输出轴上的功率 P ，转速 n ，转矩 T 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 功率 P = 0 . 9 7 2 W 转速 n = 2 5