四速电动葫芦机械系统的设计（三维建模CAD图纸）.pdf

四速电动葫芦机械系统的设计 四速电动葫芦机械系统的设计 前言前言 起重机械广泛应用于各种物料的起重 运输 装卸等作业中 可以减 轻劳动强度 提高生产效率 如在工厂 矿山 车站 港口 建筑工地 水电站 仓库等生产部门中得到应用 随着我国经济改革的不断深入 一 些老的工业基地逐渐复苏 大量冶炼 铸造和机加工行业出现增长势头 引发市场对起重机械需求量的不断增加 有关调查资料表明 65 的起重机械用户主要是为了提高生产率 减少 劳动工资 降低职工劳动强度 因而用户对起重机械的安全性 先进性 适用性和自动化程度就提出了更高的要求 使起重机械的制造厂家面临更 加严峻的挑战 起重机械制造行业的发展趋势为设计 制作的计算机化 自动化近年来 随着电子计算机的广泛应用 许多国外起重机制造商从应 用计算机辅助设计系统 提高到应用计算机进行起重机的模块化设计 起 重机采用模块单元化设计 不仅是一种设计方法的改革 而且将影响起重 机行业的技术 生产和管理水平 老产品的更新换代 新产品的研制速度都 将大大加快 对起重机的改进 只需针对几个需要修改的模块 设计新的起 重机只需选用不同的模块重新进行组合 提高通用化程度 可使单件小批 量的产品改换成相对大批量的模块生产 亦能以较少的模块形式 组合成 不同功能和不同规格的起重机 满足了市场的需求 提高了竞争能力 作为起重设备中轻便灵活的电动葫芦作业范围是有点 线为主 自重 轻 构造紧凑 体积小 维修方便 经久耐用等特点 目前起重设备较多 如单 双梁桥式起重机 门式起重机等 但结构体积庞大 一次性投资与 运行成本较高 就是不能良好的满足生产现场的要求 急需技术经济性能 价格良好的起重设备 电动葫芦在此方面具有优势 但目前电动葫芦多以 为单速 双速为主 多速电动葫芦极少 特别是四速电动葫芦 作为起重 基地的新乡 研究开发四速电动葫芦 是很有前景的 1 1 电动葫芦简介 电动葫芦简介 1 1 1 1 电动葫芦的原理电动葫芦的原理 电动葫芦 简称电葫芦 又名电动提升机 它保留了手拉葫芦轻巧方 便的特点 由电动机 传动机构和卷筒或链轮组成 分钢丝绳电动葫芦和 环链电动葫芦两种 通常用自带制动器的鼠笼型锥形转子电动机 或另配 电磁制动器的圆柱形转子电动机 驱动 起重量一般为 0 1 80 吨 起 升高度为 3 30 米 多数电动葫芦由人用按纽在地面跟随操纵 也可在司机室内操纵或采 用有线 无线 远距离控制 电动葫芦除可单独使用外 还可同手动 链 动或电动小车装配在一起 悬挂在建筑物的顶棚或起重机的梁上使用 手 拉葫芦和手扳葫芦都叫做手动葫芦 是用人力来提升重物的 电动葫芦是一种用途十分广泛的轻小型起重设备 其特点是体积小 重量轻 承载能力大 常被安装在电动单梁桥门起重机和悬挂式起重机上 用来升降和运移物品 电动葫芦的各类较多电动葫芦主要有钢丝绳电动 葫芦 环链电动葫芦 微型电动葫芦和防爆电动葫芦几种型号 电动葫芦又改进了手拉葫芦人工操作 提升速度慢等不足 它集电动 葫芦和手拉葫芦的优点于一身 采用盘式制动电机作用力 行星减速器减 速 具有结构紧凑 体积小 重量轻 效率高 使用方便 制动可靠维护 简单等特点 适用于低速小行程的 物料装卸 设备安装 矿山及工程建 筑等方面 价廉物美 安全可靠 为您的工作带来便利 本设计是钢丝绳电动葫芦 因为钢丝绳电动葫芦有它特有的特点 下 面就来和大家看一看钢丝绳电动葫芦的结构原理 减速器 采用三级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 控制箱 采用能在紧急情况下切断主电路 并带有上下行程保护断火限位 器的装置 确保了电动葫芦的安全运行 电器元件寿命长 使用可靠 钢丝绳 采用 GB1102 74 6 37 1 X 型起重钢丝绳 它保证了经久耐用 锥行电动机 起升电机采用较大起动力矩锥形转子制动异步电动机 无须 外加制动器 电机负载持续率为 25 电机采用 B 级或 F 级绝缘 电机防 护等级 IP44 IP54 按钮开关 手操作轻巧灵便 分有绳操纵和无线遥控两种方式 钢丝绳电动葫芦的结构原理就决定它的优点 在市场上也有很好的反 映 从深层次了解钢丝绳电动葫芦 可以让你在它的维护保养中做得更好 也更能让钢丝绳电动葫芦在工作中发挥更大的作用 提高它的工作效率 也就提高了相对的收入 1 2 1 2 发展前景发展前景 目前 国内外电动葫芦产品在构造特征 性能配置等方面仍存在一定 差异 通过对国内外该类产品的比较 明示了其差异情况 1964 年联合 设计的 CD MD 葫芦 在 1975 年设计改进之后 虽经各制造企业不同程度 的改进 并未吸收世界进程中的任何技术发展 包括 1983 年引进德国 Stahl 公司的 AS 钢丝绳葫芦 距离当代发达国家的产品水平 仍有数十 年差距 而随着科技的不断发展与进步新一代多速电动葫芦有着跟多的发 展趋势 向大型化 高效化 无保养化合节能化发展 向智能化 集成化合信息化发展 向成套化 系统化 综合化和规模化发展 向模块化 组合化 系列化和通用化发展 向小型化 轻型化 简易化和多样化发展 所以 新型电动葫芦的开发研究对于我国的起重行业还是很有实际意 义的 而这个设计题目这样不但可以是我们和社会科技环境接轨 虽然我 们的水平有限 但是可以借此更加全面的了解起重器材的性能和工作环 境 为将来的起重行业的工作做一个铺垫 同时可以把以前学过的知识巩 固一下 把以往不太注意的基础知识更加熟悉起来 为以后的工作打下坚 实的基础 所以 在设计中 我们应该采用新理论 新方法 新技术和新 手段来提高我们的的设计质量 电动葫芦种类一般分为几种 环链电动葫芦 钢丝绳电动葫芦 防爆 电动葫芦 气动葫芦 微型电动葫芦 舞台专用电动葫芦 还有台湾进口 的小金刚 按照能否运行来分 又分为固定式与运行式两种 按照起升速 度来分 分为单速与双速两种 电动葫芦使用非常简单 有操作手柄 运行式电动葫芦手柄上一般有 上下左右四个按扭 固定式有上下两个按扭 特殊的也有其他设置 根据 您的需要从下面调节手柄即可操作电动葫芦 一般电动葫芦都配有说明书 按照说明书上来按装即可 1 3 1 3 电动葫芦在使用时应该注意的事项电动葫芦在使用时应该注意的事项 1 电动葫芦在使用前 应进行静负荷和动负荷试验 2 检查电动葫芦制动器的制动片上是否粘有油污 各触点均不能涂润 滑油或用锉刀挫平 3 严禁超负荷使用 不允许倾斜起吊或作为拖拉工具使用 4 操作人员操作时 应随时注意并及时消除钢丝绳在卷筒上脱槽或绕 有两层的不正常情况 5 电动葫芦盘式制动器要用弹簧调整至是物件能容易处于悬空状态 其制动距离在最大负荷时不得超过 80mm 6 电动葫芦应有足够的润滑油 并保持干净 7 电动葫芦不工作时 禁止把重物悬于空中 以防零件产生永久变形 1 4 1 4 设计要求设计要求 本设计的四速电动葫芦机械系统的根据现有普通电动葫芦的应用情 况提出要求是 1 四速电动葫芦的最大载重为 10 吨 最大起升高度为 9 米 2 四速电动葫芦的强度等级为 M 工作级别为 M5 3 通过电机的变速实现在一个电机带动下输出 4 种速度 2 2 四速电动葫芦的结构分析与设计 四速电动葫芦的结构分析与设计 2 1 2 1 电动葫芦的结构分析电动葫芦的结构分析 电动葫芦主要由起升机构和运行机构组成 起升机构包括吊钩 钢 丝绳 滑轮组 电机 卷筒和减速器组成 它的运行机构为小车 电动机 的总体结构如图 2 1 所示 图 2 1 电动葫芦总体结构简图 电葫芦中间是钢丝绳卷筒 用小车将其悬挂于工字钢锻造的天车大梁 上 一端用法兰固定一台可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 2 2 2 2 电动葫芦的设计方案电动葫芦的设计方案 电动葫芦起升的结构主要为电动机 减速器和卷筒装置 3 个部件 排 列方式主要有平行轴和同轴两种方式排列形式 如图 2 2 所示 a b 图 2 2 起升机构部件排列图 1 电动机 2 减速器 3 卷筒装置 经过分析这里优先选用 b 方案 其方案的电机 减速器 卷筒布置较 为合理 减速器中的大齿轮和卷筒连在一起 起吊产生的转距经大齿轮可 以直接传给卷筒 使得卷筒只受弯距而不受扭距 其优点是结构紧凑 传 动稳定 安全系数高 减速器用斜齿轮传动 载荷方向不变和齿轮传动的 脉动循环 对电动机产生一个除弹簧制动的轴向力以外的载荷制动轴向 力 当斜齿轮倾斜角一定时 轴向的力大小与载荷成正比 起吊载荷越大 该轴向力也越大 产生的制动力矩也越大 反之亦然 它可以减小制动弹 簧的轴受力 制动瞬间产生的冲击减小 电动机轴受扭转的冲击也将减小 尤其表现在起吊轻载荷时 从而提高了电动机轴的安全性 因此 选择 b 方案 a 方案中结构电机与卷筒布置不再同一平面上通过减速器相连 使得 减速器转距增大 3 3 电动葫芦起升机构部件的设计电动葫芦起升机构部件的设计 电动葫芦式起升机构用来实现物料垂直升降 是任何起重机不可缺少 的部分 因而也是起重机最主要 也是最基本的机构 起升机构的安全状 态得好坏将直接地关系到起重作业的安全 是防止起重事故的关键 电动葫芦的机构主要包括 起升用锥形转子制动电动机 减速器 卷 筒装置和吊钩装置等 4 个动力和传动部件 起升电机 减速器 和卷筒装 置构筑成一个革命性紧凑又坚固的结构 使起重机能更有效的利用厂房空 间 增加了起升高度 平稳安静的运行延长起升机构的寿命 起升电机处 于大直径卷筒内使电动葫芦具有较小的外形尺寸且起升电机具有良好的 冷却性能 所有起升电机都装有盘式直流电磁制动器 自动监控间隙 电 器和制动器和谐工作保证吊钩任何时候都不打滑 制动器为长闭设计防止 失电事故 制动摩擦片不含石棉 卷筒由高强度无缝钢管制成 两端轴承 支撑 钢丝绳由压板固定 卷筒最少有 2 圈安全绳槽 标准钢丝绳为刚强 度钢丝制成并镀锌 重级制导绳器由耐磨的球墨铸铁制成 防止乱绳 大 直径滑轮由球磨铸铁制成 防止跳绳 3 1 3 1 起升机构的工作分析起升机构的工作分析 电动机通过联轴器与减速器的中间轴连接 而中间轴又通过齿轮连接 与减速器的高速轴相连 用减速器的低速轴带动卷筒 吊钩等钩取物装置 与并卷绕在卷筒上的钢丝绳滑轮组连接起来 当电动机正反两个方向的运 动经联轴器和减速器传递给卷筒时 通过卷筒不同方向的旋转将钢丝绳卷 入或放出 从而使吊钩与吊挂在其上的物料实现升降运动 这样 就将电 动机输出的旋转运动转化为吊钩的垂直上下的直线运动 用常闭式制动器 空竹起重机机构的运转 通电时松闸 使机构运转 在失电情况下制动 使吊钩连同货物停止升降 并在指定位置上保持静止状态 当于与自锁 当滑轮组升到最高极限位置时 上升极限位置限制器被触碰面动作 使吊 钩停止上升 即起到了限位开关的作用 当吊载接近额定起重量时 起重 量限制器及时检测出来 并给予显示 同时发出警示信号 一旦超过额定 值及时切断电源 使起升机构停止运行 以此来保证生产安全 3 2 3 2 电动机的选择电动机的选择 本次设计为 10 吨四速电动葫芦 电动机采用 YZR 系列起重用三相一 步电动机用电动机 由公式得 P FV 1000 GV 1000 10000 4 60 1000 0 67kW 3 1 滚筒传动的效率取 0 96 联轴器的效率取 0 99 电机轴的效率取 0 98 与电机 与 与 输出轴与 筒与输出轴 总 3 2 0 96 0 99 0 99 0 99 0 99 0 99 0 99 0 98 0 8857 电动机功率 d p w p 总 0 67 0 8857 0 75266kW 3 3 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p 1 4 d p 1 0537kW 电机转速取 n 电 930r min 故选电动机的电动的额定功率为 8 5kw 转速为 930 min 3 3 滑轮组的选择滑轮组的选择 滑轮组由动滑轮和定滑轮组成 其上缠绕钢丝绳 此方法可以减小起 重所须的力还可以达到增速的目的 其中通过滑轮可以改变钢丝绳的运动 方向 平衡滑轮还可以均衡张力 四速电动葫芦选用的滑轮组倍率由 1 查得 m 2 滑轮组效率 z 0 99 3 3 4 4 钢丝绳的选择和校核钢丝绳的选择和校核 本次设计选用的钢丝绳主要依据其工作环境及工作强度及使用特点 及重要性选用 柔韧性好 钢丝绳强度高 耐冲击 安全可靠 虽然在正 常情况下使用的钢丝绳不会发生突然破断 但是钢丝绳广泛应用在起重机 上 可能会因为承受的载荷超过其极限载荷而破坏 而钢丝绳的破坏是有 前兆的 总是从断丝开始 极少发生整条绳的突然断裂 钢丝绳的破坏会导致严重的后果 所以钢丝绳既是起重机械的重要零 件之一 也是保证起重作业安全的关键环节 3 3 4 1 4 1 钢丝绳的选择钢丝绳的选择 钢丝绳是起重机械中最常用的构件之一 根据其本身的结构特点及工 作环境的需要选择 查得钢丝绳型号选为 6X37 15 1550 I 右 1 根据设计要求 起重重量为 10 吨 按照构造易紧凑的原则 选 用滑轮倍数为 a 2 F 58800N K 安全系数 取 1 2 2 钢丝绳的直径 d d 21mm C 0 898 为选择系数查得钢丝绳型号选为 6X37 15 1550 I 右 3 3 4 2 4 2 计算钢丝绳所承受的最大静拉力计算钢丝绳所承受的最大静拉力 钢丝绳所承受的最大静拉力 即钢丝绳分支的最大静拉力 为 k Q Zm P S max 3 4 式中 Q P 额定起升载荷 指所有起升质量的重力 包括允许起升的 最大有效物品 取物装置 如下滑轮组吊钩 吊梁 抓斗 容器 起重电磁铁等 悬挂挠性件以及其 他在升降中的 设备的质量的重力 Z 绕上卷筒的钢丝绳分支数 单联滑轮组 Z 1 双联滑轮组 Z 2 根据要求 Z 1 m 滑轮组倍率 h 滑轮组的机械效率 其中 Q P 810000N m 2 h 0 99 所以 max s 29 7N 3 3 4 3 4 3 计算钢丝绳破断拉力计算钢丝绳破断拉力 计算钢丝绳破断拉力为 p s n max s 3 5 式中 n 安全系数 根据机构工作级别查表确定 n 5 p s 150 max s 136 所以钢丝绳满足要求 3 5 3 5 吊钩的设计吊钩的设计 吊钩在起重装置中属于取物装置 用于提取物料 既是起重机械的重 要零件之一 也是保证起重作业安全的关键环节 3 3 5 1 5 1 吊钩的选择吊钩的选择 吊钩按形状分为单钩和双钩 按制造方法分为锻造吊钩叠片吊钩 单钩制造简单 使用方便 但受力情况不好 大多用在起重量为 80 吨以下的场合 起重量大时常采用受力对称的双钩 叠片式吊钩由数片切 割成形的钢板铆接而成 个别板材出现裂纹时整个吊钩不会破坏 安全性 较好 单自重较大 大多用在大起重量或吊运钢水盛桶的起重机上 吊钩 在作业过程中常受冲击 需采用韧性好的优质碳素钢制造 吊钩分类极广 一般包括 卸扣 吊环 圆环 梨形环 长吊环 组哈吊环 S 钩 鼻吊 钩 美式吊钩 羊角吊钩 眼形滑钩 带保险卡吊环螺钉 链条卸扣 居 于独特 新颖 质优安全的特点 适用于工厂 矿山 石油 化工及船舶 码头等 确保安全 质量安全系数高 静载荷达到 3 倍 起重量从 5 吨到 150 吨 吊钩是起重机械常见的一种吊具 吊钩常借助滑轮组等部件悬挂 在起重机构的钢丝绳上 还适用于工厂 矿山 石油 化工和船舶码头等 吊运重物的场所 锻造吊钩分为单钩和双钩 单钩一般用于小起重量 双钩多用于较大 的起重量 锻造吊钩材料采用优质低碳镇静钢或低碳合金钢 如 20 优质 低碳钢 16Mn 20MnSi 36MnSi 这次设计的是 5 吨的葫芦 属于小起重量 结合电葫芦的生产现状 选用锻造单钩 3 3 5 2 5 2 吊钩的尺寸设计吊钩的尺寸设计 吊钩钩孔直径与起重能力有一定关系 单钩 t Q D 35 30 钩身各部分尺寸 见图 3 间的关系如下 h L D S 75 0 75 0 2 1 2 2 5 1 0 1 5 Lh h D 图 3 1 锻造单钩 计算得 D 80 S 60 H 96 2 L 184 2 L 48 3 2 吊钩的三维效果图 由于负载属于轻型因此吊钩的各部位直径选择按照起重设计手册的 常规数据选取完全可以满足工作要求 但注意的是吊钩的前端尖嘴部分应 有一定的扬角避免磨损后起吊容易脱钩 在参考常规设计的基础上进行设 计的已满足设计要求 故在次不与校核 3 6 3 6 卷筒装置的设计卷筒装置的设计 卷筒是用来卷绕钢丝绳的部件 它承载了起升载荷 收放钢丝绳 实 现勾取物装置的升降 是实现四速电动葫芦机械系统满足要求的装置 1 电动葫芦卷筒的种类 电动葫芦按卷筒的筒体形状 可分为长轴卷筒和短筒卷筒 按制造方 式 可分为铸造卷筒和焊接卷筒 按卷筒表面是否有绳槽 可分为光面卷 筒和螺旋槽面卷筒 按钢丝绳在卷筒表面卷绕层数 可分为单层缠绕卷筒 和多层缠绕卷筒 多层缠绕卷筒用于起升高度特大 或要求机构紧凑的起 重机上 2 电动葫芦卷筒的结构 电动葫芦的卷筒是由筒体 连接盘 卷筒轴以及轴承支架等组成 单层缠绕的卷筒的筒体表面切有弧形螺旋槽 以增大钢丝绳与筒体的 接触面积 避免相邻绳之间摩擦 并使钢丝绳在卷筒上缠绕位置固定 其 缺点是筒体体积较大 多层缠绕卷筒的筒体表面直接采用光面 筒体两端有凸缘 以防止钢 丝绳滑出 其缺点是钢丝绳排列紧密产生摩擦 各层互相叠加 对钢丝绳 的寿命影响很大 电动葫芦的卷筒结构尺寸中 影响钢丝绳寿命的关键尺寸是按钢丝绳 中心算起的计算直径 卷筒允许的最小卷绕直径必须满足所在机构工作级 别所要求的规定值 3 3 6 1 6 1 卷筒直径的确定卷筒直径的确定 卷筒的直径式卷筒集合尺寸中最关键的尺寸 其名义直径 D 是指光面 卷筒的卷筒外包直径尺寸 有槽卷筒取槽底直径 大小按下式确定 289 17 1 18 1 d h D mm 3 6 式中 D 按钢丝绳中心计算的最小卷筒直径 mm h 与机构工作级别和钢丝绳有关的系数 查表为 18 d 钢丝绳的直径 mm 计算得 min D 289mm 取 290mm 3 3 6 2 6 2 卷筒长度的确定卷筒长度的确定 由表查得卷筒几何尺寸的计算 2 1 0 2 L L L L 3 7 P Z D m H L 1 1 max 0 3 8 式中 L 卷筒长度 0 L 卷筒上螺旋绳槽部分的长度 1 L 无绳槽卷筒端部尺寸的长度 由结构需要决定 2 L 卷筒两端多余部分的长度 2 3 LP P 绳槽节距 max H 最大起升高度 m 滑轮组倍率 1 D 卷筒的计算直径 其中 0 L 720mm 1 L 83mm 2 L 32mm L 835mm 3 3 6 3 6 3 卷筒厚度的计算卷筒厚度的计算 对于铸钢卷筒 d 式中 卷筒壁厚 d 钢丝绳直径 所以 15mm 4 4 同轴式三级齿轮传动减速器的设计同轴式三级齿轮传动减速器的设计 电动葫芦减速器是起升机构中传动的重要组成部分 也是本次设计的 重要部分 所以单独进行计算 其传动关系如图 4 1 所示 a b 图 4 1 同轴式三级传动减速器示意图 4 1 4 1 确定传动装置的总传动比和分配转动比确定传动装置的总传动比和分配转动比 1 总传动比 a i n n m 3 65 15 980 4 1 2 分配减速器的各级传动比 按同轴式布置 由 2 表 15 1 3 三级圆柱齿轮减速器分配传动比 由图查的 1 i 5 7 2 i 3 6 则低速级传动比 3 i 5 2 66 5 2 81 3 2 4 2 4 2 计算各轴的转速和转矩和功率计算各轴的转速和转矩和功率 1 各轴转速 n n nm 980 r min n 1 980 r 171 9 min 5 7 m n i n 2 171 9 r 47 75 min 3 6 n i n 2 47 75 r 14 92 min 3 2 n i n n 2 各轴输入转矩 40 82 980 5 8 9500 9550 m d d n p p NM T Td 01 82 40 0 99281 74N M d p 联轴器 T 12 81 84 0 9678 47N M dd TT 花键 T 21 48 475 70 970 97420 85NM T i 齿轮 滚动轴承 T 323432 420 35 3 6 0 970 97395 51N M T iT i 齿轮 滚动轴承 T T 4 34543 395 51 3 20 970 971190 83NM T iT i 齿轮 滚动轴承 T 5565 1190 83 0 960 971131 14N M TT 卷筒 滚动轴承 3 各轴入输功率 8 5kW d P P Pd 01 Pd 8 50 9928 432kW 联轴器 P P 12 P 花键 8 4320 968 1kW P P 23 P 滚动轴承 齿轮 8 1 0 98 0 987 78kW P P 23 P 滚动轴承 齿轮 7 78 0 98 0 987 47kW P P 34 P 滚动轴承 齿轮 7 470 98 0 987 18kW P P 34 P 滚动轴承 齿轮 7 180 95 0 986 68kW 各轴的运动和动力参数如表 4 1 所示 表 4 1 运动和动力参数 4 3 4 3 传动零件的设计计算 传动零件的设计计算 4 4 3 1 3 1 第一轴齿轮的设计计算第一轴齿轮的设计计算 1 选择齿轮材料 查表选小择齿轮材料为 40cr 调质和表面淬火处理 或氮化 48 55 HRC 2 按齿面接触疲劳强度设计 选择齿数取 z1 13 z2 i1 z 1 5 7 13 74 齿宽系数 d 由表 14 1 79 选 d 0 8 初选螺旋角 14 初选载荷系数 按齿轮非对称布置速度中等冲击载荷不大来选择 轴号 输出功率 P kW 转速 n r min 输出转矩 T N m 轴 8 432 980 81 74 轴 8 11 980 78 47 轴 7 78 171 9 420 85 轴 7 47 47 75 395 51 V 轴 7 18 14 92 1190 83 VI 轴 6 68 14 92 1131 14 Kt 1 3 转距 T 1 8 14 1081 4N m T 弹性系数 ZE 由表查的 ZE 187 7MPa 确定变位系数 z1 12 z2 68 a 20 h an h acos 由图查的 x1 0 39x2 0 38 节点区域系数 ZH X 0 8 查图得 ZH 2 43 重合度系数 Z 纵向重合度 35 0 14 tan 13 8 0 138 0 tan 138 0 sin 1 z m b d n b 端面重合度 42 9 38 0 1 113 1 1 1 n x z 由机械设计手册图 14 1 7 查的重合度 则 78 0 1 a 87 0 2 a 61 1 87 0 39 0 1 78 0 39 0 1 1 1 2 1 1 1 a n a n a x x 由图 14 1 19 查得 85 0 螺旋角系数 98 0 14 cos cos 许用接触应力 接触疲劳极限 lim 由机械设计手册图 14 1 24 查得大小齿轮的接触 疲劳极限为 Hlim1 Hlim2 1160MPa 应力循环次数 N1 60 n1 Lh 60 980 1 6300 3 70 10 8 N2 7 1 1 10 49 6 7 5 70 3 i 4 2 接触疲劳寿命系数由机械设计手册图 6 4 10 查得 KHN1 1 08 KHN2 1 14 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 1 1lim1 1 08 11601253MPa HNH K S 2 S K H HN 1 lim 1 1 14 11601322MPa 则 11 1253 1322 1288MPa 22 HH 3 计算小齿轮分度圆直径 d1t 小齿轮分度圆直径 d1t 2 3 1 2 H H E a d t Z Z u u T K 4 3 3 4 2 2 1 3 8 14 105 55 1189 8 2 46 mm32 45mm 0 8 1 615 551288 验算圆周速度 1 32 45 980 m m 1 66 ss 60 100060 1000 t d n V 选择精度等级 根据圆周速度由机械设计手册 6 4 19 6 4 20 选 择齿轮精度等级为 7 级精度 4 计算齿宽 b 和模数 mnt b 1 0 8 32 4525 96mm dt d 1 1 cos 32 45 cos14 2 42mm 13 t nt d m z f a h h h 46 2 82 1 38 0 14 cos 1 1 n n an a m x h h 56 1 82 1 38 0 14 cos 25 0 14 cos 1 1 n n n an t m x c h h 02 4 56 1 46 2 f a h h h 46 6 02 4 96 25 h b 5 计算载荷系数 K 使用系数 由表查的 KA 1 25 动载系数 KV 根据圆周速度 v 1 66 s m 由图查的 KV 1 1 齿 间 载 荷 分 配 系 数 Ha K 根 据 a r 由 图 查 得 Ha K Fa K 1 20 齿间载荷分配系数 K H 由表查的齿轮装配时检验调整 K H 1 05 0 26 1 0 6 2 d 2 d 0 16 10 3 b 1 29 载荷系数 K K KA KV Ha K K H 1 25 1 1 1 20 1 29 2 12 修正小齿轮直径 1 d 33 11 2 12 32 45mm35 58mm 1 5 t t K dd K 计算模数 mn mn 1 1 cos 35 58 cos14 mm2 65mm 13 d z 6 按齿根弯曲疲劳强度校核 cos 2 2 1 2 F sa Fa a d n Y Y z KTY m 4 4 计算载荷载荷系数 K 由 46 6 h b K H 1 29 由图查得 F K 1 27 K KA KV Ha K F K 1 25 1 1 1 20 1 27 1 74 齿轮的弯曲疲劳强度极 FE 由图查得 MPa FE FE 890 2 1 齿形系数 Fa Y 由当量齿数 z 80 13 14 cos 13 cos 2 2 1 1 z n z 76 85 8 cos 85 cos 2 2 2 2 z n 由图查的 78 2 1 Fa Y 90 1 2 Fa Y 应力修正系数 Sa Y 由图查的 56 1 1 Sa Y 85 1 2 Sa Y 重合度系数 an Y 75 0 25 0 由表查得 2 cos sin 1 arccos n b a 2 20 cos 8 sin 1 cos 2 cos sin 1 n b a 9914 0 9829 0 58 1 99 0 55 1 cos 2 2 b a an 72 0 58 1 75 0 25 0 75 0 25 0 an Y 螺旋角系数 Y 由图根据 查得 Y 0 98 尺寸系数 X Y 由表的公式 n X m Y 01 0 05 1 n m 5 时 取 n m 5 X Y 2 弯曲寿命系数 N Y 根据 N1 5 29 10 8 N2 9 35 10 7 由图查得 8 0 1 N Y 1 2 N Y 计算许用弯曲疲劳应力 F 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 F 1 111 620 0 8 2 708 57MPa 1 4 FENX Y Y S F 2 222 6202 1 885 71MPa 1 41 4 FENX Y Y 计算大 小齿轮的 F Y Y Sa a F 并加以比较 1 1 1 F Sa Fa Y Y 007454 0 57 708 90 1 78 2 004031 0 71 885 85 1 93 1 2 2 2 F Sa Fa Y Y 小齿轮的数值较大 设计计算 42 3 2 2 2 17 5 08 100 98 cos 8 0 007454mm2 38mm 0 8 151 55 m 对比计算结果 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 取标准值 mn 2 5mm 取分度圆直 径 d1 30 54mm 09 12 5 2 8 cos 54 30 cos 1 1 n m d z 4 4 则 13 1 z 58 73 13 66 5 1 2 uz z 取 74 2 z 7 几何尺寸计算 计算中心距 12 1374 2 5 mm 122 82mm 2cos2 cos8 n zz m a 4 5 将中心距圆整为 120mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 5 12 9 110 2 5 2 74 13 2 arccos 2 1 a m z z n 4 6 因 值改变不多 故参数 H a Z K 等不必修正 计算大 小齿轮的分度圆直径 1 1 2 2 13 2 5 mm38 26mm coscos8 6 34 742 5 179 68 cos8 6 34 n n z m d z m dmmmm 计算齿轮宽度 20 31 83 32 8 0 1 d b d mm 4 7 圆整后取 2 33mm B 1 40mm B 4 4 3 2 3 2 第二轴齿轮的设计计算第二轴齿轮的设计计算 1 按齿面接触疲劳强度设计 选择齿数取 z1 24 z2 i1 z1 3 6 24 84 确定变位系数 z1 24 z2 84 a 20 h an h acos 由图 查得 x1 0 38 x2 0 38 重合度系数 Z 纵向重合度 037 0 8 tan 24 8 0 138 0 tan 138 0 sin 1 z m b d n b 端面重合度 54 18 38 0 1 24 1 1 1 n x z 查得重合度 则 71 0 1 a 86 0 2 a 则 58 1 a 应力循环次数 N1 60 n1 Lh 60 247 35 1 6300 9 35 10 7 N2 7 7 1 1 10 60 2 6 3 10 35 9 i 4 8 接触疲劳寿命系数由图查得 KHN1 1 19 KHN2 1 15 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 1 S K H HN 1 lim 1 1 19 1160 1380 2 S K H HN 1 lim 1 1 15 1160 1344 则 12 13801334 1357MPa 22 HH 2 计算小齿轮分度圆直径 d1t 小齿轮分度圆直径 d1t 2 3 1 2 H H E a d t Z Z u u T K 4 9 3 5 2 2 1 6 4 2 103 6 1189 8 2 46 mm47 58mm 0 8 1 583 61357 3 计算载荷系数 K 齿间载荷分配系数 Ha K 根据 a r 由图查得查得 Ha K Fa K 1 20 齿间载荷分配系数 K H 由表查的 齿轮装配时检验调整得 K H 1 30 载荷系数 K K KA KV Ha K K H 1 25 1 05 1 20 1 30 2 05 修正小齿轮直径 1 d 33 11 2 05 47 58mm49 51mm 1 6 t t K dd K 计算模数 mnt 1 cos 49 51 cos8 mm2 04mm 2424 nt d m 4 按齿根弯曲疲劳强度设计 cos 2 2 1 2 F sa Fa a d n Y Y z KTY m 4 10 计算载荷载荷系数 K 由图 查得 F K 1 25 K KA KV Ha K F K 1 25 1 05 1 20 1 25 1 97 齿形系数 Fa Y 由当量齿数 z 16 16 8 cos 16 cos 2 2 1 1 z v z 60 78 14 cos 74 cos 2 2 2 2 z v 由 4 图 14 1 47 592 2 1 Fa Y 211 2 2 Fa Y 应力修正系数 Sa Y 由图查得 596 1 1 Sa Y 774 1 2 Sa Y 重合度系数 an Y 75 0 25 0 已知 9914 0 b 58 1 cos 2 b a an 72 0 58 1 75 0 25 0 75 0 25 0 an Y 弯曲寿命系数 N Y 根据 N1 9 35 10 8 N2 2 67 10 7 由图查得 8 0 1 N Y 1 2 N Y 计算许用弯曲疲劳应力 F 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 F 1 111 600 0 8 2 583 71MPa 1 4 FENX Y Y S F 2 222 550 1 2 785 71MPa 1 41 4 FENX Y Y 计算大 小齿轮的 F Y Y Sa a F 并加以比较 1 1 1 F Sa Fa Y Y 007601 0 71 583 596 1 78 2 004992 0 71 785 774 1 211 2 2 2 2 F Sa Fa Y Y 小齿轮的数值较大 设计计算 52 3 2 2 1 972 7 100 98 cos 14 0 006081mm1 83mm 0 8 151 51 m 对比计算结果 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 取标准值 mn 2 5mm 取分度圆 直径 d1 48 90mm 96 11 5 2 14 cos 90 48 cos 1 1 n m d z 则 12 z 4 68 12 7 5 1 2 uz z 则 69 2 z 7 几何尺寸计算 计算中心距 12 1269 2 5 mm 104 34mm 2cos2 cos14 n zz m a 4 11 将中心距圆整为 105mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 0 2 1 36 15 105 2 5 2 69 12 2 arccos a m z z n 4 12 因 值改变不多 因此参数中 H a Z K 等不须要修正 计算大 小齿轮的分度圆直径 1 1 0 2 2 0 122 5 mm31 11mm coscos15 36 692 5 mm178 89mm coscos15 36 n n z m d z m d 计算齿轮宽度 89 24 11 31 8 0 1 d b d mm 圆整后取 2 25mm B 1 30mm B 图 4 2 齿轮的三维效果图 4 4 3 3 3 3 第三轴齿轮的设计计算第三轴齿轮的设计计算 1 按齿面接触疲劳强度设计 选择齿数取 z1 12 z2 i3 z1 3 2 11 35 2 转距 T 5 T1 2 10 N mm 确定变位系数 z1 12 z2 45 a 20 h an h acos 由机械设 计手册图 14 1 4 查的 x1 0 35 x2 0 35 节点区域系数 ZH X 0 8 查由机械设计手册图14 1 16 ZH 2 46 重合度系数 Z 纵向重合度 17 0 8 tan 11 8 0 138 0 tan 138 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 查得重合度 65 0 1 a 87 0 2 a 则 443 1 a 应力循环次数 N1 60 n1 Lh 60 70 67 1 6300 2 67 10 7 N2 6 7 1 1 10 5 6 09 4 10 67 2 i 接触疲劳寿命系数由由机械设计手册图查 KHN1 1 20 KHN2 1 15 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 1 S K H HN 1 lim 1 1 23 1160 1427 2 S K H HN 1 lim 1 1 39 1160 1612MPa 12 14271612 1520MPa 22 HH 2 计算小齿轮分度圆直径 d1t 小齿轮分度圆直径 d1t 2 3 1 2 H H E a d t Z Z u u T K 4 13 3 5 2 2 1 6 9 2 104 09 1189 8 2 46 mm63 07mm 0 8 1 4434 091520 3 计算载荷系数 K 齿 间 载荷分配系 数 Ha K 根据 a r 由图查 得 Ha K Fa K 1 10 齿间载荷分配系数 K H 由机械设计得 设计手册齿轮装配时检 验调整 K H 1 05 0 26 1 0 6 2 d 2 d 0 16 10 3 b 1 29 载荷系数 K K KA KV Ha K K H 1 25 1 05 1 10 1 29 1 86 修正小齿轮直径 1 d 33 11 1 86 63 07mm66 22mm 1 6 t t K dd K 4 14 计算模数 mnt 1 cos 66 22 cos8 mm5 96mm 1211 nt d m 4 15 4 按齿根弯曲疲劳强度设计 cos 2 2 1 2 F sa Fa a d n Y Y z KTY m 4 16 计算载荷载荷系数K K KA KV Ha K F K 1 25 1 05 1 10 1 25 1 80 齿形系数 Fa Y 由当量齿数 z 22 11 8 cos 11 cos 2 2 1 1 z n z 89 45 8 cos 45 cos 2 2 2 2 z n 由图 14 1 47 31 1 1 Fa Y 04 2 2 Fa Y 应力修正系数 Sa Y 由图 50 1 1 Sa Y 76 1 2 Sa Y 重合度系数 an Y 75 0 25 0 47 1 9914 0 443 1 cos 2 2 b a an 76 0 47 1 75 0 25 0 75 0 25 0 an Y 弯曲寿命系数 N Y 根据 N1 5 29 10 8 N2 9 35 10 7 由图查的 8 0 1 N Y 1 2 N Y 计算许用弯曲疲劳应力 F 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 F 1 111 620 0 8 2 708 57MPa 1 4 FENX Y Y S F 2 222 620 1 2 885 71MPa 1 41 4 FENX Y Y 计算大 小齿轮的 F Y Y Sa a F 并加以比较 1 1 1 F Sa Fa Y Y 002773 0 57 708 50 1 31 1 004054 0 71 885 76 1 04 2 2 2 2 F Sa Fa Y Y 大齿轮的数值较大 设计计算 mm mm m 70 5 004054 0 446 1 11 8 0 8 cos 98 0 10 2 9 80 1 2 2 2 5 3 对比计算结果 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 取标准值 mn 6 0mm 取分度圆直 径 d1 63 07mm 93 10 0 6 8 cos 07 63 cos 1 1 n m d z 则 11 1 z 99 44 11 09 4 1 2 uz z 则 45 2 z 5 几何尺寸计算 计算中心距 mm mm m z z a n 65 169 8 cos 2 0 6 45 11 cos 2 2 1 4 17 将中心距圆整为 170mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 34 6 8 170 2 0 6 45 11 2 arccos 2 1 a m z z n 因 值改变不多 故参数 H a Z K 等不必修正 计算大 小齿轮的分度圆直径 1 1 2 2 11 6 0 mm 66 67mm cos8 6 34 456 0 mm 278 75mm cos8 6 34 n n z m d z m d 计算齿轮宽度 33 53 67 66 8 0 1 d b d mm 圆整后取 2 55mm B 1 60mm B 减速器齿轮参数如表 4 2 所示 表 4 2 减速器齿轮参数汇总表 第一级 第二级 第三级 齿轮 1 2 3 4 5 6 n m mm 2 5 2 5 6 0 9 12 5 15 36 8 6 34 a mm 120 105 170 Z 13 74 12 69 11 45 d mm 38 26 179 68 31 11 178 89 66 67 278 75 b mm 33 40 25 30 55 60 u 5 7 3 6 3 2 旋向 左旋 右旋 右旋 左旋 左旋 右旋 精度 7 7 7 4 4 4 4 轴的设计 轴的设计 4 4 4 1 4 1 第一根轴的设计计算第一根轴的设计计算 求作用载齿轮上的力 因已知高速级大齿轮的分度圆直径为 2 179 68mm d N d T F t 34 909 69 179 10 17 8 2 2 4 2 N a F F n t r 69 211 10 9 cos 20 tan 34 909 cos tan 0 0 tan909 34tan9 1087 65N at FF 4 4 2 4 4 2 初步估算初步估算轴的最小直径轴的最小直径 选择轴的材料 选轴的材料为 45 钢 调质处理 由机械设计手册 根据表 5 1 1 查得 596MPa b 295MPa s 表 4 3 轴的常用材料及其力学性能 由机械设计手册根据表 5 1 19 取 A0 155 于是得 3 3 min0 3 7 23 15528 37mm 980 p dA n 4 18 考虑轴端有键 轴径应增大 4 5 取 d 30mm 减速器得输出轴的最小直径显然是安装键处轴的直径 d 为了使所 选的轴直径 d 于键相适应 故需同时选取键型号 根据 d 30mm I 系列由机械设计手册表选取 b d D 6 28 6 23 校核键连接的强度 其主要失效行式是工作面被压溃 静强度 静连接 n p zhld T 3 10 2 h 9 1 3 0 2 2 23 28 2 2 C d D 5 25 2 23 28 2 d D d m 按照中等使用和制造情况 齿面经热处理查得 100 140MPa p 取 100MPa p l 35 2102 5 08 10 49 93mm 0 76 1 925 5 100 mp T zhd 可 取 l 50mm 35 2102 5 08 10 99 8MPa 0 7 6 1 9 50 25 5 p n T zhld p p 1 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足矩形花键的轴向定位要求 轴段右端需制出一 轴肩 因此取 段直径 d 35mm 键与轴配合的长度 L 55mm 初步选择滚动轴承 因轴承主要承受径向载荷也可承受小的轴 向载荷 故选用深沟球轴承 参照工作要求并依据 d 的尺寸 故选用 单列深沟球轴承 6206 系列 其尺寸为 19 65 33 B D d 右端滚 动轴承采用齿轮轴进行轴向定位 因齿轮的分度圆直径 d 35mm 因 此 取 d 25mm 参照工作要求并依据 d 27mm 故选用 6405 系列 其尺寸为 25 83 28 B D d 根据齿轮的直径取齿轮轴处的轴段 的直径d 39 45mm 轴承端盖的总宽的为 22mm 根据轴承端盖的装拆及便于对轴 承添加润滑脂的要求 取端盖的外