钢丝绳电动葫芦起升用减速器设计

课程设计说明书课程名称：机械系统设计学设计题目：钢丝绳电动葫芦起升用减速器设计课程设计时间：指导教师：班级：学号：姓名：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（13）4）轴的设计及危险轴的校核（17）5）课程设计总结（20）6）参考文献（20）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=FV/1000=GV/1000=10000(4/60)/1000=0.67kw 与 电 机 与 与 输 出 轴 与 筒 与 输 出 轴总 =0.96(0.990.99)(0.990.99)(0.990.99)0.98 =0.8857电动机功率：= / =0.67/0.8857=0.75266kwdpw总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 =1.4 故Ak1.4 =1.0537kwd电机转速取:n 电 =1380r/min由于功能需要，采用锥形转子电机。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：=2 / d ( 为起升速度)卷 筒nLvLv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 （1 0.05）=8 0.4m/min（采用一段固定的动滑轮结Lv构）故卷筒转速 =2 （ 1 0.05）/ d=26.526 1.326卷 筒nL即 25.2r/min 27.852r/min卷 筒n传动比 = / =1380/（26.526 1.326）总u电 机 卷 筒 即 49.55 54.76总u取 =54.76总单级传动比 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 =1380r/min轴: n =1380r/min轴: n =345 r/min轴: n =93.243 r/min轴： n =25.2 r/min轴: nV=25.2 r/min计算各轴的输入功率： 0 轴： P0=1.0537kw轴: P = P0 =1.032626kw 与 电 机轴: P = P =1.012kw 与 轴: P = P =0.99186kw 与 轴： P = P =0.972kw输 出 轴 与 轴： P = P =0.93312kw筒 与 输 出 轴计算各轴的输入转矩： 0 轴： T0=9.55 =7291.9 Nmm610np轴: T1=9.55 =7146.07 Nmm61轴: T2=9.55 =28013.3 Nmm602np轴: T3=9.55 =101586.5887 Nmm613轴： T4=9.55 =368345.2913 Nmm604np轴： T5=9.55 =353611.4797 Nmm6105np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/min) 转距(Nmm) 传动比 u 效率 0 轴 1.0537 1380 7291.9轴 1.032626 1380 7146.07 1 0.98轴 1.012 345 28013.3 4 0.990.99轴 0.99186 93.243 101586.5887 3.7 0.990.99轴 0.972 25.2 368345.2913 3.7 0.990.99轴 0.93312 25.2 353611.4797 1 0.963） 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。（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1P191 机械设计表 101 选取：小齿轮材料为 40Cr， =280；1HB大齿轮材料为 45 号钢， 240。 40，合适。2HB12（4）选取小齿轮齿数 z120;大齿轮齿数 z2 uz1=80（5）选取螺旋角。初选螺旋角 =14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 HEd1t1t ZuT2K（1)确定公式内的各计算数值试选 Kt16由图 10-30 选取区域系数 =2.433HZ由图 10-26 差得 =0.78， =0.87，则 = + =1.651212Tt=95.5105P1/n1=95.51051.032626/1380 Nmm =7146.07Nmm由1P205 表 107 选取 d=1（两支撑相对于小齿轮做非对称布置）由1P201 表 10-6 查得材料的弹性影响系数为 ZE=189.8MPa由1P209 图 10-21 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 lim1=600MPa , lim2=550 MPa。由公式 N=60njLhN1=6013801(3200)=2.6496108N2=N1/u=2.6496108/4=0.6624108图 10-19 查得接触疲劳强度 KHN1=0.90 KHN2=0.95计算接触疲劳应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1= KHN1 lim1/S=0.9600/1=540 MPa. = KHN2 lim2/S =0.95550=522.5 1H2HMPa= = =531.25 MPaH21H25.40（2)计算1)计算小齿轮分度圆直径 d1t 代入中较小的值 =3 2 HEd1t1t ZuT2K=23.567mm325.31489456.1702）计算圆周速度=1.7m/s160tdn10687.2.33）计算齿宽 b 及模数 mt123.567mm=23.567mm1dmt= = =1.1433mm1tzcos2014cos3.567计算齿宽与齿高之比 b/h齿高 h=2.25mt=2.57mmb/h=9.174）计算纵向重合度 =0.318 d tan=1.58571z5）计算载荷系数根据 v=1.7m/s,7 级精度，由1P194 图 10-8 查得动载荷系数 Kv=1.05。 斜齿轮，由1P195 表 10-3 查得 KHa1=KFa2=1.4 由1P193 表 10-2 查得使用系数 KA=1由1P196 表 10-4 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+0.6 d2) d2+0.2310-3b将数据代入得 KHB=1.12+0.18（1+0.61 2）1 2+0.2310-323.567=1.4134由 b/h=9.17, KHB =1.4134 ,查图 10-13 得 KFB=1.3 故载荷系数K=KAKvKHaKHB=11.051.41.4134=2.0786）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径= (K/Kt)1/3= 23.567(2.078/1.6)1/3=25.713mm1dt7)计算模数m= = =1.247mm1zcosd2014cos5.733.按齿根弯曲强度的设计由1P216 式 10-17 得弯曲强度的设计公式为mn 3 F21zcosKTSadYY（1) 确定计算参数1）由1P208 图 10-20 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2=380MPa2）由1P206 图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85 KFN2=0.883）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式 10-12 得= KFN1 FE1/S=303.57MPa1F= KFN2 FE2/S=238.86 MPa24）计算载荷系数 KK=KAKvKFaKFB=11.051.41.3=1.9115）根据纵向重合度 =1.5857，从图 10-28 查得螺旋角影响系数 =0.88 Y6)计算当量齿数。= = =21.894v1z3cos14203= = =87.574v23837）查取齿形系数由1P200 表 10-5 可查得 YFa1=2.72,YFa2=2.218）查取应力校正系数由1P200 表 10-5 知 YSa1=1.57,YSa2=1.78 9)计算大小齿轮的 YFaYSa/ F,并加以比较。YFa1YSa1/ =0.01411FYFa2YSa2/ =0.016472大齿轮的数值较大（2）设计计算mn =0.8265mm32201647.65.10cos8741.9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=1.25。 按接触强度算得的分度圆直径 d1=25.713mm ， z1=d1cos /m=19.959， z2=uz1=79.837。取 z1=20， 则 z2=uz1=804. 几何尺寸计算（1）计算中心距 a=(z1+z2)mn /(2cos)=64.413mm将中心距圆整为 65mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos = arccos =15.94a2)z(1n652.1)80(因 值改变不多，故参数 ， ， 等不必修正。kHz（3）计算大小齿轮的分度圆直径d1= =25.999mm cosmznd2= =103.998mm n（4）计算齿轮宽度 125.999=25.999mm 1db圆整后取 B2=26mm，B 1=30mm2）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1P191 机械设计表 101 选取：小齿轮材料为 40Cr， =280；3HB大齿轮材料为 45 号钢， 240。 - 40，合适。4HB34（4）选取小齿轮齿数 z320;大齿轮齿数 z4 uz1=74（5）选取螺旋角。初选螺旋角 =14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 HEd3tt Zu1T2K（1)确定公式内的各计算数值试选 Kt16由图 10-30 选取区域系数 =2.433HZ由图 10-26 差得 =0.78， =0.87，则 = + =1.653434T3=95.5105P3/n3=95.51051.012/345 Nmm =28013.3Nmm由1P205 表 107 选取 d=1（两支撑相对于小齿轮做非对称布置）由1P201 表 10-6 查得材料的弹性影响系数为 ZE=189.8MPa由1P209 图 10-21 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 lim3=600MPa , lim4=550 MPa。由公式 N=60njLhN3=603451(3200)=6.624107N4=N1/u=6.624107/3.7=1.79107图 10-19 查得接触疲劳强度 KHN3=1.17 KHN4=1.27计算接触疲劳应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1= KHN3 lim3/S=1.17600/1=702 MPa. = KHN4 lim4/S =1.27550=698.5 3H4HMPa= = =700.25 MPaH243H25.69870（2)计算1)计算小齿轮分度圆直径 代入中较小的值3td=3 2 HEd3tt Zu1T2K=31.0765mm325.7043893.465.1802）计算圆周速度=0.56m/s106d3nvt1064.4.3）计算齿宽 b 及模数 mt=131.0765mm=31.0765mm3tdmt= = =1.508mm3tzcos2014cos.765计算齿宽与齿高之比 b/h齿高 h=2.25mt=3.39mmb/h=9.174）计算纵向重合度 =0.318 d tan=1.58573z5）计算载荷系数 根据 v=0.56m/s,7 级精度，由1P194 图 10-8 查得动载荷系数 Kv=1.01。 斜齿轮，由1P195 表 10-3 查得 KHa3=KFa4=1.4 由1P193 表 10-2 查得使用系数 KA=1由1P196 表 10-4 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+0.6 d2) d2+0.2310-3b将数据代入得 KHB=1.12+0.18（1+0.61 2）1 2+0.2310-331.0765=1.4151由 b/h=9.17, KHB =1.4151 ,查图 10-13 得 KFB=1.3 故载荷系数K=KAKvKHaKHB=11.011.41.4151=26）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径= (K/Kt)1/3= 31.0765(2/1.6)1/3=33.476mm3dt7)计算模数m= = =1.624mm3zcos2014cos.763.按齿根弯曲强度的设计由1P216 式 10-17 得弯曲强度的设计公式为mn 3 F23zcosKTSadYY(2)确定计算参数1）由1P208 图 10-20 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE3=500Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE4=380MPa2）由1P206 图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 KFN3=0.92 KFN4=0.983）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式 10-12 得= KFN3 FE3/S=328.57MPa3F= KFN4 FE4/S=266 MPa44）计算载荷系数 KK=KAKvKFaKFB=11.011.41.3=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 =0.88 Y6)计算当量齿数。= = =21.894v3zcos14203= = =81v43737）查取齿形系数由1P200 表 10-5 可查得 YFa3=2.72,YFa4=2.228）查取应力校正系数由1P200 表 10-5 知 YSa3=1.57,YSa4=1.77 9)计算大小齿轮的 YFaYSa/ F,并加以比较。YFa3YSa3/ =0.0133FYFa4YSa4/ =0.014774大齿轮的数值较大（2）设计计算mn =1.2406mm3220.14765.10cos831.8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=1.75。 按接触强度算得的分度圆直径 d3=33.476mm ， z3=d3cos /m=18.56， z4=uz4=68.675。取 z3=19。 则 z4=uz3=714. 几何尺寸计算（1）计算中心距 a=(z3+z4)mn /(2cos)=81.16mm将中心距圆整为 82mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos = arccos =16.18a2)z(43nm8275.1)(9因 值改变不多，故参数 ， ， 等不必修正。kHz（3）计算大小齿轮的分度圆直径d3= =34.62mm cosznd4= =129.37mm mn（4）计算齿轮宽度 =134.62=34.62mm 3db圆整后取 B4=40mm，B 3=35mm3）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1P191 机械设计表 101 选取：小齿轮材料为 40Cr， =280；5HB大齿轮材料为 45 号钢， 240。 - 40，合适。6HB56（4）选取小齿轮齿数 z520;大齿轮齿数 z6 uz5=74（5）选取螺旋角。初选螺旋角 =14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 HEd5t5t Zu1T2K（1)确定公式内的各计算数值试选 Kt16由图 10-30 选取区域系数 =2.433HZ由图 10-26 差得 =0.78， =0.87，则 = + =1.655656T5=95.5105P5/n5=95.51050.9918/93.243 Nmm =101586.5887Nmm由1P205 表 107 选取 d=1（两支撑相对于小齿轮做非对称布置）由1P201 表 10-6 查得材料的弹性影响系数为 ZE=189.8MPa由1P209 图 10-21 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 lim5=600MPa , lim6=550 MPa。由公式 N=60njLhN5=6093.2431(3200)=1.79107N6=N1/u=1.79107/3.7=0.484107图 10-19 查得接触疲劳强度 KHN5=1.27 KHN6=1.39计算接触疲劳应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1= KHN5 lim5/S=1.27600/1=762 MPa. = KHN6 lim6/S =1.39550=764.5 5H6HMPa= = =763.25 MPaH265H25.74（2)计算1)计算小齿轮分度圆直径 代入中较小的值5td=3 2 HEd5t5t Zu1T2K=45.08mm32763.541893.465.1708.2 2）计算圆周速度=0.22m/s106d5nvt1069.248.4.3）计算齿宽 b 及模数 mt=145.08mm=45.08mm5tdmt= = =2.187mm5tzcos2014cos.8计算齿宽与齿高之比 b/h齿高 h=2.25mt=4.92mmb/h=9.174）计算纵向重合度 =0.318 d tan=1.58575z5）计算载荷系数根据 v=0.22m/s,7 级精度，由1P194 图 10-8 查得动载荷系数 Kv=1.005。 斜齿轮，由1P195 表 10-3 查得 KHa5=KFa6=1.4 由1P193 表 10-2 查得使用系数 KA=1由1P196 表 10-4 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+0.6 d2) d2+0.2310-3b将数据代入得 KHB=1.12+0.18（1+0.61 2）1 2+0.2310-345.08=1.418由 b/h=9.17, KHB =1.418 ,查图 10-13 得 KFB=1.3 故载荷系数K=KAKvKHaKHB=11.0051.41.418=26）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径= (K/Kt)1/3= 45.08(2/1.6)1/3=48.56mm5dt7)计算模数m= = =2.356mm5zcos2014cos8.63.按齿根弯曲强度的设计由1P216 式 10-17 得弯曲强度的设计公式为mn 3 F25zcosKTSadYY(2)确定计算参数1）由1P208 图 10-20 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE5=500Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE6=380MPa2）由1P206 图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 KFN5=0.98 KFN6=0.9953）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式 10-12 得= KFN5 FE5/S=350MPa5F= KFN6 FE6/S=270 MPa64）计算载荷系数 KK=KAKvKFaKFB=11.0051.41.3=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 =0.88 Y6)计算当量齿数。= = =21.894v5z3cos14203= = =81v63737）查取齿形系数由1P200 表 10-5 可查得 YFa5=2.72,YFa6=2.228）查取应力校正系数由1P200 表 10-5 知 YSa5=1.57,YSa6=1.77 9)计算大小齿轮的 YFaYSa/ F,并加以比较。YFa5YSa5/ =0.01225FYFa6YSa6/ =0.014556F大齿轮的数值较大（2）设计计算mn =1.893m3 220.14565.10cos8718.89 m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，并近似圆整为标准 m=2.5。 按接触强度算得的分度圆直径 d5=48.56mm ， z5=d5cos /m=18.85， z6=uz6=69.73。取 z5=19。 则 z6=uz5=714. 几何尺寸计算（1）计算中心距 a=(z5+z6)mn /(2cos)=115.94mm将中心距圆整为 116mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos = arccos =14.11a2)z(65n1625.)7(9因 值改变不多，故参数 ， ， 等不必修正。kHz（3）计算大小齿轮的分度圆直径d5= =48.95mm cosmznd6= =182.93mm n（4）计算齿轮宽度 =148.95=48.95mm 5db圆整后取 B6=55mm，B 5=50mm4）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功率 P=0.972W 转速 n=25.2r/min 转矩 T=368345.2913 Nmm（2)作用在齿轮上的力Ft=2T/d=2368345.2913/182.93=4027.17NFr= Fttana/cos =4027.17tan20/cos14.11=1511.37N