电动葫芦课程设计终稿讲诉

1、机械产品综合课程设计任务书专业 : 机械设计班级 : xxxxx 设计者 : xxx 学号 : xxxxxx设计题目：电动葫芦传动装置采用设计（三级直齿圆柱齿轮减速器；三级斜齿圆柱齿轮减速器；二级2K-H 行星圆柱齿轮减速器；设计电动葫芦传动装置采用三级斜齿圆柱齿轮减速器参考方案（见图）图为三齿轮减速器的装配图。减速器的输入轴I 和中间轴 、 均为齿轮轴，输出轴 是空心轴，末级大齿轮和卷筒通过花键和轴相联。 为了尽可能减小该轴左端轴承的径向尺寸， 一般采用滚针轴承作支承。原始数据：起重量（ t ）G= 5t 起升高度 (m) H= 24m 起、升速度 (m min) v= 8 m min 钢丝

2、绳直径 (mm) d= 15.5mm电动葫芦设计寿命为10 年。工作条件：两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳，单向运转；三相交流电源，电压为380/220伏。设计任务： 1、电动葫芦装配图1 张（ 0 号或 1 号图纸）；2、全部零件图3、设计计算说明书1 份设计期限：2013 年 01 月 04 日至2013 年 01 月 19 日第 1 页 共 20 页颁发日期：2012 年 12 月 30 日设计计算说明书(一 )拟订传动方案，选择电动机及计算运动和动力参数1拟订传动方案采用图 1-l 所示传动方案，为了减小齿轮减速器结构尺寸和重量，应用斜齿圆柱齿轮传动。2选择电动机计算起升

3、机构静功率P0Q v601000 0而总起重量Q”=Q+Q =50000+0.02 50000=51000N起升机构总效率 0= 75 1=0.98 0.98 0.90=0.864故此电动机静功率P05100086010007.87 kW0.864按式 PjCKe Po ，并取系数 K e 0.90，故相应于 JC 25的电动机P =K P =0.90 7.87=7.08 kWjCe 0按 1表 4-3 选 ZD 141-4 型锥形转子电动机，功率Pjc 7.5 kW ，转速 njc 1400 r min 。3选择钢丝绳按 1式 (4-1) 计算钢丝绳的静拉力第 2 页 共 20 页Q5100

4、0NQ0226020m 70.98按1 式 (4-3)，钢丝绳的破断拉力n Q05.526020Qs168400 N0.85按 1 的标准 2 选用6 37 钢丝绳，其直径d 15.5mm ，断面面积d 89.49mm 2，公称抗拉强度 2000MPa ，破断拉力Qs 178500N。4计算卷简直径按 1 式 (4-4) ，卷筒计算直径D0 ed 20 15.5310 mm按标准取 D 0 300mm。按 1 式 (4-6) ，卷筒转速n51000vm100082D03.1416.98 r / min3005确定减速器总传动比及分配各级传动比总传动比n31400这里 n3 为电动机转速， r

5、min 。i82.45n516.98分配各级传动比第一级传动比i ABzB825.125zA16第二级传动比iCDzC623.875zD16第三级传动比i EFzE664.125zF16这里 Z A、 ZB、 ZC、 ZD、Z E 和 Z F 分别代表齿轮A 、 B、 C、 D 、E 和 F 的齿数。减速器实际总传动比i =i AB i CDi EF=5.1253.875 4.125 81.92传动比相对误差i i82.4581.92i0.64%i82.45i 不超过土3，适合。6分别计算各轴转速、功率和转矩轴 I( 输入轴 )：第 3 页 共 20 页nIn 1400 r / minPI7.

6、865kWTI9550 PI9550 7.865nI53.65 N m1400轴 (输入轴 )：nII1400273.17r / min5.125PII 7.8650.97 7.629 kWTII9550PII95509.157nII266.70 N m273.17轴 (输入轴 )：273.17nIII70.58 r / min3.875PIII7.629 0.977.40 kWTIII9550PIII9550 8.8821001.27 N mnIII70.58轴 (输入轴 )：n70.5817.22 r / minIV4.125PIV7.40 0.97 7.18kWTIV9550PIV955

7、07.18mnIV3981.94N17.22各级齿轮传动效率取为0.97。计算结果列于下表：表 1：轴 I（输入轴）轴轴轴转速 n（r/min ）1400273.1770.5817.22功率 P（ kW ）7.8657.6297.407.18转矩 T（ N?m）53.65266.701001.273981.94传动比i5.1253.8754.125(二 )高速级齿轮 A 、 B 传动设计因起重机起升机构的齿轮所承受载荷为冲击性质，为使结构紧凑，齿轮材料均用20CrMnTi ，渗碳淬火，齿面硬度 HRC58 62，材料抗拉强度 B=1100MPa，屈服极限 s=850MPa 。齿轮精度选为8 级

8、(GBl0095 88)。考虑到载荷性质及对高硬度齿面齿轮传动，因此以抗弯强度为主，初选螺旋角 12。1按齿面接触强度条件设计小轮分度圆直径322K tT11 ZHZEd1t mmHde第 4 页 共 20 页确定式中各参数：(1) 端面重合度1tan a1tan Z2tan a2 tan Z1Z cos2其中 : a,且20 , h1mm,求得 :Z Z ha1arccosZ A cosharccos 16 cos2033.36ZAZ162a2arccosZB cosharccos 82 cos2023.47ZBZ8221.66(2) 荷系数 K t 起重机， 荷冲 大，初 荷系数Kt 2。

9、(3) 齿轮 A 矩 TA TA T1 64.39 103N mm。(4) 系数 d取 d=1。(5) 数比 u 减速 ， u i 5.125。(6) 点区域系数Z H 机械 6.19 得 ZH 2.47。(7)材料 性系数Z E 机械 Z E 189.8MPa 。(8)材料 用接触 力 H HK HNlimSH式中参数如下： 接触疲 极限 力 Hlim 1450MPa ；接触 度安全系数 SH 1.25；接触 度寿命系数K HN ：因 葫芦的 是在 条件下工作的， 葫芦 中 工作 型，其 荷 如 1 图 4-6所示，用 矩 T 代替 中的 荷Q( 矩了与 荷Q 成正比 )，当量接触 力循 次

10、数 ：对齿轮 A ：k3TiN HA60n1t ii1Tmax式中 n1 A( 轴 1) 速， n1 1400r min ；i 序数， i 1， 2， k；ti各 段 荷工作 ， h，T i各 段 荷 所受的 矩，N m；T max各 段 荷中， 所受的最大 矩，N m。故N HA =60 1400 6000 (1 3 0.20 0.5 3 0.20 0.25 3 0.10 0.05 3 0.50)8=1.142 10对齿轮 B ：8N HBNHA 1.142 10 1.86 107AB5.125第 5 页 共 20 页查 3 得接触强度寿命系数 K HNA 1.18， K HNB 1.27。

11、由此得齿轮 A 的许用接触应力HA1.1414501322MPa1.25齿轮 B 的许用接触应力HB1.2714501473MPa1.25因齿轮 A 强度较弱，故以齿轮A 为计算依据。把上述各值代入设计公式，得小齿轮分度圆直径310322253.655.12512.47d1t 189.811.665.125132226.89mm(9)计算：齿轮圆周速度n1d13.14140026.892.0m / s601000601000(10)精算载荷系数 K查 3 表 6.2 得工作情况系数KA 1.25。按 v 2m / s,8 级精度查 3 图 6.10 得动载荷系数K v 1.12,齿间载荷分配系

12、数K H 1.1,齿向载荷分布系数 K H 1.14。故接触强度载荷系数K K AKV KK1.25 1.121.1 1.141.76按实际载荷系数K 修正齿轮分度圆直径33d1K1.7625.75mmd1t26.89K t2齿轮模数mnd1 cos25.75cos121.57 mmz1162按齿根弯曲强度条件设计齿轮模数32KTYcos2YFa YSamn 1d z12 F确定式中各参数：31.66 , Z1 16 。(1)参数 Kt 2,TA T164.39 10N mm, d=1,(2)螺旋角影响系数Y 因齿轮轴向重合度 0.318 dz1tan 0.318 1 16tan12 =1.0

13、8 ，查3得 Y =0.92。(3)齿形系数Y Fa 因当量齿数zA16zVAcos217.10cos212第 6 页 共 20 页zB82zVBcos287.62cos212查 3 表 6.4 得 齿形系数 Y FaA 2.97， Y FaB2.21； YSaA 1.52， YSaB 1.78(4) 许用弯曲应力 FK FNF limYSTFSF式中 Flim 试验齿轮弯曲疲劳极限， Flim 850MPa ；SF弯曲强度安全系数，SF 1.5；K FN弯曲强度寿命系数，与当量弯曲应力循环次数有关。对齿轮 A ：k6TiNFA60n1i1ti Tmax式中各符号含义同前。仿照确定N HA 的

14、方式，则得NFA 60 1400 500016 0.20 0.5060.20.256 0.10 0.056 0.50 8.53 107对齿轮 B：NFBNFA8.53 1071.86 107uAB5.125因 NFA N0 3 106， NFBN 0 3 106，故查得弯曲强度寿命系数K FA 1， K FB 1。由此得齿轮 A 、 B 的许用弯曲应力1 8500.70FAFB1.5397Mpa式中系数 YST =0.70 是考虑传动齿轮A 、B 正反向受载而引入的修正系数。(6)比较两齿轮的比值对齿轮 A ：YFaA YSaA2.97 1.520.0114FA397对齿轮 B ：YFaB Y

15、SaB2. 2 1 1. 7 80. 0 0 9 9FB397两轮相比，说明A 轮弯曲强度较弱，故应以A 轮为计算依据。(7)按弯曲强度条件计算齿轮模数m把上述各值代入前述的设计公式，则得第 7 页 共 20 页3103 cos12 (0.0114) =1.77mmm2 2 53.65116 21.66比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数mn 2mm。3主要几何尺寸计算(1)中心距 amnZA ZB216 82100.19 mmaAB2cos2cos12取中心距 aAB100mm 。(2)精算螺旋角 arccosmn Z AZB2982aABarccos11.47811 28422

16、 100因 值与原估算值接近，不必修正参数 、K 和 Z H。(3)齿轮 A、 B 的分度圆直径 ddAZ Amn16232.65mmcoscos11.478dBZB mn822167.35mmcoscos11.478(4)齿轮宽度 bbBddA132.6533mmbAbB538mm(三 )中速级齿轮 C、 D 传动设计因起重机起升机构的齿轮所承受载荷为冲击性质，为使结构紧凑，齿轮材料均用20CrMnTi ，渗碳淬火，齿面硬度HRC58 62，材料抗拉强度 B=1100MPa，屈服极限 s=850MPa 。齿轮精度选为8 级(GBl0095 88)。考虑到载荷性质及对高硬度齿面齿轮传动，因此以

17、抗弯强度为主，初选螺旋角 12。1按齿面接触强度条件设计小轮分度圆直径32d1t 2K tT11ZHZEmmHde确定式中各参数：(2) 端面重合度1tantanZ2tana2 tanZ1a12其中 : aZ cos20 , h1mm,求得 :Z,且Z h第 8 页 共 20 页a1arccosZC cosharccos16cos2033.36ZCZ162a2arccosZD cosarccos 62cos 2024.50ZDZh6221.66(2) 荷系数 K t 起重机， 荷冲 大，初 荷系数Kt 2。(3)齿轮 C 矩 TCTC T2 266.70 103Nmm 。(4) 系数 d 取

18、d=1。(5) 数比 u 减速 ， u i 5.125。(6) 点区域系数 Z H 机械 6.19 得 ZH 2.47。(7)材料 性系数 Z E 机械 Z E 189.8MPa 。(8)材料 用接触 力 H HK HNlimSH式中参数如下： 接触疲 极限 力 Hlim 1450MPa ；接触 度安全系数 SH 1.25；接触 度寿命系数K HN ：因 葫芦的 是在 条件下工作的， 葫芦 中 工作 型，其 荷 如 1 图 4-6 所示，用 矩 T 代替 中的 荷Q( 矩了与 荷Q 成正比 )，当量接触 力循 次数 ：对齿轮 C：k3N HC60n1tiTii1Tmax式中 n1 C(轴 1)

19、 速， n1 1400r min ；i 序数， i 1， 2， k；ti各 段 荷工作 ， h，T i各 段 荷 所受的 矩，N m；T max各 段 荷中， 所受的最大 矩，N m。故N HC=60 273.13 6000 (13 0.20 0.5 3 0.20 0.25 3 0.10 0.05 30.50)7=1.68 10对齿轮 D ：NHDNHC 1.142 108 4.33 106AD3.875查3 得接触 度寿命系数 K HNC 1.27， K HND 1.37。由此得 C 的 用接触 力1.27 1450 HC1473.2MPa齿轮 D 的 用接触 力第 9 页 共 20 页 H

20、D1.3714501589MPa1.25因齿轮 C 强度较弱，故以齿轮C 为计算依据。把上述各值代入设计公式，得小齿轮分度圆直径322273.171033.87512.472d1t 189.811.663.87544.91mm1473.2(9)计算：齿轮圆周速度60n1 d13.14273.1745.91 0.62m/ s1000601000(10)精算载荷系数 K查 3 表 6.2 得工作情况系数KC 1.25。按 v 0.62m / s, 8 级精度查 3 图 6.10得动载荷系数K v 1.06, 齿间载荷分配系数K H 1.1,齿向载荷分布系数K H 1.14 。故接触强度载荷系数K

21、KCKV K K1.25 1.051.1 1.14 1.67按实际载荷系数K 修正齿轮分度圆直径33d1K1.6742.29mmd1t44.91Kt2齿轮模数mnd1 cos42.29cos122.585mmz1162按齿根弯曲强度条件设计齿轮模数3cos22KTYYFa YSa1mn Fd z12确定式中各参数：(1)参数 Kt 2,TC T 1 266.70 103N mm, d=1,1.66 , Z1 16 。(2)螺旋角影响系数Y 因齿轮轴向重合度 0.318 d 1 1 16tan12 =1.08，z tan 0.318查3得 Y =0.92。(3)齿形系数Y Fa 因当量齿数zVC

22、zC16cos217.10cos2 12zVDzD62cos266.28cos2 12查3表 6.4得 齿形系数 Y FaC 2.97，Y FaD 2.26； YSaC 1.52， YSaD 1.74第 10 页共 20 页(4) 许用弯曲应力 FK FNF limYSTFSF式中 Flim 试验齿轮弯曲疲劳极限， Flim 850MPa ；SF弯曲强度安全系数，SF 1.5；K FN弯曲强度寿命系数，与当量弯曲应力循环次数有关。对齿轮 C：kTi6N FC 60n1i 1ti Tmax式中各符号含义同前。仿照确定N HC 的方式，则得NFC 60 273.17 500016 0.20 0.5

23、06 0.20.2560.10 0.056 0.50 1.70 10 7对齿轮 D ：7N FDNFC1.70 104.31 106uAD3.875因 NFCN0 3 106， NFDN 0 3 106，故查得弯曲强度寿命系数K FC1， K FD 1。由此得齿轮 C、 D 的许用弯曲应力1 8500.70FCFD1.5397Mpa式中系数 YST =0.70 是考虑传动齿轮A 、B 正反向受载而引入的修正系数。(6)比较两齿轮的比值对齿轮 C：YFaCYSaC2.97 1.523970.0114FC对齿轮 D ：YFaDYSaD2. 2 61. 7 40. 0 1 0FD397两轮相比，说明

24、C 轮弯曲强度较弱，故应以C 轮为计算依据。(7)按弯曲强度条件计算齿轮模数m把上述各值代入前述的设计公式，则得32 295 103 cos122m11621.66(0.0114) =2.97mm比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数mn 3mm。3主要几何尺寸计算(1)中心距 a第 11 页共 20 页aCDmnZCZD31662119.63 mm2cos2cos12取中心距 aCD120mm 。(2)精算螺旋角 arccosmnZCZDarccos3782aCD210.58 10 3447120因 值与原估算值接近，不必修正参数 、K 和 Z H。(3)齿轮 C、 D 的分度圆直

25、径 ddCZC mn16348.83mmcoscos10.58dDZD mn623189.22mmcoscos10.58(4)齿轮宽度 bbCddC1 48.83 49mmbDbC554mm(四 )低速级齿轮 E、 F 传动设计因起重机起升机构的齿轮所承受载荷为冲击性质，为使结构紧凑，齿轮材料均用20CrMnTi ，渗碳淬火，齿面硬度HRC58 62，材料抗拉强度 B=1100MPa，屈服极限 s=850MPa 。齿轮精度选为8 级(GBl0095 88)。考虑到载荷性质及对高硬度齿面齿轮传动，因此以抗弯强度为主，初选螺旋角 12。1按齿面接触强度条件设计小轮分度圆直径322K tT11ZHZ

26、Ed1tmmHde确定式中各参数：(3) 端面重合度1tantan Z2tantan2Z1a1a2Z cos其中 : a,且20 , h1mm,求得 :Z Z ha1arccosZE cosarccos16cos2033.36ZEZ h162a2arccosZFcosarccos 66 cos2024.22ZFZ h6621.65(2) 载荷系数 K t 对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数Kt 2。(3)齿轮 C 转矩 T ETE T 3 1001.27 103N mm。第 12 页共 20 页(4) 系数 d 取 d=1。(5) 数比 u 减速 ， u i 5.125。(6) 点区域系数

27、Z H 机械 6.19 得 ZH 2.47。(7)材料 性系数 Z E 机械 Z E 189.8MPa 。(8)材料 用接触 力 H HK HNlimSH式中参数如下： 接触疲 极限 力 Hlim 1450MPa ；接触 度安全系数 SH 1.25；接触 度寿命系数K HN ：因 葫芦的 是在 条件下工作的， 葫芦 中 工作 型，其 荷 如 1 图 4-6 所示，用 矩 T 代替 中的 荷Q( 矩了与 荷Q 成正比 )，当量接触 力循 次数 ：对齿轮 E：k3TiN HE60 n1tii1Tmax式中 n1 C(轴 1) 速， n1 1400r min ；i 序数， i 1， 2， k；ti各

28、 段 荷工作 ， h，T i各 段 荷 所受的 矩，N m；T max各 段 荷中， 所受的最大 矩，N m。故N HE=60 70.58 6000(1 3 0.20 0.5 3 0.20 0.25 3 0.10 0.05 3 0.50)6=4.8 10对齿轮 F：NHFN HE4.8 1061.16 106AF4.125查3 得接触 度寿命系数 K HNE 1.37， K HNF 1.52。由此得 E 的 用接触 力 HE1.3714501589.2MPa1.25齿轮 F 的 用接触 力 HF1.5214501763.2MPa1.25因 E 度 弱，故以 E 算依据。把上述各 代入 公式，得

29、小 分度 直径31032221001.275.12512.47d1t 189.811.665.12564.02mm1589.2(9) 算： 周速度第 13 页共 20 页n1d13.14 70.58 64.02601000600.21m / s1000(10)精算载荷系数 K查 3 表 6.2 得工作情况系数KE 1.25。按 v 0.21m / s, 8 级精度查 3 图 6.10 得动载荷系数K v 1.02, 齿间载荷分配系数K H 1.1,齿向载荷分布系数K H 1.14 。故接触强度载荷系数K K EKV K K1.25 1.021.1 1.14 1.60按实际载荷系数K 修正齿轮分

30、度圆直径33d1K1.6061.48mmd1t64.02Kt2齿轮模数mnd1 cos61.48cos123.76mmz1162按齿根弯曲强度条件设计齿轮模数3cos22KTYYFa YSamn 1d z12 F确定式中各参数：(1)参数 Kt 2,TE T3 1001.27 1031.65 , Z1 16。N mm, d=1,(2)螺旋角影响系数Y 因齿轮轴向重合度 0.318 dz1tan 0.318 1 16tan12 =1.08 ，查3得 Y =0.92。(3)齿形系数Y Fa 因当量齿数zE16zVEcos217.10cos212zF66zVFcos270.52cos212查 3 表 6.4 得 齿形系数 Y FaE 2.97， Y FaF 2.24； YSaE 1.52， YSaF 1.75(4) 许用弯曲应力 FK FNF limYSTFSF式中 Flim 试验齿轮弯曲疲劳极限， Flim 850MPa ；SF弯曲强度安全系数，SF 1.5；K