电动葫芦课程设计设计计算说明书Word格式文档下载.docx
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4.125
Zf
这里Za、Zb、Zc、
Zd、Ze和Zf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=iAB•iCD•iEF=5.1253.8754.12581.92
传动比相对误差
0.64%
.ii82.4581.92i
i82.45
△i不超过土3%，适合。
6•分别计算各轴转速、功率和转矩
轴1（输入轴）：
□
n1400r/min
P
7.865
kW
Ti
9550PI95507.865
53.65Nm
n
1400
轴n（输入轴）：
m
273.17r/min
Pii
0.977.629kW
Tii
9550Ri
95509.157
266.70Nm
273.17
轴川（输入轴）：
n川
70.58r/min
7.629
0.977.40kW
Tiii
9550R
95508.882
1001.27Nm
70.58
轴W（输入轴）：
niV
17.22r/min
Rv
7.40
0.977.18kW
Tiv
9550Rv95507.18
3981.94Nm
niv
17.22
各级齿轮传动效率取为
0.97。
计算结果列于下表:
表1:
轴1（输入轴）
轴n
轴川
轴W
转速n（r/min）
功率R（kW）
7.18
转矩T（N?
m）
53.65
266.70
1001.27
3981.94
传动比i
（二）高速级齿轮传动设计
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bB=1100MPa，屈服极限cs=850MPa。
齿轮精度选为8级（GB10095—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
确定式中各参数:
（1）端面重合度
乙tana1tan
Z2tana2tan
其中:
Zcos
Zz|h
，且
20,h1mm,
al
a2
16cos20“arccos—
162
82cos20”arccos
822
求得：
33.3&
23.47；
1.66
（2）载荷系数Kt对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数Kt=2。
⑶齿轮A转矩TaTa=T1=64.39X103N•mm。
⑷齿宽系数0d取$d=1。
⑸齿数比u对减速传动，u=i=5.125。
⑹节点区域系数Zh查《机械设计》图6.19得Zh=2.47。
⑺材料弹性系数Ze查《机械设计》Ze=189.8•、MPa。
（8）材料许用接触应力［（T］H
[]h
KHNlim
Sh
式中参数如下:
1试验齿轮接触疲劳极限应力［（T］Hlim=1450MPa；
2接触强度安全系数Sh=1.25；
3接触强度寿命系数Khn:
因电动葫芦的齿轮是在变载条件下工作的，对电动葫芦为中级工作类型，
其载荷图谱如［1］图4-6所示，用转矩T代替图中的载荷Q（转矩了与载荷Q成正比），当量接触应力循环次数为：
对齿轮A:
Nha
k
60mti
i1
max
式中n1——齿轮A（轴1）转速，m=1400r/min;
i序数，i=1,2,…，k;
ti――各阶段载荷工作时间，h,
Ti――各阶段载荷齿轮所受的转矩，N•m；
Tmax――各阶段载荷中，齿轮所受的最大转矩，N•m。
3333
Nha=60X1400X6000X（1X0.20+0.5X0.20+0.25X0.10+0.05X0.50）
8
=1.142X10
对齿轮
B:
故
Nhb
AB
1.142108
1.86107
查［3］得接触强度寿命系数Khna=1.18,Khnb=1.27。
由此得齿轮A的许用接触应力
齿轮B的许用接触应力
（9）计算：
齿轮圆周速度
ka=1.25。
（10）精算载荷系数K查［3］表6.2得工作情况系数
按v2m/s,8级精度查［3］图6.10得动载荷系数Kv=1.12,齿间载荷分配系数KHa=1.1,齿向载荷分
布系数Khb=1.14。
故接触强度载荷系数
按实际载荷系数K修正齿轮分度圆直径
齿轮模数
2.按齿根弯曲强度条件设计齿轮模数
（2）螺旋角影响系数Yb因齿轮轴向重合度£
p=0.318$dz1tan^=0.318X1X16Xtan12°
=1.08,
查［3］得Yb=0.92。
⑶齿形系数YFa因当量齿数
查［3］表6.4得齿形系数YFaA=2.97,YFaB=2.21；
YsaA=1.52,YsaB=1.78
⑷许用弯曲应力[d]f
式中各符号含义同前。
仿照确定Nha的方式，则得
对齿轮B:
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。
⑹比较两齿轮的比值对齿轮A:
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
0.0114
32253.65103cos12¥
11621.66
=1.77mm
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
⑴中心距a
min
2cos
ZaZb
2
1682100.19mm
2cos12‘「
取中心距aAB100mm。
（2）精算螺旋角B
mnZAZB
arccos—
2aAB
298'
arccos11.478112842
2100
因B值与原估算值接近，不必修正参数£
a、Ka和ZH。
⑶齿轮A、B的分度圆直径d
ZaU162
dA32.65mm
coscos11.478
dB巫8^^167.35mm
（4）齿轮宽度b
bBd|dA132.6533mm
bAbB538mm
A
B
C
D
E
F
传动比i
模数m
3
4
螺旋角？
11°
28'
42"
10°
34'
47"
52'
36"
中心距a/mm
100
120
167
齿数Z
d/mm
①32.65
①167.35
①48.83
①189.22
①65.15
①268.75
Da/mm
①36.65
①171.35
①54.83
①195.22
①73.15
①274.75
齿厚b/mm
38
33
54
49
71
同理，可对齿轮C和D、E和F进行设计计算，计算结果列于下表:
表2:
（三）计算轴W
1.计算轴W的直径
轴材料选用20CrMnTi，按下式估算空心轴外径：
IP
dA034mm
、n1
式中P——轴W传递功率，P=7.18kW;
n——轴W转递，n=17.22r/min;
3——空心轴内径与外径之比，可取为0.5;
Ao——系数，对20CrMnTi，可取Ao=107。
代入各值，则
718
d1073：
'
482.0mm
M17.2210.54
轴”的
取d=85mm，并以此作为轴W（装齿轮F至装卷筒段）最小外径，并按轴上零件相互关系设计轴。
结构如图1所示。
图1：
轴I与轴IV的结构
2.分析轴W上的作用力
轴”上的作用力如图2所示，各力计算如下：
（1）齿轮F对轴W上的作用力
齿轮F齿数ZF=66,模数mn=4mm,螺旋角3=10°
，分度圆直径d=①268.75mm
圆周力FtF
2Tf23981.94103
29633N
dF
268.75
FtF
29633
a
径向力
FvF
tan
n〒
-tan20，10984N
cos
cos10.877,f
轴向力
FaF
FtFtan
29633tan10.877；
5694N
⑵卷筒对轴"
上的径向作用力R
e点的力R达到最大值，近似取
图2:
轴iv的作用力分析
当重物移至靠近轴W的右端极限位置时，卷筒作用于轴”上
由图1按结构取L=312mm,求垂直平面（med面）上的支反力:
Me0
34FtA312Rdm0
Rdm
34FtA343286
358N
312
Rem
FtARdm
R
cm
FtA^dm
3286
3582928N
求水平面（ncd面）上的支反力:
Mc0
pl
534FrA3呱0
Rdn
34FrAF；
dA
3A2
34
1221667
32.65
298N
C/OIN
Rcn
FrA
Rin
1221
98
1123N
对轴W来说，Rdm与Rdn的方向应与图3所示的相反。
ndm坐
由于上述的力分别作用于xdy坐标系内和ndm坐标系内，两坐标间的夹角为B1,因此要把
标系内的力Rdn和Rdm换算为xdy坐标系内的力Rdx和Rdy。
由［1］式（4-12）得两坐标系间的夹角（［1］图4-7）代入数据得：
RdyRdmcos1Rdnsin1
358cos45.31：
98sin45.31321N
把上述求得的力标注在轴"
的空间受力图上（图2）。
3•计算轴上危险截面的弯矩、转矩和合成弯矩
根据上述数据和轴上支点a、b处的支反力，可计算轴上危险截面的弯矩、转矩和合成弯矩。
（然后验算轴的安全系数。
确认安全系数后，即可绘制轴的零件工作图。
轴承可按常用方法选取和计算，从略。
）
4.轴I、n、川的设计计算
轴的直径计算结果如下：
表3:
单位：
mm
最小直径
①19.4
①33.2
①51.54
①82
优选直径
①22
①36
①56
①85
（四）绘制装配图和零件工作图
参考文献
[1]王贤民主编，机械产品综合课程设计，南京：
南京工程学院，2006
[2]朱理主编，机械原理，北京：
高等教育出版社，2004
[3]徐锦康主编，机械设计，北京：
[4]叶伟昌主编，机械工程及自动化简明设计手册，上册[M]，北京：
机械工业出版社，2004
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