电动葫芦课程设计设计计算说明书Word格式文档下载.docx

1、4.125Zf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= 5.125 3.875 4.125 81.92传动比相对误差0.64%.i i 82.45 81.92 ii 82.45 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）：n 1400 r /minP7.865kWTi9550 PI 9550 7.86553.65 N mn1400轴n （输入轴）：m273.17 r/minPii0.97 7.629 kWTii9550 Ri9550 9.157266.70 N m273.17轴川

2、（输入轴）：n川70.58 r / min7.6290.97 7.40 kWTiii9550 R9550 8.8821001.27 N m70.58轴W （输入轴）：niV17.22 r/ minRv7.400.97 7.18 kWTiv9550 Rv 9550 7.183981.94 N mniv17.22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）53.65266.701001.273981.94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

3、，齿轮材料均用 20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度 HRC5862，材料抗拉强度b B=1100MPa，屈服极限c s=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 tan a1 tanZ2 tan a2 tan其中:Z cosZ z|h，且20, h 1mm,ala216 cos 20“ arccos16 282 cos20” arccos82 2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

4、选载荷系数 Kt = 2。齿轮 A 转矩 Ta Ta = T1= 64.39 X 103N mm。齿宽系数0 d取$ d=1。齿数比u 对减速传动，u = i= 5.125。节点区域系数 Zh查机械设计图 6.19得Zh = 2.47。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 HhK HN limSh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

5、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 :Nhak60m tii 1max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。3 3 3 3Nha=60 X 1400 X 6000 X （1 X 0.20 + 0.5 X 0.20 + 0.25 X 0.10 + 0.05 X 0.50）8= 1.142 X 10对齿轮B :故NhbAB1.142 1081.86 107查3得接触强度寿命系数 K

6、hna = 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v 2m/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Kh b = 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 Y b因齿轮轴向重合度 p= 0.318$ dz1ta n = 0.318 X 1 X 16X tan 12 =1.08 ,查3得 Y b=0.

7、92。齿形系数Y Fa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。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0.01143 2 2 53.65 103cos12 1 162 1.66=1.77mm比较上述两种设计准则的计算结果，应取

8、齿轮标准模数 mn= 2mm。3 主要几何尺寸计算中心距amin2cosZa Zb216 82 100.19mm2cos12取中心距aAB 100mm。（2）精算螺旋角Bmn ZA ZBarccos2aAB2 98 arccos 11.478 1128422 100因B值与原估算值接近，不必修正参数 a、Ka和ZH。齿轮A、B的分度圆直径dZaU 16 2dA 32.65mmcos cos11.478dB 巫 8 167.35mm（4）齿轮宽度bbB d|dA 1 32.65 33mmbA bB 5 38mmABCDEF传动比i模数m34螺旋角？11 28 4210 34 47 52 36中心

9、距a/mm100120167齿数Zd/mm 32.65 167.35 48.83 189.2265.15268.75Da/mm 36.65 171.35 54.83 195.22 73.15274.75齿厚b/mm3833544971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W1.计算轴W的直径轴材料选用20CrMnTi，按下式估算空心轴外径：I Pd A0 3 4 mm、n 1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=

10、107。 代入各值，则7 18d 107 3： 4 82.0 mmM17.22 1 0.54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=268.75mm圆周力 FtF2Tf 2 3981.94 10329633NdF268.75FtF29633a径向力FvFtann -tan 20，10984 Ncoscos10.877,f轴向力F

11、aFFtF tan29633tan10.877 ； 5694N卷筒对轴上的径向作用力 Re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:Me 034FtA 312 Rdm 0Rdm34 FtA 34 3286358N312RemF tA RdmRcmFtA dm3286358 2928N求水平面（ncd面）上的支反力:Mc 0pl5 34FrA 3呱 0Rdn34FrA F；dA3A 2341221 66732.652 98NC/OINRcnF rARin1221

12、981123N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B 1,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：Rdy Rdm cos 1 Rdn sin 1358cos45.31： 98si n45.31 321N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 19.4 33.251.5482优选直径22365685（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， 20062朱 理主编，机械原理，北京：高等教育出版社， 20043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