电动葫芦设计计算说明书Word文档下载推荐.docx

1、5确定减速器总传动比及分配各级传动比总传动比这里n3为电动机转速，rmin。在图4-3所示电动葫芦齿轮减速器传动比分配上没有一个固定的比例关系。设计时可参考一般三级圆柱齿轮减速器按各级齿轮齿面接触强度相等，并获得较小外形尺寸和重量的分配原则来分配各级传动比，也可以参考现有系列结构参数拟定各级齿轮传动比和齿轮齿数（表4-2）。现按表4-2，根据起重量Q，拟定各级传动比（图4-4）和齿数。第一级传动比第二级传动比第三级传动比这里ZA、ZB、ZC、ZD、ZE和ZF分别代表图4-4中的齿轮A、B、C、D、E和F的齿数。减速器实际总传动比i=iABiCDiEF=5.923.584.54=96.22传动比

2、相对误差i不超过土3，适合。6计算各轴转速、功率和转矩轴I（输入轴）：轴（输入轴）：轴（输入轴）：轴（输入轴）：这里，各级齿轮传动效率取为0.97。计算结果列于下表：轴I（输入轴）轴轴轴转速n（r/min）1400236.4766.0514.55功率P（kW）9.449.1578.8828.616转矩T（Nm）64.39369.811284.225655.18传动比 i5.923.584.54（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HRC5862，材料抗拉强度B=1100MPa，屈服极限s=850MPa。

3、齿轮精度选为8级（GBl009588）。考虑到载荷性质及对高硬度齿面齿轮传动，因此设计时应以抗弯强度为主，小轮应采用少齿数大模数原则，各轮齿数如前所述。并初选螺旋角9。对于齿轮A和B1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）载荷系数Kt对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数Kt2。（2）齿轮A转矩TA TAT164.39 103Nmm。（3）齿宽系数d 取d=1。（4）端面重合度 由资料显示或有关计算公式求得1.67。（5）齿数比u 对减速传动，ui5.92。（6）节点区域系数ZH ZH2.47。（7）材料弹性系数ZE ZE189.8（8）材料许用接触应力 H式中参数如下：试验

4、齿轮接触疲劳极限应力 Hlim1450MPa；接触强度安全系数SH1.25；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，其载荷图谱如图4-6所示，如用转矩了代替图中的载荷Q（因转矩了与载荷Q成正比），则当量接触应力循环次数为：对齿轮A：式中 n1齿轮A（轴1）转速，n11400rmin； i序数，i1，2，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，Nm； Tmax各阶段载荷中，齿轮所受的最大转矩，Nm。故此NHA=6014006000（130.200.530.200.2530.100.0530.50）=1.142108对齿轮B

5、：查得接触强度寿命系数KHNA1.08，KHNB1.23。由此得齿轮A的许用接触应力齿轮B的许用接触应力因齿轮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=29.33 mm（9）计算：齿轮圆周速度（10）精算载荷系数K 查得工作情况系数KA1.25。按0.258查得动载荷系数Kv1.020齿间载荷分配系数KH1.07。齿向载荷分布系数KH1.18。故接触强度载荷系数K=KAKvKHKH=1.251.0201.071.18=1.61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（1）参数K、T1、d、z1和各值大小同前。（2）螺旋角影响系数Y

6、因齿轮轴向重合度0.318dz1tan0.318 112tan9=0.604，查得Y=0.96。（3）齿形系数YFa因当量齿数由电算式计算得齿形系数YFaA3.47，查表得YFaB2.24。（4）应力校正系数YSa 根据电算公式（或查手册）得（5）许用弯曲应力F式中Flim试验齿轮弯曲疲劳极限，Flim850MPa； SF弯曲强度安全系数，SF1.5； KFN弯曲强度寿命系数，与当量弯曲应力循环次数有关。式中各符号含义同前。仿照确定NHA的方式，则得NFA=60（160.200.560.200.2560.100.056=1.02因NFAN03106，NFB106，故查得弯曲强度寿命系数KFA1

7、，KFB1。由此得齿轮A、B的许用弯曲应力式中系数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YFaYsa/F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，则得比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数mn2.5mm。3主要几何尺寸计算（1）中心距a取中心距aAB105mm。因为该对齿轮传动中，采用了变位传动，故中心距应为a=a+ym,其中；又即：，故：取中心距aAB106mm。 （2）精算螺旋角=11.82625因值与原估算值接近，不必修正参数、K和ZH。（3）齿轮A、B的分度圆直

8、径d（4）齿轮宽度b齿轮B：齿轮A：对于齿轮C和D（1）齿轮C转矩TC TCTII361.81 （2）端面重合度 由资料显示或有关计算公式求得1.46。（3）齿数比u 对减速传动，ui3.58。其余参数同轴I，则有：NHC=60236.47=1.929107对齿轮D：查得接触强度寿命系数KHNC1.26，KHND1.37。因齿轮C强度较弱，故以齿轮C为计算依据。=50.86 mm 查得工作情况系数KC1.25。0.11查得动载荷系数Kv1.010齿间载荷分配系数KH1.07。K=KCKvKHKH=1.251.0101.18=1.59（1）参数K、TII、d、z3和各值大小同前。（2）螺旋角影响

9、系数Y 因齿轮轴向重合度0.318dz3tan0.318 由电算式计算得齿形系数YFaA3.47，查表得YFaB2.36。对齿轮C：仿照确定NHC的方式，则得NFC=60=1.73因NFC106，NFD106，故查得弯曲强度寿命系数KFC1，KFD1。由此得齿轮C、D的许用弯曲应力式中系数0.70是考虑传动齿轮C、D正反向受载而引入的修正系数。两轮相比，说明C轮弯曲强度较弱，故应以C轮为计算依据。比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数mn4.5mm。取中心距aCD125mm。（此处中心距是否要圆整？）取中心距aCD126mm。（2）精算螺旋角（3）齿轮C、D的分度圆直径d齿轮D：齿轮

10、C：对于齿轮E和F（1）齿轮E转矩TE TETIII1284.22 （2）端面重合度 由资料显示或有关计算公式求得1.44。（3）齿数比u 对减速传动，ui4.54。NHE=6066.05=5.39106对齿轮F：查得接触强度寿命系数KHNE1.37，KHNF1.51。由此得齿轮E的许用接触应力齿轮F的许用接触应力因齿轮E强度较弱，故以齿轮E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=72.36 mm0.0325查得动载荷系数Kv1.0齿间载荷分配系数KH1.07。1.01.18=1.58（2）螺旋角影响系数Y 因齿轮轴向重合度0.318dz5tan0.318 13=0.655，查

11、得Y=0.95。由电算式计算得齿形系数YFaE3.48，查表得YFaF2.28。对齿轮E：仿照确定NHE的方式，则得NFE=60=4.83因NFE106，NFF106，故查得弯曲强度寿命系数KFE1，KFF1.2。由此得齿轮E、F的许用弯曲应力两轮相比，说明E轮弯曲强度较弱，故应以E轮为计算依据。比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数mn6mm。取中心距aEF219mm。取中心距aEF126mm。（3）齿轮E、F的分度圆直径d齿轮F：齿轮E：由于起重机齿轮常常承受短期最大载荷作用，因此实际设计时，还常常按短期最大载荷对齿轮进行静强度校核计算。此处从略。齿轮A齿轮B齿轮C齿轮D齿轮E齿

12、轮F齿数1271431359模数2.54.56齿轮宽363160558580螺旋角1104935”1005039”902940”分度圆直径d30.65181.3554.98197.0279.08358.92中心距105.79125.76218.7（三）计算轴1计算轴的直径轴材料选用20CrMnTi，按下式估算空心轴外径：式中 P轴传递功率，P8.616kW；n轴转递，n14.55rmin； 空心轴内径与外径之比，可取为0.5； A0系数，对20CrMnTi，可取A0107。代入各值，则取d95mm，并以此作为轴（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。轴的结构如图4-10所示

13、。2分析轴上的作用力轴上的作用力如图4-11所示，各力计算如下： （1）齿轮F对轴上的作用力对齿轮F取齿数zF59，模数mn=6mm，螺旋角，故分度圆直径圆周力径向力轴向力（2）卷筒对轴上的径向作用力R当重物移至靠近轴的右端极限位置时，卷筒作用于轴上e点的力R达到最大值，近似取这里系数1.02是表示吊具重量估计为起重量的2。 （3）轴I在支承d处对轴上的径向作用力Rdn和Rdm， 轴I的作用力分析如图4-12所示。 如果略去轴I上联轴器附加力的影响，齿轮A作用于轴1上的力有：由图4-10按结构取L460mm，L135mm。求垂直平面（mcd面）上的支反力：求水平面（ncd面）上的支反力：对轴来

14、说，Rdm与Rdn的方向应与图4-12所示的相反。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1，因此要把ndm坐标系内的力Rdn和Rdm换算为xdy坐标系内的力Rdx和Rdy。由式（4-12）得两坐标系间的夹角（图4-7）图4-12 轴I的作用力分析其中各齿轮副之间的中心距以求得如下：故根据式（4-13）和图4-9，则得力Rdn和Rdm在坐标xdy上的投影把上述求得的力标注在轴的空间受力图上（图4-11）。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。轴I、及其轴承的设计计算可仿此进行。 （四）绘制装配图和零件工作图本减速器的总装图见图4-4所示，零件工作图从略。图4-11 轴的作用力分析在xad平面你内在yad平面内综上计算轴的强度符合要求轴II，轴III的大体尺寸如下图所示，确认方法同轴IV估算轴I的最小直径：取轴轴II的最小直径：轴III的最小直径：强度校核略参考文献1徐锦康 主编，机械设计，高等教育出版社，2004 2 朱 理 主编，机械原理，北京:高等教育出版社，2004 3叶伟昌 主编，机械工程及自动化简明设计手册，机械工业出版社，2001