2525 電葫蘆機械系統(tǒng)設計

2525 電葫蘆機械系統(tǒng)設計,葫蘆,機械,系統(tǒng),設計 課程設計說明書課程名稱：機械系統(tǒng)設計學設計題目：鋼絲繩電動葫蘆起升用減速器設計課程設計時間：08.12.29-09.01.16指導教師：姚文席、候悅民班級：機 0505學號：30501010523姓名：周云龍目錄1 題目分析（1）2 設計計算1)電動機的確定（1）2）總體設計計算（1）總傳動比及各級傳動比的確定（2）（2） 運動及動力參數(shù)的計算（3）3） 齒輪的設計計算及校核1） 第一對齒輪的設計與校核（4）2）第二對齒輪的設計與校核（9）3）第三對齒輪的設計與校核（13）4）軸的設計及危險軸的校核（17）5）課程設計總結（20）6）參考文獻（20）1 題目分析電動葫蘆是一種常用的搬運設備，在工廠中使用十分廣泛。電動葫蘆由兩部分組成，即行走機構和提升機構。下面分別介紹各組成部分。1． 行走機構組成：行走電動機、傳動機構兩部分組成。2． 提升機械組成：提升電動機、卷揚機構、機械制動器（一般為盤式制動器） 。3． 制動器介紹：電動葫蘆（或起重機）的提升機構一定要有機械制動裝置，當物體起吊到一定高度后全靠機械制動器將其制停在空中。制動器的工作機理有液壓驅動、氣壓驅動和牽引電磁鐵驅動。不同的驅動方式其制動的性能也不相同。在小型電動葫蘆上一般采用電磁驅動制動器。電動葫蘆（或起重機）上提升機構采用的制動器種類繁多，在小型電動葫蘆上較多采用的制動器是盤式制動器，盤式制動器又稱為碟式制動器。盤式制動器重量輕、構造簡單、調整方便、制動效果穩(wěn)定。為了安全起見，在起重設備上一般均采用常閉式制動器。所謂常閉式是指在電磁機構不得電的情況下，制動器處于制動狀態(tài)。制動器安裝在電動機的一端，一般情況是封閉的，用眼晴直接是看不到的，但這沒有關系，一般會將牽引電磁鐵的線圈引出線留在外面。我們只要將線圈接正確就行。當電動機得電的同時（接觸器吸合時） ，制動器的牽引電磁鐵也同時得電，制動器打開。這種聯(lián)接方式的優(yōu)點是，當發(fā)生停電事故時可以立即進行制動以避免事故的發(fā)生。其缺點是制動瞬間設備的機械抖動較大。2 設計計算1)電動機的確定由公式得：P=FV/1000=GV/1000=10000×(4/60)/1000=0.67kwⅠ 與 電 機Ⅱ 與 ⅠⅢ 與 Ⅱ輸 出 軸 與 Ⅲ筒 與 輸 出 軸總 ???=0.96×(0.99×0.99)×(0.99×0.99)×(0.99×0.99)×0.98 =0.8857電動機功率：= / =0.67/0.8857=0.75266kwdpw總?由于鋼絲繩電葫蘆起吊和停止時有一些沖擊，根據(jù)沖擊程度一般使用系數(shù) =1.4 故Ak1.4 =1.0537kw?d電機轉速取:n 電 =1380r/min由于功能需要，采用錐形轉子電機。2）總體設計計算（1）總傳動比及各級傳動比的確定由于電動葫蘆吊鉤為一動滑輪裝置，鋼絲繩一段固定，一段被卷筒纏繞，所以卷筒鋼絲繩的受載僅為起重量的一半，但鋼絲繩的速度為起重速度的兩倍。卷筒轉速：=2 / d ( 為起升速度)卷 筒nLv?Lv由于起重速度誤差不超過百分之五，即單位時間鋼絲上升速度為:2 ×（1 0.05）=8 0.4m/min（采用一段固定的動滑輪結Lv?構）故卷筒轉速 =2 ×（ 1 0.05）/ d=26.526 1.326卷 筒nL?即 25.2r/min 27.852r/min?卷 筒n傳動比 = / =1380/（26.526 1.326）總u電 機 卷 筒 ?即 49.55 54.76總u取 =54.76總單級傳動比 u 取 3 至 5故采用三級外嚙合定軸齒輪減速設計，每級傳動比大概為 4，分配各級傳動比：u1=4， u2 =3.7， u3=3.7(2) 運動及動力參數(shù)的計算計算各軸的轉速： 0 軸： n0= n 電機 =1380r/minⅠ軸: nⅠ =1380r/minⅡ軸: nⅡ =345 r/minⅢ軸: nⅢ =93.243 r/minⅣ軸： nⅣ =25.2 r/minⅤ軸: nV=25.2 r/min計算各軸的輸入功率： 0 軸： P0=1.0537kwⅠ軸: PⅠ = P0 =1.032626kwⅠ 與 電 機?Ⅱ軸: PⅡ = PⅠ =1.012kwⅡ 與 ⅠⅢ軸: PⅢ = PⅡ =0.99186kwⅢ 與 ⅡⅣ軸： PⅣ = PⅢ =0.972kw輸 出 軸 與 Ⅲ?Ⅴ軸： PⅤ = PⅣ =0.93312kw筒 與 輸 出 軸計算各軸的輸入轉矩： 0 軸： T0=9.55× =7291.9 Nmm610npⅠ軸: T1=9.55× =7146.07 Nmm61Ⅱ軸: T2=9.55× =28013.3 Nmm602npⅢ軸: T3=9.55× =101586.5887 Nmm613Ⅳ軸： T4=9.55× =368345.2913 Nmm604npⅤ軸： T5=9.55× =353611.4797 Nmm6105np現(xiàn)將各軸的運動和動力參數(shù)結果整理于表中，具體見表運動和動力參數(shù)表軸名 功率 P(W) 轉速(r/min) 轉距(Nmm) 傳動比 u 效率 ?0 軸 1.0537 1380 7291.9Ⅰ軸 1.032626 1380 7146.07 1 0.98Ⅱ軸 1.012 345 28013.3 4 0.99×0.99Ⅲ軸 0.99186 93.243 101586.5887 3.7 0.99×0.99Ⅳ軸 0.972 25.2 368345.2913 3.7 0.99×0.99Ⅴ軸 0.93312 25.2 353611.4797 1 0.963） 齒輪的設計計算及校核1） 第一對齒輪的設計與校核1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）傳動方案可選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2）此電葫蘆升降機為一般重載工作機器，速度不高，齒輪用 7 級精度即可。（3）所設計的齒輪可選用便于制造且價格便宜的材料由[1]P191 機械設計表 10—1 選取：小齒輪材料為 40Cr， =280；1HB大齒輪材料為 45 號鋼， ＝240。 — ＝40，合適。2HB12（4）選取小齒輪齒數(shù) z1＝20;大齒輪齒數(shù) z2＝ uz1=80（5）選取螺旋角。初選螺旋角 β=14°按齒面接觸疲勞強度條件設計，然后校核齒根彎曲疲勞強度，最后作齒輪的結構設計。2．按齒面接觸疲勞強度設計由強度計算公式總表查得設計公式為 ????3 2 HEd1t1t σZuψT2K??????????（1)確定公式內的各計算數(shù)值試選 Kt＝1．6由圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù) =2.433HZ由圖 10-26 差得 =0.78， =0.87，則 = + =1.651??2???12Tt=95.5×105P1/n1=95.5×105×1.032626/1380 N·mm =7146.07N·mm由[1]P205 表 10—7 選取 d=1（兩支撐相對于小齒輪做非對稱布置）?由[1]P201 表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù)為 ZE=189.8MPa由[1]P209 圖 10-21 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 lim1=600MPa , ?lim2=550 MPa。?由公式 N=60njLhN1=60×1380×1×(3200)=2.6496×108N2=N1/u=2.6496×108/4=0.6624×108圖 10-19 查得接觸疲勞強度 KHN1=0.90 KHN2=0.95計算接觸疲勞應力取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1= KHN1· lim1/S=0.9×600/1=540 MPa. = KHN2 lim2/S =0.95×550=522.5 ??1H???2H?MPa= = =531.25 MPaHσ??21H??25.40（2)計算1)計算小齒輪分度圓直徑 d1t 代入[ó]中較小的值 =????3 2 HEd1t1t σZuψT2K??????????=23.567mm325.31489456.170?????????2）計算圓周速度=1.7m/s160tdn????10687.2.3?3）計算齒寬 b 及模數(shù) mt1×23.567mm=23.567mm1d?mt= = =1.1433mm1tzcos?2014cos3.567??計算齒寬與齒高之比 b/h齒高 h=2.25mt=2.57mmb/h=9.174）計算縱向重合度 =0.318 d tanβ=1.5857???1z5）計算載荷系數(shù)根據(jù) v=1.7m/s,7 級精度，由[1]P194 圖 10-8 查得動載荷系數(shù) Kv=1.05。 斜齒輪，由[1]P195 表 10-3 查得 KHa1=KFa2=1.4 由[1]P193 表 10-2 查得使用系數(shù) KA=1由[1]P196 表 10-4 查得 7 級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時KHB=1.12+0.18(1+0.6 d2) d2+0.23×10-3b?將數(shù)據(jù)代入得 KHB=1.12+0.18×（1+0.6×1 2）×1 2+0.23×10-3×23.567=1.4134由 b/h=9.17, KHB =1.4134 ,查圖 10-13 得 KFB=1.3 故載荷系數(shù)K=KAKvKHaKHB=1×1.05×1.4×1.4134=2.0786）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑= (K/Kt)1/3= 23.567×(2.078/1.6)1/3=25.713mm1dt7)計算模數(shù)m= = =1.247mm1zcosd?2014cos5.73??3.按齒根彎曲強度的設計由[1]P216 式 10-17 得彎曲強度的設計公式為mn≥ ??3 F21zcosKT????SadYY??（1) 確定計算參數(shù)1）由[1]P208 圖 10-20 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE1=500Mpa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE2=380MPa?2）由[1]P206 圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85 KFN2=0.883）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4,由式 10-12 得= KFN1 FE1/S=303.57MPa??1F?= KFN2 FE2/S=238.86 MPa24）計算載荷系數(shù) KK=KAKvKFaKFB=1×1.05×1.4×1.3=1.9115）根據(jù)縱向重合度 =1.5857，從圖 10-28 查得螺旋角影響系數(shù) =0.88?? ?Y6)計算當量齒數(shù)。= = =21.894v1z3cos?14203= = =87.574v2?3837）查取齒形系數(shù)由[1]P200 表 10-5 可查得 YFa1=2.72,YFa2=2.218）查取應力校正系數(shù)由[1]P200 表 10-5 知 YSa1=1.57,YSa2=1.78 9)計算大小齒輪的 YFaYSa/[ F],并加以比較。?YFa1YSa1/ =0.0141??1FYFa2YSa2/ =0.016472大齒輪的數(shù)值較大（2）設計計算mn≥ =0.8265mm32201647.65.10cos8741.9????對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而由齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取彎曲疲勞強度模數(shù) 1.247，并近似圓整為標準 m=1.25。 按接觸強度算得的分度圓直徑 d1=25.713mm ， z1=d1cosβ /m=19.959， z2=uz1=79.837。取 z1=20， 則 z2=uz1=804. 幾何尺寸計算（1）計算中心距 a=(z1+z2)mn /(2cosβ)=64.413mm將中心距圓整為 65mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos = arccos =15.94°?a2)z(1n?652.1)80(??因 值改變不多，故參數(shù) ， ， 等不必修正。???kHz（3）計算大小齒輪的分度圓直徑d1= =25.999mm cosmznd2= =103.998mm ?n（4）計算齒輪寬度 1×25.999=25.999mm 1db??圓整后取 B2=26mm，B 1=30mm2）第二對齒輪的設計與校核 1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）傳動方案可選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2）此電葫蘆升降機為一般重載工作機器，速度不高，齒輪用 7 級精度即可。（3）所設計的齒輪可選用便于制造且價格便宜的材料由[1]P191 機械設計表 10—1 選取：小齒輪材料為 40Cr， =280；3HB大齒輪材料為 45 號鋼， ＝240。 - ＝40，合適。4HB34（4）選取小齒輪齒數(shù) z3＝20;大齒輪齒數(shù) z4＝ uz1=74（5）選取螺旋角。初選螺旋角 β=14°按齒面接觸疲勞強度條件設計，然后校核齒根彎曲疲勞強度，最后作齒輪的結構設計。2．按齒面接觸疲勞強度設計由強度計算公式總表查得設計公式為 ????3 2 HEd3tt σZu1ψT2K??????????（1)確定公式內的各計算數(shù)值試選 Kt＝1．6由圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù) =2.433HZ由圖 10-26 差得 =0.78， =0.87，則 = + =1.653??4???34T3=95.5×105P3/n3=95.5×105×1.012/345 N·mm =28013.3N·mm由[1]P205 表 10—7 選取 d=1（兩支撐相對于小齒輪做非對稱布置）?由[1]P201 表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù)為 ZE=189.8MPa由[1]P209 圖 10-21 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 lim3=600MPa , ?lim4=550 MPa。?由公式 N=60njLhN3=60×345×1×(3200)=6.624×107N4=N1/u=6.624×107/3.7=1.79×107圖 10-19 查得接觸疲勞強度 KHN3=1.17 KHN4=1.27計算接觸疲勞應力取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1= KHN3· lim3/S=1.17×600/1=702 MPa. = KHN4 lim4/S =1.27×550=698.5 ??3H???4H?MPa= = =700.25 MPa??Hσ??243H??25.69870（2)計算1)計算小齒輪分度圓直徑 代入[ó]中較小的值3td=????3 2 HEd3tt σZu1ψT2K??????????=31.0765mm325.7043893.465.180?????????2）計算圓周速度=0.56m/s106d3??nvt?1064.4.?3）計算齒寬 b 及模數(shù) mt=1×31.0765mm=31.0765mm3td?mt= = =1.508mm3tzcos?2014cos.765??計算齒寬與齒高之比 b/h齒高 h=2.25mt=3.39mmb/h=9.174）計算縱向重合度 =0.318 d tanβ=1.5857???3z5）計算載荷系數(shù) 根據(jù) v=0.56m/s,7 級精度，由[1]P194 圖 10-8 查得動載荷系數(shù) Kv=1.01。 斜齒輪，由[1]P195 表 10-3 查得 KHa3=KFa4=1.4 由[1]P193 表 10-2 查得使用系數(shù) KA=1由[1]P196 表 10-4 查得 7 級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時KHB=1.12+0.18(1+0.6 d2) d2+0.23×10-3b?將數(shù)據(jù)代入得 KHB=1.12+0.18×（1+0.6×1 2）×1 2+0.23×10-3×31.0765=1.4151由 b/h=9.17, KHB =1.4151 ,查圖 10-13 得 KFB=1.3 故載荷系數(shù)K=KAKvKHaKHB=1×1.01×1.4×1.4151=26）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑= (K/Kt)1/3= 31.0765×(2/1.6)1/3=33.476mm3dt7)計算模數(shù)m= = =1.624mm3zcos?2014cos.76??3.按齒根彎曲強度的設計由[1]P216 式 10-17 得彎曲強度的設計公式為mn≥ ??3 F23zcosKT????SadYY??(2)確定計算參數(shù)1）由[1]P208 圖 10-20 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE3=500Mpa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE4=380MPa?2）由[1]P206 圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN3=0.92 KFN4=0.983）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4,由式 10-12 得= KFN3 FE3/S=328.57MPa??3F?= KFN4 FE4/S=266 MPa44）計算載荷系數(shù) KK=KAKvKFaKFB=1×1.01×1.4×1.3=1.8382 5）根據(jù)縱向重合度 =1.5857，從圖 10-28 查得螺旋角影響系數(shù) =0.88?? ?Y6)計算當量齒數(shù)。= = =21.894v3zcos?14203= = =81v4?3737）查取齒形系數(shù)由[1]P200 表 10-5 可查得 YFa3=2.72,YFa4=2.228）查取應力校正系數(shù)由[1]P200 表 10-5 知 YSa3=1.57,YSa4=1.77 9)計算大小齒輪的 YFaYSa/[ F],并加以比較。?YFa3YSa3/ =0.013??3FYFa4YSa4/ =0.014774大齒輪的數(shù)值較大（2）設計計算mn≥ =1.2406mm3220.14765.10cos831.8????對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而由齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取彎曲疲勞強度模數(shù) 1.624，并近似圓整為標準 m=1.75。 按接觸強度算得的分度圓直徑 d3=33.476mm ， z3=d3cosβ /m=18.56， z4=uz4=68.675。取 z3=19。 則 z4=uz3=714. 幾何尺寸計算（1）計算中心距 a=(z3+z4)mn /(2cosβ)=81.16mm將中心距圓整為 82mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos = arccos =16.18°?a2)z(43nm?8275.1)(9??因 值改變不多，故參數(shù) ， ， 等不必修正。???kHz（3）計算大小齒輪的分度圓直徑d3= =34.62mm cosznd4= =129.37mm ?mn（4）計算齒輪寬度 =1×34.62=34.62mm 3db??圓整后取 B4=40mm，B 3=35mm3）第三對齒輪的設計與校核 1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）傳動方案可選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2）此電葫蘆升降機為一般重載工作機器，速度不高，齒輪用 7 級精度即可。（3）所設計的齒輪可選用便于制造且價格便宜的材料由[1]P191 機械設計表 10—1 選?。盒↓X輪材料為 40Cr， =280；5HB大齒輪材料為 45 號鋼， ＝240。 - ＝40，合適。6HB56（4）選取小齒輪齒數(shù) z5＝20;大齒輪齒數(shù) z6＝ uz5=74（5）選取螺旋角。初選螺旋角 β=14°按齒面接觸疲勞強度條件設計，然后校核齒根彎曲疲勞強度，最后作齒輪的結構設計。2．按齒面接觸疲勞強度設計由強度計算公式總表查得設計公式為????3 2 HEd5t5t σZu1ψT2K??????????（1)確定公式內的各計算數(shù)值試選 Kt＝1．6由圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù) =2.433HZ由圖 10-26 差得 =0.78， =0.87，則 = + =1.655??6???56T5=95.5×105P5/n5=95.5×105×0.9918/93.243 N·mm =101586.5887N·mm由[1]P205 表 10—7 選取 d=1（兩支撐相對于小齒輪做非對稱布置）?由[1]P201 表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù)為 ZE=189.8MPa由[1]P209 圖 10-21 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 lim5=600MPa , ?lim6=550 MPa。?由公式 N=60njLhN5=60×93.243×1×(3200)=1.79×107N6=N1/u=1.79×107/3.7=0.484×107圖 10-19 查得接觸疲勞強度 KHN5=1.27 KHN6=1.39計算接觸疲勞應力取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1= KHN5· lim5/S=1.27×600/1=762 MPa. = KHN6 lim6/S =1.39×550=764.5 ??5H???6H?MPa= = =763.25 MPa??Hσ??265H??25.74（2)計算1)計算小齒輪分度圓直徑 代入[ó]中較小的值5td=????3 2 HEd5t5t σZu1ψT2K??????????=45.08mm32763.541893.465.1708.2 ?????????2）計算圓周速度=0.22m/s106d5?nvt?1069.248.4.?3）計算齒寬 b 及模數(shù) mt=1×45.08mm=45.08mm5td?mt= = =2.187mm5tzcos?2014cos.8??計算齒寬與齒高之比 b/h齒高 h=2.25mt=4.92mmb/h=9.174）計算縱向重合度 =0.318 d tanβ=1.5857???5z5）計算載荷系數(shù)根據(jù) v=0.22m/s,7 級精度，由[1]P194 圖 10-8 查得動載荷系數(shù) Kv=1.005。 斜齒輪，由[1]P195 表 10-3 查得 KHa5=KFa6=1.4 由[1]P193 表 10-2 查得使用系數(shù) KA=1由[1]P196 表 10-4 查得 7 級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時KHB=1.12+0.18(1+0.6 d2) d2+0.23×10-3b?將數(shù)據(jù)代入得 KHB=1.12+0.18×（1+0.6×1 2）×1 2+0.23×10-3×45.08=1.418由 b/h=9.17, KHB =1.418 ,查圖 10-13 得 KFB=1.3 故載荷系數(shù)K=KAKvKHaKHB=1×1.005×1.4×1.418=26）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑= (K/Kt)1/3= 45.08×(2/1.6)1/3=48.56mm5dt7)計算模數(shù)m= = =2.356mm5zcos?2014cos8.6??3.按齒根彎曲強度的設計由[1]P216 式 10-17 得彎曲強度的設計公式為mn≥ ??3 F25zcosKT????SadYY??(2)確定計算參數(shù)1）由[1]P208 圖 10-20 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE5=500Mpa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE6=380MPa?2）由[1]P206 圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN5=0.98 KFN6=0.9953）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4,由式 10-12 得= KFN5 FE5/S=350MPa??5F?= KFN6 FE6/S=270 MPa64）計算載荷系數(shù) KK=KAKvKFaKFB=1×1.005×1.4×1.3=1.8291 5）根據(jù)縱向重合度 =1.5857，從圖 10-28 查得螺旋角影響系數(shù) =0.88?? ?Y6)計算當量齒數(shù)。= = =21.894v5z3cos?14203= = =81v6?3737）查取齒形系數(shù)由[1]P200 表 10-5 可查得 YFa5=2.72,YFa6=2.228）查取應力校正系數(shù)由[1]P200 表 10-5 知 YSa5=1.57,YSa6=1.77 9)計算大小齒輪的 YFaYSa/[ F],并加以比較。?YFa5YSa5/ =0.0122??5FYFa6YSa6/ =0.01455??6F?大齒輪的數(shù)值較大（2）設計計算mn≥ =1.893m3 220.14565.10cos8718.89 ????m對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而由齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取彎曲疲勞強度模數(shù) 2.356，并近似圓整為標準 m=2.5。 按接觸強度算得的分度圓直徑 d5=48.56mm ， z5=d5cosβ /m=18.85， z6=uz6=69.73。取 z5=19。 則 z6=uz5=714. 幾何尺寸計算（1）計算中心距 a=(z5+z6)mn /(2cosβ)=115.94mm將中心距圓整為 116mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos = arccos =14.11°?a2)z(65n?1625.)7(9??因 值改變不多，故參數(shù) ， ， 等不必修正。???kHz（3）計算大小齒輪的分度圓直徑d5= =48.95mm cosmznd6= =182.93mm ?n（4）計算齒輪寬度 =1×48.95=48.95mm 5db??圓整后取 B6=55mm，B 5=50mm4）軸的設計及危險軸的校核（1）軸Ⅳ的設計與校核（1)輸出軸上的功率 P，轉速 n，轉矩 T功率 P=0.972W 轉速 n=25.2r/min 轉矩 T=368345.2913 N·mm（2)作用在齒輪上的力Ft=2T/d=2×368345.2913/182.93=4027.17NFr= Fttana/cosβ =4027.17×tan20°/cos14.11°=1511.37NFa= Fttanβ= 4027.17×tan14.11°=1012.3N（3)初步確定軸的最小直徑。軸材料選用 45 鋼，調質鋼處理，據(jù)[1]P373 表 15-4，取A0=112dmin= A0(P/n)1/3=112×（0.972/25.2） 1/3=37.842mm（4)按彎扭合成應力校核軸的強度校核時只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即 C 截面，取 =0.6?1={[M2+( T)2]/W}1/2=26.63MPaS=1.52caS????50891..??（6）截面Ⅰ的右側抗彎截面系數(shù) W： 抗扭截面系數(shù) WT： 截面Ⅰ左側彎矩 M： 截面Ⅰ上的扭矩 T截面上彎曲應力b=M/W?截面上的扭轉切應力T=T/WT?過盈配合處的 值，由附表 3-8 用插入法求得，并取 =0.8 ，于是/k?? /k??/?得=2.51 =2.008/k??/k??軸按磨削加工，由附圖 3-4 的表面質量系數(shù) =0.92???軸未經(jīng)表面強化處理，即 β q=0.1，則按式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為2.5971k??????2.095?于是計算安全系數(shù)值 S 得= =8.8321amK??????275.91.0??7.5941aS???.39.3.0.22=13.05>S=1.52caS????故該軸在該截面處的強度也是足夠的。5）課程設計總結課程設計是機械系統(tǒng)設計當中的非常重要的一環(huán)，本次課程設計時間不到三周略顯得倉促一些。但是通過本次每天都過得很充實的課程設計，從中得到的收獲還是非常多的。這次課程設計我得到的題目是設計一個鋼絲繩電動葫蘆起升用減速器設計，由于理論知識的不足，再加上平時沒有什么設計經(jīng)驗，一開始的時候有些手忙腳亂，不知從何入手。在老師的諄諄教導，和同學們的熱情幫助下，使我找到了信心。在設計過程中培養(yǎng)了我的綜合運用機械設計課程及其他課程理論知識和利用生產時間知識來解決實際問題的能力，真正做到了學以致用。在此期間我我們同學之間互相幫助，共同面對機械設計課程設計當中遇到的困難，培養(yǎng)了我們的團隊精神。在這些過程當中我充分的認識到自己在知識理解和接受應用方面的不足，特別是自己的系統(tǒng)的自我學習能力的欠缺，將來要進一步加強，今后的學習還要更加的努力。本次課程設計不僅僅是對自己所學的知識的一次系統(tǒng)總結與應用。本次課程設計由于時間的倉促，還有許多地方有不足之處。6）參考文獻機械設計實用機構與裝置圖冊 鄒平 2007.4 機械工業(yè)出版社機械基礎綜合課程設計 張春林 2004.6 北京理工大學出版社機械創(chuàng)新設計 曲繼方 1999 機械工業(yè)出版社機械設計課程設計手冊 羅圣國 1991 高等教育出版社 機械原理課程設計 陸鳳儀 2002 機械工業(yè)出版社機械設計師手冊 吳宗澤 2001 機械工業(yè)出版社課程設計說明書課程名稱：機械系統(tǒng)設計學設計題目：鋼絲繩電動葫蘆起升用減速器設計課程設計時間：08.12.29-09.01.16指導教師：姚文席、候悅民班級：機 0505學號：30501010523姓名：周云龍目錄1 題目分析（1）2 設計計算1)電動機的確定（1）2）總體設計計算（1）總傳動比及各級傳動比的確定（2）（2） 運動及動力參數(shù)的計算（3）3） 齒輪的設計計算及校核1） 第一對齒輪的設計與校核（4）2）第二對齒輪的設計與校核（9）3）第三對齒輪的設計與校核（13）4）軸的設計及危險軸的校核（17）5）課程設計總結（20）6）參考文獻（20）1 題目分析電動葫蘆是一種常用的搬運設備，在工廠中使用十分廣泛。電動葫蘆由兩部分組成，即行走機構和提升機構。下面分別介紹各組成部分。1． 行走機構組成：行走電動機、傳動機構兩部分組成。2． 提升機械組成：提升電動機、卷揚機構、機械制動器（一般為盤式制動器） 。3． 制動器介紹：電動葫蘆（或起重機）的提升機構一定要有機械制動裝置，當物體起吊到一定高度后全靠機械制動器將其制停在空中。制動器的工作機理有液壓驅動、氣壓驅動和牽引電磁鐵驅動。不同的驅動方式其制動的性能也不相同。在小型電動葫蘆上一般采用電磁驅動制動器。電動葫蘆（或起重機）上提升機構采用的制動器種類繁多，在小型電動葫蘆上較多采用的制動器是盤式制動器，盤式制動器又稱為碟式制動器。盤式制動器重量輕、構造簡單、調整方便、制動效果穩(wěn)定。為了安全起見，在起重設備上一般均采用常閉式制動器。所謂常閉式是指在電磁機構不得電的情況下，制動器處于制動狀態(tài)。制動器安裝在電動機的一端，一般情況是封閉的，用眼晴直接是看不到的，但這沒有關系，一般會將牽引電磁鐵的線圈引出線留在外面。我們只要將線圈接正確就行。當電動機得電的同時（接觸器吸合時） ，制動器的牽引電磁鐵也同時得電，制動器打開。這種聯(lián)接方式的優(yōu)點是，當發(fā)生停電事故時可以立即進行制動以避免事故的發(fā)生。其缺點是制動瞬間設備的機械抖動較大。2 設計計算1)電動機的確定由公式得：P=FV/1000=GV/1000=10000×(4/60)/1000=0.67kwⅠ 與 電 機Ⅱ 與 ⅠⅢ 與 Ⅱ輸 出 軸 與 Ⅲ筒 與 輸 出 軸總 ???=0.96×(0.99×0.99)×(0.99×0.99)×(0.99×0.99)×0.98 =0.8857電動機功率：= / =0.67/0.8857=0.75266kwdpw總?由于鋼絲繩電葫蘆起吊和停止時有一些沖擊，根據(jù)沖擊程度一般使用系數(shù) =1.4 故Ak1.4 =1.0537kw?d電機轉速取:n 電 =1380r/min由于功能需要，采用錐形轉子電機。2）總體設計計算（1）總傳動比及各級傳動比的確定由于電動葫蘆吊鉤為一動滑輪裝置，鋼絲繩一段固定，一段被卷筒纏繞，所以卷筒鋼絲繩的受載僅為起重量的一半，但鋼絲繩的速度為起重速度的兩倍。卷筒轉速：=2 / d ( 為起升速度)卷 筒nLv?Lv由于起重速度誤差不超過百分之五，即單位時間鋼絲上升速度為:2 ×（1 0.05）=8 0.4m/min（采用一段固定的動滑輪結Lv?構）故卷筒轉速 =2 ×（ 1 0.05）/ d=26.526 1.326卷 筒nL?即 25.2r/min 27.852r/min?卷 筒n傳動比 = / =1380/（26.526 1.326）總u電 機 卷 筒 ?即 49.55 54.76總u取 =54.76總單級傳動比 u 取 3 至 5故采用三級外嚙合定軸齒輪減速設計，每級傳動比大概為 4，分配各級傳動比：u1=4， u2 =3.7， u3=3.7(2) 運動及動力參數(shù)的計算計算各軸的轉速： 0 軸： n0= n 電機 =1380r/minⅠ軸: nⅠ =1380r/minⅡ軸: nⅡ =345 r/minⅢ軸: nⅢ =93.243 r/minⅣ軸： nⅣ =25.2 r/minⅤ軸: nV=25.2 r/min計算各軸的輸入功率： 0 軸： P0=1.0537kwⅠ軸: PⅠ = P0 =1.032626kwⅠ 與 電 機?Ⅱ軸: PⅡ = PⅠ =1.012kwⅡ 與 ⅠⅢ軸: PⅢ = PⅡ =0.99186kwⅢ 與 ⅡⅣ軸： PⅣ = PⅢ =0.972kw輸 出 軸 與 Ⅲ?Ⅴ軸： PⅤ = PⅣ =0.93312kw筒 與 輸 出 軸計算各軸的輸入轉矩： 0 軸： T0=9.55× =7291.9 Nmm610npⅠ軸: T1=9.55× =7146.07 Nmm61Ⅱ軸: T2=9.55× =28013.3 Nmm602npⅢ軸: T3=9.55× =101586.5887 Nmm613Ⅳ軸： T4=9.55× =368345.2913 Nmm604npⅤ軸： T5=9.55× =353611.4797 Nmm6105np現(xiàn)將各軸的運動和動力參數(shù)結果整理于表中，具體見表運動和動力參數(shù)表軸名 功率 P(W) 轉速(r/min) 轉距(Nmm) 傳動比 u 效率 ?0 軸 1.0537 1380 7291.9Ⅰ軸 1.032626 1380 7146.07 1 0.98Ⅱ軸 1.012 345 28013.3 4 0.99×0.99Ⅲ軸 0.99186 93.243 101586.5887 3.7 0.99×0.99Ⅳ軸 0.972 25.2 368345.2913 3.7 0.99×0.99Ⅴ軸 0.93312 25.2 353611.4797 1 0.963） 齒輪的設計計算及校核1） 第一對齒輪的設計與校核1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）傳動方案可選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2）此電葫蘆升降機為一般重載工作機器，速度不高，齒輪用 7 級精度即可。（3）所設計的齒輪可選用便于制造且價格便宜的材料由[1]P191 機械設計表 10—1 選?。盒↓X輪材料為 40Cr， =280；1HB大齒輪材料為 45 號鋼， ＝240。 — ＝40，合適。2HB12（4）選取小齒輪齒數(shù) z1＝20;大齒輪齒數(shù) z2＝ uz1=80（5）選取螺旋角。初選螺旋角 β=14°按齒面接觸疲勞強度條件設計，然后校核齒根彎曲疲勞強度，最后作齒輪的結構設計。2．按齒面接觸疲勞強度設計由強度計算公式總表查得設計公式為 ????3 2 HEd1t1t σZuψT2K??????????（1)確定公式內的各計算數(shù)值試選 Kt＝1．6由圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù) =2.433HZ由圖 10-26 差得 =0.78， =0.87，則 = + =1.651??2???12Tt=95.5×105P1/n1=95.5×105×1.032626/1380 N·mm =7146.07N·mm由[1]P205 表 10—7 選取 d=1（兩支撐相對于小齒輪做非對稱布置）?由[1]P201 表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù)為 ZE=189.8MPa由[1]P209 圖 10-21 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 lim1=600MPa , ?lim2=550 MPa。?由公式 N=60njLhN1=60×1380×1×(3200)=2.6496×108N2=N1/u=2.6496×108/4=0.6624×108圖 10-19 查得接觸疲勞強度 KHN1=0.90 KHN2=0.95計算接觸疲勞應力取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1= KHN1· lim1/S=0.9×600/1=540 MPa. = KHN2 lim2/S =0.95×550=522.5 ??1H???2H?MPa= = =531.25 MPaHσ??21H??25.40（2)計算1)計算小齒輪分度圓直徑 d1t 代入[ó]中較小的值 =????3 2 HEd1t1t σZuψT2K??????????=23.567mm325.31489456.170?????????2）計算圓周速度=1.7m/s160tdn????10687.2.3?3）計算齒寬 b 及模數(shù) mt1×23.567mm=23.567mm1d?mt= = =1.1433mm1tzcos?2014cos3.567??計算齒寬與齒高之比 b/h齒高 h=2.25mt=2.57mmb/h=9.174）計算縱向重合度 =0.318 d tanβ=1.5857???1z5）計算載荷系數(shù)根據(jù) v=1.7m/s,7 級精度，由[1]P194 圖 10-8 查得動載荷系數(shù) Kv=1.05。 斜齒輪，由[1]P195 表 10-3 查得 KHa1=KFa2=1.4 由[1]P193 表 10-2 查得使用系數(shù) KA=1由[1]P196 表 10-4 查得 7 級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時KHB=1.12+0.18(1+0.6 d2) d2+0.23×10-3b?將數(shù)據(jù)代入得 KHB=1.12+0.18×（1+0.6×1 2）×1 2+0.23×10-3×23.567=1.4134由 b/h=9.17, KHB =1.4134 ,查圖 10-13 得 KFB=1.3 故載荷系數(shù)K=KAKvKHaKHB=1×1.05×1.4×1.4134=2.0786）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑= (K/Kt)1/3= 23.567×(2.078/1.6)1/3=25.713mm1dt7)計算模數(shù)m= = =1.247mm1zcosd?2014cos5.73??3.按齒根彎曲強度的設計由[1]P216 式 10-17 得彎曲強度的設計公式為mn≥ ??3 F21zcosKT????SadYY??（1) 確定計算參數(shù)1）由[1]P208 圖 10-20 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE1=500Mpa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE2=380MPa?2）由[1]P206 圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85 KFN2=0.883）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4,由式 10-12 得= KFN1 FE1/S=303.57MPa??1F?= KFN2 FE2/S=238.86 MPa24）計算載荷系數(shù) KK=KAKvKFaKFB=1×1.05×1.4×1.3=1.9115）根據(jù)縱向重合度 =1.5857，從圖 10-28 查得螺旋角影響系數(shù) =0.88?? ?Y6)計算當量齒數(shù)。= = =21.894v1z3cos?14203= = =87.574v2?3837）查取齒形系數(shù)由[1]P200 表 10-5 可查得 YFa1=2.72,YFa2=2.218）查取應力校正系數(shù)由[1]P200 表 10-5 知 YSa1=1.57,YSa2=1.78 9)計算大小齒輪的 YFaYSa/[ F],并加以比較。?YFa1YSa1/ =0.0141??1FYFa2YSa2/ =0.016472大齒輪的數(shù)值較大（2）設計計算mn≥ =0.8265mm32201647.65.10cos8741.9????對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而由齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取彎曲疲勞強度模數(shù) 1.247，并近似圓整為標準 m=1.25。 按接觸強度算得的分度圓直徑 d1=25.713mm ， z1=d1cosβ /m=19.959， z2=uz1=79.837。取 z1=20， 則 z2=uz1=804. 幾何尺寸計算（1）計算中心距 a=(z1+z2)mn /(2cosβ)=64.413mm將中心距圓整為 65mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos = arccos =15.94°?a2)z(1n?652.1)80(??因 值改變不多，故參數(shù) ， ， 等不必修正。???kHz（3）計算大小齒輪的分度圓直徑d1= =25.999mm cosmznd2= =103.998mm ?n（4）計算齒輪寬度 1×25.999=25.999mm 1db??圓整后取 B2=26mm，B 1=30mm2）第二對齒輪的設計與校核 1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）傳動方案可選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2）此電葫蘆升降機為一般重載工作機器，速度不高，齒輪用 7 級精度即可。（3）所設計的齒輪可選用便于制造且價格便宜的材料由[1]P191 機械設計表 10—1 選?。盒↓X輪材料為 40Cr， =280；3HB大齒輪材料為 45 號鋼， ＝240。 - ＝40，合適。4HB34（4）選取小齒輪齒數(shù) z3＝20;大齒輪齒數(shù) z4＝ uz1=74（5）選取螺旋角。初選螺旋角 β=14°按齒面接觸疲勞強度條件設計，然后校核齒根彎曲疲勞強度，最后作齒輪的結構設計。2．按齒面接觸疲勞強度設計由強度計算公式總表查得設計公式為 ????3 2 HEd3tt σZu1ψT2K??????????（1)確定公式內的各計算數(shù)值試選 Kt＝1．6由圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù) =2.433HZ由圖 10-26 差得 =0.78， =0.87，則 = + =1.653??4???34T3=95.5×105P3/n3=95.5×105×1.012/345 N·mm =28013.3N·mm由[1]P205 表 10—7 選取 d=1（兩支撐相對于小齒輪做非對稱布置）?由[1]P201 表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù)為 ZE=189.8MPa由[1]P209 圖 10-21 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 lim3=600MPa , ?lim4=550 MPa。?由公式 N=60njLhN3=60×345×1×(3200)=6.624×107N4=N1/u=6.624×107/3.7=1.79×107圖 10-19 查得接觸疲勞強度 KHN3=1.17 KHN4=1.27計算接觸疲勞應力取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1= KHN3· lim3/S=1.17×600/1=702 MPa. = KHN4 lim4/S =1.27×550=698.5 ??3H???4H?MPa= = =700.25 MPa??Hσ??243H??25.69870（2)計算1)計算小齒輪分度圓直徑 代入[ó]中較小的值3td=????3 2 HEd3tt σZu1ψT2K??????????=31.0765mm325.7043893.465.180?????????2）計算圓周速度=0.56m/s106d3??nvt?1064.4.?3）計算齒寬 b 及模數(shù) mt=1×31.0765mm=31.0765mm3td?mt= = =1.508mm3tzcos?2014cos.765??計算齒寬與齒高之比 b/h齒高 h=2.25mt=3.39mmb/h=9.174）計算縱向重合度 =0.318 d tanβ=1.5857???3z5）計算載荷系數(shù) 根據(jù) v=0.56m/s,7 級精度，由[1]P194 圖 10-8 查得動載荷系數(shù) Kv=1.01。 斜齒輪，由[1]P195 表 10-3 查得 KHa3=KFa4=1.4 由[1]P193 表 10-2 查得使用系數(shù) KA=1由[1]P196 表 10-4 查得 7 級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時KHB=1.12+0.18(1+0.6 d2) d2+0.23×10-3b?將數(shù)據(jù)代入得 KHB=1.12+0.18×（1+0.6×1 2）×1 2+0.23×10-3×31.0765=1.4151由 b/h=9.17, KHB =1.4151 ,查圖 10-13 得 KFB=1.3 故載荷系數(shù)K=KAKvKHaKHB=1×1.01×1.4×1.4151=26）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑= (K/Kt)1/3= 31.0765×(2/1.6)1/3=33.476mm3dt7)計算模數(shù)m= = =1.624mm3zcos?2014cos.76??3.按齒根彎曲強度的設計由[1]P216 式 10-17 得彎曲強度的設計公式為mn≥ ??3 F23zcosKT????SadYY??(2)確定計算參數(shù)1）由[1]P208 圖 10-20 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE3=500Mpa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE4=380MPa?2）由[1]P206 圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN3=0.92 KFN4=0.983）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4,由式 10-12 得= KFN3 FE3/S=328.57MPa??3F?= KFN4 FE4/S=266 MPa44）計算載荷系數(shù) KK=KAKvKFaKFB=1×1.01×1.4×1.3=1.8382 5）根據(jù)縱向重合度 =1.5857，從圖 10-28 查得螺旋角影響系數(shù) =0.88?? ?Y6)計算當量齒數(shù)。= = =21.894v3zcos?14203= = =81v4?3737）查取齒形系數(shù)由[1]P200 表 10-5 可查得 YFa3=2.72,YFa4=2.228）查取應力校正系數(shù)由[1]P200 表 10-5 知 YSa3=1.57,YSa4=1.77 9)計算大小齒輪的 YFaYSa/[ F],并加以比較。?YFa3YSa3/ =0.013??3FYFa4YSa4/ =0.014774大齒輪的數(shù)值較大（2）設計計算mn≥ =1.2406mm3220.14765.10cos831.8????對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而由齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取彎曲疲勞強度模數(shù) 1.624，并近似圓整為標準 m=1.75。 按接觸強度算得的分度圓直徑 d3=33.476mm ， z3=d3cosβ /m=18.56， z4=uz4=68.675。取 z3=19。 則 z4=uz3=714. 幾何尺寸計算（1）計算中心距 a=(z3+z4)mn /(2cosβ)=81.16mm將中心距圓整為 82mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos = arccos =16.18°?a2)z(43nm?8275.1)(9??因 值改變不多，故參數(shù) ， ， 等不必修正。???kHz（3）計算大小齒輪的分度圓直徑d3= =34.62mm cosznd4= =129.37mm ?mn（4）計算齒輪寬度 =1×34.62=34.62mm 3db??圓整后取 B4=40mm，B 3=35mm3）第三對齒輪的設計與校核 1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）傳動方案可選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2）此電葫蘆升降機為一般重載工作機器，速度不高，齒輪用 7 級精度即可。（3）所設計的齒輪可選用便于制造且價格便宜的材料由[1]P191 機械設計表 10—1 選取：小齒輪材料為 40Cr， =280；5HB大齒輪材料為 45 號鋼， ＝240。 - ＝40，合適。6HB56（4）選取小齒輪齒數(shù) z5＝20;大齒輪齒數(shù) z6＝ uz5=74（5）選取螺旋角。初選螺旋角 β=14°按齒面接觸疲勞強度條件設計，然后校核齒根彎曲疲勞強度，最后作齒輪的結構設計。2．按齒面接觸疲勞強度設計由強度計算公式總表查得設計公式為????3 2 HEd5t5t σZu1ψT2K??????????（1)確定公式內的各計算數(shù)值試選 Kt＝1．6由圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù) =2.433HZ由圖 10-26 差得 =0.78， =0.87，則 = + =1.655??6???56T5=95.5×105P5/n5=95.5×105×0.9918/93.243 N·mm =101586.5887N·mm由[1]P205 表 10—7 選取 d=1（兩支撐相對于小齒輪做非對稱布置）?由[1]P201 表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù)為 ZE=189.8MPa由[1]P209 圖 10-21 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 lim5=600MPa , ?lim6=550 MPa。?由公式 N=60njLhN5=60×93.243×1×(3200)=1.79×107N6=N1/u=1.79×107/3.7=0.484×107圖 10-19 查得接觸疲勞強度 KHN5=1.27 KHN6=1.39計算接觸疲勞應力取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1= KHN5· lim5/S=1.27×600/1=762 MPa. = KHN6 lim6/S =1.39×550=764.5 ??5H???6H?MPa= = =763.25 MPa??Hσ??265H??25.74（2)計算1)計算小齒輪分度圓直徑 代入[ó]中較小的值5td=????3 2 HEd5t5t σZu1ψT2K??????????=45.08mm32763.541893.465.1708.2 ?????????2）計算圓周速度=0.22m/s106d5?nvt?1069.248.4.?3）計算齒寬 b 及模數(shù) mt=1×45.08mm=45.08mm5td?mt= = =2.187mm5tzcos?2014cos.8??計算齒寬與齒高之比 b/h齒高 h=2.25mt=4.92mmb/h=9.174）計算縱向重合度 =0.318 d tanβ=1.5857???5z5）計算載荷系數(shù)根據(jù) v=0.22m/s,7 級精度，由[1]P194 圖 10-8 查得動載荷系數(shù) Kv=1.005。 斜齒輪，由[1]P195 表 10-3 查得 KHa5=KFa6=1.4 由[1]P193 表 10-2 查得使用系數(shù) KA=1由[1]P196 表 10-4 查得 7 級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時KHB=1.12+0.18(1+0.6 d2) d2+0.23×10-3b?將數(shù)據(jù)代入得 KHB=1.12+0.18×（1+0.6×1 2）×1 2+0.23×10-3×45.08=1.418由 b/h=9.17, KHB =1.418 ,查圖 10-13 得 KFB=1.3 故載荷系數(shù)K=KAKvKHaKHB=1×1.005×1.4×1.418=26）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑= (K/Kt)1/3= 45.08×(2/1.6)1/3=48.56mm5dt7)計算模數(shù)m= = =2.356mm5zcos?2014cos8.6??3.按齒根彎曲強度的設計由[1]P216 式 10-17 得彎曲強度的設計公式為mn≥ ??3 F25zcosKT????SadYY??(2)確定計算參數(shù)1）由[1]P208 圖 10-20 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE5=500Mpa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE6=380MPa?2）由[1]P206 圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN5=0.98 KFN6=0.9953）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4,由式 10-12 得= KFN5 FE5/S=350MPa??5F?= KFN6 FE6/S=270 MPa64）計算載荷系數(shù) KK=KAKvKFaKFB=1×1.005×1.4×1.3=1.8291 5）根據(jù)縱向重合度 =1.5857，從圖 10-28 查得螺旋角影響系數(shù) =0.88?? ?Y6)計算當量齒數(shù)。= = =21.894v5z3cos?14203= = =81v6?3737）查取齒形系數(shù)由[1]P200 表 10-5 可查得 YFa5=2.72,YFa6=2.228）查取應力校正系數(shù)由[1]P200 表 10-5 知 YSa5=1.57,YSa6=1.77 9)計算大小齒輪的 YFaYSa/[ F],并加以比較。?YFa5YSa5/ =0.0122??5FYFa6YSa6/ =0.01455??6F?大齒輪的數(shù)值較大（2）設計計算mn≥ =1.893m3 220.14565.10cos8718.89 ????m對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而由齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取彎曲疲勞強度模數(shù) 2.356，并近似圓整為標準 m=2.5。 按接觸強度算得的分度圓直徑 d5=48.56mm ， z5=d5cosβ /m=18.85， z6=uz6=69.73。取 z5=19。 則 z6=uz5=714. 幾何尺寸計算（1）計算中心距 a=(z5+z6)mn /(2cosβ)=115.94mm將中心距圓整為 116mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos = arccos =14.11°?a2)z(65n?1625.)7(9??因 值改變不多，故參數(shù) ， ， 等不必修正。???kHz（3）計算大小齒輪的分度圓直徑d5= =48.95mm cosmznd6= =182.93mm ?n（4）計算齒輪寬度 =1×48.95=48.95mm 5db??圓整后取 B6=55mm，B 5=50mm4）軸的設計及危險軸的校核（1）軸Ⅳ的設計與校核（1)輸出軸上的功率 P，轉速 n，轉矩 T功率 P=0.972W 轉速 n=25.2r/min 轉矩 T=368345.2913 N·mm（2)作用在齒輪上的力Ft=2T/d=2×368345.2913/182.93=4027.17NFr= Fttana/cosβ =4027.17×tan20°/cos14.11°=1511.37NFa= Fttanβ= 4027.17×tan14.11°=1012.3N（3)初步確定軸的最小直徑。軸材料選用 45 鋼，調質鋼處理，據(jù)[1]P373 表 15-4，取A0=112dmin= A0(P/n)1/3=112×（0.972/25.2） 1/3=37.842mm（4)按彎扭合成應力校核軸的強度校核時只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即 C 截面，取 =0.6?1={[M2+( T)2]/W}1/2=26.63MPaS=1.52caS????50891..??（6）截面Ⅰ的右側抗彎截面系數(shù) W： 抗扭截面系數(shù) WT： 截面Ⅰ左側彎矩 M： 截面Ⅰ上的扭矩 T截面上彎曲應力b=M/W?截面上的扭轉切應力T=T/WT?過盈配合處的 值，由附表 3-8 用插入法求得，并取 =0.8 ，于是/k?? /k??/?得=2.51 =2.008/k??/k??軸按磨削加工，由附圖 3-4 的表面質量系數(shù) =0.92???軸未經(jīng)表面強化處理，即 β q=0.1，則按式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為2.5971k??????2.095?于是計算安全系數(shù)值 S 得= =8.8321amK??????275.91.0??7.5941aS???.39.3.0.22=13.05>S=1.52caS????故該軸在該截面處的強度也是足夠的。5）課程設計總結課程設計是機械系統(tǒng)設計當中的非常重要的一環(huán)，本次課程設計時間不到三周略顯得倉促一些。但是通過本次每天都過得很充實的課程設計，從中得到的收獲還是非常多的。這次課程設計我得到的題目是設計一個鋼絲繩電動葫蘆起升用減速器設計，由于理論知識的不足，再加上平時沒有什么設計經(jīng)驗，一開始的時候有些手忙腳亂，不知從何入手。在老師的諄諄教導，和同學們的熱情幫助下，使我找到了信心。在設計過程中培養(yǎng)了我的綜合運用機械設計課程及其他課程理論知識和利用生產時間知識來解決實際問題的能力，真正做到了學以致用。在此期間我我們同學之間互相幫助，共同面對機械設計課程設計當中遇到的困難，培養(yǎng)了我們的團隊精神。在這些過程當中我充分的認識到自己在知識理解和接受應用方面的不足，特別是自己的系統(tǒng)的自我學習能力的欠缺，將來要進一步加強，今后的學習還要更加的努力。本次課程設計不僅僅是對自己所學的知識的一次系統(tǒng)總結與應用。本次課程設計由于時間的倉促，還有許多地方有不足之處。6）參考文獻機械設計實用機構與裝置圖冊 鄒平 2007.4 機械工業(yè)出版社機械基礎綜合課程設計 張春林 2004.6 北京理工大學出版社機械創(chuàng)新設計 曲繼方 1999 機械工業(yè)出版社機械設計課程設計手冊 羅圣國 1991 高等教育出版社 機械原理課程設計 陸鳳儀 2002 機械工業(yè)出版社機械設計師手冊 吳宗澤 2001 機械工業(yè)出版社