1、桂林航天工業學院課程設計說明書 目錄緒論0第一章 擬訂傳動方案21、1傳動方案的擬定2第二章 設計計算32.2選擇鋼絲繩42.3計算卷簡直徑52.4確定減速器總傳動比及分配各級傳動比5第三章 高速級齒輪A、B傳動設計831按齒面接觸強度條件設計832按齒根彎曲強度條件設計1033主要幾何尺寸計算12第四章 中速級齒輪C、D傳動設計1341按齒面接觸強度條件設計1342按齒根彎曲強度條件設計1543主要幾何尺寸計算17第五章 低速級齒輪E、F傳動設計1851按齒面接觸強度條件設計1852按齒根彎曲強度條件設計2053主要幾何尺寸計算22第六章 計算軸2461計算軸的直徑2462分析軸上的作用力2

2、563計算軸上危險截面的彎矩、轉矩和合成彎矩2864軸I、IV的設計計算28參考文獻31課程設計總結32 緒論 起重機械是用來對物料進行起重、運輸、裝卸和作業的機械。它可以完成靠人力所無法完成的物料搬運工作，減輕人們的體力勞動提高勞動生產率，已經在國民經濟的多個領域得到了廣泛的應用。它是一種循環的，間歇動作的，短程搬運物料的機械。一個工作循環一般包括上料，運送，卸料和回到原位的過程。在循環與循環之間一般有短暫的停歇。起重機工作的時候各機構通常是處于啟動，制動以及正向，反向等相互交替的運動狀態之中。 起重機械的種類很多，通常按用途和構造特征來對其進行分類。按用途來分的話，可以分為通用起重機，建筑

3、起重機，冶金起重機，鐵路起重機，造船起重機，甲板起重機等等。按構造特征來分的話，可以分為輕小型起重機，橋式起重機，臂架式起重機，固定式起重機和運行式起重機。 我們所改進設計的電動葫蘆屬于輕小型起重機械，它主要配合單梁橋式或門式起重機來組成一個完整的起重機械。然而隨著時代的發展，電動葫蘆也開始向大起重量，大提升高度發展，其結構形式也在不斷的更新，從而使電動葫蘆的品種和應用范圍日益擴大。 起重運輸機械在國外稱為物料搬運機械。由于新材料、新工藝、新設備和以計算機為基礎的信息和控制技術的發展和應用，物料搬運系統的改進已成為這些國家進一步提高生產率和降低生產成本十分重要的方面，越來越引起重視。 我國起重

4、運輸機械行業要向大型化、節能化、智能化和成套化方向發展。我國有關部門出臺的起重運輸機械行業的“十五”發展規劃，對該行業的技術發展趨勢，優先發展的重點產品以及建議淘汰的產品，坐了詳細規定。 1第一章 擬訂傳動方案1、1傳動方案的擬定電動葫蘆起升機構如圖4-2所示。它由電動機通過聯軸器直接帶動齒輪減速器的輸入軸，通過齒輪減速器末級大齒輪帶動輸出軸(空心軸)，驅動卷筒轉動，從而使吊鉤起升或下降，其傳動系統如圖4-3所示。圖4-3 電動葫蘆起升機構示意圖1-減速器，2-輸出軸，3-輸入軸，4-聯軸器，5-電動機，6-制動器；7-彈簧，8-鋼絲繩：9-卷筒第二章 設計計算2.1選擇電機起重電動機的靜功率

5、式中Q“總起重量N； v起升速度，mmin； 0起升機構總效率； 7滑輪組效率，一般70.980.99； 5卷筒效率，50.98； 1齒輪減速器效率，可取為0.900.92。而總起重量 Q”=Q+Q=30000+0.02×30000=30600N起升機構總效率 0=751=0.98×0.98×0.90=0.864故此電動機靜功率 P0=36000×660×1000×0.864=4.17KW 為保證電動機的使用性能，并滿足起重機的工作要求，應選擇相應于電動葫蘆工作類型(JC值)的電動機，其功率的計算公式為：式中 Ke起升機構按靜功率初選

6、電動機時的系數，對輕級起重機為0.700.80，中級為0.800.90，重級為0.90l，特重級為1.11.2。按以上公式，并取系數Ke0.90，故相應于JC25的電動機表4-3 錐形轉子異步電動機(ZD型)注：引自機械產品目錄)第19冊，機械工業出版社，1985年。按表4-3選ZD112-4型錐形轉子電動機，功率Pjc0.8kW，轉速njc1380rmin。2.2選擇鋼絲繩根據圖4-3，鋼絲繩的靜拉力Q”Q+Q 式中 Q”總起重量，N； Q 起重量(公稱重量)，N； Q吊具重量，N，一般取Q=0.02Q； m 滑輪組倍率。對單聯滑輪組，倍率等于支承重量Q的鋼絲繩分支數，如圖4-3結構所示，m

7、2； 7 滑輪組效率，70.980.99。鋼絲繩的破斷拉力式中 n許用安全系數。對工作類型為中級的電動葫蘆，n5.5；按式(4-1)。鋼絲繩的靜拉力Q0=Q''m7=306002×0.98=11+xn=1+nx1!+nn-1x22!+5612.2N 按式(4-3)，鋼絲繩的破斷拉力QsnQ0=5.5×15612.20.85=99845.7N按標準選用6×19鋼絲繩，其直徑d15.5mm，斷面面積d89.49mm2，公稱抗拉強度1400MPa，破斷拉力Qs125000N。2.3計算卷簡直徑按式，卷筒計算直徑D0ed20×15.5310 mm

8、按標準取D0300mm。故卷筒轉速 n5=1000VLD0×m=1000×6×23.14×300=12.74r/min(為起升速度)2.4確定減速器總傳動比及分配各級傳動比總傳動比 i'=n3n5=138012.74=108.32這里n3為電動機轉速，rmin。擬定各級傳動比和齒數。第一級傳動比 iAB=ZBZA=7012=5.83第二級傳動比iCD=ZDZC=4612=3.83第三級傳動比iEF=ZFZE=5311=4.82i=iAB×iCD×iEF=5.83×3.83×4.82=107.63傳動比相對誤

9、差 i=i'-ii=108.32-107.63108.32=0.637%i不超過土3，適合。計算各軸轉速、功率和轉矩(這里，各級齒輪傳動效率取為0.97) 軸I(輸入軸)： 轉速 nI=n=1380r/min 功率 PI=4.17KW 轉矩 TI=9550PInI=9550×4.171380=28.86Nm軸II： 轉速 nII=nIiAB=13805.83=236.71r/min 功率 PII=0.97nI=0.97×4.17=4.04KW轉矩 TII=9550PIInII=9550×4.04236.71=162.99Nm軸III： 轉速 nIII=nI

10、IiCD=236.713.83=61.80r/min 功率 PIII=0.97nII=0.97×4.04=3.92KW轉矩 TIII=9550PIIInIII=9550×3.9261.80=605.76Nm 軸IV： 轉速 nIV=nIIIiEF=61.804.82=12.82r/min功率 PIV=0.97nIII=0.97×3.92=3.80KW轉矩 TIV=9550PIVnIV=9550×3.8012.82=2830.73Nm軸I(輸入軸)軸II軸III軸IV轉速(r/min)1380236.7161.8012.82功率(KW)4.174.043.

11、923.80轉矩(Nm)28.86162.99605.762830.73N傳動比i5.833.834.82第三章 高速級齒輪A、B傳動設計因起重機起升機構的齒輪所承受載荷為沖擊性質，為使結構緊湊，齒輪材料均用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度HRC5862，材料抗拉強度B=1100MPa，屈服極限s=850MPa。齒輪精度選為8級(GBl009588)。31按齒面接觸強度條件設計小輪分度圓直徑：確定式中各參數：端面重合度:其中: ,且 求得:a1=arccosZAcosZA+Zh°=arccos12×cos2012+2=36.35°a2=arccosZBcosZ

12、B+Zh°=arccos70×cos2070+2=23.99°(1) 載荷系數Kt對起重機，載荷沖擊較大，初選載荷系數Kt2。(2)齒輪A轉矩TA TAT128.86 ×103N·mm。(3)齒寬系數d 取d=1。（兩支撐相對于小齒輪做非對稱布置） (4)齒數比u 對減速傳動，ui5.83。(5)節點區域系數ZH 查機械設計圖6.19得ZH2.433。(6)材料彈性系數ZE 查機械設計ZE189.8。(7)材料許用接觸應力 H式中參數如下： 試驗齒輪接觸疲勞極限應力 Hlim1450MPa； 接觸強度安全系數SH1.25；接觸強度壽命系數KHN

13、：因電動葫蘆的齒輪是在變載條件下工作的，對電動葫蘆為中級工作類型，其載荷圖譜如1圖4-6所示，用轉矩T代替圖中的載荷Q(轉矩了與載荷Q成正比)，當量接觸應力循環次數為：對齒輪A：式中 n1齒輪A(軸1)轉速，n11380rmin； i序數，i1，2，k； ti各階段載荷工作時間，h， Ti各階段載荷齒輪所受的轉矩，N·m； Tmax各階段載荷中，齒輪所受的最大轉矩，N·m。故NHA=60×1380×3000×(13×0.200.53×0.200.253×0.100.053×0.50)=5.63×

14、107對齒輪B：NHB=NHAAB=5.63×1075.83=9.66×106查3得接觸強度壽命系數KHNA1.18，KHNB1.27。由此得齒輪A的許用接觸應力齒輪B的許用接觸應力因齒輪A強度較弱，故以齒輪A為計算依據。把上述各值代入設計公式，得小齒輪分度圓直徑 (8)計算：齒輪圓周速度 (9)精算載荷系數K查3表6.2得工作情況系數KA1.25。按8級精度查3圖6.10得動載荷系數Kv1.12,齒間載荷分配系數KH1.1,齒向載荷分布系數KH1.14。故接觸強度載荷系數按實際載荷系數K修正齒輪分度圓直徑 齒輪模數 32按齒根彎曲強度條件設計齒輪模數確定式中各參數：(1)

15、參數Kt2,TAT164.39 ×103N·mm,d=1, =1.61,ZI=12。(2)齒形系數YFa因當量齒數ZVA=ZA=12ZVB=ZB=70查3 表6.4 得 齒形系數YFaA2.97，YFaB2.21；1.52，1.78(3)許用彎曲應力F 式中Flim試驗齒輪彎曲疲勞極限，Flim850MPa； SF彎曲強度安全系數，SF1.5； KFN彎曲強度壽命系數，與當量彎曲應力循環次數有關。對齒輪A：式中各符號含義同前。仿照確定NHA的方式，則得對齒輪B：因NFA>N03×106，NFB>N03×106，故查得彎曲強度壽命系數KFA1，

16、KFB1。由此得齒輪A、B的許用彎曲應力式中系數=0.70是考慮傳動齒輪A、B正反向受載而引入的修正系數。(4)比較兩齒輪的比值對齒輪A：對齒輪B： 兩輪相比，說明A輪彎曲強度較弱，故應以A輪為計算依據。(5)按彎曲強度條件計算齒輪模數m把上述各值代入前述的設計公式，則得比較上述兩種設計準則的計算結果，應取齒輪標準模數mn2mm。33主要幾何尺寸計算(1)中心距a(2)齒輪A、B的分度圓直徑d(3)齒輪寬度b第四章 中速級齒輪C、D傳動設計因起重機起升機構的齒輪所承受載荷為沖擊性質，為使結構緊湊，齒輪材料均用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度HRC5862，材料抗拉強度B=1100MPa，屈

17、服極限s=850MPa。齒輪精度選為8級(GBl009588)。41按齒面接觸強度條件設計小輪分度圓直徑確定式中各參數：端面重合度其中: ,且 求得:(1) 載荷系數Kt對起重機，載荷沖擊較大，初選載荷系數Kt2。(2)齒輪C轉矩TC TCTII16.30 ×103N·mm。(3)齒寬系數d 取d=1。 (4)齒數比u 對減速傳動，ui3.82。(5)節點區域系數ZH 查機械設計圖6.19得ZH2.47。(6)材料彈性系數ZE 查機械設計ZE189.8。(7材料許用接觸應力 H式中參數如下： 試驗齒輪接觸疲勞極限應力 Hlim500MPa；接觸強度安全系數SH1；接觸強度壽

18、命系數KHN：因電動葫蘆的齒輪是在變載條件下工作的，對電動葫蘆為中級工作類型，其載荷圖譜如1圖4-6所示，用轉矩T代替圖中的載荷Q(轉矩了與載荷Q成正比)，當量接觸應力循環次數為：對齒輪C：式中 n2齒輪C(軸1)轉速，n2236.71rmin； i序數，i1，2，k； tII各階段載荷工作時間，h， TII各階段載荷齒輪所受的轉矩，N·m； Tmax各階段載荷中，齒輪所受的最大轉矩，N·m。故NHC=60×236.71×3000×(13×0.200.53×0.200.253×0.100.053×0.50

19、)=8.55×106對齒輪D：查3得接觸強度壽命系數KHNC1.27，KHND1.37。由此得齒輪C的許用接觸應力齒輪D的許用接觸應力因齒輪C強度較弱，故以齒輪C為計算依據。把上述各值代入設計公式，得小齒輪分度圓直徑(8計算：齒輪圓周速度(9精算載荷系數K查3表6.2得工作情況系數KC1.25。按8級精度查3圖6.10得動載荷系數Kv1.06,齒間載荷分配系數KH1.1,齒向載荷分布系數KH1.14。故接觸強度載荷系數按實際載荷系數K修正齒輪分度圓直徑齒輪模數42按齒根彎曲強度條件設計齒輪模數確定式中各參數：(1)參數Kt2,TCTII236.71 ×103N·m

20、m,d=1. 58,。(2齒形系數YFa因當量齒數查3 表6.4 得 齒形系數YFaC2.97，YFaD2.26；1.52，1.74(3)許用彎曲應力F 式中Flim試驗齒輪彎曲疲勞極限，Flim850MPa； SF彎曲強度安全系數，SF1.25； KFN彎曲強度壽命系數，與當量彎曲應力循環次數有關。對齒輪C：式中各符號含義同前。仿照確定NHC的方式，則得對齒輪D：因NFC>N03×106，NFD>N03×106，故查得彎曲強度壽命系數KFC1，KFD1。由此得齒輪C、D的許用彎曲應力式中系數=0.70是考慮傳動齒輪A、B正反向受載而引入的修正系數。(4比較兩齒

21、輪的比值對齒輪C：對齒輪D： 兩輪相比，說明C輪彎曲強度較弱，故應以C輪為計算依據。(5按彎曲強度條件計算齒輪模數m把上述各值代入前述的設計公式，則得比較上述兩種設計準則的計算結果，應取齒輪標準模數mn4mm。43主要幾何尺寸計算(1)中心距a因值與原估算值接近，不必修正參數、K和ZH。(2齒輪C、D的分度圓直徑d(3齒輪寬度b第五章 低速級齒輪E、F傳動設計因起重機起升機構的齒輪所承受載荷為沖擊性質，為使結構緊湊，齒輪材料均用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度HRC5862，材料抗拉強度B=1100MPa，屈服極限s=850MPa。齒輪精度選為8級(GBl009588)。51按齒面接觸強度

22、條件設計小輪分度圓直徑確定式中各參數：端面重合度其中: ,且 求得:(1) 載荷系數Kt對起重機，載荷沖擊較大 ,選載荷系數Kt2。 (2)輪C轉矩TE TET3605.76 ×103N·mm。(3)寬系數d 取d=1。(4)數比u 對減速傳動，ui4.83。(5)點區域系數ZH 查機械設計圖6.19得ZH2.47。(6)料彈性系數ZE 查機械設計ZE189.8。(7)料許用接觸應力 H式中參數如下：試驗齒輪接觸疲勞極限應力 Hlim1450MPa；接觸強度安全系數SH1.25；接觸強度壽命系數KHN：因電動葫蘆的齒輪是在變載條件下工作的，對電動葫蘆為中級工作類型，其載荷圖

23、譜如1圖4-6所示，用轉矩T代替圖中的載荷Q(轉矩了與載荷Q成正比)，當量接觸應力循環次數為：對齒輪E：式中 n1齒輪C(軸1)轉速，n11380rmin； i序數，i1，2，k； ti各階段載荷工作時間，h， Ti各階段載荷齒輪所受的轉矩，N·m； Tmax各階段載荷中，齒輪所受的最大轉矩，N·m。故NHE=60×61.80×3000×(13×0.200.53×0.200.253×0.100.053×0.50)=2.5×106對齒輪F：查3得接觸強度壽命系數KHNE1.37，KHNF1.52。

24、由此得齒輪E的許用接觸應力齒輪F的許用接觸應力因齒輪E強度較弱，故以齒輪E為計算依據。把上述各值代入設計公式，得小齒輪分度圓直徑(8)算：齒輪圓周速度(9)算載荷系數K查3表6.2得工作情況系數KE1.25。按8級精度查3圖6.10得動載荷系數Kv1.02,齒間載荷分配系數KH1.1,齒向載荷分布系數KH1.14。故接觸強度載荷系數按實際載荷系數K修正齒輪分度圓直徑 齒輪模數52按齒根彎曲強度條件設計齒輪模數確定式中各參數：(1)參數Kt2,TET3605.76 ×103N·mm,d=1, ,。(2)螺旋角影響系數Y 因齒輪軸向重合度0.318dz1tan0.318 

25、15; 1×16×tan12°=1.08，查3 得Y=0.92。(3)齒形系數YFa因當量齒數查3 表6.4 得 齒形系數YFaE2.97，YFaF2.24；1.52，1.75(4)許用彎曲應力F 式中Flim試驗齒輪彎曲疲勞極限，Flim850MPa； SF彎曲強度安全系數，SF1.5； KFN彎曲強度壽命系數，與當量彎曲應力循環次數有關。對齒輪E：式中各符號含義同前。仿照確定NHE的方式，則得對齒輪F：因NFC>N03×106，NFD>N03×106，故查得彎曲強度壽命系數KFE1，KFF1。由此得齒輪C、D的許用彎曲應力式中系

26、數=0.70是考慮傳動齒輪E、F正反向受載而引入的修正系數。(5)兩齒輪的比值對齒輪E：對齒輪F： 兩輪相比，說明E輪彎曲強度較弱，故應以F輪為計算依據。(6)彎曲強度條件計算齒輪模數m把上述各值代入前述的設計公式，則得比較上述兩種設計準則的計算結果，應取齒輪標準模數mn5mm。53主要幾何尺寸計算(1)中心距a (2)齒輪E、F的分度圓直徑d(3)齒輪寬度b齒輪A、B、C、D、E、F其它尺寸計算結果列于下表：表 2： 單位：mm尺寸 齒輪ABCDEF齒數Z127012461153模數m245中心距a82116160分度圓直徑d421404818455265齒輪寬度b474253486055齒

27、厚b383354496155第六章 計算軸61計算軸的直徑軸材料選用20CrMnTi，按下式估算空心軸外徑： 式中 P軸傳遞功率，P3.80kW；n軸轉遞，n12.82rmin； 空心軸內徑與外徑之比，可取為0.5； A0系數，對20CrMnTi，可取A0107。代入各值，則取d75mm，并以此作為軸(裝齒輪F至裝卷筒段)最小外徑，并按軸上零件相互關系設計軸。軸的結構如圖1所示。圖1： 軸I與軸IV的結構62分析軸上的作用力軸上的作用力如圖2所示，各力計算如下： (1)齒輪F對軸上的作用力齒輪F齒數zF53，模數mn=5mm，分度圓直徑d=265mm圓周力 徑向力 軸向力 (2)卷筒對軸上的徑

28、向作用力R圖2： 軸的作用力分析 當重物移至靠近軸的右端極限位置時，卷筒作用于軸上e點的力R達到最大值，近似取這里系數1.02是表示吊具重量估計為起重量的2。 (3)軸I在支承d處對軸上的徑向作用力Rdn和Rdm， 軸I的作用力分析如圖3所示。 如果略去軸I上聯軸器附加力的影響，齒輪A作用于軸1上的力有：圓周力 徑向力 軸向力 由圖1按結構取L322mm，L129mm。求垂直平面(mcd面)上的支反力： 求水平面(ncd面)上的支反力： 綜上計算軸的強度符合要求。軸II，軸III的大體尺寸如下圖所示，確認方法同軸IV對軸來說，Rdm與Rdn的方向應與圖3所示的相反。由于上述的力分別作用于xdy

29、坐標系內和ndm坐標系內，兩坐標間的夾角為1，因此要把ndm坐標系內的力Rdn和Rdm換算為xdy坐標系內的力Rdx和Rdy。由1式(4-12)得兩坐標系間的夾角(1 圖4-7) 代入數據得：圖3： 軸I的作用力分析根據1 式(4-13)和3 圖4-9，得力Rdn和Rdm在坐標xdy上的投影（與x軸方向相反）把上述求得的力標注在軸的空間受力圖上(圖2)。63計算軸上危險截面的彎矩、轉矩和合成彎矩根據上述數據和軸上支點a、b處的支反力，可計算軸上危險截面的彎矩、轉矩和合成彎矩。(然后驗算軸的安全系數。確認安全系數后，即可繪制軸的零件工作圖。軸承可按常用方法選取和計算，從略。)64軸I、IV的設計計算估算軸I的最小直徑：；取軸軸II的最小直徑：；取軸軸III的最小直徑：；取軸軸IV的最小直徑：；取軸軸的直徑計算結果如下： 表3： 單位：mm軸I（輸入軸）軸軸軸最小直徑15.4727.5542.6771.34優選直徑16284472 附錄電動葫蘆的總裝圖零件圖附后。