机械毕业设计（论文）-5吨三速电动葫芦的设计【全套图纸】

1 学学 科科 门门 类类 ： 单位代码单位代码 ： 毕业设计说明书（论文）毕业设计说明书（论文） 5 吨吨三三速速电电动动葫葫芦芦 的的设设计计 学学生生姓姓名名 所所学学专专业业 班班 级级 学学 号号 指指导导教教师师 XXXXXXXXX 系系 二二 *年年 XX 月月 2 目目 录录 1 绪论1 1.1 引言.1 1.2 电动葫芦生产与发展趋势 1 2 设计要求1 3 设计方案2 4 电动葫芦起升机构部件的设计2 4.1 起升机构的原理分析 2 4.2 电动机的选择.3 4.3 吊钩的设计 3 4.3.1 吊钩的选择.3 4.3.2 吊钩的尺寸设计 .4 4.4 滑轮组的选择 4 4.5 钢丝绳的选择和校核 4 4.5.1 钢丝绳的选择.5 4.5.2 计算钢丝绳所承受的最大静拉力.5 4.6 卷筒的设计 5 4.6.1 卷筒直径的确定.5 4.6.2 卷筒长度的确定.6 4.6.3 卷筒厚度的计算.6 5 同轴式三级齿轮减速器的设计6 5.1 确定传动装置的总传动比和分配转动比 6 5.2 计算传动装置的运动和动力参数 7 5.3 传动零件的设计计算 8 5.3.1 高速轴齿轮的设计计算.8 5.3.2 中速级齿轮的设计计算12 5.3.3 低速级齿轮的设计计算16 5.4 轴的设计 .20 5.4.1 第一轴的设计计算20 5.4.2 第二轴的设计计算22 5.4.3 第三轴的设计计算23 6 第二轴的校核.24 6.1 水平方向的力 .26 3 6.1.1 求水平支反力26 6.1.2 求水平方向的弯距26 6.2 垂直方向的力 .26 6.2.1 求垂直支反力26 6.2.2 求垂直方向的弯矩26 6.3 求总弯距 .26 7 减速器外壳和运行机构的选择.27 8 结束语.27 致谢.27 参考文献.28 全套图纸，加全套图纸，加 153893706153893706 4 1 1 绪论绪论 1.11.1 引言引言 工程机械装备已经成为我国国民经济发展的支柱产业之一，占据世界工程 机械总量第七位。工程机械发展异常迅猛,新的理念、新的技术、新的工艺不断 给予工程机械新的生命力；作为企业生产不可缺少的起重机械更是如此。因此 起重机械是国民生产各部门提高劳动生产率、生产过程机械化不可缺少的机械 设备。 故本次设计在常规电动葫芦的基础上，设计小吨位（20T 及以下）运行轻 便的三速电动葫芦。我国工程机械技术以及产品引进多以德国、日本、西班牙、 韩国等机械装备制造先进的国家为主，通过网上查阅以及图书数据信息的收集， 目前在多速电动葫芦的研究方面，还是产品应用方面都很少。 就国内而言，多速电动葫芦的研究，目前发现的资料也很少，作为起重设 备较大规模的以及起重基地的新乡，电动葫芦多以为单速、双速为主，均未有 多速电动葫芦方面的产品，针对市场的需求，研究开发三速电动葫芦很有必要。 新乡是全国起重基地，为此必须要研究开发三速电动葫芦，不断改进起重运输 机械产品的性能，提高运转速度和生产能力，提高自动化水平，使制造方便可 靠、新型、高效能的轻小型起重设备满足市场、生产的需要。 电动葫芦结构紧凑、使用点、线结合，自重轻、体积小、维修方便、经久 耐用等特点而广泛应用。现在市场上以单速、双速电动葫芦为主，多速电动葫 芦比较少。以满足轻载快速、重载中速、慢速定位控制的要求。 1.21.2 电动葫芦生产与发展趋势电动葫芦生产与发展趋势 电动葫芦是一种产量大、使用面广的轻小型起重设备。我国目前生产、使 用的电动葫芦绝大多数是 1963 年联合设计的 CD/MD 型 ,此外还少量生产、使 用 AS 型和 TV 型电动葫芦。就其设计质量的综合评价 ,是不尽如人意的。电动 葫芦更新换代慢 ,开发周期长 ,产品标准化、通用化水平不高 ,生产准备工作 量大 ,投产上市速度慢的机械设备。因此缩短设计生产周期、提高设备的利用 效率向多用途、高效率的方向发展。 5 2 2 设计要求设计要求 根据现有市场起升负载的常用情况。本次设计的三速电动葫芦机械系统技 术上要求: （1） 电动葫芦的最大载重为 5 顿，起升高度为 9 米。 （2） 电动葫芦的强度等级为 M，工作级别为 M5。 （3） 通过电机的变速实现在一个电机带动下输出 3 种速度 3 3 设计方案设计方案 电动葫芦由起升机构和运行机构组成。起升机构包括吊钩、钢丝绳、滑轮 组、电机、卷筒和减速器，是设计中的重点；运行机构为小车。 电动葫芦起升机构的排列主要为电动机、减速器和卷筒装置 3 个部件。排 列方式有平行轴 a 和同轴式 b 两种方式，见图 1 图 1 起升机构部件排列图 1 电动机 2 减速器 3 卷筒装置 本设计优先选用 b 方案，电机、减速器、卷筒布置较为合理。减速器的大 齿轮和卷筒连在一起,转矩经大齿轮直接传给卷筒,使得卷筒只受弯矩而不受扭 矩。其优点是机构紧凑，传动稳定，安全系数高。减速器用斜齿轮传动,载荷方 向不变和齿轮传动的脉动循环,对电动机产生一个除弹簧制动的轴向力以外的载 荷制动轴向力。当斜齿轮倾斜角一定时,轴向力大小与载荷成正比,起吊载荷越 大,该轴向力也越大,产生的制动力矩也越大;反之亦然。它可以减小制动弹簧的 a b 6 轴受力,制动瞬间的冲击减小,电动机轴受扭转的冲击也将减小,尤其表现在起吊 轻载荷时,提高了电动机轴的安全性。 图 a 的结构电机与卷筒布置不再同一平面上通过减速器相连,使得减速器转 矩增大。 4 4 电动葫芦起升机构部件的设计电动葫芦起升机构部件的设计 电动葫芦起升机构用来实现物料垂直升降，是任何起重机不可缺少的部分， 因而是起重机最主要、也是最基本的机构。起升机构的安全状态，是防止起重 事故的关键，将直接地关系到起重作业的安全。电动葫芦起升机构包括:起升用 锥形转子制动电动机、减速器、卷筒装置和吊钩装置等 4 个动力和传动部件。 4.14.1 起升机构的原理分析起升机构的原理分析 电动机通过联轴器与中间轴连接，中间轴又通过花键连接与减速器的高速 轴相连，减速器的低速轴带动卷筒，吊钩等取物装置与卷绕在卷筒上的省力钢 丝绳滑轮组连接起来。当电动机正反两个方向的运动传递给卷筒时，通过卷筒 不同方向的旋转将钢丝绳卷入或放出，从而使吊钩与吊挂在其上的物料实现升 降运动，这样，将电动机输入的旋转运动转化为吊钩的垂直上下的直线运动。 常闭式制动器在通电时松闸，使机构运转；在失电情况下制动，使吊钩连同货 物停止升降，并在指定位置上保持静止状态。当滑轮组升到最高极限位置时， 上升极限位置限制器被触碰面动作，使吊钩停止上升。当吊载接近额定起重量 时，起重量限制器及时检测出来，并给予显示，同时发出警示信号，一旦超过 额定值及时切断电源，使起升机构停止运行，以保证安全。 4.24.2 电动机的选择电动机的选择 本次设计为 5 吨三速电动葫芦，电动机采用锥形转子制动电动机，电动机 的型号由电气设计方面的同学给出。 （见图 2）电动的额定功率为 7.5kw,转速为 1400r/min。 7 图 2 锥形转子制动电动机 4.34.3 吊钩的设计吊钩的设计 吊钩的设计主要包括：吊钩的选择、尺寸的设计两部分。 4.3.14.3.1 吊钩的选择吊钩的选择 吊钩按制造方法可分为锻造吊钩和片式吊钩。 锻造吊钩又可分为单钩和双钩。单钩一般用于小起重量，双钩多用于较大 的起重量。锻造吊钩材料采用优质低碳镇静钢或低碳合金钢，如 20 优质低碳钢、 16Mn、20MnSi、36MnSi。 本次设计的是 5 吨的葫芦，属于起重设备的小吨位设计，结合电葫芦的生 产现状和使用情况由1选用锻造单钩。 4.3.24.3.2 吊钩的尺寸设计吊钩的尺寸设计 吊钩钩孔直径与起重能力有一定关系: cmtQD)(5 . 30 . 3 钩身各部分尺寸（见图 3）间的关系如下: 3 75 . 0 DS hl5 . 22 1 hl5 . 0 2 2 . 10 . 1Dh 单钩: （1） （2） （3） （4） （5） 8 图 3 锻造单钩 计算得 D=24 S=36 H=56 L1=175 L2=28 对比单、双速吊钩的设计尺寸，相比并进行放大，能够满足安全要求。 4.44.4 滑轮组的选择滑轮组的选择 钢丝绳一次绕过若干定滑轮和动滑轮组成的滑轮组，可以达到省力或增速 的目的。通过滑轮可以改变钢丝绳的运动方向。平衡滑轮还可以均衡张力。 滑轮组的倍率大小，对驱动装置尺寸有较大的影响。为了使结构紧凑，体 积小，选用滑轮组倍率 m2。由1查表 2-7 得滑轮组效率0.99 z 4.54.5 钢丝绳的选择和校核钢丝绳的选择和校核 钢丝绳的选择和校核包括：钢丝绳的选择、钢丝绳所受的最大静拉力、钢 丝绳破断拉力。 4.5.14.5.1 钢丝绳的选择钢丝绳的选择 钢丝绳是起重机械中最常用的构件之一，由于它具有强度高、自重轻、运 动平稳、极少断裂等有点。根据现在的使用情况和参考工厂中实际使用的钢丝 绳，由2表 8-1-1、8-1-6 查的钢丝绳型号选为 6X37-15-1550-I-右。 4.5.24.5.2 计算钢丝绳所承受的最大静拉力计算钢丝绳所承受的最大静拉力 钢丝绳所承受的最大静拉力（即钢丝绳分支的最大静拉力）为： h Q Zm P s max 式中: -额定起升载荷，指所有起升质量的重力，包括允许起升的最大 Q P 有效物品、取物装置（如下滑轮组吊钩、吊梁、抓斗、容器、起重电磁铁等） 、 悬挂挠性件以及其 它在升降中的设备的质量的重力； Z-绕上卷筒的钢丝绳分支数，单联滑轮组 Z=1，双联滑轮组 Z=2； m-滑轮组倍率； -滑轮组的机械效率。 h 其中490000N ，m2，0.99 Q P h 所以24.7 max s 4.5.34.5.3 计算钢丝绳破断拉力计算钢丝绳破断拉力 计算钢丝绳破断拉力为： =n p s max s （6） （7） 9 式中:n-安全系数，根据机构工作级别查表确定，n5.5； =150=136 p s max s 所以钢丝绳满足要求。 4.64.6 卷筒的设计卷筒的设计 卷筒是用来卷绕钢丝绳的部件，它承载起升载荷，收放钢丝绳，实现取物 装置的升降。 4.6.14.6.1 卷筒直径的确定卷筒直径的确定 卷筒的直径式卷筒集合尺寸中最关键的尺寸，其名义直径 D 是指光面卷筒 的卷筒外包直径尺寸，由槽卷筒取槽底直径，大小按下式确定。 min Dhd 式中-按钢丝绳中心计算的最小卷筒直径，mm min D h-与机构工作级别和钢丝绳有关的系数，由2 8-1-54 查表为 18 d-钢丝绳的直径，mm 计算的270mm min D 4.6.24.6.2 卷筒长度的确定卷筒长度的确定 由2表 8-1-53 卷筒几何尺寸计算: 012 2LLLL max 1 1 0() Hm LZ P D 式中 L-卷筒长度，-卷筒上螺旋绳槽部分的长度，-固定钢丝绳所 0 L 1 L 需要的长度，-卷筒两端多余部分的长度，P-绳槽节距, -最 2 L 2 3LP max H 大起升高度，m-滑轮组倍率，-卷筒的计算直径 1 D 按照卷筒长度示意图计算 450mm，54mm，30mm，L554mm 0 L 1 L 2 L 4.6.34.6.3 卷筒厚度的计算卷筒厚度的计算 对于铸钢卷筒，由2卷筒的设计计算表 8-1-59 查得式中-卷筒壁d 厚，-钢丝绳直径 所以15mmd 5 5 同轴式三级齿轮减速器的设计同轴式三级齿轮减速器的设计 电动葫芦减速器是本次设计的重要部分，也是电动葫芦起升机构中的重要 组成部分，所以单独进行计算。其传动关系如图 4 所示。 (8) (10) (9) 10 图 4 同轴式三级传动减速器示意图 图中所涉及到的零件在下面有具体标示,在次略。 5.15.1 确定传动装置的总传动比和分配转动比确定传动装置的总传动比和分配转动比 （1） 总传动比 =81.2 a i n nm 17 1400 （2）分配减速器的各级传动比： 按同轴式布置。由2表 15-1-3 三级圆柱齿轮减速器分配传动比，查的 =5.66，=3.5 则低速级传动比= 4.09 1 i 2 i 3 i 5 . 266. 5 2 .81 5.25.2 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 计算传动装置的运动和动力参数包括：计算传动装置的运动和动力参数、 传动零件的设计计算、轴的设计。 （1） 各轴转速 n=n=nm = 1400 min r n= min 35.247 66 . 5 1400 1 r i nm n min 67.70 5 . 3 35.247 2 r i n n min 28.17 09 . 4 67.70 3 4 r i n n=n （2）各轴输入转矩 11 16.51 1400 5 . 7 95009550 m d d n p pN M T=TdMNpd80.50993 . 0 16.51 01、 TMNTT dd 28.4997 . 0 08.50 12、 T= 2 1232 1 . 49.28 5.66 0.99 0.99273.37T iT iN M 齿轮滚动轴承 T= 323432 . 273.37 3.5 0.99 0.99918.81T iT iN M 齿轮滚动轴承 T=T 4. 34543 918.81 4.03 0.99 0.993681.76T iT iN M 齿轮滚动轴承 T= 5565 .3681.76 0.96 0.993499.14TTN M 卷筒滚动轴承 （3） 各轴入输功率 Pd=7.5KW P=PdPd. 01 KW45 . 7 993 . 0 5 . 7 、 P=P.P= 12 、 KW23 . 7 97 . 0 45 . 7 P=PP 23 、 KW07. 799 . 0 99 . 0 23 . 7 P=PP 23 、 KW93 . 6 99. 099. 007 . 7 P=PP 34 、 KW79. 699 . 0 99 . 0 93 . 6 P=PP 34 、 KW45. 699. 096. 079. 6 5.35.3 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 设计减速器的传动零件包括高速轴、中间轴、低速轴齿轮的设计 5.3.15.3.1 高速轴齿轮的设计计算高速轴齿轮的设计计算 （1） 选择齿轮材料：由3表 10-1 选择齿轮材料为 40cr，调质和表面淬 火处理或氮化 4855 HRC （2） 按齿面接触疲劳强度设计 选择齿数取 z1=12, z2=i1z1=5.66 12=68 齿宽系数 由4表 14-1-79,选=0.8 d d 初选螺旋角 =8 初选载荷系数 按齿轮非对称布置速度中等冲击载荷不大来选择 Kt=1.6 转距 T T1=5.08 104 N mm 弹性系数 ZE 由4表 14-1-105 ZE=189.8 MPa 确定变位系数 z1=12 z2=68 a=20 h*an=h*acos由4图 14-1-4 查的 x1=0.38 x2=-0.38 节点区域系数 ZH X=0 = 查4图 14-1-16 ZH=2.468 12 重合度系数 Z 纵向重合度0.198tan128 . 0138 . 0 tan138 . 0 sin 1 z m b d n b 端面重合度696 . 8 38 . 0 1 12 1 1 1 n x z 由4图 14-1-7 查的重合度 则 67 . 0 1 a 92 . 0 2 a 495 . 1 92 . 0 )38 . 0 1 (67 . 0 )38 . 0 1 ()1 ()1 ( 2111 anana xx 由4图 14-1-19 查得 83 . 0 螺旋角系数 995. 08coscos 许用接触应力 接触疲劳极限由4图 14-1-24 查得大小齿轮的接触疲劳极限为 lim Hlim1=Hlim2=1160 MPa 应力循环次数 N1=60 n1Lh=60 1400 1 6300=5.29 108 N2= 8 7 1 1 5.29 10 9.35 10 5.66i 接触疲劳寿命系数由5图 6.4-10 查得 KHN1=1.08 KHN2=1.14 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S1 11.08 1160=1253 S K HHN1lim1 2= =1.14 1160=1322 S K HHN1lim1 则 MPa HH 1288 2 13221253 2 21 （3）计算小齿轮分度圆直径 d1t 小齿轮分度圆直径 d1t= 23 ) ( 12 H HE ad t ZZ u uTK 由公式 11 计算可得： mmmmd t 67.25) 1288 46 . 2 8 . 189 ( 55 . 5 155 . 5 495 . 1 8 . 0 1008 . 5 6 . 12 2 4 3 1 （11 ） 13 验算圆周速度 s m s m nd V t 88 . 1 100060 140067.25 100060 1 选择精度等级 根据圆周速度由56.4-19、6.4-20 选择齿轮精度等级 为 7 级 （4）计算齿宽 b 及模数 mnt b=mmd td 54.2267.258 . 0 1 mm z d m t nt 16 . 2 12 8cos67.25cos 1 1 fa hhh 4 . 35 . 2)38 . 0 cos1 ()( 1 * nn an a mxhh 14 . 2 5 . 2)38 . 0 cos25 . 0 cos1 ()( 1 * nn nan t mxchh 54 . 5 14 . 2 4 . 3 fa hhh 07 . 4 54 . 5 54.22 h b （5） 计算载荷系数 K 使用系数 由4表 14-1-81 KA=1.25 动载系数 KV 根据圆周速度 v=1.88由4查图 14-1-14 KV1.09 s m 齿间载荷分配系数 根据由5图 6.4-3 查得 Ha K ar =1.20 Ha K Fa K 齿间载荷分配系数 K 由4表 14-1-99 齿轮装配时检验调整 H K1.05+0.26 （1+0.6）+0.16 10-3b H 2 d 2 d 1.05+0.26 (1+0.6 0.82)0.82+0.16 10-322.54=1.28 载荷系数 K KKA KVK=1.25 1.09 1.20 1.28=2.09 Ha K H 修正小齿轮直径 1 dmmmm K K dd t t 98.27 6 . 1 09 . 2 67.25 33 11 计算模数 mn mn=mmmm d 31 . 2 12 8cos98.27 12 cos 1 （6）按齿根弯曲疲劳强度设计 2 3 2 1 2cos Fasa n daF YYKTY m z 计算载荷载荷系数 K 由 K1.28 由3图 10-13 查得07 . 4 h b H =1.28 F K K= KA KV=1.25 1.09 1.20 1.15=1.88 Ha K F K （12 ） 14 齿轮的弯曲疲劳强度极 由4图 15-1-53 查得 FE MPa FEFE 620 21 齿形系数 Fa Y 由当量齿数 z36.12 8cos 12 cos 22 1 1 z n z10.70 8cos 68 cos 22 2 2 z n 由4图 14-1-47 75 . 2 1 Fa Y93 . 1 2 Fa Y 应力修正系数 Sa Y 由4图 14-1-47 53 . 1 1 Sa Y89 . 1 2 Sa Y 重合度系数 an Y 75 . 0 25 . 0 由4表 14-1-114 查得 = 2 )cos(sin1arccos nb a 2 )20cos8(sin1 cos= 2 )cos(sin1 nb a9914 . 0 9829 . 0 52 . 1 99 . 0 49 . 1 cos 22 b a an 74 . 0 52 . 1 75 . 0 25 . 0 75 . 0 25 . 0 an Y 螺旋角系数 由4图 14-1-49 根据 查得0.98 Y Y 尺寸系数 由4表 14-1-119 的公式 5 时， X Y nX mY01 . 0 05 . 1 n m 取=5 =2 n m X Y 弯曲寿命系数 根据 N1=5.29 108 N2=9.35 107由5图 6.4-11 查得 N Y 8 . 0 1 N Y1 2 N Y 计算许用弯曲疲劳应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 F 1= F MPa S YY XNFE 57.708 4 . 1 28 . 0620 111 2 F MPa YY XNFE 71.885 4 . 1 12620 4 . 1 222 计算大、小齿轮的并加以比较 FYY Saa F = 1 11 F SaFaY Y 005938 . 0 57.708 53 . 1 75 . 2 004031 . 0 71.885 85 . 1 93 . 1 2 22 F SaFa YY 15 小齿轮的数值较大 由公式 12 计算可得： mmmmm05 . 2 005938 . 0 495 . 1 128 . 0 8cos98 . 0 1008 . 5 88 . 1 2 2 24 3 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn与由齿根弯曲疲劳 强度计算的法面模数相差不大，取标准值 mn2.5，取分度圆直径 d1=30.30mm mm 30.11 5 . 2 8cos98.27cos 1 1 n m d z 则 ,取 12z92.671266 . 5 12 uzz68 2 z （7） 几何尺寸计算 计算中心距 将中心距圆整为 105。mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 12 ()(1268) 2.5 arccos8 634“ 22 105 n zz m a 因值改变不多，故参数等不必修正。 Ha ZK 、 计算大、小齿轮的分度圆直径 1 1 2 2 12 2.5 30.30 cos8 634“ 68 2.5 171.72 cos8 634“ n n z m dmmmm z m dmmmm 计算齿轮宽度 24.2430.308 . 0 1 db d mm 圆整后取； 。mmB30 2 mmB35 1 5.3.25.3.2 中速级齿轮的设计计算中速级齿轮的设计计算 （1）选择齿轮材料：由3表 10-1 选择齿轮材料为 40cr，调质和表面淬火 处理或氮化 4855 HRC （2） 按齿面接触疲劳强度设计 选择齿数取 z1=12, z2=i1z1=3.5 12=42 齿宽系数 由4表 14-1-79,选=0.8 d d 初选螺旋角 =8 mmmm mzz a n 98.100 8cos2 5 . 2)6812( cos2 )( 21 16 初选载荷系数 K 选择 Kt=1.6 按齿轮非对称布置速度中等冲击载荷不 大来选择 转距 T T=2.7 105N mm 弹性系数 ZE 由4表 14-1-105 ZE=189.8 MPa 确定变位系数 z1=12 z2=42 a=20 h*an=h*acos由4图 14-1-4 查的 x1=0.38 x2=-0.38 节点区域系数 ZH X=0 = 查4图 14-1-16 ZH=2.468 重合度系数 Z 纵向重合度 0.198tan128 . 0138 . 0 tan138 . 0 sin 1 z m b d n b 端面重合度 696 . 8 38 . 0 1 12 1 1 1 n x z 由4图 14-1-7 查得重合度 则 64. 0 1a 84 . 0 2 a 41 . 1 84 . 0 )38 . 0 1 (64 . 0 )38 . 0 1 ()1 ()1 ( 2111 anana xx 由4图 14-1-19 查得84 . 0 由螺旋角系数995. 08coscos 许用接触应力 接触疲劳极限由4图 14-1-24 查得大小齿轮的接触疲劳极限为 lim Hlim1=Hlim2=1160 MPa 应力循环次数 N1=60 n1Lh=60 247.35 1 6300=9.35 107 N2= 7 7 1 1 1067 . 2 5 . 3 1035 . 9 i 接触疲劳寿命系数由图56.4-10 查得 KHN1=1.19 KHN2=1.15 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S1 11.19 1160=1380 S K HHN1lim1 2= =1.15 1160=1344 S K HHN1lim1 则 MPa HH 1357 2 13341380 2 11 （3） 计算小齿轮分度圆直径 d1t 小齿轮分度圆直径 17 d1t= 23 ) ( 12 H HE ad t ZZ u uTK 由公式 11 计算可得： mmmmd t 82.42) 1357 46 . 2 8 . 189 ( 5 . 3 15 . 3 41 . 1 8 . 0 107 . 26 . 12 2 5 3 1 验算圆周速度 1 42.82 247.35 0.60 60 100060 1000 t d n Vm sm s 选择精度等级 根据圆周速度由56.4-19、6.4-20 选择齿轮精度等级 为 7 级 （4）计算齿宽 b 及模数 mnt b=mmd td 26.3482.428 . 0 1 mnt mm z d t 5 . 3 12 8cos82.42cos 1 1 fa hhh 5 . 54)38 . 0 cos1 ()( 1 * nn an a mxhh 44 . 3 4)38 . 0 cos25 . 0 cos1 ()( 1 * nn nan t mxchh 94 . 8 44 . 3 5 . 5 fa hhh 83 . 3 94. 8 26.34 h b （5） 计算载荷系数 K 使用系数 由4表 14-1-81 KA=1.25 动载系数 KV 根据圆周速度 v=0.6由4图 14-1-14 KV1.05m s 齿间载荷分配系数 根据由5图 6.4-3 查得 Ha K ar =1.10 Ha K Fa K 齿间载荷分配系数 K 由4表 14-1-99 齿轮装配时检验调整 H K1.05+0.26 （1+0.6）+0.16 10-3b H 2 d 2 d 1.05+0.26 (1+0.6 0.82)0.82+0.16 10-334.26=1.28 载荷系数 K KKA KVK=1.25 1.05 1.10 1.28=1.85 Ha K H 修正小齿轮直径 1 dmmmm K K dd t t 96.44 6 . 1 85. 1 82.42 33 11 计算模数 mnt mmmm d mnt71 . 3 12 8cos96.44 12 cos 1 （6） 按齿根弯曲疲劳强度设计 18 2 3 2 1 2cos Fasa n daF YYKTY m z 计算载荷载荷系数 K 由 K1.28 由4图 10-13 查得83 . 3 h b H =1.22 F K K= KA KV=1.25 1.05 1.10 1.22=1.76 Ha K F K 齿轮的弯曲疲劳强度极 由4图 15-1-53 查得 FE MPa FEFE 620 21 齿形系数 Fa Y 由当量齿数 z 36.12 8cos 12 cos 22 1 1 z n z25.43 8cos 42 cos 22 2 2 z n 由4图 14-1-47 75 . 2 1 Fa Y09 . 2 2 Fa Y 应力修正系数 Sa Y 由4图 14-1-47 53 . 1 1 Sa Y75 . 1 2 Sa Y 重合度系数 an Y 75 . 0 25 . 0 由4表 14-1-114 查得 2 )cos(sin1arccos nb a cos= 2 )cos(sin1 nb a 2 )20cos8(sin1 =9914 . 0 9829 . 0 52 . 1 9914 . 0 49 . 1 cos 22 b a an 74 . 0 52 . 1 75 . 0 25 . 0 75 . 0 25 . 0 an Y 螺旋角系数 由4图 14-1-49 根据 查得0.98 Y Y 尺寸系数 由4表 14-1-119 的公式 5 时， X Y nX mY01 . 0 05 . 1 n m 取=5 =2 n m X Y 弯曲寿命系数 根据 N1=5.29 108 N2=9.35 107由5图 6.4-11 查得 N Y 8 . 0 1 N Y1 2 N Y 计算许用弯曲疲劳应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 F 1= F MPa S YY XNFE 57.708 4 . 1 28 . 0620 111 19 2 F MPa YY XNFE 71.885 4 . 1 21620 4 . 1 222 计算大、小齿轮的并加以比较 FYY SaFa = 1 11 F SaFaY Y 005938 . 0 57.708 53 . 1 75 . 2 004529 . 0 71.885 85 . 1 93 . 1 2 22 F SaFa YY 小齿轮的数值较大 由公式 12 计算可得： mmmmm63 . 3 005938 . 0 41 . 1 128 . 0 8cos98 . 0 107 . 276 . 1 2 2 25 3 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn与由齿根弯曲疲劳强 度计算的法面模数相差不大，取标准值 mn4.0，取分度圆直径 d1=44.96mmmm 13.11 0 . 4 8cos96.44cos 1 1 n m d z 则 ,则12z42125 . 3 12 uzz42 2 z （7） 几何尺寸计算 计算中心距 mmmm mzz a n 06.109 8cos2 0 . 4)4212( cos2 )( 21 将中心距圆整为 110。mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 12 ()(1242) 4.0 arccos8 634“ 22 110 n zz m a 因值改变不多，故参数等不必修正。 Ha ZK 、 计算大、小齿轮的分度圆直径 1 1 2 2 12 4.0 48.48 cos8 634“ 42 4.0 169.7 cos8 634“ n n z m dmmmm z m dmmmm 计算齿轮宽度 78.3848.488 . 0 1 db d mm 20 圆整后取；。mmB40 2 mmB45 1 5.3.35.3.3 低速级齿轮的设计计算低速级齿轮的设计计算 （1） 选择齿轮材料：由3表 10-1 选择齿轮材料为 40cr，调质和表面淬 火处理或氮化 4855 HRC （2） 按齿面接触疲劳强度设计 选择齿数取 z1=1, z2=i1z1=4.09 11=45 齿宽系数 由4表 14-1-79,选=0.8 d d 初选螺旋角 =8 初选载荷系数 K 选择 Kt=1.6 按齿轮非对称布置速度中等冲击载荷不 大来 转距 T T=9.2 105N mm 弹性系数 ZE 由4表 14-1-105 ZE=189.8 MPa 确定变位系数 z1=12 z2=42 a=20 h*an=h*acos由4图 14-1-4 查的 x1=0.35 x2=-0.35 节点区域系数 ZH X=0 = 查4图 14-1-16 ZH=2.468 重合度系数 Z 纵向重合度 0.178tan118 . 0138 . 0 tan138 . 0 sin 1 z m b d n b 端面重合度 . 15 . 8 35 . 0 1 11 1 1 1 n x z 由4图 14-1-7 查得重合度 则 65. 0 1a 87 . 0 2 a 443 . 1 87 . 0 )35 . 0 1 (65 . 0 )35 . 0 1 ()1 ()1 ( 2111 anana xx 由螺旋角系数995. 08coscos 许用接触应力 接触疲劳极限由4图 14-1-24 查得大小齿轮的接触疲劳极限为 lim Hlim1=Hlim2=1160 MPa 应力循环次数 N1=60 n1Lh=60 70.67 1 6300=2.67 107 N2= 6 7 1 1 105 . 6 09 . 4 1067 . 2 i 接触疲劳寿命系数由5图 6.4-10 查得 KHN1=1.20 KHN2=1.15 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S1 21 11.23 1160=1427 S K HHN1lim1 2= =1.39 1160=1612 S K HHN1lim1 则 MPa HH 1520 2 16121427 2 11 （3） 计算小齿轮分度圆直径 d1t 小齿轮分度圆直径 d1t= 23 ) ( 12 H HE ad t ZZ u uTK 由公式 11 计算可得： =mmmm07.63) 1520 46 . 2 8 . 189 ( 09 . 4 109 . 4 443 . 1 8 . 0 102 . 96 . 12 2 5 3 验算圆周速度 1 63.07 70.67 0.24 60 100060 1000 t d n Vm sm s 选择精度等级 根据圆周速度由56.4-19、6.4-20 选择齿轮精度等级 为 7 级 （4）计算齿宽 b 及模数 mnt b=mmd td 46.5007.638 . 0 1 mnt mm z d t 685 11 8cos07.63cos 1 1 fa hhh 6 . 768 . 5 )35 . 0 cos1 ()( 1 * nn an a mxhh 04 . 5 68 . 5 )35 . 0 cos25 . 0 cos1 ()( 1 * nn nan t mxchh 64.1204 . 5 6 . 7 fa hhh 99 . 3 64.12 46.50 h b （5） 计算载荷系数 K 使用系数 由4表 14-1-81 KA=1.25 动载系数 KV 根据圆周速度 v=0.24由4图 14-1-14 KV1.05 s m 齿间载荷分配系数 根据由5图 6.4-3 查得 Ha K ar =1.10 Ha K Fa K 齿间载荷分配系数 K 由4表 14-1-99 齿轮装配时检验调整 H 22 K1.05+0.26 （1+0.6）+0.16 10-3b H 2 d 2 d 1.05+0.26 (1+0.6 0.82)0.82+0.16 10-350.46=1.29 载荷系数 K KKA KVK=1.25 1.05 1.10 1.29=1.86 Ha K H 修正小齿轮直径 1 dmmmm K K dd t t 22.66 6 . 1 86 . 1 0763 33 11 计算模数 mnt mmmm d mnt96 . 5 11 8cos22.66 12 cos 1 （6） 按齿根弯曲疲劳强度设计 2 3 2 1 2cos Fasa n daF YYKTY m z 计算载荷载荷系数 K 由 K1.29 由3图 10-13 查得99 . 3 h b H =1.25 F K K= KA KV=1.25 1.05 1.10 1.25=1.80 Ha K F K 齿轮的弯曲疲劳强度极 由4图 15-1-53 查得 FE MPa FEFE 620 21 齿形系数 Fa Y 由当量齿数 z 22.11 8cos 11 cos 22 1 1 z n z89.45 8cos 45 cos 22 2 2 z n 由4图 14-1-47 31 . 1 1 Fa Y04 . 2 2 Fa Y 应力修正系数 Sa Y 由4图 14-1-47 50 . 1 1 Sa Y76 . 1 2 Sa Y 重合度系数 an Y 75 . 0 25 . 0 由4表 14-1-114 查得 2 )cos(sin1arccos nb a cos= 2 )cos(sin1 nb a 2 )20cos8(sin1 =9914 . 0 9829 . 0 47 . 1 9914 . 0 443 . 1 cos 22 b a an 76 . 0 47 . 1 75 . 0 25 . 0 75 . 0 25 . 0 an Y 螺旋角系数 由4图 14-1-49 根据 查得0 Y Y 23 尺寸系数 由4表 14-1-119 的公式 5 时， X Y nX mY01 . 0 05 . 1 n m 取=5 =2 n m X Y 弯曲寿命系数 根据 N1=5.29 108 N2=9.35 107由5图 6.4-11 查得 N Y 8 . 0 1 N Y1 2 N Y 计算许用弯曲疲劳应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 F 1= F MPa S YY XNFE 57.708 4 . 1 28 . 0620 111 2 F MPa YY XNFE 71.885 4 . 1 21620 4 . 1 222 计算大、小齿轮的并加以比较 FYY Saa F = 1 11 F SaFaY Y 002773 . 0 57.708 50 . 1 31 . 1 004054 . 0 71.885 76 . 1 04 . 2 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数值较大 由公式 12 计算可得： mmmmm70 . 5 004054 . 0 446 . 1 118 . 0 8cos98 . 0 102 . 980 . 1 2 2 25 3 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn与由齿根弯曲疲劳 强度计算的法面模数相差不大，取标准值 mn6.0，取分度圆直径 d1=63.07mm mm 93.10 0 . 6 8cos07.63cos 1 1 n m d z 则 ,则11 1 z99.441109 . 4 12 uzz45 2 z （7） 几何尺寸计算 计算中心距 mmmm mzz a n 65.169 8cos2 0 . 6)4511( cos2 )( 21 将中心距圆整为 170。mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 12 ()(1145) 6.0 arccos8 634“ 22 170 n zz m a 24 因值改变不多，故参数等不必修正。 Ha ZK 、 计算大、小齿轮的分度圆直径 1 1 2 2 11 6.0 66.67 cos8 634“ 45 6.0 272.75 cos8 634“ n n z m dmmmm z m dmmmm 计算齿轮宽度 33.5367.668 . 0 1 db d mm 圆整后取；。mmB55 2 mmB60 1 5.45.4 轴的设计轴的设计 减速器轴的设计包括：第一轴、第二轴、第三轴的设计计算以及轴上零件 的设计。 5.4.15.4.1 第一轴的设计计算第一轴的设计计算 （1） 求作用载齿轮上的力 因已知高速级大齿轮的分度圆直径为mmd72.171 2 N d T Ft 7 . 591 72.171 1008 . 5 22 4 2 tantan20 591.7217.6 coscos8 634“ n rt a FFN tan591.7tan8 634“85.2 at FFN （2） 初步估算轴的最小直径 1） 选择轴的材料 选轴的材料为 45 钢，调质处理。由2根据表 5-1-1 查 得，。MPa b 596MPa s 295 由2根据表 5-1-19 取,于是得 155 0 A mm n p Ad12.27 1400 5 . 7 155 3 3 3 3 0min 考虑轴端有键，轴径应增大 45%,取 d=28mm （3） 选择花键 输出轴的最小直径显然是安装键处轴的直径 d。为了使所选的轴直径 d-=28于键相适应，故需同时选取键型号。mm 根据 d=28中系列由4表 15-1-29 选取 Z-6-28mmbdD623 1）校核键连接的强度 25 其主要失效行式是工作面被压溃（静强度） 静连接 n p zhld T 3 102 h=9 . 13 . 02 2 2328 2 2 C dD 5 . 25 2 2328 2 dD dm 按照中等使用和制造情况，齿面经热处理查得，取MPa p 140100 MPa p 100 l，可取 l=50mm zhd T pm 93.49 100 5 . 259 . 167 . 0 1008 . 5 2 102 53 mm MPa zhld T n p 8 . 99 5 . 25509 . 167 . 0 1008 . 5 2102 53 pp （4） 轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案见减速器图。 （5） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为满足矩形花键的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取 段直径 d-=30.键与轴配合的长度 L=50mmmm 初步选择滚动轴承。因轴承主要承受径向载荷也可承受小的轴向载荷， 故选用深沟球轴承。参照工作要求并依据 d-=30，故选用单列深沟球轴mm 承 6206 系列，其尺寸为。右端滚动轴承采用齿轮轴进行166230BDd 轴向定位。因齿轮的分度圆直径 d=30.30,因此，取 d=25.参照工作mmmm 要求并依据 d=25,故选用 6405 系列，其尺寸为mm218025BDd 根据齿轮的直径取齿轮轴处的轴段的直径 d=37.1mm 轴承端盖的总宽的为 20。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润mm 滑脂的要求，取端盖的外端面与矩形花键的距离为 76,小齿轮宽度为mm 45，由空心轴长度为 226则 L=226+76+45+20=367。齿轮宽度为mmmmmm 35，则 L=35，右端轴承用轴肩定位，因此 L=4。mmmmmm （6）轴上零件的周向定位 滚动轴承与轴的轴向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为 m6。 （14） 26 （7）确定轴上圆角和倒角 由3表 15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半