鋼絲繩電動(dòng)葫蘆起升用減速器設(shè)計(jì)

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

2、563計(jì)算軸上危險(xiǎn)截面的彎矩、轉(zhuǎn)矩和合成彎矩2864軸I、IV的設(shè)計(jì)計(jì)算28參考文獻(xiàn)31課程設(shè)計(jì)總結(jié)32 緒論 起重機(jī)械是用來對(duì)物料進(jìn)行起重、運(yùn)輸、裝卸和作業(yè)的機(jī)械。它可以完成靠人力所無法完成的物料搬運(yùn)工作，減輕人們的體力勞動(dòng)提高勞動(dòng)生產(chǎn)率，已經(jīng)在國民經(jīng)濟(jì)的多個(gè)領(lǐng)域得到了廣泛的應(yīng)用。它是一種循環(huán)的，間歇?jiǎng)幼鞯?，短程搬運(yùn)物料的機(jī)械。一個(gè)工作循環(huán)一般包括上料，運(yùn)送，卸料和回到原位的過程。在循環(huán)與循環(huán)之間一般有短暫的停歇。起重機(jī)工作的時(shí)候各機(jī)構(gòu)通常是處于啟動(dòng)，制動(dòng)以及正向，反向等相互交替的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)之中。 起重機(jī)械的種類很多，通常按用途和構(gòu)造特征來對(duì)其進(jìn)行分類。按用途來分的話，可以分為通用起重機(jī)，建筑

3、起重機(jī)，冶金起重機(jī)，鐵路起重機(jī)，造船起重機(jī)，甲板起重機(jī)等等。按構(gòu)造特征來分的話，可以分為輕小型起重機(jī)，橋式起重機(jī)，臂架式起重機(jī)，固定式起重機(jī)和運(yùn)行式起重機(jī)。 我們所改進(jìn)設(shè)計(jì)的電動(dòng)葫蘆屬于輕小型起重機(jī)械，它主要配合單梁橋式或門式起重機(jī)來組成一個(gè)完整的起重機(jī)械。然而隨著時(shí)代的發(fā)展，電動(dòng)葫蘆也開始向大起重量，大提升高度發(fā)展，其結(jié)構(gòu)形式也在不斷的更新，從而使電動(dòng)葫蘆的品種和應(yīng)用范圍日益擴(kuò)大。 起重運(yùn)輸機(jī)械在國外稱為物料搬運(yùn)機(jī)械。由于新材料、新工藝、新設(shè)備和以計(jì)算機(jī)為基礎(chǔ)的信息和控制技術(shù)的發(fā)展和應(yīng)用，物料搬運(yùn)系統(tǒng)的改進(jìn)已成為這些國家進(jìn)一步提高生產(chǎn)率和降低生產(chǎn)成本十分重要的方面，越來越引起重視。 我國起重

4、運(yùn)輸機(jī)械行業(yè)要向大型化、節(jié)能化、智能化和成套化方向發(fā)展。我國有關(guān)部門出臺(tái)的起重運(yùn)輸機(jī)械行業(yè)的“十五”發(fā)展規(guī)劃，對(duì)該行業(yè)的技術(shù)發(fā)展趨勢(shì)，優(yōu)先發(fā)展的重點(diǎn)產(chǎn)品以及建議淘汰的產(chǎn)品，坐了詳細(xì)規(guī)定。 1第一章 擬訂傳動(dòng)方案1、1傳動(dòng)方案的擬定電動(dòng)葫蘆起升機(jī)構(gòu)如圖4-2所示。它由電動(dòng)機(jī)通過聯(lián)軸器直接帶動(dòng)齒輪減速器的輸入軸，通過齒輪減速器末級(jí)大齒輪帶動(dòng)輸出軸(空心軸)，驅(qū)動(dòng)卷筒轉(zhuǎn)動(dòng)，從而使吊鉤起升或下降，其傳動(dòng)系統(tǒng)如圖4-3所示。圖4-3 電動(dòng)葫蘆起升機(jī)構(gòu)示意圖1-減速器，2-輸出軸，3-輸入軸，4-聯(lián)軸器，5-電動(dòng)機(jī)，6-制動(dòng)器；7-彈簧，8-鋼絲繩：9-卷筒第二章 設(shè)計(jì)計(jì)算2.1選擇電機(jī)起重電動(dòng)機(jī)的靜功率

5、式中Q“總起重量N； v起升速度，mmin； 0起升機(jī)構(gòu)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(jī)構(gòu)總效率 0=751=0.98×0.98×0.90=0.864故此電動(dòng)機(jī)靜功率 P0=36000×660×1000×0.864=4.17KW 為保證電動(dòng)機(jī)的使用性能，并滿足起重機(jī)的工作要求，應(yīng)選擇相應(yīng)于電動(dòng)葫蘆工作類型(JC值)的電動(dòng)機(jī)，其功率的計(jì)算公式為：式中 Ke起升機(jī)構(gòu)按靜功率初選

6、電動(dòng)機(jī)時(shí)的系數(shù)，對(duì)輕級(jí)起重機(jī)為0.700.80，中級(jí)為0.800.90，重級(jí)為0.90l，特重級(jí)為1.11.2。按以上公式，并取系數(shù)Ke0.90，故相應(yīng)于JC25的電動(dòng)機(jī)表4-3 錐形轉(zhuǎn)子異步電動(dòng)機(jī)(ZD型)注：引自機(jī)械產(chǎn)品目錄)第19冊(cè)，機(jī)械工業(yè)出版社，1985年。按表4-3選ZD112-4型錐形轉(zhuǎn)子電動(dòng)機(jī)，功率Pjc0.8kW，轉(zhuǎn)速njc1380rmin。2.2選擇鋼絲繩根據(jù)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(duì)單聯(lián)滑輪組，倍率等于支承重量Q的鋼絲繩分支數(shù)，如圖4-3結(jié)構(gòu)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(shù)。對(duì)工作類型為中級(jí)的電動(dòng)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(biāo)準(zhǔn)選用6×19鋼絲繩，其直徑d15.5mm，斷面面積d89.49mm2，公稱抗拉強(qiáng)度1400MPa，破斷拉力Qs125000N。2.3計(jì)算卷簡(jiǎn)直徑按式，卷筒計(jì)算直徑D0ed20×15.5310 mm

8、按標(biāo)準(zhǔn)取D0300mm。故卷筒轉(zhuǎn)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(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比總傳動(dòng)比 i'=n3n5=138012.74=108.32這里n3為電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，rmin。擬定各級(jí)傳動(dòng)比和齒數(shù)。第一級(jí)傳動(dòng)比 iAB=ZBZA=7012=5.83第二級(jí)傳動(dòng)比iCD=ZDZC=4612=3.83第三級(jí)傳動(dòng)比iEF=ZFZE=5311=4.82i=iAB×iCD×iEF=5.83×3.83×4.82=107.63傳動(dòng)比相對(duì)誤

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

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

11、923.80轉(zhuǎn)矩(Nm)28.86162.99605.762830.73N傳動(dòng)比i5.833.834.82第三章 高速級(jí)齒輪A、B傳動(dòng)設(shè)計(jì)因起重機(jī)起升機(jī)構(gòu)的齒輪所承受載荷為沖擊性質(zhì)，為使結(jié)構(gòu)緊湊，齒輪材料均用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度HRC5862，材料抗拉強(qiáng)度B=1100MPa，屈服極限s=850MPa。齒輪精度選為8級(jí)(GBl009588)。31按齒面接觸強(qiáng)度條件設(shè)計(jì)小輪分度圓直徑：確定式中各參數(shù)：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(shù)Kt對(duì)起重機(jī)，載荷沖擊較大，初選載荷系數(shù)Kt2。(2)齒輪A轉(zhuǎn)矩TA TAT128.86 ×103N·mm。(3)齒寬系數(shù)d 取d=1。（兩支撐相對(duì)于小齒輪做非對(duì)稱布置） (4)齒數(shù)比u 對(duì)減速傳動(dòng)，ui5.83。(5)節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH 查機(jī)械設(shè)計(jì)圖6.19得ZH2.433。(6)材料彈性系數(shù)ZE 查機(jī)械設(shè)計(jì)ZE189.8。(7)材料許用接觸應(yīng)力 H式中參數(shù)如下： 試驗(yàn)齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力 Hlim1450MPa； 接觸強(qiáng)度安全系數(shù)SH1.25；接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)KHN

13、：因電動(dòng)葫蘆的齒輪是在變載條件下工作的，對(duì)電動(dòng)葫蘆為中級(jí)工作類型，其載荷圖譜如1圖4-6所示，用轉(zhuǎn)矩T代替圖中的載荷Q(轉(zhuǎn)矩了與載荷Q成正比)，當(dāng)量接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：對(duì)齒輪A：式中 n1齒輪A(軸1)轉(zhuǎn)速，n11380rmin； i序數(shù)，i1，2，k； ti各階段載荷工作時(shí)間，h， Ti各階段載荷齒輪所受的轉(zhuǎn)矩，N·m； Tmax各階段載荷中，齒輪所受的最大轉(zhuǎn)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(duì)齒輪B：NHB=NHAAB=5.63×1075.83=9.66×106查3得接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)KHNA1.18，KHNB1.27。由此得齒輪A的許用接觸應(yīng)力齒輪B的許用接觸應(yīng)力因齒輪A強(qiáng)度較弱，故以齒輪A為計(jì)算依據(jù)。把上述各值代入設(shè)計(jì)公式，得小齒輪分度圓直徑 (8)計(jì)算：齒輪圓周速度 (9)精算載荷系數(shù)K查3表6.2得工作情況系數(shù)KA1.25。按8級(jí)精度查3圖6.10得動(dòng)載荷系數(shù)Kv1.12,齒間載荷分配系數(shù)KH1.1,齒向載荷分布系數(shù)KH1.14。故接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)按實(shí)際載荷系數(shù)K修正齒輪分度圓直徑 齒輪模數(shù) 32按齒根彎曲強(qiáng)度條件設(shè)計(jì)齒輪模數(shù)確定式中各參數(shù)：(1)

15、參數(shù)Kt2,TAT164.39 ×103N·mm,d=1, =1.61,ZI=12。(2)齒形系數(shù)YFa因當(dāng)量齒數(shù)ZVA=ZA=12ZVB=ZB=70查3 表6.4 得 齒形系數(shù)YFaA2.97，YFaB2.21；1.52，1.78(3)許用彎曲應(yīng)力F 式中Flim試驗(yàn)齒輪彎曲疲勞極限，F(xiàn)lim850MPa； SF彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)，SF1.5； KFN彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)，與當(dāng)量彎曲應(yīng)力循環(huán)次數(shù)有關(guān)。對(duì)齒輪A：式中各符號(hào)含義同前。仿照確定NHA的方式，則得對(duì)齒輪B：因NFA>N03×106，NFB>N03×106，故查得彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)KFA1，

16、KFB1。由此得齒輪A、B的許用彎曲應(yīng)力式中系數(shù)=0.70是考慮傳動(dòng)齒輪A、B正反向受載而引入的修正系數(shù)。(4)比較兩齒輪的比值對(duì)齒輪A：對(duì)齒輪B： 兩輪相比，說明A輪彎曲強(qiáng)度較弱，故應(yīng)以A輪為計(jì)算依據(jù)。(5)按彎曲強(qiáng)度條件計(jì)算齒輪模數(shù)m把上述各值代入前述的設(shè)計(jì)公式，則得比較上述兩種設(shè)計(jì)準(zhǔn)則的計(jì)算結(jié)果，應(yīng)取齒輪標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn2mm。33主要幾何尺寸計(jì)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(jí)齒輪C、D傳動(dòng)設(shè)計(jì)因起重機(jī)起升機(jī)構(gòu)的齒輪所承受載荷為沖擊性質(zhì)，為使結(jié)構(gòu)緊湊，齒輪材料均用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度HRC5862，材料抗拉強(qiáng)度B=1100MPa，屈

17、服極限s=850MPa。齒輪精度選為8級(jí)(GBl009588)。41按齒面接觸強(qiáng)度條件設(shè)計(jì)小輪分度圓直徑確定式中各參數(shù)：端面重合度其中: ,且 求得:(1) 載荷系數(shù)Kt對(duì)起重機(jī)，載荷沖擊較大，初選載荷系數(shù)Kt2。(2)齒輪C轉(zhuǎn)矩TC TCTII16.30 ×103N·mm。(3)齒寬系數(shù)d 取d=1。 (4)齒數(shù)比u 對(duì)減速傳動(dòng)，ui3.82。(5)節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH 查機(jī)械設(shè)計(jì)圖6.19得ZH2.47。(6)材料彈性系數(shù)ZE 查機(jī)械設(shè)計(jì)ZE189.8。(7材料許用接觸應(yīng)力 H式中參數(shù)如下： 試驗(yàn)齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力 Hlim500MPa；接觸強(qiáng)度安全系數(shù)SH1；接觸強(qiáng)度壽

18、命系數(shù)KHN：因電動(dòng)葫蘆的齒輪是在變載條件下工作的，對(duì)電動(dòng)葫蘆為中級(jí)工作類型，其載荷圖譜如1圖4-6所示，用轉(zhuǎn)矩T代替圖中的載荷Q(轉(zhuǎn)矩了與載荷Q成正比)，當(dāng)量接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：對(duì)齒輪C：式中 n2齒輪C(軸1)轉(zhuǎn)速，n2236.71rmin； i序數(shù)，i1，2，k； tII各階段載荷工作時(shí)間，h， TII各階段載荷齒輪所受的轉(zhuǎn)矩，N·m； Tmax各階段載荷中，齒輪所受的最大轉(zhuǎn)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(duì)齒輪D：查3得接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)KHNC1.27，KHND1.37。由此得齒輪C的許用接觸應(yīng)力齒輪D的許用接觸應(yīng)力因齒輪C強(qiáng)度較弱，故以齒輪C為計(jì)算依據(jù)。把上述各值代入設(shè)計(jì)公式，得小齒輪分度圓直徑(8計(jì)算：齒輪圓周速度(9精算載荷系數(shù)K查3表6.2得工作情況系數(shù)KC1.25。按8級(jí)精度查3圖6.10得動(dòng)載荷系數(shù)Kv1.06,齒間載荷分配系數(shù)KH1.1,齒向載荷分布系數(shù)KH1.14。故接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)按實(shí)際載荷系數(shù)K修正齒輪分度圓直徑齒輪模數(shù)42按齒根彎曲強(qiáng)度條件設(shè)計(jì)齒輪模數(shù)確定式中各參數(shù)：(1)參數(shù)Kt2,TCTII236.71 ×103N·m

20、m,d=1. 58,。(2齒形系數(shù)YFa因當(dāng)量齒數(shù)查3 表6.4 得 齒形系數(shù)YFaC2.97，YFaD2.26；1.52，1.74(3)許用彎曲應(yīng)力F 式中Flim試驗(yàn)齒輪彎曲疲勞極限，F(xiàn)lim850MPa； SF彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)，SF1.25； KFN彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)，與當(dāng)量彎曲應(yīng)力循環(huán)次數(shù)有關(guān)。對(duì)齒輪C：式中各符號(hào)含義同前。仿照確定NHC的方式，則得對(duì)齒輪D：因NFC>N03×106，NFD>N03×106，故查得彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)KFC1，KFD1。由此得齒輪C、D的許用彎曲應(yīng)力式中系數(shù)=0.70是考慮傳動(dòng)齒輪A、B正反向受載而引入的修正系數(shù)。(4比較兩齒

21、輪的比值對(duì)齒輪C：對(duì)齒輪D： 兩輪相比，說明C輪彎曲強(qiáng)度較弱，故應(yīng)以C輪為計(jì)算依據(jù)。(5按彎曲強(qiáng)度條件計(jì)算齒輪模數(shù)m把上述各值代入前述的設(shè)計(jì)公式，則得比較上述兩種設(shè)計(jì)準(zhǔn)則的計(jì)算結(jié)果，應(yīng)取齒輪標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn4mm。43主要幾何尺寸計(jì)算(1)中心距a因值與原估算值接近，不必修正參數(shù)、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(jí)齒輪E、F傳動(dòng)設(shè)計(jì)因起重機(jī)起升機(jī)構(gòu)的齒輪所承受載荷為沖擊性質(zhì)，為使結(jié)構(gòu)緊湊，齒輪材料均用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度HRC5862，材料抗拉強(qiáng)度B=1100MPa，屈服極限s=850MPa。齒輪精度選為8級(jí)(GBl009588)。51按齒面接觸強(qiáng)度

22、條件設(shè)計(jì)小輪分度圓直徑確定式中各參數(shù)：端面重合度其中: ,且 求得:(1) 載荷系數(shù)Kt對(duì)起重機(jī)，載荷沖擊較大 ,選載荷系數(shù)Kt2。 (2)輪C轉(zhuǎn)矩TE TET3605.76 ×103N·mm。(3)寬系數(shù)d 取d=1。(4)數(shù)比u 對(duì)減速傳動(dòng)，ui4.83。(5)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH 查機(jī)械設(shè)計(jì)圖6.19得ZH2.47。(6)料彈性系數(shù)ZE 查機(jī)械設(shè)計(jì)ZE189.8。(7)料許用接觸應(yīng)力 H式中參數(shù)如下：試驗(yàn)齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力 Hlim1450MPa；接觸強(qiáng)度安全系數(shù)SH1.25；接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)KHN：因電動(dòng)葫蘆的齒輪是在變載條件下工作的，對(duì)電動(dòng)葫蘆為中級(jí)工作類型，其載荷圖

23、譜如1圖4-6所示，用轉(zhuǎn)矩T代替圖中的載荷Q(轉(zhuǎn)矩了與載荷Q成正比)，當(dāng)量接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：對(duì)齒輪E：式中 n1齒輪C(軸1)轉(zhuǎn)速，n11380rmin； i序數(shù)，i1，2，k； ti各階段載荷工作時(shí)間，h， Ti各階段載荷齒輪所受的轉(zhuǎn)矩，N·m； Tmax各階段載荷中，齒輪所受的最大轉(zhuǎn)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(duì)齒輪F：查3得接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)KHNE1.37，KHNF1.52。

24、由此得齒輪E的許用接觸應(yīng)力齒輪F的許用接觸應(yīng)力因齒輪E強(qiáng)度較弱，故以齒輪E為計(jì)算依據(jù)。把上述各值代入設(shè)計(jì)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(shù)K查3表6.2得工作情況系數(shù)KE1.25。按8級(jí)精度查3圖6.10得動(dòng)載荷系數(shù)Kv1.02,齒間載荷分配系數(shù)KH1.1,齒向載荷分布系數(shù)KH1.14。故接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)按實(shí)際載荷系數(shù)K修正齒輪分度圓直徑 齒輪模數(shù)52按齒根彎曲強(qiáng)度條件設(shè)計(jì)齒輪模數(shù)確定式中各參數(shù)：(1)參數(shù)Kt2,TET3605.76 ×103N·mm,d=1, ,。(2)螺旋角影響系數(shù)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(shù)YFa因當(dāng)量齒數(shù)查3 表6.4 得 齒形系數(shù)YFaE2.97，YFaF2.24；1.52，1.75(4)許用彎曲應(yīng)力F 式中Flim試驗(yàn)齒輪彎曲疲勞極限，F(xiàn)lim850MPa； SF彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)，SF1.5； KFN彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)，與當(dāng)量彎曲應(yīng)力循環(huán)次數(shù)有關(guān)。對(duì)齒輪E：式中各符號(hào)含義同前。仿照確定NHE的方式，則得對(duì)齒輪F：因NFC>N03×106，NFD>N03×106，故查得彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)KFE1，KFF1。由此得齒輪C、D的許用彎曲應(yīng)力式中系

26、數(shù)=0.70是考慮傳動(dòng)齒輪E、F正反向受載而引入的修正系數(shù)。(5)兩齒輪的比值對(duì)齒輪E：對(duì)齒輪F： 兩輪相比，說明E輪彎曲強(qiáng)度較弱，故應(yīng)以F輪為計(jì)算依據(jù)。(6)彎曲強(qiáng)度條件計(jì)算齒輪模數(shù)m把上述各值代入前述的設(shè)計(jì)公式，則得比較上述兩種設(shè)計(jì)準(zhǔn)則的計(jì)算結(jié)果，應(yīng)取齒輪標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn5mm。53主要幾何尺寸計(jì)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(jì)算結(jié)果列于下表：表 2： 單位：mm尺寸 齒輪ABCDEF齒數(shù)Z127012461153模數(shù)m245中心距a82116160分度圓直徑d421404818455265齒輪寬度b474253486055齒

27、厚b383354496155第六章 計(jì)算軸61計(jì)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(zhuǎn)遞，n12.82rmin； 空心軸內(nèi)徑與外徑之比，可取為0.5； A0系數(shù)，對(duì)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(guān)系設(shè)計(jì)軸。軸的結(jié)構(gòu)如圖1所示。圖1： 軸I與軸IV的結(jié)構(gòu)62分析軸上的作用力軸上的作用力如圖2所示，各力計(jì)算如下： (1)齒輪F對(duì)軸上的作用力齒輪F齒數(shù)zF53，模數(shù)mn=5mm，分度圓直徑d=265mm圓周力 徑向力 軸向力 (2)卷筒對(duì)軸上的徑

28、向作用力R圖2： 軸的作用力分析 當(dāng)重物移至靠近軸的右端極限位置時(shí)，卷筒作用于軸上e點(diǎn)的力R達(dá)到最大值，近似取這里系數(shù)1.02是表示吊具重量估計(jì)為起重量的2。 (3)軸I在支承d處對(duì)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(lián)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(jié)構(gòu)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(jì)算軸的強(qiáng)度符合要求。軸II，軸III的大體尺寸如下圖所示，確認(rèn)方法同軸IV對(duì)軸來說，Rdm與Rdn的方向應(yīng)與圖3所示的相反。由于上述的力分別作用于xdy

29、坐標(biāo)系內(nèi)和ndm坐標(biāo)系內(nèi)，兩坐標(biāo)間的夾角為1，因此要把ndm坐標(biāo)系內(nèi)的力Rdn和Rdm換算為xdy坐標(biāo)系內(nèi)的力Rdx和Rdy。由1式(4-12)得兩坐標(biāo)系間的夾角(1 圖4-7) 代入數(shù)據(jù)得：圖3： 軸I的作用力分析根據(jù)1 式(4-13)和3 圖4-9，得力Rdn和Rdm在坐標(biāo)xdy上的投影（與x軸方向相反）把上述求得的力標(biāo)注在軸的空間受力圖上(圖2)。63計(jì)算軸上危險(xiǎn)截面的彎矩、轉(zhuǎn)矩和合成彎矩根據(jù)上述數(shù)據(jù)和軸上支點(diǎn)a、b處的支反力，可計(jì)算軸上危險(xiǎn)截面的彎矩、轉(zhuǎn)矩和合成彎矩。(然后驗(yàn)算軸的安全系數(shù)。確認(rèn)安全系數(shù)后，即可繪制軸的零件工作圖。軸承可按常用方法選取和計(jì)算，從略。)64軸I、IV的設(shè)計(jì)計(jì)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(jì)算結(jié)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(yōu)選直徑16284472 附錄電動(dòng)葫蘆的總裝圖零件圖附后。