電動(dòng)葫蘆課程設(shè)計(jì)終稿

1、機(jī)械產(chǎn)品綜合課程設(shè)計(jì)任務(wù)書專業(yè): 機(jī)械設(shè)計(jì) 班級(jí): xxxxx 設(shè)計(jì)者: xxx 學(xué)號(hào): xxxxxx 設(shè)計(jì)題目：電動(dòng)葫蘆傳動(dòng)裝置采用 設(shè)計(jì)（三級(jí)直齒圓柱齒輪減速器；三級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器；二級(jí)2K-H行星圓柱齒輪減速器；設(shè)計(jì)電動(dòng)葫蘆傳動(dòng)裝置采用三級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器參考方案（見(jiàn)圖） 圖為三齒輪減速器的裝配圖。減速器的輸入軸I和中間軸、均為齒輪軸，輸出軸是空心軸，末級(jí)大齒輪和卷筒通過(guò)花鍵和軸相聯(lián)。為了盡可能減小該軸左端軸承的徑向尺寸，一般采用滾針軸承作支承。 原始數(shù)據(jù)：起重量（t）G= 5t 起升高度(m) H= 24m 起、升速度(mmin) v= 8 mmin 鋼絲繩直徑(mm) d= 1

2、5.5mm 電動(dòng)葫蘆設(shè)計(jì)壽命為10年。 工作條件： 兩班制，常溫下連續(xù)工作；空載起動(dòng)，工作載荷平穩(wěn)，單向運(yùn)轉(zhuǎn)；三相交流電源，電壓為380/220伏。 設(shè)計(jì)任務(wù)：1、電動(dòng)葫蘆裝配圖1張（0號(hào)或1號(hào)圖紙）； 2、全部零件圖 3、設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書1份 設(shè)計(jì)期限： 2013 年 01 月 04日 至 2013 年 01 月 19 日 頒發(fā)日期： 2012 年 12 月 30 日 設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(一)擬訂傳動(dòng)方案，選擇電動(dòng)機(jī)及計(jì)算運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1擬訂傳動(dòng)方案采用圖1-l所示傳動(dòng)方案，為了減小齒輪減速器結(jié)構(gòu)尺寸和重量，應(yīng)用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2選擇電動(dòng)機(jī)計(jì)算起升機(jī)構(gòu)靜功率而總起重量Q”=Q+Q=50000+0

3、.02×50000=51000N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)靜功率按式PjC，并取系數(shù)Ke0.90，故相應(yīng)于JC25的電動(dòng)機(jī)PjC=KeP0=0.90×7.87=7.08 kW按1表4-3選ZD141-4型錐形轉(zhuǎn)子電動(dòng)機(jī)，功率Pjc7.5 kW，轉(zhuǎn)速njc1400 rmin。3選擇鋼絲繩按1式(4-1)計(jì)算鋼絲繩的靜拉力按1式(4-3)，鋼絲繩的破斷拉力按1的標(biāo)準(zhǔn)2選用6×37鋼絲繩，其直徑d15.5mm，斷面面積d89.49mm2，公稱抗拉強(qiáng)度2000MPa，破斷拉力Qs178500N。4計(jì)算卷

4、簡(jiǎn)直徑按1式(4-4)，卷筒計(jì)算直徑D0ed20×15.5310 mm按標(biāo)準(zhǔn)取D0300mm。按1式(4-6)，卷筒轉(zhuǎn)速5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 這里n3為電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，rmin。分配各級(jí)傳動(dòng)比第一級(jí)傳動(dòng)比第二級(jí)傳動(dòng)比第三級(jí)傳動(dòng)比這里ZA、ZB、ZC、ZD、ZE和ZF分別代表齒輪A、B、C、D、E和F的齒數(shù)。減速器實(shí)際總傳動(dòng)比i=iAB·iCD·iEF=傳動(dòng)比相對(duì)誤差i不超過(guò)土3，適合。6分別計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩軸I(輸入軸)：軸(輸入軸)：軸(輸入軸)：軸(輸入軸)：各級(jí)齒輪傳動(dòng)效率取為0.97。計(jì)算結(jié)果列于下表： 表 1：軸I（輸入軸）軸

5、軸軸轉(zhuǎn)速n（r/min）1400273.1770.5817.22功率P（kW）7.8657.6297.407.18轉(zhuǎn)矩T（Nm）53.65266.701001.273981.94傳動(dòng)比 i5.1253.8754.125(二)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)?？紤]到載荷性質(zhì)及對(duì)高硬度齒面齒輪傳動(dòng)，因此以抗彎強(qiáng)度為主，初選螺旋角12°。1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

6、各參數(shù)：(1) 端面重合度其中: ,且 求得:(2) 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。(3)齒輪A轉(zhuǎn)矩TA TAT164.39 ×103N·mm。(4)齒寬系數(shù)d 取d=1。 (5)齒數(shù)比u 對(duì)減速傳動(dòng)，ui5.125。(6)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。(7)材料彈性系數(shù)ZE 查機(jī)械設(shè)計(jì)ZE189.8。(8)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：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

7、-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，n11400rmin； 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=60×1400×6000×(13×0.200.53×0.200.253×0.100.053×0.50)=1.142×108對(duì)齒輪B：查3得接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)KHNA1.18，KHNB1.27。由此得齒

8、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(9)計(jì)算：齒輪圓周速度(10)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)2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,TAT164.39 ×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 ×

9、 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)YFaA2.97，YFaB2.21；1.52，1.78(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，KFB1。由此得齒輪A、B的許用彎曲應(yīng)力式中系數(shù)=0

10、.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)。(6)比較兩齒輪的比值對(duì)齒輪A：對(duì)齒輪B： 兩輪相比，說(shuō)明A輪彎曲強(qiáng)度較弱，故應(yīng)以A輪為計(jì)算依據(jù)。(7)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=1.77mm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。3主要幾何尺寸計(jì)算(1)中心距a取中心距。(2)精算螺旋角因值與原估算值接近，不必修正參數(shù)、K和ZH。(3)齒輪A、B的分度圓直徑d(4)齒輪寬度b(三)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

11、拉強(qiáng)度B=1100MPa，屈服極限s=850MPa。齒輪精度選為8級(jí)(GBl009588)?？紤]到載荷性質(zhì)及對(duì)高硬度齒面齒輪傳動(dòng)，因此以抗彎強(qiáng)度為主，初選螺旋角12°。1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)：(2) 端面重合度其中: ,且 求得:(2) 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。(3)齒輪C轉(zhuǎn)矩TC TCT2266.70 ×103N·mm。(4)齒寬系數(shù)d 取d=1。 (5)齒數(shù)比u 對(duì)減速傳動(dòng)，ui5.125。(6)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。(7)材料彈性系數(shù)ZE 查機(jī)械設(shè)計(jì)ZE189.8。

12、(8)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：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 n1齒輪C(軸1)轉(zhuǎn)速，n11400rmin； 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NHC=60×273.13×6000&#

13、215;(13×0.200.53×0.200.253×0.100.053×0.50)=1.68×107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(9)計(jì)算：齒輪圓周速度(10)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

14、模數(shù)2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,TCT1266.70 ×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 × 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)YFaC2.97，YFaD2.26；1.52，1.74(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)

15、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)。(6)比較兩齒輪的比值對(duì)齒輪C：對(duì)齒輪D： 兩輪相比，說(shuō)明C輪彎曲強(qiáng)度較弱，故應(yīng)以C輪為計(jì)算依據(jù)。(7)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=2.97mm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)mn3mm。3主要幾何尺寸計(jì)算(1)中心距a取中心距。(2)精算螺旋角因值與原估算值接近

16、，不必修正參數(shù)、K和ZH。(3)齒輪C、D的分度圓直徑d(4)齒輪寬度b(四)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)?？紤]到載荷性質(zhì)及對(duì)高硬度齒面齒輪傳動(dòng)，因此以抗彎強(qiáng)度為主，初選螺旋角12°。1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)：(3) 端面重合度其中: ,且 求得:(2) 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。(3)齒輪C轉(zhuǎn)矩TE TET3100

17、1.27 ×103N·mm。(4)齒寬系數(shù)d 取d=1。 (5)齒數(shù)比u 對(duì)減速傳動(dòng)，ui5.125。(6)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。(7)材料彈性系數(shù)ZE 查機(jī)械設(shè)計(jì)ZE189.8。(8)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：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E：式中 n1齒輪C(軸1)轉(zhuǎn)速，n11400rmi

18、n； 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=60×70.58×6000×(13×0.200.53×0.200.253×0.100.053×0.50)=4.8×106對(duì)齒輪F：查3得接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)KHNE1.37，KHNF1.52。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(9)計(jì)算：齒輪圓周速度

19、(10)精算載荷系數(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)2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,TET31001.27 ×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 × 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

20、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)。(6)比較兩齒輪的比值對(duì)齒輪E：對(duì)齒輪F： 兩輪相比，說(shuō)明E輪彎曲強(qiáng)度較弱，故應(yīng)以F輪

21、為計(jì)算依據(jù)。(7)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=3.70mm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。3主要幾何尺寸計(jì)算(1)中心距a取中心距。(2)精算螺旋角因值與原估算值接近，不必修正參數(shù)、K和ZH。(3)齒輪E、F的分度圓直徑d(4)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)Z168216621666模數(shù)m234螺旋角ß11°2842"10°3447"10°5236"中心距a100120167分度圓直徑

22、d32.65167.3548.83189.2265.15268.75齒頂圓直徑da35.50170.5053.20192.5069.45270.76齒根圓直徑df28.65164.3544.33186.2061.15262.50齒厚b383354497166(五)計(jì)算軸1計(jì)算軸的直徑軸材料選用20CrMnTi，按下式估算空心軸外徑： mm式中 P軸傳遞功率，P7.18kW；n軸轉(zhuǎn)遞，n17.22rmin； 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mm取d85mm，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)2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)zF66，模數(shù)mn=4mm，螺旋角10°5236"，分度圓直徑d=268.75mm圓周力 徑向力 軸向力 (2)卷筒對(duì)軸上的徑向作用力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