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1、课程设计说明书课程名称：机械系统设计学设计题目：钢丝绳电动葫芦起升用减速器设计目录1题目分析（1）2设计计算D电动机的确定（D2）总体设计计算（D总传动比及各级传动比的确定（2）（2）运动及动力参数的计算（3）3）齿轮的设计计算及校核1）第一对齿轮的设计与校核（4）2）第二对齿轮的设计与校核（9）3）第三对齿轮的设计与校核（13）4）轴的设计及危险轴的校核（17）5）课程设计总结（20）6）参考文献（20）1题目分析电动葫芦是一种常用的搬运设备，在工厂中使用十分广泛。电动葫芦由两部分组成，即行走机构和提升机构。下面分别介绍各组成部分。1 .行走机构组成：行走电动机、传动机构两部分组成。2 .提
2、升机械组成：提升电动机、卷扬机构、机械制动器（一般为盘式制动器）。3 .制动器介绍：电动葫芦（或起重机）的提升机构一定要有机械制动装置,当物体起吊到一定高度后全靠机械制动器将其制停在空中。制动器的工作机理有液压驱动、气压驱动和牵引电磁铁驱动。不同的驱动方式其制动的性能也不相同。在小型电动葫芦上一般采用电磁驱动制动器。电动葫芦（或起重机）上提升机构采用的制动器种类繁多，在小型电动葫芦上较多采用的制动器是盘式制动器，盘式制动器又称为碟式制动器。盘式制动器重量轻、构造简单、调整方便、制动效果稳定。为了安全起见，在起重设备上一般均采用常闭式制动器。所谓常闭式是指在电磁机构不得电的情况下，制动器处于制动
3、状态。制动器安装在电动机的一端,一般情况是封闭的，用眼晴直接是看不到的，但这没有关系，一般会将牵引电磁铁的线圈弓I出线留在外面。我们只要将线圈接正确就行。当电动机得电的同时（接触器吸合时），制动器的牵引电磁铁也同时得电，制动器打开。这种联接方式的优点是，当发生停电事故时可以立即进行制动以避免事故的发生。其缺点是制动瞬间设备的机械抖动较大。2设计计算1）电动机的确定由公式得：P=FV/1OOO=GV/1000=10000（4/60）/1000=0.67kw总二z与输出轴输出轴与川In与tl与与电机=0.96(0.99X0.99)X(0.99X0.99)X(0.99X0.99)X0.98=0.88
4、57电动机功率：Pd=PW仞总=0.670.8857=0.75266kw由于钢丝绳电葫芦起吊和停止时有一些冲击，根据冲击程度一般使用系数kA=1.4故p1.4p=1.0537kw电机转速取：n/=1380rmin由于功能需要，采用锥形转子电机。2）总体设计计算（1）总传动比及各级传动比的确定由于电动葫芦吊钩为一动滑轮装置，钢丝绳一段固定，一段被卷筒缠绕，所以卷筒钢丝绳的受载仅为起重量的一半，但钢丝绳的速度为起重速度的两倍。卷筒转速：n卷筒=2Vl/d（VL为起升速度）由于起重速度误差不超过百分之五，即单位时间钢丝上升速度为：2vl（l0.05）=80.4mmin（采用一段固定的动滑轮结构）故卷
5、筒转速n卷筒=2VLX（10.05）/d=26.5261.326即25.2rminn卷筒27.852rmin传动比U总二n电机/n卷筒=1380/（26.5261326）即49.55U总54.76取U总=54.76单级传动比U取3至5故采用三级外啮合定轴齿轮减速设计，每级传动比大概为4,分配各级传动比：ul=4tu2=3.7,uj=3.7(2)运动及动力参数的计算计算各轴的转速：0轴：en也折1380rminI轴：=1380rmin11轴：=345r/minIIl轴：尸93.243r/minIv轴：=25.2r/minV轴：f25.2r/min计算各轴的输入功率：0轴：=1.0537kwI轴：
6、Pi-七片与电机=1.032626kwII轴：Pn=P/7与I=LoI2kwIn轴：PhF尸川与II=O.99186kwIV轴：P产输出轴与Hl=O972kwV轴：PlU为筒与输出轴二93312kw计算各轴的输入转矩：O轴：9.55IO6=7291.9NmmI轴：79.55X106=7146.07NmmnII轴:79.55X1()6运=28013.3Nmmn2In轴：79.55106i=101586.5887Nmmn3IV轴：79.55IO6=368345.2913Nmm114V轴：79.55X1()6B.=353611.4797Nmmn5现将各轴的运动和动力参数结果整理于表中，具体见表运动和
7、动力参数表轴名功率P（W）转速(rmin)转距(Nmm)传动比U效率0轴1.053713807291.9I轴1.03262613807146.0710.98II轴1.01234528013.340.99X0.99In轴0.9918693.243101586.58873.70.99X0.99IV轴0.97225.2368345.29133.70.99X0.99V轴0.9331225.2353611.479710.963）齿轮的设计计算及校核D第一对齿轮的设计与校核1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）此电葫芦升降机为一般重载工作机器，速度不高，齿轮用7
8、级精度即可。（3）所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料由1P191机械设计表101选取：小齿轮材料为40Cr,HB1=280；大齿轮材料为45号钢，HB2=240oHB1-HB2=40,合适。（4）选取小齿轮齿数幻=20;大齿轮齿数Z2=z尸80（5）选取螺旋角。初选螺旋角B=14按齿面接触疲劳强度条件设计,然后校核齿根弯曲疲劳强度,最后作齿轮的结构设计。2 .按齿面接触疲劳强度设计由强度计算公式总表查得设计公式为dqU(1)确定公式内的各计算数值试选7=l.6由图10-30选取区域系数Zh=2.433由图10-26差得%1=0.78,42=87,则%=%+%2=L657=95510W7
9、=95.51O51,032626/1380Nmm=7146.07Nmm由lP205表107选取。产1(两支撑相对于小齿轮做非对称布置)由lP201表10-6查得材料的弹性影响系数为益189.8MPa由lP209图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为b小尸600MPa,/,=550MPao由公式N=60njh/560X1380lX(3200)=2.6496XlOBN2=Niu2.6496X1074=0.6624XIO8图10-19查得接触疲劳强度KwfO.90K沁尸Q.95计算接触疲劳应力取失效概率为1船安全系数S=If1,=Khx1Iinl5=.9X600/1=540MPa.t1
10、2=KNo“成/S=0.95X550=522.5MPaJbJ+bJ=540+52251.HJ-22计算1）计算小齿轮分度圆直径Cnl代入6中较小的值2KtT1(ul)21.67146.0711.65-189.8 2.433531.25=23.567mmdqU2）计算圆周速度内 60x10003.1423.567138060x1000= 1.7ms3）计算齿宽b及模数力，b=ildx=123.567mm=23.567mmd.lcos?7z=-23.567cosl4o20=1.1433mm计算齿宽与齿高之比b/h齿高h=2.25mt=2.57mb=9.174）计算纵向重合度=0.3180dzIta
11、nB=I.58575）计算载荷系数根据片1.7ms,7级精度，由1斤194图10-8查得动载荷系数%1.05。斜齿轮，由UP195表10-3查得KMKFit2=1.4由1P193表10-2查得使用系数4Fl由1P196表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时Khb=1.12+0.18（1+0.6）d2+0.2310将数据代入得的Fl.12+0.18X（l+0.6l2）l2+0.23IO3X23.567=1.4134由bh=9.17,KIfi=1.4134,查图10-13得KQ3故载荷系数K=KKKHtKIsf1.05X1.4X1.4134=2.0786）按实际的载荷系数校正所算得的分
12、度圆直径d1=dh(K/Kt)23.567X(2.078/1.6)0:25.713mm7）计算模数dcos425.713cosl4oC20nr=-=1.247mmzI3 .按齿根弯曲强度的设计由1P216式10-17得弯曲强度的设计公式为E2Z；%v（i）确定计算参数1）由lP208图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FEk500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa2）由lP206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KF后0.85KF击0.883）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数奂L4,由式10-12得p-Kfm=ZS三303.57MPao-f2=KNOe/8238.86M
13、Pa4）计算载荷系数KK=KM=XI.05X1.4X1.3=1.9115）根据纵向重合度=1.5857,从图10-28查得螺旋角影响系数=0.886）计算当量齿数。Z20Zvl=匕=-=21.894coscos314z280zv2=-=-=87.574cos3/7cos3147）查取齿形系数由lP200表10-5可查得K=2.72,洛2=2.218）查取应力校正系数由lP200表10-5知/t=l.57,人51.789）计算大小齿轮的YRA并加以比较。YHYSaM同=00141YFa2Ysa2/p2=0.01647大齿轮的数值较大（2）设计计算 0.01647 =0.8265mm2x1.911
14、x7146.07x0.88XeOS214。l2021.65对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数用大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数In的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而由齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度模数1.247,并近似圆整为标准11P1.25按接触强度算得的分度圆直径d=25.713mm,z】=dcosf19.959,z2=uzl=79.837。取z=20,则Z2W=804 .几何尺寸计算(1)计算中心距护(z1+z2)R/(2cos)-64.413mm将中心距圆整为65mm。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角(z1+z2)m
15、tt(20+80)1.25P=arccos!L=arccos=15.942a265因尸值改变不多，故参数4,k#,Z等不必修正。(3)计算大小齿轮的分度圆直径d=Z=25.999mmCOSZmd=-2iL=IO3.998mmcos(4)计算齿轮宽度b=tldi=125.999=25.999mm圆整后取B2=26m,B尸30mm2）第二对齿轮的设计与校核1 .选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）此电葫芦升降机为一般重载工作机器，速度不高，齿轮用7级精度即可。(3)所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料由P191机械设计表101选取：小齿轮材料为40C
16、r,HB3=280；大齿轮材料为45号钢，HB4=240oHB3-HB4=40,合适。(4)选取小齿轮齿数力=20;大齿轮齿数尸74(5)选取螺旋角。初选螺旋角B=14按齿面接触疲劳强度条件设计,然后校核齿根弯曲疲劳强度,最后作齿轮的结构设计。2 .按齿面接触疲劳强度设计由强度计算公式总表查得设计公式为3t,乒工（11I）/ZEWyNdqUIbHL(1)确定公式内的各计算数值试选7=l.6由图10-30选取区域系数Zh=2.433由图10-26差得3=O78,%4=087,则%=%3+%4=L657：f95.5105f95.51051.012/345Nnun=28013.3Nnun由lP205
17、表107选取。产1(两支撑相对于小齿轮做非对称布置)由lP201表10-6查得材料的弹性影响系数为2189.8MPa由lP209图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为b/加产600MPa,*550MPao由公式N=60njLh心603451(3200)=6.624X107NfNf6.6241073.7=1.79IO7图10-19查得接触疲劳强度晶广L17检尸L27计算接触疲劳应力取失效概率为1%,安全系数S=Iw3=1in3l.17600l=702MPa.w4=i5=l.27550=698.5MPah+702+698.5-ZVV.ZuCL（2）计算D计算小齿轮分度圆直径d丸代入6
18、中较小的值2)3)4)5)2KtT3(ul)f ZEZHdq U21.628013.3 4.711.65XX3.7计算圆周速度、2 189.82.433700.25=31.0765mm叫a 3.1431.0765345 八 一 V =0.56ms60x1000计算齿宽b及模数勿,601000b = jd3,=l31. 0765mm=31. 0765mmml=d,tcos7 31.0765cosl4o八 C3 = 1.508mm20计算齿宽与齿面之比b/h齿高 h=2. 25mt=3. 39mmZf9. 17计算纵向重合度 =0.31811z3tan =1.5857计算载荷系数根据片0.56ms
19、,7级精度，由1P194图10-8查得动载荷系数M-Lo1。斜齿轮，由1P195表10-3查得Kl-4由1P193表10-2查得使用系数K,F由1P196表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时KHB=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+0.2310将数据代入得的L12+0.18X(l+0.6l2)l2+O.23IO3X31.0765=1.4151由bh=9.17,K照=1.4151,查图10-13得K.3故载荷系数K=KM1f11.011.4l.4151=26）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆宜径d3=d3t（KKt）7z=31.0765（2/1.6）zz3.476mm7）
20、计算模数d,cos733.476cosl4o“m=1.624mmZ3203 .按齿根弯曲强度的设计由1P216式10T7得弯曲强度的设计公式为加23E2dZ；% ”卜确定计算参数1）由lP208图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3=500Mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4=380MPa2）由lP206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KF后0.92KFNF0.983）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数负L4,由式10-12得f73=Kk-Mi网Z9=328.57MPa%-ra-St266MPa4）计算载荷系数KK=KAKvKFaK用AXI.01X1.4X1.3=1.83825）根
21、据纵向重合度=1.5857,从图10-28查得螺旋角影响系数=0.886）计算当量齿数。Zv3=-=21.894cos3cos314Z474,ZVd=二=81cos3cos3147）查取齿形系数由lP200表10-5可查得加3=2.72,32.228）查取应力校正系数由lP200表表-5知Kj=l.57,=1.779）计算大小齿轮的YpYsr,并加以比较。YFa3Ysa3/p3=0.013YFaJse/。尸=0.01477大齿轮的数值较大（2）设计计算J2l.838228013.30.88cos214oaiW1M,0,01477=.2406mmVl201.65对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计
22、算的模数用大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而由齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度模数1.624,并近似圆整为标准11fL750按接触强度算得的分度圆直径4=33.476Inm,z3=dcosf18.56,ZkUZ尸68.675。取Z3=19则Z产Z3=714.几何尺寸计算(1)计算中心距a=(z3+w)%/(2COS)=81.16mm将中心距圆整为82m（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos.2aarccos(19+71)1.75282= 16.18因夕值改变不多，故参数4,Z等不必修正。（3）
23、计算大小齿轮的分度圆直径雄=抑=34.62mmCOSd=z,m=2937mmCoSp(4)计算齿轮宽度b=a4=1X34.62:34.62mm圆整后取B尸40mm,B3=35mm3)第三对齿轮的设计与校核1 .选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(I)传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。(2)此电葫芦升降机为一般重载工作机器，速度不高，齿轮用7级精度即可。(3)所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料由1P191机械设计表101选取：小齿轮材料为40Cr,HB5=280；大齿轮材料为45号钢，HB6=240oHB5-HB6=40,合适。(4)选取小齿轮齿数Zj=20;大齿轮齿数Zfi=UZ4(5)
24、选取螺旋角。初选螺旋角B=14按齿面接触疲劳强度条件设计,然后校核齿根弯曲疲劳强度,最后作齿轮的结构设计。2 .按齿面接触疲劳强度设计由强度计算公式总表查得设计公式为2KtT5(ul)rZEZHY(1)确定公式内的各计算数值试选业=L6由图10-30选取区域系数Zh=2.433由图10-26差得5=78,%6=87,则=心+%6=165Z产95510595.51O5O.9918/93.243Nmm=101586.5887Nmm由lP205表107选取。产1(两支撑相对于小齿轮做非对称布置)由lP201表10-6查得材料的弹性影响系数为189.8MPa由lP209图10-21按齿面硬度查得小齿轮
25、的接触疲劳强度极限为b/加产600MPa,/,f550MPao由公式N=60njh=6093.243IX(3200)=1.79IO7Nfi=Nlu=1.791073.7=0.484IO7图10-19查得接触疲劳强度K后1.27tFl.39计算接触疲劳应力取失效概率为1船安全系数S=If15=Min551.27600l=762MPa.wf,-li65=l.39X550=764.5MPar1uI+I762+764.5,=k2Lb_LJLA=763.25MPa1 hj22（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径d代入6中较小的值d5t3附5(111)年寸d% U jj2L6lO1586.58871x1.6
26、54.7 189.82.433? 3.7 1 763.25 )=45.08mm2）计算圆周速度加5八60x10003.1445.0893.24360x1000=0.22ms3）计算齿宽b及模数力，b = d5l=l 45. 08un=45. 08mml=d51cos 45.08cosl4o C C =2.187mm20计算齿宽与齿高之比b/h齿高 h=2. 25mt=4. 92Zf9. 174)计算纵向重合度%=0.318Z5tan=1.58575)计算载荷系数根据片0.22ms,7级精度，由1P194图10-8查得动载荷系数H-LoO5。斜齿轮，由1P195表10-3查得Wl.4由1P193
27、表10-2查得使用系数4尸1由1P196表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时Khb=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+O.23X10将数据代入得的L12+0.18X(l+0.6l2)l2+0.231O3X45.08=1.418由bh=9.17,K,ff,=1.418,查图10-13得MFL3故载荷系数K=KKK而axL005X1.4X1.418=26)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d5=d5l(KKt)zz45.08X(2/1.6)/=48.56mm7)计算模数d5cos?Z548.56cosl4o20=2.356mm3 .按齿根弯曲强度的设计由1P216式10-
28、17得弯曲强度的设计公式为2KT5%os2夕.YfKT分p(2)确定计算参数1)由lP208图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限bFE5=500Mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE6=380MPa2)由lP206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KRiF0.98KF后0.9953)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数登L4,由式10-12得cf1鼠”三5h350MPaofLKfya(XMPa4）计算载荷系数KK=KKKFHKFB=I1.0051.4X1.3=1.82915）根据纵向重合度%=1.5857,从图10-28查得螺旋角影响系数=0.886）计算当量齿数。zvA=-=81COS34C
29、OS3147）查取齿形系数由lP200表10-5可查得洛5=2.72,Ka6=2.228）查取应力校正系数由lP200表10-5知/=L57,设产1.779）计算大小齿轮的YpYs,并加以比较。YFa5Ysa5/=0.0122YFBeYSa6/LfL=0.01455大齿轮的数值较大（2）设计计算X 0.01455 = 1.893mml2021.652x1.8291x101586.5887x0.88XeOS214。对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数期大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而由齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径
30、有关，可取弯曲疲劳强度模数2.356,并近似圆整为标准m=2.5按接触强度算得的分度圆直径4=48.56mm,Z5=dcos11fIS.85,zf,=9.73。4.几何尺寸计算(1)计算中心距炉(zs+勿)氏/(2cos)=115.94un将中心距圆整为116mm。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角(z5+z6)w,(19+71)2.5p=arccos-arccos=14.112a2116因夕值改变不多，故参数4,k#,Z等不必修正。(3)计算大小齿轮的分度圆直径Q=!lk=48.95mmCoS.去=Z6rn,?=182.93mmCOS夕(4)计算齿轮宽度b=4网=IX48.95:48.95mm
31、圆整后取B=55mm,B5=SOmm4)轴的设计及危险轴的校核(1)轴IV的设计与校核(1)输出轴上的功率产，转速，转矩7功率片0.972W转速f25.2rmin转矩户368345.2913Nnun(2)作用在齿轮上的力=2Td=2368345.2913/182.93=4027.17NFF兄，加&)s=4027.17Xtan20/cos14.Ho=1511.37NFFj027.17tanl4.1=1012.3N(3)初步确定轴的最小直径。轴材料选用45钢，调质钢处理，据1P373表15-4,取AP112心IF(2),z3=112(0.972/25.2),z3=37.842mm(4)按弯扭合成应
32、力校核轴的强度校核时只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即C截面，取=0.6l=M2+(aT)2W,z2=26.63MPa.1=60MPa,安全(5)精确校核轴的疲劳强度由分析知，I截面是最危险的是截面I的左侧抗弯截面系数聆0.1，抗扭截面系数聆0.2/截面I左侧弯矩M截面I上的扭矩T截面上弯曲应力b=11.99MPa截面上的扭转切应力r=7719.03轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得b640MPa-1=275MPa-F155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及4按表3-2查取，因rJ=0.25,DZJ=1.5,经插值后可查得=1.34ar=1.09S=l. 5,S5_15
33、.089x13.58CaJSj+Sj15.0892+13.582(6)截面I的右侧抗弯截面系数%抗扭截面系数脱截面I左侧弯矩M：截面I上的扭矩T截面上弯曲应力b=MW截面上的扭转切应力T=T过盈配合处的勺/%值，由附表3-8用插入法求得，并取4j=0.8心/%，于是得k/=2.51k/r=2.008轴按磨削加工，由附图3-4的表面质量系数乩=3=0.92轴未经表面强化处理，即BQ=O.1,则按式(3-12)及(3T2a)得综合系数值为k=-+-1=2.597%k1k=-i-h1=2.095于是计算安全系数值s得SO=J=-=8.832Ka+om2.59711.99+0.10ShG_7594r2
34、,095x12+0.05l22SSSrfl=,kT=13.05S=l.5故该轴在该截面处的强度也是足够的。5）课程设计总结课程设计是机械系统设计当中的非常重要的一环，本次课程设计时间不到三周略显得仓促一些。但是通过本次每天都过得很充实的课程设计，从中得到的收获还是非常多的。这次课程设计我得到的题目是设计一个钢丝绳电动葫芦起升用减速器设计，由于理论知识的不足，再加上平时没有什么设计经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手。在老师的谆谆教导，和同学们的热情帮助下，使我找到了信心。在设计过程中培养了我的综合运用机械设计课程及其他课程理论知识和利用生产时间知识来解决实际问题的能力，真正做到了学以致
35、用。在此期间我我们同学之间互相帮助，共同面对机械设计课程设计当中遇到的困难，培养了我们的团队精神。在这些过程当中我充分的认识到自己在知识理解和接受应用方面的不足，特别是自己的系统的自我学习能力的欠缺，将来要进一步加强，今后的学习还要更加的努力。本次课程设计不仅仅是对自己所学的知识的一次系统总结与应用。本次课程设计由于时间的仓促，还有许多地方有不足之处。6）参考文献机械设计实用机构与装置图册邹平2007.4机械工业出版社机械基础综合课程设计张春林2004.6北京理工大学出版社机械创新设计曲继方1999机械工业出版社机械设计课程设计手册罗圣国1991高等教育出版社机械原理课程设计陆凤仪2002机械工业出版社机械设计师手册吴宗泽2001机械工业出版社
