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1、机械产品综合课程设计任务书专业: 机械设计 班级: xxxxx 设计者: xxx 学号: xxxxxx 设计题目：电动葫芦传动装置采用 设计（三级直齿圆柱齿轮减速器；三级斜齿圆柱齿轮减速器；二级2K-H行星圆柱齿轮减速器；设计电动葫芦传动装置采用三级斜齿圆柱齿轮减速器参考方案（见图） 图为三齿轮减速器的装配图。减速器的输入轴I和中间轴、均为齿轮轴，输出轴是空心轴，末级大齿轮和卷筒通过花键和轴相联。为了尽可能减小该轴左端轴承的径向尺寸，一般采用滚针轴承作支承。 原始数据：起重量（t）G= 5t 起升高度(m) H= 24m 起、升速度(mmin) v= 8 mmin 钢丝绳直径(mm) d= 1
2、5.5mm 电动葫芦设计寿命为10年。 工作条件： 两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳，单向运转；三相交流电源，电压为380/220伏。 设计任务：1、电动葫芦装配图1张（0号或1号图纸）； 2、全部零件图 3、设计计算说明书1份 设计期限： 2013 年 01 月 04日 至 2013 年 01 月 19 日 颁发日期： 2012 年 12 月 30 日 设计计算说明书(一)拟订传动方案，选择电动机及计算运动和动力参数1拟订传动方案采用图1-l所示传动方案，为了减小齿轮减速器结构尺寸和重量，应用斜齿圆柱齿轮传动。2选择电动机计算起升机构静功率而总起重量Q”=Q+Q=50000+0
3、.0250000=51000N起升机构总效率0=751=0.980.980.90=0.864故此电动机静功率按式PjC，并取系数Ke0.90，故相应于JC25的电动机PjC=KeP0=0.907.87=7.08 kW按1表4-3选ZD141-4型锥形转子电动机，功率Pjc7.5 kW，转速njc1400 rmin。3选择钢丝绳按1式(4-1)计算钢丝绳的静拉力按1式(4-3)，钢丝绳的破断拉力按1的标准2选用637钢丝绳，其直径d15.5mm，断面面积d89.49mm2，公称抗拉强度2000MPa，破断拉力Qs178500N。4计算卷简直径按1式(4-4)，卷筒计算直径D0ed2015.531
4、0 mm按标准取D0300mm。按1式(4-6)，卷筒转速5确定减速器总传动比及分配各级传动比总传动比 这里n3为电动机转速，rmin。分配各级传动比第一级传动比第二级传动比第三级传动比这里ZA、ZB、ZC、ZD、ZE和ZF分别代表齿轮A、B、C、D、E和F的齿数。减速器实际总传动比i=iABiCDiEF=传动比相对误差i不超过土3，适合。6分别计算各轴转速、功率和转矩轴I(输入轴)：轴(输入轴)：轴(输入轴)：轴(输入轴)：各级齿轮传动效率取为0.97。计算结果列于下表： 表 1：轴I（输入轴）轴轴轴转速n（r/min）1400273.1770.5817.22功率P（kW）7.8657.62
5、97.407.18转矩T（Nm）53.65266.701001.273981.94传动比 i5.1253.8754.125(二)高速级齿轮A、B传动设计因起重机起升机构的齿轮所承受载荷为冲击性质，为使结构紧凑，齿轮材料均用20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度HRC5862，材料抗拉强度B=1100MPa，屈服极限s=850MPa。齿轮精度选为8级(GBl009588)。考虑到载荷性质及对高硬度齿面齿轮传动，因此以抗弯强度为主，初选螺旋角12。1按齿面接触强度条件设计小轮分度圆直径确定式中各参数：(1) 端面重合度其中: ,且 求得:(2) 载荷系数Kt对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数Kt2
6、。(3)齿轮A转矩TA TAT164.39 103Nmm。(4)齿宽系数d 取d=1。 (5)齿数比u 对减速传动，ui5.125。(6)节点区域系数ZH 查机械设计图6.19得ZH2.47。(7)材料弹性系数ZE 查机械设计ZE189.8。(8)材料许用接触应力 H式中参数如下：试验齿轮接触疲劳极限应力 Hlim1450MPa；接触强度安全系数SH1.25；接触强度寿命系数KHN：因电动葫芦的齿轮是在变载条件下工作的，对电动葫芦为中级工作类型，其载荷图谱如1图4-6所示，用转矩T代替图中的载荷Q(转矩了与载荷Q成正比)，当量接触应力循环次数为：对齿轮A：式中 n1齿轮A(轴1)转速，n114
7、00rmin； i序数，i1，2，k； ti各阶段载荷工作时间，h， Ti各阶段载荷齿轮所受的转矩，Nm； Tmax各阶段载荷中，齿轮所受的最大转矩，Nm。故NHA=6014006000(130.200.530.200.2530.100.0530.50)=1.142108对齿轮B：查3得接触强度寿命系数KHNA1.18，KHNB1.27。由此得齿轮A的许用接触应力齿轮B的许用接触应力因齿轮A强度较弱，故以齿轮A为计算依据。把上述各值代入设计公式，得小齿轮分度圆直径(9)计算：齿轮圆周速度(10)精算载荷系数K查3表6.2得工作情况系数KA1.25。按8级精度查3图6.10得动载荷系数Kv1.1
8、2,齿间载荷分配系数KH1.1,齿向载荷分布系数KH1.14。故接触强度载荷系数按实际载荷系数K修正齿轮分度圆直径 齿轮模数2按齿根弯曲强度条件设计齿轮模数确定式中各参数：(1)参数Kt2,TAT164.39 103Nmm,d=1, ,。(2)螺旋角影响系数Y 因齿轮轴向重合度0.318dz1tan0.318 116tan12=1.08，查3 得Y=0.92。(3)齿形系数YFa因当量齿数查3 表6.4 得 齿形系数YFaA2.97，YFaB2.21；1.52，1.78(4)许用弯曲应力F 式中Flim试验齿轮弯曲疲劳极限，Flim850MPa； SF弯曲强度安全系数，SF1.5； KFN弯曲
9、强度寿命系数，与当量弯曲应力循环次数有关。对齿轮A：式中各符号含义同前。仿照确定NHA的方式，则得对齿轮B：因NFAN03106，NFBN03106，故查得弯曲强度寿命系数KFA1，KFB1。由此得齿轮A、B的许用弯曲应力式中系数=0.70是考虑传动齿轮A、B正反向受载而引入的修正系数。(6)比较两齿轮的比值对齿轮A：对齿轮B： 两轮相比，说明A轮弯曲强度较弱，故应以A轮为计算依据。(7)按弯曲强度条件计算齿轮模数m把上述各值代入前述的设计公式，则得=1.77mm比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数mn2mm。3主要几何尺寸计算(1)中心距a取中心距。(2)精算螺旋角因值与原估算值
10、接近，不必修正参数、K和ZH。(3)齿轮A、B的分度圆直径d(4)齿轮宽度b(三)中速级齿轮C、D传动设计因起重机起升机构的齿轮所承受载荷为冲击性质，为使结构紧凑，齿轮材料均用20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度HRC5862，材料抗拉强度B=1100MPa，屈服极限s=850MPa。齿轮精度选为8级(GBl009588)。考虑到载荷性质及对高硬度齿面齿轮传动，因此以抗弯强度为主，初选螺旋角12。1按齿面接触强度条件设计小轮分度圆直径确定式中各参数：(2) 端面重合度其中: ,且 求得:(2) 载荷系数Kt对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数Kt2。(3)齿轮C转矩TC TCT2266.70
11、103Nmm。(4)齿宽系数d 取d=1。 (5)齿数比u 对减速传动，ui5.125。(6)节点区域系数ZH 查机械设计图6.19得ZH2.47。(7)材料弹性系数ZE 查机械设计ZE189.8。(8)材料许用接触应力 H式中参数如下：试验齿轮接触疲劳极限应力 Hlim1450MPa；接触强度安全系数SH1.25；接触强度寿命系数KHN：因电动葫芦的齿轮是在变载条件下工作的，对电动葫芦为中级工作类型，其载荷图谱如1图4-6所示，用转矩T代替图中的载荷Q(转矩了与载荷Q成正比)，当量接触应力循环次数为：对齿轮C：式中 n1齿轮C(轴1)转速，n11400rmin； i序数，i1，2，k； ti
12、各阶段载荷工作时间，h， Ti各阶段载荷齿轮所受的转矩，Nm； Tmax各阶段载荷中，齿轮所受的最大转矩，Nm。故NHC=60273.136000(130.200.530.200.2530.100.0530.50)=1.68107对齿轮D：查3得接触强度寿命系数KHNC1.27，KHND1.37。由此得齿轮C的许用接触应力齿轮D的许用接触应力因齿轮C强度较弱，故以齿轮C为计算依据。把上述各值代入设计公式，得小齿轮分度圆直径(9)计算：齿轮圆周速度(10)精算载荷系数K查3表6.2得工作情况系数KC1.25。按8级精度查3图6.10得动载荷系数Kv1.06,齿间载荷分配系数KH1.1,齿向载荷分布系数KH1.14。故接触强度载荷系数按实际载荷系数K修正齿轮分度圆直径 齿轮模数2按齿根弯曲强度条件设计齿轮模数确定式中各参数：(1)参数Kt2,TCT1266.70 103Nmm,d=1, ,。(2)螺旋角影响系数Y 因齿轮轴向重合度0.318dz1tan0.318 116tan12=1.08，查3 得Y=0.92。(3)齿形系数YFa因当量齿数查3 表6.4 得 齿形系数YFaC2.97，YFaD2.26；1.52，1.74(4)许用弯曲应力F 式中Flim试验齿轮弯曲疲劳极限，Flim850MPa； SF弯曲强度安全系数，SF1.5； KFN弯曲强度寿命系数，与当量弯曲应力循环
