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1-1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Q vP 而总起重量Q”=Q+Q '50000+0.02 X 50000=51000No 60 1000 oon 0= n 7 n 5 n 1=0.98 X 0.98 X 0.90=0.864起升机构总效率故此电动机静功率按式P.C «4卩0,并取系数jC51000 8P一60 1000 0.8647.87 kWKe= 0.90,故相应于JC%= 25%的电动机Pjc=KeP0=0.90X 7.87=7.08 kW jc e 0按［1］表4-3选ZD］41-4型锥形转子电动机，功率Pjc= 7.5 kW,转速njc二1400 r/ min3•选择钢丝绳按［1］式(4-1)计算钢丝绳的静拉力Q05100026020 N2 0.98按［1］式（4-3钢丝绳的破断拉力Qc4竺 168400N0.85按［1］的标准［2］选用6 X 37钢丝绳，其直径d=15・5mm，断面面积d= 89・49mm2,公称抗拉强度c =2000MPa,破断拉力 Q = 178500N。
s4 •计算卷简直径按［1］式（4-4），卷筒计算直径D0= ed= 20X 15.5 = 310 mm 按标准取D0= 300mm按［1］式(4-6)，卷筒转速1000vm1000 8 23.14 30016.98 r/ min5 •确定减速器总传动比及分配各级传动比n3 1400i 3 82.45这里n3为电动机转速，r/minn 16.985分配各级传动比第一级传动比zD82i ABBZA165.125第二级传动比SdZq623.875ZD16第三级传动比】EFZE664.125ZF16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总传动比传动比相对误差i=iABiCDEF= 5.1253.875 4.125 81.92.i i 82.45 81.92 ii 82.45 0.64%△ i不超过土 3%，适合6 •分别计算各轴转速、功率和转矩轴1 （输入轴）：轴n （输入轴）：□ n 1400 r /minP 7.865 kWTi9550 P 9550 7. 865in 140053.65 N m1400m 5.125 273.17 r/minP[[ 7.865 0.97 7.629 kWm 9550 R 9550 9.157TII I 266.70 N mn 273.17轴川（输入轴）：273.17n 川 3. 875 70.58 r / minP[[ 7.629 0.97 7.40 kWTiii1001.27 N m9550 R 9550 8.882川 70.58轴W （输入轴）:70.58niv 4・125 17・22 r/ minRV 7.40 0.97 7.18 kWTiv9550 RV 9550 7.1817.22iv3981.94 N m各级齿轮传动效率取为 0.97。
计算结果列于下表:表1:轴1 （输入轴）轴n轴川轴W转速 n (r/min )1400273.1770.5817. 22功率R (kW)7.8657.6297.407. 18转矩T (N?m)53.65266.701001.273981.94传动比 i5.1253.8754.125二 ） 高 速 级 齿 轮 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HRC58 62,材料抗拉强度b B=1100MPa，屈服极限c s=850MPa齿轮精度选为8级（GB10095 — 88）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2KJZ ?ZH E mm[]确定式中各参数:(1)端面重合度乙 tan tana1Z tan tan2 a2其中:cosala2ZA cosarccos *-ZA Z hZo cosarccos r-ZB Z h20, h 1mm,16 cos20 arccos——16 282 cos20”arccos82 2求得：33.3&23.471.66(2)载荷系数Kt对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数 Kt =2。
⑶齿轮 A 转矩 TA TA = T］二 64.39 X 103N • mm⑷齿宽系数0 4取$ d=l⑸齿数比u对减速传动，u = i= 5.125⑹节点区域系数ZH查《机械设计》图6.19得ZH = 2.47⑺材料弹性系数ZE查《机械设计》ZE= 189.8 •、MPa8)材料许用接触应力［(T ］[]Hk HN lim式中参数如下:① 试验齿轮接触疲劳极限应力 ［(T ］ Hlim=1450MPa ；② 接触强度安全系数 SH= 1.25 ；③ 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 :NHAk60m tiii 1Timax式中n1 齿轮A(轴1)转速,=1400r/min ；mi--序数，i = 1, 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， N • m；Tmax 各阶段载荷中，齿轮所受的最大转矩，故N •mNha=60 X 1400 X 6000 X0. 50)对齿轮B :(13 3X 0.20 + 0.5 X 0.20 + 0.25 X 0.10 + 0.05 XN1.142 108NHA1.86 107HBAB5.125查［3］得接触强度寿命系数 KHNA =1.18,KHNB =1.27。
由此得齿轮A的许用接触应力[]HA14 14501322 MPa齿轮B的许用接触应力1.25因齿轮A强度较弱，故以齿轮[]HB127 14501473 MPaA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1.253 3 2___2 5__3__._6__5 1__0_3___5__.125 1 2.47 189.8226.89mm(9)计算：齿轮圆周速度(10)精算载荷系数K查［3］1 1.665.12560 1000表6. 2得工作情况系数1.2514 1400 於60 100089 2m/sKA =按v 2m/s,8级精度查［3］图6.10得动载荷系数Kv= 1.12,齿间载荷分配系数KHa = 1.1,齿向载荷分布系数Kh b = 1・14故接触强度载荷系数KKa1.25 1.12 1.11.141.76按实际载荷系数K修正齿轮分度圆直径齿轮模数d cos1Z125.75COS 121.57 mm162.按齿根弯曲强度条件设计 齿轮模数mn2Kcos221确定式中各参数:(1)参数 Kt= 2,TA = T1= 64.39 X (2 )螺旋角影响系数Y b因齿轮轴向重合度 =1.08 , 查［3］得 Y B=0.92。
⑶齿形系数Y Fa因当量齿数103N •mm,£ZVAZacos2YFaYsaFa sa$ d=1,0.318$P=1.66 ,Z 161dz1 ta『=0.318 X 1 X 16X tan 12° d117.10cos212ZVBZB2COS82cos 1287.62查［3］表 6.4 得 齿形系数 YFaA= 2.97, YFaB= 2.21 ； YsaA= 1.52, YsaB= 1.78⑷许用弯曲应力[d ]FSF式中d Flim___试验齿轮弯曲疲劳极限，d Flim = 850MPa ；SF 弯曲强度安全系数， SF= 1.5 ;Kfn――弯曲强度寿命系数，与当量弯曲应力循环次数有关 对齿轮A :Nfak60n t1 i1i 1式中各符号含义同前仿照确定NHA的方式，则得60 1400 5000FA16 0.20 0.506 0.2 0.256 0.100.056 0.508.53 107对齿轮B :FBnfaU8.53 1071.865.1251073X 106，因 NFA>NO= 3X 106, NFB>NO=由此得齿轮A、B的许用弯曲应力故查得弯曲强度寿命系数KFA= 1 , KFB= 1。
FAFB1 850 0.70397Mpa1.5式中系数丫，=0・70是考虑传动齿轮A、B正反向受载而引入的修正系数ST⑹比较两齿轮的比值FA2・97 】・ 52 0.0114对齿轮A :397YpaB2・21 】・ 78 0.0099对齿轮B :397FB两轮相比，说。