1、1学 科 门 类 ： 单位代码 ： 毕业设计说明书（论文）5 吨 三 速 电 动 葫 芦 的 设 计学 生 姓 名所 学 专 业 班 级 学 号 指 导 教 师 XXXXXXXXX 系二 *年 XX 月2目 录1 绪论 11.1 引言 .11.2 电动葫芦生产与发展趋势 12 设计要求 13 设计方案 24 电动葫芦起升机构部件的设计 24.1 起升机构的原理分析 24.2 电动机的选择 .34.3 吊钩的设计 34.3.1 吊钩的选择 .34.3.2 吊钩的尺寸设计 .44.4 滑轮组的选择 44.5 钢丝绳的选择和校核 44.5.1 钢丝绳的选择 .54.5.2 计算钢丝绳所承受的最大静拉
2、力 .54.6 卷筒的设计 54.6.1 卷筒直径的确定 .54.6.2 卷筒长度的确定 .64.6.3 卷筒厚度的计算 .65 同轴式三级齿轮减速器的设计 65.1 确定传动装置的总传动比和分配转动比 65.2 计算传动装置的运动和动力参数 75.3 传动零件的设计计算 85.3.1 高速轴齿轮的设计计算 .85.3.2 中速级齿轮的设计计算 125.3.3 低速级齿轮的设计计算 165.4 轴的设计 .205.4.1 第一轴的设计计算 205.4.2 第二轴的设计计算 225.4.3 第三轴的设计计算 236 第二轴的 校核 .246.1 水平方向的力 .2636.1.1 求水平支反力 2
3、66.1.2 求水平方向的弯距 266.2 垂直方向的力 .266.2.1 求垂直支反力 266.2.2 求垂直方向的弯矩 266.3 求总弯距 .267 减速器外壳和运行机构的选择 .278 结束语 .27致谢 .27参考文献 .28全套图纸，加 15389370641 绪论1.1 引言工程机械装备已经成为我国国民经济发展的支柱产业之一，占据世界工程机械总量第七位。工程机械发展异常迅猛,新的理念、新的技术、新的工艺不断给予工程机械新的生命力；作为企业生产不可缺少的起重机械更是如此。因此起重机械是国民生产各部门提高劳动生产率、生产过程机械化不可缺少的机械设备。故本次设计在常规电动葫芦的基础上，
4、设计小吨位（20T 及以下）运行轻便的三速电动葫芦。我国工程机械技术以及产品引进多以德国、日本、西班牙、韩国等机械装备制造先进的国家为主，通过网上查阅以及图书数据信息的收集，目前在多速电动葫芦的研究方面，还是产品应用方面都很少。就国内而言，多速电动葫芦的研究，目前发现的资料也很少，作为起重设备较大规模的以及起重基地的新乡，电动葫芦多以为单速、双速为主，均未有多速电动葫芦方面的产品，针对市场的需求，研究开发三速电动葫芦很有必要。新乡是全国起重基地，为此必须要研究开发三速电动葫芦，不断改进起重运输机械产品的性能，提高运转速度和生产能力，提高自动化水平，使制造方便可靠、新型、高效能的轻小型起重设备满
5、足市场、生产的需要。电动葫芦结构紧凑、使用点、线结合，自重轻、体积小、维修方便、经久耐用等特点而广泛应用。现在市场上以单速、双速电动葫芦为主，多速电动葫芦比较少。以满足轻载快速、重载中速、慢速定位控制的要求。1.2 电动葫芦生产与发展趋势电动葫芦是一种产量大、使用面广的轻小型起重设备。我国目前生产、使用的电动葫芦绝大多数是 1963 年联合设计的 CD/MD 型 ,此外还少量生产、使用 AS 型和 TV 型电动葫芦。就其设计质量的综合评价 ,是不尽如人意的。电动葫芦更新换代慢 ,开发周期长 ,产品标准化、通用化水平不高 ,生产准备工作量大 ,投产上市速度慢的机械设备。因此缩短设计生产周期、提高
6、设备的利用效率向多用途、高效率的方向发展。52 设计要求根据现有市场起升负载的常用情况。本次设计的三速电动葫芦机械系统技术上要求:（1） 电动葫芦的最大载重为 5 顿，起升高度为 9 米。（2） 电动葫芦的强度等级为 M，工作级别为 M5。（3） 通过电机的变速实现在一个电机带动下输出 3 种速度3 设计方案电动葫芦由起升机构和运行机构组成。起升机构包括吊钩、钢丝绳、滑轮组、电机、卷筒和减速器，是设计中的重点；运行机构为小车。电动葫芦起升机构的排列主要为电动机、减速器和卷筒装置 3 个部件。排列方式有平行轴 a 和同轴式 b 两种方式，见图 1图 1 起升机构部件排列图1 电动机 2 减速器
7、3 卷筒装置本设计优先选用 b 方案，电机、减速器、卷筒布置较为合理。减速器的大齿轮和卷筒连在一起,转矩经大齿轮直接传给卷筒,使得卷筒只受弯矩而不受扭矩。其优点是机构紧凑，传动稳定，安全系数高。减速器用斜齿轮传动,载荷方向不变和齿轮传动的脉动循环,对电动机产生一个除弹簧制动的轴向力以外的载荷制动轴向力。当斜齿轮倾斜角一定时,轴向力大小与载荷成正比,起吊载荷越大,该轴向力也越大,产生的制动力矩也越大;反之亦然。它可以减小制动弹簧的a b6轴受力,制动瞬间的冲击减小,电动机轴受扭转的冲击也将减小,尤其表现在起吊轻载荷时,提高了电动机轴的安全性。图 a 的结构电机与卷筒布置不再同一平面上通过减速器相
8、连,使得减速器转矩增大。4 电动葫芦起升机构部件的设计电动葫芦起升机构用来实现物料垂直升降，是任何起重机不可缺少的部分，因而是起重机最主要、也是最基本的机构。起升机构的安全状态，是防止起重事故的关键，将直接地关系到起重作业的安全。电动葫芦起升机构包括:起升用锥形转子制动电动机、减速器、卷筒装置和吊钩装置等 4 个动力和传动部件。4.1 起升机构的原理分析电动机通过联轴器与中间轴连接，中间轴又通过花键连接与减速器的高速轴相连，减速器的低速轴带动卷筒，吊钩等取物装置与卷绕在卷筒上的省力钢丝绳滑轮组连接起来。当电动机正反两个方向的运动传递给卷筒时，通过卷筒不同方向的旋转将钢丝绳卷入或放出，从而使吊钩
9、与吊挂在其上的物料实现升降运动，这样，将电动机输入的旋转运动转化为吊钩的垂直上下的直线运动。常闭式制动器在通电时松闸，使机构运转；在失电情况下制动，使吊钩连同货物停止升降，并在指定位置上保持静止状态。当滑轮组升到最高极限位置时，上升极限位置限制器被触碰面动作，使吊钩停止上升。当吊载接近额定起重量时，起重量限制器及时检测出来，并给予显示，同时发出警示信号，一旦超过额定值及时切断电源，使起升机构停止运行，以保证安全。4.2 电动机的选择本次设计为 5 吨三速电动葫芦，电动机采用锥形转子制动电动机，电动机的型号由电气设计方面的同学给出。 （见图 2）电动的额定功率为 7.5kw,转速为1400r/m
10、in。7图 2 锥形转子制动电动机4.3 吊钩的设计吊钩的设计主要包括：吊钩的选择、尺寸的设计两部分。4.3.1 吊钩的选择吊钩按制造方法可分为锻造吊钩和片式吊钩。锻造吊钩又可分为单钩和双钩。单钩一般用于小起重量，双钩多用于较大的起重量。锻造吊钩材料采用优质低碳镇静钢或低碳合金钢，如 20 优质低碳钢、16Mn、20MnSi、36MnSi。本次设计的是 5 吨的葫芦，属于起重设备的小吨位设计，结合电葫芦的生产现状和使用情况由 1选用锻造单钩。4.3.2 吊钩的尺寸设计吊钩钩孔直径与起重能力有一定关系:cmtQD)(5.30钩身各部分尺寸（见图 3）间的关系如下: 37.Shl215.02.10
11、Dh单钩:（1）（2）（3）（4）（5）8图 3 锻造单钩计算得D=24 S=36 H=56 L1=175 L2=28对比单、双速吊钩的设计尺寸，相比并进行放大，能够满足安全要求。4.4 滑轮组的选择钢丝绳一次绕过若干定滑轮和动滑轮组成的滑轮组，可以达到省力或增速的目的。通过滑轮可以改变钢丝绳的运动方向。平衡滑轮还可以均衡张力。滑轮组的倍率大小，对驱动装置尺寸有较大的影响。为了使结构紧凑，体积小，选用滑轮组倍率 m2。由 1查表 2-7 得滑轮组效率 0.99z4.5 钢丝绳的选择和校核钢丝绳的选择和校核包括：钢丝绳的选择、钢丝绳所受的最大静拉力、钢丝绳破断拉力。4.5.1 钢丝绳的选择钢丝绳
12、是起重机械中最常用的构件之一，由于它具有强度高、自重轻、运动平稳、极少断裂等有点。根据现在的使用情况和参考工厂中实际使用的钢丝绳，由 2表 8-1-1、8-1-6 查的钢丝绳型号选为 6X37-15-1550-I-右。4.5.2 计算钢丝绳所承受的最大静拉力钢丝绳所承受的最大静拉力（即钢丝绳分支的最大静拉力）为： hQZmPsax式中: -额定起升载荷，指所有起升质量的重力，包括允许起升的最大QP有效物品、取物装置（如下滑轮组吊钩、吊梁、抓斗、容器、起重电磁铁等） 、悬挂挠性件以及其 它在升降中的设备的质量的重力；Z-绕上卷筒的钢丝绳分支数，单联滑轮组 Z=1，双联滑轮组 Z=2；m-滑轮组倍
13、率；-滑轮组的机械效率。h其中 490000N ，m2， 0.99QPh所以 24.7axs4.5.3 计算钢丝绳破断拉力计算钢丝绳破断拉力为：=npsmax （6）（7）9式中:n-安全系数，根据机构工作级别查表确定，n5.5；=150 =136psmax所以钢丝绳满足要求。4.6 卷筒的设计卷筒是用来卷绕钢丝绳的部件，它承载起升载荷，收放钢丝绳，实现取物装置的升降。4.6.1 卷筒直径的确定卷筒的直径式卷筒集合尺寸中最关键的尺寸，其名义直径 D 是指光面卷筒的卷筒外包直径尺寸，由槽卷筒取槽底直径，大小按下式确定。 minDhd式中 -按钢丝绳中心计算的最小卷筒直径，mmminDh-与机构工
14、作级别和钢丝绳有关的系数，由 2 8-1-54 查表为 18d-钢丝绳的直径，mm计算的 270mmmin4.6.2 卷筒长度的确定由 2表 8-1-53 卷筒几何尺寸计算: 012Lmax1()HZPD式中 L-卷筒长度， -卷筒上螺旋绳槽部分的长度， -固定钢丝绳所0 1L需要的长度， -卷筒两端多余部分的长度 ，P-绳槽节距, -最2L23LmaxH大起升高度，m-滑轮组倍率， -卷筒的计算直径1按照卷筒长度示意图计算 450mm， 54mm， 30mm，L554mm0124.6.3 卷筒厚度的计算对于铸钢卷筒，由 2卷筒的设计计算表 8-1-59 查得 式中 -卷筒壁d厚， -钢丝绳直
15、径 所以 15mmd5 同轴式三级齿轮减速器的设计电动葫芦减速器是本次设计的重要部分，也是电动葫芦起升机构中的重要组成部分，所以单独进行计算。其传动关系如图 4 所示。(8)(10)(9)10图 4 同轴式三级传动减速器示意图图中所涉及到的零件在下面有具体标示,在次略。5.1 确定传动装置的总传动比和分配转动比（1） 总传动比 = = =81.2ainm1740（2）分配减速器的各级传动比：按同轴式布置。由 2表 15-1-3 三级圆柱齿轮减速器分配传动比，查的=5.66， =3.5 则低速级传动比 = = 4.091i2i 3i5.2685.2 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动
16、和动力参数包括：计算传动装置的运动和动力参数、传动零件的设计计算、轴的设计。（1） 各轴转速n =n =nm = 1400 inrn = i35.2476.10in in2rin mi28.1709.463in =n（2）各轴输入转矩1116.540.7950mddnpNMT =Td 8.3.1601、T dd292T = 213149.2850.73.ii齿 轮 滚 动 轴 承T = 4271N齿 轮 滚 动 轴 承T =T .3531.3.68.ii M齿 轮 滚 动 轴 承T = 6694. 卷 筒 滚 动 轴 承（3） 各轴入输功率Pd=7.5KWP =Pd Pd01KW5.73.05
17、、P =P . P =2 2947P =P P23、 0.P =P P . 6P =P P34、 7903.6P =P P. K45975.3 传动零件的设计计算设计减速器的传动零件包括高速轴、中间轴、低速轴齿轮的设计5.3.1 高速轴齿轮的设计计算（1） 选择齿轮材料：由 3表 10-1 选择齿轮材料为 40cr，调质和表面淬火处理或氮化 4855 HRC（2） 按齿面接触疲劳强度设计选择齿数取 z 1=12, z2=i1 z1=5.66 12=68齿宽系数 由 4表 14-1-79,选 =0.8dd初选螺旋角 =8初选载荷系数 按齿轮非对称布置速度中等冲击载荷不大来选择Kt=1.6转距 T
18、 T1=5.08 104 Nm弹性系数 ZE 由 4表 14-1-105 ZE=189.8 MPa确定变位系数 z1=12 z2=68 a=20 h*an=h*acos 由 4图 14-1-4查的 x1=0.38 x2=-0.38节点区域系数 ZH X =0 = 查 4图 14-1-16 ZH=2.46812重合度系数 Z纵向重合度 0.198tan12.038.tan138.0sinzmbd端面重合度 6921nxz由 4图 14-1-7 查的重合度则 67.01a.02a 495.12.0)38.1(67.0)38.1()()(211 annxx由 4图 14-1-19 查得 .螺旋角系数
19、 95.cos许用接触应力 接触疲劳极限 由 4图 14-1-24 查得大小齿轮的接触疲劳极限为lim Hlim1= Hlim2=1160MPa应力循环次数 N1=60 n1 Lh=60 1400 1 6300=5.29 108N2=8715.90.356i接触疲劳寿命系数由 5图 6.4-10 查得KHN1=1.08 KHN2=1.14计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1 安全系数 S1 1 1.08 1160=1253HNlim 2= =1.14 1160=1322SK1li则 MPaH1283251 （3）计算小齿轮分度圆直径 d1t小齿轮分度圆直径 d1t= 23)(2HEadt Zu
20、TK由公式 11 计算可得： mdt 67.25)1284.9(5.49.18056231 （11）13验算圆周速度 smsndVt 8.110647.25106选择精度等级 根据圆周速度由 56.4-19、6.4-20 选择齿轮精度等级为7 级（4）计算齿宽 b 及模数 mntb= dt 54.267.801mznt 16.8coscosfah4.352).0cs1()(* nnmx14.25)80cosoatc54243fh075.2b（5） 计算载荷系数 K使用系数 由 4表 14-1-81 K A=1.25动载系数 KV 根据圆周速度 v=1.88 由 4查图 14-1-14 KV1.
21、09sm齿间载荷分配系数 根据 由 5图 6.4-3 查得Ha ar =1.20HaF齿间载荷分配系数 K 由 4表 14-1-99 齿轮装配时检验调整K 1.05+0.26 （1+0.6 ） +0.16 10-3bH2d1.05+0.26 (1+0.6 0.82)0.82+0.16 10-3 22.54=1.28载荷系数 K KK A KV K =1.25 1.09 1.20 1.28=2.09Ha修正小齿轮直径 1d mdtt 98.276.107.5331 计算模数 mn mn= 28cos92cos（6）按齿根弯曲疲劳强度设计 321csFasndaYKTz计算载荷载荷系数 K 由 K
22、 1.28 由 3图 10-13 查得07.4hbH=1.28FKK= KA KV =1.25 1.09 1.20 1.15=1.88aF（12）14齿轮的弯曲疲劳强度极 由 4图 15-1-53 查得FE MPaFE6201齿形系数 FaY由当量齿数 z 36.128cos21znz 0.722n由 4图 14-1-47 5.1FaY93.12FaY应力修正系数 Sa由 4图 14-1-47 3.1Sa 8.2Sa重合度系数 n702.由 4表 14-1-114 查得 = 2)cos(inrcosnb 2)0cos8(i1cos =1a9405.9.04cs22baan74.0.1.75.a
23、nY螺旋角系数 由 4图 14-1-49 根据 查得 0.98 Y尺寸系数 由 4表 14-1-119 的公式 5 时，X nXm1.5.取 =5 =2nmY弯曲寿命系数 根据 N1=5.29 108 N2=9.35 107由 5图 6.4-11 查得.0Y计算许用弯曲疲劳应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4F1=F MPaSYXNE 57.084.1612 12.2计算大、小齿轮的 并加以比较YSaF=1FSa05938.7.85241932FSaY15小齿轮的数值较大由公式 12 计算可得： mm 05.205938.495.128.0cos51223 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算
24、的法面模数 mn与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值 mn2.5 ，取分度圆直径 d1=30.3030.15.28cos97cos1 ndz则 ,取 12z 6.51u6z（7） 几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为 105 。m按圆整后的中心距修正螺旋角 12()(68)2.5arcos 34“10nz因 值改变不多，故参数 等不必修正。HaZK、计算大、小齿轮的分度圆直径 12.530.cos864“.17.2nzmdm计算齿轮宽度 4.30.81db圆整后取 ； 。mB30255.3.2 中速级齿轮的设计计算（1）选择齿轮材料：由 3表 10-1 选择齿轮材料为 40cr
25、，调质和表面淬火处理或氮化 4855 HRC（2） 按齿面接触疲劳强度设计选择齿数取 z 1=12, z2=i1 z1=3.5 12=42齿宽系数 由 4表 14-1-79,选 =0.8dd初选螺旋角 =8mzan 98.10cos5.2)8(cos)(21 16初选载荷系数 K 选择 Kt=1.6 按齿轮非对称布置速度中等冲击载荷不大来选择转距 T T=2.7 105Nm弹性系数 ZE 由 4表 14-1-105 ZE=189.8 MPa确定变位系数 z1=12 z2=42 a=20 h*an=h*acos 由 4图 14-1-4查的 x1=0.38 x2=-0.38节点区域系数 ZH X
26、=0 = 查 4图 14-1-16 ZH=2.468重合度系数 Z纵向重合度 0.198tan12.038.tan13.0sinzmbd端面重合度 69.8.21nxz由 4图 14-1-7 查得重合度则 64.01a84.02a41.8.0)3.1(64.0)3.()()(211 annxx由 4图 14-1-19 查得 .由螺旋角系数 95.cos许用接触应力 接触疲劳极限 由 4图 14-1-24 查得大小齿轮的接触疲劳极限为lim Hlim1= Hlim2=1160MPa应力循环次数N1=60 n1 Lh=60 247.35 1 6300=9.35 107N2= 771 06.25.3
27、9i接触疲劳寿命系数由图 56.4-10 查得KHN1=1.19 KHN2=1.15计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1 安全系数 S1 1 1.19 1160=1380HNlim 2= =1.15 1160=1344SK1li则 MPaH1357243801 （3） 计算小齿轮分度圆直径 d1t小齿轮分度圆直径17d1t= 23 )(12HEadt ZuTK由公式 11 计算可得： mdt 82.4)13576.289(.5341.8072631 验算圆周速度 24.0.60tdnVss选择精度等级 根据圆周速度由 56.4-19、6.4-20 选择齿轮精度等级为 7 级（4）计算齿宽 b
28、及模数 mntb= mdt 26.348.01mnt zt 51coscos1fah.4)38.0cos()(1* nnx 4.3)8.0cos251 at mc9.4.35fh8.94.263b（5） 计算载荷系数 K使用系数 由 4表 14-1-81 K A=1.25动载系数 KV 根据圆周速度 v=0.6 由 4图 14-1-14 KV1.05ms齿间载荷分配系数 根据 由 5图 6.4-3 查得Ha ar =1.10HaF齿间载荷分配系数 K 由 4表 14-1-99 齿轮装配时检验调整HK 1.05+0.26 （1+0.6 ） +0.16 10-3b2d1.05+0.26 (1+0.
29、6 0.82)0.82+0.16 10-3 34.26=1.28载荷系数 K KK A KV K =1.25 1.05 1.10 1.28=1.85Ha修正小齿轮直径 1d mdtt 96.4.185.4331 计算模数 mnt mnt 72cos96.2cos（6） 按齿根弯曲疲劳强度设计18231cosFasndaYKTmz计算载荷载荷系数 K 由 K 1.28 由 4图 10-13 查得83.hbH=1.22FKK= KA KV =1.25 1.05 1.10 1.22=1.76HaF齿轮的弯曲疲劳强度极 由 4图 15-1-53 查得E MPaFE6201齿形系数 FaY由当量齿数 z
30、 36.128cos21znz 5.422n由 4图 14-1-47 75.1FaY09.2FaY应力修正系数 Sa由 4图 14-1-47 3.1Sa 75.12Sa重合度系数 n.025.由 4表 14-1-114 查得 2)cos(inrcosnbcos =1a2)0cos8(i1= 94.082.52.1.cos2baan74.0075.0anY螺旋角系数 由 4图 14-1-49 根据 查得 0.98 Y尺寸系数 由 4表 14-1-119 的公式 5 时，XY nXm1.5.取 =5 =2 nm弯曲寿命系数 根据 N1=5.29 108 N2=9.35 107由 5图 6.4-11
31、 查得N.0Y计算许用弯曲疲劳应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4F1= MPaSYXNE 57.084.1601192FMPaYXNE 71.854.12604.12计算大、小齿轮的 并加以比较YSa=1FSa05938.7.85242932FSaY小齿轮的数值较大由公式 12 计算可得： mm 63.0598.41.28.0cos97612253 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值 mn4.0 ，取分度圆直径 d1=44.9613.0.48cos96cos1 ndz则 ,则12z 25.31uz（7） 几何尺寸计算计算中
32、心距 mmzan 06.198cos2.4)(cos2)(1 将中心距圆整为 110 。按圆整后的中心距修正螺旋角12()(42).arcs 8634“10nz因 值改变不多，故参数 等不必修正。HZK、计算大、小齿轮的分度圆直径124.8.cos863“.0169.7nzmdm计算齿轮宽度8.34.81db20圆整后取 ； 。mB4024515.3.3 低速级齿轮的设计计算（1） 选择齿轮材料：由 3表 10-1 选择齿轮材料为 40cr，调质和表面淬火处理或氮化 4855 HRC（2） 按齿面接触疲劳强度设计选择齿数取 z 1=1, z 2=i1 z1=4.09 11=45齿宽系数 由 4
33、表 14-1-79,选 =0.8dd初选螺旋角 =8初选载荷系数 K 选择 Kt=1.6 按齿轮非对称布置速度中等冲击载荷不大来转距 T T=9.2 105Nm弹性系数 ZE 由 4表 14-1-105 ZE=189.8 MPa确定变位系数 z1=12 z2=42 a=20 h*an=h*acos 由 4图 14-1-4查的 x1=0.35 x2=-0.35节点区域系数 ZH X =0 = 查 4图 14-1-16 ZH=2.468重合度系数 Z纵向重合度 0.178tan1.038.tan13.0sinzmbd端面重合度 . 58.1nxz由 4图 14-1-7 查得重合度则 6501a7.
34、02a 43.187.0)35.1(6.0)35.1()()(11 nanxx由螺旋角系数 98cos许用接触应力 接触疲劳极限 由 4图 14-1-24 查得大小齿轮的接触疲劳极限为lim Hlim1= Hlim2=1160MPa应力循环次数 N1=60 n1 Lh=60 70.67 1 6300=2.67 107N2= 671 05.09.46i接触疲劳寿命系数由 5图 6.4-10 查得KHN1=1.20 KHN2=1.15计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1 安全系数 S121 1 1.23 1160=1427SKHN1lim 2= =1.39 1160=16121li则 MPaH15
35、20642711 （3） 计算小齿轮分度圆直径 d1t小齿轮分度圆直径 d 1t= 23 )(2HEadt ZuTK由公式 11 计算可得：= m07.63)15204.89(0.43.18029653 验算圆周速度 67tdnVmss选择精度等级 根据圆周速度由 56.4-19、6.4-20 选择齿轮精度等级为 7 级（4）计算齿宽 b 及模数 mntb= dt 46.507.3801mnt mz8.1coscosfah6.78.5)3.0cos()(1* nnx 04.58.)30cos2at mc64567fh9.34.1250b（5） 计算载荷系数 K使用系数 由 4表 14-1-81
36、 K A=1.25动载系数 KV 根据圆周速度 v=0.24 由 4图 14-1-14 KV1.05sm齿间载荷分配系数 根据 由 5图 6.4-3 查得Ha ar =1.10HaF齿间载荷分配系数 K 由 4表 14-1-99 齿轮装配时检验调整22K 1.05+0.26 （1+0.6 ） +0.16 10-3bH2d1.05+0.26 (1+0.6 0.82)0.82+0.16 10-3 50.46=1.29载荷系数 K KK A KV K =1.25 1.05 1.10 1.29=1.86Ha修正小齿轮直径 1d mdtt 2.6.1807.6331 计算模数 mnt nt 9.5cos
37、2cos（6） 按齿根弯曲疲劳强度设计231cosFasndaYKTz计算载荷载荷系数 K 由 K 1.29 由 3图 10-13 查得9.3hbH=1.25FKK= KA KV =1.25 1.05 1.10 1.25=1.80HaF齿轮的弯曲疲劳强度极 由 4图 15-1-53 查得E MPaFE6201齿形系数 FaY由当量齿数 z 2.18cos221znz 9.4522n由 4图 14-1-47 31.FaY0.2FaY应力修正系数 Sa由 4图 14-1-47 50.1Sa 76.12Sa重合度系数 n72.由 4表 14-1-114 查得 2)cos(inrcosnbcos =1
38、a2)0cos8(i1= 94.082.73cos2baan6.04.15.0752.0anY螺旋角系数 由 4图 14-1-49 根据 查得 0 Y23尺寸系数 由 4表 14-1-119 的公式 5 时，XY nXmY01.5.取 =5 =2nm弯曲寿命系数 根据 N1=5.29 108 N2=9.35 107由 5图 6.4-11 查得N.0计算许用弯曲疲劳应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4F1= MPaSYXNE 57.084.16012FXE 12.2计算大、小齿轮的 并加以比较YSaF=1FSa0273.5.783456422FSaY大齿轮的数值较大由公式 12 计算可得： mm
39、 70.504.46.18.08cos921253 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值 mn6.0 ，取分度圆直径 d1=63.0793.10.68cos073cos1 ndz则 ,则1z 94.12u452z（7） 几何尺寸计算计算中心距mmzan 65.198cos20.6)1(cos2)(1 将中心距圆整为 170 。按圆整后的中心距修正螺旋角12()(145)6.0arcos834“7nz24因 值改变不多，故参数 等不必修正。HaZK、计算大、小齿轮的分度圆直径126.0.7cos834“5.2.5nzmdm计算齿
40、轮宽度3.67.801db圆整后取 ； 。mB525.4 轴的设计减速器轴的设计包括：第一轴、第二轴、第三轴的设计计算以及轴上零件的设计。5.4.1 第一轴的设计计算（1） 求作用载齿轮上的力因已知高速级大齿轮的分度圆直径为 md72.12NdTFt 597.10824antan.6coscos3“rt.8642at （2） 初步估算轴的最小直径1） 选择轴的材料 选轴的材料为 45 钢，调质处理。由 2根据表 5-1-1查得 ， 。MPab596Pas295由 2根据表 5-1-19 取 ,于是得10Amnpd12.7405.33min 考虑轴端有键，轴径应增大 45%,取 d=28（3）
41、选择花键输出轴的最小直径显然是安装键处轴的直径 d 。为了使所选的轴直径d- =28 于键相适应，故需同时选取键型号。根据 d=28 中系列由 4表 15-1-29 选取 Z- 6-28mbD6231）校核键连接的强度25其主要失效行式是工作面被压溃（静强度）静连接 npzhldT3102h= 9.13028CD5.2m按照中等使用和制造情况，齿面经热处理查得 ，取MPap140MPap10l ，可取 l=50mzhdTpm 93.4105.2967.08123 mMPalnp .1.3（4） 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案见减速器图。（5） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）
42、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为满足矩形花键的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取段直径 d- =30 .键与轴配合的长度 L =50mm 初步选择滚动轴承。因轴承主要承受径向载荷也可承受小的轴向载荷，故选用深沟球轴承。参照工作要求并依据 d- =30 ，故选用单列深沟球轴承 6206 系列，其尺寸为 。右端滚动轴承采用齿轮轴进行16230BD轴向定位。因齿轮的分度圆直径 d=30.30 ,因此，取 d =25 .参照工作要求并依据 d =25 ,故选用 6405 系列，其尺寸为m21805BD 根据齿轮的直径取齿轮轴处的轴段的直径 d =37.1m轴承端盖的总宽的为 20 。
43、根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与矩形花键的距离为 76 ,小齿轮宽度为45 ，由空心轴长度为 226 则 L =226+76+45+20=367 。齿轮宽度为m35 ，则 L =35 ，右端轴承用轴肩定位，因此 L =4 。m（6）轴上零件的周向定位滚动轴承与轴的轴向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6。（14）26（7）确定轴上圆角和倒角由 3表 15-2，取轴端倒角为 ，各轴肩处的圆角半径见减速器图4525.4.2 第二轴的设计计算（1） 求作用载齿轮上的力因已知大齿轮的分度圆直径为 md7.1692NTFt 382.052tantan1170
44、coscos64“rt382t358aFN（2） 初步估算轴的最小直径选择轴的材料 选轴的材料为 45 钢，调质处理。由 2根据表 5-1-1 查得 MPab596Pas295由 2根据表 5-1-19，取 ,于是得103A3min037.01.4925pd m（3） 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案见减速器图。（4） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 初步选择滚动轴承。因轴承主要承受径向载荷也可承受小的轴向载荷，故选用深沟球轴承。参照工作要求并依据最小值径 d =35 ，故选用单列m深沟球轴承 6407 系列，其尺寸为 。则右端采用同样型号的25103BDd滚动轴承支撑。2）
45、滚动轴承的左端采用齿轮轴的轴肩轴向定位。取 L 25 ，则齿轮的右端有一轴轴肩高度 取 h7 ，则轴环的直径 d 49 。,0.dhmm轴环宽度 b ,取 L =12 。齿轮的齿顶圆直径为 59 ，则 d 594.1，m27因为齿轮轮毂宽度为 45 ，则 L =45。齿轮的左边采用轴肩进行定位，轴m肩高度 取 h=7 ，则轴环的直径 d 45 。轴环宽度 b ，,07.dh mh4.1取L 12 .3） 取安装齿轮处的轴段直径 d =35 ，右齿轮与右端滚动轴承之间采用套筒进行轴向定位。已知齿轮轮毂的宽度 30 ，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 L =26 .m（5） 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按 d由手册查得平键截面（GB/T1096-
