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0100060η⨯''=vQ P而总起重量Q ”=Q+Q ’=50000+×50000=51000N起升机构总效率η0=η7η5η1=××=故此电动机静功率05100087.876010000.864P kW ⨯==⨯⨯按式P jC Ke Po ≥g ，并取系数K e ＝，故相应于JC ％＝25％的电动机P jC =K e P 0=×= kW按[1]表4-3选ZD 141-4型锥形转子电动机，功率P jc ＝ kW ，转速n jc ＝1400 r ／min 。

3．选择钢丝绳按[1]式(4-1)计算钢丝绳的静拉力07510002602020.98Q Q N m η''===⨯ 按[1]式(4-3)，钢丝绳的破断拉力[]05.5260201684000.85s n Q Q N ϕ⨯≥==g按[1]的标准[2]选用6×37钢丝绳，其直径d ＝，断面面积d ＝，公称抗拉强度σ＝2000MPa ，破断拉力Q s ＝178500N 。

4．计算卷简直径按[1]式(4-4)，卷筒计算直径D 0＝ed ＝20×＝310 mm按标准取D 0＝300mm 。

按[1]式(4-6)，卷筒转速50100010008216.98/min 3.14300vm n r D π⨯⨯===⨯5．确定减速器总传动比及分配各级传动比总传动比35140082.4516.98n i n '==≈ 这里n 3为电动机转速，r ／min 。

分配各级传动比第一级传动比82 5.12516B AB A z i z === 第二级传动比62 3.87516C CD D z i z === 第三级传动比66 4.12516E EF F z i z === 这里Z A 、Z B 、Z C 、Z D 、Z E 和Z F 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 =i AB ·i CD ·i EF =5.125 3.875 4.12581.92⨯⨯=传动比相对误差82.4581.920.64%82.45i i i i '--∆===' Δi 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)：I I I I I 1400/min P 7.865955095507.865T 53.651400n n r kW P N m n ===⨯===⋅轴Ⅱ(输入轴)：II II II II II 1400273.17/min 5.125P 7.8650.977.629955095509.157T 266.70273.17n r kW P N m n ===⨯=⨯===⋅轴Ⅲ(输入轴)：III III III III III 273.1770.58/min 3.875P 7.6290.977.40955095508.882T 1001.2770.58n r kW P N m n ===⨯=⨯===⋅轴Ⅳ(输入轴)：IV IV IV IV IV 70.5817.22/min 4.125P 7.400.977.189********.18T 3981.9417.22n r kW P N m n ===⨯=⨯===⋅各级齿轮传动效率取为。

计算结果列于下表：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σB =1100MPa ，屈服极限σs =850MPa 。

齿轮精度选为8级(GBl0095—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β＝12°。

1．按齿面接触强度条件设计 小轮分度圆直径t d 1≥mm Z Z T K H EH e d t 213][12⎪⎪⎭⎫⎝⎛•+•σμμεφ确定式中各参数：(1) 端面重合度()()11221tan tan 'tan tan '2a a Z Z επ∂=∂-∂+∂-∂⎡⎤⎣⎦ 其中:cos a Z Z Z h*∂∂=+g ,且20,1,'h mm *∂==∂=∂o 求得: 12cos 16cos 20arccos arccos 33.36162cos 82cos 20arccosarccos 23.47822A a AB a B Z Z Z h Z Z Z h **∂⨯∂===++∂⨯∂===++oooog g1.66ε∂=(2) 载荷系数K t 对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数K t ＝2。

(3)齿轮A 转矩T A T A ＝T 1＝ ×103N ·mm 。

(4)齿宽系数φd 取φd =1。

(5)齿数比u 对减速传动，u ＝i ＝。

(6)节点区域系数Z H 查《机械设计》图得Z H ＝。

(7)材料弹性系数Z E 查《机械设计》Z E ＝MPa 。

(8)材料许用接触应力[σ] HHHN H S K lim][σσ=式中参数如下：①试验齿轮接触疲劳极限应力[σ] Hlim ＝1450MPa ； ②接触强度安全系数S H ＝； ③接触强度寿命系数K HN ：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 ：3max 1160⎪⎪⎭⎫⎝⎛=∑=T T t n N i ki i HA式中 n 1——齿轮A(轴1)转速，n 1＝1400r ／min ； i ——序数，i ＝1，2，…，k ； t i ——各阶段载荷工作时间，h ，T i ——各阶段载荷齿轮所受的转矩，N ·m ；T max ——各阶段载荷中，齿轮所受的最大转矩，N ·m 。

故N HA =60×1400×6000×(13×＋×＋×＋×=×108对齿轮B ：871.14210 1.86105.125HAHB ABN N μ⨯===⨯查[3]得接触强度寿命系数K HNA ＝，K HNB ＝。

由此得齿轮A 的许用接触应力1.141450[]13221.25HA MPa σ⨯==齿轮B 的许用接触应力1.271450[]14731.25HB MPa σ⨯==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t d 1≥26.89mm =(9)计算：齿轮圆周速度113.14140026.892/601000601000n d m s πν⋅⨯⨯===⨯⨯(10)精算载荷系数K查[3]表得工作情况系数K A ＝。

按2/,v m s =8级精度查[3]图得动载荷系数K v ＝,齿间载荷分配系数K H α＝,齿向载荷分布系数K H β＝。

故接触强度载荷系数1.25 1.12 1.1 1.14 1.76A V K K K K K β∂==⨯⨯⨯=g g g按实际载荷系数K 修正齿轮分度圆直径1126.8925.75td d mm === 齿轮模数11cos 25.75cos12 1.5716n d m mm z β︒=== 2．按齿根弯曲强度条件设计 齿轮模数n m ≥⎪⎪⎭⎫⎝⎛F SaFa d Y Y z Y KT ][cos 22121σεφβαβ 确定式中各参数：(1)参数K t ＝2,T A ＝T 1＝ ×103N ·mm,φd =1, 1.66ε∂=,116Z =。

(2)螺旋角影响系数Y β 因齿轮轴向重合度εβ＝φd z 1tan β＝ × 1×16×tan12°=，查[3] 得Y β=。

(3)齿形系数Y Fa 因当量齿数221617.10cos cos 12A VA z z β===︒ 228287.62cos cos 12B VB z z β===︒查[3] 表 得 齿形系数Y FaA ＝，Y FaB ＝；SaA Y ＝，SaB Y ＝ (4)许用弯曲应力[σ]F[]lim FN F STF FK Y S σσ=g g式中σFlim ——试验齿轮弯曲疲劳极限，σFlim ＝850MPa ； S F ——弯曲强度安全系数，S F ＝；K FN ——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 ：611max 60ki FAi i T N n t T =⎛⎫= ⎪⎝⎭∑式中各符号含义同前。

仿照确定N HA 的方式，则得()6666601400500010.200.500.20.250.100.050.50FA N =⨯⨯⨯⨯+⨯+⨯+⨯78.5310=⨯对齿轮B ：778.5310 1.86105.125FA FBAB N N u ⨯===⨯ 因N FA >N 0＝3×106，N FB >N 0＝3×106，故查得弯曲强度寿命系数K FA ＝1，K FB ＝1。

由此得齿轮A 、B 的许用弯曲应力[][]18500.703971.5FA FB Mpa σσ⨯⨯===式中系数ST Y =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 ：[] 2.97 1.520.0114397FaA SaAFAY Y σ⨯==g对齿轮B ：[] 2.21 1.780.0099397FaB SaBFBY Y σ⨯==g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m ≥ =比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数m n ＝2mm 。

3．主要几何尺寸计算 (1)中心距a()()21682100.192cos 2cos12n AB A B m a Z Z mm β=+=+=o取中心距100AB a mm =。

(2)精算螺旋角β()'''298arccosarccos 11.47811284222100n A B AB m Z Z a β+⨯====⨯o o 因β值与原估算值接近，不必修正参数εα、K α和Z H 。

(3)齿轮A 、B 的分度圆直径d16232.65cos cos11.478822167.35cos cos11.478A n A B n B Z m d mm Z m d mmββ⨯===⨯===(4)齿轮宽度b132.6533538B d A A B b d mm b b mmφ==⨯≈=+=g同理，可对齿轮C 和D 、E 和F 进行设计计算，计算结果列于下表：表 2：(三)计算轴Ⅳ1．计算轴Ⅳ的直径轴材料选用20CrMnTi ，按下式估算空心轴外径：d A ≥mm 式中 P ——轴Ⅳ传递功率，P ＝；n ——轴Ⅳ转递，n ＝／min ；β——空心轴内径与外径之比，可取为；A0——系数，对20CrMnTi，可取A0＝107。