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+0.02×50000=51000N起升机构总效率η0=η7η5η1=0.98×0.98×0.90=0.864故此电动机静功率05100087.876010000.864P kW ⨯==⨯⨯按式P jC Ke Po ≥，并取系数K e ＝0.90，故相应于JC ％＝25％的电动机P jC =K e P 0=0.90×7.87=7.08 kW按[1]表4-3选ZD 141-4型锥形转子电动机，功率P jc ＝7.5 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⨯≥==按[1]的标准[2]选用6×37钢丝绳，其直径d ＝15.5mm ，断面面积d ＝89.49mm 2，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 ＝20×15.5＝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0.97。

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*∂∂=+ ,且20,1,'h mm *∂==∂=∂ 求得: 12cos 16cos 20arccos arccos 33.36162cos 82cos 20arccosarccos 23.47822A a AB a B Z Z Z h Z Z Z h **∂⨯∂===++∂⨯∂===++1.66ε∂=(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＝64.39 ×103N ·mm 。

(4)齿宽系数φd 取φd =1。

(5)齿数比u 对减速传动，u ＝i ＝5.125。

(6)节点区域系数Z H 查《机械设计》图6.19得Z H ＝2.47。

(7)材料弹性系数Z E 查《机械设计》Z E ＝189.8MPa 。

(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 ＝1.25； 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×(13×0.20＋0.53×0.20＋0.253×0.10＋0.053×0.50)=1.142×108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 ＝1.18，K HNB ＝1.27。

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6.2得工作情况系数K A ＝1.25。

按2/,v m s =8级精度查[3]图6.10得动载荷系数K v ＝1.12,齿间载荷分配系数K H α＝1.1,齿向载荷分布系数K H β＝1.14。

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∂==⨯⨯⨯=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＝64.39 ×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＝0.318φd z 1tan β＝0.318 × 1×16×tan12°=1.08，查[3] 得Y β=0.92。

(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6.4 得 齿形系数Y FaA ＝2.97，Y FaB ＝2.21；SaA Y ＝1.52，SaB Y ＝1.78 (4)许用弯曲应力[σ]F[]lim FN F STF FK Y S σσ=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 ＝1.5；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 =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 ：[] 2.97 1.520.0114397FaA SaAFAY Y σ⨯==对齿轮B ：[] 2.21 1.780.0099397FaB SaBFBY Y σ⨯==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(cos120.0114m ≥=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=+=+=取中心距100AB a mm =。