课程设计说明书课程设计名称：题目：学生姓名：专业：指导教师：日期： 2014 年 12 月 25 日前言机械综合课程设计是机械专业教学的一个重要组成部分。

机械综合课程设计的目的在于进一步巩固和加深学生所学的机械专业各课程理论知识，培养学生独立解决实际问题的能力，使学生对机械的运动学和动力学的分析和设计有一较完整的概念，并进一步提高计算、绘图和使用技术资料的能力，更为重要的是培养开发和创新机械的能力。

本论文主要内容是进行圆柱斜齿轮的设计计算，在设计计算中运用到了《机械设计基础》、《机械制图》、《理论力学》、《公差与互换性》等多门课程知识，并运用《AUTOCAD》软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、规范的实践训练。

通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。

主要体现在如下几个方面：（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。

（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。

（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。

目录1 课程设计任务书 (3)2 电动葫芦的设计方案 (3)3选择电动机 (4)4确定减速器总传动比及分配各级传比 (4)5分别计算各轴转速、功率和转矩 (5)6 齿轮的设计与校核 (6)7轴设计与校核 (13)8 键的选择和校核 (18)9减速器的润滑方式和密封种类的选择 (19)10箱体设计 (19)11 总结 (20)12 参考文献 (21)1.机械综合课程设计任务书题目：电动葫芦传动装置指导老师：原始数据起重量/t 提升高度/m起升速度m/min钢丝绳直径mm5 24 8 15.5使用年限：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380v/220v设计工作量：1.减速器装配图一张2.设计说明书一份2电动葫芦的设计方案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。

排列方式有平行轴和同轴两种方式排列形式，如图一所示图一电葫芦设计方案这里优先选用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连，使得减速器转矩增大。

初步设计减速箱原理如下图二所示图二电葫芦减速器原理图3选择电动机起升机构总效率η0=η14η2η33η4η14为四对滚动轴承的传动效率取η1=0.99η2 为弹性柱销联轴器的传动效率取η2=0.98η33为三对齿轮与齿轮轴的传动效率取η3=0.97η4为滚筒的传动效率取η4=0.98则提升机构总效率为η =0.98x0.994 x0.98x0.983 x=0.864故此电动机静功率w=FxV/ηP=50000x0.1333/0.864=7.414kw根据工作条件，选择一般用途的y系列三相异步电动机，型号为Y-132M—4，额定功率7.5KW，满载转速1440r/min,额定转矩2.2N/M 最大转矩2.2N/M.4确定减速器总传动比及分配各级传动比总传动比35140082.45 16.98nin'==≈这里n3为电动机转速（r／min）。

4.1 分配各级传动比减速器实际总传动比i=iAB ·iCD·iEF=5.125 3.875 4.12581.92⨯⨯=第一级传动比825.12516BABAziz===第二级传动比623.87516CCDDziz===第三级传动比664.12516EEFFziz===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。

5．分别计算各轴转速、功率和转矩5.1轴I(输入轴)N I=n=1400 r/minP I=7.5 kwT I=9550P I/n I=9550x7.5/1400=53.65 N.M5.2轴Ⅱ(中间轴)：N II=1400/5.125=273.17 r/minP II=7.5x0.97=7.329 kwT II=9550P II/n II=9550x7.329/273.17=266.70 N.M5.3轴Ⅲ(中间轴)：N III=273.17/3.875=70.58 r/minP III=7.329x0.97=7.21 kwT III=9550P III/n III=9550x7.21/70.58=1001.27 N.M5.4轴Ⅳ(输出轴)：N IV =70.58/4.125=17.22 r/min P IV =7.21x0.97=7.15 kwT IV =9550P IV /n IV =9550x7.15/17.22=3981.94 N.M各级齿轮传动效率取为0.97。

计算结果列于下表：6齿轮的设计与校核6.1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°6.1.1 按齿面接触强度条件设计小轮分度圆直径t d 1≥mm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，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113.14140026.892.0/601000601000n 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级精度查表得动载荷系数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︒=== 6.1.2按齿根弯曲强度条件设计齿轮模数n m≥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，查表 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。