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課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書
課程名稱：機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)學(xué)
設(shè)計(jì)題目：沖壓式蜂窩煤成型機(jī)
課程設(shè)計(jì)時(shí)間：08.12.29-09.01.16
指導(dǎo)教師：姚文席、候悅民
班級(jí)：機(jī)0505
學(xué)號(hào)：30501010535
姓名：馮瀟
課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書
課程名稱：機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)學(xué)
設(shè)計(jì)題目：鋼絲繩電動(dòng)葫蘆起升用減速器設(shè)計(jì)
課程設(shè)計(jì)時(shí)間：
指導(dǎo)教師：
班級(jí)：
學(xué)號(hào)：
姓名：
目錄
1題目分析（1）
2設(shè)計(jì)計(jì)算
1)電動(dòng)機(jī)的確定（1）
2）總體設(shè)計(jì)計(jì)算
（1）總傳動(dòng)比及各級(jí)傳動(dòng)比的確定（2）
（2） 運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算（3）
3） 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核
1） 第一對(duì)齒輪的設(shè)計(jì)與校核（4）
2）第二對(duì)齒輪的設(shè)計(jì)與校核（9）
3）第三對(duì)齒輪的設(shè)計(jì)與校核（13）
4）軸的設(shè)計(jì)及危險(xiǎn)軸的校核（17）
5）課程設(shè)計(jì)總結(jié)（20）
6）參考文獻(xiàn)（20）
1題目分析
電動(dòng)葫蘆是一種常用的搬運(yùn)設(shè)備，在工廠中使用十分廣泛。電動(dòng)葫蘆由兩部分組成，即行走機(jī)構(gòu)和提升機(jī)構(gòu)。
下面分別介紹各組成部分。
1． 行走機(jī)構(gòu)組成：行走電動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)機(jī)構(gòu)兩部分組成。
2． 提升機(jī)械組成：提升電動(dòng)機(jī)、卷?yè)P(yáng)機(jī)構(gòu)、機(jī)械制動(dòng)器（一般為盤式制動(dòng)器）。
3． 制動(dòng)器介紹：電動(dòng)葫蘆（或起重機(jī)）的提升機(jī)構(gòu)一定要有機(jī)械制動(dòng)裝置，當(dāng)物體起吊到一定高度后全靠機(jī)械制動(dòng)器將其制停在空中。制動(dòng)器的工作機(jī)理有液壓驅(qū)動(dòng)、氣壓驅(qū)動(dòng)和牽引電磁鐵驅(qū)動(dòng)。不同的驅(qū)動(dòng)方式其制動(dòng)的性能也不相同。
在小型電動(dòng)葫蘆上一般采用電磁驅(qū)動(dòng)制動(dòng)器。
電動(dòng)葫蘆（或起重機(jī)）上提升機(jī)構(gòu)采用的制動(dòng)器種類繁多，
在小型電動(dòng)葫蘆上較多采用的制動(dòng)器是盤式制動(dòng)器，盤式制動(dòng)器又稱為碟式制動(dòng)器。盤式制動(dòng)器重量輕、構(gòu)造簡(jiǎn)單、調(diào)整方便、制動(dòng)效果穩(wěn)定。
為了安全起見，在起重設(shè)備上一般均采用常閉式制動(dòng)器。所謂常閉式是指在電磁機(jī)構(gòu)不得電的情況下，制動(dòng)器處于制動(dòng)狀態(tài)。制動(dòng)器安裝在電動(dòng)機(jī)的一端，一般情況是封閉的，用眼晴直接是看不到的，但這沒有關(guān)系，一般會(huì)將牽引電磁鐵的線圈引出線留在外面。我們只要將線圈接正確就行。
當(dāng)電動(dòng)機(jī)得電的同時(shí)（接觸器吸合時(shí)），制動(dòng)器的牽引電磁鐵也同時(shí)得電，制動(dòng)器打開。這種聯(lián)接方式的優(yōu)點(diǎn)是，當(dāng)發(fā)生停電事故時(shí)可以立即進(jìn)行制動(dòng)以避免事故的發(fā)生。其缺點(diǎn)是制動(dòng)瞬間設(shè)備的機(jī)械抖動(dòng)較大。
2設(shè)計(jì)計(jì)算
1)電動(dòng)機(jī)的確定
由公式得：
P=FV/1000=GV/1000=10000×(4/60)/1000=0.67kw
=0.96×(0.99×0.99)×(0.99×0.99)×(0.99×0.99)×0.98
=0.8857
電動(dòng)機(jī)功率：
=/=0.67/0.8857=0.75266kw
由于鋼絲繩電葫蘆起吊和停止時(shí)有一些沖擊，根據(jù)沖擊程度一般使用系數(shù)=1.4故1.4=1.0537kw
電機(jī)轉(zhuǎn)速取:
n電=1380r/min
由于功能需要，采用錐形轉(zhuǎn)子電機(jī)。
2）總體設(shè)計(jì)計(jì)算
（1）總傳動(dòng)比及各級(jí)傳動(dòng)比的確定
由于電動(dòng)葫蘆吊鉤為一動(dòng)滑輪裝置，鋼絲繩一段固定，一段被卷筒纏繞，所以卷筒鋼絲繩的受載僅為起重量的一半，但鋼絲繩的速度為起重速度的兩倍。
卷筒轉(zhuǎn)速：
=2 /d (為起升速度)
由于起重速度誤差不超過(guò)百分之五，
即單位時(shí)間鋼絲上升速度為:
2×（10.05）=80.4m/min（采用一段固定的動(dòng)滑輪結(jié)構(gòu)）
故卷筒轉(zhuǎn)速 =2×（10.05）/d=26.5261.326
即25.2r/min27.852r/min
傳動(dòng)比=/=1380/（26.5261.326）
即49.5554.76
取=54.76
單級(jí)傳動(dòng)比u取3至5
故采用三級(jí)外嚙合定軸齒輪減速設(shè)計(jì)，每級(jí)傳動(dòng)比大概為4，分配各級(jí)傳動(dòng)比：
u1=4，u2 =3.7，u3=3.7
(2) 運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算
計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速： 0軸： n0= n電機(jī)=1380r/min
Ⅰ軸: nⅠ=1380r/min
Ⅱ軸: nⅡ=345 r/min
Ⅲ軸: nⅢ=93.243 r/min
Ⅳ軸： nⅣ=25.2 r/min
Ⅴ軸: nV=25.2 r/min
計(jì)算各軸的輸入功率： 0軸： P0=1.0537kw
Ⅰ軸: PⅠ= P0=1.032626kw
Ⅱ軸: PⅡ= PⅠ=1.012kw
Ⅲ軸: PⅢ= PⅡ=0.99186kw
Ⅳ軸： PⅣ= PⅢ=0.972kw
Ⅴ軸： PⅤ= PⅣ=0.93312kw
計(jì)算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 0軸： T0=9.55×=7291.9 Nmm
Ⅰ軸: T1=9.55×=7146.07 Nmm
Ⅱ軸: T2=9.55×=28013.3 Nmm
Ⅲ軸: T3=9.55×=101586.5887 Nmm
Ⅳ軸： T4=9.55×=368345.2913 Nmm
Ⅴ軸： T5=9.55×=353611.4797 Nmm
現(xiàn)將各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)結(jié)果整理于表中，具體見表
運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)表
軸名
功率P(W)
轉(zhuǎn)速(r/min)
轉(zhuǎn)距(Nmm)
傳動(dòng)比u
效率
0軸
1.0537
1380
7291.9
Ⅰ軸
1.032626
1380
7146.07
1
0.98
Ⅱ軸
1.012
345
28013.3
4
0.99×0.99
Ⅲ軸
0.99186
93.243
101586.5887
3.7
0.99×0.99
Ⅳ軸
0.972
25.2
368345.2913
3.7
0.99×0.99
Ⅴ軸
0.93312
25.2
353611.4797
1
0.96
3） 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核
1） 第一對(duì)齒輪的設(shè)計(jì)與校核
1. 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
（1）傳動(dòng)方案可選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。
（2）此電葫蘆升降機(jī)為一般重載工作機(jī)器，速度不高，齒輪用7級(jí)精度即可。
（3）所設(shè)計(jì)的齒輪可選用便于制造且價(jià)格便宜的材料
由[1]P191機(jī)械設(shè)計(jì)表10—1選取：小齒輪材料為40Cr，=280；
大齒輪材料為45號(hào)鋼，＝240?！?0，合適。
（4）選取小齒輪齒數(shù)z1＝20;大齒輪齒數(shù)z2＝uz1=80
（5）選取螺旋角。初選螺旋角β=14°
按齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件設(shè)計(jì)，然后校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，最后作齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。
2．按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由強(qiáng)度計(jì)算公式總表查得設(shè)計(jì)公式為
（1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
試選Kt＝1．6
由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)=2.433
由圖10-26差得=0.78，=0.87，則=+=1.65
Tt=95.5×105P1/n1=95.5×105×1.032626/1380 N·mm =7146.07N·mm
由[1]P205表10—7選取d=1（兩支撐相對(duì)于小齒輪做非對(duì)稱布置）
由[1]P201表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)為ZE=189.8MPa
由[1]P209圖10-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為lim1=600MPa , lim2=550 MPa。
由公式 N=60njLh
N1=60×1380×1×(3200)=2.6496×108
N2=N1/u=2.6496×108/4=0.6624×108
圖10-19查得接觸疲勞強(qiáng)度KHN1=0.90 KHN2=0.95
計(jì)算接觸疲勞應(yīng)力
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1
= KHN1·lim1/S=0.9×600/1=540 MPa. = KHN2lim2/S =0.95×550=522.5 MPa
===531.25 MPa
（2)計(jì)算
1)計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t代入[ó]中較小的值
=
=23.567mm
2）計(jì)算圓周速度
=1.7m/s
3）計(jì)算齒寬b及模數(shù)mt
1×23.567mm=23.567mm
mt===1.1433mm
計(jì)算齒寬與齒高之比b/h
齒高h(yuǎn)=2.25mt=2.57mm
b/h=9.17
4）計(jì)算縱向重合度=0.318dtanβ=1.5857
5）計(jì)算載荷系數(shù)
根據(jù)v=1.7m/s,7級(jí)精度，由[1]P194圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)Kv=1.05。
斜齒輪，由[1]P195表10-3查得KHa1=KFa2=1.4
由[1]P193表10-2查得使用系數(shù)KA=1
由[1]P196表10-4查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)
KHB=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.23×10-3b
將數(shù)據(jù)代入得KHB=1.12+0.18×（1+0.6×12）×12+0.23×10-3×23.567=1.4134
由b/h=9.17, KHB =1.4134 ,查圖10-13得KFB=1.3
故載荷系數(shù)
K=KAKvKHaKHB=1×1.05×1.4×1.4134=2.078
6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑
=(K/Kt)1/3= 23.567×(2.078/1.6)1/3=25.713mm
7)計(jì)算模數(shù)
m===1.247mm
3.按齒根彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)
由[1]P216式10-17得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為
mn≥
（1) 確定計(jì)算參數(shù)
1）由[1]P208圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1=500Mpa
大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE2=380MPa
2）由[1]P206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85 KFN2=0.88
3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式10-12得
= KFN1FE1/S=303.57MPa
= KFN2FE2/S=238.86 MPa
4）計(jì)算載荷系數(shù)K
K=KAKvKFaKFB=1×1.05×1.4×1.3=1.911
5）根據(jù)縱向重合度 =1.5857，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88
6)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。
===21.894
===87.574
7）查取齒形系數(shù)
由[1]P200表10-5可查得YFa1=2.72,YFa2=2.21
8）查取應(yīng)力校正系數(shù)
由[1]P200表10-5知 YSa1=1.57,YSa2=1.78
9)計(jì)算大小齒輪的YFaYSa/[F],并加以比較。
YFa1YSa1/=0.0141
YFa2YSa2/=0.01647
大齒輪的數(shù)值較大
（2）設(shè)計(jì)計(jì)算
mn≥=0.8265mm
對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而由齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲疲勞強(qiáng)度模數(shù)1.247，并近似圓整為標(biāo)準(zhǔn)m=1.25。
按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=25.713mm ， z1=d1cosβ/m=19.959， z2=uz1=79.837。
取z1=20，則z2=uz1=80
4. 幾何尺寸計(jì)算
（1）計(jì)算中心距a=(z1+z2)mn /(2cosβ)=64.413mm
將中心距圓整為65mm。
（2）按圓整后的中心距修正螺旋角
=arccos= arccos=15.94°
因值改變不多，故參數(shù)，，等不必修正。
（3）計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑
d1==25.999mm
d2==103.998mm
（4）計(jì)算齒輪寬度 1×25.999=25.999mm
圓整后取B2=26mm，B1=30mm
2）第二對(duì)齒輪的設(shè)計(jì)與校核
1. 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
（1）傳動(dòng)方案可選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。
（2）此電葫蘆升降機(jī)為一般重載工作機(jī)器，速度不高，齒輪用7級(jí)精度即可。
（3）所設(shè)計(jì)的齒輪可選用便于制造且價(jià)格便宜的材料
由[1]P191機(jī)械設(shè)計(jì)表10—1選?。盒↓X輪材料為40Cr，=280；
大齒輪材料為45號(hào)鋼，＝240。-＝40，合適。
（4）選取小齒輪齒數(shù)z3＝20;大齒輪齒數(shù)z4＝uz1=74
（5）選取螺旋角。初選螺旋角β=14°
按齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件設(shè)計(jì)，然后校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，最后作齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。
2．按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由強(qiáng)度計(jì)算公式總表查得設(shè)計(jì)公式為
（1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
試選Kt＝1．6
由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)=2.433
由圖10-26差得=0.78，=0.87，則=+=1.65
T3=95.5×105P3/n3=95.5×105×1.012/345 N·mm =28013.3N·mm
由[1]P205表10—7選取d=1（兩支撐相對(duì)于小齒輪做非對(duì)稱布置）
由[1]P201表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)為ZE=189.8MPa
由[1]P209圖10-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為lim3=600MPa , lim4=550 MPa。
由公式 N=60njLh
N3=60×345×1×(3200)=6.624×107
N4=N1/u=6.624×107/3.7=1.79×107
圖10-19查得接觸疲勞強(qiáng)度KHN3=1.17 KHN4=1.27
計(jì)算接觸疲勞應(yīng)力
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1
= KHN3·lim3/S=1.17×600/1=702 MPa. = KHN4lim4/S =1.27×550=698.5 MPa
===700.25 MPa
（2)計(jì)算
1)計(jì)算小齒輪分度圓直徑代入[ó]中較小的值
=
=31.0765mm
2）計(jì)算圓周速度
=0.56m/s
3）計(jì)算齒寬b及模數(shù)mt
=1×31.0765mm=31.0765mm
mt===1.508mm
計(jì)算齒寬與齒高之比b/h
齒高h(yuǎn)=2.25mt=3.39mm
b/h=9.17
4）計(jì)算縱向重合度=0.318dtanβ=1.5857
5）計(jì)算載荷系數(shù)
根據(jù)v=0.56m/s,7級(jí)精度，由[1]P194圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)Kv=1.01。
斜齒輪，由[1]P195表10-3查得KHa3=KFa4=1.4
由[1]P193表10-2查得使用系數(shù)KA=1
由[1]P196表10-4查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)
KHB=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.23×10-3b
將數(shù)據(jù)代入得KHB=1.12+0.18×（1+0.6×12）×12+0.23×10-3×31.0765=1.4151
由b/h=9.17, KHB =1.4151 ,查圖10-13得KFB=1.3
故載荷系數(shù)
K=KAKvKHaKHB=1×1.01×1.4×1.4151=2
6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑
=(K/Kt)1/3= 31.0765×(2/1.6)1/3=33.476mm
7)計(jì)算模數(shù)
m===1.624mm
3.按齒根彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)
由[1]P216式10-17得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為
mn≥
(2)確定計(jì)算參數(shù)
1）由[1]P208圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE3=500Mpa
大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE4=380MPa
2）由[1]P206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN3=0.92 KFN4=0.98
3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式10-12得
= KFN3FE3/S=328.57MPa
= KFN4FE4/S=266 MPa
4）計(jì)算載荷系數(shù)K
K=KAKvKFaKFB=1×1.01×1.4×1.3=1.8382
5）根據(jù)縱向重合度 =1.5857，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88
6)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。
===21.894
===81
7）查取齒形系數(shù)
由[1]P200表10-5可查得YFa3=2.72,YFa4=2.22
8）查取應(yīng)力校正系數(shù)
由[1]P200表10-5知 YSa3=1.57,YSa4=1.77
9)計(jì)算大小齒輪的YFaYSa/[F],并加以比較。
YFa3YSa3/=0.013
YFa4YSa4/=0.01477
大齒輪的數(shù)值較大
（2）設(shè)計(jì)計(jì)算
mn≥=1.2406mm
對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而由齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲疲勞強(qiáng)度模數(shù)1.624，并近似圓整為標(biāo)準(zhǔn)m=1.75。
按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d3=33.476mm ， z3=d3cosβ/m=18.56， z4=uz4=68.675。
取z3=19。則z4=uz3=71
4. 幾何尺寸計(jì)算
（1）計(jì)算中心距a=(z3+z4)mn /(2cosβ)=81.16mm
將中心距圓整為82mm。
（2）按圓整后的中心距修正螺旋角
=arccos= arccos=16.18°
因值改變不多，故參數(shù)，，等不必修正。
（3）計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑
d3==34.62mm
d4==129.37mm
（4）計(jì)算齒輪寬度=1×34.62=34.62mm
圓整后取B4=40mm，B3=35mm
3）第三對(duì)齒輪的設(shè)計(jì)與校核
1. 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
（1）傳動(dòng)方案可選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。
（2）此電葫蘆升降機(jī)為一般重載工作機(jī)器，速度不高，齒輪用7級(jí)精度即可。
（3）所設(shè)計(jì)的齒輪可選用便于制造且價(jià)格便宜的材料
由[1]P191機(jī)械設(shè)計(jì)表10—1選取：小齒輪材料為40Cr，=280；
大齒輪材料為45號(hào)鋼，＝240。-＝40，合適。
（4）選取小齒輪齒數(shù)z5＝20;大齒輪齒數(shù)z6＝uz5=74
（5）選取螺旋角。初選螺旋角β=14°
按齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件設(shè)計(jì)，然后校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，最后作齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。
2．按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由強(qiáng)度計(jì)算公式總表查得設(shè)計(jì)公式為
（1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
試選Kt＝1．6
由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)=2.433
由圖10-26差得=0.78，=0.87，則=+=1.65
T5=95.5×105P5/n5=95.5×105×0.9918/93.243 N·mm =101586.5887N·mm
由[1]P205表10—7選取d=1（兩支撐相對(duì)于小齒輪做非對(duì)稱布置）
由[1]P201表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)為ZE=189.8MPa
由[1]P209圖10-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為lim5=600MPa , lim6=550 MPa。
由公式 N=60njLh
N5=60×93.243×1×(3200)=1.79×107
N6=N1/u=1.79×107/3.7=0.484×107
圖10-19查得接觸疲勞強(qiáng)度KHN5=1.27 KHN6=1.39
計(jì)算接觸疲勞應(yīng)力
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1
= KHN5·lim5/S=1.27×600/1=762 MPa. = KHN6lim6/S =1.39×550=764.5 MPa
===763.25 MPa
（2)計(jì)算
1)計(jì)算小齒輪分度圓直徑代入[ó]中較小的值
=
=45.08mm
2）計(jì)算圓周速度
=0.22m/s
3）計(jì)算齒寬b及模數(shù)mt
=1×45.08mm=45.08mm
mt===2.187mm
計(jì)算齒寬與齒高之比b/h
齒高h(yuǎn)=2.25mt=4.92mm
b/h=9.17
4）計(jì)算縱向重合度=0.318dtanβ=1.5857
5）計(jì)算載荷系數(shù)
根據(jù)v=0.22m/s,7級(jí)精度，由[1]P194圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)Kv=1.005。
斜齒輪，由[1]P195表10-3查得KHa5=KFa6=1.4
由[1]P193表10-2查得使用系數(shù)KA=1
由[1]P196表10-4查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)
KHB=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.23×10-3b
將數(shù)據(jù)代入得KHB=1.12+0.18×（1+0.6×12）×12+0.23×10-3×45.08=1.418
由b/h=9.17, KHB =1.418 ,查圖10-13得KFB=1.3
故載荷系數(shù)
K=KAKvKHaKHB=1×1.005×1.4×1.418=2
6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑
=(K/Kt)1/3= 45.08×(2/1.6)1/3=48.56mm
7)計(jì)算模數(shù)
m===2.356mm
3.按齒根彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)
由[1]P216式10-17得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為
mn≥
(2)確定計(jì)算參數(shù)
1）由[1]P208圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE5=500Mpa
大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE6=380MPa
2）由[1]P206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN5=0.98 KFN6=0.995
3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式10-12得
= KFN5FE5/S=350MPa
= KFN6FE6/S=270 MPa
4）計(jì)算載荷系數(shù)K
K=KAKvKFaKFB=1×1.005×1.4×1.3=1.8291
5）根據(jù)縱向重合度 =1.5857，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88
6)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)。
===21.894
===81
7）查取齒形系數(shù)
由[1]P200表10-5可查得YFa5=2.72,YFa6=2.22
8）查取應(yīng)力校正系數(shù)
由[1]P200表10-5知 YSa5=1.57,YSa6=1.77
9)計(jì)算大小齒輪的YFaYSa/[F],并加以比較。
YFa5YSa5/=0.0122
YFa6YSa6/=0.01455
大齒輪的數(shù)值較大
（2）設(shè)計(jì)計(jì)算
mn≥=1.893mm
對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而由齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲疲勞強(qiáng)度模數(shù)2.356，并近似圓整為標(biāo)準(zhǔn)m=2.5。
按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d5=48.56mm ， z5=d5cosβ/m=18.85， z6=uz6=69.73。
取z5=19。則z6=uz5=71
4. 幾何尺寸計(jì)算
（1）計(jì)算中心距a=(z5+z6)mn /(2cosβ)=115.94mm
將中心距圓整為116mm。
（2）按圓整后的中心距修正螺旋角
=arccos= arccos=14.11°
因值改變不多，故參數(shù)，，等不必修正。
（3）計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑
d5==48.95mm
d6==182.93mm
（4）計(jì)算齒輪寬度=1×48.95=48.95mm
圓整后取B6=55mm，B5=50mm
4）軸的設(shè)計(jì)及危險(xiǎn)軸的校核
（1）軸Ⅳ的設(shè)計(jì)與校核
（1)輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速n，轉(zhuǎn)矩T
功率P=0.972W 轉(zhuǎn)速n=25.2r/min 轉(zhuǎn)矩T=368345.2913 N·mm
（2)作用在齒輪上的力
Ft=2T/d=2×368345.2913/182.93=4027.17N
Fr= Fttana/cosβ=4027.17×tan20°/cos14.11°=1511.37N
Fa= Fttanβ=4027.17×tan14.11°=1012.3N
（3)初步確定軸的最小直徑。軸材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)鋼處理，據(jù)[1]P373表15-4，取A0=112
dmin= A0(P/n)1/3=112×（0.972/25.2）1/3=37.842mm
（4)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
校核時(shí)只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即C截面，取=0.6
1={[M2+(T)2]/W}1/2=26.63MPa<[-1]=60 MPa ,安全
（5)精確校核軸的疲勞強(qiáng)度
由分析知，Ⅰ截面是最危險(xiǎn)的是截面Ⅰ的左側(cè)
抗彎截面系數(shù)W=0.1d3
抗扭截面系數(shù)W=0.2d3
截面Ⅰ左側(cè)彎矩M
截面Ⅰ上的扭矩T
截面上彎曲應(yīng)力
b=M/W=11.99MPa
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
T=T/WT=19.03
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，
由表15-1查得B=640MPa -1=275 MPa -1= 155MPa
截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及
按表3-2查取，
因 r/d=0.25,D/d=1.5，經(jīng)插值后可查得=1.34 =1.09
又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)為=0.72 =0.7
故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附3-4）為
1.2448
1.063
由附圖3-2得尺寸系數(shù)εó=0.87
附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=1
軸按磨削加工，由附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)==0.92
軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即βq=0.1，則按式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為
=1.52
=1.15
又碳素鋼特性系數(shù)=0.1 =0.05
于是計(jì)算安全系數(shù)值S
==15.089
=13.58
==10.09>S=1.5
（6）截面Ⅰ的右側(cè)
抗彎截面系數(shù)W：抗扭截面系數(shù)WT：截面Ⅰ左側(cè)彎矩M：截面Ⅰ上的扭矩T
截面上彎曲應(yīng)力
b=M/W
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
T=T/WT
過(guò)盈配合處的值，由附表3-8用插入法求得，并取=0.8，于是得
=2.51 =2.008
軸按磨削加工，由附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)=0.92
軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即βq=0.1，則按式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為
2.597
2.095
于是計(jì)算安全系數(shù)值S得
==8.832
7.594
=13.05>S=1.5
故該軸在該截面處的強(qiáng)度也是足夠的。
5）課程設(shè)計(jì)總結(jié)
課程設(shè)計(jì)是機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)當(dāng)中的非常重要的一環(huán)，本次課程設(shè)計(jì)時(shí)間不到三周略顯得倉(cāng)促一些。但是通過(guò)本次每天都過(guò)得很充實(shí)的課程設(shè)計(jì)，從中得到的收獲還是非常多的。
這次課程設(shè)計(jì)我得到的題目是設(shè)計(jì)一個(gè)鋼絲繩電動(dòng)葫蘆起升用減速器設(shè)計(jì)，由于理論知識(shí)的不足，再加上平時(shí)沒有什么設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，一開始的時(shí)候有些手忙腳亂，不知從何入手。在老師的諄諄教導(dǎo)，和同學(xué)們的熱情幫助下，使我找到了信心。
在設(shè)計(jì)過(guò)程中培養(yǎng)了我的綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)課程及其他課程理論知識(shí)和利用生產(chǎn)時(shí)間知識(shí)來(lái)解決實(shí)際問(wèn)題的能力，真正做到了學(xué)以致用。在此期間我我們同學(xué)之間互相幫助，共同面對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)當(dāng)中遇到的困難，培養(yǎng)了我們的團(tuán)隊(duì)精神。在這些過(guò)程當(dāng)中我充分的認(rèn)識(shí)到自己在知識(shí)理解和接受應(yīng)用方面的不足，特別是自己的系統(tǒng)的自我學(xué)習(xí)能力的欠缺，將來(lái)要進(jìn)一步加強(qiáng)，今后的學(xué)習(xí)還要更加的努力。本次課程設(shè)計(jì)不僅僅是對(duì)自己所學(xué)的知識(shí)的一次系統(tǒng)總結(jié)與應(yīng)用。
本次課程設(shè)計(jì)由于時(shí)間的倉(cāng)促，還有許多地方有不足之處。
6）參考文獻(xiàn)
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機(jī)械基礎(chǔ)綜合課程設(shè)計(jì) 張春林 2004.6 北京理工大學(xué)出版社
機(jī)械創(chuàng)新設(shè)計(jì) 曲繼方 1999機(jī)械工業(yè)出版社
機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè) 羅圣國(guó)1991高等教育出版社
機(jī)械原理課程設(shè)計(jì) 陸鳳儀 2002機(jī)械工業(yè)出版社
機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè) 吳宗澤 2001機(jī)械工業(yè)出版社