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⨯''=
v
Q 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
0510008
7.876010000.864
P 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
0751000
2602020.98
Q Q N m η''=
==⨯ 按[1]式(4-3)，钢丝绳的破断拉力
[]0
5.526020
1684000.85
s 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
501000100082
16.98/min 3.14300
vm 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
35140082.4516.98
n 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 5.12516
B AB A z i z =
== 第二级传动比
62 3.87516
C C
D D z i z =
== 第三级传动比
66 4.12516
E E
F 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
82.4581.92
0.64%82.45
i 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 7.865955095507.865
T 53.651400
n n r kW P N m n ===⨯=
==⋅
轴Ⅱ(输入轴)：
II II II II II 1400
273.17/min 5.125
P 7.8650.977.629955095509.157
T 266.70273.17
n r kW P N m n ===⨯=⨯=
==⋅
轴Ⅲ(输入轴)：
III III III III III 273.17
70.58/min 3.875
P 7.6290.977.40955095508.882
T 1001.2770.58
n r kW P N m n ===⨯=⨯=
==⋅
轴Ⅳ(输入轴)：
IV IV IV IV IV 70.58
17.22/min 4.125
P 7.400.977.189********.18
T 3981.9417.22
n 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 E
H e d t 2
13
][12⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛•+•σμμεφ
确定式中各参数：
(1) 端面重合度()()11221
tan tan 'tan tan '2a a Z Z επ∂=∂-∂+∂-∂⎡⎤⎣
⎦ 其中:cos a Z Z Z h
*
∂∂=
+ ,且20,1,'h mm *
∂==∂=∂ 求得: 12
cos 16cos 20
arccos arccos 33.36
162cos 82cos 20
arccos
arccos 23.47822
A a A
B 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] H
H
HN 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 ：
3
max 1160⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛=∑=T T t n N i k
i 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 1.86105.125
HA
HB AB
N N μ⨯=
==⨯
查[3]得接触强度寿命系数K HNA ＝1.18，K HNB ＝1.27。
