5吨三速电动葫芦的设计.doc

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1、 目 录1 绪论11.1引言11.2 电动葫芦生产与发展趋势12 设计要求13 设计方案24 电动葫芦起升机构部件的设计24.1 起升机构的原理分析24.2电动机的选择34.3 吊钩的设计34.3.1 吊钩的选择34.3.2吊钩的尺寸设计44.4 滑轮组的选择44.5 钢丝绳的选择和校核44.5.1 钢丝绳的选择54.5.2 计算钢丝绳所承受的最大静拉力54.6 卷筒的设计54.6.1 卷筒直径的确定54.6.2 卷筒长度的确定64.6.3 卷筒厚度的计算65 同轴式三级齿轮减速器的设计65.1 确定传动装置的总传动比和分配转动比65.2 计算传动装置的运动和动力参数75.3 传动零件的设计计

2、算85.3.1 高速轴齿轮的设计计算85.3.2 中速级齿轮的设计计算125.3.3 低速级齿轮的设计计算165.4 轴的设计205.4.1 第一轴的设计计算205.4.2 第二轴的设计计算225.4.3 第三轴的设计计算236 第二轴的校核246.1 水平方向的力266.1.1 求水平支反力266.1.2 求水平方向的弯距266.2 垂直方向的力266.2.1 求垂直支反力266.2.2 求垂直方向的弯矩266.3 求总弯距267 减速器外壳和运行机构的选择278 结束语27致谢27参考文献281 绪论1.1引言工程机械装备已经成为我国国民经济发展的支柱产业之一，占据世界工程机械总量第七位。

3、工程机械发展异常迅猛,新的理念、新的技术、新的工艺不断给予工程机械新的生命力；作为企业生产不可缺少的起重机械更是如此。因此起重机械是国民生产各部门提高劳动生产率、生产过程机械化不可缺少的机械设备。故本次设计在常规电动葫芦的基础上，设计小吨位（20T及以下）运行轻便的三速电动葫芦。我国工程机械技术以及产品引进多以德国、日本、西班牙、韩国等机械装备制造先进的国家为主，通过网上查阅以及图书数据信息的收集，目前在多速电动葫芦的研究方面，还是产品应用方面都很少。就国内而言，多速电动葫芦的研究，目前发现的资料也很少，作为起重设备较大规模的以及起重基地的新乡，电动葫芦多以为单速、双速为主，均未有多速电动葫芦

4、方面的产品，针对市场的需求，研究开发三速电动葫芦很有必要。新乡是全国起重基地，为此必须要研究开发三速电动葫芦，不断改进起重运输机械产品的性能，提高运转速度和生产能力，提高自动化水平，使制造方便可靠、新型、高效能的轻小型起重设备满足市场、生产的需要。电动葫芦结构紧凑、使用点、线结合，自重轻、体积小、维修方便、经久耐用等特点而广泛应用。现在市场上以单速、双速电动葫芦为主，多速电动葫芦比较少。以满足轻载快速、重载中速、慢速定位控制的要求。1.2 电动葫芦生产与发展趋势电动葫芦是一种产量大、使用面广的轻小型起重设备。我国目前生产、使用的电动葫芦绝大多数是 1963年联合设计的 CD/MD 型 ,此外还

5、少量生产、使用 AS型和TV型电动葫芦。就其设计质量的综合评价 ,是不尽如人意的。电动葫芦更新换代慢 ,开发周期长 ,产品标准化、通用化水平不高 ,生产准备工作量大 ,投产上市速度慢的机械设备。因此缩短设计生产周期、提高设备的利用效率向多用途、高效率的方向发展。2 设计要求根据现有市场起升负载的常用情况。本次设计的三速电动葫芦机械系统技术上要求:（1） 电动葫芦的最大载重为5顿，起升高度为9米。（2） 电动葫芦的强度等级为M，工作级别为M5。（3） 通过电机的变速实现在一个电机带动下输出3种速度3 设计方案电动葫芦由起升机构和运行机构组成。起升机构包括吊钩、钢丝绳、滑轮组、电机、卷筒和减速器，

6、是设计中的重点；运行机构为小车。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a和同轴式b两种方式，见图1a b图1 起升机构部件排列图1电动机 2减速器 3卷筒装置本设计优先选用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

7、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。4 电动葫芦起升机构部件的设计电动葫芦起升机构用来实现物料垂直升降，是任何起重机不可缺少的部分，因而是起重机最主要、也是最基本的机构。起升机构的安全状态，是防止起重事故的关键，将直接地关系到起重作业的安全。电动葫芦起升机构包括:起升用锥形转子制动电动机、减速器、卷筒装置和吊钩装置等4个动力和传动部件。4.1 起升机构的原理分析电动机通过联轴器与中间轴连接，中间轴又通过花键连接与减速器的高速轴相连，减速器

8、的低速轴带动卷筒，吊钩等取物装置与卷绕在卷筒上的省力钢丝绳滑轮组连接起来。当电动机正反两个方向的运动传递给卷筒时，通过卷筒不同方向的旋转将钢丝绳卷入或放出，从而使吊钩与吊挂在其上的物料实现升降运动，这样，将电动机输入的旋转运动转化为吊钩的垂直上下的直线运动。常闭式制动器在通电时松闸，使机构运转；在失电情况下制动，使吊钩连同货物停止升降，并在指定位置上保持静止状态。当滑轮组升到最高极限位置时，上升极限位置限制器被触碰面动作，使吊钩停止上升。当吊载接近额定起重量时，起重量限制器及时检测出来，并给予显示，同时发出警示信号，一旦超过额定值及时切断电源，使起升机构停止运行，以保证安全。4.2电动机的选择

9、本次设计为5吨三速电动葫芦，电动机采用锥形转子制动电动机，电动机的型号由电气设计方面的同学给出。（见图2）电动的额定功率为7.5kw,转速为1400r/min。图2 锥形转子制动电动机4.3 吊钩的设计吊钩的设计主要包括：吊钩的选择、尺寸的设计两部分。4.3.1 吊钩的选择吊钩按制造方法可分为锻造吊钩和片式吊钩。锻造吊钩又可分为单钩和双钩。单钩一般用于小起重量，双钩多用于较大的起重量。锻造吊钩材料采用优质低碳镇静钢或低碳合金钢，如20优质低碳钢、16Mn、20MnSi、36MnSi。本次设计的是5吨的葫芦，属于起重设备的小吨位设计，结合电葫芦的生产现状和使用情况由1选用锻造单钩。4.3.2吊钩

10、的尺寸设计单钩:吊钩钩孔直径与起重能力有一定关系:（1） （2）钩身各部分尺寸（见图3）间的关系如下:（3） （4）（5） 图3 锻造单钩计算得D=24 S=36 H=56 L1=175 L2=28对比单、双速吊钩的设计尺寸，相比并进行放大，能够满足安全要求。4.4 滑轮组的选择钢丝绳一次绕过若干定滑轮和动滑轮组成的滑轮组，可以达到省力或增速的目的。通过滑轮可以改变钢丝绳的运动方向。平衡滑轮还可以均衡张力。滑轮组的倍率大小，对驱动装置尺寸有较大的影响。为了使结构紧凑，体积小，选用滑轮组倍率m2。由1查表2-7得滑轮组效率0.994.5 钢丝绳的选择和校核钢丝绳的选择和校核包括：钢丝绳的选择、钢

11、丝绳所受的最大静拉力、钢丝绳破断拉力。4.5.1 钢丝绳的选择钢丝绳是起重机械中最常用的构件之一，由于它具有强度高、自重轻、运动平稳、极少断裂等有点。根据现在的使用情况和参考工厂中实际使用的钢丝绳，由2表8-1-1、8-1-6查的钢丝绳型号选为6X37-15-1550-I-右。4.5.2 计算钢丝绳所承受的最大静拉力钢丝绳所承受的最大静拉力（即钢丝绳分支的最大静拉力）为：（6）式中: -额定起升载荷，指所有起升质量的重力，包括允许起升的最大有效物品、取物装置（如下滑轮组吊钩、吊梁、抓斗、容器、起重电磁铁等）、悬挂挠性件以及其 它在升降中的设备的质量的重力； Z-绕上卷筒的钢丝绳分支数，单联滑轮

12、组Z=1，双联滑轮组Z=2； m-滑轮组倍率； -滑轮组的机械效率。其中490000N ，m2，0.99所以24.74.5.3 计算钢丝绳破断拉力计算钢丝绳破断拉力为：（7） =n式中:n-安全系数，根据机构工作级别查表确定，n5.5；=150=136所以钢丝绳满足要求。4.6 卷筒的设计卷筒是用来卷绕钢丝绳的部件，它承载起升载荷，收放钢丝绳，实现取物装置的升降。4.6.1 卷筒直径的确定卷筒的直径式卷筒集合尺寸中最关键的尺寸，其名义直径D是指光面卷筒的卷筒外包直径尺寸，由槽卷筒取槽底直径，大小按下式确定。(8)式中-按钢丝绳中心计算的最小卷筒直径，mm h-与机构工作级别和钢丝绳有关的系数，

13、由2 8-1-54查表为18 d-钢丝绳的直径，mm 计算的270mm4.6.2 卷筒长度的确定(9)由2表8-1-53卷筒几何尺寸计算:(10) 式中L-卷筒长度，-卷筒上螺旋绳槽部分的长度，-固定钢丝绳所需要的长度，-卷筒两端多余部分的长度，P-绳槽节距, -最大起升高度，m-滑轮组倍率，-卷筒的计算直径按照卷筒长度示意图计算 450mm，54mm，30mm，L554mm4.6.3 卷筒厚度的计算对于铸钢卷筒，由2卷筒的设计计算表8-1-59查得式中-卷筒壁厚，-钢丝绳直径 所以15mm5 同轴式三级齿轮减速器的设计电动葫芦减速器是本次设计的重要部分，也是电动葫芦起升机构中的重要组成部分，

14、所以单独进行计算。其传动关系如图4所示。图4 同轴式三级传动减速器示意图图中所涉及到的零件在下面有具体标示,在次略。5.1 确定传动装置的总传动比和分配转动比（1） 总传动比 =81.2（2）分配减速器的各级传动比：按同轴式布置。由2表15-1-3三级圆柱齿轮减速器分配传动比，查的=5.66，=3.5则低速级传动比= 4.095.2 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数包括：计算传动装置的运动和动力参数、传动零件的设计计算、轴的设计。（1） 各轴转速n=n=nm = 1400n=nnn=n（2）各轴输入转矩T=TdT T=T= T=TT=（3） 各轴入输功率Pd=7.5KW

15、P=PdPd.P=P.P=P=PPP=PPP=PPP=PP5.3 传动零件的设计计算设计减速器的传动零件包括高速轴、中间轴、低速轴齿轮的设计5.3.1 高速轴齿轮的设计计算（1） 选择齿轮材料：由3表10-1选择齿轮材料为40cr，调质和表面淬火处理或氮化4855 HRC（2） 按齿面接触疲劳强度设计选择齿数取 z1=12, z2=i1z1=5.6612=68齿宽系数 由4表14-1-79,选=0.8初选螺旋角 =初选载荷系数 按齿轮非对称布置速度中等冲击载荷不大来选择Kt=1.6转距T T1=5.08104 弹性系数ZE 由4表14-1-105 ZE=189.8确定变位系数 z1=12 z2

16、=68 a=20 h*an=h*acos由4图14-1-4查的x1=0.38 x2=-0.38节点区域系数ZH X=0 = 查4图14-1-16 ZH=2.46重合度系数Z纵向重合度0.19端面重合度由4图14-1-7查的重合度则 由4图14-1-19查得 螺旋角系数 许用接触应力接触疲劳极限由4图14-1-24查得大小齿轮的接触疲劳极限为Hlim1=Hlim2=1160应力循环次数 N1=60n1Lh=60140016300=5.29108N2=接触疲劳寿命系数由5图6.4-10查得KHN1=1.08 KHN2=1.14计算接触疲劳许用应力取失效概率为1安全系数S111.081160=125

17、32= =1.141160=1322则（3）计算小齿轮分度圆直径d1t（11）小齿轮分度圆直径d1t=由公式11计算可得：验算圆周速度 选择精度等级 根据圆周速度由56.4-19、6.4-20选择齿轮精度等级为7级（4）计算齿宽b及模数mntb= （5） 计算载荷系数K使用系数 由4表14-1-81KA=1.25动载系数KV 根据圆周速度v=1.88由4查图14-1-14 KV1.09齿间载荷分配系数 根据由5图6.4-3查得=1.20齿间载荷分配系数K 由4表14-1-99齿轮装配时检验调整 K1.05+0.26（1+0.6）+0.1610-3b 1.05+0.26(1+0.60.82)0.

18、82+0.1610-322.54=1.28载荷系数K KKA KVK=1.251.091.201.28=2.09修正小齿轮直径 计算模数mn mn=（6）按齿根弯曲疲劳强度设计（12）计算载荷载荷系数K 由 K1.28 由3图10-13查得=1.28K= KA KV=1.251.091.201.15=1.88齿轮的弯曲疲劳强度极 由4图15-1-53查得齿形系数 由当量齿数 zz由4图14-1-47 应力修正系数由4图14-1-47 重合度系数由4表14-1-114查得 = cos=螺旋角系数 由4图14-1-49根据 查得0.98尺寸系数 由4表14-1-119的公式 5时，取=5 =2弯曲

19、寿命系数 根据N1=5.29108 N2=9.35107由5图6.4-11查得 计算许用弯曲疲劳应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.41=2计算大、小齿轮的并加以比较=小齿轮的数值较大由公式12计算可得：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值mn2.5，取分度圆直径d1=30.30则 ,取 （7） 几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为105。按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数等不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度圆整后取； 。5.3.2 中速级齿轮的设计计算（1）选择齿轮材料：由3表10-1选择齿轮材料为40

20、cr，调质和表面淬火处理或氮化4855 HRC（2） 按齿面接触疲劳强度设计选择齿数取 z1=12, z2=i1z1=3.512=42齿宽系数 由4表14-1-79,选=0.8初选螺旋角 =初选载荷系数K 选择Kt=1.6按齿轮非对称布置速度中等冲击载荷不大来选择转距T T=2.7105弹性系数ZE 由4表14-1-105 ZE=189.8确定变位系数 z1=12 z2=42 a=20 h*an=h*acos由4图14-1-4查的x1=0.38 x2=-0.38节点区域系数ZH X=0 = 查4图14-1-16 ZH=2.46重合度系数Z纵向重合度 0.19端面重合度 由4图14-1-7查得重

21、合度则 由4图14-1-19查得由螺旋角系数许用接触应力接触疲劳极限由4图14-1-24查得大小齿轮的接触疲劳极限为Hlim1=Hlim2=1160应力循环次数N1=60n1Lh=60247.3516300=9.35107N2=接触疲劳寿命系数由图56.4-10查得 KHN1=1.19 KHN2=1.15计算接触疲劳许用应力取失效概率为1安全系数S111.191160=13802= =1.151160=1344 则 （3） 计算小齿轮分度圆直径d1t小齿轮分度圆直径d1t=由公式11计算可得：验算圆周速度 选择精度等级 根据圆周速度由56.4-19、6.4-20选择齿轮精度等级为7级（4）计算

22、齿宽b及模数mntb= mnt （5） 计算载荷系数K使用系数 由4表14-1-81KA=1.25动载系数KV 根据圆周速度v=0.6由4图14-1-14 KV1.05齿间载荷分配系数 根据由5图6.4-3查得=1.10齿间载荷分配系数K 由4表14-1-99齿轮装配时检验调整 K1.05+0.26（1+0.6）+0.1610-3b 1.05+0.26(1+0.60.82)0.82+0.1610-334.26=1.28载荷系数K KKA KVK=1.251.051.101.28=1.85修正小齿轮直径 计算模数mnt （6） 按齿根弯曲疲劳强度设计 计算载荷载荷系数K 由 K1.28 由4图1

23、0-13查得=1.22K= KA KV=1.251.051.101.22=1.76齿轮的弯曲疲劳强度极 由4图15-1-53查得齿形系数 由当量齿数 z z由4图14-1-47 应力修正系数由4图14-1-47 重合度系数由4表14-1-114查得cos= = 螺旋角系数 由4图14-1-49根据 查得0.98尺寸系数 由4表14-1-119的公式 5时，取=5 =2 弯曲寿命系数 根据N1=5.29108 N2=9.35107由5图6.4-11查得 计算许用弯曲疲劳应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 1=2计算大、小齿轮的并加以比较=小齿轮的数值较大由公式12计算可得： 对比计算结果，由齿

24、面接触疲劳强度计算的法面模数mn与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值mn4.0，取分度圆直径d1=44.96则 ,则（7） 几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为110。按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数等不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 圆整后取；。5.3.3 低速级齿轮的设计计算（1） 选择齿轮材料：由3表10-1选择齿轮材料为40cr，调质和表面淬火处理或氮化4855 HRC（2） 按齿面接触疲劳强度设计选择齿数取 z1=1, z2=i1z1=4.0911=45齿宽系数 由4表14-1-79,选=0.8初选螺旋角 =初选载荷系数K 选择Kt=

25、1.6 按齿轮非对称布置速度中等冲击载荷不大来转距T T=9.2105弹性系数ZE 由4表14-1-105 ZE=189.8确定变位系数 z1=12 z2=42 a=20 h*an=h*acos由4图14-1-4查的x1=0.35 x2=-0.35节点区域系数ZH X=0 = 查4图14-1-16 ZH=2.46重合度系数Z纵向重合度 0.17端面重合度 由4图14-1-7查得重合度则 由螺旋角系数许用接触应力接触疲劳极限由4图14-1-24查得大小齿轮的接触疲劳极限为Hlim1=Hlim2=1160应力循环次数 N1=60n1Lh=6070.6716300=2.67107N2=接触疲劳寿命系

26、数由5图6.4-10查得KHN1=1.20 KHN2=1.15计算接触疲劳许用应力取失效概率为1安全系数S111.231160=14272= =1.391160=1612 则（3） 计算小齿轮分度圆直径d1t小齿轮分度圆直径 d1t=由公式11计算可得：=验算圆周速度 选择精度等级 根据圆周速度由56.4-19、6.4-20选择齿轮精度等级为7级（4）计算齿宽b及模数mnt b= mnt （5） 计算载荷系数K使用系数 由4表14-1-81KA=1.25动载系数KV 根据圆周速度v=0.24由4图14-1-14 KV1.05齿间载荷分配系数 根据由5图6.4-3查得=1.10齿间载荷分配系数K

27、 由4表14-1-99齿轮装配时检验调整 K1.05+0.26（1+0.6）+0.1610-3b1.05+0.26(1+0.60.82)0.82+0.1610-350.46=1.29载荷系数K KKA KVK=1.251.051.101.29=1.86修正小齿轮直径 计算模数mnt （6） 按齿根弯曲疲劳强度设计 计算载荷载荷系数K 由 K1.29 由3图10-13查得=1.25K= KA KV=1.251.051.101.25=1.80齿轮的弯曲疲劳强度极 由4图15-1-53查得齿形系数由当量齿数 z z由4图14-1-47 应力修正系数由4图14-1-47 重合度系数由4表14-1-11

28、4查得cos= = 螺旋角系数 由4图14-1-49根据 查得0尺寸系数 由4表14-1-119的公式 5时，取=5 =2弯曲寿命系数 根据N1=5.29108 N2=9.35107由5图6.4-11查得 计算许用弯曲疲劳应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 1=2计算大、小齿轮的并加以比较 = 大齿轮的数值较大由公式12计算可得： 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值mn6.0，取分度圆直径d1=63.07则 ,则（7） 几何尺寸计算计算中心距 将中心距圆整为170。按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数等不必修正。

29、计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 圆整后取；。5.4 轴的设计减速器轴的设计包括：第一轴、第二轴、第三轴的设计计算以及轴上零件的设计。5.4.1 第一轴的设计计算（1） 求作用载齿轮上的力因已知高速级大齿轮的分度圆直径为 （2） 初步估算轴的最小直径1） 选择轴的材料 选轴的材料为45钢，调质处理。由2根据表5-1-1查得，。由2根据表5-1-19取,于是得考虑轴端有键，轴径应增大45%,取d=28（3） 选择花键输出轴的最小直径显然是安装键处轴的直径d。为了使所选的轴直径d-=28于键相适应，故需同时选取键型号。根据d=28中系列由4表15-1-29选取Z-6-281）校核键连接的强

30、度其主要失效行式是工作面被压溃（静强度）（14）静连接 h= 按照中等使用和制造情况，齿面经热处理查得，取 l，可取l=50 （4） 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案见减速器图。（5） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为满足矩形花键的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取段直径d-=30.键与轴配合的长度L=50 初步选择滚动轴承。因轴承主要承受径向载荷也可承受小的轴向载荷，故选用深沟球轴承。参照工作要求并依据d-=30，故选用单列深沟球轴承6206系列，其尺寸为。右端滚动轴承采用齿轮轴进行轴向定位。因齿轮的分度圆直径d=30.30,

31、因此，取d=25.参照工作要求并依据d=25,故选用6405系列，其尺寸为 根据齿轮的直径取齿轮轴处的轴段的直径d=37.1轴承端盖的总宽的为20。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与矩形花键的距离为76,小齿轮宽度为45，由空心轴长度为226则L=226+76+45+20=367。齿轮宽度为35，则L=35，右端轴承用轴肩定位，因此L=4。（6）轴上零件的周向定位滚动轴承与轴的轴向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6。（7）确定轴上圆角和倒角由3表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见减速器图5.4.2 第二轴的设计计算（1） 求作用载齿轮上的

32、力因已知大齿轮的分度圆直径为 （2） 初步估算轴的最小直径选择轴的材料 选轴的材料为45钢，调质处理。由2根据表5-1-1查得 由2根据表5-1-19，取,于是得 （3） 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案见减速器图。（4） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 初步选择滚动轴承。因轴承主要承受径向载荷也可承受小的轴向载荷，故选用深沟球轴承。参照工作要求并依据最小值径d=35，故选用单列深沟球轴承6407系列，其尺寸为。则右端采用同样型号的滚动轴承支撑。2） 滚动轴承的左端采用齿轮轴的轴肩轴向定位。取L25，则齿轮的右端有一轴轴肩高度取h7，则轴环的直径d49。轴环宽度b,取L=12。

33、齿轮的齿顶圆直径为59，则d59，因为齿轮轮毂宽度为45，则L=45。齿轮的左边采用轴肩进行定位，轴肩高度取h=7，则轴环的直径d45。轴环宽度b，取L12.3） 取安装齿轮处的轴段直径d=35，右齿轮与右端滚动轴承之间采用套筒进行轴向定位。已知齿轮轮毂的宽度30，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L=26.（5） 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按d由手册查得平键截面（GB/T1096-1979）,键槽用键槽铣刀加工，长为22（标准键长见GB/T1096-1979）,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮毂与轴的配合为H7/n6;滚动轴

34、承与轴的轴向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6.（6） 确定轴上圆角和倒角由3表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见减速器图。 5.4.3 第三轴的设计计算（1） 求作用载齿轮上的力因已知大齿轮的分度圆直径为 （2） 初步估算轴的最小直径选择轴的材料 选轴的材料为45钢，调质处理。由2根据表5-1-1查得 由2根据表5-1-19，取A0=110,于是得 （3） 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案见减速器图。（4） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 初步选择滚动轴承。因轴承只能承受径向载荷，因采用游动支撑故选用圆柱滚子轴承。参照工作要求并依据最小值径d=55，

35、故选用内圈有单挡边的NJ210E系列，其尺寸为。则L18。2） 左端齿轮与左端轴承之间采用轴肩定位。轴肩高度取h4，则轴环的直径d63。轴环宽度b,取L=8。安装左端齿轮的直径为65，则d60，因为齿轮轮毂宽度为60，则L=45。齿轮的左边采用轴肩进行定位，轴肩高度取h=4，则轴环的直径d63。轴环宽度b，为防止低速轴大齿轮与中间轴发生干取L24.3） 取安装齿轮处的轴段直径d=55，右齿轮与右端滚动轴承之间采用套筒进行轴向定位。已知齿轮轮毂的宽度40，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L=38. 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，轴肩高度取h=8，则轴环的直径d39。

36、轴环宽度b，为防止齿轮之间发生干涉取L35.4） 因右端轴采用固定支撑需用滚动轴承，根据d39，则选择d35。因轴承主要承受径向载荷也可承受小的轴向载荷，故选用深沟球轴承。参照工作要求并依据值径d=35，故选用单列深沟球轴承6407系列，其尺寸为（5） 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按d由手册查得平键截面（GB/T1096-1979）,键槽用键槽铣刀加工，长为36（标准键长见GB/T1096-1979）,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮毂与轴的配合为H7/n6;滚动轴承与轴的轴向定位是借过渡配合来保证的，滚动轴承与轴的轴向定位是借过渡配合来保证的，此处选

37、轴的直径公差为m6.（6） 确定轴上圆角和倒角由3表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见减速器图。6 第二轴的校核根据各轴承受的载荷利用材料力学对第二轴进行校核。根据轴的结构图作出轴的载荷分析图5。轴的校核包括：水平方向力的计算、垂直方向力的计算、总弯矩的计算、按弯扭合成应力校核轴的计算。图5轴的载荷分析图6.1 水平方向的力水平方向的力包括：水平支反力、水平方向的弯矩。6.1.1 求水平支反力6.1.2 求水平方向的弯距6.2 垂直方向的力垂直方向的力包括：垂直支反力、垂直方向的弯矩。6.2.1 求垂直支反力6.2.2 求垂直方向的弯矩6.3 求总弯距根据校核理论应在以上基础上，针对

38、水平方向的弯矩、垂直方向的弯矩计算总弯矩。则的数值较大。6.4 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面基准面2）的强度。由表中数值，并取a=0.6,轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，由2根据表5-1-1查得。因此，故安全。7 减速器外壳和运行机构的选择减速器外壳采用铸造外壳不是设计的重点，因与二级同轴式传动减速器外形差别不大，故在次借用。运行机构在此次设计中不作为重点，运行小车的电机和减速器均采用现有的成品，在此不在单独设计。8 结束语本问研究的用于中载小吨位的电动葫芦 具有以下特点：（1）三速电动葫芦运行速度比市场现有的电动葫芦更能满足用

39、户的需求。（2）吊具具有很大的质量和很高的势能，被搬运的物料范围广泛。（3）起重作业范围大，电动葫芦和桥式起重机组成多种运动。速度多变的可传动零件，形成起重机械的危险点多且分散的特点，使危险的影响范围加大。（4）作业条件复杂多变。致谢本课题是在指导老师的悉心指导下完成的。在整个研究过程中，指导老师具有严谨的治学态度，丰富的实践经验，在治学及做人方面使我受益匪浅，在次衷心感谢老师对我的关心指导和帮助。同时也感谢本组同学在我做课题的过程中给予我的巨大帮助和鼓励。还要特别感谢本班的一些同学在我写论文期间给我提出的宝贵意见和关心支持。在此，对导师给我提供的良好学习和实验环境致以真诚的谢意！参考文献1黄大巍,李风,毛文杰