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畢業(yè)設計說明書（論文）
5噸三速電動葫蘆的設計
學生姓名
所學專業(yè)
班 級
學 號
指導教師
XXXXXXXXX系
二○**年XX月
目 錄
1 緒論 1
1.1引言 1
1.2 電動葫蘆生產與發(fā)展趨勢 1
2 設計要求 1
3 設計方案 2
4 電動葫蘆起升機構部件的設計 2
4.1 起升機構的原理分析 2
4.2電動機的選擇 3
4.3 吊鉤的設計 3
4.3.1 吊鉤的選擇 3
4.3.2吊鉤的尺寸設計 4
4.4 滑輪組的選擇 4
4.5 鋼絲繩的選擇和校核 4
4.5.1 鋼絲繩的選擇 5
4.5.2 計算鋼絲繩所承受的最大靜拉力 5
4.6 卷筒的設計 5
4.6.1 卷筒直徑的確定 5
4.6.2 卷筒長度的確定 6
4.6.3 卷筒厚度的計算 6
5 同軸式三級齒輪減速器的設計 6
5.1 確定傳動裝置的總傳動比和分配轉動比 6
5.2 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 7
5.3 傳動零件的設計計算 8
5.3.1 高速軸齒輪的設計計算 8
5.3.2 中速級齒輪的設計計算 12
5.3.3 低速級齒輪的設計計算 16
5.4 軸的設計 20
5.4.1 第一軸的設計計算 20
5.4.2 第二軸的設計計算 22
5.4.3 第三軸的設計計算 23
6 第二軸的校核 24
6.1 水平方向的力 26
6.1.1 求水平支反力 26
6.1.2 求水平方向的彎距 26
6.2 垂直方向的力 26
6.2.1 求垂直支反力 26
6.2.2 求垂直方向的彎矩 26
6.3 求總彎距 26
7 減速器外殼和運行機構的選擇 27
8 結束語 27
致謝 27
參考文獻 28
1 緒論
1.1引言
工程機械裝備已經成為我國國民經濟發(fā)展的支柱產業(yè)之一，占據世界工程機械總量第七位。工程機械發(fā)展異常迅猛,新的理念、新的技術、新的工藝不斷給予工程機械新的生命力；作為企業(yè)生產不可缺少的起重機械更是如此。因此起重機械是國民生產各部門提高勞動生產率、生產過程機械化不可缺少的機械設備。
故本次設計在常規(guī)電動葫蘆的基礎上，設計小噸位（20T及以下）運行輕便的三速電動葫蘆。我國工程機械技術以及產品引進多以德國、日本、西班牙、韓國等機械裝備制造先進的國家為主，通過網上查閱以及圖書數(shù)據信息的收集，目前在多速電動葫蘆的研究方面，還是產品應用方面都很少。
就國內而言，多速電動葫蘆的研究，目前發(fā)現(xiàn)的資料也很少，作為起重設備較大規(guī)模的以及起重基地的新鄉(xiāng)，電動葫蘆多以為單速、雙速為主，均未有多速電動葫蘆方面的產品，針對市場的需求，研究開發(fā)三速電動葫蘆很有必要。新鄉(xiāng)是全國起重基地，為此必須要研究開發(fā)三速電動葫蘆，不斷改進起重運輸機械產品的性能，提高運轉速度和生產能力，提高自動化水平，使制造方便可靠、新型、高效能的輕小型起重設備滿足市場、生產的需要。
電動葫蘆結構緊湊、使用點、線結合，自重輕、體積小、維修方便、經久耐用等特點而廣泛應用。現(xiàn)在市場上以單速、雙速電動葫蘆為主，多速電動葫蘆比較少。以滿足輕載快速、重載中速、慢速定位控制的要求。
1.2 電動葫蘆生產與發(fā)展趨勢
電動葫蘆是一種產量大、使用面廣的輕小型起重設備。我國目前生產、使用的電動葫蘆絕大多數(shù)是 1963年聯(lián)合設計的 CD/MD 型 ,此外還少量生產、使用 AS型和TV型電動葫蘆。就其設計質量的綜合評價 ,是不盡如人意的。電動葫蘆更新?lián)Q代慢 ,開發(fā)周期長 ,產品標準化、通用化水平不高 ,生產準備工作量大 ,投產上市速度慢的機械設備。因此縮短設計生產周期、提高設備的利用效率向多用途、高效率的方向發(fā)展。
2 設計要求
根據現(xiàn)有市場起升負載的常用情況。本次設計的三速電動葫蘆機械系統(tǒng)技術上要求:
（1） 電動葫蘆的最大載重為5頓，起升高度為9米。
（2） 電動葫蘆的強度等級為M，工作級別為M5。
（3） 通過電機的變速實現(xiàn)在一個電機帶動下輸出3種速度
3 設計方案
電動葫蘆由起升機構和運行機構組成。起升機構包括吊鉤、鋼絲繩、滑輪組、電機、卷筒和減速器，是設計中的重點；運行機構為小車。
電動葫蘆起升機構的排列主要為電動機、減速器和卷筒裝置3個部件。排列方式有平行軸a和同軸式b兩種方式，見圖1
a b
圖1 起升機構部件排列圖
1電動機 2減速器 3卷筒裝置
本設計優(yōu)先選用b方案，電機、減速器、卷筒布置較為合理。減速器的大齒輪和卷筒連在一起,轉矩經大齒輪直接傳給卷筒,使得卷筒只受彎矩而不受扭矩。其優(yōu)點是機構緊湊，傳動穩(wěn)定，安全系數(shù)高。減速器用斜齒輪傳動,載荷方向不變和齒輪傳動的脈動循環(huán),對電動機產生一個除彈簧制動的軸向力以外的載荷制動軸向力。當斜齒輪傾斜角一定時,軸向力大小與載荷成正比,起吊載荷越大,該軸向力也越大,產生的制動力矩也越大;反之亦然。它可以減小制動彈簧的軸受力,制動瞬間的沖擊減小,電動機軸受扭轉的沖擊也將減小,尤其表現(xiàn)在起吊輕載荷時,提高了電動機軸的安全性。
圖a的結構電機與卷筒布置不再同一平面上通過減速器相連,使得減速器轉矩增大。
4 電動葫蘆起升機構部件的設計
電動葫蘆起升機構用來實現(xiàn)物料垂直升降，是任何起重機不可缺少的部分，因而是起重機最主要、也是最基本的機構。起升機構的安全狀態(tài)，是防止起重事故的關鍵，將直接地關系到起重作業(yè)的安全。電動葫蘆起升機構包括:起升用錐形轉子制動電動機、減速器、卷筒裝置和吊鉤裝置等4個動力和傳動部件。
4.1 起升機構的原理分析
電動機通過聯(lián)軸器與中間軸連接，中間軸又通過花鍵連接與減速器的高速軸相連，減速器的低速軸帶動卷筒，吊鉤等取物裝置與卷繞在卷筒上的省力鋼絲繩滑輪組連接起來。當電動機正反兩個方向的運動傳遞給卷筒時，通過卷筒不同方向的旋轉將鋼絲繩卷入或放出，從而使吊鉤與吊掛在其上的物料實現(xiàn)升降運動，這樣，將電動機輸入的旋轉運動轉化為吊鉤的垂直上下的直線運動。常閉式制動器在通電時松閘，使機構運轉；在失電情況下制動，使吊鉤連同貨物停止升降，并在指定位置上保持靜止狀態(tài)。當滑輪組升到最高極限位置時，上升極限位置限制器被觸碰面動作，使吊鉤停止上升。當?shù)踺d接近額定起重量時，起重量限制器及時檢測出來，并給予顯示，同時發(fā)出警示信號，一旦超過額定值及時切斷電源，使起升機構停止運行，以保證安全。
4.2電動機的選擇
本次設計為5噸三速電動葫蘆，電動機采用錐形轉子制動電動機，電動機的型號由電氣設計方面的同學給出。（見圖2）電動的額定功率為7.5kw,轉速為1400r/min。
圖2 錐形轉子制動電動機
4.3 吊鉤的設計
吊鉤的設計主要包括：吊鉤的選擇、尺寸的設計兩部分。
4.3.1 吊鉤的選擇
吊鉤按制造方法可分為鍛造吊鉤和片式吊鉤。
鍛造吊鉤又可分為單鉤和雙鉤。單鉤一般用于小起重量，雙鉤多用于較大的起重量。鍛造吊鉤材料采用優(yōu)質低碳鎮(zhèn)靜鋼或低碳合金鋼，如20優(yōu)質低碳鋼、16Mn、20MnSi、36MnSi。
本次設計的是5噸的葫蘆，屬于起重設備的小噸位設計，結合電葫蘆的生產現(xiàn)狀和使用情況由[1]選用鍛造單鉤。
4.3.2吊鉤的尺寸設計
單鉤:
吊鉤鉤孔直徑與起重能力有一定關系:
（1）
（2）
鉤身各部分尺寸（見圖3）間的關系如下:
（3）
（4）
（5）
圖3 鍛造單鉤
計算得
D=24 S=36 H=56 L1=175 L2=28
對比單、雙速吊鉤的設計尺寸，相比并進行放大，能夠滿足安全要求。
4.4 滑輪組的選擇
鋼絲繩一次繞過若干定滑輪和動滑輪組成的滑輪組，可以達到省力或增速的目的。通過滑輪可以改變鋼絲繩的運動方向。平衡滑輪還可以均衡張力。
滑輪組的倍率大小，對驅動裝置尺寸有較大的影響。為了使結構緊湊，體積小，選用滑輪組倍率m＝2。由[1]查表2-7得滑輪組效率＝0.99
4.5 鋼絲繩的選擇和校核
鋼絲繩的選擇和校核包括：鋼絲繩的選擇、鋼絲繩所受的最大靜拉力、鋼絲繩破斷拉力。
4.5.1 鋼絲繩的選擇
鋼絲繩是起重機械中最常用的構件之一，由于它具有強度高、自重輕、運動平穩(wěn)、極少斷裂等有點。根據現(xiàn)在的使用情況和參考工廠中實際使用的鋼絲繩，由[2]表8-1-1、8-1-6查的鋼絲繩型號選為6X37-15-1550-I-右。
4.5.2 計算鋼絲繩所承受的最大靜拉力
鋼絲繩所承受的最大靜拉力（即鋼絲繩分支的最大靜拉力）為：
（6）
式中: --額定起升載荷，指所有起升質量的重力，包括允許起升的最大有效物品、取物裝置（如下滑輪組吊鉤、吊梁、抓斗、容器、起重電磁鐵等）、懸掛撓性件以及其 它在升降中的設備的質量的重力；
Z--繞上卷筒的鋼絲繩分支數(shù)，單聯(lián)滑輪組Z=1，雙聯(lián)滑輪組Z=2；
m--滑輪組倍率；
--滑輪組的機械效率。
其中＝490000N ，m＝2，＝0.99
所以＝24.7
4.5.3 計算鋼絲繩破斷拉力
計算鋼絲繩破斷拉力為：
（7）
=n
式中:n--安全系數(shù)，根據機構工作級別查表確定，n＝5.5；
=150>=136
所以鋼絲繩滿足要求。
4.6 卷筒的設計
卷筒是用來卷繞鋼絲繩的部件，它承載起升載荷，收放鋼絲繩，實現(xiàn)取物裝置的升降。
4.6.1 卷筒直徑的確定
卷筒的直徑式卷筒集合尺寸中最關鍵的尺寸，其名義直徑D是指光面卷筒的卷筒外包直徑尺寸，由槽卷筒取槽底直徑，大小按下式確定。
(8)
式中--按鋼絲繩中心計算的最小卷筒直徑，mm
h--與機構工作級別和鋼絲繩有關的系數(shù)，由[2] 8-1-54查表為18
d--鋼絲繩的直徑，mm
計算的270mm
4.6.2 卷筒長度的確定
(9)
由[2]表8-1-53卷筒幾何尺寸計算:
(10)
式中L--卷筒長度，--卷筒上螺旋繩槽部分的長度，--固定鋼絲繩所需要的長度，--卷筒兩端多余部分的長度，P--繩槽節(jié)距, --最大起升高度，m--滑輪組倍率，--卷筒的計算直徑
按照卷筒長度示意圖計算 ＝450mm，＝54mm，＝30mm，L＝554mm
4.6.3 卷筒厚度的計算
對于鑄鋼卷筒，由[2]卷筒的設計計算表8-1-59查得式中--卷筒壁厚，--鋼絲繩直徑 所以＝15mm
5 同軸式三級齒輪減速器的設計
電動葫蘆減速器是本次設計的重要部分，也是電動葫蘆起升機構中的重要組成部分，所以單獨進行計算。其傳動關系如圖4所示。
圖4 同軸式三級傳動減速器示意圖
圖中所涉及到的零件在下面有具體標示,在次略。
5.1 確定傳動裝置的總傳動比和分配轉動比
（1） 總傳動比 ===81.2
（2）分配減速器的各級傳動比：
按同軸式布置。由[2]表15-1-3三級圓柱齒輪減速器分配傳動比，查的=5.66，=3.5則低速級傳動比== 4.09
5.2 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)包括：計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)、傳動零件的設計計算、軸的設計。
（1） 各軸轉速
nⅠ=nⅡ=nm = 1400
nⅢ=
nⅣ
nⅤ
nⅥ=nⅤ
（2）各軸輸入轉矩
TⅠ=Td
TⅡ
TⅢ=
TⅣ=
TⅤ=T
TⅥ=
（3） 各軸入輸功率
Pd=7.5KW
PⅠ=PdPd.
PⅠⅠ=PⅠ.PⅠ=
PⅢ=PⅡPⅡ
PⅣ=PPⅢ
PⅤ=PPⅣ
PⅥ=PPⅤ
5.3 傳動零件的設計計算
設計減速器的傳動零件包括高速軸、中間軸、低速軸齒輪的設計
5.3.1 高速軸齒輪的設計計算
（1） 選擇齒輪材料：由[3]表10-1選擇齒輪材料為40cr，調質和表面淬火處理或氮化48～55 HRC
（2） 按齒面接觸疲勞強度設計
選擇齒數(shù)取 z1=12, z2=i1z1=5.6612=68
齒寬系數(shù) 由[4]表14-1-79,選=0.8
初選螺旋角 =
初選載荷系數(shù) 按齒輪非對稱布置速度中等沖擊載荷不大來選擇Kt=1.6
轉距T T1=5.08104
彈性系數(shù)ZE 由[4]表14-1-105 ZE=189.8?
確定變位系數(shù) z1=12 z2=68 a=20o h*an=h*acos由[4]圖14-1-4查的x1=0.38 x2=-0.38
節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH X∑=0 = 查[4]圖14-1-16 ZH=2.46
重合度系數(shù)Z
縱向重合度0.19
端面重合度
由[4]圖14-1-7查的重合度
則
由[4]圖14-1-19查得
螺旋角系數(shù)
許用接觸應力[]
接觸疲勞極限由[4]圖14-1-24查得大小齒輪的接觸疲勞極限為
[]Hlim1=[]Hlim2=1160
應力循環(huán)次數(shù)
N1=60n1Lh=60140016300=5.29108
N2=
接觸疲勞壽命系數(shù)由[5]圖6.4-10查得
KHN1=1.08 KHN2=1.14
計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1％安全系數(shù)S＝1
[]1＝＝1.081160=1253
[]2= =1.141160=1322
則[]＝
（3）計算小齒輪分度圓直徑d1t
（11）
小齒輪分度圓直徑d1t=
由公式11計算可得：
驗算圓周速度
選擇精度等級 根據圓周速度由[5]6.4-19、6.4-20選擇齒輪精度等級為
7級
（4）計算齒寬b及模數(shù)mnt
b=
（5） 計算載荷系數(shù)K
使用系數(shù) 由[4]表14-1-81 KA=1.25
動載系數(shù)KV 根據圓周速度v=1.88由[4]查圖14-1-14 KV＝1.09
齒間載荷分配系數(shù) 根據由[5]圖6.4-3查得＝=1.20
齒間載荷分配系數(shù)K 由[4]表14-1-99齒輪裝配時檢驗調整
K＝1.05+0.26（1+0.6）+0.1610-3b
＝1.05+0.26(1+0.60.82)0.82+0.1610-322.54=1.28
載荷系數(shù)K K＝KA KVK=1.251.091.201.28=2.09
修正小齒輪直徑
計算模數(shù)mn mn=
（6）按齒根彎曲疲勞強度設計
（12）
計算載荷載荷系數(shù)K 由 K＝1.28 由[3]圖10-13查得=1.28
K= KA KV=1.251.091.201.15=1.88
齒輪的彎曲疲勞強度極 由[4]圖15-1-53查得
齒形系數(shù)
由當量齒數(shù) z
z
由[4]圖14-1-47
應力修正系數(shù)
由[4]圖14-1-47
重合度系數(shù)
由[4]表14-1-114查得 =
cos=
螺旋角系數(shù) 由[4]圖14-1-49根據 查得＝0.98
尺寸系數(shù) 由[4]表14-1-119的公式 〈5時，取=5 =2
彎曲壽命系數(shù) 根據N1=5.29108 N2=9.35107由[5]圖6.4-11查得
計算許用彎曲疲勞應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4
1=
2＝
計算大、小齒輪的并加以比較
=
小齒輪的數(shù)值較大
由公式12計算可得：
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn與由齒根彎曲疲勞
強度計算的法面模數(shù)相差不大，取標準值mn＝2.5，取分度圓直徑d1=30.30
則 ,取
（7） 幾何尺寸計算
計算中心距
將中心距圓整為105。
按圓整后的中心距修正螺旋角
因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。
計算大、小齒輪的分度圓直徑
計算齒輪寬度
圓整后?。?。
5.3.2 中速級齒輪的設計計算
（1）選擇齒輪材料：由[3]表10-1選擇齒輪材料為40cr，調質和表面淬火處理或氮化48～55 HRC
（2） 按齒面接觸疲勞強度設計
選擇齒數(shù)取 z1=12, z2=i1z1=3.512=42
齒寬系數(shù) 由[4]表14-1-79,選=0.8
初選螺旋角 =
初選載荷系數(shù)K 選擇Kt=1.6按齒輪非對稱布置速度中等沖擊載荷不大來選擇
轉距T T=2.7105
彈性系數(shù)ZE 由[4]表14-1-105 ZE=189.8?
確定變位系數(shù) z1=12 z2=42 a=20o h*an=h*acos由[4]圖14-1-4查的x1=0.38 x2=-0.38
節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH X∑=0 = 查[4]圖14-1-16 ZH=2.46
重合度系數(shù)Z
縱向重合度 0.19
端面重合度
由[4]圖14-1-7查得重合度
則
由[4]圖14-1-19查得
由螺旋角系數(shù)
許用接觸應力[]
接觸疲勞極限由[4]圖14-1-24查得大小齒輪的接觸疲勞極限為
[]Hlim1=[]Hlim2=1160
應力循環(huán)次數(shù)
N1=60n1Lh=60247.3516300=9.35107
N2=
接觸疲勞壽命系數(shù)由圖[5]6.4-10查得
KHN1=1.19 KHN2=1.15
計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1％安全系數(shù)S＝1
[]1＝＝1.191160=1380
[]2= =1.151160=1344
則 []＝
（3） 計算小齒輪分度圓直徑d1t
小齒輪分度圓直徑
d1t=
由公式11計算可得：
驗算圓周速度
選擇精度等級 根據圓周速度由[5]6.4-19、6.4-20選擇齒輪精度等級為7級
（4）計算齒寬b及模數(shù)mnt
b=
mnt
（5） 計算載荷系數(shù)K
使用系數(shù) 由[4]表14-1-81 KA=1.25
動載系數(shù)KV 根據圓周速度v=0.6由[4]圖14-1-14 KV＝1.05
齒間載荷分配系數(shù) 根據由[5]圖6.4-3查得＝=1.10
齒間載荷分配系數(shù)K 由[4]表14-1-99齒輪裝配時檢驗調整
K＝1.05+0.26（1+0.6）+0.1610-3b
＝1.05+0.26(1+0.60.82)0.82+0.1610-334.26=1.28
載荷系數(shù)K K＝KA KVK=1.251.051.101.28=1.85
修正小齒輪直徑
計算模數(shù)mnt
（6） 按齒根彎曲疲勞強度設計
計算載荷載荷系數(shù)K 由 K＝1.28 由[4]圖10-13查得=1.22
K= KA KV=1.251.051.101.22=1.76
齒輪的彎曲疲勞強度極 由[4]圖15-1-53查得
齒形系數(shù)
由當量齒數(shù) z
z
由[4]圖14-1-47
應力修正系數(shù)
由[4]圖14-1-47
重合度系數(shù)
由[4]表14-1-114查得
cos=
=
螺旋角系數(shù) 由[4]圖14-1-49根據 查得＝0.98
尺寸系數(shù) 由[4]表14-1-119的公式 〈5時，取=5 =2
彎曲壽命系數(shù) 根據N1=5.29108 N2=9.35107由[5]圖6.4-11查得
計算許用彎曲疲勞應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4
1=
2＝
計算大、小齒輪的并加以比較
=
小齒輪的數(shù)值較大
由公式12計算可得：
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn與由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)相差不大，取標準值mn＝4.0，取分度圓直徑d1=44.96
則 ,則
（7） 幾何尺寸計算
計算中心距
將中心距圓整為110。
按圓整后的中心距修正螺旋角
因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。
計算大、小齒輪的分度圓直徑
計算齒輪寬度
圓整后?。?。
5.3.3 低速級齒輪的設計計算
（1） 選擇齒輪材料：由[3]表10-1選擇齒輪材料為40cr，調質和表面淬火處理或氮化48～55 HRC
（2） 按齒面接觸疲勞強度設計
選擇齒數(shù)取 z1=1１, z2=i1z1=4.0911=45
齒寬系數(shù) 由[4]表14-1-79,選=0.8
初選螺旋角 =
初選載荷系數(shù)K 選擇Kt=1.6 按齒輪非對稱布置速度中等沖擊載荷不大來
轉距T T=9.2105
彈性系數(shù)ZE 由[4]表14-1-105 ZE=189.8?
確定變位系數(shù) z1=12 z2=42 a=20o h*an=h*acos由[4]圖14-1-4查的x1=0.35 x2=-0.35
節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH X∑=0 = 查[4]圖14-1-16 ZH=2.46
重合度系數(shù)Z
縱向重合度 0.17
端面重合度
由[4]圖14-1-7查得重合度
則
由螺旋角系數(shù)
許用接觸應力[]
接觸疲勞極限由[4]圖14-1-24查得大小齒輪的接觸疲勞極限為
[]Hlim1=[]Hlim2=1160
應力循環(huán)次數(shù)
N1=60n1Lh=6070.6716300=2.67107
N2=
接觸疲勞壽命系數(shù)由[5]圖6.4-10查得
KHN1=1.20 KHN2=1.15
計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1％安全系數(shù)S＝1
[]1＝＝1.231160=1427
[]2= =1.391160=1612
則[]＝
（3） 計算小齒輪分度圓直徑d1t
小齒輪分度圓直徑 d1t=
由公式11計算可得：
=
驗算圓周速度
選擇精度等級 根據圓周速度由[5]6.4-19、6.4-20選擇齒輪精度等級為7級
（4）計算齒寬b及模數(shù)mnt
b=
mnt
（5） 計算載荷系數(shù)K
使用系數(shù) 由[4]表14-1-81 KA=1.25
動載系數(shù)KV 根據圓周速度v=0.24由[4]圖14-1-14 KV＝1.05
齒間載荷分配系數(shù) 根據由[5]圖6.4-3查得＝=1.10
齒間載荷分配系數(shù)K 由[4]表14-1-99齒輪裝配時檢驗調整
K＝1.05+0.26（1+0.6）+0.1610-3b
＝1.05+0.26(1+0.60.82)0.82+0.1610-350.46=1.29
載荷系數(shù)K K＝KA KVK=1.251.051.101.29=1.86
修正小齒輪直徑
計算模數(shù)mnt
（6） 按齒根彎曲疲勞強度設計
計算載荷載荷系數(shù)K 由 K＝1.29 由[3]圖10-13查得=1.25
K= KA KV=1.251.051.101.25=1.80
齒輪的彎曲疲勞強度極 由[4]圖15-1-53查得
齒形系數(shù)
由當量齒數(shù) z
z
由[4]圖14-1-47
應力修正系數(shù)
由[4]圖14-1-47
重合度系數(shù)
由[4]表14-1-114查得
cos=
=
螺旋角系數(shù) 由[4]圖14-1-49根據 查得＝0
尺寸系數(shù) 由[4]表14-1-119的公式 〈5時，取=5 =2
彎曲壽命系數(shù) 根據N1=5.29108 N2=9.35107由[5]圖6.4-11查得
計算許用彎曲疲勞應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4
1=
2＝
計算大、小齒輪的并加以比較
=
大齒輪的數(shù)值較大
由公式12計算可得：
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn與由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)相差不大，取標準值mn＝6.0，取分度圓直徑d1=63.07
則 ,則
（7） 幾何尺寸計算
計算中心距
將中心距圓整為170。
按圓整后的中心距修正螺旋角
因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。
計算大、小齒輪的分度圓直徑
計算齒輪寬度
圓整后??；。
5.4 軸的設計
減速器軸的設計包括：第一軸、第二軸、第三軸的設計計算以及軸上零件的設計。
5.4.1 第一軸的設計計算
（1） 求作用載齒輪上的力
因已知高速級大齒輪的分度圓直徑為
（2） 初步估算軸的最小直徑
1） 選擇軸的材料 選軸的材料為45鋼，調質處理。由[2]根據表5-1-1查
得，。
由[2]根據表5-1-19取,于是得
考慮軸端有鍵，軸徑應增大4％～5%,取d=28
（3） 選擇花鍵
輸出軸的最小直徑顯然是安裝鍵處軸的直徑dⅠ－Ⅱ。為了使所選的軸直徑
dⅠ-Ⅱ=28于鍵相適應，故需同時選取鍵型號。
根據d=28中系列由[4]表15-1-29選取Z-＝6-28
1）校核鍵連接的強度
其主要失效行式是工作面被壓潰（靜強度）
（14）
靜連接
h=
按照中等使用和制造情況，齒面經熱處理查得，取
l≥，可取l=50
（4） 軸的結構設計
擬定軸上零件的裝配方案見減速器圖。
（5） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
1） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
① 為滿足矩形花鍵的軸向定位要求，Ⅰ～Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故取
Ⅱ～Ⅲ段直徑dⅡ-Ⅲ=30.鍵與軸配合的長度LⅠ~Ⅱ=50
② 初步選擇滾動軸承。因軸承主要承受徑向載荷也可承受小的軸向載荷，故選用深溝球軸承。參照工作要求并依據dⅡ-Ⅲ=30，故選用單列深溝球軸承6206系列，其尺寸為。右端滾動軸承采用齒輪軸進行軸向定位。因齒輪的分度圓直徑d=30.30,因此，取dⅤ～Ⅵ=25.參照工作要求并依據dⅤ～Ⅵ=25,故選用6405系列，其尺寸為
③ 根據齒輪的直徑取齒輪軸處的軸段Ⅲ～Ⅳ的直徑dⅢ～Ⅳ=37.1
④軸承端蓋的總寬的為20。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與矩形花鍵的距離為76,小齒輪寬度為45，由空心軸長度為226則LⅡ～Ⅲ=226+76+45+20=367。齒輪寬度為35，則LⅢ～Ⅳ=35，右端軸承用軸肩定位，因此LⅤ～Ⅵ=4。
（6）軸上零件的周向定位
滾動軸承與軸的軸向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑公差為m6。
（7）確定軸上圓角和倒角
由[3]表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見減速器圖
5.4.2 第二軸的設計計算
（1） 求作用載齒輪上的力
因已知大齒輪的分度圓直徑為
（2） 初步估算軸的最小直徑
選擇軸的材料 選軸的材料為45鋼，調質處理。由[2]根據表5-1-1查得
由[2]根據表5-1-19，取,于是得
（3） 軸的結構設計
擬定軸上零件的裝配方案見減速器圖。
（4） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
1） 初步選擇滾動軸承。因軸承主要承受徑向載荷也可承受小的軸向載荷，
故選用深溝球軸承。參照工作要求并依據最小值徑dⅠ～Ⅱ=35，故選用單列深
溝球軸承6407系列，其尺寸為。則右端采用同樣型號的
滾動軸承支撐。
2） 滾動軸承的左端采用齒輪軸的軸肩軸向定位。取LⅠ～Ⅱ＝25，則齒輪
的右端有一軸軸肩高度取h＝7，則軸環(huán)的直徑dⅡ～Ⅲ＝49。軸
環(huán)寬度b,取LⅡ～Ⅲ=12。齒輪的齒頂圓直徑為59，則dⅢ～Ⅳ＝59，
因為齒輪輪轂寬度為45，則LⅢ～Ⅳ=45。齒輪的左邊采用軸肩進行定位，軸肩
高度取h=7，則軸環(huán)的直徑dⅣ～Ⅴ＝45。軸環(huán)寬度b，取
LⅤ～Ⅵ＝12.
3） 取安裝齒輪處的軸段Ⅴ～Ⅵ直徑dⅥ～Ⅶ=35，右齒輪與右端滾動軸承之間采用套筒進行軸向定位。已知齒輪輪轂的寬度30，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取LⅤ～Ⅳ=26.
（5） 軸上零件的周向定位
齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按dⅤ～Ⅵ由手冊查得平鍵截面（GB/T1096-1979）,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為22（標準鍵長見GB/T1096-1979）,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選用齒輪轂與軸的配合為H7/n6;滾動軸承與軸的軸向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑公差為m6.
（6） 確定軸上圓角和倒角
由[3]表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見減速器圖。
5.4.3 第三軸的設計計算
（1） 求作用載齒輪上的力
因已知大齒輪的分度圓直徑為
（2） 初步估算軸的最小直徑
選擇軸的材料 選軸的材料為45鋼，調質處理。由[2]根據表5-1-1查得
由[2]根據表5-1-19，取A0=110,于是得
（3） 軸的結構設計
擬定軸上零件的裝配方案見減速器圖。
（4） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
1） 初步選擇滾動軸承。因軸承只能承受徑向載荷，因采用游動支撐故選用
圓柱滾子軸承。參照工作要求并依據最小值徑dⅠ～Ⅱ=55，故選用內圈有單擋
邊的NJ210E系列，其尺寸為。則LⅠ～Ⅱ＝18。
2） 左端齒輪與左端軸承之間采用軸肩定位。軸肩高度取h＝
4，則軸環(huán)的直徑dⅡ～Ⅲ＝63。軸環(huán)寬度b,取LⅡ～Ⅲ=8。安裝左
端齒輪的直徑為65，則dⅢ～Ⅳ＝60，因為齒輪輪轂寬度為60，則LⅢ～
Ⅳ=45。齒輪的左邊采用軸肩進行定位，軸肩高度取h=4，則軸環(huán)的
直徑dⅣ～Ⅴ＝63。軸環(huán)寬度b，為防止低速軸大齒輪與中間軸發(fā)生干取
LⅥ～Ⅴ＝24.
3） 取安裝齒輪處的軸段Ⅴ～Ⅵ直徑dⅥ～Ⅶ=55，右齒輪與右端滾動軸承
之間采用套筒進行軸向定位。已知齒輪輪轂的寬度40，為了使套筒端面可靠
地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取LⅤ～Ⅳ=38. 右端滾動軸承采用
軸肩進行軸向定位，軸肩高度取h=8，則軸環(huán)的直徑dⅣ～Ⅴ＝39。
軸環(huán)寬度b，為防止齒輪之間發(fā)生干涉取LⅥ~Ⅴ＝35.
4） 因右端軸采用固定支撐需用滾動軸承，根據dⅣ～Ⅴ＝39，則選擇dⅤ～Ⅵ＝35。因軸承主要承受徑向載荷也可承受小的軸向載荷，故選用深溝球軸
承。參照工作要求并依據值徑dⅠ～Ⅱ=35，故選用單列深溝球軸承6407系列，其尺寸為
（5） 軸上零件的周向定位
齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按dⅤ～Ⅵ由手冊查得平鍵截面
（GB/T1096-1979）,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為36（標
準鍵長見GB/T1096-1979）,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選
用齒輪轂與軸的配合為H7/n6;滾動軸承與軸的軸向定位是借過渡配合來保證的，
滾動軸承與軸的軸向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑公差為m6.
（6） 確定軸上圓角和倒角
由[3]表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見減速器圖。
6 第二軸的校核
根據各軸承受的載荷利用材料力學對第二軸進行校核。根據軸的結構圖作出軸的載荷分析圖5。軸的校核包括：水平方向力的計算、垂直方向力的計算、總彎矩的計算、按彎扭合成應力校核軸的計算。
圖5軸的載荷分析圖
6.1 水平方向的力
水平方向的力包括：水平支反力、水平方向的彎矩。
6.1.1 求水平支反力
6.1.2 求水平方向的彎距
6.2 垂直方向的力
垂直方向的力包括：垂直支反力、垂直方向的彎矩。
6.2.1 求垂直支反力
6.2.2 求垂直方向的彎矩
6.3 求總彎距
根據校核理論應在以上基礎上，針對水平方向的彎矩、垂直方向的彎矩計算總彎矩。
則的數(shù)值較大。
6.4 按彎扭合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面基準面2）的強度。由表中數(shù)值，并取a=0.6,軸的計算應力
前已選定軸的材料為45鋼，由[2]根據表5-1-1查得。因此，故安全。
7 減速器外殼和運行機構的選擇
減速器外殼采用鑄造外殼不是設計的重點，因與二級同軸式傳動減速器外形差別不大，故在次借用。
運行機構在此次設計中不作為重點，運行小車的電機和減速器均采用現(xiàn)有
的成品，在此不在單獨設計。
8 結束語
本問研究的用于中載小噸位的電動葫蘆 具有以下特點：
（1） 三速電動葫蘆運行速度比市場現(xiàn)有的電動葫蘆更能滿足用戶的需求。
（2） 吊具具有很大的質量和很高的勢能，被搬運的物料范圍廣泛。
（3） 起重作業(yè)范圍大，電動葫蘆和橋式起重機組成多種運動。速度多變的可傳動零件，形成起重機械的危險點多且分散的特點，使危險的影響范圍加大。
（4） 作業(yè)條件復雜多變。
致謝
本課題是在指導老師的悉心指導下完成的。在整個研究過程中，指導老師具有嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度，豐富的實踐經驗，在治學及做人方面使我受益匪淺，在次衷心感謝老師對我的關心指導和幫助。同時也感謝本組同學在我做課題的過程中給予我的巨大幫助和鼓勵。
還要特別感謝本班的一些同學在我寫論文期間給我提出的寶貴意見和關心支持。在此，對導師給我提供的良好學習和實驗環(huán)境致以真誠的謝意！
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