电动葫芦设计

机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩1 前言以电动葫芦作为起升机构的起重机统称为葫芦式起重机。这种起重机的核心是电动葫芦，并多为钢丝绳电动葫芦和环链式电动葫芦，以往电动葫芦除了作为单轨架空悬挂轨道起重运输设备用之外，多用来与电动单梁起重机和电动单梁悬挂起重机配套，用于车间，仓库等场所，随着电动葫芦性能参数的扩展，从 80 年代开始，这种葫芦式起重机已不再局限于作为轻小起重设备，大起重量的电动葫芦桥式起重机有代替起重量 100t 以下的轻，中工作级别的普通桥式起重机的趋势，因为这种起重机自重轻，建筑高度低。随着电动葫芦结构形式的更新，特别是电动葫芦运行小车出现了多种形式的支撑和悬挂方式，大大促进了葫芦式起重机的品种类型的增多与应用范围的扩大，80 年代在国外，特别是德国，芬兰，日本，英国，法国及保加利亚等国家的厂家，不禁相继研制生产出性能新进的电动单梁，悬挂和电动葫芦桥式起重机，还派生出先进适用的葫芦门式起重机，葫芦式抓斗起重机，葫芦吊钩抓斗两用起重机，葫芦吊钩抓斗电磁三用起重机，葫芦式旋臂起重机葫芦式壁行起重机，葫芦桥式堆垛起重机及立体仓库用葫芦式巷道堆垛起重机。葫芦式起重机品种，类型，规格的不断扩展及在起重运输设备中所占比例的增加，将使各种类型的葫芦式起重机形成一种独立而重的起重运输设备体系。电动葫芦作为一种轻小型的起重设备，广泛用于国名经济的各个领域，而国内电动葫芦近几年的发展却十分缓慢。上世纪 60 年代到 70 年代初，我国从前苏联引进 TV 型钢丝绳电动葫芦，70 年代初我国自行设计了 CD1 型钢丝绳电动葫芦取代 TV 型钢丝绳电动葫芦，至目前为止 CD1 型电动葫芦在国内生产制造，使用已达 30 多年历史，期间，曾有一些厂家引进国外先进的生产制造技术，但均未获得广泛的推广应用。电动葫芦主要分为：微型电动葫芦，HHXG 型环链电动葫芦，HC 型电动葫芦，DHP 型环链电动葫芦，CD1、MD1 型钢丝绳电动葫芦等。电动葫芦技术水平在国内发展迟缓，其原因是多方面的：(1)国内电动葫芦企业生产、制造水平及配套的机械、电气及标准件技术基础较低； (2)近 20 年来，国内经济体制由计划经济转向市场经济，许多国营企业在转制初期不可能将大量的资金投入到产品开发上；(3)CDl 型电动葫芦目前仍有一定的市场占有机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩率。 近年来，国外的电动葫芦技术水平发展很快。随着我国加入 WTO，外资企业纷纷打进中国市场，国外电动葫芦对国内产品的冲击将越来越大。国内低价、低档次的产品，已不再有广泛的市场，用户对产品的性价比越来越重视。所以，国内电动葫芦如不很快地适应国内、国际市场的要求进行产品更新换代，将很快被淘汰。CD 型电动葫芦能在国内市场使用近 30 多年，有其成功的方面，但是在其使用过程中也暴露了一些亟待改进的不足。机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩2 钢丝绳的选取（1）钢丝绳最大拉力 Fmax根据设计要求，起重重量为 0.5t，按照构造宜紧凑的原则,选用滑轮组倍率：a=2。（2.1NaF2940.1850mgkx ）k：安全系数；取 1.2。（2）钢丝绳直径 d（2.2m8.42908.maxFC）C：选择系数；查5P8-10 表 8.1-8，取 C=0.089。（3）选取钢丝绳由表18.1-11，选用钢丝绳的型号为：6x19+IWS，右向捻。图 2.1 6x19+IWS 钢丝绳机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩3 卷筒的尺寸确定及强度验算（1）卷筒选取由5P8-41 表 8.1-52,选用 C 型卷筒结构 （JB/T9006.2-1999） ，单层单联卷筒。图 3.1 C 型卷筒结构（2）卷筒直径 DD=d(e-1)=4.8(25-1)=115.2（3.1）取 160mm（3）卷筒上有螺旋槽部分长 L0（3.2pzDaHL)mx(100）机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩m367)8.16420(Hmax：最大起升高度；H max=12m。A：滑轮组倍率；a=2。D0：钢丝绳中心算起的卷筒直径；。m8.164.0dZ1：安全圈数； ，取 Z1=6。5P：绳槽槽距；查5P8-39 表 8.1-49，取 P=7mm。（4）卷筒总长 Ld（3.3m4321362210 ）L1：无绳槽卷筒端部尺寸；L1=23mm。L2：固定钢绳所需长度； 。2173PL2（5）卷筒壁厚 （3.4m12.32910602.m， 取）（ ）（ D）（6）单层卷绕卷筒压应力 1bcMPpFA a25.679405.max1（3.5）故安全。A1：应力减小系数；取 0.75。对于 HT200,查7表 4-5 得 =1000。bc机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩4 电动机的选择4.1 工作机所需功率 WPVFPW（4.1）kw784.0)6/8(.92150( 4.2 电动机至工作机的总效率 n4321.（4.2）联轴器的效率： 9.095.0.11 ； 取一对滚动轴承的效率： .822； 取一对齿轮的效率： 76.33； 取花键的效率 9.090.44 ； 取 8.232321 4.3 电动机所需的输出功率 Pd（4.3kwPwd9.083.74）4.4 确定电动机的额定功率 Ped因为 ，所以取dePkwed9.04.5 电动机额定转速 nwdiin321nw:主动轴转速;机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩。（4.4）r/min6.321010wDVnV：因为起升速度为 8m/min,所以 V=16m/min。D:卷筒直径；160mm。展开式三级圆柱齿轮减速箱传动比 ，初取 。40i42i（4.5wdniin321）r/min169.4wi4.6 选定电动机表 4.1 电动机参数电动机型号额定功率kw满载转速r/min额定电流A质量kgZD21-4 型锥形转子电动机0.8 1380 2.2 18机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩5 总传动比的确定及各级传动比的分配5.1 理论总传动比 i（5.1）3.426.180wmninw:满载转速；1380r/min。5.2 各级传动比的分配第一级齿轮的理论传动比，取 。93.1i第二级齿轮的理论传动比，取 。42第三级齿轮的理论传动比， 。3.13i机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩6 各轴的转速、输入功率、转矩6.1 各轴的理论转速电机轴： min/1380drn联轴器中间轴：轴：n 1=1380r/min轴：（6.1）min/.359.8012ri轴： i/8.14.23ind空心轴： min/6.324.93.014 ri6.2 各轴的输入功率电机轴： kwPd.0轴：（6.2）k85.097.9.1 轴： wP2.7022轴： k8.33空心轴： 5.09.09344 6.3 各轴的理论转矩电机轴：（6.3）m2.6138095n90dd NPT轴： 8.5.11 机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩轴： m3.21.5809n5022 NPT轴： 6.733 空心轴： .219.095n044 PT6.4 各轴运动和动力参数汇总表表 6.1 各轴运动和动力参数汇总表(理论值)轴号理论转速（ ）minr输入功率（ ）kw理论转矩（ ）mN理论传动比 效率 电机轴 d（按专用设计）dPdT/ /轴 1 1380 0.85 5.88 3.93 0.95轴 2 351.1 0.82 22.3 3.14 0.96轴 3 111.8 0.78 66.6 3.43 0.95空心 32.6 0.75 219.7 / 0.96机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩7 齿轮传动方案及设计计算7.1 第一级齿轮的传动7.1.1 选精度等级、材料及齿数（1）为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮。（2）电动葫芦为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。（3）材料选择小齿轮：40Cr，调质，HBS 1=330接触疲劳强度极限： MPaH0lim弯曲疲劳强度极限： FE721大齿轮：40Cr，调质，HBS 2=260接触疲劳强度极限： PaH80lim弯曲疲劳强度极限： MFE62（4）选小齿轮齿数：Z 1=14，大齿轮齿数：Z 2=iZ1=3.9314=55。（5）选取螺旋角。初选螺旋角 =8。7.1.2 按齿面接触强度设计（1）确定公式内的各计算值公式：（7.1）32112HEdtt ZuTK1）Kt：载荷系数；取 1.6。2）Z H：区域系数；由1P217 图 10-30，取 2.47。3）断面重合度 ：由1P215 图 10-26 查得；84.07.21，机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩则 。58.14.07.214）计算许用接触应力 H确定应力循环次数小齿轮： 91 1076.23806tnN（7.2）大齿轮： 8912.3.7i接触疲劳寿命系数由1P207 图 10-19 查得，K HN1=1.0；K HN2=1.14。计算许用接触应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1;小齿轮： MPaSHNH101lim1 （7.3）大齿轮： aSKHNH 8.93412.2lim2（7.4MPH .678.9341021 ） ，aH8.14923.2所以， 。P675）T 1:小齿轮转矩；T 1=5.88Nm=5880Nmm。6） ：齿宽系数；由1P205 表 10-7 查得 。d 7.0d7）Z E：材料弹性影响系数；由1P201 表 10-6 查得机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩Mpa1/2。8.19EZ8）u：传动比；u=3.93。（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径 td13211 )(HEdtt ZuTK（7.5）m1.7)4.96872(3.158.170623 22）计算圆周速度（7.6/sndvt 2.106.106）3）计算齿宽 b 及模数 mnt（7.798.17.01tdb）（7.82.14cos.cos1Zmtnt）（7.9m7.25.nth）b/h=11.98/2.72=4.40（7.10）4）计算纵向重合度 机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩4.0817.03.318.0tgtgZd（7.11）5）计算载荷系数公式：（7.12）HVAHK KA：使用系数；由1P193 表 10-2 查得，根据电动机驱动，。0.1 KV：动载系数；由1P194 图 10-8 查得，K V=1.05。/svm24. ：齿间载荷分布系数；由1P195 表 10-3 查得H。.1F ：齿向载荷分布系数；由1P196 表 10-4 查得 。H 23.1KH5.123.051HVAHK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 1d（7.13m9.6.17331tdH）7）计算模数 mn（7.1420.148cos93.16cos1 zdn）7.1.3 按齿根弯曲强度设计机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩（1）确定计算参数公式：（7.15）3 max21cos FSadn YZYKTm1）计算载荷系数（7.1645.12.05FVA）：齿向载荷分布系数；由1P198 表 10-13，b/h=4.40，查FK得 =1.15。2）螺旋角影响系数根据纵向重合度 ，查1P217 图 10-28，得 0.97。4.0 Y3）计算当量齿数小齿轮：（7.17）42.18cos331ZV大齿轮： 6.5332V4）齿形系数由1P200 表 10-5 查得 ， 。97.21FaY30.2Fa5）应力校正系数由1P200 表 10-5 查得， ， 1。1.5Sa2.7SaY6）计算弯曲疲劳许用应力由1P202 式 10-12，取弯曲疲劳安全系数 S=1.4。弯曲疲劳寿命系数：由1P206 图 10-18机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩查得 ， 。1FNK2FN （7.18）MPaSFENF 85.4.7011129622 7）计算大小齿轮的 并加以比较YFaS（7.1908.25.1491FSaY） 083.429.7132FSa比较： ，故取 0.0088。1FSaY2FSa（2）设计计算 3 max21cos FSadn YZKTmm87.0.58.47.0cos9322为同时满足两种强度的要求，取 =1.5mm。分度圆直径nd1=16.93mm 来计算应有的齿数。，取 Z1=14。 2.15.8cos936cosnmZ（7.20）Z2=iZ1=3.9314=55。7.1.4 几何尺寸计算（1）计算中心距机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩mmZan26.58cos21)4(cos2)(1 （7.21）将中心距圆整为 52mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角346852.1)4(arcos2)(arcos1 mZn（7.22）（3）计算大小齿轮的分度圆直径（7.23m21.3468cos5.11nmZd） .3468cos5.2nd(4)计算齿轮宽度（7.24m5.12.701bd）圆整后 B2=14,B1=16。（5）验算（7.25NdTFt 5.421.801）100N/mmmbKtA/65.341原假设成立。机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩7.2 第二级齿轮的传动7.2.1 选精度等级、材料及齿数（1）为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮。（2）电动葫芦为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。（3）材料选择小齿轮：40Cr，调质，HBS 1=330接触疲劳强度极限： MPaH0lim弯曲疲劳强度极限： FE721大齿轮：40Cr，调质，HBS 2=260接触疲劳强度极限： PaH80lim弯曲疲劳强度极限： MFE62（4）选小齿轮齿数：Z 1=14，大齿轮齿数：Z 2=iZ1=3.1414=44。（5）选取螺旋角。初选螺旋角 =8。7.2.2 按齿面接触强度设计（1）确定公式内的各计算值公式： 32112HEdtt ZuTK1）Kt：载荷系数；取 1.6。2）Z H：区域系数；由1P217 图 10-30，取 2.47。3）断面重合度 ：由1P215 图 10-26 查得则；87.074.21， 。61.87.04.21 4）计算许用接触应力 H确定应力循环次数机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩小齿轮： 81 10.732.560tnN大齿轮： 88124.7i接触疲劳寿命系数由1P207 图 10-19 查得，K HN1=1；K HN2=1。计算许用接触应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1;小齿轮： MPaSHNH101lim1 大齿轮： K822li2 ，PaHH91021PaH8.1493.2所以， 。MPa905）T 1:小齿轮转矩；T 1=22.3Nm=22300Nmm。6） ：齿宽系数；由1P205 表 10-7 查得 。d 7.0d7）Z E：材料弹性影响系数；由1P201 表 10-6 查得Mpa1/2。8.198）u：传动比；u=3.14。（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径 td13211 )(HEdtt ZuTKm09.28)91.47.(.36.7023 机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩2）计算圆周速度 /sndvt m52.01639.281063）计算齿宽 b 及模数 mnt7.928.1tdb.14cos0cos1Zmtnt8.925.nthb/h=19.67/4.48=4.404）计算纵向重合度 4.0817.03.318.0tgtgZd5）计算载荷系数公式： HVAHK KA：使用系数；由1P193 表 10-2 查得，根据电动机驱动，。0.1 KV：动载系数；由1P194 图 10-8 查得，K V=1.04。/svm52. ：齿间载荷分布系数；由1P195 表 10-3 查得H。.1FH ：齿向载荷分布系数；由1P196 表 10-4 查得 。 23.1KH54.123.041HVAHK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 1d机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩 m73.26.1540928331 KtdH7）计算模数 mn 9.14cos7.cos1zn7.2.3 按齿根弯曲强度设计（1）确定计算参数公式： 3 max21cos FSadn YZYKTm1）计算载荷系数 4.15.04FVA：齿向载荷分布系数；由1P198 表 10-13，b/h=4.40，查FK得 =1.15。2）螺旋角影响系数根据纵向重合度 ，查1P217 图 10-28，得 0.97。4.0 Y3）计算当量齿数小齿轮： 2.18cos331ZV大齿轮： .45332V4）齿形系数由1P200 表 10-5 查得 ， 。97.21FaY3.2Fa5）应力校正系数由1P200 表 10-5 查得， ， 。1.5Sa68.12sa6）计算弯曲疲劳许用应力机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩由1P202 式 10-12，取弯曲疲劳安全系数 S=1.4。弯曲疲劳寿命系数：由1P206 图 10-18,查得 ，1FNK。12FNK MPaSFEN285.14.701F 96227）计算大小齿轮的 并加以比较YFaS08.25.1491FSaY4.7632FSa比较： ，故取 0.0088。1FSaY2FSa（2）设计计算 3 max21cos FSadn YZKTmm35.108.61.47.0cos9322为同时满足两种强度的要求，取 =2mm。分度圆直径nd1=27.73mm 来计算应有的齿数。，取 Z1=14。7.1328cos7.cosnmZZ2=iZ1=3.1414=44。7.2.4 几何尺寸计算（1）计算中心距机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩 mmZan57.8cos2)41(cs)(21 将中心距圆整为 59mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 3468592)14(arcos2)(arcos1 Zn（3）计算大小齿轮的分度圆直径 m8.346cos1nmd9.22nZ(4)计算齿轮宽度 m8.12.701db圆整后 B2=16,B1=18。（5）验算 NdTFt .5728.301100N/mm，原假设成立。mbKtA/6.9.7.3 第三级齿轮的传动7.3.1 选精度等级、材料及齿数（1）为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮。（2）电动葫芦为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。（3）材料选择小齿轮：40Cr，调质，HBS 1=330机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩接触疲劳强度极限： MPaH10lim弯曲疲劳强度极限： FE72大齿轮：40Cr，调质，HBS 2=260接触疲劳强度极限： PaH80lim弯曲疲劳强度极限： MFE62（4）选小齿轮齿数：Z 1=14，大齿轮齿数：Z 2=iZ1=3.4314=48。（5）选取螺旋角。初选螺旋角 =8。7.3.2 按齿面接触强度设计（1）确定公式内的各计算值公式： 32112HEdtt ZuTK1）Kt：载荷系数；取 1.6。2）Z H：区域系数；由1P217 图 10-30，取 2.47。3）断面重合度 ：由1P215 图 10-26 查得则；8.074.21， 。62.18.074.21 4）计算许用接触应力 H确定应力循环次数小齿轮： 81 1023.8.60tnN大齿轮： 712543.i接触疲劳寿命系数由1P207 图 10-19 查得，K HN1=1；K HN2=1.14。计算许用接触应力机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩取失效概率为 1%，安全系数 S=1;小齿轮： MPaSKHNH101lim1 大齿轮： 8.9342.2li2PaHH .678.9341021 PaH8.149.2，所以， 。MPaH.675）T 1:小齿轮转矩；T 1=66.6Nm=66600Nmm。6） ：齿宽系数；由1P205 表 10-7 查得 。d 7.0d7）Z E：材料弹性影响系数；由1P201 表 10-6 查得Mpa1/2。8.198）u：传动比；u=3.43。（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径 td13211 )(HEdtt ZuTKm49.38).96714(3.6.7023 22）计算圆周速度 /sndvt 1.0684.1063）计算齿宽 b 及模数 mnt94.2.3871tdb机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩 m72.148cos9.3cos1Zdmtnt.625.2.nthb/h=26.94/6.13=4.404）计算纵向重合度 4.0817.03.318.0tgtgZd5）计算载荷系数公式： HVAHK KA：使用系数；由1P193 表 10-2 查得，根据电动机驱动，。0.1 KV：动载系数；由1P194 图 10-8 查得，K V=1.02。/svm6. ：齿间载荷分布系数；由1P195 表 10-3 查得H。2.1FH ：齿向载荷分布系数；由1P196 表 10-4 查得 。 23.1KH51.23.01HVAHK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 dm7.6.15493831tdH7）计算模数 mn 7.214cos75.cos1zn7.3.3 按齿根弯曲强度设计机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩（1）确定计算参数公式： 3 max21cos FSadn YZYKTm1）计算载荷系数 41.5.0FVA：齿向载荷分布系数；由 P198 表 10-13，b/h=4.40，查得FK=1.15。2）螺旋角影响系数根据纵向重合度 ，查1P217 图 10-28，得 0.97。4.0 Y3）计算当量齿数小齿轮： 2.18cos331ZV大齿轮： 4.9332V4）齿形系数由1P200 表 10-5 查得 ， 。7.21FaY32.Fa5）应力校正系数由1P200 表 10-5 查得， ， 。1.5Sa0.12sa6）计算弯曲疲劳许用应力由 P202 式 10-12，取弯曲疲劳安全系数 S=1.4。弯曲疲劳寿命系数：由1P206 图 10-18,查得 ，1FNK。12FNK MPaSFEN285.14.701机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩MPaSKFENF471.29.6022 7）计算大小齿轮的 并加以比较YaSF08.25.1491FSaY4.732FSa比较： ，故取 0.0088。1FSaY2FSa（2）设计计算 3 max21cos FSadn YZKTmm92.108.6.47.0cos9322为同时满足两种强度的要求，取 =3mm。分度圆直径nd1=37.75mm 来计算应有的齿数。，取 Z1=14。5.1238cos7.cosnmZZ2=iZ1=3.4314=48。7.3.4 几何尺寸计算（1）计算中心距，将中心距圆整为 94mm。mmZan9.38cos2)41(cs)(21 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 346892)14(arcs2)(arcs1 n（3）计算大小齿轮的分度圆直径机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩 m42.368cos11nmZd5.2n(4)计算齿轮宽度 m69.24.701db圆整后 B2=20,B1=22。（5）验算 NdTFt 3402.61110N/mm，原假设成立。mbKtA/59.机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩7.4 减速器齿轮参数汇总表表 7.1 减速器齿轮参数汇总表第一级 第二级 第三级齿轮 1 2 3 4 5 6(mm)nm1.5 2 320 20 208634 8634 8634(mm)a53 59 943.93 3.14 3.43Z14 55 14 44 14 48(mm)d21.21 83.88 28.28 88.89 42.42 145.45(mm)a23.97 85.47 31.96 91.96 47.49 149.94(mm)f17.29 78.79 23.05 83.05 34.575 136.57(mm)b16 14 18 16 22 20旋向 左旋 右旋 右旋 左旋 左旋 右旋精度 7 7 7机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩8 轴的设计8.1 第一轴的设计8.1.1 第一轴的主要参数功率 P1、转速 n1、转矩 T1P1=0.85kwn1=1380r/minT1=5880Nmm8.1.2 确定第一轴的最小直径低速轴选用材料：40Cr，调质处理。查1P370 表 15-3，取 A 0=105。（8.1mnPAd76.813.05310min ）由于需要考虑轴上的键槽放大 5%-7%，d 0 =9.29mm（8.2）%)61(mind另外，此段轴需与联轴器连接，所取的轴径应与所选用的联轴器的轴孔直径相适应。由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性柱销联轴器。查8P343 式 14-3： （8.3）TKAca机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩：工作情况系数；查8P343 表 14-1， 1.5AK AKm8205.1NTca查2P164 表 17-4，选用 HL1 型弹性柱销联轴器。HL1 型弹性柱销联轴器主要参数：公称转矩 Tn160Nmm轴孔长度 L=32mm孔径 d1 =16mm第一轴 d =16mm，d I-II=16mmmin8.1.3 第一轴的结构设计（1）轴的结构图图 8.1 第一轴的结构图（2）根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度1）1-2 段根据所取花键确定尺寸取 d1-2=16mm机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩取 L1-2=26mm2）2-3 段根据所选弹簧垫圈尺寸而定，查3P6-102 表 6.2-166，所选弹簧垫圈：GB/T93-1987。取 d2-3=17mm，外径 D=30mm取 L2-3=1.1mm。3）3-4 段轴肩 4 为非定位轴肩，查3P10-45 表 10.1-69，选密封圈为GB/t13871-1992,其中 d=20mm，D=40mm。查2P145 表 15-3，选滚动轴承为 GB/T276-6304，d=20mm，D=52mm。取 d3-4=20mm取 L3-4=105mm4）4-5 段有空心轴与第一轴配合所得尺寸取 d4-5=20mm取 L4-5=106mm5）5-6 段齿轮，根据前面计算所得的齿宽及分度圆直径取 d5-6=21.21mm取 L5-6=16mm6）6-7 段机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩定位轴肩取 d3-4=18mm取 L3-4=1mm7）7-8 段查2P145 表 15-3，选滚动轴承为 GB/T276-6302，d=15mm，D=42mm。取 d7-8=15mm取 L7-8=13mm8.1.4 第一轴强度校核（1）轴上受力分析轴传递的转矩： mNT8.51齿轮的圆周力：（8.4）dFt 4.102.31齿轮的径向力： NCOStgtgFnr 8.203468.51 （8.5）齿轮的轴向力：（8.6NtgtgFx 793468.51 ）（2）求支反力1）在水平平面内的支反力由 得0AM机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩（8.702)(11dFabRxrBZ） NbaxrBZ 28.127.0.98311 由 得0（8.8RFBZrAZ 5.8.231）2）在垂直平面内的支反力由 得0AM（8.9)(1aFbRtBY） NbatBY 1.762.0.451 由 得0（8.10RFBYtAY 3.48.51）（3）作弯矩和转矩图1）齿轮的作用力在水平平面的弯矩图（8.11mNaRMAZC 67.302.518）dFxCZ 83.21.9.21（8.12）机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩齿轮的作用力在垂直平面的弯矩图（8.13NmaRMAYC 6.902.3478）由于齿轮作用力在 C 截面作出最大合成弯矩3.106.97.32222 YCZ（8.14）2）作图，见图 8.2。mNT8.51机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩图 8.2 第一轴的弯矩和转矩图（4）轴的强度校核1）确定危险截面根据轴的结构尺寸及弯矩图、转矩图，截面 C 处收到的弯矩最大且有齿轮配合，故属于危险截面。现在对 C 截面进行强度校核。机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩2）安全系数校核计算由于该减速机轴转动，弯矩引起对称循环的弯应力，转矩引起的为脉动循环的切应力。弯曲应力副：（8.15MPaWMca 83.1083.10954.366）：抗弯截面系数330.1.21d3954.6m630.9541（8.16）由于是对称循环弯曲应力，故平均应力 m根据式（8.17maKS1）13.083.10.920656： 弯曲对称循环应力时的疲劳极限；由表819.1-1 查1Cr4得 。MPa5：正应力有效应力集中系数；由表819.3-6 按键槽查得K，按配合查得 ，故取 。.162.K62.：表面质量系数；轴经车削加工，按8表 19.3-8 查得。92.0机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩：尺寸系数，由8表 19.3-11 查得 。 8.0切应力副为：（8.18WTpm421）MPa54.1054.19.048566：抗扭截面系数；由表 19.3-15 查得p Wp2根据式（8.19mKS1）13.504.12054.18092. 66： 扭转疲劳极限；由8表 19.1-1 查得 。1Cr MPa201：切应力有效应力集中系数；由8表 19.3-6 按键槽K，按配合 ，故取 。62.89.1K89.：表面质量系数；轴由车削加工，按表 19.3-8 查得 。 92.0：尺寸系数；由 8表 19.3-11 查得 。 0.：平均应力折算系数；由8表 19.3-13 查得， 。 1.轴 C 截面的安全系数由式，（8.20）94.13.5.0222 S机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩由8表 19.3-5 可知。S=1.32.5。故 ，该轴 C 截面是安全的。S8.2 第二轴的设计8.2.1 第二轴的主要参数功率 P2、转速 n2、转矩 T2P2=0.82kwn2=351.1r/minT2=22300Nmm8.2.2 确定第二轴的最小直径低速轴选用材料：40Cr，调质处理。查1P370 表 15-3，取 A0=105。 mnPAd93.15.821330min 由于需要考虑轴上的键槽放大 5%-7%，d 0 =14.77mm%)6(min8.2.3 第二轴的结构设计（1）轴的结构简图机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩图 8.3 第二轴的结构图（2）根据轴向定位要求与轴承安装，确定轴的各段直径和长度1）1-2 段由2P145 表 15-3，选滚动轴承为 GB/T276-6302，d=15mm，D=42mm。取 d1-2=15mm取 L1-2=13mm2）2-3 段定位轴肩，根据 1-2 段轴承的内径尺寸取 d2-3=22mm取 L2-3=1.5mm3）3-4 段齿轮，根据前面计算所得的齿宽及分度圆直径取 d3-4=28.28mm取 L3-4=18mm机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩4）4-5 段为定位轴肩，根据 5-6 段齿轮的尺寸取 d4-5=22mm取 L4-5=1.5mm5）5-6 段安装齿轮取 d5-6=18mm取 L5-6=15mm6）6-7 段由2P145 表 15-3,选滚动轴承为 GB/T276-6302，d=15mm，D=42mm。取 d6-7=15mm取 L6-7=14mm8.3 第三轴的设计8.3.1 第三轴的主要参数功率 P3、转速 n3、转矩 T3P3=0.78kwn3=111.1r/minT3=66600Nmm8.3.2 确定第三轴的最小直径低速轴选用材料：40Cr，调质处理。查1P370 表 15-3，取 A0=105。机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩 mnPAd1.20.78105330min 由于需要考虑轴上的键槽放大 5%-7%，d 0 =21.3mm%)6(min8.3.3 第三轴的结构设计（1）轴的结构简图图 8.4 第三轴的结构图（2）根据轴向定位要求与轴承安装，确定轴的各段直径和长度1）1-2 段由4P20-8 表 20.1-6 选滚针针轴承为 GB/T5801-4804，d=25mm，D=47mm。取 d1-2=25mm取 L1-2=22mm2）2-3 段定位轴肩，根据 12 段轴承的内径尺寸机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩取 d2-3=28mm取 L2-3=1mm3）3-4 段齿轮，根据前面计算所得的齿宽及分度圆直径取 d3-4=42.42mm取 L3-4=22mm4）4-5 段取 d4-5=26mm取 L4-5=13mm5）5-6 段安装齿轮取 d5-6=22mm取 L5-6=20mm6）6-7 段为定位轴肩，根据 7-8 段轴承的内径尺寸取 d6-7=20mm取 L6-7=17mm7）7-8 段由2P145 表 15-3，选滚动轴承为 GB/T276-6302，d=15mm，D=42mm。取 d7-8=15mm取 L7-8=14mm机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩8.4 空心轴的设计8.4.1 空心轴的主要参数功率 P4、转速 n4、转矩 T4P4=0.75kwn4=32.6r/minT4=219700Nmm8.4.2 确定空心轴的最小直径低速轴选用材料：40Cr，调质处理。查1P370 表 15-3，取 A0=105。 mnPAd9.23.675130min 由于需要考虑轴上的键槽放大 5%-7%，d 0 =31.7mm%)(min8.4.3 空心轴的结构设计（1）轴的结构简图图 8.5 空心轴的结构简图机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩（2）根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度外径1）1-2 段根据所取花键确定尺寸取 d1-2=62mm取 L1-2=36.8mm2）2-3 段取 d2-3=50mm取 L2-3=83.7mm3）3-4 段取 d3-4=30mm取 L3-4=24.5mm内径1）1-2 段根据箱体结构取 d1-2=52mm取 L1-2=14.3mm2）2-3 段取 d2-3=54mm，取 L2-3=1.7mm。3）3-4 段机械机电专业本科优秀毕业设计通过答辩取 d3-4=52mm取 L3-4=17mm4）4-5 段取 d4-5=40mm取 L4-5=2mm5）5