四速电动葫芦机械系统的设计【6张CAD图纸+PDF图】
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四速电动葫芦机械系统的设计四速电动葫芦机械系统的设计目录目录前言.11 电动葫芦简介.21.1 电动葫芦的原理.21.2 发展前景.31.3 电动葫芦在使用时应该注意的事项.41.4 设计要求.52 四速电动葫芦的结构分析与设计.62.1 电动葫芦的结构分析.62.2 电动葫芦的设计方案.63 电动葫芦起升机构部件的设计.83.1 起升机构的工作分析.83.2 电动机的选择.93.3 滑轮组的选择.93.4 钢丝绳的选择和校核.103.4.1 钢丝绳的选择.103.4.2 计算钢丝绳所承受的最大静拉力.113.4.3 计算钢丝绳破断拉力.113.5 吊钩的设计.113.5.1 吊钩的选择.123.5.2 吊钩的尺寸设计.123.6 卷筒装置的设计.143.6.1 卷筒直径的确定.153.6.2 卷筒长度的确定.153.6.3 卷筒厚度的计算.164 同轴式三级齿轮传动减速器的设计.174.1 确定传动装置的总传动比和分配转动比.174.2 计算各轴的转速和转矩和功率.174.3 传动零件的设计计算.194.3.1 第一轴齿轮的设计计算.194.3.2 第二轴齿轮的设计计算.254.3.3 第三轴齿轮的设计计算.294.4 轴的设计.354.4.1 第一根轴的设计计算.354.4.2 初步估算轴的最小直径.364.4.3 第二根轴的设计计算.394.4.3 第三根轴的设计计算.425 轴的校核.455.1 第一根轴的校核.455.1.1 求支反力.455.1.2 求弯矩.455.2 第三根轴的校核.475.2.1 求支反力.475.2.2 求弯矩.475.3 中间轴的校核.495.3.1 求支反力.495.3.2 求弯距.495.3.3 总弯距的计算.506 轴承的校核.526.1 计算轴承的支撑反力.526.2 轴承的当量动载荷.536.3 轴承的寿命.537 减速器箱体结构的设计.548 减速器润滑密封设计.579 运行机构外壳的选择.589.1 行走机构电动机及车轮的选取.589.2 行走机构减速比的确定.5810 结论.6011 致谢.61参考文献.62前言前言起重机械广泛应用于各种物料的起重、运输、装卸等作业中，可以减轻劳动强度，提高生产效率。如在工厂、矿山、车站、港口、建筑工地、水电站、仓库等生产部门中得到应用。随着我国经济改革的不断深入,一些老的工业基地逐渐复苏,大量冶炼、铸造和机加工行业出现增长势头,引发市场对起重机械需求量的不断增加。有关调查资料表明,65%的起重机械用户主要是为了提高生产率、减少劳动工资、降低职工劳动强度。因而用户对起重机械的安全性、先进性、适用性和自动化程度就提出了更高的要求,使起重机械的制造厂家面临更加严峻的挑战。起重机械制造行业的发展趋势为设计、制作的计算机化、自动化近年来,随着电子计算机的广泛应用,许多国外起重机制造商从应用计算机辅助设计系统,提高到应用计算机进行起重机的模块化设计。起重机采用模块单元化设计,不仅是一种设计方法的改革,而且将影响起重机行业的技术、生产和管理水平,老产品的更新换代,新产品的研制速度都将大大加快。对起重机的改进,只需针对几个需要修改的模块;设计新的起重机只需选用不同的模块重新进行组合,提高通用化程度,可使单件小批量的产品改换成相对大批量的模块生产。亦能以较少的模块形式,组合成不同功能和不同规格的起重机,满足了市场的需求,提高了竞争能力。作为起重设备中轻便灵活的电动葫芦作业范围是有点、线为主、自重轻、构造紧凑、体积小、维修方便、经久耐用等特点。目前起重设备较多，如单、双梁桥式起重机、门式起重机等，但结构体积庞大，一次性投资与运行成本较高，就是不能良好的满足生产现场的要求，急需技术经济性能价格良好的起重设备，电动葫芦在此方面具有优势，但目前电动葫芦多以为单速、双速为主，多速电动葫芦极少，特别是四速电动葫芦。作为起重基地的新乡，研究开发四速电动葫芦，是很有前景的。1 1 电动葫芦简介电动葫芦简介1.11.1 电动葫芦的原理电动葫芦的原理电动葫芦,简称电葫芦。又名电动提升机。它保留了手拉葫芦轻巧方便的特点，由电动机、传动机构和卷筒或链轮组成，分钢丝绳电动葫芦和环链电动葫芦两种。通常用自带制动器的鼠笼型锥形转子电动机（或另配电磁制动器的圆柱形转子电动机）驱动，起重量一般为 0.180 吨，起升高度为 330 米。多数电动葫芦由人用按纽在地面跟随操纵，也可在司机室内操纵或采用有线（无线）远距离控制。电动葫芦除可单独使用外，还可同手动、链动或电动小车装配在一起，悬挂在建筑物的顶棚或起重机的梁上使用。 手拉葫芦和手扳葫芦都叫做手动葫芦，是用人力来提升重物的。 电动葫芦是一种用途十分广泛的轻小型起重设备。其特点是体积小,重量轻,承载能力大,常被安装在电动单梁桥门起重机和悬挂式起重机上 ,用来升降和运移物品。 电动葫芦的各类较多电动葫芦主要有钢丝绳电动葫芦，环链电动葫芦，微型电动葫芦和防爆电动葫芦几种型号。 电动葫芦又改进了手拉葫芦人工操作、提升速度慢等不足，它集电动葫芦和手拉葫芦的优点于一身。采用盘式制动电机作用力，行星减速器减速，具有结构紧凑、体积小、重量轻、效率高、使用方便，制动可靠维护简单等特点。适用于低速小行程的、物料装卸、设备安装、矿山及工程建筑等方面，价廉物美，安全可靠，为您的工作带来便利。本设计是钢丝绳电动葫芦，因为钢丝绳电动葫芦有它特有的特点。下面就来和大家看一看钢丝绳电动葫芦的结构原理。减速器：采用三级定轴斜齿轮转动机构，齿轮和齿轮轴用经过热处理的合金钢制成，箱体，箱盖由优质铸铁制成，装配严密，密封良好。减速器自成一个部件，装卸极为方便。控制箱：采用能在紧急情况下切断主电路，并带有上下行程保护断火限位器的装置。确保了电动葫芦的安全运行。电器元件寿命长，使用可靠。钢丝绳：采用 GB1102-74（6*37+1）X 型起重钢丝绳，它保证了经久耐用。锥行电动机：起升电机采用较大起动力矩锥形转子制动异步电动机，无须外加制动器。电机负载持续率为 25%，电机采用 B 级或 F 级绝缘，电机防护等级 IP44/IP54。 按钮开关：手操作轻巧灵便，分有绳操纵和无线遥控两种方式. 钢丝绳电动葫芦的结构原理就决定它的优点，在市场上也有很好的反映。从深层次了解钢丝绳电动葫芦，可以让你在它的维护保养中做得更好，也更能让钢丝绳电动葫芦在工作中发挥更大的作用。提高它的工作效率，也就提高了相对的收入。1.21.2 发展前景发展前景目前，国内外电动葫芦产品在构造特征、性能配置等方面仍存在一定差异，通过对国内外该类产品的比较，明示了其差异情况。1964 年联合设计的 CDMD 葫芦，在 1975 年设计改进之后，虽经各制造企业不同程度的改进，并未吸收世界进程中的任何技术发展。包括 1983 年引进德国 Stahl 公司的 AS 钢丝绳葫芦，距离当代发达国家的产品水平，仍有数十年差距。而随着科技的不断发展与进步新一代多速电动葫芦有着跟多的发展趋势：向大型化、高效化、无保养化合节能化发展。向智能化、集成化合信息化发展。向成套化、系统化、综合化和规模化发展。向模块化、组合化、系列化和通用化发展。向小型化、轻型化、简易化和多样化发展。所以，新型电动葫芦的开发研究对于我国的起重行业还是很有实际意义的。而这个设计题目这样不但可以是我们和社会科技环境接轨。虽然我们的水平有限，但是可以借此更加全面的了解起重器材的性能和工作环境，为将来的起重行业的工作做一个铺垫。同时可以把以前学过的知识巩固一下，把以往不太注意的基础知识更加熟悉起来，为以后的工作打下坚实的基础。所以，在设计中，我们应该采用新理论、新方法、新技术和新手段来提高我们的的设计质量。电动葫芦种类一般分为几种：环链电动葫芦，钢丝绳电动葫芦，防爆电动葫芦，气动葫芦，微型电动葫芦，舞台专用电动葫芦，还有台湾进口的小金刚。按照能否运行来分，又分为固定式与运行式两种，按照起升速度来分，分为单速与双速两种。电动葫芦使用非常简单，有操作手柄，运行式电动葫芦手柄上一般有上下左右四个按扭，固定式有上下两个按扭，特殊的也有其他设置，根据您的需要从下面调节手柄即可操作电动葫芦。一般电动葫芦都配有说明书，按照说明书上来按装即可。1.31.3 电动葫芦在使用时应该注意的事项电动葫芦在使用时应该注意的事项（1）电动葫芦在使用前，应进行静负荷和动负荷试验。 （2）检查电动葫芦制动器的制动片上是否粘有油污，各触点均不能涂润滑油或用锉刀挫平。 （3）严禁超负荷使用。不允许倾斜起吊或作为拖拉工具使用。 （4）操作人员操作时，应随时注意并及时消除钢丝绳在卷筒上脱槽或绕有两层的不正常情况。 （5）电动葫芦盘式制动器要用弹簧调整至是物件能容易处于悬空状态，其制动距离在最大负荷时不得超过 80mm。 （6）电动葫芦应有足够的润滑油，并保持干净。 （7）电动葫芦不工作时，禁止把重物悬于空中，以防零件产生永久变形1.41.4 设计要求设计要求本设计的四速电动葫芦机械系统的根据现有普通电动葫芦的应用情况提出要求是：(1) 四速电动葫芦的最大载重为 10 吨，最大起升高度为 9 米。(2) 四速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 4 种速度。2 2 四速电动葫芦的结构分析与设计四速电动葫芦的结构分析与设计2.12.1 电动葫芦的电动葫芦的结构分析结构分析电动葫芦主要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、卷筒和减速器组成；它的运行机构为小车。电动机的总体结构如图 2-1 所示 图 2-1 电动葫芦总体结构简图电葫芦中间是钢丝绳卷筒，用小车将其悬挂于工字钢锻造的天车大梁上，一端用法兰固定一台可制动的锥形转子电动机，用传动轴将动力传递到另一端的减速机。经过减速的动力传递给钢丝绳卷筒，带动吊钩起重。2.22.2 电动葫芦的设计方案电动葫芦的设计方案电动葫芦起升的结构主要为电动机、减速器和卷筒装置 3 个部件。排列方式主要有平行轴和同轴两种方式排列形式，如图 2-2 所示 a b图 2-2 起升机构部件排列图1 电动机 2 减速器 3 卷筒装置经过分析这里优先选用 b 方案，其方案的电机、减速器、卷筒布置较为合理。减速器中的大齿轮和卷筒连在一起，起吊产生的转距经大齿轮可以直接传给卷筒，使得卷筒只受弯距而不受扭距。其优点是结构紧凑，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，轴向的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。它可以减小制动弹簧的轴受力，制动瞬间产生的冲击减小，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，从而提高了电动机轴的安全性。因此，选择 b 方案。a 方案中结构电机与卷筒布置不再同一平面上通过减速器相连，使得减速器转距增大。3 3 电动葫芦起升机构部件的设计电动葫芦起升机构部件的设计电动葫芦式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，因而也是起重机最主要、也是最基本的机构。起升机构的安全状态得好坏将直接地关系到起重作业的安全，是防止起重事故的关键。电动葫芦的机构主要包括: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。起升电机、减速器、和卷筒装置构筑成一个革命性紧凑又坚固的结构，使起重机能更有效的利用厂房空间，增加了起升高度。平稳安静的运行延长起升机构的寿命。起升电机处于大直径卷筒内使电动葫芦具有较小的外形尺寸且起升电机具有良好的冷却性能。所有起升电机都装有盘式直流电磁制动器，自动监控间隙。电器和制动器和谐工作保证吊钩任何时候都不打滑。制动器为长闭设计防止失电事故，制动摩擦片不含石棉。卷筒由高强度无缝钢管制成，两端轴承支撑，钢丝绳由压板固定。卷筒最少有 2 圈安全绳槽，标准钢丝绳为刚强度钢丝制成并镀锌，重级制导绳器由耐磨的球墨铸铁制成，防止乱绳。大直径滑轮由球磨铸铁制成，防止跳绳。3.13.1 起升机构的工作起升机构的工作分析分析电动机通过联轴器与减速器的中间轴连接，而中间轴又通过齿轮连接与减速器的高速轴相连，用减速器的低速轴带动卷筒，吊钩等钩取物装置与并卷绕在卷筒上的钢丝绳滑轮组连接起来。当电动机正反两个方向的运动经联轴器和减速器传递给卷筒时，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，就将电动机输出的旋转运动转化为吊钩的垂直上下的直线运动。用常闭式制动器空竹起重机机构的运转。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，当于与自锁。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，即起到了限位开关的作用。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，以此来保证生产安全。3.23.2 电动机的选择电动机的选择本次设计为 10 吨四速电动葫芦，电动机采用 YZR 系列起重用三相一步电动机用电动机。由公式得：P=FV/1000=GV/1000=10000(4/60)/1000=0.67kW (3-1)滚筒传动的效率取：0.96联轴器的效率取: 0.99电机轴的效率取： 0.98 (3-2)与电机与与输出轴与筒与输出轴总 =0.96(0.990.99)(0.990.99)(0.990.99)0.98=0.8857电动机功率：=/=0.67/0.8857=0.75266kW (3-3)dpwp总由于钢丝绳电葫芦起吊和停止时有一些冲击，根据冲击程度一般使用系数=1.4 故1.4=1.0537kWAkpdp电机转速取:n电=930r/min故选电动机的电动的额定功率为 8.5kw，转速为 930/min3.3 滑轮组的选择滑轮组的选择 滑轮组由动滑轮和定滑轮组成，其上缠绕钢丝绳，此方法可以减小起重所须的力还可以达到增速的目的。其中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。 四速电动葫芦选用的滑轮组倍率由1查得 m2。滑轮组效率0.99z3.43.4 钢丝绳的选择和校核钢丝绳的选择和校核本次设计选用的钢丝绳主要依据其工作环境及工作强度及使用特点及重要性选用。柔韧性好、钢丝绳强度高、耐冲击、安全可靠。虽然在正常情况下使用的钢丝绳不会发生突然破断，但是钢丝绳广泛应用在起重机上，可能会因为承受的载荷超过其极限载荷而破坏。而钢丝绳的破坏是有前兆的，总是从断丝开始，极少发生整条绳的突然断裂。钢丝绳的破坏会导致严重的后果，所以钢丝绳既是起重机械的重要零件之一，也是保证起重作业安全的关键环节。 3.4.13.4.1 钢丝绳的选择钢丝绳的选择钢丝绳是起重机械中最常用的构件之一，根据其本身的结构特点及工作环境的需要选择。查得钢丝绳型号选为 6X37-15-1550-I-右。（1）根据设计要求起重重量为 10 吨，按照构造易紧凑的原则，选用滑轮倍数为：a=2F=58800NK:安全系数；取 1.2（2）钢丝绳的直径 dd=21mmC=0.898 为选择系数查得钢丝绳型号选为 6X37-15-1550-I-右。3.4.23.4.2 计算钢丝绳所承受的最大静拉力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： (3-4)kQZmPSmax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QP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 他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，单联滑轮组 Z=1，双联滑轮组Z=2，根据要求 Z=1；m-滑轮组倍率；-滑轮组的机械效率。h其中810000N ，m2，0.99QPh所以29.7Nmaxs3.4.33.4.3 计算钢丝绳破断拉力计算钢丝绳破断拉力计算钢丝绳破断拉力为： =n (3-5)psmaxs式中:n-安全系数，根据机构工作级别查表确定，n5；=150=136psmaxs所以钢丝绳满足要求。3.53.5 吊钩的设计吊钩的设计吊钩在起重装置中属于取物装置，用于提取物料。既是起重机械的重要零件之一，也是保证起重作业安全的关键环节3.5.13.5.1 吊钩的选择吊钩的选择吊钩按形状分为单钩和双钩，按制造方法分为锻造吊钩叠片吊钩。单钩制造简单、使用方便，但受力情况不好。大多用在起重量为 80吨以下的场合；起重量大时常采用受力对称的双钩。叠片式吊钩由数片切割成形的钢板铆接而成，个别板材出现裂纹时整个吊钩不会破坏，安全性较好，单自重较大，大多用在大起重量或吊运钢水盛桶的起重机上。吊钩在作业过程中常受冲击，需采用韧性好的优质碳素钢制造。吊钩分类极广，一般包括：卸扣、吊环、圆环、梨形环、长吊环、组哈吊环，S 钩、鼻吊钩、美式吊钩、羊角吊钩、眼形滑钩、带保险卡吊环螺钉、链条卸扣，居于独特、新颖、质优安全的特点，适用于工厂、矿山、石油、化工及船舶码头等。确保安全，质量安全系数高，静载荷达到 3 倍，起重量从 5 吨到 150 吨。吊钩是起重机械常见的一种吊具，吊钩常借助滑轮组等部件悬挂在起重机构的钢丝绳上，还适用于工厂、矿山、石油、化工和船舶码头等吊运重物的场所。 锻造吊钩分为单钩和双钩。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。这次设计的是 5 吨的葫芦，属于小起重量，结合电葫芦的生产现状，选用锻造单钩。3.5.23.5.2 吊钩的尺寸设计吊钩的尺寸设计 吊钩钩孔直径与起重能力有一定关系：单钩： tQD3530钩身各部分尺寸（见图 3）间的关系如下: hLDS75. 075. 021(2 2.5)/1.0 1.5Lhh D图 3-1 锻造单钩计算得: D=80 S=60 H=96 =184 =482L2L3-2 吊钩的三维效果图由于负载属于轻型因此吊钩的各部位直径选择按照起重设计手册的常规数据选取完全可以满足工作要求，但注意的是吊钩的前端尖嘴部分应有一定的扬角避免磨损后起吊容易脱钩。在参考常规设计的基础上进行设计的已满足设计要求，故在次不与校核。3.63.6 卷筒装置的设计卷筒装置的设计卷筒是用来卷绕钢丝绳的部件，它承载了起升载荷，收放钢丝绳，实现勾取物装置的升降，是实现四速电动葫芦机械系统满足要求的装置。（1）电动葫芦卷筒的种类 电动葫芦按卷筒的筒体形状，可分为长轴卷筒和短筒卷筒；按制造方式，可分为铸造卷筒和焊接卷筒；按卷筒表面是否有绳槽，可分为光面卷筒和螺旋槽面卷筒；按钢丝绳在卷筒表面卷绕层数，可分为单层缠绕卷筒和多层缠绕卷筒，多层缠绕卷筒用于起升高度特大，或要求机构紧凑的起重机上。(2）电动葫芦卷筒的结构 电动葫芦的卷筒是由筒体、连接盘、卷筒轴以及轴承支架等组成。单层缠绕的卷筒的筒体表面切有弧形螺旋槽，以增大钢丝绳与筒体的接触面积，避免相邻绳之间摩擦，并使钢丝绳在卷筒上缠绕位置固定。其缺点是筒体体积较大。多层缠绕卷筒的筒体表面直接采用光面，筒体两端有凸缘，以防止钢丝绳滑出。其缺点是钢丝绳排列紧密产生摩擦，各层互相叠加，对钢丝绳的寿命影响很大。电动葫芦的卷筒结构尺寸中，影响钢丝绳寿命的关键尺寸是按钢丝绳中心算起的计算直径，卷筒允许的最小卷绕直径必须满足所在机构工作级别所要求的规定值。3.6.13.6.1 卷筒直径的确定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，有槽卷筒取槽底直径，大小按下式确定。 mm (3-6)28917) 118() 1(dhD式中 D-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，查表为 18 d-钢丝绳的直径，mm计算得 289mm，取 290mmminD3.6.23.6.2 卷筒长度的确定卷筒长度的确定由表查得卷筒几何尺寸的计算: (3-7)2102LLLL (3-8)PZDmHL)(11max0式中 L-卷筒长度；-卷筒上螺旋绳槽部分的长度；0L-无绳槽卷筒端部尺寸的长度，由结构需要决定；1L-卷筒两端多余部分的长度；2L23LPP-绳槽节距；-最大起升高度；maxHm-滑轮组倍率；-卷筒的计算直径。1D其中 720mm ，83mm，32mm，L835mm0L1L2L3.6.33.6.3 卷筒厚度的计算卷筒厚度的计算 对于铸钢卷筒，式中 -卷筒壁厚；d-钢丝绳直径。d 所以15mm4 4 同轴式三级齿轮传动减速器的设计同轴式三级齿轮传动减速器的设计电动葫芦减速器是起升机构中传动的重要组成部分，也是本次设计的重要部分，所以单独进行计算。其传动关系如图 4-1 所示 a b图 4-1 同轴式三级传动减速器示意图4.14.1 确定传动装置的总传动比和分配转动比确定传动装置的总传动比和分配转动比（1） 总传动比： = (4-1)ainnm3 .6515980（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。 由图查的 =5.7，=3.6。1i2i则低速级传动比 = 3.23i5 . 266. 52 .814.24.2 计算各轴的转速和转矩和功率计算各轴的转速和转矩和功率（1） 各轴转速: n=n=nm =980 rminn=1980r171.9min5.7mnin2171.9r47.75min3.6nin247.75r14.92min3.2nin=n（2）各轴输入转矩： 40.829805 . 895009550mddnppN MT=Td0182.40 0.99281.74N Mdp联轴器T 1281.84 0.9678.47N MddTT花键T21. .48.475.70.970.97420.85NMT i齿轮滚动轴承T=323432. . .420.35 3.6 0.97 0.97395.51N MT iT i齿轮滚动轴承T=T4. 34543. .395.51 3.2 0.97 0.971190.83N MT iT i齿轮滚动轴承T=5565.1190.83 0.96 0.971131.14N MTT卷筒滚动轴承（3）各轴入输功率: 8.5kWdP P=PdPd.018.5 0.9928.432kW联轴器P=P.P=12、8.432 0.968.1kW P=PP23、.8.1 0.98 0.987.78kW P=PP23、.7.78 0.98 0.987.47kW P=PP34、.7.47 0.98 0.987.18kW P=PP34、.7.18 0.95 0.986.68kW各轴的运动和动力参数如表 4-1 所示表 4-1 运动和动力参数4.34.3 传动零件的设计计算传动零件的设计计算4.3.14.3.1 第一轴齿轮的设计计算第一轴齿轮的设计计算（1）选择齿轮材料,查表选小择齿轮材料为 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=13， z2=i1z1=5.7 13=74齿宽系数 由表 14-1-79，选=0.8dd初选螺旋角 =14轴号输出功率P（kW）转速 n(r/min)输出转矩 T/(Nm)轴8.43298081.74轴8.1198078.47轴7.78171.9420.85轴7.4747.75395.51V 轴7.1814.921190.83VI 轴6.6814.921131.14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=1.3转距 T 18.14 1081.4N mT 弹性系数 ZE 由表查的 ZE=187.7MPa确定变位系数 z1=12 z2=68 a=20 h*an=h*acos由图查的x1=0.39x2=-0.38节点区域系数 ZH X=0 =8 查图得 ZH=2.43重合度系数 Z 纵向重合度 35. 014tan138 . 0138. 0tan138. 0sin1zmbdnb端面重合度 42. 938. 01113111nxz由机械设计手册图 14-1-7 查的重合度则 78. 01a87. 02a61. 187. 0)39. 01 (78. 0)39. 01 ()1 ()1 (2111ananaxx由图 14-1-19 查得85. 0螺旋角系数98. 014coscos许用接触应力接触疲劳极限由机械设计手册图 14-1-24 查得大小齿轮的接触lim疲劳极限为Hlim1=Hlim2=1160MPa应力循环次数 N1=60 n1Lh=60 980 1 6300=3.70 108 N2= (4-2)7111049. 67 . 570. 3i接触疲劳寿命系数由机械设计手册图 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 S111lim11.08 11601253MPaHNHKS2= SKHHN1lim11.14 11601322MPa则 111253 13221288MPa22HH（3）计算小齿轮分度圆直径 d1t小齿轮分度圆直径 d1t= (4-3)23)(12HHEadtZZuuTK3422 1.3 8.14 105.55 1189.8 2.46() mm32.45mm0.8 1.615.551288验算圆周速度 132.45 980mm1.66ss60 100060 1000td nV选择精度等级 根据圆周速度由机械设计手册 6.4-19、6.4-20选择齿轮精度等级为 7 级精度（4）计算齿宽 b 和模数 mntb=10.8 32.4525.96mmdtd 11cos32.45 cos142.42mm13tntdmzfahhh 46. 282. 1)38. 014cos1 ()(1*nnanamxhh56. 182. 1)38. 014cos25. 014cos1 ()(1*nnnantmxchh 02. 456. 146. 2fahhh46. 602. 496.25hb（5） 计算载荷系数 K使用系数 由表查的KA=1.25动载系数 KV 根据圆周速度 v=1.66由图查的 KV1.1sm齿间载荷分配系数 根据由图查得HaKar=1.20HaKFaK齿间载荷分配系数 K 由表查的齿轮装配时检验调整HK1.05+0.26 （1+0.6）+0.16 10-3b=1.29H2d2d载荷系数 K KKA KVK=1.25 1.1 1.20 1.29=2.12HaKH修正小齿轮直径 1d33112.1232.45mm35.58mm1.5ttKddK计算模数 mn mn=11cos35.58 cos14mm2.65mm13dz（6）按齿根弯曲疲劳强度校核 (4-4)cos2212FsaFaadnYYzKTYm计算载荷载荷系数 K 由 K1.29 由图查得=1.2746. 6hbHFKK= KA KV=1.25 1.1 1.20 1.27=1.74HaKFK齿轮的弯曲疲劳强度极 由图查得FEMPaFEFE89021齿形系数 FaY由当量齿数 z 80.1314cos13cos2211zn z76.858cos85cos2222zn由图查的 78. 21FaY90. 12FaY应力修正系数SaY由图查的 56. 11SaY85. 12SaY重合度系数anY75. 025. 0由表查得 2)cos(sin1arccosnba = cos2)20cos8(sin12)cos(sin1nba =9914. 09829. 058. 199. 055. 1cos22baan72. 058. 175. 025. 075. 025. 0anY螺旋角系数 由图根据 查得0.98YY尺寸系数 由表的公式 5 时，取XYnXmY01. 005. 1nm=5 =2nmXY弯曲寿命系数 根据 N1=5.29 108 N2=9.35 107由图查得NY 8 . 01NY12NY计算许用弯曲疲劳应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4F1=F111620 0.8 2708.57MPa1.4FENXY YS2F222620 2 1885.71MPa1.41.4FENXY Y 计算大、小齿轮的并加以比较FYYSaaF =111FSaFaYY007454. 057.70890. 178. 2 004031. 071.88585. 193. 1222FSaFaYY小齿轮的数值较大设计计算 42322 2.17 5.08 100.98 cos 80.007454mm2.38mm0.8 151.55m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mm直径 d1=30.54mm (4-4)09.125 . 28cos54.30cos11nmdz则 ，取 131z58.731366. 512 uzz742z（7）几何尺寸计算计算中心距 (4-5)12()(1374) 2.5mm122.82mm2cos2 cos8nzz ma将中心距圆整为 120。mm按圆整后的中心距修正螺旋角 (4-6)5 12911025 . 2)7413(2)(arccos21amzzn因值改变不多，故参数等不必修正。HaZK 、计算大、小齿轮的分度圆直径 112213 2.5mm38.26mmcoscos8 63474 2.5179.68cos8 634nnz mdz mdmmmm计算齿轮宽度 (4-7) 20.3183.328 . 01dbdmm圆整后取； 。233mmB 140mmB 4.3.24.3.2 第二轴齿轮的设计计算第二轴齿轮的设计计算（1） 按齿面接触疲劳强度设计选择齿数取 z1=24， z2=i1z1=3.6 24=84确定变位系数 z1=24 z2=84 a=20 h*an=h*acos由图 查得 x1=0.38 x2=-0.38重合度系数 Z纵向重合度 037. 08tan248 . 0138. 0tan138. 0sin1zmbdnb端面重合度 .54.1838. 0124111nxz查得重合度则 则71. 01a86. 02a58. 1a应力循环次数 N1=60.n1.Lh=60 247.35 1 6300=9.35 107 N2= (4-8)77111060. 26 . 31035. 9i接触疲劳寿命系数由图查得 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 S1 11.19 1160=1380SKHHN1lim1 2= =1.15 1160=1344SKHHN1lim1 则 121380 13341357MPa22HH（2）计算小齿轮分度圆直径 d1t小齿轮分度圆直径 d1t= (4-9)23)(12HHEadtZZuuTK=3522 1.6 4.2 103.6 1189.8 2.46() mm47.58mm0.8 1.583.61357（3）计算载荷系数 K齿间载荷分配系数 根据由图查得查得 HaKarHaK=1.20FaK齿间载荷分配系数 K 由表查的 齿轮装配时检验调整得 HK1.30H载荷系数 K KKA KVK=1.25 1.05 1.20 1.30=2.05HaKH修正小齿轮直径 1d33112.0547.58mm49.51mm1.6ttKddK计算模数 mnt 1cos49.51 cos8mm2.04mm2424ntdm（4）按齿根弯曲疲劳强度设计 (4-10)cos2212FsaFaadnYYzKTYm计算载荷载荷系数 K 由图 查得=1.25FKK= KA KV=1.25 1.05 1.20 1.25=1.97HaKFK齿形系数 FaY由当量齿数 z16.168cos16cos2211zvz60.7814cos74cos2222zv由4图 14-1-47 592. 21FaY211. 22FaY应力修正系数SaY由图查得 596. 11SaY774. 12SaY重合度系数 anY75. 025. 0已知9914. 0b 58. 1cos2baan72. 058. 175. 025. 075. 025. 0anY弯曲寿命系数 根据 N1=9.35 108 N2=2.67 107由图查得NY 8 . 01NY12NY计算许用弯曲疲劳应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4F 1=F111600 0.8 2583.71MPa1.4FENXY YS2F222550 1 2785.71MPa1.41.4FENXY Y 计算大、小齿轮的并加以比较FYYSaaF =111FSaFaYY007601. 071.583596. 178. 2 004992. 071.785774. 1211. 2222FSaFaYY小齿轮的数值较大设计计算 52322 1.972.7 100.98 cos 140.006081mm1.83mm0.8 151.51m 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mm圆直径 d1=48.90mm 96.115 . 214cos90.48cos11nmdz则 ，则12z4 .68127 . 512uzz692z（7）几何尺寸计算计算中心距 (4-11)12()(1269) 2.5mm104.34mm2cos2 cos14nzz ma将中心距圆整为 105。mm按圆整后的中心距修正螺旋角 (4-12)02136.1510525 . 2)6912(2)(arccosamzzn因值改变不多，因此参数中等不须要修正。HaZK 、计算大、小齿轮的分度圆直径 11022012 2.5mm31.11mmcoscos15.3669 2.5mm178.89mmcoscos15.36nnz mdz md计算齿轮宽度 89.2411.318 . 01dbdmm圆整后取；。225mmB 130mmB 图 4-2 齿轮的三维效果图4.3.34.3.3 第三轴齿轮的设计计算第三轴齿轮的设计计算（1）按齿面接触疲劳强度设计选择齿数取 z1=12， z2=iz1=3.2 11=35.23转距 T 5T1.2 10 N mm确定变位系数 z1=12 z2=45 a=20 h*an=h*acos由机械设计手册图 14-1-4 查的 x1=0.35 x2=-0.35 节点区域系数 ZH X=0 =8 查由机械设计手册图 14-1-16ZH=2.46重合度系数 Z纵向重合度17. 08tan118 . 0138. 0tan138. 0sin1zmbdnb端面重合度 .15. 835. 0111111nxz查得重合度 则65. 01a87. 02a443. 1a应力循环次数 N1=60.n1.Lh=60 70.67 1 6300=2.67 107 N2=6711105 . 609. 41067. 2i接触疲劳寿命系数由由机械设计手册图查 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 S111.23 1160=1427SKHHN1lim1 2=1.39 1160=1612MPaSKHHN1lim1 121427 16121520MPa22HH（2）计算小齿轮分度圆直径 d1t小齿轮分度圆直径 d1t= (4-13)23)(12HHEadtZZuuTK=3522 1.6 9.2 104.09 1189.8 2.46() mm63.07mm0.8 1.4434.091520（3）计算载荷系数 K齿间载荷分配系数 根据由图查得HaKar=1.10HaKFaK齿间载荷分配系数 K 由机械设计得 设计手册齿轮装配时检H验调整 K1.05+0.26 （1+0.6）+0.16 10-3b=1.29H2d2d载荷系数 K KKA KVK=1.25 1.05 1.10 1.29=1.86HaKH修正小齿轮直径 1d (4-14)33111.8663.07mm66.22mm1.6ttKddK计算模数 mnt (4-15)1cos66.22 cos8mm5.96mm1211ntdm（4）按齿根弯曲疲劳强度设计 (4-16)cos2212FsaFaadnYYzKTYm计算载荷载荷系数 K K= KA KV=1.25 1.05 1.10 1.25=1.80 HaKFK齿形系数FaY由当量齿数 z22.118cos11cos2211zn z89.458cos45cos2222zn由图 14-1-47 31. 11FaY04. 22FaY应力修正系数SaY由图 50. 11SaY76. 12SaY重合度系数 anY75. 025. 0 47. 19914. 0443. 1cos22baan76. 047. 175. 025. 075. 025. 0anY弯曲寿命系数 根据 N1=5.29 108 N2=9.35 107 NY由图查的 8 . 01NY12NY计算许用弯曲疲劳应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4F 1=F111620 0.8 2708.57MPa1.4FENXY YS2F222620 1 2885.71MPa1.41.4FENXY Y 计算大、小齿轮的并加以比较FYYSaaF =111FSaFaYY002773. 057.70850. 131. 1 004054. 071.88576. 104. 2222FSaFaYY大齿轮的数值较大设计计算 mmmmm70. 5004054. 0446. 1118 . 08cos98. 0102 . 980. 122253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mm直径 d1=63.07mm 93.100 . 68cos07.63cos11nmdz则 ，则111z99.441109. 412 uzz452z（5）几何尺寸计算计算中心距 (4-17)mmmmmzzan65.1698cos20 . 6)4511(cos2)(21将中心距圆整为 170。mm按圆整后的中心距修正螺旋角 346817020 . 6)4511(2)(arccos21amzzn因值改变不多，故参数等不必修正。HaZK 、计算大、小齿轮的分度圆直径 112211 6.0mm66.67mmcos8 63445 6.0mm278.75mmcos8 634nnz mdz md计算齿轮宽度 33.5367.668 . 01dbdmm圆整后取；。255mmB 160mmB 减速器齿轮参数如表 4-2 所示。表 4-2 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）nm 2.5 2.5 6.0 9125 15.36 8634 a(mm) 120 105 170 Z 13 74 12 69 11 45 d(mm) 38.26 179.68 31.11 178.89 66.67 278.75 b(mm) 33 40 25 30 55 60 u 5.7 3.6 3.2 旋向 左旋 右旋 右旋 左旋 左旋 右旋 精度 7 7 74.44.4 轴的设计轴的设计4.4.14.4.1 第一根轴的设计计算第一根轴的设计计算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2179.68mmd NdTFt34.90969.1791017. 82242 NaFFntr69.211109cos20tan34.909costan00tan909.34tan9 1087.65NatFF4.4.24.4.2 初步估算轴的最小直径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。由机械设计手册根据表 5-1-1 查得，。596MPab295MPas表 4-3 轴的常用材料及其力学性能由机械设计手册根据表 5-1-19，取 A0=155，于是得 (4-18)33min037.2315528.37mm980pdAn考虑轴端有键，轴径应增大 45%，取 d=30mm减速器得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-于键相适应，故需同时选取键型号。根据 d=30，I 系列由机械设计手册表选取6.28mmbdD623校核键连接的强度其主要失效行式是工作面被压溃（静强度）静连接 npzhldT3102 h=9 . 13 . 022232822CdD5 .25223282dDdm按照中等使用和制造情况，齿面经热处理查得，100 140MPap取100MPap l，可取352102 5.08 1049.93mm0.7 6 1.9 25.5 100mpTzhd l=50mm 352102 5.08 1099.8MPa0.7 6 1.9 50 25.5pnTzhld pp（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足矩形花键的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，因此取段直径 d-=35.键与轴配合的长度 L=55mmmm 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-的尺寸，故选用单列深沟球轴承 6206 系列，其尺寸为。右196533BDd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=35，因此，取 d=25.参照工作要求并依据 d=27，mmmmmm故选用 6405 系列，其尺寸为258328BDd 根据齿轮的直径取齿轮轴处的轴段的直径d=39.45mm 轴承端盖的总宽的为 22。根据轴承端盖的装拆及便于对轴mm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 78，mm小齿轮宽度为 35，由空心轴长度为 226则mmmmL=226+76+45+20=367。齿轮宽度为 35，则mmmmL=35，因此 L=4。mmmm（2）轴上零件的周向定位齿轮、联轴器都是用键来进行轴向定位。滚动轴承与轴有周向得转动，因此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。（3）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452图装配图。4.4.34.4.3 第二根轴的设计计第二根轴的设计计算算（1）求作用载齿轮上的力因已知大齿轮的分度圆直径为2169.7mmd 5222 4.2 104512N169.7tTFd 0tantan2045122719Ncoscos15.36nrtaFFNFFta5413468tan3182tan（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 596MPab295MPas由2根据表 5-1-19，取 A0=103，于是得 33min037.0710333.54mm247.35pdAn（3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。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，故选用单列圆沟球轴承 6408 系列，其尺寸为mm。则右2810035BDd端采用相同滚动轴承支撑。滚动轴承的左端采用齿轮轴的轴肩进行轴向定位。取 L26，则齿轮的右端须有一轴轴肩高度取 h7，则轴环的mm,07. 0dh mm直径 d51。轴环宽度 b，取 L=14。齿轮的齿顶mmh4 . 1mm圆直径为 66，则 d66，因为齿轮轮毂宽度为 45，则mmmmmmL=45mm。齿轮的左边采用轴肩进行定位，轴肩高度取 h=7,07. 0dh ，则轴环的直径 d46。轴环宽度 b，取 L14mmmmh4 . 1。mm取安装齿轮处的轴段直径 d=37，右齿轮与右端滚mm动轴承之间采用套筒进行轴向定位。已知齿轮轮毂的宽度 32，为了mm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=28。mm（4）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位一般都采用平键连接。键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴有良好的配合对中性，故选用齿轮毂与轴的配合为间隙配合，H7/n6；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。 图 4-3 第二轴的结构简图（5）键的设计与校核选择键联接的类型和尺寸一般 8 级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键。根据 d2=37查表 6-1 取： 键宽 b =10 h =8 =22222L校和键联接的强度 查表 6-2 得 =110MPpa工作长度 22-10=12222bLl键与轮毂键槽的接触高度 K =0.5 h =522由式得： 222322102dlKTp297.3037285100047.782p此键合适取键标记为：键：1022 A GB/T1096-19794.4.34.4.3 第三根轴的设计计算第三根轴的设计计算（1）求作用载齿轮上的力因已知大齿轮的分度圆直径为2278.75mmd 5222 9.6 106945N278.75tTFd NaFFntr287434108cos20tan6945costan NFFta94334108tan66954tan（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。由机械设计表查得 596MPab295MPas由机械设计手册根据表，取 A0=110，于是得 33min036.9311052.79mm70.67pdAn（3）根据轴向定位的结构设计要求确定轴的各段直径和长度 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，mm故选用内圈有单挡边的 NJ210E 系列，其尺寸为。则 L18。4 .65189255wFBDdmm 左端齿轮与左端轴承之间采用轴肩定位。轴肩高度则,07. 0dh 取 h5，则轴环的直径 d65。轴环宽度 b，取mmmmh4 . 1L=10。安装左端齿轮的直径为 65，则 d60，因为mmmmmm齿轮轮毂宽度为 60，则 L=45。齿轮的左边采用轴肩进行定位，mm轴肩高度取 h=4，则轴环的直径 d63。轴环宽度,07. 0dh mmmmb，为防止低速轴大齿轮与中间轴发生干取 L24.h4 . 1mm 取安装齿轮处的轴段直径 d=60，右齿轮与右端滚mm动轴承之间采用套筒进行轴向定位。已知齿轮轮毂的宽度 42，为了使套筒mm端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 L=40. mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，轴肩高度取 h=8，,07. 0dh mm则轴环的直径 d63。轴环宽度 b，为防止齿轮之间发生mmh4 . 1干涉取 L24.mm 因右端轴采用固定支撑需用滚动轴承，根据 d63，则mm选择 d60。因轴承主要承受径向载荷同时也可承受小的轴向载mm荷，故选用深沟球轴承。参照工作要求并依据值径 d=55，故选mm用单列深沟球轴承 6407 系列，其尺寸为。2510055BDd（4）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。键槽用键槽铣刀加工，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通过过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为 m6.（5）键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般 8 级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=60 d60mmmm查表取： 键宽 b1=18 h1=11 L1=32 b2=18 h2=11 L2=36校和键联接的强度 查表 6-2 得 =110MPpa工作长度 32-18=14111bLl36-18=18222bLl键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5 由下式得： KldTp3210267.8760325100085.4202p 3333102dlKTp75.6963365100051.3952p两者都合适取键标记为： 键：1832 A GB/T1096-1979键：1836 A GB/T1096-19795 5 轴的校核轴的校核5.15.1 第一根轴的校核第一根轴的校核5.1.15.1.1 求支反力求支反力23201mm67mm268mmLL312367909.34227.35N268NHtLFFLL 2223201909.34682.005N268NHtLFFLL3123259.463NarNVF DF LFLL 22211.6959.463152.227NNVrNVFFF5.1.25.1.2 求弯矩求弯矩45694.335N mmHM 11259.463 20111952.063N mmVNVMFL223152.227 6710199.209N mmVNVMFL 22221145694.33511952.06347231.60N mmHVMMMmmNM75.468182 2521347231.600.6 0.817 107.693MPa0.1 39.45caMaTW前已选定轴的材料为 45 钢，由机械设计手册根据表 5-1-1 查得。因此，故安全。轴的计算简图如图 5-1 所示。60MPaca1ca图 5-1 第一根轴的计算简图5.25.2 第三根轴的校核第三根轴的校核5.2.15.2.1 求支反力求支反力2334mm52mm86mmLL31235269454199.30N86NHtLFFLL22233469452745.69N86NHtLFFLL31232362.37NarNVF DF LFLL222874362.372511.63NNVrNVFFF5.2.25.2.2 求弯矩求弯矩142775.88N mmHM112362.37 3412320.58N mmVNVMFL2232511.63 86216000.18N mmVNVMFL 222211142775.8812320.58143306.48N mmHVMMM2258922.67N mmM 25233258922.670.6 9.6 1011.987MPa0.1 60caMaTW前已选定轴的材料为 45 钢，由机械设计手册根据表 5-1-1 查得。因此，故安全。MPaca601ca 图 5-2 第三轴的计算简图5.35.3 中间轴的校核中间轴的校核5.3.15.3.1 求支反力求支反力0)(2322LFLLFtNH22233182 47.51599.42N4747.5tNHFLFNLL021tNHNHFFFN58.153842.1599318221NFFFNHtNH5.3.25.3.2 求弯距求弯距231599.42 120191930.4NHNHMFLN2458 169.7 219430.65N22aaF dMN0)(2322LFMLLFraNV 22231170 47.5 19430.65495.13N47.525.5raNVF LMFNLL0)(3321LFMLLFraNV 312319430.65 1170 25.5674.87N()47.525.5arNVMF LFNLL112495.13 47.523518.58NVNVMFLN223495.13 25.512625.82NVNVMFLN5.3.35.3.3 总弯距总弯距的计算的计算 222211191930.423518.58193365.98NHVMMMN 222222191930.412625.82192345.24NHVMMMN 252133193365.980.6 2.7 1048.01MPa0.1 35caMaTW前已选定轴的材料为 45 钢，由机械设计手册根据表 5-1-1 查得。因此，故安全。轴的计算简图如图 4-5 所示。MPaca601ca图 5-3 中间轴的计算简图6 6 轴承的校核轴承的校核轴承的设计寿命比照国际水准一般为 10000h25000h,电葫芦在工作过程中会受到冲击载荷，对其零部件的破坏相对较大，因而，为了充分保证轴承使用的可靠性，取其设计寿命低一些，选取 Lh15000h。轴承的寿命按下式计算：Lh1000000()60Ft CnFp P （6-1）式中 n轴承内外圈的相对速度；C轴承的额定载荷； P轴承承受的当量载荷； Fp载荷系数； Ft温度系数；寿命系数，取 3。6.16.1 计算轴承的支撑反力计算轴承的支撑反力（1）水平支反力 RH1 =34Ft/86=346945/86=2745.69N RH2=52 Ft/86=526945/86=4199N（2）垂直支反力RV1 = 133.67 NRV2 = 2740.33 N（3）合成支反力R1=2121VHRR=2748.22NR2=2222VHRR=5013N6.26.2 轴承的当量动载荷轴承的当量动载荷1rp =X1R=2488.9254N2rp=X2R=6298.5N6.36.3 轴承的寿命轴承的寿命查文献 2 表 5-9，5-10 得f1p=1.2 f2p=1.2 121ttff 10631110()60trhprfcLnfp2rp=272643h25000h 轴承的寿命合格7 7 减速器箱体结构的设计减速器箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.67isH（1）机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度（2）考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3 . 6（3）机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为 10，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便.（4）对附件设计A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体
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