合肥工业大学电动葫芦设计说明书解读

1、设计计算和说明 依据和结果 电动葫芦的总体设计第 1 章 1.1 概述电动葫芦是一种小型的起重机械，它由电动机、减速装置、卷筒、吊具及运电动电动葫芦可以单独使用，也可以用作电动单轨起重机、行小车等部分组成。电动葫芦所用的承载挠性单梁或双梁起重机以及塔式、门式起重机的起重小车。工作安全可钢丝绳式电动葫芦由于起升速度快，起重高度大，件多数是钢丝绳。靠，应用最为普遍。 1.2 电动葫芦的设计参数 电动葫芦的主要参数有起重量、起升高度、起升速度、小车运行速度以及工 也是设计电动作级别等。这些参数说明了电动葫芦的工作性能和技术经济指标， 所示。葫芦的技术依据。已知的设计参数如表 1-1 电动葫芦的设计参

2、数表1-1 工作级别和接电持续率跨距运行速度 起重量起升高度起升速度 HmJCvLv Qyn %25%40.s15m/30m/min75m.62tm0 中级， 电动葫芦传动系统的选型 1.3 该减速装置要求工作电动葫芦传动系统是指电动机到卷筒之间的减速装置。 安全可靠，体积小，重量轻，传动比大，一般用齿轮传动机构。电动葫芦传动系 常用行星轮系的特统中常用的齿轮传动机构有定轴轮系、行星轮系和混合轮系。 点如下： N（1）型少齿差行星系齿轮传动）型少齿差行星系齿轮传动 型低，且内啮合齿传动比范围大，结构紧凑，体积及重量小，但效率比 NWG 轮变位后径向力较大，使轴承径向载荷加大，适用于小功率或短期

3、工作的情况。 NN 型行星齿轮传动型行星齿轮传动2（）（） 传动比范围大，效率低，适用于短期工作。若行星架为从动件时，当传动比 达到某一值后，机构发生自锁。 NGWN）型行星齿轮传动）型行星齿轮传动 3（ 型，工艺性差，适用于中传动比范围大，结构紧凑，体积小，效率低于 NGW 小功率或短期工作的情况。2 设计计算和说明 依据和结果 型行星齿轮传动（型行星齿轮传动（4）NGW 效率高，体积小，重量轻，结构简单，制造方便，传递功率范围大，轴向尺 寸小，可用于各种工作条件，但单级传动比范围较小。行星齿轮传 综合考虑各种类型的传动机构的特点和设计要求，将选用 NGWN动机构。 均载机构的选型 1.4

4、使每个行星轮传递的载荷减小，由于多个行星轮分担载荷，行星齿轮传动中，承载能力高等优点。但由因而行星齿轮传动装置具有体积小、重量轻、噪声低、使各个行星轮分担载荷不均匀，于制造安装误差、零件变形及温度等原因的影响，经济地使各个行星轮均从而降低了传动的承载能力和性能。如何能有效，简单，是行星齿轮传动装置设计匀分担载荷，即设计性能良好，结构简单的均在机构，中内容，选用内齿轮浮动形式的均载机构。其的关键之一。参考指导书中表 3-6 但由于浮动件尺特点是内齿轮通过双联齿轮联轴器于机体相连接。轴向尺寸小，型。寸大，质量大，加工部方便，浮动灵敏性差。由于结构关系常用于 NGWN 1.5 起升机构的总体设计方案

5、传动系统和均载机构选型完成后，可作出起升机构的总体设计方案，如图 1-1 所示。 1-1 图 起升机构的总体设计示意图 卷筒与钢丝绳 2 第章 2.1 钢丝绳及卷筒的选型 2.1.1 钢丝绳的选型 钢丝绳按编绕方式可分为顺绕绳、交绕绳和混绕绳。按丝与丝间的接触状态 金属芯和有机物钢丝绳的绳芯有石棉芯、分为点接触绳、线接触绳和面接触绳。 故在本设芯。起重机用的承载绳大多是采用交绕式线接触绳，绳芯为有机物芯。 计中同样采用交绕式线接触绳，绳芯为有机物芯的钢丝绳。 2.1.2 卷筒的选型卷筒的选型 卷筒按制作方式，外形通常是带有螺旋形绳槽的圆柱形；电动葫芦用的卷筒， 铸可分为铸造卷筒和焊接卷筒两种，

6、按绕线方式，可分为单联卷筒和双联卷筒。 焊接卷筒和铸造卷筒相比，重量大大减轻，当卷筒成本较高。造卷筒工艺复杂， 尺寸较大或单件生产时采用焊接卷筒是特别有利的。3 设计计算和说明 依据和结果 。HT200 故而，在本设计中将采用铸造单联卷筒，材料采用 钢丝绳直径的计算与选择 2.22.2 钢丝绳受力后，内部应力难以准确计算，通常可按钢丝绳在工作状态下的最 大静拉力计算钢丝绳的最小直径。作用在钢丝绳上的最大静拉力可按下式计算：FQS maxKmdZ 式中额定起升载荷；F)(NQ N196009.8NFmg2000QQ ；系数，单联卷筒，1KKm 滑轮组倍率，；2m 滑轮组及导向滑轮的效率，对于滚动

7、轴承，。,97.0dZdQ19600S10103.09N 即 max9720.1 钢丝绳的最小直径可按下式计算： Scdmax 钢丝绳最小直径；式中d)(mm钢丝绳最大工作静拉力， ； 1010309NS.Smaxmaxc 。选择系数，104.c0 即 。 ，取mmmm0910.45d0.10410103.mm12d 标记：。 ZSF1570(12NAT6991)Fic 2.32.3 卷筒的设计计算 2.3.1 卷筒绳槽尺寸卷筒绳槽分标准槽和深槽两种，通常采用标准槽，在使用时钢丝绳有可能脱在本设计中卷需采用深槽。考虑到电动葫芦的工作情况和参考其他产品，槽时， 筒采用标准槽。 卷筒直径 2.3.

8、2 卷筒直径有卷筒名义直径和卷筒绕直径之分。 卷筒名义直径是指绳槽底的直径，用下式计算： dh(1)D 12mm；式中d钢丝绳直径， 与机构级别有关的系数， 。18hh 。 即 ，取mmD210mm)118(D12204 【1】 ，式（1-26 】 ，【1式（1-20 【1】 ，（1-10 ，2-2，2-1 公 2-）4 设计计算和说明 依据和结果: 卷筒的绕直径是指卷筒上钢丝绳中心的直径，其值用下式计算 mm22212210dDD0 2.3.3 卷筒长度 单联卷筒的长度可按下式计算： L2LLL210Hm 其中 tnL0D0 式中起升高度， ；mm6000Hm 滑轮组倍率， ；2m ；卷筒绕

9、直径，mm222DD00n ；附加安全圈数，取为2t 螺旋槽螺距， ；mm14t 固定绳尾所需长度，取；mm1442tL33L11 卷筒两端空余部分的长度，取。mmL26L2226000。 ，取即 mm365Lmm26363L214422 2223.14 2.3.4 卷筒厚度mmd12 对于钢制卷筒，卷筒的厚度。 卷筒的强度计算 2.3.5 卷筒壁主要承受压应力、扭转应力和弯曲应力，而扭转应力通常很小，可以 其合成应力仅为压应力，忽略不计。当时，弯曲应力可以不考虑，即。Dl3ySmaxA yyt 作用在筒壁上的压应力；式中)(MPayA75A0. 应力减小系数，取；10103S09.NS钢丝绳

10、最大拉力， ； maxmax mm卷筒厚度，12；t mm。14卷筒螺旋绳槽螺距，t0910103.MP.4510.075 即ya1412s y51. 】 ，【1（1-11 【1】 ，式（1-12 【1】 ，式（1-14 公 2-，2-1，2-1）5 设计计算和说明 依据和结果 钢的屈服极限，取其中。MP355ass355MP236.67 即 ya51.能满足。所以，强度条件 yy 2.3.6 卷筒转速 卷筒的转速可按下式计算：mv60000n ntD0 卷筒转速；式中)(rminnt ；起升速度，sm0.v15vnn ；卷筒绕直径，mm222DD00m 滑轮组倍率， 。2m1520.6000

11、0rminn.2582 。 即t222.143 电动机的选择第 3 章 3.1 电动机类型电动葫芦属于小型起重机械，通常选用交流异步电动机，常用的电机型号为等。参考业内对于电动葫芦起升机构所选用的电动机类型，ZD、YZ、YEJ、YZR 型锥形转子异步电动机。这种电动机由锥形定子，锥形转 ZD 在本设计中将采用除产生使转子，制动弹簧和装在风扇及端盖上的制动环组成。当电动机通电后，使转子产生轴向位移，子旋转的电磁力外，气隙磁场还在转子锥形面产生轴向力，压缩弹簧并使锥形制动环与后盖分离，电机正常运转。断电后，轴向磁力消失，产生摩擦制转子在制动弹簧压力下轴向复位，使锥形制动环与后盖制动体接触， 动力矩

12、，使转子停止。 3.2 电动机容量的确定电动机容量的确定原则是在规定的工作方式下，电动机温升不超过容许值，保证有足够的启动转矩和过载能力。 初选电动机型号 3.2.1 首先应该计算稳态平均功率，对于不同的工作机构，可根据载荷和速度，按 下式求出稳态的平均功率。对于起升机构：vFnQ GPs1000 ， 【1】1-27 式（ 1【】 ，式（1-23 ，2-1，2-1）6 设计计算和说明 依据和结果 ；式中起升机构电动机的稳态平均功率 P)kW(s 稳态负载平均系数，；80G.G额定起升载荷， ；19600NFFQQ ；起升速度，smv0.v15nn 机械总效率，取。85.015.019600kW

13、.77P0.82 即 s850.1000 型号的电动机，额定功率。 所以，初选 ZD31-4 kW3.0Pn 3.2.2 电动机的过载校核 起升机构电动机的过载校核公式为：vHFnQ Pn1000m ；式中基准接电持续率时的电动机额定功率 P)(kWn额定起升载荷， ；19600NFFQQ ；起升速度，s15m0.vvnn 机械总效率，取；850. 基准接电持续率时，电动机转矩允许的过载倍数，取；12.mm 考虑电压降、最大转矩存在误差等因素的系数，取。2.H2H15196000.2.2kWP623. 即 n852.110000.型，额定功率ZD32-4 初选的电动机不能满足要求，所以电动机选

14、用 。kWP4.5 n 电动机发电动机发热校核热校核 3.2.3 天，每天八小时工作制，两班 300 年，每年工作设电动葫芦的使用年限为 8 。倒，则电动葫芦的预期寿命 h8L3003840016h 对电动机进行发热校核时，首先按下式计算电动机所需的接电持续率：2tPws%100 2tPn 电动机所需的接电持续率；式中 kW77P.2 计算得到的稳态平均功率， ；Pss 1】 ，【式（1-24 ， 【1】1-25 式（ ，2-1，2-1）7 设计计算和说明 依据和结果基准接电持续率时的电动机额定功率， ； kW.5P4Pnn一个工作循环的时间， ； ts600t630060098.4st。一个

15、工作循环中电动机实际工作的时间， tww38400298.2.774，故满足要求。 即%2524.4%100% 256004.3.2.43.2.4 制动制动力矩的验算力矩的验算 起升时作用在电动机轴上的转矩为： FD0Q Tjmi2 下降时，作用在电动机轴上的转矩为： FD0QT jmi2式中额定起升载荷， ； NF19600FQQ卷筒绕直径， ； mmD222D00m滑轮组倍率， ； 2mn1380n； 传动比，电动机额定转速和卷筒转速之比，4553.iin25.82t； 上升时机械总效率，取85.0。 下降时机械总效率，取 85.01960022223.94T；即 j2253.450.85

16、196002220.85T17.30。 j2253.45制动力矩需满足下式： TKM jZdZdM62.8NmM；式中制动器的制动力矩， ZdZdKK1.75。 制动安全系数，取ZdZd即 62.81.7517.3030.28，故满足要求。 行星齿轮传动系统的设计计算 章 4 第 】 ，1【式（1-28 】 ，1【1-29式（ 【】1，式（1-30 ，2-2，2-2，2-2）8 设计计算和说明 依据和结果 4.1 齿数的确定行星齿轮传动的齿数确定是相当费时的工作，往往需要反复估算多次，才能得到较为满意的结果。齿轮的齿数除必须满足一般齿轮传动中对齿轮齿数的要 求，还必须满足传动比条件、同心条件、

17、邻接条件和装配条件。在机械设计手册中，行星齿轮传动中齿轮的齿数以列出标准值，可通过查表 4-1 所示。的方式确定齿数。确定的齿数见表 齿轮齿数表 4-1 齿轮编号传动比d b e c 52.67 a 38 114 105 21 47 副的设计计算 4.2 行星齿轮传动 a-c ，按齿面接触强度初算小齿轮分度圆直径：1KTKK1ucHHP1AKm)d(m 3td12unlimdHp ；式中算式系数，768KKtdtd ；使用系数，1KKAA ；计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数，10K.K1HPHP 计算齿轮副小齿轮的名义转矩，其值可按下式计算：T1Tzzzedbb 1T1bzzzzecaba

18、ezz,z,z,z, 4-1 其中中查得；分别为各个齿轮的齿数，其值可在表ebcadeT，矩递的转 齿轮所传 e850.5P4m.6N141495499549T e82.n2511499.98010.XXi1121bbbabab 效率， ；853.0ieaaeae11438XX61.52i12990.1ebeb4710561414.1143821 所以；131.52NmT1853.10502111447z47cuu2.24齿数比， ； 21zabzz38ccd540.10.330.； 小齿轮齿宽系数，0.6，取dd21bzzdac 1】 ，【式（3-2 ，2-4）9 设计计算和说明 依据和结果

19、行星轮个数， ； 3nnpp综合系数， ； 02K.KHH； 电动葫芦动力系数，351.cc； 试验齿轮的接触疲劳极限，MPa480limHlimH31.5211.1021.352.241。 即 mm.768950d3122.2430.64802，按齿轮弯曲强度初算齿轮模数： YKKTFaAcF11(mmK)m 3tmn2zn1limdFp式中算式系数， ； 1.K12Ktmtm计算齿轮副小齿轮的名义转矩， ； Tm.52NT3111使用系数， ； 1KKAA计算齿轮弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数， ； 151.KKFPFP综合系数， ； 02.KKFFzz21；小齿轮齿数， 11载荷作用于

20、齿顶时小齿轮的齿形系数，； 762.YY1Fa1Fa400MPa；试验齿轮的弯曲疲劳极限， limlimFF31.5211.1521.352.761.191m12.，取。 即5.m23nn230.54214004.3 行星齿轮传动 d-e 副的校核计算 1，按轮齿弯曲强度计算。 计算齿根应力： FKKKKKFPFtvAF YYYYSaFaFbmn齿根应力；式中 )(MPaFF端面内分度圆名义切向力，其值可按下式计算： t2000T20001414.6e； N63592FF.tetnd1055.23ep 【，1】3-9 式（ ，2-4）10 设计计算和说明 依据和结果使用系数， ； 1KKAA动

21、载系数， ； 251K.Kvv弯曲强度计算的齿向载荷分布系数， ； 081.KKFF弯曲强度计算的齿间载荷分配系数， ； 11K.KFF计算齿轮弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数， ； 151K.KFPFP，取；小齿轮齿宽， mm53828.0.32.5bdmm30bbdd齿轮模数， ； 5.mm2nn载荷作用于齿顶时的应力修正系数， ； 67.Y1YSaSa载荷作用于齿顶时的齿形系数， ； Y40.Y2FaFa弯曲强度计算的重合度系数，其值由下式确定： Y750.0.850.865，所以，式中.Y0257151.n21cosn0.75025Y0.69； 1.715螺旋角系数， ； 1YY359

22、2.61.251.081.11.152.41.670.691225.6MPa。 即 F302.5许用齿根应力： YYNTFlimSTYYY XrelTRrelTFPSminF许用齿根应力；式中 )(MPaFP400MPa；试验齿轮的弯曲疲劳极限， limFFlimYY2.0； 试验齿轮的应力修正系数，STSTYY2.5；弯曲强度计算的寿命系数， NTNTYY1.0；相对齿根圆角敏感系数， relTrelTY1.0Y； 相对齿根表面状况系数，RrelTRrelTYY1.0 弯曲强度计算的尺寸系数， ；XX 【3，】10-26 【，】13-5 式 ，P21，2-4711 设计计算和说明 依据和结果

23、弯曲强度计算的最小安全系数， ； 61.SSminFminF40022.51111250MPa 即 FP1.6，故安全。所以满足条件 FPP2，按接触强度计算。 计算接触应力： FKKKKKu1HPHvtAH(MPaZ)ZZZ EHHbdu1齿面的接触应力；式中 H节点区域系数， ； 5.Z2ZHH弹性系数， ； 8.Z189ZEE重合度系数， ； 875.ZZ0螺旋角系数， ； 0Z1Z.； 端面内分度圆名义切向力，F3592.6NFtt使用系数， ； 1KKAA动载系数， ； 251.KKvv接触强度计算的齿向载荷分布系数， ； 151K.KHH接触强度计算的齿间载荷分配系数， ； 11.

24、KKHHKK1.10；计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数， HPHPuu105382.76；齿数比， 齿宽， ； mm30bbd95mmd； 小齿轮的分度圆直径，11即 3592.61.251.151.11.12.761580.5189808751.5MPa.2。 H30952.76 计算许用接触应力：ZNHlimZZZZZ(MPa) XLHPvRWSminH 式中齿面许用接触应力；HP ， 【1】3-4 式 ， 】1【3-5 式 ，2-4，2-4712 设计计算和说明 依据和结果 试验齿轮的接触疲劳极限， ；MPa480limHlimH ；接触强度计算的寿命系数，Z6.Z1NN 润滑剂系数

25、， ；0Z.Z1LL ；速度系数，1ZZvv 粗糙度系数， ；0Z1.ZRR ；工作硬化系数，12.Z1ZWW ；接触强度计算的尺寸系数，0Z1Z.XX 接触强度计算的最小安全系数，；261.SSminHHmin11.124801.67MPa682. 即HP261.强度条件，故安全。所以满足 HPH 副的校核计算 c-b4.4 行星齿轮传动 ，按接触强度计算。1 计算接触应力：KFKKKK1uHPHAHvt)(MPaZZZZ EHHubd1 式中齿面的接触应力；H52.ZZ 节点区域系数， ；HH8.Z189Z 弹性系数， ；EE 重合度系数，；860.ZZ ；螺旋角系数，0.ZZ1F 端面内

26、分度圆名义切向力，其值可用下式计算：tT2000b ，其中FFtbtdnbpzzz3821114dba， 1414m.6T1T.13877N1eb105z4721zzz114ebca71387.2000N3246.1F 所以 ；t2853 【1】 ，3-4 式 ，2-4713 设计计算和说明 依据和结果 使用系数， ；1KKAA ；动载系数，25.KK1vv 接触强度计算的齿向载荷分布系数， ；151K.KHH 接触强度计算的齿间载荷分配系数，；11.KKHH ；计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数，101K.KHPHPu ；齿数比，43.114472u 齿宽， ；mmb30b 小齿轮的分度圆

27、直径，；mmd117.5d11112.43153246.11.251.1.11. 即 。 MPa212.5189.80.86396.H43.5230117. 计算许用接触应力：ZNlimH )ZZZZZ(MPaXWHPvRLSminH 齿面许用接触应力；式中HP 试验齿轮的接触疲劳极限， ；MPa480limlimHH ；接触强度计算的寿命系数，Z6Z1.NN0.1ZZ ；润滑剂系数，LL 速度系数， ；1ZZvv01.ZZ ；粗糙度系数，RR ；工作硬化系数，12.Z1ZWW0Z.Z1 接触强度计算的尺寸系数， ；XX26.SS1 ；接触强度计算的最小安全系数，minminHH1126480

28、1.1.MPa682.7 即 HP26.1 所以满足强度条件，故安全。HPH 2，按轮齿弯曲强度计算。 计算齿根应力： ， 【1】3-5 式 ，2-4714 设计计算和说明 依据和结果FKKKKKFPvAFtF YYYYSaFFabmn齿根应力；式中 )(MPaF； 端面内分度圆名义切向力，F.1N3246Ftt使用系数， ； 1KKAA动载系数， ； 251K.Kvv弯曲强度计算的齿向载荷分布系数， ； 08.KK1FF弯曲强度计算的齿间载荷分配系数， ； 1.K1KFF计算齿轮弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数， ； 15.K1KFPFP小齿轮齿宽，取； mm30bb齿轮模数， ； 5.mm

29、2nn载荷作用于齿顶时的应力修正系数， ； 68.Y1YSaSa载荷作用于齿顶时的齿形系数， ； Y35Y2.FaFa弯曲强度计算的重合度系数，其值由下式确定： Y75.01.775，中所以式，25Y0.775.1n21cosn0.750.Y0.2567； 1.715螺旋角系数， ； 1YY3246.11.251.081.11.152.351.680.671195.5MPa。 即 F302.5许用齿根应力： YYNTSTFlimYYY XrelTRrelTFPSminF许用齿根应力；式中 )(MPaFP400MPa； 试验齿轮的弯曲疲劳极限，limFlimFYY2.0； 试验齿轮的应力修正系数

30、，STSTY弯曲强度计算的寿命系数，Y ；5.2NTNT， 【1】3-9 式（ ， 】1【3-5 式 ，2-4，2-4715 设计计算和说明 依据和结果相对齿根圆角敏感系数， ； 0.Y1YrelTrelT相对齿根表面状况系数， ； 0.Y1YRrelTRrelT弯曲强度计算的尺寸系数， ； 0.YY1XX弯曲强度计算的最小安全系数， ； 6.SS1minFFmin40022.51111250MPa 即FP1.6，故安全。所以满足条件 FPP4.5 传动效率的计算 醒醒齿轮传动的效率是传动装置的重要性能指标。行星齿轮传动的功率损失主要有：齿轮啮合副的摩擦损失、轴承中的摩擦损失、润滑油飞溅和搅动

31、的液力损失、均载机构或输出机构的摩擦损失，因此考虑上述四项功率损失的行星齿轮传动总功率为： QcYzb； 式中齿轮啮合效率，853.0caec轴承效率，可忽略不计； z考虑液力损失的效率，可不考虑； Y；型传动输出机构的效率， 均载机构或N995.0QQ。 即 850.8530.99504.6 行星齿轮传动的主要参数 经过对行星齿轮传动系统的设计计算和校核计算，可确定各个齿轮的主要参数，见表4-1 所示。 表 4-1 行星齿轮传动的主要参数 齿轮代号 a b c d e 参数名称z105 47 38 21 114 齿数m(mm) 模数 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 n(mm) 齿宽系

32、数 0.1 0.3 0.25 0.6 0.1 d(mm) 齿宽 35 30 40 35 30 d(mm) 分度圆直径 262.5 95 117.5 287.5 52.5 】【1，式（3-13 ，2-4）16 依据和结果设计计算和说明 )d(mm 齿根圆直径f46.25 298.75 111.25 88.75 256.25 )(mmd 齿顶圆直径a57.5 282.5 122.5 100 267.5 均载机构的选型 4.7 使每个行星轮传递的载荷减小，行星齿轮传动中，由于多个行星轮分担载荷，重量轻、噪声低、承载能力高等优点。但由因而行星齿轮传动装置具有体积小、使各个行星轮分担载荷不均匀，于制造安

33、装误差、零件变形及温度等因素的影响，通过对均载机构的形式很多，查阅指导书，从而降低了传动的承载能力和性能。这种比各种均载机构的特点和应用范围，最终选用内齿轮浮动形式的均载机构。均载机构的特点是：内齿轮通过双联齿轮联轴器与机体想连接。轴向尺寸较小，但由于浮动件尺寸大，质量大，加工不方便，浮动灵敏性差。由于结构关系，常 NGWN 型行星齿轮传动中。用于 4.8 齿轮联轴器的设计计算齿轮联轴器广泛用于浮动机构中，使浮动构件在不平衡力作用下产生位移，浮动构件中常用的齿轮联轴器有单联齿轮联轴器以达到各个行星轮均载的目的。 和双联齿轮联轴器两种类型。会内齿套固定不动，浮动齿轮只能做角度位移，单联齿轮联轴器

34、的特点是：浮动内齿套浮动，引起载荷沿齿宽方向分布不均匀。双联齿轮联轴器的特点是： 齿可作轴线平行位移，使各行星轮均载，且齿向载荷分布均匀。 根据两种齿轮联轴器的特点，最终选用双联齿轮联轴器。 。3-2，可确定齿轮联轴器的基本参数如下表 4-2 查阅指导书 2-60 页图 齿轮联轴器的主要参数表 4-2 齿数 分度圆直径 模数 60 300 5.0 再计算齿轮联轴器的几何参数： ，齿形角 1o 。 20 ，齿顶高系数 2* 。外齿轮；内齿轮 8.h0h1.0aa 3，齿顶圆直径 外齿轮；mm5m602310dz21amm29251.6dz1.6m60 。内齿轮2a ，齿根圆直径4mm5287.6

35、02.555dz2.m ；外齿轮1fmm.53122.5552zd.m60 内齿轮。2f ，齿宽 5 。mmb30 17 设计计算和说明 依据和结果第 5 章 轴的设计计算轴的设计计算 5.1 齿轮轴的设计计算 1，求轴上的功率、转速和转矩 轴上的功率可用下式计算： 2 PPn1式中电动机的额定功率， ； Kw4.P5Pnn； 滚动轴承的传递效率，取990.2即 Kw44.0.99P4.51轴的转速 minr1380n1轴的转矩 mN31.52TTa12求作用在齿轮上的力 已知分度圆直径 mm.5d522T231.5211200.8FN 所以切向力td52.5tan0n 径向力N0437tan

36、20FF.81200.trcos 轴向力 0FFtanta3，初步确定轴的最小直径 先按下式初步确定轴的最小直径。选用轴的材料为 45 钢，调质处理。查表取，于是得 120A0P4.41 mm6Ad17.120330minn138014，轴的结构设计 轴的结构设计主要从下面几个方面着手：拟定轴上零件的装配方案、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度、轴上的零件的州向定位和确定轴上的圆角和倒角尺寸。 轴的结构和装配示意图如图 5-1 所示。 】【3，15-2 式（ ，P37）18 设计计算和说明 依据和结果 轴的结构和装配示意图图 5-1 ，按弯扭合成应力校核轴的强度 5 所示。首先根据轴的结

37、构简图作出轴的弯矩图，如图 5-2 轴的载荷分析图图 5-2 在水平面内： LF5.1200.81162tN1F752. 1NH55116.LL69.21 N7.1448.8FFF1200.752 1NH2NHt mm9522705691752LFM.N 11HNH 在竖直面内： 19 设计计算和说明 依据和结果FL437.0116.5r2 N7273F.1NVLL69.5116.521 N3163.273.7FFF437.01NV2rNV mmN19022.2.L273.7695MF1VNV1合成弯矩： 222255624.6N.9mm19022.2MMM52270 VH计算轴的应力: 22

38、TM caW轴的计算应力， ； 式中MPaca轴所受的弯矩， ； Mmm6NM55624.； 折合系数，60.轴所受的扭矩， ； Tmm31520NT轴的抗弯截面系数，其值可用下式计算得到 W3330.146.250.1d.2mm9893W 。f223152060655624. 即 MPa95.ca29893.轴的材料选用 45 钢，调质处理，查得对称循环应力时轴的许用弯曲应力60MPa，故满足轴的弯扭合成强度条件。 16，验算轴承寿命 PF437.0N。由于轴承只承受径向载荷，所以轴承所承受的载荷 r计算轴承的寿命： 6C10 Lh60nP式中轴承的计算寿命； Lhnn1380rmin； 轴

39、承的转速，CC31500N； 轴承的基本额定动载荷，3； 指数，363150010小时，所以 6300，轴承的预期寿命为即 4523316Lhh437138060 轴承的使用寿命能够满足要求。 ，花键连接强度校核 7 花键连接强度条件为： 】 ，3【式（15-5 】【3，13-5 式（ ，P37，P31）20 设计计算和说明 依据和结果3102T ppzhldm式中花键连接所传递的转矩， ； Tm31.52NT；载荷分配不均匀系数， 7.0花键的齿数， ； z8z齿的工作长度， ； mm23ll花键齿侧面的工作高度， ； mm22.hh花键的平均直径， ； mm39ddmm。花键连接的许用挤压

40、应力， MPa80pp31031.522MPa5.7 ，故满足强度条件。即 p0.782.223395.2 行行星轴的设计计算星轴的设计计算 1，求轴上的功率、转速和转矩 轴上的功率可用下式计算： PP212a式中轴的输入功率， ； kW.4P4Paa；齿轮传动的效率， 97.0110.98； 滚动轴承的效率，22P4.40.970.984.2kW 即 2轴的转速可用下式计算： nan 2iac式中输入转速， ； minrnn1380aaz47c2.i24i 传动比，acacz21a1380616.1rnmin。即 22.24转矩可按下式计算： P29550T n2P4.2kWP 轴的输出转矩

41、，式中；223】 ，【6-5 式（ 【】1，式（3-1 ，P11，2-4）21 设计计算和说明 依据和结果轴的输出转速， 。 minr616.1nn224.266.29550NmT 即616.12求作用在齿轮上的力 已知分度圆直径，所以 mmd95117.5mm,ddc2T266200 切向力N81126.Ftc117d.5cT2266200 F1393.7Ntd95ddtan0n 径向力N.14101126.8tanFF20tcrccostan0n FNF1393.7tan20507.3tdrdcos 轴向力0FFtanFtadac3，初步确定轴的最小直径 先按下式初步确定轴的最小直径。选用

42、轴的材料为 45 钢，调质处理。查表取，于是得 120A0P4.21 mm.7120Ad22330minn616.114，轴的结构设计 轴的结构设计主要从下面几个方面着手：拟定轴上零件的装配方案、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度、轴上的零件的州向定位和确定轴上的圆角和倒角尺寸。 轴的结构和装配示意图如图 5-3 所示。 】3【，式（15-2 ，P37） 行星轴的结构示意图 5-3 图 22 设计计算和说明 依据和结果 5，按弯扭合成应力校核轴的强度 5-4 所示。首先根据轴的结构简图作出轴的弯矩图，如图 图 5-4 扭矩图 在水平面内： LLLFF1393.7361126.836643

43、tdtc231197F.5N 1NHLLL366436312 N13231197.5.81393.7FFFF11261NHtc2NHtd mm.0N1197.53643110MFL1NHH11 1126.8644763451197.36648NmmMFLLFL 2H211NHtc2 在竖直面内： FLFLL410.1100507.33633rc2rdF435.8N 1NVLLL136321 FFFF410.1507.3435.8481.6N 1NVrcrdNV2 MFL435.83615688.8Nmm 1V11NV FL435.8100410.1LFML6417333.6Nmm 2rc211

44、NV2V23 设计计算和说明 依据和结果 合成弯矩：22220Nmm.015688.8M45876.MM43110 111VH2222M17333.6mm50690.5N47634MM.8 2HV22取其中较大的数值作校核。 计算轴的应力: 22TM caW轴的计算应力， ； 式中MPaca轴所受的弯矩，； Mmm.5NM50690；折合系数， 6.0轴所受的扭矩， ； Tmm66200NT轴的抗弯截面系数，其值可用下式计算得到 W3tbtddW d32其中轴的直径， ； mmdd30t键槽的切深， ； mm4t 键的宽度， ， mm8bb所以 234843.1430303 ；mm31928.

45、W30322266200.050690.56 即 MPa33.4ca3.1928 轴的材料选用 45 钢，调质处理，查得对称循环应力时轴的许用弯曲应力60MPa，故满足轴的弯扭合成强度条件。 16，验算轴承寿命 由于轴承只承受径向载荷，所以轴承所承受的载荷 。 N4F917.PFrdrc计算轴承的寿命： 6C10 LhPn60L 轴承的计算寿命；式中hnn616.1rmin； 轴承的转速，轴承的基本额定动载荷， ； NC19500C ；指数，3 3】 ，【式（15-5 ， 】3【13-5式（ ，P37，P31）24 设计计算和说明 依据和结果361950010小时，所以轴 6300 ，轴承的预期寿命为即259791Lhh4.191760616 承的使用寿命能够满足要求。 7，普通平键键连接强度校核 花键连接强度条件为：310T2 ppkld式中花键连接所传递的转矩， ； Tm66.2NT 键与轮毂键槽的接触高度， ； mm3.50.57hk0.5k齿的工作长度， ； mm28ll轴的直径， ； mmd30d。花键连接的许用挤压