电动卷扬机电葫芦毕业设计

XINYUUNIVERSITY毕业设计（论文）14届）题目电动卷扬机的设计二级学院机械工程学院专业机械设计制造及其自动化班级10机制本《三》班学号1001210325学生姓名王霞指导教师陈萍电动卷扬机的设计摘要随着当今社会机械行业的快速发展，人力越来越被机械操作所替代。从机械行业的发展史看来，它由简单到复杂，由手动操作到全自动化的操作，真的可以说是越来越方便，越来越经济实用了，电动卷扬机的发明就很好的证明了这一点。卷扬机主要分为电动和手动两种，随着社会的飞速发展，电动卷扬机已经成为社会起重运输机构不可或缺的部分，它在我们身边随处可见，例如：我们平时乘坐的电梯和家用电卷门，还有提升集装箱等重物的起升机构。本次设计的电动卷扬机，主要是针对它的卷筒，钢丝绳，电动机和减速器部分的设计。由于设计的篇幅有限，所以有些部分就只是简单的介绍了一下。关键词：卷扬机；卷筒；钢丝绳；电动机；减速器；联轴器I电动卷扬机的设计AbstractWiththerapiddevelopmentofmachineryindustryintoday'ssociety,thehumanismoreandmorereplacedbyamechanicaloperation.Bythehistoryofmechanicalindustry,itappearstobefromsimpletocomplex,frommanualtofullyautomatedoperation,reallyismoreandmoreconvenient,moreandmoreeconomicandpractical,theinventionoftheelectrichoistisverygoodtoproveit.Hoistismainlydividedintotwoofmanualandelectric,withtherapiddevelopmentofsociety,electrichoisthasbecomeanintegralpartofthesocialliftingtransportationagency,itcanbeseeneverywherearoundus,forexample,Weusuallytaketheelevatorandhouseholdelectricdoor,andcontainerweightliftingmechanism.Thedesignofelectrichoist,mainlyforitsdrum,wirerope,thedesignofthemotorandreducerparts.Duetothedesignofthespaceislimited,sosomepartissimplyintroduced.Keywords:hoist;Drum;Wirerope;Motor;Gearreducer;couplingII电动卷扬机的设计目录摘要..............................................................IAbstract..........................................................II第1章概论.....................................................11.1卷扬机发展概况..............................................11.1.1卷扬机的发展概况及应用...............................11.1.2卷扬机的发展趋势......................................11.2卷扬机主要类型............................................1第2章起升机构的组成和型式.......................错误！未定义书签。2.1起升机构的组成............................错误！未定义书签。2.2起升机构的典型传动型式....................错误！未定义书签。第3章钢丝绳的选择...............................错误！未定义书签。3.1钢丝绳的种类和构造........................错误！未定义书签。3.2钢丝绳直径的选择..........................错误！未定义书签。第4章卷筒的结构设计及尺寸确定..................错误！未定义书签。4.1卷筒的分类.................................错误！未定义书签。4.2卷筒绳槽的确定.............................错误！未定义书签。4.3卷筒的设计.................................错误！未定义书签。4.3.1卷筒的长度设计......................错误！未定义书签。4.3.2卷筒壁厚设计........................错误！未定义书签。4.4卷筒强度计算..............................错误！未定义书签。第5章电动机选择................................错误！未定义书签。5.1电动机选择................................错误！未定义书签。第6章减速器的设计计算...........................错误！未定义书签。6.1传动比分配.................................错误！未定义书签。6.2动力运动参数计算...........................错误！未定义书签。6.2.1各级转速..............................错误！未定义书签。6.2.2每个轴的输入功率.....................错误！未定义书签。6.2.3各个轴的转矩计算.....................错误！未定义书签。电动卷扬机的设计第7章普通V带传动设计...........................错误！未定义书签。7.1普通V带的型号.............................错误！未定义书签。7.2确定带轮基准直径...........................错误！未定义书签。7.3验算带速V..................................错误！未定义书签。7.4确定带的长度Ld和中心距a...................错误！未定义书签。7.5验算小带轮的包角α.........................错误！未定义书签。7.6确定普通型带的根数Z........................错误！未定义书签。7.7计算带传动作用在轴上的力Fα................错误！未定义书签。7.7.1计算单根普通型带的张紧力..............错误！未定义书签。7.7.2计算带传动作用在轴上的力..............错误！未定义书签。7.8带轮结构设计...............................错误！未定义书签。第8章圆柱齿轮传动的设计计算....................错误！未定义书签。8.1高速级直齿圆柱齿轮几何尺寸的设计计算.......错误！未定义书签。8.1.1选定齿轮齿数..........................错误！未定义书签。8.1.2按齿面接触强度设计....................错误！未定义书签。8.1.3按齿根弯曲强度设计....................错误！未定义书签。8.1.4几何尺寸计算..........................错误！未定义书签。8.1.5高速级直齿圆柱齿轮的结构设计..........错误！未定义书签。8.2低速级齿轮几何尺寸的设计计算...............错误！未定义书签。8.2.1选定齿轮齿数..........................错误！未定义书签。8.2.2按齿面接触强度设计....................错误！未定义书签。8.2.3按齿根弯曲强度设计....................错误！未定义书签。8.2.4几何尺寸计算..........................错误！未定义书签。8.2.5低速级直齿圆柱齿轮的结构设计..........错误！未定义书签。第9章各级轴的设计计算............................错误！未定义书签。9.1高速轴的设计...............................错误！未定义书签。9.1.1轴的已知的运动参数和动力参数..........错误！未定义书签。9.1.2轴的材料和热处理的选择................错误！未定义书签。9.1.3按照扭转强度初步设计轴的最小直径......错误！未定义书签。电动卷扬机的设计9.1.4轴的结构设计..........................错误！未定义书签。9.1.5按弯曲扭转合成应力校核轴的强度........错误！未定义书签。9.2中间轴的设计...............................错误！未定义书签。9.2.1轴的已知的运动参数和动力参数..........错误！未定义书签。9.2.2轴的材料和热处理的选择................错误！未定义书签。9.2.3按照扭转强度初步设计轴的最小直径......错误！未定义书签。9.2.4轴的结构设计..........................错误！未定义书签。9.2.5按弯曲扭转合成应力校核轴的强度........错误！未定义书签。9.3低速轴的设计...............................错误！未定义书签。9.3.1轴的已知的运动参数和动力参数..........错误！未定义书签。9.3.2轴的材料和热处理的选择................错误！未定义书签。9.3.3按照扭转强度初步设计轴的最小直径......错误！未定义书签。9.3.4轴的结构设计..........................错误！未定义书签。9.3.5按弯曲扭转合成应力校核轴的强度........错误！未定义书签。第10章轴承、键和联轴器的选择...................错误！未定义书签。10.1轴承的选择及校核..........................错误！未定义书签。10.1.1高速级滚动轴承.......................错误！未定义书签。10.1.2中间级的轴承........................错误！未定义书签。10.1.3低速级的轴承.........................错误！未定义书签。10.2键的选择及强度校核........................错误！未定义书签。10.2.1高速轴与联轴器处键联接..............错误！未定义书签。10.2.2.中间轴与高速级大齿轮处键联接.......错误！未定义书签。10.2.3中间轴与低速级小齿轮处键联接........错误！未定义书签。10.2.4低速轴与低速级大齿轮处键联接........错误！未定义书签。10.2.5低速轴与联轴器处键联接..............错误！未定义书签。10．3联轴器的选择.............................错误！未定义书签。参考文献........................................................46致谢.............................................................47电动卷扬机的设计第1章 概 论1.1卷扬机发展概况1.1.1 卷扬机的发展概况及应用现如今卷扬机已经发展到了一个十分成熟的境界，应用在我们的方方面面。但是我国的电动卷扬机发展还是相当慢的，明显的落后西方发达国家，我国还主要是在大型工厂大企业才会广泛的应用，解放前更是几乎所有的卷扬机都是外国生产的，但是现在随着我国的富强和创新，我们也发明了很多的卷扬机，基本满足了自己国家的需要。卷扬机在我们身边随处可见，它是起重运输的重要组成部分，主要功能就是将物体提升，由于它有很多的优点，被广泛应用，在一些小的领域也应用很广，如家用电卷门就是一个最普遍最常见的例子。1.1.2 卷扬机的发展趋势卷扬机的发展绝对是越来越方便和实用的，随着社会的高科技的快速发展，卷扬机会越来越被需要，也会变的越来越适应社会的发展。1.2 卷扬机主要类型卷扬机有着广泛的应用，所以就会有不同类型的产品， 去适应各种需求。其中：按钢丝绳额定拉力F分按钢丝绳所能承受的最大拉力来化分。按1955—88《卷扬机》中规定为5，7.5，10，12.5，16，20，25，32，50，80，120，160，200，320，500kN共15级。此参数为卷扬机的主要参数。按传动形式分（1）开式齿轮传动（2）闭式圆柱齿轮传动1电动卷扬机的设计3）圆锥—圆柱齿轮减速器4）蜗杆传动减速器5）圆柱齿轮减速器加开式齿轮传动6）蜗杆减速器加开式齿轮传动7）行星齿轮传动8）液压传动按控制方法分（1）手控卷扬机（2）电控卷扬机3）液控卷扬机4）气控卷杨机5）自动控制卷扬机第2章起升机构的组成和型式2.1 起升机构的组成起升机构是提升重物的机构，它是卷扬机必须的结构，也是设计卷扬机最最主要的部分，是卷扬机的核心部位。本次电动卷扬机的设计主要是由电动机、 V带、联轴器、轴承、减速器、卷筒等组成（如图2-1）。图2-1 起升机构的示意图1、电动机 2 、V带 3 、减速器 4 、轴承 5 、联轴器 6 、卷筒2电动卷扬机的设计2.2 起升机构的典型传动型式电动机和卷筒之间除了有时增加一个V带外，其减速器主要是采用标准的效率高的二级减速器，只有速度十分的小的时候才有可能采用三级减速器，所以本次设计也是选择二级减速器作为减速机构。当然在电动机和减速器之间是要有联轴器的，一般采用弹性柱销连轴器，本次设计同样选择弹性柱销连轴器。卷筒的直径在选择的时候都是取许可的最小值，因为直径越大，扭矩和传动比就越大，使制造的整个不见十分的庞大。往往都是通过增大直径的办法来减小它的长度。本次设计中卷筒的直径已经给出为：D320mm，所以不需计算卷筒的直径。滑轮组的型式有单联和双联，我们一般看到是单联，因为它的型式和倍率对设计起升机构的尺寸时影响很大。在设计过程中由于双联滑轮组的倍率比单联滑轮组小一倍，起升机构的传动比也需要增大一倍，这就使机构尺寸增大，所以此次设计的卷扬机选用单联滑轮组如图（2—3）。图2—3 单联滑轮组1、卷筒 2、钢丝绳 3、动滑轮此次设计的主要参数有：载荷：3/4负载工作循环周期： 10min钢绳拉力： 20KN提升高度： 6m钢绳速度： 8 （m/min）钢绳速度允许误差±5%3电动卷扬机的设计滚筒直径: 320 （mm）设计寿命： 10 年工作制： 二班制工作，每班工作 8小时，每年工作 300天第3章钢丝绳的选择钢丝绳是卷扬机提升重物的工具，如果在提升重物的时候钢丝绳发生断裂等问题，那么后果是十分的严重，再加上它在工作的时候所受的力和外界的影响都十分的复杂，所以对钢丝绳的选择是十分严谨的一件事， 必须做到合理的选择才能达到预期的效果。3.1 钢丝绳的种类和构造卷扬机有多层缠绕，也有单层缠绕，由于本设计提升高度小所以采用单层，选用多捻制金属丝芯钢丝绳。3.2 钢丝绳直径的选择本次卷扬机选择单层缠绕，钢丝绳受力不是太复杂。虽然可以通过查表直接查取出来，但是根据国际标准钢丝绳的选择， 我们进行一下运算：该方如下；（机械设计手册第二册）钢丝绳直径不小于 dmindmin〓c FmaxFmax —钢丝绳最大静拉力c—钢丝绳选择系数，可参考机械设计手册第二册进行选取。本设计卷扬机的载荷已经给出为 20KN，又由于上面选用单联滑轮起重滑轮组，所以每根承受载荷Fmax ＝1/2F总＝0.5×2KN=10000N取钢绳系数选择c＝0.11。dmin〓c Fmax＝10mm依据设计所给的原始数据，通过查机械设计管理手册中电动葫芦主要参数。可以得到本设计所需钢丝绳的直径为 d=11mm，规格为：6×37（GB1102-74）4电动卷扬机的设计所以最终确定本设计所需钢丝绳的直径为 d=11mm，规格为：6×37（GB1102-74）第4章 卷筒的结构设计及尺寸确定卷筒是用来缠绕钢丝绳，把原动力最后传递给钢丝绳提升重物， 卷筒的中心一般是中空的圆柱状，里面有一个轴带动卷筒转动，本设计给出了卷筒的直径。4.1卷筒的分类按照钢丝绳在卷筒上缠绕的层数，可分为单层和多层两种，在前面我们已经选用了单层缠绕的方式进行缠绕。只有在缠绳量大，提升高度非常高或特殊要求的情况下才选择多层缠绕。本设计采用单层绕。4.2卷筒绳槽的确定查机械设计指导书知，卷筒绳槽槽底半径 R，槽深c，槽的节矩t 其尺寸关系为：R= （0.54~0.6）d（d 为钢丝绳直径 ）绳槽深度：标准槽： c1=（0.25~0.4）d（mm）深槽： c2=（0.6~0.9）d （mm）绳槽节距：标准槽： t1＝d＋（2～4）（mm）深槽： t2＝d＋（6～8）（mm）本设计选用标准槽，钢丝绳直径选用 11mm，R= （0.54~0.6）dmm=5.94~6.6mm取R=6.6mmc=（0.25~0.4）dmm=2.75~4.4mm取c=4.4mmt ＝d＋（2～4）mm=13~15mm5电动卷扬机的设计取t=15mm由于上面计算出了钢丝绳的直径为 11mm，则可以通过这一信息查机械设计手册中卷筒槽尺寸可以得到以下数据： R=6.7mm，t=14mm，r=1.5mm，c=4mm由于计算和查表的数据基本一致，则出于方便计算的考虑最后决定选用查表所得到的数据进行下面的计算。4.3卷筒的设计卷筒主要设计的部分包括：卷筒直径 D、卷筒长度L 、卷筒壁厚 δ。在本设计的原始数据中已经给出 D=320mm4.3.1 卷筒的长度设计本设计采用单联滑轮组卷筒的长度为：卷筒上的螺旋槽部分的长度L0Hant=204mmD0卷筒的总长度Ld=L〇+2L1+L2式中Ld—卷筒总长度；L0—绳槽部分长度H—最大起升高度；a—滑轮组倍率；D0—卷筒卷绕直径； D0=D+d—绳槽节矩，—额外安全圈数，通常以n＝1.5～3倍；l1—为无绳槽卷筒部尺寸，由结构需要决定这里取为： 100mml2—钢丝绳固定需要的长度， l2=3t=3×14=72所以Ld=L〇+2L1+L2=204+2×100+72=476mm选取标准卷筒长度为 500mm6电动卷扬机的设计4.3.2 卷筒壁厚设计对于铸铁筒壁厚 0.02D 6~10 mm根据已知数据求得：0.02D 6~10 mm0.02×320＋（6～10）6.4＋（6～10）＝12.4~16.4 选 15mm所以卷筒的设计参数选择为：绳槽节距 t＝14mm、槽深c＝4mm、卷筒节距D＝320mm、卷筒长度L=500mm、卷筒壁厚 15mm、槽底半径R=6.7mm4.4 卷筒强度计算本设计中 L=500mmD=320mm，符合L 3D0的要求，所以只要计算压应力就可以了。因为前面选择的是单层卷绕，所以卷筒所受压应力按下式来计算：=AFmax bct为卷筒所受压应力Fmax为钢丝绳最大拉力（N）为卷筒壁厚为应力减小系数，一般取A=0.75bbc 为许用压力，对于铸铁 bc =为铸铁抗压强度极限所以 =AFmax bct=0.75×10000÷（15×14）7电动卷扬机的设计MPa查机械设计书 b 195MPa，所以 bc 39MPa。所以 bc通过检验计算，本设计卷筒抗压强度符合设计要求。第5章 电动机选择5.1 电动机选择根据运输带的工作拉力F，工作速度V，可以求出选择的卷筒的功率pwFv2010382.67kwPw601000601000223电动机到工作机的总效率总为总12345：总效率等于带轮、齿轮、联轴器、滚筒和轴承的效率之积。通过查机械设计手册得到它们的取值如下：带轮的效率 1=0.96联轴器的效率 2=0.99齿轮的效率 3=0.98轴承的效率 4=0.99滚筒的效率 5=0.97223总123450.960.9820.9920.9930.99=0.85所需电动机功率为：PPw=2.67kw3.14kwd0.85总8电动卷扬机的设计选择电动机根据设计给出的数据，就可以求出卷筒的转速 n1000v10008n15.92r/minD320根据常见机械传动推荐的合理的传动比范围，初选V带的传动i124，二级圆柱齿轮的传动比范围为i2=9~25，得出i总=i1i2(24)(925)18100，可知电动机的转速n0范围为(286.561592)r/min。由于是电动卷扬机，通过查阅机械设计手册中电动机的选择表，所以可选用YZR132M2-6型电动机，额定功率：Pce=3.7kw，满额转速：n满=908r/min，额定电压：380v第6章减速器的设计计算6.1传动比分配‘已知电动机的转速n=908r/min根据关系式i总n'n得：i总=n'90857.04n15.92取i1=i带=3，即则减速器的传动比i减i总=57.04；由于，i1=19.013ii=(1.31.5)i（19.01(4.975.34)，可取i，则2高减2=i高=5.34i3=i低=3.566.2动力运动参数计算6.2.1各级转速9电动卷扬机的设计电动机输出轴的转速n0n'908r/min高速轴的转速n1n0908302.67r/mini13中间轴的转速n2n2=302.6758.77r/mini25.3458.77低速轴的转速n3 15.92r/min3.56滚筒的转速n4 n3 15.92r/min6.2.2 每个轴的输入功率电动机输出轴的功率 p0 pd 3.14kw高速轴的功率 P1 P012中间轴的功率 P2 P134低速轴的功率 P3 P23 4滚筒轴的功率 P4 P324

3.14 0.96 0.99 2.98kw2.89kw2.80kw2.77kw6.2.3 各个轴的转矩计算T09550P095503.1433.03Nmn0908T1T0i11233.0330.960.9994.18N.mT2T1i23494.185.340.980.99487.93N.mT3T2i334487.933.560.980.991685.27N.mT4T3241685.270.990.991651.73N.m10电动卷扬机的设计将上述结果列于表中：轴号功率P（KW）转矩T(N.m)转速传动比i效率电机轴3.1433.0390830.95高速轴2.9894.18302.675.340.96中间轴2.89487.9358.773.560.96低速轴2.801685.2715.92卷筒轴2.771651.7315.9210.98第7章普通V带传动设计7.1普通V带的型号查机械设计手册表13-4得KA1.2计算功率由机械设计手册图 13-1选用B型普通V带。7.2确定带轮基准直径查设计手册，普通 V带B型带轮的最小基准直径是 ddmin 125mm选取主动带轮直径dd1 140mm取带的滑动率 0.02则从动轮直径dd2 i1dd1(1 ) 3140 (1 0.02) 411.6mm选取从动带轮基准直径 dd2 425mm11电动卷扬机的设计普通V带传动的实际传动比i1dd2425dd13.03571407.3验算带速Vvdd1n11409081000606.656m/s601000V 在5 25m/s范围内。7.4确定带的长度 Ld和中心距a初定中心距a0按照 0.7(dd1 dd2) a0 2(dd1 dd2)即0.7(140 425) a0 2(140+425）395.5mm a0 1130mm初取a0600mm计算所需带长L0L02a0(dd1(dd2dd1)22dd2)4a02600+(140(425140)2425)=2121mm24600查机械设计手册表 13-2，选取V带的标准基准长度， Ld 2000标注为B2000GB/T11544—1997确定实际中心距12电动卷扬机的设计LdL060020002121aa02539.5mm2安装中心距amina0.015Ld6000.0152000570mmamax0.03Ld\a6000.032000660mm7.5验算小带轮的包角 α0dd2dd10045014000018057.318057.3149.73120a0539.57.6确定普通型带的根数 Z查机械设计手册表13-3PO2.00(插入法）；P00.286kW查机械设计手册表13-2KL0.98查机械设计手册表13-7Ka0.92ZPC3.771.83P0)KLKa(2.000.286)0.980.92(PO故需V带根数为Z27.7计算带传动作用在轴上的力 Fα7.7.1计算单根普通型带的张紧力查机械设计手册表 13-1 q 0.17kg/mF01000PC(2.51)qv210003.772.510.176.6562250.72mm2zvKa226.6560.9213电动卷扬机的设计7.7.2计算带传动作用在轴上的力FQ2zF0sin22250.72sin149.730968N227.8带轮材料的选择根据上面的计算，查机械设计手册选取带轮材料为 HT200。第8章 圆柱齿轮传动的设计计算1.通过分析本次卷扬机的条件，最后选用 7级精度（GB10095-88）材料的选择。选小齿轮材料40Cr（调质），硬度为250HBS，大齿轮45钢（调质），硬度为220HBS，二者材料硬度差为30HBS。8.1高速级直齿圆柱齿轮几何尺寸的设计计算8.1.1选定齿轮齿数选小齿轮齿数Z1 22大齿轮齿数Z2 i2 22 5.34 22 117.7，取Z2 118。8.1.2按齿面接触强度设计由设计的计算公式进行试算3u12d1tKT1ZE2.32u[H]d1.确定公式内的各计算数值（1）试选载荷系数Kt1.3（2）通过查阅机械设计手册选取齿宽系数 d 114电动卷扬机的设计1（3）通过查阅机械设计手册查得弹性系数ZE189.8Mpa2（4）查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2 550Mpa。（5）计算应力循环次数。N1 60n1jlh 60 302.671 (2 8 30010) 8.717 10888.717 10 8N2 1.632 10（6）取接触疲劳寿命系数 KHN1 0.9；KHN2 0.95。7）计算接触疲劳许用应力。一般情况取取失效概率为1%，安全系数S1，得[KHN1lim10.9600Mpa540MpaH]1S[KHN2lim20.95550Mpa522.5MpaH]2S计算（1）试算小齿轮分度圆直径 d1t32KT1u1ZEd1t2.32u[H]d31.3 9.418 104 6.34 189.822.321 5.34 522.562.10mm（2）计算圆周速度vvd1tn162.10302.671000600.98m/s601000（3）计算齿宽bb 1d1t 1 62.10mm 62.10mm15电动卷扬机的设计4）计算齿宽与齿高之比bh模数mtd1t62.10mm2.823mmZ122齿高h2.25mt2.252.823mm6.35mm所以b62.10h9.7806.35（5）计算载荷系数根据v0.98m/s，7级精度，通过查阅机械设计手册得动载系数Kv1.08；直齿轮，KHKF1；通过查阅机械设计手册得使用系数 KA 1；通过查阅机械设计手册查得7级精度，取KH1.422。由b10.67，KH1.422，又KF1.3，所以载荷系数hKKAKvKHKH11.0811.4221.536（6）分度圆直径33d1d1tK1.53662.1065.650mmKt1.3（7）计算模数md165.650mm2.984mmZ1228.1.3按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为3YFaYSa2KT1m[F]dZ12确定公式内的各计算数值16电动卷扬机的设计（1）取小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380Mpa；（2）取弯曲疲劳寿命系数KFN10.9，KFN20.95；（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安慰系数S1.4，得[F]1FE10.9500Mpa321.43MpaKFN1S1.4[KFN2FE20.95380257.86MpaF]21.4MpaS（4）计算载荷系数 KKKAKvKFKF11.0811.31.404（5）查取齿形系数由表10-5查得YFa12.72，YFa22.194。（6）查取应力校正系数由表10-5查得YSa11.57，YSa21.804。7）计算大、小齿轮的YFaYSa[F]YFa1YSa12.721.57[F]10.01329321.43YFa2YSa22.9141.804[F]20.0204257.86通过比较，大齿轮的数值大。设计计算32KT1YFaYSa39.418104m21.4040.0204mm2.23mmdZ12[F]1222按圆整m2.5mm，分度圆直径d165.650mm,算出小齿轮齿数17电动卷扬机的设计d165.650Z126.2626m2.5大齿轮齿数Z25.3426138.8，取Z2140。8.1.4几何尺寸计算计算分度圆直径d1 Z1m 26 2.5 65mmd2 Z2m 140 2.5 350mm计算中心距d1d265350a207.5mm22计算齿轮宽度bdd116565mm取B265mm，B170mm。齿轮参数见表1。表1齿轮参数表(单位：mm)齿数分度圆齿宽齿顶圆齿根圆模数m中心距a参数Z直径dB直径da直径df小齿轮26657067622.5207.5大齿轮140350653523478.1.5高速级直齿圆柱齿轮的结构设计确定齿轮的外形尺寸查设计手册，根据齿顶圆直径da 160mm时做成实心结构的齿轮，160mm da 500mm时做成腹板式结构。从表 1中可以看出小齿轮应该做成实心式结构，大齿轮应该做成腹板式结构。则大齿轮的外形图如下：18电动卷扬机的设计图2腹板式结构的齿轮根据腹板式结构的计算公式D0da(1014)mnD1=D0D32D2=(0.250.35)(D0D3)D3=1.6D4(钢材)n1=0.5mnC(0.20.3)B取D460mm，则D31.660mm96mmD0da12m352122.5322mmD1D0D334096218mm22D20.3(D0D3)0.3(34096)69mmn1 0.5mn 0.5 2.5 1.25确定检验项目及其允许值大齿轮分度圆直径为 350mm，查机械设计手册与互换性与测量基础，得：单个齿距极限偏差 fpt 0.012mm齿距累积总公差Fp 0.04mm19电动卷扬机的设计齿廓总公差F0.014mm螺旋线总公差F0.021mm径向跳动公差Fr0.039mm3.确定中心距极限偏差f中心距为207.5mm，查表互换性与测量基础101得fIT7，因0.0322此，中心距表示为：a207.50.032mm确定侧隙和齿厚偏差（1）确定最小侧隙（4[3]得：）jbnmin，由式10jbnmin20.03mn0.11mm(0.060.005a)3（2）确定齿厚上偏差Esns，由式109[3]得：jbnmin0.11Esns00.0585mm2cos202cos20取负值为Esns 0.058mm3）确定齿厚下偏差Esni，查表105[3]得：切齿径向进刀公差brIT90.115mm按式10 10[3]计算Tsn Fr2 br2 2tan20 0.0392 0.1152 2tan20 0.088mm所以，EsniEsnsTsn0.0580.0880.146mm4）计算公法线平均长度极限偏差通常用检查公法线平均长度极限偏差来代替检查齿厚极限偏差。按式10 11[3]和式10 12[3]得，公法线平均长度上偏差：Ebns Esnscosn公法线平均长度下偏差：Ebni Esnicosn

0.058cos20 0.055mm0.146 cos20 0.137mm20电动卷扬机的设计参考式10[3]，跨齿数kz214016.05，取k17。1590.50.59根据式1016[3]，公法线公称长度wkmn[2.9521(k0.5)0.014Z2]1[2.9521(170.5)0.014140]50.65mm则，公法线长度偏差为wk50.6500137055mm确定齿坯精度1）内孔尺寸公差，查表1012[3]得IT7，即60H7。2）齿顶圆直径偏差，查表1012[3]得0.05m 0.05 2.5 0.125mm（3）查表10[3]得，端面圆跳动公差和顶圆径向圆跳动公差为。130.022mm（4）齿坯表面粗糙度由表10 14[3]查得齿面Ra的上限值为 1.25 m，由表10 15[3]查得齿坯内孔表面Ra的上限值为 1.25 m，端面Ra的上限值为 2.5 m，顶圆Ra的上限值为3.2 m，其余加工表面粗糙度 Ra的上限值取12.5 m。8.2低速级齿轮几何尺寸的设计计算8.2.1选定齿轮齿数选小齿轮齿数Z1 26大齿轮齿数Z2 i2 26 3.56 26 92.56，取Z2 93。8.2.2按齿面接触强度设计由设计计算进行计算21电动卷扬机的设计3KT1u1ZE2d1t2.32u[H]d1.确定公式内的各计算数值（1）试选载荷系数Kt1.3（2）选取齿宽系数d11（3）取材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa2（4）查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550Mpa。（5）计算应力循环次数。N160n1jlh6058.771(2830010)1.69108N21.691084.7471073.56（6）查的接触疲劳寿命系数KHN10.97KHN20.987）计算接触疲劳许用应力。一般情况失效概率为1%，安全系数为S1，则[KHN1lim10.97600Mpa582MpaH]1S[KHN2lim20.98550Mpa539MpaH]2S计算（1）试算小齿轮分度圆直径 d1t32KT1u1ZEd1t2.32u[H]d310421.348.7934.56189.82.3213.5653922电动卷扬机的设计107.95mm（2）计算圆周速度vvd1tn1107.9558.771000600.33m/s601000（3）计算齿宽bb 1d1t 1107.95mm 107.95mm4）计算齿宽与齿高之比bh模数d1t107.95mm4.152mmmt26Z1齿高h2.25mt2.254.152mm9.342mm所以b107.9511.555h9.342（5）计算载荷系数根据v0.33m/s，7级精度，查得动载系数Kv1.03；直齿轮，KHKF1；通过查阅机械设计手册查得使用系数 KA 1；由机械设计表 10-4的用插值法的为 7级精度，在小齿轮相对支承不是对称布置时，KH1.433。由b11.555，KH1.433，通过查表得KF1.38，所以载荷系数hKKAKvKHKH11.0311.4331.476（6）求分度圆直径，得33d1d1tK1.476Kt107.951.3112.62mm（7）计算模数md1112.62mmm4.33mmZ12623电动卷扬机的设计8.2.3按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为3YFaYSa2KT1m[F]dZ121.确定公式内的各计算数值（1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2 380Mpa；（2）弯曲疲劳寿命系数 KFN1 0.9，KFN2 0.92；3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安慰系数S1.4，则[KFN1FE10.9500321.43MpaF]11.4MpaS[KFN2FE20.92380249.71MpaF]2MpaS1.4（4）计算载荷系数KKKAKvKFKF11.0311.381.421（5）查取齿形系数通过查机械设计手册得YFa12.6，YFa22.186。（6）查取应力校正系数由表10-5查得YSa11.595，Y1.783。Sa27）计算大、小齿轮的YFaYSa然后进行比较[F]YFa1YSa12.61.595[F]10.01290321.43YFa2YSa22.1861.783[F]20.01564249.7124电动卷扬机的设计所以，大齿轮的数值大。设计计算331.42148.7931042KT1YFaYSa2m[F]12620.01564mm3.2mmdZ12按圆整m3.5mm，分度圆直径d1107.95mm,算出小齿轮齿数Z1d1112.62m3.532.232大齿轮齿数Z23.5632113.92，取Z2114。8.2.4几何尺寸计算1.计算分度圆直径d1Z1m323.5112mmd2Z2m1143.5399mm2.计算中心距d1d2112399255..5mma22计算齿轮宽度bdd11112112mm取B2112mm，B1117mm。齿轮参数见表2。表2齿轮参数表(单位：mm)齿数分度圆齿宽齿顶圆齿根圆参数模数m中心距aZ直径dB直径da直径df小齿轮321121171151083.5255.5大齿轮1143991124033948.2.5低速级直齿圆柱齿轮的结构设计25电动卷扬机的设计确定齿轮的外形尺寸查设计手册，根据齿顶圆直径 da 160mm时，做成实心结构的齿轮；160mm da 500mm时做成腹板式结构。从表 2中可以看出小齿轮应该做成实心式结构，大齿轮应该做成腹板式结构。则大齿轮的外形图如下：图3腹板式结构的齿轮第9章各级轴的设计计算9.1高速轴的设计9.1.1轴的已知的运动参数和动力参数轴上的转速n1、功率P1、转矩T1。n1 302.67r/min P1 2.98kw T1 94.18N.m2．作用在齿轮上的力已知高速轴上齿轮的分度圆直径为26电动卷扬机的设计d1=65mm而Ft2T1294180=2898Nd165FrFttann2898tan2001055N9.1.2轴的材料和热处理的选择选轴的材料为45钢,调质处理。9.1.3按照扭转强度初步设计轴的最小直径先初步估算轴的最小直径，查机械设计手册，最后得到 A0 103 126，于是得3p110312632.98dA0n122.5827.00mm302.67轴的最小直径在与联轴器配合的那一段，所以首先先选择出联轴器的型号，查的它的孔径大小，那么轴的最小直径就应该与联轴器的孔径大小相等。则，首先确定联轴器的型号。计算联轴器的转矩，取 KA 1.3TcaKAT11.394.18122.434Nm按照计算转矩caGB/T5015-2003，T应小于联轴器公称转矩的条件，查标准选用TL7型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径d145mm，故取dⅠⅡ=45mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L184mm。9.1.4轴的结构设计27电动卷扬机的设计（1）结构分析由于高速级小齿轮的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。（2）根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求 ,在Ⅰ-Ⅱ轴段右端制出一轴肩 ,所以取Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡⅢ 50mm;左端采用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的轮毂孔长度L1=84，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上,故取lⅠⅡ82mm。2）初步选择滚动轴承。参照工作要求及dⅡⅢ50mm故选用深沟球轴承,初步选取6211型号轴承，其尺寸为dDB55mm100mm21mm,故dⅢⅣⅦⅧ55mm;。左右两端滚动轴承均采用轴肩进行轴向定位，则dlIIIIVlⅦⅧ21mm，由文献[2]表17-1查出6211型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm,则dIVVⅥⅦ=64mm。d-3）齿轮处的轴段dⅤⅥ 67mm，已知齿轮齿宽为 70mm,故取lⅤⅥ 70mm。取轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求 ,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 l 30mm,故取lⅡⅢ 50mm。5）取齿轮距箱体内壁距离 a=16mm,高速级的大齿轮与低速级的小齿轮之间的距离c 10mm，考虑到箱体的铸造误差及在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁要有一段距离s,取s=8mm,已知低速级小齿轮轮毂长T=117mm,则lIVVT+sac(11781610)151mmlⅥ-VIIsa（16)mm24mm8将所得数据整理成表 9-1。表9-1高速轴各轴段尺寸轴段Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅥ-ⅦⅦ-Ⅷd/mm45505564676455l/mm825021151702421（3）轴上零件的周向定位28电动卷扬机的设计半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按 dⅠⅡ由表6-1查选用平键为14mm9mm70mm,半联轴器与轴的配合为 H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45，各轴肩处的圆角半径标于零件图上。绘制高速轴结构草图高速轴的结构草图如下图所示Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ（6）求轴上的载荷根据结构图作出轴的计算简图 ,从手册中查取a值来确定轴承的支点位置。对于 6011 号轴承,a=B/2=9mm,所以做为简支梁的轴的支承跨距L1 L2 196.5mm 69.5mm 266mm。轴的弯矩及扭矩计算如下 ,并画出其载荷图9-2。FNH1L2Ft69.52898757NL1L2266FNH2 Ft FNH1 2898 757 2141NFFrL2=105569.5276NNV1L1L2266FNV2 Fr FNV1 1055 276 779NMHFNH1L1757196.5148751NmmMV1FNV1L1276196.554234NmmMV2FNV2L277969.554141Nmm29电动卷扬机的设计M1 MH2 MV21 1487512 542342 158329N mmM2 MH2 MV22 1487512 541412 158297N mm图9-2为高速轴轴的载荷分析从上图中可以看出截面 C是轴的危险截面。将截面C处的MH、MV及M的值列于下表。载荷 水平面H 垂直面V支反力FFNH1757NFNV1276NFNH22141NFNV2779N弯矩MMH148751NmmMV154234NmmMV254141NmmM1158329Nmm总弯矩M2158297Nmm扭矩TT1=94180N．mm30电动卷扬机的设计9.1.5按弯曲扭转合成应力校核轴的强度因为轴的最大弯矩和扭矩在 C截面处为最大值，所以只需校核截面 C处的强度。根据上面的数据，以及轴单向旋转，扭转切引力为脉动循环变应力时，取0.6，轴的计算应力M12(T1)22(0.62aca=5.6MPW0.1673已选轴材料为45钢，调质处理。查得[ 1]=60MPa，[ 1]>ca，所以轴合理安全。9.2中间轴的设计9.2.1轴的已知的运动参数和动力参数1．求作用在齿轮上的力由于高速轴的小齿轮要和中间轴的大齿轮啮合，因此中间轴大齿轮上的 Ft、Fr都是作用力和反作用力的关系，故中间轴的大齿轮所受的力分别为Ft1 2898NFr1 1055N同理，中间轴的小齿轮上要和低速轴的大齿轮啮合， 因此中间轴小齿轮上的Ft、Fr也同样是作用力和反作用力的关系，故中间轴的小齿轮上所受的力为Ft2=8447NFr2 3075N31电动卷扬机的设计9.2.2轴的材料和热处理的选择选取轴的材料为 45钢,调质处理。9.2.3按照扭转强度初步设计轴的最小直径初步估算轴的最小直径，得 A0 103 126，则3p210312632.89dA0n237.7346.16mm58.77轴的最小直径是安装轴承处，所以为了使轴承便于安装，且对于直径100mm的轴有两个键槽时，应将其直径增大10%~15%。然后将轴径圆整为标准直径。故取dⅠⅡ=50mm。9.2.4轴的结构设计（1）轴结构分析由于高速级大齿轮和低速级小齿轮的尺寸均较大， 因此把它们都设计成分离体，中间轴设计成普通阶梯轴。所以只能从轴的两端分别拆卸和装入轴上的高速级大齿轮和低速级小齿轮及两个轴承。 两齿轮直接采用轴环定位，宽在高速轴齿轮轴设计时已经设计为 10mm，故lIIIIV 10mm；两齿轮的另一端都采用套筒定位；齿轮和轴的连接选用普通平键连接。（2）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。由于轴主要承受径向载荷，所受轴向力较小，选用深沟球轴承。根据工作要求及ⅠⅡ=50mm,由文献[2]表17-1初步选取6210号轴d承，其尺寸为dDB50mm90mm20mm,故ⅠⅡ。d=50mm取安装低速级小齿轮处的轴段Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡⅢ60mm。3）由于轴段Ⅱ-Ⅲ和Ⅳ-Ⅴ是齿轮段,因此轴段Ⅱ-Ⅲ和轴段Ⅳ-Ⅴ应略短于齿宽，故lⅡⅢ 114mm，lIVV 62mm；根据高速轴的设计，要使轴段Ⅱ -Ⅲ处的大齿轮与其轴上的小齿轮啮合，因此取 lⅠ-Ⅱ=(16+8+20)mm=44mm。32电动卷扬机的设计由前面腹板式高速级大齿轮的设计，则安装高速级大齿轮处的轴段Ⅳ—Ⅴ的直径dIVV60mm。5)使轴段Ⅴ-Ⅵ与轴段Ⅰ-Ⅱ设计相同，则lⅤⅥ 44mm，dⅤⅥ 50mm。（3）轴上零件的周向定位轴的周向定位采用平键连接。根据dⅡⅢ 60mm，查得平键截面bh=1811mm，键槽用键槽铣刀加工，长为100mm，并且为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，所以选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同理，对于dIVV60mm选用平键为18mm11mm50mm,选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/r6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸选取轴端倒角为2 45,各轴肩处圆角半径为2mm。绘制中间轴结构草图中间轴的结构草图如下图所示Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ将所得数据整理成表9-3。表9-3中间轴各轴段尺寸轴段Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-Ⅵd/mm5060706050l/mm44114106244（6）求轴上的载荷对于6209号轴承,a=B/2=8.5mm,所以做为简支梁的轴的支承跨距L1L2L3919865mm254mm。轴的弯矩及扭矩计算如下,并画出其载荷图9-4。33电动卷扬机的设计（L2L3)Ft1L38447(9865)289865FNH1Ft24679NL1L2L3254FNH2Ft2Ft1FNH1844728984679870NFr2(L2L3）Fr1L33075（）105565FNV198651703NL1L2lL254FNV2Fr2Fr1FNV1307510551703317NMH1FNH1L1164491425789NmmMH2FNH1L1Ft2L2164491844798402017NmmMV1FNV1L1170391154973NmmMV2FNV2L33176520605NmmM1MH21MV2142578921549732453115Nmm2222402545NmmM2MH2MV2（-402017）2060534电动卷扬机的设计图9-4为中间轴轴的载荷分析从上图中可以看出截面 C是轴的危险截面。将截面C处的MH、MV及M的值列于下表。载荷 水平面H 垂直面V支反力FFNH14769NFNV11703NFNH2870NFNV2217NMH1425789Nmm弯矩MMH2402017NmmMV1154973NmmMV220605NmmM1453115Nmm总弯矩M2402545Nmm扭矩TT2=487930N．mm35电动卷扬机的设计9.2.5按弯曲扭转合成应力校核轴的强度因为轴的最大弯矩和扭矩在 C截面处为最大值，所以只需校核截面 D处的强度。取a 0.6，轴的计算应力M12(T2)24531152(0.6487930)225.0MPaca==0.1603W选轴材料为45钢，调质处理。查得[ 1]=60MPa，[ 1]>ca，所以此轴合理安全。9.3低速轴的设计9.3.1轴的已知的运动参数和动力参数轴上的转速n3、功率P3、转矩T3。n3 15.92r/min P3 2.80kw T3 1685.27Nm2．作用在齿轮上的力已知低速轴上齿轮的分度圆直径为d2 399mm而Ft2T321685270=8447Nd2399Fr Fttan n 8447 tan200 3074N9.3.2轴的材料和热处理的选择轴的材料为45钢,调质处理。9.3.3按照扭转强度初步设计轴的最小直径36电动卷扬机的设计先初步估算轴的最小直径， A0 103 126，得3p310312632.80dA0n357.7070.60mm15.92轴的最小直径是按照联轴器处轴的直径 dⅠⅡ，所以为了使所选的轴直径dⅠⅡ与联轴器的孔径相适应，且对于直径 d 100mm的轴有两个键槽时轴的直径应增加10%-15%，然后再将轴的直径圆整，故取ⅠⅡ=65mm。同时选取联d轴器的型号及联轴器的计算转矩TcaKAT3，查表14-1，考虑到转矩变化比较小，所以取KA1.3，则：TcaKAT31.31685.272190.85Nm根据计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5015-2003，选取HL6弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150Nm,半联轴器的孔径d165mm，所以取dⅠⅡ=65mm，半联轴器长度 L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1 107mm。9.3.4轴的结构设计（1）结构分析由于低速级大齿轮的尺寸较大，齿轮与轴之间采用普通平键连接。（2）根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度1）为了符合半联轴器的轴向定位要求 ,在Ⅰ-Ⅱ轴段右端制出一轴肩 , 所以取Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡⅢ72mm;左端采用轴端挡圈定位，半联轴器和轴配合的轮毂孔长度L1=107m，m因为要保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上,故取lⅠ-Ⅱ=105mm。3） 初步选择滚动轴承。因轴承只受有径向力的作用，根据工作要求及ⅡⅢ72mm所以采用深沟球轴,初步选取6215型号轴承，其尺寸为ddDB75mm130mm25mm,故dⅢⅣⅦⅧ75mm;。左右两端滚动轴承d37电动卷扬机的设计均采用轴肩进行轴向定位，则lIIIIVlⅦⅧ25mm，由文献[2]表17-1查出6211型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm,则dIVVⅥⅦ=82mm。d-3）取齿轮处的轴段dⅤⅥ90mm，已知齿轮齿宽为112mm,故取lⅤⅥ108mm。取轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求 ,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 l 30mm,故取lⅡⅢ 50mm。5）选取齿轮距箱体内壁距离 a=16mm,已知高速级的大齿轮与低速级的小齿轮之间的距离c 10mm，考虑到箱体的铸造误差 ,所以在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离 s,取s=8mm,已知高速级大齿轮轮毂长 T=65mm,则lIVVT+sac(6581610)99mmlⅥ-VIIsa（16)mm24mm83）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键连接。根据dⅠⅡ=65mm由表6-1查的平键截面bh=2012mm，键槽用键槽铣刀加工，长为90mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，所以选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接，根据dⅤⅥ 90mm查表选用平键为 25mm14mm90mm,半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。确定轴上圆角和倒角尺寸根据表15-2,选取轴端倒角为2 45,各轴肩处圆角半径为2mm。绘制低速轴结构草图低速轴的结构草图如下图所示Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ38电动卷扬机的设计将所得数据整理成表 9-5。表9-5低速轴各轴段尺寸轴段Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅥ-ⅦⅦ-Ⅷd/mm65727582908275l/mm1055025991082425（6）求轴上的载荷对于 6215号轴承,a=B/2=10mm,所以做为简支梁的轴的支承跨距L1 L2 165.5mm 90.5mm 256mm。轴的弯矩及扭矩计算如下 ,并画出其载荷图9-6。FNH1L2Ft90.584472986NL1L2256FNH2L1Ft165.5L1L284775461N256FNV1FrL2307590.5=1087NL1L2256FNV2 Fr FNV1 3075 1087 1988NMHFNH1L12986165.5494183NmmMV1FNV1L11087165.5179899NmmMV2FNV2L2198890.5179914NmmMM

1 MH2 MV21 4941832 1798992 525909N mm2 MH2 MV22 4941832 1799142 525914Nmm39电动卷扬机的设计图9-6为低速轴的载荷分析从上图中可以看出截面 C是轴的危险截面。将截面C处的MH、MV及M的值列于下表。载荷 水平面H 垂直面V支反力FFNH12986NFNV11087NFNH25461NFNV21988N弯矩MMH494183NmmMV1179899NmmMV2179914NmmM1525909Nmm总弯矩M2525914Nmm扭矩TT3=1685270N．mm9.3.5按弯曲扭转合成应力校核轴的强度40电动卷扬机的设计因为轴的最大弯矩和扭矩在 C截面处为最大值，所以只需校核截面 C处的强度。根据上面的数据，以及轴单向旋转，扭转切引力为脉动循环变应力时，取0.6，轴的计算应力M22(T3)25259142(0.61685270)215.6MPaca==0.1903W已选轴材料为 45钢，调质处理。查得[ 1]=60MPa，[ 1]> ca,所以此轴合理安全。第10章 轴承、键和联轴器的选择10.1轴承的选择及校核10.1.1高速级滚动轴承（1）作用在轴承上的载荷Fr1 FNH21 FNV21 7572 2762 806NFr2 FNH22 FNV22 21412 7792 2278N（2）高速级的轴承校核根据前面选定的标准精度级的深沟球轴承 6211型号轴承。根据查询轴承样本和设计手册得到轴承的基本额定动载荷 C=43200N。根据Fa/Fr e。可以得到X=1,Y=0。按照《机械设计》表 13—6，fP 1.2~1.8，取fP 1.2。计算当量动载荷：轴承1：P1 XFr1fp 1 806 1.2=967N，轴承2：P2 XFr2fp 122781.2 2734N,41电动卷扬机的设计因为P1 P2，所以轴承2比较危险验算6211号轴承的寿命，根据式：Lh106(c)=106(43200)321723810300284800060np60302.672734。选择合理，可以选择使用深沟球轴承 6211型号轴承。10.1.2 中间级的轴承（1）作用在轴承上的载荷Fr1FNH21FNV2146792170324979NFr2FNH22FNV2287023172926N（2）中间级的轴承校核根据前面选定的标准精度级的深沟球轴承6210型号。根据查询轴承样本和设计手册得到轴承的基本额定动载荷C=35000N。根据Fa/Fre。可以得到Y=0，X=1。按照《机械设计》表13—6，fP1.2~1.8，取fP1.2。计算当量动载荷：轴承1：P1 XFr1fp 1 4979 1.2=5975N，轴承2：P2XFr2fp19261.21111.2N,因为P1P2，所以轴承1比较危险验算6210号轴承的寿命，根据式：Lh106(c)=60106(35000)357001103002848000。60np58.775975选择合理，可以选择使用深沟球轴承 6210型号轴承。10.1.3低速级的轴承42电动卷扬机的设计（1）作用在轴承上的载荷Fr1 FNH21 FNV21 29862 10872 3178NFr2 FNH22 FNV22 54612 19882 5812N（2）中间级的轴承校核根据前面选定的标准精度级的深沟球轴承 6215型号。根据查询轴承样本和设计手册得到轴承的基本额定动载荷 C=66000N。根据Fa/Fr e。可以得到Y=0，X=1。按照《机械设计》表 13—6，fP 1.2~1.8，取fP 1.2。计算当量动载荷：轴承1：P1 XFr1fp 1 3178 1.2=3814N，轴承2：P2XFr2fp158121.26974N,因为P1P2，所以轴承2比较危险验算6215号轴承的寿命，根据式：Lh106(c)=60106(66000)3887343103002848000。60np15.926974选择合理，可以选择使用深沟球轴承 6215型号轴承。10.2键的选择及强度校核10.2.1