四速电动葫芦机械系统的设计38

目录

前言 .................................................................................................................... 1 1 电动葫芦简介 ................................................................................................ 2 1.1 电动葫芦的原理 ..................................................................................... 2 1.2 发展前景 ................................................................................................. 3 1.3 电动葫芦在使用时应该注意的事项 ..................................................... 4 1.4 设计要求 ................................................................................................. 5 2 四速电动葫芦的结构分析与设计 ................................................................ 6 2.1 电动葫芦的结构分析 ............................................................................. 6 2.2 电动葫芦的设计方案 ............................................................................. 6 3 电动葫芦起升机构部件的设计 .................................................................... 8 3.1 起升机构的工作分析 ............................................................................. 8 3.2 电动机的选择 ......................................................................................... 9 3.3 滑轮组的选择 ....................................................................................... 10 3.4 钢丝绳的选择和校核 ........................................................................... 10 3.4.1 钢丝绳的选择 ............................................................................... 10 3.4.2 计算钢丝绳所承受的最大静拉力 ............................................... 11 3.4.3 计算钢丝绳破断拉力 ................................................................... 11 3.5 吊钩的设计 ........................................................................................... 12 3.5.1 吊钩的选择 ................................................................................... 12 3.5.2 吊钩的尺寸设计 ........................................................................... 13 3.6 卷筒装置的设计 ................................................................................... 14 3.6.1 卷筒直径的确定 ........................................................................... 15 3.6.2 卷筒长度的确定 ........................................................................... 16 3.6.3 卷筒厚度的计算 ........................................................................... 16 4 同轴式三级齿轮传动减速器的设计 .......................................................... 18 4.1 确定传动装置的总传动比和分配转动比 ........................................... 18 4.2 计算各轴的转速和转矩和功率 ........................................................... 18 4.3 传动零件的设计计算 ........................................................................... 19 4.3.1 第一轴齿轮的设计计算 ............................................................... 19

4.3.2 第二轴齿轮的设计计算 ............................................................... 25 4.3.3 第三轴齿轮的设计计算 ............................................................... 29 4.4 轴的设计 ............................................................................................... 35 4.4.1 第一根轴的设计计算 ................................................................... 35 4.4.2 初步估算轴的最小直径 ............................................................... 36 4.4.3 第二根轴的设计计算 ................................................................... 39 4.4.3 第三根轴的设计计算 ................................................................... 42 5 轴的校核 ...................................................................................................... 44 5.1 第一根轴的校核 ................................................................................... 44 5.1.1 求支反力 ....................................................................................... 44 5.1.2 求弯矩 ........................................................................................... 45 5.2 第三根轴的校核 ................................................................................... 47 5.2.1 求支反力 ....................................................................................... 47 5.2.2 求弯矩 ......................................................................................... 47 5.3 中间轴的校核 ....................................................................................... 49 5.3.1 求支反力 ..................................................................................... 49 5.3.2 求弯距 ......................................................................................... 49 5.3.3 总弯距的计算 ............................................................................... 50 6 轴承的校核 .................................................................................................. 52 6.1 计算轴承的支撑反力 ........................................................................... 52 6.2 轴承的当量动载荷 ............................................................................... 53 6.3 轴承的寿命 ........................................................................................... 53 7 减速器箱体结构的设计 .............................................................................. 54 8 减速器润滑密封设计 .................................................................................. 57 9 运行机构外壳的选择 .................................................................................. 58 9.1 行走机构电动机及车轮的选取 ........................................................... 58 9.2 行走机构减速比的确定 ....................................................................... 58 10 结论 ............................................................................................................ 60 11 致谢 ............................................................................................................ 61 参考文献 .......................................................................................................... 61

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 电动葫芦简介

1.1 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 0.1～80吨，起升高度为3～30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。

1.2 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。19年联合设计的CD／MD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。

1.3 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

1.4 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 四速电动葫芦的结构分析与设计

2.1 电动葫芦的结构分析

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。

2.2 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。

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3 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。

3.1 起升机构的工作分析

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。

3.2 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) 总筒与输出轴输出轴与ⅢⅢ与ⅡⅡ与ⅠⅠ与电机 =0.96×(0.99×0.99)×(0.99×0.99)×(0.99×0.99)×0.98

=0.8857

电动机功率：

pd=pw/总=0.67/0.8857=0.75266kW (3-3)

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kA=1.4故p1.4pd=1.0537kW

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/min

3.3 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m＝2。滑轮组效率z＝0.99

3.4 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。

3.4.1 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=2 F=58800N

K:安全系数；取1.2 （2）钢丝绳的直径d

d=21mm C=0.8

为选择系数查得钢丝绳型号选为6X37-15-1550-I-右。

3.4.2 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： SmaxPQZmk (3-4)

式中:PQ--额定起升载荷，指所有起升质量的重力，包括允许起升的

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；

h--滑轮组的机械效率。

其中PQ＝810000N ，m＝2，h＝0.99 所以smax＝29.7N

3.4.3 计算钢丝绳破断拉力

计算钢丝绳破断拉力为：

sp =nsmax (3-5)

式中:n--安全系数，根据机构工作级别查表确定，n＝5；

sp=150>smax=136

所以钢丝绳满足要求。

3.5 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

3.5.1 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。

3.5.2 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： D30~35Qt

钩身各部分尺寸（见图3）间的关系如下:

计算得:S0.75D L1(2~2.5)hL20.75hh/D1.0~1.5

图3-1 锻造单钩

D=80 S=60 H=96 L2=184 L2=48

3-2 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。

3.6 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。

3.6.1 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。

D(h1)d(181)172mm (3-6)

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 Dmin2mm，取290mm

3.6.2 卷筒长度的确定

由表查得卷筒几何尺寸的计算:

LL02L1L2 (3-7) L0(HmaxmZ1)P (3-8) D1

式中 L--卷筒长度；

L0--卷筒上螺旋绳槽部分的长度；

L1--无绳槽卷筒端部尺寸的长度，由结构需要决定；L2--卷筒两端多余部分的长度L23P； P--绳槽节距；

Hmax--最大起升高度； m--滑轮组倍率；

D1--卷筒的计算直径。

其中 L0＝720mm ，L1＝83mm，L2＝32mm，L＝835mm

3.6.3 卷筒厚度的计算

对于铸钢卷筒，d式中 --卷筒壁厚；

d--钢丝绳直径。

所以＝15mm

4 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

4.1 确定传动装置的总传动比和分配转动比

（1） 总传动比：

ia=

nm98065.3 (4-1) =15n（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i1=5.7，i2=3.6。 则低速级传动比 i3=

81.2= 3.2

5.662.54.2 计算各轴的转速和转矩和功率

（1） 各轴转速:

nⅠ=nⅡ=nm =980 rmin

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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

轴号 输出功率 P（kW） Ⅰ轴 8.432 980 81.74 转速n(r/min) 输出转矩T/(N·m) Ⅱ轴 8.11 980 78.47 Ⅲ轴 7.78 171.9 420.85 Ⅳ轴 7.47 47.75 395.51 V轴 7.18 14.92 1190.83 VI轴 6.68 14.92 1131.14 4.3 传动零件的设计计算

4.3.1 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48～55 HRC。

（2）按齿面接触疲劳强度设计

选择齿数取 z1=13， z2=i1z1=5.713=74 齿宽系数d 由表14-1-79，选d=0.8 初选螺旋角 =14º

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 T18.141081.4Nm 弹性系数ZE 由表查的 ZE=187.7MPa½

确定变位系数 z1=12 z2=68 a=20º h*an=h*acos由图查的x1=0.39x2=-0.38

节点区域系数ZH X∑=0 =8º 查图得 ZH=2.43 重合度系数Z 纵向重合度 b端面重合度

bsin0.138dz1tan0.1380.813tan140.35 mnz11139.42 1xn110.38由机械设计手册图14-1-7查的重合度 则a10.78 a20.87

a(1xn1)a1(1xn1)a2(10.39)0.78(10.39)0.871.61

由图14-1-19查得0.85

螺旋角系数coscos140.98 许用接触应力[]

接触疲劳极限lim由机械设计手册图14-1-24查得大小齿轮的接触疲劳极限为

[]Hlim1=[]Hlim2=1160MPa

应力循环次数 N1=60n1Lh=6098016300=3.70108 N2=

13.706.49107 (4-2) i15.7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S＝1

[]1＝

KHN1Hlim11.0811601253MPa SKHN1Hlim11.1411601322MPa S[H]1[H]1125313221288MPa

22[]2=

则 []＝

（3）计算小齿轮分度圆直径d1t

小齿轮分度圆直径

d1t=332KtTu1ZEZH2() (4-3) dau[H]21.38.141045.5511.82.462()mm32.45mm

0.81.615.551288＝

验算圆周速度 Vdt1n60100032.45980m601000s1.66m

s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mnt

b=dd1t0.832.4525.96mm

mntd1tcos32.45cos142.42mm

z113hhahf

ha(h*anxn1)mn(1cos140.38)1.822.46

ht(h*anc*nxn1)mn(1cos140.25cos140.38)1.821.56 hhh2.461.564.02

af

b25.966.46 h4.02（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=1.66ms由图查的 KV＝1.1 齿间载荷分配系数KHa 根据

ra由图查得KHa＝

KFa=1.20

齿间载荷分配系数KH 由表查的齿轮装配时检验调整

KH＝1.05+0.26（1+0.6d）d+0.1610-3b=1.29 载荷系数K K＝KA KVKHaKH=1.251.11.201.29=2.12

322修正小齿轮直径d1 d1d1t计算模数mn mn=

K32.45Kt32.12mm35.58mm 1.5d1cos35.58cos14mm2.65mm z113（6）按齿根弯曲疲劳强度校核 mn2KTYcos2YFaYsa (4-4) 2[F]dz1ab6.46 KH＝1.29 由图查得KF=1.27 h计算载荷载荷系数K 由

K= KA KVKHaKF=1.251.11.201.27=1.74

齿轮的弯曲疲劳强度极FE 由图查得FE1FE20MPa 齿形系数YFa 由当量齿数 zn1z11313.80 cos2cos214

zn2z28585.76 22coscos8由图查的 YFa12.78 YFa21.90 应力修正系数YSa

由图查的 YSa11.56 YSa21.85 重合度系数

Y0.250.75an

由表查得

barccos1(sincosan)2

=1(sin8cos20)2 cosb1(sincosan)2 =0.98290.9914

anacos2b1.551.58 0.992Y0.250.75an0.250.750.72 1.58螺旋角系数Y 由图根据  查得Y＝0.98

尺寸系数YX 由表的公式 YX1.05~0.01mn mn〈5时，取

mn=5 YX=2

弯曲寿命系数YN 根据N1=5.29108 N2=9.35107由图查得 YN10.8 YN21

计算许用弯曲疲劳应力[F] 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4

[F]1=

FE1YN1YX1S6200.82708.57MPa

1.4

[F]2＝

FE2YN2YX21.462021885.71MPa 1.4计算大、小齿轮的

YFaYSaF[]并加以比较

YFa1YSa12.781.900.007454 =

708.57[F]1

小齿轮的数值较大 设计计算

YFa2YSa21.931.85 0.004031[F]2885.71m322.175.081040.98cos280.007454mm2.38mm 20.8151.55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mn＝2.5mm，取分度圆直径d1=30.54mm z1d1cos30.54cos812.09 (4-4) mn2.5则z113 z2uz15.661373.58，取z274 （7）几何尺寸计算

计算中心距 a(z1z2)mn(1374)2.5mm122.82mm (4-5)

2cos2cos8将中心距圆整为120mm。 按圆整后的中心距修正螺旋角 arccos(z1z2)mn(1374)2.5912`5\" (4-6)

2a2110

因值改变不多，故参数a、K、ZH等不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径

z1mn132.5mm38.26mmcoscos86`34\"

z2mn742.5d2mm179.68mmcos86`34\"d1计算齿轮宽度

bdd10.832.8331.20mm (4-7)

圆整后取B233mm；B140mm 。

4.3.2 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=i1z1=3.624=84

确定变位系数 z1=24 z2=84 a=20º 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

bbsin0.138dz1tan0.1380.824tan80.037 mn端面重合度

z12418.54 1xn110.38.查得重合度

则a10.71 a20.86则a1.58

应力循环次数 N1=60.n1.Lh=60247.3516300=9.3510

7

19.35107 N2=2.60107 (4-8)

i13.6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S＝1 []1＝

KHN1Hlim1＝1.191160=1380 SKHN1Hlim1=1.151160=1344 S []2= 则 []＝

[H]1[H]2138013341357MPa

22（2）计算小齿轮分度圆直径d1t 小齿轮分度圆直径

d1t=332KtTu1ZEZH2() (4-9) dau[H]21.64.21053.611.82.462()mm47.58mm

0.81.583.61357=

（3）计算载荷系数K

齿间载荷分配系数KHa 根据ra由图查得查得 KHa＝

KFa=1.20

齿间载荷分配系数KH 由表查的 齿轮装配时检验调整得 KH＝1.30

载荷系数K K＝KA KVKHaKH=1.251.051.201.30=2.05

3修正小齿轮直径d1 d1d1t计算模数mnt mnt（4）按齿根弯曲疲劳强度设计 mnK47.58Kt32.05mm49.51mm 1.6d1cos49.51cos8mm2.04mm 24242KTYcos2YFaYsa (4-10) 2[]dz1aF计算载荷载荷系数K 由图 查得KF=1.25

K= KA KVKHaKF=1.251.051.201.25=1.97

齿形系数YFa 由当量齿数 zv1z11616.16 22coscos8zv2z27478.60 22coscos14由[4]图14-1-47 YFa12.592 YFa22.211 应力修正系数YSa

由图查得 YSa11.596 YSa21.774 重合度系数Y0.25已知b0.9914

an0.75an

acosb21.58

Y0.250.75an0.250.750.72 1.58弯曲寿命系数YN 根据N1=9.35108 N2=2.67107由图查得

YN10.8 YN21

计算许用弯曲疲劳应力[F] 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 [F]1=

FE1YN1YX1S6000.82583.71MPa

1.4[F]2＝

FE2YN2YX21.455012785.71MPa 1.4计算大、小齿轮的

YFaYSaF[]并加以比较

YFa1YSa12.781.5960.007601 =

583.71[F]1YFa2YSa22.2111.774 0.004992[F]2785.71

小齿轮的数值较大 设计计算

m321.972.71050.98cos2140.006081mm1.83mm

0.81521.51 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mn＝2.5mm，取分度圆直径d1=48.90mm z1d1cos48.90cos1411.96 mn2.5则z12 z2uz15.71268.4，则z269 （7）几何尺寸计算

计算中心距 a(z1z2)mn(1269)2.5mm104.34mm (4-11)

2cos2cos14将中心距圆整为105mm。

按圆整后的中心距修正螺旋角 arccos(z1z2)mn(1269)2.515.360 (4-12)

2a2105因值改变不多，因此参数中a、K、ZH等不须要修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径

z1mn122.5mm31.11mmcoscos15.360

zm692.5d22nmm178.mmcoscos15.360d1计算齿轮宽度

bdd10.831.1124.mm

圆整后取B225mm；B130mm。

图4-2 齿轮的三维效果图

4.3.3 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=i3z1=3.211=35.2

5T1.210Nmm 转距T

确定变位系数 z1=12 z2=45 a=20º 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 =8º 查由机械设计手册图14-1-16

ZH=2.46 重合度系数Z 纵向重合度

bbsin0.138dz1tan0.1380.811tan80.17 mn端面重合度

z1118.15 1xn110.35.查得重合度

a10.65 a20.87 则a1.443 应力循环次数

N1=60.n1.Lh=6070.6716300=2.67107

12.67107N2=6.5106

i14.09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S＝1

[]1＝

KHN1Hlim1＝1.231160=1427 S

[]2＝

KHN1Hlim1=1.391160=1612MPa S[H]1[H]2142716121520MPa

22 []＝

（2）计算小齿轮分度圆直径d1t

小齿轮分度圆直径 d1t=33

2KtTu1ZEZH2() (4-13) dau[H]21.69.21054.0911.82.462()mm63.07mm

0.81.4434.091520=

（3）计算载荷系数K

齿间载荷分配系数KHa 根据ra由图查得KHa＝

KFa=1.10

齿间载荷分配系数KH 由机械设计得 设计手册齿轮装配时检验调整

KH＝1.05+0.26（1+0.6d）d+0.1610-3b=1.29

载荷系数K

K＝KA KVKHaKH=1.251.051.101.29=1.86

修正小齿轮直径d1

322 d1d1t计算模数mnt mntK63..07Kt31.86mm66.22mm (4-14) 1.6d1cos66.22cos8mm5.96mm (4-15) 1211（4）按齿根弯曲疲劳强度设计

mn2KTYcos2YFaYsa (4-16) 2[]dz1aF计算载荷载荷系数K K= KA KVKHaKF=1.251.051.101.25=1.80 齿形系数YFa

由当量齿数 zn1 zn2z11111.22 22coscos8z24545. 22coscos8由图14-1-47 YFa11.31 YFa22.04 应力修正系数YSa

由图 YSa11.50 YSa21.76 重合度系数 Y0.25 an0.75an

acos2b1.4431.47 20.99140.250.750.76 1.47Y0.250.75an弯曲寿命系数YN 根据N1=5.29108 N2=9.35107 由图查的 YN10.8 YN21

计算许用弯曲疲劳应力[F] 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 [F]1=

FE1YN1YX1S1.46200.82708.57MPa

1.462012885.71MPa 1.4[F]2＝

FE2YN2YX2计算大、小齿轮的

YFaYSaF[]并加以比较

YFa1YSa11.311.500.002773=

[708.57][F]1

YFa2YSa22.041.760.004054

[F]2885.71大齿轮的数值较大 设计计算

m321.809.21050.98cos280.004054mm5.70mm 20.8111.446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mn＝6.0mm，取分度圆直径d1=63.07mm

z1d1cos63.07cos810.93 mn6.0则z111 z2uz14.091144.99，则z245 （5）几何尺寸计算 计算中心距 a(z1z2)mn(1145)6.0mm169.65mm (4-17)

2cos2cos8将中心距圆整为170mm。 按圆整后的中心距修正螺旋角

(zz2)mn(1145)6.086`34\" arccos12a2170因值改变不多，故参数a、K、ZH等不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径

z1mn116.0mm66.67mmcos86`34\"

z2mn456.0d2mm278.75mmcos86`34\"d1计算齿轮宽度

bdd10.866.6753.33mm

圆整后取B255mm；B160mm。 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 mn（mm） 2.5 2.5 6.0  9°12′5″ 15.36° 8°6′34 a(mm) 120 105 170 Z 13 74 12 69 11 45 d(mm) 38.26 179.68 31.11 178. 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 7 4.4 轴的设计

4.4.1 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d2179.68mm

2T28.17104 Ft909.34N

d2179.69 FrFttanantan20909.34211.69N 0coscos910'FaFttan909.34tan9010'87.65N

4.4.2 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。由机械设计手册根据表5-1-1查得b596MPa，s295MPa。

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

3 dminA0p37.2315528.37mm (4-18) n3980考虑轴端有键，轴径应增大4％～5%，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dⅠ。为了使所选的轴直径dⅠ-Ⅱ于键相适应，故需同时选取键型号。

根据d=30mm，I系列由机械设计手册表选取Ddb＝6.28236 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）

2T103静连接 p

zhldn h=

Dd28232C20.31.9 22dmDd282325.5 22按照中等使用和制造情况，齿面经热处理查得[p]100~140MPa，取[p]100MPa

2T10325.08105 l≥49.93mm，可取

zhdm[p]0.761.925.5100l=50mm

2T10325.08105 p99.8MPa

zhldn0.761.95025.5 p[p]

（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

① 为了满足矩形花键的轴向定位要求，Ⅰ～Ⅱ轴段右端需制出一

轴肩，因此取Ⅱ～Ⅲ段直径dⅡ-Ⅲ=35mm.键与轴配合的长度LⅠ=55mm

② 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dⅡ-Ⅲ的尺寸，故选用单列深沟球轴承6206系列，其尺寸为dDB336519。右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=35mm，因此，取dⅤ～Ⅵ=25mm.参照工作要求并依据dⅤ～Ⅵ=27mm，故选用05系列，其尺寸为dDB288325

③ 根据齿轮的直径取齿轮轴处的轴段Ⅲ～Ⅳ的直径dⅢ～Ⅳ=39.45mm ④ 轴承端盖的总宽的为22mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与矩形花键的距离为78mm，小齿轮宽度为35mm，由空心轴长度为226mm则LⅡ～Ⅲ=226+76+45+20=367mm。齿轮宽度为35mm，则LⅢ～Ⅳ=35mm，因此LⅤ～Ⅵ=4mm。

（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245，各轴肩处的圆角半径见减速器图装配图。

4.4.3 第二根轴的设计计算

（1）求作用载齿轮上的力

因已知大齿轮的分度圆直径为d2169.7mm

2T24.2105Ft4512N

d2169.7

FrFttanantan2045122719N 0coscos15.36FaFttan3182tan86`34\"541N

（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b596MPa s295MPa

由[2]根据表5-1-19，取A0=103，于是得

3 dminA0p37.0710333.54mm n3247.35（3）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。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dⅠ～Ⅱ=35mm，故选用单列圆沟球轴承08系列，其尺寸为dDB3510028。则右 端采用相同滚动轴承支撑。

②滚动轴承的左端采用齿轮轴的轴肩进行轴向定位。取LⅠ～Ⅱ＝26mm，则齿轮的右端须有一轴轴肩高度h0.07d,取h＝7mm，则轴环的直径dⅡ～Ⅲ＝51mm。轴环宽度b1.4h，取LⅡ～Ⅲ=14mm。齿轮的齿顶圆直径为66mm，则dⅢ～Ⅳ＝66mm，因为齿轮轮毂宽度为45mm，则LⅢ～Ⅳ=45mm。齿轮的左边采用轴肩进行定位，轴肩高度h0.07d,取h=7mm，则轴环的直径dⅣ～Ⅴ＝46mm。轴环宽度b1.4h，取LⅤ～Ⅵ＝14mm。

③取安装齿轮处的轴段Ⅴ～Ⅵ直径dⅥ～Ⅶ=37mm，右齿轮与右端滚动轴承之间采用套筒进行轴向定位。已知齿轮轮毂的宽度32mm，为了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LⅤ～Ⅳ=28mm。 （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 ①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 b2=10 h2=8 L2=22 ②校和键联接的强度

查表6-2得 [p]=110MPa 工作长度 l2L2b222-10=12 ③键与轮毂键槽的接触高度 K2=0.5 h2=5 由式得：

p22T2103278.47100030.297 ＜[p] 52837K2l2d2

此键合适 取键标记为：

键：10×22 A GB/T1096-1979

4.4.3 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d2278.75mm

2T29.6105 Ft6945N

d2278.75 FrFttanantan2069452874N coscos810`34\" FaFttan66954tan810`34\"943N （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

b596MPa s295MPa

由机械设计手册根据表，取A0=110，于是得

3 dminA0p36.9311052.79mm n370.67（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

① 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dⅠ～Ⅱ=55mm，故选用内圈有单挡边的

NJ210E

系列，其尺寸为

dDBFw55921865.4。则LⅠ～Ⅱ＝18mm。

② 左端齿轮与左端轴承之间采用轴肩定位。轴肩高度h0.07d,则取h＝5mm，则轴环的直径dⅡ～Ⅲ＝65mm。轴环宽度b1.4h，取LⅡ～Ⅲ

=10mm。安装左端齿轮的直径为65mm，则dⅢ～Ⅳ＝60mm，因为齿轮轮毂宽度为60mm，则LⅢ～Ⅳ=45。齿轮的左边采用轴肩进行定位，轴肩高度

h0.07d,取h=4mm，则轴环的直径dⅣ～Ⅴ＝63mm。轴环宽度b1.4h，

为防止低速轴大齿轮与中间轴发生干取LⅥ～Ⅴ＝24mm.

③ 取安装齿轮处的轴段Ⅴ～Ⅵ直径dⅥ～Ⅶ=60mm，右齿轮与右端滚动轴承

之间采用套筒进行轴向定位。已知齿轮轮毂的宽度42mm，为了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LⅤ～Ⅳ=40mm. 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，轴肩高度h0.07d,取h=8mm，则轴环的直径dⅣ～Ⅴ＝63mm。轴环宽度b1.4h，为防止齿轮之间发生干涉取LⅤ～

Ⅵ

＝24mm.

④ 因右端轴采用固定支撑需用滚动轴承，根据dⅣ～Ⅴ＝63mm，则选

择dⅦ～Ⅷ＝60mm。因轴承主要承受径向载荷同时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值径dⅠ～Ⅱ=55mm，故选用单列深沟球轴承07系列，其尺寸为dDB5510025。 （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

①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 dⅢ～Ⅳ=60mm dⅥ～Ⅶ＝60mm 查表取： 键宽 b1=18 h1=11 L1=32

b2=18 h2=11 L2=36

②校和键联接的强度 查表6-2得 [p]=110MPa 工作长度 please

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5 轴的校核

5.1 第一根轴的校核

5.1.1 求支反力

L2L3201mm67mm268mm

FNH1L367Ft909.34227.35N L2L3268L2201Ft909.34682.005N L2L3268 FNH2

FNV1FrL3FaD259.463N L2L3 FNV2FrFNV2211.6959.463152.227N

5.1.2 求弯矩

MH45694.335Nmm

MV1FNV1L259.46320111952.063NmmMV2FNV2L3152.2276710199.209Nmm

22M1MHMV45694.335211952.063247231.60Nmm 1

M246818.75Nmm

caM2aT1W47231.6020.60.8171050.139.4537.693MPa

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

ca60MPa。因此ca1，故安全。轴的计算简图如图5-1所示。

图5-1 第一根轴的计算简图

5.2 第三根轴的校核

5.2.1 求支反力

L2L334mm52mm86mm FNH1FNH2L352Ft69454199.30N L2L386L234Ft69452745.69N L2L386FrL3FaD2362.37N L2L3FNV1FNV2FrFNV22874362.372511.63N

5.2.2 求弯矩

MH142775.88Nmm

MV1FNV1L2362.373412320.58Nmm MV2FNV2L32511.6386216000.18Nmm

2222M1MHMV1142775.8812320.58143306.48Nmm

M22522.67Nmm

caM2aT3W2522.6720.69.61050.160311.987MPa

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

ca60MPa。因此ca1，故安全。

图5-2 第三轴的计算简图

5.3 中间轴的校核

5.3.1 求支反力

FNH2(L2L3)FtL20 FL318247.55.3.2 FNH2t2LLN1599.42N

234747.5FNH1FNH2Ft0

FNH1FtFNH231821599.42N1538.58N

求弯距

MHFNH2L31599.42120N191930.4N

MFad2a2458169.722N19430.65N FNV2(L2L3)MaFrL20

FrL2Ma117047.519430.65NV2FLLN495.13N2347.525.5FNV1(L2L3)MaFrL30

FMaFrL319430.651170NV1(L25.5N674.87N2L3)47.525.5MV1FNV1L2495.1347.5N23518.58N MV2FNV2L3495.1325.5N12625.82N

5.3.3 总弯距的计算

M1MH2MV12191930.4223518.582N193365.98N

M2MH2MV22191930.4212625.822N192345.24N

M12aT3W193365.9820.62.71050.1353 ca48.01MPa

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

ca60MPa。因此ca1，故安全。轴的计算简图如图4-5所示。

图5-3 中间轴的计算简图

6 轴承的校核

轴承的设计寿命比照国际水准一般为10000h～25000h,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Lh＝15000h。 轴承的寿命按下式计算：

L1000000FtCε h＝60n(FpP)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；

ε－寿命系数，取ε＝3。

6.1 计算轴承的支撑反力

（1）水平支反力

R1H =34Ft/86

=346945/86 =2745.69N

R2H=52 Ft/86

=526945/86 =4199N

（2）垂直支反力

R1V = 133.67 N

6-1） （R2V = 2740.33 N

（3）合成支反力

R1=R1HR1V =2748.22N R2=R2HR2V =5013N

22226.2 轴承的当量动载荷

pr1=XR1=2488.9254N pr2=XR2=6298.5N

6.3 轴承的寿命

查文献2表5-9，5-10得fp1=1.2 fp2=1.2 ft1ft21

106ftcr10Lh1()3pr2=2723h>25000h

60nfppr1 轴承的寿命合格

7 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

H7配合. is6（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6.3 （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，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固 B 油螺塞

放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标

油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. D 通气孔

由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. E 盖螺钉

启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. F 位销

为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. G 吊钩

在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. 减速器机体结构尺寸如下4-4表所示。

表4-4 减速器机体结构尺寸表

名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 符号 计算公式 结果 10 9 12 15 25 M24  1 b1 b 0.025a38 10.02a38 b11.51 b1.5 b2 b22.5 df df0.036a12 d10.72df d2=（0.5~0.6）df 轴承旁联接螺栓直径 d1 d2 dM12 机盖与机座联接螺栓直径 M10 轴承端盖螺钉直径 d3 d d3=（0.4~0.5）dfd=（0.7~0.8） 10 定位销直径 d2 8 df，d1，d2至外机壁距离 df，d2至凸缘边缘距离 外机壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 机盖，机座肋厚 轴承端盖外径 C1 C2 l1 1 2 查机械课程设计指导书表 34 22 18 查机械课程设计指导书表 28 16 l1=C1+C2+（8~12） 1>1.22> 50 15 10 m1,m m10.851,m0.85D2 S m19 m8.5 120（1轴）125（2轴） 150（3轴） 120（1轴）125（2轴） 150（3轴） D2D+（5~5.5）d3 SD2 轴承旁联结螺栓距离

8 减速器润滑密封设计

对于圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于(1.5~2)105mm.r/min，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。 油的深度为H+h1

H=30 h1=34

所以H+h1=30+34=

其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为

密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，约150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。

9 运行机构外壳的选择

9.1 行走机构电动机及车轮的选取

PdfVKNV

0.025100009.820/600.75kW

式中 f--滚动摩擦力；

V--行走机构的运行速度V20m/min；

K--滚动摩擦系数，由[9]P110表9-2得K0.025。

电机功率取P0.8Kw、转速取nd1380r/min d车轮的工作直径取D154mm

9.2 行走机构减速比的确定

由行走机构的运行速度V20m/min、车轮工作直径D154mm得：

nV2041.35r/min 3D15410又因为电机转速为nd1380r/min所以减速比

ind138033.37 n41.35

行走结构的结构示意图如下图9-1、图9-2所示。

图9-1 行走机构结构示意图1

图9-2 行走机构结构示意图2

10 结论

本次研究的用于中载小吨位的电动葫芦具有以下特点：

（1）四速电动葫芦运行速度比市场现有的电动葫芦更有很好的发展前景。

（2）吊具具有很高的质量和很好的工作性能，能够被广泛的应用于多种场合。

（3）起重作业工作范围大，电动葫芦和桥式起重机行成多种运动。速度多变的可传动零件，形成起重机械的危险点多且分散的特点，使危险的影响范围加大。

（4）由于本身的设计水平有限这次设计中还有很多不足，还需要以后更加的努力学习。

11 致谢

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参考文献

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