電動葫蘆設(shè)計

1、1 緒論起重機械廣泛應(yīng)用于各種物料的起重、運輸、裝卸等作業(yè)中，可以減輕勞動強度，提高生產(chǎn)效率。如在工廠、礦山、車站、港口、建筑工地、水電站、倉庫等生產(chǎn)部門中得到應(yīng)用。作為起重設(shè)備中輕便靈活的電動葫蘆作業(yè)范圍是有點、線為主、自重輕、構(gòu)造緊湊、體積小、維修方便、經(jīng)久耐用等特點。隨著我國制造行業(yè)的崛起，不同起吊速度的起重設(shè)備應(yīng)用越來越廣。目前起重設(shè)備較多，如單、雙梁橋式起重機、門式起重機等，但結(jié)構(gòu)體積龐大，一次性投資與運行成本較高，就是不能良好的滿足生產(chǎn)現(xiàn)場的要求，急需技術(shù)經(jīng)濟性能價格良好的起重設(shè)備，電動葫蘆在此方面具有優(yōu)勢，但目前電動葫蘆多以為單速、雙速為主，多速電動葫蘆極少，特別是四速電動葫蘆。

2、作為起重基地的新鄉(xiāng)，研究開發(fā)四速電動葫蘆，是很有前景的。2 設(shè)計要求本次設(shè)計的四速電動葫蘆機械系統(tǒng)的根據(jù)現(xiàn)有普通電動葫蘆的應(yīng)用情況提出要求是：(1) 四速電動葫蘆的最大載重為5頓，起升高度為9米。(2) 四速電動葫蘆的強度等級為M，工作級別為M5。(3) 通過電機的變速實現(xiàn)在一個電機帶動下輸出4種速度3 四速電動葫蘆的結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計3.1 電動葫蘆的結(jié)構(gòu)分析電動葫蘆由起升機構(gòu)和運行機構(gòu)組成。起升機構(gòu)包括吊鉤、鋼絲繩、滑輪組、電機、卷筒和加速器組成；運行機構(gòu)為小車。（見圖 1 ）圖1 電動葫蘆總體結(jié)構(gòu)簡圖電葫蘆中間是鋼絲繩卷筒，用小車懸掛于工字鋼制作的天車大梁上，一端用法蘭固定一臺能夠制動的錐形

3、轉(zhuǎn)子電動機，用傳動軸將動力傳遞到另一端的減速機。經(jīng)過減速的動力傳遞給鋼絲繩卷筒，帶動吊鉤起重。3.2 電動葫蘆的設(shè)計方案電動葫蘆起升機構(gòu)的排列主要為電動機、減速器和卷筒裝置3個部件。排列方式有平行軸和同軸兩種方式排列形式，如圖2所示 a b圖2 起升機構(gòu)部件排列圖1電動機2減速器3卷筒裝置這里優(yōu)先選用b方案，電機、減速器、卷筒布置較為合理。減速器的大齒輪和卷筒連在一起，轉(zhuǎn)距經(jīng)大齒輪直接傳給卷筒，使得卷筒只受彎距而不受扭距。其優(yōu)點是機構(gòu)緊湊，傳動穩(wěn)定，安全系數(shù)高。減速器用斜齒輪傳動，載荷方向不變和齒輪傳動的脈動循環(huán)，對電動機產(chǎn)生一個除彈簧制動的軸向力以外的載荷制動軸向力。當斜齒輪傾斜角一定時，軸

4、向力大小與載荷成正比，起吊載荷越大，該軸向力也越大，產(chǎn)生的制動力矩也越大；反之亦然。它可以減小制動彈簧的軸受力，制動瞬間的沖擊減小，電動機軸受扭轉(zhuǎn)的沖擊也將減小，尤其表現(xiàn)在起吊輕載荷時，提高了電動機軸的安全性。圖a的結(jié)構(gòu)電機與卷筒布置不再同一平面上通過減速器相連，使得減速器轉(zhuǎn)距增大。4 電動葫蘆起升機構(gòu)部件的設(shè)計電動葫蘆起升機構(gòu)用來實現(xiàn)物料垂直升降，是任何起重機不可缺少的部分，因而是起重機最主要、也是最基本的機構(gòu)。起升機構(gòu)的安全狀態(tài)，是防止起重事故的關(guān)鍵，將直接地關(guān)系到起重作業(yè)的安全。電動葫蘆起升機構(gòu)包括:起升用錐形轉(zhuǎn)子制動電動機、減速器、卷筒裝置和吊鉤裝置等4個動力和傳動部件。4.1 起升機

5、構(gòu)的工作分析電動機通過聯(lián)軸器與中間軸連接，中間軸又通過花鍵連接與減速器的高速軸相連，減速器的低速軸帶動卷筒，吊鉤等取物裝置與卷繞在卷筒上的省力鋼絲繩滑輪組連接起來。當電動機正反兩個方向的運動傳遞給卷筒時，通過卷筒不同方向的旋轉(zhuǎn)將鋼絲繩卷入或放出，從而使吊鉤與吊掛在其上的物料實現(xiàn)升降運動，這樣，將電動機輸入的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為吊鉤的垂直上下的直線運動。常閉式制動器在通電時松閘，使機構(gòu)運轉(zhuǎn)；在失電情況下制動，使吊鉤連同貨物停止升降，并在指定位置上保持靜止狀態(tài)。當滑輪組升到最高極限位置時，上升極限位置限制器被觸碰面動作，使吊鉤停止上升。當?shù)踺d接近額定起重量時，起重量限制器及時檢測出來，并給予顯示，同時發(fā)

6、出警示信號，一旦超過額定值及時切斷電源，使起升機構(gòu)停止運行，以保證安全。4.2電動機的選擇本次設(shè)計為5噸四速電動葫蘆，電動機采用錐形轉(zhuǎn)子制動的電動機由電氣設(shè)計人員設(shè)計，此處不討論。電動機的電動的額定功率為7.5kw，轉(zhuǎn)速為1400r/min。4.3 滑輪組的選擇 鋼絲繩一次繞過若干定滑輪和動滑輪組成的滑輪組，可以達到省力或增速的目的。通過滑輪可以改變鋼絲繩的運動方向。平衡滑輪還可以均衡張力。 四速電動葫蘆選用的滑輪組倍率由1查得m2。滑輪組效率0.994.4 鋼絲繩的選擇和校核本次設(shè)計選用的鋼絲繩依據(jù)其使用特點及重要性選用。鋼絲繩強度高、自重輕、柔韌性好、耐沖擊，安全可靠。在正常情況下使用的鋼

7、絲繩不會發(fā)生突然破斷，但可能會因為承受的載荷超過其極限破斷力而破壞。鋼絲繩的破壞是有前兆的，總是從斷絲開始，極少發(fā)生整條繩的突然斷裂。鋼絲繩廣泛應(yīng)用在起重機上。鋼絲繩的破壞會導致嚴重的后果，所以鋼絲繩既是起重機械的重要零件之一，也是保證起重作業(yè)安全的關(guān)鍵環(huán)節(jié)。4.4.1 鋼絲繩的選擇鋼絲繩是起重機械中最常用的構(gòu)件之一，由于它具有強度高、自重輕、運動平穩(wěn)、極少斷裂等有點。根據(jù)現(xiàn)在的使用情況，由2查得鋼絲繩型號選為6X37-15-1550-I-右。4.4.2 計算鋼絲繩所承受的最大靜拉力鋼絲繩所承受的最大靜拉力（即鋼絲繩分支的最大靜拉力）為：式中: -額定起升載荷，指所有起升質(zhì)量的重力，包括允許起

8、升的最大有效物品、取物裝置（如下滑輪組吊鉤、吊梁、抓斗、容器、起重電磁鐵等）、懸掛撓性件以及其 他在升降中的設(shè)備的質(zhì)量的重力； Z-繞上卷筒的鋼絲繩分支數(shù)，單聯(lián)滑輪組Z=1，雙聯(lián)滑輪組Z=2； m-滑輪組倍率； -滑輪組的機械效率。其中490000N ，m2，0.99所以24.74.4.3 計算鋼絲繩破斷拉力計算鋼絲繩破斷拉力為： =n式中:n-安全系數(shù)，根據(jù)機構(gòu)工作級別查表確定，n5.5；=150=136所以鋼絲繩滿足要求。4.5 吊鉤的設(shè)計吊鉤在起重裝置中屬于取物裝置，用于提取物料。既是起重機械的重要零件之一，也是保證起重作業(yè)安全的關(guān)鍵環(huán)節(jié)4.5.1 吊鉤的選擇吊鉤按制造方法可分為鍛造吊鉤

9、和片式吊鉤。 鍛造吊鉤又可分為單鉤和雙鉤。單鉤一般用于小起重量，雙鉤多用于較大的起重量。鍛造吊鉤材料采用優(yōu)質(zhì)低碳鎮(zhèn)靜鋼或低碳合金鋼，如20優(yōu)質(zhì)低碳鋼、16Mn、20MnSi、36MnSi。這次設(shè)計的是5噸的葫蘆，屬于小起重量，結(jié)合電葫蘆的生產(chǎn)現(xiàn)狀，選用鍛造單鉤。4.5.2吊鉤的尺寸設(shè)計 吊鉤鉤孔直徑與起重能力有一定關(guān)系：單鉤： 鉤身各部分尺寸（見圖3）間的關(guān)系如下: 圖3 鍛造單鉤計算得D=24 S=36 H=56 L1=175 L2=28因吊鉤的選擇是在參考常規(guī)設(shè)計的基礎(chǔ)上進行設(shè)計的已滿足設(shè)計要求，故在次不與校核。4.6 卷筒裝置的設(shè)計卷筒是用來卷繞鋼絲繩的部件，它承載起升載荷，收放鋼絲繩，

10、實現(xiàn)取物裝置的升降，是實現(xiàn)四速電動葫蘆機械系統(tǒng)滿足要求的裝置。(見圖4) 圖4 卷筒裝置4.6.1 卷筒直徑的確定卷筒的直徑式卷筒集合尺寸中最關(guān)鍵的尺寸，其名義直徑D是指光面卷筒的卷筒外包直徑尺寸，有槽卷筒取槽底直徑，大小按下式確定。式中-按鋼絲繩中心計算的最小卷筒直徑，mm h-與機構(gòu)工作級別和鋼絲繩有關(guān)的系數(shù)，查表為18 d-鋼絲繩的直徑，mm計算的270mm4.6.2 卷筒長度的確定由2表8-1-53卷筒幾何尺寸的計算: 式中L-卷筒長度，-卷筒上螺旋繩槽部分的長度，-固定鋼絲繩所需要的長度，-卷筒兩端多余部分的長度，P-繩槽節(jié)距， -最大起升高度，m-滑輪組倍率，-卷筒的計算直徑450

11、mm ，52mm，20mm，L532mm4.6.3 卷筒厚度的計算 對于鑄鋼卷筒，式中-卷筒壁厚，-鋼絲繩直徑 所以15mm5 同軸式三級齒輪傳動減速器的設(shè)計電動葫蘆減速器是起升機構(gòu)中傳動的重要組成部分，也是本次設(shè)計的重要部分，所以單獨進行計算。其傳動關(guān)系如圖5所示。圖5同軸式三級傳動減速器示意圖5.1 確定傳動裝置的總傳動比和分配轉(zhuǎn)動比（1） 總傳動比 =81.2（2）分配減速器的各級傳動比：按同軸式布置。由2表15-1-3三級圓柱齒輪減速器分配傳動比。由圖查的=5.66，=3.5則低速級傳動比= 4.095.2 計算各軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩和功率（1） 各軸轉(zhuǎn)速 n=n=nm = 1400n=nn

12、n=n（2）各軸輸入轉(zhuǎn)矩 N.MT=TdTT=T=T=TT=（3）各軸入輸功率 Pd=7.5KWP=PdPd.P=P.P=P=PPP=PPP=PPP=PP5.3 傳動零件的設(shè)計計算5.3.1 第一軸齒輪的設(shè)計計算（1） 選擇齒輪材料：由3表10-1選擇齒輪材料為40cr，調(diào)質(zhì)和表面淬火處理或氮化4855 HRC（2） 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計選擇齒數(shù)取 z1=15， z2=i1z1=5.6615=85齒寬系數(shù) 由4表14-1-79，選=0.8初選螺旋角 =8初選載荷系數(shù) 按齒輪非對稱布置速度中等沖擊載荷不大來選擇Kt=1.6轉(zhuǎn)距T T1=5.08104N.彈性系數(shù)ZE 由5表14-1-105 Z

13、E=189.8確定變位系數(shù) z1=12 z2=68 a=20 h*an=h*acos由4圖14-1-4查的x1=0.38 x2=-0.38節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH X=0 =8 查4圖14-1-16 ZH=2.46重合度系數(shù)Z 縱向重合度 端面重合度 由4圖14-1-7查的重合度則 由圖14-1-19查得螺旋角系數(shù)許用接觸應(yīng)力接觸疲勞極限由4圖14-1-24查得大小齒輪的接觸疲勞極限為Hlim1=Hlim2=1160應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60.n1.Lh=60140016300=5.29108N2=接觸疲勞壽命系數(shù)由4圖6.4-10查得KHN1=1.08 KHN2=1.14計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率

14、為1安全系數(shù)S111.081160=12532= =1.141160=1322則 （3）計算小齒輪分度圓直徑d1t小齒輪分度圓直徑 d1t=驗算圓周速度 選擇精度等級 根據(jù)圓周速度由56.4-19、6.4-20選擇齒輪精度等級為7級（4）計算齒寬b及模數(shù)mnt b= （5） 計算載荷系數(shù)K使用系數(shù) 由4表14-1-81KA=1.25動載系數(shù)KV 根據(jù)圓周速度v=2.02由4查圖14-1-14 KV1.12齒間載荷分配系數(shù) 根據(jù)由5圖6.4-3查得=1.20齒間載荷分配系數(shù)K 由4表14-1-99齒輪裝配時檢驗調(diào)整 K1.05+0.26（1+0.6）+0.1610-3b=1.29載荷系數(shù)K KK

15、A KVK=1.251.121.201.29=2.17修正小齒輪直徑 計算模數(shù)mn mn=（6）按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 計算載荷載荷系數(shù)K 由 K1.29 由3圖10-13查得=1.27K= KA KV=1.251.121.201.27=2.14齒輪的彎曲疲勞強度極 由4圖15-1-53查得齒形系數(shù) 由當量齒數(shù) z z由4圖14-1-47 應(yīng)力修正系數(shù)由4圖14-1-47 重合度系數(shù)由4表14-1-114查得= cos = 螺旋角系數(shù) 由4圖14-1-49根據(jù) 查得0.98尺寸系數(shù) 由4表14-1-119的公式 5時，取=5 =2彎曲壽命系數(shù) 根據(jù)N1=5.29108 N2=9.35107由5

16、圖6.4-11查得 計算許用彎曲疲勞應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 1=2計算大、小齒輪的并加以比較 = 小齒輪的數(shù)值較大設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn與由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)相差不大，取標準值mn2.5，取分度圓直徑d1=30.54 則 ，取 （7）幾何尺寸計算計算中心距 將中心距圓整為110。按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。計算大、小齒輪的分度圓直徑 計算齒輪寬度 圓整后??； 。5.3.2 第二軸齒輪的設(shè)計計算（1） 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計選擇齒數(shù)取 z1=15， z2=i1z1=3.516=56確定變位系數(shù) z1=

17、15 z2=56 a=20 h*an=h*acos由4圖14-1-4查的x1=0.38 x2=-0.38重合度系數(shù)Z縱向重合度 端面重合度 查得重合度則 則應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60.n1.Lh=60247.3516300=9.35107N2=接觸疲勞壽命系數(shù)由5圖6.4-10查得 KHN1=1.19 KHN2=1.15計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1安全系數(shù)S1 11.191160=1380 2= =1.151160=1344 則 （2）計算小齒輪分度圓直徑d1t小齒輪分度圓直徑 d1t=（3）計算載荷系數(shù)K齒間載荷分配系數(shù) 根據(jù)由5圖6.4-3查得=1.20齒間載荷分配系數(shù)K 由4表14-

18、1-99齒輪裝配時檢驗調(diào)整得K1.30載荷系數(shù)K KKA KVK=1.251.051.201.30=2.05修正小齒輪直徑 計算模數(shù)mnt （4）按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計計算載荷載荷系數(shù)K 由3圖10-13查得=1.25K= KA KV=1.251.051.201.25=1.97齒形系數(shù) 由當量齒數(shù) z z由4圖14-1-47 應(yīng)力修正系數(shù)由4圖14-1-47 重合度系數(shù) 已知 彎曲壽命系數(shù) 根據(jù)N1=5.29108 N2=9.35107由5圖6.4-11查得 計算許用彎曲疲勞應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 1=2計算大、小齒輪的并加以比較 = 小齒輪的數(shù)值較大設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒

19、面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn與由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)相差不大，取標準值mn4.0，取分度圓直徑d1=45.02 則 ，則（7）幾何尺寸計算計算中心距 將中心距圓整為110。按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。計算大、小齒輪的分度圓直徑 計算齒輪寬度 圓整后??；。5.3.3 第三軸齒輪的設(shè)計計算（1） 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計選擇齒數(shù)取 z1=11， z2=i1z1=4.0911=45轉(zhuǎn)距T T=9.2105N.確定變位系數(shù) z1=11 z2=45 a=20 h*an=h*acos由4圖14-1-4 查的x1=0.35 x2=-0.35節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH X=0

20、 =8 查由4圖14-1-16 ZH=2.46重合度系數(shù)Z縱向重合度 端面重合度 則查得重合度則 則應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60.n1.Lh=6070.6716300=2.67107N2=接觸疲勞壽命系數(shù)由由4圖6.4-10查得 KHN1=1.20 KHN2=1.15計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1安全系數(shù)S1 11.231160=1427 2= =1.391160=1612 （2） 計算小齒輪分度圓直徑d1t小齒輪分度圓直徑 d1t=（3） 計算載荷系數(shù)K齒間載荷分配系數(shù) 根據(jù)由5圖6.4-3查得=1.10齒間載荷分配系數(shù)K 由 4圖14-1-47表14-1-99齒輪裝配時檢驗調(diào)整K1.05+

21、0.26（1+0.6）+0.1610-3b=1.29載荷系數(shù)K KKA KVK=1.251.051.101.29=1.86修正小齒輪直徑 計算模數(shù)mnt （4） 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 計算載荷載荷系數(shù)K K= KA KV=1.251.051.101.25=1.80 齒形系數(shù)由當量齒數(shù) z z由4圖14-1-47 應(yīng)力修正系數(shù)由4圖14-1-47 重合度系數(shù) 彎曲壽命系數(shù) 根據(jù)N1=5.29108 N2=9.35107由5圖6.4-11查得 計算許用彎曲疲勞應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 1=2計算大、小齒輪的并加以比較 = 大齒輪的數(shù)值較大設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算

22、的法面模數(shù)mn與由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)相差不大，取標準值mn6.0，取分度圓直徑d1=63.07 則 ，則（5）幾何尺寸計算計算中心距 將中心距圓整為170。按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。計算大、小齒輪的分度圓直徑 計算齒輪寬度 圓整后??；。5.4 軸的設(shè)計5.4.1 第一根軸的設(shè)計計算求作用載齒輪上的力因已知高速級大齒輪的分度圓直徑為 5.4.2 初步估算軸的最小直徑選擇軸的材料 選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由2根據(jù)表5-1-1查得， 由2根據(jù)表5-1-19，取A0=155，于是得考慮軸端有鍵，軸徑應(yīng)增大45%，取d=28輸出軸的最小直徑顯然是安裝鍵

23、處軸的直徑d。為了使所選的軸直徑d-于鍵相適應(yīng)，故需同時選取鍵型號。根據(jù)d=28中系列由3表15-1-29選取Z-6-28校核鍵連接的強度其主要失效行式是工作面被壓潰（靜強度）靜連接 h= 按照中等使用和制造情況，齒面經(jīng)熱處理查德得，取 l，可取l=50 （1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為滿足矩形花鍵的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，故取段直徑d-=30.鍵與軸配合的長度L=50 初步選擇滾動軸承。因軸承主要承受徑向載荷也可承受小的軸向載荷，故選用深溝球軸承。參照工作要求并依據(jù)d-=30，故選用單列深溝球軸承6206系列，其尺寸

24、為。右端滾動軸承采用齒輪軸進行軸向定位。因齒輪的分度圓直徑d=30.30，因此，取d=25.參照工作要求并依據(jù)d=25，故選用6405系列，其尺寸為 根據(jù)齒輪的直徑取齒輪軸處的軸段的直徑d=32.83 軸承端蓋的總寬的為20。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與矩形花鍵的距離為76，小齒輪寬度為45，由空心軸長度為226則L=226+76+45+20=367。齒輪寬度為35，則L=35，因此L=4。（2）軸上零件的周向定位滾動軸承與軸的軸向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑公差為m6。（3）確定軸上圓角和倒角由3表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見減

25、速器圖5.4.3 第二根軸的設(shè)計計算（1） 求作用載齒輪上的力因已知大齒輪的分度圓直徑為 （2） 初步估算軸的最小直徑選擇軸的材料 選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由2根據(jù)表5-1-1查得 由2根據(jù)表5-1-19，取A0=103，于是得 （3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 初步選擇滾動軸承。因軸承主要承受徑向載荷也可承受小的軸向載荷，故選用深溝球軸承。參照工作要求并依據(jù)最小值徑d=35，故選用單列深溝球軸承6407系列，其尺寸為。則右端采用同樣型號的滾動軸承支撐。2） 滾動軸承的左端采用齒輪軸的軸肩軸向定位。取L25，則齒輪的右端有一軸軸肩高度取h7，則軸環(huán)的直徑d49。軸環(huán)寬度

26、b，取L=12。齒輪的齒頂圓直徑為65，則d65，因為齒輪輪轂寬度為45，則L=45。齒輪的左邊采用軸肩進行定位，軸肩高度取h=7，則軸環(huán)的直徑d45。軸環(huán)寬度b，取L12.3） 取安裝齒輪處的軸段直徑d=35，右齒輪與右端滾動軸承之間采用套筒進行軸向定位。已知齒輪輪轂的寬度30，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取L=26.（4） 軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d由手冊查得平鍵截面（GB/T1096-1979），鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為22（標準鍵長見GB/T1096-1979），同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選用齒輪轂與軸的配合為H

27、7/n6；滾動軸承與軸的軸向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑公差為m6.5.4.3 第三根軸的設(shè)計計算（1） 求作用載齒輪上的力因已知大齒輪的分度圓直徑為 （2） 初步估算軸的最小直徑選擇軸的材料 選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由2根據(jù)表5-1-1查得 由2根據(jù)表5-1-19，取A0=110，于是得 （3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 初步選擇滾動軸承。因軸承只能承受徑向載荷，因采用游動支撐故選用圓柱滾子軸承。參照工作要求并依據(jù)最小值徑d=55，故選用內(nèi)圈有單擋邊的NJ210E系列，其尺寸為。則L18。2） 左端齒輪與左端軸承之間采用軸肩定位。軸肩高度取h4，則軸環(huán)的直

28、徑d63。軸環(huán)寬度b，取L=8。安裝左端齒輪的直徑為65，則d60，因為齒輪輪轂寬度為60，則L=45。齒輪的左邊采用軸肩進行定位，軸肩高度取h=4，則軸環(huán)的直徑d63。軸環(huán)寬度b，為防止低速軸大齒輪與中間軸發(fā)生干取L24.3） 取安裝齒輪處的軸段直徑d=55，右齒輪與右端滾動軸承之間采用套筒進行軸向定位。已知齒輪輪轂的寬度40，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取L=38. 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度取h=8，則軸環(huán)的直徑d39。軸環(huán)寬度b，為防止齒輪之間發(fā)生干涉取L35.4） 因右端軸采用固定支撐需用滾動軸承，根據(jù)d39，則選擇d35。因軸承主要承受徑

29、向載荷也可承受小的軸向載荷，故選用深溝球軸承。參照工作要求并依據(jù)值徑d=35，故選用單列深溝球軸承6407系列，其尺寸為5。（4） 軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d由手冊查得平鍵截面（GB/T1096-1979），鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為36（標準鍵長見GB/T1096-1979），同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選用齒輪轂與軸的配合為H7/n6；滾動軸承與軸的軸向定位是借過渡配合來保證的，滾動軸承與軸的軸向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑公差為m6.6 中間軸的校核6.1 求支反力6.2 求彎距6. 3 總彎距的計算前已選定軸的材料為45鋼，由根據(jù)表

30、5-1-1查得。因此，故安全。7 運行機構(gòu)及減速器外殼的選擇運行機構(gòu)主要為小車（見圖6），在此次設(shè)計中不作為重點，運行小車的電機和減速器均采用現(xiàn)有的成品，在此不在單獨設(shè)計。圖6 電動小車四速電動葫蘆減速器外殼同常規(guī)的單、雙速電動葫蘆減速器外殼相似，在此借用不單獨設(shè)計。8 結(jié)束語本次研究的用于中載小噸位的電動葫蘆具有以下特點：（1）三速電動葫蘆運行速度比市場現(xiàn)有的電動葫蘆更能滿足用戶的需求。（2）吊具具有很大的質(zhì)量和很高的勢能，被搬運的物料范圍廣泛。（3）起重作業(yè)范圍大，電動葫蘆和橋式起重機組成多種運動。速度多變的可傳動零件，形成起重機械的危險點多且分散的特點，使危險的影響范圍加大。（4）設(shè)計還

31、有很多不足，比如在校核上還不精確等。致謝本課題是在指導老師的悉心指導下完成的。在整個研究過程中，指導老師具有嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度，豐富的實踐經(jīng)驗，在治學及做人方面使我受益匪淺，在次衷心感謝老師對我的關(guān)心指導和幫助。同時也感謝本組同學在我做課題的過程中給予我的巨大幫助和鼓勵。還要特別感謝本班的一些同學在我寫論文期間給我提出的寶貴意見和關(guān)心支持。在此，對導師給我提供的良好學習和實驗環(huán)境致以真誠的謝意！參考文獻1 黃大巍，李風，毛文杰.現(xiàn)代起重機械M.北京:化學工業(yè)出版社，20062 成大先.機械設(shè)計手冊(第一冊)M.北京:化學工業(yè)出版社，20063 濮良貴，紀名剛.機械設(shè)計M.北京:高等教育出版社，20054 成大