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學(xué)科門類： 單位代碼 ：
畢業(yè)設(shè)計說明書（論文）
5噸三速電動葫蘆的設(shè)計
學(xué)生姓名
所學(xué)專業(yè)
班 級
學(xué) 號
指導(dǎo)教師
XXXXXXXXX系
二○**年XX月
目 錄
1 緒論 1
1.1引言 1
1.2 電動葫蘆生產(chǎn)與發(fā)展趨勢 1
2 設(shè)計要求 1
3 設(shè)計方案 2
4 電動葫蘆起升機構(gòu)部件的設(shè)計 2
4.1 起升機構(gòu)的原理分析 2
4.2電動機的選擇 3
4.3 吊鉤的設(shè)計 3
4.3.1 吊鉤的選擇 3
4.3.2吊鉤的尺寸設(shè)計 4
4.4 滑輪組的選擇 4
4.5 鋼絲繩的選擇和校核 4
4.5.1 鋼絲繩的選擇 5
4.5.2 計算鋼絲繩所承受的最大靜拉力 5
4.6 卷筒的設(shè)計 5
4.6.1 卷筒直徑的確定 5
4.6.2 卷筒長度的確定 6
4.6.3 卷筒厚度的計算 6
5 同軸式三級齒輪減速器的設(shè)計 6
5.1 確定傳動裝置的總傳動比和分配轉(zhuǎn)動比 6
5.2 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 7
5.3 傳動零件的設(shè)計計算 8
5.3.1 高速軸齒輪的設(shè)計計算 8
5.3.2 中速級齒輪的設(shè)計計算 12
5.3.3 低速級齒輪的設(shè)計計算 16
5.4 軸的設(shè)計 20
5.4.1 第一軸的設(shè)計計算 20
5.4.2 第二軸的設(shè)計計算 22
5.4.3 第三軸的設(shè)計計算 23
6 第二軸的校核 24
6.1 水平方向的力 26
6.1.1 求水平支反力 26
6.1.2 求水平方向的彎距 26
6.2 垂直方向的力 26
6.2.1 求垂直支反力 26
6.2.2 求垂直方向的彎矩 26
6.3 求總彎距 26
7 減速器外殼和運行機構(gòu)的選擇 27
8 結(jié)束語 27
致謝 27
參考文獻 28
1 緒論
1.1引言
工程機械裝備已經(jīng)成為我國國民經(jīng)濟發(fā)展的支柱產(chǎn)業(yè)之一，占據(jù)世界工程機械總量第七位。工程機械發(fā)展異常迅猛,新的理念、新的技術(shù)、新的工藝不斷給予工程機械新的生命力；作為企業(yè)生產(chǎn)不可缺少的起重機械更是如此。因此起重機械是國民生產(chǎn)各部門提高勞動生產(chǎn)率、生產(chǎn)過程機械化不可缺少的機械設(shè)備。
故本次設(shè)計在常規(guī)電動葫蘆的基礎(chǔ)上，設(shè)計小噸位（20T及以下）運行輕便的三速電動葫蘆。我國工程機械技術(shù)以及產(chǎn)品引進多以德國、日本、西班牙、韓國等機械裝備制造先進的國家為主，通過網(wǎng)上查閱以及圖書數(shù)據(jù)信息的收集，目前在多速電動葫蘆的研究方面，還是產(chǎn)品應(yīng)用方面都很少。
就國內(nèi)而言，多速電動葫蘆的研究，目前發(fā)現(xiàn)的資料也很少，作為起重設(shè)備較大規(guī)模的以及起重基地的新鄉(xiāng)，電動葫蘆多以為單速、雙速為主，均未有多速電動葫蘆方面的產(chǎn)品，針對市場的需求，研究開發(fā)三速電動葫蘆很有必要。新鄉(xiāng)是全國起重基地，為此必須要研究開發(fā)三速電動葫蘆，不斷改進起重運輸機械產(chǎn)品的性能，提高運轉(zhuǎn)速度和生產(chǎn)能力，提高自動化水平，使制造方便可靠、新型、高效能的輕小型起重設(shè)備滿足市場、生產(chǎn)的需要。
電動葫蘆結(jié)構(gòu)緊湊、使用點、線結(jié)合，自重輕、體積小、維修方便、經(jīng)久耐用等特點而廣泛應(yīng)用。現(xiàn)在市場上以單速、雙速電動葫蘆為主，多速電動葫蘆比較少。以滿足輕載快速、重載中速、慢速定位控制的要求。
1.2 電動葫蘆生產(chǎn)與發(fā)展趨勢
電動葫蘆是一種產(chǎn)量大、使用面廣的輕小型起重設(shè)備。我國目前生產(chǎn)、使用的電動葫蘆絕大多數(shù)是 1963年聯(lián)合設(shè)計的 CD/MD 型 ,此外還少量生產(chǎn)、使用 AS型和TV型電動葫蘆。就其設(shè)計質(zhì)量的綜合評價 ,是不盡如人意的。電動葫蘆更新?lián)Q代慢 ,開發(fā)周期長 ,產(chǎn)品標(biāo)準(zhǔn)化、通用化水平不高 ,生產(chǎn)準(zhǔn)備工作量大 ,投產(chǎn)上市速度慢的機械設(shè)備。因此縮短設(shè)計生產(chǎn)周期、提高設(shè)備的利用效率向多用途、高效率的方向發(fā)展。
2 設(shè)計要求
根據(jù)現(xiàn)有市場起升負(fù)載的常用情況。本次設(shè)計的三速電動葫蘆機械系統(tǒng)技術(shù)上要求:
（1） 電動葫蘆的最大載重為5頓，起升高度為9米。
（2） 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3種速度
3 設(shè)計方案
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、卷筒和減速器，是設(shè)計中的重點；運行機構(gòu)為小車。
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a和同軸式b兩種方式，見圖1
a b
圖1 起升機構(gòu)部件排列圖
1電動機 2減速器 3卷筒裝置
本設(shè)計優(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)矩經(jīng)大齒輪直接傳給卷筒,使得卷筒只受彎矩而不受扭矩。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(dāng)斜齒輪傾斜角一定時,軸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)矩增大。
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 起升機構(gòu)的原理分析
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(dāng)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?fàn)顟B(tài)。當(dāng)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(dāng)?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)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噸三速電動葫蘆，電動機采用錐形轉(zhuǎn)子制動電動機，電動機的型號由電氣設(shè)計方面的同學(xué)給出。（見圖2）電動的額定功率為7.5kw,轉(zhuǎn)速為1400r/min。
圖2 錐形轉(zhuǎn)子制動電動機
4.3 吊鉤的設(shè)計
吊鉤的設(shè)計主要包括：吊鉤的選擇、尺寸的設(shè)計兩部分。
4.3.1 吊鉤的選擇
吊鉤按制造方法可分為鍛造吊鉤和片式吊鉤。
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。
本次設(shè)計的是5噸的葫蘆，屬于起重設(shè)備的小噸位設(shè)計，結(jié)合電葫蘆的生產(chǎn)現(xiàn)狀和使用情況由[1]選用鍛造單鉤。
4.3.2吊鉤的尺寸設(shè)計
單鉤:
吊鉤鉤孔直徑與起重能力有一定關(guān)系:
（1）
（2）
鉤身各部分尺寸（見圖3）間的關(guān)系如下:
（3）
（4）
（5）
圖3 鍛造單鉤
計算得
D=24 S=36 H=56 L1=175 L2=28
對比單、雙速吊鉤的設(shè)計尺寸，相比并進行放大，能夠滿足安全要求。
4.4 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。
滑輪組的倍率大小，對驅(qū)動裝置尺寸有較大的影響。為了使結(jié)構(gòu)緊湊，體積小，選用滑輪組倍率m＝2。由[1]查表2-7得滑輪組效率＝0.99
4.5 鋼絲繩的選擇和校核
鋼絲繩的選擇和校核包括：鋼絲繩的選擇、鋼絲繩所受的最大靜拉力、鋼絲繩破斷拉力。
4.5.1 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)在的使用情況和參考工廠中實際使用的鋼絲繩，由[2]表8-1-1、8-1-6查的鋼絲繩型號選為6X37-15-1550-I-右。
4.5.2 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：
（6）
式中: --額定起升載荷，指所有起升質(zhì)量的重力，包括允許起升的最大有效物品、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 它在升降中的設(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 ，m＝2，＝0.99
所以＝24.7
4.5.3 計算鋼絲繩破斷拉力
計算鋼絲繩破斷拉力為：
（7）
=n
式中:n--安全系數(shù)，根據(jù)機構(gòu)工作級別查表確定，n＝5.5；
=150>=136
所以鋼絲繩滿足要求。
4.6 卷筒的設(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，實現(xiàn)取物裝置的升降。
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，由槽卷筒取槽底直徑，大小按下式確定。
(8)
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)，由[2] 8-1-54查表為18
d--鋼絲繩的直徑，mm
計算的270mm
4.6.2 卷筒長度的確定
(9)
由[2]表8-1-53卷筒幾何尺寸計算:
(10)
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
按照卷筒長度示意圖計算 ＝450mm，＝54mm，＝30mm，L＝554mm
4.6.3 卷筒厚度的計算
對于鑄鋼卷筒，由[2]卷筒的設(shè)計計算表8-1-59查得式中--卷筒壁厚，--鋼絲繩直徑 所以＝15mm
5 同軸式三級齒輪減速器的設(shè)計
電動葫蘆減速器是本次設(shè)計的重要部分，也是電動葫蘆起升機構(gòu)中的重要組成部分，所以單獨進行計算。其傳動關(guān)系如圖4所示。
圖4 同軸式三級傳動減速器示意圖
圖中所涉及到的零件在下面有具體標(biāo)示,在次略。
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，查的=5.66，=3.5則低速級傳動比== 4.09
5.2 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)包括：計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)、傳動零件的設(shè)計計算、軸的設(shè)計。
（1） 各軸轉(zhuǎn)速
nⅠ=nⅡ=nm = 1400
nⅢ=
nⅣ
nⅤ
nⅥ=nⅤ
（2）各軸輸入轉(zhuǎn)矩
TⅠ=Td
TⅡ
TⅢ=
TⅣ=
TⅤ=T
TⅥ=
（3） 各軸入輸功率
Pd=7.5KW
PⅠ=PdPd.
PⅠⅠ=PⅠ.PⅠ=
PⅢ=PⅡPⅡ
PⅣ=PPⅢ
PⅤ=PPⅣ
PⅥ=PPⅤ
5.3 傳動零件的設(shè)計計算
設(shè)計減速器的傳動零件包括高速軸、中間軸、低速軸齒輪的設(shè)計
5.3.1 高速軸齒輪的設(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48～55 HRC
（2） 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計
選擇齒數(shù)取 z1=12, z2=i1z1=5.6612=68
齒寬系數(shù) 由[4]表14-1-79,選=0.8
初選螺旋角 =
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=5.08104
彈性系數(shù)ZE 由[4]表14-1-105 ZE=189.8?
確定變位系數(shù) z1=12 z2=68 a=20o 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 = 查[4]圖14-1-16 ZH=2.46
重合度系數(shù)Z
縱向重合度0.19
端面重合度
由[4]圖14-1-7查的重合度
則
由[4]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=60n1Lh=60140016300=5.29108
N2=
接觸疲勞壽命系數(shù)由[5]圖6.4-10查得
KHN1=1.08 KHN2=1.14
計算接觸疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1％安全系數(shù)S＝1
[]1＝＝1.081160=1253
[]2= =1.141160=1322
則[]＝
（3）計算小齒輪分度圓直徑d1t
（11）
小齒輪分度圓直徑d1t=
由公式11計算可得：
驗算圓周速度
選擇精度等級 根據(jù)圓周速度由[5]6.4-19、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14-1-81 KA=1.25
動載系數(shù)KV 根據(jù)圓周速度v=1.88由[4]查圖14-1-14 KV＝1.09
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
K＝1.05+0.26（1+0.6）+0.1610-3b
＝1.05+0.26(1+0.60.82)0.82+0.1610-322.54=1.28
載荷系數(shù)K K＝KA KVK=1.251.091.201.28=2.09
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
（12）
計算載荷載荷系數(shù)K 由 K＝1.28 由[3]圖10-13查得=1.28
K= KA KV=1.251.091.201.15=1.88
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(dāng)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]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
由公式12計算可得：
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(biāo)準(zhǔn)值mn＝2.5，取分度圓直徑d1=30.30
則 ,取
（7） 幾何尺寸計算
計算中心距
將中心距圓整為105。
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 中速級齒輪的設(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48～55 HRC
（2） 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計
選擇齒數(shù)取 z1=12, z2=i1z1=3.512=42
齒寬系數(shù) 由[4]表14-1-79,選=0.8
初選螺旋角 =
初選載荷系數(shù)K 選擇Kt=1.6按齒輪非對稱布置速度中等沖擊載荷不大來選擇
轉(zhuǎn)距T T=2.7105
彈性系數(shù)ZE 由[4]表14-1-105 ZE=189.8?
確定變位系數(shù) z1=12 z2=42 a=20o 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 = 查[4]圖14-1-16 ZH=2.46
重合度系數(shù)Z
縱向重合度 0.19
端面重合度
由[4]圖14-1-7查得重合度
則
由[4]圖14-1-19查得
由螺旋角系數(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=60n1Lh=60247.3516300=9.35107
N2=
接觸疲勞壽命系數(shù)由圖[5]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)S＝1
[]1＝＝1.191160=1380
[]2= =1.151160=1344
則 []＝
（3） 計算小齒輪分度圓直徑d1t
小齒輪分度圓直徑
d1t=
由公式11計算可得：
驗算圓周速度
選擇精度等級 根據(jù)圓周速度由[5]6.4-19、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=
mnt
（5） 計算載荷系數(shù)K
使用系數(shù) 由[4]表14-1-81 KA=1.25
動載系數(shù)KV 根據(jù)圓周速度v=0.6由[4]圖14-1-14 KV＝1.05
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]表14-1-99齒輪裝配時檢驗調(diào)整
K＝1.05+0.26（1+0.6）+0.1610-3b
＝1.05+0.26(1+0.60.82)0.82+0.1610-334.26=1.28
載荷系數(shù)K K＝KA KVK=1.251.051.101.28=1.85
修正小齒輪直徑
計算模數(shù)mnt
（6） 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計
計算載荷載荷系數(shù)K 由 K＝1.28 由[4]圖10-13查得=1.22
K= KA KV=1.251.051.101.22=1.76
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(dāng)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]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
由公式12計算可得：
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(biāo)準(zhǔn)值mn＝4.0，取分度圓直徑d1=44.96
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 低速級齒輪的設(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48～55 HRC
（2） 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
齒寬系數(shù) 由[4]表14-1-79,選=0.8
初選螺旋角 =
初選載荷系數(shù)K 選擇Kt=1.6 按齒輪非對稱布置速度中等沖擊載荷不大來
轉(zhuǎn)距T T=9.2105
彈性系數(shù)ZE 由[4]表14-1-105 ZE=189.8?
確定變位系數(shù) z1=12 z2=42 a=20o 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 = 查[4]圖14-1-16 ZH=2.46
重合度系數(shù)Z
縱向重合度 0.17
端面重合度
由[4]圖14-1-7查得重合度
則
由螺旋角系數(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=60n1Lh=6070.6716300=2.67107
N2=
接觸疲勞壽命系數(shù)由[5]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)S＝1
[]1＝＝1.231160=1427
[]2= =1.391160=1612
則[]＝
（3） 計算小齒輪分度圓直徑d1t
小齒輪分度圓直徑 d1t=
由公式11計算可得：
=
驗算圓周速度
選擇精度等級 根據(jù)圓周速度由[5]6.4-19、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=
mnt
（5） 計算載荷系數(shù)K
使用系數(shù) 由[4]表14-1-81 KA=1.25
動載系數(shù)KV 根據(jù)圓周速度v=0.24由[4]圖14-1-14 KV＝1.05
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]表14-1-99齒輪裝配時檢驗調(diào)整
K＝1.05+0.26（1+0.6）+0.1610-3b
＝1.05+0.26(1+0.60.82)0.82+0.1610-350.46=1.29
載荷系數(shù)K K＝KA KVK=1.251.051.101.29=1.86
修正小齒輪直徑
計算模數(shù)mnt
（6） 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計
計算載荷載荷系數(shù)K 由 K＝1.29 由[3]圖10-13查得=1.25
K= KA KV=1.251.051.101.25=1.80
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(dāng)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
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]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
由公式12計算可得：
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(biāo)準(zhǔn)值mn＝6.0，取分度圓直徑d1=63.07
則 ,則
（7） 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
減速器軸的設(shè)計包括：第一軸、第二軸、第三軸的設(shè)計計算以及軸上零件的設(shè)計。
5.4.1 第一軸的設(shè)計計算
（1） 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
（2） 初步估算軸的最小直徑
1） 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,于是得
考慮軸端有鍵，軸徑應(yīng)增大4％～5%,取d=28
（3） 選擇花鍵
輸出軸的最小直徑顯然是安裝鍵處軸的直徑dⅠ－Ⅱ。為了使所選的軸直徑
dⅠ-Ⅱ=28于鍵相適應(yīng)，故需同時選取鍵型號。
根據(jù)d=28中系列由[4]表15-1-29選取Z-＝6-28
1）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）
（14）
靜連接
h=
按照中等使用和制造情況，齒面經(jīng)熱處理查得，取
l≥，可取l=50
（4） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
擬定軸上零件的裝配方案見減速器圖。
（5） 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
① 為滿足矩形花鍵的軸向定位要求，Ⅰ～Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故取
Ⅱ～Ⅲ段直徑dⅡ-Ⅲ=30.鍵與軸配合的長度LⅠ~Ⅱ=50
② 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)dⅡ-Ⅲ=30，故選用單列深溝球軸承6206系列，其尺寸為。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dⅤ～Ⅵ=25.參照工作要求并依據(jù)dⅤ～Ⅵ=25,故選用6405系列，其尺寸為
③ 根據(jù)齒輪的直徑取齒輪軸處的軸段Ⅲ～Ⅳ的直徑dⅢ～Ⅳ=37.1
④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LⅡ～Ⅲ=226+76+45+20=367。齒輪寬度為35，則LⅢ～Ⅳ=35，右端軸承用軸肩定位，因此LⅤ～Ⅵ=4。
（6）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。
（7）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速器圖
5.4.2 第二軸的設(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,于是得
（3） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
擬定軸上零件的裝配方案見減速器圖。
（4） 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dⅠ～Ⅱ=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LⅠ～Ⅱ＝25，則齒輪
的右端有一軸軸肩高度取h＝7，則軸環(huán)的直徑dⅡ～Ⅲ＝49。軸
環(huán)寬度b,取LⅡ～Ⅲ=12。齒輪的齒頂圓直徑為59，則dⅢ～Ⅳ＝59，
因為齒輪輪轂寬度為45，則LⅢ～Ⅳ=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dⅣ～Ⅴ＝45。軸環(huán)寬度b，取
LⅤ～Ⅵ＝12.
3） 取安裝齒輪處的軸段Ⅴ～Ⅵ直徑dⅥ～Ⅶ=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LⅤ～Ⅳ=26.
（5） 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dⅤ～Ⅵ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(biāo)準(zhǔn)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，此處選軸的直徑公差為m6.
（6） 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速器圖。
5.4.3 第三軸的設(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） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
擬定軸上零件的裝配方案見減速器圖。
（4） 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dⅠ～Ⅱ=55，故選用內(nèi)圈有單擋
邊的NJ210E系列，其尺寸為。則LⅠ～Ⅱ＝18。
2） 左端齒輪與左端軸承之間采用軸肩定位。軸肩高度取h＝
4，則軸環(huán)的直徑dⅡ～Ⅲ＝63。軸環(huán)寬度b,取LⅡ～Ⅲ=8。安裝左
端齒輪的直徑為65，則dⅢ～Ⅳ＝60，因為齒輪輪轂寬度為60，則LⅢ～
Ⅳ=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dⅣ～Ⅴ＝63。軸環(huán)寬度b，為防止低速軸大齒輪與中間軸發(fā)生干取
LⅥ～Ⅴ＝24.
3） 取安裝齒輪處的軸段Ⅴ～Ⅵ直徑dⅥ～Ⅶ=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LⅤ～Ⅳ=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dⅣ～Ⅴ＝39。
軸環(huán)寬度b，為防止齒輪之間發(fā)生干涉取LⅥ~Ⅴ＝35.
4） 因右端軸采用固定支撐需用滾動軸承，根據(jù)dⅣ～Ⅴ＝39，則選擇dⅤ～Ⅵ＝35。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)值徑dⅠ～Ⅱ=35，故選用單列深溝球軸承6407系列，其尺寸為
（5） 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dⅤ～Ⅵ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(biāo)
準(zhǔn)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） 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速器圖。
6 第二軸的校核
根據(jù)各軸承受的載荷利用材料力學(xué)對第二軸進行校核。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的載荷分析圖5。軸的校核包括：水平方向力的計算、垂直方向力的計算、總彎矩的計算、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的計算。
圖5軸的載荷分析圖
6.1 水平方向的力
水平方向的力包括：水平支反力、水平方向的彎矩。
6.1.1 求水平支反力
6.1.2 求水平方向的彎距
6.2 垂直方向的力
垂直方向的力包括：垂直支反力、垂直方向的彎矩。
6.2.1 求垂直支反力
6.2.2 求垂直方向的彎矩
6.3 求總彎距
根據(jù)校核理論應(yīng)在以上基礎(chǔ)上，針對水平方向的彎矩、垂直方向的彎矩計算總彎矩。
則的數(shù)值較大。
6.4 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面基準(zhǔn)面2）的強度。由表中數(shù)值，并取a=0.6,軸的計算應(yīng)力
前已選定軸的材料為45鋼，由[2]根據(jù)表5-1-1查得。因此，故安全。
7 減速器外殼和運行機構(gòu)的選擇
減速器外殼采用鑄造外殼不是設(shè)計的重點，因與二級同軸式傳動減速器外形差別不大，故在次借用。
運行機構(gòu)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。
8 結(jié)束語
本問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） 作業(yè)條件復(fù)雜多變。
致謝
本課題是在指導(dǎo)老師的悉心指導(dǎo)下完成的。在整個研究過程中，指導(dǎo)老師具有嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度，豐富的實踐經(jīng)驗，在治學(xué)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(dǎo)和幫助。同時也感謝本組同學(xué)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(xué)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(dǎo)師給我提供的良好學(xué)習(xí)和實驗環(huán)境致以真誠的謝意！
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