毕业设计（论文）-轻小型起重设备电动葫芦设计.doc

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1、目录内容摘要11 引言12 设计要求23 四速电动葫芦的结构分析与设计23.1 电动葫芦的结构分析23.2 电动葫芦的设计方案24 电动葫芦起升机构部件的设计34.1 起升机构的工作分析34.2 电动机的选择44.3 滑轮组的选择44.4 钢丝绳的选择和校核44.5 吊钩的设计54.6 卷筒装置的设计65 同轴式三级齿轮传动减速器的设计85.1 确定传动装置的总传动比和分配转动比85.2 计算各轴的转速和转矩和功率85.3 传动零件的设计计算95.4 轴的设计226 中间轴的校核266.1 求支反力276.2 求弯距276.3 总弯距的计算277 运行机构及减速器外壳的选择288结束语28致谢

2、29参考文献30内容摘要： 轻小型起重设备电动葫芦是直接运用于生产工艺过程中，是生产流水线作业线上的主题设备组成部分。电动葫芦以轻便、构造紧凑、作业范围以点以及线为主、体积小、维修方便、经久耐用等特点而被广泛应用。现在市场多上以单速、两速电动葫芦为主，而多速电动葫芦比较少。新乡是全国起重行业基地，为此研究开发新型的四速电动葫芦，从而不断改进起重运输机械产品的工作性能，从而提高运转速度和生产能力，以此来提高自动化水平，制造方便可靠、新型、高效能的轻小型重设备满足市场、生产的需要。此项技术，目前在河南属于空白，所以是很有应用前景。所以说，这个题目在对我们大学生来说还是很有挑战意义的，通过这个设计我

3、们可以更加清晰地了解起重行业的现状，和各方面的知识，对我们的以后走向社会有很大的帮助. 关键词：电动葫芦 多速 起重运输Abstract：Small in-line electric hoist lifting equipment is used directly in the production process, become the subject of the production assembly line equipment, part of the line. Electric hoist to lightweight, compact structure, operating

4、range of a point, line-based, light weight, small size, easy maintenance, durability and other characteristics should be shipped widely. Now on the market for a quick, two-speed electric hoist the main, multi-speed electric hoist is relatively small. Xinxiang is the lifting base, this must be resear

5、ch and development of four-speed electric hoist, hoisting and conveying machinery constantly improve product performance, increase operating speed and production capacity, improve the level of automation, manufacturing, convenient and reliable, new, high-performance small light heavy equipment to me

6、et the market and production needs. This technology, currently in Henan are blank, very promising. So,this topic still in our very challenging students,though this design we can more clearly understand the status of lifting industry,and the knowledge,after our very helpful to society.Keywords: Elect

7、ric hoist Multi-speed Crane Transport1 引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。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。随着我国制造行业的崛起，不同起吊速度的起重设备应用越来越广。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，

8、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。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。1964年联合设计的CDMD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

9、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。2 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

10、：(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。3 四速电动葫芦的结构分析与设计3.1 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所示 图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。3.2 电动葫芦

11、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所示 a b图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

12、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。4 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。4.1 起升机构的工作分析电动机通过联轴器与减速器的

13、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，上升极限位置限制器被触碰面动作，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

14、量时，起重量限制器及时检测出来，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。4.2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。属电器设计，此处不讨论。电动机的电动的额定功率为8.5kw，转速为930/min。4.3 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，次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m2。滑轮组效率0.994.4 钢丝绳的选择和校核本次设计选用的钢丝绳主要依

15、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。 4.4.1 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，查得钢丝绳型号选为6X37-15-1550-I-右。4.4.2 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

16、分支的最大静拉力）为：式中: -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； -滑轮组的机械效率。其中810000N ，m2，0.99所以29.74.4.3 计算钢丝绳破断拉力计算钢丝绳破断拉力为： =n式中:n-安全系数，根据机构工作级别查表确定，n5；=150=136所以钢丝绳满足要求。4.5 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

17、零件之一，也是保证起重作业安全的关键环节4.5.1 吊钩的选择吊钩按制造方法可分为锻造吊钩和片式吊钩。 锻造吊钩又可分为单钩和双钩。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。4.5.2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： 钩身各部分尺寸（见图3）间的关系如下: 图3 锻造单钩计算得D=80 S=60 H=96 =184 =48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

18、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。4.6 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。4.6.1 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。mm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计算的289mm，取290mm4.6.2

19、 卷筒长度的确定由表查得卷筒几何尺寸的计算: 式中L-卷筒长度，-卷筒上螺旋绳槽部分的长度，-无绳槽卷筒端部尺寸的长度，由结构需要决定-卷筒两端多余部分的长度，P-绳槽节距， -最大起升高度，m-滑轮组倍率，-卷筒的计算直径720mm ，83mm，32mm，L835mm4.6.3 卷筒厚度的计算 对于铸钢卷筒，式中-卷筒壁厚，-钢丝绳直径 所以15mm5 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5所示 a b图5同轴式三级传动减速器示意图5.1 确定传动装置的总传动比和分配转动比（1） 总传动比 =（2

20、）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=5.7，=3.6。则低速级传动比= 3.25.2 计算各轴的转速和转矩和功率（1） 各轴转速 n=n=nm =980 n=nnn=n（2）各轴输入转矩 T=TdTT=T=T=TT=（3）各轴入输功率 P=PdPd. P=P.P=P=PPP=PPP=PPP=PP5.3 传动零件的设计计算5.3.1 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4855 HRC。（2） 按齿面接触疲劳强度设计选择齿数取 z1=13， z2=i1z1=5.713=74齿

21、宽系数 由表14-1-79，选=0.8初选螺旋角 =14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=8.14104N.弹性系数ZE 由表查的 ZE=187.7确定变位系数 z1=12 z2=68 a=20 h*an=h*acos由图查的x1=0.39x2=-0.38节点区域系数ZH X=0 =8 查图得 ZH=2.43重合度系数Z 纵向重合度 端面重合度 由机械设计手册图14-1-7查的重合度则 由图14-1-19查得螺旋角系数许用接触应力接触疲劳极限由机械设计手册图14-1-24查得大小齿轮的接触疲劳极限为Hlim1=Hlim2=1160应力循环次数 N

22、1=60n1Lh=6098016300=3.70108N2=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S1 12= 则 （3）计算小齿轮分度圆直径d1t小齿轮分度圆直径 d1t=验算圆周速度 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= （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=1.66由图查的 KV1.1齿间载荷分配系数 根据由图查得=1.20齿间载荷分配系数K 由表查的齿轮装配时检验

23、调整 K1.05+0.26（1+0.6）+0.1610-3b=1.29载荷系数K KKA KVK=1.251.11.201.29=2.12修正小齿轮直径 计算模数mn mn=（6）按齿根弯曲疲劳强度校核 计算载荷载荷系数K 由 K1.29 由图查得=1.27K= KA KV=1.251.11.201.27=1.74齿轮的弯曲疲劳强度极 由图查得齿形系数 由当量齿数 z z由图查的 应力修正系数由图查的 重合度系数由表查得 = cos = 螺旋角系数 由图根据 查得0.98尺寸系数 由表的公式 5时，取=5 =2弯曲寿命系数 根据N1=5.29108 N2=9.35107由图查得 计算许用弯曲疲

24、劳应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 1=2计算大、小齿轮的并加以比较 = 小齿轮的数值较大设计计算 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mn2.5，取分度圆直径d1=30.54 则 ，取 （7）几何尺寸计算计算中心距 将中心距圆整为120。按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数等不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 圆整后取； 。5.3.2 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=i1z1=3.624=84确定变位系数 z1=24 z2=84 a=20 h*a

25、n=h*acos由图 查得x1=0.38 x2=-0.38重合度系数Z纵向重合度 端面重合度 查得重合度则 则应力循环次数 N1=60.n1.Lh=60247.3516300=9.35107N2=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S1 11.191160=1380 2= =1.151160=1344 则 （2）计算小齿轮分度圆直径d1t小齿轮分度圆直径 d1t=（3）计算载荷系数K齿间载荷分配系数 根据由图查得查得 =1.20齿间载荷分配系数K 由表查的 齿轮装配时检验调整得 K1.30载荷系数K KKA KVK=1.25

26、1.051.201.30=2.05修正小齿轮直径 计算模数mnt （4）按齿根弯曲疲劳强度设计 计算载荷载荷系数K 由图 查得=1.25K= KA KV=1.251.051.201.25=1.97齿形系数 由当量齿数 z z由4图14-1-47 应力修正系数由图查得 重合度系数 已知 弯曲寿命系数 根据N1=9.35108 N2=2.67107由图查得 计算许用弯曲疲劳应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 1=2计算大、小齿轮的并加以比较 = 小齿轮的数值较大设计计算 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mn2.5，取分度圆直径

27、d1=48.90 则 ，则（7）几何尺寸计算计算中心距 将中心距圆整为105。按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，因此参数中等不须要修正。计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 圆整后取；。5.3.3 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=iz1=3.211=35.2转距T T=1.2105N.确定变位系数 z1=12 z2=45 a=20 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 =8 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 端面重合度

28、则查得重合度则 则应力循环次数 N1=60.n1.Lh=6070.6716300=2.67107N2=接触疲劳寿命系数由由机械设计手册图查得 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S1 11.231160=1427 2= =1.391160=1612 （2） 计算小齿轮分度圆直径d1t小齿轮分度圆直径 d1t=（3） 计算载荷系数K齿间载荷分配系数 根据由图查得=1.10齿间载荷分配系数K 由机械设计得 设计手册齿轮装配时检验调整K1.05+0.26（1+0.6）+0.1610-3b=1.29载荷系数K KKA KVK=1.251.051.101.29

29、=1.86修正小齿轮直径 计算模数mnt （4） 按齿根弯曲疲劳强度设计 计算载荷载荷系数K K= KA KV=1.251.051.101.25=1.80 齿形系数由当量齿数 z z由图14-1-47 应力修正系数由图 重合度系数 弯曲寿命系数 根据N1=5.29108 N2=9.35107 由图查的 计算许用弯曲疲劳应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 1=2计算大、小齿轮的并加以比较 = 大齿轮的数值较大设计计算 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mn6.0，取分度圆直径d1=63.07 则 ，则（5）几何尺寸计算计算中心

30、距 将中心距圆整为170。按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数等不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 圆整后取；。5.4 轴的设计5.4.1 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 5.4.2 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， 由机械设计手册根据表5-1-19，取A0=155，于是得考虑轴端有键，轴径应增大45%，取d=30减速器得输出轴的最小直径显然是安装键处轴的直径d。为了使所选的轴直径d-于键相适应，故需同时选取键型号。根据d=30，I系列由机械设计手册表选取6.2

31、8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）静连接 h= 按照中等使用和制造情况，齿面经热处理查得，取 l，可取l=50 （1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足矩形花键的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，因此取段直径d-=35.键与轴配合的长度L=55 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d-的尺寸，故选用单列深沟球轴承6206系列，其尺寸为。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=35，因此，取d=25.参照工作要求并依据d=27，故选

32、用6405系列，其尺寸为 根据齿轮的直径取齿轮轴处的轴段的直径d=39.45mm 轴承端盖的总宽的为22。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78，小齿轮宽度为35，由空心轴长度为226则L=226+76+45+20=367。齿轮宽度为35，则L=35，因此L=4。（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，各轴肩处的圆角半径见减速器图装配图。5.4.3 第二根轴的设计计算（1） 求作用载齿轮上的

33、力因已知大齿轮的分度圆直径为 （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 由2根据表5-1-19，取A0=103，于是得 （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d=35，故选用单列圆沟球轴承6408系列，其尺寸为。则右端采用同样型号的滚动轴承支撑。2） 滚动轴承的左端采用齿轮轴的轴肩进行轴向定位。取L26，则齿轮的右端须有一轴轴肩高度取h7，则轴环的直径d51。轴环宽度b，取L=14。齿轮的齿顶圆直径为66，则d66，因为

34、齿轮轮毂宽度为45，则L=45mm。齿轮的左边采用轴肩进行定位，轴肩高度取h=7，则轴环的直径d46。轴环宽度b，取L14.3） 取安装齿轮处的轴段直径d=37，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32，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L=28.（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。按d由手册查得平键截面（GB/T1096-1979），键槽用键槽铣刀加工，长为24（标准键长见GB/T1096-1979），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

35、过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6.5.4.3 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 （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 由机械设计手册根据表，取A0=110，于是得 （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d=55，故选用内圈有单挡边的NJ210E系列，其尺寸为。则L18。2） 左端齿轮与左端轴承之间采用轴肩定位。轴肩高度则取h5，则轴环的直径d65。轴环宽度b，取L=10。安

36、装左端齿轮的直径为65，则d60，因为齿轮轮毂宽度为60，则L=45。齿轮的左边采用轴肩进行定位，轴肩高度取h=4，则轴环的直径d63。轴环宽度b，为防止低速轴大齿轮与中间轴发生干取L24. 3） 取安装齿轮处的轴段直径d=60，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42，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L=40. 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，轴肩高度取h=8，则轴环的直径d41。轴环宽度b，为防止齿轮之间发生干涉取L42.4） 因右端轴采用固定支撑需用滚动轴承，根据d39，则选择d36。因轴承主要承受径向载荷同时也可承受小的轴向载荷，

37、故选用深沟球轴承。参照工作要求并依据值径d=34，故选用单列深沟球轴承6407系列，其尺寸为5。（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。依照d尺寸由手册查得平键截面（GB/T1096-1979），键槽用键槽铣刀加工，长为36（标准键长见GB/T1096-1979），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m6.6 中间轴的校核6.1 求支反力N6.2 求弯距6. 3 总弯距的计算 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。因此，故安全。7 运行机构及减速器外壳的选择运行机构主要为小车如图6所示，在此次设计中不作