机械产品综合课程设计-电动葫芦设计

1、机械产品综合课程设计 电动葫芦设计一、概述一、概述 电动葫芦电动葫芦是一种起重机械是一种起重机械设备，它可安装在钢轨上，亦设备，它可安装在钢轨上，亦可配在某些起重机械上使用可配在某些起重机械上使用(如如电动单梁桥式起重机、龙门起电动单梁桥式起重机、龙门起重机、摇臂起重机等重机、摇臂起重机等)。由于它。由于它具有体积小、重量轻、结构紧具有体积小、重量轻、结构紧凑和操作方便等优点，因此是凑和操作方便等优点，因此是厂矿、码头、仓库等常用的起厂矿、码头、仓库等常用的起重设备之一。重设备之一。 电动葫芦以起重量为电动葫芦以起重量为0.55t、起重高度为起重高度为30m以下者居多。以下者居多。如图如图4-

2、1所示的电动葫芦主要由所示的电动葫芦主要由电动机电动机(带制动器带制动器)、减速器减速器、钢钢丝绳及卷筒丝绳及卷筒、导绳器、吊钩及、导绳器、吊钩及滑轮、行车机构和操纵按钮等滑轮、行车机构和操纵按钮等组成。组成。1-减速器；2-行车机构；3-电动机；4-导绳器；5-钢丝绳及卷筒；6-操纵按钮；7-吊钩及滑轮下一页下一页 电动葫芦起升机构如图电动葫芦起升机构如图4-24-2所示。它由电动机通过联轴器直接所示。它由电动机通过联轴器直接带动齿轮减速器的输入轴，通过齿轮减速器末级大齿轮带动输带动齿轮减速器的输入轴，通过齿轮减速器末级大齿轮带动输出轴出轴(空心轴空心轴)，驱动卷筒转动，从而使吊钩起升或下降

3、，其传，驱动卷筒转动，从而使吊钩起升或下降，其传动系统如动系统如图图4-34-3所示。所示。图图4-2 电动葫芦起升机构示意图电动葫芦起升机构示意图1-减速器，减速器，2-输出轴，输出轴，3-输入轴，输入轴，4-联轴器，联轴器，5-电动机，电动机，6-制动器；制动器；7-弹簧，弹簧，8-钢丝绳：钢丝绳：9-卷筒卷筒下一页下一页图图4-3 电动葫芦起升机构传动系统电动葫芦起升机构传动系统减速器部件减速器部件钢丝绳及卷钢丝绳及卷筒部件筒部件下一页下一页图图4-4为齿轮减速器为齿轮减速器的装配图。减速器的装配图。减速器的输入轴的输入轴I和中间轴和中间轴、均为齿轮轴，均为齿轮轴，输出轴输出轴是空心轴，

4、是空心轴，末级大齿轮和卷筒末级大齿轮和卷筒通过花键和轴相联。通过花键和轴相联。为了尽可能减小该为了尽可能减小该轴左端轴承的径向轴左端轴承的径向尺寸，一般采用滚尺寸，一般采用滚针轴承作支承。针轴承作支承。图4-4 齿轮减速器的装配图1-齿轮齿轮(B)；2-中间轴中间轴()，3一端盖板；一端盖板；4一滚针轴承；一滚针轴承；5-通气通气孔；孔；6-箱座；箱座；7-箱盖；箱盖；8-齿轮齿轮(F)；19-球轴承，球轴承，10-挡圈；挡圈；11-输输出轴出轴()：12-输入轴输入轴()；13-卷筒卷筒 下一页下一页图图4-4 齿轮减速器的装配图17-套筒；套筒；18-中间轴中间轴()；19-齿轮齿轮(D)

5、下一页下一页图图4-4 齿轮减速器的装配图下一页下一页二、设计计算二、设计计算 设计电动葫芦齿轮减速器，一般已知条件为：设计电动葫芦齿轮减速器，一般已知条件为：起重量起重量Q(tQ(t) )、起升速度、起升速度v(mv(mmin)min)、起升高度、起升高度H(mH(m) )、电动葫芦工、电动葫芦工作类型及工作环境等。作类型及工作环境等。 对起重机械，按其载荷特性和工作忙闲程度，一般分为轻级、对起重机械，按其载荷特性和工作忙闲程度，一般分为轻级、中级、重级和特重级。对电动葫芦一般取为中级、重级和特重级。对电动葫芦一般取为中级中级，其相应负荷持，其相应负荷持续率续率JCJC值为值为2525。部分

6、电动葫芦及其减速器主要参数见表。部分电动葫芦及其减速器主要参数见表4-14-1和表和表4-24-2。下一页下一页表表4-1 4-1 电动葫芦主要参数电动葫芦主要参数型号规格型号规格HCD-0.5HCD-0.5HCD-1HCD-1HCD-2HCD-2HCD-3HCD-3HCD-5HCD-5HCD-10HCD-10起重量起重量(t)(t)0.50.51 12 23 35 51010起升高度起升高度(m)(m)6 6，9 9，12126 6，9 9，1212，1818，2424，30309,12,18,24,309,12,18,24,30起、升速度起、升速度(m(mmin)min)8 88 88 8

7、8 88 87 7运行速度运行速度(m(mmin)min)202020202020202020202020钢钢丝丝绳绳直径直径(mm)(mm)4.84.87.47.41111131315.515.515.515.5规格规格6 637(GB1102-74)37(GB1102-74)电源电源三相交流三相交流380V 50Hz380V 50Hz工作类型工作类型中级中级JC25JC25起起重重电电机机功率功率(kW)(kW)0.80.81.51.53.03.04.54.57.57.51313转速转速(r(rmin)min)1380138013801380138013801380138013801380

8、14001400运运行行电电机机功率功率(kW)(kW)0.20.20.20.20.40.40.40.40.80.80.80.82 2转速转速(r(rmin)min)138013801380138013801380138013801380138013801380下一页下一页表表4-2 4-2 电动葫芦减速器齿轮主要参数电动葫芦减速器齿轮主要参数注：表中所有齿轮压力角注：表中所有齿轮压力角n n=20=20，螺旋角，螺旋角=8=806340634。下一页下一页 电动葫芦齿轮减速器的设计内容包括：电动葫芦齿轮减速器的设计内容包括： 1、拟订传动方案（、拟订传动方案（1天），天）， 2、选择电动机及

9、进行运动和动力计算（、选择电动机及进行运动和动力计算（2天），天）， 3、减速器主要零件，包括齿轮、轴、轴承和花键联、减速器主要零件，包括齿轮、轴、轴承和花键联接等的工作能力计算（接等的工作能力计算（2天），天）， 4、绘制装配图（、绘制装配图（4天），天）， 5、绘制减速器箱体零件图（、绘制减速器箱体零件图（2天），天）， 6、绘制其它全部零件图（、绘制其它全部零件图（2天），天）， 7、编写整理计算说明书（、编写整理计算说明书（1天）天） 8、答辩（、答辩（1天）。天）。 也可根据现有资料也可根据现有资料(表表4-l、表、表4-2)采用类比法选用合采用类比法选用合适的参数进行校核计算。适的

10、参数进行校核计算。下一页下一页式中式中 Q”总起重量，总起重量，N； Q 起重量起重量(公称重量公称重量)，N； Q吊具重量，吊具重量，N，一般取，一般取Q=0.02Q； m 滑轮组倍率。对单联滑轮组，倍率等于支承重量滑轮组倍率。对单联滑轮组，倍率等于支承重量Q的钢丝绳分支数，如图的钢丝绳分支数，如图4-3结构所示，结构所示，m2； 7 滑轮组效率，滑轮组效率，70.980.99。钢丝绳的破断拉力钢丝绳的破断拉力(一一)确定钢丝绳及卷筒直径，选择电动机确定钢丝绳及卷筒直径，选择电动机1选择钢丝绳选择钢丝绳根据图根据图4-3，钢丝绳的静拉力，钢丝绳的静拉力NmQQ70 Q”Q+Q 9 . 08

11、. 0换算系数式中式中 nn许用安全系数。对工作类型为中级的电动葫芦，许用安全系数。对工作类型为中级的电动葫芦，nn5.55.5；图图4-3下一页下一页 根据工作条件及钢丝绳的破断拉力根据工作条件及钢丝绳的破断拉力QS，即可由有关标准或手册，即可由有关标准或手册选取钢丝绳直径选取钢丝绳直径d。也可根据起重量也可根据起重量Q按表按表4-1选定钢丝绳直径，必要时加以校核。选定钢丝绳直径，必要时加以校核。2 2计算卷筒直径和转速计算卷筒直径和转速 如图如图4-54-5所示，卷筒计算直径所示，卷筒计算直径 D D0 0ededD+dD+d mm mm (4-4) D D(e-1)d mm (e-1)d

12、 mm (4-5)式中式中 d d钢丝绳直径，钢丝绳直径，mmmm； e e直径比，直径比，e e D D0 0d d，对电动葫芦，取，对电动葫芦，取e e2020； D D卷筒最小直径卷筒最小直径( (槽底直径槽底直径) )，mmmm，求出卷筒计算直径求出卷筒计算直径D D0 0后，应圆整为标准直径。卷筒的标准直径系列为：后，应圆整为标准直径。卷筒的标准直径系列为：300300，400400，500500，600600，700700，800800，900900，单位为，单位为mmmm。 卷筒转速卷筒转速 (4-6) 这里这里v v为起升速度为起升速度(m(mmin)min)，其余符号含义同前

13、。其余符号含义同前。图图4-5卷筒直径卷筒直径 下一页下一页3 3选择起重电动机选择起重电动机式中式中Q Q“总起重量总起重量N N； v v起升速度，起升速度，m mminmin； 0 0起升机构总效率；起升机构总效率； 7 7滑轮组效率，一般滑轮组效率，一般7 70.980.980.990.99； 5 5卷筒效率，卷筒效率，5 50.980.98； 1 1齿轮减速器效率，可取为齿轮减速器效率，可取为0.900.900.920.92。 为保证电动机的使用性能，并满足起重机的工作要求，应选择相应于为保证电动机的使用性能，并满足起重机的工作要求，应选择相应于电动葫芦工作类型电动葫芦工作类型(JC

14、(JC值值) )的电动机，其功率的计算公式为：的电动机，其功率的计算公式为： 式中式中 K Ke e起升机构按静功率初选电动机时的系数，对轻级起重机为起升机构按静功率初选电动机时的系数，对轻级起重机为0.700.700.800.80，中级为，中级为0.800.800.900.90，重级为，重级为0.900.90l l，特重级为，特重级为1.11.11.21.2。起重电动机的静功率起重电动机的静功率下一页下一页 根据功率根据功率PjcPjc从有关标准从有关标准( (表表4-3)4-3)选取与工作类型相吻合的电选取与工作类型相吻合的电动机，并从中查出所选电动机相应的功率和转速。也可根据起重动机，并

15、从中查出所选电动机相应的功率和转速。也可根据起重量按量按表表4-14-1选取，然后按静功率进行校核计算。选取，然后按静功率进行校核计算。 表表4-3 4-3 锥形转子异步电动机锥形转子异步电动机(ZD(ZD型型) )注：引自注：引自机械产品目录机械产品目录) )第第1919册，机械工业出版社，册，机械工业出版社，19851985年。年。下一页下一页电机尺寸见电机尺寸见附录表附录表下一页下一页( (二二) )计算减速器的载荷和作用力计算减速器的载荷和作用力1 1计算减速器的载荷计算减速器的载荷工作时，由于电动葫芦提升机构齿轮减速器承受不稳定循环工作时，由于电动葫芦提升机构齿轮减速器承受不稳定循环

16、变载荷，因此在对零件进行疲劳强度计算时，如果缺乏有关工变载荷，因此在对零件进行疲劳强度计算时，如果缺乏有关工作载荷记录的统计资料，对工作载荷类型为中级的电动葫芦，作载荷记录的统计资料，对工作载荷类型为中级的电动葫芦，可以图可以图4-64-6所示的典型载荷图作为计算依据。所示的典型载荷图作为计算依据。零件在使用寿命以内，实际总工作时数零件在使用寿命以内，实际总工作时数式中式中 L L使用寿命使用寿命( (年年) )，齿轮寿命，齿轮寿命定为定为1010年，滚动轴承寿命为年，滚动轴承寿命为5 5年；年；t t0 0每年工作小时数每年工作小时数h h，t t0 0 2000h2000h；JCJC机构工

17、作类型，对电动葫芦可机构工作类型，对电动葫芦可取取JCJC值为值为2525。故此，电动葫芦减速器中齿轮的使用故此，电动葫芦减速器中齿轮的使用寿命可按寿命可按5000h5000h计算，滚动轴承按计算，滚动轴承按2500h2500h计计算。算。图图4-6 4-6 电动葫芦载荷图电动葫芦载荷图( (工工作类型：中级作类型：中级) )Q Ql l 额定载荷；额定载荷；t t 周期周期20%时间为满载荷时间为满载荷下一页下一页电动葫芦起升机构载荷有如下特点：电动葫芦起升机构载荷有如下特点： (1)重物起升或下降时，在驱动机构中由钢丝绳拉力产生的转重物起升或下降时，在驱动机构中由钢丝绳拉力产生的转矩方向不

18、变，即矩方向不变，即转矩为单向转矩为单向作用；作用； (2)由于悬挂系统中的钢丝绳具有挠性，因重物惯性而产生的由于悬挂系统中的钢丝绳具有挠性，因重物惯性而产生的附加转矩对机构影响不大附加转矩对机构影响不大(一般不超过静力矩的一般不超过静力矩的10)，故由此，故由此而产生的外部附加动载荷在进行机械零件强度计算时，可由选而产生的外部附加动载荷在进行机械零件强度计算时，可由选定工作状况系数定工作状况系数K，或许用应力来考虑。，或许用应力来考虑。 (3)机构的起升加速时间和制动减速时间相对于恒速稳定工作机构的起升加速时间和制动减速时间相对于恒速稳定工作时间是短暂的，因此在进行零件疲劳强度计算时可不考虑

19、。但时间是短暂的，因此在进行零件疲劳强度计算时可不考虑。但由此而产生的由此而产生的短时过载，则应对零件进行静强度校核计算短时过载，则应对零件进行静强度校核计算。下一页下一页电动机轴上的最大转矩电动机轴上的最大转矩T Tmaxmax为计算依据。电动机轴上的最大转矩为计算依据。电动机轴上的最大转矩式中：式中： 过载系数，是电动机最大转矩与过载系数，是电动机最大转矩与JCJC值为值为2525时电动时电动机额定转矩之比，对电动葫芦，可取机额定转矩之比，对电动葫芦，可取3.1；P Pjcjc JCJC值为值为2525时电动机的额定功率，时电动机的额定功率，kWkW；n njcjc JC JC值为值为25

20、25时电动机转速，时电动机转速，r rminmin。 下一页下一页2 2分析作用力分析作用力 为使结构紧凑，电动葫芦齿轮减速器的几根轴一般不采用为使结构紧凑，电动葫芦齿轮减速器的几根轴一般不采用平面展开式布置，而是采用如图平面展开式布置，而是采用如图4-74-7所示的、轴心为三角形顶点所示的、轴心为三角形顶点的布置形式。图中的布置形式。图中O O( () )、O O、O O分别为轴分别为轴I(I() )、的轴的轴心，因而各轴作用力分析比较复杂。心，因而各轴作用力分析比较复杂。 当各级齿轮中心距当各级齿轮中心距a aABAB、a aCDCD和和a aEFEF确定后，即可根据余弦定理确定后，即可根

21、据余弦定理，由下式求得中心线间的夹角，即，由下式求得中心线间的夹角，即下一页下一页图图4-7 减速器齿轮的布置减速器齿轮的布置下一页下一页 图图4-8所示为减速器齿轮和轴的作用力分析。其中齿轮圆周所示为减速器齿轮和轴的作用力分析。其中齿轮圆周力力Ft径向力径向力Fr和轴向力和轴向力Fa。均可由有关计算公式求得。均可由有关计算公式求得。 如图如图4-9所示，输出轴所示，输出轴为空心轴，它被支承在轴承为空心轴，它被支承在轴承a、b上。上。输入轴输入轴穿过轴穿过轴的轴孔，其一端支承在轴的轴孔，其一端支承在轴孔中的轴承孔中的轴承d上，上，另一端支承在轴承另一端支承在轴承c上。作用于输出轴上。作用于输出

22、轴上的力有：上的力有： (1)齿轮齿轮F上的圆周力上的圆周力FtF、径向力、径向力FrF和轴向力和轴向力FaF； (2)对于图示的单滑轮，卷筒作用于输出轴上的力为对于图示的单滑轮，卷筒作用于输出轴上的力为R，当重，当重物移至卷筒靠近齿轮物移至卷筒靠近齿轮F一侧的极端位置时，一侧的极端位置时，R达到最大值：达到最大值： (3)在轴承在轴承d处输入轴处输入轴作用于输出轴作用于输出轴的径向力为的径向力为Rdm和和Rdn(图图4-9)。图图4-9 力的坐标变换力的坐标变换dabcR下一页下一页F图图4-8 4-8 减速器齿轮和轴的作用力减速器齿轮和轴的作用力(a) (a) 齿轮作用力齿轮作用力 (b)

23、 (b) 轴轴和轴和轴的作用力的作用力Rabcd下一页下一页由于由于(1)(1)、(2)(2)中所述的作用力中所述的作用力F FtFtF、F FrFrF、F FaFaF和和R R都位于同一平面都位于同一平面或互相垂直的平面内，且在或互相垂直的平面内，且在xdyxdy坐标系中坐标系中( (图图4-9)4-9)。而。而(3)(3)中所中所述的力述的力R Rdmdm和和R Rdndn分布在分布在mdnmdn坐标系统内，两坐标系间存在夹角坐标系统内，两坐标系间存在夹角1 1。因此计算在轴承因此计算在轴承d d处轴处轴对轴对轴的作用力时，必须把的作用力时，必须把mdnmdn坐标系坐标系统内的支反力统内的

24、支反力R Rdmdm和和R Rdndn换算为换算为xdyxdy坐标系统内的支反力，其方法坐标系统内的支反力，其方法如下：如下：图图4-9 力的坐标变换力的坐标变换式中的式中的R Rdmdm和和R Rdndn应代应代入相应的正负号。入相应的正负号。下一页下一页这样，这样，R Rdxdx和和R Rdydy就与齿轮就与齿轮F F上的作用力及重物对输出轴上的作用力及重物对输出轴的作的作用力处在同一坐标系统内。这就可以在用力处在同一坐标系统内。这就可以在xdyxdy坐标系统内进行力坐标系统内进行力的分析和计算。的分析和计算。轴轴和轴和轴的作用力分析可按上述方法参照进行。的作用力分析可按上述方法参照进行。

25、 下一页下一页解：解：( (一一) )拟订传动方案，选择电动机及计算运动和动力参数拟订传动方案，选择电动机及计算运动和动力参数1 1拟订传动方案拟订传动方案采用图采用图4-l4-l所示传动方案，为了减小齿轮减速器结构尺寸和所示传动方案，为了减小齿轮减速器结构尺寸和重量，应用斜齿圆柱齿轮传动。重量，应用斜齿圆柱齿轮传动。2 2选择电动机选择电动机按式按式(4-2)(4-2)、式、式(4-7)(4-7)和式和式(4-8)(4-8)，起升机构静功率，起升机构静功率三、实例三、实例 例题例题4-14-1根据下列条件设计电动葫芦起升机构的齿轮减速器。根据下列条件设计电动葫芦起升机构的齿轮减速器。已知：额

26、定起重量已知：额定起重量Q Q5t5t，起升高度，起升高度H H6m6m，起升速度，起升速度v v8m8mminmin，工作类型为中级：，工作类型为中级：JCJC2525，电动葫芦用于机械加工，电动葫芦用于机械加工车间，交流电源车间，交流电源(380V)(380V)。 下一页下一页而总起重量而总起重量 Q”=Q+Q=50000+0.2Q”=Q+Q=50000+0.250000=51000N50000=51000N起升机构总效率起升机构总效率 0 0=7 75 51 1=0.98=0.980.980.980.90=0.8640.90=0.864故此电动机静功率故此电动机静功率按式按式(4-9)(

27、4-9)，并取系数，并取系数K Ke e0.900.90，故相应于，故相应于JCJC2525的电动机的电动机按表按表4-34-3选选ZD141-4ZD141-4型锥形转子电动机，功率型锥形转子电动机，功率PjcPjc7.5 kW7.5 kW，转速转速njcnjc1400r1400rminmin。下一页下一页3选择钢丝绳选择钢丝绳按式按式(4-1)。钢丝绳的静拉力。钢丝绳的静拉力按式按式(4-3)(4-3)，钢丝绳的破断拉力，钢丝绳的破断拉力按标准选用按标准选用6 63737钢丝绳，其直径钢丝绳，其直径d d15.5mm15.5mm，断面面积，断面面积d d89.49mm289.49mm2，公称

28、抗拉强度，公称抗拉强度2000MPa2000MPa，破断拉力，破断拉力QsQs178500N178500N。下一页下一页4 4计算卷简直径计算卷简直径按式按式(4-4)，卷筒计算直径，卷筒计算直径D0ed2015.5310 mm按标准取按标准取D0300mm。按式按式(4-6)，卷筒转速，卷筒转速5 5确定减速器总传动比及分配各级传动比确定减速器总传动比及分配各级传动比总传动比总传动比这里这里n n3 3为电动机转速，为电动机转速，r rminmin。下一页下一页拟定各级传动比拟定各级传动比( (图图4-4)4-4)和齿数。和齿数。第一级传动比第一级传动比第二级传动比第二级传动比第三级传动比第

29、三级传动比传动比相对误差传动比相对误差下一页下一页轴轴1(输入轴输入轴)： 6计算各轴转速、功率和转矩计算各轴转速、功率和转矩下一页下一页这里，各级齿轮传动效率取为这里，各级齿轮传动效率取为0.97。仿此方法，可以计算轴。仿此方法，可以计算轴、轴轴的转速、功率和转矩。计算结果列于下表：的转速、功率和转矩。计算结果列于下表：下一页下一页(二二)高速级齿轮传动设计高速级齿轮传动设计 因起重机起升机构的齿轮所承受载荷为冲击性质，为使因起重机起升机构的齿轮所承受载荷为冲击性质，为使结构紧凑，齿轮材料均用结构紧凑，齿轮材料均用20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度，渗碳淬火，齿面硬度HRC5862，材料抗

30、拉强度，材料抗拉强度B=1100MPa，屈服极限，屈服极限s=850MPa。齿轮精度选为。齿轮精度选为8级级(GBl009588)。1按齿面接触强度条件设计按齿面接触强度条件设计2按齿根弯曲强度条件设计按齿根弯曲强度条件设计比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数mn2.5mm下一页下一页取中心距取中心距aAB101mm。(2)精算螺旋角精算螺旋角3主要几何尺寸计算主要几何尺寸计算(1)中心距中心距a初选螺旋角初选螺旋角=9 下一页下一页(3)齿轮齿轮A、B的分度圆直径的分度圆直径d(4)齿轮宽度齿轮宽度b齿轮齿轮B：齿轮齿轮A：同理，可

31、对齿轮同理，可对齿轮C和和D、E和和F进行设计计算。进行设计计算。 下一页下一页(三三)计算轴计算轴1计算轴计算轴的直径的直径轴材料选用轴材料选用20CrMnTi，按下式估算空心轴外径：，按下式估算空心轴外径：式中式中 P轴轴传递功率，传递功率，P7.18kW； n轴轴转速，转速，n17.22rmin； 空心轴内径与外径之比，可取为空心轴内径与外径之比，可取为0.5； A0系数系数，对，对20CrMnTi，可取，可取A0107。代入各值，则代入各值，则取取d85mm，并以此作为轴，并以此作为轴(装齿轮装齿轮F至装卷筒段至装卷筒段)最小外径，最小外径，并按轴上零件相互关系设计轴并按轴上零件相互关

32、系设计轴 。下一页下一页图图4-10 轴轴I与轴与轴IV的结构的结构dabcd=85mm下一页下一页2分析轴分析轴上的作用力上的作用力轴轴上的作用力如图上的作用力如图4-11所示，各力计算如下：所示，各力计算如下： (1)齿轮齿轮F对轴对轴上的作用力上的作用力因本题未对齿轮因本题未对齿轮F进行设计计算，现借用表进行设计计算，现借用表4-2数据，取齿数数据，取齿数zF45，模数，模数mn=6mm，螺旋角，螺旋角8634，故分度圆直径，故分度圆直径圆周力圆周力径向力径向力轴向力轴向力下一页下一页(2)卷筒对轴卷筒对轴上的径向作用力上的径向作用力R图图4-11 轴轴的作用力分析的作用力分析当重物移至

33、靠近轴当重物移至靠近轴的右端极限位置时，卷筒作用于轴的右端极限位置时，卷筒作用于轴上上e点的力点的力R达到最大值，近似取达到最大值，近似取 1.02是表示吊具重量估计为起重量的是表示吊具重量估计为起重量的2 下一页下一页 (3)轴轴I在支承在支承d处对轴处对轴上的径向作用力上的径向作用力Rdn和和Rdm， 轴轴I的作用力分析如图的作用力分析如图4-12所示。所示。 如果略去轴如果略去轴I上联轴器附加力的影响，齿轮上联轴器附加力的影响，齿轮A作用于轴作用于轴1上的力上的力有：有：圆周力圆周力图图4-12 轴轴I的作用力分析的作用力分析下一页下一页径向力径向力轴向力轴向力由图由图4-10按结构取按

34、结构取L312mm，L134mm。求垂直平面求垂直平面(mcd面面)上的支反力：上的支反力：下一页下一页求水平面求水平面(ncd面面)上的支反力上的支反力：下一页下一页对轴对轴来说，来说，Rdm与与Rdn的方向应与图的方向应与图4-12所示的相反。所示的相反。由于上述的力分别作用于由于上述的力分别作用于xdy坐标系内和坐标系内和ndm坐标系内，两坐标系内，两坐标间的夹角为坐标间的夹角为1，因此要把，因此要把ndm坐标系内的力坐标系内的力Rdn和和Rdm换换算为算为xdy坐标系内的力坐标系内的力Rdx和和Rdy。由式由式(4-12)得两坐标系间的夹角得两坐标系间的夹角(图图4-7)其中各齿轮副之

35、间的中心距可求得如下其中各齿轮副之间的中心距可求得如下 下一页下一页故故根据式根据式(4-13)和图和图4-9，则得力，则得力Rdn和和Rdm在坐标在坐标xdy上的投影上的投影下一页下一页把上述求得的力标注在轴把上述求得的力标注在轴的空间受力图上的空间受力图上(图图4-11) 图图4-11 轴轴的作用力分析的作用力分析 根据上述数据和轴上支点根据上述数据和轴上支点a a、b b处的支反力，可计算轴上危处的支反力，可计算轴上危险截面的弯矩、转矩和合成弯矩。然后验算轴的安全系数。确险截面的弯矩、转矩和合成弯矩。然后验算轴的安全系数。确认安全系数后，即可绘制轴的零件工作图。轴承可按常用方法认安全系数

36、后，即可绘制轴的零件工作图。轴承可按常用方法选取和计算，从略。选取和计算，从略。 下一页下一页下一页下一页外形及安装尺寸外形及安装尺寸( (单位：单位：mm)mm) 价价格格功率功率KMKMD1D1D2D2D3D3D4D4D5D5L LL1L1L2L2L3L3d dP PZD111-4 0.20.2 155h9155h9 140140 155155200200196196 1515 77 三角花键三角花键D=15 Z=36D=15 Z=36 ZD112-4 0.40.4 165h9165h9 150150 155155220220216216 1515 77 4D-15f94D-15f912h

37、1512h154d114d11 ZD121-4 0.80.8 177177 220h9220h9 19619660h60h6 6 215215316316222222 7070 2424 99 6D-20f96D-20f916h1516h154d114d11 ZD122-4 1.51.5 179179 235h9235h9 20520560h60h6 6 215215355355260260 7171 2424 1313 6D-20f96D-20f916h1516h154d114d11 ZD131-4 3.03.0 223223 290h9290h9 26026065h65h6 6 273273423423284284 109109 3030 1313 6D-28f96D-28f923h1523h156d116d11 ZD132-4 4.5,5.54.5,5.5 223223 320h9320h9 28628665h65h6 6 273273438438310310 9898 3030 1313 6D-28f96D-28f923h1523h156d116d11 ZD141-4 7.57.5