合肥工业大学电动葫芦设计说明书介绍解读

合肥工业大学电动葫芦设计说明书介绍解读合肥工业大学电动葫芦设计说明书介绍解读合肥工业大学电动葫芦设计说明书介绍解读设计计算和说明依照和结果第1章电动葫芦的整体设计1.1归纳电动葫芦是一种小型的起重机械，它由电动机、减速装置、卷筒、吊具及运行小车等局部组成。电动葫芦能够单独使用，也能够用作电动单轨起重机、电动单梁或双梁起重机以及塔式、门式起重机的起重小车。电动葫芦所用的承载挠性件多数是钢丝绳。钢丝绳式电动葫芦由于起升速度快，起重高度大，工作安全可靠，应用最为宽泛。1.2电动葫芦的设计参数电动葫芦的主要参数有起重量、起高升度、起升速度、小车运转速度以及工作级别等。这些参数说了然电动葫芦的工作性能和技术经济指标，也是设计电动葫芦的技术依照。的设计参数如表1-1所示。表1-1电动葫芦的设计参数起重量起高升度起升速度运转速度跨距工作级别和接电连续率mQHvnvLyJC2t6m0.15m/s30m/min7.5m中级，25%~40%1.3电动葫芦传动系统的选型电动葫芦传动系统是指电动机到卷筒之间的减速装置。该减速装置要求工作安全可靠，体积小，重量轻，传动比大，一般用齿轮传动机构。电动葫芦传动系统中常用的齿轮传动机构有定轴轮系、行星轮系和混杂轮系。常用行星轮系的特点以下：〔1〕N型少齿差行星系齿轮传动传动比范围大，结构紧凑，体积及重量小，但效率比NWG型低，且内啮合齿轮变位后径向力较大，使轴承径向载荷加大，适用于小功率或短期工作的情况。〔2〕NN型行星齿轮传动传动比范围大，效率低，适用于短期工作。假设行星架为从动件时，当传动比到达某一值后，机构发生自锁。〔3〕NGWN型行星齿轮传动传动比范围大，结构紧凑，体积小，效率低于NGW型，工艺性差，适用于中小功率或短期工作的情况。2设计计算和说明依照和结果〔4〕NGW型行星齿轮传动效率高，体积小，重量轻，结构简单，制造方便，传达功率范围大，轴向尺寸小，可用于各种工作条件，但单级传动比范围较小。综合考虑各各种类的传动机构的特点和设计要求，将采用NGWN行星齿轮传动机构。1.4均载机构的选型行星齿轮传动中，由于多个行星轮分担载荷，使每个行星轮传达的载荷减小，所以行星齿轮传动装置拥有体积小、重量轻、噪声低、承载能力高等优点。但由于制造安装误差、零件变形及温度等原因的影响，使各个行星轮分担载荷不平均，从而降低了传动的承载能力和性能。如何能有效，简单，经济地使各个行星轮均匀分担载荷，即设计性能优秀，结构简单的均在机构，是行星齿轮传动装置设计的要点之一。参照指导书中表3-6中内容，采用内齿轮浮动形式的均载机构。其特点是内齿轮经过双联齿轮联轴器于机体相连接。轴向尺寸小，但由于浮动件尺寸大，质量大，加工部方便，浮动矫捷性差。由于结构关系常用于NGWN型。1.5起升机构的整体设计方案传动系统和均载机构选型完成后，可作出起升机构的整体设计方案，如图1-1所示。图1-1起升机构的整体设计表示图第2章卷筒与钢丝绳2.1钢丝绳及卷筒的选型2.1.1钢丝绳的选型钢丝绳按编绕方式可分为顺绕绳、交绕绳和混绕绳。按丝与丝间的接触状态分为点接触绳、线接触绳和面接触绳。钢丝绳的绳芯有石棉芯、金属芯和有机物芯。起重机用的承载绳大多是采用交绕式线接触绳，绳芯为有机物芯。故在本设计中同样采用交绕式线接触绳，绳芯为有机物芯的钢丝绳。2.1.2卷筒的选型电动葫芦用的卷筒，外形平时是带有螺旋形绳槽的圆柱形；卷筒按制作方式，可分为铸造卷筒和焊接卷筒两种，按绕线方式，可分为单联卷筒和双联卷筒。铸造卷筒工艺复杂，本钱较高。焊接卷筒和铸造卷筒对照，重量大大减少，当卷筒尺寸较大或单件生产时采用焊接卷筒是特别有利的。3设计计算和说明依照和结果故而，在本设计中将采用铸造单联卷筒，资料采用HT200。2.2钢丝绳直径的计算与选择钢丝绳受力后，内部应力难以正确计算，平时可按钢丝绳在工作状态下的最大静拉力计算钢丝绳的最小直径。作用在钢丝绳上的最大静拉力可按下式计算：SmaxFQKm【1】，2-26，公式〔1-26〕Zd式中FQ——额定起升载荷(N)；FQmQg20009.8N19600NK——系数，单联卷筒，K1；m——滑轮组倍率，m2；Z,——滑轮组及导向滑轮的效率，对于转动轴承，Qd。d19600即S10103.09Nmax钢丝绳的最小直径可按下式计算：dcSmax【1】，2-12，公式〔1-20〕式中d——钢丝绳最小直径(mm)；S——钢丝绳最大工作静拉力，Smax10103.09N；maxc——选择系数，c0.104。即，取d12mm。标记：12NAT6(991)FiFc1570ZS。2.3卷筒的设计计算2.3.1卷筒绳槽尺寸卷筒绳槽分标准槽和深槽两种，平时采用标准槽，在使用时钢丝绳有可能脱槽时，需采用深槽。考虑到电动葫芦的工作情况和参照其他产品，在本设计中卷筒采用标准槽。2.3.2卷筒直径卷筒直径有卷筒名义直径和卷筒绕直径之分。卷筒名义直径是指绳槽底的直径，用下式计算：【1】，2-9，公式〔1-10〕D(h1)d式中d——钢丝绳直径，12mm；h——与机构级别有关的系数，h18。即D(181)12204mm，取D210mm。4设计计算和说明依照和结果卷筒的绕直径是指卷筒上钢丝绳中心的直径，其值用下式计算:D0Dd21012222mm【1】，2-9，公式〔1-11〕2.3.3卷筒长度单联卷筒的长度可按下式计算：LL0L2L12【1】，2-10，公式〔1-12〕Hm其中Lnt0D0式中H——起高升度，6000mm；m——滑轮组倍率，m2；D——卷筒绕直径，D0222mm；0n——附加安全圈数，取为2；

t——螺旋槽螺距，t14mm；L——固定绳尾所需长度，取L13t31442mm；1L——卷筒两端空余局部的长度，取L226mm。260002即L21442226363mm3.14222，取L365mm。2.3.4卷筒厚度对于钢制卷筒，卷筒的厚度d12mm。2.3.5卷筒的强度计算卷筒壁主要承受压应力、扭转应力和波折应力，而扭转应力平时很小，能够忽略不计。当l3D时，波折应力能够不考虑，其合成应力仅为压应力，即y。SmaxAyty【1】，2-11，公式〔1-14〕式中y——作用在筒壁上的压应力(MPa)；A——应力减小系数，取；S——钢丝绳最大拉力，Smax10103.09N；max——卷筒厚度，12mm；t——卷筒螺旋绳槽螺距，t14mm。10103.09

即ya

1214sy5设计计算和说明依照和结果其中s——钢的信服极限，取s355MPa。即355y236.67MPa所以，强度条件yy能满足。2.3.6卷筒转速卷筒的转速可按下式计算：nt60000mvnD0【1】，2-19，公式〔1-27〕式中n——卷筒转速(rmin)；tv——起升速度，vn0.15ms；nD——卷筒绕直径，D0222mm；0m——滑轮组倍率，m2。6000020.15即25.82min

ntr。3.14222第3章电动机的选择3.1电动机种类电动葫芦属于小型起重机械，平时采用交流异步电动机，常用的电机型号为YZR、YZ、YEJ、ZD等。参照业内对于电动葫芦起升机构所采用的电动机种类，

在本设计中将采用ZD型锥形转子异步电动机。这种电动机由锥形定子，锥形转子，制动弹簧和装在风扇及端盖上的制动环组成。当电动机通电后，除产生使转子旋转的电磁力外，气隙磁场还在转子锥形面产生轴向力，使转子产生轴向位移，压缩弹簧并使锥形制动环与后盖分别，电机正常运转。断电后，轴向磁力消失，转子在制动弹簧压力下轴向复位，使锥形制动环与后盖制动体接触，产生摩擦制动力矩，使转子停止。3.2电动机容量确实定电动机容量确实定原那么是在规定的工作方式下，电动机温升不高出赞同值，保证有足够的启动转矩和过载能力。3.2.1初选电动机型号第一应该计算稳态平均功率，对于不同样的工作机构，可依照载荷和速度，按下式求出稳态的平均功率。对于起升机构：PsGFvQn1000【1】，2-18，公式〔1-23〕6设计计算和说明依照和结果式中P——起升机构电动机的稳态平均功率(kW)；sG——稳态负载平均系数，G0.8；F——额定起升载荷，FQ19600N；Qv——起升速度，vn0.15ms；n——机械总效率，取0.85。即Ps10000.85所以，初选ZD31-4型号的电动机，额定功率Pn3.0kW。3.2.2电动机的过载校核起升机构电动机的过载校核公式为：PnHFvQn1000m【1】，2-18，公式〔1-24〕式中P——基准接电连续率时的电动机额定功率(kW)；nF——额定起升载荷，FQ19600N；Qv——起升速度，vn0.15ms；n——机械总效率，取0.85；m——基准接电连续率时，电动机转矩赞同的过载倍数，取m2.1；H——考虑电压降、最大转矩存在误差等因素的系数，取H2.2。2.2196000.15即PkWn3.62初选的电动机不能够满足要求，所以电动机采用ZD32-4型，额定功率Pn4.5kW。3.2.3电动机发热校核设电动葫芦的使用年限为8年，每年工作300天，每天八小时工作制，两班'。倒，那么电动葫芦的预期寿命Lh83001638400h对电动机进行发热校核时，第一按下式计算电动机所需的接电连续率：2Ptsw2Ptn100%【1】，2-19，公式〔1-25〕式中——电动机所需的接电连续率；P——计算获取的稳态平均功率，Ps2.77kW；s7设计计算和说明依照和结果P——基准接电连续率时的电动机额定功率，Pn4.5kW；nt——一个工作循环的时间，t600s；6300600t——一个工作循环中电动机实质工作的时间，tww38400。22.7798.4即100%24.4%25%，故满足要求。24.56003.2.4制动力矩的验算起升时作用在电动机轴上的转矩为：FDQ0Tj2mi【1】，2-20，公式〔1-28〕下降时，作用在电动机轴上的转矩为：'TjFDQ02mi'【1】，2-20，公式〔1-29〕式中FQ——额定起升载荷，FQ19600N；D——卷筒绕直径，D0222mm；0m——滑轮组倍率，m2；n1380ni——传动比，电动机额定转速和卷筒转速之比，；t——上升机会械总效率，取0.85；'——下降机会械总效率，取'。19600222即T；j'19600222T0.8517.30。j制动力矩需满足下式：M'ZdKTZdj【1】，2-20，公式〔1-30〕式中M——制动器的制动力矩，MZd62.8Nm；ZdK——制动安全系数，取KZd1.75。Zd即62.81.7517.3030.28，故满足要求。第4章行星齿轮传动系统的设计计算8设计计算和说明依照和结果4.1齿数确实定行星齿轮传动的齿数确定是相当费时的工作，经常需要屡次估计屡次，才能获取较为满意的结果。齿轮的齿数除必定满足一般齿轮传动中对齿轮齿数的要求，还必定满足传动比条件、同心条件、毗邻条件和装置条件。在机械设计手册中，行星齿轮传动中齿轮的齿数以列出标准值，可经过查表的方式确定齿数。确定的齿数见表4-1所示。表4-1齿轮齿数传动比齿轮编号52.67abecd2111410547384.2行星齿轮传动a-c副的设计计算1，按齿面接触强度初算小齿轮分度圆直径：TKKKu11AHPHcd1K(mm)3td2nupdHlim【1】，2-44，公式〔3-2〕式中K——算式系数，Ktd768；tdK——使用系数，KA1；AK——计算接触强度的行星轮间载荷不平衡系数，KHP；HPT——计算齿轮副小齿轮的名义转矩，其值可按下式计算：1zbzzTbdeT11bzzzzabceae其中za,z,z,z,z——分别为各个齿轮的齿数，其值可在表4-1中查得；bcdeT——齿轮e所传达的转矩，eP4.50.85Te954995491414.6Nm114XX1i121bbababbae——效率，aeeaXX381142ebeb10.9910547；所以T31.52Nm11；z47cu——齿数比，；z21azzb38cdcd——小齿轮齿宽系数，dbzz21acd，取；9设计计算和说明依照和结果n——行星轮个数，np3；pK——综合系数，KH；Hc——电动葫芦动力系数，c；H——试验齿轮的接触疲倦极限，Hlim480MPa；lim31.5211.1021.352.241即d7683250.9mm1。2，按齿轮波折强度初算齿轮模数：mnKtm3TKKY1AFcmmFa1( )2nzpd1Flim式中K——算式系数，Ktm；tmT——计算齿轮副小齿轮的名义转矩，T131.52Nm；1K——使用系数，KA1；AK——计算齿轮波折强度的行星轮间载荷不平衡系数，KFP；FPK——综合系数，KF；Fz——小齿轮齿数，z121；1Y——载荷作用于齿顶时小齿轮的齿形系数，YFa12.76；Fa1F——试验齿轮的波折疲倦极限，Flim400MPa；lim即，取mn。12.13n230.54214004.3行星齿轮传动d-e副的校核计算1，按轮齿波折强度计算。计算齿根应力：FFtKKAKKKvFFPFbmnYYYFaSaY【1】，2-47，公式〔3-9〕式中F——齿根应力(MPa)；F——端面内分度圆名义切向力，其值可按下式计算：teFtF3592.6Ntend32.5105pe；10设计计算和说明依照和结果K——使用系数，KA1；AK——动载系数，Kv；vK——波折强度计算的齿向载荷分布系数，KF；FK——波折强度计算的齿间载荷分配系数，KF；FK——计算齿轮波折强度的行星轮间载荷不平衡系数，KFP；FPb——小齿轮齿宽，bddd，取b30mm；m——齿轮模数，mn；nY——载荷作用于齿顶时的应力修正系数，YSa；SaY——载荷作用于齿顶时的齿形系数，YFa；FaY——波折强度计算的重合度系数，其值由下式确定：Y0.75025，式中n1.715，所以.2cos1n【3】，P215，图10-260.75Y0.250.69；Y——螺旋角系数，Y1；即MPaF许用齿根应力：。YYFlimSTNTFPYYYrelTRrelTXSFmin【1】，2-47，公式3-5式中FP——许用齿根应力(MPa)；F——试验齿轮的波折疲倦极限，Flim400MPa；limY——试验齿轮的应力修正系数，YST；STY——波折强度计算的寿命系数，YNT；NTY——相对齿根圆角敏感系数，；relTrelTY——相对齿根表面情况系数，YRrelT；RrelTY——波折强度计算的尺寸系数，YX；X11设计计算和说明依照和结果S——波折强度计算的最小安全系数，SFmin；Fmin即MPaFP1111250所以满足条件P，故安全。FP2，按接触强度计算。计算接触应力：HZHZZZEFtKKAKKvHbd1HKHPuu1(MPa)【1】，2-47，公式3-4式中H——齿面的接触应力；Z——节点地域系数，ZH；HZ——弹性系数，ZE；EZ——重合度系数，；Z——螺旋角系数，；F——端面内分度圆名义切向力，Ft3592.6N；tK——使用系数，KA1；AK——动载系数，Kv；vK——接触强度计算的齿向载荷分布系数，；HHK——接触强度计算的齿间载荷分配系数，KH；HK——计算接触强度的行星轮间载荷不平衡系数，KHP；HPu——齿数比，；b——齿宽，b30mm；d——小齿轮的分度圆直径，d195mm；1即3592.61.251.151.11.12.761H。【1】，2-47，公式3-5计算许用接触应力：HPZHlimZZZZZMPaN( )LvRWXSHmin式中HP——齿面许用接触应力；12设计计算和说明依照和结果K——使用系数，KA1；AK——动载系数，Kv；vK——接触强度计算的齿向载荷分布系数，KH；HK——接触强度计算的齿间载荷分配系数，KH；HK——计算接触强度的行星轮间载荷不平衡系数，KHP；HPu——齿数比，；b——齿宽，b30mm；d——小齿轮的分度圆直径，d1；13246.11.251.151.11.12.431即H2.5189.80.861。计算许用接触应力：HPZHlimNZZZZZMPa( )LvRWXSHmin【1】，2-47，公式3-5式中HP——齿面许用接触应力；H——试验齿轮的接触疲倦极限，Hlim480MPa；limZ——接触强度计算的寿命系数，ZN；NZ——润滑剂系数，ZL；LZ——速度系数，Zv1；vZ——粗糙度系数，ZR；RZ——工作硬化系数，ZW；WZ——接触强度计算的尺寸系数，ZX；XS——接触强度计算的最小安全系数，SHmin；Hmin4801.61.121即MPaHP1.26所以满足HHP强度条件，故安全。2，按轮齿波折强度计算。计算齿根应力：14设计计算和说明依照和结果FFtKKAKKKvFFPFbmnYYYFaSaY【1】，2-47，公式〔3-9〕式中F——齿根应力(MPa)；F——端面内分度圆名义切向力，Ft3246.1N；tK——使用系数，KA1；AK——动载系数，Kv；vK——波折强度计算的齿向载荷分布系数，KF；FK——波折强度计算的齿间载荷分配系数，KF；FK——计算齿轮波折强度的行星轮间载荷不平衡系数，KFP；FPb——小齿轮齿宽，取b30mm；m——齿轮模数，mn；nY——载荷作用于齿顶时的应力修正系数，YSa；SaY——载荷作用于齿顶时的齿形系数，YFa；FaY——波折强度计算的重合度系数，其值由下式确定：Y0.750.25，式中n1.775，所以2cos1n0.75

Y0.250.67；

Y——螺旋角系数，Y1；即MPaF2.351.680.671195.5许用齿根应力：。YYFlimSTNTFPYYYrelTRrelTXSFmin【1】，2-47，公式3-5式中FP——许用齿根应力(MPa)；F——试验齿轮的波折疲倦极限，Flim400MPa；limY——试验齿轮的应力修正系数，YST；STY——波折强度计算的寿命系数，YNT；NT15设计计算和说明依照和结果Y——相对齿根圆角敏感系数，；relTrelTY——相对齿根表面情况系数，YRrelT；RrelTY——波折强度计算的尺寸系数，YX；XS——波折强度计算的最小安全系数，SFmin；Fmin即FP1111250MPa所以满足条件P，故安全。FP4.5传动效率的计算醒醒齿轮传动的效率是传动装置的重要性能指标。行星齿轮传动的功率损失主要有：齿轮啮合副的摩擦损失、轴承中的摩擦损失、润滑油飞溅和搅动的液力损失、均载机构或输出机构的摩擦损失，所以考虑上述四项功率损失的行星齿轮传动总功率为：【1】，2-48，公czYQ式〔3-13〕式中bc——齿轮啮合效率，c；aez——轴承效率，可忽略不计；Y——考虑液力损失的效率，可不考虑；Q——均载机构或N型传动输出机构的效率，Q；即0.8530.9950.85。4.6行星齿轮传动的主要参数经过对行星齿轮传动系统的设计计算和校核计算，可确定各个齿轮的主要参数，见表4-1所示。表4-1行星齿轮传动的主要参数齿轮代号abcde参数名称齿数z211144738105模数m(mm)n齿宽系数(mm)d齿宽(mm)4035303035分度圆直径d(mm)16设计计算和说明依照和结果齿根圆直径d(mm)f齿顶圆直径d(mm)a4.7均载机构的选型行星齿轮传动中，由于多个行星轮分担载荷，使每个行星轮传达的载荷减小，所以行星齿轮传动装置拥有体积小、重量轻、噪声低、承载能力高等优点。但由于制造安装误差、零件变形及温度等因素的影响，使各个行星轮分担载荷不平均，从而降低了传动的承载能力和性能。均载机构的形式很多，查阅指导书，经过对比各种均载机构的特点和应用范围，最后采用内齿轮浮动形式的均载机构。这种均载机构的特点是：内齿轮经过双联齿轮联轴器与机体想连接。轴向尺寸较小，但由于浮动件尺寸大，质量大，加工不方便，浮动矫捷性差。由于结构关系，常用于NGWN型行星齿轮传动中。4.8齿轮联轴器的设计计算齿轮联轴器宽泛用于浮动机构中，使浮动构件在不平衡力作用下产生位移，以到达各个行星轮均载的目的。浮动构件中常用的齿轮联轴器有单联齿轮联轴器和双联齿轮联轴器两各种类。单联齿轮联轴器的特点是：内齿套固定不动，浮动齿轮只能做角度位移，会引起载荷沿齿宽方向分布不平均。双联齿轮联轴器的特点是：内齿套浮动，浮动齿可作轴线平行位移，使各行星轮均载，且齿向载荷分布平均。依照两种齿轮联轴器的特点，最后采用双联齿轮联轴器。查阅指导书2-60页图3-2，可确定齿轮联轴器的根本参数以下表4-2。表4-2齿轮联轴器的主要参数模数分度圆直径齿数5.030060再计算齿轮联轴器的几何参数：1，齿形角o20。2，齿顶高系数**外齿轮；内齿轮。aa3，齿顶圆直径外齿轮dzmmma126025310；内齿轮dzmmma21.6601.65292。4，齿根圆直径外齿轮dzmmmf12.5602.55287.5；内齿轮dzmmmf22.5602.55312.5。5，齿宽b30mm。17设计计算和说明依照和结果第5章轴的设计计算5.1齿轮轴的设计计算1，求轴上的功率、转速和转矩轴上的功率可用下式计算：P1Pn2式中P——电动机的额定功率，Pn4.5Kw；n——转动轴承的传达效率，取0.99；2即1轴的转速1380minn1r轴的转矩TTa31.52Nm12．求作用在齿轮上的力分度圆直径d52.5mm2T1231.52所以切向力NFtd52.5tan0n径向力FFNrtcos轴向力FaFtan0t3，初步确定轴的最小直径先按下式初步确定轴的最小直径。采用轴的资料为45钢，调质办理。查表取A120，于是得01dA12033min0n13801【3】，P370，公式〔15-2〕4，轴的结构设计轴的结构设计主要从下面几个方面着手：拟订轴上零件的装置方案、依照轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度、轴上的零件的州向定位和确定轴上的圆角和倒角尺寸。轴的结构和装置表示图如图5-1所示。18设计计算和说明依照和结果图5-1轴的结构和装置表示图5，按弯扭合成应力校核轴的强度第一依照轴的结构简图作出轴的弯矩图，如图5-2所示。图5-2轴的载荷解析图在水平面内：t2FNH112FNH2FtFNH1MHFNH1L1752.169.552270.9Nmm在竖直面内：19设计计算和说明依照和结果r2FNV273.7N112FNV2FrFNV1437.0273.7163.3NMVFNV1L1273.769.519022.2Nmm合成弯矩：2222MMHMVmm计算轴的应力:2McaWT2【3】，P373，公式〔15-5〕式中ca——轴的计算应力，MPa；M——轴所受的弯矩，M55624.6Nmm；——折合系数，；T——轴所受的扭矩，T31520Nmm；W——轴的抗弯截面系数，其值可用下式计算获取W30.146.2539893.230.1dmmf。2255624.60.631520即ca5.9MPa轴的资料采用45钢，调质办理，查得对称循环应力时轴的许用波折应力60MPa1，故满足轴的弯扭合成强度条件。6，验算轴承寿命由于轴承只承受径向载荷，所以轴承所承受的载荷PFr437.0N。计算轴承的寿命：Lh610C60nP【3】，P319，公式〔13-5〕式中Lh——轴承的计算寿命；n——轴承的转速，n1380rmin；C——轴承的根本额定动载荷，C31500N；——指数，3；361031500即Lh4523316h601380437，轴承的预期寿命为6300小时，所以轴承的使用寿命能够满足要求。7，花键连接强度校核花键连接强度条件为：20设计计算和说明依照和结果32T10pzhldmp【3】，P110，公式〔6-5〕式中T——花键连接所传达的转矩，T31.52Nm；——载荷分配不平均系数，0.7；z——花键的齿数，z8；l——齿的工作长度，l23mm；h——花键齿侧面的工作高度，；d——花键的平均直径，dm39mm；mp——花键连接的许用挤压应力，p80MPa。3231.5210即MPap0.782.22339，故满足强度条件。5.2行星轴的设计计算1，求轴上的功率、转速和转矩轴上的功率可用下式计算：P2Pa12式中P——轴的输入功率，Pa4.4kW；a1——齿轮传动的效率，1；2——转动轴承的效率，2；即P24.40.970.984.2kW轴的转速可用下式计算：n2naiac式中n——输入转速，na1380rmin；az47ci——传动比，acacz21a1380即616.1min

n2r。转矩可按下式计算：T9550P2n2【1】，2-44，公式〔3-1〕式中P2——轴的输出转矩，P24.2kW；21设计计算和说明依照和结果n——轴的输出转速，n2616.1rmin。2即T66.2Nm95502．求作用在齿轮上的力分度圆直径dc117.5mm,d95mm，所以d2T266200切向力Ftc1126.8Nc2T266200Ftd1393.7Nd95dtan0n径向力FFNrctccostan0nFrdF1393.7tan20507.3Ntdcos轴向力FacFFtan0adt3，初步确定轴的最小直径先按下式初步确定轴的最小直径。采用轴的资料为45钢，调质办理。查表取A120，于是得0P1dA12033min01【3】，P370，公式〔15-2〕4，轴的结构设计轴的结构设计主要从下面几个方面着手：拟订轴上零件的装置方案、依照轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度、轴上的零件的州向定位和确定轴上的圆角和倒角尺寸。轴的结构和装置表示图如图5-3所示。图5-3行星轴的结构表示图22设计计算和说明依照和结果5，按弯扭合成应力校核轴的强度第一依照轴的结构简图作出轴的弯矩图，如图5-4所示。图5-4扭矩图在水平面内：FLLFL1126.864361393.736tc23td3FNH1LLL366436123FNH2FtcFtdFNH11126.81393.71197.51323NMH1FNH1L11197.53643110.0NmmMH2FNH1L1L2FtcL21197.536641126.86447634.8Nmm在竖直面内：FLLFL410.1100507.336rc23rd3FNV435.8N1LLL136123FNV2FrcFrdFNV1410.1507.3435.8481.6NMV1FNV1L1435.83615688.8NmmMV2FNV1L1L2FrcL2435.8100410.16417333.6Nmm23设计计算和说明依照和结果合成弯矩：2222MMHMV43110.015688.845876.0N111mm2222MMHMV222mm取其中较大的数值作校核。计算轴的应力:2MTcaW2【3】，P373，公式〔15-5〕式中ca——轴的计算应力，MPa；M——轴所受的弯矩，M50690.5Nmm；——折合系数，；T——轴所受的扭矩，T66200Nmm；W——轴的抗弯截面系数，其值可用下式计算获取W3d32btddt其中d——轴的直径，d30mm；t——键槽的切深，t4mm；b——键的宽度，b8mm，所以323.1430843043W1928.3mm；32302

250690.50.666200

即ca33.4MPa

轴的资料采用45钢，调质办理，查得对称循环应力时轴的许用波折应力60MPa1，故满足轴的弯扭合成强度条件。6，验算轴承寿命由于轴承只承受径向载荷，所以轴承所承受的载荷PFrcFrd917.4N。计算轴承的寿命：Lh610C60nP【3】，P319，公式〔13-5〕式中L——轴承的计算寿命；hn——轴承的转速，n616.1rmin；C——轴承的根本额定动载荷，C19500N；——指数，3；24设计计算和说明依照和结果361019500即Lh259791h，轴承的预期寿命为6300小时，所以轴承的使用寿命能够满足要求。7，一般平键键连接强度校核花键连接强度条件为：【3】，P106，公2T310式〔6-1〕ppkld式中T——花键连接所传达的转矩，T66.2Nm；k——键与轮毂键槽的接触高度，；l——齿的工作长度，l28mm；d——轴的直径，d30mm；p——花键连接的许用挤压应力，p120MPa。3266.210即MPap3.52830，故满足强度条件。第6章电动葫芦的电气控制电动葫芦及其行走局部一般采用软电缆供电，随起重小车的行走，供电电缆随之伸展和叠卷。其控制一般经过按钮盒软电缆连接电机，控制吊钩