1T电动葫芦设计

桂林航天工业学院课程设计说明书电动葫芦的综合设计摘要电动葫芦是起重设备的主要型号之一。它主要由减速器，运行机构，卷筒装置，吊钩装置，联轴器，限位器，锥形转子电动机等部分组成。本文根据设计任务书要求，主要对1t单钩移动电动葫芦的总体方案选择和确定，然后对传动系统进行设计。根据设计要求和目的，参考CD型电动葫芦首先对1t单钩移动电动葫芦进行工艺分析，选择合理机构及装配方案，然后对减速器和电动机进行外形设计，钢丝绳的选用及强度验算，卷筒的参数计算及验算，再计算齿轮的传动比，确定各个齿轮的参数，进行强度计算,选择合理的轴承、键、轴套等各种零部件，画出总体装配图。最后对齿式弹性联轴器作了一些简明的阐述。关键词：电动葫芦，卷筒装置，吊钩 全套图纸加V信153893706或扣3346389411AbstractElectrichoistisoneofthemainmodelsofliftingequipment.Itismainlyformedbythereducer,runningorganizations,druminstallation,hookdevice,thecouplingstopper,conicalrotormotorandothercomponents.Accordingtothedesigntaskdemands,thisbookmainlyAgainstto3tmobileelectrichoistsinglehookselectionanddeterminationoftheoverallprogram,andthendesignthetransmissionsystem.Accordingtotherequirementsandobjectivesofthedesign,referenceCD-typeelectrichoistonthefirsttakethe3tmobileelectrichoistwiththesinglehookfortheprocessanalysis,selectreasonableorganizationandassemblyprograms,thendesigntheshapeofthereducerandelectricmotor,selectionofwireropeandstrengthchecking,reelTheparametercalculationandchecking,andcalculatethegeartransmissionratio,todeterminetheparametersofeachgear,thestrengthcalculation,selectareasonablebearings,keys,bushingsandothercomponents,todrawgeneralassemblydrawing.Finally,thetiretypeflexiblecouplingmadesomebriefelaboration.Keywords:liftingequipment;Electrichoist;Ropedrum;Reducer目录TOC\o"1-2"\h\u第1章绪论 第1章绪论以电动葫芦作为起升机构的起重机统称为葫芦式起重机。这种起重机的核心是电动葫芦，并多为钢丝绳电动葫芦和环链式电动葫芦，以往电动葫芦除了作为单轨架空悬挂轨道起重运输设备用之外，多用来与电动单梁起重机和电动单梁悬挂起重机配套，用于车间，仓库等场所，随着电动葫芦性能参数的扩展，从80年代开始，这种葫芦式起重机已不再局限于作为轻小起重设备，大起重量的电动葫芦桥式起重机有代替起重量100t以下的轻，中工作级别的普通桥式起重机的趋势，因为这种起重机自重轻，建筑高度低。随着电动葫芦结构形式的更新，特别是电动葫芦运行小车出现了多种形式的支撑和悬挂方式，大大促进了葫芦式起重机的品种类型的增多与应用范围的扩大，80年代在国外，特别是德国，芬兰，日本，英国，法国及保加利亚等国家的厂家，不禁相继研制生产出性能新进的电动单梁，悬挂和电动葫芦桥式起重机，还派生出先进适用的葫芦门式起重机，葫芦式抓斗起重机，葫芦吊钩抓斗两用起重机，葫芦吊钩抓斗电磁三用起重机，葫芦式旋臂起重机葫芦式壁行起重机，葫芦桥式堆垛起重机及立体仓库用葫芦式巷道堆垛起重机。葫芦式起重机品种，类型，规格的不断扩展及在起重运输设备中所占比例的增加，将使各种类型的葫芦式起重机形成一种独立而重的起重运输设备体系。钢丝绳电动葫芦作为一种轻小型的起重设备，广泛用于国名经济的各个领域，而国内钢丝绳电动葫芦近几年的发展却十分缓慢。上世纪60年代到70年代初，我国从前苏联引进TV型钢丝绳电动葫芦，70年代初我国自行设计了CD1型钢丝绳电动葫芦取代TV型钢丝绳电动葫芦，至目前为止CD1型电动葫芦在国内生产制造，使用已达30多年历史，期间，曾有一些厂家引进国外先进的生产制造技术，但均未获得广泛的推广应用。电动葫芦主要分为：微型电动葫芦，HHXG型环链电动葫芦，HC型电动葫芦，DHP型环链电动葫芦，CD1、MD1型钢丝绳电动葫芦等。钢丝绳电动葫芦技术水平在国内发展迟缓，其原因是多方面的：(1)国内钢丝绳电动葫芦企业生产、制造水平及配套的机械、电气及标准件技术基础较低；(2)近20年来，国内经济体制由计划经济转向市场经济，许多国营企业在转制初期不可能将大量的资金投入到产品开发上；(3)CDl型钢丝绳电动葫芦目前仍有一定的市场占有率。近年来，国外的钢丝绳电动葫芦技术水平发展很快。随着我国加入WTO，外资企业纷纷打进中国市场，国外钢丝绳电动葫芦对国内产品的冲击将越来越大。国内低价、低档次的产品，已不再有广泛的市场，用户对产品的性价比越来越重视。所以，国内钢丝绳电动葫芦如不很快地适应国内、国际市场的要求进行产品更新换代，将很快被淘汰。CDl型钢丝绳电动葫芦能在国内市场使用近30多年，有其成功的方面，但是在其使用过程中也暴露了一些亟待改进的不足。钢丝绳电动葫芦是我国电动葫芦行业的主导产品，目前生产批量之大品种规格之多是其他形式的电动葫芦还无法替代的产品，近年来，国内钢丝绳电动葫芦发展也较快，不断有新的品种规格问世，以适应市场发展的需求，多功能钢丝绳电动葫芦相对于常规的钢丝绳电动葫芦而言，功能上有多种特殊要求，例如：（1）超高起升高度，超大起重量。（2）双速起升，双速运行，快慢速速比有1：3，1：4，1：10之分。（3）起升机构具有双制动系统。（4）安全闸装置。（5）超，欠载保护装置（6）超速保护装置。（7）双限位装置（8）高度数显装置（9）电动小车锚定装置。（10）遥控操纵与手控操纵并用。第2章电动葫芦的设计要求原始数据直/斜齿轮型号规格起升重量/t起升高度/m起升速度/（m/min）斜HCD-1166使用年限：设计寿命为10年。工作条件：两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳，双向运转；原电机为电动机，三相交流电源，电压380/220V。工作类型为中级：JC％＝25％设计工作量：1.减速器总装配图一张，用A1打印；2.主要零件图：减速器箱盖一张用A2打印、轴2和齿轮B各一张A3打印；3.设计说明书一份。第3章拟定传动方案，选择电动机及计算运动和动力参数2.1.拟定传单方案电动葫芦起升机构的排列主要为电动机，减速器和卷筒装置3个部件。排列方式有平行轴和同轴两种方式排列形式，如图2.1所示：图2.1电葫芦设计方案这里优先选用b方案，电机、减速器、卷筒布置较为合理。减速器的大齿轮和卷筒连在一起，转矩经大齿轮直接传给卷筒，使得卷筒只受弯矩而不受扭矩。其优点是机构紧凑，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；反之亦然。它可以减小制动弹簧的轴受力，制动瞬间的冲击减小，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，提高了电动机轴的安全性。图a的结构电机与卷筒布置不再同一平面上通过减速器相连，使得减速器转矩增大。初步设计减速箱原理如下图2.2所示：图2.2电葫芦减速器原理图2.2．选择电动机计算起升机构静功率而总起重量Q”=Q+Q’=10000+0.02×10000=10200N起升机构总效率故此电动机静功率按式，并取系数，故相应于JC％＝25％的电动机按[1]表4-3选ZD141-4型锥形转子电动机，功率，转速。2.3．选择钢丝绳按[1]式(4-1)计算钢丝绳的静拉力按[1]式(4-3)，钢丝绳的破断拉力按[1]的标准[2]选用6×37钢丝绳，其直径d＝8.7mm，断面面积d＝27.88mm2，公称抗拉强度，破断拉力Qs＝35012N。2.4．计算卷简直径按[1]式(4-4)，卷筒计算直径D0＝ed＝20×8.7＝174mm按标准取D0＝200mm。按[1]式(4-6)，卷筒转速2.5．确定减速器总传动比及分配各级传动比总传动比这里n3为电动机转速，r／min。分配各级传动比第一级传动比第二级传动比第三级传动比这里ZA、ZB、ZC、ZD、ZE和ZF分别代表齿轮A、B、C、D、E和F的齿数。减速器实际总传动比传动比相对误差Δi不超过土3％，适合。2.6．分别计算各轴转速、功率和转矩轴I(输入轴)：轴Ⅱ(输入轴)：轴Ⅲ(输入轴)：轴Ⅳ(输入轴)：各级齿轮传动效率取为0.97。计算结果列于下表：表2.1各级传动取值轴I（输入轴）轴Ⅱ轴Ⅲ轴Ⅳ转速n（r/min）1380334.1476.2919.36功率P（kW）1.181.141.111.08转矩T（N•m）8.1732.71138.99531.18传动比i4.134.383.94第4章齿轮A、B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，为使结构紧凑，齿轮材料均用20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度HRC58～62，材料抗拉强度σB=1100MPa，屈服极限。齿轮精度选为8级(GBl0095—88)。考虑到载荷性质及对高硬度齿面齿轮传动，因此设计时应以抗弯强度为主，小轮应采用少齿数大模数原则，各轮齿数如前所述。并初选螺旋角β＝14°。对于齿轮A和B1．按齿面接触强度条件设计小轮分度圆直径≥确定式中各参数：(1)载荷系数Kt对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数Kt＝1.3。(2)齿轮A转矩TATA＝T1＝8.17×103N·mm。(3)齿宽系数φd取φd=1。(4)重合度系数Z由上式得螺旋角系数(5)齿数比u对减速传动，u＝i＝4.13。(6)节点区域系数ZHZH＝2.433。(7)材料弹性系数ZEZE＝189.8。(8)材料许用接触应力(9)接触强度安全系数SH＝1.25；2.试算小齿轮分度圆直径(1)计算：齿轮圆周速度(2)精算载荷系数a.查表10-2得工作情况系数KA＝1；b.按查得动载荷系数Kv＝1.10；c.齿轮的圆周力，，查表10-3得齿轮间载荷分配系数。d.由表10-4得。则载荷系数为按实际载荷系数算得的分度圆直径齿轮模数3．按齿根弯曲强度条件设计齿轮模数确定式中各参数：(1)试选载荷系数。(2)计算弯曲疲劳强度的重合系数.（3）计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数（4）计算。当齿数由表10-17查得YFaA＝2.98，YFaB＝2.25。应力校正系数YSa由图10-18得，(5)比较两齿轮的比值。对齿轮A：对齿轮B：两轮相比，说明A轮弯曲强度较弱，故应以A轮为计算依据。(7)按弯曲强度条件计算齿轮模数把上述各值代入前述的设计公式，则得4.调整齿轮模数1）.计算实际载荷系数前的数据准备。（1）圆周速度齿宽（3）齿高和齿宽比2）计算实际载荷系数（1）根据，8级精度，由图10-8查得动载荷系数（2）由，，查表10-3得齿轮载荷分配系数。（3）由表10-13得,结合查图10-13得。则载荷系数为按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取；为了同时满足接触疲劳强度，需要接触疲劳强度度算得的分度圆直径来计算小齿轮的齿数，即。取，则,取。5.主要几何尺寸计算(1)中心距a取中心距。(2)精算螺旋角β(3)齿轮A、B的分度圆直径d(4)齿轮宽度b取，。第5章对于齿轮C和D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20CrMnTi,渗碳淬火,齿面硬度HRC58～62,材料抗拉强度σB=1100MPa,屈服极限。齿轮精度选为8级(GBl0095—88)。考虑到载荷性质及对高硬度齿面齿轮传动，因此设计时应以抗弯强度为主，小轮应采用少齿数大模数原则，各轮齿数如前所述。并初选螺旋角β＝14°。对于齿轮C和D1．按齿面接触强度条件设计小轮分度圆直径≥确定式中各参数：(1)载荷系数Kt对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数Kt＝1.3。(2)齿轮A转矩TATA＝T1＝32.71×103N·mm。(3)齿宽系数φd取φd=1。(4)重合度系数Z由上式得螺旋角系数(5)齿数比u对减速传动，u＝i＝4.13。(6)节点区域系数ZHZH＝2.433。(7)材料弹性系数ZEZE＝189.8。(8)材料许用接触应力(9)接触强度安全系数SH＝1.25；2.试算小齿轮分度圆直径(1)计算：齿轮圆周速度齿宽(2)精算载荷系数a.查表10-2得工作情况系数KA＝1；b.按查得动载荷系数Kv＝1.2；c.齿轮的圆周力，，查表10-3得齿轮间载荷分配系数。d.由表10-4得。则载荷系数为按实际载荷系数算得的分度圆直径齿轮模数3．按齿根弯曲强度条件设计齿轮模数确定式中各参数：(1)试选载荷系数。(2)计算弯曲疲劳强度的重合系数.（3）计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数（4）计算。当齿数由表10-17查得YFaA＝2.98，YFaB＝2.23。应力校正系数YSa由图10-18得，(5)比较两齿轮的比值。对齿轮A：对齿轮B：两轮相比，说明A轮弯曲强度较弱，故应以A轮为计算依据。(7)按弯曲强度条件计算齿轮模数把上述各值代入前述的设计公式，则得4.调整齿轮模数1）.计算实际载荷系数前的数据准备。（1）圆周速度齿宽（4）齿高和齿宽比2）计算实际载荷系数（1）根据，8级精度，由图10-8查得动载荷系数（2）由，，查表10-3得齿轮载荷分配系数。（3）由表10-13得,结合查图10-13得。则载荷系数为按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取；为了同时满足接触疲劳强度，需要接触疲劳强度计算得的分度圆直径来计算小齿轮的齿数，即。取，则,取。5.主要几何尺寸计算(1)中心距a取中心距。(2)精算螺旋角β(3)齿轮C、D的分度圆直径d(4)齿轮宽度b取,。第6章对于齿轮E和F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20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度HRC58～62，材料抗拉强度σB=1100MPa，屈服极限。齿轮精度选为8级(GBl0095—88)。考虑到载荷性质及对高硬度齿面齿轮传动，因此设计时应以抗弯强度为主，小轮应采用少齿数大模数原则，各轮齿数如前所述。并初选螺旋角β＝14°。对于齿轮E和F1．按齿面接触强度条件设计小轮分度圆直径≥确定式中各参数：(1)载荷系数Kt对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数Kt＝1.3。(2)齿轮A转矩TATA＝T3＝138.99×103N·mm。(3)齿宽系数φd取φd=1。(4)重合度系数Z由上式得螺旋角系数(5)齿数比u对减速传动，u＝i＝4.13。(6)节点区域系数ZHZH＝2.433。(7)材料弹性系数ZEZE＝189.8。(8)材料许用接触应力(9)接触强度安全系数SH＝1.25；2.试算小齿轮分度圆直径(1)计算：齿轮圆周速度(2)精算载荷系数a.查表10-2得工作情况系数KA＝1；b.按查得动载荷系数Kv＝1.01；c.齿轮的圆周力，，查表10-3得齿轮间载荷分配系数。d.由表10-4得。则载荷系数为按实际载荷系数算得的分度圆直径齿轮模数2．按齿根弯曲强度条件设计齿轮模数确定式中各参数：(1)试选载荷系数。(2)计算弯曲疲劳强度的重合系数.（3）计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数（4）计算。当齿数，由表10-17查得YFaA＝2.24，YFaB＝2.25。应力校正系数YSa由图10-18得，(5)比较两齿轮的比值。对齿轮A：对齿轮B：两轮相比，说明A轮弯曲强度较弱，故应以A轮为计算依据。(7)按弯曲强度条件计算齿轮模数把上述各值代入前述的设计公式，则得4.调整齿轮模数1）.计算实际载荷系数前的数据准备。（1）圆周速度齿宽（3）齿高和齿宽比2）计算实际载荷系数（1）根据，8级精度，由图10-8查得动载荷系数（2）由，，查表10-3得齿轮载荷分配系数。（3）由表10-13得,结合查图10-13得。则载荷系数为按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取；为了同时满足接触疲劳强度，需要接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算小齿轮的齿数，即。取，则,取，和互为质数。5.主要几何尺寸计算(1)中心距a取中心距。(2)精算螺旋角β(3)齿轮E、F的分度圆直径d(4)齿轮宽度b则,.齿轮A、B、C、D、E、F其尺寸计算结果如下表表3齿轮的参数齿轮A齿轮B齿轮C齿轮D齿轮E齿轮F齿数166616701663模数3.55.58齿轮宽63589590136131螺旋角β12.534013.289013.5220分度圆直径dΦ57.70Φ238.06Φ90.69Φ396.77Φ131.91Φ519.41齿顶圆直径daΦ64.71Φ245.06Φ101.69Φ407.77Φ147.91Φ535.41齿根圆直径dfΦ49.84Φ230.19Φ78.32Φ384.40Φ113.91Φ501.41中心距147243325七、计算轴Ⅳ7.1Ⅰ轴的设计7.1.1求Ⅰ轴的功率P，转速n和转矩TP=P.=1.18KWn=n=1380r/minT=9550000×=8165.942N.mm7.1.2求作用在齿轮上的力1轴上小齿轮的分度圆直径d=mz=57.70mmF===283.048NF==283.048=106.174NF=Ftan=283.048tan14=70.572N7.1.3初步确定轴的最小直径先按式15-2初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3取=112,于是得d=.=112=10.630mm1轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径d，为了使所选的轴直径与轴承的孔径相适应，故需同时选取轴承的型号，初选轴承为30204的圆锥滚子轴承，所以轴的最小直径为d=20mm7.1.4轴的结构设计根据轴向定位要求，确定轴的各段直径与长度：图7-1为了满足轴承的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，查轴承的装配h=5mm，取2-3段的直径d=25mm左端用轴承盖定位，轴承与轴配合的孔长度为14mm，为了保证轴端只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上故1-2段长度应比L略短一些，取L=13mm，齿轮与轴承的距离c=4mm，故L=4mm。初步选取滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选圆锥磙子轴承，由轴承产品目录中初选取0基本游隙组，标准精度级的30204的圆锥滚子轴承，其尺寸为d×D×B=20mm×47mm×14mm。3-4段为齿轮轴直径，d=65mm，L=63mm，4-5段直径应比齿轮的齿根略小一点，故取d=20mm，L=12mm根据所选择的联轴器的花键尺寸，确定与联轴器配合的轴的直径尺寸d=16mm；与联轴器轮毂配合的尺寸L=42mm，轴的长度可以略长一点，取L=45mm。轴承端盖的总宽度为10mm，右端的支撑主要承受径向载荷，故初步考虑选择角接触球轴承，结合轴径d=35mm，故选择代号为30204的圆锥滚子轴承，尺寸d×D×B=20mm×47mm×14mm。至此，已初步确定了轴的各段直径与长度。7.1.5轴的强度校核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承支点位置时应从手册中查取a值，对于30204型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=11.2mm，对于7006C角接触球轴承，由手册中查得a=12mm，因此作为简支梁的轴的支撑跨距为48mm。图7-2M===25177.5N.mm7.1.6按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据以上数据，取=0.6，轴的计算应力：=Mpa==11.49Mpa前已确定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得[]=60Mpa,因此：<[],故该轴是安全的。7.2Ⅱ轴的设计7.2.1求2轴的功率P，转速n和转矩TP=P.=1.14KWn=n/i=334.14r/minT=9550000×=32582.15N.mm7.2.2求作用在齿轮上的力Ⅱ轴上大齿轮的分度圆直径d=mz=238.06mmF===273.731NF==273.731=102.68NF=Ftan=102.68tan14=25.60NⅡ轴上小齿轮的分度圆直径d=mz=90.69mmF===718.54NF==718.54=269.53NF=Ftan=718.54tan14=179.15N7.2.3初步确定轴的最小直径先按式15-2初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3取=112,于是得d=.=112=16.86mmⅡ轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径d，为了使所选的轴直径与轴承的孔径相适应，故需同时选取轴承的型号，初选轴承为30204圆锥滚子轴承，所以轴的最小直径为d=20mm，7.2.4轴的结构设计根据轴向定位要求，确定轴的各段直径与长度图7-3为了满足轴承的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，查轴承的装配h=5mm，取2-3段的直径d=25mm，左端用轴承盖定位，轴承与轴配合的孔长度为14mm，取L=13mm，齿轮与轴承的距离c=4mm，故L=4mm。初步选圆锥滚子轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选30204圆锥磙子轴承，其尺寸为d×D×B=20mm×47mm×14mm。3-4段装为大齿轮，d=40mm，L=58mm，4-5段为轴肩，直径取d=45mm，L=5mm。5-6段为齿轮轴，其d=102mm，其L=95mmmm，右端6-7段需要一轴承，由于其受径向力和轴向力，初选30204圆锥磙子轴承，所以d=20mm，L=13mm。至此，已初步确定了轴的各段直径与长度。7.2.5轴的强度校核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承支点位置时应从手册中查取a值。图7-4M===134847N.mm7.2.6按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据以上数据，取=0.6，轴的计算应力：=Mpa==43.4Mpa前已确定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得[]=60Mpa,因此：<[],故该轴是安全的。7.3Ⅲ轴的设计7.3.1求Ⅲ轴的功率P，转速n和转矩TP=P.=1.11KWn=n/i=76.29r/minT=9550000×=138950.06N.mm7.3.2求作用在齿轮上的力3轴上大齿轮的分度圆直径d=mz=396.77mmF===700.41NF==700.41=262.73NF=Ftan=700.41tan14=174.63N 3轴上小齿轮的分度圆直径d=mz=131.91mmF===2106.74NF==2106.74=790.27NF=Ftan=2106.74tan14=525.27N7.3.3初步确定轴的最小直径先按式15-2初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3取=112,于是得d=.=112=27.34mmⅢ轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径d，为了使所选的轴直径与轴承的孔径相适应，故需同时选取轴承的型号，初选轴承为30206的圆锥滚子轴承，所以轴的最小直径为d=30mm，7.3.4轴的结构设计根据轴向定位要求，确定轴的各段直径与长度：图7-5为了满足轴承的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，查轴承的装配h=5mm，取2-3段的直径d=35mm，左端用轴承盖定位，轴承与轴配合的孔长度为16mm，取L=15mm，齿轮与轴承的距离c=4mm，故L=4mm。，初步选圆锥滚子轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选30206圆锥磙子轴承，其尺寸为d×D×B=30mm×62mm×16mm。3-4段装为大齿轮，d=40mm，L=90mm，4-5段为轴肩，直径取d=45mm，L=**mm。5-6段为齿轮轴，其d=114mm，其L=136mmmm，右端6-7段需要一轴承，由于其受径向力和轴向力，初选轴承为30206的圆锥滚子轴承，所以d=30mm，L=15mm。至此，已初步确定了轴的各段直径与长度。7.3.5轴的强度校核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承支点位置时应从手册中查取a值。图7-6M===717930N.mm7.3.6按弯扭合成应力校核的强度进行校核时，通常只校核最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据以上数据，取=0.6，轴的计算应力：=Mpa==42.1Mpa前已确定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得[]=60Mpa,因此：<[],故该轴是安全的。7.4Ⅳ轴的设计7.4.1求Ⅳ轴的功率P，转速n和转矩TP=P.=1.08KWn=n/i=19.36/minT=9550000×=532747.93N.mm7.4.2求作用在齿轮上的力4轴上大齿轮的分度圆直径d=mz=519.41mmF===2051.36NF==2051.36=769.49NF=Ftan=2051.36tan14=511.46N7.4.3初步确定轴的最小直径先按式15-2初步确定轴的最小直径