电动单梁起重机设计

图书分类号：密级：毕业设计(论文)电动单梁起重机设计THEDESIGNOFELECTRICSINGLEBEAMCRANE学生姓名班级学院名称专业名称指导教师毕业设计(论文)PAGEII学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的学位论文，是本人在导师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果。除文中已经注明引用或参考的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品或成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标注。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。论文作者签名：日期：年月日学位论文版权协议书本人完全了解关于收集、保存、使用学位论文的规定，即：本校学生在学习期间所完成的学位论文的知识产权归所拥有。有权保留并向国家有关部门或机构送交学位论文的纸本复印件和电子文档拷贝，允许论文被查阅和借阅。可以公布学位论文的全部或部分内容，可以将本学位论文的全部或部分内容提交至各类数据库进行发布和检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。论文作者签名：导师签名：日期：年月日日期：年月日摘要起重设备在我国应用十分广泛，建筑工地，工矿企业，车站仓库，港口码头，海洋开发以及宇宙航行等各个行业中都有着非常重要的作用。起重机因其使用方便，结构轻巧，性价比高而深得使用单位的青睐。起重机能使人们的劳动强度大大的降低，同时也可以帮助人们完成有些无法完成的繁琐劳动。所以，起重设备在现代的工业化进程中有着不可替代的作用，而电动单梁起重机就是其中应用很广泛的一种。电动单梁起重机可以作为机械加工车间的一个起重设备，由于是固定在车间里，所以这样的起重设备在车间具有很好的适应性和良好的操作性。这次的起重机设计主要是是对电动单梁起重机的设计以及计算和说明等。采用CAD进行二维图纸的绘制，包括电动葫芦，主梁，大车运行机构以及总装图的绘制等。绪论部分主要是介绍本次电动单梁起重机的相关机构以及基本的性能参数等；同时也介绍了当前起重机的发展趋势；正文部分主要是电动单梁起重机各部分的计算说明，其中包括对主梁和端梁的设计计算，电动单梁起重机轮压计算，电动葫芦的设计计算以及各传动轴和齿轮的计算选择等，最后是对起升机构和行走机构的设计计算等。其中电动葫芦是电动单梁起重机的核心结构。电动单梁起重机能够很好的提升工作效率，降低工人的劳动强度，极大的提高生产力，对社会经济发展具有重大的意义。所以，高效率的电动单梁起重机是以后研究的重点方向。关键词起重机；电动葫芦；主梁设计；端梁设计AbstractLiftingequipmentarewidelyusedinourcountry,Constructionsite,industrialandminingenterprises,station,portterminals,oceandevelopmentandspacenavigationandsoonhasaveryimportantroleinvariousindustries.Becauseofitseasytouse,lightstructure,highcostperformanceandareverypopularamongunits.Cranecanmakepeople'slaborintensityisgreatlyreduced,atthesametimecanalsohelppeopletocompletesomenottediouslabor.So,liftingequipmentinmodernhasanirreplaceableroleintheprocessofindustrialization,andelectricsingle-girdercraneistheapplicationofawiderangeofakind.Electricsingle-girdercranecanbeasaliftingdeviceofmachineryprocessingworkshops,becauseitisfixedintheworkshop,sotheliftingequipmentintheworkshophastheverygoodadaptabilityandgoodoperability.Thecranedesignismainlyaboutthedesignandcalculationofelectricsingle-girdercraneandinstructions,etc.UsingCADdrawing,2ddrawings,includingtheelectrichoist,girders,supportinginstitutionsaswellastheassemblydiagramandsoon.Theintroductionpartmainlyintroducestherelevantorganizationsoftheelectricsingle-girdercraneandbasicperformanceparameters,etc;Atthesametimealsointroducesthecurrentdevelopmenttrendofthecrane;Allpartsofthebodyaremainlyelectricsingle-girdercranecalculation,Includingthedesignandcalculationofmaingirderandendbeam,electricsingle-girdercranewheelpressurecalculation,thedesignandcalculationofelectrichoistandofcalculatingandselectingthedriveshaftandgear,etc.Finallyistheliftingmechanismandthecalculationinthedesignoftravelingmechanism.Theelectrichoististhecoreoftheelectricsingle-girdercranestructure.Electricsingle-girdercranecangreatimprovetheworkefficiency,reducelaborintensity,greatlyincreasetheproductivity,isofgreatsignificancetothesocialandeconomicdevelopment.So,highefficiencyelectricsingle-girdercraneisthekeyofthefutureresearchdirection.Keywordscraneelectrichoistthedesignofmaingirderendbeamdesign全套图纸外文文献扣扣1411494633毕业设计(论文)PAGE52目录1313摘要 I26477Abstract II27425目录 I284621绪论 1186151.1毕业设计背景 144791.1.1概述 1255181.2电动单梁起重机的基本结构 185751.2.1电动单梁起重机工作方式 1238381.2.2电动单梁起重机机构特点 2216231.2.3电动单梁桥式起重机各部件的作用 249891.2.4运行机构 3154011.2.5工作条件及设计要求 5210191.2.6电动单梁起重机型式及设计的构造特点 5237671.3LD2-10A3主要技术参数 686022主梁设计 711152.1主梁设计计算 7269222.1.1主梁断面几何特性 7294322.1.2主梁强度计算 7112242.1.3刚度计算 12294622.1.4稳定性计算 13128783端梁设计计算 14241893.1轮距的确定 14251753.2端梁断面尺寸 14112063.3端梁截面参数 15179023.3.1端梁断面几何特性 15296433.3.2端梁弯曲强度 1556743.3.3端梁剪切强度 1521383.3.4端梁挤压应力 16200453.4整体稳定性 16280614.电动单梁起重机轮压计算 17102715.电动葫芦计算 18111275.1主要参数 18215795.2选取钢丝绳 1879155.2.1钢丝绳最大拉力Fmax 1857965.2.2钢丝绳直径d 18296625.2.3选取钢丝绳 18280165.3卷筒的尺寸确定及强度验算 18290955.3.1卷筒选取 18256465.3.2卷筒直径D 19228525.3.3卷筒上有螺旋槽部分长L0 19300695.3.4卷筒总长Ld 19190005.3.5卷筒壁厚 20155795.3.6单层卷绕卷筒压应力 2029105.4电动机的选择 202625.4.1工作时所需功率 20161705.4.2电动机至工作机的总效率 2080225.4.3电动机所需输出功率Pd 2018515.4.4确定电动机的额定功率Ped 20281025.4.5电动机额定转速 21310125.4.6选定电动机 2133235.5总传动比的确定及各级传动比的分配 2158465.5.1理论总传动比 21132045.5.2各级传动比的分配 21202506各轴的转速、输入功率、转矩 2213396.1各轴的理论转速 22283966.2各轴的输入功率 22233096.3各轴的理论转矩 22293796.4各轴运动和动力参数汇总表 22205467齿轮传动方案及设计计算 23243317.1第一级齿轮的传动 23156977.1.1选精度等级、材料及齿数 23167187.1.2按齿面接触强度设计 23237687.1.3按齿根弯曲强度设计 25184127.1.4几何尺寸计算 26289387.2第二级齿轮的传动 2731537.2.1选精度等级、材料及齿数 27137017.2.2按齿面接触强度设计 27194587.2.3按齿根弯曲强度设计 2922197.2.4几何尺寸计算 30284187.3第三级齿轮的传动 30207297.3.1选精度等级、材料及齿数 30282437.3.2按齿面接触强度设计 3115267.3.3按齿根弯曲强度设计 329377.3.4几何尺寸计算 34168107.4减速器齿轮参数汇总表 3449998轴的设计 3599218.1第一轴的设计 3534138.1.1第一轴的主要参数 3522398.1.2确定第一轴的最小直径 3564628.1.3第一轴的结构设计 35284098.1.4第一轴强度校核 37270868.2第二轴的设计 4041418.2.1第二轴的主要参数 40306318.2.2确定第二轴的最小直径 4050958.2.3第二轴的结构设计 40245248.3第三轴的设计 4241288.3.1第三轴的主要参数 4285278.3.2确定第三轴的最小直径 42114428.3.3第三轴的结构设计 4275268.4空心轴的设计 43255008.4.1空心轴的主要参数 4354308.4.2确定空心轴的最小直径 43194948.4.3空心轴的结构设计 44314379慢速起升机构 4641969.1理论总传动比 46218189.2各级传动比的分配 4615639.3慢速机构辅助电动机 461697010行走机构的计算选用及其他注意事项 471221710.1行走机构电动机及车轮的选取 47566910.2行走机构减速比的确定 472269710.3行走机构的减速机构 482712410.4电动单梁起重机安装及试车时需要注意的事项 4915619结论 5015032致谢 5131200参考文献 521绪论1.1毕业设计背景1.1.1概述在人们的生活工作中总是会遇到各种各样的关于如何移动那些体积庞大而且重量也十分笨重的物体。从刚开始的用木头排成滚动的类似于滑轮的方式来移动它们到后来人们开始想有没有什么更好的其它好的办法来解决这个问题呢？伴随着人类社会的进步以及科技的发展，聪明的人类终于找到了解决的办法。从开始发明的杠杆到后来的滑轮再到现在的起重机械，在以前某些时候被认为的很多困难在现在看来已经得到很大的解决了。小到几顿大到几百吨上千吨的物体对于现在来说想移动它们已经不再是什么难题了。而这些都得益于起重机的发明与发展。在起重机的历史上，国外比我们国家有着很先进的技术，所以我们要努力学习别人先进的技术，同时也要争取在这项技术上能够有新的突破。起重机主要在机械制造车间，码头以及工地上使用。由于起重机能很大限度的提高生产效率，解放劳动生产力，所以越来越多的场合也开始有了起重机的身影。而且，随着社会科技的发展，起重机的形式也有很多样，不仅有桥式起重机，臂架型起重机，门式起重机，还有随车移动类型起重机跟电动单梁起重机等等。而这次课题设计需要做的就是在现在使用非常广泛的电动单梁起重机。它主要应用于生产制造车间以及对起重重量要求不高的场合。因为电动单梁起重机具有很多独特的有点，所以主要在生产制造车间里使用。但是保证设备的正常工作是非常重要的，因为它时时刻刻关乎着生产工人的生命安全；所以其安全性能必须得到很好的保证。而且要特别要强调的一点是：在电动单梁起重机工作时的移动过程中工人是不能走在下面的，因为货物可能会突然掉下砸伤工人。因此，设计出安全性能高的电动单梁起重机是我们所需要重点研究的课题。1.2电动单梁起重机的基本结构1.2.1电动单梁起重机工作方式电动单梁起重机主要在生产车间里使用，整个起重装备能够在横梁轨道上横向来回运动从而使起重小车也能够沿着小车运动轨道横向行驶。吊钩做上下运动，与电动葫芦配套使用完成工人对货物的升降以及平移要求，由此代替人们完成繁重的体力劳动。节省了人力和物力，在一定程度上提高了工作效率。1.2.2电动单梁起重机机构特点主要优点：重量轻、结构简单而且操作起来十分方便、对厂房的负荷小、更加安全，同时建筑高度要求也很小、工作时耗电量低，但是最大的优点就是工作时效率特别高，比传统的起重机用起来更加的方便、安全。电动单梁起重机的主梁同端梁采取的是高强度的螺栓来相互衔接的，而且在拆装和运输以及储存等各方面都非常方便。在出现问题时其维修以及补充备件方便。由于轮压和其他起重机相比更小、而且他的工艺性能也更好，所以电动单梁起重机适合的工作场合是采用自动焊接跟流水作业同时进行。更重要的一点是：由于结构相对比较简单，所以在新品进行安装于调试时也很方便。但电动单梁起重机的缺点也是十分明显的，那就是起重量不大而且运行速度相对而言也比较慢。1.2.3电动单梁桥式起重机各部件的作用1.2.3.1主梁一般情况下采取钢板压铸延展成的U型槽钢同工字钢组焊所构成的箱型实腹梁来制造成我们所需的主梁结构。其作用是支承移动的小车，并且能够使小车安全的沿着所铺设的专用轨道进行横向的往复运行，在这样的情况下能够将起重机跟所工作时物体的总重量传递给厂房建筑结构，提高装置的安全性能。1.2.3.2端梁两种构成形式：第一个结构方式是端梁的压铸成形，其是指在焊接车门时的箱形结构，这种办法所做的端梁结构相比而言更加适用于做中、小型起重机吊钩的端梁；第二个构成方式就是用四块钢板来压铸拼成的箱形结构，但它与第一种构成方式的差别就是这样的结构通常还连接着带有角形轴承箱的车轮组，但也有难以掩盖的弊端，那就是焊接时的工作量特别的大，将两者进行对比可知这样的结构形式的生产效率比第一种（电动单梁起重机采用前一种）低很多。1.2.3.3主梁与端梁的联接两种形式：联接在主梁的两端，这种方式所采取的就是用高强度的螺栓同端梁的法兰相连接。这样的连接形式优点是：主梁同端梁不需要在一个工厂里同一批生产，而是可以先进行分批生产，最后再将他们进行组装。还有一个更重要的一点是加工很方，而且分开生产导致其库存也不会占很大的空间，节约生产成本提高经济效益，与此同时运输也很方便、费用也更低。另一种形式是先进行加连接板然后再进行焊接的方法进行联接。这种联接结构模式的优点是：制作相对较容易、装拆也很便利、耗费的成本相对于第一种来说更低。所以在我国的起重机行业中，大多的中、小型电动单梁起重机的端梁跟主梁的连接形式都采用这种方式，应用比较广泛。1.2.3.4电动葫芦它是由电动机来驱动，由滑轮或是卷筒又或者是起重机链条和带有巢链轮的卷方起重机，可以让小车能够在横向方向运动的同时带动起升装备进行升降的轻小型起重设施。电动葫芦具备体积小、质量比较小以及操作维护便利、价格较低和安全可靠等许多特点。所以广泛运用在那些对起重质量要求不大以及工作范围跨度也不是有很高要求的设施跟一些对工作速度要求不高的场合。如果把上部固定，就可将起重装置自独来运用或者是仅仅经过将小车悬挂在工字钢轨道上后就可以使设备进给运动，电动葫芦因此被用于电动单梁桥式起重机以及龙门式起重机和臂架型起重机的起重小车以及电动单梁起重机的起升机构和行走机构等。由于随着使用面积扩展，以及应用场所的增多，而且灵活也比较高，所以可作为制作工厂、码头、仓库、货场以及工地等场和经常使用的起重设施。依照对电动葫芦的简略描绘，就可以知道有行星齿轮传动跟渐开线外啮合齿轮传动两种不同的类别，但两者就比较来说前者制作更简单和培修更便利以及效率也很高等特点。1.2.3.5小车架是支承跟安装起升机构（电动葫芦）同时也可使小车进行运转机构的支架，于此同时又是可以用来传递和支持起升设备进行载荷运动的金属结构。1.2.3.6小车可以作水平运动，用以搬运货物以及调整任务地理方位，还可以做到把施加在小车上的载荷重量传递到支承的主梁。1.2.4运行机构运转机构所能够做到的运动任务是使起重机或者是小车可以作横向进给方向的直线运动，这样就能够使起重设备轻松的吊运货物以及及时调整在运行不同任务时的空间方位，同时也可以将作用在它们上的载荷质量传给支承着它的设施。起重机的运转机构的运行方式有两种不同的类别：一种是依赖有轨道来运行，另一种是不依靠轨道运行，而电动单梁起重机的运转属于有轨道运转。电动单梁起重机的运转机构包含传动装置（包含：联轴器、传动轴和减速器等）、电动机、车轮以及制动器等构造部件构成。运转机构根据其本身所具有的特点（结构）能够分成一体式跟分组式两种。假如根据其主动轮驱动形式分的话，那么又可分为分离式驱动跟集中式驱动两个类型。运转机构的驱动形式是依托自动车轮与轮道间的摩擦力（通常称为附着力或粘着力）来完成的。在能够保障拥有足够大的驱动轮的前提下，驱动车轮应该在被安置的位置要安全合适，无论在什么情况下，都必定要使其达到所要求的并且是能满足的足够轮压大这一要求。在很多情况下，电动单梁起重机运转机构的驱动轮数目大都为总轮数的一半，并且是要采取四角安装的对称安放形式，因为只有在这样的情况下才能够保障驱动轮轮压之和为常数，与此同时也才不会产生打滑这样的情况，以此来保证机构运行不会受到影响。1.2.4.1小车运行机构电动单梁起重机的小车运行机构采取的是能够进行自行式的电动葫芦，小车装置的运转机构所采用的部件就是电动葫芦。1.2.4.2大车运行机构 电动单梁起重机的大车运转机构采纳的是分离驱动的型式，通过使用YSE实心转子制动电机使它的驱制动能够得以实现运行。这个电机具备软启动这样的一个不同一般的个性，那就是不接启动电阻而是通过对它进行送电就可以取得启动的这样的情况。并且，由于电机自身就有带有二维平面摩擦制动器。电机能够自行采取封锁式的自扇冷式，同时也可以使用带制动器的变极笼型电机又或者是带制动器的绕线型电机等。一级开式齿轮减速器的闭式齿轮部分是专用同轴式减速机，优点是：轻巧、传动装置简单、通用化程度高、零件数量少，生产铸造方便以及发生问题时更换也很便捷，相比于优点而言，他的缺点也很明显：开式齿轮较易磨损，更换速度频繁，而且最不足之处就是传动效率也比较低。在有特殊要求情况下，也能够使用少齿差渐开线行星式或者是二级定轴式摆线行星式的传动装置等。各种各样的传动运动装置能够被带制动器的电动机减速器套或者是全封闭型减速器进行组合而成，能够便于专业化生产而且传动效率也较高，但不利的一点是制作及进行各种配合时装置齿面圆柱精度的要求比较高。减速器的QS“三合一”系列是一类三级渐开线平行轴传动的渐开线外啮合硬齿面圆柱齿轮减速器（中华人民共和国机械行业规范号为：ZBJ19027—90）。减速器能够一对一的跟带制动器的绕线式或许也可以跟鼠笼式电动机相配合，可以形成集电动机与减速器和带制动器为一体的安装设施。制动器不仅不必要去配接电源，而且其所配的电机也具有两中功能，一旦接通电源即可发生旋转变化，于此同时，当把电源断开后，电动机就可能会发生因自身所保留的制动力矩而使电动机进行制动终止。减速器驱动部件跟电动机是运用减速器机体能够被安全的固定在主梁或者端梁是的伸出支架上这一特性，这样的话，在减速器的低速空心轴内就可以运用主轮伸出来的轴端直接插入运动部件里。由于是经过花键衔接，所以能够靠力矩支承铰来达到均衡的效果。由于大车运转机构中采取的是“三合一”方式来驱动部件，可以使机构变得十分紧凑，又因为自身比较轻、可分组性能好、各部件间的安装配和也更加的合适以及换更也很便利，又不被小车架变形跟起台所影响。主梁的转动载荷之所以可以变的更小，就是因为驱动部件是与走台不相连接的，这样的结果也可使行走台的结构变的及其简单。然而不好的是当电动机容量变大时，悬臂的受力情况也会变的非常繁琐。基于这样的原因，大型起重机的运转机构，在当代社会依旧采取分组式分别驱动，并且大车轮采取的也是圆柱形的踏面双轮缘车轮形式，但是相比它们而言小车的车轮却是运用圆锥鼓形车轮形式。1.2.5工作条件及设计要求这次选择的课题就是学习设计一个电动单梁起重机，而该起重机具体要求如下：⑴起重量：2吨⑵起升高度：6米⑶电动葫芦运行速度：20m/min⑷电动葫芦的起升速度：7m/min⑸葫芦最大轮压：Pmax=6825N⑹葫芦自重：G=300kg⑺起重机跨度：10m⑻大车运行速度：20m/min⑼大车轮距：1.5m⑽工作级别：A3；其它部分工作级别：起升M3，小车M3,大车M3。⑾工作环境：一般常温⑿使用寿命：10年1.2.6电动单梁起重机型式及设计的构造特点电动单梁起重机是通过小车和大车机构以及主梁跟电器等设施进行组装构成的。电动单梁起重机是一类特殊的有轨运转的轻小型起重设备。电动单梁起重机适用于那些额定起重量为1～10吨的物体，运动时跨度为在通常情况下为6m～22．5m，起吊货物时的环境温度普遍是在-30℃～40℃幅度间，电动单梁起重机的型号级别为A3～A5，电动单梁起重机是按初等级别任务的类型进行设计和制作的。本次毕业设计的单梁起重机的主梁构造是采纳钢板来压缩延展成形的U形槽钢，以及跟工字钢组焊接行成的箱形实腹梁。与以往不同的是这次的横梁构造也是用钢板来压制成的U形槽钢。为存放，运输便捷，采取M20的螺栓联接横梁跟主梁。大车运转机构在执行起重任务时是依赖两台锥形转子电机，主动车轮经过齿轮减速装置来进行驱动，起吊任务的完成依赖的是起升机构跟小车运转机构，而他们则是由CD1和MD1构成的电动葫芦。依靠锥形转子制动交流异步电动机能够让电动单梁起重机的运转机构实现分离驱动和制动方式的转变。电动单梁起重机的主电源通常都是从厂房一侧的角钢或是圆钢来把触线引入，而电动单梁起重机的电动葫芦部分则是由电缆对其进行供电。1.3LD2-10A3主要技术参数起重量Q=2吨,跨度L=10米,大车速度20m/min。工作级别：M3，小车选择2吨电动葫芦一台，电动葫芦（起重机小车）最大轮压P=6825N。葫芦最大起升高度为6米，小车速度V=7米/分，电动葫芦自重G=300kg，采用地操+遥控的控制形式。2吨电动单梁起重机技术参数如下表：序号名称参数值型号/单位备注1起重量2吨/t2操纵形式地操+遥控/3运行机构运行速度V运20米/分4电机型号ZDY12-4/5功率N2×0.4千瓦/kw6转速n1380转/分7起升机构电动葫芦型号2CD8起升速度V起7米/分9起升高度H6米10工作级别A3/11电源380V/12车轮直径280mm13轨道面宽90mm14跨度L10m15起重机最大轮压1.86t16起重机最小轮压0.94t17起重机小车轮压0.6825t18起重机总重3600kg19端梁总长B2200mm20端梁基距K1800mm2主梁设计2.1主梁设计计算2.1.1主梁断面几何特性LD2-10M3的断面如右图所示：经计算可知主梁断面惯性矩：=3.34x108=5.74x107主梁断面形心位置：X=125mm，Y=260mm2.1主梁断面图2.1.2主梁强度计算依照这一类型梁的构造特点可知,主梁强度要依照Ⅱ类组合载荷来设计计算。如下图所示:图2.2第二类组合载荷图2.1.2.1垂直载荷在下面边缘受到的弯曲正应力为：式（2.1）式中P——为电动葫芦在其额定起重重量下的总轮压，单位为N——起重量单位N，=2t=20000N；——电动葫芦自重，N，=3000x2=6000N；——动力系数，由上可知其按第二类载荷组合取=1.2；——冲击系数，取=1.1；——主梁整体弯曲应力，单位为；——主梁下底面到截面形心轴的长度，=260；——梁跨中截面对轴的惯性力距，单位；——司机室自重，本车没有设计司机室，所以可知司机室的自重为0；——司机室重心处到主梁支承处的长度，单位；L——梁的跨度，单位；取L=10000q——主梁单位长度重量，单位。q=85kg/m=0.85N/mm本车按照组合载荷可知为B类，此时取安全强度系数为1.34，那么可知钢材的许用应力为：175.37N/mm2=175.37Mpa故：满足设计要求。2.1.2.2主梁工字钢下翼边缘局部弯曲应力计算工字钢所采用的是25B工字钢，如下图所示：而且轮压作用点i及其轮压作用点位置比值为ξ图2.3工字钢应力图式：i=a+c-e式（2.2）式中i——轮压作用点和腹板表面的距离（cm）c——为轮缘同工字钢翼缘和其边缘间的间隙，取c=0.4cma==(11.8-1.0)÷2=5.4cme=0.164R（cm），翼缘面倾斜度为.R-为电动葫芦定轮踏面的曲率半径，根据机械手册[1]可查得知R=14.4cm则：e=0.164×14.4=2.36cm所以：i=5.4＋0.4-2.36=3.44ξ==3.44÷5.4=0.64结果：i=3.44ξ=0.64（1）由图可知工字钢根部点1是由其下翼边缘在平面以及平面内弯曲所引起的应力大小分别为：式：，式（2.3）（2）作用在点2的下底面在平面跟平面内变形导致的应力是：式：，式（2.4）（3）靠近自由端的点3也是其在平面里弯曲所导致的应力是：式中，、、、、——皆是由轮压作用点位置比值ξ所决定的系数P——小车运转机构（其实就是指电动葫芦部分）的单个车轮轮压最大值，单位N；=(1.2x20000+1.1x3000)÷4=2730÷4=6825N在这里取P=6825Nt——为距边缘处的翼缘厚度，单位mm；t=13mm图2.4系数K1,K2,K3,K4,K5曲线由[2]图2—3得=0.55、=0.11、=0.3、=0.82、=0.68故2.1.2.3合成应力计算（1）由上面的数据可知工字钢下翼缘上表面在点1处的合应力大小为：式（2.5）（2）同理可知工字钢下翼缘下底面在点2处的合应力大小应为：（3）工字钢下翼缘在靠近自由端的点3处的合成应力大小为：——主梁全部弯曲应力；0.9——考虑到工字钢下翼缘会因磨损而减小的系数。满足所需的设计要求。因为主梁高度和宽度比为2.2，经查[2]可知其不大于3，所以不用对其稳定性计算解析。2.1.3刚度计算电动单梁起重机通常情况下需对主梁的水平静刚度以及垂直静刚度进行相应的验算，与此同时相关的验算后果一定要符合要求。而相对来说，动刚度一般可不进行相关验算，在某些特殊情况下或是在设计要求跟使用上有某些特殊的要求时，例如，要求其需求准确安好起重机或者是高速运转的情况下，这时就需要进行动刚度的相关验算。2.1.3.1垂直静刚度计算主梁垂直静刚度计算：式（2.6）式中：P=1.2x2000+1.1x600=3060(kg)=3060×10003÷(48×2.06×106×3.34x108÷104)=0.927cm=9.27mm=12.5(mm)由结果可知其满足设计要求2.1.3.2水平静刚度的计算式：式（2.7）式中；——为主梁水平静挠度（mm）——为水平惯性力（N）=P/20=3060/20=153kg——为主梁跨中断面的水平惯性矩,大小为=5.74x107mm4-许用水平静挠度单位（mm）；取带入相关数据可得：==0.2696cm=2.696mm,经验算可知符合要求。2.1.4稳定性计算2.1.4.1主梁整体的稳定性计算稳定性计算包含腹板稳定性计算和主梁稳定性计算以及受压翼缘板的部分稳定性计算等。与普通梁相比较而言，这一次设计的主梁水平静刚度比一般的主梁的大的多的多，所以在这里可以不对主梁进行整体性的稳定性计算。2.1.4.2主梁腹板局部的相关稳定性计算小车部分的轮压基本上都是作用在主梁的受拉区域，在这样的情况下，可以认为是和主梁的情况类似，那么，主梁腹板的部分稳定性在这种情况下也可以不进行计算。2.1.4.3受压翼缘板局部的相关稳定性计算这次设计的主梁部分是由箱形组焊接结构，是由通过长度是每隔一百厘米间距的横向加筋板及其斜侧板以及同工字钢组焊成一体的，由于这样的原因局部腹板角焊缝跟上盖板都能够使上翼缘板的稳定性增加。所以，鉴于这样的情况也是可以让受压翼缘板的部分稳定性在这里能不进行计算。3端梁设计计算这次的端梁构造设计是采取钢板压模的制造方式来进行行成的一种不同的梁结构，这种的制造方式的特别之处是在于制成之后再对其运用其他手段使其能够组焊形成箱形端梁。端梁有很重要的一个作用是能够跟车轮相配合，可以把主梁支承在其所需要的相应的运行轨道上。而且车轮和端梁的衔接方式是也是很有特点的，这样的衔接方式就是运用心轴来把车轮安放布置在端梁端部的腹板上。端梁是需要验算中央处的断面（支承主梁处的断面）的弯曲应力以及其支承在车轮处断面的相对应剪切应力计算；同时还应验算车轮的轴对腹板部分的相应的挤压应力。如图7.1所示：3.1端梁示意图3.1轮距的确定,即()L=,所以K可取1800mm。3.2端梁断面尺寸根据所选相关系列产品的设计资料可知，端梁断面的相应尺寸如图所示：3.2中央断面图3.3端梁截面参数3.3.1端梁断面几何特性LD2-10M3的端梁主要参数如下所示：上盖板宽=220mm上盖板厚=5mm腹板高=280mm腹板厚=5mm腹板间距=210mm净面积A=5000.00mm2形心X=110.00mm形心Y=145.00mm垂直截面惯性矩——Ix=6.3x107mm4水平截面惯性矩——Iy=4.1x107mm4垂直抗弯截面模数——Wx=5.7x105mm4垂直抗弯截面模数——Wy=2.8x105mm43.3.2端梁弯曲强度式：=式（3.2）==36.8+15=51.8MPa式中：固定载荷产生的最大反力：Rmax=（MQ+MX+GN）=（2+0.6+3.0）t=5.6t=5.6x104N端梁轮距（基距）为：B=1500mm倾斜侧向力为：PS=λ.Rmax=0.1X5.6x104N=5.6x104N，其中，侧压系数λ由查[3]可知取其为0.13.3.3端梁剪切强度式：=式（3.3）==48.89MPa式中：最大静矩——SX=5000x110=5.5x105mm3支撑处截面腹板厚=5mm3.3.4端梁挤压应力式：=式（3.4）==18.67MPa式中：端梁腹板轴孔直径为——d=100mm支撑处腹板厚度为——δ=+=15mm3.4整体稳定性端梁轮距（基距）的确定：实测B实=1800mm=B轮距和跨度的比值为：B实/L=1800/10000=3/20因为1/7<3/20<1/5所以符合规定：1/7~1/5的要求。4.电动单梁起重机轮压计算起重机最大轮压为：式：Pmax=G/n+（Q+g）（Lk-Li）/0.5nLk式（4.1）=3300/4+（2000+300）（10-1.0）/0.5x4x10=825+1035=1860kg≈1.86t起重机最小轮压为：式：Pmin=（G+Q+g）/2–Pmax式（4.2）=（3300+2000+300）/2-1860=940kg≈0.94t其中：G——起重机整机自重Q——葫芦起重机额定载荷g——葫芦小车自重n——大车车轮数Lk——起重机跨度LiA——A葫芦吊钩距电动单梁起重机大车运行轨道中心线的距离

5.电动葫芦计算5.1主要参数工作级别M3起升载荷Qq=2000+1268=3268kg(吊钩重量q=1268kg)滑轮倍率a=2起升速度V=7m/min5.2选取钢丝绳5.2.1钢丝绳最大拉力Fmax参照这次的设计计算要求，所需要吊起的货物质量为2000kg，并且由以往的设计经验可知，在设计相关部件以及选择参数时，需要参考相对应的设计准则,所以在本次设计中滑轮组倍率选择为：a=2。式：式（5.1）试中k是相应的安全系数，经查[4]可知k=1.2。5.2.2钢丝绳直径d式：式（5.2）C——选择系数；查[5]P8-10表8.1-8，取C=0.089。5.2.3选取钢丝绳经查[6]知，选用钢丝绳的型号为：6x37+IWS，右向捻。[5]5.3卷筒的尺寸确定及强度验算5.3.1卷筒选取由[6]选用C型卷筒结构（JB/T9006.2-2010），如图所示；单联单层卷筒。图5.1C型卷筒结构5.3.2卷筒直径DD>=d(e-1)=4.8(25-1)=115.2取160mm5.3.3卷筒上有螺旋槽部分长L0式：式（5.3）Hmax——最大起升高度：Hmax=6m。A——选取的滑轮组倍率，在这里a=2。D0——卷筒直径；。Z1——保证安全圈数：,在这样的条件下可以为Z1=6.0。P——绳槽槽距；查[6]P8-39表8.1-49，取P=7mm。5.3.4卷筒总长LdL1——卷筒端部尺寸（无绳槽部分）为23mm。L2——将钢绳固定需要的长度尺寸：。5.3.5卷筒壁厚5.3.6单层卷绕卷筒压应力式：式（5.4）故安全。A1——扭矩变形应力减小系数，通常情况下可以选取A1=0.75。对于HT200,查[7]表4-5得=1000。5.4电动机的选择5.4.1工作时所需功率式：式（5.5）5.4.2电动机至工作机的总效率式（5.6）联轴器的效率：一对滚动轴承的效率：一对齿轮的效率：花键的效率5.4.3电动机所需输出功率Pd式（5.7）5.4.4确定电动机的额定功率Ped因为，所以取5.4.5电动机额定转速式（5.8）nw:——主动轴转速,V——因为起升速度为7m/min,所以V=14m/min。D——卷筒直径；280mm。三级圆柱齿轮展开式减速箱传动比，在这里。式（5.9）5.4.6选定电动机表4.1电动机参数电动机型号额定功率kw满载转速r/min额定电流A质量kgZD131-4型锥形转子电动机313802.2185.5总传动比的确定及各级传动比的分配5.5.1理论总传动比式：式（5.10）Nw——满载转速；1380r/min。5.5.2各级传动比的分配第一级齿轮的传动比；可为。第二级齿轮的传动比；可为。第三级齿轮的传动比；。6各轴的转速、输入功率、转矩6.1各轴的理论转速电机轴：联轴器中间轴：Ⅰ轴：n1=1380r/minⅡ轴：Ⅲ轴：空心轴6.2各轴的输入功率电机轴：Ⅰ轴：Ⅱ轴：Ⅲ轴：空心轴：6.3各轴的理论转矩电机轴：Ⅰ轴：Ⅱ轴：Ⅲ轴：空心轴：6.4各轴运动和动力参数汇总表表6.1各轴运动和动力参数汇总表(理论值)轴号理论转速（）输入功率（）理论转矩（）理论传动比效率电机轴（按专用设计）//轴113802.8519.723.930.99轴2351.12.7474.533.140.99轴3111.82.63224.663.430.97空心32.62.53741.15/0.977齿轮传动方案及设计计算7.1第一级齿轮的传动7.1.1选精度等级、材料及齿数想使传动平稳性跟强度有所提升，那么在这里可以选择斜齿圆柱齿轮。通常情况下电动葫芦为普通运行机器，在起吊运动时速度比较低，所以对精度要求不高，这时可以选7级精度。材料选择小齿轮：40Cr，调质，HBS1=330接触疲劳强度极限：弯曲疲劳强度极限：大齿轮：40Cr，调质，HBS2=260接触疲劳强度极限：弯曲疲劳强度极限：小齿轮：Z1=14，大齿轮：Z2=i·Z1=3.93×14=55。螺旋角的选取。一般可以先选螺旋角=8°的情况。7.1.2按齿面接触强度设计7.1.2.1确定公式内的各计算值公式：式（7.1）载荷系数Kt，通过查表可知Kt=1.6。ZH——区域系数；由[7]P217图10-30，取2.47。——断面重合度由[7]P215图10-26查得则计算许用接触应力1：确定应力循环次数小齿轮：式（7.2）大齿轮：2：接触疲劳寿命系数由[7]P207图10-19查得，KHN1=1.0；KHN2=1.14。3：计算许用接触应力安全系数S=1，无效概率为1%。小齿轮：式（7.3）大齿轮：式（7.4）＜，所以，。4.T1——小齿轮转矩；T1=19.72Nm=19720Nmm。5.——齿宽系数；由[7]P205表10-7查得。6.ZE——材料弹性影响系数；由[7]P201表10-6查得Mpa1/2。7.u——传动比；u=3.93。7.1.2.2计算1）试算小齿轮分度圆直径式（7.5）2）计算圆周速度式（7.6）3）计算齿宽b及模数mnt式（7.7）式（7.8）式（7.9）b/h=17.934/4.0725=4.40式（7.10）4）计算纵向重合度式（7.11）计算载荷系数式：式（7.12）1：KA——使用系数，由[8]P1803表9-3查得，。2：KV——动载系数，由[8]P178图7-7查得，，KV=1.05。3：——齿间载荷分布系数，通过查[8]P178表7-8可知：。4：——齿向载荷分布系数，通过查[8]P178表7-9可知：。按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径式（7.13）7）计算模数mn式（7.14）7.1.3按齿根弯曲强度设计7.1.3.1确定计算参数式：式（7.15）计算载荷系数式（7.16）——齿向载荷分布系数；由[8]P180表7-13，b/h=4.40，查得=1.15。螺旋角影响系数根据纵向重合度，查[8]P217图10-28，得0.97。计算当量齿数小齿轮：式（7.17）大齿轮：齿形系数由查[8]P200表10-5查得，。应力校正系数由[8]P200表10-5查得，，1。计算弯曲疲劳许用应力1：由[8]P202式10-12，取疲劳安全系数S=1.4。2：弯曲疲劳寿命系数：由[8]P206图10-18查得，。3：式（7.18）7）计算大小齿轮的并加以比较式比较：>，故取0.0088。7.1.3.2设计计算1：式（7.19）2：两种强度的要求同时都要满足，可取=1.5mm。选择d1=16.93mm来计算齿数（d1为分度圆直径）。，式（7.20）取Z1=14。Z2=i·Z1=3.93×14=55。7.1.4几何尺寸计算（1）计算中心距式（7.21）把中心距取整为52mm。按圆整后的中心距修正螺旋角式（7.22）（3）计算大小齿轮的分度圆直径式（7.23）(4)计算齿轮宽度式（7.24）圆整后B2=14,B1=16。（5）验算式（7.25）＜1000N/mm原假设成立。7.2第二级齿轮的传动7.2.1选精度等级、材料及齿数（1）想让传动稳定性跟强度得到很好的提升，可以选择斜齿圆柱齿轮。（2）通常电动葫芦都是普通运行机器，一般情况下运动速度也比较低，所以对精度要求不高，这时可以选取7级精度。（3）材料选择小齿轮：40Cr，调质，HBS1=330接触疲劳强度极限：弯曲疲劳强度极限：大齿轮：40Cr，调质，HBS2=260接触疲劳强度极限：弯曲疲劳强度极限：（4）小齿轮：Z1=14，大齿轮齿数：Z2=i·Z1=3.14×14=44。（5）螺旋角得选择。一般情况下可选螺旋角=8°。7.2.2按齿面接触强度设计7.2.2.1确定公式内的各计算值式：式（7.26）1）载荷系数Kt，通过查[9]表可知：Kt=1.6。2）ZH——区域系数；由[9]P217图10-30，取2.47。3——断面重合度由[9]P215图10-26查得则4）计算许用接触应力①确定应力循环次数小齿轮：大齿轮：②接触疲劳寿命系数由[9]P200图11-15查得，KHN1=1；KHN2=1。③计算许用接触应力选择无效概率1%左右，同时选泽安全系数S为1。小齿轮：大齿轮：＜，所以，。5）T2——小齿轮转矩；T2=74.53Nm=74530Nmm。6）——齿宽系数；由[9]P205表10-7查得。7）ZE——材料弹性影响系数；由[9]P210表13-7查得Mpa1/2。8）u——传动比；u=3.14。7.2.2.2计算1）试算小齿轮分度圆直径式：式（7.27）2）计算圆周速度3）计算齿宽b及模数mntb/h=29.4/6.6825=4.404）计算纵向重合度5）计算载荷系数公式：1：KA——使用系数；通过查[10]P160表7-2可知：。2：KV——动载系数；由[10]175图7-9查得，，KV=1.04。3：——齿间载荷分布系数；通过查[10]P176表7-10可知：。4：——齿向载荷分布系数；通过查[10]P180表7-11可知：。6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径7）计算模数mn7.2.3按齿根弯曲强度设计7.2.3.1确定计算参数式：1）计算载荷系数——齿向载荷分布系数；由[10]P180表7-11，b/h=4.40，查得=1.15。2）螺旋角影响系数根据纵向重合度，查[10]P217图10-28，得0.97。3）计算当量齿数小齿轮：大齿轮：4）齿形系数由[10]P200表10-5查得，。5）应力校正系数由[10]P200表10-5查得，，。6）计算弯曲疲劳许用应力1：由[10]P202式10-12，疲劳安全系数S=1.4。2：抗疲劳寿命系数,通过查[10]P204图11-18可知：，。3：7）计算大小齿轮的并加以比较比较：>，故取0.0088。7.2.3.2设计计算1：2:两种强度同时满足要求，取=2mm。分度圆直径选择d1=27.73mm来计算齿数。，取Z1=14。Z2=i·Z1=3.14×14=44。7.2.4几何尺寸计算（1）计算中心距取整为59mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角（3）计算大小齿轮的分度圆直径(4)计算齿轮宽度取整后B2=16,B1=18。（5）验算＜1000N/mm，原假设成立。7.3第三级齿轮的传动7.3.1选精度等级、材料及齿数（1）想使传动稳定性及强度有所提升，通常情况下可以选择斜齿圆柱齿轮。（2）通常电动葫芦为普通运行机器，工作时运动速度也比较低，所以对精度要求不高，这时可以选取7级精度。（3）材料选择小齿轮：40Cr，调质，HBS1=330接触疲劳强度极限：弯曲疲劳强度极限：大齿轮：40Cr，调质，HBS2=260接触疲劳强度极限：弯曲疲劳强度极限：（4）小齿轮——Z1=14，大齿轮——Z2=i·Z1=3.43×14=48。（5）螺旋角的选择。一般情况下可选螺旋角=8°。7.3.2按齿面接触强度设计7.3.2.1确定公式内的各计算值式：1）1）载荷系数Kt，由查表可取1.6。2）ZH——区域系数由[10]P217图10-30，取2.47。3——断面重合度由[10]P215图10-26查得则4）计算许用接触应力1：确定应力循环次数小齿轮：大齿轮：2：接触疲劳寿命系数通过查[10]P204图11-18可知，KHN1=1；KHN2=1.14。3：计算许用接触应力选择无效概率1%左右，同时选泽安全系数S为1。小齿轮：大齿轮：＜，所以，。5）T3——小齿轮转矩；T1=224.66Nm=224660Nmm。6）——齿宽系数；由[10]P205表10-7查得。7）ZE——材料弹性影响系数；由[10]P161表6-6查得Mpa1/2。8）u——传动比；u=3.43。7.3.2.2计算1）试算小齿轮分度圆直径2）计算圆周速度3）计算齿宽b及模数mntb/h=40.40/9018=4.404）计算纵向重合度5）计算载荷系数公式：1：KA——使用系数；通过查[10]P160表7-2可知，。2：KV——动载系数；由[10]P175图7-9查得，，KV=1.02。3：——齿间载荷分布系数；通过查[10]P176表7-10可知，。4：——齿向载荷分布系数；通过查[10]P180表7-11可知，。6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径7）计算模数mn7.3.3按齿根弯曲强度设计7.3.3.1确定计算参数式：1）计算载荷系数——齿向载荷分布系数；由P198表10-13，b/h=4.40，查得=1.15。2）螺旋角影响系数根据纵向重合度，查[1]P217图10-28，得0.97。3）计算当量齿数小齿轮：大齿轮：4）齿形系数由[10]P200表10-5查得，。5）应力校正系数由[10]P200表10-5查得，，。6）计算弯曲疲劳许用应力1：由P202式10-12，疲劳安全系数S=1.4。2:疲劳寿命系数：由[10]P190图11-18,查得，。3:7）计算大小齿轮的并加以比较比较：>，故取0.0088。7.3.3.2设计计算1：2：两种强度同时满足要求，可以知道=3mm,于此同时可以选取分度圆直径d1=37.75mm来计算齿轮齿数。，取Z1=14。Z2=i·Z1=3.43×14=48。7.3.4几何尺寸计算（1）计算中心距可取a=94mm。（2）按取整后的中心距修正螺旋角（3）计算大小齿轮的分度圆直径(4)计算齿轮宽度取整后B2=20,B1=22。（5）验算＜1000N/mm原假设成立。7.4减速器齿轮参数汇总表表7.1减速器齿轮参数汇总表第一级第二级第三级齿轮123456(mm)1.5232020208°6'34"8°6'34"8°6'34"(mm)535994续表3.933.143.43145514441448(mm)21.2183.8828.2888.8942.42145.45(mm)23.9785.4731.9691.9647.49149.94(mm)17.2978.7923.0583.0534.575136.57(mm)161418162220旋向左旋右旋右旋左旋左旋右旋精度7778轴的设计8.1第一轴的设计8.1.1第一轴的主要参数功率P1、转速n1、转矩T1P1=2.85kwn1=1380r/minT1=19270N·mm8.1.2确定第一轴的最小直径低速：40Cr，进行调质处理。查[10]P370表15-3，取A0=105。式：式（8.1）因为必须想到轴上的键槽扩大5%--7%，∴式：d0=14.17mm式（8.2）此外，因为这部分轴是需要同联轴器进行衔接配合的，所以这时所选择的轴径应该跟所选择的联轴器的孔的直径相匹配，这样才能达到配合要求。因为这次设计的减速器是一类中小型减速器，而且其主机主轴跟减速器的转出轴的轴线偏移比较小。其次为了可以使传送稳定，所以在这样的条件下所使用的传送设置必须要具备有缓冲，吸振的一般性能。依据上述结果可知此时要选择弹性柱销式联轴器。查[11]P343式14-3：式（8.3）——工作情况系数；查[8]P343表14-1，＝1.5查[3]P180表9-9，根据计算结果可知，这时HL1型弹性柱销式联轴器比较符合。HL1型弹性柱销式联轴器相关参数如下所示：公称转矩Tn＝160N·mm轴孔长度L=32mm孔径d1=16mm∴第一轴d=16mm，dI-II=16mm8.1.3第一轴的结构设计（1）轴的结构图8.1第一轴结构图（2）根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度1）1-2段根据所取花键确定尺寸取d1-2=16mm取L1-2=26mm2）2-3段根据所选弹簧垫圈尺寸而定，查[3]P6-102表6.2-166，可以选择的弹簧垫圈类型号是：GB/T27938-2011。取d2-3=17mm，外径D=30mm取L2-3=1.1mm。3）3-4段轴肩4为非定位轴肩，经所查[3]可知，应该选择的密封圈是：内包骨架旋转轴唇形油封尺寸系列（GB/t13871-1992,）其中D=40mm，d=20mm。查[2]，可知选择的滚动轴承类型是：GB/T276-6304，D=52mm，d=20mm。取d3-4=20mm取L3-4=105mm4）4-5段有空心轴与第一轴配合所得尺寸取d4-5=20mm取L4-5=106mm5）5-6段齿轮，根据前面计算所得的齿宽及分度圆直径取d5-6=21.21mm取L5-6=16mm6）6-7段定位轴肩取d3-4=18mm取L3-4=1mm7）7-8段经查[2]，可知选择滚动轴承类型是：GB/T276-6302，D=42mm，d=15mm。取d7-8=15mm取L7-8=13mm8.1.4第一轴强度校核8.1.4.1轴上受力分析轴传递的转矩：齿轮的圆周力：式（8.4）齿轮的径向力：式（8.5）齿轮的轴向力：式（8.6）8.1.4.2求支反力1）在水平平面内的支反力由式：得式（8.7）由式：得式（8.8）2）在垂直平面内的支反力由式：得式（8.9）由式：得式（8.10）8.1.4.3作弯矩和转矩图1）齿轮的作用力在水平平面的弯矩图齿轮的作用力在垂直平面的弯矩图由于齿轮作用力在C截面作出最大合成弯矩2）作图图8.2第一轴的弯矩和转矩图8.1.4.4轴的强度校核1）确定危险截面按照轴的构造尺寸跟弯矩图以及转矩图来说，截面C处受到的弯矩是最大的，同时也会有齿轮进行相互配合，所以他们属于危险截面的一种情况。在这种情况下需要对截面C进行相应的强度校核。2）安全系数校核计算因为该减速机轴转动，弯矩变型导致发生弯应力的循环对称，转矩导致的为切应力的循环脉动。①弯曲应力副：：抗弯截面系数由于是对称循环弯曲应力，故平均应力②根据式：式（8.11）——变型时循环应力对称疲劳极限；查[11]19.1-1可知。——有效应力集中系数；由表[11]19.3-6可知按键槽查得，按配合查得，故取。——质量表面系数；对轴进行车削加工，由[11]表19.3-8查得。——尺寸系数，通过查[11]可知。③切应力副为：式：式（8.12）——抗扭截面系数；由[11]表19.3-15查得④根据式式：式（8.13）——扭转疲劳极限；由[8]查得。——有效切应力集中系数；由[8]可知按键槽，按配合，故取——表面质量系数；对轴进行车削加工，通过查[8]可知：。——尺寸系数；查[8]1可知。——应力均匀折算系数；通过查[8]可知：。⑤轴C截面的安全系数式：式（8.14）由[8]表19.3-5可知。[S]=1.3～2.5。所以，满足轴C截面要求。8.2第二轴的设计8.2.1第二轴的主要参数功率P2、转速n2、转矩T2P2=2.74kwn2=351.1r/minT2=74530N·mm8.2.2确定第二轴的最小直径由于空心轴速度比较低，采用低速轴，轴的材料选择可以是40Cr，对其进行调质处理。查[11]P370表15-3，取A0=105。因为必需要想到轴上的键槽扩大5%--7%，∴d0=22.08mm8.2.3第二轴的结构设计（1）轴的结构简图8.3第二轴的结构图（2）根据轴向定位要求与轴承安装，确定轴的各段直径和长度1）1-2段由[2]可知可以选择滚动轴承类型是：GB/T276—6302，D=42mm，d=15mm。取d1-2=15mm取L1-2=13mm2）2-3段定位轴肩，根据1-2段轴承的内径尺寸取d2-3=22mm取L2-3=1.5mm3）3-4段齿轮，根据前面计算所得的齿宽及分度圆直径取d3-4=28.28mm取L3-4=18mm4）4-5段为定位轴肩，根据5-6段齿轮的尺寸取d4-5=22mm取L4-5=1.5mm5）5-6段安装齿轮取d5-6=18mm取L5-6=15mm6）6-7段由[2]可知能够选择滚动轴承类型是：GB/T276—6302，D=42mm，d=15mm。取d6-7=15mm取L6-7=14mm8.3第三轴的设计8.3.1第三轴的主要参数功率P3、转速n3、转矩T3P3=2.63kwn3=111.1r/minT3=224660N·mm8.3.2确定第三轴的最小直径由于空心轴速度比较低，采用低速轴，轴的材料选择可以是40Cr，对其进行调质处理。查[11]P370表15-3，取A0=105。因为必需想到轴