【正文】 （17）afQ)cos(e??將（14）式代人（17）式得： 3211110 ][)(cos)(cs*4 ??????? mnRtgHtRwSNfWa ???（18）已知該傳動的輸入功率 P1=13Kw，輸入轉速為 n1=1400r/min，提升速度為v=7m/min, 查[5]p35 表 24 取工作情況系數 S=查[5]P38 表 27 取牽引系數 =查[5]P37 表 25 得點接觸許用接觸應力 250MP][??H? 將上面數據代入[18] 得 =?1R 驗算 A、B、E 點處的油膜厚度 接觸點的當量曲率半徑 由各傳動元件接觸點的曲率半徑 計算各接觸點的運動方向當量曲率半徑?和垂直運動方向的曲率半徑 。dx?dy上圖 1 所示，在輸入盤與行星錐接觸點 A 處式中： ，?????ar? ，3)(/2???r 4a在調速環(huán)與行星錐接觸點 E 處在輸出盤與行星錐接觸點 B 處各點的接觸橢圓率計算公式為 （19）將數值代入（19）式得 ， = ， =?akekbk 無量綱速度、載荷、和材料參數（1）無量綱速度參數 （20）式中： 為大氣壓力下潤滑油的粘度，取 .0? ?在 A 點、E 點、B 點各傳動元件運動方向滾動速度如下： 在輸入盤與行星錐接觸點 A 處 （21）在調速環(huán)與行星錐接觸點 E 處 （22）在輸出盤與行星錐接觸點 B 處 （23）有效彈性模量 （24）22206/637./????式中：E 為各傳動元件材料的彈性模量，Pa； 為各傳動元件材料的泊松比。 140/inanrsi()/(???????? 、 、????????（2） 無量綱載荷參數 （25）式中 Q 為各傳動元件接觸點的法向壓緊力，N。、 、?????????（3） 無量綱材料參數 （26）??式中： 為潤滑油的壓力粘度系數， 。???? 接觸區(qū)中央最小油膜厚度、膜厚比 傳動元件接觸點無量綱最小油膜厚度計算公式為 （27）傳動元件各接觸點最小油膜厚度計算公式為 （28） 、 、???傳動元件各接觸點膜厚比的計算公式為 （29）式中： 分別是相互接觸的兩個傳動元件的表面粗糙度12f 、查[5]P45 取 ??、 、38a???在滿足膜厚比 條件下，傳動元件的磨損最小和壽命最長。由1?此可知設計滿足要求。 軸承和軸的校核 深溝球軸承 6006 GB/T2761994 的校核1，由于該軸承主要受徑向載荷，故 = =0e=式中：A—軸承軸向載荷 R—軸承徑向載荷，現估算R= =55000 N1022，初步計算當量動載荷P P= = (47)??YAXfp??fp參照[7] P315表136，取 =參照7] P314表135，取X=1則，P= =77000 N???3，求軸承應有的基本額定動載荷C (48)610hnLCP??式中：n—軸承旋轉頻率 （r/min）,且 （r/min ）? —軸承預期計算壽命，取 =4000 (h)tLt所以，C= = ?4，由于 6006 GB/T2761994 深溝球軸承的基本額定動載荷 C=10200 N,故該軸承滿足受載條件此軸承的基本額定靜載荷 Co=6880N。現驗算其壽命：1) = =0。參照[7] P314 表 135，取 e=，CoA0682) 取 X=1 。則當量動載荷 P ，P = = =77000 N??XRfp???3) 驗算 6006 GB/T2761994 深溝球軸承的壽命 =4000 h (49)??????????????故略高于預計計算壽命，故該軸承滿足壽命要求綜上所述，6006 GB/T2761994 深溝球軸承滿足設計要求，可以選用。 角接觸球軸承 7206 GBT2921994 的校核該軸承的受力情況與深溝球軸承 6006 GB/T2761994 的受力情況相同故， = =0e= P= = =77000 N??Xfp??? N36 ? ???由于角接觸球軸承 7206 GBT2921994 的基本額定動載荷 C=178000N,故該軸承滿足受載條件此軸承的基本額定靜載荷 Co=128000N?，F驗算其壽命：1) 。參照[7] P314 表 135，此時 e=，0128AC?2) 取 X=1 。則當量動載荷 P ???????3) 驗算角接觸球軸承 7206 GBT2921994 的壽命 hn?????? ??????????略高于預計計算壽命，故該軸承滿足壽命要求綜上所述，7206 GBT2921994 軸承滿足設計要求，可以選用。 中間軸的校核由于中間軸主要承受扭轉作用，故應按扭轉強度條件進行其強度校核計算。軸的扭轉強度條件為 (50)??950TTTPnW????式中： —— 扭轉切應力 T(Ma) —— 軸的抗扭截面系數 （ ）m3 —— 許用扭轉切應力 ][T?(Pa)由于中間軸兩端是花鍵 6 28 23 6，故?= (51)WT????1Dzb]/dDd[24??= =3007283823?所以，????(MPa)由于 45 鋼的許用扭轉切應力 =25 ~ 45 ，25 45 ,][T?()(Pa)T?(MPa)故可選取 大些的材料。現決定選取 55 鋼，其許用扭轉切應力 ][T? ][T?= 。][T(MPa)5 結論和展望 結論電動葫蘆是一種最普通的成批生產的電動起重機械。通過對國內外電動葫蘆現狀的分析比較，可以看出我國電動葫蘆的發(fā)展并不容樂觀。國內電動葫蘆不僅減速器結構單一，而且產品的體積和質量比較大，性能不高。和國外同類產品相比，存在很大的差距，需要進行改進設計。通過查閱各種電動葫蘆有關資料，對電動葫蘆進行參數計算和校核，對鋼絲繩進行選型，對卷筒進行強度校核，對電動機進行了過載和發(fā)熱校驗，對軸承和軸進行了校核。確定所有計算數據后，對其進行了變速器和總裝圖的繪制。最終完成設計說明。由于設計水平有限，所以本設計一定還存在很多不足之處，值得進一步改進。通過這次畢業(yè)設計使我了解了關于起重機械方面的很多知識，熟悉了電動葫蘆的設計流程，并掌握了，也使我鞏固了四年來學過的許多知識。 展望起重機作為一種古老的機械,時至今日,在其承載結構、驅動機構、取物裝置、控制系統及安全裝置等各方面都有了很大的發(fā)展,其設計理論、制造工藝檢測手段等都逐漸趨于完善和規(guī)范化,并已經成為一種較完善的機械。但由于生產發(fā)展提出新的使用要求起重機的種類、形式也需要相應地發(fā)展和創(chuàng)新,性能參數也需要不斷變化與完善。由于現代化設計方法的建立和計算機輔助設計等現代設計手段的應用,使起重機設計思維觀念和方法有了進一步的更新,其它技術領域和相鄰工業(yè)部門不斷取得的新科技成果在起重機上的滲透、推廣應用等,更使起重機的各方面不斷地豐富更新。因此,起重機將向現代化、智能化、更安全可靠方便的方向發(fā)展。致謝本文是在姚偉老師的精心指導下完成的。導師嚴謹的治學態(tài)度和執(zhí)著的追求精神使學生受益非淺。導師在學習上，選題和開展課題給予了我引導和關懷。在整個畢業(yè)設計過程中，姚偉給了我們無微不至的幫助和關心。當我們搜集資料時，他給我們推薦一些電子書庫以及數據庫等；當我們調研時，他介紹我們去衛(wèi)華集團參觀；當確定方案時，他給我們分析了利弊；當具體設計計算時，他給我們提供了一些思路等等，讓我在這次畢業(yè)設計中學到了好多知識。在此謹向尊敬的導師表示深深的謝意。在課題的研究過程中，也得到了很多教授，老師的關懷和同學們所給的很大幫助。在此向他們表示衷心的感謝。永遠感謝父母的養(yǎng)育之恩！在我二十年的寒窗生涯中，父母孜孜不倦的教海和鼓勵是促使我不斷進取并完成學業(yè)的重要精神動力，無論什么時候，他們是我最堅強的后盾！最后，感謝評審，評議委員會的各位老師，感謝你們在百忙之中給予指導。參考文獻[1] 饒振綱. 行星齒輪傳動設計. 北京：化學工業(yè)出版社，2022 年.[2] ：機械工業(yè)出版社，1977 年.[3] 嚴大考，鄭蘭霞 . 起重機械. 鄭州：鄭州大學出版社，2022 年.[4] 裘為章，吳錫忠 .：年；[5] .北京：化學工業(yè)出版社.1999 年；[6] 張明成，秦東晨，張少林. 行星錐環(huán)無級變速器的最大傳動能力的研究. 廣東： 年；[7] 熊濱生，熊安然，崔曉康，： 年；[8] 濮良貴，紀名剛 .機械設計（第七版）.北京：高等教育出版社，2022；[9] 年；[10] ：年；[11] 陳登云. 年；[11] 陳登云. 年；[12] 朱學敏. ： 年年；[13] 陳道南，過玉卿，周培德，：機械工業(yè)出 年；[14] ：機械工業(yè) 年；[15] [M].鄭州 :河南科學技術出版社, 1994 年；[16] 庫德里亞夫采夫，基爾佳舍夫 ，張展，江耕華，胡來容 耕華 ： 年；[17] Andrzej of sensitivity method to analysis of vehicle dynamic System Dynamics,1989(18).[18] David algorithms in search,optimization and machine Wwesly Publishing Co,1989.[19] and algorithms in optimization problem with discrete and integer design variables,1992(19).[20] VENNER C H, TEN NapelW E. Multilevel solution of the EHL circular contactproblem [J]. Wear, 1992, 152: 35