【正文】 感謝這篇論文所涉及到的各位學(xué)者，本文引用了多位學(xué)者的研究文獻(xiàn)，如果沒有各位學(xué)者的研究成果的幫助和啟發(fā)，我將很難完成本篇論文的寫作。致謝歷時(shí)一個(gè)多月的時(shí)間，終于將這篇論文寫完，在論文的寫作過程中遇到了許多困難，但都在老師和同學(xué)的幫助下度過了。本次設(shè)計(jì)選取廣泛應(yīng)用的CD型和ＭＤ型電動(dòng)葫蘆為參考設(shè)計(jì)對(duì)象。m；=m； ——滿載下降時(shí)的制動(dòng)制動(dòng)軸靜力矩，N因此，可由上式求得起升機(jī)構(gòu)的啟動(dòng)時(shí)間為： (84)式中 Tq——電動(dòng)機(jī)的平均啟動(dòng)動(dòng)力矩，Nm2； Jd——電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，=由于機(jī)構(gòu)在啟動(dòng)和制動(dòng)時(shí)會(huì)產(chǎn)生加速度和慣性力，若啟動(dòng)和制動(dòng)時(shí)間過長(zhǎng)，加速度小，將影響起重機(jī)的生產(chǎn)率。 故此鍵連接強(qiáng)度足夠。采用圓頭普通平鍵（GB/T15671979），由d=95mm，查參考文獻(xiàn)[7]表634得=2514，因齒寬115mm，故取鍵長(zhǎng)L=100mm，即 d=95mm，h=14mm，l=Lb=75mm，T=。 故此鍵連接強(qiáng)度足夠。 空心軸上軸承的選擇與驗(yàn)算（1）軸承的選擇底速軸的軸承只承受徑向載荷，選用球軸承，根據(jù)空心軸的直徑和減速器的整體布局選取d=90mm的深溝球軸承和d=75mm滾針軸承的兩個(gè)軸承，由參考文獻(xiàn)[2]表6149，深溝球軸承選用型號(hào)為6019，其主要參數(shù)有：d=95mm，D=145mm，Cr=；根據(jù)GB28964選用74000型結(jié)構(gòu)形式，型號(hào)為4074114，其主要參數(shù)：d=75mm，D=110mm，Cr=50KN。（2）計(jì)算軸承受力軸承徑向載荷：根據(jù)“軸的設(shè)計(jì)”中已算出的中間軸2的軸承反支力，有：因軸承尺寸相同，且，故應(yīng)以作為軸承壽命計(jì)算的依據(jù)(3) 軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P(4) 軸承的實(shí)際壽命已知球軸承L故所選軸承合適。 由于軸承只受徑向載荷，參考文獻(xiàn)[2]式(139a)和表136，得其當(dāng)量動(dòng)載荷P=FR，載荷系數(shù)fp=，根據(jù)起重機(jī)機(jī)構(gòu)利用等級(jí)查參考文獻(xiàn)[3]表1115得總設(shè)計(jì)壽命L=1600h。圖77空心軸(4) 軸上受力分析（）a．中間軸承的作用力中間軸承上的作用力：根據(jù)軸1軸承B處的作用力得圓周力：；徑向力：=。（7）計(jì)算當(dāng)量彎矩；剖面C處當(dāng)量彎矩：剖面D處當(dāng)量彎矩：（8）判斷危險(xiǎn)剖面并驗(yàn)算強(qiáng)度a．剖面C處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，故剖面C為危險(xiǎn)斷面；b．剖面D處直徑最小，為危險(xiǎn)剖面；所以該軸強(qiáng)度滿足要求。（7）計(jì)算當(dāng)量彎矩；剖面C處當(dāng)量彎矩：剖面D處當(dāng)量彎矩：（8）判斷危險(xiǎn)剖面并驗(yàn)算強(qiáng)度a．剖面C處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，故剖面C為危險(xiǎn)斷面；b．剖面D處直徑最小，為危險(xiǎn)剖面；所以該軸強(qiáng)度滿足要求。表72 齒輪參數(shù)第一級(jí)第二級(jí)第三級(jí)齒輪123456(mm)3610202020(mm)2362824402113619751672(mm)63408114450160720(mm)6358114109160155精度777 軸的設(shè)計(jì)和校核 減速器高速軸1的設(shè)計(jì)（1）選擇材料選用45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，查《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》表121的材料的力學(xué)性能數(shù)據(jù)為：（2）初步估算軸徑由于材料為45鋼，查參考文獻(xiàn)[2]表517 選取A=126，則得： （77） =考慮狀聯(lián)軸器加鍵需將其軸徑增加4%~5%，故取軸的最小直徑35mm（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如下圖所示：圖71軸1(4) 軸上受力分析（）a．齒輪上的作用力圓周力： （78）=；徑向力： （79）=；b．軸承的支反力水平面上支反力：533/(42+533)= 42/(42+533)=垂直面上支反力：533/(42+533)= 42/(42+533)=（5）畫彎矩圖（、c） 刨面C處彎矩水平面上的彎矩：533=垂直面上的彎矩：533=合成彎矩： (710)=（6）畫轉(zhuǎn)矩圖（）T1=。b 設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，有齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒輪接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，并就近整圓為標(biāo)準(zhǔn)值m=10mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓的直徑d1=，算出小齒輪齒數(shù) =大齒輪齒數(shù) =i=72，取=72。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=,得 266MPa 300MPa 4）計(jì)算載荷系數(shù)K。 3）計(jì)算齒寬b。 =7 = 7）由圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù)：， 。 3）由表107選取齒寬系數(shù)=1。由表101選擇小齒輪材料為45號(hào)鋼，硬度為250HBS，大齒輪材料為45鋼硬度為210HBS，二者材料硬度差為40HBS。 D 幾何尺寸計(jì)算 1）計(jì)算分度圓直徑 114mm 450mm 2）計(jì)算中心距 282mm， 3）計(jì)算齒輪寬度 114mm。 由表105查得=, = 6）由表105查得=, = 7）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。 模數(shù) 齒高 = = 根據(jù)v=，7級(jí)精度，；直齒輪1；， 由表102查得使用系數(shù)=1； 由表104用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí)=， 由=， =，查圖1013得=；故載荷系數(shù) 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度直徑，得= 7）計(jì)算模數(shù)m。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 580 b計(jì)算 1) 試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值。 5）由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=580；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=560。B 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行計(jì)算，即a 確定公式內(nèi)的個(gè)計(jì)算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)K1=。2）起重機(jī)機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（GB 1009588）。b 設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，有齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒輪接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，并就近整圓為標(biāo)準(zhǔn)值m=3mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓的直徑d1=，算出小齒輪齒數(shù) =大齒輪齒數(shù) =i=，取=136。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=,得 230MPa 4）計(jì)算載荷系數(shù)K。 3）計(jì)算齒寬b。 =8 = 7）由圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù)：， 1。 3）由表107選取齒寬系數(shù)=1。由表101選擇小齒輪材料為45號(hào)鋼，硬度為250HBS，大齒輪材料為45鋼硬度為210HBS，二者材料硬度差為40HBS。而i=，得i1=； I2=； I3=；要注意傳動(dòng)裝置的實(shí)際傳動(dòng)比只有在傳動(dòng)件的參數(shù)(例如齒數(shù)，帶輪直徑等) 確定后才能準(zhǔn)確計(jì)箅，故工作機(jī)的實(shí)際轉(zhuǎn)速只有在傳動(dòng)件設(shè)計(jì)計(jì)箅完成后進(jìn)行核算，一般允許與設(shè)計(jì)要求的轉(zhuǎn)速有3%~5%的誤差。 聯(lián)軸器的選擇起重機(jī)用聯(lián)軸器常用的有齒式聯(lián)軸器，梅花鮮性聯(lián)軸器，彈性柱銷聯(lián)軸器，萬向聯(lián)軸器，耦合器等。7 減速器的設(shè)計(jì)減速器：鋼絲繩電動(dòng)葫蘆減速器采用三級(jí)同軸線式圓柱定軸直齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)機(jī)構(gòu)，齒輪和齒輪軸用經(jīng)過熱處理或調(diào)質(zhì)處理的結(jié)構(gòu)鋼制成，箱體，箱蓋由優(yōu)質(zhì)鑄鐵制成，裝配嚴(yán)密，密封良好。 = （65）=式中 —電動(dòng)機(jī)額定功率，其工作制為，接電持續(xù)率JC與實(shí)際機(jī)構(gòu)的值相同=13， —電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速，1400。 驗(yàn)算合格。mm滿載轉(zhuǎn)速r/min轉(zhuǎn)動(dòng)慣量Kg 卷筒轉(zhuǎn)速卷筒轉(zhuǎn)速可按下式計(jì)算： =（55） 式中 a——滑輪組倍率；V——起升速度，m/min；——卷筒卷繞直徑，m。當(dāng)卷筒長(zhǎng)度小于三倍（L3D）直徑時(shí)，彎曲和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力一般不超過壓縮應(yīng)力的10%~15%，只需按壓縮應(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度校核，反之，還需計(jì)算彎曲力矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力。 卷筒的長(zhǎng)度雙聯(lián)卷筒的尺寸如下圖（53）：卷筒長(zhǎng)度的計(jì)算公式為： =1280mm （52）式中 有繩槽部分的長(zhǎng)度；固定繩尾部所需要的長(zhǎng)度，一般取=（2~3）P，取=3P=66mm；兩端空余部分，取=P=22mm；卷筒體中間無槽部分的長(zhǎng)度，根據(jù)動(dòng)滑輪中心距=185mm； =式中 H起升高度； a滑輪組倍率；n安全圈，取n=3；P繩槽節(jié)距。本結(jié)構(gòu)采用單層卷繞鑄造卷筒，表面切有螺旋形繩槽，材料為HT200的灰鑄鐵。圖45鋼絲繩繩卡固定5 卷筒的設(shè)計(jì) 卷筒的構(gòu)造卷筒是卷繞和容納鋼絲繩的部件。繩卡型號(hào)的選用見參考文獻(xiàn)[3]表2125，本結(jié)構(gòu)采用Y1032型號(hào)。 鋼絲繩端的固定和連接本結(jié)構(gòu)采用繩卡固定法如下圖，此法簡(jiǎn)單可靠，拆卸方便，獲得廣泛應(yīng)用。對(duì)于這類卷筒，鋼絲繩和卷筒的磨損都比有繩槽的卷筒嚴(yán)重，繩更容易因壓力作受損傷。因此,在選擇最適當(dāng)?shù)匿摻z繩結(jié)構(gòu)時(shí)，應(yīng)當(dāng)考慮此壓力的大小和滑輪材料的抗磨性能?；喞K槽的直徑不可能保持固定不變，其變化主要受鋼絲繩的影響，并在很大程度上與滑輪材料和受到的壓力有關(guān)。隨滑輪尺寸減小，由彎曲和鋼絲繩與滑輪之間的接觸壓力所產(chǎn)生的應(yīng)力而增大。引起鋼絲繩失效的因素很多，通過對(duì)鋼絲繩失效因素分析，以便能提高鋼絲繩的使用壽命。應(yīng)對(duì)從固結(jié)端引出的那段鋼絲繩進(jìn)行檢驗(yàn)，因?yàn)檫@個(gè)部位發(fā)生疲勞，斷絲和腐蝕是危險(xiǎn)的。 ④在所有情況下，每當(dāng)發(fā)生任一事故后或鋼絲繩經(jīng)拆卸后重新安裝投入使用前均應(yīng)進(jìn)行一次檢驗(yàn)。每個(gè)工作日都要經(jīng)常對(duì)鋼絲繩的任何可見部分進(jìn)行觀察，以便發(fā)現(xiàn)損壞與變形的情況，特別應(yīng)留心鋼絲繩的固定部位，當(dāng)檢查發(fā)現(xiàn)有斷絲，磨損，腐蝕和變形等缺陷時(shí)，應(yīng)按GB/T 5972《起重機(jī)械用鋼絲繩檢驗(yàn)和報(bào)廢實(shí)用規(guī)范》的規(guī)定判定。（6）鋼絲繩走向。圖43 繩槽 （5）鋼絲繩允許偏角?；喩系牟坌蛻?yīng)符合有關(guān)規(guī)定，滑輪繩槽底部半徑尺寸=（０．５４—０．６）ｄ。 （3）卷繞。 (42)=（10t1000kg/）/=式中 最大起升載荷，N，其中所含吊具自重載荷參考文獻(xiàn)[4]表42，取2%F； a滑輪組倍率； 滑輪組總效率，參考文獻(xiàn)[4]表28；則： ==205046N=根據(jù)GB/T8918—1996，鋼絲繩規(guī)格選擇637＋FC，公稱抗拉強(qiáng)度1700ＭＰ