【正文】 畢業(yè)在即，感謝這三年來各位老師對我的教誨，各位同學(xué)給我的幫助！感謝與我共同走過大學(xué)的朋友們、同學(xué)們！同時祝愿你們在以后的日子里，開心、快樂！參考文獻(xiàn)[1] 濮良貴，:高等教育出版社，[2] :化學(xué)工業(yè)出版社，[3] :冶金工業(yè)出版社，[4] 張青，:化學(xué)工業(yè)出版社，[5] :機械工業(yè)出版社，[6] :中國輕工國際工程設(shè)計院，2002[7] :機械工業(yè)出版社，[8] :中國勞動社會保障出版社，2006[9] :機械工業(yè)出版社，[10] :人民交通出版社，[11] :機械工業(yè)出版社，[12] 黃大魏，:化學(xué)工業(yè)出版社，[13] :高等教育出版社， 。還有幫助我的各位同學(xué)，他們花費大量寶貴時間來幫助我解決問題，使我由衷的感謝他們。尤其要感謝我的畢業(yè)設(shè)計指導(dǎo)老師栗振老師，在這段時間內(nèi)他給了我莫大的幫助，正由于他的熱心地幫助和指導(dǎo)，不厭其煩的幫助我進(jìn)行設(shè)計的修改和改進(jìn)，我的畢業(yè)設(shè)計才能夠順利的完成。在這次畢業(yè)設(shè)計過程中，我擁有了無數(shù)難忘的回憶和收獲，對即將畢業(yè)走入社會的自己將有很大的幫助。在設(shè)計過程中，我遇到了很多困難，如：在對電動葫蘆機的工作原理及其特點進(jìn)行分析，確定電動葫蘆的整體設(shè)計方案時，對細(xì)節(jié)方面的傳動結(jié)構(gòu)想不清楚，具體設(shè)計步驟不了解；還有對減速器進(jìn)行設(shè)計時，整體布局的安排和箱體的結(jié)構(gòu)有點想不明白等等。由于電動葫蘆的工作原理和結(jié)構(gòu)特點等一些特性的不同，因此種類繁多。m2；=4s,驗算合格。帶入數(shù)據(jù)的=m， (86)——下降時機構(gòu)運動質(zhì)量換算到電動機軸上的總轉(zhuǎn)動慣量，kg 制動時間驗算滿載下降的制動時間為： (85)式中 ——滿載下降時的電動機轉(zhuǎn)速，r/min,通常取=； ——制動器制動力矩，Nm，參考文獻(xiàn)[4]表49，取 Tq=； ——推薦啟動時間，s，=4s。m2。m2； JL——制動輪和聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)動慣量，= 啟動時間驗算起升機構(gòu)在啟動階段，要使原來靜止的質(zhì)量開始運動，這時電動機的啟動力矩Tq除要克服靜阻力矩外，還有一部分用來克服運動質(zhì)量的慣性阻力矩，即 (81) 慣性阻力矩Tg為： (82) (83)式中 nm——電動機額定轉(zhuǎn)速，=1400r/min； tq——啟動時間，s； [J]——機構(gòu)運動質(zhì)量換算到電動機軸上的總轉(zhuǎn)動慣量，kg反之，加速度太大，又會給金屬機構(gòu)和傳動部件施加很大的動載荷，并使零部件的受力增大。8 驗算啟動、制動時間起升機構(gòu)的工作為周期性的，工作是分啟動、穩(wěn)定運動和制動三個階段。 采用花鍵（GB1144—2001），根據(jù)空心軸的直徑，查參考文獻(xiàn)[2]表3316取NdDB=10929811，參考文獻(xiàn)[2]表3315得花鍵連接的許用擠壓應(yīng)力= 100 MPa，=式中T——轉(zhuǎn)矩，m；——各齒載荷不均勻系數(shù)，一般取=~，；Z——齒數(shù)=10；L——齒的工作長度=100mm；——平均直徑，mm，矩形花鍵 =95mm；h——齒的工作高度，h=3mm。 采用花鍵（GB1144—2001），根據(jù)空心軸的直徑，查參考文獻(xiàn)[2]表3316取NdDB=10828812，參考文獻(xiàn)[2]表3315得花鍵連接的許用擠壓應(yīng)力= 100 MPa，=式中T——轉(zhuǎn)矩，m；——各齒載荷不均勻系數(shù)，一般取=~，；Z——齒數(shù)=10；L——齒的工作長度=160mm；——平均直徑，mm，矩形花鍵 =85mm；h——齒的工作高度，h=3mm。查參考文獻(xiàn)[2]表333得=110。故此鍵連接強度足夠。采用圓頭普通平鍵（GB/T15671979），由d=60mm，查參考文獻(xiàn)[7]表634得=1811，因齒寬63mm，故取鍵長L=56mm，即 d=60mm，h=11mm，l=Lb=37mm，T= 。 鍵聯(lián)接的選擇和驗算 根據(jù)所選聯(lián)軸器，采用花鍵（GB1144—2001），根據(jù)軸1的直徑，查參考文獻(xiàn)[2]表3316取NdDB=836407，參考文獻(xiàn)[2]表3315得花鍵連接的許用擠壓應(yīng)力= 100 MPa， （720）=100MPa式中T——轉(zhuǎn)矩，m；——各齒載荷不均勻系數(shù)，一般取=~，；Z——齒數(shù)=8；L——齒的工作長度=63mm；——平均直徑，mm，矩形花鍵 =38mm；h——齒的工作高度，h=2mm。 由于軸承只受徑向載荷，參考文獻(xiàn)[2]式(139a)和表13—6，得其當(dāng)量動載荷P=FR，載荷系數(shù)fp=，根據(jù)起重機機構(gòu)利用等級查參考文獻(xiàn)[3]表1115得總設(shè)計壽命L=1600h。（2）計算軸承受力軸承徑向載荷：根據(jù)“軸的設(shè)計”中已算出的低速軸3的軸承反支力，有：(3) 軸承的當(dāng)量動載荷P(4) 軸承的實際壽命已知球軸承，滾子軸承LL故所選軸承合適。 減速器底速軸滾動軸承的選擇與壽命計算（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)底速軸的直徑和減速器的整體布局選取d=75mm的深溝球軸承和d=90mm滾針軸承的兩個軸承，由參考文獻(xiàn)[2]表6149，深溝球軸承選用型號為6015，其主要參數(shù)有：d=75mm，D=115mm，Cr=；根據(jù)GB28964選用74000型結(jié)構(gòu)形式，型號為4074918，其主要參數(shù)：d=90mm，D=125mm，Cr=。 由于軸承只受徑向載荷，參考文獻(xiàn)[2]式(139a)和表13—6，得其當(dāng)量動載荷P=FR，載荷系數(shù)fp=，根據(jù)起重機機構(gòu)利用等級查參考文獻(xiàn)[3]表1115得總設(shè)計壽命L=1600h。（2）計算軸承受力軸承徑向載荷：根據(jù)“軸的設(shè)計”中已算出的高速軸1的軸承反支力，有： （715）= （716）=(3) 軸承的當(dāng)量動載荷P （717）=3 （718）=(4) 軸承的實際壽命 （719）已知球軸承LL故所選軸承合適。 滾動軸承的選擇與壽命計算 減速器高速軸滾動軸承的選擇與壽命計算（1）軸承的選擇高速軸的軸承只承受徑向載荷，選用深溝球軸承，根據(jù)高速軸的直徑選取d=35mm和d=40mm的兩個軸承，由參考文獻(xiàn)[2]表6149，選用型號為6307和6208，型號6307軸承主要參數(shù)有：d=35mm，D=80mm，Cr=；型號6208軸承主要參數(shù)：d=40mm，D=80mm，Cr=。齒輪5上的作用力圓周力：；徑向力：；b．軸承的支反力水平面上支反力： 垂直面上支反力： （5）畫彎矩圖（、c） 刨面D處彎矩水平面上的彎矩：105=垂直面上的彎矩：105=合成彎矩：剖面B處的彎矩水平面上的彎矩：垂直面上的彎矩：合成彎矩：（6）畫轉(zhuǎn)矩圖（）T3=。（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計如下圖所示。 空心軸的的設(shè)計（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《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表121的材料的力學(xué)性能數(shù)據(jù)為：（2）初步估算軸徑根據(jù)一軸的直徑和下式，選擇空心軸的直徑，由于材料為45鋼，查參考文獻(xiàn)[2]表517 選取A=126。齒輪5上的作用力圓周力：；徑向力：；b．軸承的支反力水平面上支反力： 垂直面上支反力： （5）畫彎矩圖（、c） 刨面C處彎矩水平面上的彎矩：131=垂直面上的彎矩：131=合成彎矩：剖面D處的彎矩水平面上的彎矩：垂直面上的彎矩：合成彎矩：（6）畫轉(zhuǎn)矩圖（）T3=。 減速器低速軸3的設(shè)計（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《機械設(shè)計基礎(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： 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75mm（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計如下圖所示。齒輪3 上的作用力圓周力：；徑向力：3392N；b．軸承的支反力水平面上支反力： 垂直面上支反力： （5）畫彎矩圖（、c） 刨面C處彎矩水平面上的彎矩：37=垂直面上的彎矩：37=合成彎矩：剖面D處的彎矩水平面上的彎矩：垂直面上的彎矩：合成彎矩：（6）畫轉(zhuǎn)矩圖（）T2=。 （7）計算當(dāng)量彎矩；剖面C處當(dāng)量彎矩：剖面D處當(dāng)量彎矩：（8）判斷危險剖面并驗算強度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為危險斷面 (711) 59MPab．剖面D處直徑最小，為危險剖面 (712)59MPa所以該軸強度滿足要求。 3）計算齒輪寬度 160mm。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 = = 大齒輪的數(shù)值大。 5）查取齒數(shù)系數(shù)。 = C 按齒根彎曲強度設(shè)計 彎曲強度的設(shè)計公式為 a 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限=350MPa； 2）由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)=, =, 3）彎曲疲勞許用應(yīng)力。 4）計算齒寬與齒高之比。= 2）計算圓周速度v。 8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。 6）由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 4）由表106查的材料的彈性影響系數(shù)。 2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。4）選小齒輪齒數(shù)=12，傳動比i=，則大齒輪齒數(shù)==54。3）材料選擇。 第三級齒輪傳動的設(shè)計計算A 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1）選用直齒圓柱齒輪傳動。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 =