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电动葫芦 设计

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电动葫芦 课程设计说明书 河南理工大学机械与动力工程学院机械设计系课程设计说明书设计题目： 电动葫芦 学生姓名： 王天赐 学 号： 311704000612 专业班级： 机械设计1703 指导教师： 张小明 2020年12月28日摘要电动葫芦简称电葫芦,是一种轻小型起重设备。应用领域：提升、牵移、装卸重物，如各种大中型砼、钢结构及机械设备的安装和移动，适用于建筑安装公司、厂矿的土木建筑工程及桥梁施工、电力、船舶、汽车制造、建筑、公路、桥梁、冶金、矿山、边坡隧道、井道治理防护等基础建设工程的机械设备。关键词：起重 机械 电动葫芦Electric hoist is a kind of small lifting equipment .Application areas: promotion, led moving, loading and unloading heavy objects, such as various sized concrete, steel and mechanical equipment installation and mobile, for construction and installation companies, factories and mines in the civil construction and bridge construction, electricity, shipbuilding, automobile manufacturing , Buildings, roads, bridges, metallurgical, mining, slope tunnels, wells and other infrastructure construction management protection of mechanical equipment.Keywords：Lifting Mechanical Electric hoist 朗读显示对应的拉丁字符的拼音字典 - 查看字典详细内容目录1 引言52 设计任务书63 起升机构动力学计算73.1 钢丝绳最大拉力73.2 钢丝绳直径的计算与选择73.3 卷筒结构及尺寸计算与选择83.3.1 卷筒绳槽尺寸83.3.2 卷筒直径83.3.3 卷筒长度83.3.4 卷筒厚度93.3.5卷筒转速93.3.6 卷筒强度计算93.4 电动机选择103.4.1 电动机类型选择103.4.2 电动机容量的确定及发热校核104 传动系统设计及计算134.1 传动方案的拟定及传动比计算134.2 行星齿轮传动的齿数确定144.2.1 传动比条件144.2.2 通同心条件144.2.3 邻接条件144.2.4 装配条件154.2.5 齿数的确定155 传动装置的承载能力和效率计算165.1 行星齿轮传动的受力分析165.2 行星齿轮传动承载能力计算165.2.1按齿面接触强度计算小齿轮分度圆直径165.2.2 按齿轮弯曲强度计算齿轮模数175.3 行星齿轮传动的效率计算186 运行机构的设计计算186.1运行机构方案设计186.2 运行机构中车轮、轨道的选择196.2.1 车轮196.2.2 轨道206.3 运行机构中电动机及制动器的选择216.3.1 运行阻力的计算216.3.2 运行机构驱动电动机的选择226.4 运行机构中减速器装置的设计计算236.4.1 结构形式236.4.2 传动比分配246.4.3 各轴运动学和动力学参数246.4.4 传动零件的设计257 电动葫芦的电气控制258 参考文献261 引言 电动葫芦是一种轻小型起重设备，具有体积小，自重轻，操作简单，使用方便等特点，用于工矿企业，仓储码头等场所。起重量一般为 0.180吨，起升高度为330米。由电动机、传动机构和卷筒或链轮组成，分为钢丝绳电动葫芦和环链电动葫芦两种。环链电动葫芦分为进口和国产两种；钢丝绳电动葫芦分CD1型、MD1型等。 此文为CD1型电动葫芦设计说明书，总结记录了设计过程及参数校核等内容，供今后参考和学习。2 设计任务书设计参数：起重量mQ1t起升高度H6m起升速度vn0.15 m/s运行速度vy30 m/min跨距7.5 m工作制度中级，接电持续率JC25%3 起升机构动力学计算3.1 钢丝绳最大拉力 Smax=FQKmZd (1-26)FQ起重量1000kg；K 系数，单联卷筒K=1；双联卷筒K=2；m滑轮组倍率 2；Z，d滑轮组及导向滑轮的效率，对于滚动轴承， Zd取0.97，对于滑动轴承，Zd取为0.92；计算结论Smax=5155N3.2 钢丝绳直径的计算与选择 由1表1-3得 机构利用等级：T5; 由1表1-4得 名义载荷谱系数：Km=0.125； 由1表1-5得 机构工作级别：M4； 由1表1-11得 选择系数：c=0.095，安全系数：n=5； 钢丝绳最小直径：d=cSmax=6.82mm (1-20) 由1表1-10取 钢丝绳直径d=8mm，公称抗拉强度1470MPa，破断拉力31.00kN；计算结论钢丝绳直径d=8mm3.3 卷筒结构及尺寸计算与选择3.3.1 卷筒绳槽尺寸 由1表1-8取 卷筒绳槽尺寸：R=5mm计算结论卷筒绳槽尺寸：R=5mm3.3.2 卷筒直径 名义直径：D=h-1d (1-10) h与机构工作级别相关的系数，由1表1-9取：h=16； d钢丝绳直径（mm）； 得D=120mm，根据卷筒长度的需要，取卷筒直径D=200mm； 卷绕直径：D0=D+d=128mm 1-11计算结论卷筒直径D=200mm3.3.3 卷筒长度 卷筒分为单联卷筒和双联卷筒，单联卷筒只有一条螺旋槽，单联卷筒长度为：L=L0+L1+2L2 (1-12) 其中L0=HmD0+nt H起升高度 6103mm； m滑轮组倍率； D0卷筒卷绕直径（mm）； n附加安全圈数，取n=2； t螺旋槽螺距 由1表1-8得t=11mm； L1固定绳尾所需长度 L1=3t； L2卷筒两端空余部分长度计算结论卷筒长度L=365mm；3.3.4 卷筒厚度 =0.02D+610=12mm计算结论卷筒厚度=12mm3.3.5卷筒转速卷筒转速：nt=60000mvnD0 式中：nt卷筒转速（r/min）； vn起升速度（m/s）； D0卷筒的卷绕直径（mm）； m滑轮组倍率计算结论卷筒转速 nt=22.38r/min 3.3.6 卷筒强度计算 卷筒壁主要承受压应力、扭转应力和弯曲应力，而扭转应力通常很小，可以忽略不记。卷筒壁压应力的分布是不均匀的，内表面应力较高，当壁厚不大时。可以近似认为是均匀分布的。压应力依照下式计算：y=ASmaxty (1-14)其中： y 作用在筒壁上的压应力； y 许用应力，由2得 75MPa;A应力减小系数 0.75； Smax 钢丝绳最大拉力（N）； 卷筒厚度 12mm；t卷筒螺旋绳槽螺距 11mm综上：y=29.29MPay 弯曲应力依照下式计算：w=MwW=MwD4-(D-2)432D (1-15) 式中：w弯曲应力（MPa）； Mw弯矩（N.m），对于单联卷筒，Mw=SmaxL； W抗弯截面模量， 综上可得：w=5.98MPaw，计算结论弯曲强度校核：安全3.4 电动机选择3.4.1 电动机类型选择 电动葫芦经常在短时重复、频繁启动和逆转、过载及恶劣的环境下工作，因此要求电动机应具有以下特点：(1) 在规定的工况下（短时重复的工作方式，一定的接电持续率），电动机发热不超过允许值；(2) 启动转矩倍数和最大转矩倍数大，以满足频繁启动和过载启动的要求；(3) 转子的转动惯量小，以缩短启动加速时间；(4) 机械结构强，密封性能好。综上所述，结合现有电机情况，选用YEJ系列电磁制动电动机。3.4.2 电动机容量的确定及发热校核 电动机容量确定的原则是在规定的工作方式下，电动机温升不超过容许值，保证有足够的启动转矩和过载能力。 用于断续、周期性负荷的电动机，根据负荷性质分为断续周期性工作、带启动的断续周期性工作及带电制动的断续周期性工作三种工作方式。电动机的断续工作用接电持续率或称负载持续率JC值来表征，JC值表示在一个周期中负载（即通电）所持续的时间百分比。JC值分为15%、25%、40%、60%和100%。电动机容量计算过程如下：(1) 计算稳态平均功率，初选电动机型号稳态平均功率：Ps=GFQvn1000 (1-23)式中：Ps起升机构电动机的稳态平均功率； G稳态负载平均系数，由1表1-13取0.8； FQ起升载荷（N）； vn起升速度（m/s）； 机构总效率综上可得：Ps=1.65kW初选电动机型号：YEJ112M-6（2.2kW，1000r/min）(2) 电动机过载校核起升机构电动机过载校核公式：PnHFQvnm1000 (1-24)式中：Pn基准接电持续率时的电动机额定功率（kW）； FQ起升载荷（N）； vn起升速度（m/s）； 机构总效率 m 基准接电持续率时，电动机转矩匀速的过载倍数，取技术条件规定值或实际达到的值，m=2.1； H考虑电压降、最大转矩存在误差等因素的系数，H=2.15综上可得：PnHFQvnm1000=2.11kW计算结论取电动机：YEJ112M-6（2.2kW，1000r/min）(3) 电动机发热校核电动机所需的接电持续率：=Ps2twPn2t100% (1-25)式中：Ps计算得到的稳态平均功率（kW）； Pn基准工作方式下的电动机额定功率（kW）； t一个工作循环的时间（s）； tw一个工作循环中电动机实际工作时间（s）计算结论=37.4%40%，满足发热条件(4) 计算静力矩，选用制动器起升时作用在电动机轴上的转矩为：Tj=FQD02mi (1-28)下降时作用在电动机轴上的转矩为：Tj=FQD02mi (1-29)式中：FQ起升载荷（N）； D0卷筒的卷绕直径（mm）； m滑轮组倍率； i总传动比，电动机额定转速和卷筒转速之比，i=44； 上升时机构总效率 初定0.85； 下降时机构总效率 初定0.85综上可得：Tj=1.71104Nmm，Tj=1.24104Nmm所选用的制动器力矩必须大于由升起载荷产生的转矩，使升起载荷处于悬吊状态且有足够的安全裕度，制动器的制动力矩满足：MZdKZdTj式中：MZd制动器的制动力矩（Nm）； KZd制动安全系数，由1表1-14得2.0故选用制动器为：4 传动系统设计及计算4.1 传动方案的拟定及传动比计算 常用行星轮系特点：(1) N型少齿差行星轮系齿轮传动传动比范围较大，结构紧凑，体积及重量小，但效率比NGW型低，且内啮合齿轮变位后径向力较大，使轴承径向载荷加大，适用于小功率或短期工作的情况；(2) NN型行星齿轮传动传动比范围大，效率低，适用于短期工作。若行星架为从动件，当传动比达到某一数值后，机构发生自锁；(3) NGWN型行星齿轮传动传动比范围大，结构紧凑，体积小，效率低于NGW型，工艺性差，适用于中小功率或短期工作的情况；(4) NGW型行星齿轮传动效率高，体积小，重量轻，结构简单，制造方便，传递功率范围大，轴向尺寸小，可用于各种工作条件，但单级传动比范围较小。 综上所述并结合设计任务的实际情况，选用NGWN型行星齿轮传动作为传动方案。如图所示： 图4-14.2 行星齿轮传动的齿数确定4.2.1 传动比条件 此类行星齿轮传动可以看成由一个NGW型和一个NN型型芯齿轮传动串联而成，其运动简图如图4-1。此类行星齿轮传动的传动比可表示为：iaeb=iaXbiXeb=1-iabX1-iebX=1+ZbZa1-ZbZdZcZe4.2.2 通同心条件 设a-c齿轮啮合副、c-b齿轮啮合副、d-e齿轮啮合副的实际中心距分别为aac、acb、ade，应保证：aac=acb=ade 对于标准齿轮传动、高度变位齿轮传动和等啮合角的角度变位齿轮传动，若各对啮合副均为模数相等的直齿轮组成时，则：Za+2Zc=ZbZb-Zc=Ze-Zd4.2.3 邻接条件 在设计行星齿轮传动时，为提高承载能力，减少机构尺寸，常均匀、对称地布置若干个行星轮。为使相邻两个行星轮不相互碰撞，必须保证他们齿顶之间在连心线方向有一定的间隙，通常最小间隙应大于模数之一半。 设相邻两个行星轮中心之间的距离为L，行星轮的齿顶圆直径为dac，则邻接条件为：Ldac，即2aacsinnpdac (2-5) 式中：np行星轮个数； aaca-c啮合副的实际中心距； dac行星轮的齿顶圆直径为4.2.4 装配条件 在行星齿轮传动中，几个行星轮能均匀装入，并保证与中心轮正确啮合所具备的齿数关系即为装配条件。 由于NGWN结构上可视为一个NGW型和一个NN型行星齿轮传动串联，通常取中心轮齿数za、zb、ze或za+zb和ze为行星轮个数np的整数倍。4.2.5 齿数的确定 经配齿及验算传动比条件、同心条件、邻接条件和装配条件，得各齿轮齿数基本参数如下表： 表4-1abcde齿数z17793125735 传动装置的承载能力和效率计算5.1 行星齿轮传动的受力分析在行星齿轮传动中，凡是与主轴线重合且直接承受外加转矩的构件，成为基本构件。作用在基本构件上的转矩T(Nm)、传递的功率P(kW)及旋转速度n(r/min)符合如下关系：T=9549Pn=21 Nm (3-1)Tb=-zbza+zb1+zazdzczeTe=-20.5 NmTa=-zaza+zb1-zbzdzczeTeaeb=-0.523Nm计算结论 T=21 Nm Tb=-20.5 Nm Ta=-0.523Nm5.2 行星齿轮传动承载能力计算5.2.1按齿面接触强度计算小齿轮分度圆直径按齿面接触强度计算小齿轮分度圆直径d1：d1Ktd3T1KAKHPKHcnpdH lim2u+1u mm (3-2)式中：Ktd算式系数，对钢制直齿传动Ktd=768； KA使用系数，对电动葫芦减速器传动齿轮，可取KA=1； KHP计算接触强度的行星轮间载荷不均匀系数。无均载机构时，KHP值依照1图3-1查取；对太阳轮或内齿轮为可变柔性机构，可取KHP=1+(KHP-1)，其中KHP为1图3-1查得之值；当采用齿轮联轴器浮动均载机构时，对于6级精度齿轮可取KHP=1.051.20，对于7级精度齿轮可取KHP=1.101.25，当太阳轮浮动时取小值，行星架浮动时取大值；采用杠杆式联动均载机构时，取KHP=1.051.10。综上所述，此处取KHP=1.07。 T1计算齿轮副小齿轮的名义转矩（Nm）； u齿数比，u=z2z1，z1为计算齿轮副的小齿轮齿数，z2为大齿轮齿数； d 小齿轮齿宽系数，依照1表3-2得(d)a=zcza(d)c1; np行星轮个数； KH综合系数。当行星轮个数小于等于3时，可取KH=1.82.4；当行星轮个数大于3时，可取KH=2.02.7。对高精度齿轮或硬齿面齿轮或采用有利于齿向载荷分布的措施，KH可取小值。综上，此处取KH=2.0； c电动葫芦动力系数。对高速级齿轮取c=1.31.4；对低速级齿轮取c=1.11.2。故此处取c=1.35； H lim2试验齿轮的接触疲劳极限 综上所述，对于齿轮a与齿轮c的啮合，可计算得：da35mm计算结论da35mm5.2.2 按齿轮弯曲强度计算齿轮模数按齿轮弯曲强度计算齿轮模数m：mKtm3T1KAKFPKFcYFa1npdz12F lim mm (3-3) 式中：Ktm算式系数。对钢制直齿传动Ktm=12.1，斜齿传动Ktm=11.5； KFP计算齿轮弯曲强度的行星轮间载荷不均匀系数，可取KFP=1+1.5(KHP-1)，其中KHP见式(3-2)； KF综合系数。当行星轮数小于等于3时，可取KF=1.62.2，当行星轮数大于3时，可取KF=1.82.4.对高精度齿轮或采用有利于齿向载荷分布的措施，KF可取小值1.8； z1小齿轮齿数； YFa1载荷作用于齿顶时小齿轮的齿形系数，依照GB/T3480-1983可得YFa1=2.76； F lim试验齿轮的弯曲疲劳极限 综上，对于齿轮a与齿轮c的啮合，模数m1.58计算结论m1.585.3 行星齿轮传动的效率计算行星齿轮传动的功率损失主要包括：齿轮啮合副的摩擦损失、轴承中的摩擦损失、润滑油飞溅和搅动的液力损失、均载机构或输出机构的摩擦损失，故行星齿轮传动总效率为：=czYQ (3-13)式中：c齿轮啮合效率。依照1表3-5可得； z轴承效率。一般比齿轮啮合效率大得多，可以忽略不计； Y考虑液力损失的效率，一般在电动葫芦行星传动中因搅油速度较低，液力损失亦不予考虑； Q均载机构或N型传动输出机构的效率，目前尚无准确的计算方法，必要时以实验测定。一般大于齿轮啮合效率。 综上可知，行星齿轮传动总效率主要取决于齿轮啮合效率c。 在NGWN型传动中，齿轮啮合效率为：c=aeb=1-iabXabX1-iebXebXieab=0.946 运行机构的设计计算6.1运行机构方案设计运行机构是电动葫芦的重要组成部分，它用于实现电动葫芦的水平运动，运行机构主要有牵引式和自行式两种。牵引式由装在运行部分以外的驱动装置驱动，通常由钢丝绳牵引；自行式运行机构的全部装置则装在运行部分上，制造简单，零件少，拆装方便而广泛应用。电动葫芦的运行机构多为自行式，自行式运行机构一般由装在小车上的电动机、制动器、减速装置、车轮和轨道组成。电动机通过减速装置驱动车轮转动，依靠主动轮和轨道之间的摩擦力，使电动葫芦移动，制动器用来停住电动葫芦。电动葫芦小车的驱动方式有单边驱动、双边驱动和全轮驱动三种。单边驱动结构简单，制造、安装方便，应用广泛。综上所述，此处选取自行式、单边驱动的运行机构。6.2 运行机构中车轮、轨道的选择6.2.1 车轮6.2.1.1 车轮的材料 运行机构的车轮多用铸钢制造，一般使用ZG35。为了提高车轮的承载能力与使用寿命，车轮踏面进行热处理。6.2.1.2 车轮的计算 电动葫芦车轮的计算轮压一般由起升载荷、自重载荷及其冲压载荷构成。根据经验，车轮踏面疲劳计算轮压为：Fc=2Fmax+Fmin3 (4-1) 式中：Fc车轮踏面疲劳计算轮压（N）； Fmax设备正常工作时的最大轮压：Fmax=FQ+FG+F车=14500 N； Fmin设备正常工作时的最小轮压：Fmin=FG+F车=4500 N 综上可得：Fc=16000 N计算结论 Fc=16000 N按线接触校核接触疲劳强度：Fck1Dlc1c2 (4-2)式中：k1与材料有关的许用线接触应力常数（MPa），钢制车轮k1值按照1表4-4选取； D车轮直径，依照1表4-3取D=113.5mm； l车轮与轨道有效接触长度，依照1表4-3取l=20mm； c1转速系数，依照1表4-5选取：c1=1.04； c2工作级别系数，依照1表4-6选取：c2=1.12 综上可得，k1Dlc1c2=19037 NFc，故满足使用要求计算结论线接触校核接触疲劳强度:安全6.2.2 轨道 电动葫芦运行机构的支撑轨道选用热轧普通工字钢（GB/T706-1988），计算选择过程如下6.2.2.1 刚度条件 支撑轨道的刚度条件按照下式计算：f=FQ+FGL348EIxL700 4-4 Ix700FQ+FGL248E 式中：FQ起升载荷 10000 N； FG电动葫芦自重载荷 3500 N； L轨道两端跨距，根据设计任务书，L=7500mm； E弹性模量20200 MPa； Ix轨迹跨中截面对水平形心轴惯性矩（mm4） 综上可得，Ix5482 cm4，由1附表F12初选28a热轧普通工字钢，Ix=7110 cm4。计算结论Ix=5482 cm46.2.2.2 强度条件 弯曲应力按照下式计算：z01=hIx2FQ+4FG4+4QL28 (4-5) 式中：z01轨道中截面上的弯曲应力（MPa）； FQ起升载荷 10000 N； FG电动葫芦自重载荷 3500 N； q轨道单位长度自重，由1附表F12查的q=0.71341 N/mm； L轨道两端跨距，根据设计任务书，L=12000 mm； h轨道下表面至截面水平形心轴的距离 180mm； 2起升载荷动载系数，取1.5； 4运行冲击系数，由1表4-8得1.0； Ix轨迹跨中截面对水平形心轴惯性矩（mm4） 综上可得，z01=1.34105MPa计算结论弯曲应力z01=1.34105MPa6.3 运行机构中电动机及制动器的选择6.3.1 运行阻力的计算有轨运行机构的阻力由三部分组成：摩擦阻力、风阻力和坡度阻力。对于跨度不大、工作于室内的电动葫芦而言，其运行阻力主要为摩擦阻力，包括：车轮轴承中的摩擦阻力F1、车轮踏面上的滚动摩擦阻力F2，以及车轮轮缘与轨道之间的附加摩擦阻力F3。(1) 车轮轴承摩擦阻力：F1=Fcd2D2式中：Fc车轮计算轮压，16000N； D车轮直径，113.5mm； d车轮轴承摩擦圆直径； 摩擦系数(2) 车轮踏面摩擦阻力：F2=Fc2fD式中：f滚动摩擦系数(3) 运行阻力总的运行阻力为车轮轴承中的摩擦阻力F1、车轮踏面上的滚动摩擦阻力F2，以及车轮轮缘与轨道之间的附加摩擦阻力F3之和，由于车轮轮缘与轨道之间的附加摩擦阻力F3是一个随机变量（随着起重机的结构形式和制造质量不同变动很大），在一般计算中用一个附加系数进行简化处理。故总的运行阻力为：Fz=F1+F2+F3=F1+F2=dD+2fDFc=Fc 式中：Fz运行阻力（N）； Fc车轮计算轮压，16000 N； 复合摩擦系数，=0.006（滚动轴承）或=0.015（滑动轴承）； 附加阻力系数，单边驱动时=2.0综上可得，Fz=192 N计算结论运行阻力Fz=192 N6.3.2 运行机构驱动电动机的选择6.3.2.1 电动机容量初选计算出克服阻力所需的静工作功率：Pw0=Fzvy60000 (4-12)式中：Pw0电动机的静工作功率（kW）； Fz运行阻力，192N； vy运行速度，30m/min； 运行机构传动的总机械效率，取 0.85； 考虑启动及过载的影响，电动机实际工作功率按下式计算：Pw=1mKdPw0 (4-13)式中：Pw电动机实际工作功率（kW）； m驱动电机个数，此处为1； Kd过载影响系数，由1表4-9得Kd=1.2综上可得，Pw=0.136 kW，初选电动机PN=0.55kW，1500r/min。计算结论电动机实际工作功率 Pw=0.136 kW6.3.2.2 验算启动时间 减速装置传动比为：i=nNn1=nN1000vyD=17.83 (4-14)电动机轴上的转矩平衡方程式为：Tq=Tj+TgTg=Jeq=Jeqtq=Jeq2nd60tq=Jeqnd9.55tqJeq=1.15mJg+(PQ+PG)D24gi2式中：Jeq折合转动惯量（kgm2）； Jg高速轴上旋转质量的转动惯量，包括：电动机转子、联轴器和制动器的转动惯量（kgm2）； m驱动电机的个数； g重力加速度，9.81m/s2，因此，运行机构满载情况下的起动时间为：tq=JeqnN9.55(Tq-Tj) (4-17)式中：tq起动时间（s）； Tq电动机平均起动转矩（Nm），取电动机额定转矩的1.6倍; Tj电动机工作转矩，即稳定运动时的阻力距（Nm），Tj=FzD2i综上可得，Tj=0.719 Nm，Tq=3.84 Nm，Jg=0.00498 kgm2，Jeq=0.02212 kgm2，tq=1.113 s计算结论起动时间 tq=1.113s6.4 运行机构中减速器装置的设计计算6.4.1 结构形式电动葫芦运行机构的减速器装置为二级展开式直齿圆柱齿轮传动，一级闭式一级开式。6.4.2 传动比分配总传动比：i=nNn1=nN1000vyD=17.83 由传动比分配经验公式：i01=1.31.4i12 (4-24)可得：i01=3.72，i12=2.75计算结论i01=3.72，i12=2.756.4.3 各轴运动学和动力学参数 i01，i12相邻两轴间的传动比； 01，12相