钢丝绳电动葫芦起升用减速器设计

1、桂林航天工业学院课程设计说明书 目录绪论0第一章 拟订传动方案21、1传动方案的拟定2第二章 设计计算32.2选择钢丝绳42.3计算卷简直径52.4确定减速器总传动比及分配各级传动比5第三章 高速级齿轮A、B传动设计831按齿面接触强度条件设计832按齿根弯曲强度条件设计1033主要几何尺寸计算12第四章 中速级齿轮C、D传动设计1341按齿面接触强度条件设计1342按齿根弯曲强度条件设计1543主要几何尺寸计算17第五章 低速级齿轮E、F传动设计1851按齿面接触强度条件设计1852按齿根弯曲强度条件设计2053主要几何尺寸计算22第六章 计算轴2461计算轴的直径2462分析轴上的作用力2

2、563计算轴上危险截面的弯矩、转矩和合成弯矩2864轴I、IV的设计计算28参考文献31课程设计总结32 绪论 起重机械是用来对物料进行起重、运输、装卸和作业的机械。它可以完成靠人力所无法完成的物料搬运工作，减轻人们的体力劳动提高劳动生产率，已经在国民经济的多个领域得到了广泛的应用。它是一种循环的，间歇动作的，短程搬运物料的机械。一个工作循环一般包括上料，运送，卸料和回到原位的过程。在循环与循环之间一般有短暂的停歇。起重机工作的时候各机构通常是处于启动，制动以及正向，反向等相互交替的运动状态之中。 起重机械的种类很多，通常按用途和构造特征来对其进行分类。按用途来分的话，可以分为通用起重机，建筑

3、起重机，冶金起重机，铁路起重机，造船起重机，甲板起重机等等。按构造特征来分的话，可以分为轻小型起重机，桥式起重机，臂架式起重机，固定式起重机和运行式起重机。 我们所改进设计的电动葫芦属于轻小型起重机械，它主要配合单梁桥式或门式起重机来组成一个完整的起重机械。然而随着时代的发展，电动葫芦也开始向大起重量，大提升高度发展，其结构形式也在不断的更新，从而使电动葫芦的品种和应用范围日益扩大。 起重运输机械在国外称为物料搬运机械。由于新材料、新工艺、新设备和以计算机为基础的信息和控制技术的发展和应用，物料搬运系统的改进已成为这些国家进一步提高生产率和降低生产成本十分重要的方面，越来越引起重视。 我国起重

4、运输机械行业要向大型化、节能化、智能化和成套化方向发展。我国有关部门出台的起重运输机械行业的“十五”发展规划，对该行业的技术发展趋势，优先发展的重点产品以及建议淘汰的产品，坐了详细规定。 1第一章 拟订传动方案1、1传动方案的拟定电动葫芦起升机构如图4-2所示。它由电动机通过联轴器直接带动齿轮减速器的输入轴，通过齿轮减速器末级大齿轮带动输出轴(空心轴)，驱动卷筒转动，从而使吊钩起升或下降，其传动系统如图4-3所示。图4-3 电动葫芦起升机构示意图1-减速器，2-输出轴，3-输入轴，4-联轴器，5-电动机，6-制动器；7-弹簧，8-钢丝绳：9-卷筒第二章 设计计算2.1选择电机起重电动机的静功率

5、式中Q“总起重量N； v起升速度，mmin； 0起升机构总效率； 7滑轮组效率，一般70.980.99； 5卷筒效率，50.98； 1齿轮减速器效率，可取为0.900.92。而总起重量 Q”=Q+Q=30000+0.0230000=30600N起升机构总效率 0=751=0.980.980.90=0.864故此电动机静功率 P0=3600066010000.864=4.17KW 为保证电动机的使用性能，并满足起重机的工作要求，应选择相应于电动葫芦工作类型(JC值)的电动机，其功率的计算公式为：式中 Ke起升机构按静功率初选电动机时的系数，对轻级起重机为0.700.80，中级为0.800.90，

6、重级为0.90l，特重级为1.11.2。按以上公式，并取系数Ke0.90，故相应于JC25的电动机表4-3 锥形转子异步电动机(ZD型)注：引自机械产品目录)第19册，机械工业出版社，1985年。按表4-3选ZD112-4型锥形转子电动机，功率Pjc0.8kW，转速njc1380rmin。2.2选择钢丝绳根据图4-3，钢丝绳的静拉力Q”Q+Q 式中 Q”总起重量，N； Q 起重量(公称重量)，N； Q吊具重量，N，一般取Q=0.02Q； m 滑轮组倍率。对单联滑轮组，倍率等于支承重量Q的钢丝绳分支数，如图4-3结构所示，m2； 7 滑轮组效率，70.980.99。钢丝绳的破断拉力式中 n许用安

7、全系数。对工作类型为中级的电动葫芦，n5.5；按式(4-1)。钢丝绳的静拉力Q0=Qm7=3060020.98=11+xn=1+nx1!+nn-1x22!+5612.2N 按式(4-3)，钢丝绳的破断拉力QsnQ0=5.515612.20.85=99845.7N按标准选用619钢丝绳，其直径d15.5mm，断面面积d89.49mm2，公称抗拉强度1400MPa，破断拉力Qs125000N。2.3计算卷简直径按式，卷筒计算直径D0ed2015.5310 mm按标准取D0300mm。故卷筒转速 n5=1000VLD0m=1000623.14300=12.74r/min(为起升速度)2.4确定减速器

8、总传动比及分配各级传动比总传动比 i=n3n5=138012.74=108.32这里n3为电动机转速，rmin。拟定各级传动比和齿数。第一级传动比 iAB=ZBZA=7012=5.83第二级传动比iCD=ZDZC=4612=3.83第三级传动比iEF=ZFZE=5311=4.82i=iABiCDiEF=5.833.834.82=107.63传动比相对误差 i=i-ii=108.32-107.63108.32=0.637%i不超过土3，适合。计算各轴转速、功率和转矩(这里，各级齿轮传动效率取为0.97) 轴I(输入轴)： 转速 nI=n=1380r/min 功率 PI=4.17KW 转矩 TI=

9、9550PInI=95504.171380=28.86Nm轴II： 转速 nII=nIiAB=13805.83=236.71r/min 功率 PII=0.97nI=0.974.17=4.04KW转矩 TII=9550PIInII=95504.04236.71=162.99Nm轴III： 转速 nIII=nIIiCD=236.713.83=61.80r/min 功率 PIII=0.97nII=0.974.04=3.92KW转矩 TIII=9550PIIInIII=95503.9261.80=605.76Nm 轴IV： 转速 nIV=nIIIiEF=61.804.82=12.82r/min功率 P

10、IV=0.97nIII=0.973.92=3.80KW转矩 TIV=9550PIVnIV=95503.8012.82=2830.73Nm轴I(输入轴)轴II轴III轴IV转速(r/min)1380236.7161.8012.82功率(KW)4.174.043.923.80转矩(Nm)28.86162.99605.762830.73N传动比i5.833.834.82第三章 高速级齿轮A、B传动设计因起重机起升机构的齿轮所承受载荷为冲击性质，为使结构紧凑，齿轮材料均用20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度HRC5862，材料抗拉强度B=1100MPa，屈服极限s=850MPa。齿轮精度选为8级(GB

11、l009588)。31按齿面接触强度条件设计小轮分度圆直径：确定式中各参数：端面重合度:其中: ,且 求得:a1=arccosZAcosZA+Zh=arccos12cos2012+2=36.35a2=arccosZBcosZB+Zh=arccos70cos2070+2=23.99(1) 载荷系数Kt对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数Kt2。(2)齿轮A转矩TA TAT128.86 103Nmm。(3)齿宽系数d 取d=1。（两支撑相对于小齿轮做非对称布置） (4)齿数比u 对减速传动，ui5.83。(5)节点区域系数ZH 查机械设计图6.19得ZH2.433。(6)材料弹性系数ZE 查机械设

12、计ZE189.8。(7)材料许用接触应力 H式中参数如下： 试验齿轮接触疲劳极限应力 Hlim1450MPa； 接触强度安全系数SH1.25；接触强度寿命系数KHN：因电动葫芦的齿轮是在变载条件下工作的，对电动葫芦为中级工作类型，其载荷图谱如1图4-6所示，用转矩T代替图中的载荷Q(转矩了与载荷Q成正比)，当量接触应力循环次数为：对齿轮A：式中 n1齿轮A(轴1)转速，n11380rmin； i序数，i1，2，k； ti各阶段载荷工作时间，h， Ti各阶段载荷齿轮所受的转矩，Nm； Tmax各阶段载荷中，齿轮所受的最大转矩，Nm。故NHA=6013803000(130.200.530.200.

13、2530.100.0530.50)=5.63107对齿轮B：NHB=NHAAB=5.631075.83=9.66106查3得接触强度寿命系数KHNA1.18，KHNB1.27。由此得齿轮A的许用接触应力齿轮B的许用接触应力因齿轮A强度较弱，故以齿轮A为计算依据。把上述各值代入设计公式，得小齿轮分度圆直径 (8)计算：齿轮圆周速度 (9)精算载荷系数K查3表6.2得工作情况系数KA1.25。按8级精度查3图6.10得动载荷系数Kv1.12,齿间载荷分配系数KH1.1,齿向载荷分布系数KH1.14。故接触强度载荷系数按实际载荷系数K修正齿轮分度圆直径 齿轮模数 32按齿根弯曲强度条件设计齿轮模数确

14、定式中各参数：(1)参数Kt2,TAT164.39 103Nmm,d=1, =1.61,ZI=12。(2)齿形系数YFa因当量齿数ZVA=ZA=12ZVB=ZB=70查3 表6.4 得 齿形系数YFaA2.97，YFaB2.21；1.52，1.78(3)许用弯曲应力F 式中Flim试验齿轮弯曲疲劳极限，Flim850MPa； SF弯曲强度安全系数，SF1.5； KFN弯曲强度寿命系数，与当量弯曲应力循环次数有关。对齿轮A：式中各符号含义同前。仿照确定NHA的方式，则得对齿轮B：因NFAN03106，NFBN03106，故查得弯曲强度寿命系数KFA1，KFB1。由此得齿轮A、B的许用弯曲应力式中

15、系数=0.70是考虑传动齿轮A、B正反向受载而引入的修正系数。(4)比较两齿轮的比值对齿轮A：对齿轮B： 两轮相比，说明A轮弯曲强度较弱，故应以A轮为计算依据。(5)按弯曲强度条件计算齿轮模数m把上述各值代入前述的设计公式，则得比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数mn2mm。33主要几何尺寸计算(1)中心距a(2)齿轮A、B的分度圆直径d(3)齿轮宽度b第四章 中速级齿轮C、D传动设计因起重机起升机构的齿轮所承受载荷为冲击性质，为使结构紧凑，齿轮材料均用20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度HRC5862，材料抗拉强度B=1100MPa，屈服极限s=850MPa。齿轮精度选为8级(G

16、Bl009588)。41按齿面接触强度条件设计小轮分度圆直径确定式中各参数：端面重合度其中: ,且 求得:(1) 载荷系数Kt对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数Kt2。(2)齿轮C转矩TC TCTII16.30 103Nmm。(3)齿宽系数d 取d=1。 (4)齿数比u 对减速传动，ui3.82。(5)节点区域系数ZH 查机械设计图6.19得ZH2.47。(6)材料弹性系数ZE 查机械设计ZE189.8。(7材料许用接触应力 H式中参数如下： 试验齿轮接触疲劳极限应力 Hlim500MPa；接触强度安全系数SH1；接触强度寿命系数KHN：因电动葫芦的齿轮是在变载条件下工作的，对电动葫芦为中级

17、工作类型，其载荷图谱如1图4-6所示，用转矩T代替图中的载荷Q(转矩了与载荷Q成正比)，当量接触应力循环次数为：对齿轮C：式中 n2齿轮C(轴1)转速，n2236.71rmin； i序数，i1，2，k； tII各阶段载荷工作时间，h， TII各阶段载荷齿轮所受的转矩，Nm； Tmax各阶段载荷中，齿轮所受的最大转矩，Nm。故NHC=60236.713000(130.200.530.200.2530.100.0530.50)=8.55106对齿轮D：查3得接触强度寿命系数KHNC1.27，KHND1.37。由此得齿轮C的许用接触应力齿轮D的许用接触应力因齿轮C强度较弱，故以齿轮C为计算依据。把上

18、述各值代入设计公式，得小齿轮分度圆直径(8计算：齿轮圆周速度(9精算载荷系数K查3表6.2得工作情况系数KC1.25。按8级精度查3图6.10得动载荷系数Kv1.06,齿间载荷分配系数KH1.1,齿向载荷分布系数KH1.14。故接触强度载荷系数按实际载荷系数K修正齿轮分度圆直径齿轮模数42按齿根弯曲强度条件设计齿轮模数确定式中各参数：(1)参数Kt2,TCTII236.71 103Nmm,d=1. 58,。(2齿形系数YFa因当量齿数查3 表6.4 得 齿形系数YFaC2.97，YFaD2.26；1.52，1.74(3)许用弯曲应力F 式中Flim试验齿轮弯曲疲劳极限，Flim850MPa；

19、SF弯曲强度安全系数，SF1.25； KFN弯曲强度寿命系数，与当量弯曲应力循环次数有关。对齿轮C：式中各符号含义同前。仿照确定NHC的方式，则得对齿轮D：因NFCN03106，NFDN03106，故查得弯曲强度寿命系数KFC1，KFD1。由此得齿轮C、D的许用弯曲应力式中系数=0.70是考虑传动齿轮A、B正反向受载而引入的修正系数。(4比较两齿轮的比值对齿轮C：对齿轮D： 两轮相比，说明C轮弯曲强度较弱，故应以C轮为计算依据。(5按弯曲强度条件计算齿轮模数m把上述各值代入前述的设计公式，则得比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数mn4mm。43主要几何尺寸计算(1)中心距a因值与原

20、估算值接近，不必修正参数、K和ZH。(2齿轮C、D的分度圆直径d(3齿轮宽度b第五章 低速级齿轮E、F传动设计因起重机起升机构的齿轮所承受载荷为冲击性质，为使结构紧凑，齿轮材料均用20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度HRC5862，材料抗拉强度B=1100MPa，屈服极限s=850MPa。齿轮精度选为8级(GBl009588)。51按齿面接触强度条件设计小轮分度圆直径确定式中各参数：端面重合度其中: ,且 求得:(1) 载荷系数Kt对起重机，载荷冲击较大 ,选载荷系数Kt2。 (2)轮C转矩TE TET3605.76 103Nmm。(3)宽系数d 取d=1。(4)数比u 对减速传动，ui4.8

21、3。(5)点区域系数ZH 查机械设计图6.19得ZH2.47。(6)料弹性系数ZE 查机械设计ZE189.8。(7)料许用接触应力 H式中参数如下：试验齿轮接触疲劳极限应力 Hlim1450MPa；接触强度安全系数SH1.25；接触强度寿命系数KHN：因电动葫芦的齿轮是在变载条件下工作的，对电动葫芦为中级工作类型，其载荷图谱如1图4-6所示，用转矩T代替图中的载荷Q(转矩了与载荷Q成正比)，当量接触应力循环次数为：对齿轮E：式中 n1齿轮C(轴1)转速，n11380rmin； i序数，i1，2，k； ti各阶段载荷工作时间，h， Ti各阶段载荷齿轮所受的转矩，Nm； Tmax各阶段载荷中，齿轮

22、所受的最大转矩，Nm。故NHE=6061.803000(130.200.530.200.2530.100.0530.50)=2.5106对齿轮F：查3得接触强度寿命系数KHNE1.37，KHNF1.52。由此得齿轮E的许用接触应力齿轮F的许用接触应力因齿轮E强度较弱，故以齿轮E为计算依据。把上述各值代入设计公式，得小齿轮分度圆直径(8)算：齿轮圆周速度(9)算载荷系数K查3表6.2得工作情况系数KE1.25。按8级精度查3图6.10得动载荷系数Kv1.02,齿间载荷分配系数KH1.1,齿向载荷分布系数KH1.14。故接触强度载荷系数按实际载荷系数K修正齿轮分度圆直径 齿轮模数52按齿根弯曲强度

23、条件设计齿轮模数确定式中各参数：(1)参数Kt2,TET3605.76 103Nmm,d=1, ,。(2)螺旋角影响系数Y 因齿轮轴向重合度0.318dz1tan0.318 116tan12=1.08，查3 得Y=0.92。(3)齿形系数YFa因当量齿数查3 表6.4 得 齿形系数YFaE2.97，YFaF2.24；1.52，1.75(4)许用弯曲应力F 式中Flim试验齿轮弯曲疲劳极限，Flim850MPa； SF弯曲强度安全系数，SF1.5； KFN弯曲强度寿命系数，与当量弯曲应力循环次数有关。对齿轮E：式中各符号含义同前。仿照确定NHE的方式，则得对齿轮F：因NFCN03106，NFDN

24、03106，故查得弯曲强度寿命系数KFE1，KFF1。由此得齿轮C、D的许用弯曲应力式中系数=0.70是考虑传动齿轮E、F正反向受载而引入的修正系数。(5)两齿轮的比值对齿轮E：对齿轮F： 两轮相比，说明E轮弯曲强度较弱，故应以F轮为计算依据。(6)弯曲强度条件计算齿轮模数m把上述各值代入前述的设计公式，则得比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数mn5mm。53主要几何尺寸计算(1)中心距a (2)齿轮E、F的分度圆直径d(3)齿轮宽度b齿轮A、B、C、D、E、F其它尺寸计算结果列于下表：表 2： 单位：mm尺寸 齿轮ABCDEF齿数Z127012461153模数m245中心距a82

25、116160分度圆直径d421404818455265齿轮宽度b474253486055齿厚b383354496155第六章 计算轴61计算轴的直径轴材料选用20CrMnTi，按下式估算空心轴外径： 式中 P轴传递功率，P3.80kW；n轴转递，n12.82rmin； 空心轴内径与外径之比，可取为0.5； A0系数，对20CrMnTi，可取A0107。代入各值，则取d75mm，并以此作为轴(装齿轮F至装卷筒段)最小外径，并按轴上零件相互关系设计轴。轴的结构如图1所示。图1： 轴I与轴IV的结构62分析轴上的作用力轴上的作用力如图2所示，各力计算如下： (1)齿轮F对轴上的作用力齿轮F齿数zF5

26、3，模数mn=5mm，分度圆直径d=265mm圆周力 径向力 轴向力 (2)卷筒对轴上的径向作用力R图2： 轴的作用力分析 当重物移至靠近轴的右端极限位置时，卷筒作用于轴上e点的力R达到最大值，近似取这里系数1.02是表示吊具重量估计为起重量的2。 (3)轴I在支承d处对轴上的径向作用力Rdn和Rdm， 轴I的作用力分析如图3所示。 如果略去轴I上联轴器附加力的影响，齿轮A作用于轴1上的力有：圆周力 径向力 轴向力 由图1按结构取L322mm，L129mm。求垂直平面(mcd面)上的支反力： 求水平面(ncd面)上的支反力： 综上计算轴的强度符合要求。轴II，轴III的大体尺寸如下图所示，确认

27、方法同轴IV对轴来说，Rdm与Rdn的方向应与图3所示的相反。由于上述的力分别作用于xdy坐标系内和ndm坐标系内，两坐标间的夹角为1，因此要把ndm坐标系内的力Rdn和Rdm换算为xdy坐标系内的力Rdx和Rdy。由1式(4-12)得两坐标系间的夹角(1 图4-7) 代入数据得：图3： 轴I的作用力分析根据1 式(4-13)和3 图4-9，得力Rdn和Rdm在坐标xdy上的投影（与x轴方向相反）把上述求得的力标注在轴的空间受力图上(图2)。63计算轴上危险截面的弯矩、转矩和合成弯矩根据上述数据和轴上支点a、b处的支反力，可计算轴上危险截面的弯矩、转矩和合成弯矩。(然后验算轴的安全系数。确认安全系数后，即可绘制轴的零件工作图。轴承可按常用方法选取和计算，从略。)64轴I、IV的设计计算估算轴I的最小直径：；取轴轴II的最小直径：；取轴轴III的最小直径：；取轴轴IV的最小直径：；取轴轴的直径计算结果如下： 表3： 单位：mm轴I（输入轴）轴轴轴最小直径15.4727.5542.6771.34优选直径16284472 附录电动葫芦的总装图零件图附后。参考文献1 朱 玉.机械综合课程设M，北京：机械工业出版社，2012 2 孙恒，陈作模，葛文杰.机械原理M，北