课程设计电动葫芦设计

1、课程设计说明书课程名称：机械综合课程设计 设计题目：钢丝绳电动葫芦起升用减速器设计 课程设计时间：指导教师：班级：学号：姓名：目录1 题目分析 32 设计计算 41）电动机的确定 42 ）总体设计计算 53 齿轮的设计计算与校核 8.1）第一对齿轮的设计与校核 8.2）第二对齿轮的设计与校核 133）第三对齿轮的设计与校核 194 轴的设计与危险轴的校核 245 课程设计总结 286 参考文献 281 题目分析电动葫芦是一种常用的搬运设备，在工厂中使用十分广泛。电动葫芦 由两部分组成，即行走机构和提升机构。下面分别介绍各组成部分。1 行走机构组成：行走电动机、传动机构两部分组成。2 提升机械组

2、成：提升电动机、卷扬机构、机械制动器（一般为盘 式制动器）。3 制动器介绍：电动葫芦（或起重机）的提升机构一定要有机械制 动装置，当物体起吊到一定高度后全靠机械制动器将其制停在空中。制动 器的工作机理有液压驱动、气压驱动和牵引电磁铁驱动。不同的驱动方式 其制动的性能也不相同。在小型电动葫芦上一般采用电磁驱动制动器。电动葫芦（或起重机）上提升机构采用的制动器种类繁多， 在小型电动葫芦上较多采用的制动器是盘式制动器，盘式制动器又称 为碟式制动器。 盘式制动器重量轻、 构造简单、 调整方便、 制动效果稳定。为了安全起见， 在起重设备上一般均采用常闭式制动器。 所谓常闭式 是指在电磁机构不得电的情况下

3、，制动器处于制动状态。制动器安装在电 动机的一端， 一般情况是封闭的， 用眼晴直接是看不到的， 但这没有关系， 一般会将牵引电磁铁的线圈引出线留在外面。我们只要将线圈接正确就当电动机得电的同时(接触器吸合时) ，制动器的牵引电磁铁也同时得电，制动器打开。这种联接方式的优点是，当发生停电事故时可以立即进行制动以避免事故的发生。其缺点是制动瞬间设备的机械抖动较大。2 设计计算1) 电动机的确定由公式得：P二FV/1000二GV/1000=10000X(4/60)/1000=0.67kw总 筒与输出轴 输出轴与皿 皿与口 与I I与电机=0.96 X(0.99 X0.99) X(0.99 X0.99

4、) X(0.99 X0.99) X0.98 =0.8857电动机功率：Pd = Pw/ 总=0.67/0.8857=0.75266kw由于钢丝绳电葫芦起吊和停止时有一些冲击，根据冲击程度一般使用系数kA =1.4 故 p 1.4 pd =1.0537kw电机转速取 :n 电=1380r/min由于功能需要，采用锥形转子电机。2 ）总体设计计算（1）总传动比与各级传动比的确定由于电动葫芦吊钩为一动滑轮装置，钢丝绳一段固定，一段被卷筒缠 绕，所以卷筒钢丝绳的受载仅为起重量的一半，但钢丝绳的速度为起重速 度的两倍。卷筒转速：n卷筒=2 Vl / d（力为起升速度）由于起重速度误差不超过百分之五， 即

5、单位时间钢丝上升速度为 :2 Vl X（1 0.05 ） =8 0.4m/min（采用一段固定的动滑轮结构）故卷筒转速n卷筒=2 Vl X(10.05 ) /d=26.5261.326即 25.2r/minn 卷筒 27.852r/mi n传动比u总=n电几/ n卷筒=1380/( 26.5261.326 )即 49.55 u总 54.76取 u总=54.76单级传动比 u 取 3 至 5 故采用三级外啮合定轴齿轮减速设计，每级传动比大概为4 ，分配各级传动比：u1=4 ，u2 =3.7 ，u3=3.7（2）运动与动力参数的计算计算各轴的转速:0 轴： no= n 电机=1380r/minI

6、轴:n i =1380r/minU 轴:n n =345 r/min川轴:n 山=93.243 r/minW轴：n iv =25.2 r/mi nV 轴:n v=25.2 r/min计算各轴的输入功率:0轴：Po=1.O537kwI轴:Pi =Po【与电机=1.032626kwn轴:P n =Pin与i =1.012kw川轴:Pm =Pn皿与口 =0.99186kwV轴：Pv =:P m输出轴与m =0.972kwV轴：Pv =:P V筒与输出轴=0.93312kw计算各轴的输入转矩：0轴：I轴:T0=9.55Ti=9.55X10fX1066 P£ =7291.9 Nmm n。P1

7、=7146.07NmmNmmn轴:T2=9.55X106匹=28013.3n2m轴:T3=9.55X106匹=101586.5887n3Nmm课程设计电动葫芦设计X106 臼=368345.2913n4W轴：T4=9.55NmmV轴：T5=9.55X106 也=353611.4797Nmmn5现将各轴的运动和动力参数结果整理于表中，具体见表运动和动力参数表轴功率转速转距传动比效率名P(W)(r/mi n)(Nmm)u01.053713807291.9轴I1.032613807146.0710.98轴26n1.01234528013.340.99 X轴0.99出0.991893.24310158

8、6.3.70.99 X轴658870.99IV0.97225.2368345.3.70.99 X轴29130.99V0.933125.2353611.10.96轴247973齿轮的设计计算与校核1) 第一对齿轮的设计与校核1.选定齿轮类型、精度等级、材料与齿数(1 )传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。(2) 此电葫芦升降机为一般重载工作机器，速度不高，齿轮用7级 精度即可。(3) 所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料由1P191 机械设计表 10 1选取：小齿轮材料为40Cr，HB,=280 ;大齿轮材料为 45号钢，HB? = 240 o HB1 HB2 = 40 ,合适。(4 )选取小

9、齿轮齿数 Z1 = 20;大齿轮齿数Z2 = uz1=80(5)选取螺旋角。初选螺旋角B =14 °按齿面接触疲劳强度条件设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度，最后 作齿轮的结构设计。2 .按齿面接触疲劳强度设计由强度计算公式总表查得设计公式为2KtT1 u 1 ZEZH书 dU°H（1）确定公式内的各计算数值试选Kt= 1 . 6由图 10-30 选取区域系数 ZH =2.433由图 10-26 差得 1=0.78 ， 2 =0.87 ，则 = 1+ 2=1.65Tt=95.5 X 105P1/n1 =95.5 X 105 X 1.032626/1380 N -mm=7146.

10、07N mm由1P205表10 7选取d=1 （两支撑相对于小齿轮做非对称布置）由 1P201 表 10-6 查得材料的弹性影响系数为ZE=189.8MPa由1P209图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 lim1 =600MPa , lim2 =550 MPa 。由公式 N=60njL hN1=60 X1380 X1X（3200）=2.6496 X108N2=N 1/u=2.6496 X108/4=0.6624 X108图 10-19 查得接触疲劳强度 KHN1=0.90KHN2 =0.95计算接触疲劳应力取失效概率为 1% ，安全系数 S=1H 1 = Khn1 - iim

11、1 / S=0.9 X600/1=540 MPa.H 2 = Khn2 iim2 / S=0.95 X550=522.5 MPaoH =531.25 MPa（ 2） 计算1）计算小齿轮分度圆直径 d1t代入6中较小的值d1t3 2 1.6 7146.07 5V 1 1.654189.8 2.433531.252=23.567mm2) 计算圆周速度=1.7m/s3) 计算齿宽b与模数mtb dd11 X23.567mm=23.567mmmt=1.1433mm计算齿宽与齿高之比 b/h齿高 h=2.25m t=2.57mmb/h =9.174) 计算纵向重合度=0.318dz“tan (3=1.5

12、8575) 计算载荷系数根据v=1.7m/s,7 级精度，由1P194图10-8查得动载荷系数Kv=1.05。斜齿轮，由1P195 表 10-3 查得 KHa1=KFa2=1.4由1P193表10-2查得使用系数Ka=1由1P196表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时Khb=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+0.23 X10-3b将数据代入得 Khb=1.12+0.18 X(1+0.6 X12) X12+0.23 X10-3 X23.567=1.4134由 b/h=9.17, Khb =1.4134 ,查图 10-13 得 Kfb=1.3故载荷系数K=KAKvKHaKHB

13、=1 X1.05 X1.4 X1.4134=2.0786) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1 = d1t (K/Kt) 1/3 = 23.567 X(2.078/1.6) 1/3 =25.713mm7) 计算模数m=1.247mm3. 按齿根弯曲强度的设计由1P216式10-17得弯曲强度的设计公式为3 2KT1Y COS2YFaYsamn> 32?Vdz1F（1）确定计算参数1 ）由1P208 图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa2 ）由1P206 图10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 Kfn1=0.85Kfn

14、2=0.883）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式10-12得F1= Kfn1 FES=303.57MPaf 2 = K fn2 fe2/S=238.86 MPa4）计算载荷系数KK二KaKvKfbKfb=1 X1.05 X1.4 X1.3=1.9115） 根据纵向重合度=1.5857，从图10-28查得螺旋角影响系数Y =0.886）计算当量齿数。zv1=21.894Zv2 =87.5747）查取齿形系数由1P200 表 10-5 可查得 YFai =2.72, YFa2=2.218）查取应力校正系数由1P200 表 10-5 知 YSa1=1.57, Ysa2=1.7

15、89）计算大小齿轮的YFaYSa/ F,并加以比较。Y Fa1Y Sa1/ f 1=0.0141YFa2YSa2/ F 2=0.01647大齿轮的数值较大（2 ）设计计算3 2 1.911 7146.07 0.88 cos214mn 訓202 65O.01647=0.8265mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强 度所决定的承载能力，而由齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅 与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度模数1.247，并近似圆整为标准m=1.25按接触强度算得的分度圆直径di=25.713mm, zi = d

16、icos (3/m =19.959 ，z2=uz 1=79.837 。取 z1= 20，则 z2=uz 1= 804. 几何尺寸计算(1) 计算中心距 a=( z1+z2)mn /(2cos 3)=64.413mm将中心距圆整为 65mm 。(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos= arccos=15.94 °因 值改变不多，故参数 ， k ， zH 等不必修正。(3) 计算大小齿轮的分度圆直径d1=25.999mmd2=103.998mm(4) 计算齿轮宽度 b dd1 1 X25.999=25.999mm圆整后取 B2=26mm ， B1=30mm2) 第二对齿轮的设计

17、与校核1. 选定齿轮类型、精度等级、材料与齿数( 1 )传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。( 2 )此电葫芦升降机为一般重载工作机器，速度不高，齿轮用 7 级 精度即可。(3)所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料由1P191 机械设计表10 1选取：小齿轮材料为40Cr ,HB3=280 ;大齿轮材料为 45号钢，HB4 = 240。 HB3-HB4 = 40,合适。(4) 选取小齿轮齿数 Z3= 20;大齿轮齿数Z4 = uzi=74(5) 选取螺旋角。初选螺旋角B =14 °按齿面接触疲劳强度条件设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度，最后作齿轮的结构设计。2 .按齿面接触疲劳强度设

18、计由强度计算公式总表查得设计公式为(1)确定公式内的各计算数值试选Kt= 1 . 6由图10-30选取区域系数Zh =2.433由图 10-26 差得3=0.78 ,4=0.87，贝V = 3+ 4=1.65T3=95.5X 10 5P3/ n 3=95.5X 105 X 1.012/345 N mm =28013.3N mm由1P205表10 7选取d=1 (两支撑相对于小齿轮做非对称布置)由1P201表10-6查得材料的弹性影响系数为ZE=189.8MPa由1P209图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为lim3 =600MPa , lim4 =550 MPa。由公式N=60

19、njL hN3=60 X345 X1 X(3200)=6.624 X107N4=N i/u =6.624 X107/3.7=1.79 X107图10-19查得接触疲劳强度 Khn3=1.17Khn4=1.27计算接触疲劳应力取失效概率为1%，安全系数S=1H 3= KhN3 lim3/S=1.17 X600/1=702 MPa.H 4 = KhN4 lim4 / S= 1.27 X550=698.5 MPaoH =700.25 MPa（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径d3t代入6中较小的值3t2 1.6 28013.3 4.71 1.653.7189.8 2.433700.252=31.076

20、5mm2）计算圆周速度=0.56m/s3）计算齿宽b与模数mtb dd3t =1 X31.0765mm=31.0765mmmt=1.508mm计算齿宽与齿高之比 b/h齿高 h=2.25m t=3.39mm b/h =9.174) 计算纵向重合度=0.318 dzatan 3=1.58575) 计算载荷系数根据 v=0.56m/s,7级精度，由 1P194 图 10-8 查得动载荷系数Kv=1.01 。斜齿轮，由 1P195 表 10-3 查得 KHa3 =K Fa4= 1 .4由1P193表10-2查得使用系数Ka=1由1P196表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时Khb=1.

21、12+0.18(1+0.6d2)d2+0.23 X10-3b将数据代入得 Khb=1.12+0.18 X(1+0.6 X12) X12+0.23 X10-3 X 31.0765=1.4151由 b/h=9.17, KHB =1.4151 , 查图 10-13 得 KFB=1.3故载荷系数K=KAKvKHaKHB=1 X1.01 X1.4X1.4151=26) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d3= d3t(K/Kt) 1/3= 31.0765 X(2/1.6) 1/3 =33 .476mm7) 计算模数m=1.624mm3. 按齿根弯曲强度的设计由1P216式10-17得弯曲强度的设计公

22、式为/KTsYCOS2 ?YFaYsamn>32?VdZ3F（2）确定计算参数1 ）由1P208 图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3=500Mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4=380MPa2）由1P206 图10-18 查得弯曲疲劳寿命系数Kfn3=0.92Kfn4=0.983）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式10-12得f 3 = K fn3 FE3/S=328.57MPaf 4= K fn4 FE4/S =266 MPa4）计算载荷系数KK=KAKvKFaKFB=1 X1.01 X1.4 X1.3=1.83825） 根据纵向重合度=1.5857，

23、从图10-28查得螺旋角影响系数Y =0.886）计算当量齿数。zv3 =21.894zV4=817）查取齿形系数由1P200 表 10-5 可查得 YFa3=2.72, YFa4=2.228）查取应力校正系数由1P200 表 10-5 知 Ysa3=1.57, Ysa4=1.779）计算大小齿轮的YFaYSa/ F,并加以比较。YFa3Ysa3/ F 3=0.013YFa4YSa4/ F 4=0.01477大齿轮的数值较大(2 )设计计算mn0.01477 =1.2406mm2 1.8382 28013.3 0.88 cos2141 202 1.65对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数

24、mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而由齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度模数1.624，并近似圆整为标准m=1.75 。按接触强度算得的分度圆直径d3=33.476mm，Z3=d3cos （3/m =18.56 ， Z4=uz 4=68.675。取 Z3= 19。则 Z4=UZ 3= 714. 几何尺寸计算(1)计算中心距 a=(Z3+Z4)mn /(2cos (3)=81.16mm 将中心距圆整为82mm 。(2 )按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos= arccos=16.18 °因

25、 值改变不多，故参数 ， k ， zH 等不必修正3）计算大小齿轮的分度圆直径d 3=34.62mmd4=129.37mm（4）计算齿轮宽度 b dd3=1 X34.62=34.62mm圆整后取 B4=40mm ，B3=35mm3 ）第三对齿轮的设计与校核1. 选定齿轮类型、精度等级、材料与齿数（ 1 ）传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。（2） 此电葫芦升降机为一般重载工作机器，速度不高，齿轮用7 级 精度即可。（3）所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料由1P191 机械设计表 10 1选取：小齿轮材料为 40Cr , HB5 =280 ；大齿轮材料为45号钢，HB6 = 240。 HB5

26、-HB6 = 40,合适。（4）选取小齿轮齿数 Z5= 20;大齿轮齿数Z6 = uz5=74（5）选取螺旋角。初选螺旋角B =14 °按齿面接触疲劳强度条件设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度，最后 作齿轮的结构设计。2 按齿面接触疲劳强度设计由强度计算公式总表查得设计公式为d5t3 2K“5 u 1% u2ZeZh(1)确定公式内的各计算数值试选Kt= 1 . 6由图10-30选取区域系数Zh =2.433由图 10-26 差得5=0.78，6=0.87，贝V = 5+ 6=1.65T5=95.5 X 105P5/n5=95.5 X 105 X 0.9918/93.243 N - mm

27、=101586.5887N mm由1P205表10 7选取d=1 (两支撑相对于小齿轮做非对称布置)由1P201表10-6查得材料的弹性影响系数为ZE=189.8MPa由1P209图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为lim5 =600MPa , lim6 =550 MPa。由公式N=60njL hN5=60 X93.243 X1 X(3200)=1.79 X107N6=N 1/u =1.79 X107/3.7=0.484 X107图10-19查得接触疲劳强度 Khn5=1.27Khn6=1.39计算接触疲劳应力取失效概率为1%，安全系数S=1H 5= KHN5 lim5/S=1

28、.27 X600/1=762 MPa.H 6 = KhN6 lim6 / S= 1.39 X550=764.5 MPaoh =763.25 MPa(2)计算1) 计算小齿轮分度圆直径d5t代入6中较小的值d5t3 2KtT5 U 1% U2ZeZh3 2 1.6 101586.5887V 1 1.654.73.7189.8 2.433763.252=45.08mm%2) 计算圆周速度=0.22m/s3) 计算齿宽b与模数mtb dd5t=1 X45.08mm=45.08mmmt=2.187mm计算齿宽与齿高之比 b/h齿高 h=2.25m t=4.92mmb/h =9.174) 计算纵向重合度

29、=0.318dZ5tan (3=1.58575) 计算载荷系数根据v=0.22m/s,7 级精度，由1P194图10-8查得动载荷系数Kv=1.005。斜齿轮，由1P195 表 10-3 查得 KHa5=KFa6=1.4由1P193表10-2查得使用系数Ka=1由1P196表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时Khb=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.23 X10-3b将数据代入得 Khb=1.12+0.18 X(1+0.6 X12)X12+0.23 X10-3 X 45.08=1.418由 b/h=9.17, Khb =1.418 ,查图 10-13 得 Kfb=1

30、.3故载荷系数K=KaKvKhbKhb=1 X1.005 X1.4 X1.418=26) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d5=d5t(K/Kt) 1/3二 45.08 X(2/1.6) 1/3=48.56mm7) 计算模数m=2.356mm3. 按齿根弯曲强度的设计由1P216式10-17得弯曲强度的设计公式为3 2KTsY cos2 ?YFaYsamn2?；dZ5F(2)确定计算参数1 )由1P208 图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE5=500Mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE6=380MPa2 )由1P206 图10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 Kfn5=0.98Kfn

31、6 =0.9953)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式10-12得F 5 = K fn5 FE5/S=350MPaf 6= K fn6 FE6/S =270 MPa4）计算载荷系数KK二KaKvKfbKfb二 1 X1.005 X1.4 X1.3=1.82915）根据纵向重合度=1.5857，从图10-28查得螺旋角影响系数Y =0.886）计算当量齿数。zv5 =21.894Zv6= = = 817）查取齿形系数由1P200 表 10-5 可查得 YFa5=2.72, YFa6=2.228）查取应力校正系数 由1P200 表 10-5 知 Ysa5=1.57, Ysa6

32、=1.779）计算大小齿轮的YFaYSa/F,并加以比较。YFa5Ysa5/f 5=0.0122YFa6YSa6/ F 6=0.01455大齿轮的数值较大（2 ）设计计算mn>0.°1455=1.893mm2 1.8291 101586.5887 0.88 cos2141 202 1.65 弯曲疲劳强度计算的模数， 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强 度所决定的承载能力，而由齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅 与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度模数 2.356 ，并近似圆整为标准 m=2.5 。对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数mn大于由齿根按接触强度算得的分度圆

33、直径d5=48.56mm,Z5=d5cos (3/m =18.85 ， z6=uz 6=69.73 。取 Z5= 19 。 则 Z6=uZ 5= 714. 几何尺寸计算(1) 计算中心距 a=( Z5+Z6)mn /(2cos 3)=115.94mm 将中心距圆整为 116mm 。(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos= arccos=14.11 °因 值改变不多，故参数 ， k ， ZH 等不必修正。(3) 计算大小齿轮的分度圆直径d5=48.95mmd6=182.93mm(4) 计算齿轮宽度 b dd5=1 X48.95=48.95mm圆整后取 B6=55mm ， B5

34、=50mm4 轴的设计与危险轴的校核(1 )轴"的设计与校核(1)输出轴上的功率P,转速n，转矩T功率 P=0.972W转速 n =25.2r/min 转矩 T=368345.2913N mm( 2)作用在齿轮上的力Ft=2 T/d=2 X368345.2913/182.93=4027.17NFr= Fttana/cos #4027.17 xtan20 °cos14.11 °1511.37NFa= Fttan 沪4027.17 xtan14.11 °1012.3N( 3)初步确定轴的最小直径。轴材料选用 45 钢，调质钢处理，据1P373 表 15-4

35、，取 A0=112dmin= A0( P/n )1/3 =1 1 2 x(0.972/25.2 ) 1/3=37.842mm( 4)按弯扭合成应力校核轴的强度校核时只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即 C 截面，取 =0.61=M2+( T)2/W1/2=26.63MPa<-1=60 MPa , 安全( 5)精确校核轴的疲劳强度由分析知，1截面是最危险的是截面I的左侧抗弯截面系数 W=0.1 d3抗扭截面系数 W=0.2 d3截面I左侧弯矩M截面I上的扭矩T截面上弯曲应力b=M/W=11.99MPa截面上的扭转切应力T= T/ WT=19.03轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得 B=640MPa-1 =275 MPa -1= 155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 与按表 3-2 查取，因 r/ d=0.25, D/ d=1.5 ，经插值后可查得 =1.34 =1.09 又由附图 3-1 可得轴的材料