电动葫芦课程设计设计计算说明书

1、精选优质文档-倾情为你奉上设计计算说明书(一)拟订传动方案，选择电动机及计算运动和动力参数1拟订传动方案采用图1-l所示传动方案，为了减小齿轮减速器结构尺寸和重量，应用斜齿圆柱齿轮传动。2选择电动机计算起升机构静功率而总起重量Q”=Q+Q=50000+0.02×50000=51000N起升机构总效率0=751=0.98×0.98×0.90=0.864故此电动机静功率按式PjC，并取系数Ke0.90，故相应于JC25的电动机PjC=KeP0=0.90×7.87=7.08 kW按1表4-3选ZD141-4型锥形转子电动机，功率Pjc7.5 kW，转速njc1

2、400 rmin。3选择钢丝绳按1式(4-1)计算钢丝绳的静拉力按1式(4-3)，钢丝绳的破断拉力按1的标准2选用6×37钢丝绳，其直径d15.5mm，断面面积d89.49mm2，公称抗拉强度2000MPa，破断拉力QsN。4计算卷简直径按1式(4-4)，卷筒计算直径D0ed20×15.5310 mm按标准取D0300mm。按1式(4-6)，卷筒转速5确定减速器总传动比及分配各级传动比总传动比 这里n3为电动机转速，rmin。分配各级传动比第一级传动比第二级传动比第三级传动比这里ZA、ZB、ZC、ZD、ZE和ZF分别代表齿轮A、B、C、D、E和F的齿数。减速器实际总传动比i

3、=iAB·iCD·iEF=传动比相对误差i不超过土3，适合。6分别计算各轴转速、功率和转矩轴I(输入轴)：轴(输入轴)：轴(输入轴)：轴(输入轴)：各级齿轮传动效率取为0.97。计算结果列于下表： 表 1：轴I（输入轴）轴轴轴转速n（r/min）1400273.1770.5817.22功率P（kW）7.8657.6297.407.18转矩T（Nm）53.65266.701001.273981.94传动比 i5.1253.8754.125(二)高速级齿轮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HRC58

4、62，材料抗拉强度B=1100MPa，屈服极限s=850MPa。齿轮精度选为8级(GBl009588)。考虑到载荷性质及对高硬度齿面齿轮传动，因此以抗弯强度为主，初选螺旋角12°。1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：(1) 端面重合度其中: ,且 求得:(2) 载荷系数Kt对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数Kt2。(3)齿轮A转矩TA TAT164.39 ×103N·mm。(4)齿宽系数d 取d=1。 (5)齿数比u 对减速传动，ui5.125。(6)节点区域系数ZH 查机械设计图6.19得ZH2.47。(7)材料弹性系数ZE 查机械设计ZE1

5、89.8。(8)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，n11400rmin； 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，N·m； Tmax各阶段载荷中，齿轮所受的最大转矩，N·m。故NHA=60×1400×600

6、0×(13×0.200.53×0.200.253×0.100.053×0.50)=1.142×108对齿轮B：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(9)计算：齿轮圆周速度(10)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

7、径 齿轮模数2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,TAT164.39 ×103N·mm,d=1, ,。(2)螺旋角影响系数Y 因齿轮轴向重合度0.318dz1tan0.318 × 1×16×tan12°=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YFaA2.97，YFaB2.21；1.52，1.78(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

8、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NFA>N03×106，NFB>N03×106，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。(6)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。(7)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 =1.77mm比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数mn2mm。3主要几何尺寸计算(1)中心距a取中心距。(2)精算螺旋角因值与原估

9、算值接近，不必修正参数、K和ZH。(3)齿轮A、B的分度圆直径d(4)齿轮宽度b同理，可对齿轮C和D、E和F进行设计计算，计算结果列于下表：表 2：尺寸 齿轮ABCDEF传动比i5.1253.8754.125模数m234螺旋角ß11°2842"10°3447"10°5236"中心距a/mm100120167齿数Z168216621666d/mm32.65167.3548.83189.2265.15268.75Da/mm36.65171.3554.83195.2273.15274.75齿厚b/mm383354497166(三)

10、计算轴1计算轴的直径轴材料选用20CrMnTi，按下式估算空心轴外径： mm式中 P轴传递功率，P7.18kW；n轴转递，n17.22rmin； 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mm取d85mm，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2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zF66，模数mn=4mm，螺旋角10°5236"，分度圆直径d=268.75mm圆周力 径向力 轴向力 (

11、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 (8°634”)轴向力 由图1按结构取L312mm，L134mm。求垂直平面(mcd面)上的支反力： 求水平面(ncd面)上的支反力： 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

12、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)。3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。)4轴I、的设计计算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