1t电动葫芦设计说明书.docx

电动葫芦设计3.7卷筒厚度对于钢制卷筒，卷筒厚度可按下式计算:cr = 0.02D + (6 〜10) = 14mm［计算结论］卷筒厚度:［计算结论］卷筒厚度:14mm8卷筒转速卷筒转速可按下式计算：1 OOOmvnt =兀Do式中：nt卷筒转速(r/min)；vn——起升速度7 (m/s)；Do卷筒的卷绕直径208 (mm)；m——滑轮组倍率取：2［计算结论］卷筒转速：nt=21. 43r/min3. 9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，内外表应力较高，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：5 = Ax乎4⑻其中：卜］——作用在筒壁上的压应力(Mpa)；同——许用应力，因二三；其中*——钢的屈服极限，取*=355Mpa,1 •即：［^］=236. 7MpaA——应力减小系数取：0. 75 ；Smax钢丝绳最大拉力5051. 5 (N);5——卷筒厚度14nnn；t——卷筒螺旋绳槽螺距5mm；综上计算：［5］=54.2MpaW⑻，故卷筒强度满足要求［计算结论］卷筒强度校核：平安10电动机选择计算起升机构静功率可按下式计算：ps - q FqV" 60x1000 7式中Ps——起升机构电动机的稳态平均功率(kW)；G——稳态负载平均系数，G=0.8；Fq——额定起升载荷，FQ=mQg=1000X9. 8=9800N；Vn起升速度， Vn=7m/s；n——机械总效率，取n=85%；代入数据计算后得：Ps=L14kW3.11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，，相应于JC%=25%的电动机，按表4-3选ZD22-4型锥形转子电动机，功率Pjc=1.5kW,转速njc=1380r/min3. 12电动机的过载校核对于不同的工作机构，过载校核计算公式也不同，一般是在静功率计算的基础上加以修正起升机构电动机过载校核可按下式计算公式：Pn >60 x A/zlOOO 77式中：Pn——基准接电持续率时的电动机额定功率L5 (kW);Fq起升载荷：9800N；10Vn——起升速度：7m/s；n——机构总效率，取n=85%；——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到达的值，取入m = 2.1；H——考虑电压降、最大转矩存在误差等因素的系数，取H=2. 1 综上可得：Pn三恐=L34KW［计算结论］ZD141-4型锥形转子电动机，功率Pjc=L5KW,转 速njc=1380r/min,满足过载要求3. 13电动机的发热校核电动葫芦的使用年限为10年，每年工作300天，每天八小时工作制，两班 倒，那么电动葫芦的预期寿命Lh=10X 300X16=48000对电动机进行发热校核时，首先按下式计算电动机所需的接电持续率£ ： 用豆x io。

％V P2n X t式中：Ps——计算得到的稳态平均功率1.34 (kW)；Pn——基准工作方式下的电动机额定功率L 5 (kW)；t个工作循环的时间600 (s)；tw个工作循环中电动机实际工作时间tw=6300X6004-48000=78. 75 (s)代入数据计算后，即£ =21%(JC=25%［计算结论］电动机的发热校核满足发热条件3. 14制动力矩验算起升时作用在电动机轴上的转矩为：FqDo lj =2mirj下降时作用在电动机轴上的转矩为：11T尸也叼 2mi式中：Fq——起升载荷9800 (N)；Do——卷筒的卷绕直径208 (mm)； m——滑轮组倍率2； i——总传动比，电动机额定转速和卷筒转速之比,=64. 4；=64. 4；.13801=2L43n——上升时机构总效率，取0.85； n'——下降时机构总效率，取0.85；综上可得：Tj 二 9.3 X 103N ・ mm, T；= 6.72 X 103N - mm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平安裕度，制动器的制动力矩满足：Mzd ? KzdTj式中：Mzd——制动器的制动力矩取62. 8 (N - m)；Kzd——制动平安系数，由［1］表1T4取1.75即 62. 821. 75X6. 72=11.76,故满足要求。

［计算结论］制动力矩经验算满足要求第4章传动系统设计及计算1传动方案确实定电动葫芦传动系统是指电动机到卷筒之间的减速装置该减速装置要求工作 平安可靠，体积小，重量轻，传动比大，一般用齿轮传动机构电动葫芦传动系 统中常用的齿轮传动机构有定轴轮系、行星轮系和混合轮系常用行星轮系特点 如下：(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；12(2) NN型行星齿轮传动传动比范围大，效率低，适用于短期工作假设行星架为从动件，当传 动比到达某一数值后，机构发生自锁；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；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 动方案如下图：图4-14.2行星齿轮传动的齿数确定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：13V 1 + "bg_ jb _ 1 一嚷看Iae = laX lXe=T-F=—1 一%霍4. 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) ， )a@c、@cb、a(ie，应保证：， > )Hac 二氏b = a(ie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，假设 各对啮合副均为模数相等的直齿轮组成时，贝I」：[Za + 2ZC = Zb(Zb - Zc = Ze - Zc4. 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 布置假设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,那么邻接 条件为：L > d3c,即 2aacSin > dacnP式中：np——行星轮个数；aac——a-c啮合副的实际中心距；dac一一行星轮的齿顶圆直径；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Z为行星轮个数为的整数倍144. 2. 5齿数确定行星齿轮传动的齿数确定是相当费时的工作，往往需要反复估算屡次，才能 得到较为满意的结果齿轮的齿数除必须满足一般齿轮传动中对齿轮齿数的要 求，还必须满足传动比条件、同心条件、邻接条件和装配条件在机械设计手册 中，行星齿轮传动中齿轮的齿数以列出标准值，通过查表的方式确定齿数确定 的齿数见表5T所示表5-1齿轮编号abcde齿数Z1666701663第5章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，但凡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(N • m)、传递的功率P(kW)及旋转速度n (r/ min)符合如下关系：PT=9549±二68.4 N. mnZb (Z@Zd|Tb =1 + • Te = -63.2 ' N • mZa + zb \zcze/Za I ZbZd1 1eTa = 1. —r =-1.1 N - mZa + zb\ zcze/ Q ae［计算结论］T=68. 4 N. mTb=-63. 2 N.mTc=-1. 1 N. m5. 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d,按齿面接触强度计算小齿轮分度圆直径&按下式计算:15［TiKaKhpKhs nc u + 1di 三 Ktd --2, -~(™)1 Up。

dH lim式中：Ktd——算式系数，对钢制直齿传动Ktd二768；心——使用系数，对电动葫芦减速器传动齿轮，可取Ka = 1；Khf一一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. 05〜1. 20,对于7级精度齿轮可取Khp=1.10^1.25,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=1.05〜1.10综上所述，此处取Khp=1.07T1——计算齿轮副小齿轮的名义转矩(N • m)；u——齿数比，u = Z2/ , zl为计算齿轮副的小齿轮齿数，z2为大 齿轮齿数；Cd ——小齿轮齿宽系数，依照［1］表3-2得(0 d)a二d)c"1： nP——行星轮个数；Mx——综合系数当行星轮个数小于等于3时，可取Khz = 1.8〜2. 4；当行星轮个数大于3时，可取仙2 = 2. 0〜2. 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，Ms可取小值。

综上，此处取Khz = 2. 0；中He——电动葫芦动力系数对高速级齿轮取中nc = 1.3〜1.4；对 低速级齿轮取中nc=故此处取ync=L35；h iim——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：da^56. 75mm16［计算结论］da»56.75mm5. 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按下式计算：ITiKaKfpKFs ncYpaim、KtmJ ；2(mni)［np9 dZlF lim式中：Ktffl——算式系数对钢制直齿传动Ktm=12.1,斜齿传动Ktm : 11. 5；Kfp一一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)；Kfx——综合系数当行星轮数小于等于3时，可取Kfe = 1.6〜2. 2, 当行星轮数大于3时，可取即2:L 8〜2. 4.对高精度齿轮或采用有利于齿向载荷 分布的措施，K的可取小值；zi小齿轮齿数；YFal——载荷作用于齿顶时小齿轮的齿形系数，依照 GB/T3480-1983 可得YFal = 2. 76；°F lim——。