电动葫芦设计计算说明书讲解.docx

电动葫芦设计题目：根据下列条件设计电动葫芦起升机构的齿轮减速器已知：额定起重量Q=6t，起升高度H =9m，起升速度v=8m/min，工作类型为中级：JC%=25%，电动葫芦用于机械加工车间，交流电源 (380V)解：(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4-1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 按式(4-2)、式(4-7)和式(4-8),起升机构静功率Q〃v60 x1OO0n0Q”=Q+Q'=60000+0.02X 60000=61200NH 0= h 7 H 5 H 1=0.98 X 0.98 X 0.90=0.864而总起重量起升机构总效率故此电动机静功率=9.44 kWn 61200 x 8P =—0 60 x 1000 x 0.864按式(4-9),并取系数Ke = 0.90,故相应于JC%=25%的电动机P.C=K P0=0.90X 9.44=8.5 kWjC e 0 按表4-3选ZD,41-4型锥形转子电动机，功率P.=13 kW,转速n. =1400 r / min1 JC jc3. 选择钢丝绳按式(4-1)。

钢丝绳的静拉力Q 〃mq7612002 x 0.98二31224 N按式(4-3),钢丝绳的破断拉力5.5^3122405=202041 N按标准⑵选用6X37钢丝绳，其直径d=18mm,断面面积d=89.49mm2，公称抗拉强度1770MPa, 破断拉力Qs = 204200N4. 计算卷简直径按式(4-4),卷筒计算直径D0=ed=20X 18 = 360 mm 按标准取D0=355mm按式(4-6)，卷筒转速1000vm 1000 x 8 x 2 . . _ _ ..n = = = 14.35 r/mm5 兀 D 3.14 x 35505. 确定减速器总传动比及分配各级传动比第1页共19页总传动比“ n 1400 54i =—= 沁 97.54n 14.355这里n3为电动机转速，r/min在图 4-3所示电动葫芦齿轮减速器传动比分配上没有一个固定的比例关系设计时可参考一般三级 圆柱齿轮减速器按各级齿轮齿面接触强度相等，并获得较小外形尺寸和重量的分配原则来分配各级传动 比,也可以参考现有系列结构参数拟定各级齿轮传动比和齿轮齿数（表4-2）现按表4-2,根据起重量Q, 拟定各级传动比（图 4-4）和齿数。

第一级传动比. Z 71i - b - 沁 5.92AB z 12A第二级传动比z 43i =注二 二 3.58CD z 12D第三级传动比z 59i = e = 沁 4.54EF z 13F这里ZA、ZB、ZC、ZD、ZE和ZF分别代表图4-4中的齿轮A、B、C、D、E和F的齿数减速器实际总传动比i=i • i • iEF=5.92X3.58X4.54=96.22 AB CD EF传动比相对误差Ai」f~「= 97-54 - 9622 = 1.4% i 97.54Ai不超过土 3%,适合6．计算各轴转速、功率和转矩轴I（输入轴）：转速功率n = n = 1400 r / minIP = 9.44 kWI转矩IT 9550P 9550 x 9.44 64 39 NT = I = = 64.39 N ・ mi n 1400I轴11（输入轴）:转速1400n = = 236.47 r/mmII 5.92功率P =9.44x0.97 = 9.157 kWII转矩T 9550P 9550 x 9.157 369 81 NT = 圧= =369.81 N ・ mII n 236.47II轴111（输入轴）:轴W(输入轴):转速功率转矩236.47n = = 66.05 r/mmiii 3.58P = 9.157 x 0.97 = 8.882 kWIIIT 9550P 9550 x 8.882T = & = = 1284.22 N - mIII n 66.05III转速nIV功率PIV66.05= =14.55 r/mm4.54=8.882 x 0.97 = 8.616 kW转矩TIV9550P 9550x8.616iv= =5655.18 N - mn 14.55IV轴I (输入轴)轴II轴III轴W转速 n (r/min)1400236.4766.0514.55功率P (kW)9.449.1578.8828.616转矩T (N・m)64.39369.811284.225655.18传动比 i5.923.584.54这里，各级齿轮传动效率取为 0.97。

计算结果列于下表:(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HRC58〜62,材料抗拉强度B=1100MPa,屈服极限s=850MPa齿轮精度选为8级 (GBl0095—88)考虑到载荷性质及对高硬度齿面齿轮传动，因此设计时应以抗弯强度为主，小轮应采用少齿数大模 数原则，各轮齿数如前所述并初选螺旋角B=9°•对于齿轮A和B1．按齿面接触强度条件设计小轮分度圆直径2mm确定式中各参数:(1) 载荷系数Kt对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数Kt=22) 齿轮 A 转矩 TA TA=T1 = 64.39 X 103N ・ mm⑶齿宽系数帕 取©d=1 1.67a(4) 端面重合度£a由资料显示或有关计算公式求得£(5) 齿数比u对减速传动，u=i=5.926) 节点区域系数ZH Zh=2.477) 材料弹性系数 Ze ZE= 189.8 i；MPa8) 材料许用接触应力］HK c=—HN_limSH① 试验齿轮接触疲劳极限应力［］Hlim= 1450MPa；② 接触强度安全系数Sh=1.25；③ 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, 其载荷图谱如图4-6所示，如用转矩了代替图中的载荷Q(因转矩了与载荷Q成正比)，则当量接触应力 循环次数为：对齿轮A：NHAmax=60n f1 i=1式中 n1 齿轮A(轴1)转速，n1 = 1400r / min；i——序数，i=1, 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。

max故此Nha=60X 1400X6000X (13X0.20 + 0.53X0.20 + 0.253X0.10+0.053X0.50) = 1.142X108对齿轮B：NN―HA1.142 x 108592=1.929x107查得接触强度寿命系数khna=1.08，KHNB=1.23由此得齿轮A的许用接触应力1.08x14500 ]=—1253MPaHA1.25齿轮B的许用接触应力1.23x1450[b ]=—1427MPaHB1.25HBAB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d1t〔2x2x64.39x103 5.92 +1 (2.47x189.8)21x1.675.92 I1253 丿=29.33 mm(9)计算：齿轮圆周速度= 2.15m/s兀• nd 3.14x 1400x29.33 1_1—=60 x 1000 60 x 1000(10)精算载荷系数kz v 12x 2.15查得工作情况系数Ka = 1.25按孟 = =0.258查得动载荷系数K =1.020齿间载荷分A 100 100 v配系数KHa = 1.07齿向载荷分布系数KHb = 1.18。

故接触强度载荷系数K=KAKvKHaKHP=1-25X1.020X1-07X1-18=1-61按实际载荷系数K修正齿轮分度圆直径齿轮模数it K' t= 29・331 罟=272827.28cos9°=2.25 mm122．按齿根弯曲强度条件设计齿轮模数i'2KTY cos2 Y Y }—Fa_Sa- e f丿确定式中各参数：(1)参数 K、T]、B、©d、Z]和e各值大小同前 a(2) 螺旋角影响系数Yp因齿轮轴向重合度£ 查得丫歹0.963) 齿形系数YFa因当量齿数厂0H^dZitanBF3】8 X lX12Xtan9°d1=0.604，zVAz= A—cos 2 B12 = 12.45cos2 9°zVBz= B—cos 2 B=71 = 73.69cos 2 9°由电算式计算得齿形系数YFaA=3.47，查表得YFaB = 2.24o(4)应力校正系数YSa根据电算公式(或查手册)得Y = 1.472047 + 0.00497Z - 0.000016Z 2SaA VA VA=1.472047 + 0.00497 x 12.45 - 0.000016 x 12.452=1.53Y = 1.472047 + 0.00497Z - 0.000016Z 2SaB VB VB=1.472047 + 0.00497 x 73.69 - 0.000016 x 73.692=1.75(5)许用弯曲应力2]f「1 K aQ ] = —FN F4imFSF式中。

Flim 试验齿轮弯曲疲劳极限，Flim=850MPa；SF――弯曲强度安全系数，Sf=1.5；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：NFA=60n 丈1i=1t ―i—max式中各符号含义同前仿照确定nha的方式，则得NFA=60X1400X6000X(16X0.20＋0.56X0.20＋0.256X0.10＋0.056X0.50) FA=1.02X108对齿轮 B：N 1.02 x108N = —FA = = 1.72 x 1°7FB R 5.92因 Nfa>Nq=3X106, Nfb>N0=3X106, 由此得齿轮A、B的许用弯曲应力ABQ] "A = Q]=1 x 850 x °.7 397 MPaFB故查得弯曲强度寿命系数Kfa= 1, kfb = 1o1.5式中系数0.70是考虑传动齿轮A、B正反向。