电动葫芦的设计计算电动起重机械毕业设计论文.doc

电动葫芦的设计计算电动葫芦的设计计算 摘要摘要 电动葫芦是一种最普通的成批生产的电动起重机械。由于它具有尺寸小， 重量轻.结构紧凑,操作维修方便等特点，所以广泛使用于冶金、机械制造、化工、 建筑、林业、交通、轻工、国防、水电等国民经济部门。它是集电动机，减速 器和钢丝绳卷筒（或环链）为一体的小型起重设备，配合单梁桥式或门式起重 机，组成一个完整的起重机械。近年来，我国电动葫芦的发展速度很快，但和 国外同类产品相比，存在很大的差距。 本设计首先分析了国内外电动葫芦的发展状况，比较其差别，从而最终确 定了对传统圆柱齿轮减速器的改进。目的就是为了提高生产率、合理使用设备、 节省劳动力，实现在转速的连续变化和在任意传动位置下的稳定运转，适应自 动化、智能化、集成化和信息化的发展趋势。通过综合比较分析各种传动装置， 最终选定了环锥行星无级变速器传动装置，选定钢丝绳，计算和校核卷筒，选 择和校核电动机，最终完成电动葫芦的设计计算。 关键词：电动葫芦 减速器 环锥行星无级变速器 目录目录 摘要摘要I ABSTRCAT II 1 绪论绪论1 1.1 概述1 1.2 起重机发展趋势1 1.2.1 技术发展趋势.1 1.2.2 产品发展趋势2 1.3 国内钢丝绳电动葫芦的技术现状和发展方向3 1.3.1 CD1 型钢丝绳电动葫芦存在的不足.4 1.3.2 国内钢丝绳电动葫芦发展方向.5 1.4 本课题的主要研究内容6 2 传动方案的拟订传动方案的拟订7 2.1.分析各种传动方案的利弊7 2.1.1 齿轮传动7 2.1.2 机械无级变速7 2.2 拟订传动方案8 3 设计计算设计计算9 3.1 钢丝绳的选择计算9 3.1.1 钢丝绳类型的选择.9 3.1.2 钢丝绳直径的计算.9 3.1.3 钢丝绳型号的选择.10 3.2 卷筒的设计计算与校核10 3.2.1 卷筒直径的计算10 3.2.2 卷筒长度的计算11 3.2.3 卷筒壁厚的计算.11 3.2.4 卷筒强度的校核11 3.2.5 卷筒稳定性校验12 3.3 电动机选择与校核12 3.3.1 电动机静功率的计算.12 3.3.2 电动机功率的选择13 3.3.3 电动机过载能力的校验.13 3.3.4 电动机发热校验.14 4 变速器的设计计算变速器的设计计算.15 4.1 计算变速器传动比15 4.2 选取变速器的传动类型和传动简图15 4.3 按最大传动能力设计行星锥环无级变速器步骤16 4.3.1 确定安装的锥数.16 4.3.2 行星锥环无级变速器最大传动能力计算.16 4.4 验算 A、B、E 点处的油膜厚度19 4.4.1 接触点的当量曲率半径19 4.4.2 无量纲速度、载荷、和材料参数.21 4.4.3 接触区中央最小油膜厚度、膜厚比.22 4.5 轴承和轴的校核22 4.5.1 深沟球轴承 6006 GB/T276-1994 的校核 22 4.5.2 角接触球轴承 7206 GBT292-1994 的校核23 4.5.3 中间轴的校核.24 5 结论和展望结论和展望.26 5.1 结论26 5.2 展望26 致谢致谢27 参考文献参考文献27 1 绪论绪论 1.1 概述概述 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。 1.2 起重机发展趋势起重机发展趋势 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，作了详细规定。 1.2.1 技术发展趋势 1向大型化、高效率化、无保养化和节能化发展。目前，世界上最大的浮 游起重机起重量达 6500 吨，最大的履带起重机重量为 3000 吨，最大桥式起重 机起重量为 1200 吨。带式输送机最大带宽达 3.2 米，输送能力最大为 3.7 万吨/ 时，单机最大距离超过 30 公里。自动化立体库堆垛机最大运行速度达 240 米/ 分。 2向自动化、智能化、集成化和信息化发展。将机械技术和电子技术相结 合，将先进的微电子技术、电力电子技术、光缆技术、液压技术、模糊控制技 术应用到机械的驱动和控制系统，实现自动化和智能化，以适应多批次少批量 的柔性生产模式。目前已出现了能自动装卸物料、有精确位置检测和有自动过 程控制的桥式起重机用于自动化生产线。起重机上还装有微机自诊断监控系统， 对自身的运行状态进行监测和维护。 3向成套化、系统化、综合化和规模化发展。将各种起重运输机械的单机 组合为成套系统，加强生产设备与物料搬运机械的有机结合，提高自动化程度， 改善人机系统。通过计算机模拟与仿真，寻求参数与机种的最佳匹配与组合， 发挥最佳效用。重点发展的有港口散料和集装箱装卸系统、工厂生产搬运自动 化系统、自动化立体仓库系统、商业货物配送集散系统、交通运输部门和邮电 部门行包货物的自动分拣与搬运系统等。 4向模块化、组合化、系列化和通用化发展。许多通用起重运输机械是成 系列成批量的产品，为了降低制造成本，提高通用化程度，可采用模块组合的 方式，用较少规格的零部件和各种模块组成多品种、多规格和多用途的系列产 品，充分满足各类用户的需要。也可使单件小批量生产起重运输机械的方式改 换成具有相当批量和规模的模块生产，实现高效率的专业化生产。 5向小型化、轻型化、简易化和多样化发展。有相当批量的起重运输机械 是在一般的车间和仓库等处使用，用于代替人力和提高生产效率，但工作并不 十分频繁。为了考虑综合效益，要求这部分起重运输机械尽量减少外形尺寸， 简化结构，降低造价和使用维护费用，按最新设计理论开发出来的这类设备比 我国用传统理论设计的同类产品其自重轻 60。由于自重轻、轮压小、外形尺 寸小，使厂房建筑结构的建造费用和起重机运行费用也大大减少。 6采用新理论、新方法、新技术和新手段提高设计质量。进一步应用计算 机技术，不断提高产品的设计水平与精度。开展对起重运输机械载荷变化规律、 动态特性和疲劳特性的研究，开展对可靠性的试验研究，全面采用极限状态设 计法、概率设计法、优化设计和可靠性设计等，利用 C AD 提高设计效率与质 量，与计算机辅助制造系统相衔接，实现产品设计与制造一体化。 7采用新结构、新部件、新材料和新工艺提高产品性能。结构方面采用薄 壁型材和异型钢，减少结构的拼接焊缝，采用各种高强度低合金钢新材料，提 高承载能力，改善受力条件，减轻自重和增加外形美观。在机构方面进一步开 发新型传动零部件，简化机构，以焊代铸，采用机电仪一体化技术，提高使用 性能和可靠性。在电控方面开发性能好、成本低、可靠性高的调速系统和电控 系统。今后还会更加注重起重运输机械的安全性、重视司机的工作条件。 1.2.2 产品发展趋势 起重运输机械行业优先发展的重点产品，应具备产品的性能指标高、性能 稳定和运行效率高等特点。为适应时代需求，这些产品还必须达到环保效能好、 节能、机电一体化程度高和操作性能好等要求，是用户优先选择的技术水平高 的产品或是新型的国内空白产品。这些产品包括： 1港口散料装卸成套设备，包括：（40006000t/h）连续装船机、 （12502400t/h）桥式抓斗卸船机、 （40006000t/h）悬臂斗轮取料机、 （40006000t/h）大跨度门式取料机、双车三车不摘钩翻车机、散粮码头装卸 系统机电总体设计及控制技术、 （5001000t/h）夹带式卸船机及 （10001500t/h）波状挡边带式提升机等。 2大型露天矿连续、半连续开采工艺运输成套设备，包括： （40006000t/h）大型排土机、带宽 B3000mm 胶带输送机、机电总体设计 技术及压带式大倾角胶带输送机等。 3混匀料场成套设备，包括：1500t/h 刮板式混匀取料机、1500t/h 滚筒式 混匀料机、1500t/h 摇臂式混匀堆料机等。 4固体垃圾分拣处理系统，包括：给料机、圆筒式筛分机、堆肥倒堆机、 垃圾压装机和自动化垃圾搬运起重机等。 5集装箱装卸运输成套设备，包括：轮胎式集装箱起重机、超大箱大伸距 岸边起重机、集装箱叉车及铁路集装箱起重机等。 6仓储及自动化运输成套设备，包括：标准系列自动化立体仓库、自动化 立体停车库、无轨巷道堆垛机系列、自动搬动车系统、大规模流水生产线电控 及管理系统、积放式悬挂输送机（单车吊重 501250kg，速度 1020m/min） 、 重型板式输送机（单件载荷 5002000kg、速度 0.55.5 m/min）和各种型式货 架储存系统等。 7三峡工程及其他重点工程有关设备开发，包括：起重量 1.15 万吨、提 升高度 113 米的升船机可靠性研究及设备研制、大型火电站中的输煤、给煤设 备、堆取料设备和专用起重机设备、核电站用高精度定位、高可靠性的环形起 重机、装卸料机及其他核级要求的起重设备等。 8具有发展前景、市场看好的特色产品，包括：1）DX 型钢丝绳芯带式 输送机；2)自移可转式胶带输送机；3)耐腐蚀的螺旋输送机；4)超高温埋刮板输 送机；5)各种旅游与货运索道；6)容器式管道输送系统；7)工业自动灌装、码垛 成套设备；8)垃圾处理专用抓斗起重机；9)轻小型起重设备；10)大型冶金起重 机；防爆起重机；高速行李输送系统；柔性启制动装置；称量与配制样系统； 大规格垂直挡边输送机；多用途门座起重机；集装箱式包装机；气垫式皮带机 电子秤等。 9重要基础零部件，包括：1)硬齿面减速器；2)液力减速器；3) 高速大功 率耦合器；4)液压缓冲器；5)索道专用新型抱索器，脱挂器；6)盘式制动器；7) 集装箱吊具；8)自锁式夹轨器；9)液粘传动装置等。 1.3 国内钢丝绳电动葫芦的技术现状和发展方向国内钢丝绳电动葫芦的技术现状和发展方向 钢丝绳电动葫芦作为一种轻小型起重设备，广泛用于国民经济各个领域， 而国内钢丝绳电动葫芦的发展却比较缓慢。上世纪 60 年代到 70 年代初，我国 从前苏联引进了 TV 型钢丝绳电动葫芦，70 年代初我国自行设计了 CD1 型钢丝 绳电动葫芦取代 TV 型钢丝绳电动葫芦，至目前为止 CD1 型钢丝绳电动葫芦在 国内生产制造、使用已达 30 多年的历史。其间，曾有一些厂家引进国外先进的 生产制造技术，但均未获得广泛的推广应用。 钢丝绳电动葫芦技术水平在国内发展迟缓，其原因是多方面的： 1) 国内 钢丝绳电动葫芦企业生产、制造水平及配套的机械、电气及标准件技术基础较 低； 2) 近 20 年来，国内经济体制由计划经济转向市场经济，许多国营企业在 转制初期不可能将大量的资金投入到产品开发上；3) CD1 型钢丝绳电动葫芦目 前仍有一定的市场占有率。 然而，随着技术的成熟完善和用户对产品的性价比的越来越挑剔，国内钢 丝绳电动葫芦已开始不再适应人们的要求。 图 1.3-1 CD 型电动葫芦 1.3.1 CD1 型钢丝绳电动葫芦存在的不足 1. 系列化问题、品种少、规格不齐：CD1 型钢丝绳电动葫芦起重量只有 0.5 t、1t、2t、3 t、5t、10t，6 种，起升高度的覆盖范围为 6-30m，起升速度： 1-5t 单速为 8m/min，双速为 8/08m/min，10t 单速 7m/min，双速为 7/07m/min。虽然国内一些厂家在 10t 基础上发展看了 16t、20t 扩充系列的大 吨位电动葫芦，但仍不能形成较完整的钢丝绳电动葫芦产品系列，与国外的起 重量范围 025-80t 及多种起升高度和起升速度组合相比存在很大的差距。 2. 工作级别：CD1 型钢丝绳电动葫芦没有进行工作级别的划分，不适应实 际使用工况，多数情况下造成使用不合理。按新的工作级别划分规则，CD1 型 钢丝绳电动葫芦的工作级别为 M3，而国外的钢丝绳电动葫芦能适应的工作级 别范围为 M3，M6。 3. 基型的变换：CD1 型钢丝绳电动葫芦滑轮组结构形式及倍率单一(0.5t-5 t 滑轮组倍率为 2/1；10t 倍率为 4/2)。安装方式只有悬挂和固定式 2 种，变化少， 可开发功能低。而国外钢丝绳电动葫芦滑轮组结构及倍率组合方式多样，安装 方式除悬挂与固定式外，还有低净空安装、双吊点形式及其他特殊用途的钢丝 绳电动葫芦。而 CD1 型钢丝绳电动葫芦在这些方面基本是空白。 4. 结构设计：CD1 型钢丝绳电动葫芦的结构设计虽然较 TV 型钢丝绳电动 葫芦有了较大改进，但其外形美观性差，圆形结构不便于安装、运输，外形的 局限性严重阻碍了基型的变化。而国外的钢丝绳电动葫芦，多为方形结构设计， 既美观便于安装、运输，还能很好地适应模块化设计，便于基型的组合和变换， 大大拓宽了钢丝绳电动葫芦的使用范围。 5. 配套电动机：CD1 型钢丝绳电动葫芦配套的锥形转子电机，单速为 4 极， 双速为 1/10 的子母机，而国外钢丝绳电动葫芦电机采用 2 极电机，双速采用双 绕组和变极式，这样结构简单、体积小、自重轻，有利于降低制造成本。另外， CD1 型钢丝绳电动葫芦配套电机在绝缘等级和防护等级及噪声方面与国外葫芦 相比差距仍很大。 6. 减速器：CD1 型钢丝绳电动葫芦减速器制 造精度和传动效率低，噪声 大，齿轮参数设计不甚合理，特别反映在有效提高承载能力和各级齿轮与齿轮 副之间的强度均等方面。 7. 安全保护措施：CD1 型钢丝绳电动葫芦只有上、下限位保护，超载保护。 而国外钢丝绳电动葫芦除有上述保护功能，还具有错相、缺相、过热、多制动 系统保护等。 8. 电气控制：CD1 型钢丝绳电动葫芦电控箱外观协调性差，电气元件的使 用寿命较低，故障率高。 9. 零部件设计：CD1 型钢丝绳电动葫芦的吊钩、电动小车装置等关键零部 件，成组设计及互换性较差，且结构较笨重。 1.3.2 国内钢丝绳电动葫芦发展方向 1. 系列设计合理化: 推荐参数：起重量从 0.25-80t，起升高度 6-63m，利 用较少的基型覆盖整个系列。起升速度多样化推荐值：单速 8m/min、10m/min、12.5m/min；双速 1/10、1/3、1/4 速比变化。双速方案应考 虑子母机、双绕组及变极式，或采用变频无极调速技术。设计时参考 GB3811- 1983起重机设计规范工作级别划分，将工作级别覆盖范围扩充到 M3-M6。 2. 结构形式应能满足多种工况如：低净空、双吊点等多种安装固定方式； 可遥控操纵、绝缘型、防腐防潮、耐高温高热、防爆等多种功能的产品。 3. 外形设计改变传统的圆形设计，采用方形结构形式，模块化设计，增加 零部件的通用性: 布置方式由原来的电机一中间轴一减速器一卷筒的形式，改 为电机一减速器一卷筒的布置方式，既有利于有效地提高钢丝绳电动葫芦起升 高度，又避免高速轴长轴传动，可提高运行的平稳性和可靠性，降低制造成本。 增加滑轮倍率范围，提高单机使用范围。 4. 采用优质高强度钢丝绳：按 GB38111983 标准要求，在满足抗拉强度 安全系数的前提下，尽可能减小钢丝绳直径，采用相适应的卷筒直径与钢丝绳 直径之比及滑轮直径与钢丝绳直径之比，以利于缩小整机结构和自重。 5. 优化齿轮设计提高齿轮的承载能力：齿轮可采用 40Cr 或 42CrMn、40MnB 材质，调质和表面淬火处理或氮化，原采用的 20CrMnTi 或 20MnTiB 材质虽然在齿轮的抗弯强度和接触强度方面较理想，但是受国内基础 加工水平影响，齿轮加工精度低，渗碳淬火热处理变形量难控制，后序又无磨 齿工艺，难免存在齿轮噪声大、效率低等缺点。新材质及热处理方法已在国内 许多厂家推广。此外，采用硬齿面与中硬齿面配对啮合的齿轮副，高速级齿轮 采用剃齿工艺，齿轮螺旋角选在 12 度左右，这些都是提高齿轮传动平稳性的有 效途径。齿轮传动箱体、箱盖结构设计应有利于噪声的吸收与减振，传动轴承 应提高精度等级。 6. 电机采用 2、4、6 极锥形转子电机以适用各种不同工：电机绝缘等级应 提高至 F 级和 11 级，防护等级提高至 IP54；电机设置过热保护元件；电机的 设计应考虑有效提高有用功率，降压能力和起、制动能力；提高电机设计温升， 充分发挥电机的潜能；电机的降噪除了在设计、加工、制造精度上要提高外， 还应从设计上考虑降低电磁噪声和风道涡流噪声的措施。电机的设计也应遵循 工作级别划分原则，提高单机使用用途。 7. 增加电气保护措施：除上下限位保护外，还应增加超载保护(个别情况下 考虑欠载保护)；错相、缺相、失压保护；吊钩防脱绳保护。开发多制动功能机 型如：双制动(电机锥形制动轮制动+高速轴上补偿制动)；三制动(锥形制动轮制 动+高速轴上补偿制动+卷筒上安全闸)。根据用户需要增加起升高度、负载数字 显示功能。 8. 高耐磨、高强度导绳器材料及导绳器导绳性能一直是国内许多生产电动 葫芦的企业探讨的课题，目前，国内已掌握了一部分成功经验。 9. 其他零部件如吊钩、小车等设计要考虑成组性和通用性。 10. 提高配套件如钢丝绳、轴承等标准件质量。 11. 提高接触器、变压器等电控元件的机械寿命和电寿命，电控箱的外形 设计应考虑与葫芦塞体的协调。 12. 注重整机的油漆，包装等外观品质。 1.4 本课题的主要研究内容本课题的主要研究内容 本课题将首先分析目前国内外起重机的发展现状与电动葫芦的特点，针对 10 吨电动葫芦减速器原方案进行改进设计，完成改进后进行电动葫芦变速器的 结构设计和关键零部件设计计算，并进行结构改进。 根据以上思想，毕业设计主要完成工作如下： 1. 通过调研了解国内外电动葫芦的发展现状以及其结构特点； 2. 分析比较各种传动方案的利弊，根据改进的思想，最终选定环锥行星无 级变速器的传动方案。 3. 参考上届同学的电动葫芦原方案进行改进设计,对其进行校验修改，并在 其基础上提出改进。具体修改和增加如： 4. 完成毕业论文。 2 传动方案的拟订传动方案的拟订 2.1.分析各种传动方案的利弊分析各种传动方案的利弊 2.1.1 齿轮传动 齿轮传动是一种最常用的机械传动方式具有可靠性好、传动平稳、传动效 率高等优点，但目前所具有的各种形式的齿轮传动而言，传动比相对固定，无 法实现转速的连续变化和在任意传动位置下的稳定运转。 2.1.2 机械无级变速 机械无级变速器有摩擦式、链式、带式和脉动式四大类，约 30 多种结构型 式。 (1)摩擦式无级变速器 摩擦式无级变速器是指利用主、从动刚性元件(或通过中间元件)在接触处 产生的摩擦力和润滑油膜牵引力进行传动，并可通过改变其接触处的工作半径 进行无级变速的一种变速器。 摩擦式无级变速器由三部分组成：传递运动和动力的摩擦变速传动机构； 保证产生摩擦力所需的加压装置；实现变速的调速机构。它具有各种不同的结 构类型，一般可分为：直接传动式，即主、从动摩擦元件直接接触传动； 中间元件式，即主、从动元件通过中间元件进行传动；行星传动式，即中间 元件作行星运动的传动机构。目前，国内应用较广或已形成系列进行生产的主 要有：锥盘环盘式(干式、湿式)、多盘式(Beier 型、转环直动式、钢球锥轮式、 菱锥式、行星锥盘式(DISC 型)和行星环锥式(RX 型)无级变速器等。 (2)链式无级变速器 链式无级变速器是一种利用链轮和钢质挠性链条作为传动元件来传递运动 和动力的机械变速装置。它属于开发较早#应用较多的一种通用型变速器。 链式无级变速器由链轮和链条构成的传动机构、调速机构和链条张紧加压 机构三部分组成。它是通过主、从动链轮的两对锥盘的轴向移动实现调速的。 按链条结构形式可分为以下几类：滑片链无级变速器、滚柱链无级变速器、套 环链无级变速器、摆销链无级变速器等几种。前两种变速器发展比较成熟，应 用广泛，后两种变速器体现了链式无级变速器的发展方向。 (3)带式无级变速器 它与链式变速器相似，其变速传动机构是由作为主、从动带轮的两对锥盘 及张紧在其上的传动带组成。其工作原理是利用传动带左右两侧面与锥盘接触 所产生的摩擦力进行传动，并通过改变两锥盘的轴向距离以调整它们与传动带 的接触位置和工作半径，从而实现无级变速。它由于具有结构简单，工作平稳 等优点，在机械无级变速器中可以说是应用最广的一种! 带式无级变速器根据传动带的形状不同：可分为平带无级变速器和 V 带无 级变速器两种类型。 （4）脉动式无级变速器 变速传动机构主要由 35 相连杆机构组成，或者是连杆与凸轮和齿轮等机 构的组合，其工作原理和连杆机构相同，但需配置输出机构。 脉动式无级变速器也是由传动机构、输出机构和调速机构三个基本部分组 成的!。与摩擦式无级变速器相比，由于其传动机构采用几何封闭的低副机构， 故具有工作可靠，承载能力高、变速性能稳定的特点，此外还具有结构简单、 体积较小、制造方便和成本较低等优点。 由上分析可知，机械式无级变速器结构简单，价格低廉，维修方便，传动 效率高，适应性强，转速稳定，传动比好，工作特性可以是恒功率的，也可以 是恒转矩的，适用于条件恶劣的应用工况。可以实现在转速的连续变化和在任 意传动位置下的稳定运转，而且向自动化、智能化、集成化和信息化发展的趋 势。 2.2 拟订传动方案拟订传动方案 根据电动葫芦短期间歇工作方式的特点，以及改进思想要求的结构紧凑， 体积小，质量轻，减速器传动比大，实现在转速的连续变化和在任意传动位置 下的稳定运转等特点。据5 P5 表 1-4 中的各传动类型的工作特点可知，环锥行 星无级变速器传动形式较适于短期间断的工作方式，并且结构紧凑，传动比大 实现在转速的连续变化和在任意传动位置下的稳定运转等特点。其传动简图如 下所示： 图 2.2-1 环锥行星无级变速器传动简图 3 设计计算设计计算 3.1 钢丝绳的选择计算钢丝绳的选择计算 本改进设计的电动葫芦的参数如下： 起重量 Q=10t，起升高度 H=18m，起升速度 v=7m/min，工作级别为 A5。参照新乡起重机同等起重吨位的电葫芦，选用双联滑轮组方案，其滑轮组 倍率 m=i/2=2,其示意图如下： 图 5-1 双联滑轮组 为减少卷筒轴向尺寸和电动葫芦的长度而采用多层卷绕，并且在卷筒上开 深螺旋槽以使各层钢丝绳在卷筒上都排列整齐。 3.1.1 钢丝绳类型的选择 参照3 P33 表 2-1，当起升用多层卷绕时，选择型号如 619W+1WR 的钢 丝绳（即钢丝绳结构形式为 6 股，每股 19 丝瓦林吞式金属丝芯） 3.1.2 钢丝绳直径的计算 参照3 P37 式(2-4)估算法确定钢丝绳直径： (1) 2 max10Sd 式中： - 钢丝绳最大工作静拉力（KN）maxS d - 钢丝绳直径（cm） 其中， 0 max 12 2 h QG S m A (2) 式中：Q - 起重量（KN） ， 0 G - 吊具自重（KN） ，m - 滑轮组倍率 h - 滑轮组效率， 12 A -导向滑轮组效率 查2 P90 表 8-5 取 0 G =2.2%Q； 查2 P79 表 8-4 可知，当 m=2 时，双联滑轮组效率 h =0.99，且由于本设 计不采用导向滑轮，故， 12 A =1。 由此计算得 00 max 10 10002.210 10009.81 25.3177 2 2 0.99 1 S 故，解得 d1.5911cm=15.9110mm 故，取钢丝绳直径 d=16mm 3.1.3 钢丝绳型号的选择 16NAT6(9+9+1)W+IWR1670ZS150 GB 8918-88 即，钢丝绳直径为 16mm，表面状态为光面钢丝，结构形式为 6 股，每股 19（9+9+1）丝钢丝，粗细型，金属丝芯，钢丝工程抗拉强度为 1670， 2 /N mm 捻向为右交互捻，钢丝最小破段拉力为 150kN。 3.2 卷筒的设计计算与校核卷筒的设计计算与校核 卷筒的作用是在起升机构中卷绕钢丝绳，把原动机的驱动力传递给钢丝绳， 并把原动机的回转运动变为所需要的直线运动。本卷筒采用多层卷绕方式，且 为了使钢丝绳不发生脱槽以及排列整齐，在其上开有深螺旋槽。采用铸造的加 工方法制造各卷筒组件，然后用螺钉联结起来。 3.2.1 卷筒直径的计算 根据起重机设计规范的规定，卷筒的卷绕直径（即计算直径）Do 不能小于 规定的值，即，根据3 P53， (3) 0min Dhd 式中： - 按钢丝绳中心计算的卷筒最小直径(mm) 0min D h- 与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，见3 P44 表 3-2，取 h=18 d- 钢丝绳直径（mm）,由已选定的钢丝绳可知 d=16mm 则，= 1816mm=288mm 0min Dhd 卷筒直径 D（槽底直径）按下式计算，即 =(18-1)16=272mmd) 1h(D 设计时，取 Do=300mm ，D=284mm 3.2.2 卷筒长度的计算 双联卷筒的长度（见示意图） 计算公式如下： (4) 0123 2Lllll 图 5.2.2-1 双联卷筒 由于计算中某些参数无法确定，故，参照卫华集团调研所得图纸中设计方 案的长度数据为初始数据，选卷筒长度 L=875mm，L3=58mm。 3.2.3 卷筒壁厚的计算 卷筒壁厚可先按经验公式初步确定，然后进行强度校核。 对于钢卷筒：d=16mm 铸造卷筒考虑工艺要求，其壁厚不应小于 12mm，故，选用钢卷符合要求。 3.2.4 卷筒强度的校核 卷筒在钢丝绳的拉力作用下，产生弯曲、扭转和压应力。其中压应力最大， 它是由钢丝绳缠绕箍紧所产生的。这三种应力并不是在任何情况下都需要校核。 1) 卷筒长度 L3D 弯曲和扭转的合成应力一般不超过压应力的 10% 15% ，允许只计算压应 力。由于本卷筒长度 L 小于三倍卷筒直径 D，所以只需计算压应力。 2) 卷筒长度 L3D 还需计算有弯曲力矩产生的弯曲应力 由于本卷筒 L=875mm3D=3272mm=816mm， 故，按 2）来校验卷筒强度， 参照2 P217 卷筒强度校验方法校验如下， 当 L3D 时，应验算由弯矩和扭矩产生的换算应力 M W 换 换 （kg/cm） (5) 式中： M换 - 换算力矩（） ， 22 MMM 换弯扭 max3 2580.8187.65.8 105555.129g cm 22 SLL MK A 弯 max 2580.81 29.175101.571MSDKg cmA 扭 其中, max 25.3177 1000 2580.81 9.81 SKg 故得,=129545.8653（）M换 W - 卷筒断面抗弯模数（cm） ，其值为， （cm） 4444 0.10.129.127.5 498.8757 29.1 DD W D 内 式中：D - 卷筒绳槽底径（cm） 卷筒内径（cm）D内 于是解得： 2 129545.8653 /25.4741 498.8767 kg cmMPa 换 - 许用应力（kg/cm） 对于钢， s/2.5（s 为屈服强度） 对于铸铁， b/6（b 为抗拉强度） 本设计采用的是铸钢卷筒，材料为 Q235，许用应力 =235/2.5MPa=94MPa， 因为， 换=25.4741MPa=94MPa，所以，强度校验合格。 3.2.5 卷筒稳定性校验 对于大尺寸卷筒（D1200mm，L2D）尤其是钢板焊接的大尺寸薄壁卷 筒，需对卷筒进行稳定性验算。由于本卷筒直径小于 1200 毫米，且是铸造卷筒， 故不进行卷筒的抗压稳定性验算。 3.3 电动机选择与校核电动机选择与校核 3.3.1 电动机静功率的计算 参照3 P123 式（6-1）电动机静功率， j P (6) 1000 j Q V P A Kw 式中：起升载荷（N）及起升速度（m/s）Q VA 机构总效率， zcte 为滑轮组效率，见3 P50 表 3-3，取=0.99 z z 为导向滑轮效率，因无导向滑轮，取=1 d d 为卷筒效率，取=1 t d t t 为传动效率，参照1 P9 表（1-1） ，大致取=0.80 e e 则, =14.73 kW 1000 Qv Pj 0.8)11(0.991000 60 7 100,000 3.3.2 电动机功率的选择 电动机的稳态平均功率 PW 为， （kW） (7) 1000 Qv G Pw 式中：G 稳态负载平均系数，见3 P124 表（6-3） ， 于3 P124 表（6-4）选择 JC(%)=25,CZ=150,G=G2 于3 P124 表（6-3） ，选择 G=G2=0.8 则，= 1000 Qv G Pw 0.8 14.7311.785 j GPKw 由=11.785 kW , JC(%)=25,CZ=150 ,参照4 P233 表 2-6-1，选择 w P CD1,MD1 型电动葫芦用锥形转子电动机：ZD51-4, 额定功率 13 kW , 额定转速 1400r/min,最大转矩 3.0 倍，堵转电流 180A，效率 81% 功率因素 0.82，静制 动力矩 147.10Nm，转动惯量为 1.100Kg。 3.3.3 电动机过载能力的校验 参照4 P42 电动机起升机构的过载校验，校验如下： 校验公式为， 1000 Q N T HGV P m (8) 式中： N P - 基准接电持续率时，电动机的额定功率（Kw） Q G - 起升载荷（N） V - 物品起升速度（m/s） - 机构总效率 T - 基准接电持续率时，电动机转矩允许过载倍数 H - 系数（绕线转子异步电动机为 2.1，笼型异步电动机为 2.2，直流电动机为 1.4） m - 电动机个数 2.1100002209.81 7 10.3313 1 3 1000 0.792 60 KwKw 故，电动机过载校验合格。 3.3.4 电动机发热校验 参照4 P42 发热校验的简易法： 认为 K=1.7，这样对应所需 CZ 值，即可查出允许输出功率值 P，当 PPs 时， 电动机发热校验合格。 其中, 0.8 7100002209.81 11.815 10001000 1 0.792 QG Vq G Ps m 13Kw (9) 故，电动机发热校验合格。 4 变速器的设计计算变速器的设计计算 4.1 计算变速器传动比计算变速器传动比 变速器传动比的计算公式为， (10) p i 1 p t n i n 式中： - 电动机额定转速（r/min） 1 n - 卷筒转速（r/min） t n 其中： (11) D 60a n 0 t 式中：a - 滑轮组倍率 v - 起升速度（r/s） - 卷筒卷绕直径（m） 0 D 则，=14.5 （r/min） D 60a n 0 t 307 . 0 60 7 260 1 1400 96.45 14.5 p t n i n 4.2 选取变速器的传动类型和传动简图选取变速器的传动类型和传动简图 根据改进设计思想：减速器要能适应短期间歇工作，且要结构紧凑，体积 和质量较小，传动比较大，传递效率较高。据5 P5 表 1-4 中的各传动类型的工 作特点可知，环锥行星无级变速器传动较适于短期间歇的工作方式，且结构紧 凑，传动比大，可实现在转速的连续变化和在任意传动位置下的稳定运转等特 点。 其传动原理为：电动机通过输入轴将动力传递给太阳轮 1，再借滚动副处 的牵引力，经 z 个均布装在浮动转臂 H 上的行星锥 2、外环 4 驱动太阳轮 3， 最后传给花键轴将动力输出。调速时，经蜗杆、蜗轮、齿轮、驱动齿条带着外 环 4 作轴向移动，以改变外环 4 和行星锥正锥的接触半径，由于力平衡的条件 同时也改变了主动轮和弧锥部分的接触半径，从而达到无级变速的目的。其传 动简图如下所示： 图 5.4.2-1 3Z-I 型行星齿轮传动 4.3 按最大传动能力设计行星锥环无级变速器步骤按最大传动能力设计行星锥环无级变速器步骤 4.3.1 确定安装的锥数 根据6表 1 可以选取锥高系数 =0.15，顶锥角 2=130，从而查表得出 安装的最多锥数，为了使摩擦传动更加平稳，传递更大的力，取 N=8.8 max N 4.3.2 行星锥环无级变速器最大传动能力计算 1） 行星锥环无级变速器受力分析 下图 1 在轴向截面内，输入轮 A，输出轮 B，调速环 E 在接触点分别以力 作用在行星轮上，三力汇交。其矢量方程为 eb QQQ、 a （1）0 eba QQQ 由图 2 力的多边形可以看出 （2） ebe QQQQ， a （2）式表明在传动中，调速环和行星锥接触点 E 处产生的正压力最大。用 正玄定理表达各力之间的关系为 （3） )90sin()sin()90sin( eba QQQ 2） 调速环和行星锥之间的最大接触应力和最大正压力 行星锥的运动可视为刚体绕定点转动。可以证明，当调速环位置确定时行 星锥和调速环 E 的接触点 X 在速度瞬心轴上，即 X 点的速度为 0。X 点从行星锥 小端移向锥大端，B 轮输出的转速由大到小，输出的转矩由小到大。因此，调 速环在行星锥大端接触时，X 点的正压力最大。 e Q 根据弹性力学理论的分析，行星锥和调速环初始接触为点接触，加载传动 时，其接触点变成为一椭圆面，椭圆中心接触应力最大。其表达式为 （4）bQa2/3 max 式中 a、b 为接触区椭圆的长、短轴半径。 （5） 3/1 21 3/1 21 )(4/ )(3 )(4/ )(3 BAKKQnb BAKKQma e e (6) 2 2 22 1 2 11 / )1 ( / )1 ( EK EK (7) ) 1111 ( 2 1 2cos) 11 )( 11 (2) 11 () 11 ( 2 1 22 1 1 2 1 22 1 1 2 22 2 1 1 RRRR BA RRRRRRRR AB 式中：调速环接触点处主平面内最大曲率半径： 1 R e1 RR 调速环接触点处主平面内最小曲率半径； 1 R 行星锥接触点处主平面内最大曲率半径； 2 R 2 R 行星锥接触点处主平面内最小曲率半径, 2 R （8） tg/ 12 HR 当接触点在锥大端时，有表达式： =18/cos65=42.59mm （9）cos/x 1max H 将、和代人（7）式，得 1 R 1 R 2 R 2 R 90 （10） 2 1 1 2 1 112 1 2 11 11 11 111 )(cos2 ) cos ()( 2 1 2 cos tgRH HR tgHRH HR AB tgHR RtgHtgR BA 初始选定=10 得： 1 R =55)arccos( BA AB m、n 由6表 2 求出，m=1.62, n=0.68 对于钢质调速环和行星锥，其弹性模量，泊松比 2 21 mm/206000NEE 。 3 . 0 21 由（6）式得 (11) 6 1 2 1 21 10*4 . 1 1 E KK 将（10） 、 （11）式代人（5）式，并使 （12） 3 2 111 11 9 cos 10*6597 ab RtgHtgR tgHRQ mn e 将（12）代人（4）式得最大接触应力表达式 （13） 3 2 11 9 111 max 10*6597 cos 2 3 tgHRQ RtgHtgR mn Q e X 用许用接触应力代替最大接触应力并整理得最大正压力表达式 max （14） 332 111 1110 )() cos (10*4 mn RtgHtgR tgHR QX 3）行星锥环无级变速器最大传动能力 由式（3）得 （15） cos cos ae QQ 在保障调速环和行星锥接触点 E 处不打滑且满足接触强度条件下 A 轴输 入的最大功率为 (16)SwfRNQW aaa 将（15）式代人（26）式得： （17） aaw fRSNQW) cos cos ( e 将（14）式代人（17）式得： 332 111 1110 )() cos )( cos cos (10*4 mn RtgHtgR tgHR wSNfRW aa （18） 已知该传动的输入功率 P1=13Kw，输入转速为 n1=1400r/min，提升速度为 v=7m/min, 查5p35 表 2-4 取工作情况系数 S=1.25 查5P38 表 2-7 取牵引系数=0.1 f 查5P37 表 2-5 得点接触许用接触应力 2500MP2200 H 将上面数据代入18得=15.94mm 1 R 4.4 验算验算 A、B、E 点处的油膜厚度点处的油膜厚度 4.4.1 接触点的当量曲率半径 由各传动元件接触点的曲率半径计算各接触点的运动方向当量曲率半径 和垂直运动方向的曲率半径。 dx dy 上图 1 所示，在输入盘与行星锥接触点 A 处 式中： ， 6 . 104cos/ 11a A R5 . 35 . 0 112 aa r ，36)cos(/ 21 aa r4 22 aa r 在调速环与行星锥接触点 E 处 在输出盘与行星锥接触点 B 处 各点的接触椭圆率计算公式为 （19） 将数值代入（19）式得 ，=0.32 ，=0.11642 . 0 a k e k b k 4.4.2 无量纲速度、载荷、和材料参数 （1）无量纲速度参数 （20） 式中：为大气压力下润滑油的粘度，取. 0 2 0.01s/Nm 在 A 点、E 点、B 点各传动元件运动方向滚动速度如下： 在输入盘与行星锥接触点 A 处 （21） 在调速环与行星锥接触点 E 处 （22） 在输出盘与行星锥接触点 B 处 （23） 有效弹性模量 （24） 2 2 22 206000/ 226373.63/ 11 0.3 EN mm EN mm v 式中：E 为各传动元件材料的弹性模量，Pa；为各传动元件材料的泊 松比。 1400 /min a nr sin() /(1)430.43 /min sin e Ha e R nnr r 1 2 146.6 60 a a n ws 、 、 5 3.28 10 A U 7 3.58 10 E U 7 2.67 10 B U （2） 无量纲载荷参数 （25） 式中 Q 为各传动元件接触点的法向压紧力，N; 、 11 9.0034 10 a W 11 15.6537 10 e W 11 11.6537 10 b W （3） 无量纲材料参数 （26） 4980.22GE 式中：为润滑油的压力粘度系数，。 22 2.2 10/mN 4.4.3 接触区中央最小油膜厚度、膜厚比 传动元件接触点无量纲最小油膜厚度计算公式为 （27） 传动元件各接触点最小油膜厚度计算公式为 （28） 、 min 1.455 a h min 5.224 e h min 1.959 b h 传动元件各接触点膜厚比的计算公式为 （29） 式中：分别是相互接触的两个传动元件的表面粗糙度 12 ff 、 查5P45 取 12 0.5ffm 、3.058 a 9.388 e 4.655 a 在满足膜厚比条件下，传动元件的磨损最小和寿命最长。由310 此可知设计满足要求。 4.5 轴承和轴的校核轴承和轴的校核 4.5.1 深沟球轴承 6006 GB/T276-1994 的校核 1，由于该轴承主要受径向载荷，故=04000 h (49) 3 66 101010200 6060 14.5 77000 h C L nP 故略高于预计计算寿命，故该轴承满足寿命要求 综上所述，6006 GB/T276-1994 深沟球轴承满足设计要求，可以选用。 4.5.2 角接触球轴承 7206 GBT292-1994 的校核 该轴承的受力情况与深沟球轴承 6006 GB/T276-1994 的受力情况相同 故， =0 T T =29.5 。 T (MPa) 5 结论和展望结论和展望 5.1 结论结