机械毕业设计（论文）-1.5t电葫芦的提升系统设计—控制系统及跑车结构设计【全套图纸SW三维】

河南科技学院河南科技学院 2009 届本科届本科毕业论毕业论文（文（设计设计） ） 论论文文题题目：目：1.5t 电电葫芦的提升系葫芦的提升系统设计统设计控制系控制系 统统及跑及跑车结车结构构设计设计 学生姓名：学生姓名： 所在院系：所在院系： 机机电电学院学院 所学所学专业专业： ： 机机电电技技术术教育教育 导师导师姓名：姓名： 完成完成时间时间： ：2009 年年 5 月月 20 日日 2 摘摘 要要 小车上机构的布置及同一机构中各零件间的配合要求适当。起升机构和小 车运行机构二者之间的距离不应太小，否则维修不便，或造成小车架难以设计； 但也不应太大，否则小车就不紧凑，小车车轮的轮压分布要求均匀。且要求获得 最小的车轮、轴及轴承箱的尺寸，并且使起重机桥架主梁上受到均匀的载荷。一 般最大轮压不应超过平均轮压的 20%。小车架上的机构与小车架配合要恰当。在 设计原则上，要以机构为主，尽量用小车去配合机构；同时机构的布置也要尽量 使钢结构的设计制造方便。因为小车架是为了安置与支承起升机构和小车运行 机构的，所以小车架要按照起升和运行机构的要求设计，但在不影响机构工作的 前提下，机构的布置也应配合小车架的设计，使其构造简单、合理和便于制造。 关关键词键词：电动葫芦，起重机，控制系统，减速器，行走小车 全套全套图纸图纸，加，加 153893706 3 Electric hoist and trolley control system structure design Abstract Arrangement of the small car sector and the same body parts in the co-ordination among the various requirements of the appropriate car starting to run up and the distance between the two institutions should not be too small, or maintenance of the inconvenience ,or difficult to design a small frame ;but should not be too large, otherwise car is not compact. Car wheels round uniform pressure distribution requirements. And ask for the smallest wheels, axle and bearing box size, and so the main beam bridge crane by uniform load. Generally the largest round of pressure should not exceed an average of 20% of round pressure. Car rack and small institutions in keeping with the proper frame. Principle in the design , mainly to institutions, As far as possible to meet with car bodies; At the same time, the arrangement of bodies and we should try to make to facilitate the design and manufacture of steel structures. Because of the small frame in order to support starting with the placement or operation of institutions and car bodies, so a small frame to lift and run in accordance with the requirements of institutional design, but will not affect the work under the premise of institutions should also be arranged with a small frame design, make it simple, reasonable and easy to manufacture. Keywords: Electric calabash , Mini trolley ,Gear box , Controler 4 目目 录录 1 研究电动葫芦的背景，目的和意义.1 2 电动葫芦的概念和工作原理1 2.1 重型钢丝绳电动葫芦存在的不足3 2.2 国内钢丝绳电动葫芦发展方向4 3 电动葫芦的控制线路5 4 电动葫芦跑车结构的设计5 4.1 行走小车简介.5 4.2 小车的设计计算6 4.2.1 选择电动机的容量6 4.2.2 计算电动机所需功率 P0.7 4.2.3 确定电动机的额定功率 Pm.7 4.2.4 确定传动装置总传动比计算及各级传动比的分配7 4.3 减速器齿轮的选择计算8 4.3.1 高速级齿轮.8 4.3.2 小车一级开式齿轮的齿数选择计算11 4.5 小车结构各轴的设计13 4.5.1 选择各轴的直径13 4.6 轴承的校核14 4.7 轴的校核14 5 设计总图14 6 设计总结15 致谢17 5 参考文献18 6 1 研究研究电动电动葫芦的背景、目的和意葫芦的背景、目的和意义义 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近几年的发展却十分缓慢。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 CDl 型钢 丝绳电动葫芦取代 TV 型钢丝绳电动葫芦，至目前为止 CDl 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)CDl 型钢丝绳电动葫芦目前仍有一定 的市场占有率。 近年来，国外的钢丝绳电动葫芦技术水平发展很快。随着我国加入 WTO，外 资企业纷纷打进中国市场，国外钢丝绳电动葫芦对国内产品的冲击将越来越大。 国内低价、低档次的产品，已不再有广泛的市场，用户对产品的性价比越来越重 视。所以，国内钢丝绳电动葫芦如不很快地适应国内、国际市场的要求进行产品 更新换代，将很快被淘汰。 2 电动电动葫芦的概念和工作原理葫芦的概念和工作原理 电动葫芦是一种轻小型起重机设备，性有能可靠，操作方便，结构先进等特 点，体积小，重量轻，适用范围广，对起吊重物、装卸工作、维修设备、吊运货物 非常方便，它还可以安装在悬空工字梁、曲线轨道、旋臂吊导轨及固定吊点上吊 运重物。用途广泛，深受欢迎，是提高劳动效率，改善劳动条件的必备机械。广泛 应用于工业企业中，进行小型设备的吊运、安装和修理工作。由于其体积小，占 用厂房面积较少，使用起来灵活方便。 电动葫芦由驱动电动机，传动装置减速器，制动装置制动器，取物缠绕装置和 电控五部分组成。电动葫芦的外形如图 1 所示。 图 1 电动葫芦的整体结构 1-提升鼓轮 2-电动机 3-减速箱 4-电磁制动器 7 电动葫芦的提升鼓轮 1 由电动机 2 经过减速箱 3 拖动，变传动器和电磁制 动器 4 的圆柱相连接，电动葫芦借导轮的作用在工字钢梁上来回移动，导轮则由 电动机 5 经过圆柱形减速箱带动，移动机构设有电磁制动器，电动葫芦用撞块和 行程开关进行向前、向后、向上的终端保护。 电动葫芦根据电动机、制动器和卷筒等几种主要部件布置的不同，可分为 TV 型、CD 型、DH 型、MD 型。按用途可分为通用和专用电动葫芦两种。通用电 动葫芦可在-20+35 温度范围内使用，不适用易爆易燃，有酸碱和粉尘严重的场 所。专用电动葫芦具有防爆，防腐蚀，防湿热等性能。适用于环境较恶劣之场所。 目前我国生产的电动葫芦有快速和慢速两种形式，慢速一般应用在精密安 装场合，对起升、运行无特殊要求的场合，一般使用快速电动葫芦。CD 型为单速 起升 MD 为常速和慢速两档起升。 CD 型电动葫芦具有自重轻、体积小、结构简单等优点。CD 型为锥型转子电 动机单速电动葫芦。 电动葫芦的工作原理是：先启动起升电动机，把重物起升到适当的高度，再 启动运行电动机把重物运到指定的位置，运行小车在单工字钢梁的下缘行走。行 走时采用一个电动机驱动运行小车两边的车轮。由于行走速度比较小，因此运行 小车一般不设制动机构。运行小车在行走时，为防止重物下降，在起升机构上设 置了一个电磁制动器。制动是依靠弹簧的压力把内、外盘压紧，原理与摩擦离合 器相似，松开时利用电磁铁通电以后吸住外盘而使内、外盘松开。电磁制动器的 电路与起升电机的电路并联，因此只要起升电机一启动，电磁制动器松开，使重 物上、下升降自如；当电动机关闭时，则电磁制动器也断电，电磁吸引力消失，在 弹簧的压力作用下，内外盘紧紧压住，起到制动的作用。 电动葫芦在起吊物品时为防止超出上升极限位置而造成事故，一般在卷筒 的下部装设上升限位器。当载荷上升至极限位置时，压板与限位开关接触，关闭 电源，停止重物继续上升。限位器是为防止吊钧上升超过极限位置时而用的，因 此不能经常使用。如图 2 所示。 图 2 电动葫芦的内部结构 8 2.1 重型重型钢丝绳电动钢丝绳电动葫芦存在的不足葫芦存在的不足 a 系列化问题 品种少、规格不齐，CDl 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 630m，起升速度：1-5t 单速 为 8mmin，双速为 80.8mmini 10t 单速 7mmin，双速为 70.7mmin。 虽然国内一些厂家在 10t 基础上发展了 16t、20t 扩充系列的大吨位电动葫芦，但 仍不能形成较完整合理的钢丝绳电动葫芦产品系列，与国外的起重量范围 0.2580t 及多种起升高度和起升速度组合相比存在很大的差距。 b 工作级别 CDl 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，多数情况下造成不合理的使用。按新的工作级别划分规则，CDl 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。 c 基型的变换 CDl 型钢丝绳电动葫芦滑轮组结构形式及倍率单一(0.5t5 t 滑轮组倍率为 21；10t 倍率为 42)。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 CDl 型钢丝绳电动葫芦在这些方面基本是空白。 d 结构设计 CDl 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。 e 配套电动机 CDl 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 110 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， CDl 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。 f 减速器，CDl 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。 g 安全保护措施 CDl 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 热保护、多制动 系统保护等。 h 电气控制 CDl 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 i 零部件设计 CDl 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。 2.2 国内国内钢丝绳电动钢丝绳电动葫芦葫芦发发展方向展方向 a 系列设计合理化，推荐参数：起重量从 0.2580t，起升高度 663m，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 8mmin、10mrain、12.5mmin；双速 110、13、14 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 M3M6。 b 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。 c 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。 d 采用优质高强度钢丝绳，按 GB3811-1983 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。 e 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 812 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。 f 电机采用 2、4、6 极锥形转子电机以适用各种不同工况。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。 10 g 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。 h 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。 3 电动电动葫芦的控制葫芦的控制线线路路 电动葫芦的控制线路如图所示：电源由电网经转换开关 QS，熔丝和滑触线 加到控制线路中去，从滑触线分别经过提升接触器 KMl、下降接触器 KM2、正向 移动接触器 KM3 及反向移动接触器 KM4 的主触头引入电动机 M1 和 M2。提升 机构的向上运动由行程开关 SQ 限位，前后移动机构分别由行程开关 SQl 和 SQ2 限位。电动机工作在点动控制，可以保证在操作人员离开按钮盒时，电动葫芦的 电动机就自动断电停转。电动葫芦的控制线路如图 3。 图 3 电动葫芦控制线路 11 4 电动电动葫芦跑葫芦跑车结车结构的构的设计设计 4.1 行走小行走小车简车简介介 电动葫芦的跑车机构也称为运行机构，即行走小车的结构设计。在设计行走 小车结构的同时我们应当考虑多个因素，必须力求满足以下几方面要求： a 小车与工字钢横梁的配合要恰当。小车与工字钢横梁的互相配合，主要在 于小车轨距（车轮中心平面间的水平距离）和工字钢上的小车轨距应相同；其次在 于小车上的缓冲器与桥架上的挡铁位置要配合好，小车上的撞尺和工字钢上的 行程限位开关要配合恰当。小车的平面布置应紧凑，高度要小，相应地可使起重 机的高度减小，从而降低了厂房建筑物的高度。 b 小车上机构的布置及同一机构中各零件间的配合要求适当。起升机构和 小车运行机构二者之间的距离不应太小，否则维修不便，或造成小车架难以设计； 但也不应太大，否则小车就不紧凑。 c 小车车轮的轮压分布要求均匀，且要求获得最小的车轮、轴及轴承箱的尺 寸，并且使起重机桥架主梁上受到均匀的载荷。一般最大轮压不应超过平均轮压 的 20%。 d 小车架上的机构与小车架配合要恰当，在设计原则上，要以机构为主，尽 量用小车去配合机构；同时机构的布置也要尽量使钢结构的设计制造方便。因为 小车架是为了安置与支承起升机构和小车运行机构的，所以小车架要按照起升 和的布置也应配合小车架的设计，使其构造简单、合理和便于制造。 e 尽量选用标准零部件，以提高设计与制造的工作效率，降低生产成本。 f 小车各部分的设计应考虑制造、安装和维护检修方便，尽可能保证各部件 拆下修理时而不须移动相邻的部件。 以上所述，机械与建筑物的配合、机构与小车架的配合、机构的布置以及制 造安装与维修等方面的要求，不仅是设计小车的基本要求，也是设计其它机械的 基本要求。至于轮压分布要求均匀，则是设计起重机小车的特殊要求，应予以充 分注意。 4.2 小小车车的的设计计设计计算算 因为电动葫芦运行机构采用往复运动。电机正反转次数较多，且要求小车在 工字钢轨道上能实现快速停止，准确定位。而且要求电动机侧面安装。故应采用 Y 系列封闭式三相异步电动机。此电动机效率高，耗电少，性能好，噪音低，振动 少，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便。 根据整个电动葫芦得安装结构，可知电动机的安装结构形式为：基本安装 B5 型，机座不带底脚，端盖无凸缘，额定电压 380V。 12 4.2.1 选择电动选择电动机的容量机的容量 计算工作机所需功率：工作机所需功率 Pw (Kw) 应由机器的工作阻力和运动 参数确定。该设计中电动葫芦的工作阻力为：2250N，运行速度为：20m/min， 根据公式计算： Pw=FwVw/1000w （1） 或 Pw=Twnw/9550w （2） 式中 Fw 工作机的阻力，N Vw 工作机的线速度，m/s Tw 工作机的转矩，N nw 工作机的转速，r/min w 工作机的效率 对于电动葫芦小车属于摩擦轮传动，取 w=0.86。故可根据公式可以计算出 Pw=2250/(10000.863)=0.87kw。 4.2.2 计计算算电动电动机所需功率机所需功率 P0 电动机所需功率由工作机所需功率和传动装置的总效率按下式计算 P0=Pw/ 1 (3) 式中 由电动机至工作机的传动装置总效率。 传动装置总效率 应为组成传动装置的各个运动副效率的乘积，即： =12， 1，2，3，分别为传动装置中每级传动副（如齿轮传 动，蜗杆传动，带传动或链传动等），每对轴承或每个联轴器的效率，其值可查阅 机械课程设计。 在电动葫芦小车减速器中分别由齿轮传动，一对轴承，故取 1=0.97。小轮摩 擦传动 2=0.86，故根据公式可知电动机所需功 Po=Pw/=0.87/0.970.861.1kw。 4.2.3 确定确定电动电动机的机的额额定功率定功率 Pm 电动机的额定功率通常按下式计算 Pm=(11.3)P02 (4) 故可知 Pm=(1.11.32)kw。 根据 Pm值从设计手册有关电动机标准中选择电动机型号为 Y90L4，额定 功率为 1.5kw，电动机转速为 1400r/min。 4.2.4 确定确定传动传动装置装置总传动总传动比比计计算及各算及各级传动级传动比的分配比的分配 a 传动装置的总传动比的计算 13 电动机选定以后，根据电动机满载转速 nm及工作机转速 nw，就可计算出传 动装置的总传动比为 i= nm/nw (5) nm=(601000V)/D=60 1000/3/3.14/100=63.7r/min nw=1400 r/min i= nm/nw=1400/63.7=21.978 i0=ih/i1 ih=(1.31.4)i1 (1.31.4)ihi1=21.978 i1=3.96 ih=5.15 由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级传动比的乘积，即式子中 i1i2i3i4in各级串联传动副的传动比。 b 各级传动比的分配注意事项 合理分配各级传动比，是传动装置总体设计中的一个重要问题，它将直接影 响到传动装置的外廓尺寸，质量，润滑条件，成本，传动零件的圆周速度及精度 等级。同时达到上述各方面要求比较困难，因此，设计时应根据具体条件，首先 满足主要要求，具体分配传动比时应考虑一下几点: 各级传动比应在常用的合理范围之内，以符合各种传动形式的工作特点， 并使结构比较紧凑。 应注意使各级传动的尺寸协调，结构匀称，避免相互干涉碰撞。例如，在 由带传动和单级圆柱齿轮减速器组成的传动装置中，一般应该使带传动的传动 比小于齿轮传动的传动比。否则，就有可能使大齿轮的半径小于减速器中心高， 使带轮和底架相碰，造成安装不便。 尽量使传动装置外廓尺寸紧凑或重量减少， 尽量使各级大齿轮浸油深度合理。 c 确定各轴的输入功率及转矩 整个系统中包含电机轴，齿轮轴。下面计算电机轴和齿轮轴的功率和转矩; 电机轴的转速 n=1400r/min 齿轮轴的转速 n=1400/5.15=254.08r/min 电机轴功率 p=1.5kw 齿轮轴的功率 p=1.50.990.97=1.44kw 电机轴转矩 T=9550P/n=95501.5/1400=10.23Nm 14 齿轮轴的转矩 T=9550P/n=95501.44/254.08=54.12 Nm 4.3 减速器减速器齿轮齿轮的的选择计选择计算算 4.3.1 高速高速级齿轮级齿轮 (1) 齿轮材料选择 小齿轮材料为 40Cr（调质）硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢硬度为 240 HBS，两者的硬度相差 40 HBS。 (2)齿轮设计计算 先试选择小齿轮的齿数为 Z1=17，Z2=175.15=87.55，取 Z2=87。按照齿面 接触强度设计 d1t2.32 3(Kt1)(u1)(ZE/H)(ZE /H)/d/u3 (6) a 选择载荷系数 载荷系数为 Kt=1.3 b 计算小齿轮传递的转矩 齿轮传递转矩为 T1=95.5100000P1/n1=95.51000001.5/1400=10230Nmm c 计算各参数 齿宽系数 d=1，弹性影响系数 ZE=189.8Mpa 小齿轮的接触疲劳强度极 限 Hlim1=600Mpa 大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2=550Mpa 计算应力循环次数：N1=60njLh=60140012830015=6.048109 N2=N1/8=6.048109/8=0.756109 接触疲劳寿命系数 KHN1=0.90 KHN2=0.95 d 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1 H1= K HN1Hlim1/S=0.9600=540Mpa H2 =K HN2Hlim2/S=0.95550=522.5 Mpa 试计算小齿轮分度圆直径 d1t 代入H中的最下值。 d1t2.32 3(Kt1)(u1)(ZE/H)(ZE/H)/d/u=2.4331 e 计算圆周速度 15 V=d1tn/601000=2.156m/s 齿宽 b b=dd1t=29.4331mm 模数 mt= d1t/Z1=29.4331/17=1.731 齿高 h =2.25 mt=2.251.731=3.896mm b/h=29.4331/3.896=7.55 f 计算载荷系数 根据 V=2.156m/s，7 级精度，Kv=1.12，直齿轮 KH=KF=1，KA=1， KH=1.432 由 b/h=7.55，KH=1.432，KF=1.35 K= KA Kv KHKH=1.594 按照实际的载荷系数校正所得分度圆直径 d1= d1t (K/Kt)2/3= 29.4331(1.594/1.3) 2/3= 31.5mm 计算模数 m m= d1/Z1=31.5/17=1.85mm 按照齿根弯曲强度设计 m(2(Kt1YsYf)/d/Z1/Z1/F)2/3 (7) 小齿轮弯曲疲劳强度极限 FE1=500Mpa 大齿轮弯曲疲劳强度极限 FE2=380Mpa 小齿轮弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85 大齿轮弯曲疲劳寿命系数 KFN2=0.88 小齿轮弯曲疲劳许用应力 F1=FE1/s=0.85500/1.4=303.57 Mpa 大齿轮弯曲疲劳许用应力 F2= KFN2FE2/s=238.86Mpa 载荷系数 K= KA Kv KFKH=11.1211.35=1.512 查取齿形系数 YFa1=2.65 YFa2=2.226 查取应力校正系数 Ysa1=1.58 Ysa2=1.764 (YFa1Ysa1)/ F1=0.01379 (YFa2 Ysa2)/ F2=0.01644 由于大齿轮的数值大 m(2(1.51210.23103) /17/17/0.01644)2/3=1.43mm 取 m=2mm 分度圆直径 d1= Z1m=172=34mm d2= Z2m=1752=350mm 齿顶圆直径 da1=38mm da2=354mm 16 齿根圆直径 df1=29mm df2=345mm 中心距 a= (d1 +d2)/2=192mm 齿宽 b=dd1=131.5=31.5mm 取 B1=30mm B2=35mm 故设计出的闭式大齿轮结构如图 4 所示： 图 4 齿轮结构 4.3.2 小小车车一一级级开式开式齿轮齿轮的的齿齿数数选择计选择计算算 (1) 齿轮材料选择 小齿轮材料为 40Cr（调质）硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢硬度为 240 HBS，两者的硬度相差 40 HBS。 （2）选择齿数 先试选择小齿轮的齿数为 Z1=17，Z2=173.96=67.32，取 Z2=67。 按照齿面接触强度设计 d1t2.32 (Kt1)(u1) (ZE/H) (ZE/H)/d/u)2/3 确定公式内各计算数值。 a 选择载荷系数 载荷系数为 Kt=1.3 b 计算小齿轮传递的转矩 T1=95.5100000P1/n1=95.51000001.44/254.08=54120Nmm 设计开式齿轮时应注意以下问题： 17 开式齿轮传动的主要失效为轮齿的弯曲疲劳这段和磨损，因此开式齿轮 传动设计时一般只需计算轮齿弯曲疲劳强度。考虑齿面的磨损存在，应将强度所 求得的模数加大 10%-20%。 大齿轮要考虑其毛坯尺寸和制造方法，选取小齿轮齿数时，应尽量取得 少些，使模数适当增大，提高抗弯曲和抗磨损能力。 开式齿轮常用于低速传动，为使支承结构简单，一般采用直齿。由于工作 在空间，所以环境较差，灰尘较多，润滑不良，磨损较严重，故选择齿轮材料时应 注意材料的配对，使其具有减磨和耐磨的性能。 检查传动中心距是否合适或与其他零件发生干涉。 m32(Kt1YsYF)/d/Z1/Z1/F (8) 小齿轮弯曲疲劳强度极限 FE1=500Mpa 大齿轮弯曲疲劳强度极限 FE1=380Mpa 小齿轮弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85 大齿轮弯曲疲劳寿命系数 KFN2=0.88 计算弯曲疲劳许用应力 F1= KFN1FE1/s =0.85500/1.4=303.57 Mpa F2= KFN2FE2/s=238.86Mpa 载荷系数 K= KA Kv KFKH=11.1211.35=1.512 查取齿形系数 YFa1=2.65 YFa2=2.226 查取应力校正系数 Ysa1=1.58 Ysa2=1.764 (YFa1Ysa1)/ F1=0.01379 (YFa2Ysa2)/ F2=0.01644 由于大齿轮的数值大 m32(1.51254.12)/17/17/0.4/0.01644=2.855mm 将模数增大 10%得 m=1.12.855=3.14mm 取 m=3mm Z1=d1/m=31.5/2=17 取 Z1=17 Z2=67 分度圆直径 d1= Z1m=173=51mm d2= Z2m=673=201mm 齿顶圆直径 da1=57mm da2=207mm 齿根圆直径 df1= 49.5mm df2=199.5mm 中心距 a= (d1 +d2)/2=126mm b=dd1=151= 51 mm 取 B1=55mm B2=50mm 故设计出的开式齿轮副的大齿轮结构如图 5 所示： 18 图 5 开式齿轮副小车轮 4.5 小小车结车结构各构各轴轴的的设计设计 4.5.1 选择选择各各轴轴的直径的直径 根据公式 dc(p/n)2/3 4 (9) 确定轴的最小直径 P=1.44kw n=254.08r/min d19.6 mm d 取 20mm 轴的结构如图 6 所示： 图 6 轴段示意图 19 1) 1 段轴径 d=20mm 选取轴承为深沟球轴承 6204 型号，内径为 20mm，外径为 47mm，宽为 14mm，故取轴段 1 长度为 20mm。 2) 轴段 2 安装齿轮 齿宽为 40mm 轴径为 24mm，长度为 38mm。 3) 轴段 3 安装轴承 选取深沟球轴承 6206 型号，轴径为 30mm，外径为 62mm，宽度为 16mm，轴长为 20mm。 根据轴的结构我们可以选择轴承的型号，可以选择深沟球轴承，故轴段 1 可以选 择 6204 型号的轴承，轴段 3 可以选择 6206 型号的轴承。轴承结构如图 7 所示。 图 7 轴承结构 20 4.6 轴轴承的校核承的校核 已知参数：轴承径向载荷 5500N，轴向载荷 2700N，轴承转速 1250r/min，轴 承预期寿命 5000h。 按照设计手册查得轴承的基本额定静载荷为 38000N，验算如下： 1）求相对轴向载荷对应的 e 和 Y。相对轴向载荷 Fa/C0=2700/38000=0.07105，在表格中介于 0.070.13 之间，对应的 e 值为 0.270.31，Y 值为 1.61.4。 用线性插值法求 Y 值 Y=1.4+(1.6-1.4)(0.13-0.07105)/(0.13-0.07)=1.597 X=0.56 Y=1.597 2) 求当量动载荷 P。 P=1.2（0.565500+1.5972700）=8870.28N 3）验算轴承的寿命，根据式子 Lh=106/60n(c/p)m=106/601250(61800/8870.28)3=5509.12h5000h 即高于预期寿命，所以轴承符合要求。 4.7 轴轴的校核的校核 根据轴的受力情况计算出轴的支反力如下： 水平面 FNH1=3327N FNH2=1675N 垂直面 FNV1=1869N FNV2=-30N 水平面的弯矩为 MH=236217N.mm 垂直面的弯矩为 MV1=132699N.mm MV2=-4140N.mm 计算得出总弯矩 M1=270938 N.mm M=236253 N.mm 扭矩 T=960000N.mm 按照弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核周上承受最大弯 矩和扭矩的截面的强度，根据式子及上表中的数据，以及周单向旋转，扭转切应 力为脉动循环变应力，取 a=0.6，轴的计算应力为： (M2+（aT）2/W)1/25=18.6Mpa 前已经取得轴的材料为 45 钢，调制处理，由表查得轴的许用应力为 60Mpa， 所以轴是安全的。 5 设计总图设计总图 根据以上行走小车各个结构零件的设计计算我们可以的出行走小车的整体 结构图以及内部减速器结构。其结构图如图 8、9 所示。 21 图 8 跑车整体机构 图 9 内部减速器结构 6 设计总结设计总结 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