10T电动葫芦课程设计说明书.docx

桂林航天工业学院课程设计报告 系（部）： 专业班级： 学生姓名： 学 号： 设计题目：_完成日期 指导教师评语：_ _ 成绩（五级记分制）： 指导教师（签字）：_ 桂林航天工业学院课程设计任务书设计题目： 电动葫芦起重机的设计学生姓名课程名称机械综合设计课程设计专业班级20130300404地 点起止时间2016/12/5-12/17设计内容1、传动方案的分析与拟定 2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算 3、传动件（如齿轮传动、带传动的设计） 4、轴的设计 5、轴承及其组合部件的设计 6、键联接和联轴器的选择与校核 7、润滑及密封设计 8、箱体、机架及附件的设计 9、装配图和零件图的设计与绘制 10、设计计算说明书的编写设计参数输升起重量m ：10 t 升起高度h ： 9 m 升起速度v : 6 m/min 齿轮：斜圆柱齿轮设计进度设计阶段设计内容完成阶段设计的参考时间1系统总体方案的分析讨论和制定；2天2选择动力机，确定传动系统，计算各运动和动力参数；2天3执行机构的运动分析计算、动力学分析计算，确定各构件的尺寸；1.5天4传动零件的工作能力设计计算，确定主要零件的主要参数或尺寸；2天5对指定部分的传动装置进行结构设计；2.5天6编写设计计算说明书；3天设计成果（1） 典型机械设计总体方案运动简图（A1图纸）；（2） 部分传动装置的装配图（A1图纸，应为计算机绘制）；（3） 执行机构零件工作图若干张；（4） 设计说明书一份（5000字左右）参考资料1.机械设计教材 2机械设计课程设计指导书3机械设计课程设计图册 4.机械零件手册 5.其他相关书籍说明1本表应在每次实施前由指导教师填写一式2份，审批后所在系（部）和指导教师各留1份。2多名学生共用一题的，在设计内容、参数、要求等方面应有所区别。3若填写内容较多可另纸附后。系（部）分管领导： 研室主任： 指导教师： 年 月 日桂林航天工业学院课程设计说明书机械综合设计课程设计说明书（ 2013 级） 论文题目： 电动葫芦起重机的设计 系 名： 机械工程学院 专业班级： 机械设计制造及其自动化 学 号： 20130300404 学生姓名： 指导教师： 完成日期： 2016年12月17日 电动葫芦课程设计摘 要电动葫芦简称电葫芦,是一种轻小型起重设备。应用领域：提升、牵移、装卸重物，如各种大中型砼、钢结构及机械设备的安装和移动，适用于建筑安装公司、厂矿的土木建筑工程及桥梁施工、电力、船舶、汽车制造、建筑、公路、桥梁、冶金、矿山、边坡隧道、井道治理防护等基础建设工程的机械设备。 关键词：起重；机械；电动葫芦目 录第一章 绪论.1第二章 设计计算.21.拟订传动方案.21.1选择电动机.21.2选择钢丝绳.31.3计算卷简直径.31.4确定减速器总传动比及分配各级传动比.31.5计算各轴转速、功率和转矩.4第3章 齿轮的设计.51高速级齿轮传动设计.51.1齿轮A、B.52齿轮C、齿轮D.93齿轮E、齿轮F.13第4章 计算各轴.171.计算轴的直径.172校核轴上强度.173计算轴I II III的最小直径.21结语.22参考文献.22致谢.22第一章 绪论电动葫芦是一种轻小型起重设备，具有体积小，自重轻，操作简单，使用方便等特点，安装于天车、龙门吊之上，用于工矿企业，仓储码头等场所。由电动机、传动机构和卷筒或链轮组成。起重量一般为 0.180吨，起升高度为330米。由电动机、传动机构和卷筒或链轮组成，分为钢丝绳电动葫芦和环链电动葫芦两种。 主要结构：减速器、起升电机、运行电机、断火器、电缆滑线、卷筒装置、吊钩装置、联轴器、软缆电流引入器等集动力与制动力于一体。电动葫芦一般安装在单梁起重机，桥式起重机，门式起重机，悬挂起重机上。稍加改造，还可以作卷扬机用。因此，它是提高劳动效率，改善劳动条件的必备机械。电动葫芦主要分类：环链电动葫芦、钢丝绳电动葫芦（防爆葫芦）、防腐电动葫芦、双卷筒电动葫芦、卷扬机、微型电动葫芦、群吊电动葫芦、多功能提升机。应用于提升、牵移、装卸重物，油罐倒装焊接，如各种大中型砼、钢结构及机械设备的安装和移动，适用于建筑安装公司、厂矿的土木建筑工程及桥梁施工、电力、船舶、汽车制造、建筑、公路、桥梁、冶金、矿山、边坡隧道、井道治理防护等基础建设工程的机械设备。31第二章设计计算 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Q10t，起升高度H9m，起升速度v6mmin，工作类型为中级：JC25，电动葫芦用于机械加工车间，交流电源(380V)。解： 1拟订传动方案采用图4-l所示传动方案，为了减小齿轮减速器结构尺寸和重量，应用斜圆柱齿轮传动。图1.11.1选择电动机 按式(4-2)、式(4-7)和式(4-8)，起升机构静功率而总起重量Q”=Q+Q=100000+0.02100000=102000N起升机构总效率0=751=0.980.980.90=0.864故此电动机静功率按式(4-9)，并取系数Ke0.90，故相应于JC25的电动机PjC=KeP0=0.9011.81=10.63kW按表4-3选ZD141-4型锥形转子电动机，功率Pjc13 kW，转速njc1400 rmin。1.2选择钢丝绳按式(4-1)。钢丝绳的静拉力按式(4-3)，钢丝绳的破断拉力 N按标准2选用637钢丝绳，其直径d21.5mm，断面面积d141.16mm2，公称抗拉强度1960MPa，破断拉力Qs338000N。1.3计算卷简直径按式(4-4)，卷筒计算直径D0ed2021.5430 mm按标准取D0430mm。按式(4-6)，卷筒转速1.4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。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 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=iABiCDiEF=6.835.174.38=154.66传动比相对误差 i不超过土3，适合。1.5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)：这里，各级齿轮传动效率取为0.97。计算结果列于下表：轴I（输入轴）轴轴轴转速n（r/min）1400204.9839.6509.05功率P（kW）10.6310.31109.7转矩T（Nm）72.51480.32408.610235.9传动比 i6.835.174.38第三章 齿轮的设计1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HRC5862，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9。1.1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Kt2。(2)齿轮A转矩TA TAT172.51 103Nmm。(3)齿宽系数d 取d=1。(4)端面重合度 由资料显示或有关计算公式求得1.67。(5)齿数比u 对减速传动，ui6.83。(6)节点区域系数ZH ZH2.47。(7)材料弹性系数ZE ZE189.8。(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：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，Nm； Tmax各阶段载荷中，齿轮所受的最大转矩，Nm。故此NHA=6014006000(130.200.530.200.2530.100.0530.50)=1.142108对齿轮B：查得接触强度寿命系数KHNA1.08，KHNB1.23。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=30.35 mm(9)计算：齿轮圆周速度(10)精算载荷系数K 查得工作情况系数KA1.25。按0.258查得动载荷系数Kv1.020齿间载荷分配系数KH1.07。齿向载荷分布系数KH1.18。故接触强度载荷系数K=KAKvKHKH=1.251.0201.071.18=1.61按实际载荷系数K修正齿轮分度圆直径齿轮模数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K、T1、d、z1和各值大小同前。(2)螺旋角影响系数Y 因齿轮轴向重合度0.318dz1tan0.318 112tan9=0.604，查得Y=0.96。(3)齿形系数YFa因当量齿数由电算式计算得齿形系数YFaA3.47，查表得YFaB2.24。(4)应力校正系数YSa 根据电算公式(或查手册)得(5)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关。对齿轮A：式中各符号含义同前。仿照确定NHA的方式，则得NFA=6014006000(160.200.560.200.2560.100.0560.50)=1.02108对齿轮B：因NFAN03106，NFBN03106，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YFaYsa/F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，则得比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数mn2.5mm。3主要几何尺寸计算(1)中心距a取中心距aAB119mm。因为该对齿轮传动中，采用了变位传动，故中心距应为a=a+ym,其中；又即：，故：取中心距aAB119mm。 (2)精算螺旋角=10.87653因值与原估算值接近，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齿轮B：齿轮A：2齿轮C、齿轮D小轮分度圆直径确定式中各参数：(1)齿轮C转矩TC TCTII480.3 103Nmm。(2)端面重合度 由资料显示或有关计算公式求得1.46。(3)齿数比u 对减速传动，ui5.17。其余参数同轴I，则有：NHC=60236.476000(130.200.530.200.2530.100.0530.50)=1.929107对齿轮D：查得接触强度寿命系数KHNC1.26，KHND1.37。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C强度较弱，故以齿轮C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=54.46mm(9)计算：齿轮圆周速度(10)精算载荷系数K 查得工作情况系数KC1.25。按0.11查得动载荷系数Kv1.010齿间载荷分配系数KH1.07。齿向载荷分布系数KH1.18。故接触强度载荷系数K=KCKvKHKH=1.251.0101.071.18=1.59按实际载荷系数K修正齿轮分度圆直径齿轮模数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K、TII、d、z3和各值大小同前。(2)螺旋角影响系数Y 因齿轮轴向重合度0.318dz3tan0.318 112tan9=0.604，查得Y=0.96。(3)齿形系数YFa因当量齿数由电算式计算得齿形系数YFaC3.47，查表得YFaD2.36。(4)应力校正系数YSa 根据电算公式(或查手册)得(5)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关。对齿轮C：式中各符号含义同前。仿照确定NHC的方式，则得NFC=60236.476000(160.200.560.200.2560.100.0560.50)=1.73107对齿轮B：因NFCN03106，NFDN03106，故查得弯曲强度寿命系数KFC1，KFD1。由此得齿轮C、D的许用弯曲应力式中系数0.70是考虑传动齿轮C、D正反向受载而引入的修正系数。(6)比较两齿轮的比值YFaYsa/F对齿轮C：对齿轮D：两轮相比，说明C轮弯曲强度较弱，故应以C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，则得比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数mn4.5mm。3主要几何尺寸计算(1)中心距a取中心距aCD169mm。因为该对齿轮传动中，采用了变位传动，故中心距应为a=a+ym,其中；又即：，故：取中心距aCD169mm。(2)精算螺旋角因值与原估算值接近，不必修正参数、K和ZH。(3)齿轮C、D的分度圆直径d(4)齿轮宽度b齿轮D：齿轮C：3齿轮E、齿轮F1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)齿轮E转矩TE TETIII2408.2 103Nmm。(2)端面重合度 由资料显示或有关计算公式求得1.44。(3)齿数比u 对减速传动，ui4.38。其余参数同轴I，则有：NHE=6066.056000(130.200.530.200.2530.100.0530.50)=5.39106对齿轮F：查得接触强度寿命系数KHNE1.37，KHNF1.51。由此得齿轮E的许用接触应力齿轮F的许用接触应力因齿轮E强度较弱，故以齿轮E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=89.42 mm(9)计算：齿轮圆周速度(10)精算载荷系数K 查得工作情况系数KA1.25。按0.0325查得动载荷系数Kv1.0齿间载荷分配系数KH1.07。齿向载荷分布系数KH1.18。故接触强度载荷系数K=KAKvKHKH=1.251.01.071.18=1.58按实际载荷系数K修正齿轮分度圆直径齿轮模数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K、T1、d、z1和各值大小同前。(2)螺旋角影响系数Y 因齿轮轴向重合度0.318dz5tan0.318 113tan9=0.655，查得Y=0.95。(3)齿形系数YFa因当量齿数由电算式计算得齿形系数YFaE3.48，查表得YFaF2.28。(4)应力校正系数YSa 根据电算公式(或查手册)得(5)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关。对齿轮E：式中各符号含义同前。仿照确定NHE的方式，则得NFE=6066.056000(160.200.560.200.2560.100.0560.50)=4.83106对齿轮B：因NFEN03106，NFFN03106，故查得弯曲强度寿命系数KFE1，KFF1.2。由此得齿轮E、F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YFaYsa/F对齿轮E：对齿轮F：两轮相比，说明E轮弯曲强度较弱，故应以E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，则得比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数mn7.3mm。3主要几何尺寸计算(1)中心距a取中心距aEF259mm。因为该对齿轮传动中，采用了变位传动，故中心距应为a=a+ym,其中；又即：，故：取中心距aEF259mm。(2)精算螺旋角因值与原估算值接近，不必修正参数、K和ZH。(3)齿轮E、F的分度圆直径d(4)齿轮宽度b齿轮F：齿轮E：由于起重机齿轮常常承受短期最大载荷作用，因此实际设计时，还常常按短期最大载荷对齿轮进行静强度校核计算。此处从略。齿轮A齿轮B齿轮C齿轮D齿轮E齿轮F齿数128212621357模数2.54.57.3齿轮宽3530605510196螺旋角1002305”903456”902940”分度圆直径d30.39207.654.82283.296.25422.0中心距119169259第四章 计算各轴1计算轴的直径轴材料选用20CrMnTi，按下式估算空心轴外径：式中 P轴传递功率，P9.7kW；n轴转递，n9.05rmin； 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，则取d112mm，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4-10所示。2校核轴上强度轴上的作用力如图4-11所示，各力计算如下： (1)齿轮F对轴上的作用力对齿轮F取齿数zF57，模数mn=7.3mm，螺旋角，故分度