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JS1201 1.5 葫芦 提升 系统 设计 控制系统 跑车 结构设计

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河南科技学院2009届本科毕业论文（设计）论文题目：1.5t电葫芦的提升系统设计控制系统及跑车结构设计 学生姓名： 张晓辉 所在院系： 机电学院所学专业： 机电技术教育导师姓名： 陈锡渠完成时间：2009年5月20日摘 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。关键词：电动葫芦，起重机，控制系统，减速器，行走小车Electric hoist and trolley control system structure designAbstractArrangement 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目 录1 研究电动葫芦的背景，目的和意义12 电动葫芦的概念和工作原理12.1 重型钢丝绳电动葫芦存在的不足32.2 国内钢丝绳电动葫芦发展方向43 电动葫芦的控制线路54 电动葫芦跑车结构的设计54.1行走小车简介54.2 小车的设计计算64.2.1 选择电动机的容量64.2.2 计算电动机所需功率P074.2.3 确定电动机的额定功率Pm74.2.4 确定传动装置总传动比计算及各级传动比的分配74.3 减速器齿轮的选择计算84.3.1高速级齿轮84.3.2 小车一级开式齿轮的齿数选择计算114.5 小车结构各轴的设计134.5.1 选择各轴的直径134.6 轴承的校核144.7 轴的校核145 设计总图146 设计总结15致谢17参考文献181 研究电动葫芦的背景、目的和意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2.1 重型钢丝绳电动葫芦存在的不足 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。 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 国内钢丝绳电动葫芦发展方向 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。 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 电动葫芦的控制线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4 电动葫芦跑车结构的设计4.1行走小车简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 小车的设计计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。4.2.1 选择电动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，NVw 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 计算电动机所需功率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 确定电动机的额定功率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 确定传动装置总传动比计算及各级传动比的分配a 传动装置的总传动比的计算 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/minnw=1400 r/mini= nm/nw=1400/63.7=21.978i0=ih/i1ih=(1.31.4)i1(1.31.4)ihi1=21.978 i1=3.96ih=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齿轮轴的转矩 T=9550P/n=95501.44/254.08=54.12 Nm4.3 减速器齿轮的选择计算4.3.1高速级齿轮(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=1.3b 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=10230Nmmc 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=6.048109N2=N1/8=6.048109/8=0.756109接触疲劳寿命系数 KHN1=0.90 KHN2=0.95d 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1H1= 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=2.4331e 计算圆周速度 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=3.896mmb/h=29.4331/3.896=7.55f 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=1.35K= 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 小车一级开式齿轮的齿数选择计算 (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=1.3b 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： 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 MpaF2= 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=126mmb=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：图5 开式齿轮副小车轮4.5 小车结构各轴的设计4.5.1 选择各轴的直径根据公式 dc(p/n)2/3 4 (9)确定轴的最小直径P=1.44kw n=254.08r/mind19.6 mm d取20mm轴的结构如图6所示：图6 轴段示意图 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4.6 轴承的校核已知参数：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)=1.597X=0.56 Y=1.5972) 求当量动载荷P。P=1.2（0.565500+1.5972700）=8870.28N3）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。 图8 跑车整体机构 图9内部减速器结构6 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，而国内钢丝绳电动葫芦近几年的发展却十分缓慢。上世纪60年代到70年