电动葫芦课程设计计算说明书

1、设计计算说明书（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1T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 计算起升机构静功率p .60x1000%而总起重量起升机构总效率故此电动机静功率Q =Q+Q =50000+0.02X50000=51000NT10= n 7 n 5 n 1=O. 98 X0. 98 XO. 90=0. 864p.=51000x860x1000x0.864= 7.87 kW按式IWKe尸。，并取系数（=0.90,故相应于JC%=25%的电动机Pk=KiPo=0. 90X7. 87=7.08 kW按1表

2、4-3选ZDi41-4型锥形转子电动机,功率Pjc=7.5kW,转速川,=1400 r / min。3 .选择钢丝绳按1式（4T）计算钢丝绳的静拉力Q” 51000a= = -= 26020 N 叫 i 2x0.98按口式(4-3),钢丝绳的破断拉力m=5.5x26020 = 16840()/v(P0.85按1的标准选用6X37钢丝绳，其直径d=15,5mm，断面面积d=89.49mm2,公称抗拉强度。=2000MPa,破断拉力Q.= 178500No4 .计算卷简直径按1式(4-4),卷简计算直径Do=ed = 20X 15. 5=310 mm按标准取Do=300mm0按1式(4-6),卷简

3、转速lOOOvnz 1000x8x2 t z .il = 16.98 7, / min4 D、3.14x3005 .确定减速器总传动比及分配各级传动比 总传动比1400 x 82.4516.98这里m为电动机转速，r / mino分配各级传动比第一级传动比i =包=任= 5.1254 16第二级传动比zCD=i = = 3.875汨16第三级传动比这里Za、Zh Zc、h Ze和Zf分别代表齿轮A、B、C、D、E和F的齿数。 减速器实际总传动比Ab 九)五户5.125x3.875x4.125 = 81.92传动比相对误差Az =82.45-81.92 八=0.64%6.分别计算各轴转速、 轴1

4、(输入轴)：/82.45Ai不超过 3%,适合。 功率和转矩轴n （输入轴）:轴HI （输入轴）:轴IV （输入轴）:= =1400 r/minP, =7.865 kW9550 P1 9550x7.865n_1400= 53.65N in1400 一nn = 273.17 r/ min5.125PH =7.865x0.97 = 7.629 kWf 9550a 9550x9.157Tn=nu 273.17一 273.173.875= 70.58r/minPIH =7.629x0.97 = 7.40 kW9550%=266.70 =Z21色= 17.22 r/min，v 4.125Piv =7.4

5、0x0.97 = 7.18 kW9550&, _ 9550x7.1817.22= 3981.94N?各级齿轮传动效率取为0.97。计算结果列于下表: 表1 ：轴I（输入轴）轴n轴in轴IV转速 n (r/min)1400273. 1770. 5817. 22功率P (kW)7. 8657.6297. 107. 18转矩T (Nm)53. 65266. 701001.273981.94传动比 i5. 1253. 8754. 125（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HRC5862,材料抗拉强度。产11

6、 OOMPa，屈服极限。s=850MPa。齿轮精度选为8级（GB10095 88） o考虑到载荷性质及对高硬度齿面齿轮传动，因此以抗弯强度为主，初选螺旋角B=12。1.按齿面接触强度条件设计小轮分度圆直径2Kx + 1 24丫mm确定式中各参数:端面重合度 e =-4 (tan% -tand) + Z? (tan% -tanS)7 ccs 8其中：6 =，且。=20= s 求得： Z + ZhZt cosd16xcos20八八=arccos = arccos= 33.36ZA+Z.h16 + 2个ZH cosd82 x cos 20 - .onl = arccos = arccos= 23.4

7、7*Z.+Z4i82 + 2tsd = 1.66(2)载荷系数&对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数&=2。齿轮 A 转矩 A Ta=T=64. 39 X 102N mm0齿宽系数。d取6d=l。(5)齿数比u对减速传动，u=i=5. 125。节点区域系数Z”查机械设计图6. 19得&=2. 47。(7)材料弹性系数及 查机械设计Z,;=189.8VmpTo(8)材料许用接触应力。式中参数如下：试验齿轮接触疲劳极限应力。,iIin=1450MPa；接触强度安全系数Sh=1. 25；接触强度寿命系数Km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1图4-6所示，

8、用转短T代替图中的载荷Q(转短了与载荷Q成正比)，当量接触应力循 环次数为：对齿轮A：一 =60% 2/1 max /式中 ni齿轮A(轴1)转速，ni = 1400r / min；i一一序数，i = l, 2,，k；ti各阶段载荷工作时间，h,Ti一一各阶段载荷齿轮所受的转矩，N-m；Tw一各阶段载荷中，齿轮所受的最大转矩，N-m。故=60X 1400X6000X (l3X0. 20+0. 53X0.20+0. 25：，X0. 10+0. 053X0. 50)=1. 142X10对齿轮B：Nua _ 1.142x10s5125= 1.86x10查3得接触强度寿命系数Kw=L 18, Khxb

9、=1.27o由此得齿轮A的许用接触应力齿轮B的许用接触应力冲等2 MPa1.27x1450 = 1473 “pa1.25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3 f2x2x53.65xl03 5.125 + 1，2.47x189.8?1x1.665.125 I1322=26.89 mm计算：齿轮圆周速度163.14x1400x26.89,60x1000=2 mis60x1000(10)精算载荷系数K查3表6. 2得工作情况系数Ka=1. 25o按u = 2s,8级精度查3图6. 10得动载荷系数K.,= L 12,齿间载荷分配系数跖0 =L 1,齿向

10、载荷分布系数及饰=1.14。故接触强度载荷系数K = KKa = l.25xl.12xl .1X 1.14 = 1.76按实际载荷系数K修正齿轮分度圆直径=25.75 nun=26.8934 = du齿轮模数d cos B 25.75cosl2 , 一16=-= 1.57 mm2.按齿根弯曲强度条件设计 齿轮模数2K7；cos“7 而匕确定式中各参数:(1)参数路= 2,L=Ti = 64.39 X103Nmm, 4d=l. 4 = 1.66 ,4=16。(2)螺旋角影响系数Yr因齿轮轴向重合度 6=0.318l)dZitanB =0.318 X lX16Xtanl20 =L08,查3得 丫仔

11、:0.92。(3)齿形系数因当量齿数cos2 p cos212= 17.1082cos2p cos212= 87.62查3表6.4得 齿形系数Y血=2.97, 丫加=2.21； % = 1.52,八用=1.78许用弯曲应力。f式中。F】i.试验齿轮弯曲疲劳极限，。叫=850MPa；Sf弯曲强度安全系数，Sf=1.5；八一一弯曲强度寿命系数，与当量弯曲应力循环次数有关。 对齿轮A：N必=60立。r-l式中各符号含义同前。仿照确定片,的方式，则得= 60x1400x5000 x(l6x 0.20+0.506x 0.2 +0.256x 0.10+0.056x 0.50)=8.53x107对齿轮B：u

12、xfi 5.125S NfaNo=3X106, Ni：nNo=3XlOd,故查得弯曲强度寿命系数3=1,跖=1。 由此得齿轮A、B的许用弯曲应力1x850x0.70=397 Mpa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)比较两齿轮的比值对齿轮A：2 97x1 52- = 0.0114397对齿轮B：丫巾丫4 2.21x1.78 “、八铲产=0.0099玉 397两轮相比，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、J2x2x53.65xl()3cosl2 小m 力(0.0114)V 1x

13、162x1.66)=1. 77mm比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数m“=2mm。3.主要几何尺寸计算(1)中心距a/ , 、抵万(Z-Z) =京后 06 + 82)=100.19/wn取中心距a= 100 o精算螺旋角8P = arccosmn (Z.+Zk)2x98. = arccos = 11.478 = 11 28 422x100因B值与原估算值接近，不必修正参数 、K“和北。 (3)齿轮A、B的分度圆直径d,ZAmn 16x2.=32.65cos p cosl 1.478r ZRmn 82x2./r；= 1 67.35/h/hcos cosl 1.478(4)齿轮宽度b

14、bB=(/d d、= 1 x 32.65 33 bA =%+5 = 38尺寸台轮ABC1)1：F传动比i5.1253. 8754.125模数m234螺旋角代11 28, 4210 347 47n10。 52, 36,中心距a/mm100120167齿数Z168216621666d/mm032. 650167. 35048. 830189. 22065.15 268.75Da/mm 36. 65 171. 35054. 830195. 22073.156274.75齿厚b/mm383354497166同理，可对齿轮C和D、E和F进行设计计算，计算结果列于下表:表2：(三)计算轴IV1.计算轴IV

15、的直径轴材料选用20CrMnTi,按下式估算空心轴外径：d Mm式中P轴IV传递功率，P = 7. 18kW；n轴IV转递，n=17. 22r / min；P空心轴径与外径之比，可取为0.5；Ao系数，对 20CrMnTi,可取 A=107代入各值，则d107J - = 82.0 mm117.22(1-0.5。取d=85mm,并以此作为轴IV (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IV的 结构如图1所示。图1: 轴I与轴IV的结构圆周力径向力轴向力2.分析轴N上的作用力轴N上的作用力如图2所示，各力计算如下：(1)齿轮F对轴N上的作用力齿轮F齿数a=66,模数mF4nl

16、ln,螺旋角B =10 52, 36”，分度圆直径d=268. 75mm=29633N27； _ 2x3981.94x1()3dF 268.75F29633%、= - tan d= _ tan 20 = 109847V. cos/7 cos 10.8770%=FlF tan p = 29633 tan 10.877: = 5694N(2)卷简对轴IV上的径向作用力R图2： 轴iv的作用力分析当重物移至靠近轴N的右端极限位置时，卷筒作用于轴IV上e点的力R达到最大值，近似取c4 1.02x50000八R = - = -x= 204007V552这里系数1.02是表示吊具重量估计为起重量的2%。(

17、3)轴3在支承d处对轴IV上的径向作用力-和IU轴I的作用力分析如图3所示。如果略去轴I上联轴器附加力的影响，齿轮A作用于轴1上的力有：-L2 乙 2x53.65x1()3圆周力4-k =3286N仇dA32.65FOOQZL径向力 d_tanq =一二tan2(k = 1221N(B=80 6 34”)cos p cos 11.478轴向力FaA = 41 tanp = 3286tan 10.8770 = 667N由图1按结构取L=312mm, L = 34mm。求垂直平面(med面)上的支反力：-34七+312 加=0一 34七.31234x3286312= 358NEF=0Ran + &

18、 - Rdm= 04-286 358 = 2928N求水平面（ncd面）上的支反力:ZM=9-34 七+312 年=034%-明，Rdn= 31231234xl221-667x- 2_ = 98N力=。-Rm +FrA Rdn= 0心=%一鼠=1221-98 = 1123%对轴IV来说,Rdn与R加的方向应与图3所示的相反。由于上述的力分别作用于xdy坐标系和ndm坐标系，两坐标间的夹角为小,因此要把ndm坐标系 的力的和的换算为xdy坐标系的力R&和Rd,。由1式（4T2）得两坐标系间的夹角（1图4-7）代入数据得：c+。诂 一100 +167 120 o 101C014 = arccos - = arccos= 45.31 =45 192a .R cipp2x100x167ad tzr图3： 轴I的作用力分析根据1式（4-13）和3图4-9,得力R和电,在坐标xdy上的投影宠法=区册cos4 _Rising =98cos45.3F -358sin45.3F =-186N （与 x 轴方向相反）人八=%”,cos6j-R山 sin0 =358cos45.3V-98sin45.31 =321N把上述求得的力标注在轴N的空间受力图上（图2）。3 .计算轴上危险截面的弯矩、转矩和合成弯短根据上述数据和