钢丝绳电动葫芦起升用减速器设计~说明书

1、桂林航天工业学院课程设计说明书桂林航天工业学院课程设计报告 系（部）：机械工程学院专业班级：20130300403 学生姓名：周才全 学 号：2013030040122设计题目：_电动葫芦综合设计 _完成日期2016.12.16 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： 电动葫芦的设计学生姓名周才全课程名称机械综合设计课程设计专业班级20130300403地 点巡天楼218A起止时间2016.12.05-2016.12.16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、

2、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送带主轴扭矩T（N·m）： 输送带运行速度V（m/s）： 卷筒直径D（mm）电动葫芦设计参数为：减速器为直齿轮传动，型号规格：HCD-0.5，起升重量为0.5t，起升高度为6m，起升速度：6m。原动机为电动机，三相交流电源，电压380v/220v。工作条件：两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳，双向运转。设计寿命为10年。设计进度设计阶段设计内容完成阶段设计的参考时间1设

3、计准备0.5天2传动装置的总体设计0.5天3传动零件的设计计算1.5天4减速器装配草图的设计2天5减速器装图的绘制2天6绘制零件工作图2.5天7编写设计计算说明书0.5天8设计总结及打扫制图室卫生0.5天设计成果1、总装配图1张（A1图纸）2、主要零件图3张（A2图纸）3、设计说明书1份参考资料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：教研室主任

4、： 指导教师：陈宏丽、谢云峰 年 月 日机械综合设计课程设计说明书封面：用黑色水笔正楷书写（论文题目、系名、专业班级、学号、学生姓名、指导教师、完成日期等）（ 2013 级） 论文题目： 电动葫芦综合设计 系 名： 机械工程学院 专业班级： 20130300403 学 号： 2013030040122 学生姓名： 周才全 指导教师： 陈宏丽、谢云峰 完成日期： 2016.12.16 桂林航天工业学院教务处制论文题目用小一号黑体书写 电动葫芦综合设计上空一行，居中用小二号黑体书写，“摘”与“要”间空两格摘 要电动葫芦是起重设备的主要型号之一。电动葫芦是一种特种起重设备，安装在天车、龙门吊之上，电

5、动葫芦具有体积小，自重轻，操作简单，使用方便等特点，用于工矿企业，仓储，码头等场所。起重量一般为 0.380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。其中环链电动葫芦分为进口和国产两种；钢丝绳电动葫芦分单速提升、双速提升；微型电动葫芦、卷扬机、多功能提升机。电动葫芦主要由电动机(带制动器)、减速器、钢丝绳及卷筒、导绳器、吊钩及滑轮、行车机构和操纵按钮等组成。 关键词:电动葫芦，起重量  ；减速机 ；行走机构 ； 应用范围 ；锥形转子 ；结构原理 ； 

6、结构型式 ； 提升机构关键词内容用小4号宋体书写，词间用分号“；”分开，最后一个词后不用标点符号在摘要内容结束后，空一行，居左空两格，用小二号黑体书写 上空一行，居中用小二号黑体书写，“目”与“录”间空两格上空一行，居左用4号黑体列出设计（论文）各章级标题及级题序目录内容与页码间用连接，最后采用分散对齐目 录第1章 绪论11.1透明激光陶瓷的发展历史11.2 Nd:YAG激光陶瓷21.2.1 YAG晶体结构31.3.2 YAG的扩散性质.3第2章 激光透明陶瓷的成型与烧结实验62.1.72.2.20结语26附录27参考文献28用四号宋体书写，行间距取固定值23磅致谢标注内容

7、对应的页码号章标题用小二号黑体居中书写页眉线选择页眉和页脚样式中上细下粗的边框线性，宽度为3磅页眉用五号宋体居中书写第1章拟订传动方案，选择电动机及进行运动和动力计算空一格1一级标题用四号黑体书写，独占一行，末尾不加标点符号传动方案的拟定 电动葫芦起升机构如图4-2所示。它由电动机通过联轴器直接带动齿轮减速器的输入轴，通过齿轮减速器末级大齿轮带动输出轴(空心轴)，驱动卷筒转动，从而使吊钩起升或下降，其传动系统如图4-3所示。图4-3 电动葫芦起升机构示意图1-减速器，2-输出轴，3-输入轴，4-联轴器，5-电动机，6-制动器；7-弹簧，8-钢丝绳：9-卷筒2.设计计算2.1选择电机起重电动机的

8、静功率式中Q“总起重量N； v起升速度，mmin； 0起升机构总效率； 7滑轮组效率，一般70.980.99； 5卷筒效率，50.98； 1齿轮减速器效率，可取为0.900.92。而总起重量 Q”=Q+Q=30000+0.02×30000=30600N起升机构总效率 0=751=0.98×0.98×0.90=0.864故此电动机静功率 P0=36000×660×1000×0.864=4.17KW 为保证电动机的使用性能，并满足起重机的工作要求，应选择相应于电动葫芦工作类型(JC值)的电动机，其功率的计算公式为：式中 Ke起升机构按静功

9、率初选电动机时的系数，对轻级起重机为0.700.80，中级为0.800.90，重级为0.90l，特重级为1.11.2。按以上公式，并取系数Ke0.90，故相应于JC25的电动机表4-3 锥形转子异步电动机(ZD型)注：引自机械产品目录)第19册，机械工业出版社，1985年。按表4-3选ZD112-4型锥形转子电动机，功率Pjc0.8kW，转速njc1380rmin。2.2选择钢丝绳根据图4-3，钢丝绳的静拉力Q”Q+Q 式中 Q”总起重量，N； Q 起重量(公称重量)，N； Q吊具重量，N，一般取Q=0.02Q； m 滑轮组倍率。对单联滑轮组，倍率等于支承重量Q的钢丝绳分支数，如图4-3结构所

10、示，m2； 7 滑轮组效率，70.980.99。钢丝绳的破断拉力式中 n许用安全系数。对工作类型为中级的电动葫芦，n5.5；按式(4-1)。钢丝绳的静拉力 在此处键入公式。Q0=Q''m7=306002×0.98=15612.2N按式(4-3)，钢丝绳的破断拉力QsnQ0=5.5×15612.20.85=99845.7N按标准选用6×19钢丝绳，其直径d15.5mm，断面面积d89.49mm2，公称抗拉强度1400MPa，破断拉力Qs125000N。2.3计算卷简直径按式，卷筒计算直径D0ed20×15.5310 mm按标准取D0300m

11、m。故卷筒转速 n5=1000VLD0×m=1000×6×23.14×300=12.74r/min(为起升速度)2.4确定减速器总传动比及分配各级传动比总传动比 i'=n3n5=138012.74=108.32这里n3为电动机转速，rmin。拟定各级传动比和齿数。第一级传动比 iAB=ZBZA=7012=5.83第二级传动比iCD=ZDZC=4612=3.83第三级传动比iEF=ZFZE=5311=4.82i=iAB×iCD×iEF=5.83×3.83×4.82=107.63在此处键入公式。传动比相对误差

12、i=i'-ii=108.32-107.63108.32=0.637%i不超过土3，适合。6计算各轴转速、功率和转矩(这里，各级齿轮传动效率取为0.97) 轴I(输入轴)： 转速 nI=n=1380r/min 功率 PI=4.17KW转矩 TI=9550PInI=9550×4.171380=28.86Nm轴II： 转速 nII=nIiAB=13805.83=236.71r/min 功率 PII=0.97nI=0.97×4.17=4.04KW转矩 TII=9550PIInII=9550×4.04236.71=162.99Nm轴III： 转速 nIII=nIIi

13、CD=236.713.83=61.80r/min 功率 PIII=0.97nII=0.97×4.04=3.92KW转矩 TIII=9550PIIInIII=9550×3.9261.80=605.76Nm轴IV： 转速 nIV=nIIIiEF=61.804.82=12.82r/min 功率 PIV=0.97nIII=0.97×3.92=3.80KW转矩 TIV=9550PIVnIV=9550×3.8012.82=2830.73Nm轴I(输入轴)轴II轴III轴IV转速(r/min)1380236.7161.8012.82功率(KW)4.174.043.92

14、3.80转矩(Nm)28.86162.99605.762830.73N传动比i5.833.834.82.(二)高速级齿轮A、B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)。1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) 端面重合度其中: ,且 求得:a1=arccosZAcosZA+Zh°=arccos12×cos2012+236.35°a2=arccosZBcosZB+

15、Zh°=arccos70×cos2070+2=23.99°=1.61(2) 载荷系数Kt对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数Kt2。(3)齿轮A转矩TA TAT128.86 ×103N·mm。(4)齿宽系数d 取d=1。（两支撑相对于小齿轮做非对称布置） (5)齿数比u 对减速传动，ui5.83。(6)节点区域系数ZH 查机械设计图6.19得ZH2.433。(7)材料弹性系数ZE 查机械设计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

16、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1图4-6所示，用转矩T代替图中的载荷Q(转矩了与载荷Q成正比)，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，n11380rmin； 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，N·m； Tmax各阶段载荷中，齿轮所受的最大转矩，N·m。故NHA=60×1380×3000×(13×0.200.53×0.200.253×0.100.053×0.50)=5.63

17、15;107对齿轮B：NHB=NHAAB=5.63×1075.83=9.66×106查3得接触强度寿命系数KHNA1.18，KHNB1.27。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 (9)计算：齿轮圆周速度 (10)精算载荷系数K查3表6.2得工作情况系数KA1.25。按8级精度查3图6.10得动载荷系数Kv1.12,齿间载荷分配系数KH1.1,齿向载荷分布系数KH1.14。故接触强度载荷系数按实际载荷系数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：

18、(1)参数Kt2,TAT164.39 ×103N·mm,d=1, =1.61,ZI=12。(3)齿形系数YFa因当量齿数ZVA=ZA=12ZVB=ZB=70查3 表6.4 得 齿形系数YFaA2.97，YFaB2.21；1.52，1.78(4)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，则得对齿轮B：因NFA>N03×106，NFB>N03×106，故查得弯曲强度寿命系数KF

19、A1，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=1.78mm比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数mn2mm。3主要几何尺寸计算(1)中心距a(3)齿轮A、B的分度圆直径d(4)齿轮宽度b(三)中速级齿轮C、D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=1

20、100MPa，屈服极限s=850MPa。齿轮精度选为8级(GBl009588)。1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：(2) 端面重合度其中: ,且 求得:(2) 载荷系数Kt对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数Kt2。(3)齿轮C转矩TC TCTII16.30 ×103N·mm。(4)齿宽系数d 取d=1。 (5)齿数比u 对减速传动，ui3.82。(6)节点区域系数ZH 查机械设计图6.19得ZH2.47。(7)材料弹性系数ZE 查机械设计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 Hlim500MPa；接触强度安

21、全系数SH1；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1图4-6所示，用转矩T代替图中的载荷Q(转矩了与载荷Q成正比)，当量接触应力循环次数为：对齿轮C：式中 n2齿轮C(轴1)转速，n2236.71rmin； i序数，i1，2，k； tII各阶段载荷工作时间，h， TII各阶段载荷齿轮所受的转矩，N·m； Tmax各阶段载荷中，齿轮所受的最大转矩，N·m。故NHC=60×236.71×3000×(13×0.200.53×0.200.253×0.100.0

22、53×0.50)=8.55×106对齿轮D：查3得接触强度寿命系数KHNC1.27，KHND1.37。由此得齿轮C的许用接触应力齿轮D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(9)计算：齿轮圆周速度(10)精算载荷系数K查3表6.2得工作情况系数KC1.25。按8级精度查3图6.10得动载荷系数Kv1.06,齿间载荷分配系数KH1.1,齿向载荷分布系数KH1.14。故接触强度载荷系数按实际载荷系数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Kt2,TCTII236.71 

23、15;103N·mm,d=1. 58,。 (3)齿形系数YFa因当量齿数查3 表6.4 得 齿形系数YFaC2.97，YFaD2.26；1.52，1.74(4)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，SF1.25； 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，则得对齿轮D：因NFC>N03×106，NFD>N03×106，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A、B正反向受

24、载而引入的修正系数。(6)比较两齿轮的比值对齿轮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=3.62mm比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数mn4mm。3主要几何尺寸计算(1)中心距a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(四)低速级齿轮E、F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

25、选为8级(GBl009588)。1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：(3) 端面重合度其中: ,且 求得:(2) 载荷系数Kt对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数Kt2。(3)齿轮C转矩TE TET3605.76 ×103N·mm。(4)齿宽系数d 取d=1。 (5)齿数比u 对减速传动，ui4.83。(6)节点区域系数ZH 查机械设计图6.19得ZH2.47。(7)材料弹性系数ZE 查机械设计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

26、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，用转矩T代替图中的载荷Q(转矩了与载荷Q成正比)，当量接触应力循环次数为：对齿轮E：式中 n1齿轮C(轴1)转速，n11380rmin； 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，N·m； Tmax各阶段载荷中，齿轮所受的最大转矩，N·m。故NHE=60×61.80×3000×(13×0.200.53×0.200.253×0.100.053×0.50)=2.5×106

27、对齿轮F：查3得接触强度寿命系数KHNE1.37，KHNF1.52。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(9)计算：齿轮圆周速度(10)精算载荷系数K查3表6.2得工作情况系数KE1.25。按8级精度查3图6.10得动载荷系数Kv1.02,齿间载荷分配系数KH1.1,齿向载荷分布系数KH1.14。故接触强度载荷系数按实际载荷系数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Kt2,TET3605.76 ×103N·mm,d=1, ,。(2)螺

28、旋角影响系数Y 因齿轮轴向重合度0.318dz1tan0.318 × 1×16×tan12°=1.08，查3 得Y=0.92。(3)齿形系数YFa因当量齿数查3 表6.4 得 齿形系数YFaE2.97，YFaF2.24；1.52，1.75(4)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，则得对齿轮F：因NFC>N03×106，NFD>N03×106，故查得

29、弯曲强度寿命系数KFE1，KFF1。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E、F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E：对齿轮F： 两轮相比，说明E轮弯曲强度较弱，故应以F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=5.25mm比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数mn5mm。3主要几何尺寸计算(1)中心距a (3)齿轮E、F的分度圆直径d(4)齿轮宽度b齿轮A、B、C、D、E、F其它尺寸计算结果列于下表：表 2： 单位：mm尺寸 齿轮ABCDEF齿数Z127012461153模数m245中心距a82

30、116160分度圆直径d421404818455265齿轮宽度b42 4748535560齿厚b383354496155(五)计算轴1计算轴的直径轴材料选用20CrMnTi，按下式估算空心轴外径： mm式中 P轴传递功率，P3.80kW；n轴转递，n12.82rmin； 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mm取d75mm，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1所示。图1： 轴I与轴IV的结构2分析轴上的作用力轴上的作用力如图2所示，各力计算如下： (1)齿轮F对轴上的作用力齿轮F齿数z

31、F53，模数mn=5mm，分度圆直径d=265mm圆周力 径向力 轴向力 (2)卷筒对轴上的径向作用力R图2： 轴的作用力分析 当重物移至靠近轴的右端极限位置时，卷筒作用于轴上e点的力R达到最大值，近似取这里系数1.02是表示吊具重量估计为起重量的2。 (3)轴I在支承d处对轴上的径向作用力Rdn和Rdm， 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：圆周力 径向力 轴向力 由图1按结构取L322mm，L129mm。求垂直平面(mcd面)上的支反力： 求水平面(ncd面)上的支反力： 综上计算轴的强度符合要求 轴II，轴III的大体尺寸如下图所示，

32、确认方法同轴IV对轴来说，Rdm与Rdn的方向应与图3所示的相反。由于上述的力分别作用于xdy坐标系内和ndm坐标系内，两坐标间的夹角为1，因此要把ndm坐标系内的力Rdn和Rdm换算为xdy坐标系内的力Rdx和Rdy。由1式(4-12)得两坐标系间的夹角(1 图4-7) 代入数据得：图3： 轴I的作用力分析根据1 式(4-13)和3 图4-9，得力Rdn和Rdm在坐标xdy上的投影（与x轴方向相反） 把上述求得的力标注在轴的空间受力图上(图2)。3计算轴上危险截面的弯矩、转矩和合成弯矩根据上述数据和轴上支点a、b处的支反力，可计算轴上危险截面的弯矩、转矩和合成弯矩。(然后验算轴的安全系数。确认安全系数后，即可绘制轴的零件工作图。轴承可按常用方法选取和计算，从略