电动葫芦课程设计设计计算说明书

(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1-l所示传动方案，为了减小齿轮减速器结构尺寸和重量，应用斜齿圆柱齿轮传动。

2．选择电动机 计算起升机构静功率

P0Qv6010000

而总起重量

Q”=Q+Q’=50000+0.02×50000=51000N

起升机构总效率

η0=η7η5η1=0.98×0.98×0.90=0.864

故此电动机静功率

P05100086010000.8647.87kW

按式PjCKePo，并取系数Ke＝0.90，故相应于JC％＝25％的电动机

PjC=KeP0=0.90×7.87=7.08 kW

按[1]表4-3选ZD141-4型锥形转子电动机，功率Pjc＝7.5 kW，转速njc＝1400 r／min。

3．选择钢丝绳

按[1]式(4-1)计算钢丝绳的静拉力

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Q0Qm75100020.9826020N

按[1]式(4-3)，钢丝绳的破断拉力

Qs[2]

nQ05.5260200.85168400N

2

按[1]的标准选用6×37钢丝绳，其直径d＝15.5mm，断面面积d＝89.49mm，公称抗拉强度σ＝2000MPa，破断拉力Qs＝178500N。

4．计算卷简直径

按[1]式(4-4)，卷筒计算直径

D0＝ed＝20×15.5＝310 mm

按标准取D0＝300mm。

按[1]式(4-6)，卷筒转速

n51000vm1000823.1430016.98r/min

D05．确定减速器总传动比及分配各级传动比 总传动比

i分配各级传动比

第一级传动比

iABzBzA82165.125

n3n5140016.9882.45 这里n3为电动机转速，r／min。

第二级传动比

iCDzCzD62163.875

第三级传动比

iEFzEzF66164.125

这里ZA、ZB、ZC、ZD、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

i=iAB·iCD·iEF=5.1253.8754.12581.92

传动比相对误差

iiii82.4581.9282.450.64%

Δi不超过土3％，适合。

6．分别计算各轴转速、功率和转矩 轴I(输入轴)：

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nIn1400r/minPI7.865kWTI9550PInI95507.865140053.65Nm

轴Ⅱ(输入轴)：

nII14005.125273.17r/minPII7.8650.977.629kWTII9550PIInII95509.157273.17266.70Nm

轴Ⅲ(输入轴)：

nIII273.173.8759550PIIInIII70.58r/minPIII7.6290.977.40kWTIII95508.88270.581001.27Nm

轴Ⅳ(输入轴)：

nIV70.584.12517.22r/minPIV7.400.977.18kWTIV9550PIVnIV95507.1817.223981.94Nm

各级齿轮传动效率取为0.97。计算结果列于下表： 表 1： 转速n（r/min） 功率P（kW） 转矩T（N•m） 轴I（输入轴） 1400 7.865 53.65 轴Ⅱ 273.17 7.629 266.70 3.875 轴Ⅲ 70.58 7.40 1001.27 轴Ⅳ 17.22 7.18 3981.94 4.125 传动比 i 5.125 (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HRC58～62，材料抗拉强度σB=1100MPa，屈服极限σs=850MPa。齿轮精度选为8级(GBl0095—88)。

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β＝12°。 1．按齿面接触强度条件设计 小轮分度圆直径

32d1t≥

2KtT11ZHZEde[]Hmm

确定式中各参数：

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(1) 端面重合度其中:aZcosZZh12Z1tana1tan'Z2tana2tan'

,且20,h1mm,' 求得:

arccos16cos2016282cos20822a1arccosa2arccosZAcosZAZh33.36

23.47ZBcosZBZharccos1.66

(2) 载荷系数Kt对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数Kt＝2。 (3)齿轮A转矩TA TA＝T1＝64.39 ×10N·mm。

(4)齿宽系数φd 取φd=1。

(5)齿数比u 对减速传动，u＝i＝5.125。

(6)节点区域系数ZH 查《机械设计》图6.19得ZH＝2.47。 (7)材料弹性系数ZE 查《机械设计》ZE＝189.8MPa。 (8)材料许用接触应力[σ] H

[]HKHNlimSH3

式中参数如下：

①试验齿轮接触疲劳极限应力[σ] Hlim＝1450MPa； ②接触强度安全系数SH＝1.25； ③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A：

kNHA60n1i1TitiTmax 3式中 n1——齿轮A(轴1)转速，n1＝1400r／min； i——序数，i＝1，2，…，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=60×1400×6000×(1×0.20＋0.5×0.20＋0.25×0.10＋0.05×0.50)

=1.142×108

对齿轮B：

NHBNHA1.142105.12583

3

3

3

AB1.8610

7查[3]得接触强度寿命系数KHNA＝1.18，KHNB＝1.27。

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由此得齿轮A的许用接触应力

[]HA1.1414501.251.2714501.251322MPa

齿轮B的许用接触应力

[]HB1473MPa

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

33d1t≥

2253.65105.12512.47189.826.89mm

11.665.12513222(9)计算：齿轮圆周速度

n1d16010003.14140026.896010002m/s

(10)精算载荷系数K

查[3]表6.2得工作情况系数KA＝1.25。

按v2m/s,8级精度查[3]图6.10得动载荷系数Kv＝1.12,齿间载荷分配系数KHα＝1.1,齿向载荷分布系数KHβ＝1.14。故接触强度载荷系数

KKAKVKK1.251.121.11.141.76

按实际载荷系数K修正齿轮分度圆直径

3 d1d1t齿轮模数

mnKKt326.891.76225.75mm

d1cosz125.75cos12161.57mm

2．按齿根弯曲强度条件设计 齿轮模数

mn≥

2KT1Ycos2YFaYSadz21[]

F确定式中各参数：

(1)参数Kt＝2,TA＝T1＝64.39 ×103N·mm,φd=1, 1.66,Z116。 (2)螺旋角影响系数Yβ 因齿轮轴向重合度ε

查[3] 得Yβ=0.92。

(3)齿形系数YFa因当量齿数

zVAzAcos2β

＝0.318φdz1tanβ＝0.318 × 1×16×tan12°=1.08，

16cos12217.10

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zVBzBcos282cos12287.62

查[3] 表6.4 得 齿形系数YFaA＝2.97，YFaB＝2.21；YSaA＝1.52，YSaB＝1.78 (4)许用弯曲应力[σ]F

F 式中σ

KFNFlimYSTSF

Flim——试验齿轮弯曲疲劳极限，σFlim＝850MPa；

SF——弯曲强度安全系数，SF＝1.5；

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：

k6NFA60n1i1Ttii Tmax式中各符号含义同前。仿照确定NHA的方式，则得

6666NFA601400500010.200.500.20.250.100.050.508.5310

7

对齿轮B：

NFBNFAuAB8.53105.12571.8610

7因NFA>N0＝3×106，NFB>N0＝3×106，故查得弯曲强度寿命系数KFA＝1，KFB＝1。 由此得齿轮A、B的许用弯曲应力

FAFB18500.701.5397Mpa

式中系数YST=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：

YFaAYSaA对齿轮B：

FA2.971.523970.0114

YFaBYSaBFB2.213971.780.009 9

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

m32253.6510cos121161.66230.0114 第 6 页 共 11 页

=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mn＝2mm。

3．主要几何尺寸计算 (1)中心距a

aABmn2cosZAZB22cos121682100.19mm

取中心距aAB100mm。

(2)精算螺旋角β

arccosmnZAZB2aABα

arccos298210011.478112842

'''因β值与原估算值接近，不必修正参数ε

(3)齿轮A、B的分度圆直径d

dAdB、Kα和ZH。

162cos11.478822cos11.478ZAmncosZBmncos32.65mm

167.35mm(4)齿轮宽度b

bBddA132.6533mmbAbB538mm

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：

尺寸 齿轮 A 5.125 2 B C 3.875 3 D E 4.125 4 F 传动比i 模数m 螺旋角ß 中心距a/mm 齿数Z d/mm Da/mm 齿厚b/mm 16 11°28′42\" 100 82 Φ167.35 Φ171.35 33 10°34′47\" 120 16 Φ48.83 Φ54.83 54 62 Φ189.22 Φ195.22 49 10°52′36\" 167 16 Φ65.15 Φ73.15 71 66 Φ268.75 Φ274.75 66 Φ32.65 Φ36.65 38

(三)计算轴Ⅳ

1．计算轴Ⅳ的直径

轴材料选用20CrMnTi，按下式估算空心轴外径：

dA0P3n14 mm

式中 P——轴Ⅳ传递功率，P＝7.18kW；

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n——轴Ⅳ转递，n＝17.22r／min；

β——空心轴内径与外径之比，可取为0.5； A0——系数，对20CrMnTi，可取A0＝107。 代入各值，则

d10737.1817.2210.5482.0mm

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

2．分析轴Ⅳ上的作用力

轴Ⅳ上的作用力如图2所示，各力计算如下： (1)齿轮F对轴Ⅳ上的作用力

齿轮F齿数zF＝66，模数mn=4mm，螺旋角β＝10°52′36\"，分度圆直径d=Φ268.75mm

圆周力 FtF2TFdF23981.9410268.75329633N

径向力 FvFFtFcostann29633cos10.877tan2010984N

tan29633tan10.877N 5轴向力 FaFFtF(2)卷筒对轴Ⅳ上的径向作用力R

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图2： 轴ⅳ的作用力分析

当重物移至靠近轴Ⅳ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

R4Q5''451.0250000220400N

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Ⅳ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 FtA2TAdA253.6532.653103286N

径向力 FrAFtAcostanan3286cos11.478tan201221N (β＝8°6′34”)

an3286tan10.877N 轴向力 FaAFttA由图1按结构取L＝312mm，L1＝34mm。 求垂直平面(mcd面)上的支反力：

Mc00358N34FtA31R2dm

Rdm34FtA3120343286312

FRcmFtARdm0RcmFtARdm32863582928N第 9 页 共 11 页

求水平面(ncd面)上的支反力：

MFaAc034FrA31R2dndA2340122131232.65667 298NdA2

34FrAFaARdn3120FRcnFrARdn0RcnFrARdn1221981123N对轴Ⅳ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θ1，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：

1arccosaABaEFaCD2aABaEF222222arccos100167120210016745.314519

'

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

RdxRdncos1Rdmsin198cos45.31358sin45.31186N（与x轴方向相反）

 RdyRdmcos1Rdnsin1358cos45.3198sin45.31321N 把上述求得的力标注在轴Ⅳ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。)

4．轴I、Ⅱ、Ⅲ的设计计算 轴的直径计算结果如下：

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表3： 单位：mm

最小直径 优选直径 轴I（输入轴） Φ19.4 Φ22 轴Ⅱ Φ33.2 Φ36

(四)绘制装配图和零件工作图

参考文献

[1] 王贤民 主编，机械产品综合课程设计，南京：南京工程学院，2006 [2] 朱 理 主编，机械原理，北京：高等教育出版社，2004 [3] 徐锦康 主编，机械设计，北京：高等教育出版社，2004

[4] 叶伟昌 主编，机械工程及自动化简明设计手册，上册[M]，北京：机械工业出版社，2004

轴Ⅲ Φ51.54 Φ56 轴Ⅳ Φ82 Φ85 第 11 页 共 11 页