电动葫芦设计计算说明书

第1页共19页电动葫芦设计题目：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Q＝6t，起升高度H＝9m，起升速度v＝8m／min，工作类型为中级：JC％＝25％，电动葫芦用于机械加工车间，交流电源(380V)。解：(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，应用斜齿圆柱齿轮传动。2．选择电动机按式(4-2)、式(4-7)和式(4-8)，起升机构静功率00100060vQP而总起重量Q”=Q+Q’=60000+0.02×60000=61200N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kWP44.9864.01000608612000按式(4-9)，并取系数Ke＝0.90，故相应于JC％＝25％的电动机PjC=KeP0=0.90×9.44=8.5kW按表4-3选ZD141-4型锥形转子电动机，功率Pjc＝13kW，转速njc＝1400r／min。3．选择钢丝绳按式(4-1)。钢丝绳的静拉力NmQQ3122498.026120070按式(4-3)，钢丝绳的破断拉力按标准[2]选用6×37钢丝绳，其直径d＝18mm，断面面积d＝89.49mm2，公称抗拉强度σ＝1770MPa，破断拉力Qs＝204200N。4．计算卷简直径按式(4-4)，卷筒计算直径D0＝ed＝20×18＝360mm按标准取D0＝355mm。按式(4-6)，卷筒转速min/35.1435514.3281000100005rDvmn5．确定减速器总传动比及分配各级传动比第2页共19页总传动比54.9735.14140053nni这里n3为电动机转速，r／min。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92.51271ABABzzi第二级传动比58.31243DCCDzzi第三级传动比54.41359FEEFzzi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=iAB·iCD·iEF=5.92×3.58×4.54=96.22传动比相对误差%4.154.9722.9654.97iiiiΔi不超过土3％，适合。6．计算各轴转速、功率和转矩轴I(输入轴)：mNnPkWrnn39.64140044.995509550T44.9Pmin/1400IIIII转矩功率转速轴Ⅱ(输入轴)：mNnPkWrn81.36947.236157.995509550T157.997.044.9Pmin/47.23692.51400IIIIIIIIII转矩功率转速轴Ⅲ(输入轴)：第3页共19页mNnPkWrn22.128405.66882.895509550T882.897.0157.9Pmin/05.6658.347.236IIIIIIIIIIIIIII转矩功率转速轴Ⅳ(输入轴)：mNnPkWrn18.565555.14616.895509550T616.897.0882.8Pmin/55.1454.405.66IVIVIVIVIV转矩功率转速这里，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Ⅱ轴Ⅲ轴Ⅳ转速n（r/min）1400236.4766.0514.55功率P（kW）9.449.1578.8828.616转矩T（N•m）64.39369.811284.225655.18传动比i5.923.584.54(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β＝9°。●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td1≥mmZZTKHEHedt213][12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Kt＝2。(2)齿轮A转矩TATA＝T1＝64.39×103N·mm。(3)齿宽系数φd取φd=1。(4)端面重合度εα由资料显示或有关计算公式求得εα＝1.67。(5)齿数比u对减速传动，u＝i＝5.92。(6)节点区域系数ZHZH＝2.47。(7)材料弹性系数ZEZE＝189.8MPa。(8)材料许用接触应力[σ]HHHNHSKlim][式中参数如下：第4页共19页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：3max1160TTtnNikiiHA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。故此NHA=60×1400×6000×(13×0.20＋0.53×0.20＋0.253×0.10＋0.053×0.50)=1.142×108对齿轮B：7810929.192.510142.1ABHAHBNN查得接触强度寿命系数KHNA＝1.08，KHNB＝1.23。由此得齿轮A的许用接触应力MPaHA125325.1145008.1][齿轮B的许用接触应力MPaHB142725.1145023.1][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td1≥23312538.18947.292.5192.567.111039.6422=29.33mm(9)计算：齿轮圆周速度smdn/15.210006033.29140014.310006011(10)精算载荷系数K查得工作情况系数KA＝1.25。按100vz1＝10015.212＝0.258查得动载荷系数Kv＝1.020齿间载荷分配系数KHα＝1.07。齿向载荷分布系数KHβ＝1.18。故接触强度载荷系数K=KAKvKHαKHβ=1.25×1.020×1.07×1.18=1.61按实际载荷系数K修正齿轮分度圆直径第5页共19页mmKKddtt28.27261.133.293311齿轮模数mmzdmn25.2129cos28.27cos112．按齿根弯曲强度条件设计齿轮模数nm≥FSaFadYYzYKT][cos22121确定式中各参数：(1)参数K、T1、β、φd、z1和εα各值大小同前。(2)螺旋角影响系数Yβ因齿轮轴向重合度εβ＝0.318φdz1tanβ＝0.318×1×12×tan9°=0.604，查得Yβ=0.96。(3)齿形系数YFa因当量齿数45.129cos12cos22AVAzz69.739cos71cos22BVBzz由电算式计算得齿形系数YFaA＝3.47，查表得YFaB＝2.24。(4)应力校正系数YSa根据电算公式(或查手册)得53.145.12000016.045.1200497.0472047.1000016.000497.0472047.122VAVASaAZZY75.169.73000016.069.7300497.0472047.1000016.000497.0472047.122VBVBSaBZZY(5)许用弯曲应力[σ]FFFFNFSKlim][式中σFlim——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：61max160kiiiFATTtnN第6页共19页式中各符号含义同前。仿照确定NHA的方式，则得NFA=60×1400×6000×(16×0.20＋0.56×0.20＋0.256×0.10＋0.056×0.50)=1.02×108对齿轮B：781072.192.51002.1ABFAFBNN因NFAN0＝3×106，NFBN0＝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MPaFBFA3975.170.08501][][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/[σ]F对齿轮A：0134.039753.147.3][FASaAFaAYY对齿轮B：00987.039775.124.2][FBSaBFaBYY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≥21.239753.147.367.11219cos96.01039.6461.122233比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数mn＝2.5mm。3．主要几何尺寸计算(1)中心距ammzzmaBAnAB4.10571129cos25.2cos2取中心距aAB＝105mm。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1coscos2)(21zzmym；又0038.11054.105coscoscoscosaaaa即：394.010038.12)7112(5.2ym，故：mmymaaABAB794.105取中心距aAB＝106mm。(2)精算螺旋角β5394111062)7112(5.2arccos2arccosABBAnazzm=11.82625第7页共19页因β值与原估算值接近，不必修正参数εα、Kα和ZH。(3)齿轮A、B的分度圆直径dmmmzdnAA65.30539411cos5.212cosmmmzdnBB35.181539411cos5.271cos(4)齿轮宽度b齿轮B：mmdbAdB3165.301齿轮A：mmbA36531●对于齿轮C和D1．按齿面接触强度条件设计小轮分度圆直径IItd≥mmZZTKHEHdt2II3][12确定式中各参数：(1)齿轮C转矩TCTC＝TII＝361.81×103N·mm。(2)端面重合度εα由资料显示或有关计算公式求得εα＝1.46。(3)齿数比u对减速传动，u＝i＝3.58。其余参数同轴I，则有：NHC=60×236.47×6000×(13×0.20＋0.53×0.20＋0.253×0.10＋0.053×0.50)=1.929×107对齿轮D：671039.558.310929.1CDHCHDNN查得接触强度寿命系数KHNC＝1.26，KHND＝1.37。由此得齿轮