合肥工业大学电动葫芦设计说明书

2设计计算和说明依据和结果第1章电动葫芦的总体设计1.1概述电动葫芦是一种小型的起重机械，它由电动机、减速装置、卷筒、吊具及运行小车等部分组成。电动葫芦可以单独使用，也可以用作电动单轨起重机、电动单梁或双梁起重机以及塔式、门式起重机的起重小车。电动葫芦所用的承载挠性件多数是钢丝绳。钢丝绳式电动葫芦由于起升速度快，起重高度大，工作安全可靠，应用最为普遍。1.2电动葫芦的设计参数电动葫芦的主要参数有起重量、起升高度、起升速度、小车运行速度以及工作级别等。这些参数说明了电动葫芦的工作性能和技术经济指标，也是设计电动葫芦的技术依据。已知的设计参数如表1-1所示。表1-1电动葫芦的设计参数起重量Qm起升高度H起升速度nv运行速度yv跨距L工作级别和接电持续率JCt2m6sm/15.0min/30mm5.7中级，%40~%251.3电动葫芦传动系统的选型电动葫芦传动系统是指电动机到卷筒之间的减速装置。该减速装置要求工作安全可靠，体积小，重量轻，传动比大，一般用齿轮传动机构。电动葫芦传动系统中常用的齿轮传动机构有定轴轮系、行星轮系和混合轮系。常用行星轮系的特点如下：（1）N型少齿差行星系齿轮传动传动比范围大，结构紧凑，体积及重量小，但效率比NWG型低，且内啮合齿轮变位后径向力较大，使轴承径向载荷加大，适用于小功率或短期工作的情况。（2）NN型行星齿轮传动传动比范围大，效率低，适用于短期工作。若行星架为从动件时，当传动比达到某一值后，机构发生自锁。（3）NGWN型行星齿轮传动传动比范围大，结构紧凑，体积小，效率低于NGW型，工艺性差，适用于中小功率或短期工作的情况。3设计计算和说明依据和结果（4）NGW型行星齿轮传动效率高，体积小，重量轻，结构简单，制造方便，传递功率范围大，轴向尺寸小，可用于各种工作条件，但单级传动比范围较小。综合考虑各种类型的传动机构的特点和设计要求，将选用NGWN行星齿轮传动机构。1.4均载机构的选型行星齿轮传动中，由于多个行星轮分担载荷，使每个行星轮传递的载荷减小，因而行星齿轮传动装置具有体积小、重量轻、噪声低、承载能力高等优点。但由于制造安装误差、零件变形及温度等原因的影响，使各个行星轮分担载荷不均匀，从而降低了传动的承载能力和性能。如何能有效，简单，经济地使各个行星轮均匀分担载荷，即设计性能良好，结构简单的均在机构，是行星齿轮传动装置设计的关键之一。参考指导书中表3-6中内容，选用内齿轮浮动形式的均载机构。其特点是内齿轮通过双联齿轮联轴器于机体相连接。轴向尺寸小，但由于浮动件尺寸大，质量大，加工部方便，浮动灵敏性差。由于结构关系常用于NGWN型。1.5起升机构的总体设计方案传动系统和均载机构选型完成后，可作出起升机构的总体设计方案，如图1-1所示。图1-1起升机构的总体设计示意图第2章卷筒与钢丝绳2.1钢丝绳及卷筒的选型2.1.1钢丝绳的选型钢丝绳按编绕方式可分为顺绕绳、交绕绳和混绕绳。按丝与丝间的接触状态分为点接触绳、线接触绳和面接触绳。钢丝绳的绳芯有石棉芯、金属芯和有机物芯。起重机用的承载绳大多是采用交绕式线接触绳，绳芯为有机物芯。故在本设计中同样采用交绕式线接触绳，绳芯为有机物芯的钢丝绳。2.1.2卷筒的选型电动葫芦用的卷筒，外形通常是带有螺旋形绳槽的圆柱形；卷筒按制作方式，可分为铸造卷筒和焊接卷筒两种，按绕线方式，可分为单联卷筒和双联卷筒。铸造卷筒工艺复杂，成本较高。焊接卷筒和铸造卷筒相比，重量大大减轻，当卷筒尺寸较大或单件生产时采用焊接卷筒是特别有利的。4设计计算和说明依据和结果故而，在本设计中将采用铸造单联卷筒，材料采用HT200。2.2钢丝绳直径的计算与选择钢丝绳受力后，内部应力难以准确计算，通常可按钢丝绳在工作状态下的最大静拉力计算钢丝绳的最小直径。作用在钢丝绳上的最大静拉力可按下式计算：dZQKmFSmax式中QF——额定起升载荷)(N；NNgmFQQ196008.92000K——系数，单联卷筒，1K；m——滑轮组倍率，2m；dZ,——滑轮组及导向滑轮的效率，对于滚动轴承，97.0dQ。即NS09.1010397.02119600max钢丝绳的最小直径可按下式计算：maxScd式中d——钢丝绳最小直径)(mm；maxS——钢丝绳最大工作静拉力，NS09.10103max；c——选择系数，104.0c。即mmmmd45.1009.10103104.0，取mmd12。标记：ZSFFiNATc1570)199(612。2.3卷筒的设计计算2.3.1卷筒绳槽尺寸卷筒绳槽分标准槽和深槽两种，通常采用标准槽，在使用时钢丝绳有可能脱槽时，需采用深槽。考虑到电动葫芦的工作情况和参考其他产品，在本设计中卷筒采用标准槽。2.3.2卷筒直径卷筒直径有卷筒名义直径和卷筒绕直径之分。卷筒名义直径是指绳槽底的直径，用下式计算：dhD)1(式中d——钢丝绳直径，mm12；h——与机构级别有关的系数，18h。即mmD20412)118(，取mmD210。【1】，2-26，公式（1-26）【1】，2-12，公式（1-20）【1】，2-9，公式（1-10）5设计计算和说明依据和结果卷筒的绕直径是指卷筒上钢丝绳中心的直径，其值用下式计算:mmdDD2221221002.3.3卷筒长度单联卷筒的长度可按下式计算：2102LLLL其中tnDHmL00式中H——起升高度，mm6000；m——滑轮组倍率，2m；0D——卷筒绕直径，mmD2220；n——附加安全圈数，取为2；t——螺旋槽螺距，mmt14；1L——固定绳尾所需长度，取mmtL4214331；2L——卷筒两端空余部分的长度，取mmL262。即mmL3632624214222214.326000，取mmL365。2.3.4卷筒厚度对于钢制卷筒，卷筒的厚度mmd12。2.3.5卷筒的强度计算卷筒壁主要承受压应力、扭转应力和弯曲应力，而扭转应力通常很小，可以忽略不计。当Dl3时，弯曲应力可以不考虑，其合成应力仅为压应力，即y。yytSAmax式中y——作用在筒壁上的压应力)(aMP；A——应力减小系数，取75.0A；maxS——钢丝绳最大拉力，NS09.10103max；——卷筒厚度，mm12；t——卷筒螺旋绳槽螺距，mmt14。即ayMP10.45141209.1010375.05.1sy【1】，2-9，公式（1-11）【1】，2-10，公式（1-12）【1】，2-11，公式（1-14）6设计计算和说明依据和结果其中s——钢的屈服极限，取asMP355。即ayMP67.2365.1355所以，强度条件yy能满足。2.3.6卷筒转速卷筒的转速可按下式计算：060000Dmvnnt式中tn——卷筒转速)min(r；nv——起升速度，smvn15.0；0D——卷筒绕直径，mmD2220；m——滑轮组倍率，2m。即min82.2522214.315.0260000rnt。第3章电动机的选择3.1电动机类型电动葫芦属于小型起重机械，通常选用交流异步电动机，常用的电机型号为YZR、YZ、YEJ、ZD等。参考业内对于电动葫芦起升机构所选用的电动机类型，在本设计中将采用ZD型锥形转子异步电动机。这种电动机由锥形定子，锥形转子，制动弹簧和装在风扇及端盖上的制动环组成。当电动机通电后，除产生使转子旋转的电磁力外，气隙磁场还在转子锥形面产生轴向力，使转子产生轴向位移，压缩弹簧并使锥形制动环与后盖分离，电机正常运转。断电后，轴向磁力消失，转子在制动弹簧压力下轴向复位，使锥形制动环与后盖制动体接触，产生摩擦制动力矩，使转子停止。3.2电动机容量的确定电动机容量的确定原则是在规定的工作方式下，电动机温升不超过容许值，保证有足够的启动转矩和过载能力。3.2.1初选电动机型号首先应该计算稳态平均功率，对于不同的工作机构，可根据载荷和速度，按下式求出稳态的平均功率。对于起升机构：1000nQsvFGP【1】，2-19，公式（1-27）【1】，2-18，公式（1-23）7设计计算和说明依据和结果式中sP——起升机构电动机的稳态平均功率)(kW；G——稳态负载平均系数，8.0G；QF——额定起升载荷，NFQ19600；nv——起升速度，smvn15.0；——机械总效率，取85.0。即kWPs77.285.0100015.0196008.0所以，初选ZD31-4型号的电动机，额定功率kWPn0.3。3.2.2电动机的过载校核起升机构电动机的过载校核公式为：1000mnQnvHFP式中nP——基准接电持续率时的电动机额定功率)(kW；QF——额定起升载荷，NFQ19600；nv——起升速度，smvn15.0；——机械总效率，取85.0；m——基准接电持续率时，电动机转矩允许的过载倍数，取1.2m；H——考虑电压降、最大转矩存在误差等因素的系数，取2.2H。即kWPn62.385.010001.215.0196002.2初选的电动机不能满足要求，所以电动机选用ZD32-4型，额定功率kWPn5.4。3.2.3电动机发热校核设电动葫芦的使用年限为8年，每年工作300天，每天八小时工作制，两班倒，则电动葫芦的预期寿命hLh38400163008'。对电动机进行发热校核时，首先按下式计算电动机所需的接电持续率：%10022tPtPnws式中——电动机所需的接电持续率；sP——计算得到的稳态平均功率，kWPs77.2；【1】，2-18，公式（1-24）【1】，2-19，公式（1-25）8设计计算和说明依据和结果nP——基准接电持续率时的电动机额定功率，kWPn5.4；t——一个工作循环的时间，st600；wt——一个工作循环中电动机实际工作的时间，stw4.98384006006300。即%25%4.24%1006005.44.9877.222，故满足要求。3.2.4制动力矩的验算起升时作用在电动机轴上的转矩为：miDFTQj20下降时，作用在电动机轴上的转矩为：'0'2miDFTQj式中QF——额定起升载荷，NFQ19600；0D——卷筒绕直径，mmD2220；m——滑轮组倍率，2m；i——传动比，电动机额定转速和卷筒转速之比，45.5382.251380tnnni；——上升时机械总效率，取85.0；'——下降时机械总效率，取85.0'。即94.2385.045.532222219600jT；30.1785.045.532222219600'jT。制动力矩需满足下式：'jZdZdTKM式中ZdM——制动器的制动力矩，mNMZd8.62；ZdK——制动安全系数，取75.1ZdK。即28.3030.1775.18.62，故满足要求。第4章行星齿轮传动系统的设计计算【1】，2-20，公式（1-28）【1】，2-20，公式（1-29）【1】，2-20，公式（1-30）9设计计算和说明依据和结果4.1齿数的确定行星齿轮传动的齿数确定是相当费时的工作，往往需要反复估算多次，才能得到较为满意的结果。齿轮的齿数除必须满足一般齿轮传动中对齿轮齿数的要求，还必须满足传动比条件、同心条件、邻接条件和装配条件。在机械设计手册中，行星齿轮传动中齿轮的齿数以列出标准值，可通过查表的方式确定齿数。确定的齿数见表4-1所示。表4-1齿轮齿数传动比齿轮编号52.67abecd2111410547384.2行星齿轮传动a-c副的设计计算1，按齿面接触强度初算小齿轮分度圆直径：)(132lim11mmuunKKKTKdHdpcHHPAtd式中tdK——算式系数，768tdK；AK——使用系数，1AK；HP