电动葫芦课程设计设计计算说明书

第1页共11页设计计算说明书(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00100060vQP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05100087.876010000.864PkW按式PjCKePo，并取系数Ke＝0.90，故相应于JC％＝25％的电动机PjC=KeP0=0.90×7.87=7.08kW按[1]表4-3选ZD141-4型锥形转子电动机，功率Pjc＝7.5kW，转速njc＝1400r／min。3．选择钢丝绳按[1]式(4-1)计算钢丝绳的静拉力第2页共11页07510002602020.98QQNm按[1]式(4-3)，钢丝绳的破断拉力05.5260201684000.85snQQN按[1]的标准[2]选用6×37钢丝绳，其直径d＝15.5mm，断面面积d＝89.49mm2，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＝310mm按标准取D0＝300mm。按[1]式(4-6)，卷筒转速50100010008216.98/min3.14300vmnrD5．确定减速器总传动比及分配各级传动比总传动比35140082.4516.98nin这里n3为电动机转速，r／min。分配各级传动比第一级传动比825.12516BABAziz第二级传动比623.87516CCDDziz第三级传动比664.12516EEFFziz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=5.1253.8754.12581.92传动比相对误差82.4581.920.64%82.45iiii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)：第3页共11页IIIII1400/minP7.865955095507.865T53.651400nnrkWPNmn轴Ⅱ(输入轴)：IIIIIIIIII1400273.17/min5.125P7.8650.977.629955095509.157T266.70273.17nrkWPNmn轴Ⅲ(输入轴)：IIIIIIIIIIIIIII273.1770.58/min3.875P7.6290.977.40955095508.882T1001.2770.58nrkWPNmn轴Ⅳ(输入轴)：IVIVIVIVIV70.5817.22/min4.125P7.400.977.18955095507.18T3981.9417.22nrkWPNmn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Ⅱ轴Ⅲ轴Ⅳ转速n（r/min）1400273.1770.5817.22功率P（kW）7.8657.6297.407.18转矩T（N•m）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td1≥mmZZTKHEHedt213][12确定式中各参数：第4页共11页(1)端面重合度11221tantan'tantan'2aaZZ其中:cosaZZZh,且20,1,'hmm求得:12cos16cos20arccosarccos33.36162cos82cos20arccosarccos23.47822AaABaBZZZhZZZh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TATA＝T1＝64.39×103N·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]HHHNHSKlim][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：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：871.142101.86105.125HAHBABNN查[3]得接触强度寿命系数KHNA＝1.18，KHNB＝1.27。第5页共11页由此得齿轮A的许用接触应力1.141450[]13221.25HAMPa齿轮B的许用接触应力1.271450[]14731.25HBMPa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≥3232253.65105.12512.47189.826.8911.665.1251322mm(9)计算：齿轮圆周速度113.14140026.892/601000601000ndms(10)精算载荷系数K查[3]表6.2得工作情况系数KA＝1.25。按2/,vms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1.251.121.11.141.76AVKKKKK按实际载荷系数K修正齿轮分度圆直径33111.7626.8925.752ttKddmmK齿轮模数11cos25.75cos121.5716ndmmmz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Kt＝2,TA＝T1＝64.39×103N·mm,φd=1,1.66,116Z。(2)螺旋角影响系数Yβ因齿轮轴向重合度εβ＝0.318φdz1tanβ＝0.318×1×16×tan12°=1.08，查[3]得Yβ=0.92。(3)齿形系数YFa因当量齿数221617.10coscos12AVAzz第6页共11页228287.62coscos12BVBzz查[3]表6.4得齿形系数YFaA＝2.97，YFaB＝2.21；SaAY＝1.52，SaBY＝1.78(4)许用弯曲应力[σ]FlimFNFSTFFKYS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：611max60kiFAiiTNntT式中各符号含义同前。仿照确定NHA的方式，则得6666601400500010.200.500.20.250.100.050.50FAN78.5310对齿轮B：778.53101.86105.125FAFBABNNu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18500.703971.5FAFBMpa式中系数STY=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：2.971.520.0114397FaASaAFAYY对齿轮B：2.211.780.0099397FaBSaBFBYY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3322253.6510cos120.01141161.66m第7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21682100.192cos2cos12nABABmaZZmm取中心距100ABamm。(2)精算螺旋角β'''298arccosarccos11.47811284222100nABABmZZa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d16232.65coscos11.478822167.35coscos11.478AnABnBZmdmmZmdmm(4)齿轮宽度b132.6533538BdAABbdmmbbmm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ABCDEF传动比i5.1253.8754.125模数m234螺旋角ß11°28′4210°34′4710°52′36中心距a/mm100120167齿数Z168216621666d/mmΦ32.65Φ167.35Φ48.83Φ189.22Φ65.15Φ268.75Da/mmΦ36.65Φ171.35Φ54.83Φ195.22Φ73.15Φ274.75齿厚b/mm383354497166(三)计算轴Ⅳ1．计算轴Ⅳ的直径轴材料选用20CrMnTi，按下式估算空心轴外径：3041PdAnmm式中P——轴Ⅳ传递功率，P＝7.18kW；第8页共11页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347.1810782.017.2210.5dmm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3223981.941029633268.75FtFFTFNd径向力29633tantan2010984coscos10.877tFvFnFFN轴向力tan29633tan10.8775694aFtFFFN(2)卷筒对轴Ⅳ上的径向作用力R第9页共11页图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'