电动葫芦设计说明书Word文件下载.docx
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6运行机构的设计计算20
6.1运行机构方案设计20
6.2运行机构中车轮、轨道的选择20
6.2.1车轮20
6.2.2轨道21
6.3运行机构中电动机及制动器的选择23
6.3.1运行阻力的计算23
6.3.2运行机构驱动电动机的选择24
6.4运行机构中减速器装置的设计计算26
6.4.1结构形式26
6.4.2传动比分配26
6.4.3各轴运动学和动力学参数26
6.4.4传动零件的设计27
7电动葫芦的电气控制28
8参考文献29
1引言
电动葫芦是一种轻小型起重设备，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0.1〜80吨,
起升高度为3〜30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。
环链电动葫芦分为进口和国产两种；
钢丝绳电动葫芦分CD1型、MD1型等。
此文为CD1型电动葫芦设计说明书，总结记录了设计过程及参数校核等内容，供今后参考和学习。
2设计任务书
设计参数:
起重量mQ
3t
起升高度H
24m
起升速度%
0.15m/s
运行速度vy
30m/min
跨距
12m
工作制度
中级，接电持续率JC25%~45%
3起升机构动力学计算
3.1钢丝绳最大拉力
Fq——起重量3000kg；
K――系数，单联卷筒K=1;
双联卷筒K=2;
3.2钢丝绳直径的计算与选择
T
由［1］表1-3得机构利用等级：
」七
由［1］表1-4得名义载荷谱系数：
=0.25；
由［1］表1-5得机构工作级别：
叫；
由［1］表1-11得选择系数：
c=0.100，安全系数：
n=5；
钢丝绳最小直径：
==12.44mm（1-20）
由［1］表1-10取钢丝绳直径d=14mm公称抗拉强度1770MPa破断拉力
114.00kN;
［计算结论］钢丝绳直径d=14mm
3.3卷筒结构及尺寸计算与选择
3.3.1卷筒绳槽尺寸
由［1］表1-8取卷筒绳槽尺寸：
R=8mm
［计算结论］卷筒绳槽尺寸：
3.3.2卷筒直径
名义直径：
D=（h-1）xd（1-10）
h――与机构工作级别相关的系数，由［1］表1-9取：
h=18;
d钢丝绳直径（mr）
得D=238m，根据卷筒长度的需要，取卷筒直径D=400mm卷绕直径：
Do=D+d=252mm（1-11）
［计算结论］卷筒直径D=400mm
3.3.3卷筒长度
卷筒分为单联卷筒和双联卷筒，单联卷筒只有一条螺旋槽，单联卷筒长度为：
1=片+1」丄+2_（1-12）
其中
film\
Lo=k+Tf
h――起升高度k-；
；
m滑轮组倍率；
D°
――卷筒卷绕直径（mm；
n附加安全圈数，取n=2；
t螺旋槽螺距由［1］表1-8得t=16mm
5――固定绳尾所需长度Li=3t;
――卷筒两端空余部分长度
［计算结论］卷筒长度丨=711mrm
3.3.4卷筒厚度
6=（KD2D+（6~10）=16mm
［计算结论］卷筒厚度
3.3.5卷筒转速
卷筒转速：
式中：
卷筒转速（r/min）；
起升速度（m/s）;
1卷筒的卷绕直径（mr）i；
m滑轮组倍率
［计算结论］卷筒转速nt=1432r/mi^
3.3.6卷筒强度计算
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，可以忽略不记。
卷筒壁压应力的分布是不均匀的，内表面应力较高，当壁厚不大时可以近似认为是均匀分布的。
压应力依照下式计算:
其中:
作用在筒壁上的压应力;
A――应力减小系数0.75;
'
钢丝绳最大拉力（N）;
――卷筒厚度16mm
t卷筒螺旋绳槽螺距16mm
综上：
叮心沁加J
弯曲应力依照下式计算：
叽叫
*=—iF（1-1习
wk［D-（D-26）］
32D
门讨一一弯曲应力（MPa；
叽—弯矩（N.m）,对于单联卷筒，叽=也xL；
w抗弯截面模量，
综上可得：
％三|%］,
［计算结论］弯曲强度校核：
安全
3.4电动机选择
3.4.1电动机类型选择
电动葫芦经常在短时重复、频繁启动和逆转、过载及恶劣的环境下工作，
因此要求电动机应具有以下特点：
（1）在规定的工况下（短时重复的工作方式，一定的接电持续率），电动
机发热不超过允许值；
（2）启动转矩倍数和最大转矩倍数大，以满足频繁启动和过载启动的要求；
（3）转子的转动惯量小，以缩短启动加速时间；
（4）机械结构强，密封性能好。
综上所述，结合现有电机情况，选用YEJ系列电磁制动电动机。
342电动机容量的确定及发热校核
电动机容量确定的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。
用于断续、周期性负荷的电动机，根据负荷性质分为断续周期性工作、带启动的断续周期性工作及带电制动的断续周期性工作三种工作方式。
电动机的断
续工作用接电持续率或称负载持续率JC值来表征，JC值表示在一个周期中负载
（即通电）所持续的时间百分比。
JC值分为15%25%40%60唏口100%
电动机容量计算过程如下：
（1）计算稳态平均功率，初选电动机型号
稳态平均功率：
P
3起升机构电动机的稳态平均功率;
G――稳态负载平均系数，由［1］表1-13取0.8；
F
Q――起升载荷（N；
%起升速度（m/s）；
——机构总效率
初选电动机型号：
YEJ132S1-2（5.5kW,3000r/min）
（2）电动机过载校核
起升机构电动机过载校核公式：
――起升载荷（N；
"
n起升速度（m/s）；
■——机构总效率
――基准接电持续率时，电动机转矩匀速的过载倍数，取技
术条件规定值或实际达到的值，.'
H考虑电压降、最大转矩存在误差等因素的系数，H=2.15
卩宀丽=2册
［计算结论］取电动机：
YEJ160M-6（7.5kW，970r/min）
（3）电动机发热校核
电动机所需的接电持续率：
W
E=—弓x100%（1-25）
――计算得到的稳态平均功率（kW；
1――基准工作方式下的电动机额定功率（kW；
t――一个工作循环的时间（s）；
5――—个工作循环中电动机实际工作时间（
［计算结论严=354%冬4U%，满足发热条件
（4）计算静力矩，选用制动器
起升时作用在电动机轴上的转矩为：
下降时作用在电动机轴上的转矩为:
rFQD0"
％——起升载荷（N）;
%卷筒的卷绕直径（mr）
i——总传动比，电动机额定转速和卷筒转速之比，i=69；
1――上升时机构总效率初定0.85；
1
n――下降时机构总效率初定0.85
3■3
综上可得.Tj=51*2x10N•mm.Tj=%*96x1CTN，mm
所选用的制动器力矩必须大于由升起载荷产生的转矩，使升起载荷处于
悬吊状态且有足够的安全裕度，制动器的制动力矩满足：
畑王甩山
式中:
%――制动器的制动力矩（N・in）；
――制动安全系数，由［1］表1-14得2.0
故选用制动器为：
4传动系统设计及计算
4.1传动方案的拟定及传动比计算
常用行星轮系特点：
（1）N型少齿差行星轮系齿轮传动
传动比范围较大，结构紧凑，体积及重量小，但效率比NGW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，当传
动比达到某一数值后，机构发生自锁；
（3）NGW型行星齿轮传动
传动比范围大，结构紧凑，体积小，效率低于NGVffi,工艺性差，适用于中小功率或短期工作的情况；
（4）NG\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。
综上所述并结合设计任务的实际情况，选用NGW型行星齿轮传动作为传动方案。
如图所示：
4.2行星齿轮传动的齿数确定
4.2.1传动比条件
此类行星齿轮传动可以看成由一个NGW型和一个NN型型芯齿轮传动串联而
成，其运动简图如图4-1。
此类行星齿轮传动的传动比可表示为：
4.2.2通同心条件
设a-c齿轮啮合副、c-b齿轮啮合副、d-e齿轮啮合副的实际中心距分别为
Ii|~
%、%，应保证：
p■■V
%=acb=%
对于标准齿轮传动、高度变位齿轮传动和等啮合角的角度变位齿轮传动，
若各对啮合副均为模数相等的直齿轮组成时，贝
Zb-Z=
bce
c
4.2.3邻接条件
在设计行星齿轮传动时，为提高承载能力，减少机构尺寸，常均匀、对称
地布置若干个行星轮。
为使相邻两个行星轮不相互碰撞，必须保证他们齿顶之间在连心线方向有一定的间隙，通常最小间隙应大于模数之一半。
设相邻两个行星轮中心之间的距离为L,行星轮的齿顶圆直径为“就，则邻接条件为：
.n
L>
dac即2%抽孑"
耻（2-5）
np――行星轮个数；
a-c啮合副的实际中心距;
吐乂行星轮的齿顶圆直径为
424装配条件
在行星齿轮传动中，几个行星轮能均匀装入，并保证与中心轮正确啮合所具备的齿数关系即为装配条件。
由于NGW结构上可视为一个NGW型和一个NN型行星齿轮传动串联，通常取中心轮齿数知'
*或乩十%）和〜为行星轮个数％的整数倍。
4.2.5齿数的确定
经配齿及验算传动比条件、同心条件、邻接条件和装配条件，得各齿轮齿
数基本参数如下表：
表4-1
a
b
d
e
齿数z
21
78
29
26
75
5传动装置的承载能力和效率计算
5.1行星齿轮传动的受力分析
在行星齿轮传动中，凡是与主轴线重合且直接承受外加转矩的构件，成为
基本构件。
作用在基本构件上的转矩T（Nm）、传递的功率P（kW）及旋转速度
n（r/min）符合如下关系：
p
T=9549--73,8N・m（3-1）
zb（J旬
Tb=1+——-T、=-72*7N・m
b召+从臀J
［计算结论］17%"
tH
Tb=-72.7N-m
T二—1.17Nma
5.2行星齿轮传动承载能力计算
5.2.1按齿面接触强度计算小齿轮分度圆直径
按齿面接触强度计算小齿轮分度圆直径山:
叫工3
X
丁下声肿心屮血u+1
（3-2）
.2u（皿川）
酥护HUm
阳——算式系数，对钢制直齿传动Ktd"
768；
――使用系数，对电动葫芦减速器传动齿轮，可取IJ"
Khp――计算接触强度的行星轮间载荷不均匀系数。
无均载机构时，
Khp值依照［1］图3-1查取；
对太阳轮或内齿轮为可变柔性机构，可取Kh卩=1十（岭呼-1）,其中K詁为［1］图3-1查得之值；
当采用齿轮联轴器浮动均载机构时，对于6级精度齿轮可取：
乂二■■心，对于7级精度齿轮可取
，当太阳轮浮动时取小值，行星架浮动时取大值；
采用杠杆式联动均载机构时，取％=1.05710。
综上所述，此处取心=13。
――计算齿轮副小齿轮的名义转矩（厂帀）;
u=Z2/
u——齿数比，，z1为计算齿轮副的小齿轮齿数，z2为大
齿轮齿数；
――小齿轮齿宽系数，依照［1］表3-2得」'
'
：
;
——行星轮个数；
K讨一一综合系数。
当行星轮个数小于等于3时，可取：
当行星轮个数大于3时，可取I。
对高精度齿轮或硬齿面齿轮或采用
有利于齿向载荷分布的措施，尺區可取小值。
综上，此处取K血=2.°
――电动葫芦动力系数。
对高速级齿轮取；
㊂心』|；
对低速级齿轮取％—2。
故此处取屮II广135；
2
lim——试验齿轮的接触疲劳极限
综上所述，对于齿轮a与齿轮c的啮合，可计算得：
d^-S5mm
［计算结论&
二55mm
522按齿轮弯曲强度计算齿轮模数
按齿轮弯曲强度计算齿轮模数：
仇心心卩屜屮讥“1
m>
K'
—伽）（3-3）
JnpVl°
Flim
K血一一算式系数。
对钢制直齿传动K^=12J，斜齿传动Ktm=11-5；
Kfp――计算齿轮弯曲强度的行星轮间载荷不均匀系数，可取
KFp=l+1.5（KI|p-l），其中怖「见式©
-2）；
甩——综合系数。
当行星轮数小于等于3时，可取甩=1・6~2,2,当行星轮数大于3时，可取环严九"
2.4.对高精度齿轮或采用有利于齿向载荷分布的措施，艮班可取小值；
7'
1小齿轮齿数；
Y^1——载荷作用于齿顶时小齿轮的齿形系数，依照
GB/T3480-1983可得丫曲1=276；
11试验齿轮的弯曲疲劳极限
综上，对于齿轮a与齿轮c的啮合，模数■
［计算结论严二23
5.3行星齿轮传动的效率计算
行星齿轮传动的功率损失主要包括：
齿轮啮合副的摩擦损失、轴承中的摩
擦损失、润滑油飞溅和搅动的液力损失、均载机构或输出机构的摩擦损失，故行星齿轮传动总效率为：
“二兔側叫（3-13）
％――齿轮啮合效率。
依照［1］表3-5可得；
%――轴承效率。
一般比齿轮啮合效率大得多，可以忽略不计；
——考虑液力损失的效率，一般在电动葫芦行星传动中因搅油速度较低，液力损失亦不予考虑；
——均载机构或N型传动输出机构的效率，目前尚无准确的计算方法，必要时以实验测定。
一般大于齿轮啮合效率。
综上可知，行星齿轮传动总效率主要取决于齿轮啮合效率。
在NGW型传动中，齿轮啮合效率为：
6运行机构的设计计算
6.1运行机构方案设计
运行机构是电动葫芦的重要组成部分，它用于实现电动葫芦的水平运动，
运行机构主要有牵引式和自行式两种。
牵引式由装在运行部分以外的驱动装置驱动，通常由钢丝绳牵引；
自行式运行机构的全部装置则装在运行部分上，制造简
单，零件少，拆装方便而广泛应用。
电动葫芦的运行机构多为自行式，自行式运行机构一般由装在小车上的电
动机、制动器、减速装置、车轮和轨道组成。
电动机通过减速装置驱动车轮转动，依靠主动轮和轨道之间的摩擦力，使电动葫芦移动，制动器用来停住电动葫芦。
电动葫芦小车的驱动方式有单边驱动、双边驱动和全轮驱动三种。
单边驱
动结构简单，制造、安装方便，应用广泛。
综上所述，此处选取自行式、单边驱动的运行机构。
6.2运行机构中车轮、轨道的选择
6.2.1车轮
6.2.1.1车轮的材料
运行机构的车轮多用铸钢制造，一般使用ZG35为了提高车轮的承载能
力与使用寿命，车轮踏面进行热处理。
6.2.1.2
车轮的计算
根据经验，车轮踏面疲劳计算轮压为:
忖一一车轮踏面疲劳计算轮压（N）;
臨胡一一设备正常工作时的最大轮压：
F唤=5+F十毎=37500N；
%―设备正常工作时的最小轮压：
F讪=卩匚+隆二4500N
［计算结论］F严26500N
按线接触校核接触疲劳强度：
（4-2）
叫――与材料有关的许用线接触应力常数（MPa，钢制车轮％值
按照［1］表4-4选取；
D——车轮直径，依照［1］表4-3取D=134mm
l――车轮与轨道有效接触长度，依照［1］表4-3取l=30mm
C1|――转速系数，依照［1］表4-5选取：
5=0.99；
可一一工作级别系数，依照［1］表4-6选取：
=
综上可得，3启=61104N讥，故满足使用要求
［计算结论］线接触校核接触疲劳强度:
6.2.2轨道
电动葫芦运行机构的支撑轨道选用热轧普通工字钢（GB/T706-1988）,计算
选择过程如下
6.2.2.1刚度条件
支撑轨道的刚度条件按照下式计算:
700（Fq+Fc）L2
48E
Fq——起升载荷30000N;
F右
—电动葫芦自重载荷3500N；
-轨道两端跨距，根据设计任务书，
L=
12000mm•
■?
E
-一弹性模量20200MPa
［耗
-一轨迹跨中截面对水平形心轴惯性矩（
4mtn
）
综上可得，.^14呂OOli，由［1］附表卩12初选36C热轧普通工字钢,
6.222强度条件
弯曲应力按照下式计算：
h他Fq+屮屁伽QL,
=址―4+飞一I-5）
役“――轨道中截面上的弯曲应力（MPa；
Fq——起升载荷30000N；
陀——电动葫芦自重载荷3500N；
（I――轨道单位长度自重，由［1］附表F12查的q=0.713
41N/mm
轨道下表面至截面水平形心轴的距离180mm
起升载荷动载系数，取1.5；
运行冲击系数，由［1］表4-8得1.0；
II4
吗一一轨迹跨中截面对水平形心轴惯性矩（imn）
5
综上可得，134X10MPa
［计算结论］弯曲应力％=134X10MPa
6.3运行机构中电动机及制动器的选择
6.3.1运行阻力的计算
有轨运行机构的阻力由三部分组成：
摩擦阻力、风阻力和坡度阻力。
对于跨度不大、工作于室内的电动葫芦而言，其运行阻力主要为摩擦阻力，包括：
车轮轴承中的摩擦阻力耳、车轮踏面上的滚动摩擦阻力比，以及车轮轮缘与轨道之间的附加摩擦阻力。
（1）车轮轴承摩擦阻力：
F.=F——
1亡叨
J——车轮计算轮压，26500N；
——车轮直径，134mm
车轮轴承摩擦圆直径；
I——摩擦系数
（2）车轮踏面摩擦阻力：
2f
P二卜~=
I——滚动摩擦系数
（3）运行阻力
总的运行阻力为车轮轴承中的摩擦阻力F1、车轮踏面上的滚动摩擦阻力见，以及车轮轮缘与轨道之间的附加摩擦阻力眄之和，由于车轮轮缘与轨道之间的附加摩擦阻力仏是一个随机变量（随着起重机的结构形式和制造质量不同变动很大），在一般计算中用一个附加系数进行简化处理。
故总的运行阻力为：
卜二m（片+fjb彳百+制叩=叭卩
——运行阻力（N；
冋——车轮计算轮压，26500N；
——复合摩擦系数，:
S叮（滚动轴承）或"
（滑
动轴承）；
矽一一附加阻力系数，单边驱动时应
综上可得，F严318N
F—1HN
［计算结论］运行阻力厂
6.3.2运行机构驱动电动机的选择6.3.2.1电动机容量初选
计算出克服阻力所需的静工作功率：
Pw0=60000n（°
_⑵
Pwo――电动机的静工作功率（kW；
——运行阻力，318N
■-运行速度，30m/min；
1——运行机构传动的总机械效率，取0.85；
考虑启动及过载的影响，电动机实际工作功率按下式计算:
PW=-Kdpwa（4-13）
过载影响系数，由［1］表4-9得r'
*4=
d如叫leqnd
T—1E—|—1■—
gJeqJeqtJ«
l60t9.55t
（Pq+P』D
b—高速轴上旋转质量的转动惯量，包括：
电动机转子、联轴器和制动
器的转动惯量（）；
驱动电机的个数;
重力加速度，9.81m/s2，
因此，运行机构满载情况下的起动时间为:
起动时间（s）；
［计算结论］起动时间tq=0"
3
6.4运行机构中减速器装置的设计计算
6.4.1结构形式
电动葫芦运行机构的减速器装置为二级展开式直齿圆柱齿轮传动，一级
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