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课程设计电动葫芦设计

课程设计说明书

课程名称：

机械综合课程设计

设计题目：

钢丝绳电动葫芦起升用减速器设计

课程设计时间:

指导教师:

班级:

学号:

姓名:

1题目分析3

2设计计算3

1）电动机的确定3

2）总体设计计算4

3齿轮的设计计算及校核6

1）第一对齿轮的设计与校核6

2）第二对齿轮的设计与校核11

3）第三对齿轮的设计与校核15

4轴的设计及危险轴的校核19

5课程设计总结22

6参考文献22

1题目分析

电动葫芦是一种常用的搬运设备，在工厂中使用十分广泛。

电动葫芦由两部分组成，即行走机构和提升机构。

下面分别介绍各组成部分。

1.行走机构组成：

行走电动机、传动机构两部分组成。

2.提升机械组成：

提升电动机、卷扬机构、机械制动器（一般为盘式制动器）。

3.制动器介绍：

电动葫芦（或起重机）的提升机构一定要有机械制动装置，

当物体起吊到一定高度后全靠机械制动器将其制停在空中。

制动器的工作机理有

液压驱动、气压驱动和牵引电磁铁驱动。

不同的驱动方式其制动的性能也不相同。

在小型电动葫芦上一般采用电磁驱动制动器。

电动葫芦（或起重机）上提升机构采用的制动器种类繁多，

在小型电动葫芦上较多采用的制动器是盘式制动器，盘式制动器又称为碟式制动器。

盘式制动器重量轻、构造简单、调整方便、制动效果稳定。

为了安全起见，在起重设备上一般均采用常闭式制动器。

所谓常闭式是指在电磁机构不得电的情况下，制动器处于制动状态。

制动器安装在电动机的一端，一般情况是封闭的，用眼晴直接是看不到的，但这没有关系，一般会将牵引电磁铁的线圈引出线留在外面。

我们只要将线圈接正确就行。

当电动机得电的同时（接触器吸合时），制动器的牵引电磁铁也同时得电，制动器打开。

这种联接方式的优点是，当发生停电事故时可以立即进行制动以避免事故的发生。

其缺点是制动瞬间设备的机械抖动较大。

2设计计算

1）电动机的确定

由公式得:

P=FV/1000=GV/1000=1000!

0（4/60）/1000=0.67kw总二筒与输出轴输出轴与皿皿与口□与II与电机

=0.96X（0.99X0.99）X（0.99X0.99）X（0.99X0.99）X0.98

=0.8857

电动机功率：

Pd=Pw/总=0.67/0.8857=0.75266kw

由于钢丝绳电葫芦起吊和停止时有一些冲击，根据冲击程度一般使用系数kA=1.4故

p_1.4pd=1.0537kw

电机转速取：

n电=1380r/min

由于功能需要，采用锥形转子电机。

2）总体设计计算

（1）总传动比及各级传动比的确定

由于电动葫芦吊钩为一动滑轮装置，钢丝绳一段固定，一段被卷筒缠绕，所以卷筒钢丝

绳的受载仅为起重量的一半，但钢丝绳的速度为起重速度的两倍。

卷筒转速：

n卷筒=2vl/：

、；d（vl为起升速度）

由于起重速度误差不超过百分之五，即单位时间钢丝上升速度为：

2VlX（1一0.05）=8_0.4m/min（采用一段固定的动滑轮结构）

故卷筒转速n卷筒=2vLX（1—0.05）/二d=26.526-1.326

即25.2r/min=n卷筒<27.852r/min

传动比u总=门电机/n卷筒=1380/（26.526-1.326）

即49.55空u总一54.76

取U总=54.76

单级传动比u取3至5

故采用三级外啮合定轴齿轮减速设计，每级传动比大概为4，分配各级传动比:

Ui=4,U2=3.7，U3=3.7

（2）运动及动力参数的计算

计算各轴的转速：

0轴：

no=n电机=1380r/min

I轴：

ni=1380r/min

n轴：

nn=345r/min

川轴:

nm=93.243r/min

"轴：

nw=25.2r/min

V轴：

nv=25.2r/min

计算各轴的输入功率：

0轴：

R=1.0537kw

I轴：

Pi=Poi与电机=1.032626kw

n轴：

Pn=Pi口与【=1.012kW

川轴:

Pm=Pnm与n=0.99186kw

"轴：

Pv=Pm输出轴与m=0.972kw

V轴：

Pv=Pw筒与输出轴=0.93312kw

计算各轴的输入转矩:

0轴：

To=9.55X106P°=7291.9Nmm

n。

I轴：

「=9.55X106=7146.07Nmm

n轴：

T2=9.55x106比=28013.3Nmm

川轴:

Ts=9.55X106P3=101586.5887Nmm

"轴：

T4=9.55X106Pi=368345.2913Nmm

门4

V轴：

6P5

T5=9.55X10匕=353611.4797Nmm

门5

现将各轴的运动和动力参数结果整理于表中，具体见表

运动和动力参数表

轴名

功率P（W）

转速（r/min）

转距（Nmm）

传动比U

效率口

0轴

1.0537

1380

7291.9

I轴

1.032626

1380

7146.07

0.98

n轴

1.012

345

28013.3

0.99X0.99

川轴

0.99186

93.243

101586.5887

3.7

0.99X0.99

"轴

0.972

25.2

368345.2913

3.7

0.99X0.99

V轴

0.93312

25.2

353611.4797

0.96

3齿轮的设计计算及校核

1）第一对齿轮的设计与校核

1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。

（2）此电葫芦升降机为一般重载工作机器，速度不高，齿轮用7级精度即可。

（3）所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料

由[1]P191机械设计表10—1选取：

小齿轮材料为40Cr，HB1=280；

大齿轮材料为45号钢，HB2=240。

HB1—HB2=40，合适。

（4）选取小齿轮齿数Z1=20;大齿轮齿数Z2=uz1=80

（5）选取螺旋角。

初选螺旋角3=14°

按齿面接触疲劳强度条件设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度，最后作齿轮的结构设计。

2•按齿面接触疲劳强度设计

由强度计算公式总表查得设计公式为

（1）确定公式内的各计算数值

试选Kt=1•6

由图10-30选取区域系数Zh=2.433

由图10-26差得[=0.78,；：

2=0・87,则；:

=；「+；：

.2=1.65

Tt=95.5X105P1/n1=95.5X105x1.032626/1380N•mm=7146.07N•mm

由[1]P205表10—7选取d=1（两支撑相对于小齿轮做非对称布置）

取失效概率为1%安全系数S=1

（2）计算

（3）

2）计算圆周速度

=^^,.1423・5671380=1加怡

601000601000

3）计算齿宽b及模数m

b=dd^1x23.567mm=23.567mm

d1tcos：

23.567cos14

m=—==1.1433mm

Z120

计算齿宽与齿高之比b/h

齿高h=2.25mt=2.57mm

b/h=9.17

4）计算纵向重合度=0.318'dz1tan3=1.5857

5）计算载荷系数

根据v=1.7m/s,7级精度，由[1]P194图10-8查得动载荷系数Kv=1.05。

斜齿轮，由[1]P195表10-3查得KHa1=KFa2=1.4

由[1]P193表10-2查得使用系数Ka=1

由[1]P196表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时

Khb=1.12+0.18（1+0.6d2）d2+0.23x10-3b

将数据代入得&b=1.12+0.18x（1+0.6x12）x12+0.23x10-3x23.567=1.4134

由b/h=9.17,&b=1.4134,查图10-13得Kfb=1.3

故载荷系数

K=KKKiaKiB=1x1.05x1.4x1.4134=2.078

6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

1/31/3

d1=d1t（K/Kt）=23.567x（2.078/1.6）=25.713mm

7）计算模数

djcos：

25.713cos14

m=一==1.247mm

z120

3.按齿根弯曲强度的设计

由［1］P216式10-17得弯曲强度的设计公式为

」2KTiYpCOS20YFaYsa

m>32*r-i

丫①dZ1备昭］

（1）确定计算参数

1）由［1］P208图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限cFE1=500Mpa

大齿轮的弯曲疲劳强度极限cFE2=380MPa

2）由［1］P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.85Kfn2=0.88

3）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得

—F1=Kfn1；「FE1/S=303.57MPa

卜F2=Kfn2；「feMS=238.86MPa

4）计算载荷系数K

K=KK&a&B=1X1.05X1.4X1.3=1.911

5）根据纵向重合度二=1.5857,从图10-28查得螺旋角影响系数YP0.88

6）计算当量齿数。

_Z120

zv1==3=21・894

cos-cos14

_z280__

zv2=3=3=87.574

cos-cos14

7）查取齿形系数

由［1］P200表10-5可查得YFa1=2.72,沧=2.21

8）查取应力校正系数

由［1］P200表10-5知YSa1=1.57,21.78

YFalYSal/［「F1=0.0141

YFa2Ysa/L「f2=0.01647

大齿轮的数值较大

（2）设计计算

321.9117146.070.88cos214

\V20^1.65

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算

的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而由齿面接触

疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度模数1.247，并近

似圆整为标准m=1.25。

按接触强度算得的分度圆直径d1=25.713mm,Z1=d1cos3/m=19.959,Z2=UZ1=79.837。

取乙=20,则Z2=UZ1=80

4.几何尺寸计算

（1）计算中心距a=（Z1+Z2）m/（2cos3）=64.413mm

将中心距圆整为65mm

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

r（z^z2）mn（20+80）汉1.25

-=arccos12n=arccos=15.94

2a2汇65

因[值改变不多，故参数；一.，k'：

zH等不必修正。

（3）计算大小齿轮的分度圆直径

d1=-Z1mn=25.999mm

cos:

d2=_z2mn=103.998mm

cos:

（4）计算齿轮宽度b=dd1=1X25.999=25.999mm

圆整后取B?

=26mmB1=30mm

2）第二对齿轮的设计与校核

1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。

（2）此电葫芦升降机为一般重载工作机器，速度不高，齿轮用7级精度即可。

（3）所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料

由[1]P191机械设计表10—1选取：

小齿轮材料为40Cr，HB3=280;

大齿轮材料为45号钢，HB4=240。

HB3-HB4=40,合适。

（4）选取小齿轮齿数Z3=20;大齿轮齿数Z4=uzi=74

（5）选取螺旋角。

初选螺旋角3=14°

按齿面接触疲劳强度条件设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度，最后作齿轮的结构设计。

2•按齿面接触疲劳强度设计

由强度计算公式总表查得设计公式为

32KtT3u_1ZEZH\J叭uI〔％】

（1）确定公式内的各计算数值

试选Kt=1•6

由图10-30选取区域系数ZH=2.433

由图10-26差得；：

3=0.78,；：

4=0.87，则；：

=；：

.3+：

4=1・65

T3=95.5X10P/n3=95.5x10x1.012/345N•mm=28013.3N•mm

由[1]P205表10—7选取'd=1（两支撑相对于小齿轮做非对称布置）

由[1]P201表10-6查得材料的弹性影响系数为ZE=189.8MPa

由[1]P209图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为二lim3=600MPa,

二lim4=550MPa。

由公式N=60njLh

N3=60X345X1X（3200）=6.624X107

N4=N/u=6.624X107/3.7=1.79X107

图10-19查得接触疲劳强度Khn=1.17Khn4=1.27

计算接触疲劳应力

取失效概率为1%安全系数S=1

3=Khn3•二吹/S=1.17X600/1=702MPa.I-H4=Khn^iim4/S=1.27X550=698.5MPa

702698.5

=700.25MPa

（2）计算

1）计算小齿轮分度圆直径d/代入［q中较小的值

2）计算圆周速度

601000

3）计算齿宽b及模数m

b=dd3t=1X31.0765mm=31.0765mm

d3tcos131.0765cos14

m=—==1.508mm

Z320

计算齿宽与齿高之比b/h

齿高h=2.25mt=3.39mm

b/h=9.17

4）计算纵向重合度:

卡=0.318dz3tan3=1.5857

5）计算载荷系数

根据v=0.56m/s,7级精度，由［1］P194图10-8查得动载荷系数Kv=1.01。

斜齿轮，由［1］P195表10-3查得KHa3=&a4=1.4

由［1］P193表10-2查得使用系数Ka=1

由[1]P196表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时

Khb=1.12+0.18（1+0.61）'6+0.23X10-'b

将数据代入得KHb=1.12+0.18X（1+0.6X12）X12+o.23X10-3X31.0765=1.4151由b/h=9.17,KHb=1.4151,查图10-13得Kfb=1.3

故载荷系数

K=KKVKHaKHB=1X1.01X1.4X1.4151=2

6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

1/31/3

d3=d3t（K/Kt）=31.0765X（2/1.6）=33.476mm

7）计算模数

d3cos：

33.476cos14

n=一==1.624mm

Z320

3.按齿根弯曲强度的设计

由[1]P216式10-17得弯曲强度的设计公式为

32KT3Y：

cos2：

YFaYsa

■讣32；,'J

（2）确定计算参数

1）由[1]P208图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限匚FE3=500Mpa

大齿轮的弯曲疲劳强度极限-FE4=380MPa

2）由[1]P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn3=0.92Kfn4=0.98

3）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得

tF3=Kfn3二FE3/S=328.57MPa

Aft=Kfn4；「FE4/S=266MPa

4）计算载荷系数K

K=KK&aKFB=1X1.01X1.4X1.3=1.8382

5）根据纵向重合度厂=1.5857,从图10-28查得螺旋角影响系数丫-：

=0.88

6）计算当量齿数。

3=21.894

cos14

7）查取齿形系数

由[1]P200表10-5可查得YFa尸2.72,YFa4=2.22

8）查取应力校正系数

由[1]P200表10-5知YSa^1.57,YSa4=1.77

9）计算大小齿轮的YFaYsa/[匚F],并加以比较。

YFa3Ysa3/3=0.013

YFa4YSa4/1->4=0.01477

大齿轮的数值较大

（2）设计计算

0.01477=1.2406mm

321.838228013.30.88cos214

V仆20—1.65

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算

的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而由齿面接触

疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度模数1.624,并近

似圆整为标准m=1.75。

按接触强度算得的分度圆直径d3=33.476mm,Z3=d3cos3/m=18.56,Z4=uz4=68.675。

取Z3=19。

贝UZ4=uZ3=71

4.几何尺寸计算

（1）计算中心距a=（Z3+Z4）m/（2cos3）=81.16mm

将中心距圆整为82mm

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

（Z3+Z4）mv（19+71）>d.75o

-=arccos34n=arccos=16.18°

2a2x82

因［值改变不多，故参数；一.,k;,zH等不必修正。

（4）计算大小齿轮的分度圆直径

d3=Z3m^=34.62mmcos:

d4=-Z4mn=129.37mmcos:

（4）计算齿轮宽度b二dd3=1X34.62=34.62mm

圆整后取B4=40mmB3=35mm

3）第三对齿轮的设计与校核

1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。

（2）此电葫芦升降机为一般重载工作机器，速度不高，齿轮用7级精度即可。

（3）所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料

由[1]P191机械设计表10—1选取：

小齿轮材料为40Cr,HB5=280;

大齿轮材料为45号钢，HB6=240。

HB5-HB6=40,合适。

（4）选取小齿轮齿数Z5=20;大齿轮齿数Z6=UZ5=74

（5）选取螺旋角。

初选螺旋角3=14°

按齿面接触疲劳强度条件设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度，最后作齿轮的结构设计。

2•按齿面接触疲劳强度设计

由强度计算公式总表查得设计公式为

（1）确定公式内的各计算数值

试选Kt=1.6

由图10-30选取区域系数ZH=2.433

由图10-26差得「5=0.78,；一6=0.87，则；.=；.5+,6=1.65

T5=95.5X10P5/n5=95.5X10X0.9918/93.243N•mm=101586.5887N•mm

由［1］P205表10—7选取d=1（两支撑相对于小齿轮做非对称布置）

由［1］P201表10-6查得材料的弹性影响系数为ZE=189.8MPa

由［1］P209图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为ciim5=600MPa,

匚丿lim6=550MPa。

由公式N=60njLh

2=60X93.243X1X（3200）=1.79X107

Nb=N/u=1.79X1073.7=0.484X107

图10-19查得接触疲劳强度Khn=1.27Khn6=1.39

计算接触疲劳应力

取失效概率为1%安全系数S=1

L_h5=Khn5•二lim5/S=1.27X600/1=762MPa.L_H6=&N6；「欣/S=1.39X550=764.5MPa

762764.5

=763.25MPa

1）计算小齿轮分度圆直径d5t代入［q中较小的值

2）计算圆周速度

3）计算齿宽b及模数m

b=dd5t=1x45.08mm=45.08mm

d5tcos：

45.08cos14

m===2.187mm

Z520

计算齿宽与齿高之比b/h

齿高h=2.25mt=4.92mm

b/h=9.17

4）计算纵向重合度=0.318dz5tanB=1.5857

5）计算载荷系数

根据v=0.22m/s,7级精度，由[1]P194图10-8查得动载荷系数Kv=1.005。

斜齿轮，由[1]P195表10-3查得如=心=1.4

由[1]P193表10-2查得使用系数Ka=1

由[1]P196表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时

a2±2-3

Khb=1.12+0.18（1+0.6d）d+0.23x10b

将数据代入得Kjb=1.12+0.18x（1+0.6x12）x12+0.23x10-3x45.08=1.418

由b/h=9.17,Khb=1.418,查图10-13得Kfb=1.3

故载荷系数

K=KKKHaKHB=1x1.005x1.4x1.418=2

6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

1/31/3

d5=d5t（K/Kt）=45.08x（2/1.6）=48.56mm

7）计算模数

d5cos：

48.56cos14

m===2.356mm

Z520

3.按齿根弯曲强度的设计

由[1]P216式10-17得弯曲强度的设计公式为

（2）确定计算参数

大齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE6=380MPa

2）由[1]P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn=0.98Kfn6=0.995

3）计算弯曲疲劳许用应力

4）计算载荷系数K

6）计算当量齿数

l_F5=Kfn5；「FE5/S=350MPa

F6=Kfn6；「fe6/S=270MPa

K=KKKFaK^=1X1.005X1.4X1.3=

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