电动葫芦设计课程设计Word文件下载.docx

1、7-弹簧，8-钢丝绳：9-卷筒图4-3 电动葫芦起升机构传动系统 如图4-2所示，齿轮减速器具有三级斜齿圆柱齿轮传动。为便于装拆，通常制成部件，并通过螺栓固紧在卷筒的外壳上。为使结构紧凑和降低重量，每级小齿轮的齿数选得较少，所有齿轮均用强度较高、并经热处置的合金钢制成。 图4-4为齿轮减速器的装配图。减速器的输入轴I和中间轴、均为齿轮轴，输出轴是空心轴，末级大齿轮和卷筒通过花键和轴相联。为了尽可能减小该轴左端轴承的径向尺寸，一样采纳滚针轴承作支承。 电动机采纳特制的锥形转子电动机。如图4-2所示，它的一端装有常闭型锥形摩擦盘制动器。当电动机通电时，由于转子的磁力作用，使电动机转子向右作轴向移动

2、，制动弹簧7被紧缩，制动轮离开制动器的锥面，失去制动作用，电动机即开始转动，同时卷筒作相应的转动。当电动机断电时，轴向磁力消失，制动轮在弹簧力作用下向左作轴向移动，使制动器锥面接合，产生制动力矩，使整机停止运动。二、设计计算 设计电动葫芦齿轮减速器，一样已知条件为：起重量Q（t）、起升速度v（mmin）、起升高度H（m）、电动葫芦工作类型及工作环境等。对起重机械，按其载荷特性和工作忙闲程度，一样分为轻级、中级、重级和特重级。对电动葫芦一样取为中级，其相应负荷持续率JC值为25。部份电动葫芦及其减速器要紧参数见表4-1和表4-2。表4-1 电动葫芦要紧参数型号规格HCD-0.5HCD-1HCD-

3、2HCD-3HCD-5HCD-10起重量（t）0.5123510起升高度（m）6，9，126，9，12，18，24，309,12,18,24,30起、升速度（mmin）87运行速度（mmin）20钢丝绳直径（mm）4.87.4111315.5规格637（GB1102-74）电源三相交流380V 50Hz工作类型中级JC25起重电机功率（kW）0.81.53.04.57.5转速（rmin）13801400运行电机0.20.40.8 图4-4 电动葫芦减速器1-齿轮（B）；2-中间轴（），3一端盖板；4一滚针轴承；5-通气孔；6-箱座；7-箱盖；8-齿轮（F）；19-球轴承，10-挡圈；11-输出

4、轴（）：12-输入轴（）；13-卷筒； 14-定位销；15-螺栓；16-放油塞；17-套筒；18-中间轴（）；19-齿轮（D）表4-2 电动葫芦减速器齿轮要紧参数注：表中所有齿轮压力角n=20，螺旋角=80634。电动葫芦齿轮减速器的设计内容包括：拟订传动方案，选择电动机及进行运动和动力计算，减速器要紧零件，包括齿轮、轴、轴承和花键联接等的工作能力计算。也可依照现有资料（表4-l、表4-2）采纳类比法选用适合的参数进行校核计算。现把其中一些设计计算要点简述如下：（一）确信钢丝绳及卷筒直径，选择电动机1选择钢丝绳依照图4-3，钢丝绳的静拉力 （4-1）而 Q”Q+Q （4-2）式中 Q”总起重量

5、，N； Q起重量（公称重量），N； Q吊具重量，N，一样取Q=0.02Q； m滑轮组倍率。对单联滑轮组，倍率等于支繁重量Q的钢丝绳分支数，如图4-3结构所示，m2； 7滑轮组效率，70.980.99。钢丝绳的破断拉力 （4-3）式中 n许用平安系数。对工作类型为中级的电动葫芦，n5.5；换算系数，0.800.90。依照工作条件及钢丝绳的破断拉力，即可由有关标准或手册选取钢丝绳直径d。也可依照起重量Q按表4-1选定钢丝绳直径，必要时加以校核。2计算卷筒直径和转速 如图4-5所示，卷筒计算直径 D0edD+d mm （4-4） D（e-1）d mm （4-5）式中 d钢丝绳直径，mm； e直径比，

6、e D0d，对电动葫芦，取e20； D卷筒最小直径（槽底直径），mm，求出卷筒计算直径D0后，应圆整为标准直径。卷筒的标准直径系列为：300，400，500，600，700，800，900，单位为mm。 卷筒转速 （4-6）那个地址v为起升速度（mmin），其余符号含义同前。3选择起重电动机 起重电动机的静功率 （4-7） （4-8） 式中Q“总起重量（式（4-2），N； v起升速度，mmin； 0起升机构总效率； 7滑轮组效率，一样70.980.99； 5卷筒效率，50.98； 1齿轮减速器效率，可取为0.900.92。为保证电动机的利用性能，并知足起重机的工作要求，应选择相应于电动葫芦工作

7、类型（JC值）的电动机，其功率的计算公式为： （4-9）式中 Ke起升机构按静功率初选电动机时的系数，对轻级起重机为0.700.80，中级为0.80 0.90，重级为0.90l，特重级为1.11.2。图4-5 卷筒直径 依照功率Pjc从有关标准（表4-3）选取与工作类型相吻合的电动机，并从中查出所选电动机相应的功率和转速。也可依照起重量按表4-1选取，然后按静功率进行校核计算。表4-3 锥形转子异步电动机（ZD型）引自机械产品目录）第19册，机械工业出版社，1985年。（二）计算减速器的载荷和作使劲1计算减速器的载荷工作时，由于电动葫芦提升机构齿轮减速器经受不稳固循环变载荷，因此在对零件进行疲

8、劳强度计算时，若是缺乏有关工作载荷记录的统计资料，对工作载荷类型为中级的电动葫芦，能够图4-6所示的典型载荷图作为计算依据。零件在利用寿命之内，实际总工作时数 （4-10）式中 L利用寿命（年），依照起重机有关技术规定，对工作类型为中级的电动葫芦，齿轮寿命定为10年，转动轴承寿命为5年； t0每一年工作小时数，h，工作类型为中级时，t0 2000h； JC机构工作类型，对电动葫芦可取JC值为25。故此，依照式（4-10），在电动葫芦减速器中齿轮的利用寿命可按5000h计算，转动轴承按2500h计算。 电动葫芦起升机构载荷有如下特点： （1）重物起升或下降时，在驱动机构中由钢丝绳拉力产生的转矩方

9、向不变，即转矩为单向作用； （2）由于悬挂系统中的钢丝绳具有挠性，因重物惯性而产生的附加转矩对机构阻碍不大（一样不超过静力矩的10），故由此而产生的外部附加动载荷在进行机械零件强度计算时，可由选定工作状况系数K。或许用应力来考虑。 （3）机构的起升加速时刻和制动减速时刻相关于恒速稳固工作时刻是短暂的，因此在进行零件疲劳强度计算时可不考虑。但由此而产生的短时过载，那么应付零件进行静强度校核计算。图4-6 电动葫芦载荷图（工作类型：中级）Ql 额定载荷；t 周期 进行零件静强度计算时，可用零件工作时最大的或偶然作用的最大载荷作为计算载荷。如无确切的具体数值，可用电动机轴上的最大转矩Tmax为计算依

10、据。电动机轴上的最大转矩 （4-11）式中 过载系数，是电动机最大转矩与JC值为25时电动机额定转矩之比，对电动葫芦，可取3.1； Pjc JC值为25时电动机的额定功率，kW； njc JC值为25时电动机转速，rmin。2分析作使劲为使结构紧凑，电动葫芦齿轮减速器的几根轴一样不采纳平面展开式布置，而是采纳如图4-7所示的、轴心为三角形极点的布置形式。图中O（）、O、O别离为轴I（）、的轴心，因此各轴作使劲分析比较复杂。当各级齿轮中心距aAB、aCD和aEF确信后，即可依照余弦定理，由下式求得中心线间的夹角，即 （4-12）图4-8所示为减速器齿轮和轴的作使劲分析。其中齿轮圆周力Ft径向力F

11、r和轴向力Fa。都可由有关计算公式求得。如图4-8b所示，输出轴为空心轴，它被支承在轴承a、b上。输入轴I穿过轴的轴孔，其一端支承在轴孔中的轴承d上，另一端支承在轴承c上。作用于输出轴上的力有：（1）齿轮F上的圆周力FtF、径向力FrF和轴向力FaF； （2）关于图示的单滑轮，卷筒作用于输出轴上的力为R，当重物移至卷筒靠近齿轮F一侧的极端位置时，R达到最大值： （3）在轴承d处输入轴I作用于输出轴的径向力Rdm和Rdn（图4-9）。 由于（1）、（2）中所述的作使劲FtF、FrF、FaF和R都位于同一平面或相互垂直的平面内，且在xdy坐标系中（图4-9）。而（3）中所述的力Rdm和Rdn散布在

12、mdn坐标系统内，两坐标系间的夹角1。因此计算在轴承d处轴对轴的作使劲时，必需把mdn坐标系统内的支反力Rdm和Rdn换算为xdy坐标系统内的支反力，其方式如下： （4-13）式中的Rdm和Rdn应代入相应的正负号。图4-7 减速器齿轮的布置如此，Rdx和Rdy就与齿轮F上的作使劲及重物对输出轴的作使劲处在同一坐标系统内。这就能够够在xdy坐标系统内进行力的分析和计算。轴和轴的作使劲分析可按上述方式参照进行。那个地址不赘述。三、实例例题4-1依照以下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Q5t，起升高度H6m，起升速度v8mmin，工作类型为中级：JC25，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拟订传动方案采纳图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），起升机构静功率而总起重量Q”=Q+Q50000=51000N起升机构总效率0=751故此电动机静功率按式（4-9），并取系数Ke0.90，