电动葫芦专业课程设计设计计算说明指导书.doc

设计计算阐明书(一)拟订传动方案，选取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构造尺寸和重量，应用斜齿圆柱齿轮传动。2选取电动机计算起升机构静功率而总起重量Q”=Q+Q=50000+0.0250000=51000N起升机构总效率0=751=0.980.980.90=0.864故此电动机静功率按式PjC，并取系数Ke0.90，故相应于JC25电动机PjC=KeP0=0.907.87=7.08 kW按1表4-3选ZD141-4型锥形转子电动机，功率Pjc7.5 kW，转速njc1400 rmin。3选取钢丝绳按1式(4-1)计算钢丝绳静拉力按1式(4-3)，钢丝绳破断拉力按1原则2选用637钢丝绳，其直径d15.5mm，断面面积d89.49mm2，公称抗拉强度MPa，破断拉力Qs178500N。4计算卷简直径按1式(4-4)，卷筒计算直径D0ed2015.5310 mm按原则取D0300mm。按1式(4-6)，卷筒转速5拟定减速器总传动比及分派各级传动比总传动比 这里n3为电动机转速，rmin。分派各级传动比第一级传动比第二级传动比第三级传动比这里ZA、ZB、ZC、ZD、ZE和ZF分别代表齿轮A、B、C、D、E和F齿数。减速器实际总传动比i=iABiCDiEF=传动比相对误差i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)：轴(输入轴)：轴(输入轴)：轴(输入轴)：各级齿轮传动效率取为0.97。计算成果列于下表： 表 1：轴I（输入轴）轴轴轴转速n（r/min）1400273.1770.5817.22功率P（kW）7.8657.6297.407.18转矩T（Nm）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齿轮所承受载荷为冲击性质，为使构造紧凑，齿轮材料均用20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度HRC5862，材料抗拉强度B=1100MPa，屈服极限s=850MPa。齿轮精度选为8级(GBl009588)。考虑到载荷性质及对高硬度齿面齿轮传动，因而以抗弯强度为主，初选螺旋角12。1按齿面接触强度条件设计小轮分度圆直径拟定式中各参数：(1) 端面重叠度其中：,且 求得:(2) 载荷系数Kt对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数Kt2。(3)齿轮A转矩TA TAT164.39 103Nmm。(4)齿宽系数d 取d=1。 (5)齿数比u 对减速传动，ui5.125。(6)节点区域系数ZH 查机械设计图6.19得ZH2.47。(7)材料弹性系数ZE 查机械设计ZE189.8。(8)材料许用接触应力 H式中参数如下：实验齿轮接触疲劳极限应力 Hlim1450MPa；接触强度安全系数SH1.25；接触强度寿命系数KHN：因电动葫芦齿轮是在变载条件下工作，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：式中 n1齿轮A(轴1)转速，n11400rmin； i序数，i1，2，k； ti各阶段载荷工作时间，h， Ti各阶段载荷齿轮所受转矩，Nm； Tmax各阶段载荷中，齿轮所受最大转矩，Nm。故NHA=6014006000(130.200.530.200.2530.100.0530.50)=1.142108对齿轮B：查3得接触强度寿命系数KHNA1.18，KHNB1.27。由此得齿轮A许用接触应力齿轮B许用接触应力因齿轮A强度较弱，故以齿轮A为计算根据。把上述各值代入设计公式，得小齿轮分度圆直径(9)计算：齿轮圆周速度(10)精算载荷系数K查3表6.2得工作状况系数KA1.25。按8级精度查3图6.10得动载荷系数Kv1.12,齿间载荷分派系数KH1.1,齿向载荷分布系数KH1.14。故接触强度载荷系数按实际载荷系数K修正齿轮分度圆直径 齿轮模数2按齿根弯曲强度条件设计齿轮模数拟定式中各参数：(1)参数Kt2,TAT164.39 103Nmm,d=1，,。(2)螺旋角影响系数Y 因齿轮轴向重叠度0.318dz1tan0.318 116tan12=1.08，查3 得Y=0.92。(3)齿形系数YFa因当量齿数查3 表6.4 得 齿形系数YFaA2.97，YFaB2.21；1.52，1.78(4)许用弯曲应力F 式中Flim实验齿轮弯曲疲劳极限，Flim850MPa； SF弯曲强度安全系数，SF1.5； KFN弯曲强度寿命系数，与当量弯曲应力循环次数关于。对齿轮A：式中各符号含义同前。仿照拟定NHA方式，则得对齿轮B：因NFAN03106，NFBN03106，故查得弯曲强度寿命系数KFA1，KFB1。由此得齿轮A、B许用弯曲应力式中系数=0.70是考虑传动齿轮A、B正反向受载而引入修正系数。(6)比较两齿轮比值对齿轮A：对齿轮B： 两轮相比，阐明A轮弯曲强度较弱，故应以A轮为计算根据。(7)按弯曲强度条件计算齿轮模数m把上述各值代入前述设计公式，则得 =1.77mm比较上述两种设计准则计算成果，应取齿轮原则模数mn2mm。3重要几何尺寸计算(1)中心距a取中心距。(2)精算螺旋角因值与原估算值接近，不必修正参数、K和ZH。(3)齿轮A、B分度圆直径d(4)齿轮宽度b同理，可对齿轮C和D、E和F进行设计计算，计算成果列于下表：表 2：尺寸 齿轮ABCDEF传动比i5.1253.8754.125模数m234螺旋角112842103447105236中心距a/mm100120167齿数Z168216621666d/mm32.65167.3548.83189.2265.15268.75Da/mm36.65171.3554.83195.2273.15274.75齿厚b/mm383354497166(三)计算轴1计算轴直径轴材料选用20CrMnTi，按下式估算空心轴外径： mm式中 P轴传递功率，P7.18kW；n轴转递，n17.22rmin； 空心轴内径与外径之比，可取为0.5； A0系数，对20CrMnTi，可取A0107。代入各值，则mm取d85mm，并以此作为轴(装齿轮F至装卷筒段)最小外径，并按轴上零件互有关系设计轴。轴构造如图1所示。图1： 轴I与轴IV构造2分析轴上作用力轴上作用力如图2所示，各力计算如下： (1)齿轮F对轴上作用力齿轮F齿数zF66，模数mn=4mm，螺旋角105236，分度圆直径d=268.75mm圆周力 径向力 轴向力 (2)卷筒对轴上径向作用力R图2： 轴作用力分析 当重物移至接近轴右端极限位置时，卷筒作用于轴上e点力R达到最大值，近似取这里系数1.02是表达吊具重量预计为起重量2。 (3)轴I在支承d处对轴上径向作用力Rdn和Rdm， 轴I作用力分析如图3所示。 如果略去轴I上联轴器附加力影响，齿轮A作用于轴1上力有：圆周力 径向力 (8634”)轴向力 由图1按构造取L312mm，L134mm。求垂直平面(mcd面)上支反力： 求水平面(ncd面)上支反力： 对轴来说，Rdm与Rdn方向应与图3所示相反。由于上述力分别作用于xdy坐标系内和ndm坐标系内，两坐标间夹角为1，因而要把ndm坐标系内力Rdn和Rdm换算为xdy坐标系内力Rdx和Rdy。由1式(4-12)得两坐标系间夹角(1 图4-7) 代入数据得：图3： 轴I作用力分析依照1 式(4-13)和3 图4-9，得力Rdn和Rdm在坐标xdy上投影（与x轴方向相反） 把上述求得力标注在轴空间受力图上(图2)。3计算轴上危险截面弯矩、转矩和合成弯矩依照上述数据和轴上支点a、b处支反力，可计算轴上危险截面弯矩、转矩和合成弯矩。(然后验算轴安全系数。确认安全系数后，即可绘制轴零件工作图。轴承可按惯用办法选用和计算，从略。)4轴I、设计计算轴直径计算成果如下：表3： 单位：mm轴I（输入轴）轴轴轴最小直径19.433.251.5482优选直径22365685 (四)绘制装配图和零件工作图参照文献1 王贤民 主编，机械产品综合课程设计，南京：南京工程学院， 2 朱 理 主编，机械原理，北京：高等教诲出版社，3 徐锦康 主编，机械设计，北京：高等教诲出版社，4 叶伟昌 主编，机械工程及自动化简要设计手册，上册M，北京：机械工业出版社，