电动葫芦设计计算说明书
MHQ16t-9.2m-H7.3m计算书
MH型电动葫芦门式起重机(MHQ16t-9.2m-H7.3m)设计计算书编制：审核：审定：目录一、设计计算依据及主要技术参数二、电动葫芦的选型（起升机构、小车运行机构）三、门架的计算1.主梁计算2.支腿计算3.下横梁计算四、大车运行机构计算五、整机抗倾覆稳定性计算一、设计计算依据及主要技术参数1.设计技术依据[1]……起重机设计手册 (张质文等主编，中国铁道出版社)[2]……起重机设计规范（GB/T3811-2008）[3]……电动葫芦门式起重机（JB/T5663-2008）[4]……起重机械安全规程（GB6067-2010）[5]……钢结构设计规范（GB50017-2003）[6]……葫芦式起重机（宫本智主编，天津科学技术出版社）[7]……起重机试验规范和程序（GB5905-1986）[8]……起重设备安装工程施工及验收规范（GB50278-1998）[9]……焊接件通用技术要求（JB/JQ4000.3-1986）……2.主要技术参数：额定起重量：Q=16t跨度：S=9.2m起升高度：H=7.3m大车基距：B=5.18m工作级别：A3起升速度：V起=3.5m/min小车速度：V小=20m/min大车速度：V大=20m/min二、电动葫芦选型(起升机构、小车运行机构）根据已知技术参数要求选取粤通葫芦:CD型16t-9m，工作级别M3 起升速度：V起=3.5m/min，电机功率13KW；运行速度：V小=20m/min，电机功率2×0.8KW；葫芦小车自重：GH最大轮压: P=4596.5Kg葫芦小车外形图（见右）三、门架计算1.主梁计算1）主梁截面简图及性能参数Ix=104479.9cm 4Iy=23870.7cm 4Wx 上=2918.4cm 3Wx 下=2918.4cm 3Wy 上=1364cm 4Wy 下=1364cm 4y 1=35.8cmy2=35.8cmq=1.25Kg/cm2）主梁的强度及刚度计算a.主梁自重在跨中产生的最大弯矩MqMq=ψ1×82qS =1.1×892025.12⨯=145475Kg ·cm b ．电动葫芦自重及额定起重量在跨中产生的最大弯矩M （Q+H ）M （Q+H ）=4)21(S Q G H ⨯⨯+⨯φφ =4920)160001.123861.1(⨯⨯+⨯ =4651658 Kg ·cmc ．大车紧急制动时主梁自重产生的最大水平惯性矩M 自惯M 自惯≈q M 101=14547.5Kg ·cm d ．大车紧急制动时葫芦及吊重对主梁产生的最大水平惯性矩M 大惯M 大惯≈)(101H Q M +=645165.8Kg ·cm e. 工作风压垂直主梁产生的最大水平弯矩M 风q 风=92015206.1⨯⨯=0.52Kg/cm M 风=82S q 风=892052.02⨯=55016Kg ·cm f. 跨端主梁腹板的剪力Qmax Qmax=)73920(9209193-⨯=8463.5Kg 主梁强度校核：σ垂直=x W M 垂直 =x H Q W M M )q ++（ =4.29184651658145475+ =1643.7Kg/cm 2<[σ]=1700 Kg/cm 2σ水平=y W M 水平 =y W M M M 风大惯自惯++ =1364550168.6451655.14757++ =523.9Kg/cm 2<[σ]=1700 Kg/cm 2跨端主梁腹板的剪应力校核：τ=δh Q max =6.0705.8463⨯=201.5Kg/cm 2<[τ]=1000Kg/cm 2 ∴主梁强度校核合格 跨中主梁刚度校核XEI PS f 4823⨯=中 =29.104479101.248920)238616000(63⨯⨯⨯⨯⨯+ =0.679cm<[f]=cm S 15.1800= ∴跨中主梁刚度校核合格2.支腿计算1）支腿上截面简图及性能参数Ix 上=37931.85cm 4，Iy 上=261493cm 4Wx 上=2528.79cm 3， Wy 上=5229.86cm 4A 上=216.8cm 22）支腿下截面简图及性能参数Ix 下=15416.5cm 4，Iy 下=17187.5cm 4Wx 下=1027.7cm 3， Wy 下=1011cm 4A 下=111.2cm 23）支腿0.45h 处性能参数Ix 折=26674.2cm 4，Iy 折=139340.2cm 4，A 折=147.6cm 24）龙门平面计算及计算简图在龙门平面支腿计算按一次超静定简图计算（如右图）M B =M C =-H ×h())32(222/3+=k Lh L P H 式中k=S h I I ⨯12=9205.6239.1044792.139340⨯=0.9 P=1.25×16000+1.1×2386=22624.6Kg H=)39.02(5.62396024604606.226243+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=2499.4KgM B =M C =-2499.4×623.5=-1558387.1Kg.cm5）支腿平面计算及计算简图在支腿平面按一次超静定简图计算（如右图）M B ’=VA.a-H.h VA.a=p.a=14526.22624⨯=1640283.5Kg/cm K=b S I I ⨯12=1906402.2667494.48631⨯=6.14 H.h=()[]()1221222233236k I b h F l abk a dc d I Ph +++-+⨯×h ()[]()5.62314.62394.4863131905.62314.61901452145145145145394.4863165.6233.11312222⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯⨯+-⨯+⨯⨯⨯= =776437 Kg.cmM B ’=VA.a-H.h=1640283.5-776437=863846.5Kg/cm6）支腿强度校核yy x x W M W M +=σ =86.52291.155838779.25285.863846+ =639.9 Kg/cm 2<[σ]=1600 Kg/cm 2∴支腿强度校核合格7）支腿连接法兰螺栓计算上法兰连接螺栓计算采用M24螺栓，性能等级8.8级，[N]=0.7P=0.7×17500=12250Kg按摩擦型高强度螺栓连接计算 N=∑∑+2121ix i y x x M y y M = 22225542)5.375.225.7(551.1558387⨯+⨯++⨯+85.2225.75.225.86384622⨯+⨯⨯=10013.84Kg<[N]下法兰连接螺栓计算采用M24螺栓，性能等级8.8级，[N v ]=[]τπ4d 2= =⨯⨯1366405.1.14321182Kg龙门平面连接螺栓数量校核[]v N N n 门==11824.2499=2.11，取n=3，实际为4支螺栓支腿平面连接螺栓数量校核[]v N N n 腿==118228.1245=1.1，取n=2，实际为4支螺栓∴支腿连接法兰螺栓校核合格四、大车运行机构计算1.运行阻力的计算起重机满载运行时最大和最小摩擦阻力：F m max=（Q+G ）D df μ+2β (N)F m min=（Q+G ）D df μ+2（N ）式中：Q ——起升载荷，Q=160000NG ——起重机自重载荷，G=138760Nf——滚动摩擦系数，取f=0.5mmμ——车轮轴承摩擦系数取μ=0.015d——轴承内径d=75mmD——车轮踏面直径D=400mmβ——附加摩擦阻力系数，取β=1.5Fmmax=（160000+138760）×(2×0.5+0.015×75)/400×1.5 =2380.7NFmmin=（160000+138760）×(2×0.5+0.015×75)/400=1587.1N坡度阻力Fp=(Q+G)i式中：i——与起重机类型有关i=0.003Fp=（160000+138760）×0.003=896.28N风阻力F w= F w1+ F w2F w1=CK h qA=1.6×1×150×0.716×10.4=1787.1NF w2=CK h qA=1.6×1×150×2×（234 .01 ）×6.235x0.8=1604.1NF w =1787.1+1604.1=3391.2N总静阻力Fj=Fm+Fp+F w=2380.7+896.28+3391.2=6668.2N2.电动机的选择满载运行时一个电动机的静功率Pj=m VFj ⋅⋅η1000式中：Fj ——起重机的总静阻力（N ）V ——初选运行速度V=20m/min=0.334m/sη——机构的传动效率取η=0.85m ——电机个数，取m=2 Pj=285.01000334.02.6668⨯⨯⨯ =1.3KW考虑惯性力的影响，一个电动机应选的功率为P=Kd ·Pj (KW) Kd ——功率增大系数，取Kd=1.2P=1.2×1.3=1.56KW选用三合一驱动LDH-20,电机为YSE100L 1-4D/2，2.2KW/1200r/min∴大车运行机构校核合格五、整机抗倾覆稳定性计算1.横向抗倾覆稳定性验算a ．空载时顺风运行起重机紧急制动55037073047521⨯-⨯-⨯-⨯=∑惯F F F G M V V=13876×259-178.7×730-160.4×370-2000112.5=1403972.5Kg.cm>0b ．满载时顺风运行起重机紧急制动550370730259)(21⨯-⨯-⨯-⨯+=∑惯F F F Q G M V V =29876×259-178.7×730-160.4×370-4087578=3460507Kg.cm>0∴整机抗倾覆稳定性校核合格。
MH10t计算书
MH型 10tx18mx9m 电动葫芦门式起重机计算书xxxxx有限公司一．型号规格型号：MH型电动葫芦门式起重机起重量Gn：10t跨度S：18m起升高度H：9m工作级别：A3控制方式：地面按钮控制起升速度：7m/min葫芦运行速度：20m/min起重机运行速度：20m/min二．设计制造安装标准GB/T3811-1983 起重机设计规范GB/T6067-1985 起重机械安全规程JB/T5663.1-1991 电动葫芦门式起重机型式和基本参数JB/T5663.2-1991 电动葫芦门式起重机技术条件GB10183-1988 桥式和门式起重机制造及轨道安装公差GB50278-1998 起重设备安装工程施工及验收规范三．计算（验算）1.葫芦：采用“豫源”牌CD1型10tx9m葫芦作为起升机构。
“豫源”牌CD1型10t葫芦小车作为运行机构。
葫芦总重量：1010kg2.祥见葫芦说明书：主要配套件名称型号规格数量备注电动机ZD151-4 / 13kw 1 起升吊钩组10t 1钢丝绳6x37-15-200 1电动机ZDY121-4 / 0.8kw 2 运行3.主梁：此起重机为单梁结构，由452x675x675x6的U型槽+32#工字钢+10x110钢板组成，总宽度为452mm，总高度为1212mm，材料为Q235，主梁重量为6700kg，主梁的惯性矩I＝645685cm4主梁的垂直静刚度验算：f＝QS3/48EI≤[f]＝S/800＝2.25cmQ＝Gn×1.25+1010＝13510kgf＝13510×18003/(48×2.1×106×645685)＝1.21cm＜[f]结论：此主梁结构满足要求。
4.支腿：支腿为变截面结构，30#槽钢组焊而成，在门架平面内，支腿上平面宽度为1800mm，下平面宽度为300mm，在支腿平面内，为上下平面宽度相同，垂直宽度为300mm，上下平面中心距为3000mm。
电动葫芦吊装装置设计说明书
电动葫芦吊装装置设计说明书⽬录第⼀章绪论 (1)第1.1节电动葫芦类型的选择 (2)第1.2节钢丝绳电动葫芦的构造 (4)1.2.1电机和制动器 (4)1.2.2减速机 (7)1.2.3钢丝绳传动系统 (7)1.2.4速接部件 (9)1.2.5下滑轮组 (10)1.2.6微速提升 (11)第1.3节链式电动葫芦 (12)第⼆章电葫芦的设计 (14)第2.1设计⽅案选定 (14)第2.2节钢丝绳的选⽤ (14)2.2.1钢丝绳特点 (14)2.2.3钢丝绳直径的计算 (15)2.2.4钢丝绳的安装 (16)2.2.5钢丝绳的维护保养 (18)第2.3节卷筒的设计与校核 (22)2.3.1卷筒⼏何尺⼨设计 (24)2.3.2卷筒的强度计算 (27)第2.4节电动机的选择 (27)第2.5节V带传动设计 (29)第2.6节蜗轮蜗杆的传动设计 (34)第2.7节蜗杆轴，涡轮轴的基本尺⼨设计 (49)2.7.1蜗杆轴基本尺⼨设计 (49)2.7.2蜗轮轴的尺⼨设计 (50)第2.8节⼯字钢的选⽤ (50)第三章电动葫芦的维修和保养 (52)第四章PLC控制 (54)第4.1节电机的正反启停转控制 (54)第4.2节PLC 控制电机正反转I/O 分配及硬件接线 (55)第4.3节PLC的编程 (56)总结 (57)参考⽂献 (58)翻译 (59)英语原⽂ (59)中⽂译⽂ (71)致谢 (77)第⼀章绪论电动葫芦是⼀种最普通的成批⽣产的电动起重⼯具它适⽤于⼯业、⼿⼯业、农业以及堆放和转运等作业它的应⽤范围尚在不断扩⼤。
与⼿拉葫芦和其他⼿动起重⼯具相⽐, 它的提升速度快, 可节约⼈⼒虽然初步投资较⾼, 但由时间和⼈⼒上的节约可以得到补偿。
本⽂介绍电动葫芦的技术发展和⽬前的⽔平, 其中包括电动链式葫芦和轻⼩型电动葫芦的结构和应⽤。
从历史来看, 电动葫芦的前⾝是⽓动起重⼯具。
美国某公司声称, ⼤约在九⼗年前它们开始⽣产⽓动起重⼯具, 后来才过渡到⽣产电动葫芦。
电动葫芦设计计算说明书讲解
电动葫芦设计题目：根据下列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Q ＝6t ，起升高度H ＝9m ，起升速度v ＝8m ／min ，工作类型为中级：JC ％＝25％，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．拟订传动方案采用图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0100060η⨯''=vQ P而总起重量Q ”=Q+Q ’=60000+0.02×60000=61200N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kW P 44.9864.01000608612000=⨯⨯⨯=按式(4-9)，并取系数K e ＝0.90，故相应于JC ％＝25％的电动机P jC =K e P 0=0.90×9.44=8.5 kW按表4-3选ZD 141-4型锥形转子电动机，功率P jc ＝13 kW ，转速n jc ＝1400 r ／min 。
3．选择钢丝绳按式(4-1)。
钢丝绳的静拉力N m Q Q 3122498.026120070=⨯=''=η 按式(4-3)，钢丝绳的破断拉力按标准[2]选用6×37钢丝绳，其直径d ＝18mm ，断面面积d ＝89.49mm 2，公称抗拉强度σ＝1770MPa ，破断拉力Q s ＝204200N 。
4．计算卷简直径按式(4-4)，卷筒计算直径D 0＝ed ＝20×18＝360 mm按标准取D 0＝355mm 。
按式(4-6)，卷筒转速min /35.1435514.3281000100005r D vm n =⨯⨯⨯==π5．确定减速器总传动比及分配各级传动比总传动比54.9735.14140053≈=='n n i 这里n 3为电动机转速，r ／min 。
电动葫芦详细设计
2 鋼絲繩的選取（1）鋼絲繩最大拉力F max根據設計要求，起重重量為0.5t ，按照構造宜緊湊的原則,選用滑輪組倍率：a=2。
N a F 294022.18.9500mgk max =⨯⨯==………………………（2.1）k ：安全係數；取1.2。
（2）鋼絲繩直徑dm m 8.42940089.0d max =⨯==F C ………………………（2.2） C ：選擇係數；查[5]P8-10表8.1-8，取C=0.089。
（3）選取鋼絲繩由表[1]8.1-11，選用鋼絲繩的型號為：6x19+IWS ，右向撚。
圖2.1 6x19+IWS 鋼絲繩3 捲筒的尺寸確定及強度驗算（1）捲筒選取由[5]P8-41表8.1-52,選用C 型捲筒結構 （JB/T9006.2-1999），單層單聯捲筒。
圖3.1 C 型捲筒結構（2）捲筒直徑DD>=d(e-1)=4.8(25-1)=115.2………………………………（3.1） 取160mm（3）捲筒上有螺旋槽部分長L 0p z D aH L )max (100+⋅=π…………………………………………（3.2） mm 3667)68.164212000(=⨯+⨯⨯=πH max ：最大起升高度；H max =12m 。
A ：滑輪組倍率；a=2。
D 0：鋼絲繩中心算起的捲筒直徑；m m 8.1648.4160d 0=+=+=D D 。
Z 1：安全圈數； 1.5Z 1≥，取Z 1=6。
P ：繩槽槽距；查[5]P8-39表8.1-49，取P=7mm 。
（4）捲筒總長L dm m 433212323662d 210=+⨯+=++=L L L L ……………（3.3）L 1：無繩槽捲筒端部尺寸；L1=23mm 。
L 2：固定鋼繩所需長度；21m m 733P L 2=⨯==。
（5）捲筒壁厚δmm12mm 2.13~2.910~616002.0mm1210~602.0，取）（）（=+⨯=∴≥+=δδD ………（3.4）（6）單層卷繞捲筒壓應力'1σ[]bc MP p F A σδσ≤=⨯⨯=⋅=a 25.26712294075.0max 1'1 ……………（3.5）故安全。
16t葫芦门计算书
电动葫芦门式起重机16t-18m设计计算书河南省鼎盛起重设备有限公司1.主要技术参数起重量：16t跨度：16m，外悬：L1=6m,L2=；起升高度：8m大车运行速度：20m/min配用的电动葫芦参数如下：自重：1300kg起升速度：m/min运行速度：20 m/min2.主梁的外形尺寸和参数3.主梁的截面特性计算2 F=.+48cm+74=+206144.1.94.7448截面形心的计算∑==51i i i X y F S3157686.04.142.211.9437.2445.3237.24)45.3200(2cm S X =⨯-⨯-⨯⨯+⨯-⨯=cm F S y X 5.76206157681=== cm y 7.1642=式中：1y 、2y ——截面的形心，如图1；i F ——各部分的面积；i y ——各部分形心至参考面的距离；F ——主梁的截面积。
截面惯性矩的计算)241x x x x X a F i I ⋅+=∑=（式中：x i ——各截面的惯性矩；x F ——各部分的面积；x a ——各部分形心至截面型心的距离；代入数据计算得41697224cm I X =同理，4241453408)cm a F i I y y x y y =⋅+=∑=（截面抗弯摸量的计算311221865.761697224cm y I W X X === 322103057.1641697224cm y I W X X ===式中：X I 、1y 、2y —意义同上；1X W 、2X W —截面的抗弯摸量。
3121y 4534100453408cm x I W W yy ==== 4.主梁载荷的计算本机主梁自重10530kg,电动葫芦自重按2500kg 计。
静载最大弯矩1.载荷在跨中时：842qL LG M +=静 式中：静M —静载弯矩；q —主梁的均布载荷，tm cm kg q 26.0/6.2405010530===； G —活动载荷，载重和葫芦重的和，G=22500kg;其余符号同上。
20t葫芦计算书完整Word版
………………………………………………………………………………（9）
式中： -- 按钢丝绳中心计算的卷筒与滑轮的最小卷绕直径，mm；
—与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数。
当工作级别为M3时， 取14， 为21.5mm。
则： 实际卷筒直径为 ，符合要求。
4、起升电机的计算：
4.1电机静功率：
-- 钢丝绳编结损失系数；一般取0.82～0.92
……………………………（6）
安全系数 按下式计算：
………………………………………………………（7）
或根据厂家提供的钢丝绳破断拉力实测值为 N。则
…………………………………………………………（8）
按M3的要求， ；据（7）或（8）式的计算结果，符合要求。
—起升载荷， 。
-- 起重量， ；
-- 电动葫芦起升机构总效率，取0.9；
-- 滑轮组分支数；
则 ……………………………………………（2）
1.2钢丝绳绳径的确定：
……………………………………………………………………………（3）
式中： -- 钢丝绳最小直径，mm；
—选择系数，mm/ ；
先选择钢丝绳为：6x37+FC 公称抗拉强度1570Mpa；工作级别M3。则选择系数 为0.090，
20t电动葫芦设计计算书
起重量：20t 有效起升高度：9m起升速度：4m/min（0.066m/s）
运行速度：20m/min（0.33m/s） 葫芦自重：3050 。
1、钢丝绳绳径计算：
1.1钢丝绳的最大静拉力
…………………………………………………………………………（1）
式中： -- 钢丝绳最大静拉力， ；
电动葫芦设计说明书
电动葫芦设计说明书1．拉葫芦：手拉葫芦是以焊接环链作为挠性承载件的起重工具，也可与手动单轨小车配套组成起重小车，用于手动梁式起重机或者架空单轨运输系统。
2．手扳葫芦：定义：手扳葫芦是由人力通过手柄扳动钢丝绳或链条等运动机构来带动取物装置运动的起重葫芦。
适用范围：它广泛用于船厂的船体拼装焊接，电力部门高压输电线路的接头拉紧，农林、交通运输部门的起吊装车、物料捆扎、车辆拽引以及工厂等部门的设备安装、校正等。
分类：根据承载件的不同可分钢丝绳手扳葫芦和环链手扳葫芦。
3．环链电动葫芦：适用范围：环链电动葫芦是以焊接园环链作为承载的电动葫芦。
与钢丝绳电动葫芦相比，结构更加轻巧，价格更便宜。
分类：固定式／单轨小车式4．钢丝绳电动葫芦：适用范围：钢丝绳电动葫芦是以钢丝绳作为承载的电动葫芦，结构紧凑、自身轻、效率高、操作简便。
配备运行小车可作为架空单轨起重机和电动但梁、电动悬挂等起重机的起升机构。
分 类： 固定式／单轨小车式／双梁葫芦小车式／单主梁角形葫芦小车式设计目的吊装质量在50-100kg 的轻型零件，如果选用整套的行星齿轮减速吊葫芦，因其刹车机构和联轴器的故障率较高，易损件不易购全，会经常影响生产。
下面设计的是结构简单，经济耐用的简易吊葫芦。
工作原理吊具以Y801-4型异步电机为动力源，经三角带传动力传递给蜗杆，该传动起过载保护作用；然后由蜗轮、蜗杆机构产生反向自锁并经蜗轮减速后传递至卷筒，使一端缠绕在卷筒上的钢丝绳带动吊钩产生提升运动，电机反转则产生下降运动。
整套机构悬挂于工字钢横梁上，借助人力可左右平移。
主要技术参数综合考虑工件吊的柔和性、准确性和工作效率，我们将提升速度v 规定在0.10~0.12m/s 之间，吊具主要技术参数如下：电机功率 kW N 55.0=电机转速 min /1500r n =大皮带轮直径 mm D 801=小皮带轮直径 mm D 712=蜗轮齿数 322=Z蜗杆头数 11=Z卷筒直径 mm d 1001=钢丝直径 mm d 82=由以上技术参数可求得v 的近似值：())/(118.060*80*32*21*71*1500*8100*14.360*2)(121221s m D Z Z nD d d v =+=+=π理论所得提升速度符合实际要求。
20t葫芦门吊计算书
电动葫芦单梁门式起重机20t-25.5m设计计算说明书计算：审核：批准：目录1．总体说明2．主要技术参数3．大车运行机构4．门机整体稳定性计算5．主梁电动葫芦门式起重机计算说明书2. 主要技术参数38m/min 型 号性 能 参 数 表大车运行机构运行速度减速器ZSC-600-3/43.5950kw 型号功率m/min 转速r/min YSE（软启动）A3P50φ600m9电动起升机构机工作级别车轮直径轨道型号电源电动葫芦型号起升速度起升高度运行电机3相 380V 50HzYZR160L-6HC型电动葫芦2×11i 46.7最大轮压操纵方式 遥控234KN 运行速度m/min 20葫芦运行3.大车运行机构 电动机过载校验()[]⎭⎬⎫⎩⎨⎧∑+++≥∑a w g a n t n GD v P m P m P 365000100012200ηωλ式中：Pn ——基准负载持续率时，电动机额定功率，kW; Pg Σ——运动部分所有质量的重力，N ； ω——摩擦阻力系数，见表5.6.7；m0——坡度阻力系数，对铺设在钢筋混凝土粱或钢梁上的轨道可取0.001；Pw——风阻力，N，按6.6中的工作状态最大计算风压qn计算，在室内取Pw=0；ΣGD2——机构总飞轮矩。
即折算到电动机轴上的机构飞轮矩之和，kg·m2；v0——启闭机(或小车)的走行速度，m/s；n——电动机的额定转速，r/min；ta——机构启动时间，s；λa——平均启动转矩标么值(相对于基准负载持续率时的额定转矩)，对绕线型异步电动机取1.7，采用频敏变阻器时取1，笼型异步电动机取0.9λm，串励直流电动机取1.9，复励直流电动机取1.8，他励直流电动机取1.7，采用电流自动调整的系统，允许适当提高λa值；3.7.3计算结果3.9运行机构车轮接触应力3.9.1.车轮踏面的疲劳强度计算车轮踏面的疲劳强度计算荷载Pc。
计算：式中：Pmax——大车或小车带载走行时的最大轮压，N；Pmin——大车或小车带载走行时的最小轮压，N。
电动葫芦设计方案流程和公式计算
电动葫芦设计流程和公式计算３ｘ６ｍ电动葫芦单梁桥式起重机主粱设计ｔ１．５要：根据要求选择了合适的主梁截面形式，通过主梁的抗弯强度校核、主梁跨中截面的弯曲正应力校核、跨端截㈩面的剪应力校核、主梁１４／跨度处强度校核、主梁刚度校核等校核，可以满足３ｔ起重量、跨度为１．ｍ的强度、刚度等６５使用要求，为单梁桥式起重机的整机设计成功奠定了坚实的基础。
关键词：起重机；电动葫芦；单梁；主梁中图分类号：Ｔ１文献标识码：Ａ文章编号：１７—８１２１）３０００Ｈ２５６２４０ <０１０—５—４㈩单梁电动葫芦桥式起重机一般采用工字钢作某工厂根据厂房和实际需要，要求设计一电动葫芦单梁桥式起重机，由于主梁是单梁桥式起为电动葫芦的运行轨道，电动葫芦沿工字钢的下翼缘运行。
在满足强度、刚度、稳定性的前提下，小跨度的只用一根工字钢作主梁，只用于起重不大于５ｋ０Ｎ，跨度不大于１ｍ的情况。
为保证主ｌ梁的整体稳定性并提高其水平刚度，主梁于端梁之间应设隅支撑，必要时设水平桁架，主梁和端梁采用焊接连接。
大跨度的主梁采用型钢组合梁或者钢板与工字钢构成的组合梁。
目前常用的主梁截面形式如图１所示。
重机的主要组成部分，关系单梁桥式起重机的设计成败和安全，因此针对客户要求进行了主梁设计。
客户对该电动葫芦单梁桥式起重机的基本设计参数要求：起重量Ｑ＝３；起升高度＝ｔ５ｍ；跨度Ｌ＝６５ｍ。
１．ｌ主梁截面形式的选择，、｜《ｃ二．：<１ｅ）< ｅ）< ）ｆ图１主梁截面形式除轧制的或焊接的宽翼缘工字钢外，其他均采用带有内侧斜翼缘的工字钢。
对于大跨度的还应该设置水平走台。
对于大吨位、大跨度的主梁也有采用一钢板为翼缘的箱形梁 < ２）图ａ，或以型钢为翼缘的箱形梁 < ２）图ｂ。
由于要求的吨位分析图１所示的主梁主要截面形式，ａ、ｃ图主要用于小吨位小跨度的起重机；、ｂｄ图不美观，并且其焊接工艺比较难，也不能使用于比较大的吨位的起重机；ｄ图使用于大吨位、大跨度的起重机，焊接工艺比较多，加工的时候比较复杂，和跨度并不是很大，故不选用这两种箱形梁。
32葫芦门吊计算书
起重量 mq ＝32t，跨度 L＝20m，起升高度 H＝9m， 有效悬臂 l＝Lc=5m，起升速度 vq ＝3m/min，工作级别 A3 二、主梁计算： ㈠载荷及内力
1、垂直平面 主梁承受垂直与水平载荷，应分别计算 当葫芦门吊带载运行工作时，主梁受载最大，对主梁取简支伸臂梁的计算模型 ，如下图所示：
y1＝1800－y2＝721mm 因截面关于 Y 轴对称，故截面的形心在 Y 轴上 斜板的惯性矩为：
I1 =δd／12(δ2 cos2 β＋d2 sin2β） ＝6×464(62*cos2600+4642sin2600) =37.46×106 mm4
I1 =δd／12(δ2 sin2 β＋d2 cos2β） =12.5×106 mm4 根据平行移轴公式可得，斜板对 X 轴及 Y 的惯性矩 I1 ，＝ I1 ＋a2 A＝37.46×106＋6712×6×464＝1291×106 mm4 I2 ，＝ I1 ＋b2 A＝12.5×106＋1962＋6×464＝119.5×106 mm4 主梁截面对 X 轴的惯性矩： IX ＝700×203／12＋700×20×7012＋2×（8×12102／12＋1210×8×862）＋（6×303＋6× 30×5192）×2＋2I1 ，+2×（69×63+30×3×3122）＋2I1 ，＋（6×693／12＋6×69×40.52）×
=782Kg/cm2＜［δ］ 故支腿的整体稳定性通过。 局部稳定性通过设置纵向加强筋和横向加强筋保证，可不校核。
三 整机稳定性校核 对有悬臂的葫芦门式起重机应验算（门架平面）纵向工况 I（无风载荷）和工况 II(有风载荷 的稳定性），及（大车行走）横向工况 III（暴风雪侵袭）的稳定性。 1、纵向工况 I（无风载荷）（见图）：
电动葫芦基础设计(教材)
机械产品综合设计课程设计指导书之二电动葫芦设计柯尊忠朱龙根主编合肥工业大学机械设计教研室1 电动葫芦总体设计1.1概述电动葫芦是一种小型的起重机械，它由电动机、减速机构、卷筒、吊具及运行小车等部分组成。
1.2电动葫芦主要参数起重量 起升高度 幅度起升速度 工作制度 工作级别 机构利用级别 载荷机构级别 名义载荷谱系数 机构工作级别 自重载荷1.3电动机容量的确定根据IEC-72的规定，电动机的基准性工作方式为S 3-40%,即电动机应为断续周期性工作方式，每一周期的起动电流对电动机的温升无明显影响，每10分钟为一工作周期，接电持续率JC 为40％。
1.3.1计算稳态平均功率，初选电动机型号起升机构的电动机稳态平均功率1000Q n S F v Pη式中 P s －起升机构电动机的稳态平均功率(kw);G －稳态平均负载系数，按表1－13取0.8; F q －起升载荷（N ）；η－机构总效率，取η＝0.8 V q －起升速度（m/min ）根据计算得到的S P ，初选一参数接近的电磁制动电动机。
1.3.2电动机发热校验首先要计算电动机所需得接电持续率ε100%ε式中 ε－电动机所需得接电持续率P S －计算得到的稳态平均功率（kw ） P n －基准工作方式下的稳态平均功率（kw ） t －一个工作循环的时间，为10mint w －一个工作循环中电动机实际工作时间（min ）1.3.3电动机过载校验对于不同的工作机构，过载校核计算公式也不同，一般是在静功率计算的基础上加以修正。
起升机构的电动机过载校验公式为 1000Q n n mH F v P ≧λη式中 P n －基准工作方式下的稳态平均功率 F Q －起升载荷 V n －起升速度 η－机构总效率mλ－基准接电持续率时，电动机转矩允许的过载倍数，取mλ＝2.0～2.2H - 考虑电压降，最大转矩存在误差因素的系数，对于鼠笼式异步电动机 H ＝2.2 绕线式异步电动机 H ＝2.1 直流电动机 H ＝1.41.4起升机构的计算1.4.1计算钢丝绳最大拉力，确定钢丝绳直径作用在钢丝绳上的最大静拉力为 m ax Q Z dF S K m =ηη式中：F q －起升载荷k －单联卷筒，取k ＝1 ； 双联卷筒，取k ＝2 ；m －滑轮组倍率（悬挂物品的钢丝绳分支数与绕入卷筒的钢丝绳分支数之比），取m ＝2ηz ηd －滑轮组及导向滑轮的效率，对于滚动轴承ηz ηd 取为0.97；对于滑动轴承ηz ηd 取为0.92；1.4.2卷筒的构造和尺寸钢丝绳受力后，内部应力难以准确计算，通常可按钢丝绳在工作状态下的最大静拉力来计算钢丝绳的最小直径d =式中： d - 钢丝绳最小直径（mm ） S max －钢丝绳上最大静拉力（N ）C －选择系数C =式中： ω－钢丝绳充满系数，为绳断面面积和毛面积之比k －钢丝绳绕制折减系数 ζb －钢丝的公称抗拉强度 n －安全系数 由表1－8查得卷筒槽的尺寸：取标准槽尺寸： R 、t 1 、r 1 、c 11）卷筒的名义直径： D ＝（h －1）d式中： d －钢丝绳直径， mm ；h －与机构工作级别有关的系数，按表1－9选取。
合肥工业大学电动葫芦设计说明书
参考文献
【1】高荣慧主编.机械产品综合设计课程设计指导书之二——电动葫芦设计.合肥:合肥工业大学出版社,2011
【2】朱家诚主编.机械设计课程设计.合肥：合肥工业大学出版社，2005
【3】濮良贵，纪名刚主编.机械设计.第八版.北京：高等教育出版社，2011
【4】成大先主编.机械设计手册单行本机械传动.第五版.北京：化学工业出版社，2010
【5】成大先主编.机械设计手册单行本轴及其联接.第五版.北京：化学工业出版社，2010
【6】成大先主编.机械设计手册单行本机械制图·精度设计.第五版.北京：化学工业出版社，2010。
电动葫芦课程设计设计计算说明书
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0100060η⨯''=vQ P而总起重量Q ”=Q+Q ’=50000+×50000=51000N起升机构总效率η0=η7η5η1=××=故此电动机静功率05100087.876010000.864P kW ⨯==⨯⨯按式P jC Ke Po ≥g ，并取系数K e ＝，故相应于JC ％＝25％的电动机P jC =K e P 0=×= kW按[1]表4-3选ZD 141-4型锥形转子电动机，功率P jc ＝ kW ，转速n jc ＝1400 r ／min 。
3．选择钢丝绳按[1]式(4-1)计算钢丝绳的静拉力07510002602020.98Q Q N m η''===⨯ 按[1]式(4-3)，钢丝绳的破断拉力[]05.5260201684000.85s n Q Q N ϕ⨯≥==g按[1]的标准[2]选用6×37钢丝绳，其直径d ＝，断面面积d ＝，公称抗拉强度σ＝2000MPa ，破断拉力Q s ＝178500N 。
4．计算卷简直径按[1]式(4-4)，卷筒计算直径D 0＝ed ＝20×＝310 mm按标准取D 0＝300mm 。
按[1]式(4-6)，卷筒转速50100010008216.98/min 3.14300vm n r D π⨯⨯===⨯5．确定减速器总传动比及分配各级传动比总传动比35140082.4516.98n i n '==≈ 这里n 3为电动机转速，r ／min 。
分配各级传动比第一级传动比82 5.12516B AB A z i z === 第二级传动比62 3.87516C CD D z i z === 第三级传动比66 4.12516E EF F z i z === 这里Z A 、Z B 、Z C 、Z D 、Z E 和Z F 分别代表齿轮A 、B 、C 、D 、E 和F 的齿数。
电葫芦说明书
电葫芦说明书一、型号、用途和适应范围本系列电动葫芦是在CD1型电动葫芦的基础上改进设计的轻小型起重设备，有 CD和MD种型号。
CD型0.5t-5t电动葫芦起升速度(8m/min)；MD型0.5t-5t起升速度(8m/min)和(0.8 m/min)，CD型10t 起升速度 (7 m/min)；MD型10t起升速度 (7 m/min)和(0.7 m/min)，CD104型16(20)t 起升速度 (3.5 m/min)；MD104型16(20)t起升速度 (3.5 m/min)和(0.35 m/min)。
(二)用途CD和MD电动葫芦( 以下简称葫芦)用于安装在架空工字钢轨道（直线、曲线）上或固定在构架上，吊运各种重物。
常与电动单梁、电动双梁桥式、葫芦门式起重机等配套。
广泛使用于工厂、矿山、铁路、码头、仓库及服务性行业。
是一种能适应多种工况使用的起重设备，它尤能胜任下列工作：1、用于公共设施、建筑起吊搬运……2、用于机械加工工厂，设备安装、机床上零部件的装卸，成品的搬运……3、用于流水线生产……4、用作简单的升降设备，搬运物品、提升货物……(三)适应范围CD、MD 型电动葫芦是一般用途的钢丝绳式电动葫芦，基准工作级别M3，接电持续率为25%，每小时的等效起动次数不超过120次。
葫芦主电路的额定电压为交流380伏，额定频率为50赫。
葫芦的工作环境温度为–25℃～+40℃。
葫芦不适应于充满腐蚀性气体或相对湿度大于85%的场所，不能代替防爆葫芦，不宜吊运熔化金属或有毒、易燃易爆物品。
二、结构原理本电动葫芦由锥形转子电动机、减速器、卷筒装置、联轴器、导绳器、吊钩装置、电动小车、驱动装置和电器等部件组成。
各部件在结构上可以相对独立，维修调整方便。
1、ZD 1型三相交流锥形转子电动机为本电动葫芦起升的原动力，ZDY1型三相交流锥形转子电动机为电动小车的原动力，其转子、定子均为锥形结构。
本系列电动机为断续额定工作方式，负荷持续率为25%，每小时等效起动次数为120次。
20t葫芦计算书完整
—电动机个数；
—平均起动转矩倍数，取1.98；
—运行总阻力见下式， ；
……………………………（14）
上式中： —满载稳定运行时的总阻力， ；
—起重量， ；
—电动葫芦自重， ；
—重力加速度， ；
—小车车轮工作直径， ；
—车轮轴颈直径， ；
—车轮滚动摩擦系数，取 ；
—支承处摩擦系数，取 ；
—电动机个数；
—电动机允许的过载倍数，为2.7；
， ， —同式（10）
………………………………（12）
取BZD52-4 18.5Kw满足要求。
5、运行机构电动机选择
5.1电机静功率：
………………………………………（13）
式中： —基准接电持续率时电动机的额定功率，Kw；
—克服运行阻力消耗的静功率，Kw；
则 ……………………（4）
圆整后取21.5mm。
2、钢丝绳安全系数计算：
………………………………………………………………………（5）
式中： -- 钢丝绳理论破断力，N；
—选用的钢丝绳直径，mm
-- 钢丝绳的抗拉强度极限， ；
-- 钢丝绳中金属丝截面与整个截面积的比值，与钢丝绳的结构有关，一般取0.45～0.55；
—轮缘附加摩擦系数， ；
—通过曲线轨道时的附加阻力系数，单边驱动时 、双边驱动时 ；
0.005的系数是考虑轨道的允许倾斜度为 时的轨道运行阻力系数。
—电动小车运行速度， ；
-- 运行机构总效率，取0.9；
—电动葫芦与吊载的总质量， ；
—加速时间， ；
首先计算运行总阻力：
电动葫芦运行小车因运行速度低。利用等级和载荷状态都不高，所以运行电动机不必验算过载和发热。取BZDY22-4 1.5Kw满足要求。
电动葫芦门式起重机16-21m+5+5
电动葫芦整机结构计算
文件编号：HY/MH16.21-A3
电动葫芦门式起重机结构计算书
MH16-21 A3
计算： 审核： 批准：
2012 年 11 月
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序
标准文件用纸
名 称 一、 基本参数 起重量:Q=16t 跨 度:L=21m 外悬 L=5m
电动葫芦整机结构计算
文件编号：HY/MH16.21-A3
由上所述，起重机的强度、刚度、稳定性满足设计要求。
四、 支腿结构计算 1、截面简图以及数据
截面基本尺寸 名称 支腿 支腿 支腿折算 上端 下端 0.654H 1427.5 6 6 385 6 1365.5 单 位 mm mm mm mm mm mm
盖板宽度（B） 1950 440 上盖板板厚（δ1） 6 6 下盖板板厚（δ3） 6 6 腹板高度（H） 385 385 腹板板厚（δ2） 6 6 腹板间隔（C） 1888 378 截面性质 名称 支腿上端 支腿下端
应力值满足设计要求。 经上述计算，主梁的强度计算合格，满足设计要求。 二、主梁静刚度的计算 1、主梁垂直静刚度 当小车位于跨中时，主梁的挠度按下式计算：
Y=
′ ′ P1 + P2 8× k + 3 × L3 × 48EIX 8 × k + 12 (8840 + 8840) * 21^3 8 × 0.776 + 3 = × 48 * 2.1* 810620 8 × 0.776 + 12 = 1.01cm Izl × H 810620 × 10216 K= = = 0.776 Izt × L 508140 × 21000
Gx + *Q 1680 + 16000 = kg 2 2
电动葫芦设计说明书
合肥工业大学课程设计说明书设计题目：电动葫芦学生姓名：张蒙祺学号：20070558专业班级：机械设计07-6指导教师：黄康赵小勇尤涛2011年1月22日摘要电动葫芦简称电葫芦,是一种轻小型起重设备。
应用领域：提升、牵移、装卸重物，如各种大中型砼、钢结构及机械设备的安装和移动，适用于建筑安装公司、厂矿的土木建筑工程及桥梁施工、电力、船舶、汽车制造、建筑、公路、桥梁、冶金、矿山、边坡隧道、井道治理防护等基础建设工程的机械设备。
关键词：起重机械电动葫芦Electric hoist is a kind of small lifting equipment .Application areas: promotion, led moving, loading and unloading heavy objects, such as various sized concrete, steel and mechanical equipment installation and mobile, for construction and installation companies, factories and mines in the civil construction and bridge construction, electricity, shipbuilding, automobile manufacturing , Buildings, roads, bridges, metallurgical, mining, slope tunnels, wells and other infrastructure construction management protection of mechanical equipment.Keywords：Lifting Mechanical Electric hoist目录1 引言 (5)2 设计任务书 (6)3 起升机构动力学计算 (7)3.1 钢丝绳最大拉力 (7)3.2 钢丝绳直径的计算与选择 (7)3.3 卷筒结构及尺寸计算与选择 (8)3.3.1 卷筒绳槽尺寸 (8)3.3.2 卷筒直径 (8)3.3.3 卷筒长度 (8)3.3.4 卷筒厚度 (9)3.3.5卷筒转速 (9)3.3.6 卷筒强度计算 (9)3.4 电动机选择 (10)3.4.1 电动机类型选择 (10)3.4.2 电动机容量的确定及发热校核 (11)4 传动系统设计及计算 (13)4.1 传动方案的拟定及传动比计算 (13)4.2 行星齿轮传动的齿数确定 (14)4.2.1 传动比条件 (14)4.2.2 通同心条件 (15)4.2.3 邻接条件 (15)4.2.4 装配条件 (16)4.2.5 齿数的确定 (16)5 传动装置的承载能力和效率计算 (16)5.1 行星齿轮传动的受力分析 (16)5.2 行星齿轮传动承载能力计算 (17)5.2.1按齿面接触强度计算小齿轮分度圆直径 (17)5.2.2 按齿轮弯曲强度计算齿轮模数 (18)5.3 行星齿轮传动的效率计算 (19)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。
关于电动葫芦的计算
关于自制电动葫芦的理论计算值已知：1.2KW煤电钻：煤电钻输出转矩：T0A=18.3N.m 转数：640/分煤电钻输出轴直径：D0=30㎜三角带规格：A型（b=13㎜，h=8㎜，内周长：1143㎜）D1=60㎜：实测煤钻输出轴皮带轮直径；D2=180㎜：为实测葫芦皮带轮直径；111：实测葫芦皮带轮旋转圈数；760㎜：实测葫芦皮带轮旋转圈数状况下起重链的移动距离；80㎜：实测葫芦起重链轮直径；F1=40000N/2（2为葫芦动滑轮传动比）=20000N传动效率：一般齿轮传动效率：η0A=0.97 滚动轴承传动效率：η0B=0.99 三角带传动传动效率：η1=0.95参照加工齿开式齿轮传动查葫芦传动效率：η2=0.95×0.98×0.99=0.921（考虑到葫芦内不止一级减速，综合后取0.85）动滑轮传动效率：η3=0.95动滑轮齿型链传动效率：η4=0.98蓄电瓶重量：40000N计算：1、三角带传动比：i1=180/60=32、葫芦自身传动比：i2=180×3.14159×111×/760=82.6煤钻输出轴功率：P0=1.2×0.97×0.97×0.99=1.12 KW 葫芦皮带轮的传动力矩；T1=9550×P1/n1=47.6N. m式中：P1=P0×η1=1.12×0.95=1.06KWn1=640/3=213.3 r/ min起重链轮处传动力矩：T2=9550×P2/ n2=9550×0.838/2.58=3101.8N. m式中：P2=P1×η2×η4=1.06×0.85×0.98=0.883 KWn2=213.3/82.6=2.58r/ min起重链轮处的线速度：V=n2×3.14159×0.08/60=0.0108m/s起重链轮起动重物需要的功率：P´=F1×V/1000η3=0.227KW因：P2> P´故满足要求。
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电动葫芦设计题目：根据下列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Q＝6t，起升高度H ＝9m，起升速度v＝8m／min，工作类型为中级：JC％＝25％，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．拟订传动方案采用图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+Q’=60000+0.02×60000=61200N起升机构总效率η0=η7η5η1=0.98×0.98×0.90=0.864故此电动机静功率按式(4-9)，并取系数K e＝0.90，故相应于JC％＝25％的电动机P jC=K e P0=0.90×9.44=8.5 kW按表4-3选ZD141-4型锥形转子电动机，功率P jc＝13 kW，转速n jc＝1400 r／min。
3．选择钢丝绳按式(4-1)。
钢丝绳的静拉力按式(4-3)，钢丝绳的破断拉力按标准[2]选用6×37钢丝绳，其直径d＝18mm，断面面积d＝89.49mm2，公称抗拉强度σ＝1770MPa，破断拉力Q s＝204200N。
4．计算卷简直径按式(4-4)，卷筒计算直径D0＝ed＝20×18＝360 mm按标准取D0＝355mm。
按式(4-6)，卷筒转速5．确定减速器总传动比及分配各级传动比总传动比这里n3为电动机转速，r／min。
在图4-3所示电动葫芦齿轮减速器传动比分配上没有一个固定的比例关系。
设计时可参考一般三级圆柱齿轮减速器按各级齿轮齿面接触强度相等，并获得较小外形尺寸和重量的分配原则来分配各级传动比，也可以参考现有系列结构参数拟定各级齿轮传动比和齿轮齿数(表4-2)。
现按表4-2，根据起重量Q，拟定各级传动比(图4-4)和齿数。
第一级传动比第二级传动比第三级传动比这里Z A、Z B、Z C、Z D、Z E和Z F分别代表图4-4中的齿轮A、B、C、D、E和F的齿数。
减速器实际总传动比i=i AB·i CD·i EF=5.92×3.58×4.54=96.22传动比相对误差Δi不超过土3％，适合。
6．计算各轴转速、功率和转矩 轴I(输入轴)： 轴Ⅱ(输入轴)： 轴Ⅲ(输入轴)： 轴Ⅳ(输入轴)：这里，各级齿轮传动效率取为0.97。
计算结果列于下表：(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，因此设计时应以抗弯强度为主，小轮应采用少齿数大模数原则，各轮齿数如前所述。
并初选螺旋角β＝9°。
●对于齿轮A 和B1．按齿面接触强度条件设计 小轮分度圆直径t d 1≥mm Z Z T K H EH e d t 213][12⎪⎪⎭⎫⎝⎛•+•σμμεφ确定式中各参数：(1)载荷系数K t 对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数K t ＝2。
(2)齿轮A 转矩T A T A ＝T 1＝64.39 ×103N ·mm 。
(3)齿宽系数φd 取φd =1。
(4)端面重合度εα 由资料显示或有关计算公式求得εα＝1.67。
(5)齿数比u 对减速传动，u ＝i ＝5.92。
(6)节点区域系数Z H Z H ＝2.47。
(7)材料弹性系数Z E Z E ＝189.8MPa 。
(8)材料许用接触应力[σ] H 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S H ＝1.25； ③接触强度寿命系数K HN ：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，其载荷图谱如图4-6所示，如用转矩了代替图中的载荷Q(因转矩了与载荷Q 成正比)，则当量接触应力循环次数为：对齿轮A ：式中 n 1——齿轮A(轴1)转速，n 1＝1400r ／min ； i ——序数，i ＝1，2，…，k ； t i ——各阶段载荷工作时间，h ，T i ——各阶段载荷齿轮所受的转矩，N ·m ；T max ——各阶段载荷中，齿轮所受的最大转矩，N ·m 。
故此N HA =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 ：查得接触强度寿命系数K HNA ＝1.08，K HNB ＝1.23。
由此得齿轮A 的许用接触应力 齿轮B 的许用接触应力因齿轮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t d 1≥23312538.18947.292.5192.567.111039.6422⎪⎭⎫⎝⎛⨯+⨯⨯⨯⨯=29.33 mm(9)计算：齿轮圆周速度 (10)精算载荷系数K查得工作情况系数K A ＝1.25。
按100v z 1＝10015.212⨯＝0.258查得动载荷系数K v ＝1.020齿间载荷分配系数K H α＝1.07。
齿向载荷分布系数K H β＝1.18。
故接触强度载荷系数K=K A K v K H αK H β=1.25×1.020×1.07×1.18=1.61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n m ≥⎪⎪⎭⎫⎝⎛F SaFa d Y Y z Y KT ][cos 22121σεφβαβ 确定式中各参数：(1)参数K 、T 1、β、φd 、z 1和εα各值大小同前。
(2)螺旋角影响系数Y β 因齿轮轴向重合度εβ＝0.318φd z 1tan β＝0.318 × 1×12×tan9°=0.604，查得Y β=0.96。
(3)齿形系数Y Fa 因当量齿数由电算式计算得齿形系数Y FaA ＝3.47，查表得Y FaB ＝2.24。
(4)应力校正系数Y Sa 根据电算公式(或查手册)得 (5)许用弯曲应力[σ]F式中σFlim ——试验齿轮弯曲疲劳极限，σFlim ＝850MPa ； S F ——弯曲强度安全系数，S F ＝1.5；K FN ——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 ：式中各符号含义同前。
仿照确定N HA 的方式，则得N FA =60×1400×6000×(16×0.20＋0.56×0.20＋0.256×0.10＋0.056×0.50)=1.02×108对齿轮B ：因N FA >N 0＝3×106，N FB >N 0＝3×106，故查得弯曲强度寿命系数K FA ＝1，K FB ＝1。
由此得齿轮A 、B 的许用弯曲应力式中系数0.70是考虑传动齿轮A 、B 正反向受载而引入的修正系数。
(6)比较两齿轮的比值Y Fa Y sa /[σ]F 对齿轮A ： 对齿轮B ：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m ≥21.239753.147.367.11219cos 96.01039.6461.122233=⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯⨯︒⨯⨯⨯⨯ 比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数m n ＝2.5mm 。
3．主要几何尺寸计算 (1)中心距a取中心距a AB ＝105mm 。
因为该对齿轮传动中，采用了变位传动，故中心距应为a ’=a+ym,其中⎪⎭⎫⎝⎛-'+=1cos cos 2)(21ααz z m ym ；又0038.11054.105cos cos cos cos =='='⇒=''a a a a αααα 即：()394.010038.12)7112(5.2=-+=ym ，故：mm ym a a AB AB 794.105=+='取中心距a AB ＝106mm 。
(2)精算螺旋角β()5394111062)7112(5.2arccos 2arccos'''︒=⨯+=+=AB B A n a z z m β=11.82625因β值与原估算值接近，不必修正参数εα、K α和Z H 。
(3)齿轮A 、B 的分度圆直径d (4)齿轮宽度b 齿轮B ： 齿轮A ：●对于齿轮C 和D1．按齿面接触强度条件设计 小轮分度圆直径IIt d ≥mm Z Z T K H EH d t 2II 3][12⎪⎪⎭⎫⎝⎛•+•σμμεφα确定式中各参数：(1)齿轮C 转矩T C T C ＝T II ＝361.81 ×103N ·mm 。
(2)端面重合度εα 由资料显示或有关计算公式求得εα＝1.46。
(3)齿数比u 对减速传动，u ＝i ＝3.58。
其余参数同轴I ，则有：N HC =60×236.47×6000×(13×0.20＋0.53×0.20＋0.253×0.10＋0.053×0.50)=1.929×107对齿轮D ：查得接触强度寿命系数K HNC ＝1.26，K HND ＝1.37。
由此得齿轮A 的许用接触应力 齿轮B 的许用接触应力因齿轮C 强度较弱，故以齿轮C 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t d II ≥2336.14618.18947.258.3158.346.111093.36422⎪⎭⎫⎝⎛⨯+⨯⨯⨯⨯=50.86 mm(9)计算：齿轮圆周速度 (10)精算载荷系数K查得工作情况系数K C ＝1.25。
按100v z II ＝100917.012⨯＝0.11查得动载荷系数K v ＝1.010齿间载荷分配系数K H α＝1.07。
齿向载荷分布系数K H β＝1.18。
故接触强度载荷系数K=K C K v K H αK H β=1.25×1.010×1.07×1.18=1.59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n m ≥⎪⎪⎭⎫⎝⎛F SaFa d Y Y z Y KT ][cos 2232II σεφβαβ 确定式中各参数：(1)参数K 、T II 、β、φd 、z 3和εα各值大小同前。