电动葫芦课程设计计算说明书

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⨯''=

v

Q P

而总起重量

Q ”=Q+Q ’=50000+0.02×50000=51000N

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

0510008

7.876010000.864

P kW ⨯=

=⨯⨯

按式P jC Ke Po ≥，并取系数K e ＝0.90，故相应于JC ％＝25％的电动机

P jC =K e P 0=0.90×7.87=7.08 kW

按[1]表4-3选ZD 141-4型锥形转子电动机，功率P jc ＝7.5 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

0751000

2602020.98

Q Q N m η''=

==⨯ 按[1]式(4-3)，钢丝绳的破断拉力

[]0

5.526020

1684000.85

s n Q Q N ϕ

⨯≥

=

=

按[1]的标准[2]

选用6×37钢丝绳，其直径d ＝15.5mm ，断面面积d ＝89.49mm 2

，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 ＝20×15.5＝310 mm

按标准取D 0＝300mm 。

按[1]式(4-6)，卷筒转速

501000100082

16.98/min 3.14300

vm 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

35140082.4516.98

n 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 5.12516

B AB A z i z =

== 第二级传动比

62 3.87516

C C

D D z i z =

== 第三级传动比

66 4.12516

E E

F 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。

减速器实际总传动比

i =i AB ·i CD ·i EF =5.125 3.875 4.12581.92⨯⨯=

传动比相对误差

82.4581.92

0.64%82.45

i i i i '--∆=

==' Δi 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)：

I I I I I 1400/min P 7.865955095507.865

T 53.651400

n n r kW P N m n ===⨯=

==⋅

轴Ⅱ(输入轴)：

II II II II II 1400

273.17/min 5.125

P 7.8650.977.629955095509.157

T 266.70273.17

n r kW P N m n ===⨯=⨯=

==⋅

轴Ⅲ(输入轴)：

III III III III III 273.17

70.58/min 3.875

P 7.6290.977.40955095508.882

T 1001.2770.58

n r kW P N m n ===⨯=⨯=

==⋅

轴Ⅳ(输入轴)：

IV IV IV IV IV 70.58

17.22/min 4.125

P 7.400.977.189********.18

T 3981.9417.22

n r kW P N m n ===⨯=⨯=

==⋅

各级齿轮传动效率取为0.97。计算结果列于下表：

表 1：

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，因此以抗弯强度为主，初选螺旋角β＝12°。 1．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 E

H e d t 2

13

][12⎪⎪⎭

⎫

⎝⎛•+•σμμεφ

确定式中各参数：

(1) 端面重合度()()11221

tan tan 'tan tan '2a a Z Z επ∂=∂-∂+∂-∂⎡⎤⎣

⎦ 其中:cos a Z Z Z h

*

∂∂=

+ ,且20,1,'h mm *

∂==∂=∂ 求得: 12

cos 16cos 20

arccos arccos 33.36

162cos 82cos 20

arccos

arccos 23.47822

A a A

B a B Z Z Z h Z Z Z h **

∂⨯∂===++∂⨯∂===++

1.66ε∂=

(2) 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。

(3)齿轮A 转矩T A T A ＝T 1＝64.39 ×103

N ·mm 。 (4)齿宽系数φd 取φd =1。

(5)齿数比u 对减速传动，u ＝i ＝5.125。

(6)节点区域系数Z H 查《机械设计》图6.19得Z H ＝2.47。 (7)材料弹性系数Z E 查《机械设计》Z E ＝189.8MPa 。 (8)材料许用接触应力[σ] H

H

HN H S K lim

][σσ=

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[1]图4-6所示，用转矩T 代替图中的载荷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 ：

3

max 1160⎪⎪⎭

⎫

⎝⎛=∑=T T t n N i k

i i HA

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

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 ：

871.14210 1.86105.125

HA

HB AB

N N μ⨯=

==⨯

查[3]得接触强度寿命系数K HNA ＝1.18，K HNB ＝1.27。