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

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目录

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=10000×(4/60)/1000=

=××××××× =

电动机功率：

d p =w p /总η==

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A k =故

p ≥d p =

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：

卷筒n =2L v /πd (L v 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:

2L v ×（±）=±min （采用一段固定的动滑轮结构）

故卷筒转速 卷筒n =2L v ×（±）/πd=±即≤卷筒n ≤min

传动比总u =电机n /卷筒n =1380/（±）

即≤总u ≤取总u =

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：

u 1=4，u 2 =，u 3=

(2) 运动及动力参数的计算

计算各轴的转速： 0轴： n 0= n 电机=1380r/min

Ⅰ轴: n Ⅰ=1380r/min Ⅱ轴: n Ⅱ=345 r/min Ⅲ轴: n Ⅲ= r/min Ⅳ轴： n Ⅳ= r/min Ⅴ轴: n V = r/min

计算各轴的输入功率： 0轴： P 0=

Ⅰ轴: P Ⅰ= P 0Ⅰ与电机η= Ⅱ轴: P Ⅱ= P ⅠⅡ与Ⅰη= Ⅲ轴: P Ⅲ= P ⅡⅢ与Ⅱη= Ⅳ轴： P Ⅳ= P Ⅲ输出轴与Ⅲη= Ⅴ轴： P Ⅴ= P Ⅳ筒与输出轴η=

计算各轴的输入转矩： 0轴： T 0=×6

100

n p = Nmm Ⅰ轴: T 1=×6

101

1

n p = Nmm Ⅱ轴: T 2=×6

102

2

n p = Nmm Ⅲ轴: T 3=×6

103

3

n p = Nmm Ⅳ轴： T 4=×6

104

4

n p = Nmm Ⅴ轴： T 5=×6

105

5

n p = Nmm 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

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 ，1HB =280； 大齿轮材料为45号钢，2HB ＝240。1HB —2HB ＝40，合适。 （4）选取小齿轮齿数z 1＝20;大齿轮齿数z 2＝uz 1=80 （5）选取螺旋角。初选螺旋角β=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H Z =

由图10-26差得1αε=，2αε=，则αε=1αε+2αε=

T t =×105P1/n1=×105×1380 N ·mm =·mm

由[1]P205表10—7选取φd =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Z E =

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

σ

lim1

=600MPa , σ

lim2

=550 MPa 。

由公式 N=60njL h

N 1=60×1380×1×(3200)=×108 N 2=N 1/u =×108/4=×108

图10-19查得接触疲劳强度K HN1= K HN2= 计算接触疲劳应力

取失效概率为1%，安全系数S=1

[]1H σ= K HN1·σ

lim1

/S =×600/1=540 MPa. []2H σ= K HN2σ

lim2

/S =×550= MPa

[]H σ=[][]2

21H H σσ+=2

5.522540+= MPa

（2)计算

1)计算小齿轮分度圆直径d1t 代入[ó]中较小的值