1、機械產(chǎn)品綜合課程設(shè)計,電動葫蘆設(shè)計,一、概述 電動葫蘆是一種起重機械設(shè)備，它可安裝在鋼軌上，亦可配在某些起重機械上使用(如電動單梁橋式起重機、龍門起重機、搖臂起重機等)。由于它具有體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊和操作方便等優(yōu)點，因此是廠礦、碼頭、倉庫等常用的起重設(shè)備之一。 電動葫蘆以起重量為0.55t、起重高度為30m以下者居多。如圖4-1所示的電動葫蘆主要由電動機(帶制動器)、減速器、鋼絲繩及卷筒、導(dǎo)繩器、吊鉤及滑輪、行車機構(gòu)和操縱按鈕等組成。,1-減速器；2-行車機構(gòu)；3-電動機； 4-導(dǎo)繩器；5-鋼絲繩及卷筒； 6-操縱按鈕；7-吊鉤及滑輪,電動葫蘆起升機構(gòu)如圖4-2所示。它由電動機通過聯(lián)軸器

2、直接帶動齒輪減速器的輸入軸，通過齒輪減速器末級大齒輪帶動輸出軸(空心軸)，驅(qū)動卷筒轉(zhuǎn)動，從而使吊鉤起升或下降，其傳動系統(tǒng)如圖4-3所示。,圖4-2 電動葫蘆起升機構(gòu)示意圖 1-減速器，2-輸出軸，3-輸入軸，4-聯(lián)軸器，5-電動機，6-制動器；7-彈簧， 8-鋼絲繩：9-卷筒,圖4-3 電動葫蘆起升機構(gòu)傳動系統(tǒng),減速器部件,鋼絲繩及卷筒部件,圖4-4為齒輪減速器的裝配圖。減速器的輸入軸I和中間軸、均為齒輪軸，輸出軸是空心軸，末級大齒輪和卷筒通過花鍵和軸相聯(lián)。為了盡可能減小該軸左端軸承的徑向尺寸，一般采用滾針軸承作支承。,圖4-4 齒輪減速器的裝配圖,1-齒輪(B)；2-中間軸()，3一端蓋板；

3、4一滾針軸承；5-通氣孔；6-箱座；7-箱蓋；8-齒輪(F)；19-球軸承，10-擋圈；11-輸出軸()：12-輸入軸()；13-卷筒,圖4-4 齒輪減速器的裝配圖 17-套筒；18-中間軸()；19-齒輪(D),圖4-4 齒輪減速器的裝配圖,二、設(shè)計計算 設(shè)計電動葫蘆齒輪減速器，一般已知條件為： 起重量Q(t)、起升速度v(mmin)、起升高度H(m)、電動葫蘆工作類型及工作環(huán)境等。 對起重機械，按其載荷特性和工作忙閑程度，一般分為輕級、中級、重級和特重級。對電動葫蘆一般取為中級，其相應(yīng)負荷持續(xù)率JC值為25。部分電動葫蘆及其減速器主要參數(shù)見表4-1和表4-2。,表4-1 電動葫蘆主要參數(shù),

4、表4-2 電動葫蘆減速器齒輪主要參數(shù),注：表中所有齒輪壓力角n=20，螺旋角=80634。,電動葫蘆齒輪減速器的設(shè)計內(nèi)容包括： 1、擬訂傳動方案， 2、選擇電動機及進行運動和動力計算， 3、減速器主要零件，包括齒輪、軸、軸承和花鍵聯(lián)接等的工作能力計算。 也可根據(jù)現(xiàn)有資料(表4-l、表4-2)采用類比法選用合適的參數(shù)進行校核計算。,式中 Q”總起重量，N； Q 起重量(公稱重量)，N； Q吊具重量，N，一般取Q=0.02Q； m 滑輪組倍率。對單聯(lián)滑輪組，倍率等于支承重量Q的鋼絲繩分支數(shù)，如圖4-3結(jié)構(gòu)所示，m2； 7 滑輪組效率，70.980.99。 鋼絲繩的破斷拉力,(一)確定鋼絲繩及卷筒直

5、徑，選擇電動機 1選擇鋼絲繩,根據(jù)圖4-3，鋼絲繩的靜拉力,Q”Q+Q,式中 n許用安全系數(shù)。對工作類型為中級的電動葫蘆，n5.5；,根據(jù)工作條件及鋼絲繩的破斷拉力QS，即可由有關(guān)標準或手冊選取鋼絲繩直徑d。 也可根據(jù)起重量Q按表4-1選定鋼絲繩直徑，必要時加以校核。,2計算卷筒直徑和轉(zhuǎn)速 如圖4-5所示，卷筒計算直徑 D0edD+d mm (4-4) D(e-1)d mm (4-5) 式中 d鋼絲繩直徑，mm； e直徑比，e D0d，對電動葫蘆，取e20； D卷筒最小直徑(槽底直徑)，mm， 求出卷筒計算直徑D0后，應(yīng)圓整為標準直徑。卷筒的標準直徑系列為： 300，400，500，600，7

6、00，800，900，單位為mm。 卷筒轉(zhuǎn)速 (4-6),這里v為起升速度(mmin)，其余符號含義同前。,圖4-5卷筒直徑,3選擇起重電動機,式中Q“總起重量N； v起升速度，mmin； 0起升機構(gòu)總效率； 7滑輪組效率，一般70.980.99； 5卷筒效率，50.98； 1齒輪減速器效率，可取為0.900.92。 為保證電動機的使用性能，并滿足起重機的工作要求，應(yīng)選擇相應(yīng)于電動葫蘆工作類型(JC值)的電動機，其功率的計算公式為：,式中 Ke起升機構(gòu)按靜功率初選電動機時的系數(shù)，對輕級起重機為0.700.80，中級為0.800.90，重級為0.90l，特重級為1.11.2。,起重電動機的靜功率

7、,根據(jù)功率Pjc從有關(guān)標準(表4-3)選取與工作類型相吻合的電動機，并從中查出所選電動機相應(yīng)的功率和轉(zhuǎn)速。也可根據(jù)起重量按表4-1選取，然后按靜功率進行校核計算。,表4-3 錐形轉(zhuǎn)子異步電動機(ZD型),注：引自機械產(chǎn)品目錄)第19冊，機械工業(yè)出版社，1985年。,電機尺寸見附錄表,(二)計算減速器的載荷和作用力 1計算減速器的載荷 工作時，由于電動葫蘆提升機構(gòu)齒輪減速器承受不穩(wěn)定循環(huán)變載荷，因此在對零件進行疲勞強度計算時，如果缺乏有關(guān)工作載荷記錄的統(tǒng)計資料，對工作載荷類型為中級的電動葫蘆，可以圖4-6所示的典型載荷圖作為計算依據(jù)。 零件在使用壽命以內(nèi)，實際總工作時數(shù),式中 L使用壽命(年)，

8、齒輪壽命定為10年，滾動軸承壽命為5年； t0每年工作小時數(shù)h，t0 2000h； JC機構(gòu)工作類型，對電動葫蘆可取JC值為25。 故此，電動葫蘆減速器中齒輪的使用壽命可按5000h計算，滾動軸承按2500h計算。,圖4-6 電動葫蘆載荷圖(工作類型：中級) Ql 額定載荷；t 周期,20%時間為滿載荷,電動葫蘆起升機構(gòu)載荷有如下特點： (1)重物起升或下降時，在驅(qū)動機構(gòu)中由鋼絲繩拉力產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩方向不變，即轉(zhuǎn)矩為單向作用； (2)由于懸掛系統(tǒng)中的鋼絲繩具有撓性，因重物慣性而產(chǎn)生的附加轉(zhuǎn)矩對機構(gòu)影響不大(一般不超過靜力矩的10)，故由此而產(chǎn)生的外部附加動載荷在進行機械零件強度計算時，可由選定工作

9、狀況系數(shù)K?；蛟S用應(yīng)力來考慮。 (3)機構(gòu)的起升加速時間和制動減速時間相對于恒速穩(wěn)定工作時間是短暫的，因此在進行零件疲勞強度計算時可不考慮。但由此而產(chǎn)生的短時過載，則應(yīng)對零件進行靜強度校核計算。,電動機軸上的最大轉(zhuǎn)矩Tmax為計算依據(jù)。電動機軸上的最大轉(zhuǎn)矩,式中：,過載系數(shù)，是電動機最大轉(zhuǎn)矩與JC值為25時電動機額定轉(zhuǎn)矩之比，對電動葫蘆，可取3.1；,Pjc JC值為25時電動機的額定功率，kW； njc JC值為25時電動機轉(zhuǎn)速，rmin。,2分析作用力 為使結(jié)構(gòu)緊湊，電動葫蘆齒輪減速器的幾根軸一般不采用平面展開式布置，而是采用如圖4-7所示的、軸心為三角形頂點的布置形式。圖中O()、O、O

10、分別為軸I()、的軸心，因而各軸作用力分析比較復(fù)雜。 當各級齒輪中心距aAB、aCD和aEF確定后，即可根據(jù)余弦定理，由下式求得中心線間的夾角，即,圖4-7 減速器齒輪的布置,圖4-8所示為減速器齒輪和軸的作用力分析。其中齒輪圓周力Ft徑向力Fr和軸向力Fa。均可由有關(guān)計算公式求得。 如圖4-8b所示，輸出軸為空心軸，它被支承在軸承a、b上。輸入軸穿過軸的軸孔，其一端支承在軸孔中的軸承d上，另一端支承在軸承c上。作用于輸出軸上的力有： (1)齒輪F上的圓周力FtF、徑向力FrF和軸向力FaF； (2)對于圖示的單滑輪，卷筒作用于輸出軸上的力為R，當重物移至卷筒靠近齒輪F一側(cè)的極端位置時，R達到

11、最大值： (3)在軸承d處輸入軸作用于輸出軸的徑向力Rdm和Rdn(圖4-9)。,圖4-9 力的坐標變換,d,a,b,c,圖4-8 減速器齒輪和軸的作用力 (a) 齒輪作用力 (b) 軸和軸的作用力,R,a,b,c,d,由于(1)、(2)中所述的作用力FtF、FrF、FaF和R都位于同一平面或互相垂直的平面內(nèi)，且在xdy坐標系中(圖4-9)。而(3)中所述的力Rdm和Rdn分布在mdn坐標系統(tǒng)內(nèi)，兩坐標系間的夾角1。因此計算在軸承d處軸對軸的作用力時，必須把mdn坐標系統(tǒng)內(nèi)的支反力Rdm和Rdn換算為xdy坐標系統(tǒng)內(nèi)的支反力，其方法如下：,圖4-9 力的坐標變換,式中的Rdm和Rdn應(yīng)代入相應(yīng)

12、的正負號。,這樣，Rdx和Rdy就與齒輪F上的作用力及重物對輸出軸的作用力處在同一坐標系統(tǒng)內(nèi)。這就可以在xdy坐標系統(tǒng)內(nèi)進行力的分析和計算。,軸和軸的作用力分析可按上述方法參照進行。,解： (一)擬訂傳動方案，選擇電動機及計算運動和動力參數(shù) 1擬訂傳動方案 采用圖4-l所示傳動方案，為了減小齒輪減速器結(jié)構(gòu)尺寸和重量，應(yīng)用斜齒圓柱齒輪傳動。 2選擇電動機 按式(4-2)、式(4-7)和式(4-8)，起升機構(gòu)靜功率,三、實例 例題4-1根據(jù)下列條件設(shè)計電動葫蘆起升機構(gòu)的齒輪減速器。已知：額定起重量Q5t，起升高度H6m，起升速度v8mmin，工作類型為中級：JC25，電動葫蘆用于機械加工車間，交流

13、電源(380V)。,而總起重量 Q”=Q+Q=50000+0.250000=51000N 起升機構(gòu)總效率 0=751=0.980.980.90=0.864 故此電動機靜功率,按式(4-9)，并取系數(shù)Ke0.90，故相應(yīng)于JC25的電動機,按表4-3選ZD141-4型錐形轉(zhuǎn)子電動機，功率Pjc7.5 kW，轉(zhuǎn)速njc1400rmin。,3選擇鋼絲繩 按式(4-1)。鋼絲繩的靜拉力,按式(4-3)，鋼絲繩的破斷拉力,按標準選用637鋼絲繩，其直徑d15.5mm，斷面面積 d89.49mm2，公稱抗拉強度2000MPa，破斷拉力 Qs178500N。,4計算卷簡直徑,按式(4-4)，卷筒計算直徑 D

14、0ed2015.5310 mm 按標準取D0300mm。 按式(4-6)，卷筒轉(zhuǎn)速,5確定減速器總傳動比及分配各級傳動比 總傳動比,這里n3為電動機轉(zhuǎn)速，rmin。,擬定各級傳動比(圖4-4)和齒數(shù)。,第一級傳動比,第二級傳動比,第三級傳動比,傳動比相對誤差,軸1(輸入軸)：,6計算各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩,這里，各級齒輪傳動效率取為0.97。仿此方法，可以計算軸、軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩。計算結(jié)果列于下表：,(二)高速級齒輪傳動設(shè)計 因起重機起升機構(gòu)的齒輪所承受載荷為沖擊性質(zhì)，為使結(jié)構(gòu)緊湊，齒輪材料均用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度HRC5862，材料抗拉強度B=1100MPa，屈服極限s=8

15、50MPa。齒輪精度選為8級(GBl009588)。,1按齒面接觸強度條件設(shè)計 ,2按齒根彎曲強度條件設(shè)計 ,比較上述兩種設(shè)計準則的計算結(jié)果，應(yīng)取齒輪標準模數(shù) mn2.5mm,取中心距aAB101mm。 (2)精算螺旋角,3主要幾何尺寸計算 (1)中心距a,初選螺旋角=9,(3)齒輪A、B的分度圓直徑d,(4)齒輪寬度b 齒輪B：,齒輪A：,同理，可對齒輪C和D、E和F進行設(shè)計計算。,(三)計算軸 1計算軸的直徑 軸材料選用20CrMnTi，按下式估算空心軸外徑：,式中 P軸傳遞功率，P7.18kW； n軸轉(zhuǎn)遞，n17.22rmin； 空心軸內(nèi)徑與外徑之比，可取為0.5； A0系數(shù)，對20Cr

16、MnTi，可取A0107。 代入各值，則,取d85mm，并以此作為軸(裝齒輪F至裝卷筒段)最小外徑，并按軸上零件相互關(guān)系設(shè)計軸 。,圖4-10 軸I與軸IV的結(jié)構(gòu),d,a,b,c,2分析軸上的作用力 軸上的作用力如圖4-11所示，各力計算如下： (1)齒輪F對軸上的作用力 因本題未對齒輪F進行設(shè)計計算，現(xiàn)借用表4-2數(shù)據(jù)，取齒數(shù)zF45，模數(shù)mn=6mm，螺旋角8634，故分度圓直徑,圓周力,徑向力,軸向力,(2)卷筒對軸上的徑向作用力R,圖4-11 軸的作用力分析,當重物移至靠近軸的右端極限位置時，卷筒作用于軸上e點的力R達到最大值，近似取,1.02是表示吊具重量估計為起重量的2,(3)軸I在支承d處對軸上的徑向作用力Rdn和Rdm， 軸I的作用力分析如圖4-12所示。,如果略去軸I上聯(lián)軸器附加力的影響，齒輪A作用于軸1上的力有： 圓周力,圖4-12 軸I的作用力分析,徑向力,軸向力,由圖4-10按結(jié)構(gòu)取L312mm，L134mm。 求垂直平面(mcd面)上的支反力：,求水平面(ncd面)上的支反力：,對軸來說，Rdm與Rdn的方向應(yīng)與圖4-12所示的相反。 由于上述的力分別作用于xdy坐標系內(nèi)和ndm坐標系內(nèi)，兩坐標間的夾角為1，因此要把nd