电动葫芦课程设计终稿要点

第 1 页 共 20 页 机械产品综合课程设计任务书

专业: 机械设计 班级: xxxxx 设计者: xxx 学号: xxxxxx

设计题目：电动葫芦传动装置采用 ② 设计（①三级直齿圆柱齿轮减速器；②三级斜齿圆柱齿轮减速器；③二级2K-H行星圆柱齿轮减速器；

设计电动葫芦传动装置采用三级斜齿圆柱齿轮减速器参考方案（见图）

图为三齿轮减速器的装配图。减速器的输入轴I和中间轴Ⅱ、Ⅲ均为齿轮轴，输出轴Ⅳ是空心轴，末级大齿轮和卷筒通过花键和轴相联。为了尽可能减小该轴左端轴承的径向尺寸，一般采用滚针轴承作支承。

原始数据：

起重量（t）G= 5t 起升高度(m) H= 24m 起、升速度(m／min) v= 8 m／min

钢丝绳直径(mm) d= 15.5mm

电动葫芦设计寿命为10年。

工作条件：

两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳，单向运转；三相交流电源，电压为380/220伏。

设计任务：1、电动葫芦装配图1张（0号或1号图纸）；

2、全部零件图

3、设计计算说明书1份

设计期限： 2013 年 01 月 04日 至 2013 年 01 月 19 日 第 2 页 共 20 页 颁发日期： 2012 年 12 月 30 日

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

00100060vQP

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

05100087.876010000.864PkW

按式PjCKePo，并取系数Ke＝0.90，故相应于JC％＝25％的电动机

PjC=KeP0=0.90×7.87=7.08 kW

按[1]表4-3选ZD141-4型锥形转子电动机，功率Pjc＝7.5 kW，转速njc＝1400 r／min。

3．选择钢丝绳

按[1]式(4-1)计算钢丝绳的静拉力 第 3 页 共 20 页 07510002602020.98QQNm

按[1]式(4-3)，钢丝绳的破断拉力

05.5260201684000.85snQQN

按[1]的标准[2]选用6×37钢丝绳，其直径d＝15.5mm，断面面积d＝89.49mm2，公称抗拉强度σ＝2000MPa，破断拉力Qs＝178500N。

4．计算卷简直径

按[1]式(4-4)，卷筒计算直径

D0＝ed＝20×15.5＝310 mm

按标准取D0＝300mm。

按[1]式(4-6)，卷筒转速

50100010008216.98/min3.14300vmnrD

5．确定减速器总传动比及分配各级传动比

总传动比

35140082.4516.98nin 这里n3为电动机转速，r／min。

分配各级传动比

第一级传动比

825.12516BABAziz

第二级传动比

623.87516CCDDziz

第三级传动比

664.12516EEFFziz

这里ZA、ZB、ZC、ZD、ZE和ZF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=iAB·iCD·iEF=5.1253.8754.12581.92

传动比相对误差

82.4581.920.64%82.45iiii

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)： 第 4 页 共 20 页 IIIII1400/minP7.865955095507.865T53.651400nnrkWPNmn

轴Ⅱ(输入轴)：

IIIIIIIIII1400273.17/min5.125P7.8650.977.629955095509.157T266.70273.17nrkWPNmn

轴Ⅲ(输入轴)：

IIIIIIIIIIIIIII273.1770.58/min3.875P7.6290.977.40955095508.882T1001.2770.58nrkWPNmn

轴Ⅳ(输入轴)：

IVIVIVIVIV70.5817.22/min4.125P7.400.977.18955095507.18T3981.9417.22nrkWPNmn

各级齿轮传动效率取为0.97。计算结果列于下表：

表 1：

轴I（输入轴） 轴Ⅱ 轴Ⅲ 轴Ⅳ

转速n（r/min） 1400 273.17 70.58 17.22

功率P（kW） 7.865 7.629 7.40 7.18

转矩T（N•m） 53.65 266.70 1001.27 3981.94

传动比 i 5.125 3.875 4.125

(二)高速级齿轮A、B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

td1≥32121[]tHEdeHKTZZmm 第 5 页 共 20 页 确定式中各参数：

(1) 端面重合度11221tantan'tantan'2aaZZ

其中:cosaZZZh ,且20,1,'hmm 求得:

12cos16cos20arccosarccos33.36162cos82cos20arccosarccos23.47822AaABaBZZZhZZZh

1.66

(2) 载荷系数Kt对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数Kt＝2。

(3)齿轮A转矩TA TA＝T1＝64.39 ×103N·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ZH 查《机械设计》图6.19得ZH＝2.47。

(7)材料弹性系数ZE 查《机械设计》ZE＝189.8MPa。

(8)材料许用接触应力[σ] H

HHNHSKlim][

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SH＝1.25；

③接触强度寿命系数KHN：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：

3max1160TTtnNikiiHA

式中 n1——齿轮A(轴1)转速，n1＝1400r／min；

i——序数，i＝1，2，…，k；

ti——各阶段载荷工作时间，h，

Ti——各阶段载荷齿轮所受的转矩，N·m；

Tmax——各阶段载荷中，齿轮所受的最大转矩，N·m。

故

NHA=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：

871.142101.86105.125HAHBABNN 第 6 页 共 20 页 查[3]得接触强度寿命系数KHNA＝1.18，KHNB＝1.27。

由此得齿轮A的许用接触应力

1.141450[]13221.25HAMPa

齿轮B的许用接触应力

1.271450[]14731.25HBMPa

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

td1≥3232253.65105.12512.47189.826.8911.665.1251322mm

(9)计算：齿轮圆周速度

113.14140026.892.0/601000601000ndms

(10)精算载荷系数K

查[3]表6.2得工作情况系数KA＝1.25。

按2/,vms8级精度查[3]图6.10得动载荷系数Kv＝1.12,齿间载荷分配系数KHα＝1.1,齿向载荷分布系数KHβ＝1.14。故接触强度载荷系数

1.251.121.11.141.76AVKKKKK

按实际载荷系数K修正齿轮分度圆直径

33111.7626.8925.752ttKddmmK

齿轮模数

11cos25.75cos121.5716ndmmmz

2．按齿根弯曲强度条件设计

齿轮模数

nm≥321212cos[]FaSadFKTYYYz

确定式中各参数：

(1)参数Kt＝2,TA＝T1＝64.39 ×103N·mm,φd=1, 1.66,116Z。

(2)螺旋角影响系数Yβ 因齿轮轴向重合度εβ＝0.318φdz1tanβ＝0.318 × 1×16×tan12°=1.08，查[3] 得Yβ=0.92。

(3)齿形系数YFa因当量齿数

221617.10coscos12AVAzz