电动葫芦专业课程设计设计计算说明指导书.doc

设计计算阐明书
(一)拟订传动方案，选取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构造尺寸和重量，应用斜齿圆柱齿轮传动。

2．选取电动机
计算起升机构静功率

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

按式PjC，并取系数Ke＝0.90，故相应于JC％＝25％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．选取钢丝绳
按[1]式(4-1)计算钢丝绳静拉力

按[1]式(4-3)，钢丝绳破断拉力

按[1]原则[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＝MPa，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
按原则取D0＝300mm。
按[1]式(4-6)，卷筒转速

5．拟定减速器总传动比及分派各级传动比
总传动比
这里n3为电动机转速，r／min。
分派各级传动比
第一级传动比

第二级传动比

第三级传动比

这里ZA、ZB、ZC、ZD、ZE和ZF分别代表齿轮A、B、C、D、E和F齿数。
减速器实际总传动比
i=iAB·iCD·iEF=
传动比相对误差

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)：

轴Ⅱ(输入轴)：

轴Ⅲ(输入轴)：

轴Ⅳ(输入轴)：

各级齿轮传动效率取为0.97。计算成果列于下表：
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)高速级齿轮传动设计
因起重机起升机构齿轮所承受载荷为冲击性质，为使构造紧凑，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，因而以抗弯强度为主，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
≥
拟定式中各参数：
(1) 端面重叠度
其中：,且 求得:

(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＝189.8。
(8)材料许用接触应力[σ] H

式中参数如下：
①实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：因电动葫芦齿轮是在变载条件下工作，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：

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转矩，N·m；
Tmax——各阶段载荷中，齿轮所受最大转矩，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：

查[3]得接触强度寿命系数KHNA＝1.18，KHNB＝1.27。
由此得齿轮A许用接触应力

齿轮B许用接触应力

因齿轮A强度较弱，故以齿轮A为计算根据。
把上述各值代入设计公式，得小齿轮分度圆直径
≥
(9)计算：齿轮圆周速度

(10)精算载荷系数K
查[3]表6.2得工作状况系数KA＝1.25。
按8级精度查[3]图6.10得动载荷系数Kv＝1.12,齿间载荷分派系数KHα＝1.1,齿向载荷分布系数KHβ＝1.14。故接触强度载荷系数

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
≥
拟定式中各参数：
(1)参数Kt＝2,TA＝T1＝64.39 ×103N·mm,φd=1，,。
(2)螺旋角影响系数Yβ 因齿轮轴向重叠度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

查[3] 表6.4 得 齿形系数YFaA＝2.97，YFaB＝2.21；＝1.52，＝1.78
(4)许用弯曲应力[σ]F

式中σFlim——实验齿轮弯曲疲劳极限，σFlim＝850MPa；
SF——弯曲强度安全系数，SF＝1.5；
KFN——弯曲强度寿命系数，与当量弯曲应力循环次数关于。
对齿轮A：

式中各符号含义同前。仿照拟定NHA方式，则得

对齿轮B：

因NFA>N0＝3×106，NFB>N0＝3×106，故查得弯曲强度寿命系数KFA＝1，KFB＝1。
由此得齿轮A、B许用弯曲应力

式中系数=0.70是考虑传动齿轮A、B正反向受载而引入修正系数。
(6)比较两齿轮比值
对齿轮A：

对齿轮B：

两轮相比，阐明A轮弯曲强度较弱，故应以A轮为计算根据。
(7)按弯曲强度条件计算齿轮模数m
把上述各值代入前述设计公式，则得

=1.77mm
比较上述两种设计准则计算成果，应取齿轮原则模数mn＝2mm。
3．重要几何尺寸计算
(1)中心距a

取中心距。
(2)精算螺旋角β

因β值与原估算值接近，不必修正参数εα、Kα和ZH。
(3)齿轮A、B分度圆直径d

(4)齿轮宽度b

同理，可对齿轮C和D、E和F进行设计计算，计算成果列于下表：
表 2：
尺寸 齿轮
A
B
C
D
E
F
传动比i
5.125
3.875
4.125
模数m
2
3
4
螺旋角ß
11°28′42"
10°34′47"
10°52′36"
中心距a/mm
100
120
167
齿数Z
16
82
16
62
16
66
d/mm
Φ32.65
Φ167.35
Φ48.83
Φ189.22
Φ65.15
Φ268.75
Da/mm
Φ36.65
Φ171.35
Φ54.83
Φ195.22
Φ73.15
Φ274.75
齿厚b/mm
38
33
54
49
71
66

(三)计算轴Ⅳ
1．计算轴Ⅳ直径
轴材料选用20CrMnTi，按下式估算空心轴外径：
mm
式中 P——轴Ⅳ传递功率，P＝7.18kW；
n——轴Ⅳ转递，n＝17.22r／min；
β——空心轴内径与外径之比，可取为0.5；
A0——系数，对20CrMnTi，可取A0＝107。
代入各值，则
mm
取d＝85mm，并以此作为轴Ⅳ(装齿轮F至装卷筒段)最小外径，并按轴上零件互有关系设计轴。轴Ⅳ构造如图1所示。

图1： 轴I与轴IV构造
2．分析轴Ⅳ上作用力
轴Ⅳ上作用力如图2所示，各力计算如下：
(1)齿轮F对轴Ⅳ上作用力
齿轮F齿数zF＝66，模数mn=4mm，螺旋角β＝10°52′36"，分度圆直径d=Φ268.75mm

圆周力
径向力
轴向力
(2)卷筒对轴Ⅳ上径向作用力R

图2： 轴ⅳ作用力分析
当重物移至接近轴Ⅳ右端极限位置时，卷筒作用于轴Ⅳ上e点力R达到最大值，近似取

这里系数1.02是表达吊具重量预计为起重量2％。
(3)轴I在支承d处对轴Ⅳ上径向作用力Rdn和Rdm，
轴I作用力分析如图3所示。
如果略去轴I上联轴器附加力影响，齿轮A作用于轴1上力有：
圆周力
径向力 (β＝8°6′34”)
轴向力
由图1按构造取L＝312mm，L1＝34mm。
求垂直平面(mcd面)上支反力：

求水平面(ncd面)上支反力：

对轴Ⅳ来说，Rdm与Rdn方向应与图3所示相反。
由于上述力分别作用于xdy坐标系内和ndm坐标系内，两坐标间夹角为θ1，因而要把ndm坐标系内力Rdn和Rdm换算为xdy坐标系内力Rdx和Rdy。
由[1]式(4-12)得两坐标系间夹角([1] 图4-7) 代入数据得：

图3： 轴I作用力分析
依照[1] 式(4-13)和[3] 图4-9，得力Rdn和Rdm在坐标xdy上投影
（与x轴方向相反）

把上述求得力标注在轴Ⅳ空间受力图上(图2)。
3．计算轴上危险截面弯矩、转矩和合成弯矩
依照上述数据和轴上支点a、b处支反力，可计算轴上危险截面弯矩、转矩和合成弯矩。
(然后验算轴安全系数。确认安全系数后，即可绘制轴零件工作图。轴承可按惯用办法选用和计算，从略。)
4．轴I、Ⅱ、Ⅲ设计计算
轴直径计算成果如下：
表3： 单位：mm

轴I（输入轴）
轴Ⅱ
轴Ⅲ
轴Ⅳ
最小直径
Φ19.4
Φ33.2
Φ51.54
Φ82
优选直径
Φ22
Φ36
Φ56
Φ85

(四)绘制装配图和零件工作图

参照文献
[1] 王贤民 主编，机械产品综合课程设计，南京：南京工程学院，
[2] 朱 理 主编，机械原理，北京：高等教诲出版社，
[3] 徐锦康 主编，机械设计，北京：高等教诲出版社，
[4] 叶伟昌 主编，机械工程及自动化简要设计手册，上册[M]，北京：机械工业出版社，