電動葫蘆設(shè)計課程設(shè)計

1、<p>　　機械產(chǎn)品綜合課程設(shè)計</p><p><b>　　機械工程學院</b></p><p><b>　　2013年9月</b></p><p><b>　　電動葫蘆設(shè)計</b></p><p><b>　　一、概述</b></p&g

2、t;<p>　　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。</p><p>　　電動葫蘆以起重量為0.5～5t、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、導繩器、吊鉤

3、及滑輪、行車機構(gòu)和操縱按鈕等組成。</p><p>　　圖4-1 電動葫蘆</p><p>　　1-減速器；2-行車機構(gòu)；3-電動機；4-導繩器；5-鋼絲繩及卷筒；6-操縱按鈕；7-吊鉤及滑輪</p><p>　　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

4、升或下降，其傳動系統(tǒng)如圖4-3所示。</p><p>　　圖4-2 電動葫蘆起升機構(gòu)示意圖</p><p>　　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</p><p>　　圖4-3 電動葫蘆起升機構(gòu)傳動系統(tǒng)</p><p>　　如圖4-2所示，齒輪減速器具有三級斜齒圓柱齒輪傳

5、動。為便于裝拆，通常制成部件，并通過螺栓固緊在卷筒的外殼上。為使結(jié)構(gòu)緊湊和降低重量，每級小齒輪的齒數(shù)選得較少，所有齒輪均用強度較高、并經(jīng)熱處理的合金鋼制成。</p><p>　　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Ⅱ、Ⅲ均為齒輪軸，輸出軸Ⅳ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。</p><p>　　電動機

6、采用特制的錐形轉(zhuǎn)子電動機。如圖4-2所示，它的一端裝有常閉型錐形摩擦盤制動器。當電動機通電時，由于轉(zhuǎn)子的磁力作用，使電動機轉(zhuǎn)子向右作軸向移動，制動彈簧7被壓縮，制動輪離開制動器的錐面，失去制動作用，電動機即開始轉(zhuǎn)動，同時卷筒作相應(yīng)的轉(zhuǎn)動。當電動機斷電時，軸向磁力消失，制動輪在彈簧力作用下向左作軸向移動，使制動器錐面接合，產(chǎn)生制動力矩，使整機停止運動。</p><p><b>　　二、設(shè)計計算</b

7、></p><p>　　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(m／min)、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。</p><p>　　表4-1 電動葫蘆主要參

8、數(shù)</p><p>　　圖4-4 電動葫蘆減速器</p><p>　　1-齒輪(B)；2-中間軸(Ⅱ)，3一端蓋板；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(Ⅳ)：12-輸入軸(Ⅰ)；13-卷筒； 14-定位銷；15-螺栓；16-放油塞；17-套筒；18-中間軸(Ⅲ)；19-齒輪(D)</p><p>　

9、　表4-2 電動葫蘆減速器齒輪主要參數(shù)</p><p>　　注：表中所有齒輪壓力角αn=20°，螺旋角β=8°06'34''。</p><p>　　電動葫蘆齒輪減速器的設(shè)計內(nèi)容包括：擬訂傳動方案，選擇電動機及進行運動和動力計算，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

10、的參數(shù)進行校核計算。</p><p>　　現(xiàn)把其中一些設(shè)計計算要點簡述如下：</p><p>　　(一)確定鋼絲繩及卷筒直徑，選擇電動機</p><p><b>　　1．選擇鋼絲繩</b></p><p>　　根據(jù)圖4-3，鋼絲繩的靜拉力</p><p><b>　　(4-1)</

11、b></p><p>　　而 Q”＝Q+Q’ (4-2)</p><p>　　式中 Q”——總起重量，N；</p><p>　　Q——起重量(公稱重量)，N；</p><p>　　Q’——吊具重

12、量，N，一般取Q’=0.02Q；</p><p>　　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，m＝2；</p><p>　　η7——滑輪組效率，η7＝0.98～0.99。</p><p><b>　　鋼絲繩的破斷拉力</b></p><p><b>　　(4-3)&

13、lt;/b></p><p>　　式中 [n]——許用安全系數(shù)。對工作類型為中級的電動葫蘆，[n]＝5.5；</p><p>　　—換算系數(shù)，—0.80～0.90。</p><p>　　根據(jù)工作條件及鋼絲繩的破斷拉力，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。</p><p>　　

14、2．計算卷筒直徑和轉(zhuǎn)速</p><p>　　如圖4-5所示，卷筒計算直徑</p><p>　　D0＝ed＝D+d mm (4-4)</p><p>　　D＝(e-1)d mm (4-5)</p><p>

15、　　式中 d——鋼絲繩直徑，mm；</p><p>　　e——直徑比，e ＝D0／d，對電動葫蘆，取e＝20；</p><p>　　D——卷筒最小直徑(槽底直徑)，mm，</p><p>　　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：300，400，500，600，700，800，900，……，單位為mm。</p><p&

16、gt;<b>　　卷筒轉(zhuǎn)速</b></p><p><b>　　(4-6)</b></p><p>　　這里v為起升速度(m／min)，其余符號含義同前。</p><p><b>　　3．選擇起重電動機</b></p><p><b>　　起重電動機的靜功率</

17、b></p><p><b>　　(4-7)</b></p><p><b>　　(4-8)</b></p><p>　　式中Q“——總起重量(式(4-2))，N；</p><p>　　v——起升速度，m／min；</p><p>　　η0——起升機構(gòu)總效率；</

18、p><p>　　η7——滑輪組效率，一般η7＝0.98～0.99；</p><p>　　η5——卷筒效率，η5＝0.98；</p><p>　　η1——齒輪減速器效率，可取為0.90～0.92。</p><p>　　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：</p&

19、gt;<p><b>　　(4-9)</b></p><p>　　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0.70～0.80，中級為0.80～ 0.90，重級為0.90～l，特重級為1.1～1.2。</p><p>　　圖4-5 卷筒直徑</p><p>　　根據(jù)功率Pjc從有關(guān)標準(表4-3)選

20、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。</p><p>　　表4-3 錐形轉(zhuǎn)子異步電動機(ZD型)</p><p>　　注：引自《機械產(chǎn)品目錄)第19冊，機械工業(yè)出版社，1985年。</p><p>　　(二)計算減速器的載荷和作用力</p><p>　　1

21、．計算減速器的載荷</p><p>　　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)。</p><p>　　零件在使用壽命以內(nèi)，實際總工作時數(shù)</p><p><b>　　(4-10)</b>

22、;</p><p>　　式中 L——使用壽命(年)，根據(jù)起重機有關(guān)技術(shù)規(guī)定，對工作類型為中級的電動葫蘆，齒輪壽命定為10年，滾動軸承壽命為5年；</p><p>　　t0——每年工作小時數(shù)，h，工作類型為中級時，t0 ＝2000h；</p><p>　　JC％——機構(gòu)工作類型，對電動葫蘆可取JC％值為25％。</p><p>　　故此，根據(jù)

23、式(4-10)，在電動葫蘆減速器中．齒輪的使用壽命可按5000h計算，滾動軸承按2500h計算。</p><p>　　電動葫蘆起升機構(gòu)載荷有如下特點：</p><p>　　(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；</p><p>　　(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

24、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，可由選定工作狀況系數(shù)K。或許用應(yīng)力來考慮。</p><p>　　(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。</p><p>　　圖4-6 電動葫蘆載荷圖(工作類型：中級)</p>&

25、lt;p>　　Ql —額定載荷；t —周期</p><p>　　進行零件靜強度計算時，可用零件工作時最大的或偶然作用的最大載荷作為計算載荷。如無確切的具體數(shù)值，可用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</p><p><b>　　(4-11)</b></p><p>　　式中 ’——過載系數(shù)，是電動機最大轉(zhuǎn)矩與JC

26、％值為25％時電動機額定轉(zhuǎn)矩之比，對電動葫蘆，可取’＝3.1；</p><p>　　Pjc ——JC％值為25％時電動機的額定功率，kW；</p><p>　　njc —— JC％值為25％時電動機轉(zhuǎn)速，r／min。</p><p><b>　　2．分析作用力</b></p><p>　　為使結(jié)構(gòu)緊湊，電動葫蘆齒輪減速器

27、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OⅠ(Ⅳ)、OⅡ、OⅢ分別為軸I(Ⅳ)、Ⅱ、Ⅲ的軸心，因而各軸作用力分析比較復雜。</p><p>　　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</p><p><b>　　(4-12)</b></p><

28、p>　　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Ⅳ為空心軸，它被支承在軸承a、b上。輸入軸I穿過軸Ⅳ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Ⅳ上的力有：</p><p>　　(1)齒輪F上的圓周力FtF、徑向力FrF和軸向力FaF；</p><p>　　(2)對

29、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達到最大值：</p><p>　　(3)在軸承d處輸入軸I作用于輸出軸Ⅳ的徑向力Rdm和Rdn(圖4-9)。</p><p>　　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

30、統(tǒng)內(nèi)，兩坐標系間的夾角θ1。因此計算在軸承d處軸Ⅰ對軸Ⅳ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：</p><p><b>　　(4-13)</b></p><p>　　式中的Rdm和Rdn應(yīng)代入相應(yīng)的正負號。</p><p>　　圖4-7 減速器齒輪的布置</p>&l

31、t;p>　　這樣，Rdx和Rdy就與齒輪F上的作用力及重物對輸出軸Ⅳ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。</p><p>　　軸Ⅱ和軸Ⅲ的作用力分析可按上述方法參照進行。這里不贅述。</p><p><b>　　三、實例</b></p><p>　　[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

32、減速器。已知：額定起重量Q＝5t，起升高度H＝6m，起升速度v＝8m／min，工作類型為中級：JC％＝25％，電動葫蘆用于機械加工車間，交流電源(380V)。</p><p><b>　　解：</b></p><p>　　(一)擬訂傳動方案，選擇電動機及計算運動和動力參數(shù)</p><p><b>　　1．擬訂傳動方案</b>

33、;</p><p>　　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。</p><p><b>　　2．選擇電動機</b></p><p>　　按式(4-2)、式(4-7)和式(4-8)，起升機構(gòu)靜功率</p><p><b>　　而總起重量</b></p&

34、gt;<p>　　Q”=Q+Q’=50000+0.2×50000=51000N</p><p><b>　　起升機構(gòu)總效率</b></p><p>　　η0=η7η5η1=0.98×0.98×0.90=0.864</p><p><b>　　故此電動機靜功率</b></p&

35、gt;<p>　　按式(4-9)，并取系數(shù)Ke＝0.90，故相應(yīng)于JC％＝25％的電動機</p><p>　　按表4-3選ZD141-4型錐形轉(zhuǎn)子電動機，功率Pjc＝7.5 kW，轉(zhuǎn)速njc＝1400r／min。</p><p><b>　　3．選擇鋼絲繩</b></p><p>　　按式(4-1)。鋼絲繩的靜拉力</p&g

36、t;<p>　　圖4-8 減速器齒輪和軸的作用力</p><p>　　(a) 齒輪作用力 (b) 軸1和軸N的作用力</p><p>　　圖4-9 力的坐標變換</p><p>　　按式(4-3)，鋼絲繩的破斷拉力</p><p>　　按標準[2]選用6×37鋼絲繩，其直徑d＝15.5mm，斷面面積d＝89.

37、49mm2，公稱抗拉強度σ＝2000MPa，破斷拉力Qs＝178500N。</p><p><b>　　4．計算卷簡直徑</b></p><p>　　按式(4-4)，卷筒計算直徑</p><p>　　D0＝ed＝20×15.5＝310 mm</p><p>　　按標準取D0＝300mm。</p>

38、<p>　　按式(4-6)，卷筒轉(zhuǎn)速</p><p>　　5．確定減速器總傳動比及分配各級傳動比</p><p><b>　　總傳動比</b></p><p>　　這里n3為電動機轉(zhuǎn)速，r／min。</p><p>　　在圖4-3所示電動葫蘆齒輪減速器傳動比分配上沒有一個固定的比例關(guān)系。設(shè)計時可參考一般三級圓柱

39、齒輪減速器按各級齒輪齒面接觸強度相等，并獲得較小外形尺寸和重量的分配原則來分配各級傳動比，也可以參考現(xiàn)有系列結(jié)構(gòu)參數(shù)擬定各級齒輪傳動比和齒輪齒數(shù)(表4-2)?，F(xiàn)按表4-2，根據(jù)起重量Q，擬定各級傳動比(圖4-4)和齒數(shù)。</p><p><b>　　第一級傳動比</b></p><p><b>　　第二級傳動比</b></p>&l

40、t;p><b>　　第三級傳動比</b></p><p>　　這里ZA、ZB、ZC、ZD、ZE和ZF分別代表圖4-4中的齒輪A、B、C、D、E和F的齒數(shù)。</p><p><b>　　減速器實際總傳動比</b></p><p><b>　　傳動比相對誤差</b></p><p

41、>　　Δi不超過土3％，適合。</p><p>　　6．計算各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩</p><p><b>　　軸1(輸入軸)：</b></p><p>　　這里，各級齒輪傳動效率取為0.97。仿此方法，可以計算軸Ⅲ、軸Ⅳ的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩。計算結(jié)果列于下表：</p><p>　　(二)高速級齒輪傳動設(shè)計</p

42、><p>　　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HRC58～62，材料抗拉強度σB=1100MPa，屈服極限σs=850MPa。齒輪精度選為8級(GBl0095—88)。</p><p>　　考慮到載荷性質(zhì)及對高硬度齒面齒輪傳動，因此設(shè)計時應(yīng)以抗彎強度為主，小輪應(yīng)采用少齒數(shù)大模數(shù)原則，各輪齒數(shù)如前所述。并初選螺旋角β＝9&

43、#176;。</p><p>　　1．按齒面接觸強度條件設(shè)計</p><p><b>　　小輪分度圓直徑</b></p><p><b>　　確定式中各參數(shù)：</b></p><p>　　(1)載荷系數(shù)Kt對起重機，載荷沖擊較大，初選載荷系數(shù)Kt＝2。</p><p>　　(

44、2)齒輪A轉(zhuǎn)矩TA TA＝T1＝53.65 ×103N·mm。</p><p>　　(3)齒寬系數(shù)φd 取φd=1。</p><p>　　(4)端面重合度εα 由資料顯示或有關(guān)計算公式求得εα＝1.54。</p><p>　　(5)齒數(shù)比u 對減速傳動，u＝i＝5.667。</p><p>　　(6)節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH

45、 ZH＝2.47。</p><p>　　(7)材料彈性系數(shù)ZE ZE＝189.8。</p><p>　　(8)材料許用接觸應(yīng)力[σ] H</p><p><b>　　式中參數(shù)如下：</b></p><p>　?、僭囼烗X輪接觸疲勞極限應(yīng)力[σ] Hlim＝1450MPa；</p><p>　　②

46、接觸強度安全系數(shù)SH＝1.25；</p><p>　?、劢佑|強度壽命系數(shù)KHN：因電動葫蘆的齒輪是在變載條件下工作的，對電動葫蘆為中級工作類型，其載荷圖譜如圖4-6所示，如用轉(zhuǎn)矩了代替圖中的載荷Q(因轉(zhuǎn)矩了與載荷Q成正比)，則當量接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：</p><p><b>　　對齒輪A：</b></p><p>　　式中 n1——齒輪A(軸

47、1)轉(zhuǎn)速，n1＝1400r／min；</p><p>　　i——序數(shù)，i＝1，2，…，k；</p><p>　　ti——各階段載荷工作時間，h，</p><p>　　Ti——各階段載荷齒輪所受的轉(zhuǎn)矩，N·m；</p><p>　　Tmax——各階段載荷中，齒輪所受的最大轉(zhuǎn)矩，N·m。</p><p>

48、;<b>　　故此</b></p><p><b>　　對齒輪B：</b></p><p>　　查得接觸強度壽命系數(shù)KHNA＝1.14，KHNB＝1.27~3。</p><p>　　由此得齒輪A的許用接觸應(yīng)力</p><p>　　齒輪B的許用接觸應(yīng)力</p><p>　　因齒

49、輪A強度較弱，故以齒輪A為計算依據(jù)。</p><p>　　把上述各值代入設(shè)計公式，得小齒輪分度圓直徑</p><p>　　(9)計算：齒輪圓周速度</p><p>　　(10)精算載荷系數(shù)K</p><p>　　查得工作情況系數(shù)KA＝1.25。按＝＝0.24查得動載荷系數(shù)Kv＝1.017齒間載荷分配系數(shù)KHe＝1.07。齒向載荷分布系數(shù)KHβ

50、＝1.18。故接觸強度載荷系數(shù)</p><p>　　按實際載荷系數(shù)K修正齒輪分度圓直徑</p><p><b>　　齒輪模數(shù)</b></p><p>　　2．按齒根彎曲強度條件設(shè)計</p><p><b>　　齒輪模數(shù)</b></p><p><b>　　確定式中各

51、參數(shù)：</b></p><p>　　(1)參數(shù)K、T1、β、φd、z1和εα各值大小同前。</p><p>　　(2)螺旋角影響系數(shù)Yβ 因齒輪軸向重合度εβ＝0.318φdz1tanβ＝0.318 × 1×12×tan9°=0.604，查得Yβ=0.96。</p><p>　　(3)齒形系數(shù)YFa 因當量齒數(shù)&

52、lt;/p><p>　　由電算式計算得齒形系數(shù)YFaA＝3.47，查表得YFaB＝2.25。</p><p>　　(4)應(yīng)力校正系數(shù)YSa 根據(jù)電算公式(或查手冊)得</p><p>　　(5)許用彎曲應(yīng)力[σ]F</p><p>　　式中σFlim——試驗齒輪彎曲疲勞極限，σFlim＝850MPa；</p><p>　

53、　SF——彎曲強度安全系數(shù)，SF＝1.5；</p><p>　　KFN——彎曲強度壽命系數(shù)，與當量彎曲應(yīng)力循環(huán)次數(shù)有關(guān)。</p><p><b>　　對齒輪A：</b></p><p>　　式中各符號含義同前。仿照確定NHA的方式，則得</p><p><b>　　對齒輪B：</b></p&g

54、t;<p>　　因NFA>N0＝3×106，NFB>N0＝3×106，故查得彎曲強度壽命系數(shù)KFA＝1，KFB＝1。</p><p>　　由此得齒輪A、B的許用彎曲應(yīng)力</p><p>　　式中系數(shù)0.70是考慮傳動齒輪A、B正反向受載而引入的修正系數(shù)。</p><p>　　(6)比較兩齒輪的比值YFaYsa/[σ]F&

55、lt;/p><p><b>　　對齒輪A：</b></p><p><b>　　對齒輪B：</b></p><p>　　兩輪相比，說明A輪彎曲強度較弱，故應(yīng)以A輪為計算依據(jù)。</p><p>　　(7)按彎曲強度條件計算齒輪模數(shù)m</p><p>　　把上述各值代入前述的設(shè)計公式

56、，則得</p><p>　　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)mn＝2.5mm。</p><p>　　3．主要幾何尺寸計算</p><p><b>　　(1)中心距a</b></p><p>　　取中心距aAB＝101mm。</p><p><b>　　(2)精算螺旋角β&

57、lt;/b></p><p>　　因β值與原估算值接近，不必修正參數(shù)εα、Kα和ZH。</p><p>　　(3)齒輪A、B的分度圓直徑d</p><p><b>　　(4)齒輪寬度b</b></p><p><b>　　齒輪B：</b></p><p><b&g

58、t;　　齒輪A：</b></p><p>　　同理，可對齒輪C和D、E和F進行設(shè)計計算。</p><p>　　由于起重機齒輪常常承受短期最大載荷作用，因此實際設(shè)計時，還常常按短期最大載荷對齒輪進行靜強度校核計算。此處從略。</p><p><b>　　(三)計算軸Ⅳ</b></p><p><b>

59、　　1．計算軸Ⅳ的直徑</b></p><p>　　軸材料選用20CrMnTi，按下式估算空心軸外徑：</p><p>　　式中 P——軸Ⅳ傳遞功率，P＝7.18kW；</p><p>　　n——軸Ⅳ轉(zhuǎn)遞，n＝17.22r／min；</p><p>　　β——空心軸內(nèi)徑與外徑之比，可取為0.5；</p><p

60、>　　A0——系數(shù)，對20CrMnTi，可取A0＝107。</p><p><b>　　代入各值，則</b></p><p>　　取d＝85mm，并以此作為軸Ⅳ(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。軸Ⅳ的結(jié)構(gòu)如圖4-10所示。</p><p>　　圖4-10 軸I與軸IV的結(jié)構(gòu)</p><p&g

61、t;　　2．分析軸Ⅳ上的作用力</p><p>　　軸Ⅳ上的作用力如圖4-11所示，各力計算如下：</p><p>　　(1)齒輪F對軸Ⅳ上的作用力</p><p>　　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)zF＝45，模數(shù)mn=6mm，螺旋角β＝8°6′34"，故分度圓直徑</p><p><b&

62、gt;　　圓周力</b></p><p><b>　　徑向力</b></p><p><b>　　軸向力</b></p><p>　　(2)卷筒對軸Ⅳ上的徑向作用力R</p><p>　　圖4-11 軸ⅳ的作用力分析</p><p>　　當重物移至靠近軸Ⅳ的右端

63、極限位置時，卷筒作用于軸Ⅳ上e點的力R達到最大值，近似取</p><p>　　這里系數(shù)1.02是表示吊具重量估計為起重量的2％。</p><p>　　(3)軸I在支承d處對軸Ⅳ上的徑向作用力Rdn和Rdm，</p><p>　　軸I的作用力分析如圖4-12所示。</p><p>　　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：

64、</p><p><b>　　圓周力</b></p><p><b>　　徑向力</b></p><p>　　(這里β＝8°6′34”是用表4-2數(shù)據(jù))</p><p><b>　　軸向力</b></p><p>　　由圖4-10按結(jié)構(gòu)取L＝3

65、12mm，L1＝34mm。</p><p>　　求垂直平面(mcd面)上的支反力：</p><p>　　求水平面(ncd面)上的支反力：</p><p>　　對軸Ⅳ來說，Rdm與Rdn的方向應(yīng)與圖4-12所示的相反。</p><p>　　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θ1，因此要把ndm坐標系內(nèi)的力Rd

66、n和Rdm換算為xdy坐標系內(nèi)的力Rdx和Rdy。</p><p>　　由式(4-12)得兩坐標系間的夾角(圖4-7)</p><p>　　圖4-12 軸I的作用力分析</p><p>　　其中各齒輪副之間的中心距可求得如下(除齒輪A、B中心距aAB按上述計算外，其余按表4-2數(shù)值計算)：</p><p><b>　　故</

67、b></p><p>　　根據(jù)式(4-13)和圖4-9，則得力Rdn和Rdm在坐標xdy上的投影</p><p>　　把上述求得的力標注在軸Ⅳ的空間受力圖上(圖4-11)。</p><p>　　根據(jù)上述數(shù)據(jù)和軸上支點a、b處的支反力，可計算軸上危險截面的彎矩、轉(zhuǎn)矩和合成彎矩。然后驗算軸的安全系數(shù)。確認安全系數(shù)后，即可繪制軸的零件工作圖。軸承可按常用方法選取和計

68、算，從略。</p><p>　　軸I、Ⅱ、Ⅲ及其軸承的設(shè)計計算可仿此進行。</p><p>　　(四)繪制裝配圖和零件工作圖</p><p>　　本減速器的總裝圖見圖4-4所示，零件工作圖從略。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　[1] 熊文修 主編，機械設(shè)計課程設(shè)

69、計，華南理工大學出版社，2000</p><p>　　[2] 濮良貴 主編，機械設(shè)計（第七版）[M]，北京：高等教育出版社，2001</p><p>　　[3] 朱 理 主編，機械原理，北京:高等教育出版社，2004</p><p>　　[4] 蘇翼林 主編，材料力學，上冊[M]，北京；高等教育出版社，2003</p><p>　　[5]

70、吳宗澤 主編，機械設(shè)計實用手冊[M]，北京：化學工業(yè)出版社，2001</p><p>　　四、設(shè)計題目：試選下列一組數(shù)據(jù)，設(shè)計電動葫蘆起升機構(gòu)的齒輪減速器：</p><p>　　電動葫蘆設(shè)計任務(wù)書數(shù)據(jù)分配</p><p>　　五、附錄：ZD1型錐形轉(zhuǎn)子制動三相異步電動機</p><p>　　適用范圍: 本系列電機是電動葫蘆的起升電動機，或用于

71、要求起動轉(zhuǎn)矩較大及制動力矩較大的驅(qū)動裝置，也可以在起重運輸機械、機床、生產(chǎn)流水線和其它需要迅速制動的場合中使用。本系列電機采用50Hz，380V電源?；鶞使ぷ髦芐3，負載持續(xù)率25%，通電起動次數(shù)為每小時120次。</p><p>　　結(jié)構(gòu)簡介: 本系列電機為臥式電動機，采用圓錐面制動器，輸出端軸伸為矩形花鍵，機座不帶底腳，前端蓋有凸緣（法蘭式），安裝孔在前端蓋凸緣上。本系列電動機為封閉式結(jié)構(gòu)，防護等級IP44，

72、冷卻方式為自扇冷式IC0141，絕緣等級為B級。</p><p>　　外形機聯(lián)接尺寸示意圖如下:</p><p>　　外形及安裝尺寸(單位：mm) </p><p><b>　　主要技術(shù)參數(shù)</b></p><p>　　機械產(chǎn)品綜合課程設(shè)計任務(wù)書</p><p>　　專業(yè)___________班級

73、___________設(shè)計者____________學號____________</p><p>　　設(shè)計題目：電動葫蘆傳動裝置采用___________設(shè)計（①三級直齒圓柱齒輪減速器；②三級斜齒圓柱齒輪減速器；③二級2K-H行星圓柱齒輪減速器；</p><p>　　設(shè)計電動葫蘆傳動裝置采用三級直齒圓柱齒輪減速器參考方案（見圖）</p><p>　　圖為三齒輪減速器

74、的裝配圖。減速器的輸入軸I和中間軸Ⅱ、Ⅲ均為齒輪軸，輸出軸Ⅳ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。</p><p><b>　　原始數(shù)據(jù)：</b></p><p>　　起重量（t）G= ______起升高度(m) H= ______起、升速度(m／min) v= ________</p>

75、<p>　　鋼絲繩直徑(mm) d= ___________工作類型：中極JC25%</p><p>　　電動葫蘆設(shè)計壽命為10年。</p><p><b>　　工作條件：</b></p><p>　　兩班制，常溫下連續(xù)工作；空載起動，工作載荷平穩(wěn)，單向運轉(zhuǎn)；三相交流電源，電壓為380/220伏。 </p><

76、;p>　　設(shè)計任務(wù)：1、電動葫蘆裝配圖1張（0號或1號圖紙）；三維圖一張</p><p><b>　　2、全部零件圖</b></p><p>　　3、設(shè)計計算說明書1份</p><p>　　設(shè)計期限： 年 月 日至 年 月 日</p><p>