电动葫芦设计.doc

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1、2 钢丝绳的选取（1）钢丝绳最大拉力Fmax根据设计要求，起重重量为0.5t，按照构造宜紧凑的原则,选用滑轮组倍率：a=2。（2.1）k：安全系数；取1.2。（2）钢丝绳直径d（2.2）C：选择系数；查5P8-10表8.1-8，取C=0.089。（3）选取钢丝绳由表18.1-11，选用钢丝绳的型号为：6x19+IWS，右向捻。图2.1 6x19+IWS钢丝绳3 卷筒的尺寸确定及强度验算（1）卷筒选取由5P8-41表8.1-52,选用C型卷筒结构 （JB/T9006.2-1999），单层单联卷筒。图3.1 C型卷筒结构（2）卷筒直径DD=d(e-1)=4.8(25-1)=115.2（3.1）取1

2、60mm（3）卷筒上有螺旋槽部分长L0（3.2） Hmax：最大起升高度；Hmax=12m。A：滑轮组倍率；a=2。D0：钢丝绳中心算起的卷筒直径；。Z1：安全圈数；，取Z1=6。P：绳槽槽距；查5P8-39表8.1-49，取P=7mm。（4）卷筒总长Ld（3.3）L1：无绳槽卷筒端部尺寸；L1=23mm。L2：固定钢绳所需长度；。（5）卷筒壁厚（3.4）（6）单层卷绕卷筒压应力 （3.5）故安全。A1：应力减小系数；取0.75。对于HT200,查7表4-5得=1000。4 电动机的选择4.1 工作机所需功率 （4.1） 4.2 电动机至工作机的总效率 （4.2）联轴器的效率：一对滚动轴承的效

3、率：一对齿轮的效率：花键的效率4.3 电动机所需的输出功率Pd（4.3）4.4 确定电动机的额定功率Ped因为，所以取4.5电动机额定转速nw:主动轴转速;。（4.4）V：因为起升速度为8m/min,所以V=16m/min。D:卷筒直径；160mm。展开式三级圆柱齿轮减速箱传动比，初取。（4.5） 4.6 选定电动机表4.1 电动机参数电动机型号额定功率kw满载转速r/min额定电流A质量kgZD21-4型锥形转子电动机0.813802.2185 总传动比的确定及各级传动比的分配5.1 理论总传动比（5.1）nw:满载转速；1380r/min。5.2 各级传动比的分配第一级齿轮的理论传动比，取

4、。第二级齿轮的理论传动比，取。第三级齿轮的理论传动比，。6 各轴的转速、输入功率、转矩6.1 各轴的理论转速电机轴：联轴器中间轴：轴：n1=1380r/min轴：（6.1）轴：空心轴：6.2 各轴的输入功率电机轴：轴：（6.2）轴：轴：空心轴：6.3 各轴的理论转矩电机轴：（6.3）轴：轴：轴：空心轴：6.4 各轴运动和动力参数汇总表表6.1 各轴运动和动力参数汇总表(理论值)轴号理论转速（）输入功率（）理论转矩（）理论传动比效率电机轴（按专用设计）/轴113800.855.883.930.95轴2351.10.8222.33.140.96轴3111.80.7866.63.430.95空心32

5、.60.75219.7/0.967 齿轮传动方案及设计计算7.1 第一级齿轮的传动7.1.1 选精度等级、材料及齿数（1） 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮。（2） 电动葫芦为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3） 材料选择小齿轮：40Cr，调质，HBS1=330接触疲劳强度极限：弯曲疲劳强度极限：大齿轮：40Cr，调质，HBS2=260接触疲劳强度极限：弯曲疲劳强度极限：（4） 选小齿轮齿数：Z1=14，大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.9314=55。（5） 选取螺旋角。初选螺旋角=8。7.1.2 按齿面接触强度设计（1）确定公式内的各计算值公式：（7.1）1） Kt：载荷系数

6、；取1.6。2） ZH：区域系数；由1P217图10-30，取2.47。3） 断面重合度：由1P215图10-26查得则4） 计算许用接触应力确定应力循环次数 小齿轮： （7.2） 大齿轮：接触疲劳寿命系数 由1P207图10-19查得，KHN1=1.0；KHN2=1.14。计算许用接触应力 取失效概率为1%，安全系数S=1; 小齿轮： （7.3） 大齿轮：（7.4） ， 所以，。5） T1:小齿轮转矩；T1=5.88Nm=5880Nmm。6） ：齿宽系数；由1P205表10-7查得。7） ZE：材料弹性影响系数；由1P201表10-6查得Mpa1/2。8） u：传动比；u=3.93。（2）计

7、算1） 试算小齿轮分度圆直径 （7.5） 2）计算圆周速度（7.6）3）计算齿宽b及模数mnt（7.7）（7.8）（7.9）b/h=11.98/2.72=4.40（7.10）4）计算纵向重合度 （7.11）5） 计算载荷系数公式：（7.12） KA：使用系数；由1P193表10-2查得，根据电动机驱动，。 KV：动载系数；由1P194图10-8查得，KV=1.05。 ：齿间载荷分布系数；由1P195表10-3查得。 ：齿向载荷分布系数；由1P196表10-4查得。6） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径（7.13）7）计算模数mn（7.14）7.1.3 按齿根弯曲强度设计（1） 确定计算参

8、数公式：（7.15）1） 计算载荷系数（7.16）：齿向载荷分布系数；由1P198表10-13，b/h=4.40，查得=1.15。2） 螺旋角影响系数根据纵向重合度，查1P217图10-28，得0.97。3） 计算当量齿数小齿轮：（7.17）大齿轮：4） 齿形系数由1P200表10-5查得，。5） 应力校正系数由1P200表10-5查得，1。6） 计算弯曲疲劳许用应力由1P202式10-12，取弯曲疲劳安全系数S=1.4。弯曲疲劳寿命系数：由1P206图10-18查得，。 （7.18） 7）计算大小齿轮的 并加以比较（7.19）比较：，故取0.0088。（2） 设计计算 为同时满足两种强度的要

9、求，取=1.5mm。分度圆直径d1=16.93mm来计算应有的齿数。，取Z1=14。 （7.20）Z2=iZ1=3.9314=55。7.1.4 几何尺寸计算（1）计算中心距 （7.21）将中心距圆整为52mm。（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 （7.22）（3）计算大小齿轮的分度圆直径（7.23）(4)计算齿轮宽度（7.24）圆整后B2=14,B1=16。（5）验算（7.25）100N/mm原假设成立。7.2 第二级齿轮的传动7.2.1 选精度等级、材料及齿数（1）为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮。（2）电动葫芦为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择小齿轮：40Cr

10、，调质，HBS1=330接触疲劳强度极限：弯曲疲劳强度极限：大齿轮：40Cr，调质，HBS2=260接触疲劳强度极限：弯曲疲劳强度极限：（4）选小齿轮齿数：Z1=14，大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.1414=44。（5）选取螺旋角。初选螺旋角=8。7.2.2 按齿面接触强度设计（1） 确定公式内的各计算值公式：1）Kt：载荷系数；取1.6。2）ZH：区域系数；由1P217图10-30，取2.47。3）断面重合度：由1P215图10-26查得则4）计算许用接触应力确定应力循环次数小齿轮：大齿轮：接触疲劳寿命系数由1P207图10-19查得，KHN1=1；KHN2=1。计算许用接触应力取失效概率为

11、1%，安全系数S=1;小齿轮：大齿轮：，所以，。5）T1:小齿轮转矩；T1=22.3Nm=22300Nmm。6）：齿宽系数；由1P205表10-7查得。7）ZE：材料弹性影响系数；由1P201表10-6查得Mpa1/2。8）u：传动比；u=3.14。（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径 2）计算圆周速度3）计算齿宽b及模数mntb/h=19.67/4.48=4.404）计算纵向重合度5）计算载荷系数公式： KA：使用系数；由1P193表10-2查得，根据电动机驱动，。 KV：动载系数；由1P194图10-8查得，KV=1.04。 ：齿间载荷分布系数；由1P195表10-3查得。 ：齿向载荷分布系

12、数；由1P196表10-4查得。6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径7）计算模数mn7.2.3 按齿根弯曲强度设计（1）确定计算参数公式：1）计算载荷系数：齿向载荷分布系数；由1P198表10-13，b/h=4.40，查得=1.15。2）螺旋角影响系数根据纵向重合度，查1P217图10-28，得0.97。3）计算当量齿数小齿轮：大齿轮：4）齿形系数由1P200表10-5查得，。5）应力校正系数由1P200表10-5查得，。6）计算弯曲疲劳许用应力由1P202式10-12，取弯曲疲劳安全系数S=1.4。弯曲疲劳寿命系数：由1P206图10-18,查得，。 7）计算大小齿轮的 并加以比较比较

13、：，故取0.0088。（2）设计计算 为同时满足两种强度的要求，取=2mm。分度圆直径d1=27.73mm来计算应有的齿数。，取Z1=14。Z2=iZ1=3.1414=44。7.2.4 几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为59mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角（3）计算大小齿轮的分度圆直径(4)计算齿轮宽度圆整后B2=16,B1=18。（5）验算100N/mm，原假设成立。7.3 第三级齿轮的传动7.3.1 选精度等级、材料及齿数（1）为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮。（2）电动葫芦为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择小齿轮：40Cr，调质，HBS1=33

14、0接触疲劳强度极限：弯曲疲劳强度极限：大齿轮：40Cr，调质，HBS2=260接触疲劳强度极限：弯曲疲劳强度极限：（4）选小齿轮齿数：Z1=14，大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.4314=48。（5）选取螺旋角。初选螺旋角=8。7.3.2 按齿面接触强度设计（1） 确定公式内的各计算值公式：1）Kt：载荷系数；取1.6。2）ZH：区域系数；由1P217图10-30，取2.47。3）断面重合度：由1P215图10-26查得则4）计算许用接触应力确定应力循环次数小齿轮：大齿轮：接触疲劳寿命系数由1P207图10-19查得，KHN1=1；KHN2=1.14。计算许用接触应力取失效概率为1%，安全系数S

15、=1;小齿轮：大齿轮：，所以，。5）T1:小齿轮转矩；T1=66.6Nm=66600Nmm。6）：齿宽系数；由1P205表10-7查得。7）ZE：材料弹性影响系数；由1P201表10-6查得Mpa1/2。8）u：传动比；u=3.43。（2） 计算1）试算小齿轮分度圆直径 2）计算圆周速度3）计算齿宽b及模数mntb/h=26.94/6.13=4.404）计算纵向重合度5）计算载荷系数公式： KA：使用系数；由1P193表10-2查得，根据电动机驱动，。 KV：动载系数；由1P194图10-8查得，KV=1.02。 ：齿间载荷分布系数；由1P195表10-3查得。 ：齿向载荷分布系数；由1P19

16、6表10-4查得。6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径7）计算模数mn7.3.3 按齿根弯曲强度设计（1）确定计算参数公式：1）计算载荷系数：齿向载荷分布系数；由P198表10-13，b/h=4.40，查得=1.15。2）螺旋角影响系数根据纵向重合度，查1P217图10-28，得0.97。3）计算当量齿数小齿轮：大齿轮：4）齿形系数由1P200表10-5查得，。5）应力校正系数由1P200表10-5查得，。6）计算弯曲疲劳许用应力由P202式10-12，取弯曲疲劳安全系数S=1.4。弯曲疲劳寿命系数：由1P206图10-18,查得，。 7）计算大小齿轮的 并加以比较比较：，故取0.008

17、8。（2）设计计算 为同时满足两种强度的要求，取=3mm。分度圆直径d1=37.75mm来计算应有的齿数。，取Z1=14。Z2=iZ1=3.4314=48。7.3.4 几何尺寸计算（1）计算中心距，将中心距圆整为94mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角（3）计算大小齿轮的分度圆直径(4)计算齿轮宽度圆整后B2=20,B1=22。（5）验算110N/mm，原假设成立。7.4 减速器齿轮参数汇总表表7.1 减速器齿轮参数汇总表第一级第二级第三级齿轮123456(mm)1.523202020863486348634(mm)5359943.933.143.43145514441448(mm)21.2

18、183.8828.2888.8942.42145.45(mm)23.9785.4731.9691.9647.49149.94(mm)17.2978.7923.0583.0534.575136.57(mm)161418162220旋向左旋右旋右旋左旋左旋右旋精度7778 轴的设计8.1 第一轴的设计8.1.1 第一轴的主要参数功率P1、转速n1、转矩T1P1=0.85kwn1=1380r/minT1=5880Nmm8.1.2 确定第一轴的最小直径低速轴选用材料：40Cr，调质处理。查1P370表15-3，取A 0=105。（8.1）由于需要考虑轴上的键槽放大5%-7%，d0 =9.29mm（8.

19、2）另外，此段轴需与联轴器连接，所取的轴径应与所选用的联轴器的轴孔直径相适应。由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性柱销联轴器。查8P343式14-3：（8.3）：工作情况系数；查8P343表14-1，1.5查2P164表17-4，选用HL1型弹性柱销联轴器。HL1型弹性柱销联轴器主要参数：公称转矩Tn160Nmm轴孔长度L=32mm孔径d1 =16mm第一轴d=16mm，dI-II=16mm8.1.3 第一轴的结构设计（1）轴的结构图图8.1 第一轴的结构图（2）根据轴向定位要求，确定轴的各

20、段直径和长度1）1-2段根据所取花键确定尺寸取d1-2=16mm取L1-2=26mm2）2-3段根据所选弹簧垫圈尺寸而定，查3P6-102表6.2-166，所选弹簧垫圈：GB/T93-1987。取d2-3=17mm，外径D=30mm取L2-3=1.1mm。3）3-4段轴肩4为非定位轴肩，查3P10-45表10.1-69，选密封圈为GB/t13871-1992,其中d=20mm，D=40mm。查2P145表15-3，选滚动轴承为GB/T276-6304，d=20mm，D=52mm。取d3-4=20mm取L3-4=105mm4）4-5段有空心轴与第一轴配合所得尺寸取d4-5=20mm取L4-5=1

21、06mm5）5-6段齿轮，根据前面计算所得的齿宽及分度圆直径取d5-6=21.21mm取L5-6=16mm6）6-7段定位轴肩取d3-4=18mm取L3-4=1mm7）7-8段查2P145表15-3，选滚动轴承为GB/T276-6302，d=15mm，D=42mm。取d7-8=15mm取L7-8=13mm8.1.4 第一轴强度校核（1）轴上受力分析轴传递的转矩：齿轮的圆周力：（8.4）齿轮的径向力： （8.5）齿轮的轴向力：（8.6）（2）求支反力1）在水平平面内的支反力由得（8.7）由得（8.8）2）在垂直平面内的支反力由得（8.9）由得（8.10）（3） 作弯矩和转矩图1）齿轮的作用力在水

22、平平面的弯矩图（8.11） （8.12）齿轮的作用力在垂直平面的弯矩图（8.13）由于齿轮作用力在C截面作出最大合成弯矩 （8.14）2）作图，见图8.2。图8.2 第一轴的弯矩和转矩图（4）轴的强度校核1）确定危险截面根据轴的结构尺寸及弯矩图、转矩图，截面C处收到的弯矩最大且有齿轮配合，故属于危险截面。现在对C截面进行强度校核。2）安全系数校核计算由于该减速机轴转动，弯矩引起对称循环的弯应力，转矩引起的为脉动循环的切应力。弯曲应力副：（8.15）：抗弯截面系数 （8.16）由于是对称循环弯曲应力，故平均应力根据式（8.17） ：弯曲对称循环应力时的疲劳极限；由表819.1-1查得。：正应力有

23、效应力集中系数；由表819.3-6按键槽查得，按配合查得，故取。：表面质量系数；轴经车削加工，按8表19.3-8查得。：尺寸系数，由8表19.3-11查得。切应力副为：（8.18） ：抗扭截面系数；由表19.3-15查得根据式（8.19） ：扭转疲劳极限；由8表19.1-1查得。：切应力有效应力集中系数；由8表19.3-6按键槽，按配合，故取。：表面质量系数；轴由车削加工，按表19.3-8查得。：尺寸系数；由8表19.3-11查得。：平均应力折算系数；由8表19.3-13查得，。轴C截面的安全系数由式，（8.20）由8表19.3-5可知。S=1.32.5。故，该轴C截面是安全的。8.2 第二轴

24、的设计8.2.1 第二轴的主要参数功率P2、转速n2、转矩T2P2=0.82kwn2=351.1r/minT2=22300Nmm8.2.2 确定第二轴的最小直径低速轴选用材料：40Cr，调质处理。查1P370表15-3，取A0=105。由于需要考虑轴上的键槽放大5%-7%，d0=14.77mm8.2.3 第二轴的结构设计（1）轴的结构简图图8.3 第二轴的结构图（2）根据轴向定位要求与轴承安装，确定轴的各段直径和长度1）1-2段由2P145表15-3，选滚动轴承为GB/T276-6302，d=15mm，D=42mm。取d1-2=15mm取L1-2=13mm2）2-3段定位轴肩，根据1-2段轴承

25、的内径尺寸取d2-3=22mm取L2-3=1.5mm3）3-4段齿轮，根据前面计算所得的齿宽及分度圆直径取d3-4=28.28mm取L3-4=18mm4）4-5段为定位轴肩，根据5-6段齿轮的尺寸取d4-5=22mm取L4-5=1.5mm5）5-6段安装齿轮取d5-6=18mm取L5-6=15mm6）6-7段由2P145表15-3,选滚动轴承为GB/T276-6302，d=15mm，D=42mm。取d6-7=15mm取L6-7=14mm8.3 第三轴的设计8.3.1 第三轴的主要参数功率P3、转速n3、转矩T3P3=0.78kwn3=111.1r/minT3=66600Nmm8.3.2 确定第

26、三轴的最小直径低速轴选用材料：40Cr，调质处理。查1P370表15-3，取A0=105。由于需要考虑轴上的键槽放大5%-7%，d0 =21.3mm8.3.3 第三轴的结构设计（1）轴的结构简图图8.4 第三轴的结构图（2）根据轴向定位要求与轴承安装，确定轴的各段直径和长度1）1-2段由4P20-8表20.1-6选滚针针轴承为GB/T5801-4804，d=25mm，D=47mm。取d1-2=25mm取L1-2=22mm2）2-3段定位轴肩，根据12段轴承的内径尺寸取d2-3=28mm取L2-3=1mm3）3-4段齿轮，根据前面计算所得的齿宽及分度圆直径取d3-4=42.42mm取L3-4=2

27、2mm4）4-5段取d4-5=26mm取L4-5=13mm5）5-6段安装齿轮取d5-6=22mm取L5-6=20mm6）6-7段为定位轴肩，根据7-8段轴承的内径尺寸取d6-7=20mm取L6-7=17mm7）7-8段由2P145表15-3，选滚动轴承为GB/T276-6302，d=15mm，D=42mm。取d7-8=15mm取L7-8=14mm8.4 空心轴的设计8.4.1 空心轴的主要参数功率P4、转速n4、转矩T4P4=0.75kwn4=32.6r/minT4=219700Nmm8.4.2 确定空心轴的最小直径低速轴选用材料：40Cr，调质处理。查1P370表15-3，取A0=105。

28、由于需要考虑轴上的键槽放大5%-7%，d0 =31.7mm8.4.3 空心轴的结构设计（1）轴的结构简图图8.5 空心轴的结构简图（2）根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度外径1）1-2段根据所取花键确定尺寸取d1-2=62mm取L1-2=36.8mm2）2-3段取d2-3=50mm取L2-3=83.7mm3）3-4段取d3-4=30mm取L3-4=24.5mm内径1）1-2段根据箱体结构取d1-2=52mm取L1-2=14.3mm2）2-3段取d2-3=54mm，取L2-3=1.7mm。3）3-4段取d3-4=52mm取L3-4=17mm4）4-5段取d4-5=40mm取L4-5=2mm

29、5）5-6段取d5-6=28mm取L5-6=70mm6）6-7段取d6-7=24mm取L6-7=40mm9 慢速起升机构9.1 理论总传动比 式中 （满载转速）9.2 各级传动比的分配减速箱部分理论传动比减速箱部分理论传动比减速箱部分理论传动比减速箱部分理论传动比慢速驱动部分理论传动比慢速驱动部分高低速级理论传动比的分配，初取，得9.3 慢速机构辅助电动机表9.1 慢速电动机参数电动机型号额定功率kw满载转速r/min额定电流AZD11-8型锥形转子电动机0.213800.710 行走机构的计算及选用10.1 行走机构电动机及车轮的选取（10.1） ：滚动摩擦力。：行走机构的运行速度。：滚动摩

30、擦系数，由9P110表9-2得。电机功率取、转速取车轮的工作直径取10.2 行走机构减速比的确定由行走机构的运行速度、车轮工作直径得：又因为电机转速为所以减速比图10.1 行走机构结构示意图1图10.2 行走机构结构示意图210.3 行走机构的减速机构图10.3 行走机构结构示意图11 吊钩根据吊钩起重量查资料5表8.1-84（摘自GB/T10051.1-1988），取吊钩工作级别M3，钩号025。查资料5表8.1-85 直柄单钩毛胚件结构型式及尺寸（摘自GB/T10051.4-1988）,取MMD型，并根据尺寸绘制图纸，详细见图纸。13 吊钩参数化设计简介13.1 参数化设计简介参数化设计也

31、叫尺寸驱动，参数驱动基于特征的操作。通过定义或修改每一个特征主要构成的参数来实现参数化设计。零件的每一个特征都可以看成由许多个参数构成，通过参数驱动对特征进行修改。由用户实际控制并能够独立变化的参数一般只有几个，通常称为主参数或者主约束，与特征、主约束有关联的约束，称之为次约束。用户修改主约束之后，次约束通常会依照约束间的关系进行联动修改，而不需用户手动修改，从而提高了用户的工作效率，降低了开发成本。参数化设计带来的参数、自动、智能等特性使程序操作变的更具亲和力。13.2 SolidWorks2009中的实际操作本次零件参数化设计使用的软件是最新的SolidWorks2009制图软件，通过使用软件里面的系列零件设计表这一功能，把吊钩零件的尺寸全部添加到系列零件设计表中，通过切换不同吨位的配置，实现在不同吨位的吊钩零件中快速的切换，使电动葫芦的整个系统化的设计变得更加方便快捷。图13.1 吊钩装置爆炸图图13.2 吊钩零件二维草图图13.3 吊钩零件三维图图13.4 吊钩的三维效果图附 录1 0.5吨电动葫芦总图2 0.5吨电动葫芦减速箱总图3 0.5吨电动葫芦减速箱箱盖图4 0.5吨电动葫芦减速箱箱体图5 0.5吨电动葫芦吊钩总图6 0.5吨电动葫芦总图7 0.5吨电动葫芦电动小车总图8 0.5吨电动葫芦减速箱慢速机构总图9 0.5吨电动葫芦吊钩零件图52