機械產(chǎn)品綜合課程設計-電動葫蘆設計課件

1、機械產(chǎn)品綜合課程設計 電動葫蘆設計一、概述一、概述 電動葫蘆電動葫蘆是一種起重機械是一種起重機械設備，它可安裝在鋼軌上，亦設備，它可安裝在鋼軌上，亦可配在某些起重機械上使用可配在某些起重機械上使用(如如電動單梁橋式起重機、龍門起電動單梁橋式起重機、龍門起重機、搖臂起重機等重機、搖臂起重機等)。由于它。由于它具有體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊具有體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊和操作方便等優(yōu)點，因此是湊和操作方便等優(yōu)點，因此是廠礦、碼頭、倉庫等常用的起廠礦、碼頭、倉庫等常用的起重設備之一。重設備之一。 電動葫蘆以起重量為電動葫蘆以起重量為0.55t、起重高度為起重高度為30m以下者居多。以下者居多。如圖如圖4-

2、1所示的電動葫蘆主要由所示的電動葫蘆主要由電動機電動機(帶制動器帶制動器)、減速器減速器、鋼鋼絲繩及卷筒絲繩及卷筒、導繩器、吊鉤及、導繩器、吊鉤及滑輪、行車機構(gòu)和操縱按鈕等滑輪、行車機構(gòu)和操縱按鈕等組成。組成。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-吊鉤及滑輪下一頁下一頁 電動葫蘆起升機構(gòu)如圖電動葫蘆起升機構(gòu)如圖4-24-2所示。它由電動機通過聯(lián)軸器直接所示。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出軸(空心軸空心軸)，驅(qū)動卷筒轉(zhuǎn)動，從而使吊鉤起升或下降

3、，其傳，驅(qū)動卷筒轉(zhuǎn)動，從而使吊鉤起升或下降，其傳動系統(tǒng)如動系統(tǒng)如圖圖4-34-3所示。所示。圖圖4-2 電動葫蘆起升機構(gòu)示意圖電動葫蘆起升機構(gòu)示意圖1-減速器，減速器，2-輸出軸，輸出軸，3-輸入軸，輸入軸，4-聯(lián)軸器，聯(lián)軸器，5-電動機，電動機，6-制動器；制動器；7-彈簧，彈簧，8-鋼絲繩：鋼絲繩：9-卷筒卷筒下一頁下一頁圖圖4-3 電動葫蘆起升機構(gòu)傳動系統(tǒng)電動葫蘆起升機構(gòu)傳動系統(tǒng)減速器部件減速器部件鋼絲繩及卷鋼絲繩及卷筒部件筒部件下一頁下一頁圖圖4-4為齒輪減速器為齒輪減速器的裝配圖。減速器的裝配圖。減速器的輸入軸的輸入軸I和中間軸和中間軸、均為齒輪軸，均為齒輪軸，輸出軸輸出軸是空心軸，

4、是空心軸，末級大齒輪和卷筒末級大齒輪和卷筒通過花鍵和軸相聯(lián)。通過花鍵和軸相聯(lián)。為了盡可能減小該為了盡可能減小該軸左端軸承的徑向軸左端軸承的徑向尺寸，一般采用滾尺寸，一般采用滾針軸承作支承。針軸承作支承。圖4-4 齒輪減速器的裝配圖1-齒輪齒輪(B)；2-中間軸中間軸()，3一端蓋板；一端蓋板；4一滾針軸承；一滾針軸承；5-通氣通氣孔；孔；6-箱座；箱座；7-箱蓋；箱蓋；8-齒輪齒輪(F)；19-球軸承，球軸承，10-擋圈；擋圈；11-輸輸出軸出軸()：12-輸入軸輸入軸()；13-卷筒卷筒 下一頁下一頁圖圖4-4 齒輪減速器的裝配圖17-套筒；套筒；18-中間軸中間軸()；19-齒輪齒輪(D)

5、下一頁下一頁圖圖4-4 齒輪減速器的裝配圖下一頁下一頁二、設計計算二、設計計算 設計電動葫蘆齒輪減速器，一般已知條件為：設計電動葫蘆齒輪減速器，一般已知條件為：起重量起重量Q(t)Q(t)、起升速度、起升速度v(mv(mmin)min)、起升高度、起升高度H(m)H(m)、電動葫蘆工、電動葫蘆工作類型及工作環(huán)境等。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、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、重級和特重級。對電動葫蘆一般取為中級中級，其相應負荷持，其相應負荷持續(xù)率續(xù)率JCJC值為值為2525。部分電動

6、葫蘆及其減速器主要參數(shù)見表。部分電動葫蘆及其減速器主要參數(shù)見表4-14-1和表和表4-24-2。下一頁下一頁表表4-1 4-1 電動葫蘆主要參數(shù)電動葫蘆主要參數(shù)型號規(guī)格型號規(guī)格HCD-0.5HCD-0.5HCD-1HCD-1HCD-2HCD-2HCD-3HCD-3HCD-5HCD-5HCD-10HCD-10起重量起重量(t)(t)0.50.51 12 23 35 51010起升高度起升高度(m)(m)6 6，9 9，12126 6，9 9，1212，1818，2424，30309,12,18,24,309,12,18,24,30起、升速度起、升速度(m(mmin)min)8 88 88 88

7、88 87 7運行速度運行速度(m(mmin)min)202020202020202020202020鋼鋼絲絲繩繩直徑直徑(mm)(mm)4.84.87.47.41111131315.515.515.515.5規(guī)格規(guī)格6 637(GB1102-74)37(GB1102-74)電源電源三相交流三相交流380V 50Hz380V 50Hz工作類型工作類型中級中級JC25JC25起起重重電電機機功率功率(kW)(kW)0.80.81.51.53.03.04.54.57.57.51313轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速(r(rmin)min)138013801380138013801380138013801380138014

8、001400運運行行電電機機功率功率(kW)(kW)0.20.20.20.20.40.40.40.40.80.80.80.82 2轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速(r(rmin)min)138013801380138013801380138013801380138013801380下一頁下一頁表表4-2 4-2 電動葫蘆減速器齒輪主要參數(shù)電動葫蘆減速器齒輪主要參數(shù)注：表中所有齒輪壓力角注：表中所有齒輪壓力角n n=20=20，螺旋角，螺旋角=8=806340634。下一頁下一頁 電動葫蘆齒輪減速器的設計內(nèi)容包括：電動葫蘆齒輪減速器的設計內(nèi)容包括： 1、擬訂傳動方案（、擬訂傳動方案（1天），天）， 2、選擇電動機及進行

9、運動和動力計算（、選擇電動機及進行運動和動力計算（2天），天）， 3、減速器主要零件，包括齒輪、軸、軸承和花鍵聯(lián)、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（接等的工作能力計算（2天），天）， 4、繪制裝配圖（、繪制裝配圖（4天），天）， 5、繪制減速器箱體零件圖（、繪制減速器箱體零件圖（2天），天）， 6、繪制其它全部零件圖（、繪制其它全部零件圖（2天），天）， 7、編寫整理計算說明書（、編寫整理計算說明書（1天）天） 8、答辯（、答辯（1天）。天）。 也可根據(jù)現(xiàn)有資料也可根據(jù)現(xiàn)有資料(表表4-l、表、表4-2)采用類比法選用合采用類比法選用合適的參數(shù)進行校核計算。適的參數(shù)

10、進行校核計算。下一頁下一頁式中式中 Q”總起重量，總起重量，N； Q 起重量起重量(公稱重量公稱重量)，N； Q吊具重量，吊具重量，N，一般取，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)，如圖的鋼絲繩分支數(shù)，如圖4-3結(jié)構(gòu)所示，結(jié)構(gòu)所示，m2； 7 滑輪組效率，滑輪組效率，70.980.99。鋼絲繩的破斷拉力鋼絲繩的破斷拉力(一一)確定鋼絲繩及卷筒直徑，選擇電動機確定鋼絲繩及卷筒直徑，選擇電動機1選擇鋼絲繩選擇鋼絲繩根據(jù)圖根據(jù)圖4-3，鋼絲繩的靜拉力，鋼絲繩的靜拉力NmQQ70 Q”Q+Q 9 . 08 .

11、0換算系數(shù)式中式中 nn許用安全系數(shù)。對工作類型為中級的電動葫蘆，許用安全系數(shù)。對工作類型為中級的電動葫蘆，nn5.55.5；圖圖4-3下一頁下一頁 根據(jù)工作條件及鋼絲繩的破斷拉力根據(jù)工作條件及鋼絲繩的破斷拉力QS，即可由有關標準或手冊，即可由有關標準或手冊選取鋼絲繩直徑選取鋼絲繩直徑d。也可根據(jù)起重量也可根據(jù)起重量Q按表按表4-1選定鋼絲繩直徑，必要時加以校核。選定鋼絲繩直徑，必要時加以校核。2 2計算卷筒直徑和轉(zhuǎn)速計算卷筒直徑和轉(zhuǎn)速 如圖如圖4-54-5所示，卷筒計算直徑所示，卷筒計算直徑 D D0 0ededD+d mm D+d mm (4-4) D D(e-1)d mm (e-1)d

12、mm (4-5)式中式中 dd鋼絲繩直徑，鋼絲繩直徑，mmmm； ee直徑比，直徑比，e e D D0 0d d，對電動葫蘆，取，對電動葫蘆，取e e2020； DD卷筒最小直徑卷筒最小直徑( (槽底直徑槽底直徑) )，mmmm，求出卷筒計算直徑求出卷筒計算直徑D D0 0后，應圓整為標準直徑。卷筒的標準直徑系列為：后，應圓整為標準直徑。卷筒的標準直徑系列為：300300，400400，500500，600600，700700，800800，900900，單位為，單位為mmmm。 卷筒轉(zhuǎn)速卷筒轉(zhuǎn)速 (4-6) 這里這里v v為起升速度為起升速度(m(mmin)min)，其余符號含義同前。其余符

13、號含義同前。圖圖4-5卷筒直徑卷筒直徑 下一頁下一頁3 3選擇起重電動機選擇起重電動機式中式中Q Q“總起重量總起重量N N； vv起升速度，起升速度，m mminmin； 0 0起升機構(gòu)總效率；起升機構(gòu)總效率； 7 7滑輪組效率，一般滑輪組效率，一般7 70.980.980.990.99； 5 5卷筒效率，卷筒效率，5 50.980.98； 1 1齒輪減速器效率，可取為齒輪減速器效率，可取為0.900.900.920.92。 為保證電動機的使用性能，并滿足起重機的工作要求，應選擇相應于為保證電動機的使用性能，并滿足起重機的工作要求，應選擇相應于電動葫蘆工作類型電動葫蘆工作類型(JC(JC值值

14、) )的電動機，其功率的計算公式為：的電動機，其功率的計算公式為： 式中式中 K Ke e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0.700.700.800.80，中級為，中級為0.800.800.900.90，重級為，重級為0.900.90l l，特重級為，特重級為1.11.11.21.2。起重電動機的靜功率起重電動機的靜功率下一頁下一頁 根據(jù)功率根據(jù)功率PjcPjc從有關標準從有關標準( (表表4-3)4-3)選取與工作類型相吻合的電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的功率和轉(zhuǎn)速。也可根據(jù)起重動機，并從中查出所

15、選電動機相應的功率和轉(zhuǎn)速。也可根據(jù)起重量按量按表表4-14-1選取，然后按靜功率進行校核計算。選取，然后按靜功率進行校核計算。 表表4-3 4-3 錐形轉(zhuǎn)子異步電動機錐形轉(zhuǎn)子異步電動機(ZD(ZD型型) )注：引自注：引自機械產(chǎn)品目錄機械產(chǎn)品目錄) )第第1919冊，機械工業(yè)出版社，冊，機械工業(yè)出版社，19851985年。年。下一頁下一頁電機尺寸見電機尺寸見附錄表附錄表下一頁下一頁( (二二) )計算減速器的載荷和作用力計算減速器的載荷和作用力1 1計算減速器的載荷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)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

16、此在對零件進行疲勞強度計算時，如果缺乏有關工變載荷，因此在對零件進行疲勞強度計算時，如果缺乏有關工作載荷記錄的統(tǒng)計資料，對工作載荷類型為中級的電動葫蘆，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，可以圖可以圖4-64-6所示的典型載荷圖作為計算依據(jù)。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)零件在使用壽命以內(nèi)，實際總工作時數(shù)式中式中 LL使用壽命使用壽命( (年年) )，齒輪壽命，齒輪壽命定為定為1010年，滾動軸承壽命為年，滾動軸承壽命為5 5年；年；t t0 0每年工作小時數(shù)每年工作小時數(shù)h h，t t0 0 2000h2000h；JCJC機構(gòu)工作類型，對電

17、動葫蘆可機構(gòu)工作類型，對電動葫蘆可取取JCJC值為值為2525。故此，電動葫蘆減速器中齒輪的使用故此，電動葫蘆減速器中齒輪的使用壽命可按壽命可按5000h5000h計算，滾動軸承按計算，滾動軸承按2500h2500h計計算。算。圖圖4-6 4-6 電動葫蘆載荷圖電動葫蘆載荷圖( (工工作類型：中級作類型：中級) )Q Ql l 額定載荷；額定載荷；t t 周期周期20%時間為滿載荷時間為滿載荷下一頁下一頁電動葫蘆起升機構(gòu)載荷有如下特點：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)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，即矩方向

18、不變，即轉(zhuǎn)矩為單向轉(zhuǎn)矩為單向作用；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)影響不大附加轉(zhuǎn)矩對機構(gòu)影響不大(一般不超過靜力矩的一般不超過靜力矩的10)，故由此，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)定工作狀況系數(shù)K，或許用應力來考慮。，或許用應力來考慮。 (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。但時間是短

19、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)生的由此而產(chǎn)生的短時過載，則應對零件進行靜強度校核計算短時過載，則應對零件進行靜強度校核計算。下一頁下一頁電動機軸上的最大轉(zhuǎn)矩電動機軸上的最大轉(zhuǎn)矩T Tmaxmax為計算依據(jù)。電動機軸上的最大轉(zhuǎn)矩為計算依據(jù)。電動機軸上的最大轉(zhuǎn)矩式中：式中： 過載系數(shù)，是電動機最大轉(zhuǎn)矩與過載系數(shù)，是電動機最大轉(zhuǎn)矩與JCJC值為值為2525時電動時電動機額定轉(zhuǎn)矩之比，對電動葫蘆，可取機額定轉(zhuǎn)矩之比，對電動葫蘆，可取3.1；P Pjcjc JC JC值為值為2525時電動機的額定功率，時電動機的額定功率，kWkW；n njcjc JC JC值為值為2525時電動

20、機轉(zhuǎn)速，時電動機轉(zhuǎn)速，r rminmin。 下一頁下一頁2 2分析作用力分析作用力 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，而是采用如圖平面展開式布置，而是采用如圖4-74-7所示的、軸心為三角形頂點所示的、軸心為三角形頂點的布置形式。圖中的布置形式。圖中O O()()、O O、O O分別為軸分別為軸I()I()、的軸的軸心，因而各軸作用力分析比較復雜。心，因而各軸作用力分析比較復雜。 當各級齒輪中心距當各級齒輪中心距a aABAB、a aCDCD和和a aEFEF確定后，即可根據(jù)余弦定理確定后，即可根據(jù)余弦定理，由下

21、式求得中心線間的夾角，即，由下式求得中心線間的夾角，即下一頁下一頁圖圖4-7 減速器齒輪的布置減速器齒輪的布置下一頁下一頁 圖圖4-8所示為減速器齒輪和軸的作用力分析。其中齒輪圓周所示為減速器齒輪和軸的作用力分析。其中齒輪圓周力力Ft徑向力徑向力Fr和軸向力和軸向力Fa。均可由有關計算公式求得。均可由有關計算公式求得。 如圖如圖4-9所示，輸出軸所示，輸出軸為空心軸，它被支承在軸承為空心軸，它被支承在軸承a、b上。上。輸入軸輸入軸穿過軸穿過軸的軸孔，其一端支承在軸的軸孔，其一端支承在軸孔中的軸承孔中的軸承d上，上，另一端支承在軸承另一端支承在軸承c上。作用于輸出軸上。作用于輸出軸上的力有：上的

22、力有： (1)齒輪齒輪F上的圓周力上的圓周力FtF、徑向力、徑向力FrF和軸向力和軸向力FaF； (2)對于圖示的單滑輪，卷筒作用于輸出軸上的力為對于圖示的單滑輪，卷筒作用于輸出軸上的力為R，當重，當重物移至卷筒靠近齒輪物移至卷筒靠近齒輪F一側(cè)的極端位置時，一側(cè)的極端位置時，R達到最大值：達到最大值： (3)在軸承在軸承d處輸入軸處輸入軸作用于輸出軸作用于輸出軸的徑向力為的徑向力為Rdm和和Rdn(圖圖4-9)。圖圖4-9 力的坐標變換力的坐標變換dabcR下一頁下一頁F圖圖4-8 4-8 減速器齒輪和軸的作用力減速器齒輪和軸的作用力(a) (a) 齒輪作用力齒輪作用力 (b) (b) 軸軸和

23、軸和軸的作用力的作用力Rabcd下一頁下一頁由于由于(1)(1)、(2)(2)中所述的作用力中所述的作用力F FtFtF、F FrFrF、F FaFaF和和R R都位于同一平面都位于同一平面或互相垂直的平面內(nèi)，且在或互相垂直的平面內(nèi)，且在xdyxdy坐標系中坐標系中( (圖圖4-9)4-9)。而。而(3)(3)中所中所述的力述的力R Rdmdm和和R Rdndn分布在分布在mdnmdn坐標系統(tǒng)內(nèi)，兩坐標系間存在夾角坐標系統(tǒng)內(nèi)，兩坐標系間存在夾角1 1。因此計算在軸承因此計算在軸承d d處軸處軸對軸對軸的作用力時，必須把的作用力時，必須把mdnmdn坐標系坐標系統(tǒng)內(nèi)的支反力統(tǒng)內(nèi)的支反力R Rdm

24、dm和和R Rdndn換算為換算為xdyxdy坐標系統(tǒng)內(nèi)的支反力，其方法坐標系統(tǒng)內(nèi)的支反力，其方法如下：如下：圖圖4-9 力的坐標變換力的坐標變換式中的式中的R Rdmdm和和R Rdndn應代應代入相應的正負號。入相應的正負號。下一頁下一頁這樣，這樣，R Rdxdx和和R Rdydy就與齒輪就與齒輪F F上的作用力及重物對輸出軸上的作用力及重物對輸出軸的作的作用力處在同一坐標系統(tǒng)內(nèi)。這就可以在用力處在同一坐標系統(tǒng)內(nèi)。這就可以在xdyxdy坐標系統(tǒng)內(nèi)進行力坐標系統(tǒng)內(nèi)進行力的分析和計算。的分析和計算。軸軸和軸和軸的作用力分析可按上述方法參照進行。的作用力分析可按上述方法參照進行。 下一頁下一頁解

25、：解：( (一一) )擬訂傳動方案，選擇電動機及計算運動和動力參數(shù)擬訂傳動方案，選擇電動機及計算運動和動力參數(shù)1 1擬訂傳動方案擬訂傳動方案采用圖采用圖4-l4-l所示傳動方案，為了減小齒輪減速器結(jié)構(gòu)尺寸和所示傳動方案，為了減小齒輪減速器結(jié)構(gòu)尺寸和重量，應用斜齒圓柱齒輪傳動。重量，應用斜齒圓柱齒輪傳動。2 2選擇電動機選擇電動機按式按式(4-2)(4-2)、式、式(4-7)(4-7)和式和式(4-8)(4-8)，起升機構(gòu)靜功率，起升機構(gòu)靜功率三、實例三、實例 例題例題4-14-1根據(jù)下列條件設計電動葫蘆起升機構(gòu)的齒輪減速器。根據(jù)下列條件設計電動葫蘆起升機構(gòu)的齒輪減速器。已知：額定起重量已知：額

26、定起重量Q Q5t5t，起升高度，起升高度H H6m6m，起升速度，起升速度v v8m8mminmin，工作類型為中級：，工作類型為中級：JCJC2525，電動葫蘆用于機械加工，電動葫蘆用于機械加工車間，交流電源車間，交流電源(380V)(380V)。 下一頁下一頁而總起重量而總起重量 Q”=Q+Q=50000+0.2Q”=Q+Q=50000+0.250000=51000N50000=51000N起升機構(gòu)總效率起升機構(gòu)總效率 0 0=7 75 51 1=0.98=0.980.980.980.90=0.8640.90=0.864故此電動機靜功率故此電動機靜功率按式按式(4-9)(4-9)，并取系

27、數(shù)，并取系數(shù)K Ke e0.900.90，故相應于，故相應于JCJC2525的電動機的電動機按表按表4-34-3選選ZD141-4ZD141-4型錐形轉(zhuǎn)子電動機，功率型錐形轉(zhuǎn)子電動機，功率PjcPjc7.5 kW7.5 kW，轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速njcnjc1400r1400rminmin。下一頁下一頁3選擇鋼絲繩選擇鋼絲繩按式按式(4-1)。鋼絲繩的靜拉力。鋼絲繩的靜拉力按式按式(4-3)(4-3)，鋼絲繩的破斷拉力，鋼絲繩的破斷拉力按標準選用按標準選用6 63737鋼絲繩，其直徑鋼絲繩，其直徑d d15.5mm15.5mm，斷面面積，斷面面積d d89.49mm289.49mm2，公稱抗拉強度，公稱抗

28、拉強度2000MPa2000MPa，破斷拉力，破斷拉力QsQs178500N178500N。下一頁下一頁4 4計算卷簡直徑計算卷簡直徑按式按式(4-4)，卷筒計算直徑，卷筒計算直徑D0ed2015.5310 mm按標準取按標準取D0300mm。按式按式(4-6)，卷筒轉(zhuǎn)速，卷筒轉(zhuǎn)速5 5確定減速器總傳動比及分配各級傳動比確定減速器總傳動比及分配各級傳動比總傳動比總傳動比這里這里n n3 3為電動機轉(zhuǎn)速，為電動機轉(zhuǎn)速，r rminmin。下一頁下一頁擬定各級傳動比擬定各級傳動比( (圖圖4-4)4-4)和齒數(shù)。和齒數(shù)。第一級傳動比第一級傳動比第二級傳動比第二級傳動比第三級傳動比第三級傳動比傳動比

29、相對誤差傳動比相對誤差下一頁下一頁軸軸1(輸入軸輸入軸)： 6計算各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計算各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩下一頁下一頁這里，各級齒輪傳動效率取為這里，各級齒輪傳動效率取為0.97。仿此方法，可以計算軸。仿此方法，可以計算軸、軸軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩。計算結(jié)果列于下表：的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩。計算結(jié)果列于下表：下一頁下一頁(二二)高速級齒輪傳動設計高速級齒輪傳動設計 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，齒輪材料均用結(jié)構(gòu)緊湊，齒輪材料均用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度，滲碳淬火，齒面硬度HRC5862，材料抗拉強度，材料抗拉

30、強度B=1100MPa，屈服極限，屈服極限s=850MPa。齒輪精度選為。齒輪精度選為8級級(GBl009588)。1按齒面接觸強度條件設計按齒面接觸強度條件設計2按齒根彎曲強度條件設計按齒根彎曲強度條件設計比較上述兩種設計準則的計算結(jié)果，應取齒輪標準模數(shù)比較上述兩種設計準則的計算結(jié)果，應取齒輪標準模數(shù)mn2.5mm下一頁下一頁取中心距取中心距aAB101mm。(2)精算螺旋角精算螺旋角3主要幾何尺寸計算主要幾何尺寸計算(1)中心距中心距a初選螺旋角初選螺旋角=9 下一頁下一頁(3)齒輪齒輪A、B的分度圓直徑的分度圓直徑d(4)齒輪寬度齒輪寬度b齒輪齒輪B：齒輪齒輪A：同理，可對齒輪同理，可對

31、齒輪C和和D、E和和F進行設計計算。進行設計計算。 下一頁下一頁(三三)計算軸計算軸1計算軸計算軸的直徑的直徑軸材料選用軸材料選用20CrMnTi，按下式估算空心軸外徑：，按下式估算空心軸外徑：式中式中 P軸軸傳遞功率，傳遞功率，P7.18kW； n軸軸轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)速，n17.22rmin； 空心軸內(nèi)徑與外徑之比，可取為空心軸內(nèi)徑與外徑之比，可取為0.5； A0系數(shù)，對系數(shù)，對20CrMnTi，可取，可取A0107。代入各值，則代入各值，則取取d85mm，并以此作為軸，并以此作為軸(裝齒輪裝齒輪F至裝卷筒段至裝卷筒段)最小外徑，最小外徑，并按軸上零件相互關系設計軸并按軸上零件相互關系設計軸 。下一

32、頁下一頁圖圖4-10 軸軸I與軸與軸IV的結(jié)構(gòu)的結(jié)構(gòu)dabcd=85mm下一頁下一頁2分析軸分析軸上的作用力上的作用力軸軸上的作用力如圖上的作用力如圖4-11所示，各力計算如下：所示，各力計算如下： (1)齒輪齒輪F對軸對軸上的作用力上的作用力因本題未對齒輪因本題未對齒輪F進行設計計算，現(xiàn)借用表進行設計計算，現(xiàn)借用表4-2數(shù)據(jù)，取齒數(shù)數(shù)據(jù)，取齒數(shù)zF45，模數(shù)，模數(shù)mn=6mm，螺旋角，螺旋角8634，故分度圓直徑，故分度圓直徑圓周力圓周力徑向力徑向力軸向力軸向力下一頁下一頁(2)卷筒對軸卷筒對軸上的徑向作用力上的徑向作用力R圖圖4-11 軸軸的作用力分析的作用力分析當重物移至靠近軸當重物移至

33、靠近軸的右端極限位置時，卷筒作用于軸的右端極限位置時，卷筒作用于軸上上e點的力點的力R達到最大值，近似取達到最大值，近似取 1.02是表示吊具重量估計為起重量的是表示吊具重量估計為起重量的2 下一頁下一頁 (3)軸軸I在支承在支承d處對軸處對軸上的徑向作用力上的徑向作用力Rdn和和Rdm， 軸軸I的作用力分析如圖的作用力分析如圖4-12所示。所示。 如果略去軸如果略去軸I上聯(lián)軸器附加力的影響，齒輪上聯(lián)軸器附加力的影響，齒輪A作用于軸作用于軸1上的力上的力有：有：圓周力圓周力圖圖4-12 軸軸I的作用力分析的作用力分析下一頁下一頁徑向力徑向力軸向力軸向力由圖由圖4-10按結(jié)構(gòu)取按結(jié)構(gòu)取L312m

34、m，L134mm。求垂直平面求垂直平面(mcd面面)上的支反力：上的支反力：下一頁下一頁求水平面求水平面(ncd面面)上的支反力上的支反力：下一頁下一頁對軸對軸來說，來說，Rdm與與Rdn的方向應與圖的方向應與圖4-12所示的相反。所示的相反。由于上述的力分別作用于由于上述的力分別作用于xdy坐標系內(nèi)和坐標系內(nèi)和ndm坐標系內(nèi)，兩坐標系內(nèi)，兩坐標間的夾角為坐標間的夾角為1，因此要把，因此要把ndm坐標系內(nèi)的力坐標系內(nèi)的力Rdn和和Rdm換換算為算為xdy坐標系內(nèi)的力坐標系內(nèi)的力Rdx和和Rdy。由式由式(4-12)得兩坐標系間的夾角得兩坐標系間的夾角(圖圖4-7)其中各齒輪副之間的中心距可求得

35、如下其中各齒輪副之間的中心距可求得如下 下一頁下一頁故故根據(jù)式根據(jù)式(4-13)和圖和圖4-9，則得力，則得力Rdn和和Rdm在坐標在坐標xdy上的投影上的投影下一頁下一頁把上述求得的力標注在軸把上述求得的力標注在軸的空間受力圖上的空間受力圖上(圖圖4-11) 圖圖4-11 軸軸的作用力分析的作用力分析 根據(jù)上述數(shù)據(jù)和軸上支點根據(jù)上述數(shù)據(jù)和軸上支點a a、b b處的支反力，可計算軸上危處的支反力，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。軸承可按常用方法認安全系數(shù)后，即可繪制軸的

36、零件工作圖。軸承可按常用方法選取和計算，從略。選取和計算，從略。 下一頁下一頁下一頁下一頁外形及安裝尺寸外形及安裝尺寸( (單位：單位：mm)mm) 價價格格功率功率KMKMD1D1D2D2D3D3D4D4D5D5L LL1L1L2L2L3L3d dP PZD111-4 0.20.2 155h9155h9 140140 155155200200196196 1515 77 三角花鍵三角花鍵D=15 Z=36D=15 Z=36 ZD112-4 0.40.4 165h9165h9 150150 155155220220216216 1515 77 4D-15f94D-15f912h1512h154

37、d114d11 ZD121-4 0.80.8 177177 220h9220h9 19619660h60h6 6 215215316316222222 7070 2424 99 6D-20f96D-20f916h1516h154d114d11 ZD122-4 1.51.5 179179 235h9235h9 20520560h60h6 6 215215355355260260 7171 2424 1313 6D-20f96D-20f916h1516h154d114d11 ZD131-4 3.03.0 223223 290h9290h9 26026065h65h6 6 273273423423284284 109109 3030 1313 6D-28f96D-28f923h1523h156d116d11 ZD132-4 4.5,5.54.5,5.5 223223 320h9320h9 28628665h65h6 6 273273438438310310 9898 3030 1313 6D-28f96D-28f923h1523h156d116d11 ZD141-4 7.57.5