四速電動葫蘆機械系統(tǒng)設計

1、<p><b>　　1 緒論</b></p><p>　　起重機械廣泛應用于各種物料的起重、運輸、裝卸等作業(yè)中，可以減輕勞動強度，提高生產效率。如在工廠、礦山、車站、港口、建筑工地、水電站、倉庫等生產部門中得到應用。作為起重設備中輕便靈活的電動葫蘆作業(yè)范圍是有點、線為主、自重輕、構造緊湊、體積小、維修方便、經久耐用等特點。隨著我國制造行業(yè)的崛起，不同起吊速度的起重設備應用越來越廣。

2、目前起重設備較多，如單、雙梁橋式起重機、門式起重機等，但結構體積龐大，一次性投資與運行成本較高，就是不能良好的滿足生產現(xiàn)場的要求，急需技術經濟性能價格良好的起重設備，電動葫蘆在此方面具有優(yōu)勢，但目前電動葫蘆多以為單速、雙速為主，多速電動葫蘆極少，特別是四速電動葫蘆。作為起重基地的新鄉(xiāng)，研究開發(fā)四速電動葫蘆，是很有前景的。</p><p><b>　　2 設計要求</b></p>

3、<p>　　本次設計的四速電動葫蘆機械系統(tǒng)的根據(jù)現(xiàn)有普通電動葫蘆的應用情況提出要求是：</p><p>　　(1) 四速電動葫蘆的最大載重為5頓，起升高度為9米。</p><p>　　(2) 四速電動葫蘆的強度等級為M，工作級別為M5。</p><p>　　(3) 通過電機的變速實現(xiàn)在一個電機帶動下輸出4種速度</p><p>　

4、　3 四速電動葫蘆的結構分析與設計</p><p>　　3.1 電動葫蘆的結構分析</p><p>　　電動葫蘆由起升機構和運行機構組成。起升機構包括吊鉤、鋼絲繩、滑輪組、電機、卷筒和加速器組成；運行機構為小車。（見圖 1 ）</p><p>　　圖1 電動葫蘆總體結構簡圖</p><p>　　電葫蘆中間是鋼絲繩卷筒，用小車懸掛于工字鋼制作的

5、天車大梁上，一端用法蘭固定一臺能夠制動的錐形轉子電動機，用傳動軸將動力傳遞到另一端的減速機。經過減速的動力傳遞給鋼絲繩卷筒，帶動吊鉤起重。</p><p>　　3.2 電動葫蘆的設計方案</p><p>　　電動葫蘆起升機構的排列主要為電動機、減速器和卷筒裝置3個部件。排列方式有平行軸和同軸兩種方式排列形式，如圖2所示</p><p>　　a

6、 b</p><p>　　圖2 起升機構部件排列圖</p><p>　　1電動機2減速器3卷筒裝置</p><p>　　這里優(yōu)先選用b方案，電機、減速器、卷筒布置較為合理。減速器的大齒輪和卷筒連在一起，轉距經大齒輪直接傳給卷筒，使得卷筒只受彎距而不受扭距。其優(yōu)點是機構緊湊，傳動穩(wěn)定，安全系數(shù)高。減速器用斜齒輪傳動，載荷方向不變和齒輪傳動的脈動循環(huán)，對電動機產

7、生一個除彈簧制動的軸向力以外的載荷制動軸向力。當斜齒輪傾斜角一定時，軸向力大小與載荷成正比，起吊載荷越大，該軸向力也越大，產生的制動力矩也越大；反之亦然。它可以減小制動彈簧的軸受力，制動瞬間的沖擊減小，電動機軸受扭轉的沖擊也將減小，尤其表現(xiàn)在起吊輕載荷時，提高了電動機軸的安全性。</p><p>　　圖a的結構電機與卷筒布置不再同一平面上通過減速器相連，使得減速器轉距增大。</p><p>

8、;　　4 電動葫蘆起升機構部件的設計</p><p>　　電動葫蘆起升機構用來實現(xiàn)物料垂直升降，是任何起重機不可缺少的部分，因而是起重機最主要、也是最基本的機構。起升機構的安全狀態(tài)，是防止起重事故的關鍵，將直接地關系到起重作業(yè)的安全。電動葫蘆起升機構包括:起升用錐形轉子制動電動機、減速器、卷筒裝置和吊鉤裝置等4個動力和傳動部件。</p><p>　　4.1 起升機構的工作分析</p&

9、gt;<p>　　電動機通過聯(lián)軸器與中間軸連接，中間軸又通過花鍵連接與減速器的高速軸相連，減速器的低速軸帶動卷筒，吊鉤等取物裝置與卷繞在卷筒上的省力鋼絲繩滑輪組連接起來。當電動機正反兩個方向的運動傳遞給卷筒時，通過卷筒不同方向的旋轉將鋼絲繩卷入或放出，從而使吊鉤與吊掛在其上的物料實現(xiàn)升降運動，這樣，將電動機輸入的旋轉運動轉化為吊鉤的垂直上下的直線運動。常閉式制動器在通電時松閘，使機構運轉；在失電情況下制動，使吊鉤連同貨物停

10、止升降，并在指定位置上保持靜止狀態(tài)。當滑輪組升到最高極限位置時，上升極限位置限制器被觸碰面動作，使吊鉤停止上升。當?shù)踺d接近額定起重量時，起重量限制器及時檢測出來，并給予顯示，同時發(fā)出警示信號，一旦超過額定值及時切斷電源，使起升機構停止運行，以保證安全。</p><p><b>　　4.2電動機的選擇</b></p><p>　　本次設計為5噸四速電動葫蘆，電動機采用錐

11、形轉子制動的電動機由電氣設計人員設計，此處不討論。電動機的電動的額定功率為7.5kw，轉速為1400r/min。</p><p>　　4.3 滑輪組的選擇</p><p>　　鋼絲繩一次繞過若干定滑輪和動滑輪組成的滑輪組，可以達到省力或增速的目的。通過滑輪可以改變鋼絲繩的運動方向。平衡滑輪還可以均衡張力。</p><p>　　四速電動葫蘆選用的滑輪組倍率由[1]查得

12、m＝2?；喗M效率＝0.99</p><p>　　4.4 鋼絲繩的選擇和校核</p><p>　　本次設計選用的鋼絲繩依據(jù)其使用特點及重要性選用。鋼絲繩強度高、自重輕、柔韌性好、耐沖擊，安全可靠。在正常情況下使用的鋼絲繩不會發(fā)生突然破斷，但可能會因為承受的載荷超過其極限破斷力而破壞。鋼絲繩的破壞是有前兆的，總是從斷絲開始，極少發(fā)生整條繩的突然斷裂。鋼絲繩廣泛應用在起重機上。鋼絲繩的破壞會導

13、致嚴重的后果，所以鋼絲繩既是起重機械的重要零件之一，也是保證起重作業(yè)安全的關鍵環(huán)節(jié)。</p><p>　　4.4.1 鋼絲繩的選擇</p><p>　　鋼絲繩是起重機械中最常用的構件之一，由于它具有強度高、自重輕、運動平穩(wěn)、極少斷裂等有點。根據(jù)現(xiàn)在的使用情況，由[2]查得鋼絲繩型號選為6X37-15-1550-I-右。`</p><p>　　4.4.2 計算鋼絲繩所

14、承受的最大靜拉力</p><p>　　鋼絲繩所承受的最大靜拉力（即鋼絲繩分支的最大靜拉力）為：</p><p>　　式中: --額定起升載荷，指所有起升質量的重力，包括允許起升的最大有效物品、取物裝置（如下滑輪組吊鉤、吊梁、抓斗、容器、起重電磁鐵等）、懸掛撓性件以及其 他在升降中的設備的質量的重力；　 　Z--繞上卷筒的鋼絲繩分支數(shù)，單聯(lián)滑輪組Z=1，雙聯(lián)滑輪組Z=2；　 　m--滑輪

15、組倍率；　 　--滑輪組的機械效率。</p><p>　　其中＝490000N ，m＝2，＝0.99</p><p>　　所以＝24.74.4.3 計算鋼絲繩破斷拉力</p><p>　　計算鋼絲繩破斷拉力為：</p><p><b>　　=n</b></p><p>　　式中:n--安全系數(shù)

16、，根據(jù)機構工作級別查表確定，n＝5.5；=150>=136</p><p>　　所以鋼絲繩滿足要求。</p><p><b>　　4.5 吊鉤的設計</b></p><p>　　吊鉤在起重裝置中屬于取物裝置，用于提取物料。既是起重機械的重要零件之一，也是保證起重作業(yè)安全的關鍵環(huán)節(jié)</p><p>　　4.5.1

17、吊鉤的選擇</p><p>　　吊鉤按制造方法可分為鍛造吊鉤和片式吊鉤?！?鍛造吊鉤又可分為單鉤和雙鉤。單鉤一般用于小起重量，雙鉤多用于較大的起重量。鍛造吊鉤材料采用優(yōu)質低碳鎮(zhèn)靜鋼或低碳合金鋼，如20優(yōu)質低碳鋼、16Mn、20MnSi、36MnSi。</p><p>　　這次設計的是5噸的葫蘆，屬于小起重量，結合電葫蘆的生產現(xiàn)狀，選用鍛造單鉤。</p><p>

18、　　4.5.2吊鉤的尺寸設計</p><p>　　吊鉤鉤孔直徑與起重能力有一定關系：</p><p><b>　　單鉤： </b></p><p>　　鉤身各部分尺寸（見圖3）間的關系如下:</p><p><b>　　圖3 鍛造單鉤</b></p><p><b>

19、;　　計算得</b></p><p>　　D=24 S=36 H=56 L1=175 L2=28</p><p>　　因吊鉤的選擇是在參考常規(guī)設計的基礎上進行設計的已滿足設計要求，故在次不與校核。</p><p>　　4.6 卷筒裝置的設計</p><p>　　卷筒是用來卷繞鋼絲繩的部件，它承載起升載荷，收放鋼絲

20、繩，實現(xiàn)取物裝置的升降，是實現(xiàn)四速電動葫蘆機械系統(tǒng)滿足要求的裝置。(見圖4)</p><p><b>　　圖4 卷筒裝置</b></p><p>　　4.6.1 卷筒直徑的確定</p><p>　　卷筒的直徑式卷筒集合尺寸中最關鍵的尺寸，其名義直徑D是指光面卷筒的卷筒外包直徑尺寸，有槽卷筒取槽底直徑，大小按下式確定。</p>&l

21、t;p>　　式中--按鋼絲繩中心計算的最小卷筒直徑，mm</p><p>　　h--與機構工作級別和鋼絲繩有關的系數(shù)，查表為18</p><p>　　d--鋼絲繩的直徑，mm</p><p><b>　　計算的270mm</b></p><p>　　4.6.2 卷筒長度的確定</p><p>

22、;　　由[2]表8-1-53卷筒幾何尺寸的計算: </p><p>　　式中L--卷筒長度，--卷筒上螺旋繩槽部分的長度，--固定鋼絲繩所需要的長度，--卷筒兩端多余部分的長度，P--繩槽節(jié)距， --最大起升高度，m--滑輪組倍率，--卷筒的計算直徑</p><p>　?。?50mm ，＝52mm，＝20mm，L＝532mm</p><p>　　4.6.3 卷筒

23、厚度的計算</p><p>　　對于鑄鋼卷筒，式中--卷筒壁厚，--鋼絲繩直徑</p><p><b>　　所以＝15mm</b></p><p>　　5 同軸式三級齒輪傳動減速器的設計</p><p>　　電動葫蘆減速器是起升機構中傳動的重要組成部分，也是本次設計的重要部分，所以單獨進行計算。其傳動關系如圖5所示。&l

24、t;/p><p>　　圖5同軸式三級傳動減速器示意圖</p><p>　　5.1 確定傳動裝置的總傳動比和分配轉動比</p><p>　?。?） 總傳動比 ===81.2</p><p>　?。?）分配減速器的各級傳動比：</p><p>　　按同軸式布置。由[2]表15-1-3三級圓柱齒輪減速器分配傳動比。由圖查的=

25、5.66，=3.5則低速級傳動比== 4.09</p><p>　　5.2 計算各軸的轉速和轉矩和功率</p><p>　　（1） 各軸轉速 </p><p>　　nⅠ=nⅡ=nm = 1400</p><p><b>　　nⅢ=</b></p><p><b>　　nⅣ<

26、/b></p><p><b>　　nⅤ</b></p><p><b>　　nⅥ=nⅤ</b></p><p>　?。?）各軸輸入轉矩 </p><p><b>　　N.M</b></p><p><b>　　TⅠ

27、=Td</b></p><p><b>　　TⅡ</b></p><p><b>　　TⅢ=</b></p><p><b>　　TⅣ=</b></p><p><b>　　TⅤ=T</b></p><p><b&

28、gt;　　TⅥ=</b></p><p>　　（3）各軸入輸功率 </p><p><b>　　Pd=7.5KW</b></p><p><b>　　PⅠ=PdPd.</b></p><p>　　PⅠⅠ=PⅠ.PⅠ=</p><p><b&

29、gt;　　PⅢ=PⅡPⅡ</b></p><p><b>　　PⅣ=PPⅢ</b></p><p><b>　　PⅤ=PPⅣ</b></p><p><b>　　PⅥ=PPⅤ</b></p><p>　　5.3 傳動零件的設計計算</p><p&

30、gt;　　5.3.1 第一軸齒輪的設計計算</p><p>　　（1） 選擇齒輪材料：由[3]表10-1選擇齒輪材料為40cr，調質和表面淬火處理或氮化48～55 HRC</p><p>　?。?） 按齒面接觸疲勞強度設計</p><p>　　選擇齒數(shù)取 z1=15， z2=i1z1=5.6615=85</p><p>　

31、　齒寬系數(shù) 由[4]表14-1-79，選=0.8</p><p>　　初選螺旋角 =8º</p><p>　　初選載荷系數(shù) 按齒輪非對稱布置速度中等沖擊載荷不大來選擇Kt=1.6</p><p>　　轉距T T1=5.08104N.</p><p>　　彈性系數(shù)ZE 由

32、[5]表14-1-105 ZE=189.8½</p><p>　　確定變位系數(shù) z1=12 z2=68 a=20º h*an=h*acos由[4]圖14-1-4查的x1=0.38 x2=-0.38</p><p>　　節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH X∑=0 =8º 查［4］圖14-1-16 ZH=2.46</p>&l

33、t;p><b>　　重合度系數(shù)Z</b></p><p><b>　　縱向重合度 </b></p><p><b>　　端面重合度 </b></p><p>　　由［4］圖14-1-7查的重合度</p><p><b>　　則 </b><

34、;/p><p>　　由圖14-1-19查得</p><p><b>　　螺旋角系數(shù)</b></p><p><b>　　許用接觸應力[]</b></p><p>　　接觸疲勞極限由[4]圖14-1-24查得大小齒輪的接觸疲勞極限為</p><p>　　[]Hlim1=[]Hlim

35、2=1160</p><p>　　應力循環(huán)次數(shù) N1=60.n1.Lh=60140016300=5.29108</p><p><b>　　N2=</b></p><p>　　接觸疲勞壽命系數(shù)由［4］圖6.4-10查得</p><p>　　KHN1=1.08 KHN2=1.14</p><p&

36、gt;　　計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失效概率為1％安全系數(shù)S＝1</p><p>　　[]1＝＝1.081160=1253</p><p>　　[]2= =1.141160=1322</p><p><b>　　則 []＝</b></p><p>　?。?）計算小齒輪分度圓直

37、徑d1t</p><p>　　小齒輪分度圓直徑 d1t=</p><p><b>　?。?lt;/b></p><p>　　驗算圓周速度 </p><p>　　選擇精度等級 根據(jù)圓周速度由［5］6.4-19、6.4-20選擇齒輪精度等級為7級</p><p>　?。?）計算齒寬b及模數(shù)

38、mnt</p><p><b>　　b=</b></p><p>　?。?） 計算載荷系數(shù)K</p><p>　　使用系數(shù) 由[4]表14-1-81　KA=1.25</p><p>　　動載系數(shù)KV 根據(jù)圓周速度v=2.02由[4]查圖14-1-14 KV＝1.12</p><p&g

39、t;　　齒間載荷分配系數(shù) 根據(jù)由[5]圖6.4-3查得＝=1.20</p><p>　　齒間載荷分配系數(shù)K 由[4]表14-1-99齒輪裝配時檢驗調整</p><p>　　K＝1.05+0.26（1+0.6）+0.1610-3b=1.29</p><p>　　載荷系數(shù)K K＝KA KVK=1.251.121.201.29=2.17</p&

40、gt;<p>　　修正小齒輪直徑 </p><p>　　計算模數(shù)mn mn=</p><p>　　（6）按齒根彎曲疲勞強度設計</p><p>　　計算載荷載荷系數(shù)K 由 K＝1.29 由[3]圖10-13查得=1.27</p><p>　　K= KA KV=1.251.121.201.27=2

41、.14</p><p>　　齒輪的彎曲疲勞強度極 由[4]圖15-1-53查得</p><p><b>　　齒形系數(shù) </b></p><p>　　由當量齒數(shù) z </p><p><b>　　z</b></p><p>　　由[4]圖14-1-47

42、 </p><p><b>　　應力修正系數(shù)</b></p><p>　　由[4]圖14-1-47 </p><p><b>　　重合度系數(shù)</b></p><p>　　由[4]表14-1-114查得　</p><p><

43、b>　　= cos</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　螺旋角系數(shù) 由[4]圖14-1-49根據(jù) 查得＝0.98</p><p>　　尺寸系數(shù) 由[4]表14-1-119的公式 〈5時，取=5 =2</p><p>　　彎曲壽命系數(shù) 根據(jù)

44、N1=5.29108 N2=9.35107由[5]圖6.4-11查得</p><p>　　計算許用彎曲疲勞應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4</p><p><b>　　1=</b></p><p><b>　　2＝</b></p><p>　　計算大、小齒輪的并加以比較</p&

45、gt;<p><b>　　=</b></p><p><b>　　小齒輪的數(shù)值較大</b></p><p><b>　　設計計算</b></p><p>　　對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn與由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)相差不大，取標準值mn＝2.5，取分度圓直徑d

46、1=30.54</p><p><b>　　則 ，取 </b></p><p><b>　?。?）幾何尺寸計算</b></p><p><b>　　計算中心距</b></p><p>　　將中心距圓整為110。</p><p>　　按圓整后的中心距修

47、正螺旋角</p><p>　　因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。</p><p>　　計算大、小齒輪的分度圓直徑</p><p><b>　　計算齒輪寬度</b></p><p><b>　　圓整后?。?。</b></p><p>　　5.3.2 第二軸齒輪的設計計算<

48、/p><p>　?。?） 按齒面接觸疲勞強度設計</p><p>　　選擇齒數(shù)取 z1=15， z2=i1z1=3.516=56</p><p>　　確定變位系數(shù) z1=15 z2=56 a=20º h*an=h*acos由[4]圖14-1-4查的x1=0.38 x2=-0.38</p><p&

49、gt;<b>　　重合度系數(shù)Z</b></p><p><b>　　縱向重合度 </b></p><p><b>　　端面重合度 </b></p><p><b>　　查得重合度</b></p><p><b>　　則 則</b>

50、;</p><p>　　應力循環(huán)次數(shù) N1=60.n1.Lh=60247.3516300=9.35107</p><p><b>　　N2=</b></p><p>　　接觸疲勞壽命系數(shù)由[5]圖6.4-10查得</p><p>　　KHN1=1.19 KHN2=1.15</p><p>

51、　　計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失效概率為1％安全系數(shù)S＝1</p><p>　　[]1＝＝1.191160=1380</p><p>　　[]2= =1.151160=1344</p><p>　　則 []＝

52、 </p><p>　?。?）計算小齒輪分度圓直徑d1t</p><p>　　小齒輪分度圓直徑 d1t=</p><

53、;p><b>　　=</b></p><p>　?。?）計算載荷系數(shù)K</p><p>　　齒間載荷分配系數(shù) 根據(jù)由[5]圖6.4-3查得＝=1.20</p><p>　　齒間載荷分配系數(shù)K 由[4]表14-1-99齒輪裝配時檢驗調整得K＝1.30</p><p>　　載荷系數(shù)K

54、 K＝KA KVK=1.251.051.201.30=2.05</p><p>　　修正小齒輪直徑 </p><p>　　計算模數(shù)mnt </p><p>　　（4）按齒根彎曲疲勞強度設計</p><p>　　計算載荷載荷系數(shù)K 由[3]圖10-13查得=1.25</p><p>　　K

55、= KA KV=1.251.051.201.25=1.97</p><p><b>　　齒形系數(shù) </b></p><p>　　由當量齒數(shù) z </p><p><b>　　z</b></p><p>　　由[4]圖14-1-47 </p><p

56、><b>　　應力修正系數(shù)</b></p><p>　　由[4]圖14-1-47 </p><p>　　重合度系數(shù) </p><p><b>　　已知</b></p><p>　　彎曲壽命系數(shù) 根據(jù)N1=5.29108 N2=9.35107由

57、[5]圖6.4-11查得</p><p>　　計算許用彎曲疲勞應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4</p><p><b>　　1=</b></p><p><b>　　2＝</b></p><p>　　計算大、小齒輪的并加以比較</p><p><b>　　

58、=</b></p><p><b>　　小齒輪的數(shù)值較大</b></p><p><b>　　設計計算 </b></p><p>　　對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn與由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)相差不大，取標準值mn＝4.0，取分度圓直徑d1=45.02</p><p

59、><b>　　則 ，則</b></p><p><b>　?。?）幾何尺寸計算</b></p><p><b>　　計算中心距</b></p><p>　　將中心距圓整為110。</p><p>　　按圓整后的中心距修正螺旋角</p><p>

60、　　因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。</p><p>　　計算大、小齒輪的分度圓直徑</p><p><b>　　計算齒輪寬度</b></p><p><b>　　圓整后?。?。</b></p><p>　　5.3.3 第三軸齒輪的設計計算</p><p>　?。?） 按齒

61、面接觸疲勞強度設計</p><p>　　選擇齒數(shù)取 z1=11， z2=i1z1=4.0911=45</p><p>　　轉距T T=9.2105N.</p><p>　　確定變位系數(shù) z1=11 z2=45 a=20º h*an=h*acos由[4]圖14-1-4 查的x1=0.35

62、 x2=-0.35</p><p>　　節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH X∑=0 =8º 查由[4]圖14-1-16 ZH=2.46</p><p><b>　　重合度系數(shù)Z</b></p><p><b>　　縱向重合度 </b></p><p><b>　　端面重合度 則

63、</b></p><p><b>　　查得重合度</b></p><p>　　則 則</p><p>　　應力循環(huán)次數(shù) N1=60.n1.Lh=6070.6716300=2.67107</p><p><b>　　N2=</b></p>&

64、lt;p>　　接觸疲勞壽命系數(shù)由由[4]圖6.4-10查得</p><p>　　KHN1=1.20 KHN2=1.15</p><p>　　計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失效概率為1％安全系數(shù)S＝1</p><p>　　[]1＝＝1.231160=1427</p><p>　　[]2= =1

65、.391160=1612</p><p><b>　　[]＝</b></p><p>　　（2） 計算小齒輪分度圓直徑d1t</p><p>　　小齒輪分度圓直徑 d1t=</p><p><b>　　=</b></p><p>　?。?） 計算載荷系數(shù)K</p&g

66、t;<p>　　齒間載荷分配系數(shù) 根據(jù)由[5]圖6.4-3查得＝=1.10</p><p>　　齒間載荷分配系數(shù)K 由 [4]圖14-1-47表14-1-99齒輪裝配時檢驗調整</p><p>　　K＝1.05+0.26（1+0.6）+0.1610-3b=1.29</p><p>　　載荷系數(shù)K K＝KA KVK=1.251.051

67、.101.29=1.86</p><p>　　修正小齒輪直徑 </p><p>　　計算模數(shù)mnt </p><p>　?。?） 按齒根彎曲疲勞強度設計</p><p>　　計算載荷載荷系數(shù)K K= KA KV=1.251.051.101.25=1.80 </p><p><b>　　齒形

68、系數(shù)</b></p><p>　　由當量齒數(shù) z </p><p><b>　　z</b></p><p>　　由[4]圖14-1-47 </p><p><b>　　應力修正系數(shù)</b></p><p>　　由[4]圖14-1-4

69、7 </p><p><b>　　重合度系數(shù)</b></p><p>　　彎曲壽命系數(shù) 根據(jù)N1=5.29108 N2=9.35107由[5]圖6.4-11查得 </p><p>　　計算許用彎曲疲勞應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4</p><p><b>　　1=

70、</b></p><p><b>　　2＝</b></p><p>　　計算大、小齒輪的并加以比較</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值較大</b></p><p><b>　　設計計算

71、</b></p><p>　　對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn與由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)相差不大，取標準值mn＝6.0，取分度圓直徑d1=63.07</p><p><b>　　則 ，則</b></p><p><b>　?。?）幾何尺寸計算</b></p><

72、p><b>　　計算中心距</b></p><p>　　將中心距圓整為170。</p><p>　　按圓整后的中心距修正螺旋角</p><p>　　因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。</p><p>　　計算大、小齒輪的分度圓直徑</p><p><b>　　計算齒輪寬度<

73、/b></p><p><b>　　圓整后??；。</b></p><p><b>　　5.4 軸的設計</b></p><p>　　5.4.1 第一根軸的設計計算</p><p><b>　　求作用載齒輪上的力</b></p><p>　　因已知高

74、速級大齒輪的分度圓直徑為</p><p>　　5.4.2 初步估算軸的最小直徑</p><p>　　選擇軸的材料 選軸的材料為45鋼，調質處理。由[2]根據(jù)表5-1-1查得，，</p><p>　　由[2]根據(jù)表5-1-19，取A0=155，于是得</p><p>　　考慮軸端有鍵，軸徑應增大4％～5%，取d=28</p>

75、<p>　　輸出軸的最小直徑顯然是安裝鍵處軸的直徑dⅠⅡ。為了使所選的軸直徑</p><p>　　dⅠ-Ⅱ于鍵相適應，故需同時選取鍵型號。</p><p>　　根據(jù)d=28中系列由[3]表15-1-29選取Z-＝6-28</p><p><b>　　校核鍵連接的強度</b></p><p>　　其主要失效行式

76、是工作面被壓潰（靜強度）</p><p><b>　　靜連接 </b></p><p><b>　　h=</b></p><p>　　按照中等使用和制造情況，齒面經熱處理查德得，取</p><p><b>　　l≥，可取l=50</b></p><p>

77、　?。?）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　?、?為滿足矩形花鍵的軸向定位要求，Ⅰ～Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故取</p><p>　　Ⅱ～Ⅲ段直徑dⅡ-Ⅲ=30.鍵與軸配合的長度LⅠ=50</p><p>　?、?初步選擇滾動軸承。因軸承主要承受徑向

78、載荷也可承受小的軸向載荷，故選用深溝球軸承。參照工作要求并依據(jù)dⅡ-Ⅲ=30，故選用單列深溝球軸承6206系列，其尺寸為。右端滾動軸承采用齒輪軸進行軸向定位。因齒輪的分度圓直徑d=30.30，因此，取dⅤ～Ⅵ=25.參照工作要求并依據(jù)dⅤ～Ⅵ=25，故選用6405系列，其尺寸為</p><p>　?、?根據(jù)齒輪的直徑取齒輪軸處的軸段Ⅲ～Ⅳ的直徑dⅢ～Ⅳ=32.83</p><p>　　④

79、軸承端蓋的總寬的為20。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與矩形花鍵的距離為76，小齒輪寬度為45，由空心軸長度為226則LⅡ～Ⅲ=226+76+45+20=367。齒輪寬度為35，則LⅢ～Ⅳ=35，因此LⅤ～Ⅵ=4。</p><p>　　（2）軸上零件的周向定位</p><p>　　滾動軸承與軸的軸向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑公差為m6。<

80、/p><p>　　（3）確定軸上圓角和倒角</p><p>　　由[3]表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見減速器圖</p><p>　　5.4.3 第二根軸的設計計算</p><p>　?。?） 求作用載齒輪上的力</p><p>　　因已知大齒輪的分度圓直徑為</p><p>　?。?

81、） 初步估算軸的最小直徑</p><p>　　選擇軸的材料 選軸的材料為45鋼，調質處理。由[2]根據(jù)表5-1-1查得 </p><p>　　由[2]根據(jù)表5-1-19，取A0=103，于是得</p><p>　　（3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1） 初步選擇滾動軸承。因軸承主要承受徑向載荷也可

82、承受小的軸向載荷，</p><p>　　故選用深溝球軸承。參照工作要求并依據(jù)最小值徑dⅠ～Ⅱ=35，故選用單列深</p><p>　　溝球軸承6407系列，其尺寸為。則右端采用同樣型號的</p><p><b>　　滾動軸承支撐。</b></p><p>　　2） 滾動軸承的左端采用齒輪軸的軸肩軸向定位。取LⅠ～Ⅱ＝25

83、，則齒輪</p><p>　　的右端有一軸軸肩高度取h＝7，則軸環(huán)的直徑dⅡ～Ⅲ＝49。軸</p><p>　　環(huán)寬度b，取LⅡ～Ⅲ=12。齒輪的齒頂圓直徑為65，則dⅢ～Ⅳ＝65，</p><p>　　因為齒輪輪轂寬度為45，則LⅢ～Ⅳ=45。齒輪的左邊采用軸肩進行定位，軸肩</p><p>　　高度取h=7，則軸環(huán)的直徑dⅣ～Ⅴ＝45。軸

84、環(huán)寬度b，取</p><p><b>　　LⅤ～Ⅵ＝12.</b></p><p>　　3） 取安裝齒輪處的軸段Ⅴ～Ⅵ直徑dⅥ～Ⅶ=35，右齒輪與右端滾動軸承之間采用套筒進行軸向定位。已知齒輪輪轂的寬度30，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取LⅤ～Ⅳ=26.</p><p>　?。?） 軸上零件的周向定位</p&g

85、t;<p>　　齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按dⅤ～Ⅵ由手冊查得平鍵截面（GB/T1096-1979），鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為22（標準鍵長見GB/T1096-1979），同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選用齒輪轂與軸的配合為H7/n6；滾動軸承與軸的軸向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑公差為m6.</p><p>　　5.4.3 第三根軸的設計計算</p>

86、<p>　?。?） 求作用載齒輪上的力</p><p>　　因已知大齒輪的分度圓直徑為</p><p>　?。?） 初步估算軸的最小直徑</p><p>　　選擇軸的材料 選軸的材料為45鋼，調質處理。由[2]根據(jù)表5-1-1查得</p><p>　　由[2]根據(jù)表5-1-19，取A0=110，于是得</p>&l

87、t;p>　?。?）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1） 初步選擇滾動軸承。因軸承只能承受徑向載荷，因采用游動支撐故選用</p><p>　　圓柱滾子軸承。參照工作要求并依據(jù)最小值徑dⅠ～Ⅱ=55，故選用內圈有單擋</p><p>　　邊的NJ210E系列，其尺寸為。則LⅠ～Ⅱ＝18。</p><p>　　2

88、） 左端齒輪與左端軸承之間采用軸肩定位。軸肩高度取h＝</p><p>　　4，則軸環(huán)的直徑dⅡ～Ⅲ＝63。軸環(huán)寬度b，取LⅡ～Ⅲ=8。安裝左</p><p>　　端齒輪的直徑為65，則dⅢ～Ⅳ＝60，因為齒輪輪轂寬度為60，則LⅢ～</p><p>　　Ⅳ=45。齒輪的左邊采用軸肩進行定位，軸肩高度取h=4，則軸環(huán)的</p><p>　　直

89、徑dⅣ～Ⅴ＝63。軸環(huán)寬度b，為防止低速軸大齒輪與中間軸發(fā)生干取</p><p><b>　　LⅥ～Ⅴ＝24.</b></p><p>　　3） 取安裝齒輪處的軸段Ⅴ～Ⅵ直徑dⅥ～Ⅶ=55，右齒輪與右端滾動軸承</p><p>　　之間采用套筒進行軸向定位。已知齒輪輪轂的寬度40，為了使套筒端面可靠</p><p>　　

90、地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取LⅤ～Ⅳ=38. 右端滾動軸承采用</p><p>　　軸肩進行軸向定位，軸肩高度取h=8，則軸環(huán)的直徑dⅣ～Ⅴ＝39。</p><p>　　軸環(huán)寬度b，為防止齒輪之間發(fā)生干涉取LⅤ～Ⅵ＝35.</p><p>　　4） 因右端軸采用固定支撐需用滾動軸承，根據(jù)dⅣ～Ⅴ＝39，則選擇dⅦ～</p><p>

91、;　?、?5。因軸承主要承受徑向載荷也可承受小的軸向載荷，故選用深溝球軸</p><p>　　承。參照工作要求并依據(jù)值徑dⅠ～Ⅱ=35，故選用單列深溝球軸承6407系列，其尺寸為5。</p><p>　?。?） 軸上零件的周向定位</p><p>　　齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按dⅤ～Ⅵ由手冊查得平鍵截面</p><p>　?。℅

92、B/T1096-1979），鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為36（標</p><p>　　準鍵長見GB/T1096-1979），同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選</p><p>　　用齒輪轂與軸的配合為H7/n6；滾動軸承與軸的軸向定位是借過渡配合來保證的，</p><p>　　滾動軸承與軸的軸向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑公差為m6.</p&

93、gt;<p><b>　　6 中間軸的校核</b></p><p><b>　　6.1 求支反力</b></p><p><b>　　6.2 求彎距</b></p><p>　　6. 3 總彎距的計算</p><p>　　前已選定軸的材料為45鋼，由根據(jù)表5-1-

94、1查得。因此，故安全。</p><p>　　7 運行機構及減速器外殼的選擇</p><p>　　運行機構主要為小車（見圖6），在此次設計中不作為重點，運行小車的電機和減速器均采用現(xiàn)有的成品，在此不在單獨設計。</p><p><b>　　圖6 電動小車</b></p><p>　　四速電動葫蘆減速器外殼同常規(guī)的單、雙速

95、電動葫蘆減速器外殼相似，在此借用不單獨設計。</p><p><b>　　8 結束語</b></p><p>　　本次研究的用于中載小噸位的電動葫蘆具有以下特點：</p><p>　?。?）　三速電動葫蘆運行速度比市場現(xiàn)有的電動葫蘆更能滿足用戶的需求。</p><p>　　（2）　吊具具有很大的質量和很高的勢能，被搬運的

96、物料范圍廣泛。</p><p>　　（3）　起重作業(yè)范圍大，電動葫蘆和橋式起重機組成多種運動。速度多變的可傳動零件，形成起重機械的危險點多且分散的特點，使危險的影響范圍加大。</p><p>　?。?）　設計還有很多不足，比如在校核上還不精確等。　</p><p><b>　　致謝</b></p><p>　　本課題是在

97、指導老師的悉心指導下完成的。在整個研究過程中，指導老師具有嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度，豐富的實踐經驗，在治學及做人方面使我受益匪淺，在次衷心感謝老師對我的關心指導和幫助。同時也感謝本組同學在我做課題的過程中給予我的巨大幫助和鼓勵。</p><p>　　還要特別感謝本班的一些同學在我寫論文期間給我提出的寶貴意見和關心支持。在此，對導師給我提供的良好學習和實驗環(huán)境致以真誠的謝意！</p><p><

98、b>　　參考文獻</b></p><p>　　[1] 黃大巍，李風，毛文杰.現(xiàn)代起重機械[M].北京:化學工業(yè)出版社，2006</p><p>　　[2] 成大先.機械設計手冊(第一冊)[M].北京:化學工業(yè)出版社，2006</p><p>　　[3] 濮良貴，紀名剛.機械設計[M].北京:高等教育出版社，2005</p><p

99、>　　[4] 成大先.機械設計手冊(第二冊)[M].北京:化學工業(yè)出版社，2006</p><p>　　[5] 陳榕林.機械設計應用手冊[M].北京科學技術文獻出版社，1995</p><p>　　[6] 陳道南. 起重運輸機械[J]. 北京 :冶金工業(yè)出版社 ，1988 </p><p>　　[7] 宵立群.新一輪起重機競爭從電動葫蘆開始[J].起重運輸機械

100、，2006，(04)</p><p>　　[8] 陳等云.電動葫蘆的換代設計[J].起重運輸機械，2004</p><p>　　[9] 李偉，李瑞華，. 起重機智能控制的發(fā)展現(xiàn)狀與思考[J]. 煤礦機械 ， 2006</p><p>　　[10] 陳等云.電動葫蘆起升級構模塊化設計[J].起重運輸機械[J].2003</p><p>　　[

101、11] 徐曉松，謝維達.異步電動機泵控軟起動器的軟停控制［D］.北京：中國電力出版社，1999</p><p>　　[12] HindhedaI，Uffe.Machine Design Fundamentals——A Practical Approach.New York:wiley，1983</p><p>　　[13] Rajput R K.Element of Machanical

102、Engineering.Katson Publ.House，1985</p><p>　　[14] 須雷.新型DR鋼絲繩電動葫蘆. 起重運輸機械 ， 2006，(9)</p><p>　　[15] 王明亮.關于中國學術期刊標準化數(shù)據(jù)系統(tǒng)工程的進展［EB/OL］.http://www.cajcd.　edu.cn/pub/wm1.txt/980810-2.html,1998-08-16/199

103、8-10-04</p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　1 緒論1</b></p><p><b>　　2 設計要求1</b></p><p>　　3 四速電動葫蘆的結構分析與設計1</p><p>　　3.1 電

104、動葫蘆的結構分析1</p><p>　　3.2 電動葫蘆的設計方案2</p><p>　　4 電動葫蘆起升機構部件的設計2</p><p>　　4.1 起升機構的工作分析2</p><p>　　4.2電動機的選擇3</p><p>　　4.3 滑輪組的選擇3</p><p>　　4.

105、4 鋼絲繩的選擇和校核3</p><p>　　4.4.1 鋼絲繩的選擇3</p><p>　　4.4.2 計算鋼絲繩所承受的最大靜拉力3</p><p>　　4.5 吊鉤的設計4</p><p>　　4.5.1 吊鉤的選擇4</p><p>　　4.5.2吊鉤的尺寸設計4</p><p&

106、gt;　　4.6 卷筒裝置的設計5</p><p>　　4.6.1 卷筒直徑的確定5</p><p>　　4.6.2 卷筒長度的確定6</p><p>　　4.6.3 卷筒厚度的計算6</p><p>　　5 同軸式三級齒輪傳動減速器的設計6</p><p>　　5.1 確定傳動裝置的總傳動比和分配轉動比6

107、</p><p>　　5.2 計算各軸的轉速和轉矩和功率7</p><p>　　5.3 傳動零件的設計計算7</p><p>　　5.3.1 第一軸齒輪的設計計算7</p><p>　　5.3.3 第三軸齒輪的設計計算15</p><p>　　5.4 軸的設計18</p><p>　　

108、5.4.1 第一根軸的設計計算18</p><p>　　5.4.2 初步估算軸的最小直徑18</p><p>　　5.4.3 第二根軸的設計計算20</p><p>　　5.4.3 第三根軸的設計計算21</p><p>　　6 中間軸的校核22</p><p>　　6.1 求支反力22</p>

109、<p>　　6.2 求彎距22</p><p>　　6. 3 總彎距的計算23</p><p>　　7 運行機構及減速器外殼的選擇23</p><p><b>　　8 結束語23</b></p><p><b>　　致謝24</b></p><p>&