電動葫蘆課程設計

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文檔簡介

1、　　機械產品綜合課程設計任務書　　專業(yè): 機械設計班級: xxxxx 設計者: xxx 學號: xxxxxx 　　設計題目：電動葫蘆傳動裝置采用 ② 設計（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；　　設計電動葫蘆傳動裝置采用三級斜齒圓

2、柱齒輪減速器參考方案（見圖）　　圖為三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。　　原始數(shù)據(jù)：　　起重量（t）G= 5t 起升高度(m)

3、H= 24m 起、升速度(m／min) v= 8 m／min 　　鋼絲繩直徑(mm) d= 15.5mm 　　電動葫蘆設計壽命為10年。　　工作條件：　　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；三相交流電源

4、，電壓為380/220伏。 　　設計任務：1、電動葫蘆裝配圖1張（0號或1號圖紙）；　　2、全部零件圖　　3、設計計算說明書1份　　設計期限： 2013 年 01 月 04日至 2013 年 01 月 19 日&

5、lt;/p>　　頒發(fā)日期： 2012 年 12 月 30 日 　　設計計算說明書　　(一)擬訂傳動方案，選擇電動機及計算運動和動力參數(shù)　　1．擬訂傳動方案　　采

6、用圖1-l所示傳動方案，為了減小齒輪減速器結構尺寸和重量，應用斜齒圓柱齒輪傳動。　　2．選擇電動機　　計算起升機構靜功率　　而總起重量　　Q”=Q+Q’=50

7、000+0.02×50000=51000N　　起升機構總效率　　η0=η7η5η1=0.98×0.98×0.90=0.864　　故此電動機靜功率　　按式PjC，并取系

8、數(shù)Ke＝0.90，故相應于JC％＝25％的電動機　　PjC=KeP0=0.90×7.87=7.08 kW　　按[1]表4-3選ZD141-4型錐形轉子電動機，功率Pjc＝7.5 kW，轉速njc＝1400 r／min。　　3．選擇鋼絲繩<

9、;p>　　按[1]式(4-1)計算鋼絲繩的靜拉力　　按[1]式(4-3)，鋼絲繩的破斷拉力　　按[1]的標準[2]選用6×37鋼絲繩，其直徑d＝15.5mm，斷面面積d＝89.49mm2，公稱抗拉強度σ＝2000MPa，破斷拉力Qs＝178500N。　　4．計算卷簡直徑</

10、b>　　按[1]式(4-4)，卷筒計算直徑　　D0＝ed＝20×15.5＝310 mm　　按標準取D0＝300mm。　　按[1]式(4-6)，卷筒轉速　　5．確定減速器總傳動比及分配各級傳動比

11、　　總傳動比　　這里n3為電動機轉速，r／min。　　分配各級傳動比　　第一級傳動比　　第二級傳動比

12、　　第三級傳動比　　這里ZA、ZB、ZC、ZD、ZE和ZF分別代表齒輪A、B、C、D、E和F的齒數(shù)。　　減速器實際總傳動比　　i=iAB·iCD·iEF=

13、　　傳動比相對誤差　　Δi不超過土3％，適合。　　6．分別計算各軸轉速、功率和轉矩　　軸I(輸入軸)：　　軸Ⅱ(輸入軸)：</p&g

14、t;　　軸Ⅲ(輸入軸)：　　軸Ⅳ(輸入軸)：　　各級齒輪傳動效率取為0.97。計算結果列于下表：　　表 1：　　(二)高速級齒輪A、B傳

15、動設計　　因起重機起升機構的齒輪所承受載荷為沖擊性質，為使結構緊湊，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)。　　考慮到載荷性質及對高硬度齒面齒輪傳動，因此以抗彎強度為主，初選螺旋角β＝12°。

16、　　1．按齒面接觸強度條件設計　　小輪分度圓直徑　　≥　　確定式中各參數(shù)：　　端面重合度</p&

17、gt;　　其中: ,且求得:　　(2) 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。　　(3)齒輪A轉矩TA TA＝T1＝64.39 ×103N·mm。　　(4)齒寬系數(shù)φd 取φd=1。　　(5)齒數(shù)比u

18、對減速傳動，u＝i＝5.125。　　(6)節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH 查《機械設計》圖6.19得ZH＝2.47。　　(7)材料彈性系數(shù)ZE 查《機械設計》ZE＝189.8。　　(8)材料許用接觸應力[σ] H　　式中參數(shù)如下：</p

19、>　?、僭囼烗X輪接觸疲勞極限應力[σ] Hlim＝1450MPa；　?、诮佑|強度安全系數(shù)SH＝1.25；　?、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[1]圖4-6所示，用轉矩T代替圖中的載荷Q(轉矩了與載荷Q成正比)，當量接觸應力循環(huán)次數(shù)為：

20、　　對齒輪A：　　式中 n1——齒輪A(軸1)轉速，n1＝1400r／min；　　i——序數(shù)，i＝1，2，…，k；　　ti——各階段載荷工作時間，h，　　Ti——各階段載荷齒輪所受的轉矩，N·m；<

21、/p>　　Tmax——各階段載荷中，齒輪所受的最大轉矩，N·m。　　故　　NHA=60×1400×6000×(13×0.20＋0.53×0.20＋0.253×0.10＋0.053×0.50)

22、　　=1.142×108　　對齒輪B：　　查[3]得接觸強度壽命系數(shù)KHNA＝1.18，KHNB＝1.27。　　由此得齒輪A的許用接觸應力　　齒輪B的許用接觸應力

23、;　　因齒輪A強度較弱，故以齒輪A為計算依據(jù)。　　把上述各值代入設計公式，得小齒輪分度圓直徑　　≥　　(9)計算：齒輪圓周速度　　(10)精算載荷系數(shù)K　　查[3]表6.2得工作情況系數(shù)KA＝

24、1.25。　　按8級精度查[3]圖6.10得動載荷系數(shù)Kv＝1.12,齒間載荷分配系數(shù)KHα＝1.1,齒向載荷分布系數(shù)KHβ＝1.14。故接觸強度載荷系數(shù)　　按實際載荷系數(shù)K修正齒輪分度圓直徑　　齒輪模數(shù)　　2．按齒根彎曲強度條件設計

25、　　齒輪模數(shù)　　≥　　確定式中各參數(shù)：　　(1)參數(shù)Kt＝2,TA＝T1＝64.39 ×103N·mm,φd=1, ,。

26、;　　(2)螺旋角影響系數(shù)Yβ 因齒輪軸向重合度εβ＝0.318φdz1tanβ＝0.318 × 1×16×tan12°=1.08，查[3] 得Yβ=0.92。　　(3)齒形系數(shù)YFa因當量齒數(shù)　　查[3] 表6.4 得齒形系數(shù)YFaA＝2.97，YFaB＝2.21；＝1.52，＝1.78&

27、lt;/p>　　(4)許用彎曲應力[σ]F　　式中σFlim——試驗齒輪彎曲疲勞極限，σFlim＝850MPa；　　SF——彎曲強度安全系數(shù)，SF＝1.5；　　KFN——彎曲強度壽命系數(shù)，與當量彎曲應力循環(huán)次數(shù)有關。　　對齒輪

28、A：　　式中各符號含義同前。仿照確定NHA的方式，則得　　對齒輪B：　　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。　　由此得

29、齒輪A、B的許用彎曲應力　　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)。　　(6)比較兩齒輪的比值　　對齒輪A：　　對齒輪B：　　兩

30、輪相比，說明A輪彎曲強度較弱，故應以A輪為計算依據(jù)。　　(7)按彎曲強度條件計算齒輪模數(shù)m　　把上述各值代入前述的設計公式，則得　　=1.77mm　　比較上述兩種設計準則的計算結果，應取齒輪標準模數(shù)mn＝2mm。

31、　　3．主要幾何尺寸計算　　(1)中心距a　　取中心距。　　(2)精算螺旋角β　　因β值與原估算值接近，不必修正參數(shù)εα、Kα和ZH。&l

32、t;/p>　　(3)齒輪A、B的分度圓直徑d　　(4)齒輪寬度b　　(三)中速級齒輪C、D傳動設計　　因起重機起升機構的齒輪所承受載荷為沖擊性質，為使結構緊湊，齒輪材料均用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度HRC58～62，材料抗拉強度σB=11

33、00MPa，屈服極限σs=850MPa。齒輪精度選為8級(GBl0095—88)。　　考慮到載荷性質及對高硬度齒面齒輪傳動，因此以抗彎強度為主，初選螺旋角β＝12°。　　1．按齒面接觸強度條件設計　　小輪分度圓直徑<b

34、>　　≥　　確定式中各參數(shù)：　　端面重合度　　其中: ,且求得:　　(2) 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。<

35、p>　　(3)齒輪C轉矩TC TC＝T2＝266.70 ×103N·mm。　　(4)齒寬系數(shù)φd 取φd=1。　　(5)齒數(shù)比u 對減速傳動，u＝i＝5.125。　　(6)節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH 查《機械設計》圖6.19得ZH＝2.47。　　(

36、7)材料彈性系數(shù)ZE 查《機械設計》ZE＝189.8。　　(8)材料許用接觸應力[σ] H　　式中參數(shù)如下：　?、僭囼烗X輪接觸疲勞極限應力[σ] Hlim＝1450MPa；　?、诮佑|強度安全系數(shù)SH＝1.25；

37、　?、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[1]圖4-6所示，用轉矩T代替圖中的載荷Q(轉矩了與載荷Q成正比)，當量接觸應力循環(huán)次數(shù)為：　　對齒輪C：　　式中 n1——齒輪C(軸1)轉速，n1＝1400r／min；

38、;　　i——序數(shù)，i＝1，2，…，k；　　ti——各階段載荷工作時間，h，　　Ti——各階段載荷齒輪所受的轉矩，N·m；　　Tmax——各階段載荷中，齒輪所受的最大轉矩，N·m。　　故<

39、/p>　　NHC=60×273.13×6000×(13×0.20＋0.53×0.20＋0.253×0.10＋0.053×0.50)　　=1.68×107　　對齒輪D：<

40、;/p>　　查[3]得接觸強度壽命系數(shù)KHNC＝1.27，KHND＝1.37。　　由此得齒輪C的許用接觸應力　　齒輪D的許用接觸應力　　因齒輪C強度較弱，故以齒輪C為計算依據(jù)。　　把上述各值代入設計公式，得小齒輪分度圓直徑

41、　　≥　　(9)計算：齒輪圓周速度　　(10)精算載荷系數(shù)K　　查[3]表6.2得工作情況系數(shù)KC＝1.25。　　按8級精度查[3]圖6.10得動載荷系數(shù)Kv＝1.06,齒間載荷分配系數(shù)KHα＝1.1,齒向載荷分布

42、系數(shù)KHβ＝1.14。故接觸強度載荷系數(shù)　　按實際載荷系數(shù)K修正齒輪分度圓直徑　　齒輪模數(shù)　　2．按齒根彎曲強度條件設計　　齒輪模數(shù)

43、≥　　確定式中各參數(shù)：　　(1)參數(shù)Kt＝2,TC＝T1＝266.70 ×103N·mm,φd=1, ,。　　(2)螺旋角影響系數(shù)Yβ 因齒輪軸向重合度εβ＝0.318φdz1tanβ＝0.318 × 1×16

44、15;tan12°=1.08，查[3] 得Yβ=0.92。　　(3)齒形系數(shù)YFa因當量齒數(shù)　　查[3] 表6.4 得齒形系數(shù)YFaC＝2.97，YFaD＝2.26；＝1.52，＝1.74　　(4)許用彎曲應力[σ]F　　式中σFlim——試驗齒輪彎曲疲勞極限

45、，σFlim＝850MPa；　　SF——彎曲強度安全系數(shù)，SF＝1.5；　　KFN——彎曲強度壽命系數(shù)，與當量彎曲應力循環(huán)次數(shù)有關。　　對齒輪C：　　式中各符號含義同前。仿照確定NHC的方式，則得<p&g

46、t;　　對齒輪D：　　因NFC>N0＝3×106，NFD>N0＝3×106，故查得彎曲強度壽命系數(shù)KFC＝1，KFD＝1。　　由此得齒輪C、D的許用彎曲應力　　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)。

47、;　　(6)比較兩齒輪的比值　　對齒輪C：　　對齒輪D：　　兩輪相比，說明C輪彎曲強度較弱，故應以C輪為計算依據(jù)。　　(7)按彎曲強度條件計算齒輪模數(shù)m

48、　　把上述各值代入前述的設計公式，則得　　=2.97mm　　比較上述兩種設計準則的計算結果，應取齒輪標準模數(shù)mn＝3mm。　　3．主要幾何尺寸計算　　(1)中心距a</p

49、>　　取中心距。　　(2)精算螺旋角β　　因β值與原估算值接近，不必修正參數(shù)εα、Kα和ZH。　　(3)齒輪C、D的分度圓直徑d　　(4)齒輪寬度b&

50、lt;/b>　　(四)低速級齒輪E、F傳動設計　　因起重機起升機構的齒輪所承受載荷為沖擊性質，為使結構緊湊，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)。　　考慮到載荷性質及對高硬度齒

51、面齒輪傳動，因此以抗彎強度為主，初選螺旋角β＝12°。　　1．按齒面接觸強度條件設計　　小輪分度圓直徑　　≥　　確定式中各參數(shù)：

52、　　端面重合度　　其中: ,且求得:　　(2) 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。　　(3)齒輪C轉矩TE TE＝T3＝1001.27 ×103N·mm。　　(4

53、)齒寬系數(shù)φd 取φd=1。　　(5)齒數(shù)比u 對減速傳動，u＝i＝5.125。　　(6)節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH 查《機械設計》圖6.19得ZH＝2.47。　　(7)材料彈性系數(shù)ZE 查《機械設計》ZE＝189.8。　　(8)材料許用接觸應力[σ] H

54、;　　式中參數(shù)如下：　　①試驗齒輪接觸疲勞極限應力[σ] Hlim＝1450MPa；　?、诮佑|強度安全系數(shù)SH＝1.25；　　③接觸強度壽命系數(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[1]圖4-6所示，用轉矩

55、T代替圖中的載荷Q(轉矩了與載荷Q成正比)，當量接觸應力循環(huán)次數(shù)為：　　對齒輪E：　　式中 n1——齒輪C(軸1)轉速，n1＝1400r／min；　　i——序數(shù)，i＝1，2，…，k；　　ti——各階段載荷工作時間，h，</p&

56、gt;　　Ti——各階段載荷齒輪所受的轉矩，N·m；　　Tmax——各階段載荷中，齒輪所受的最大轉矩，N·m。　　故　　NHE=60×70.58×6000×(13×0.20＋0.53×

57、0.20＋0.253×0.10＋0.053×0.50)　　=4.8×106　　對齒輪F：　　查[3]得接觸強度壽命系數(shù)KHNE＝1.37，KHNF＝1.52。　　由此

58、得齒輪E的許用接觸應力　　齒輪F的許用接觸應力　　因齒輪E強度較弱，故以齒輪E為計算依據(jù)。　　把上述各值代入設計公式，得小齒輪分度圓直徑　　≥　　(9)計算：齒輪圓周速度

59、　　(10)精算載荷系數(shù)K　　查[3]表6.2得工作情況系數(shù)KE＝1.25。　　按8級精度查[3]圖6.10得動載荷系數(shù)Kv＝1.02,齒間載荷分配系數(shù)KHα＝1.1,齒向載荷分布系數(shù)KHβ＝1.14。故接觸強度載荷系數(shù)　　按實際載荷系數(shù)K修正齒輪分度圓直徑<p&

60、gt;　　齒輪模數(shù)　　2．按齒根彎曲強度條件設計　　齒輪模數(shù)　　≥　　確定式中各參數(shù)：<p

61、>　　(1)參數(shù)Kt＝2,TE＝T3＝1001.27 ×103N·mm,φd=1, ,。　　(2)螺旋角影響系數(shù)Yβ 因齒輪軸向重合度εβ＝0.318φdz1tanβ＝0.318 × 1×16×tan12°=1.08，查[3] 得Yβ=0.92。　　(3)齒形系數(shù)YFa因當量齒數(shù)</

62、p>　　查[3] 表6.4 得齒形系數(shù)YFaE＝2.97，YFaF＝2.24；＝1.52，＝1.75　　(4)許用彎曲應力[σ]F　　式中σFlim——試驗齒輪彎曲疲勞極限，σFlim＝850MPa；　　SF——彎曲強度安全系數(shù)，SF＝1.5；

63、;　　KFN——彎曲強度壽命系數(shù)，與當量彎曲應力循環(huán)次數(shù)有關。　　對齒輪E：　　式中各符號含義同前。仿照確定NHE的方式，則得　　對齒輪F：　　因NFC>N0＝3×106，NFD&

64、gt;N0＝3×106，故查得彎曲強度壽命系數(shù)KFE＝1，KFF＝1。　　由此得齒輪C、D的許用彎曲應力　　式中系數(shù)=0.70是考慮傳動齒輪E、F正反向受載而引入的修正系數(shù)。　　(6)比較兩齒輪的比值　　對齒輪E：</

65、p>　　對齒輪F：　　兩輪相比，說明E輪彎曲強度較弱，故應以F輪為計算依據(jù)。　　(7)按彎曲強度條件計算齒輪模數(shù)m　　把上述各值代入前述的設計公式，則得　　=3.70mm

66、;　　比較上述兩種設計準則的計算結果，應取齒輪標準模數(shù)mn＝4mm。　　3．主要幾何尺寸計算　　(1)中心距a　　取中心距。　　(2)精

67、算螺旋角β　　因β值與原估算值接近，不必修正參數(shù)εα、Kα和ZH。　　(3)齒輪E、F的分度圓直徑d　　(4)齒輪寬度b　　齒輪A、B、C、D、E、F其它尺寸計算結果列于下表：<p&g

68、t;　　表 2：單位：mm　　(五)計算軸Ⅳ　　1．計算軸Ⅳ的直徑　　軸材料選用20CrMnTi，按下式估算空心軸外徑：　　m

69、m　　式中 P——軸Ⅳ傳遞功率，P＝7.18kW；　　n——軸Ⅳ轉遞，n＝17.22r／min；　　β——空心軸內徑與外徑之比，可取為0.5；　　A0——系數(shù)，對20CrMnTi，可取A0＝107。<b

70、>　　代入各值，則　　mm　　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系設計軸。軸Ⅳ的結構如圖1所示。　　圖1：軸I與軸IV的結構　　2．分析軸Ⅳ上的作用力<

71、/p>　　軸Ⅳ上的作用力如圖2所示，各力計算如下：　　(1)齒輪F對軸Ⅳ上的作用力　　齒輪F齒數(shù)zF＝66，模數(shù)mn=4mm，螺旋角β＝10°52′36"，分度圓直徑d=Φ268.75mm　　圓周力 <p&g

72、t;　　徑向力 　　軸向力 　　(2)卷筒對軸Ⅳ上的徑向作用力R　　圖2：軸ⅳ的作用力分析　　當重物移至靠近軸Ⅳ的右端極限位置時，卷筒作用于軸Ⅳ上e點的力R達到最大值，近似取<p&g

73、t;　　這里系數(shù)1.02是表示吊具重量估計為起重量的2％。　　(3)軸I在支承d處對軸Ⅳ上的徑向作用力Rdn和Rdm，　　軸I的作用力分析如圖3所示。　　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：　　圓周力

74、;　　徑向力 　　軸向力 　　由圖1按結構取L＝322mm，L1＝29mm。　　求垂直平面(mcd面)上的支反力：　　求水平面(ncd面)上的支反力： </p&g

75、t;　　對軸Ⅳ來說，Rdm與Rdn的方向應與圖3所示的相反。　　由于上述的力分別作用于xdy坐標系內和ndm坐標系內，兩坐標間的夾角為θ1，因此要把ndm坐標系內的力Rdn和Rdm換算為xdy坐標系內的力Rdx和Rdy。　　由[1]式(4-12)得兩坐標系間的夾角([1] 圖4-7) 代入數(shù)據(jù)得：<

76、;p>　　圖3：軸I的作用力分析　　根據(jù)[1] 式(4-13)和[3] 圖4-9，得力Rdn和Rdm在坐標xdy上的投影　?。ㄅcx軸方向相反）　　把上述求得的力標注在軸Ⅳ的空間受力圖上(圖2)。　　3．計算軸上危險截面的彎矩

77、、轉矩和合成彎矩　　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算，從略。)　　4．軸I、Ⅱ、Ⅲ的設計計算　　軸的直徑計算結果如下：</

78、p>　　表3：單位：mm　　由計算可知軸Ⅳ強度符合要求。　　(六)繪制裝配圖和零件工作圖　　減速器的總裝圖零件圖附后。　　參考文獻

79、　　[1] 王賢民主編，機械產品綜合課程設計，南京：南京工程學院，2006　　[2] 朱理主編，機械原理，北京：高等教育出版社，2004　　[3] 徐錦康主編，機械設計，北京：高等教育出版社，2004　　[4] 葉偉昌主編，機械工程及自動化簡明設計手冊，上冊[M]，北京：機械工業(yè)

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