電動葫蘆設(shè)計-ppt

機械產(chǎn)品綜合設(shè)計

—電動葫蘆設(shè)計一、概述

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。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(dǎo)繩器、吊鉤及滑輪、行車機構(gòu)和操縱按鈕等組成。1-減速器；2-行車機構(gòu)；3-電動機；4-導(dǎo)繩器；5-鋼絲繩及卷筒；6-操縱按鈕；7-吊鉤及滑輪

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，從而使吊鉤起升或下降，其傳動系統(tǒng)如圖4-3所示。圖4-2電動葫蘆起升機構(gòu)示意圖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-卷筒圖4-3電動葫蘆起升機構(gòu)傳動系統(tǒng)減速器部件鋼絲繩及卷筒部件圖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。圖4-4齒輪減速器的裝配圖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-卷筒圖4-4齒輪減速器的裝配圖17-套筒；18-中間軸(Ⅲ)；19-齒輪(D)圖4-4齒輪減速器的裝配圖二、設(shè)計計算設(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。表4-1電動葫蘆主要參數(shù)型號規(guī)格HCD-0.5HCD-1HCD-2HCD-3HCD-5HCD-10起重量(t)0.5123510起升高度(m)6，9，126，9，12，18，24，309,12,18,24,30起、升速度(m／min)888887運行速度(m／min)202020202020鋼絲繩直徑(mm)4.87.4111315.515.5規(guī)格6×37(GB1102-74)電源三相交流380V50Hz工作類型中級JC25％起重電機功率(kW)0.81.53.04.57.513轉(zhuǎn)速(r／min)138013801380138013801400運行電機功率(kW)0.20.20.40.40.80.8×2轉(zhuǎn)速(r／min)138013801380138013801380表4-2電動葫蘆減速器齒輪主要參數(shù)注：表中所有齒輪壓力角αn=20°，螺旋角β=8°06'34''。

電動葫蘆齒輪減速器的設(shè)計內(nèi)容包括：

1、擬訂傳動方案，

2、選擇電動機及進行運動和動力計算，

3、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的參數(shù)進行校核計算。式中Q”——總起重量，N；

Q——起重量(公稱重量)，N；

Q’——吊具重量，N，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Q的鋼絲繩分支數(shù)，如圖4-3結(jié)構(gòu)所示，m＝2；

η7——滑輪組效率，η7＝0.98～0.99。鋼絲繩的破斷拉力(一)確定鋼絲繩及卷筒直徑，選擇電動機1．選擇鋼絲繩根據(jù)圖4-3，鋼絲繩的靜拉力Q”＝Q+Q’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；

根據(jù)工作條件及鋼絲繩的破斷拉力QS，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。2．計算卷筒直徑和轉(zhuǎn)速如圖4-5所示，卷筒計算直徑D0＝ed＝D+dmm(4-4)

D＝(e-1)dmm(4-5)式中d——鋼絲繩直徑，mm；

e——直徑比，e＝D0／d，對電動葫蘆，取e＝20；

D——卷筒最小直徑(槽底直徑)，mm，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。卷筒轉(zhuǎn)速(4-6)

這里v為起升速度(m／min)，其余符號含義同前。圖4-5卷筒直徑

3．選擇起重電動機式中Q“——總起重量N；

v——起升速度，m／min；

η0——起升機構(gòu)總效率；

η7——滑輪組效率，一般η7＝0.98～0.99；

η5——卷筒效率，η5＝0.98；

η1——齒輪減速器效率，可取為0.90～0.92。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：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。起重電動機的靜功率

根據(jù)功率Pjc從有關(guān)標準(表4-3)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(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。

表4-3錐形轉(zhuǎn)子異步電動機(ZD型)注：引自《機械產(chǎn)品目錄)第19冊，機械工業(yè)出版社，1985年。電機尺寸見附錄表(二)計算減速器的載荷和作用力1．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)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)。零件在使用壽命以內(nèi)，實際總工作時數(shù)式中L——使用壽命(年)，齒輪壽命定為10年，滾動軸承壽命為5年；t0——每年工作小時數(shù)h，t0

＝2000h；JC％——機構(gòu)工作類型，對電動葫蘆可取JC％值為25％。故此，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。圖4-6電動葫蘆載荷圖(工作類型：中級)Ql

—額定載荷；t—周期20%時間為滿載荷電動葫蘆起升機構(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)矩方向不變，即轉(zhuǎn)矩為單向作用；

(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)生的附加轉(zhuǎn)矩對機構(gòu)影響不大(一般不超過靜力矩的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?；蛟S用應(yīng)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。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)矩式中：Φ’——過載系數(shù)，是電動機最大轉(zhuǎn)矩與JC％值為25％時電動機額定轉(zhuǎn)矩之比，對電動葫蘆，可取φ’＝3.1；Pjc

——JC％值為25％時電動機的額定功率，kW；njc

——JC％值為25％時電動機轉(zhuǎn)速，r／min。2．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(fù)雜。當(dāng)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

圖4-7減速器齒輪的布置

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：

(1)齒輪F上的圓周力FtF、徑向力FrF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R，當(dāng)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：

(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)。圖4-9力的坐標變換dabc圖4-8減速器齒輪和軸的作用力(a)齒輪作用力(b)軸Ⅰ和軸Ⅳ的作用力Rabcd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：圖4-9力的坐標變換式中的Rdm和Rdn應(yīng)代入相應(yīng)的正負號。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。軸Ⅱ和軸Ⅲ的作用力分析可按上述方法參照進行。解：(一)擬訂傳動方案，選擇電動機及計算運動和動力參數(shù)1．?dāng)M訂傳動方案采用圖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。2．選擇電動機按式(4-2)、式(4-7)和式(4-8)，起升機構(gòu)靜功率三、實例[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)。

而總起重量

Q”=Q+Q’=50000+0.2×50000=51000N起升機構(gòu)總效率

η0=η7η5η1=0.98×0.98×0.90=0.864故此電動機靜功率按式(4-9)，并取系數(shù)Ke＝0.90，故相應(yīng)于JC％＝25％的電動機按表4-3選ZD141-4型錐形轉(zhuǎn)子電動機，功率Pjc＝7.5kW，轉(zhuǎn)速njc＝1400r／min。3．選擇鋼絲繩按式(4-1)。鋼絲繩的靜拉力按式(4-3)，鋼絲繩的破斷拉力按標準選用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．計算卷簡直徑按式(4-4)，卷筒計算直徑D0＝ed＝20×15.5＝310mm按標準取D0＝300mm。按式(4-6)，卷筒轉(zhuǎn)速5．確定減速器總傳動比及分配各級傳動比總傳動比這里n3為電動機轉(zhuǎn)速，r／min。擬定各級傳動比(圖4-4)和齒數(shù)。第一級傳動比第二級傳動比第三級傳動比傳動比相對誤差軸1(輸入軸)：

6．計算各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩這里，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：(二)高速級齒輪傳動設(shè)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)。1．按齒面接觸強度條件設(shè)計……………2．按齒根彎曲強度條件設(shè)計………………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取中心距aAB＝101mm。(2)精算螺旋角β3．主要幾何尺寸計算(1)中心距a初選螺旋角β=9°(3)齒輪A、B的分度圓直徑d(4)齒輪寬度b齒輪B：齒輪A：同理，可對齒輪C和D、E和F進行設(shè)計計算。(三)計算軸Ⅳ1．計算軸Ⅳ的直徑軸材料選用20CrMnTi，按下式估算空心軸外徑：式中P——軸Ⅳ傳遞功率，P＝7.18kW；

n——軸Ⅳ轉(zhuǎn)遞，n＝17.22r／min；

β——空心軸內(nèi)徑與外徑之比，可取為0.5；

A0——系數(shù)，對20CrMnTi，可取A0＝107。代入各值，則取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。圖4-10軸I與軸IV的結(jié)構(gòu)dabc2．分析軸Ⅳ上的作用力軸Ⅳ上的作用力如圖4-11所示，各力計算如下：

(1)齒輪F對軸Ⅳ上的作用力因本題未對齒輪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"，故分度圓直徑圓周力徑向力軸向力(2)卷筒對軸Ⅳ上的徑向作用力R圖4-11軸ⅳ的作用力分析當(dāng)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4-12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：圓周力圖4-12軸I的作用力分析徑向力軸向力由圖4-10按結(jié)構(gòu)取L＝312mm，L1＝34mm。求垂直平面(mcd面)上的支反力：求水平面(ncd面)上的支反力：對軸Ⅳ來說，Rdm與Rdn的方向應(yīng)與圖4-12所示的相反。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Rdn和Rdm換算為xdy坐標系內(nèi)的力Rdx和Rdy。由式(4-12)得兩坐標系間的夾角(圖4-7)其中各齒輪副之間的中心距可求得如下故根據(jù)式(4-13)和圖4-9，則得力Rdn和Rdm在坐標xdy上的投影把上述求得的力標注在軸Ⅳ的空間受力圖上(圖4-11)圖4-11軸Ⅳ的作用力分析

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算，從略。

外形及安裝尺寸(單位：mm)

價格功率KMD1D2D3D4D5LL1L2L3dPZD111-4

0.2

φ155h9

φ140

φ155200196

15

φ7

三角花鍵D=15Z=36

ZD1