四速电动葫芦机械系统的设计-电葫芦[含6张CAD图纸和说明书 全套打包]

  起重机械大范围的应用于各种物料的起重、运输、装卸等作业中，能减轻劳动强度，提高生产效率。如在工厂、矿山、车站、港口、建筑施工工地、水电站、仓库等生产部门中得到应用。随着我们国家经济改革的不断深入,一些老的工业基地逐渐复苏,大量冶炼、铸造和机加工行业出现增长势头,引发市场对起重机械需求量的不断增加。有关调查资料表明,65%的起重机械用户主要是为了提高生产率、减少劳动工资、降低职工劳动强度。因而用户对起重机械的安全性、先进性、适用性和自动化程度就提出了更高的要求,使起重机械的制造厂家面临更加严峻的挑战。起重机械制造行业的发展趋势为设计、制作的计算机化、自动化近年来,随着电子计算机的广泛应用,许多国外起重机制造商从应用计算机辅助设计系统,提高到应用计算机进行起重机的模块化设计。起重机采用模块单元化设计,不仅是一种设计方法的改革,而且将影响起重机行业的技术、生产和管理水平,老产品的更新换代,新产品的研制速度都将大大加快。对起重机的改进,只需针对几个需要修改的模块;设计新的起重机只需选用不同的模块重新进行组合,提高通用化程度,可使单件小批量的产品改换成相对大批量的模块生产。亦能以较少的模块形式,组合成不同功能和不同规格的起重机,满足了市场的需求,提高了竞争能力。

  作为起重设备中轻便灵活的电动葫芦作业范围是有点、线为主、自重轻、构造紧凑、体积小、维修方便、经久耐用等特点。目前起重设备较多，如单、双梁桥式起重机、门式起重机等，但结构体积庞大，一次性投资与运行成本较高，就是不能良好的满足生产现场的要求，急需技术经济性能价格良好的起重设备，电动葫芦在此方面具有优势，但目前电动葫芦多以为单速、双速为主，多速电动葫芦极少，特别是四速电动葫芦。作为起重基地的新乡，研究开发四速电动葫芦，是很有前景的。

  电动葫芦,简称电葫芦。又名电动提升机。它保留了手拉葫芦轻巧方便的特点，由电动机、传动机构和卷筒或链轮组成，分钢丝绳电动葫芦和环链电动葫芦两种。通常用自带制动器的鼠笼型锥形转子电动机（或另配电磁制动器的圆柱形转子电动机）驱动，起重量一般为 0.1～80吨，起升高度为3～30米。

  河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）中期检查表指导教师： 王 志 阳 职称： 副 教 授 所在院（系）：机械与动力工程学院 教研室（研究室）：机械设计教研室题 目四速电动葫芦机械系统的设计学生姓名王彦婷专业班级机设10升（一）班学号0816101040一、选题质量：（主要从以下四个方面填写：1、选题是否符合专业培养目标，能否体现综合训练要求；2、题目难易程度；3、题目工作量；4、题目与生产、科研、经济、社会、文化及实验室建设等实际的结合程度）选题符合机械设计专业的培养目标，能够体现综合训练的要求。设计任务难易程度和工作量适中。该毕业设计可以训练机械专业学生按要求进行计算机绘图和手工绘图能力，训练学生方案设计、结构设计和工艺设计的能力。对以往所学知识进行总结和应用，能够满足综合训练的要求。所选题目与实际贴合比较紧密，在实际的应用中比较广泛。二、开题报告完成情况：按时按要求完成了开题报告。三、阶段性成果：1通过各种渠道查阅了相关资料，并提交了开题报告和毕业实习报告。2掌握了电动葫芦的理论基础，并初步确定了四速电动葫芦的研究方案。 3完成了一篇与本课题有关的文献翻译。四、存在主要问题： 1对电动葫芦的减速器设计中齿轮的选择不太合理，技术方面还有一些问题需要解决；决； 2说明书有文字错误，通过目前设计知此电动葫芦丰富的功能只能通过机械装置完成 成； 3局部结构设计思路不是很清晰； 五、指导教师对学生在毕业实习中，劳动、学习纪律及毕业设计（论文）进展等方面的评语指导教师： （签名） 年 月 日2四速电动葫芦机械系统的设计四速电动葫芦机械系统的设计 目录目录 前言1 1 电动葫芦简介2 1.1 电动葫芦的原理.2 1.2 发展前景.3 1.3 电动葫芦在使用时应该注意的事项.4 1.4 设计要求.5 2 四速电动葫芦的结构分析与设计6 2.1 电动葫芦的结构分析.6 2.2 电动葫芦的设计方案.6 3 电动葫芦起升机构部件的设计8 3.1 起升机构的工作分析.8 3.2 电动机的选择.9 3.3 滑轮组的选择.9 3.4 钢丝绳的选择和校核.10 3.4.1 钢丝绳的选择.10 3.4.2 计算钢丝绳所承受的最大静拉力.11 3.4.3 计算钢丝绳破断拉力.11 3.5 吊钩的设计.11 3.5.1 吊钩的选择.12 3.5.2 吊钩的尺寸设计.12 3.6 卷筒装置的设计.14 3.6.1 卷筒直径的确定.15 3.6.2 卷筒长度的确定.15 3.6.3 卷筒厚度的计算.16 4 同轴式三级齿轮传动减速器的设计17 4.1 确定传动装置的总传动比和分配转动比.17 4.2 计算各轴的转速和转矩和功率.17 4.3 传动零件的设计计算.19 4.3.1 第一轴齿轮的设计计算.19 4.3.2 第二轴齿轮的设计计算.25 4.3.3 第三轴齿轮的设计计算.29 4.4 轴的设计.35 4.4.1 第一根轴的设计计算.35 4.4.2 初步估算轴的最小直径.36 4.4.3 第二根轴的设计计算.39 4.4.3 第三根轴的设计计算.42 5 轴的校核45 5.1 第一根轴的校核.45 5.1.1 求支反力.45 5.1.2 求弯矩.45 5.2 第三根轴的校核.47 5.2.1 求支反力.47 5.2.2 求弯矩.47 5.3 中间轴的校核.49 5.3.1 求支反力.49 5.3.2 求弯距.49 5.3.3 总弯距的计算.50 6 轴承的校核52 6.1 计算轴承的支撑反力.52 6.2 轴承的当量动载荷.53 6.3 轴承的寿命.53 7 减速器箱体结构的设计54 8 减速器润滑密封设计57 9 运行机构外壳的选择58 9.1 行走机构电动机及车轮的选取.58 9.2 行走机构减速比的确定.58 10 结论60 11 致谢61 参考文献62 前言前言 起重机械广泛应用于各种物料的起重、运输、装卸等作业中，可以 减轻劳动强度，提高生产效率。如在工厂、矿山、车站、港口、建筑工 地、水电站、仓库等生产部门中得到应用。随着我们国家的经济改革的不断深 入,一些老的工业基地逐渐复苏,大量冶炼、铸造和机加工行业出现增长 势头,引发市场对起重机械需求量的持续不断的增加。有关调查资料表明,65%的 起重机械用户主要是为了更好的提高生产率、减少劳动工资、降低职工劳动强 度。因而用户对起重机械的安全性、先进性、适用性和自动化程度就提 出了更高的要求,使起重机械的制造厂家面临更加严峻的挑战。起重机械 制造业的发展的新趋势为设计、制作的计算机化、自动化近年来,随着电子 计算机的广泛应用,许多国外起重机制造商从应用计算机辅助设计系统, 提高到应用计算机进行起重机的模块化设计。起重机采用模块单元化设 计,不仅是一种设计方法的改革,而且将影响起重机行业的技术、生产和 管理上的水准,老产品的更新换代,新产品的研制速度都将大大加快。对起重 机的改进,只需针对几个需要修改的模块;设计新的起重机只需选用不同 的模块重新进行组合,提高通用化程度,可使单件小批量的产品改换成相 对大批量的模块生产。亦能以较少的模块形式,组合成不同功能和不同规 格的起重机,满足了市场的需求,提高了竞争能力。 作为起重设备中轻便灵活的电动葫芦作业范围是有点、线为主、自 重轻、构造紧凑、体积小、维修方便、经久耐用等特点。目前起重设备 较多，如单、双梁桥式起重机、门式起重机等，但结构体积非常庞大，一次 性投资与运行成本比较高，就不可以良好的满足生产现场的要求，急需技 术经济性能价格良好的起重设备，电动葫芦在此方面具有优势，但目前 电动葫芦多以为单速、双速为主，多速电动葫芦极少，特别是四速电动 葫芦。作为起重基地的新乡，研究开发四速电动葫芦，是很有前景的。 1 1 电动葫芦简介电动葫芦简介 1.11.1 电动葫芦的原理电动葫芦的原理 电动葫芦,简称电葫芦。又名电动提升机。它保留了手拉葫芦轻巧方 便的特点，由电动机、传动机构和卷筒或链轮组成，分钢丝绳电动葫芦 和环链电动葫芦两种。通常用自带制动器的鼠笼型锥形转子电动机（或 另配电磁制动器的圆柱形转子电动机）驱动，起重量一般为 0.180 吨， 起升高度为 330 米。 多数电动葫芦由人用按纽在地面跟随操纵，也可在司机室内操纵或 采用有线（无线）远距离控制。电动葫芦除可单独使用外，还可同手动、 链动或电动小车装配在一起，悬挂在建筑物的顶棚或起重机的梁上使用。 手拉葫芦和手扳葫芦都叫做手动葫芦，是用人力来提升重物的。 电动葫芦是一种用途十分广泛的轻小型起重设备。其特点是体积小, 重量轻,承载能力大,常被安装在电动单梁桥门起重机和悬挂式起重机上 ,用 来升降和运移物品。 电动葫芦的各类较多电动葫芦主要有钢丝绳电动葫 芦，环链电动葫芦，微型电动葫芦和防爆电动葫芦几种型号。 电动葫芦又改进了手拉葫芦人工操作、提升速度慢等不足，它集电 动葫芦和手拉葫芦的优点于一身。采用盘式制动电机作用力，行星减速 器减速，具有结构紧凑、体积小、重量轻、效率高、使用方便，制动可 靠维护简单等特点。适用于低速小行程的、物料装卸、设备安装、矿山 及工程建筑等方面，价廉物美，安全可靠，为您的工作带来便利。 本设计是钢丝绳电动葫芦，因为钢丝绳电动葫芦有它特有的特点。 下面就来和大家看一看钢丝绳电动葫芦的结构原理。 减速器：采用三级定轴斜齿轮转动机构，齿轮和齿轮轴用经过热处理的 合金钢制成，箱体，箱盖由优质铸铁制成，装配严密，密封良好。减速 器自成一个部件，装卸极为方便。 控制箱：采用能在紧急情况下切断主电路，并带有上下行程保护断火限 位器的装置。确保了电动葫芦的安全运行。电器元件寿命长，使用可靠。 钢丝绳：采用 GB1102-74（6*37+1）X 型起重钢丝绳，它保证了经久耐用。 锥行电动机：起升电机采用较大起动力矩锥形转子制动异步电动机，无 须外加制动器。电机负载持续率为 25%，电机采用 B 级或 F 级绝缘，电 机防护等级 IP44/IP54。 按钮开关：手操作轻巧灵便，分有绳操纵和无线遥控两种方式. 钢丝绳电动葫芦的结构原理就决定它的优点，在市场上也有很好的 反映。从深层次了解钢丝绳电动葫芦，可以让你在它的维护保养中做得 更好，也更能让钢丝绳电动葫芦在工作中发挥更大的作用。提高它的工 作效率，也就提高了相对的收入。 1.21.2 发展前途发展前景 目前，国内外电动葫芦产品在构造特征、性能配置等方面仍存在一 定差异，通过对国内外该类产品的比较，明示了其差异情况。1964 年联 合设计的 CDMD 葫芦，在 1975 年设计改进之后，虽经各制造企业不同 程度的改进，并未吸收世界进程中的任何技术发展。包括 1983 年引进德 国 Stahl 公司的 AS 钢丝绳葫芦，距离当代发达国家的产品水平，仍有数 十年差距。而随着科技的不断发展与进步新一代多速电动葫芦有着跟多 的发展趋势： 向大型化、高效化、无保养化合节能化发展。 向智能化、集成化合信息化发展。 向成套化、系统化、综合化和规模化发展。 向模块化、组合化、系列化和通用化发展。 向小型化、轻型化、简易化和多样化发展。 所以，新型电动葫芦的开发研究对于我国的起重行业还是很有实际 意义的。而这个设计题目这样不但可以是我们和社会科技环境接轨。虽 然我们的水平有限，但是可以借此更加全面的了解起重器材的性能和工 作环境，为将来的起重行业的工作做一个铺垫。同时可以把以前学过的 知识巩固一下，把以往不太注意的基础知识更加熟悉起来，为以后的工 作打下坚实的基础。所以，在设计中，我们应该采用新理论、新方法、 新技术和新手段来提高我们的的设计质量。 电动葫芦种类一般分为几种：环链电动葫芦，钢丝绳电动葫芦，防 爆电动葫芦，气动葫芦，微型电动葫芦，舞台专用电动葫芦，还有台湾 进口的小金刚。按照能否运行来分，又分为固定式与运行式两种，按照 起升速度来分，分为单速与双速两种。 电动葫芦使用非常简单，有操作手柄，运行式电动葫芦手柄上一般有 上下左右四个按扭，固定式有上下两个按扭，特殊的也有其他设置，根 据您的需要从下面调节手柄即可操作电动葫芦。 一般电动葫芦都配有说明书，按照说明书上来按装即可。 1.31.3 电动葫芦在使用时需要注意的事项电动葫芦在使用时应该注意的事项 （1）电动葫芦在使用前，应进行静负荷和动负荷试验。 （2）检查电动葫芦制动器的制动片上是否粘有油污，各触点均不能涂润 滑油或用锉刀挫平。 （3）严禁超负荷使用。不允许倾斜起吊或作为拖拉工具使用。 （4）操作人员操作时，应随时注意并及时消除钢丝绳在卷筒上脱槽或绕 有两层的不正常情况。 （5）电动葫芦盘式制动器要用弹簧调整至是物件能容易处于悬空状态， 其制动距离在最大负荷时不得超过 80mm。 （6）电动葫芦应有足够的润滑油，并保持干净。 （7）电动葫芦不工作时，禁止把重物悬于空中，以防零件产生永久变形 1.41.4 设计的基本要求设计要求 本设计的四速电动葫芦机械系统的根据现有普通电动葫芦的应用情 况提出要求是： (1) 四速电动葫芦的最大载重为 10 吨，最大起升高度为 9 米。 (2) 四速电动葫芦的强度等级为 M，工作级别为 M5。 (3) 通过电机的变速实现在一个电机带动下输出 4 种速度。 2 2 四速电动葫芦的结构分析与设计四速电动葫芦的结构分析与设计 2.12.1 电动葫芦的电动葫芦的结构分析结构分析 电动葫芦主要由起升机构和运行机构组成。起升机构包括吊钩、钢 丝绳、滑轮组、电机、卷筒和减速器组成；它的运行机构为小车。电动 机的总体结构如图 2-1 所示 图 2-1 电动葫芦总体结构简图 电葫芦中间是钢丝绳卷筒，用小车将其悬挂于工字钢锻造的天车大 梁上，一端用法兰固定一台可制动的锥形转子电动机，用传动轴将动力 传递到另一端的减速机。经过减速的动力传递给钢丝绳卷筒，带动吊钩 起重。 2.22.2 电动葫芦的设计的具体方案电动葫芦的设计方案 电动葫芦起升的结构主要为电动机、减速器和卷筒装置 3 个部件。 排列方式主要有平行轴和同轴两种方式排列形式，如图 2-2 所示 a b 图 2-2 起升机构部件排列图 1 电动机 2 减速器 3 卷筒装置 经过分析这里优先选用 b 方案，其方案的电机、减速器、卷筒布置 较为合理。减速器中的大齿轮和卷筒连在一起，起吊产生的转距经大齿 轮可以直接传给卷筒，使得卷筒只受弯距而不受扭距。其优点是结构紧 凑，传动稳定，安全系数高。减速器用斜齿轮传动，载荷方向不变和齿 轮传动的脉动循环，对电动机产生一个除弹簧制动的轴向力以外的载荷 制动轴向力。当斜齿轮倾斜角一定时，轴向的力大小与载荷成正比，起 吊载荷越大，该轴向力也越大，产生的制动力矩也越大；反之亦然。它 可以减小制动弹簧的轴受力，制动瞬间产生的冲击减小，电动机轴受扭 转的冲击也将减小，尤其表现在起吊轻载荷时，从而提高了电动机轴的 安全性。因此，选择 b 方案。 a 方案中结构电机与卷筒布置不再同一平面上通过减速器相连，使 得减速器转距增大。 3 3 电动葫芦起升机构部件的设计电动葫芦起升机构部件的设计 电动葫芦式起升机构用来实现物料垂直升降，是任何起重机不可缺 少的部分，因而也是起重机最主要、也是最基本的机构。起升机构的安 全状态得好坏将直接地关系到起重作业的安全，是防止起重事故的关键。 电动葫芦的机构主要包括:起升用锥形转子制动电动机、减速器、卷 筒装置和吊钩装置等 4 个动力和传动部件。起升电机、减速器、和卷筒 装置构筑成一个革命性紧凑又坚固的结构，使起重机能更有效的利用厂 房空间，增加了起升高度。平稳安静的运行延长起升机构的寿命。起升 电机处于大直径卷筒内使电动葫芦具有较小的外形尺寸且起升电机具有 良好的冷却性能。所有起升电机都装有盘式直流电磁制动器，自动监控 间隙。电器和制动器和谐工作保证吊钩任何时候都不打滑。制动器为长 闭设计防止失电事故，制动摩擦片不含石棉。卷筒由高强度无缝钢管制 成，两端轴承支撑，钢丝绳由压板固定。卷筒最少有 2 圈安全绳槽，标 准钢丝绳为刚强度钢丝制成并镀锌，重级制导绳器由耐磨的球墨铸铁制 成，防止乱绳。大直径滑轮由球磨铸铁制成，防止跳绳。 3.13.1 起升机构的工作起升机构的工作分析分析 电动机通过联轴器与减速器的中间轴连接，而中间轴又通过齿轮连 接与减速器的高速轴相连，用减速器的低速轴带动卷筒，吊钩等钩取物 装置与并卷绕在卷筒上的钢丝绳滑轮组连接起来。当电动机正反两个方 向的运动经联轴器和减速器传递给卷筒时，通过卷筒不同方向的旋转将 钢丝绳卷入或放出，从而使吊钩与吊挂在其上的物料实现升降运动，这 样，就将电动机输出的旋转运动转化为吊钩的垂直上下的直线运动。用 常闭式制动器空竹起重机机构的运转。通电时松闸，使机构运转；在失 电情况下制动，使吊钩连同货物停止升降，并在指定位置上保持静止状 态，当于与自锁。当滑轮组升到最高极限位置时，上升极限位置限制器 被触碰面动作，使吊钩停止上升，即起到了限位开关的作用。当吊载接 近额定起重量时，起重量限制器及时检测出来，并给予显示，同时发出 警示信号，一旦超过额定值及时切断电源，使起升机构停止运行，以此 来保证生产安全。 3.23.2 电动机的选择电动机的选择 本次设计为 10 吨四速电动葫芦，电动机采用 YZR 系列起重用三相一 步电动机用电动机。由公式得： P=FV/1000=GV/1000=10000(4/60)/1000=0.67kW (3-1) 滚筒传动的效率取：0.96 联轴器的效率取: 0.99 电机轴的效率取： 0.98 (3-2) 与电机与与输出轴与筒与输出轴总 =0.96(0.990.99)(0.990.99)(0.990.99)0.98 =0.8857 电动机功率： =/=0.67/0.8857=0.75266kW (3-3) d p w p 总 由于钢丝绳电葫芦起吊和停止时有一些冲击，根据冲击程度一般使 用系数=1.4 故1.4=1.0537kW A kp d p 电机转速取: n电=930r/min 故选电动机的电动的额定功率为 8.5kw，转速为 930/min 3.3 滑轮组的选择滑轮组的选择 滑轮组由动滑轮和定滑轮组成，其上缠绕钢丝绳，此方法可以减小 起重所须的力还可以达到增速的目的。其中通过滑轮可以改变钢丝绳的 运动方向。平衡滑轮还可以均衡张力。 四速电动葫芦选用的滑轮组倍率由1查得 m2。滑轮组效率 0.99 z 3.43.4 钢丝绳的选择和校核钢丝绳的选择和校核 本次设计选用的钢丝绳主要依据其工作环境及工作强度及使用特点 及重要性选用。柔韧性好、钢丝绳强度高、耐冲击、安全可靠。虽然在 正常情况下使用的钢丝绳不会发生突然破断，但是钢丝绳大范围的应用在起 重机上，可能会因为承受的载荷超过其极限载荷而破坏。而钢丝绳的破 坏是有前兆的，总是从断丝开始，极少发生整条绳的突然断裂。 钢丝绳的破坏会导致严重的后果，所以钢丝绳既是起重机械的重要 零件之一，也是保证起重作业安全的关键环节。 3.4.13.4.1 钢丝绳的选择钢丝绳的选择 钢丝绳是起重机械中最常用的构件之一，根据其本身的结构特点及 工作环境的需要选择。查得钢丝绳型号选为 6X37-15-1550-I-右。 （1）根据设计要求起重重量为 10 吨，按照构造易紧凑的原则，选 用滑轮倍数为： a=2 F=58800N K:安全系数；取 1.2 （2）钢丝绳的直径 d d=21mm C=0.898 为选择系数查得钢丝绳型号选为 6X37-15-1550-I-右。 3.4.23.4.2 计算钢丝绳所承受的最大静拉力计算钢丝绳所承受的最大静拉力 钢丝绳所承受的最大静拉力（即钢丝绳分支的最大静拉力）为： (3-4) k Q Zm P S max 式中:-额定起升载荷，指所有起升质量的重力，包括允许起升的 Q P 最大有效物品、取物装置（如下滑轮组吊钩、吊梁、抓 斗、容器、起重电磁铁等） 、悬挂挠性件以及其 他在升 降中的设备的质量的重力； Z-绕上卷筒的钢丝绳分支数，单联滑轮组 Z=1，双联滑轮组 Z=2，根据要求 Z=1； m-滑轮组倍率； -滑轮组的机械效率。 h 其中810000N ，m2，0.99 Q P h 所以29.7N max s 3.4.33.4.3 计算钢丝绳破断拉力计算钢丝绳破断拉力 计算钢丝绳破断拉力为： =n (3-5) p s max s 式中:n-安全系数，根据机构工作级别查表确定，n5； =150=136 p s max s 所以钢丝绳满足要求。 3.53.5 吊钩的设计吊钩的设计 吊钩在起重装置中属于取物装置，用于提取物料。既是起重机械的 重要零件之一，也是保证起重作业安全的关键环节 3.5.13.5.1 吊钩的选择吊钩的选择 吊钩按形状分为单钩和双钩，按制造方法分为锻造吊钩叠片吊钩。 单钩制造简单、使用起来更便捷，但受力情况不好。大多用在起重量为 80 吨以下的场合；起重量大时常采用受力对称的双钩。叠片式吊钩由数片 切割成形的钢板铆接而成，个别板材出现裂纹时整个吊钩不会破坏，安 全性较好，单自重较大，大多用在大起重量或吊运钢水盛桶的起重机上。 吊钩在作业过程中常受冲击，需采用韧性好的优质碳素钢制造。吊钩分 类极广，一般包括：卸扣、吊环、圆环、梨形环、长吊环、组哈吊环， S 钩、鼻吊钩、美式吊钩、羊角吊钩、眼形滑钩、带保险卡吊环螺钉、 链条卸扣，居于独特、新颖、质优安全的特点，适用于工厂、矿山、石 油、化工及船舶码头等。确保安全，质量安全系数高，静载荷达到 3 倍， 起重量从 5 吨到 150 吨。吊钩是起重机械常见的一种吊具，吊钩常借助 滑轮组等部件悬挂在起重机构的钢丝绳上，还适用于工厂、矿山、石油、 化工和船舶码头等吊运重物的场所。 锻造吊钩分为单钩和双钩。单钩一般用于小起重量，双钩多用于较 大的起重量。锻造吊钩材料采用优质低碳镇静钢或低碳合金钢，如 20 优 质低碳钢、16Mn、20MnSi、36MnSi。 这次设计的是 5 吨的葫芦，属于小起重量，结合电葫芦的生产现状， 选用锻造单钩。 3.5.23.5.2 吊钩的尺寸设计吊钩的尺寸设计 吊钩钩孔直径与起重能力有一定关系： 单钩： tQD3530 钩身各部分尺寸（见图 3）间的关系如下: hL DS 75 . 0 75 . 0 2 1 (2 2.5) /1.0 1.5 Lh h D 图 3-1 锻造单钩 计算得: D=80 S=60 H=96 =184 =482L2L 3-2 吊钩的三维效果图 由于负载属于轻型因此吊钩的各部位直径选择按照起重设计手册的 常规数据选取完全可以满足工作要求，但注意的是吊钩的前端尖嘴部分 应有一定的扬角避免磨损后起吊容易脱钩。在参考常规设计的基础上进 行设计的已满足设计的基本要求，故在次不与校核。 3.63.6 卷筒装置的设计卷筒装置的设计 卷筒是用来卷绕钢丝绳的部件，它承载了起升载荷，收放钢丝绳， 实现勾取物装置的升降，是实现四速电动葫芦机械系统满足规定的要求的装置。 （1）电动葫芦卷筒的种类 电动葫芦按卷筒的筒体形状，可分为长轴卷筒和短筒卷筒；按制造 方式，可分为铸造卷筒和焊接卷筒；按卷筒表面是否有绳槽，可分为光 面卷筒和螺旋槽面卷筒；按钢丝绳在卷筒表面卷绕层数，可分为单层缠 绕卷筒和多层缠绕卷筒，多层缠绕卷筒用于起升高度特大，或要求机构 紧凑的起重机上。 (2）电动葫芦卷筒的结构 电动葫芦的卷筒是由筒体、连接盘、卷筒轴以及轴承支架等组成。 单层缠绕的卷筒的筒体表面切有弧形螺旋槽，以增大钢丝绳与筒体 的接触面积，避免相邻绳之间摩擦，并使钢丝绳在卷筒上缠绕位置固定。 其缺点是筒体体积较大。 多层缠绕卷筒的筒体表面直接采用光面，筒体两端有凸缘，以防止 钢丝绳滑出。其缺点是钢丝绳排列紧密产生摩擦，各层互相叠加，对钢 丝绳的寿命产生影响很大。 电动葫芦的卷筒结构尺寸中，影响钢丝绳寿命的关键尺寸是按钢丝 绳中心算起的计算直径，卷筒允许的最小卷绕直径一定要满足所在机构工 作级别所要求的规定值。 3.6.13.6.1 卷筒直径的确定卷筒直径的确定 卷筒的直径式卷筒集合尺寸中最关键的尺寸，其名义直径 D 是指光 面卷筒的卷筒外包直径尺寸，有槽卷筒取槽底直径，大小按下式确定。 mm (3-6)28917) 118() 1(dhD 式中 D-按钢丝绳中心计算的最小卷筒直径，mm h-与机构工作级别和钢丝绳有关的系数，查表为 18 d-钢丝绳的直径，mm 计算得 289mm，取 290mm min D 3.6.23.6.2 卷筒长度的确定卷筒长度的确定 由表查得卷筒几何尺寸的计算: (3-7)2102LLLL (3-8)PZ D mH L)( 1 1 max 0 式中 L-卷筒长度； -卷筒上螺旋绳槽部分的长度； 0 L -无绳槽卷筒端部尺寸的长度，由结构需要决定； 1 L -卷筒两端多余部分的长度； 2 L 2 3LP P-绳槽节距； -最大起升高度； max H m-滑轮组倍率； -卷筒的计算直径。 1 D 其中 720mm ，83mm，32mm，L835mm 0 L 1 L 2 L 3.6.33.6.3 卷筒厚度的计算卷筒厚度的计算 对于铸钢卷筒，式中 -卷筒壁厚；d -钢丝绳直径。d 所以15mm 4 4 同轴式三级齿轮传动减速器的设计同轴式三级齿轮传动减速器的设计 电动葫芦减速器是起升机构中传动的重要组成部分，也是本次设计 的重要部分，所以单独进行计算。其传动关系如图 4-1 所示 a b 图 4-1 同轴式三级传动减速器示意图 4.14.1 确定传动装置的总传动比和分配转动比确定传动装置的总传动比和分配转动比 （1） 总传动比： = (4-1) a i n nm 3 . 65 15 980 （2）分配减速器的各级传动比： 按同轴式布置。由2表 15-1-3 三级圆柱齿轮减速器分配传动比。 由图查的 =5.7，=3.6。 1 i 2 i 则低速级传动比 = 3.2 3 i 5 . 266 . 5 2 .81 4.24.2 计算各轴的转速和转矩和功率计算各轴的转速和转矩和功率 （1） 各轴转速: n=n=nm =980 r min n= 1 980 r 171.9 min 5.7 m n i n 2 171.9 r 47.75 min 3.6 n i n 2 47.75 r 14.92 min 3.2 n i n=n （2）各轴输入转矩： 40.82 980 5 . 8 95009550 m d d n p pN M T=Td 01 82.40 0.99281.74N M d p 联轴器 T 12 81.84 0.9678.47N M dd TT 花键 T 21 . 48.475.70.970.97420.85NMT i 齿轮滚动轴承 T= 323432 . 420.35 3.6 0.97 0.97395.51N MT iT i 齿轮滚动轴承 T=T 4. 34543 395.51 3.2 0.97 0.971190.83N MT iT i 齿轮滚动轴承 T= 5565 .1190.83 0.96 0.971131.14N MTT 卷筒滚动轴承 （3）各轴入输功率: 8.5kWdP P=PdPd. 01 8.5 0.9928.432kW 联轴器 P=P.P= 12 、 8.432 0.968.1kW P=PP 23 、 8.1 0.98 0.987.78kW P=PP 23 、 7.78 0.98 0.987.47kW P=PP 34 、 7.47 0.98 0.987.18kW P=PP 34 、 7.18 0.95 0.986.68kW 各轴的运动和动力参数如表 4-1 所示 表 4-1 运动和动力参数 4.34.3 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 4.3.14.3.1 第一轴齿轮的设计计算第一轴齿轮的设计计算 （1）选择齿轮材料,查表选小择齿轮材料为 40cr，调质和表面淬火处理 或氮化 4855 HRC。 （2）按齿面接触疲劳强度设计 选择齿数取 z1=13， z2=i1z1=5.7 13=74 齿宽系数 由表 14-1-79，选=0.8 d d 初选螺旋角 =14 轴号输出功率 P（kW） 转速 n(r/min)输出转矩 T/(Nm) 轴 8.43298081.74 轴 8.1198078.47 轴 7.78171.9420.85 轴 7.4747.75395.51 V 轴 7.1814.921190.83 VI 轴 6.6814.921131.14 初选载荷系数 按齿轮非对称布置速度中等冲击载荷不大来选择 Kt=1.3 转距 T 1 8.14 1081.4N mT 弹性系数 ZE 由表查的 ZE=187.7 MPa 确定变位系数 z1=12 z2=68 a=20 h*an=h*acos由图查的 x1=0.39x2=-0.38 节点区域系数 ZH X=0 =8 查图得 ZH=2.43 重合度系数 Z 纵向重合度 35. 014tan138 . 0138 . 0 tan138 . 0 sin 1 z m b d n b 端面重合度 42. 9 38 . 0 1 113 1 1 1 n x z 由机械设计手册图 14-1-7 查的重合度 则 78 . 0 1a 87. 0 2 a 61 . 1 87 . 0 )39 . 0 1 (78 . 0 )39 . 0 1 ()1 ()1 ( 2111 anana xx 由图 14-1-19 查得85. 0 螺旋角系数98 . 0 14coscos 许用接触应力 接触疲劳极限由机械设计手册图 14-1-24 查得大小齿轮的接触 lim 疲劳极限为 Hlim1=Hlim2=1160 MPa 应力循环次数 N1=60 n1Lh=60 980 1 6300=3.70 108 N2= (4-2) 7 1 1 1049. 6 7 . 5 70 . 3 i 接触疲劳寿命系数由机械设计手册图 6.4-10 查得 KHN1=1.08 KHN2=1.14 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S1 1 1lim1 1.08 11601253MPa HNH K S 2= S K HHN1lim1 1.14 11601322MPa 则 11 1253 1322 1288MPa 22 HH （3）计算小齿轮分度圆直径 d1t 小齿轮分度圆直径 d1t= (4-3) 23 ) ( 12 H HE ad t ZZ u uTK 3 4 2 2 1.3 8.14 105.55 1189.8 2.46 () mm32.45mm 0.8 1.615.551288 验算圆周速度 1 32.45 980 mm 1.66 ss 60 100060 1000 t d n V 选择精度等级 根据圆周速度由机械设计手册 6.4-19、6.4-20 选择齿轮精度等级为 7 级精度 （4）计算齿宽 b 和模数 mnt b= 1 0.8 32.4525.96mm dt d 1 1 cos32.45 cos14 2.42mm 13 t nt d m z fa hhh 46 . 2 82 . 1 )38. 014cos1 ()( 1 * nn an a mxhh 56 . 1 82 . 1 )38 . 0 14cos25 . 0 14cos1 ()( 1 * nn nan t mxchh 02 . 4 56 . 1 46 . 2 fa hhh 46 . 6 02. 4 96.25 h b （5） 计算载荷系数 K 使用系数 由表查的 KA=1.25 动载系数 KV 根据圆周速度 v=1.66由图查的 KV1.1 s m 齿间载荷分配系数 根据由图查得 Ha K ar =1.20 Ha K Fa K 齿间载荷分配系数 K 由表查的齿轮装配时检验调整 H K1.05+0.26 （1+0.6）+0.16 10-3b=1.29 H 2 d 2 d 载荷系数 K KKA KVK=1.25 1.1 1.20 1.29=2.12 Ha K H 修正小齿轮直径 1 d 33 11 2.12 32.45mm35.58mm 1.5 t t K dd K 计算模数 mn mn= 1 1 cos35.58 cos14 mm2.65mm 13 d z （6）按齿根弯曲疲劳强度校核 (4-4) cos2 2 1 2 F saFa ad n YY z KTY m 计算载荷载荷系数 K 由 K1.29 由图查得=1.2746 . 6 h b HF K K= KA KV=1.25 1.1 1.20 1.27=1.74 Ha K F K 齿轮的弯曲疲劳强度极 由图查得 FE MPa FEFE 890 21 齿形系数 Fa Y 由当量齿数 z 80.13 14cos 13 cos 22 1 1 z n z76.85 8cos 85 cos 22 2 2 z n 由图查的 78 . 2 1Fa Y90 . 1 2 Fa Y 应力修正系数 Sa Y 由图查的 56 . 1 1Sa Y85 . 1 2 Sa Y 重合度系数 an Y 75 . 0 25. 0 由表查得 2 )cos(sin1arccos nb a = cos 2 )20cos8(sin1 2 )cos(sin1 nb a =9914 . 0 9829 . 0 58. 1 99 . 0 55 . 1 cos 22 b a an 72. 0 58 . 1 75 . 0 25 . 0 75 . 0 25 . 0 an Y 螺旋角系数 由图根据 查得0.98 Y Y 尺寸系数 由表的公式 5 时，取 X Y nX mY01 . 0 05 . 1 n m =5 =2 n m X Y 弯曲寿命系数 根据 N1=5.29 108 N2=9.35 107由图查得 N Y 8 . 0 1 N Y1 2 N Y 计算许用弯曲疲劳应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 F 1= F 111 620 0.8 2 708.57MPa 1.4 FENX Y Y S 2 F 222 620 2 1 885.71MPa 1.41.4 FENX Y Y 计算大、小齿轮的并加以比较 FYY Saa F = 1 11 F SaFaY Y 007454 . 0 57.708 90 . 1 78 . 2 004031 . 0 71.885 85 . 1 93 . 1 2 22 F SaFa YY 小齿轮的数值较大 设计计算 42 3 2 2 2.17 5.08 100.98 cos 8 0.007454mm2.38mm 0.8 151.55 m 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn与由齿根弯 曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值 mn2.5，取分度圆mm 直径 d1=30.54mm (4-4)09.12 5 . 2 8cos54.30cos 1 1 n m d z 则 ，取 13 1 z58.731366. 5 12 uzz74 2 z （7）几何尺寸计算 计算中心距 (4-5) 12 ()(1374) 2.5 mm122.82mm 2cos2 cos8 n zz m a 将中心距圆整为 120。mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 (4-6)“5 129 1102 5 . 2)7413( 2 )( arccos 21 a mzz n 因值改变不多，故参数等不必修正。 Ha ZK 、 计算大、小齿轮的分度圆直径 1 1 2 2 13 2.5 mm38.26mm coscos8 634“ 74 2.5 179.68 cos8 634“ n n z m d z m dmmmm 计算齿轮宽度 (4-7) 20.3183.328 . 0 1 db d mm 圆整后取； 。 2 33mmB 1 40mmB 4.3.24.3.2 第二轴齿轮的设计计算第二轴齿轮的设计计算 （1） 按齿面接触疲劳强度设计 选择齿数取 z1=24， z2=i1z1=3.6 24=84 确定变位系数 z1=24 z2=84 a=20 h*an=h*acos由图 查得 x1=0.38 x2=-0.38 重合度系数 Z 纵向重合度 037 . 0 8tan248 . 0138 . 0 tan138 . 0 sin 1 z m b d n b 端面重合度 . 54.18 38 . 0 1 24 1 1 1 n x z 查得重合度 则 则71 . 0 1a 86 . 0 2 a 58 . 1 a 应力循环次数 N1=60.n1.Lh=60 247.35 1 6300=9.35 107 N2= (4-8) 7 7 1 1 1060 . 2 6 . 3 1035 . 9 i 接触疲劳寿命系数由图查得 KHN1=1.19 KHN2=1.15 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S1 11.19 1160=1380 S K HHN1lim1 2= =1.15 1160=1344 S K HHN1lim1 则 12 1380 1334 1357MPa 22 HH （2）计算小齿轮分度圆直径 d1t 小齿轮分度圆直径 d1t= (4-9) 23 ) ( 12 H HE ad t ZZ u uTK = 3 5 2 2 1.6 4.2 103.6 1189.8 2.46 () mm47.58mm 0.8 1.583.61357 （3）计算载荷系数 K 齿间载荷分配系数 根据由图查得查得 Ha K arHa K =1.20 Fa K 齿间载荷分配系数 K 由表查的 齿轮装配时检验调整得 H K1.30 H 载荷系数 K KKA KVK=1.25 1.05 1.20 1.30=2.05 Ha K H 修正小齿轮直径 1 d 33 11 2.05 47.58mm49.51mm 1.6 t t K dd K 计算模数 mnt 1cos 49.51 cos8 mm2.04mm 2424 nt d m （4）按齿根弯曲疲劳强度设计 (4-10) cos2 2 1 2 F saFa ad n YY z KTY m 计算载荷载荷系数 K 由图 查得=1.25 F K K= KA KV=1.25 1.05 1.20 1.25=1.97 Ha K F K 齿形系数 Fa Y 由当量齿数 z16.16 8cos 16 cos 22 1 1 z v z60.78 14cos 74 cos 22 2 2 z v 由4图 14-1-47 592 . 2 1Fa Y211 . 2 2 Fa Y 应力修正系数 Sa Y 由图查得 596 . 1 1Sa Y774 . 1 2 Sa Y 重合度系数 an Y 75 . 0 25. 0 已知9914 . 0 b 58 . 1 cos2 b a an 72 . 0 58 . 1 75. 0 25 . 0 75 . 0 25 . 0 an Y 弯曲寿命系数 根据 N1=9.35 108 N2=2.67 107由图查得 N Y 8 . 0 1 N Y1 2 N Y 计算许用弯曲疲劳应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 F 1= F 111 600 0.8 2 583.71MPa 1.4 FENX Y Y S 2 F 222 550 1 2 785.71MPa 1.41.4 FENX Y Y 计算大、小齿轮的并加以比较 FYY Saa F = 1 11 F SaFaY Y 007601 . 0 71.583 596 . 1 78 . 2 004992 . 0 71.785 774 . 1 211 . 2 2 22 F SaFa YY 小齿轮的数值较大 设计计算 52 3 2 2 1.972.7 100.98 cos 14 0.006081mm1.83mm 0.8 151.51 m 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn与由齿根 弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值 mn2.5，取分度mm 圆直径 d1=48.90mm 96.11 5 . 2 14cos90.48cos 1 1 n m d z 则 ，则12z 4 . 68127 . 5 12 uzz69 2 z （7）几何尺寸计算 计算中心距 (4-11) 12 ()(1269) 2.5 mm104.34mm 2cos2 cos14 n zz m a 将中心距圆整为 105。mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 (4-12) 0 21 36.15 1052 5 . 2)6912( 2 )( arccos a mzz n 因值改变不多，因此参数中等不须要修正。 Ha ZK 、 计算大、小齿轮的分度圆直径 1 1 0 2 2 0 12 2.5 mm31.11mm coscos15.36 69 2.5 mm178.89mm coscos15.36 n n z m d z m d 计算齿轮宽度 89.2411.318 . 0 1 db d mm 圆整后取；。 2 25mmB 1 30mmB 图 4-2 齿轮的三维效果图 4.3.34.3.3 第三轴齿轮的设计计算第三轴齿轮的设计计算 （1）按齿面接触疲劳强度设计 选择齿数取 z1=12， z2=iz1=3.2 11=35.23 转距 T 5 T1.2 10 N mm 确定变位系数 z1=12 z2=45 a=20 h*an=h*acos由机械 设计手册图 14-1-4 查的 x1=0.35 x2=-0.35 节点区域系数 ZH X=0 =8 查由机械设计手册图 14-1- 16 ZH=2.46 重合度系数 Z 纵向重合度 17 . 0 8tan118 . 0138 . 0 tan138 . 0 sin 1 z m b d n b 端面重合度 . 15 . 8 35 . 0 1 11 1 1 1 n x z 查得重合度 则65. 0 1a 87 . 0 2 a 443 . 1 a 应力循环次数 N1=60.n1.Lh=60 70.67 1 6300=2.67 107 N2= 6 7 1 1 105 . 6 09 . 4 1067 . 2 i 接触疲劳寿命系数由由机械设计手册图查 KHN1=1.20 KHN2=1.15 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S1 11.23 1160=1427 S K HHN1lim1 2=1.39 1160=1612MPa S K HHN1lim1 12 1427 1612 1520MPa 22 HH （2）计算小齿轮分度圆直径 d1t 小齿轮分度圆直径 d1t= (4-13) 23 ) ( 12 H HE ad t ZZ u uTK = 3 5 2 2 1.6 9.2 104.09 1189.8 2.46 () mm63.07mm 0.8 1.4434.091520 （3）计算载荷系数 K 齿间载荷分配系数 根据由图查得 Ha K ar =1.10 Ha K Fa K 齿间载荷分配系数 K 由机械设计得 设计手册齿轮装配时检 H 验调整 K1.05+0.26 （1+0.6）+0.16 10-3b=1.29 H 2 d 2 d 载荷系数 K KKA KVK=1.25 1.05 1.10 1.29=1.86 Ha K H 修正小齿轮直径 1 d (4-14) 33 11 1.86 6307mm66.22mm 1.6 t t K dd K 计算模数 mnt (4-15) 1cos 66.22 cos8 mm5.96mm 1211 nt d m （4）按齿根弯曲疲劳强度设计 (4-16) cos2 2 1 2 F saFa ad n YY z KTY m 计算载荷载荷系数 K K= KA KV=1.25 1.05 1.10 1.25=1.80 Ha K F K 齿形系数 Fa Y 由当量齿数 z22.11 8cos 11 cos 22 1 1 z n z89.45 8cos 45 cos 22 2 2 z n 由图 14-1-47 31. 1 1 Fa Y04 . 2 2 Fa Y 应力修正系数 Sa Y 由图 50 . 1 1 Sa Y76. 1 2 Sa Y 重合度系数 an Y 75 . 0 25. 0 47 . 1 9914 . 0 443 . 1 cos 22 b a an 76 . 0 47 . 1 75 . 0 25 . 0 75 . 0 25 . 0 an Y 弯曲寿命系数 根据 N1=5.29 108 N2=9.35 107 N Y 由图查的 8 . 0 1 N Y1 2 N Y 计算许用弯曲疲劳应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 F 1= F 111 620 0.8 2 708.57MPa 1.4 FENX Y Y S 2 F 222 620 1 2 885.71MPa 1.41.4 FENX Y Y 计算大、小齿轮的并加以比较 FYY Saa F = 1 11 F SaFaY Y 002773 . 0 57.708 50. 131 . 1 004054 . 0 71.885 76 . 1 04 . 2 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数值较大 设计计算 mmmmm70 . 5 004054 . 0 446 . 1 118 . 0 8cos98 . 0 102 . 980 . 1 2 2 25 3 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn与由齿根弯 曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值 mn6.0，取分度圆mm 直径 d1=63.07mm 93.10 0 . 6 8cos07.63cos 1 1 n m d z 则 ，则11 1 z99.441109 . 4 12 uzz45 2 z （5）几何尺寸计算 计算中心距 (4-17)mmmm mzz a n 65.169 8cos2 0 . 6)4511( cos2 )( 21 将中心距圆整为 170。mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 “3468 1702 0 . 6)4511( 2 )( arccos 21 a mzz n 因值改变不多，故参数等不必修正。 Ha ZK 、 计算大、小齿轮的分度圆直径 1 1 2 2 11 6.0 mm66.67mm cos8 634“ 45 6.0 mm278.75mm cos8 634“ n n z m d z m d 计算齿轮宽度 33.5367.668 . 0 1 db d mm 圆整后取；。 2 55mmB 1 60mmB 减速器齿轮参数如表 4-2 所示。 表 4-2 减速器齿轮参数汇总表 第一级 第二级 第三级 齿轮 1 2 3 4 5 6 （mm） n m 2.5 2.5 6.0 9125 15.36 8634 a(mm) 120 105 170 Z 13 74 12 69 11 45 d(mm) 38.26 179.68 31.11 178.89 66.67 278.75 b(mm) 33 40 25 30 55 60 u 5.7 3.6

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