电动葫芦设计--ppt知识讲稿ppt

  机械产品综合设计 ;一、概述 电动葫芦是一种起重机械设备，它可安装在钢轨上，亦可配在某些起重机械上使用(如电动单梁桥式起重机、龙门起重机、摇臂起重机等)。由于它具有体积小、重量轻、结构紧凑和操作方便等优点，因此是厂矿、码头、仓库等常用的起重设备之一。 电动葫芦以起重量为0.5～5t、起重高度为30m以下者居多。如图4-1所示的电动葫芦主要由电动机(带制动器)、减速器、钢丝绳及卷筒、导绳器、吊钩及滑轮、行车机构和操纵按钮等组成。; 电动葫芦起升机构如图4-2所示。它由电动机通过联轴器直接带动齿轮减速器的输入轴，通过齿轮减速器末级大齿轮带动输出轴(空心轴)，驱动卷筒转动，从而使吊钩起升或下降，其传动系统如图4-3所示。;图4-3 电动葫芦起升机构传动系统;图4-4为齿轮减速器的装配图。减速器的输入轴I和中间轴Ⅱ、Ⅲ均为齿轮轴，输出轴Ⅳ是空心轴，末级大齿轮和卷筒通过花键和轴相联。为了尽可能减小该轴左端轴承的径向尺寸，一般都会采用滚针轴承作支承。;图4-4 齿轮减速器的装配图 17-套筒；18-中间轴(Ⅲ)；19-齿轮(D);图4-4 齿轮减速器的装配图;表4-2 电动葫芦减速器齿轮主要参数; 电动葫芦齿轮减速器的设计内容有： 1、拟订传动方案， 2、选择电动机及进行运动和动力计算， 3、减速器主要零件，包括齿轮、轴、轴承和花键联接等的工作上的能力计算。 也可根据现有资料(表4-l、表4-2)采用类比法选用合适的参数进行校核计算。;式中 Q”——总起重量，N； Q ——起重量(公称重量)，N； Q’——吊具重量，N，一般取Q’=0.02Q； m ——滑轮组倍率。对单联滑轮组，倍率等于支承重量Q的钢丝绳分支数，如图4-3结构所示，m＝2； η7 ——滑轮组效率，η7＝0.98～0.99。 钢丝绳的破断拉力; 根据工作条件及钢丝绳的破断拉力QS，即可由有关标准或手册选取钢丝绳直径d。 也可根据起重量Q按表4-1选定钢丝绳直径，必要时加以校核。;3．选择起重电动机; 根据功率Pjc从有关标准(表4-3)选取与工作类型相吻合的电动机，并从中查出所选电动机相应的功率和转速。也可根据起重量按表4-1选取，然后按静功率进行校核计算。 ;电机尺寸见附录表;(二)计算减速器的载荷和作用力 1．计算减速器的载荷 工作时，由于电动葫芦提升机构齿轮减速器承受不稳定循环变载荷，因此在对零件进行疲劳强度计算时，如果缺乏有关工作载荷记录的统计资料，对工作载荷类型为中级的电动葫芦，可以图4-6所示的典型载荷图作为计算依据。 零件在常规使用的寿命以内，实际总工作时数;电动葫芦起升机构载荷有如下特点： (1)重物起升或下降时，在驱动机构中由钢丝绳拉力产生的转矩方向不变，即转矩为单向作用； (2)由于悬挂系统中的钢丝绳具有挠性，因重物惯性而产生的附加转矩对机构影响不大(一般不超过静力矩的10％)，故由此而产生的外部附加动载荷在进行机械零件强度计算时，可由选定工作状况系数K。或许用应力来考虑。 (3)机构的起升加速时间和制动减速时间相对于恒速稳定上班时间是短暂的，因此在进行零件疲劳强度计算时可不考虑。但由此而产生的短时过载，则应对零件进行静强度校核计算。;电动机轴上的最大转矩Tmax为计算依据。电动机轴上的最大转矩;2．分析作用力 为使结构紧密相连，电动葫芦齿轮减速器的几根轴一般不采用平面展开式布置，而是采用如图4-7所示的、轴心为三角形顶点的布置形式。图中OⅠ(Ⅳ)、OⅡ、OⅢ分别为轴I(Ⅳ)、Ⅱ、Ⅲ的轴心，因而各轴作用力分析很复杂。 当各级齿轮中心距aAB、aCD和aEF确定后，即可根据余弦定理，由下式求得中心线 减速器齿轮的布置; 图4-8所示为减速器齿轮和轴的作用力分析。其中齿轮圆周力Ft径向力Fr和轴向力Fa。均可由有关计算公式求得。 如图4-8b所示，输出轴Ⅳ为空心轴，它被支承在轴承a、b上。输入轴Ⅰ穿过轴Ⅳ的轴孔，其一端支承在轴孔中的轴承d上，另一端支承在轴承c上。作用于输出轴Ⅳ上的力有： (1)齿轮F上的圆周力FtF、径向力FrF和轴向力FaF； (2)对于图示的单滑轮，卷筒作用于输出轴上的力为R，当重物移至卷筒靠近齿轮F一侧的极端位置时，R达到最大值： (3)在轴承d处输入轴Ⅰ作用于输出轴Ⅳ的径向力Rdm和Rdn(图4-9)。;图4-8 减速器齿轮和轴的作用力 (a) 齿轮作用力 (b) 轴Ⅰ和轴Ⅳ的作用力;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内，且在xdy坐标系中(图4-9)。而(3)中所述的力Rdm和Rdn分布在mdn坐标系统内，两坐标系间的夹角θ1。因此计算在轴承d处轴Ⅰ对轴Ⅳ的作用力时，必须把mdn坐标系统内的支反力Rdm和Rdn换算为xdy坐标系统内的支反力，其方法如下：;这样，Rdx和Rdy就与齿轮F上的作用力及重物对输出轴Ⅳ的作用力处在同一坐标系统内。这就可以在xdy坐标系统内进行力的分析和计算。;解： (一)拟订传动方案，选择电动机及计算运动和动力参数 1．拟订传动方案 采用图4-l所示传动方案，为了减小齿轮减速器结构尺寸和重量，应用斜齿圆柱齿轮传动。 2．选择电动机 按式(4-2)、式(4-7)和式(4-8)，起升机构静功率;而总起重量 Q”=Q+Q’=50000+0.2×50000=51000N 起升机构总效率 η0=η7η5η1=0.98×0.98×0.90=0.864 故此电动机静功率;3．选择钢丝绳 按式(4-1)。钢丝绳的静拉力;4．计算卷简直径;拟定各级传动比(图4-4)和齿数。;轴1(输入轴)： ;这里，各级齿轮传动效率取为0.97。仿此方法，可以计算轴Ⅲ、轴Ⅳ的转速、功率和转矩。计算结果列于下表：;(二)高速级齿轮传动设计 因起重机起升机构的齿轮所承受载荷为冲击性质，为使结构紧密相连，齿轮材料均用20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度HRC58～62，材料抗拉强度σB=1100MPa，屈服极限σs=850MPa。齿轮精度选为8级(GBl0095—88)。;取中心距aAB＝101mm。 (2)精算螺旋角β;(3)齿轮A、B的分度圆直径d;(三)计算轴Ⅳ 1．计算轴Ⅳ的直径 轴材料选用20CrMnTi，按下式估算空心轴外径：;图4-10 轴I与轴IV的结构;2．分析轴Ⅳ上的作用力 轴Ⅳ上的作用力如图4-11所示，各力计算如下： (1)齿轮F对轴Ⅳ上的作用力 因本题未对齿轮F进行设计计算，现借用表4-2数据，取齿数zF＝45，模数mn=6mm，螺旋角β＝8°6′34，故分度圆直径;(2)卷筒对轴Ⅳ上的径向作用力R; (3)轴I在支承d处对轴Ⅳ上的径向作用力Rdn和Rdm， 轴I的作用力分析如图4-12所示。 ;径向力;求水平面(ncd面)上的支反力：;对轴Ⅳ来说，Rdm与Rdn的方向应与图4-12所示的相反。 由于上述的力分别作用于xdy坐标系内和ndm坐标系内，两坐标间的夹角为θ1，因此要把ndm坐标系内的力Rdn和Rdm换算为xdy坐标系内的力Rdx和Rdy。 由式(4-12)得两坐标系间的夹角(图4-7);故;把上述求得的力标注在轴Ⅳ的空间受力图上(图4-11) ;外形及安装尺寸(单位：mm) ;end

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