课程设计电动葫芦设计分析.docx
- 文档编号:6157085
- 上传时间:2023-01-04
- 格式:DOCX
- 页数:22
- 大小:261.59KB
课程设计电动葫芦设计分析.docx
《课程设计电动葫芦设计分析.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《课程设计电动葫芦设计分析.docx(22页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
课程设计电动葫芦设计分析
课程设计说明书
课程名称:
机械综合课程设计
设计题目:
钢丝绳电动葫芦起升用减速器设计
课程设计时间:
指导教师:
班级:
学号:
姓名:
1题目分析3
2设计计算3
1)电动机的确定3
2)总体设计计算4
3齿轮的设计计算及校核6
1)第一对齿轮的设计与校核6
2)第二对齿轮的设计与校核11
3)第三对齿轮的设计与校核15
4轴的设计及危险轴的校核19
5课程设计总结22
6参考文献22
1题目分析
电动葫芦是一种常用的搬运设备,在工厂中使用十分广泛。
电动葫芦由两部分组成,即行走机构和提升机构。
下面分别介绍各组成部分。
1.行走机构组成:
行走电动机、传动机构两部分组成。
2.提升机械组成:
提升电动机、卷扬机构、机械制动器(一般为盘式制动器)。
3.制动器介绍:
电动葫芦(或起重机)的提升机构一定要有机械制动装置,
当物体起吊到一定高度后全靠机械制动器将其制停在空中。
制动器的工作机理有
液压驱动、气压驱动和牵引电磁铁驱动。
不同的驱动方式其制动的性能也不相同。
在小型电动葫芦上一般采用电磁驱动制动器。
电动葫芦(或起重机)上提升机构采用的制动器种类繁多,
在小型电动葫芦上较多采用的制动器是盘式制动器,盘式制动器又称为碟式制动器。
盘式制动器重量轻、构造简单、调整方便、制动效果稳定。
为了安全起见,在起重设备上一般均采用常闭式制动器。
所谓常闭式是指在电磁机构不得电的情况下,制动器处于制动状态。
制动器安装在电动机的一端,一般情况是封闭的,用眼晴直接是看不到的,但这没有关系,一般会将牵引电磁铁的线圈引出线留在外面。
我们只要将线圈接正确就行。
当电动机得电的同时(接触器吸合时),制动器的牵引电磁铁也同时得电,制动器打开。
这种联接方式的优点是,当发生停电事故时可以立即进行制动以避免事故的发生。
其缺点是制动瞬间设备的机械抖动较大。
2设计计算
1)电动机的确定
由公式得:
P=FV/1000=GV/1000=1000!
0(4/60)/1000=0.67kw总二筒与输出轴输出轴与皿皿与口□与II与电机
=0.96X(0.99X0.99)X(0.99X0.99)X(0.99X0.99)X0.98
=0.8857
电动机功率:
Pd=Pw/总=0.67/0.8857=0.75266kw
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kA=1.4故
p_1.4pd=1.0537kw
电机转速取:
n电=1380r/min
由于功能需要,采用锥形转子电机。
2)总体设计计算
(1)总传动比及各级传动比的确定
由于电动葫芦吊钩为一动滑轮装置,钢丝绳一段固定,一段被卷筒缠绕,所以卷筒钢丝
绳的受载仅为起重量的一半,但钢丝绳的速度为起重速度的两倍。
卷筒转速:
n卷筒=2vl/:
、;d(vl为起升速度)
由于起重速度误差不超过百分之五,即单位时间钢丝上升速度为:
2VlX(1一0.05)=8_0.4m/min(采用一段固定的动滑轮结构)
故卷筒转速n卷筒=2VlX(1—0.05)/二d=26.526-1.326
即25.2r/min 传动比口总=门电机/n卷筒=1380/(26.526-1.326) 即49.55空u总一54.76 总、 取u总=54.76 单级传动比u取3至5 故采用三级外啮合定轴齿轮减速设计,每级传动比大概为4,分配各级传动比: Ui=4,U2=3.7,U3=3.7 (2)运动及动力参数的计算 计算各轴的转速: 0轴: no=n电机=1380r/min I轴: ni=1380r/min n轴: nn=345r/min 川轴: nm=93.243r/min "轴: nw=25.2r/min V轴: nv=25.2r/min 计算各轴的输入功率: 0轴: R=1.0537kw I轴: Pi=Poi与电机=1.032626kw n轴: Pn=Pi口与]=1.012kW 川轴: Pm=Pnm与n=0.99186kw "轴: 皿=Pm输出轴与m=0.972kw V轴: Pv=Pw筒与输出轴=0.93312kw 计算各轴的输入转矩: 0轴: To=9.55X106P0=7291.9Nmm n。 I轴: 「=9.55X106=7146.07Nmm n轴: T2=9.55X106P^=28013.3Nmmn? 川轴: Ts=9.55X106P3=101586.5887Nmm n3 "轴: T4=9.55X106Pi=368345.2913Nmm 门4 V轴: 6P5 T5=9.55X10匕=353611.4797Nmm 门5 现将各轴的运动和动力参数结果整理于表中,具体见表 运动和动力参数表 轴名 功率P(W) 转速(r/min) 转距(Nmm) 传动比U 效率“ 0轴 1.0537 1380 7291.9 I轴 1.032626 1380 7146.07 1 0.98 n轴 1.012 345 28013.3 4 0.99X0.99 川轴 0.99186 93.243 101586.5887 3.7 0.99X0.99 "轴 0.972 25.2 368345.2913 3.7 0.99X0.99 V轴 0.93312 25.2 353611.4797 1 0.96 3齿轮的设计计算及校核 1)第一对齿轮的设计与校核 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。 (2)此电葫芦升降机为一般重载工作机器,速度不高,齿轮用7级精度即可。 (3)所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料 由[1]P191机械设计表10—1选取: 小齿轮材料为40Cr,HB1=280; 大齿轮材料为45号钢,HB2=240。 HB1—HB2=40,合适。 (4)选取小齿轮齿数Z1=20;大齿轮齿数Z2=uz1=80 (5)选取螺旋角。 初选螺旋角3=14° 按齿面接触疲劳强度条件设计,然后校核齿根弯曲疲劳强度,最后作齿轮的结构设计。 2•按齿面接触疲劳强度设计 由强度计算公式总表查得设计公式为 (1)确定公式内的各计算数值 试选Kt=1•6 由图10-30选取区域系数Zh=2.433 由图10-26差得ynOFS,二2=0.87,则、=;=+、2=1.65 Tt=95.5X105P1/n1=95.5X10.1.032626/1380N•mm=7146.07N•mm 由[1]P205表10—7选取d=1(两支撑相对于小齿轮做非对称布置) 由[1]P201表10-6查得材料的弹性影响系数为ZE=189.8MPa 由[1]P209图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为clim1=600MPa, -lim2=550MPa。 由公式N=60njLh N=60X1380X1X(3200)=2.6496X108 88 Na=N/u=2.6496X10/4=0.6624X10 图10-19查得接触疲劳强度Khn=0.90Khn2=0.95 计算接触疲劳应力 取失效概率为1%安全系数S=1 (2)计算 2Kt=(u±1)[ZEZ2 J.u 2)计算圆周速度 3)计算齿宽b及模数m b=dd1=1x23.567mm=23.567mm d1tcos: 23.567cos14 m=—==1.1433mm Z120 计算齿宽与齿高之比b/h 齿高h=2.25mt=2.57mm b/h=9.17 4)计算纵向重合度: : 书=0.318dZ1tanB=1.5857 5)计算载荷系数 根据v=1.7m/s,7级精度,由[1]P194图10-8查得动载荷系数Kv=1.05。 斜齿轮,由[1]P195表10-3查得KHa1=KFa2=1.4 由[1]P193表10-2查得使用系数Ka=1 由[1]P196表10-4查得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时 Khb=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+0.23x10-3b 将数据代入得&b=1.12+0.18x(1+0.6x12)x12+0.23X10-3x23.567=1.4134 由b/h=9.17,&b=1.4134,查图10-13得Kfb=1.3 故载荷系数 K=KKKiaKiB=1X1.05X1.4X1.4134=2.078 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 1/31/3 d1=d1t(K/Kt)=23.567X(2.078/1.6)=25.713mm 7)计算模数 20 m=d=25.713COS14=1.247^ Z1 3.按齿根弯曲强度的设计 由[1]P216式10-17得弯曲强度的设计公式为 2K「Y5S2YFaYsa (1)确定计算参数 -FE1=500Mpa 1)由[1]P208图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限•、二FE2=380MPa 2) 由[1]P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.85Kfn2=0.88 =KFN1二FE1/S=303.57MPa tF2=Kfn2;二feMS=238.86MPa K=KK&a&B=1X1.05X1.4X1.3=1.911 6)计算当量齿数。 Zv1=-z-=-2^=21.894 cos-cos14 z280 Zv2=cos3一: =COS有=87.574 7)查取齿形系数 由[1]P200表10-5可查得YFa1=2.72,沧=2.21 8)查取应力校正系数 由[1]P200表10-5知Ysa1=1.57,21.78 大齿轮的数值较大 (2)设计计算 YFalYSal/[「F1=0.0141 YFa2Ysa/L「f2=0.01647 的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而由齿面接触 疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取弯曲疲劳强度模数1.247,并近 似圆整为标准m=1.25。 按接触强度算得的分度圆直径d1=25.713mm,Z1=d1cos3/m=19.959,Z2=UZ1=79.837。 取乙=20,则Z2=UZ1=80 (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 因: 值改变不多,故参数;一.,k-,zH等不必修正。 (3)计算大小齿轮的分度圆直径 d1=-Z1mn=25.999mmcos: d2=-Z^m^=103.998mmcos: (4)计算齿轮宽度b=°dd1=1X25.999=25.999mm 圆整后取IB? =26mmB1=30mm 2)第二对齿轮的设计与校核 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。 (2)此电葫芦升降机为一般重载工作机器,速度不高,齿轮用7级精度即可。 (3)所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料 由[1]P191机械设计表10—1选取: 小齿轮材料为40Cr,HB3=280; 大齿轮材料为45号钢,HB4=240。 HB3-HB4=40,合适。 (4)选取小齿轮齿数Z3=20;大齿轮齿数Z4=uzi=74 (5)选取螺旋角。 初选螺旋角3=14° 按齿面接触疲劳强度条件设计,然后校核齿根弯曲疲劳强度,最后作齿轮的结构设计。 2•按齿面接触疲劳强度设计 由强度计算公式总表查得设计公式为 (1)确定公式内的各计算数值 试选Kt=1•6 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 由图10-26差得;一3=0.78,;一.4=0.87,贝则;一=;一3+;.4=1.65 55 T3=95.5X10F3/n3=95.5X10X1.012/345N•mm=28013.3N•mm 由[1]F205表10—7选取'd=1(两支撑相对于小齿轮做非对称布置) 由[1]F201表10-6查得材料的弹性影响系数为ZE=189.8MFa 由[1]F209图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为二iim3=600MPa, -iim4=550MPa。 由公式N=60njLh N3=60X345X1X(3200)=6.624X107 N4=N/u=6.624X107/3.7=1.79X107 图10-19查得接触疲劳强度Khn=1.17Khn4=1.27 计算接触疲劳应力 取失效概率为1%安全系数S=1 L_,h3=Khn3•二1im3/S=1.17X600/1=702MPa.]=Khnv佃4/S=1.27X550=698.5MPa 702698.5 =700.25MPa 2 (2)计算 1) 计算小齿轮分度圆直径d3t代入[q中较小的值 d3t 2KtT3(u±1)ZEZ 2)计算圆周速度 叱3tn33.14汉31.0765汉345v岂3=0.56m/s 601000601000 3)计算齿宽b及模数m b=dd3t=1X31.0765mm=31.0765mm d3tcos131.0765cos14 m===1.508mm Z320 计算齿宽与齿高之比b/h 齿高h=2.25mt=3.39mm b/h=9.17 4)计算纵向重合度;■■=0.318dz3tanB=1.5857 5)计算载荷系数 根据v=0.56m/s,7级精度,由[1]P194图10-8查得动载荷系数Kv=1.01。 斜齿轮,由[1]P195表10-3查得KHa3=&a4=1.4 由[1]P193表10-2查得使用系数Ka=1 由[1]P196表10-4查得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时 Khb=1.12+0.18(1+0.61)'6+0.23X10-'b 将数据代入得KHb=1.12+0.18X(1+0.6X12)X12+o.23X10-3X31.0765=1.4151由b/h=9.17,KHb=1.4151,查图10-13得Kfb=1.3 故载荷系数 K=KKVKHaKHB=1X1.01X1.4X1.4151=2 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 1/31/3 d3=d3t(K/Kt)=31.0765X(2/1.6)=33.476mm 7)计算模数 d3cos: 33.476cos14 m===1.624mm Z320 3.按齿根弯曲强度的设计 由[1]P216式10-17得弯曲强度的设计公式为 |2KT3Ypcos2PYFaYsa m>3szj,rJ (2)确定计算参数 1)由[1]P208图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限cFE3=500Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限-FE4=380MPa 2)由[1]P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn3=0.92Kfn4=0.98 3)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得 tF3=Kfn3二FE3/S=328.57MPa .-乍4=Kfn4"_‘FE4/S=266MPa 4)计算载荷系数K K=KK&aKFE=1X1.01X1.4X1.3=1.8382 6) 计算当量齿数 7)查取齿形系数 由[1]P200表10-5可查得YFa3=2.72,丫Fa4=2.22 8)查取应力校正系数 由[1]P200表10-5知Ysa^1.57,YSa4=1.77 9)计算大小齿轮的YFaYsa/^-f],并加以比较。 YFa3Ysa3/F3=0.013 YFa4Ysa4/L「F4=0.01477 大齿轮的数值较大 (2)设计计算 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算 的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而由齿面接触 疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取弯曲疲劳强度模数1.624,并近 似圆整为标准m=1.75。 取Z3=19。 贝UZ4=uZ3=71 4.几何尺寸计算 (1)计算中心距a=(Z3+Z4)m/(2cos3)=81.16mm 将中心距圆整为82mm (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 2a282 因: 值改变不多,故参数k,zH等不必修正。 (3)计算大小齿轮的分度圆直径 d3=Z3mn=34.62mm cos- d4=Z^mn=l29.37mm cos: (4)计算齿轮宽度b二dd3=1X34.62=34.62mm 圆整后取B4=40mmB3=35mm 3)第三对齿轮的设计与校核 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。 (2)此电葫芦升降机为一般重载工作机器,速度不高,齿轮用7级精度即可。 (3)所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料 由[1]P191机械设计表10—1选取: 小齿轮材料为40Cr,HB5=280; 大齿轮材料为45号钢,HB6=240。 HB5-HB6=40,合适。 (4)选取小齿轮齿数Z5=20;大齿轮齿数Z6=UZ5=74 (5)选取螺旋角。 初选螺旋角3=14° 按齿面接触疲劳强度条件设计,然后校核齿根弯曲疲劳强度,最后作齿轮的结构设计。 2•按齿面接触疲劳强度设计 由强度计算公式总表查得设计公式为 (1)确定公式内的各计算数值 试选Kt=1.6 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 由图10-26差得5=0.78,;一.6=0.87,则;.=;.5+,6=1.65 55 T5=95.5X10P5/n5=95.5X10X0.9918/93.243N•mm=101586.5887N•mm 由[1]P205表10—7选取d=1(两支撑相对于小齿轮做非对称布置) 由[1]P201表10-6查得材料的弹性影响系数为ZE=189.8MPa 由[1]P209图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为ciim5=600MPa, 匚iim6=550MPa。 由公式N=60njLh 2=60X93.243X1X(3200)=1.79X107 Nb=N/u=1.79X1073.7=0.484X107 图10-19查得接触疲劳强度Khn=1.27Khn6=1.39 计算接触疲劳应力 取失效概率为1%安全系数S=1 L_h5=Khn5•二lim5/S=1.27X600/1=762MPa.L_,H6=&N6;「欣/S=1.39X550=764.5MPa 1)计算小齿轮分度圆直径d5t代入[q中较小的值 d5t 严T(u±1”ZeZh %匕u.■°H 321.6101586.5887 VV1.65 4.7 3.7 189&2.433) i763.25丿 =45.08mm 2)计算圆周速度 3.1445.0893.243 =0.22m/s 3)计算齿宽b及模数m b=dd5t=1x45.08mm=45.08mm 7)计算模数 3.按齿根弯曲强度的设计 由[1]P216式10-17得弯曲强度的设计公式为 (2)确定计算参数 大齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE6=380MPa 2)由[1]P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn=0.98Kfn6=0.995 3)计算弯曲疲劳许用应力 4)计算载荷系数K 6)计算当量齿数 l;「F5=Kfn5;「FE5/S=350MPa L_・f6=Kfn6;「fe6/S=270MPa K=KKKFaK^=1X1.005X1.4X1.3=1.8291 7)查取齿形系数 由[1]P200表10-5可查得YFa5=2.72,YFa6=2.22 8)查取应力校正系数 由[1]P200表10-5知Ysa5=1.57,YSa6=1.77 9)计算大小齿轮的YFaYsa/[匚F],并加以比较。 YFa5Ysa5^tF5=0.0122 YFa6Ysa6/L「F]=0.01455 大齿轮的数值较大 (2)设计计算 0.01455=1.893mm 321.8291101586.58870.88cos214 V1X20^1.65 而由齿面接触 2.356,并近 Z6=UZ6=69.73。 的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取弯曲疲劳强度模数似圆整为标准m=2.5。 按接触强度算得的分度圆直径d5=48.56mm,Z5=d5cos3/m=18.85, 取Z5=19。 则Z6=uz5=71 4.几何尺寸计算 (1)计算中心距a=(Z5+Z6)m/(2cos3)=115.94mm 将中心距圆整为116mm (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 : =arccos(Z5Z6)mn(1971)2.5 -=arccos=arccos=14.11 2a256 因: 值改变不多,故参数: .,k-,zH等不必修正。 (3)计算大小齿轮的分度圆直径 d5=Z5mn=48.95mmcos: z6mn d6==182.93mm cos: (4)计算齿轮宽度b=-dd5=1X48.95=48.95mm 圆整后取B6=55mmB5=50mm 4轴的设计及危险轴的校核 (1)轴w的设计与校核 (1)输出轴上的功率P,转速n,转矩T 功率P=0.972W转速n=25.2r/mi
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 课程设计 电动葫芦 设计 分析