电动葫芦课程设计

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1、机械产品综合课程设计任务书专业:机械设计班级:xxxxx设计者:xxx学号:xxxxxx设计题目：电动葫芦传动装置采用②设计（①三级直齿圆柱齿轮减速器；②三级斜齿圆柱齿轮减速器；③二级2K-H行星圆柱齿轮减速器；设计电动葫芦传动装置采用三级斜齿圆柱齿轮减速器参考方案（见图）图为三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，一般采用滚针轴承作支承。原始数据：起重量（t）G=5t起升高度(m)H=24m起、升速度(m／min)v=8

2、m／min钢丝绳直径(mm)d=15.5mm电动葫芦设计寿命为10年。工作条件：两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳，单向运转；三相交流电源，电压为380/220伏。设计任务：1、电动葫芦装配图1张（0号或1号图纸）；2、全部零件图3、设计计算说明书1份设计期限：2013年01月04日至2013年01月19日颁发日期：2012年12月30日第20页共20页设计计算说明书(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1-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

3、动机计算起升机构静功率而总起重量Q”=Q+Q’=50000+0.02×50000=51000N起升机构总效率η0=η7η5η1=0.98×0.98×0.90=0.864故此电动机静功率按式PjC，并取系数Ke＝0.90，故相应于JC％＝25％的电动机PjC=KeP0=0.90×7.87=7.08kW按[1]表4-3选ZD141-4型锥形转子电动机，功率Pjc＝7.5kW，转速njc＝1400r／min。3．选择钢丝绳按[1]式(4-1)计算钢丝绳的静拉力第20页共20页按[1]式(4-3)，钢丝绳的破断拉力按[1]的标准[2]选用6×

4、37钢丝绳，其直径d＝15.5mm，断面面积d＝89.49mm2，公称抗拉强度σ＝2000MPa，破断拉力Qs＝N。4．计算卷简直径按[1]式(4-4)，卷筒计算直径D0＝ed＝20×15.5＝310mm按标准取D0＝300mm。按[1]式(4-6)，卷筒转速5．确定减速器总传动比及分配各级传动比总传动比这里n3为电动机转速，r／min。分配各级传动比第一级传动比第二级传动比第三级传动比这里ZA、ZB、ZC、ZD、ZE和ZF分别代表齿轮A、B、C、D、E和F的齿数。减速器实际总传动比i=iAB·iCD·iEF=传动比相对误差Δi不超过

5、土3％，适合。6．分别计算各轴转速、功率和转矩轴I(输入轴)：第20页共20页轴Ⅱ(输入轴)：轴Ⅲ(输入轴)：轴Ⅳ(输入轴)：各级齿轮传动效率取为0.97。计算结果列于下表：表1：轴I（输入轴）轴Ⅱ轴Ⅲ轴Ⅳ转速n（r/min）1400273.1770.5817.22功率P（kW）7.8657.6297.407.18转矩T（N•m）53.65266.701001.273981.94传动比i5.1253.8754.125(二)高速级齿轮A、B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，为使结构紧凑，齿轮材料均用20CrMnTi，渗

6、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)。考虑到载荷性质及对高硬度齿面齿轮传动，因此以抗弯强度为主，初选螺旋角β＝12°。1．按齿面接触强度条件设计小轮分度圆直径≥第20页共20页确定式中各参数：(1)端面重合度其中:,且求得:(2)载荷系数Kt对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数Kt＝2。(3)齿轮A转矩TATA＝T1＝64.39×103N·mm。(4)齿宽系数φd取φd=1。(5)齿数比u对减速传动，u＝i＝5.125。(6)节点区域系

7、数ZH查《机械设计》图6.19得ZH＝2.47。(7)材料弹性系数ZE查《机械设计》ZE＝189.8。(8)材料许用接触应力[σ]H式中参数如下：①试验齿轮接触疲劳极限应力[σ]Hlim＝1450MPa；②接触强度安全系数SH＝1.25；③接触强度寿命系数KHN：因电动葫芦的齿轮是在变载条件下工作的，对电动葫芦为中级工作类型，其载荷图谱如[1]图4-6所示，用转矩T代替图中的载荷Q(转矩了与载荷Q成正比)，当量接触应力循环次数为：对齿轮A：式中n1——齿轮A(轴1)转速，n1＝1400r／min；i——序数，i＝1，2，…，k；ti—

8、—各阶段载荷工作时间，h，Ti——各阶段载荷齿轮所受的转矩，N·m；Tmax——各阶段载荷中，齿轮所受的最大转矩，N·m。故NHA=60×1400×6000×(13×0.20＋0.53×0.20＋0.253×0.10＋0