1 1 题目分析题目分析 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 2 设计计算 设计计算 1)1)电动机的确定电动机的确定 由公式得： P=FV/1000=GV/1000=10000×(4/60)/1000=0.67kw Ⅰ与电机 Ⅱ与Ⅰ Ⅲ与Ⅱ 输出轴与Ⅲ 筒与输出轴 总 η η η η η η = =0.96×(0.99×0.99)×(0.99×0.99)×(0.99×0.99)×0.98=0.8857 电动机功率： d p = w p / 总 η =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 A k =1.4 故 p ≥1.4 d p =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）2）总体设计计算 总体设计计算 （1（1）总传动比及各级传动比的确定）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： 卷筒 n =2 L v /π d ( L v 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: 2 L v × （1± 0.05） =8± 0.4m/min （采用一段固定的动滑轮结构） 故卷筒转速 卷筒 n =2 L v ×（1± 0.05）/π d=26.526± 1.326 即 25.2r/min≤ 卷筒 n ≤27.852r/min 传动比 总 u = 电机 n / 卷筒 n =1380/（26.526± 1.326） 即 49.55≤ 总 u ≤54.76 取 总 u =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：u1=4，u2 =3.7，u3=3.7 (2) 运动及动力参数的计算(2) 运动及动力参数的计算 计算各轴的转速： 0 轴： n0= n 电机=1380r/min Ⅰ轴: nⅠ=1380r/min Ⅱ轴: nⅡ=345 r/min Ⅲ轴: nⅢ=93.243 r/min Ⅳ轴： nⅣ=25.2 r/min Ⅴ轴: nV=25.2 r/min 计算各轴的输入功率： 0 轴： P0=1.0537kw Ⅰ轴: PⅠ= P0 Ⅰ与电机 η =1.032626kw Ⅱ轴: PⅡ= PⅠ Ⅱ与Ⅰ η =1.012kw Ⅲ轴: PⅢ= PⅡ Ⅲ与Ⅱ η =0.99186kw Ⅳ轴： PⅣ= PⅢ 输出轴与Ⅲ η =0.972kw Ⅴ轴： PⅤ= PⅣ 筒与输出轴 η =0.93312kw 计算各轴的输入转矩： 0 轴： T0=9.55× 6 10 0 0 n p =7291.9 Nmm Ⅰ轴: T1=9.55× 6 10 1 1 n p =7146.07 Nmm Ⅱ轴: T2=9.55× 6 10 2 2 n p =28013.3 Nmm Ⅲ轴: T3=9.55× 6 10 3 3 n p =101586.5887 Nmm Ⅳ轴： T4=9.55× 6 10 4 4 n p =368345.2913 NmmⅤ轴： T5=9.55× 6 10 5 5 n p =353611.4797 Nmm 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η 0 轴 1.0537 1380 7291.9 Ⅰ轴 1.032626 1380 7146.07 1 0.98 Ⅱ轴 1.012 345 28013.3 4 0.99×0.99 Ⅲ轴 0.99186 93.243 101586.5887 3.7 0.99×0.99 Ⅳ轴 0.972 25.2 368345.2913 3.7 0.99×0.99 Ⅴ轴 0.93312 25.2 353611.4797 1 0.96 3） 3） 齿轮的设计计算及校核 齿轮的设计计算及校核 1） 1） 第一对齿轮的设计与校核 第一对齿轮的设计与校核 1. 1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选定齿轮类型、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， 1 HB =280； 大齿轮材料为 45 号钢， 2 HB ＝240 1 HB — 2 HB ＝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β=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 2．2．按齿面接触疲劳强度设计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 ( ) [ ] 3 2 H H E d 1 t 1t σ Z Z u 1 u ψ T 2K d ± ≥ α ε （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 H Z =2.433 由图 10-26 差得 1 α ε =0.78， 2 α ε =0.87，则 α ε = 1 α ε + 2 α ε =1.65 Tt=95.5×10 5 P1/n1=95.5×10 5 ×1.032626/1380 N·mm =7146.07N·mm 由[1]P205 表 10—7 选取φ 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σ lim1=600MPa , σ lim2=550 MPa。
由公式 N=60njLh N1=60×1380×1×(3200)=2.6496×10 8 N2=N1/u=2.6496×10 8 /4=0.6624×10 8 图 10-19 查得接触疲劳强度 KHN1=0.90 KHN2=0.95 计算接触疲劳应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1 [ ] 1 H σ = KHN1·σ lim1/S=0.9×600/1=540 MPa. [ ] 2 H σ = KHN2σ lim2/S =0.95×550=522.5 MPa [ ] H σ = [ ] [ ] 2 2 1 H H σ σ + = 2 5 . 522 540+ =531.25 MPa （2)计算 1)计算小齿轮分度圆直径 d1t 代入[ó]中较小的值 ( ) [ ] 3 2 H H E d 1 t 1t σ Z Z u 1 u ψ T 2K d ± ≥ α ε =3 2 25 . 531 2.433 189.8 4 5 65 . 1 1 7146.07 1.6 2 × × × × × × =23.567mm 2）计算圆周速度 11 60 1000 t d n π υ == × 1000 60 1380 567 . 23 14 . 3 × × × =1.7m/s 3）计算齿宽 b 及模数 mt 1 d bd φ ==1×23.567mm=23.567mm mt= 1 1t z cos d β = 20 14 cos 23.567 ° × =1.1433mm 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 β ε =0.318φ d 1 z tanβ=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+0.6φ d 2 ) φ d 2 +0.23×10 3 b 将数据代入得 KHB=1.12+0.18×（1+0.6×1 2 ）×1 2 +0.23×10 3 ×23.567=1.4134 由 b/h=9.17, KHB =1.4134 ,查图 10-13 得 KFB=1.3 故载荷系数 K=KAKvKHaKHB=1×1.05×1.4×1.4134=2.078 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 1 d = 1t d (K/Kt) 1/3 = 23.567×(2.078/1.6) 1/3 =25.713mm 7)计算模数 m= 1 1 z cos d β = 20 14 cos 25.713 ° × =1.247mm3.3.按齿根弯曲强度的设计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 mn≥ [ ] 3 F 2 1 2 1 z cos 2KT σ ε β α β Sa Fa d Y Y Y • Φ （1) 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σ FE1=500Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限σ FE2=380MPa 2）由[1]P206 图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85 KFN2=0.88 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 [ ] 1 F σ = KFN1σ FE1/S=303.57MPa [ ] 2 F σ = KFN2σ FE2/S=238.86 MPa 4）计算载荷系数 K K=KAKvKFaKFB=1×1.05×1.4×1.3=1.911 5）根据纵向重合度 β ε =1.5857，从图 1028 查得螺旋角影响系数 β Y =0.88 6)计算当量齿数。
v1 z = β 3 1 cos z = ° 14 cos 20 3 =21.894 v2 z = β 3 2 cos z = ° 14 cos 80 3 =87.574 7）查取齿形系数 由[1]P200 表 10-5 可查得 YFa1=2.72,YFa2=2.21 8）查取应力校正系数 由[1]P200 表 10-5 知 YSa1=1.57,YSa2=1.78 9)计算大小齿轮的 YFaY。