电动葫芦设计计算说明书样本
20t葫芦计算书完整
—电动机个数；
—平均起动转矩倍数，取1.98；
—运行总阻力见下式， ；
……………………………（14）
上式中： —满载稳定运行时的总阻力， ；
—起重量， ；
—电动葫芦自重， ；
—重力加速度， ；
—小车车轮工作直径， ；
—车轮轴颈直径， ；
—车轮滚动摩擦系数，取 ；
—支承处摩擦系数，取 ；
—轮缘附加摩擦系数， ；
—通过曲线轨道时的附加阻力系数，单边驱动时 、双边驱动时 ；
0.005的系数是考虑轨道的允许倾斜度为 时的轨道运行阻力系数。
—电动小车运行速度， ；
--运行机构总效率，取0.9；
—电动葫芦与吊载的总质量， ；
—加速时间， ；
首先计算运行总阻力：
电动葫芦运行小车因运行速度低。利用等级和载荷状态都不高，所以运行电动机不必验算过载和发热。取BZDY22-41.5Kw满足要求。
—电动机个数；
—电动机允许的过载倍数，为2.7；
， ， —同式（10）
………………………………（12）
取BZD52-418.5Kw满足要求。
5、运行机构电动机选择
5.1电机静功率：
………………………………………（13）
式中： —基准接电持续率时电动机的额定功率，Kw；
—克服运行阻力消耗的静功率，Kw；
20t电动葫芦设计计算书
起重量：20t 有效起升高度：9m起升速度：4m/min（0.066m/s）
运行速度：20m/min（0.33m/s）葫芦自重：3050 。
1、钢丝绳绳径计算：
1.1钢丝绳的最大静拉力
…………………………………………………………………………（1）
MHQ16t-9.2m-H7.3m计算书
MH型电动葫芦门式起重机(MHQ16t-9.2m-H7.3m)设计计算书编制：审核：审定：目录一、设计计算依据及主要技术参数二、电动葫芦的选型（起升机构、小车运行机构）三、门架的计算1.主梁计算2.支腿计算3.下横梁计算四、大车运行机构计算五、整机抗倾覆稳定性计算一、设计计算依据及主要技术参数1.设计技术依据[1]……起重机设计手册 (张质文等主编，中国铁道出版社)[2]……起重机设计规范（GB/T3811-2008）[3]……电动葫芦门式起重机（JB/T5663-2008）[4]……起重机械安全规程（GB6067-2010）[5]……钢结构设计规范（GB50017-2003）[6]……葫芦式起重机（宫本智主编，天津科学技术出版社）[7]……起重机试验规范和程序（GB5905-1986）[8]……起重设备安装工程施工及验收规范（GB50278-1998）[9]……焊接件通用技术要求（JB/JQ4000.3-1986）……2.主要技术参数：额定起重量：Q=16t跨度：S=9.2m起升高度：H=7.3m大车基距：B=5.18m工作级别：A3起升速度：V起=3.5m/min小车速度：V小=20m/min大车速度：V大=20m/min二、电动葫芦选型(起升机构、小车运行机构）根据已知技术参数要求选取粤通葫芦:CD型16t-9m，工作级别M3 起升速度：V起=3.5m/min，电机功率13KW；运行速度：V小=20m/min，电机功率2×0.8KW；葫芦小车自重：GH最大轮压: P=4596.5Kg葫芦小车外形图（见右）三、门架计算1.主梁计算1）主梁截面简图及性能参数Ix=104479.9cm 4Iy=23870.7cm 4Wx 上=2918.4cm 3Wx 下=2918.4cm 3Wy 上=1364cm 4Wy 下=1364cm 4y 1=35.8cmy2=35.8cmq=1.25Kg/cm2）主梁的强度及刚度计算a.主梁自重在跨中产生的最大弯矩MqMq=ψ1×82qS =1.1×892025.12⨯=145475Kg ·cm b ．电动葫芦自重及额定起重量在跨中产生的最大弯矩M （Q+H ）M （Q+H ）=4)21(S Q G H ⨯⨯+⨯φφ =4920)160001.123861.1(⨯⨯+⨯ =4651658 Kg ·cmc ．大车紧急制动时主梁自重产生的最大水平惯性矩M 自惯M 自惯≈q M 101=14547.5Kg ·cm d ．大车紧急制动时葫芦及吊重对主梁产生的最大水平惯性矩M 大惯M 大惯≈)(101H Q M +=645165.8Kg ·cm e. 工作风压垂直主梁产生的最大水平弯矩M 风q 风=92015206.1⨯⨯=0.52Kg/cm M 风=82S q 风=892052.02⨯=55016Kg ·cm f. 跨端主梁腹板的剪力Qmax Qmax=)73920(9209193-⨯=8463.5Kg 主梁强度校核：σ垂直=x W M 垂直 =x H Q W M M )q ++（ =4.29184651658145475+ =1643.7Kg/cm 2<[σ]=1700 Kg/cm 2σ水平=y W M 水平 =y W M M M 风大惯自惯++ =1364550168.6451655.14757++ =523.9Kg/cm 2<[σ]=1700 Kg/cm 2跨端主梁腹板的剪应力校核：τ=δh Q max =6.0705.8463⨯=201.5Kg/cm 2<[τ]=1000Kg/cm 2 ∴主梁强度校核合格 跨中主梁刚度校核XEI PS f 4823⨯=中 =29.104479101.248920)238616000(63⨯⨯⨯⨯⨯+ =0.679cm<[f]=cm S 15.1800= ∴跨中主梁刚度校核合格2.支腿计算1）支腿上截面简图及性能参数Ix 上=37931.85cm 4，Iy 上=261493cm 4Wx 上=2528.79cm 3， Wy 上=5229.86cm 4A 上=216.8cm 22）支腿下截面简图及性能参数Ix 下=15416.5cm 4，Iy 下=17187.5cm 4Wx 下=1027.7cm 3， Wy 下=1011cm 4A 下=111.2cm 23）支腿0.45h 处性能参数Ix 折=26674.2cm 4，Iy 折=139340.2cm 4，A 折=147.6cm 24）龙门平面计算及计算简图在龙门平面支腿计算按一次超静定简图计算（如右图）M B =M C =-H ×h())32(222/3+=k Lh L P H 式中k=S h I I ⨯12=9205.6239.1044792.139340⨯=0.9 P=1.25×16000+1.1×2386=22624.6Kg H=)39.02(5.62396024604606.226243+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=2499.4KgM B =M C =-2499.4×623.5=-1558387.1Kg.cm5）支腿平面计算及计算简图在支腿平面按一次超静定简图计算（如右图）M B ’=VA.a-H.h VA.a=p.a=14526.22624⨯=1640283.5Kg/cm K=b S I I ⨯12=1906402.2667494.48631⨯=6.14 H.h=()[]()1221222233236k I b h F l abk a dc d I Ph +++-+⨯×h ()[]()5.62314.62394.4863131905.62314.61901452145145145145394.4863165.6233.11312222⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯⨯+-⨯+⨯⨯⨯= =776437 Kg.cmM B ’=VA.a-H.h=1640283.5-776437=863846.5Kg/cm6）支腿强度校核yy x x W M W M +=σ =86.52291.155838779.25285.863846+ =639.9 Kg/cm 2<[σ]=1600 Kg/cm 2∴支腿强度校核合格7）支腿连接法兰螺栓计算上法兰连接螺栓计算采用M24螺栓，性能等级8.8级，[N]=0.7P=0.7×17500=12250Kg按摩擦型高强度螺栓连接计算 N=∑∑+2121ix i y x x M y y M = 22225542)5.375.225.7(551.1558387⨯+⨯++⨯+85.2225.75.225.86384622⨯+⨯⨯=10013.84Kg<[N]下法兰连接螺栓计算采用M24螺栓，性能等级8.8级，[N v ]=[]τπ4d 2= =⨯⨯1366405.1.14321182Kg龙门平面连接螺栓数量校核[]v N N n 门==11824.2499=2.11，取n=3，实际为4支螺栓支腿平面连接螺栓数量校核[]v N N n 腿==118228.1245=1.1，取n=2，实际为4支螺栓∴支腿连接法兰螺栓校核合格四、大车运行机构计算1.运行阻力的计算起重机满载运行时最大和最小摩擦阻力：F m max=（Q+G ）D df μ+2β (N)F m min=（Q+G ）D df μ+2（N ）式中：Q ——起升载荷，Q=160000NG ——起重机自重载荷，G=138760Nf——滚动摩擦系数，取f=0.5mmμ——车轮轴承摩擦系数取μ=0.015d——轴承内径d=75mmD——车轮踏面直径D=400mmβ——附加摩擦阻力系数，取β=1.5Fmmax=（160000+138760）×(2×0.5+0.015×75)/400×1.5 =2380.7NFmmin=（160000+138760）×(2×0.5+0.015×75)/400=1587.1N坡度阻力Fp=(Q+G)i式中：i——与起重机类型有关i=0.003Fp=（160000+138760）×0.003=896.28N风阻力F w= F w1+ F w2F w1=CK h qA=1.6×1×150×0.716×10.4=1787.1NF w2=CK h qA=1.6×1×150×2×（234 .01 ）×6.235x0.8=1604.1NF w =1787.1+1604.1=3391.2N总静阻力Fj=Fm+Fp+F w=2380.7+896.28+3391.2=6668.2N2.电动机的选择满载运行时一个电动机的静功率Pj=m VFj ⋅⋅η1000式中：Fj ——起重机的总静阻力（N ）V ——初选运行速度V=20m/min=0.334m/sη——机构的传动效率取η=0.85m ——电机个数，取m=2 Pj=285.01000334.02.6668⨯⨯⨯ =1.3KW考虑惯性力的影响，一个电动机应选的功率为P=Kd ·Pj (KW) Kd ——功率增大系数，取Kd=1.2P=1.2×1.3=1.56KW选用三合一驱动LDH-20,电机为YSE100L 1-4D/2，2.2KW/1200r/min∴大车运行机构校核合格五、整机抗倾覆稳定性计算1.横向抗倾覆稳定性验算a ．空载时顺风运行起重机紧急制动55037073047521⨯-⨯-⨯-⨯=∑惯F F F G M V V=13876×259-178.7×730-160.4×370-2000112.5=1403972.5Kg.cm>0b ．满载时顺风运行起重机紧急制动550370730259)(21⨯-⨯-⨯-⨯+=∑惯F F F Q G M V V =29876×259-178.7×730-160.4×370-4087578=3460507Kg.cm>0∴整机抗倾覆稳定性校核合格。
MH10t计算书
MH型 10tx18mx9m 电动葫芦门式起重机计算书xxxxx有限公司一．型号规格型号：MH型电动葫芦门式起重机起重量Gn：10t跨度S：18m起升高度H：9m工作级别：A3控制方式：地面按钮控制起升速度：7m/min葫芦运行速度：20m/min起重机运行速度：20m/min二．设计制造安装标准GB/T3811-1983 起重机设计规范GB/T6067-1985 起重机械安全规程JB/T5663.1-1991 电动葫芦门式起重机型式和基本参数JB/T5663.2-1991 电动葫芦门式起重机技术条件GB10183-1988 桥式和门式起重机制造及轨道安装公差GB50278-1998 起重设备安装工程施工及验收规范三．计算（验算）1.葫芦：采用“豫源”牌CD1型10tx9m葫芦作为起升机构。
“豫源”牌CD1型10t葫芦小车作为运行机构。
葫芦总重量：1010kg2.祥见葫芦说明书：主要配套件名称型号规格数量备注电动机ZD151-4 / 13kw 1 起升吊钩组10t 1钢丝绳6x37-15-200 1电动机ZDY121-4 / 0.8kw 2 运行3.主梁：此起重机为单梁结构，由452x675x675x6的U型槽+32#工字钢+10x110钢板组成，总宽度为452mm，总高度为1212mm，材料为Q235，主梁重量为6700kg，主梁的惯性矩I＝645685cm4主梁的垂直静刚度验算：f＝QS3/48EI≤[f]＝S/800＝2.25cmQ＝Gn×1.25+1010＝13510kgf＝13510×18003/(48×2.1×106×645685)＝1.21cm＜[f]结论：此主梁结构满足要求。
4.支腿：支腿为变截面结构，30#槽钢组焊而成，在门架平面内，支腿上平面宽度为1800mm，下平面宽度为300mm，在支腿平面内，为上下平面宽度相同，垂直宽度为300mm，上下平面中心距为3000mm。
电动葫芦吊装装置设计说明书
电动葫芦吊装装置设计说明书⽬录第⼀章绪论 (1)第1.1节电动葫芦类型的选择 (2)第1.2节钢丝绳电动葫芦的构造 (4)1.2.1电机和制动器 (4)1.2.2减速机 (7)1.2.3钢丝绳传动系统 (7)1.2.4速接部件 (9)1.2.5下滑轮组 (10)1.2.6微速提升 (11)第1.3节链式电动葫芦 (12)第⼆章电葫芦的设计 (14)第2.1设计⽅案选定 (14)第2.2节钢丝绳的选⽤ (14)2.2.1钢丝绳特点 (14)2.2.3钢丝绳直径的计算 (15)2.2.4钢丝绳的安装 (16)2.2.5钢丝绳的维护保养 (18)第2.3节卷筒的设计与校核 (22)2.3.1卷筒⼏何尺⼨设计 (24)2.3.2卷筒的强度计算 (27)第2.4节电动机的选择 (27)第2.5节V带传动设计 (29)第2.6节蜗轮蜗杆的传动设计 (34)第2.7节蜗杆轴，涡轮轴的基本尺⼨设计 (49)2.7.1蜗杆轴基本尺⼨设计 (49)2.7.2蜗轮轴的尺⼨设计 (50)第2.8节⼯字钢的选⽤ (50)第三章电动葫芦的维修和保养 (52)第四章PLC控制 (54)第4.1节电机的正反启停转控制 (54)第4.2节PLC 控制电机正反转I/O 分配及硬件接线 (55)第4.3节PLC的编程 (56)总结 (57)参考⽂献 (58)翻译 (59)英语原⽂ (59)中⽂译⽂ (71)致谢 (77)第⼀章绪论电动葫芦是⼀种最普通的成批⽣产的电动起重⼯具它适⽤于⼯业、⼿⼯业、农业以及堆放和转运等作业它的应⽤范围尚在不断扩⼤。
与⼿拉葫芦和其他⼿动起重⼯具相⽐, 它的提升速度快, 可节约⼈⼒虽然初步投资较⾼, 但由时间和⼈⼒上的节约可以得到补偿。
本⽂介绍电动葫芦的技术发展和⽬前的⽔平, 其中包括电动链式葫芦和轻⼩型电动葫芦的结构和应⽤。
从历史来看, 电动葫芦的前⾝是⽓动起重⼯具。
美国某公司声称, ⼤约在九⼗年前它们开始⽣产⽓动起重⼯具, 后来才过渡到⽣产电动葫芦。
电动葫芦设计计算说明书讲解
电动葫芦设计题目：根据下列条件设计电动葫芦起升机构的齿轮减速器。
已知：额定起重量Q ＝6t ，起升高度H ＝9m ，起升速度v ＝8m ／min ，工作类型为中级：JC ％＝25％，电动葫芦用于机械加工车间，交流电源(380V)。
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0100060η⨯''=vQ P而总起重量Q ”=Q+Q ’=60000+0.02×60000=61200N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kW P 44.9864.01000608612000=⨯⨯⨯=按式(4-9)，并取系数K e ＝0.90，故相应于JC ％＝25％的电动机P jC =K e P 0=0.90×9.44=8.5 kW按表4-3选ZD 141-4型锥形转子电动机，功率P jc ＝13 kW ，转速n jc ＝1400 r ／min 。
3．选择钢丝绳按式(4-1)。
钢丝绳的静拉力N m Q Q 3122498.026120070=⨯=''=η 按式(4-3)，钢丝绳的破断拉力按标准[2]选用6×37钢丝绳，其直径d ＝18mm ，断面面积d ＝89.49mm 2，公称抗拉强度σ＝1770MPa ，破断拉力Q s ＝204200N 。
4．计算卷简直径按式(4-4)，卷筒计算直径D 0＝ed ＝20×18＝360 mm按标准取D 0＝355mm 。
按式(4-6)，卷筒转速min /35.1435514.3281000100005r D vm n =⨯⨯⨯==π5．确定减速器总传动比及分配各级传动比总传动比54.9735.14140053≈=='n n i 这里n 3为电动机转速，r ／min 。
电动葫芦吊装装置设计说明书
目录第一章绪论 (1)第1.1节电动葫芦类型的选择 (2)第1.2节钢丝绳电动葫芦的构造 (4)1.2.1电机和制动器 (4)1.2.2减速机 (7)1.2.3钢丝绳传动系统 (7)1.2.4速接部件 (9)1.2.5下滑轮组 (10)1.2.6微速提升 (11)第1.3节链式电动葫芦 (12)第二章电葫芦的设计 (14)第2.1设计方案选定 (14)第2.2节钢丝绳的选用 (14)2.2.1钢丝绳特点 (14)2.2.3钢丝绳直径的计算 (15)2.2.4钢丝绳的安装 (16)2.2.5钢丝绳的维护保养 (18)第2.3节卷筒的设计与校核 (22)2.3.1卷筒几何尺寸设计 (24)2.3.2卷筒的强度计算 (27)第2.4节电动机的选择 (27)第2.5节V带传动设计 (29)第2.6节蜗轮蜗杆的传动设计 (34)第2.7节蜗杆轴，涡轮轴的基本尺寸设计 (49)2.7.1蜗杆轴基本尺寸设计 (49)2.7.2蜗轮轴的尺寸设计 (50)第2.8节工字钢的选用 (50)第三章电动葫芦的维修和保养 (52)第四章PLC控制 (54)第4.1节电机的正反启停转控制 (54)第4.2节PLC 控制电机正反转I/O 分配及硬件接线 (55)第4.3节PLC的编程 (56)总结 (57)参考文献 (58)翻译 (59)英语原文 (59)中文译文 (71)致谢 (77)第一章绪论电动葫芦是一种最普通的成批生产的电动起重工具它适用于工业、手工业、农业以及堆放和转运等作业它的应用范围尚在不断扩大。
与手拉葫芦和其他手动起重工具相比, 它的提升速度快, 可节约人力虽然初步投资较高, 但由时间和人力上的节约可以得到补偿。
本文介绍电动葫芦的技术发展和目前的水平, 其中包括电动链式葫芦和轻小型电动葫芦的结构和应用。
从历史来看, 电动葫芦的前身是气动起重工具。
美国某公司声称, 大约在九十年前它们开始生产气动起重工具, 后来才过渡到生产电动葫芦。
20t葫芦计算书完整Word版
………………………………………………………………………………（9）
式中： -- 按钢丝绳中心计算的卷筒与滑轮的最小卷绕直径，mm；
—与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数。
当工作级别为M3时， 取14， 为21.5mm。
则： 实际卷筒直径为 ，符合要求。
4、起升电机的计算：
4.1电机静功率：
-- 钢丝绳编结损失系数；一般取0.82～0.92
……………………………（6）
安全系数 按下式计算：
………………………………………………………（7）
或根据厂家提供的钢丝绳破断拉力实测值为 N。则
…………………………………………………………（8）
按M3的要求， ；据（7）或（8）式的计算结果，符合要求。
—起升载荷， 。
-- 起重量， ；
-- 电动葫芦起升机构总效率，取0.9；
-- 滑轮组分支数；
则 ……………………………………………（2）
1.2钢丝绳绳径的确定：
……………………………………………………………………………（3）
式中： -- 钢丝绳最小直径，mm；
—选择系数，mm/ ；
先选择钢丝绳为：6x37+FC 公称抗拉强度1570Mpa；工作级别M3。则选择系数 为0.090，
20t电动葫芦设计计算书
起重量：20t 有效起升高度：9m起升速度：4m/min（0.066m/s）
运行速度：20m/min（0.33m/s） 葫芦自重：3050 。
1、钢丝绳绳径计算：
1.1钢丝绳的最大静拉力
…………………………………………………………………………（1）
式中： -- 钢丝绳最大静拉力， ；
电动葫芦设计说明书
电动葫芦设计说明书1．拉葫芦：手拉葫芦是以焊接环链作为挠性承载件的起重工具，也可与手动单轨小车配套组成起重小车，用于手动梁式起重机或者架空单轨运输系统。
2．手扳葫芦：定义：手扳葫芦是由人力通过手柄扳动钢丝绳或链条等运动机构来带动取物装置运动的起重葫芦。
适用范围：它广泛用于船厂的船体拼装焊接，电力部门高压输电线路的接头拉紧，农林、交通运输部门的起吊装车、物料捆扎、车辆拽引以及工厂等部门的设备安装、校正等。
分类：根据承载件的不同可分钢丝绳手扳葫芦和环链手扳葫芦。
3．环链电动葫芦：适用范围：环链电动葫芦是以焊接园环链作为承载的电动葫芦。
与钢丝绳电动葫芦相比，结构更加轻巧，价格更便宜。
分类：固定式／单轨小车式4．钢丝绳电动葫芦：适用范围：钢丝绳电动葫芦是以钢丝绳作为承载的电动葫芦，结构紧凑、自身轻、效率高、操作简便。
配备运行小车可作为架空单轨起重机和电动但梁、电动悬挂等起重机的起升机构。
分 类： 固定式／单轨小车式／双梁葫芦小车式／单主梁角形葫芦小车式设计目的吊装质量在50-100kg 的轻型零件，如果选用整套的行星齿轮减速吊葫芦，因其刹车机构和联轴器的故障率较高，易损件不易购全，会经常影响生产。
下面设计的是结构简单，经济耐用的简易吊葫芦。
工作原理吊具以Y801-4型异步电机为动力源，经三角带传动力传递给蜗杆，该传动起过载保护作用；然后由蜗轮、蜗杆机构产生反向自锁并经蜗轮减速后传递至卷筒，使一端缠绕在卷筒上的钢丝绳带动吊钩产生提升运动，电机反转则产生下降运动。
整套机构悬挂于工字钢横梁上，借助人力可左右平移。
主要技术参数综合考虑工件吊的柔和性、准确性和工作效率，我们将提升速度v 规定在0.10~0.12m/s 之间，吊具主要技术参数如下：电机功率 kW N 55.0=电机转速 min /1500r n =大皮带轮直径 mm D 801=小皮带轮直径 mm D 712=蜗轮齿数 322=Z蜗杆头数 11=Z卷筒直径 mm d 1001=钢丝直径 mm d 82=由以上技术参数可求得v 的近似值：())/(118.060*80*32*21*71*1500*8100*14.360*2)(121221s m D Z Z nD d d v =+=+=π理论所得提升速度符合实际要求。
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电动葫芦设计
题目: 根据下列条件设计电动葫芦起升机构的齿轮减速器。
已知: 额定起重量Q ＝6t, 起升高度H ＝9m, 起升速度v ＝8m ／min, 工作类型为中级: JC ％＝25％, 电动葫芦用于机械加工车间, 交流电源(380V)。
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
0100060η⨯''=
v
Q P
而总起重量
Q ”=Q+Q ’=60000+0.02×60000=61200N
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
kW P 44.9864
.01000608
612000=⨯⨯⨯=
按式(4-9), 并取系数K e ＝0.90, 故相应于JC ％＝25％的电动机
P jC =K e P 0=0.90×9.44=8.5 kW
按表4-3选ZD 141-4型锥形转子电动机, 功率P jc ＝13 kW, 转速n jc ＝1400 r ／min 。
3．选择钢丝绳
按式(4-1)。
钢丝绳的静拉力
N m Q Q 3122498
.0261200
70=⨯=''=
η 按式(4-3), 钢丝绳的破断拉力
按标准[2]选用6×37钢丝绳, 其直径d ＝18mm, 断面面积d ＝89.49mm 2, 公称抗拉强度σ＝1770MPa, 破断拉力Q s ＝204200N 。
4．计算卷简直径
按式(4-4), 卷筒计算直径
D 0＝ed ＝20×18＝360 mm
按标准取D 0＝355mm 。
按式(4-6), 卷筒转速
min /35.14355
14.32
81000100005r D vm n =⨯⨯⨯==
π
5．确定减速器总传动比及分配各级传动比 总传动比
54.9735
.141400
53≈==
'n n i 这里n 3为电动机转速, r ／min 。
在图4-3所示电动葫芦齿轮减速器传动比分配上没有一个固定的比例关系。
设计时可参考一般三级圆柱齿轮减速器按各级齿轮齿面接触强度相等, 并获得较小外形尺寸和重量的分配原则来分配各级传动比, 也能够参考现
有系列结构参数拟定各级齿轮传动比和齿轮齿数(表4-2)。
现按表4-2, 根据起重量Q, 拟定各级传动比(图4-4)和齿数。
第一级传动比
92.512
71
≈==
A B AB z z i 第二级传动比
58.312
43===
D C CD z z i 第三级传动比
54.413
59≈==
F E EF z z i 这里Z A 、 Z B 、 Z C 、 Z D 、 Z E 和Z F 分别代表图4-4中的齿轮A 、 B 、 C 、 D 、 E 和F 的齿数。
减速器实际总传动比
i =i AB ·i CD ·i EF =5.92×3.58×4.54=96.22
传动比相对误差
%4.154
.9722
.9654.97=-='-'=
∆i i i i Δi 不超过土3％, 适合。
6．计算各轴转速、 功率和转矩 轴I(输入轴):
m N n P kW r n n ⋅=⨯==
===39.641400
44
.995509550T 44.9P min /1400I I I I I 转矩
功率转速
轴Ⅱ(输入轴):
m N n P kW r n ⋅=⨯==
=⨯===81.36947
.236157
.995509550T 157.997.044.9P min /47.23692
.51400
II II II II II 转矩
功率转速
轴Ⅲ(输入轴):
m N n P kW r n ⋅=⨯==
=⨯===22.128405
.66882
.895509550T 882.897.0157.9P min /05.6658
.347
.236III III III III III 转矩
功率转速
轴Ⅳ(输入轴):
m N n P kW r n ⋅=⨯==
=⨯===18.565555
.14616
.895509550T 616.897.0882.8P min /55.1454
.405
.66IV IV IV IV IV 转矩
功率转速
这里, 各级齿轮传动效率取为0.97。
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, 为使结构紧凑, 齿轮材料均用20CrMnTi, 渗碳淬火, 齿面硬度HRC58～62, 材料抗拉强度σ
B =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, 因此设计时应以抗弯强度为主, 小轮应采用少齿数大模数原则, 各轮齿数如前所述。
并初选螺旋角β＝9°。
●对于齿轮A 和B
1．按齿面接触强度条件设计 小轮分度圆直径
t d 1≥
mm Z Z T K H E
H e d t 2
13
][12⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛•+•σμμεφ
确定式中各参数:
(1)载荷系数K t 对起重机, 载荷冲击较大, 初选载荷系数K t ＝2。
(2)齿轮A 转矩T A T A ＝T 1＝64.39 ×103N ·mm 。
(3)齿宽系数φd 取φd =1。
(4)端面重合度εα 由资料显示或有关计算公式求得εα＝1.67。
(5)齿数比u 对减速传动, u ＝i ＝5.92。
(6)节点区域系数Z H Z H ＝2.47。
(7)材料弹性系数Z E Z E ＝189.8MPa 。
(8)材料许用接触应力[σ] H
H
HN H S K lim
][σσ=
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S H ＝1.25;
③接触强度寿命系数K HN : 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, 其载荷图谱如图4-6所示, 如用转矩了代替图中的载荷Q(因转矩了与载荷Q 成正比), 则当量接触应力循环次数为:
对齿轮A:。