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?''=
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
.14140053≈==
'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，也可以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 ：
3
max 1160???
?
??=∑=T T t n N i k
i i HA
式中 n 1——齿轮A(轴1)转速，n 1＝1400r ／min ； i ——序数，i ＝1，2，…，k ； t i ——各阶段载荷工作时间，h ，
T i ——各阶段载荷齿轮所受的转矩，N ·m ；
T max ——各阶段载荷中，齿轮所受的最大转矩，N ·m 。
故此
N HA =60×1400×6000×(13×0.20＋0.53×0.20＋0.253×0.10＋0.053
×0.50)
=1.142×108
对齿轮B ：
7810929.192
.510142.1?=?==
AB
HA
HB N N μ
查得接触强度寿命系数K HNA ＝1.08，K HNB ＝1.23。 由此得齿轮A 的许用接触应力
MPa HA 125325.11450
08.1][=?=
σ
齿轮B 的许用接触应力
MPa HB 142725
.11450
23.1][=?=
σ
因齿轮A 强度较弱，故以齿轮A 为计算依据。
把上述各值代入设计公式，得小齿轮分度圆直径
t d 1≥
2
33
12538.18947.292.5192.567.111039.6422??
?
???+????=29.33 mm
(9)计算：齿轮圆周速度
s m d n /15.21000
6033
.29140014.31000
601
1=???=
??=
πν
(10)精算载荷系数K
查得工作情况系数K A ＝1.25。按
100v z 1＝100
15
.212?＝0.258查得动载荷系数K v ＝1.020齿间载荷分配系数K H α＝1.07。齿向载荷分布系数K H β＝1.18。故接触强度载荷系数
K=K A K v K H αK H β=1.25×1.020×1.07×1.18=1.61
按实际载荷系数K 修正齿轮分度圆直径
mm K K
d d t
t
28.272
61
.133.293
3
11=== 齿轮模数
mm z d m n 25.212
9cos 28.27cos 11=?
==
β 2．按齿根弯曲强度条件设计 齿轮模数
n m ≥???
?
?
?F Sa
Fa d Y Y z Y KT ][cos 22121σεφβαβ 确定式中各参数：
(1)参数K 、T 1、β、φd 、z 1和εα各值大小同前。
(2)螺旋角影响系数Y β 因齿轮轴向重合度εβ＝0.318φd z 1tan β＝0.318 × 1×12×tan9°=0.604，查得Y β=0.96。
(3)齿形系数Y Fa 因当量齿数
45.129cos 12
cos 22=?==
βA VA z z
69.739cos 71
cos 2
2=?
==
βB VB z z 由电算式计算得齿形系数Y FaA ＝3.47，查表得Y FaB ＝2.24。
(4)应力校正系数Y Sa 根据电算公式(或查手册)得
53
.145.12000016.045.1200497.0472047.1000016.000497.0472047.122
=?-?+=-+=VA
VA SaA Z Z Y 75
.169.73000016.069.7300497.0472047.1000016.000497.0472047.122
=?-?+=-+=VB
VB SaB Z Z Y (5)许用弯曲应力[σ]F
F
F FN F S K lim
][σσ=
式中σFlim ——试验齿轮弯曲疲劳极限，σFlim ＝850MPa ； S F ——弯曲强度安全系数，S F ＝1.5；
K FN ——弯曲强度寿命系数，与当量弯曲应力循环次数有关。
对齿轮A ：
6
1max 160∑=???
?
??=k
i i i FA
T T t n N
式中各符号含义同前。仿照确定N HA 的方式，则得
N FA =60×1400×6000×(16×0.20＋0.56×0.20＋0.256×0.10＋0.056
×0.50)
=1.02×108
对齿轮B ：
781072.192
.51002.1?=?==
AB
FA
FB N N μ
因N FA >N 0＝3×106，N FB >N 0＝3×106，故查得弯曲强度寿命系数K FA ＝1，K FB ＝1。 由此得齿轮A 、B 的许用弯曲应力
MPa FB FA 3975
.170
.08501][][=??=
=σσ
式中系数0.70是考虑传动齿轮A 、B 正反向受载而引入的修正系数。
(6)比较两齿轮的比值Y Fa Y sa /[σ]F 对齿轮A ：
0134.0397
53
.147.3][=?=FA SaA FaA Y Y σ
对齿轮B ：
00987.0397
75
.124.2][=?=FB SaB FaB Y Y σ
两轮相比，说明A 轮弯曲强度较弱，故应以A 轮为计算依据。
(7)按弯曲强度条件计算齿轮模数m 把上述各值代入前述的设计公式，则得
m ≥
21.239753.147.367.11219cos 96.01039.6461.122233
=??
?
??????????
比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数m n ＝2.5mm 。
3．主要几何尺寸计算 (1)中心距a
()()mm z z m a B A n
AB 4.10571129cos 25.2cos 2=+?
=+=
β
取中心距a AB ＝105mm 。
因为该对齿轮传动中，采用了变位传动，故中心距应为a ’=a+ym,其中
??
?
??-'+=
1cos cos 2)(21ααz z m ym ；又0038.11054.105cos cos cos cos =='='?=''a a a a αααα 即：()394.010038.12
)
7112(5.2=-+=
ym ，故：mm ym a a AB AB 794.105=+='
取中心距a AB ＝106mm 。
(2)精算螺旋角β
()539411106
2)
7112(5.2arccos 2arccos
'''?=?+=+=AB B A n a z z m β=11.82625
因β值与原估算值接近，不必修正参数ε
α
、K α和Z H 。
(3)齿轮A 、B 的分度圆直径d
mm m z d n A A 65.30539411cos 5
.212cos ='
''??==
β mm m z d n B B 35.181539411cos 5
.271cos ='
''??==
β (4)齿轮宽度b 齿轮B ：
mm d b A d B 3165.301≈?=?=φ
齿轮A ：
mm b A 36531=+=
●对于齿轮C 和D
1．按齿面接触强度条件设计 小轮分度圆直径
IIt d ≥
mm Z Z T K H E
H d t 2
II 3
][12???
?
???+?σμμεφα
确定式中各参数：
(1)齿轮C 转矩T C T C ＝T II ＝361.81 ×103N ·mm 。
(2)端面重合度εα 由资料显示或有关计算公式求得εα＝1.46。 (3)齿数比u 对减速传动，u ＝i ＝3.58。 其余参数同轴I ，则有：
N HC =60×236.47×6000×(13×0.20＋0.53×0.20＋0.253×0.10＋0.053
×0.50)
=1.929×107
对齿轮D ：
671039.558
.310929.1?=?==
CD
HC
HD N N μ
查得接触强度寿命系数K HNC ＝1.26，K HND ＝1.37。 由此得齿轮A 的许用接触应力
MPa HC 6.146125.11450
26.1][=?=
σ
齿轮B 的许用接触应力
MPa HD 2.158925
.11450
37.1][=?=
σ
因齿轮C 强度较弱，故以齿轮C 为计算依据。
把上述各值代入设计公式，得小齿轮分度圆直径
t d II ≥
2
33
6.14618.1894
7.25
8.3158.346.111093.36422??
?
???+????=50.86 mm
(9)计算：齿轮圆周速度
s m d n /971.01000
6086
.5093.36414.31000
60II
II =???=
??=
πν
(10)精算载荷系数K
查得工作情况系数K C ＝1.25。按
100v z II ＝100
917
.012?＝0.11查得动载荷系数K v ＝1.010齿间载荷分配系数K H α＝1.07。齿向载荷分布系数K H β＝1.18。故接触强度载荷系数
K=K C K v K H αK H β=1.25×1.010×1.07×1.18=1.59
按实际载荷系数K 修正齿轮分度圆直径
mm K K
d d t
t
12.472
59
.186.503
3
II II === 齿轮模数
mm z d m n 88.312
9cos 12.47cos 3II =?
==
β 2．按齿根弯曲强度条件设计 齿轮模数
n m ≥???
?
?
?F Sa
Fa d Y Y z Y KT ][cos 2232II σεφβαβ 确定式中各参数：
(1)参数K 、T II 、β、φd 、z 3和εα各值大小同前。
(2)螺旋角影响系数Y β 因齿轮轴向重合度εβ＝0.318φd z 3tan β＝0.318 × 1×12×tan9°=0.604，查得Y β=0.96。
(3)齿形系数Y Fa 因当量齿数
45.129cos 12
cos 22=?==
βC VC z z
08.449cos 43
cos 2
2=?
==
βD VD z z 由电算式计算得齿形系数Y FaA ＝3.47，查表得Y FaB ＝2.36。
(4)应力校正系数Y Sa 根据电算公式(或查手册)得
53
.145.12000016.045.1200497.0472047.1000016.000497.0472047.122
=?-?+=-+=VC
VC SaC Z Z Y 66
.108.44000016.008.4400497.0472047.1000016.000497.0472047.122
=?-?+=-+=VD
VD SaD Z Z Y
(5)许用弯曲应力[σ]F
F
F FN F S K lim
][σσ=
式中σFlim ——试验齿轮弯曲疲劳极限，σFlim ＝850MPa ； S F ——弯曲强度安全系数，S F ＝1.5；
K FN ——弯曲强度寿命系数，与当量弯曲应力循环次数有关。
对齿轮C ：
6
1max 360∑=???
?
??=k
i i i FC
T T t n N
式中各符号含义同前。仿照确定N HC 的方式，则得
N FC =60×236.47×6000×(16×0.20＋0.56×0.20＋0.256×0.10＋0.056
×0.50)
=1.73×107
对齿轮B ：
671049.485
.31073.1?=?==
CD
FC
FD N N μ
因N FC >N 0＝3×106，N FD >N 0＝3×106，故查得弯曲强度寿命系数K FC ＝1，K FD ＝1。 由此得齿轮C 、D 的许用弯曲应力
MPa FD FC 3975
.170
.08501][][=??=
=σσ
式中系数0.70是考虑传动齿轮C 、D 正反向受载而引入的修正系数。
(6)比较两齿轮的比值Y Fa Y sa /[σ]F 对齿轮C ：
0134.0397
53
.147.3][=?=FC SaC FaC Y Y σ
对齿轮D ：
00987.0397
66
.136.2][=?=FD SaD FaD Y Y σ
两轮相比，说明C 轮弯曲强度较弱，故应以C 轮为计算依据。
(7)按弯曲强度条件计算齿轮模数m 把上述各值代入前述的设计公式，则得
m ≥
04.439753.147.346.11219cos 96.01081.3695.122
233
=??
?
?????????? 比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数m n ＝4.5mm 。
3．主要几何尺寸计算 (1)中心距a
()()mm z z m a D C n
CD 29.12543129cos 25.4cos 2=+?
=+=
β
取中心距a CD ＝125mm 。(此处中心距是否要圆整？)
因为该对齿轮传动中，采用了变位传动，故中心距应为a ’=a+ym,其中
??
?
??-'+=
1cos cos 2)(43ααz z m ym ；又0023.112529.125cos cos cos cos =='='?=''a a a a αααα 即：()47.010038.12
)
4312(5.4=-+=
ym ，故：mm ym a a CD CD
76.125=+=' 取中心距a CD ＝126mm 。(此处中心距是否要圆整？)
(2)精算螺旋角β
()844.10930510126
2)
4312(5.4arccos 2arccos
='''?=?+=+=CD D C n a z z m β
因β值与原估算值接近，不必修正参数ε
α
、K α和Z H 。
(3)齿轮C 、D 的分度圆直径d
mm m z d n C C 98.549
30510cos 5
.412cos ='''??==
β
mm m z d n D D 02.197930510cos 5
.443cos ='
''??==
β (4)齿轮宽度b 齿轮D ：
mm d b C d D 5598.541≈?=?=φ
齿轮C ：
mm b C 60555=+=
●对于齿轮E 和F
1．按齿面接触强度条件设计 小轮分度圆直径
t d III ≥
mm Z Z T K H E
H d t 2
III 3
][12???
?
???+?σμμεφα
确定式中各参数：
(1)齿轮E 转矩T E T E ＝T III ＝1284.22 ×103N ·mm 。
(2)端面重合度εα 由资料显示或有关计算公式求得εα＝1.44。 (3)齿数比u 对减速传动，u ＝i ＝4.54。 其余参数同轴I ，则有：
N HE =60×66.05×6000×(13×0.20＋0.53×0.20＋0.253×0.10＋0.053
×0.50)
=5.39×106
对齿轮F ：
661019.154
.41039.5?=?==
EF
HE
HF N N μ
查得接触强度寿命系数K HNE ＝1.37，K HNF ＝1.51。 由此得齿轮E 的许用接触应力
MPa HA 2.158925.11450
37.1][=?=
σ
齿轮F 的许用接触应力
MPa HB 6.175125
.11450
51.1][=?=
σ
因齿轮E 强度较弱，故以齿轮E 为计算依据。
把上述各值代入设计公式，得小齿轮分度圆直径Ⅲ
t d III ≥
2
33
2.15898.18947.254.4154.444.111022.128422??
?
???+????=72.36 mm
(9)计算：齿轮圆周速度
s m d n /25.01000
6036
.7205.6614.31000
60III
III =???=
??=
πν
(10)精算载荷系数K
查得工作情况系数K A ＝1.25。按
100v z III ＝100
25
.013?＝0.0325查得动载荷系数K v ＝1.0齿间载荷分配系数K H α＝1.07。齿向载荷分布系数K H β＝1.18。故接触强度载荷系数
K=K A K v K H αK H β=1.25×1.0×1.07×1.18=1.58
按实际载荷系数K 修正齿轮分度圆直径
mm K K
d d t
t
84.662
58
.130.723
3
III III === 齿轮模数
mm z d m n 08.513
9cos 84.66cos 5III =?
==
β 2．按齿根弯曲强度条件设计 齿轮模数
n m ≥???
?
?
?F Sa
Fa d Y Y z Y KT ][cos 2252III σεφβαβ 确定式中各参数：
(1)参数K 、T 1、β、φd 、z 1和εα各值大小同前。
(2)螺旋角影响系数Y β 因齿轮轴向重合度εβ＝0.318φd z 5tan β＝0.318 × 1×13×tan9°=0.655，查得Y β=0.95。
(3)齿形系数Y Fa 因当量齿数
33.139cos 13
cos 2
2=?
==
βE VE z z
48.609cos 59
cos 2
2=?
==
βF VF z z 由电算式计算得齿形系数Y FaE ＝3.48，查表得Y FaF ＝2.28。
(4)应力校正系数Y Sa 根据电算公式(或查手册)得
54
.133.13000016.033.1300497.0472047.1000016.000497.0472047.122
=?-?+=-+=VE
VE SaE Z Z Y 71
.148.60000016.048.6000497.0472047.1000016.000497.0472047.122
=?-?+=-+=VF
VF SaF Z Z Y (5)许用弯曲应力[σ]F
F
F FN F S K lim
][σσ=
式中σFlim ——试验齿轮弯曲疲劳极限，σFlim ＝850MPa ； S F ——弯曲强度安全系数，S F ＝1.5；
K FN ——弯曲强度寿命系数，与当量弯曲应力循环次数有关。
对齿轮E ：
6
1max III 60∑=???
?
??=k
i i i FE
T T t n N
式中各符号含义同前。仿照确定N HE 的方式，则得
N FE =60×66.05×6000×(16×0.20＋0.56×0.20＋0.256×0.10＋0.056
×0.50)
=4.83×106
对齿轮B ：
661005.16
.41083.4?=?==
EF
FE
FF N N μ
因N FE >N 0＝3×106，N FF MPa FE 3975 .170 .08501][=??=σ MPa FF 4.4765 .170.08502.1][=??=σ 式中系数0.70是考虑传动齿轮A 、B 正反向受载而引入的修正系数。 (6)比较两齿轮的比值Y Fa Y sa /[σ]F 对齿轮E ： 0135.0397 54 .148.3][=?=FE SaE FaE Y Y σ 对齿轮F ： 00819.04 .4767 .131.2][=?=FF SaF FaF Y Y σ 两轮相比，说明E 轮弯曲强度较弱，故应以E 轮为计算依据。 (7)按弯曲强度条件计算齿轮模数m 把上述各值代入前述的设计公式，则得 m ≥ 92.539753.148.344.11319cos 95.01022.128458.122 233 =?? ? ?????????? 比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数m n ＝6mm 。 3．主要几何尺寸计算 (1)中心距a ()()mm z z m a F E n EF 7.21859139cos 26cos 2=+? =+= β 取中心距a EF ＝219mm 。 因为该对齿轮传动中，采用了变位传动，故中心距应为a ’=a+ym,其中 ?? ? ??-'+= 1cos cos 2)(65ααz z m ym ；又999.02197.218cos cos cos cos =='='?=''a a a a αααα 即：()0216.01999.02 ) 5913(6-=-+= ym ，故：mm ym a a CD CD 74.125=+=' 取中心距a EF ＝126mm 。 (2)精算螺旋角β ()4945.904929219 2) 5913(6arccos 2arccos ='''?=?+=+=EF F E n a z z m β 因β值与原估算值接近，不必修正参数ε α 、K α和Z H 。 (3)齿轮E 、F 的分度圆直径d mm m z d n E E 08.7904929cos 6 13cos =' ''??== β mm m z d n F F 92.35804929cos 6 59cos =' ''??== β (4)齿轮宽度b 齿轮F ： mm d b E d F 8008.791≈?=?=φ 齿轮E ： mm b E 85580=+= 由于起重机齿轮常常承受短期最大载荷作用，因此实际设计时，还常常按短期最大载荷对齿轮进行静强度校核计算。此处从略。 (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： d ≥() mm n P A 4 3 1β- 式中 P ——轴Ⅳ传递功率，P ＝8.616kW ； n ——轴Ⅳ转递，n ＝14.55r ／min ； β——空心轴内径与外径之比，可取为0.5； A 0——系数，对20CrMnTi ，可取A 0＝107。 代入各值，则 d ≥() mm 8.915 .0155.14616 .8107 4 3 =- 取d ＝95mm ，并以此作为轴Ⅳ(装齿轮F 至装卷筒段)最小外径，并按轴上零件相互关系设计轴。轴Ⅳ的结构如图4-10所示。 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 对齿轮F 取齿数z F ＝59，模数m n =6mm ，螺旋角β＝04929'''?，故分度圆直径 mm d F 92.35804929cos 59 6=' ''??= 圆周力 N d T F F F tF 3151292 .3581018.5655223 =??== 径向力 N F F n tF rF 1162920tan 04929cos 31512tan cos =?' ''?== αβ 轴向力 N F F tF aF 527104929tan 31512tan ='''?==β (2)卷筒对轴Ⅳ上的径向作用力R 当重物移至靠近轴Ⅳ的右端极限位置时，卷筒作用于轴Ⅳ上e 点的力R 达到最大值，近似取 N Q R 244802 60000 02.15454=??=''= 这里系数1.02是表示吊具重量估计为起重量的2％。 (3)轴I 在支承d 处对轴Ⅳ上的径向作用力R dn 和R dm ， 轴I 的作用力分析如图4-12所示。 如果略去轴I 上联轴器附加力的影响，齿轮A 作用于轴1上的力有： 圆周力 N d T F A A tA 420265 .301039.64223 =??== 径向力 N F F n tA rA 155120tan 04929cos 4202tan cos =?' ''?== αβ 轴向力 N F F tA aA 70304929tan 4202tan ='''?==β 由图4-10按结构取L ＝460mm ，L 1＝35mm 。 求垂直平面(mcd 面)上的支反力： N R F R R F R F N F R R F M dm tA cm dm tA cm tA dm dm tA i 388232042020 0320460 4220 35460350 460350 =-=-==-+-==?== =+-=∑∑ 求水平面(ncd 面)上的支反力： 0=∑c M N R F R R F R F N d F F R R F d F dn rA cn dn rA cn A aA rA dn dn rA A aA 41.145659.9415510 59.94460 265 .307031551354602340460342 =-=-==-+-==? -?=-= =+-∑ 对轴Ⅳ来说，R dm 与R dn 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R dn 和R dm 换算为xdy 坐标系内的力R dx 和R dy 。 由式(4-12)得两坐标系间的夹角(图4-7) EF AB CD EF AB a a a a a ?-+=2arccos 2221θ 图4-12 轴I 的作用力分析 其中各齿轮副之间的中心距以求得如下： ()()()mm z z m a mm z z m a mm z z m a F E n EF D C n CD B A n AB 0.219)5913(0 4929cos 26 cos 20.126)4312(9 30510cos 25 .4cos 20.106)7112(5 39411cos 25 .2cos 2=+'''?=+==+'''?=+==+'''?=+=βββ 故 ?='''?=??-+=0799943.21844021219 1062126219106arccos 2 221θ 根据式(4-13)和图4-9，则得力R dn 和R dm 在坐标xdy 上的投影 N R R R dm dn dx 83.26844021sin 320844021cos 59.94sin cos 1 1-='''?-'''?=-=θθ N R R R dn dm dy 61.332844021sin 59.94844021cos 320sin cos 1 1='''?+'''?=+=θθ 把上述求得的力标注在轴Ⅳ的空间受力图上(图4-11)。 根据上述数据和轴上支点a 、b 处的支反力，可计算轴上危险截面的弯矩、转矩和合成弯矩。然后验算轴的安全系数。确认安全系数后，即可绘制轴的零件工作图。轴承可按常用方法选取和计算，从略。 轴I 、Ⅱ、Ⅲ及其轴承的设计计算可仿此进行。 (四)绘制装配图和零件工作图 本减速器的总装图见图4-4所示，零件工作图从略。 图4-11 轴ⅳ的作用力分析 在xad 平面你内 N R R F R R F N R R l R l R l F d F Ma ax dx rF bx ax bx bx dx bx rF F aF 17.2330011889038821015065116292 92.358527102 21-=?=++--==?=?-?+?-?-=?-?+?-?- =∑∑ 在yad 平面内 ()N R R R F R R F N R R l R l l R l R l F Ma ay dy tF by ay by by dy by tF 5472500 4736003883873802448015065315120 03221-=?=-+++==?=?+?-?+?=?++-?+?=∑∑ ()()()()3 4 3 4 3 4 3 2 22 222max 80378)5.01(951.011.0132 4.578456553.0553*******.65530mm d d W M N T M M M N M ca =-?=-≈-= ?=?+=+=?=+=ββπα MP W M ca ca 96.7180378 104.57843=?==σ≤[]MP 5251 =-σ 综上计算轴Ⅳ的强度符合要求 轴II ，轴III 的大体尺寸如下图所示，确认方法同轴IV 估算轴I 的最小直径：21.201400 44 .91073 3 min 0===n P C d ；取轴22=I d 轴II 的最小直径：2.3647 .236157 .91073 3 min 2===n P C d ；取轴38=II d 轴III 的最小直径：82.5405 .66882 .81073 3 min 3===n P C d ；取轴56=III d 强度校核略 (四)绘制装配图和零件工作图 本减速器的总装图见图4-4所示，零件工作图从略。 参考文献 [1]徐锦康主编，机械设计，高等教育出版社，2004 [2] 朱理主编，机械原理，北京:高等教育出版社，2004 [3]叶伟昌主编，机械工程及自动化简明设计手册，机械工业出版社，2001 德马格 起重机械有限公司DCS-PRO环链电动葫芦检测证书共2页识别号： 235 309 44版本：0104第1页分类号：787 4115 XB检测符合出厂证明 2."1DIN EN 10204标准 生产商： 德马格起重机械有限公司 订货方： hisINDUSTRIEHANDLING订单号：550901 客户号： C8."064 设备型号： DCS-PRO 2-250 1/1 H5 VS16-30 工厂编号： 最大行程： 最小速度： 0."15米/分 电压：380-480V50/60Hz/cs链条数：1/1安全工作负荷：0."25吨 防护等级： IP55精行程：16米/分 额定速度：16米/分部分负载最大速度：30米/分检测电压：400V50/60Hz 控制器 以95%的额定电压和25%的过载测试德马格电动葫芦DCS-PRO，无任何异常，防滑离合器正常运转。 电机工厂检测证书 电机型号： ZNK 71 B 43相鼠笼型异步电动机 功率因数： 0."5接通时间：60转数（1分钟）：2480是否连接： 是频率：50/60功率（kW）： 0."73电压（V）：380-480电流（A）： 3."1最高环境温度（℃）：40可承受绕组温度（K）：105绝缘等级： F绝缘电阻定子： ≧1MOhm温度监控：M绝缘强度： 1."2×（2U+1000V）≦30m A约1秒 备注： 德马格 起重机械有限公司DCS-PRO环链电动葫芦检测证书共2页 识别号： 235 309 44版本0104第2页分类号：787 4115 XB起重吊钩检测证书 吊钩类型： 简易吊钩 起重吊钩标识 供应商商标： PS 起重吊钩检测 最大测试力（k N）： （变形＜ 0."25%） 材料特性：34CrMo4 EN10083 化学成分在-20℃的性能RelA（ ≥）J（≥）MPa （≥） 强度等级： V起重吊钩号码：2标准： DIN15400融化编号： 吊钩最大承受力： C（≤）Si（≤）MnP（≤）S（≤）Cr（≤）Mo（≤）R me MPa 目录 第一章绪论 第二章插床主体机构尺寸综合设计 第三章插床切削主体结构运动分析 第四章重要数据及函数曲线分析 第五章工作台设计方案 第六章总结 ； — @ 第一章绪论 一，设计的题目：插床运动系统方案设计及其运动分析。 二，此设计是工科专业在学习《机械原理》后进行的一次较全面的综合设计训练，其目的： 1.巩固理论知识，并应用于解决实际工程问题； 2.建立机械传动系统方案设计、机构设计与分析概念； 3.进行计算、绘图、正确应用设计资料、手册、标准和规范以及使用经验数据的能力训练。 三，主要内容： 1.确定插床主要尺寸，然后按1：1的比例画出图形。对插刀进行运动分析，选取适当比例尺画出不同点速度，加速度矢量图得到不同点的速度，加速度，并对两处位移，作出位移，速度，加速度同转角的图像 : 2.在内容1运动分析的基础上作出运动循环图，在运动循环图的指导下，根据设计要求确定工作台进给运动机构传动方案设计（包括上下滑板1和2进给运动的机构传动方案设计；回转台3分度运动的机构传动方案设计；刀具与工作台在运动中的协调性分析；） 3.整理和编写说明书一份，对图纸进行详细说明 时间安排 （1）.第一天 明确任务，准备作图工具，并打扫教室。 （2）. 第二、三天 在老师的指导下确定构建尺寸，作出机构简图，并进行运动分析，并作出一个周期的位移、速度、加速度随转角变化的图像 （3）. 第四、五天 在老师的指导下，完成工作台的机构传动方案设计，并画出传动示意图。 （4）. 第六、七、八天 < 自己总结，整理并编写说明书一份 | 机械原理课程设计任务书学院名称：专业：年级： 学生姓名: 学号: 指导教师: 一、设计题目插床传动系统方案设计及其运动分析 二、主要内容 1）对指定的机械进行传动系统方案设计； 2）对执行机构进行运动简图设计（含必要的机构创意实验）； 3）飞轮设计； （ 4）编写设计说明书。 三、具体要求 插床是用于加工各种内外平面、成形表面，特别是键槽和带有棱角的内孔等的机床（如 另：l BC/l BO2=1,工作台每次进给量0.5mm，刀具受力情况参考图2。机床外形尺寸及各部份联系尺寸如图1所示（其中：l1 =1600，l2 =1200, l3 =740, l4 =640, l5 =580, l6 =560, l7 =200, l8 =320, l9 =150, l10 =360, l11 =1200,单位均为mm，其余尺寸自定。 四、完成后应上交的材料 1) 机械原理课程设计说明书； 2) 一号图一张，内容包括：插床机构运动简图、速度及加速度多边形图、S（φ）-φ曲线、 V（φ）-φ曲线和a（φ）-φ曲线； 3) 三号坐标纸一张：Med（φ）、Me r（φ）-φ曲线； [ 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 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 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 P0=0.90×9.44=8.5 kW 按表4-3选ZD141-4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 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＝89.49mm2，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 D0＝ed＝20×18＝360 mm 按标准取D0＝355mm。 按式(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。 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，也可以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 第二级传动比 第三级传动比 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 Δi不超过土3％，适合。 1. 概述 1.1 主要用途 CD I、MD I型0.5 ~ 32t系列钢丝绳电动葫芦(以下简称电动葫芦)，是国家定型系列产品，是一种通用的轻便起重机械。本产品结构紧凑、体积小、起重能力大、用途广，是改善劳动条件提高生产率的有效工具，是工矿企业中通用的起重设备。 电动葫芦通常使用安装方式有： a)与LD、LX型单梁起重机配套使用； b)安装于固定的悬空工字钢轨道上，作直线或曲线往运动； c)固定安装，作提升或绞车用，分上、下、左、右四种方式固定。 电动葫芦不适合于在有爆炸性危险或充满腐蚀性气体的环境中使用，也不适合于吊运熔化及赤热金属及其它易燃易爆等危险物品。 1.2 使用环境条件。 1.2.1 海拔高度不超过1000m。 1.2.2 环境空气温度为－20℃~ +40℃。 1.2.3 环境空气湿度不大于85%(25℃时)。 1.2.4 电源：三相交流，380V，50HZ。电机端电压波动±10%。 1.2.5 电动葫芦一般为室内安装，当室外安装时，应加设防雨罩。 注：当不符合上述环境条件时，按非标产品特殊订货。 1.3 产品型号 2. 技术参数 0.5~32t标准型电动葫芦外形尺寸及主要技术参数见图1 ~ 图5及表1 3. 结构原理 电动葫芦是由数个可拆开的单独部件组成，主要包括起升减速器、运行机构、卷筒装 置、吊钩装置、电动机、电气控制装置等，结构特点及原理分述如下。 3.1 起升减速器 电动葫芦起升減速器，均采用标准模数斜齿轮三级减速。齿轮及齿轮轴由合金钢锻 电动葫芦的运行机构为电动式，固定式无此机构。减速器齿轮为合金钢锻制，并经热处理，采用二级减速，全部采用滚动轴承，箱壳为灰铸铁制造。根据品种规格的不同，运行机构结构形式也有所不同。0.5 ~ 5t起升高度H = 6 ~ 9m时，为一套驱动机构；H = 12 ~ 30m时为一套驱动机构和一套双轮小车组成；10t起升高度H = 9 ~ 30m时为二套驱动机构。运行机构所适用的工字梁轨道应按表1规定范围选择。 3.3 卷筒装置 起升高度H = 6 ~ 12m时，卷筒为铸铁制成，H>12m时为钢卷筒，其左端以花键与减速器输出空心轴连接，另一端则以滚动轴承架于电动机前端盖伸出部分上。卷筒外壳以钢板卷成。 钢丝绳按卷筒上的螺旋槽缠绕，绳一端(10t为二端)用压绳板固定在卷筒上，另一端用楔形塞块固定于外壳上。钢丝绳规格见表1。 3.4 吊钩装置 吊钩采用DG20吊钩专用钢模锻而成，悬于滚动轴承上，用十字头与吊钩外壳相连接，使吊钩能自由旋转与摆动。 3.5 联轴器与中间轴 电动机的力矩，通过爪式弹性联轴器、中间轴(H≥9m时有)传给减速器，该联轴器 机械设计课程设计 计算说明书 设计题目：插床的设计与分析 12机械专业10 班 设计者：孙占成 指导教师：田静宜老师 2015 年6 月26 日 华北理工大学轻工学院 目录 机械原理插床机构设计部分 一、插床机构设计要求- - - - - - - - - - - - - - - - - 2 1.插床机构简介- - - - - - - - - - - - - - - - - - 2 2.设计内容- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 2 二、插床机构的设计- - - - - - - - - - - - - - - - - - 3 连杆机构的设计及运动分析- - - - - - - - - - - - - 3 三、飞轮设计- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 5 四、凸轮机构设计- - - - - - - - - - - - - - - - - - - 5 机械设计二级减速器设计部分 一、目的及要求- - - - - - - - - - - - - - - - - - - 7 二、减速器结构分析- - - - - - - - - - - - - - - - - - 8 三、传动装置的总体设计- - - - - - - - - - - - - - - - 9 （一）选择电动机- - - - - - - - - - - - - - - - - 9 （二）传动比分配- - - - - - - - - - - - - - - - - 10 （三）运动和动力参数分析计算- - - - - - - - - - - 10 1.计算各轴转速- - - - - - - - - - - - - - - - 10 2.计算各轴输入功率- - - - - - - - - - - - - - 10 3.计算各轴输入转矩- - - - - - - - - - - - - - 11 四、传动件的设计计算- - - - - - - - - - - - - - - - 11 （一）带传动的设计- - - - - - - - - - - - - - - - 11 （二）高速轴齿轮的设计与校核- - - - - - - - - - - 13 （三）低速轴齿轮的设计与校核- - - - - - - - - - - 17 （四）联轴器的选择- - - - - - - - - - - - - - - - 21 （五）轴的设计与校核- - - - - - - - - - - - - - - 21 1.齿轮轴的设计- - - - - - - - - - - - - - - 21 2.中间轴的设计- - - - - - - - - - - - - - - 22 3.低速轴的设计与校核- - - - - - - - - - - - 22 （六）键的校核- - - - - - - - - - - - - - - - - - 25 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：1010kg 2.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＝2.25cm Q＝Gn×1.25+1010＝13510kg f＝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。支腿高度为h1=10110mm。 每条支腿重量为1200kg。 支腿平面内的支腿刚度验算： 小车轮压P＝11010kg 截面的最小回转半径r＝15cm 支腿的长细比 λ＝h1/r=1011/15＝67.4＜[λ]＝150 机械原理课程设计 计算说明书 课题名称：插床机构的设计 姓名：超 院别：工学院 学号： 2012010803 专业：机械设计制造及其自动化 班级：机设1201班 指导教师：原芳 2014年6 月7日 工学院课程设计评审表 设计目录 1 机械原理课程设计任务书 (4) 1.1课程设计的目的和任务 (4) 1.2机构简介与设计数据 (4) 1.3设计容 (6) 1.4设计步骤和要求 (6) 2 机构简介与设计数据设计 (7) 1.1 插床简介 (7) 1.2 设计数据.................................................................. (8) 3 插床机构的设计及尺寸计算 (9) 3、1曲柄导杆机构的设计及尺寸计算 (9) 3、2用图解法进行机构的运动分析 (14) 3、3用图解法进行机构的动态静力分析 (18) 4 凸轮机构设计 (21) ．心得与体会 (22) ．参考文献 (23) 机械原理课程设计任务书 学生 超 班级 1201 学号 2012010803 位置 10 设计题目一：插床机构设计及分析 一、课程设计的目的和任务 1.课程设计的目的 机械原理课程设计是机械原理教学的一个重要组成部分。机械原理课程设计的目的在于进一步巩固和加深学生所学的机械原理理论知识，培养学生独立解决实际问题的能力，使学生对机械的运动学和动力学的分析和设计有一较完整的概念，并进一步提高电算、绘图和使用技术资料的能力，更为重要的是培养开发和创新机械的能力。 2.、课程设计的任务 用图解法对插床的连杆机构进行运动分析和动力分析，设计凸轮机构。要求画出A 1图纸一，写出计算说明书一份。 二、 机构简介与设计数据 1.插床主要由齿轮机构、导杆机构和凸轮机构等组成，如图1所示。电动机经过减速装置（图中只画出齿轮1z 、2z ）使曲柄1转动，再通过导杆机构1－2－3－4－5－6，使装有刀具的滑块沿导路作往复直线运动，以实现刀具切削运动。为了缩短空行程时间，提高生产效率，要求刀具具有急回运动。刀具与工作台之间的进给运动，是由固结于轴2O 上的凸轮驱动摆动从动件O 4D 和其他有关机构（图中未画出）来完成的。为了缩短空回形成时间，提高生产效率，要求刀具有急回运动。 在工作行程中，刀具上作用有相当大的切削阻力，在切削行程的前后各有一段0.05H （H 为刀具行程）行程，如图2所示。而在空回行程中则没有切削阻力，因此在一个工作循环中，刀具受力变化很大，从而影响了主轴的匀速运转，为减小主轴的速度波动，需采用飞轮调速，以减小电动机容量和提高切削质量。 插床机构简图如图1所示，题目数据列于表1。 图1 插床机构简图 电动葫芦使用说明书――蒲圻厂 一、型号、用途和适应范围 本系列电动葫芦是在CD1型电动葫芦的基础上改进设计的轻小型起重设备，有 CD和MD种型号。CD型0.5t-5t电动葫芦起升速度(8m/min)；MD型0.5t-5t起升速度(8m/min)和(0.8 m/min)，CD型10t 起升速度 (7 m/min)；MD型10t起升速度 (7 m/min)和(0.7 m/min)，CD104型16(20)t 起升速度 (3.5 m/min)；MD104型16(20)t起升速度 (3.5 m/min)和(0.35 m/min)。 (二)用途 CD和MD电动葫芦( 以下简称葫芦)用于安装在架空工字钢轨道（直线、曲线）上或固定在构架上，吊运各种重物。常与电动单梁、电动双梁桥式、葫芦门式起重机等配套。广泛使用于工厂、矿山、铁路、码头、仓库及服务性行业。是一种能适应多种工况使用的起重设备，它尤能胜任下列工作： 1、用于公共设施、建筑起吊搬运…… 2、用于机械加工工厂，设备安装、机床上零部件的装卸，成品的搬运…… 3、用于流水线生产…… 4、用作简单的升降设备，搬运物品、提升货物…… (三)适应范围 CD、MD 型电动葫芦是一般用途的钢丝绳式电动葫芦，基准工作级别M3，接电持续率为25%，每小时的等效起动次数不超过120次。 葫芦主电路的额定电压为交流380伏，额定频率为50赫。 葫芦的工作环境温度为–25℃～+40℃。 葫芦不适应于充满腐蚀性气体或相对湿度大于85%的场所，不能代替防爆葫芦，不宜吊运熔化金属或有毒、易燃易爆物品。 二、结构原理 本电动葫芦由锥形转子电动机、减速器、卷筒装置、联轴器、导绳器、吊钩装置、电动小车、驱动装置和电器等部件组成。各部件在结构上可以相对独立，维修调整方便。 1、ZD 1型三相交流锥形转子电动机为本电动葫芦起升的原动力，ZDY1型三相交流锥形转子电动机为电动小车的原动力，其转子、定子均为锥形结构。本系列电动机为断续额定工作方式，负荷持续率为25%，每小时等效起动次数为120次。 2、锥形转子电动机的结构具有产生轴向磁拉力的特点（见图9），制动摩擦片4安装在风扇制动轮3上，锁紧螺母2和螺钉1把风扇制动轮紧固于电机转子轴后端。起动时磁拉力克服弹簧5的压力，使转子和与 机械原理课程设计 插床机构综合 学生姓名: 卢佛俊 专业班级: 08机电二班 学号: 20087668 目录 一、设计题目简介 二、设计数据与要求 三、设计任务 四、插床主体机构尺寸综合设计 五、插床切削主体结构运动分析 六、重要数据及函数曲线分析 七、工作台设计方案 八、总结 九、参考文献 设计题目:插床机构综合 一、设计题目简介 插床就是常用得机械加工设备,用于齿轮、花键与槽形零件等得加工。图示为某插床机构运动方案示意图。该插床主要由带转动、齿轮传动、连杆机构与凸轮机构等组成。电动机经过带传动、齿轮传动减速后带动曲柄1回转,再通过导杆机构1－2－3－4－5－6,使装有刀具得滑块沿道路y－y作往复运动,以实现刀具切削运动。为了缩短空程时间,提高生产率,要求刀具具有急回运动。刀具与工作台之间得进给运动,就是由固结于轴上得凸轮驱动摆动从动件与其她有关机构(图中未画出)来实现得。 针对图所示得插床机构运动方案, 进行执行机构得综合与分析。二、设计数据与要求 依据插床工况条件得限制,预先确定了有关几何尺寸与力学参数,如表6－4所示。要求所设计得插床结构紧凑,机械效率高。 插床机构设计数据 插刀往复次数(次/min ) 60 插刀往复行程 (mm ) 100 插削机构行程速比系数 2 中心距(mm ) 150 杆长之比 1 质心坐标(mm ) 50 质心坐标(mm ) 50 质心坐标 (mm ) 120 插床机构运动方案示意图 插刀所受阻力曲线 三、设计任务 1、 针对图所示得插床得执行机构(插削机构与送料机构)方案,依据设计要求与已知参数,确定各构件得运动尺寸,绘制机构运动简图; 2、 假设曲柄1等速转动,画出滑块C 得位移与速度得变化规律曲线; 3、 在插床工作过程中,插刀所受得阻力变化曲线如图所示,在不考虑各处摩擦、其她构件重力与惯性力得条件下,分析曲柄所需得驱动力矩; 4、 取曲柄轴为等效构件,确定应加; 5、 用软件(VB 、MATLAB 、ADAMS 或 SOLIDWORKS 等均可)对执行机构进行运动仿真,并画出输出机构得位移、速度、与加速度线图。6、 图纸上绘出最终方案得机构运动简图(可以就是计算机图)并编写说明书。 四、插床主体机构尺寸综合设计 方案选择: 方案一:结构简图如下 方案二:机构简图如下: 凸轮摆杆行程角(0) 15 推程许用压力角(0) 45 推程运动角(0) 90 回程运动角(0) 60 远程休止角(0) 15 推程运动规律 3-4-5次多项式 回程运动规律 等速 速度不均匀系数 0、05 最大切削阻力(N ) 1000 阻力力臂(mm ) 120 滑块5重力(N ) 320 构件3重力 (N ) 160 构件3转动惯量 (kgm 2) 0、14 电动葫芦门式起重机 16t-18m 设 计 计 算 书 河南省鼎盛起重设备有限公司 1.主要技术参数 起重量： 16t 跨度： 16m，外悬： L1=6m,L2=3.5m ； 起升高度： 8m 大车运行速度： 20m/min 配用的电动葫芦参数如下： 自重： 1300kg 起升速度： 3.5 m/min 运行速度： 20 m/min 2.主梁的外形尺寸和参数 3.主梁的截面特性计算 F 48.74 48.74 94.1 14.4 206cm 2 3.2 截面形心的计算 5 S X F i y i i 1 S X 2 (200 3.45) 24.37 2 3.45 24.37 94.1 21.2 14.4 0.6 15768cm3 S X 15768 y1 76.5cm F 206 y2164.7cm 式中： y1、 y2——截面的形心，如图1； F i——各部分的面积； y i——各部分形心至参考面的距离； F——主梁的截面积。 3.3 截面惯性矩的计算 4 I X （ i x F x a x2 ) x 1 式中： i x——各截面的惯性矩； F x——各部分的面积； a x——各部分形心至截面型心的距离； 代入数据计算得 I X 1697224cm4 同理， 4 I y （ i y F x a y2 ) 453408cm4 y 1 3.4 截面抗弯摸量的计算 I X 1697224 22186 cm 3 W X 1 76.5 y 1 I X 1697224 10305 cm 3 W X 2 164.7 y 2 式中： I X 、 y 1 、 y 2 —意义同上； W X 1 、 W X 2 —截面的抗弯摸量。 W y1 W y2 I y 453408 4534cm 3 x 1 100 4.主梁载荷的计算 本机主梁自重 10530kg,电动葫芦自重按 2500kg 计。 4.1 静载最大弯矩 1.载荷在跨中时： LG qL 2 M 静 8 4 式中： M 静 —静载弯矩； q —主梁的均布载荷， q 10530 ； 2.6kg / cm 0.26tm 4050 G —活动载荷，载重和葫芦重的和， G=22500kg; 其余符号同上。 M 静 28.5 22.5 0.26 28.5 4 8 2 186t ? m 18600000kg ? cm 2.载荷在悬臂端时： 有效悬臂按 5.2 米长计算 管理制度编号：YTO-FS-PD799 电动葫芦安全管理规章制度通用版 In Order T o Standardize The Management Of Daily Behavior, The Activities And T asks Are Controlled By The Determined Terms, So As T o Achieve The Effect Of Safe Production And Reduce Hidden Dangers. 标准/ 权威/ 规范/ 实用 Authoritative And Practical Standards 电动葫芦安全管理规章制度通用版 使用提示：本管理制度文件可用于工作中为规范日常行为与作业运行过程的管理，通过对确定的条款对活动和任务实施控制,使活动和任务在受控状态，从而达到安全生产和减少隐患的效果。文件下载后可定制修改，请根据实际需要进行调整和使用。 1.电动葫芦必须有专人操作，持证上岗，严格遵守行车工的有关安全操作规程。 2.电动葫芦使用前应检查设备的机械部分和电气部分，钢丝绳、吊钩、导绳器、限位器等应完好，电气部分应无漏电，接地装置应良好。 3.电动葫芦应设缓冲器，轨道两端应设挡板。 4.作业开始第一次吊重物时，应在吊离地面100mm 时停止，检查电动葫芦制动情况，确认完好后方可正式作业。制动器应由专业维修人员进行调试。 5.电动葫芦严禁超载起吊，起吊时，手不得握在绳索与物体之间，吊物上升时应严防冲撞。 6.起吊物件应捆扎牢固。电动葫芦吊重物行走时，重物离地不宜超过1.5m高。工作间歇不得将重物悬挂在空中。 7.电动葫芦作业中发生异味、高温等异常情况，应立即停机检查，排除故障后方可继续使用。 8.使用悬挂电缆电气控制开关时，绝缘应良好，滑动应自如，人的站立位置后方应有2m空地并应正确操作电 电动葫芦使用说明书――鑫力达起重 一、型号、用途和适应范围 本系列电动葫芦是在CD1型电动葫芦的基础上改进设计的轻小型起重设备，有 CD和MD种型号。CD型0.5t-5t电动葫芦起升速度(8m/min)；MD型0.5t-5t起升速度(8m/min)和(0.8 m/min)，CD型10t 起升速度 (7 m/min)；MD型10t起升速度 (7 m/min)和(0.7 m/min)，CD104型16(20)t 起升速度 (3.5 m/min)；MD104型16(20)t起升速度 (3.5 m/min)和(0.35 m/min)。 (二)用途 CD和MD电动葫芦( 以下简称葫芦)用于安装在架空工字钢轨道（直线、曲线）上或固定在构架上，吊运各种重物。常与电动单梁、电动双梁桥式、葫芦门式起重机等配套。广泛使用于工厂、矿山、铁路、码头、仓库及服务性行业。是一种能适应多种工况使用的起重设备，它尤能胜任下列工作： 1、用于公共设施、建筑起吊搬运…… 2、用于机械加工工厂，设备安装、机床上零部件的装卸，成品的搬运…… 3、用于流水线生产…… 4、用作简单的升降设备，搬运物品、提升货物…… (三)适应范围 CD、MD 型电动葫芦是一般用途的钢丝绳式电动葫芦，基准工作级别M3，接电持续率为25%，每小时的等效起动次数不超过120次。 葫芦主电路的额定电压为交流380伏，额定频率为50赫。 葫芦的工作环境温度为–25℃～+40℃。 葫芦不适应于充满腐蚀性气体或相对湿度大于85%的场所，不能代替防爆葫芦，不宜吊运熔化金属或有毒、易燃易爆物品。 二、结构原理 本电动葫芦由锥形转子电动机、减速器、卷筒装置、联轴器、导绳器、吊钩装置、电动小车、驱动装置和电器等部件组成。各部件在结构上可以相对独立，维修调整方便。 1、ZD 1型三相交流锥形转子电动机为本电动葫芦起升的原动力，ZDY1型三相交流锥形转子电动机为电动小车的原动力，其转子、定子均为锥形结构。本系列电动机为断续额定工作方式，负荷持续率为25%，每小时等效起动次数为120次。 2、锥形转子电动机的结构具有产生轴向磁拉力的特点（见图9），制动摩擦片4安装在风扇制动轮3上，锁紧螺母2和螺钉1把风扇制动轮紧固于电机转子轴后端。起动时磁拉力克服弹簧5的压力，使转子和与 20t龙门吊基础设计 1、设计依据 1.1、《基础工程》； 1.2、龙门吊生产厂家提所供有关资料； 1.3、《建筑地基基础设计规范》（GB50007-2002）； 1.4、《边坡稳定性分析》 2、设计说明 根据现场情况看：场地现有场地下为坡积粉质粘土，地基的承载力为180KPa。龙门吊行走轨道基础采用原始地面夯实基础并铺设20cm粗石碾压。沿着钢轨的端头每隔1米距离就作枕木与厚5mm钢垫板，每个钢垫板焊4根长度为25cm的Φ16铆钉作为锚筋。 3、设计参数选定 3.1、设计荷载 根据龙门吊厂家提供资料显示，吊重20t，自重17t，土体容重按18.5KN/m3计。（1）从安全角度出发，按g=10N/kg计算。 （2）17吨龙门吊自重：17吨，G4=17×1000×10=170KN； （3）20吨龙门吊载重：20吨，G5=20×1000×10=200KN； （4）最不利荷载考虑20吨龙门吊4个轮子承重，每个轮子的最大承重； （5）G6=（170000+200000）/=92.5KN； （6）吊重20t；考虑冲击系数1.2； （7）天车重2.0t；考虑冲击系数1.2； （8）轨枕折算为线荷载：q1=1.4KN/m； （9）走道梁自重折算为线荷载：q2=2.37KN/m； （10）P43钢轨自重折算为线荷载：q3=0.5 KN/m(计入压板)； （11）其他施工荷载：q4=1.5 KN/m。 （12）钢板垫块面积：0.20×0.30=0.06平方米 （13）枕木接地面积：1.2 ×0.25=0.3平方米 （13）20吨龙门吊边轮间距：L1：7m 3.2、材料性能指标 地基 （1）根据探勘资料取地基承载力特征值：?α=180Kpa （2）地基压缩模量：E S =5Mpa 4、地基验算 4.1基础形式的选择 考虑到地基对基础的弹性作用及方便施工，故基础采用原始土壤夯实后填20cm碎石碾压基础上铺设枕木。 4.2、地基承载力验算 轨道梁基础长100m，根据20T龙门吊资料：支腿纵向距离为6m，轮距离0.5m，按最不利荷载情况布置轮压，见图-4.1 图-4.1：荷载布置图（单位：m） 假设： （1）整个钢轨及其基础结构完全刚性（安装完成后的钢轨及其结构是不可随便移动的）。 （2）每台龙门吊完全作用在它的边轮间距内（事实上由于整个钢轨及其基础是刚性的，所以单个龙门吊作用的长度应该长于龙门吊边轮间距）。即：龙门吊作用在钢轨上的距离是：L1=7m 根据压力压强计算公式：压强=压力/面积，转换得：面积=压力/压强 要使得龙门吊对地基的压强小于2MPa才能达到安全要求。即最小面积： S2min=370KN/2000KPa=0.185m2 拟采用有效面积为0.20×0.30=0.06 m2的钢板垫块，铆钉锚入枕木内。 对于20吨龙门吊，0.06×5=0.3 大于0.25。因此最少需要5个垫块垫住钢轨才能能满足地基承载力要求，垫块间距是：7÷5=1.4米。应考虑安全系数1.2，故垫块间距应取L=1.2m，为加强安全性，间距选1m。 1 产品概述 CD1、MD1型系列钢丝绳电动葫芦系在原CD、MD型基础上的改进型产品。它具有结构紧凑、轻巧、安全可靠、零部件通用程度大、互换性强、担重起重能力高、维修方便等特点，是目前用途广泛，深受欢迎的轻型起重设备。 该葫芦有固定式和小车式两类。固定式按固定支脚在上、下、左、右位置不同又分为“A1、A2、A3、A4、”四途中型式(见图3)，可直接安装在构架上使用；小车式具有运行功能，可安装在轨道上使用。CD1型为单速起升，MD1型为常速和慢速两档起升。 在此基础上又开发生产了CDA (MDA)16t及WH20t两种吨位电动葫芦，因CDA(MDA)16t及WH葫芦与CDA(MDA)结构原理、安装使用事项一致，以下内容均以CDA(MDA)称谓介绍。 本公司主要生产载重0.25t~20t，起升高度3m~30m系列电动葫芦，亦可根据你的需要设计、制造非标准系列电动葫芦。 2主要用途 小车式葫芦可安装在多种型式的起重机上或悬挂在工字钢梁上，直线或曲线往复吊运重物，固定式葫芦可安装在固定支撑上作垂直的或不同角度的卷扬起吊用。 本产品广泛用于工矿企业、铁路、码头、仓库、料场等场所，是目前生产作业中改善劳动条件、提高劳动效率的必备机械。 3适用范围及工作条件 本产品适用于温度-20。C~-+40。.C,,温度≤85％，海拔1000m以下，无火灾、爆炸危险、腐蚀性介质及无粉尘污染的环境中工作，禁止吊运熔化金属、有毒、易燃、易爆物品。所适用的电源为交流三相、50HZ、380V；本产品的工作类型为中级、使用中机构工作级别每提高一级，其额定起吊量必须相应降低20％。 4产品规格型号及其外形结构 4.1规格型号表述示例 D-电动小车式 起升高度9m A2-下固定式 额定起重量2t CD1为常速（MD1为常速/慢速） 4.2CD1、MD1型电动葫芦规格型号技术参数和外安装尺寸见表4。 4.3外型结构图见图1～15-1。 5 传动结构与工作原理 CD1、MD1型电动葫芦主要由三部分组成，一为提升机构；二为运行机构（固定式则无）；三为电器装置。 5.1 起升机构 起升机构由起升电动通过联轴器经减速器空心轴驱动卷筒旋转，使绕在卷筒上的钢丝绳带动吊钩装置上升或下降。 起升高度H=6m时，用一个爪型联轴器联接电机轴和减速器的输入轴。H≥9m时增设中间轴和钢性联轴器。H≥18m时，配一支撑架加强中间轴的钢性，保证转动平稳。 5.1.1起升电动机 起升电动机采用较大起动力矩的锥形转子电动机，以适应产品继续工作中频 电动葫芦桥式起重机 设计计算书 (25t-30.6m) 设计计算 审核 日期 1计算依据 1.1GB3811-83《起重机设计规范》。 1.2《起重机设计手册》张质文编，98版。 1.3《起重机设计手册》北起所编，80版。 2.性能参数 3．主梁计算工况和内容 3.1小车位于跨中附近，主钩起吊额定载荷起动或制动，校核轮轨下上盖板中部由弯曲正应力和局部压应力产生的最大合成应力σ1。 3.2小车位于跨中附近，主钩起吊额定载荷时大车起动或制动，校核箱形截面角点盖板和腹板连接处由垂直弯曲正应力、水平弯曲正应力对主梁产生的弯曲应力和剪切应力产生的合成应力σ2，该点的水平弯曲应力用最大水平弯曲应力代替。 3.3 小车位于跨中，起吊额定载荷后静止时主梁的下挠刚度f1。 3.4小车位于跨中，起吊额定载荷后由大车起制动惯性力引起的主梁水平刚度 f2。 4.载荷系数 考虑到大吨位起重机均为慢速,低工作级别,取起升冲击系数ψ1=1;取起升动载系数ψ2=1.1;不考虑突然卸载系数;取运行冲击系数 ψ4=1.1;水平惯性载荷PH=1.5ma. 所有强度计算均考虑ψ2和ψ4;所有刚度计算均不考虑动载系数. 5.截面特性计算 5.1箱形截面如上图的截面特性计算如下: X-X轴的惯性矩:Jx=A*C*(B/2+C)^2*2+2*D*B^3/12 抵抗矩:Wx=Jx/((B+C)/2) Y-Y轴的惯性矩:Jy=B*D*(E/2)^2*2+2*A^3/12 抵抗矩:Wy= Jy/(A/2) X-X轴的静矩Sx=D*B^2/4 5.2计算结果 6．分析和计算 6.1小车位于跨中附近，主钩起吊额定载荷起动或制动，校核轮轨下上盖板中部由弯曲正应力和局部压应力产生的最大合成应力σ1。 6.1.1如图所示,按二轮简支梁计算,由小车轮压引起的最大弯矩M1出现在跨中附近轮压处. 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 地铁前海时代广场8号地块幕墙A标电动葫芦吊装安全专项施工方案 编制人： 审核人： 批准人： 编制时间：2017年3月15日 一、工程概况及实物量： 1、根据工程现状，21-28#楼及46#楼的部分玻璃板块过大（1500mm*3600mm及1200mm*4800mm），单块玻璃板块的重量接近250kg。我们需要在每栋楼架设2-3部电动葫芦，对玻璃板块进行辅助吊装。按照现场施工需要安装1吨钢丝绳电动葫芦12台，由于该工程时间紧，（2017年4月30日前玻璃玻璃安装基本完毕），高空作业面大，危险程度较高，要求施工管理人员要精心组织，做好安全防护措施。 2、吊装部位及工作量：21-28#约600块玻璃，共约3000平米。46#楼约150块，约800平米。 3、主要实物量及安装位置如下： 二、工艺特点 电动葫芦属于起重设备，其组装时应以不得损伤任何零部件为原则，并应严格按照设备技术文件规定及《起重机设备安装工程施工及验收规范》GB50278-98组织施工和验收。 三、施工组织机构时间进度安排： 时间进度计划安排：21-28#、46#楼玻璃安装起始时间2017年3月20日至完成2017年 4月20日 四、电动葫芦安装方案： (一)施工前准备： 1、施工前，施工人员须充分熟悉施工现场具体情况，对其操作要点要有足够认识。 2、电动葫芦到达安装地点后,首先应先检查在运输途中有无损坏情况,若发现有损坏情况,应及时修复方可使用。 3、清点设备技术文件，核查设备型号是否符合设计要求，并按本安全施工方案进行安全技术交底。 (二)电动葫芦安装： 说明：此工程用钢丝绳电动葫芦固定悬挂机构架体为自制悬挂机构。 1、电动葫芦固定悬挂机构架体的制作： 1)材料：采用80mm*60mm*5mm方钢管、 8#槽钢、55mm轴承、M12×120不锈 钢对穿螺栓 2)连接工艺：螺栓连接、施焊连接接 3)电动葫芦于自制悬挂机构架体的连接：将电动葫芦电机底座装入六颗M12 ×120的螺栓固定于自制挑架底座梁架上。 4)电动葫芦固定悬挂机构架体安装示意图 电动葫芦门式起重机(Q=16t L k=20.5m H=9m A3) 设 计 计 算 书 江苏华东起重机有限公司 16t 葫芦龙门起重机是我公司设计制造的。根据双方拟定的“技术协议”，我工程技术人员积极成立专业设计小组，进行认真地设计计算。 参照标准电动葫芦门式起重机相关内容，现对该起重机的电动葫芦的起升、运行速给于确定及起重机大车运行速度进行设计，并对相应的电动机、减速机给于确定；对起重机的门架进行设计（包括主梁的设计、支腿的内力计算以及下横梁的设计和强度校核）；对起重机的大车运行方式进行设计，并对轮压进行计算，确定车轮型号及合适道轨型号。 一、葫芦起升、运行速度的确定 在《起重机金属结构设计》对葫芦龙门各机构和工作速度作了如下的规定： 起升速度：V q =3~7.5m/min 运行速度：V x =10~40m/min 大车运行速度：V d =20~60m/min 其工作级别依用途不同而定，一般定为A3~A5。根据本起重机的使用情况及使用现场，可选为A3工作制度。 再查《电动葫芦技术文件》选用CD 116-9电动葫芦即可满足本起重机的使用要求，其具体参数如下： 电动葫芦型号：CD 116-9 起升高度：H=9m 起升速度：V q =3.5m/min 运行速度：V x =20m/min 二、确定大车运行速度及相对应的电动机、减速机规格 1、初估电动机的功率W' 由大车运行静功率计算公式： W'= W （Q +G ）V 6 式中 W ——大车每吨重量所产生的运行阻力（Kg/t) Q ——起重量 （t ） G ——大车自重 （t ） η——大车支行机构总效率 （取0.9) 其中， W= （μd/2+f)K R ——车轮半径（cm ） d —— 车轮轴承内径（cm ） μ—— 滚动轴承摩擦系数 f —— 滚动摩擦力臂 K ——轮缘摩擦阻力系数 又参照标准电磁吊大车运行参数性能参数，选取： 车轮直径：R=φ600mm ， d=90mm 再查《起重机设计手册》μ=0.015 f=0.06 K=1.6 所以将数据代入公式中得 W'=8.5KW 故，初选电动机 YZR160M 2-6 P=8.5KW n=908m/min 2、确定减速机及大车运行速度 由公式 V 大= 其中 D ——车轮直径 （mm) i= = =38 查标准减速机样本取 i=77.5 所以，选定减速机的型号： ZSC600-IIV-1/2 i=77.5 1R n πD i n πD V 大93德马格电动葫芦说明书
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