毕业设计电动葫芦设计.docx
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毕业设计电动葫芦设计
成人高等教育毕业论文（设计）
电动葫芦设计）
学生姓名亢彩康学号2015316325指导教师丁曙光学习形式函授院、系、站点安庆市函授站
专业年级2014级机械设计与自动化完成日期2017年1月18日
合肥工业大学继续教育学院
摘要5
第1章绪论7
1.1引言7
第2章总体方案设计8
2.1电动葫芦设计任务书8
2.2电动葫芦传动系统的选型8
2.3电动机的选用9
2.4减速器的参数设计9
2.5起升机构的总体设计方案9
第3章钢丝绳与卷筒10
3.1钢丝绳及卷筒的选型10
3.1.1钢丝绳的选型10
3.1.2卷筒的选型10
3.2钢丝绳直径的计算与选择11
3.3卷筒的设计计算11
3.3.1卷筒绳槽尺寸11
3.3.2卷筒直径12
3.3.3卷筒长度12
3.3.4卷筒厚度12
3.3.5卷筒的强度计算13
3.3.6卷筒转速13
第4章电动机的选择14
4.1电动机类型14
4.2电动机容量的确定14
4.2.1初选电动机型号14
4.2.2电动机的过载校核15
4.2.3电动机发热校核15
4.2.4制动力矩的验算16
第5章行星齿轮传动系统的设计计算17
5.1齿数的确定17
5.2行星齿轮副传动的设计计算18
5.3行星齿轮副传动的强度校核计算19
5.4传动效率的计算22
5.5行星齿轮传动的主要参数25
5.6均载机构的选型25
5.7齿轮联轴器的设计计算26
第6章轴的设计计算27
6.1齿轮轴的设计计算27
6.2行星轴的设计计算31
第7章电动葫芦的电气控制37
8心得体会38
9参考文献39
10致谢40
摘要:
电动葫芦是起重设备的主要型号之一。
它主要由卷筒装置，吊钩装置，运行机构，联轴器，减速器，电动机等部分组成。
本文根据课程设计要求，主要对1.6t单钩钢丝绳电动葫芦的总体方案选择和确定，然后对传动系统进行设计。
根据设计要求和目的，参考合肥工业大学出版社赵小勇主编的《电动葫芦设计》，首先对1.6t单钩钢丝绳电动葫芦进行工艺分析，选择合理机构及装配方案，然后对减速器和电动机进行外形设计，钢丝绳的选用及强度验算，卷筒的参数计算及验算，再计算齿轮的传动比，确定各个齿轮的参数，进行强度计算,选择合理的轴、轴承等各种机械零部件，画出齿轮、轴、滚筒、减速器箱体及起升机构装配图。
关键词：
电动葫芦、卷筒装置、吊钩、减速器、装配方案。
Abstract:
Oneoftheelectrichoistliftingequipmentisthemainmodel.Itismainlycomposedofdrumgear,hookdevice,runningmechanism,coupling,reducer,motorandotherparts.Inthispaper,inaccordancewiththerequirementsofcurriculumdesign,mainlyfor1.6tsinglehookoverallschemeselectionanddeterminationofwireropeelectrichoist,anddesignthedrivesystem.Accordingtothedesignrequirementandpurpose,thereferenceofhefeiuniversityoftechnologypress,zhaoxiaoyong,editoroftheelectrichoistdesign,firstofall,1.6tsinglehookwireropeelectrichoisttechnologyanalysis,selectingrationalinstitutionandassemblyplan,andthentodesignofgearreducerandmotor,theselectionofwireropeandthestrengthcalculation,theparametersofthedrumcalculationandcheckingcalculation,calculationofgeartransmissionratio,determinetheparametersofeachgear,strengthcalculation,selectingrationalshaft,bearingsandothermechanicalparts,drawgear,shaft,roller,reducerboxandliftingmechanismassemblydrawing.
Keywords:
electrichoist,drumunit,hook,reducer,assemblyscheme.
第一章绪论
1.1引言
电动葫芦是一种轻小型起重设备，具有体积小，自重轻，操作简单，使用方便等
特点，用于工矿企业，仓储码头等场所。
起重量一般为0.1～1000吨，起升高度为
3～30米。
由电动机、传动机构和卷筒等组成，分为钢丝绳电动葫芦和环链电动葫芦两种。
环链电动葫芦分为进口和国产两种；钢丝绳电动葫芦分CD1型、MD1型等。
钢丝绳电动葫芦由于起升速度快、起重高度大、工作安全可靠，应用最为普遍。
采用CD1型电动葫芦。
图1-1实物图
第二章总体方案设计
2.1电动葫芦设计任务书
电动葫芦的主要参数有起重量、起升高度、起升速度、小车运行速度以及工作级别等。
这些参数说明了电动葫芦的工作性能和技术经济指标，也是设计电动葫芦的技术依据。
设计参数：
起重量
起升高度
起升速度
运行速度
跨距
工作制度
mQ
H
Vn
Vy
L
JC
1.6t
12m
0.15m/s
30m/min
7.5m
中级，接电持续率
JC25%~40%
2.2电动葫芦传动系统的选型
电动葫芦传动系统是指电动机到卷筒之间的减速装置。
该减速装置要求工作安
全可靠，体积小，重量轻，传动比大，一般用齿轮传动机构。
电动葫芦传动系统中常用的齿轮传动机构有定轴轮系、行星轮系和混合轮系。
常用行星轮系的特点如下：
（1）N型少齿差行星系齿轮传动传动比范围大，结构紧凑，体积及重量小，但效率比NWG型低，且内啮合齿轮变位后径向力较大，使轴承径向载荷加大，适用于小功率或短期工作的情况。
（2）NN型行星齿轮传动传动比范围大，效率低，适用于短期工作。
若行星架为从动件时，当传动比达到某一值后，机构发生自锁。
（3）NGW型N行星齿轮传动传动比范围大，结构紧凑，体积小，效率低于NGW型，工艺性差，适用于中小功率或短期工作的情况。
（4）NGW型行星齿轮传动，效率高，体积小，重量轻，结构简单，制造方便，传递功率范围大，轴向尺寸小，可用于各种工作条件，但单级传动比范围较小。
综合考虑各种类型的传动机构的特点和设计要求，故本次毕业设计将选用NGWN行星齿轮传动机构。
如2-1图所示：
图2-1齿轮传动系统
2.3电动机的选用
电动葫芦的额定起重量是1.6t，起升速度是0.15m/s，因此粗略计算起重用电动机的功率为P=3kW，因此选用额定功率最大为4.5Kw的电动机；另外一方面，起重时的起升速度是有变化的，要求能慢速启动，正常运行时的速度是0.15m/s，因此要求电动机的功率也是变化的，参考其它同类机械并查手册可以选择BZDY12-6型电动机。
电动葫芦所用的电动机有动力源和制动的双重作用，即采用锥形转子电动机。
所用电动机要求伸出一根长轴，用以和中间的联轴器相连。
运行用电动机主要是克服行走轮和轨道之间的摩擦力运行，风阻力和变形阻力在初步估算的时候忽略不计，行走轮上的载荷就等于额定载荷，行走速率为30m/min，故查手册可以得到，转速为1380r/min,型号为BZDY12-4的锥形转子电动机。
2.4减速器的参数设计
由于电动葫芦是个小巧紧凑的机械，要求减速器有小的中心距和较大的传动比，因此要自己设计减速器的内部结构，通过后面的计算可知要使中心距为70mm传,动比为52，但本次设计不对减速器的内部结构进行设计。
要求输入轴是长轴，输出轴是
一能连一齿轮的短轴。
2.5起升机构的总体设计方案
2.6
2-2
传动系统和均载机构选型完成后，可作出起升机构的总体设计方案，如图所示。
图2-2起升机构的总体设计示意图
第三章钢丝绳与卷筒
3.1钢丝绳及卷筒的选型
3.1.1钢丝绳的选型钢丝绳按编绕方式可分为顺绕绳、交绕绳和混绕绳。
按丝与丝间的接触状态分为点接触绳、线接触绳和面接触绳。
钢丝绳的绳芯有石棉芯、金属芯和有机物芯。
起重机用的承载绳大多是采用交绕式线接触绳，绳芯为有机物芯。
故在本设计中同样采用交绕式线接触绳，绳芯为有机物芯的钢丝绳。
3.1.2卷筒的选型电动葫芦用的卷筒，外形通常是带有螺旋形绳槽的圆柱形；卷筒按制作方式，可分为铸造卷筒和焊接卷筒两种，按绕线方式，可分为单联卷筒和双联卷筒。
铸造卷筒工艺复杂，成本较高。
焊接卷筒和铸造卷筒相比，重量大大减轻，当卷筒尺寸较大或单件生产时采用焊接卷筒是特别有利的。
故而，在本设计中将采用铸造单联卷筒，材料采用HT200。
3.2钢丝绳直径的计算与选择
钢丝绳受力后，内部应力难以准确计算，通常可按钢丝绳在工作状态下的最大
静拉力计算钢丝绳的最小直径。
作用在钢丝绳上的最大静拉力可按下式计算：
式中FQ——额定起升载荷（N）；
FQmQg16009.8N15680N
K——系数，单联卷筒，K1；双联卷筒，K2m——滑轮组倍率，m2；
Z,d——滑轮组及导向滑轮的效率，对于滚动轴承，zd0.97，对于滑动轴
承，zd0.92
钢丝绳的最小直径可按下式计算：
dcSmax公式：
3-2
式中d——钢丝绳最小直径（mm）；
Smax——钢丝绳最大工作静拉力，Smax8082.48N；c——选择系数，c0.104。
即d0.1048082.48mm13.22mm，取d14mm。
3.3卷筒的设计计算
3.3.1卷筒绳槽尺寸
卷筒绳槽分标准槽和深槽两种，通常采用标准槽，在使用时钢丝绳有可能脱槽时，需采用深槽。
考虑到电动葫芦的工作情况和参考其他产品，在本设计中卷筒采用标准槽。
3.3.2卷筒直径
卷筒直径有卷筒名义直径和卷筒绕直径之分。
卷筒名义直径是指绳槽底的直径，用下式计算：
D（h1）d公式：
3-3
式中d——钢丝绳直径，14mm；
h——与机构级别有关的系数，h18。
即D（181）14238mm，取D240mm。
卷筒的绕直径是指卷筒上钢丝绳中心的直径，其值用下式计算:
D0Dd24014254mm
3.3.3卷筒长度
单联卷筒的长度可按下式计算：
其中L0Hmnt
0D0
式中H——起升高度，12000mm；m——滑轮组倍率，m2；
D0——卷筒绕直径，D0254mm；
n——附加安全圈数，取为2；t——螺旋槽螺距，t14mm；
L1——固定绳尾所需长度，取L13t31442mm；
L2——卷筒两端空余部分的长度，取L226mm
即L12000221442226543mm，取L545mm。
3.14254
3.3.4卷筒厚度
对于钢制卷筒，卷筒的厚度d14mm。
3.3.5卷筒的强度计算
卷筒壁主要承受压应力、扭转应力和弯曲应力，而扭转应力通常很小，可以忽略不计。
当l3D时，弯曲应力可以不考虑，其合成应力仅为压应力，即y。
yASmaxy公式：
3-5
t
式中y——作用在筒壁上的压应力（MPa）；
A——应力减小系数，取A0.75；
Smax——钢丝绳最大拉力，Smax8082.48N；——卷筒厚度，14mm；
t——卷筒螺旋绳槽螺距，t14mm。
即y0.758104821.44830.93MPa
3.3.6卷筒转速
卷筒的转速可按下式计算：
式中nt——卷筒转速（rmin）；
vn——起升速度，vn0.15ms；
D0——卷筒绕直径，D0254mm；
第四章电动机的选择
4.1电动机类型
电动葫芦属于小型起重机械，通常选用交流异步电动机，常用的电机型号为YZR、YZ、YEJ、ZD等。
参考业内对于电动葫芦起升机构所选用的电动机类型，在本设计中将采用ZD型锥形转子异步电动机。
这种电动机由锥形定子，锥形转子，制动弹簧和装在风扇及端盖上的制动环组成。
当电动机通电后，除产生使转子旋转的电磁力外，气隙磁场还在转子锥形面产生轴向力，使转子产生轴向位移，压缩弹簧并使锥形制动环与后盖分离，电机正常运转。
断电后，轴向磁力消失，转子在制动弹簧压力下轴向复位，使锥形制动环与后盖制动体接触，产生摩擦制动力矩，使转子停止。
4.2电动机容量的确定
电动机容量的确定原则是在规定的工作方式下，电动机温升不超过容许值，保证有足够的启动转矩和过载能力。
4.2.1
初选电动机型号
——机械总效率，取0.85。
即Ps0.8156800.152.21kW
s10000.85
所以，初选ZD31-4型号的电动机，额定功率Pn3.0kW
4.2.2电动机的过载校核
起升机构电动机的过载校核公式为：
HFQvnPnQn
nm1000
式中Pn——基准接电持续率时的电动机额定功率（kW）；FQ——额定起升载荷，FQ15680N；vn——起升速度，vn0.15ms；
——机械总效率，取0.85；
m——基准接电持续率时，电动机转矩允许的过载倍数，取
公式：
4-2
m2.1；
H——考虑电压降、最大转矩存在误差等因素的系数，取H2.2。
即Pn2.2156800.152.90kW
n2.110000.85
考虑到使用中的过载及其他情况，故初选的电动机的额定功率不太能满足要求，所以电动机选用ZD32-4型，额定功率Pn4.5kW。
4.2.3电动机发热校核
假设电动葫芦的使用年限为8年，每年工作300天，每天八小时工作制，两班倒，则电动葫芦的预期寿命L'h83001638400h。
对电动机进行发热校核时，首先按下式计算电动机所需的接电持续率
式中——电动机所需的接电持续率；
Ps——计算得到的稳态平均功率，Ps2.21kW；
Pn——基准接电持续率时的电动机额定功率，Pn4.5kW；t——一个工作循环的时间，t600s；
tw——一个工作循环中电动机实际工作的时间，tw630060098.4sww38400
2
即2.21298.4100%20%25%，故满足要求。
4.52600
4.2.4制动力矩的验算
起升时作用在电动机轴上的转矩为：
公式：
4-4
TFQD0
Tj2mi
下降时，作用在电动机轴上的转矩为：
式中FQ——额定起升载荷，FQ15680N；
D0——卷筒绕直径，D0254mm；
m——滑轮组倍率，m2；
i——传动比，电动机额定转速和卷筒转速之比，inn138061.14；
nt22.57
——上升时机械总效率，取0.85；
'——下降时机械总效率，取'0.85
制动力矩需满足下式：
式中MZd——制动器的制动力矩，取MZd62.8Nm；
KZd——制动安全系数，取KZd1.75。
即62.81.7516.2928.51，故满足要求
第五章行星齿轮传动系统的设计计算
5.1齿数的确定
行星齿轮传动的齿数确定是相当费时的工作，往往需要反复估算多次，才能得到较为满意的结果。
齿轮的齿数除必须满足一般齿轮传动中对齿轮齿数的要求，还必须满足传动比条件、同心条件、邻接条件和装配条件。
在机械设计手册中，行星齿轮传动中齿轮的齿数以列出标准值，可通过查表的方式确定齿数。
确定的齿数见表5-1所示。
表5-1齿轮齿数
传动比
齿轮编号
52
a
b
e
c
d
21
114
105
47
38
5.2行星齿轮传动a-c副的设计计算
1，按齿面接触强度初算小齿轮分度圆直径：
T1KAKHPKHcu1
d1Ktd32（mm）公式：
5-1
npdH2limu
式中Ktd——算式系数，Ktd768；
KA——使用系数，KA1；
KHP——计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数，KHP1.10；
T1——计算齿轮副小齿轮的名义转矩，其值可按下式计算：
T1zb1zbzdTbe公式：
5-2
zazbzczeabe
其中za,zb,zc,zd,ze——分别为各个齿轮的齿数，其值可在教材表4-1中查得；
P4.50.85
Te——齿轮e所传递的转矩，Te954995491694.7Nmeen22.57
u——齿数比，uzc472.24；
za21
d——小齿轮齿宽系数，dzczdbc0.33810.30.54，取0.6；
zazcbd21
np——行星轮个数，np3；
KH——综合系数，KH2.0；
c——电动葫芦动力系数，c1.35；
Hlim
试验齿轮的接触疲劳极限，Hlim480MPa；
2，按齿轮弯曲强度初算齿轮模数：
式中Ktm——算式系数，Ktm12.1；
KA——使用系数，KA1；
KFP——计算齿轮弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数，KFP1.15；
KF——综合系数，KF2.0；
z1——小齿轮齿数，z121；
YFa1——载荷作用于齿顶时小齿轮的齿形系数，YFa12.76；
5.3行星齿轮传动d-e副的强度校核计算
1，按轮齿弯曲强度计算。
计算齿根应力：
式中F——齿根应力（MPa）；
Ft——端面内分度圆名义切向力，其值可按下式计算：
KA——使用系数，KA1；
Kv——动载系数，Kv1.25；
KF——弯曲强度计算的齿向载荷分布系数，KF1.08；
KF——弯曲强度计算的齿间载荷分配系数，KF1.1；
KFP——计算齿轮弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数，KFP1.15；b——小齿轮齿宽，bddd0.32.53828.5mm，取b30mm；mn——齿轮模数，mn2.5；
YSa
载荷作用于齿顶时的应力修正系数，YSa1.67；
YFa——载荷作用于齿顶时的齿形系数，YFa2.40；
Y——弯曲强度计算的重合度系数，其值由下式确定：
Y0.250.75，式中n20.850.8651.715，所以ncos21
Y0.250.750.69；
1.715
Y——螺旋角系数，Y1；
302.5
43041.251.081.11.152.41.670.691271MPa
许用齿根应力：
Fmin
式中FP——许用齿根应力（MPa）；
Flim—
—试验齿轮的弯曲疲劳极限，
Flim400MPa
YST——
试验齿轮的应力修正系数，
YST2.0；
YNT—
—弯曲强度计算的寿命系数，
YNT2.5；
YrelT—
—相对齿根圆角敏感系数，
YrelT1.0；
YRrelT—
—相对齿根表面状况系数，
YRrelT1.0；
YX——弯曲强度计算的尺寸系数，YX1.0；
SFmin——弯曲强度计算的最小安全系数，SFmin1.6；40022.5
即FP1111250MPa
FP1.6所以满足条件PFP，故安全。
2，按接触强度计算。
计算接触应力：
5-7
FtKAKvKHKHKHPu1
HZHZEZZ（MPa）公式：
bd1u
式中H——齿面的接触应力；
ZH——节点区域系数，ZH2.5；
ZE——弹性系数，ZE189.8；
Z——重合度系数，Z0.875；
Z——螺旋角系数，Z1.0；
Ft——端面内分度圆名义切向力，Ft4304N；
KA——使用系数，KA1；
Kv——动载系数，Kv1.25；
KH——接触强度计算的齿向载荷分布系数，KH1.15；
KH——接触强度计算的齿间载荷分配系数，KH1.1；
KHP——计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数，KHP1.10；u——齿数比，u105382.76；
b——齿宽，b30mm；
d1——小齿轮的分度圆直径，d195mm；
计算许用接触应力：
式中HP——齿面许用接触应力；
Hlim——试验齿轮的接触疲劳极限，Hlim480MPa；
ZN——接触强度计算的寿命系数，ZN1.6；
Zv——速度系数，Zv1；
ZR——粗糙度系数，ZR1.0；
ZW——工作硬化系数，ZW1.12；
ZX——接触强度计算的尺寸系数，ZX1.0；
SHmin——接触强度计算的最小安全系数，SHmin1.26；
5.4行星齿轮传动c-b副的强度校核计算
1，按接触强度计算
计算接触应力：
式中H——齿面的接触应力；
ZH——节点区域系数，ZH2.5；
ZE——弹性系数，ZE189.8；
Z——重合度系数，Z0.86；
Z——螺旋角系数，
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