毕业设计（论文）-电动葫芦的改进设计

毕业设计（ 论文 政研论文下载论文大学下载论文大学下载关于长拳的论文浙大论文封面下载 ）-电动葫芦的改进设计 郑州大学毕业设计计算说明书(论文) 题 目: 电动葫芦的改进设计 院 系 机械工程学院 专 业 机械设计制造及自动化 年 级 04级2班 学生姓名 指导教师 2008年 6月6日 摘要 作为一种轻小型起重设备，钢丝绳电动葫芦已经在工厂，仓库，港口，车站 等多个领域和部门中得到了广泛的应用。它是集电动机，减速器和钢丝绳卷筒(或 环链)为一体的小型起重设备，配合单梁桥式或门式起重机，组成一个完整的起 重机械。然而，在我国电动葫芦的发展却不容乐观。国内电动葫芦不仅减速器结 构单一，而且产品的体积和质量比较大，性能不高。和国外同类产品相比，存在 很大的差距。为此，我们进行了针对电动葫芦结构的改进设计。 本设计首先分析了国内外电动葫芦的发展状况，比较其差别，从而最终确定 了对传统圆柱齿轮减速器的改进。为了使改进的电动葫芦达到体积小，质量轻的 目的，通过综合比较分析各种传动装置，最终选定了渐开线行星齿轮少齿差型传 动装置，并且选定钢丝绳，计算和校核卷筒，选择和校核电动机，从而达到了减 小电动葫芦体积和质量的目的。 关键词:电动葫芦 行星齿轮减速器 渐开线少齿差行星齿轮传动 N型 ABSTRCAT As one kind of light small lifting equipment, the steel wire electric hoist is widely used in factories, warehouses, ports, railway stations and other fields and departments. It is the collection electric motor, and wire rope reel machine slowdown (or link chain) for the integration of small hoisting equipment, most also carry trolleys walk with bridge or doors Cranes form a complete lifting appliances. However the development of the electric hoist in our country is not optimistic. In our country, there is not only single kind of the decelerator’s structure of the electric hoist, moreover the product volume and the quality quite are big, the performance is poor. Compared to similar foreign products, there is a big gap. To this end, we carried out a structure of the electric hoist improved design. This design has first analyzed the domestic and foreign electric hoist's development condition, compared with its difference, thus finally has determined to the tradition cylindrical gears reduction gear improvement. In order to improve electric hoist to the small size, light weight of purpose through comprehensive comparative analysis of various transmission device, ultimately selected N planetary gear-type transmission device, and selected rope, calculated and checked drum, Selected and examined electric motor, thus had achieved reduces the electric hoist volume and the quality goal. Finally, I carried on the assembly simulation through three-dimensional software to the reduction gear, in order to discover some insufficiency, so as to be improved. I Key words: Electric hoist Decelerator planetary involute gear drive with N small teeth difference II 目录 摘要 ..........................................................................................................I ABSTRCAT ..............................................................................................I 1绪论 ...................................................................................................... 1 1.1起重机论述 ......................................................................................................... 1 1.1.1起重机简介 ...................................................................................................................... 1 1.1.2起重机的主要发展趋势 .................................................................................................. 2 1.2国外起重机的现状和发展趋势 .......................................................................... 3 1.3起重机的技术现状及发展趋势 .......................................................................... 4 1.3.1CDl型钢丝绳电动葫芦存在的不足 ............................................................................... 4 1.3.2国内钢丝绳电动葫芦发展方向 ...................................................................................... 5 1.4 本课题的主要研究内容 ..................................................................................... 62.传动 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 的拟定 .................................................................................. 7 2.1引言 .................................................................................................................... 7 2.2传动方案的选择 ................................................................................................. 7 2.2.1 定轴轮系传动 ................................................................................................................. 7 2.2.2行星轮系传动 .................................................................................................................. 7 2.3 拟订传动方案 .................................................................................................... 9 3.电动葫芦的设计计算 ......................................................................... 10 3.1钢丝绳的选择 ....................................................................................................10 3.2滑轮组的选择 .................................................................................................... 11 3.3卷筒的设计 ........................................................................................................123.4电动机功率的选择 ............................................................................................14 3.4.1电动机的初选 ................................................................................................................ 14 3.4.2电动机的过载校验 ........................................................................................................ 15 3.5减速器的选择 ....................................................................................................15 3.5.1减速器传动比的计算: ................................................................................................ 15 3.5.2传动形式的选取 ............................................................................................................ 16 3.6 初步计算齿轮的主要参数 ................................................................................16 3.6.1类型选择及齿轮齿数确定 ............................................................................................ 16 3.6.2主要零件的材质和齿轮精度 ........................................................................................ 16 2 3.6.3啮合角及变位系数 ........................................................................................................ 17 3.6.4啮合角及变位系数确定 ................................................................................................ 18 3.6.5几何尺寸计算限制条件检查 ........................................................................................ 19 3.6.6切削内齿轮插齿刀的选择 ............................................................................................ 19 3.6.7切齿内齿轮的其他限制条件检查 ................................................................................ 21 3.6.8切削外齿轮的限制条件检查 ........................................................................................ 21 3.6.9内啮合其他限制条件检查 ............................................................................................ 21 3.6.10转臂轴承受力 .............................................................................................................. 23 3.6.11强度计算 ...................................................................................................................... 25 3.7轴的设计计算及校核 ........................................................................................26 3.7.1.初步确定轴的最小直径 ................................................................................................ 26 3.7.2.轴的结构设计 ................................................................................................................ 26 4结论和展望 ........................................................................................ 31 4.1结论 ...................................................................................................................31 4.2 展望 ..................................................................................................................31 致谢 ....................................................................................................... 33 参考文献 ............................................................................................... 34 2 1绪论 1.1起重机论述 1.1.1起重机简介 起重机是在一定范围内垂直提升和水平搬运重物的多动作起重机械，又称吊车。它主要用来吊运成件物品，配备适当吊具后也可吊运散状物料和液态物料。 起重机的工作特点是作间歇性运动，即在一个工作循环中取料、运移、卸载等动作的相应机构是交替工作的。各机构经常处于起动、制动和正反方向运转的工作状态。 中国古代灌溉农田用的桔槔是臂架型起重机的雏形;14世纪，西欧出现人力 和畜力驱动的转动臂架型起重机;19世纪前期，出现了桥式起重机;起重机的重要磨损件如轴、齿轮和吊具等开始采用金 属 材料 关于××同志的政审材料调查表环保先进个人材料国家普通话测试材料农民专业合作社注销四查四问剖析材料 制造，并开始采用水力驱动;到了19世纪后期，蒸汽驱动的起重机逐渐取代了水力驱动的起重机;20世纪20年代开始，由于电气工业和内燃机工业的迅速发展，以电动机或内燃机为动力装置的各种起重机基本形成。 起重机通常按结构分为臂架型起重机和桥架型起重机。臂架型起重机包括塔式起重机、门座起重机、浮游起重机、自行式起重机、由桅杆和臂架组成的桅杆起重机、沿墙壁运行的壁行起重机和装在船舶甲板上的甲板起重机等;桥架型起重机包括桥式起重机、龙门起重机、运载桥和缆索起重机等。起重机也可按用途、驱动方式和机动性等特点分类。 臂架型起重机通过外伸的长臂架，可将重物搬运到离机座较远的地方， 主要用于车、船的装卸作业。臂架有可俯仰的倾斜式和不可俯仰的水平式两种。倾斜臂架起重机的吊具悬挂在臂架顶端滑轮的下面，水平臂架起重机的臂架上有带吊具的起重小车。 臂架型起重机一般可以回转，通过起重机的回转和臂架的俯仰，或起重小车沿臂架的运行，使重物在特定范围内移动。这类起重机的起重能力以臂架最小幅度时的额定起重重量和额定起重力矩来表示。幅度是吊具离起重机回转中心线的水平距离，起重力矩是起吊物品的重力与幅度的乘积。 桥架型起重机具有水平桥架，能越过地面障碍物吊运重物，或完成一定的工艺操作，它广泛应用于机械制造和冶金等部门的车间和室内外仓库。桥式起重机在高架轨道上运行，其他桥架型起重机则在地面轨道上运行。起重小车沿桥架上的轨道运行，通过桥架和起重小车的运动，可以获得矩形的工作范围。表征这类起重机的主要参数是额定起重量和跨度。 起重机的型式很多，但其主要组成部分都包括起升机构、运行机构、变幅机构和回转机构，以及金属结构等。有的起重机还有完成一定工艺操作的专用工作装置，如夹钳起重机的夹钳。 起升机构是起重机最基本的工作机构，大多由吊挂系统和绞车组成，也有通过液压系统升降重物的。吊挂系统一般由钢丝绳、滑轮组和吊具组成，吊钩是最常见的吊具。绞车可安置在起重小车上，也可安置在起重机金属结构上或附近的 1 地基上，通过收放钢丝绳而升降重物，有时可用电动葫芦或手动葫芦作为起升机构。有些起重机还配有副起升机构，用以吊运较轻的物品或进行辅助作业。 运行机构是用以纵向水平运移重物 ，或调整起重机工作位置的部件，一般由电动机、减速器、制动器和车轮组成。现代起重机中，两侧车轮通常由各自独立的驱动机构带动，也有采用由电动机、减速器和制动器组合成一体的“三合一”方式。 起重小车运行机构的组成与起重机运行机构相似，用以横向水平运移重物或调整小车位置。大多数小车是自行式的，即本身带驱动装置;有时为了减轻小车自重，也可采用钢丝绳牵引式的，即把驱动机构装在水平臂架或桥架的一端。 变幅机构只有在臂架型起重机上才配备。臂架仰起时幅度减小，俯下时幅度增大。按性能要求可分为平衡变幅和非平衡变幅两种;按作业要求又可分为工作性变幅和非工作性变幅两种。 回转机构是用以使臂架回转 的部件，由驱动装置和回转支承装置组成。驱动装置带动起重机的转动部分回转，回转支承装置使起重机的转动部分支持在非转动部分上。 金属结构是指起重机的骨架。各种起重机有不同的结构型式 ，主要承载件如桥架、臂架和门架可以是箱形结构或桁架结构，也可以是腹板结构。金属结构的尺寸和重量占起重机外形尺寸和总重量的很大部分，要在保证强度、稳定性和刚度，即保证金属结构不发生破坏、不产生过度变形和振动的条件下，尽量减轻结构重量。 多数起重机是用电动机驱动的，人力驱动仅适用于起重量很小且搬运距离不大的起重机。与普通电动机比较，起重机专用电动机的起动转矩大、转子的转动惯量小、机械强度高。交流绕线型电动机用得最多。需要在很大范围内平稳调速时，也可采用直流电动机。自行式起重机和浮游起重机大多采用内燃机或内燃机-电机驱动。 起重机的操作方式很多，通常是在司机室内操纵;也可在地面上用按钮操纵;还可以采用有线或无线远距离控制。当要完成固定程序的作业时，可以采用程序控制的方法自动完成多种动作。 起重机的故障会引起重大的人身事故和经济损失，因此，在起重机上装有各种起重机安全装置，如防止超载的负荷限制器，限制起重机、起重小车或吊具位置的行程开关，防止起重机被大风吹走的起重机夹轨器，以及信号装置等。对臂架型起重机尤其要注意整体稳定性，即保证它在外载荷作用下不发生倾翻。 1.1.2起重机的主要发展趋势 研制更合理的金属结构、机构和零部件，以减少金属消耗量;发展大起重量的起重机;提高工作速度、扩大调速范围;研究结构振动问题;提高金属结构、机构和电气设备的可靠性和使用寿命;改善司机操作的条件，保证作业安全提高自动化控制程度和扩大远距离控制系统的使用范围尤其是把它们应用到作业频繁的仓库堆垛起重机和环境恶劣的冶金起重机上。 2 1.2国外起重机的现状和发展趋势 1. 产品向大型化、高效化方向发展 由于世界上出现越来越多的干散货专业化、大型化码头，导致码头装卸设备的性能参数不断提高。 2.自动化程度提高，重视发展机电一休化设备 对于成套装卸运输设备进行集中的自动化控制和计算机管理，是国外近一、二十年来技术发展的主要趋势之一。在散料码头、料场、露天矿，对整个物流用计算机和可编程序控制器进行管理和过程控制已十分普遍。白动控制系统通常按现场条件和需要选取，比较典型的方案是在码头由中控系统控制全装卸区的皮带机系统、装车系统、装卸船机、斗轮堆取料机等。由可编程序控制器控制皮带机系统和装车系统，由中控宝计算机负责全系统的管理和事故监测、工艺路线的优选、皮带机运输系统与前后各单机之间的联机。各单机仍由司机操作或半自动操作。它们与中控室之间的信息传输采用感应传输或者电缆串行传递信息。 3.用新材料、新部件，改进传统产品的结构和性能 在单机上采用新材料和新结构的实例很多，其中影响较大的有:桥式起重机桥架端梁和主梁采用可拆联结，大车和小车运行机构采用电机、制动器和减速机连成一体的结构，进而与端梁和大车轮结合，制成独立部件，便于运输与管理。轻型工作制桥式起重机逐渐采用电葫芦小车结构，方便于制造，减轻了重量。起升机构和大车运行机构广泛采用了调速装置，改善了运行性能。 4.提高产品可靠性、安全性、注意人机工程学的应用 为了保证起重运输机械的工作安全可靠，从设计、制造以及运转、使用等方面采取了措施。在设计方面，重视对产品的载荷谱、工作条件、载荷情况进行研究，从而保证产品的结构合理、使用可靠。对于工作级别在A6以上的起重机，均要求进行疲劳计算。各类起重机普遍装设了起重量限制器或起重力矩限制器，并配以各种音响和灯光报警;对于大车运行，设有防止互撞的检装置。对于吊运高温与危险物品的起重机，从结构上充分寿虑了安全可靠性。 5.采用先进的设计理论、方法和手段 在起重运输机械产品设计中，优化设计和结构的有限元分析已普遍采用。苏联和联邦德国最近提出采用极限状态法进行设计，并已提到国际 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 化组织((ISO)进行讨论。但由于可供极限状态法设计采用的统计数据很不充分，至今并未达到实用的程度。可靠性设计有了较大的发展，已将可靠性指标列入起重机的质量标准，计算机辅助设计(CAD})在国外已经普及，CAD系统使设计人员能够对未来的产品进行精确的计算分析、三维设计造型、千涉检验、动态仿真、方案优化、快速绘画，从而提高设计的质量和速度，特别是将CAD和CAM(计算机辅助制造)联结起来，更能保证快速而精确地生产出优质的产品。 6.加强对物流系统的研究 物流是指物质资料由供应者向需要者的移动。它的功能包括物资的包装、运输、装卸、保管、流通加工以及废弃物回收等过程，以及与之相联系的物流信息，把物流的诸环节视为一个大系统进行设计和管理，以求系统结构最比、各单机匹配最合理，实现物流合理化，取得最大的经济效益一一就是物流系统研究的任务 3 和内容。因此，国外把物流称之为“利润的笔三源泉”。物流系统的研究进展很快，已经可以用计算机模拟的方法对一个物流系统进行平价。最常用的是数字分析技术，即对一个已选定的物流系统方案进行分析计算，评价它的上产率、搬运周期、等待时间等等设计人员感踌趣的参数，寻找薄弱环节。必要时，可改变系统的各种参量，对新的方案重新分析，直至求得最满意的方案为止。还有一种图象显示技术，它把模拟的物流系统用图象显示出来，形象地显示物料沿系统运动的情况。 1.3起重机的技术现状及发展趋势 1.3.1CDl型钢丝绳电动葫芦存在的不足 (1)系列化问题品种少、规格不齐。CDI型钢丝绳电动葫芦起重量只有0.5 t, 1 t, 2 t, 3 t,5t, 10t6种，起升高度的覆盖范围为6一30 m，起升速度:1一5t单速为8 m/min，双速为8/0.8 m/min; lOt单速7 m/min，双速为7/0.7 m/min。虽然国内一些厂家在10t基础上发展了16 t, 20t扩充系列的大吨位电动葫芦，但仍不能形成较完整合理的钢丝绳电动葫芦产品系列，与国外的起重量范围0. 2s一80 t及多种起升高度和起升速度组合相比存在很大的差距。 (2)工作级别 CDl型钢丝绳电动葫芦没有进行工作级别的划分，不适应实际使用工况，多数情况下造成不合理的使用。按新的工作级别划分规则，CD1型韧丝绳电动葫芦的工作级别为M3，而国外的钢丝丝绳电动葫芦能适应的工作级别范围为M3一M6。 (3)基型的变换 CD1型钢丝绳电动葫芦滑轮组结构形式及倍率单一(0.5 t一5t滑轮组倍率为2/l; 10 t倍率为4/2)。安装方式只有悬挂和固定式2和，变化少，可开发功能低。而国外钢丝绳电动葫芦滑轮组结构及倍率组合方式多样，安装方式除悬挂与固定式外，还有低净空安装、双吊点形式及其他特殊用途的钢丝绳电动葫芦。而CDl型钢丝绳电动葫芦在这些方面基本是空白。 (4)结构设计 CDl型钢丝绳电动葫芦的结构设计虽然较TV型钢丝绳电动葫芦有了较大改进，但其外形美观性差，圆形结构不便于安装、运输，外形的局限性严重阻碍了基型的变化。而国外的钢丝绳电动葫芦，多为方形结构设计，既美观便于安装、运输，还能很好地适应模块化设计，便于基型的组合和变换，大大拓宽了钢丝绳电动葫芦的使用范围。 (5)配套电动机 CD1型钢丝绳电动葫芦配套的锥形转子电机，单速为4极，双速为1/10的子母机，而国外钢丝绳电动葫芦电机采用2极电机，双速采用双绕组和变极式，这样结构简单、体积小、自重轻，有利于降低制造成本。另外，CDl型钢丝绳电动葫芦配套电机在绝缘等级和防护等级及噪声方面与国外葫芦相比差距仍很大。 (6)减速器 CD1型钢丝绳电动葫芦减速器制造精度和传动效率低，噪声大，齿轮参数设计不甚合理，特别反映在有效提高承载能力和各级齿轮与齿轮副之间的强度均等方面。 (7)安全保护措施 CD1型钢丝绳电动葫芦，只有上、下限位保护，超载保护。而国外钢丝绳电动葫芦除有上述保护功能，还具有错相、缺相、过热保护、多制动系统保护等。 4 (8)电气控制 CD1型钢丝绳电动葫芦电控箱外观协调性差，电气元件的使用寿命较低，故障率高。 (9)零部件设计CD1型钢丝绳电动葫芦的吊钩、电动小车装置等关键零部件，成组设计及互换性较差，且结构较笨重。 1.3.2国内钢丝绳电动葫芦发展方向 (1)系列设计合理化。推荐参数:起重量从0.25一80 t，起升高度6一63 m，利用较少的基型覆盖整个系列。起升速度多样化佳荐值，爬速8m/min, 10 m/min.,12m/min双速1/10, 1/3, 1/4速比变化。双速方案应考虑子母机、双绕组及变极式，或采用变频无极调速技术。设计时参考GB3811-1983《起重机设计规范》工作级别划分，将工作级别覆盖范围扩充到M3一M6。 (2)结构形式应能满足多种工况如:低净空、双吊点等多种安装固定方式;可遥控 操纵、绝缘型、防腐防潮、耐高温高热、防爆等多种功能的产品。 (3)外形设计改变传统的圆形设计，采用方形结构形式，模块化设计，增加零部件的通用性，布置方式由原来的电机一中间轴一减速器一卷筒的形式，改为电机一减速器一卷筒的布置方式，既有利于有效地提高钢丝绳电动葫芦起升高度，又避免高速轴长轴传动，可提高运行的平稳性和可靠性，降低制造成本。增加滑轮倍率范围，提高单机使用范围。 (4)采用优质高强度钢丝绳，按GB3811-1983标准要求，在满足抗拉强度安全系数的前提下，尽可能减小钢丝绳直径，采用相适应的卷筒直径与钢丝绳直径之比(hl)及滑轮直径与钢丝绳直径之比(h2)，以利于缩小整机结构和自重。 (5)优化齿轮设计提高齿轮的承载能力。齿轮可采用40 Cr或42 CrMn, 40MnB材质，调质和表面淬火处理或氮化，原采用的20 CrMnTi或20 MnTiB材质虽然在齿轮的抗弯强度和接触强度方面较理想，但是受国内基础加工水平影响，齿轮加工精度低，渗碳淬火热处理变形量难控制，后序又无磨齿工艺，难免存在齿轮噪声大、效率低等缺点。新材质及热处理方法已在国内许多厂家推广。此外，采用硬齿面与中硬齿面配对啮合的齿轮副，高速级齿轮采用剃齿工艺，齿轮螺旋角选在12?左右，这些都是提高齿轮传动平稳性的有效途径。 齿轮传动箱体、箱盖结构设计应有利于噪声的吸收与减振，传动轴承应提高精度等级。 (6)电机采用2, 4, 6极锥形转子电机以适用各种不同工况。电机绝缘等级应提高至F级和H级，防护等级提高至IP54;电机设置过热保护元件;电机的设计应考虑有效提高有用功率，降压能力和起、制动能力;提高电机设计温升，充分发挥电机的潜能，电机的降噪除了在设计、加工、制造精度上要提高外，还应从设计上考虑降低电磁噪声和风道涡流噪声的措施。 电机的设计也应遵循工作级别划分原则，提高单机使用用途。 (7)增加电气保护措施，除上下限位保护外，还应增加超载保护(个别情况下考虑欠载保护);错相、缺相、失压保护;吊钩防脱绳保护。开发多制动功能机型如:双制动(电机锥形制动轮制动+高速轴上补偿制动);三制动(锥形制动轮制动+高速轴上补偿制动+卷筒上安全闸)。根据用户需要增加起升高度、负载数字显示功能。 (8)高耐磨、高强度导绳器材料及导绳器导绳性能一直是国内许多生产电动葫 5 芦的企业探讨的课题，目前，国内已掌握了一部分成功经验。 (9)其他零部件如吊钩、小车等设计要考虑成组性和通用性。 (10)提高配套件如钢丝绳、轴承等标准件的质量。 (11)提高接触器、变压器等电控元件的机械寿命和电寿命，电控箱的外形设计应考虑与葫芦整体的协调。 (12)注重整机的油漆、包装等外观品质。 1.4 本课题的主要研究内容 本课题将首先分析目前国内外起重机的发展现状与电动葫芦的特点，针对10吨电动葫芦减速器原方案进行改进设计，完成改进后进行电动葫芦减速器的结构设计和关键零部件设计计算。 根据以上思想，毕业设计主要完成工作如下: 1. 通过调研了解国内外电动葫芦的发展现状以及其结构特点; 2. 分析比较各种传动方案的利弊，根据改进的思想，最终选定N型少齿差行星减速器的传动方案。 3. 参考上届同学的电动葫芦减速器原方案进行改进设计,对其进行校验修改，并在其基础上提出改进。 4. 完成毕业论文。 6 2.传动方案的拟定 2.1引言 本题目是关于电动葫芦的整体改进方案方面的研究。电动葫芦是集电动机、减速机和钢丝绳卷筒(或环链)为一体的小型起重设备，大多数还带有行走小车，配合单梁桥式或门式起重机，组成一个完整的起重机械。电动葫芦的主体，是钢丝绳卷筒居中，一端是电动机，通过中间的转动轴，将动力传递到另一端的减速器，减速机带动卷筒(或环链)钢丝绳起重。 据了解，我国目前生产、使用的电动葫芦绝大多数是1963年设计的CD/MD型及对其进行不同改进的电动葫芦，就其产品设计质量的综合评价是不尽如人意的。产品的设计、生产应满足用户的需求。 2.2传动方案的选择 2.2.1 定轴轮系传动 普通圆柱齿轮传动是结构最简单，应用也最广泛的一种传动系统。但其体积和重量偏大，传动效率不高，使其不符合本改进设计的思想。 2.2.2行星轮系传动 1. 渐开线圆柱齿轮行星传动 渐开线行星齿轮传动是一种至少有一个齿轮及其几何轴线绕着位置固定的几何轴线作回转运动的齿轮传动。与普通圆柱齿轮传动相比较，渐开线圆柱齿轮行星传动有这样的特点: (1)在传递动力时它可以进行功率分流; (2)其输入轴和输出轴具有同轴性，即输入轴与输出轴均设置在同一主轴线上。因此行星齿轮传动得到了越来越广泛的应用。 渐开线圆柱齿轮行星传动的主要优点如下: 1)体积小，质量小，结构紧凑，承载能力大; 2)传动效率高: 在传动类型选择恰当、结构布局合理的情况下，其效率值高达0.97~0.99; 3)传动比较大，可以实现运动的合成与分解; 4)运动平稳、抗冲击和振动的能力强。 渐开线圆柱齿轮行星传动的缺点如下: 1)材料优质，结构较复杂，精度要求高，制造较困难; 2)小规格、单台生产时制造成本较高; 3)由于体积小，导致散热不良，因而要求有良好的润滑，甚至需采取冷却措施。 7 2. 摆线针轮传动 摆线针轮传动的基本原理如下图所示: 图2.1.2-1 摆线针轮 摆线针轮传动是一种采用摆线针齿啮合行星传动原理的先进传动装置。其主要特点如下: 1)体积小，重量轻。由于采用行星传动机构，输入输出轴同轴线，结构紧凑。与同功率的普通齿轮减速机相比，体积和重量均可减少1/2—2/3。 2)传动比范围大，单级减速比可达11--87; 3)传动效率高.可达90,--97,; 4)运转平稳，无噪音，耐冲击和超负荷。 5)故障少，使用寿命长，与普通齿轮减速机相比可提高2-3倍以上。 由于上述优点，摆线针轮传动在许多情况下可替代二级，三级普通齿轮传动，广泛应用于起重等行业中。 但是，这种传动方式结构复杂，制造比较困难，加工和装配精度要求较高，同时需要专门的加工设备，而且摆线轮尚缺乏一套完善的测量方法和测量工具，故其应用受到一定限制。 3. 少齿差行星传动 渐开线少齿差行星传动具有传动比大(一级减速传动比可达100，二级减速传动传动比可达10000以上)、结构简单紧凑、体积小、重量轻、加工装配及维修方便、传动效率高(可达80,,87,左右)等优点，被广泛用于冶金机构、食品工业、石油化工、起重运输及仪表制造等行业。 渐开线少齿差行星传动原理同摆线针轮传动一样，只是用渐开线齿轮啮合代替摆线针齿啮合，尽管这种替代增加了传动的外廓尺寸和摩擦损失，但其渐开线 8 齿型较摆线针轮容易加工，这一优势使其应用范围进一步加大。 4. 销齿传动 销齿的轮齿是圆销形，它是齿轮传动的一种特殊形式，其中具有圆销齿的大齿轮称为销轮，而另一个具有一般齿轮轮齿齿型的小齿轮仍称为齿轮。与一般齿轮相比，它具有结构简单、加工容易、造价低、拆修方便等优点。但其传动比范围较小，适用于低速、重载的机械传动和工作条件较恶劣的场合中。 5. 活齿传动 活齿传动是一种新型的传动方式，与一般少齿差行星齿轮传动相似，单级传动比大;都是同轴传动，但同时啮合齿数更多，承载能力和抗冲击能力较强，由于不需要一般少齿差行星齿轮传动所必需的输出机构，使得结构比较紧凑，功率损耗小。已经广泛应用于石油化工，冶金矿山，轻工制药，粮油食品，纺织印染，起重运输以及工程机械等行业中。 我国的活齿传动技术发展也比较迅速，逐步形成了规模生产，但相对与传统的减速器来说，应用还不普遍，标准化，系列化工作还不完善。 2.3 拟订传动方案 根据电动葫芦短期间歇工作方式的特点，以及改进思想要求的结构紧凑，体积小，质量轻，减速器传动比大等特点。据[1] P9表1-1中的各传动类型的工作特点可知，少齿差型行星齿轮传动形式较适于短期间断的工作方式，并且结构紧凑，传动比大。其中为便于制造和装配，并且结构更加紧凑，选用N型少齿差销轴式行星减速器。 9 3.电动葫芦的设计计算 3.1钢丝绳的选择 钢丝绳的选择包括钢丝绳结构形式的选择和钢丝绳直径的选择。 绕经滑轮和卷筒机构工作的钢丝绳应优先选用线接触钢丝绳.在腐蚀环境中应采用镀锌钢丝绳。钢丝绳的性能和强度应满足机构安全正常工作爱的要求。根据钢丝绳的构造特点，结合起重机的使用条件和要求，参照表2-1选择钢丝绳的型号，然后按照以下两种方法确定最小的钢丝绳直径，参照表2-2、2-3国产部分钢丝绳的主要技术性能指标选择钢丝绳。 d,csmax,0.09625611,15.36mm直径的确定: 取d=20mm NC——选择系数(mm/) smax=钢丝绳最大工作静压力(N) S——有起升载荷(额定起重重量，钢丝绳悬挂部分重量，滑轮组及其它吊具的重量，并考虑滑轮组效率和倍率来确定) Q1100000起s= ,,,25611Nmax,,,2m？2，2，0.988，0.9912组 选择系数C的取值和工作级别有关，见表2-4。表中C值是钢丝绳充满系数 ,、k和,为0.46，折减系数为0.82时的数值。当钢丝绳的值与表中不同时,可根b ,、k和,据工作级别从表中选择安全系数n,并根据所用钢丝绳的按下式换算选b择系数C，最后按式(3-1)计算钢丝绳直径。 式中:n——安全系数，按表2-4选取; F K——钢丝绳折减系数，等于整绳破断拉力与钢丝绳破断拉力总和0 之比; t, , ——钢丝绳充满系数，由下式求和 全部钢丝绳断面面积总和, = 钢丝绳断面毛面积 , ——钢丝绳的公称抗拉强度 b 10 ,选择及机构工作级别后根据《起重机械》36页表2-4选择系数C值，C取b 2,,0.096。其中为钢丝绳公称拉伸强度，取=1770N/。 mmbb 机构工作级别的确定参照《起重机械》17页，利用等级选择U5，载荷状态选择Q-2中，查表1-8从而确定机构工作级别A5。 钢丝绳结构形式的选择，参照《起重机械》32页选取; 20 NAT 6(9+9+1)W+IWR1770 ZS161 GB8707 钢丝绳公称直径为16mm，表面状态为光面钢丝，每股19丝粗细型金属丝绳 MP芯，钢丝公称抗拉强度为1770，捻向为右交互捻，钢丝绳最小拉断力为161N。 a 3.2滑轮组的选择 滑轮组是钢丝绳和一定数量的定滑轮和动滑轮组成的。按滑轮的公用不同，滑轮组可以分为省力滑轮组和增力滑轮组两类， 滑轮组按其构造不同，一般可以分为单联滑轮组和双联滑轮组两种，大型起重机目前有采用四联滑轮组的。 结合本课题有关参数，选用双联滑轮组: 双联滑轮组也称是对称滑轮组，是有两个单联滑轮组并联而成的，绕入卷筒的钢丝绳分支数为两根。为了使钢丝绳有一边的单联滑轮组过渡到另一边的单联滑轮组，中间装有一个平衡滑轮(或平衡杠杆，也叫平衡架)来调整两边钢丝绳的拉力及长度，平衡滑轮在正常情况下并转动，只在两边钢丝绳拉力不相同的时候才转动，使两边钢丝绳保持平衡。 图3-1 双联滑轮组 11 倍率:滑轮组的倍率a等于悬挂物品的钢丝绳分支数i与绕入卷筒的钢丝绳分支数之比。 对于双联滑轮组倍率等于钢丝绳分支数的一般，即a=1/2i。 在起重机的设计中，合理的确定滑轮组的倍率是很重要的。选用较大的倍率，可以使钢丝绳拉力减小，从而是钢丝绳直径、卷筒和滑轮直径都减小。减少了钢丝绳的拉力及卷筒直径会使卷筒的扭矩减小名也就使减速器输出轴的扭矩减小。滑轮组本身具有传动比，选用较大的倍率，减速器的速比就可以减小，这样会使整个起升机构尺寸小、重量轻。但是，滑轮组倍率过大又会滑轮组本身笨重复杂，卷筒加长，钢丝绳磨损加重。一般情况下，大起重量选用较大倍率的滑轮组，可避免太粗的钢丝绳;双联滑轮组选用较小的倍率;起升高度较高时，选用较小倍率的滑轮组，可以避免绕绳量过大。 选择A=4/2=2 参考《起重机械》50页表3-3，由轴承形式及滑轮组倍率确定滑轮组效率,,0.99 。 z 3.3卷筒的设计 直径D:卷筒直径D与滑轮直径一样，是以槽底计算的直径。卷筒直径的确定 D方法与滑轮完全相同。根据起重机械设计规范，卷筒卷绕直径(计算直径)不0能小于规定数值 D,hd,18，20,360mm 0min D——按钢丝绳中心计算的卷筒最小直径(mm) 0min H—— 与机构级别和钢丝绳有关的系数，由表3-2选取 d——钢丝绳直径(mm) 设计是卷筒直径D?(h-1)d=340mm(槽底直径) D 取=434mm D=424mm 0 卷筒直径的大小影响钢丝绳的寿命。从有利于钢丝绳寿命来看，卷筒直径越大越好，但这又会使传动机构过于庞大。从有利于传动机构来看，卷筒直径消耗，这样可以使传动机构紧凑。在起升高度大时，为了不使卷筒过长，常选用较大的卷筒直径。 12 图3-2 双联卷筒 卷筒长度L: 选用多层卷绕方式;绕在卷筒上的钢丝绳共绕n层，每层拥有Z圈，各层卷绕 D、D？？、D,直径分别为总的绕线长度为 12n ，，L,z,nD，D，D？？，D 3-15 123n绳 D,D，d 1 D,D，2d,D，3d 21 D,D，2d,D，5d 32 „„ ，，D,D，2n,1d n 代入上式(3-15)得 ,,，，L,z,Nd，D,,1，3，5？？，2n,1 绳 13 1，(2n,1),,2其中 1+3+5+„„+(2n-1)=n,n 2 因此式(3-15)可以写作 L,z,n(D，nd) 绳 L绳从而得出每层卷绕圈数为 Z= (D，nd)必须的卷绕长度为起升高度与滑轮组倍率值乘积 L,Ha 绳 钢丝绳卷绕节距 ?d t 所以多层卷绕的卷绕长度为 L =1.1Zt=1.1Had/z,n(D，nd) 绳 式中:1.1——钢丝绳卷绕不均匀系数 卷筒壁厚，可先按经验公式初步确定，在进行强度验,算 , ,,0.002D，(6,10)mm 铸造时卷筒应考虑工艺要求，使壁厚不应小于12mm。 3.4电动机功率的选择 3.4.1电动机的初选: FVee p,g60000, F ——钢丝绳的额定拉力(N) e V ——钢丝绳的额定速度() m/mine ——转动效率(传动装置、轴承、联轴器、离合器、卷筒等) , , FV100000，7ee ,,12.96KW p,g60000,60000/0.9查《起重机电器设备的故障诊断与修理》第99页表3-61选用ZDI52-4型电动机， 其参数为: 14 额定转矩最大转矩/额堵转转矩/额功率/KW 堵转电流A r/min 定转矩 定转矩 13 1400 3.0 3.0 229 静制动力矩转动惯量 ,效率 功率因数 03kg/m/ /Nm 82 0.82 255.4 1.12 3.4.2电动机的过载校验 2FvJn,,1j, P(KW),，n,,m100091280t,asa 其中 29.3(Q，G)v2 J,K(J，J)m，(kg,m),122,n, 3.5减速器的选择 3.5.1减速器传动比的计算: 重物提升速度为7选用倍率a=2双联滑轮组。 m/min 7，2，1000n,,14.6r/m故卷筒速度为: ,D0 n,1400r/min有电动机额定转速 0 n0i,96i,,95.89故减速器传动比 取 00n 15 3.5.2传动形式的选取 i,96由传动比及工作条件，工作要求，选择N型少齿差行星传动形式，其0 主要性能参数见图如下: 这种传动的特点是传动比大，体积小，重量轻，运转平稳，齿形容易加工，拆卸方便。合理的设计、制造及润滑，可使传动效率达0.85以上。少齿差适合于大传动、小功率的工况。 齿数差很少的内啮合传动，为了避免内、外齿轮之间的齿廓重迭干涉，需采用较小的齿顶高及较大的啮合角，也就是短齿正传动。 图3-3传动原理图 如图1——高速轴;2——输出机构;3——低速轴; 3.6 初步计算齿轮的主要参数 3.6.1类型选择及齿轮齿数确定 选用N型销轴式 3.6.2主要零件的材质和齿轮精度 (1)、行星轮 40Cr 淬火后磨齿 HRC47,52 16 (2)、内齿轮 45钢调质 HB235,250 (3)、销轴 GCr15淬火 HRC58,64 (4)、低速轴 45钢调质 HB250,28 3.6.3啮合角及变位系数 通过查表6——17，《机械传动装置设计手册》 确定 齿数差 原始齿形角 啮合角 中心距 齿顶高 *Z–Z h, ,? b 21a 1 20? 55.9898? 0.84 0.80 另 齿数 变位系数 齿顶圆直径 跨齿数 公法线长度 D/mm ZXk W/mm a11111 96 -0.8789 95.442 9 25.836 齿数 变位系数 齿顶圆直径 跨齿槽数 公法线长度 d/mm XZk W/mm a22222 97 -0.5020 94.796 10 42.758 两棒直径 跨棒距 Sinap2 重合度 齿轮重迭干涉验算 d2/mm M/mm ? G5 p2 1.8 98.396 0.415 1.115 0.053 17 3.6.4啮合角及变位系数确定 1要求达【?a】=1.050【Ga】=0.050 2确定,?、X及X 12 *,(1)按上表初步选取,?=49?, =0.8, =20? ，，ha (0)，，x(2)取的初步值=0，计算几何尺寸及参数。按结构要求取模数m=2.75 x11 ，，d,mz ,2.75×96,264mm 11 ，，d,mz,2.75×97,266.75mm 22 ，，d,,dcos,264×cos20?,248.079mm b11 ，，d,,cos,266.75×cos20?,250.663mm db22 *(0)Z，，dX,m(，2，2) h1a11a ,2.75(96，2×0.8，2×0) ,268.4mm (0)(0)‘'eZ，，xX2,(z,)(,)/2， inv,inv,tg,112 000inv55.9898tg20,(97,96)( ,)/2，0 inv20 ,0.49 *(0)X，，d,m(z,2，2) h2a22a ,2.75(97,2×0.8，2×0.49) ,265.045mm ，，d，，b1，，,arccos, a1,,，，da1，， 248.079arccos，， , 268.04 ,22.439º ，，d，，b2，，,arccos, a2,,，，da2，， 18 250.663, arccos，，265.045 ,18.961º Za,m(z,)/2 12 ,2.75(97,96)/2 ,1.375mm ,,a,,a cos/cos, ,1.375cos20º/cos55.9898º ,2.31mm 3.6.5几何尺寸计算限制条件检查 分度圆及机缘没有变化 齿顶原 *Z，，dX , m(，2，2) ha111a ,2.75(96，2×0.8,2×0.8779) ,263.571mm *X，，d ,m(z,2，2) h2a22a 2.75(97，2×0.8,2×.5020) , ,259.589mm 3.6.6切削内齿轮插齿刀的选择 z按表5-5选用=28 0 (1) 径向切齿干涉 *zxX 查表5-5，至少为0，即=28，=0.224，=1.3， ，，h002a0 d=85.37mm a0 *X被加工内齿轮的参数为z=97，=-0.520，=0.8 ，，h22a ，，d=338.73mm a2 19 ，，，，,cos,d=mzcos/ aa222 ×cos20º/259.589 =2.75×97 =0.96561 ，，,=15.068º a2 ，，,=0.00637 inva2 z，，,d= mcos/ ，，cos,0aa00 =2.75×28×cos20º/85.37 =0.84756 ，，,=32.053º a0 ，，,=0.06672 inva0 zxX，，,,,=，2(,)/( z,) tg,invinv002a202 0tg20 =20º，2(-0.5020-0.224)/(97,28) inv =0.00743 ,,=15.85º 02 1222,,，，，，,,，，cos,,,z,,a00arcsin1,/ 1,,,,,,,,,,,，，cos,za2,,,,2,,，，，，,, 12220,，，,，，28cos32.053=/1,，， ,arcsin1，，,,0,,97,,cos15.068，，,，，, ,=0.51843= 0 1222,,，，，，,,,，，cos,,z,,a22arcsin,1/ ,1,,,,,,,,,,，，cos,za0,,0,,,,，，，，,, 122,，，,2,,0z,，，,1cos15.068,,,=arcsin,1/ ，，,,,0z,,cos32.053,,，，,,0，，, , =0.16436= 2 20 按表5-3公式校核 'z,,2，，，，，，,，inv,,inv,,,，inv,,inv, /,,aa02020202z0,, =0.51843+0.06672-0.00743-(97/28)(0.16436+0.00637-0.00743) =0.012,0 故不会发生径向切齿干涉 (2) 差齿啮合角 x, 插齿刀加工内齿轮不应出现茶匙啮合角,为负值的情况，由于,0，故在202 z，，,选择插齿刀时已经考虑到这个因素，选择=28，由上述计算知，使,inv0a02 =0.00743,0满足要求。 3.6.7切齿内齿轮的其他限制条件检查 (1)范成切顶干涉 zx当太少或太小，可能出现此种干涉，所以应满足表5-3中公式，00 ,，，tg1,，，a2zz,,0 ,0b,,tg,02，， 现 28-97(1- tg19.639º/tg15.85º)=52.9?0 故不会发生范成切顶干涉。 ，，db2，，d(2)齿顶必须是渐开线 应为=250.663,=256.045，内齿轮全齿廓为a2渐开线。 3.6.8切削外齿轮的限制条件检查 外齿用滚切法加工，只需检查有无根切， *hz,z，，min1, zmin =0.8(17-96)/17 X=-3.71,=-0.8789 1 故不会产生根切。 3.6.9内啮合其他限制条件检查 (1)渐开线干涉 21 ,，，tg,,a2zz,1,,0 ,,'12tg,,, 即 96-97(1-tg15.068º/tg55.9898º)=16.62,0 (2)外齿轮齿顶与内齿轮齿根过度曲线干涉检查 '''',,,,，，，，，，ztg,,tg,，ztg,,tg,，ztg,,tg,,0 aa120200210 式中外齿轮齿顶压力角为 mzcos,，，1，，, arccos,a1,,，，da1，， =arccos(2.75×96cos20 º/263.571) =19.742º 所以 00000,,,,，，96tg15.068,tg55.9898，97tg55.9898,tg15.85，28tg15.068,tg32.053 =-116.426+116.213-9.99 =-9.777,0 故无此种干涉。 (3) 内齿轮齿顶与外齿轮齿根过渡曲线干涉检查。 *4,，，hx''a1 ,,,, ,,，，，，,，,,,0ztgtgztgtg12a2,sin2 40.80.8789，，，0000,,962055.98989755.989815.068，，= tg,tg，tg,tg,sin40 =-107.33+117.639-10.448 =-0.139,0 (4) 顶隙检查 外齿齿轮根与内齿轮齿顶之间 ' ，，c,r,a,rafc12 ，，，，r,d式中/2 aa22 =259.589/2=129.794mm 'cosa a, 'cos, =1.375cos20º/cos55.9898º=2.31mm d*1，，,,,rmhx fca012 22 =264/2-2.75(1.25+0.8789)=126.15mm 故=129.796-2.31-126.15=1.334mm c1 内齿轮齿根与外齿轮齿顶之间 '，， ，，c,r,r,afa212 ,cosa'02因 a,'02cos,02 ,cos，，mz,z20 ='，，2cos,02 =2.75(97-28)cos20º/(2cos15.85º) =92.677 故式中 '，， ，，mm r,a，r,92.677，85.37,135.36f02a02 d，，a1，，,,263.571/2,131.78r mm a12 c2故=135.36-131.78=3.58mm 3.6.10转臂轴承受力 少齿差内啮合的转臂轴承装于行星轮与转臂之间，在行星轮上还要考虑输出机构的安排，所以转臂轴承的尺寸便受到了一定的限制。实践证明，转臂轴承的寿命往往是影响这种传动承载能力的关键。 用销轴式输出机构时转臂轴承受力 目前用这种输出机构时，常采用双偏心。故使用双偏心。 一个行星轮的受力简图如图3-4所示，图中，内齿轮作用于行星轮的法向力为F,由于是双偏心，理论上 A T12F, A2r 考虑到受力不均匀，故在计算时取 T0.62F ,Ar T式中 ——输出转矩，Nm; 2 23 r——行星轮基圆半径，mm. F可以分解为 F和FA12 0.6Tcos',2F= 1r 图3-4用销轴式输出机构的行星轮受力状态 F,Ftg,' 21 在图示情况中，只有左边的销轴与行星轮之间有作用力。根据分析，左边各销轴 对于行星轮作用力之和的最大值为 T2.42F , 合,ZrsinWwZW r式中——销孔分布圆半径，mm w Z ——销孔数目。 W 24 F 由力多边形可知，转臂轴承作用于行星轮的力为 A 22 ，， F,F，F，FA12合 根据有关研究 报告 软件系统测试报告下载sgs报告如何下载关于路面塌陷情况报告535n,sgs报告怎么下载竣工报告下载 结果，当其他条件不变而啮合角增加时，转臂轴承受力虽然稍有增加，但增加量甚少。 3.6.11强度计算 1.转臂轴承寿命计算 Pi,9550，13，0.89，96 T=9550,,7576Nm 2n1400 T22，1000，7576动负荷p= F,,,58369NmRr259.5892 选用深沟球轴承61864，c=168000N; f,f，ff,1，1.1，1,1.1负荷系数; pp1p2p3 ,zz,,969712,r11400，，1385.4轴承的转速,，,，,,; nnnn,,xcx96minz1,, 13100，，，，3,,f,,0.358速度系数; nn,,，， cfn168000，0.358f寿命系数 ,,,0.937; hpf58369，1.1p 3L,500f,500，0.822,411h则寿命: hh 2.销轴受力 2.4T2.4，58369，10002 F,,,5612N crz260，96ww 3. 销轴的弯曲应力 销轴材料为GCr15，硬度为HRC58,64 5612，55FL,,,,,,197，, =150,200N/mm 33FFd0.10.1，25 4.齿轮强度 虽然少齿差内啮合是多对齿同时接触受力，但尚没有相应的计算方法，因此，目前在强度计算中还不能考虑这个因素。齿轮的强度计算中还不能考虑这个因素。显然，由于实际上是多齿接触受力，所以在强度上是有较大裕度的。 在接触强度方面，因少齿差内内啮合的齿廓是向同一方向弯曲，而且曲率半径 25 又相差很小，所以产生的接触应力很小，通常可不进行接触强度验算。 实际上，这中传动在使用中没有发现过轮齿接触疲劳破坏或弯曲疲劳破坏，亦即齿面的强度并不好似传动在承载能力上的薄弱环节。因此在设计时，并不像普通传动那样先按接触疲劳强度确定中心距，而是根据经验或按照传动的整体布局尺寸及齿轮齿数初步确定模数，然后按照齿轮的弯曲疲劳强度验算。 3.7轴的设计计算及校核 33 W=0.1=0.1求输入轴的功率p,转矩n及转速T d，30 由已知条件选定电机功率为P=13KW 又 n=1440r/min; 于是 T=955000P/n =9550000×13/1400=88678Nmm 3.7.1.初步确定轴的最小直径 先按下式初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表 A15-3，取 =112，于是得 0 P13333d,A,112，,23.54mm min0N14003 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选用联轴器型号，查标准GB/T5041——1985或手册， d选用弹性柱销联轴器，其公称转矩为375000Nmm。半联轴器孔径=24mm，故取1d,24mml，半联轴器的长度L=105mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度=38mm. ?,?1 3.7.2.轴的结构设计 (1)拟定轴的装配方案 (2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1)为了满足半联轴器的轴向定位要求，?-?段轴左端需制出一轴肩，故取 d,30mm?-?段直径，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=34mm。?,? l半联轴器与轴配合的毂孔长度=38mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不1 L压在轴的端面上，故?-?端长度应比略短些，现取L=92mm. 1,,, 26 2)初步选定滚动轴承，因轴承主要受径向力作用，故选用深沟球滚子轴承，参 d,30mm照共组要求并根据，由轴承产品目录×中初步确定0基本的游隙组，?,? 标准精度级的深沟滚子轴承6206，其尺寸为d×D×B=30×62×16,故d,34mm,由于滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。 ?,? d,36mm,d,30mm由手册上查得6206的定位高度3mm，因此。 ?,??,? 1. 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据 (15-5)及上表中的数值，并取，轴的计算应力为 a,0.8 222，，M，aT，，270938，0.8，88678a1,,,,7.89MP 3caaW0.1，70 ,,,,60MP前以选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查的，，因此,1a ,,,，,故安全。 ca,1 2. 精确校核轴的疲劳强度 (1)判断危险截面 截面A、?、B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕地确定的，所以截面A、?、B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面?和?处过盈配合引起的应力集中最为严重;从受载荷的情况来看，截面C上的应力最大，截面?的应力集中的影响和截面?的相近，但截面?不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C虽受应力最大，但应力集中不大，故C也不必校核，因而该轴只需校核截面?左右两侧即可。 (2)截面?右侧 抗弯截面系数 333 W,0.1d,0.1，28,2195.2mm 抗扭截面系数 333W,0.2d,0.2，28,43904mm T 截面?上的扭矩T为 T=88678Nmm 截面上的弯矩应力为 M13356,,,,6.37MP baW2195.2 27 截面上的扭矩切应力 M886783 ,,,,20.1MP TaW4390.4T ,MPMP-1查得=60，， 轴的材料为45钢，调质处理，由表15,,275baa,1 a,1.94MPa,4.0155。截面由于轴肩而形成的理论应力集中系数， ,,,a,,1 又有附图3-1查得轴的材料的敏感系数 q,0.82q,0.85 ,, 故有效应力集中系数按式 ，，，，k,1，qa,1,1，0.82，4,1,3.46 ,,, ，，，，k,1，qa,1,1，0.851.94,1,1.79 ,,, ,,0.67,,0.82由附图3-2得尺寸系数;由附图3-3得扭转尺寸系数，按磨削,, 加工，有附图3-4得表面质量系数为 ,,,,0.92 ,, ,,1轴未经表面强化处理，即，则按式(3-12)及(3-12a)得综合系数值为 q k13.461,,，,1,，,1,4.07K ,,,0.670.92,, k11.761,,，,1,，,1,2.23K ,,,0.820.92,, 有有钢的特性系数 ,,,, 0.1,0.2，取0.1 ,, ,,,, 0.05,0.1，取0.05 ,, s于是计算安全系数值，按式(15-6)——(15-18)得 ca ,275,1S,,,20.2 ,K,,,，2.80，4.86，0.1，0,,am 28 ,155,1 S,,,5.47,16.416.4K,,,，,,,m2.23，，0.05，22 SS20.2，5.47,,S,,,5.52,S=1.5 ca2222SS，20.2，5.47,,, (3)截面?左侧 抗弯截面系数W按表15-4中公式计算 333 W,0.1d,0.1，37,5065.3mm 抗扭截面系数 333W,0.2d,0.2，37,10130.6mm T 弯矩M及弯曲应力为 71,36 M,27093，,13356Nm71 M13356 ,,,,2.64MPbaW5065.3 T 扭矩及扭矩切应力为 3 T =88678Nm 3 T886783,,,,8.75MP TaW10130.6T KKK,,,过盈配合处的值，由附表3-8用插入发求出，并取=0.8，于是,,,,,, 得 KK,,,5.16,4.128 ,,,,轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 ,,,,0.92 ,, 故得综合系数为 K11,,，,1,5.16，,1,5.25K ,,,0.92,, 29 K11, ,，,1,4.128，,1,4.128 K,,,0.92,, 所以轴在截面?左侧的安全系数为 ,275,1S,,,14.5 ,K,,,，4.07，4.64，0.1，0,,am ,155,1 S,,,13.2,10.310.3K,,,，,,,m2.23，，0.05，22 SS14.5，13.2,,S,,,8.2 ,S=1.5 ca2222SS，14.5，13.2,,, 故该轴在截面?左侧的强度也是足够的。 30 4结论和展望 4.1结论 目前，起重机械制造业已经开始进入新的技术革命时代，这个时代的特征是有大量的新技术出现，它使企业走向小型化、分散化和专业化;另一个特征是知识的不断更新，生产达到高度柔性化阶段。我相信，起重机制造行业会抓住这一有力时机，不断创新，为我国的社会主义经济建设做出更大的贡献。 经过对国内外电动葫芦现状的分析，得出现在国内电动葫芦的发展已经不能满足广大用户的使用要求，需要进行改进设计。 通过对原有方案的分析，按电动葫芦原有参数计算和校核原方案并做必要的修改，对钢丝绳进行重新选型，对卷筒进行强度校核，对电动机进行了过载和发热校验，对齿轮进行了校核。主要对减速器进行了重新的设计和计算。 由于设计水平有限，所以本设计一定还存在很多不足之处，值得进一步改进。 通过这次毕业设计使我了解了关于起重机械方面的很多知识，熟悉了电动葫芦的设计流程，也使我巩固了四年来学过的许多知识。 4.2 展望 丝界上所有工业发达的国家，都有庞大的起重逐输机械制造业。我国是一个人口众多、幅员辽阔、工农业生产迅速发展的国家，也必须有相当庞大的起重运输机械制造业。值此改革开放日益深化之际，对我国起重运输机械技术发展的历程作一次简要的回顾，对国外水平和发展趋势进行粗浅的分析，从而展望我国的技术发展方向，应是有益的。 国民经济的发展离不开起重运输机械，起重运输机械行业的生产和技术发展也必须服务于国民经济的发展。根据我国要在本世纪末将国民生产总值翻两番和国民经济实现振兴的要求，可以预见，起重运输机械行业在今后必将获得巨大的发展，技术水平必将提高到一个新的高度。根据我国起重运输行业的现状，结合国外的发展趋势，今后5---10年我国起重运输机械行业的技术发展重点似应放在以下几个方面: (1)提高技术成套能力，对近年来与外国合作生产的成套设备实现国产化。在消化吸收引进专有技术的基础上，使起重机行业对露天矿、钢厂、、大中型港口等工程所需设备具有成套设计、成套供应的能力。 (2)开发一批国家重点项目和国民经济各部门急需的大型、高效和特殊的品种。 (3)消化掌握引进的专有技术，对量大面广的起重运输机械产品和零部件进行系列更新。主要有:5 --50吨通用桥式起重机，电动单梁和电葫芦双梁桥式起重机，TD75带式输送机，推式悬挂输送机、货运索道、内燃和电并叉车、电动环链葫芦、电动滚筒、起重电磁铁等等。 (4)采用先进的设计方法和手段，加强对物流系统的研究。在产品设计中推广采用优化设计、有限元分析、价值工程，开展可靠性设计和动态仿真模拟技术 31 的研究，提高产品造型设计水平，作为试点，首先开发桥式起重机计算机辅助设计系统，建立工程数据库和图形库、机构优化和零部件设计计算程序包、可靠性设计程序包以及绘图系统，并逐步扩大到其它产品设计。运用现代物流学的理论和方法开展物流系统的研究;推广应用物流系统的计算机模拟数字分析技术;相应地加强对包装、捆扎、码盘、自动编码、自动秤量、白动识别、分拣等等物流相关技术的研究开发。 (5)将引进产品的先进工艺进行推广。 32 致谢 毕业设计即将完成之际，我首先要向精心指导我们半年的秦老师表示衷心的感谢。在整个毕业设计过程中，秦老师在百忙之中给了我们无微不至的帮助和关心。在寒假期间就给我们布置了查询相关资料的任务，还给我们推荐一些电子书库以及数据库等，让我们对整个课题有了初步的认识，为我们以后打下了良好的基础;当确定方案时，他给我们分析了利弊，等等;让我在这次毕业设计中巩固和学到了好多知识，但最重要的是我从秦老师身上学到的严谨的作风。我想作为一个工程技术人员，这点是我最大的收获。 同时，我要感谢大学四年来所有教过我的老师，正是他们的孜孜不倦，才会有我的今天。真心的向他们说声，谢谢。我要感谢和我一组做毕业设计的同学，特别是王奇同学，在毕业设计的整个过程中他给了我很多帮助和意见;在毕业设计中我们这组的同学互相帮助，互相指正，相互学习到了很多东西。由于本人能力有限，所以在本次毕业设计中还有许多不足和错误，在这里我要感谢老师和同学对我的指点和帮助。 最后，我要深情的感谢我的父母，是他们的辛勤劳作换来了我的一片光明，没有他们的物质和精神支持我不能顺利完成学业，没有他们的精神激励我也不能奋发向上。再次衷心的向所有人说声，谢谢～ 33 参考文献 [1] 饶振纲. 行星齿轮传动设计. 北京:化学工业出版社，2003年. [2] 起重机设计手册编写组编.起重机设计手册.机械工业出版社，1977年. [3] 严大考，郑兰霞. 起重机械. 郑州:郑州大学出版社，2003年. [4] 马从谦. 渐开线行星齿轮传动设计机械工业出版社，1987. [5] 濮良贵，纪名刚.机械设计(第七版).高等教育出版社，2001年. [6] 赵定元.国内钢丝绳电动葫芦的技术现状和发展方向.起重运输机械.2004年. [7]王文斌，机械设计手册.第三卷.机械零部件与传动设计(二).机械工业出版社.2004年. [8] 孙桓，陈作模.机械原理(第六版).高等教育出版社.2000年. [9] 陈登云.电动葫芦的换代设计.起重运输机械.1999年. [10] 张国瑞,张展. 行星传动技术. 上海交通大学出版社，1989. [11] 朱学敏.起重机械.机械工业出版社.2003年. [12] 罗名佑.行星齿轮结构.高等教育出版社.1983年. [13] 刘建勋.电动滚筒设计与选用手册.化学工业出版社.2000年. [14] 陈道南，过玉卿，周培德，盛汉中.起重运输机械.机械工业出版社. [15] 现代机械传动手册编辑委员会编.现代机械传动手册.机械工业出版社. [16] 范涛.电动葫芦的改进设计(2).2002年. [17] 库德里亚夫采夫，基尔佳舍夫 著.陈启松，张展，江耕华，胡来容 译.江耕华 校.行星齿轮传动设计手册.冶金工业出版社. [18] David Murray 编.刘长征 译. 精通solidworks2003.清华大学出版社. [19] Andrzej G.Nalecz.Application of sensitivity method to analysis of vehicle dynamic systems.Vehicle System Dynamics,1989(18). [20] David E.Goldberg.Genetic algorithms in search,optimization and machine learning.Addison Wwesly Publishing Co,1989. 34