电动葫芦设计-1126

电动葫芦设计一、概述电动葫芦是一种起重机械设备，它可安装在钢轨上，亦可配在某些起重机械上使用(如电动单梁桥式起重机、龙门起重机、摇臂起重机等)。由于它具有体积小、重量轻、结构紧凑和操作方便等优点，因此是厂矿、码头、仓库等常用的起重设备之一。电动葫芦以起重量为0.5～5t、起重高度为30m以下者居多。如图4-1所示的电动葫芦主要由电动机(带制动器)、减速器、钢丝绳及卷筒、导绳器、吊钩及滑轮、行车机构和操纵按钮等组成。1-减速器；2-行车机构；3-电动机；4-导绳器；5-钢丝绳及卷筒；6-操纵按钮；7-吊钩及滑轮电动葫芦起升机构如图4-2所示。它由电动机通过联轴器直接带动齿轮减速器的输入轴，通过齿轮减速器末级大齿轮带动输出轴(空心轴)，驱动卷筒转动，从而使吊钩起升或下降，其传动系统如图4-3所示。图4-2电动葫芦起升机构示意图1-减速器，2-输出轴，3-输入轴，4-联轴器，5-电动机，6-制动器；7-弹簧，8-钢丝绳：9-卷筒图4-3电动葫芦起升机构传动系统减速器部件钢丝绳及卷筒部件图4-4为齿轮减速器的装配图。减速器的输入轴I和中间轴Ⅱ、Ⅲ均为齿轮轴，输出轴Ⅳ是空心轴，末级大齿轮和卷筒通过花键和轴相联。为了尽可能减小该轴左端轴承的径向尺寸，一般采用滚针轴承作支承。图4-4齿轮减速器的装配图1-齿轮(B)；2-中间轴(Ⅱ)，3一端盖板；4一滚针轴承；5-通气孔；6-箱座；7-箱盖；8-齿轮(F)；19-球轴承，10-挡圈；11-输出轴(Ⅳ)：12-输入轴(Ⅰ)；13-卷筒图4-4齿轮减速器的装配图17-套筒；18-中间轴(Ⅲ)；19-齿轮(D)图4-4齿轮减速器的装配图二、设计计算设计电动葫芦齿轮减速器，一般已知条件为：起重量Q(t)、起升速度v(m／min)、起升高度H(m)、电动葫芦工作类型及工作环境等。对起重机械，按其载荷特性和工作忙闲程度，一般分为轻级、中级、重级和特重级。对电动葫芦一般取为中级，其相应负荷持续率JC％值为25％。部分电动葫芦及其减速器主要参数见表4-1和表4-2。表4-1电动葫芦主要参数型号规格HCD-0.5HCD-1HCD-2HCD-3HCD-5HCD-10起重量(t)0.5123510起升高度(m)6，9，126，9，12，18，24，309,12,18,24,30起、升速度(m／min)888887运行速度(m／min)202020202020钢丝绳直径(mm)4.87.4111315.515.5规格6×37(GB1102-74)电源三相交流380V50Hz工作类型中级JC25％起重电机功率(kW)0.81.53.04.57.513转速(r／min)138013801380138013801400运行电机功率(kW)0.20.20.40.40.80.8×2转速(r／min)138013801380138013801380表4-2电动葫芦减速器齿轮主要参数注：表中所有齿轮压力角αn=20°，螺旋角β=8°06'34''。电动葫芦齿轮减速器的设计内容包括：1、拟订传动方案，2、选择电动机及进行运动和动力计算，3、减速器主要零件，包括齿轮、轴、轴承和花键联接等的工作能力计算。也可根据现有资料(表4-l、表4-2)采用类比法选用合适的参数进行校核计算。式中Q”——总起重量，N；Q——起重量(公称重量)，N；Q’——吊具重量，N，一般取Q’=0.02Q；m——滑轮组倍率。对单联滑轮组，倍率等于支承重量Q的钢丝绳分支数，如图4-3结构所示，m＝2；η7——滑轮组效率，η7＝0.98～0.99。钢丝绳的破断拉力(一)确定钢丝绳及卷筒直径，选择电动机1．选择钢丝绳根据图4-3，钢丝绳的静拉力NmQQ70Q”＝Q+Q’9.0~8.0—换算系数式中[n]——许用安全系数。对工作类型为中级的电动葫芦，[n]＝5.5；根据工作条件及钢丝绳的破断拉力QS，即可由有关标准或手册选取钢丝绳直径d。也可根据起重量Q按表4-1选定钢丝绳直径，必要时加以校核。2．计算卷筒直径和转速如图4-5所示，卷筒计算直径D0＝ed＝D+dmm(4-4)D＝(e-1)dmm(4-5)式中d——钢丝绳直径，mm；e——直径比，e＝D0／d，对电动葫芦，取e＝20；D——卷筒最小直径(槽底直径)，mm，求出卷筒计算直径D0后，应圆整为标准直径。卷筒的标准直径系列为：300，400，500，600，700，800，900，……，单位为mm。卷筒转速(4-6)这里v为起升速度(m／min)，其余符号含义同前。图4-5卷筒直径3．选择起重电动机式中Q“——总起重量N；v——起升速度，m／min；η0——起升机构总效率；η7——滑轮组效率，一般η7＝0.98～0.99；η5——卷筒效率，η5＝0.98；η1——齿轮减速器效率，可取为0.90～0.92。为保证电动机的使用性能，并满足起重机的工作要求，应选择相应于电动葫芦工作类型(JC％值)的电动机，其功率的计算公式为：式中Ke——起升机构按静功率初选电动机时的系数，对轻级起重机为0.70～0.80，中级为0.80～0.90，重级为0.90～l，特重级为1.1～1.2。起重电动机的静功率根据功率Pjc从有关标准(表4-3)选取与工作类型相吻合的电动机，并从中查出所选电动机相应的功率和转速。也可根据起重量按表4-1选取，然后按静功率进行校核计算。表4-3锥形转子异步电动机(ZD型)注：引自《机械产品目录)第19册，机械工业出版社，1985年。电机尺寸见附录表(二)计算减速器的载荷和作用力1．计算减速器的载荷工作时，由于电动葫芦提升机构齿轮减速器承受不稳定循环变载荷，因此在对零件进行疲劳强度计算时，如果缺乏有关工作载荷记录的统计资料，对工作载荷类型为中级的电动葫芦，可以图4-6所示的典型载荷图作为计算依据。零件在使用寿命以内，实际总工作时数式中L——使用寿命(年)，齿轮寿命定为10年，滚动轴承寿命为5年；t0——每年工作小时数h，t0＝2000h；JC％——机构工作类型，对电动葫芦可取JC％值为25％。故此，电动葫芦减速器中．齿轮的使用寿命可按5000h计算，滚动轴承按2500h计算。图4-6电动葫芦载荷图(工作类型：中级)Ql—额定载荷；t—周期20%时间为满载荷电动葫芦起升机构载荷有如下特点：(1)重物起升或下降时，在驱动机构中由钢丝绳拉力产生的转矩方向不变，即转矩为单向作用；(2)由于悬挂系统中的钢丝绳具有挠性，因重物惯性而产生的附加转矩对机构影响不大(一般不超过静力矩的10％)，故由此而产生的外部附加动载荷在进行机械零件强度计算时，可由选定工作状况系数K。或许用应力来考虑。(3)机构的起升加速时间和制动减速时间相对于恒速稳定工作时间是短暂的，因此在进行零件疲劳强度计算时可不考虑。但由此而产生的短时过载，则应对零件进行静强度校核计算。电动机轴上的最大转矩Tmax为计算依据。电动机轴上的最大转矩式中：Φ’——过载系数，是电动机最大转矩与JC％值为25％时电动机额定转矩之比，对电动葫芦，可取φ’＝3.1；Pjc——JC％值为25％时电动机的额定功率，kW；njc——JC％值为25％时电动机转速，r／min。2．分析作用力为使结构紧凑，电动葫芦齿轮减速器的几根轴一般不采用平面展开式布置，而是采用如图4-7所示的、轴心为三角形顶点的布置形式。图中OⅠ(Ⅳ)、OⅡ、OⅢ分别为轴I(Ⅳ)、Ⅱ、Ⅲ的轴心，因而各轴作用力分析比较复杂。当各级齿轮中心距aAB、aCD和aEF确定后，即可根据余弦定理，由下式求得中心线间的夹角，即图4-7减速器齿轮的布置图4-8所示为减速器齿轮和轴的作用力分析。其中齿轮圆周力Ft径向力Fr和轴向力Fa。均可由有关计算公式求得。如图4-8b所示，输出轴Ⅳ为空心轴，它被支承在轴承a、b上。输入轴Ⅰ穿过轴Ⅳ的轴孔，其一端支承在轴孔中的轴承d上，另一端支承在轴承c上。作用于输出轴Ⅳ上的力有：(1)齿轮F上的圆周力FtF、径向力FrF和轴向力FaF；(2)对于图示的单滑轮，卷筒作用于输出轴上的力为R，当重物移至卷筒靠近齿轮F一侧的极端位置时，R达到最大值：(3)在轴承d处输入轴Ⅰ作用于输出轴Ⅳ的径向力Rdm和Rdn(图4-9)。图4-9力的坐标变换dabc图4-8减速器齿轮和轴的作用力(a)齿轮作用力(b)轴Ⅰ和轴Ⅳ的作用力Rabcd由于(1)、(2)中所述的作用力FtF、FrF、FaF和R都位于同一平面或互相垂直的平面内，且在xdy坐标系中(图4-9)。而(3)中所述的力Rdm和Rdn分布在mdn坐标系统内，两坐标系间的夹角θ1。因此计算在轴承d处轴Ⅰ对轴Ⅳ的作用力时，必须把mdn坐标系统内的支反力Rdm和Rdn换算为xdy坐标系统内的支反力，其方法如下：图4-9力的坐标变换式中的Rdm和Rdn应代入相应的正负号。这样，Rdx和Rdy就与齿轮F上的作用力及重物对输出轴Ⅳ的作用力处在同一坐标系统内。这就可以在xdy坐标系统内进行力的分析和计算。轴Ⅱ和轴Ⅲ的作用力分析可按上述方法参照进行。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)，起升机构静功率三、实例[例题4-1]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＝5t，起升高度H＝6m，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)。而总起重量Q”=Q+Q’=50000+0.2×50000=51000N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Ke＝0.90，故相应于JC％＝25％的电动机按表4-3选ZD141-4型锥形转子电动机，功率Pjc＝7.5kW，转速njc＝1400r／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选用6×37钢丝绳，其直径d＝15.5mm，断面面积d＝89.49mm2，公称抗拉强度σ＝2000MPa，破断拉力Qs＝178500N。4．计算卷简直径按式(4-4)，卷筒计算直径D0＝ed＝20×15.5＝310mm按标准取D0＝300mm。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。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传动比相对误差轴1(输入轴)：6．计算各轴转速、功率和转矩这里，各级齿轮传动效率取为0.97。仿此方法，可以计算轴Ⅲ、轴Ⅳ的转速、功率和转矩。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)。1．按齿面接触强度条件设计……………2．按齿根弯曲强度条件设计………………比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数mn＝2.5mm取中心距aAB＝101mm。(2)精算螺旋角β3．主要几何尺寸计算(1)中心距a初选螺旋角β=9°(3)齿轮A、B的分度圆直径d(4)齿轮宽度b齿轮B：齿轮A：同理，可对齿轮C和D、E和F进行设计计算。(三)计算轴Ⅳ1．计算轴Ⅳ的直径轴材料选用20CrMnTi，按下式估算空心轴外径：式中P——轴Ⅳ传递功率，P＝7.18kW；n——轴Ⅳ转递，n＝17.22r／min；β——空心轴内径与外径之比，可取为0.5；A0——系数，对20CrMnTi，可取A0＝107。代入各值，则取d＝85mm，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。图4-10轴I与轴IV的结构dabc2．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上的作用力因本题未对齿轮F进行设计