电动葫芦设计课件

单击此处编辑母版标题样式,单击此处编辑母版文本样式,第二级,第三级,第四级,第五级,#,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,一、概述1-减速器；2-行车机构；3-电动机；,1,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,电动葫芦起升机构如图4-2所示。它由电动机通过联轴器,2,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4-3 电动葫芦起升机构传动系统减速器部件钢丝绳及卷筒部,3,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,、,均为齿轮轴，输出轴,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,(),，,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,(),：,12-,输入轴,(),；,13-,卷筒,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、,4,图,4-4,齿轮减速器的装配图,17-,套筒；,18-,中间轴,(),；,19-,齿轮,(D),图4-4 齿轮减速器的装配图,5,图,4-4,齿轮减速器的装配图,图4-4 齿轮减速器的装配图,6,二、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,。,二、设计计算,7,表,4-1,电动葫芦主要参数,型号规格,HCD-0.5,HCD-1,HCD-2,HCD-3,HCD-5,HCD-10,起重量,(t),0.5,1,2,3,5,10,起升高度,(m),6,，,9,，,12,6,，,9,，,12,，,18,，,24,，,30,9,12,18,24,30,起、升速度,(m,min),8,8,8,8,8,7,运行速度,(m,min),20,20,20,20,20,20,钢丝绳,直径,(mm),4.8,7.4,11,13,15.5,15.5,规格,637(GB1102-74),电源,三相交流,380V 50Hz,工作类型,中级,JC25,起重电机,功率,(kW),0.8,1.5,3.0,4.5,7.5,13,转速,(r,min),1380,1380,1380,1380,1380,1400,运行电机,功率,(kW),0.2,0.2,0.4,0.4,0.8,0.82,转速,(r,min),1380,1380,1380,1380,1380,1380,表4-1 电动葫芦主要参数型号规格HCD-0.5HCD-1,8,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,n,=20,，螺旋角,=80634,。,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,9,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。,电动葫芦齿轮减速器的设计内容包括：,10,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,；,7,滑轮组效率，,7,0.98,0.99,。,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,Q”,Q+Q,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,；,式中 Q”总起重量，N；(一)确定钢丝绳及卷筒直径，选,11,根据工作条件及钢丝绳的破断拉力,Q,S,，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,D,0,ed,D+d mm,(4-4),D,(e-1)d mm,(4-5),式中,d,钢丝绳直径，,mm,；,e,直径比，,e,D,0,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,D,0,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,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,12,3,选择起重电动机,式中,Q,“,总起重量,N,；,v,起升速度，,m,min,；,0,起升机构总效率；,7,滑轮组效率，一般,7,0.98,0.99,；,5,卷筒效率，,5,0.98,；,1,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,K,e,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,3选择起重电动机式中Q“总起重量N；式中 Ke起,13,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。,根据功率Pjc从有关标准(表4-3)选取与工作类型,14,电机尺寸见附录表,电机尺寸见附录表,15,(,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；,t,0,每年工作小时数,h,，,t,0,2000h,；,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,),Q,l,额定载荷；,t,周期,20%,时间为满载荷,(二)计算减速器的载荷和作用力式中 L使用寿命(年)，,16,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,。,电动葫芦起升机构载荷有如下特点：,17,电动机轴上的最大转矩,T,max,为计算依据。电动机轴上的最大转矩,式中：,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,3.1,；,P,jc,JC,值为,25,时电动机的额定功率，,kW,；,n,jc,JC,值为,25,时电动机转速，,r,min,。,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,18,2,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,O,(),、,O,、,O,分别为轴,I(),、,、,的轴心，因而各轴作用力分析比较复杂。,当各级齿轮中心距,a,AB,、,a,CD,和,a,EF,确定后，即可根据余弦定理，由下式求得中心线间的夹角，即,2分析作用力,19,图,4-7,减速器齿轮的布置,图4-7 减速器齿轮的布置,20,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,为空心轴，它被支承在轴承,a,、,b,上。输入轴,穿过轴,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,上的力有：,(1),齿轮,F,上的圆周力,F,tF,、径向力,F,rF,和轴向力,F,aF,；,(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,作用于输出轴,的径向力,R,dm,和,R,dn,(,图,4-9),。,图,4-9,力的坐标变换,d,a,b,c,图4-8所示为减速器齿轮和轴的作用力分析。其,21,图,4-8,减速器齿轮和轴的作用力,(a),齿轮作用力,(b),轴,和轴,的作用力,R,a,b,c,d,图4-8 减速器齿轮和轴的作用力Rabcd,22,由于,(1),、,(2),中所述的作用力,F,tF,、,F,rF,、,F,aF,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,R,dm,和,R,dn,分布在,mdn,坐标系统内，两坐标系间的夹角,1,。因此计算在轴承,d,处轴,对轴,的作用力时，必须把,mdn,坐标系统内的支反力,R,dm,和,R,dn,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,R,dm,和,R,dn,应代入相应的正负号。,由于(1)、(2)中所述的作用力FtF、FrF、FaF和R都,23,这样，,R,dx,和,R,dy,就与齿轮,F,上的作用力及重物对输出轴,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,和轴,的作用力分析可按上述方法参照进行。,这样，Rdx和Rdy就与齿轮F上的作用力及重物对输出轴的作,24,解：,(,一,),拟订传动方案，选择电动