機械畢業(yè)設計-電葫蘆機械系統(tǒng)設計文件

機械畢業(yè)設計-電葫蘆機械系統(tǒng)設計文件,機械,畢業(yè)設計,葫蘆,系統(tǒng),設計,文件 目錄1題目分析（1）2設計計算1)電動機的確定（1）2）總體設計計算（1）總傳動比及各級傳動比的確定（2）（2） 運動及動力參數(shù)的計算（3）3） 齒輪的設計計算及校核1） 第一對齒輪的設計與校核（4）2）第二對齒輪的設計與校核（9）3）第三對齒輪的設計與校核（13）4）軸的設計及危險軸的校核（17）5）課程設計總結（20）6）參考文獻（20）1題目分析電動葫蘆是一種常用的搬運設備，在工廠中使用十分廣泛。電動葫蘆由兩部分組成，即行走機構和提升機構。下面分別介紹各組成部分。1 行走機構組成：行走電動機、傳動機構兩部分組成。2 提升機械組成：提升電動機、卷揚機構、機械制動器（一般為盤式制動器）。3 制動器介紹：電動葫蘆（或起重機）的提升機構一定要有機械制動裝置，當物體起吊到一定高度后全靠機械制動器將其制停在空中。制動器的工作機理有液壓驅動、氣壓驅動和牽引電磁鐵驅動。不同的驅動方式其制動的性能也不相同。在小型電動葫蘆上一般采用電磁驅動制動器。電動葫蘆（或起重機）上提升機構采用的制動器種類繁多，在小型電動葫蘆上較多采用的制動器是盤式制動器，盤式制動器又稱為碟式制動器。盤式制動器重量輕、構造簡單、調(diào)整方便、制動效果穩(wěn)定。為了安全起見，在起重設備上一般均采用常閉式制動器。所謂常閉式是指在電磁機構不得電的情況下，制動器處于制動狀態(tài)。制動器安裝在電動機的一端，一般情況是封閉的，用眼晴直接是看不到的，但這沒有關系，一般會將牽引電磁鐵的線圈引出線留在外面。我們只要將線圈接正確就行。當電動機得電的同時（接觸器吸合時），制動器的牽引電磁鐵也同時得電，制動器打開。這種聯(lián)接方式的優(yōu)點是，當發(fā)生停電事故時可以立即進行制動以避免事故的發(fā)生。其缺點是制動瞬間設備的機械抖動較大。2設計計算1)電動機的確定由公式得：P=FV/1000=GV/1000=10000(4/60)/1000=0.67kw =0.96(0.990.99)(0.990.99)(0.990.99)0.98 =0.8857電動機功率：=/=0.67/0.8857=0.75266kw由于鋼絲繩電葫蘆起吊和停止時有一些沖擊，根據(jù)沖擊程度一般使用系數(shù)=1.4故1.4=1.0537kw電機轉速取:n電=1380r/min由于功能需要，采用錐形轉子電機。2）總體設計計算（1）總傳動比及各級傳動比的確定由于電動葫蘆吊鉤為一動滑輪裝置，鋼絲繩一段固定，一段被卷筒纏繞，所以卷筒鋼絲繩的受載僅為起重量的一半，但鋼絲繩的速度為起重速度的兩倍。卷筒轉速： =2 /d (為起升速度)由于起重速度誤差不超過百分之五，即單位時間鋼絲上升速度為:2（10.05）=80.4m/min（采用一段固定的動滑輪結構）故卷筒轉速 =2（10.05）/d=26.5261.326即25.2r/min27.852r/min傳動比=/=1380/（26.5261.326）即49.5554.76取=54.76單級傳動比u取3至5故采用三級外嚙合定軸齒輪減速設計，每級傳動比大概為4，分配各級傳動比：u1=4，u2 =3.7，u3=3.7(2) 運動及動力參數(shù)的計算 計算各軸的轉速： 0軸： n0= n電機=1380r/min軸: n=1380r/min軸: n=345 r/min軸: n=93.243 r/min軸： n=25.2 r/min軸: nV=25.2 r/min計算各軸的輸入功率： 0軸： P0=1.0537kw軸: P= P0=1.032626kw軸: P= P=1.012kw軸: P= P=0.99186kw軸： P= P=0.972kw軸： P= P=0.93312kw計算各軸的輸入轉矩： 0軸： T0=9.55=7291.9 Nmm軸: T1=9.55=7146.07 Nmm軸: T2=9.55=28013.3 Nmm軸: T3=9.55=101586.5887 Nmm軸： T4=9.55=368345.2913 Nmm軸： T5=9.55=353611.4797 Nmm現(xiàn)將各軸的運動和動力參數(shù)結果整理于表中，具體見表 運動和動力參數(shù)表軸名功率P(W)轉速(r/min)轉距(Nmm)傳動比u效率0軸1.053713807291.9軸1.03262613807146.0710.98軸1.01234528013.340.990.99軸0.9918693.243101586.58873.70.990.99軸0.97225.2368345.29133.70.990.99軸0.9331225.2353611.479710.963） 齒輪的設計計算及校核1） 第一對齒輪的設計與校核1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）傳動方案可選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2）此電葫蘆升降機為一般重載工作機器，速度不高，齒輪用7級精度即可。（3）所設計的齒輪可選用便于制造且價格便宜的材料由1P191機械設計表101選?。盒↓X輪材料為40Cr，=280；大齒輪材料為45號鋼，240。40，合適。（4）選取小齒輪齒數(shù)z120;大齒輪齒數(shù)z2uz1=80（5）選取螺旋角。初選螺旋角=14按齒面接觸疲勞強度條件設計，然后校核齒根彎曲疲勞強度，最后作齒輪的結構設計。2按齒面接觸疲勞強度設計 由強度計算公式總表查得設計公式為（1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選Kt16由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)=2.433由圖10-26差得=0.78，=0.87，則=+=1.65Tt=95.5105P1/n1=95.51051.032626/1380 Nmm =7146.07Nmm由1P205表107選取d=1（兩支撐相對于小齒輪做非對稱布置）由1P201表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)為ZE=189.8MPa由1P209圖10-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為lim1=600MPa , lim2=550 MPa。由公式 N=60njLhN1=6013801(3200)=2.6496108N2=N1/u=2.6496108/4=0.6624108圖10-19查得接觸疲勞強度KHN1=0.90 KHN2=0.95計算接觸疲勞應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1 = KHN1lim1/S=0.9600/1=540 MPa. = KHN2lim2/S =0.95550=522.5 MPa=531.25 MPa（2)計算1)計算小齒輪分度圓直徑d1t代入中較小的值 =23.567mm2）計算圓周速度=1.7m/s3）計算齒寬b及模數(shù)mt123.567mm=23.567mmmt=1.1433mm計算齒寬與齒高之比b/h齒高h=2.25mt=2.57mmb/h=9.174）計算縱向重合度=0.318dtan=1.58575）計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=1.7m/s,7級精度，由1P194圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.05。 斜齒輪，由1P195表10-3查得KHa1=KFa2=1.4 由1P193表10-2查得使用系數(shù)KA=1由1P196表10-4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時KHB=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b將數(shù)據(jù)代入得KHB=1.12+0.18（1+0.612）12+0.2310-323.567=1.4134由b/h=9.17, KHB =1.4134 ,查圖10-13得KFB=1.3 故載荷系數(shù)K=KAKvKHaKHB=11.051.41.4134=2.0786）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑=(K/Kt)1/3= 23.567(2.078/1.6)1/3=25.713mm7)計算模數(shù)m=1.247mm3.按齒根彎曲強度的設計由1P216式10-17得彎曲強度的設計公式為mn（1) 確定計算參數(shù)1）由1P208圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500Mpa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2=380MPa2）由1P206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85 KFN2=0.883）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式10-12得= KFN1FE1/S=303.57MPa = KFN2FE2/S=238.86 MPa4）計算載荷系數(shù)K K=KAKvKFaKFB=11.051.41.3=1.9115）根據(jù)縱向重合度 =1.5857，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.886)計算當量齒數(shù)。=21.894=87.5747）查取齒形系數(shù)由1P200表10-5可查得YFa1=2.72,YFa2=2.218）查取應力校正系數(shù)由1P200表10-5知 YSa1=1.57,YSa2=1.78 9)計算大小齒輪的YFaYSa/F,并加以比較。YFa1YSa1/=0.0141YFa2YSa2/=0.01647大齒輪的數(shù)值較大 （2）設計計算mn=0.8265mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而由齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取彎曲疲勞強度模數(shù)1.247，并近似圓整為標準m=1.25。 按接觸強度算得的分度圓直徑d1=25.713mm ， z1=d1cos/m=19.959， z2=uz1=79.837。取z1=20，則z2=uz1=804. 幾何尺寸計算（1）計算中心距a=(z1+z2)mn /(2cos)=64.413mm將中心距圓整為65mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos= arccos=15.94因值改變不多，故參數(shù)，等不必修正。（3）計算大小齒輪的分度圓直徑 d1=25.999mm d2=103.998mm （4）計算齒輪寬度 125.999=25.999mm 圓整后取B2=26mm，B1=30mm2）第二對齒輪的設計與校核 1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）傳動方案可選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2）此電葫蘆升降機為一般重載工作機器，速度不高，齒輪用7級精度即可。（3）所設計的齒輪可選用便于制造且價格便宜的材料由1P191機械設計表101選?。盒↓X輪材料為40Cr，=280；大齒輪材料為45號鋼，240。-40，合適。（4）選取小齒輪齒數(shù)z320;大齒輪齒數(shù)z4uz1=74（5）選取螺旋角。初選螺旋角=14按齒面接觸疲勞強度條件設計，然后校核齒根彎曲疲勞強度，最后作齒輪的結構設計。 2按齒面接觸疲勞強度設計 由強度計算公式總表查得設計公式為（1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選Kt16由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)=2.433由圖10-26差得=0.78，=0.87，則=+=1.65T3=95.5105P3/n3=95.51051.012/345 Nmm =28013.3Nmm由1P205表107選取d=1（兩支撐相對于小齒輪做非對稱布置）由1P201表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)為ZE=189.8MPa由1P209圖10-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為lim3=600MPa , lim4=550 MPa。由公式 N=60njLhN3=603451(3200)=6.624107N4=N1/u=6.624107/3.7=1.79107圖10-19查得接觸疲勞強度KHN3=1.17 KHN4=1.27計算接觸疲勞應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1 = KHN3lim3/S=1.17600/1=702 MPa. = KHN4lim4/S =1.27550=698.5 MPa=700.25 MPa（2)計算1)計算小齒輪分度圓直徑代入中較小的值 =31.0765mm2）計算圓周速度=0.56m/s3）計算齒寬b及模數(shù)mt=131.0765mm=31.0765mmmt=1.508mm計算齒寬與齒高之比b/h齒高h=2.25mt=3.39mmb/h=9.174）計算縱向重合度=0.318dtan=1.58575）計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=0.56m/s,7級精度，由1P194圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.01。 斜齒輪，由1P195表10-3查得KHa3=KFa4=1.4 由1P193表10-2查得使用系數(shù)KA=1由1P196表10-4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時KHB=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b將數(shù)據(jù)代入得KHB=1.12+0.18（1+0.612）12+0.2310-331.0765=1.4151由b/h=9.17, KHB =1.4151 ,查圖10-13得KFB=1.3 故載荷系數(shù)K=KAKvKHaKHB=11.011.41.4151=26）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑=(K/Kt)1/3= 31.0765(2/1.6)1/3=33.476mm7)計算模數(shù)m=1.624mm3.按齒根彎曲強度的設計由1P216式10-17得彎曲強度的設計公式為mn(2)確定計算參數(shù)1）由1P208圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE3=500Mpa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE4=380MPa2）由1P206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN3=0.92 KFN4=0.983）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式10-12得= KFN3FE3/S=328.57MPa= KFN4FE4/S=266 MPa4）計算載荷系數(shù)K K=KAKvKFaKFB=11.011.41.3=1.8382 5）根據(jù)縱向重合度 =1.5857，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.886)計算當量齒數(shù)。=21.894=817）查取齒形系數(shù)由1P200表10-5可查得YFa3=2.72,YFa4=2.228）查取應力校正系數(shù)由1P200表10-5知 YSa3=1.57,YSa4=1.77 9)計算大小齒輪的YFaYSa/F,并加以比較。YFa3YSa3/=0.013YFa4YSa4/=0.01477大齒輪的數(shù)值較大 （2）設計計算mn=1.2406mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而由齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取彎曲疲勞強度模數(shù)1.624，并近似圓整為標準m=1.75。 按接觸強度算得的分度圓直徑d3=33.476mm ， z3=d3cos/m=18.56， z4=uz4=68.675。取z3=19。則z4=uz3=714. 幾何尺寸計算（1）計算中心距a=(z3+z4)mn /(2cos)=81.16mm將中心距圓整為82mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos= arccos=16.18因值改變不多，故參數(shù)，等不必修正。（3）計算大小齒輪的分度圓直徑 d3=34.62mm d4=129.37mm （4）計算齒輪寬度=134.62=34.62mm 圓整后取B4=40mm，B3=35mm3）第三對齒輪的設計與校核 1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）傳動方案可選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2）此電葫蘆升降機為一般重載工作機器，速度不高，齒輪用7級精度即可。（3）所設計的齒輪可選用便于制造且價格便宜的材料由1P191機械設計表101選?。盒↓X輪材料為40Cr，=280；大齒輪材料為45號鋼，240。-40，合適。（4）選取小齒輪齒數(shù)z520;大齒輪齒數(shù)z6uz5=74（5）選取螺旋角。初選螺旋角=14按齒面接觸疲勞強度條件設計，然后校核齒根彎曲疲勞強度，最后作齒輪的結構設計。2按齒面接觸疲勞強度設計 由強度計算公式總表查得設計公式為（1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選Kt16由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)=2.433由圖10-26差得=0.78，=0.87，則=+=1.65T5=95.5105P5/n5=95.51050.9918/93.243 Nmm =101586.5887Nmm由1P205表107選取d=1（兩支撐相對于小齒輪做非對稱布置）由1P201表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)為ZE=189.8MPa由1P209圖10-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為lim5=600MPa , lim6=550 MPa。由公式 N=60njLhN5=6093.2431(3200)=1.79107N6=N1/u=1.79107/3.7=0.484107圖10-19查得接觸疲勞強度KHN5=1.27 KHN6=1.39計算接觸疲勞應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1 = KHN5lim5/S=1.27600/1=762 MPa. = KHN6lim6/S =1.39550=764.5 MPa=763.25 MPa（2)計算1)計算小齒輪分度圓直徑代入中較小的值 =45.08mm2）計算圓周速度=0.22m/s3）計算齒寬b及模數(shù)mt=145.08mm=45.08mmmt=2.187mm計算齒寬與齒高之比b/h齒高h=2.25mt=4.92mmb/h=9.174）計算縱向重合度=0.318dtan=1.58575）計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=0.22m/s,7級精度，由1P194圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.005。 斜齒輪，由1P195表10-3查得KHa5=KFa6=1.4 由1P193表10-2查得使用系數(shù)KA=1由1P196表10-4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時KHB=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b將數(shù)據(jù)代入得KHB=1.12+0.18（1+0.612）12+0.2310-345.08=1.418由b/h=9.17, KHB =1.418 ,查圖10-13得KFB=1.3 故載荷系數(shù)K=KAKvKHaKHB=11.0051.41.418=26）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑=(K/Kt)1/3= 45.08(2/1.6)1/3=48.56mm7)計算模數(shù)m=2.356mm3.按齒根彎曲強度的設計由1P216式10-17得彎曲強度的設計公式為mn(2)確定計算參數(shù)1）由1P208圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE5=500Mpa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE6=380MPa2）由1P206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN5=0.98 KFN6=0.9953）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式10-12得= KFN5FE5/S=350MPa= KFN6FE6/S=270 MPa4）計算載荷系數(shù)K K=KAKvKFaKFB=11.0051.41.3=1.8291 5）根據(jù)縱向重合度 =1.5857，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.886)計算當量齒數(shù)。=21.894=817）查取齒形系數(shù)由1P200表10-5可查得YFa5=2.72,YFa6=2.228）查取應力校正系數(shù)由1P200表10-5知 YSa5=1.57,YSa6=1.77 9)計算大小齒輪的YFaYSa/F,并加以比較。YFa5YSa5/=0.0122YFa6YSa6/=0.01455大齒輪的數(shù)值較大 （2）設計計算mn=1.893mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而由齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取彎曲疲勞強度模數(shù)2.356，并近似圓整為標準m=2.5。 按接觸強度算得的分度圓直徑d5=48.56mm ， z5=d5cos/m=18.85， z6=uz6=69.73。取z5=19。則z6=uz5=714. 幾何尺寸計算（1）計算中心距a=(z5+z6)mn /(2cos)=115.94mm將中心距圓整為116mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos= arccos=14.11因值改變不多，故參數(shù)，等不必修正。（3）計算大小齒輪的分度圓直徑 d5=48.95mm d6=182.93mm （4）計算齒輪寬度=148.95=48.95mm 圓整后取B6=55mm，B5=50mm4）軸的設計及危險軸的校核（1）軸的設計與校核（1)輸出軸上的功率P，轉速n，轉矩T 功率P=0.972W 轉速n=25.2r/min 轉矩T=368345.2913 Nmm（2)作用在齒輪上的力Ft=2T/d=2368345.2913/182.93=4027.17NFr= Fttana/cos=4027.17tan20/cos14.11=1511.37N Fa= Fttan=4027.17tan14.11=1012.3N（3)初步確定軸的最小直徑。軸材料選用45鋼，調(diào)質鋼處理，據(jù)1P373表15-4，取A0=112dmin= A0(P/n)1/3=112（0.972/25.2）1/3=37.842mm（4)按彎扭合成應力校核軸的強度 校核時只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即C截面，取=0.6 1=M2+(T)2/W1/2=26.63MPaS=1.5（6）截面的右側抗彎截面系數(shù)W：抗扭截面系數(shù)WT：截面左側彎矩M：截面上的扭矩T截面上彎曲應力b=M/W截面上的扭轉切應力T=T/WT過盈配合處的值，由附表3-8用插入法求得，并取=0.8，于是得=2.51 =2.008軸按磨削加工，由附圖3-4的表面質量系數(shù)=0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即q=0.1，則按式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為2.5972.095于是計算安全系數(shù)值S得=8.8327.594=13.05S=1.5故該軸在該截面處的強度也是足夠的。5）課程設計總結課程設計是機械系統(tǒng)設計當中的非常重要的一環(huán)，本次課程設計時間不到三周略顯得倉促一些。但是通過本次每天都過得很充實的課程設計，從中得到的收獲還是非常多的。這次課程設計我得到的題目是設計一個鋼絲繩電動葫蘆起升用減速器設計，由于理論知識的不足，再加上平時沒有什么設計經(jīng)驗，一開始的時候有些手忙腳亂，不知從何入手。在老師的諄諄教導，和同學們的熱情幫助下，使我找到了信心。 在設計過程中培養(yǎng)了我的綜合運用機械設計課程及其他課程理論知識和利用生產(chǎn)時間知識來解決實際問題的能力，真正做到了學以致用。在此期間我我們同學之間互相幫助，共同面對機械設計課程設計當中遇到的困難，培養(yǎng)了我們的團隊精神。在這些過程當中我充分的認識到自己在知識理解和接受應用方面的不足，特別是自己的系統(tǒng)的自我學習能力的欠缺，將來要進一步加強，今后的學習還要更加的努力。本次課程設計不僅僅是對自己所學的知識的一次系統(tǒng)總結與應用。 本次課程設計由于時間的倉促，還有許多地方有不足之處。6）參考文獻機械設計實用機構與裝置圖冊 鄒平2007.4 機械工業(yè)出版社機械基礎綜合課程設計 張春林 2004.6 北京理工大學出版社機械創(chuàng)新設計 曲繼方 1999機械工業(yè)出版社機械設計課程設計手冊 羅圣國1991高等教育出版社 機械原理課程設計 陸鳳儀 2002機械工業(yè)出版社機械設計師手冊 吳宗澤 2001機械工業(yè)出版社