電動葫蘆設計說明書

吊葫蘆的種類拉葫蘆：手拉葫蘆是以焊接環(huán)鏈作為撓性承載件的起重工具，也可與手動單軌小車配套組成起重小車，用于手動梁式起重機或者架空單軌運輸系統(tǒng)。2.手扳葫蘆：設計目的吊裝質(zhì)量在50-100kg的輕型零件，如果選用整套的行星齒輪減速吊葫蘆，因其剎車機構(gòu)和聯(lián)軸器的故障率較高，易損件不易購全，會經(jīng)常影響生產(chǎn)。下面設計的是結(jié)構(gòu)簡單，經(jīng)濟耐用的簡易吊葫蘆。工作原理吊具以Y801-4型異步電機為動力源，經(jīng)三角帶傳動力傳遞給蝸桿，該傳動起過載保護作用；然后由蝸輪、蝸桿機構(gòu)產(chǎn)生反向自鎖并經(jīng)蝸輪減速后傳遞至卷筒，使一端纏繞在卷筒上的鋼絲繩帶動吊鉤產(chǎn)生提升運動，電機反轉(zhuǎn)則產(chǎn)生下降運動。整套機構(gòu)懸掛于工字鋼橫梁上，借助人力可左右平移。主要技術(shù)參數(shù)綜合考慮工件吊的柔和性、準確性和工作效率，我們將提升速度v規(guī)定在0.10~0.12m/s之間，吊具主要技術(shù)參數(shù)如下：電機功率 N=0.55kW電機轉(zhuǎn)速 n=1500r/min大皮帶輪直徑 D]=80mm小皮帶輪直徑 D=71mm2蝸輪齒數(shù) Z2=32蝸桿頭數(shù) Z1=1卷筒直徑 d=100mm鋼絲直徑 d=8mm由以上技術(shù)參數(shù)可求得v的近似值：=兀J+d^)nDZ]=3.14*(100+8)*1500*71*1= /)V21*60Z2D21 2*32*80*60 ."、理論所得提升速度符合實際要求。此項設計非常適用于中小型企業(yè)。設計與校和一：電動機的選擇。三相交流異步電動機(即三相交流鼠龍式感應電動機)的結(jié)構(gòu)簡單，價格低廉，維護方便可直接接于三相交流電網(wǎng)中，因此，在工業(yè)上應用最為廣泛設計時應考慮優(yōu)先選用。參考《機械設計課程設計》根據(jù)設計要求，電動機N<1KWn=1500r/min有兩種電機供選擇，分別為：Y801-4N=0.55Y802-4N=0.75在功率要求不高的情況下有限選用Y801-4三相異步電動機。相關(guān)參數(shù)為：額定功率：0.55KW額定電流：1.5A轉(zhuǎn)速：1390r?p?m效率：73%最大轉(zhuǎn)矩：2.2。二、三角帶的選擇。三角膠帶的型號選擇：由于功率N在0.45-0.75之間，所以選用O型三角膠帶。小皮帶輪的直徑Di的選擇：查表選定小皮帶輪直徑為71此時相應槽角為34度。大皮帶輪的直徑D2的選擇：D2=〃1/n2D1=D2式中i——傳動比取大皮帶輪直徑為80。皮帶速度V：7=兀如/60000=5.57m/s一般情況下Vv25m/s最適當?shù)乃俣仁荲=15~25m/s。初定中心距A':A/D2=L5得A'T20。開口傳動A.=0.55(只+D)+hA=2(q+D2)所以初定中心踞符合要求?！?, 、D-DI一”三角帶的計算長度L："=f*°2*"= ?按照〈機械零件設計手冊〉表10-2可得最接近的標準長度為469內(nèi)周長度為450。繞轉(zhuǎn)次數(shù)U：U=100OV/Lv40，則繞轉(zhuǎn)次數(shù)為11.87次/s。實際中心距A：A=A+(L-L)/2=115.8安裝三角膠帶必須的最小中心距A=A+(L-L)/2=115.84補償三角膠帶伸長所需的最大中心距七=A+0°3L=129.87。小皮帶輪的包角:a=180-60(D2-D1)/A=175.35開口傳動a>120。Z=—N—<11三角帶的根數(shù)： N0K1K2 得Z=2.38取Z=3。N0----單根三角膠帶能傳遞的功率(而)見〈機械零件設計手冊〉表10-5K1------工作情況系數(shù)表10-6K2——包角影響系數(shù)表10-7作用在軸上的力：Q=2S0Zsina=33so-----單根三角膠帶的初拉力。查表10-8。三蝸桿的傳動設計特點和應用蝸桿傳動用于傳遞交錯軸之間的回轉(zhuǎn)運動。在絕大多數(shù)情況下，兩軸在空間是互相垂直的，軸交角為90。。它廣泛應用在機床、汽車、一起、起重機械、冶金機械以及其他機械制造部門中，最大傳動功率可達750kW，通常用在50kW以下；最高滑動速度Vs可達35m/s，通常用在15m/s以下。蝸桿傳動的主要優(yōu)點是結(jié)構(gòu)緊湊、工作平穩(wěn)、無噪聲、沖擊震動小、以及能得到很大的單級傳動比。與多級齒輪傳動相比蝸桿傳動需件數(shù)目少，結(jié)構(gòu)尺寸小，重量輕。缺點是在制造精度和傳動比相同的條件下，蝸桿傳動的效率比齒輪傳動低，同時蝸輪一般需用貴重的減磨材料（如青銅）制造。蝸桿傳動多用于減速，以蝸桿為原動件。傳動的失效形式、材料選擇和結(jié)構(gòu)失效形式蝸桿傳動的失效形式和齒輪傳動類似，有疲勞點蝕、膠合、磨損、輪齒折斷等。在一般情況下，蝸輪的強度較弱，所以失效總是在蝸輪上發(fā)生。又由于蝸輪和蝸桿之間的相對滑動較大，更容易產(chǎn)生膠合和磨粒磨損。蝸輪輪齒的磨損比齒輪傳動嚴重得多，另外，點蝕通常出現(xiàn)在蝸輪輪齒上。材料選擇由于蝸桿傳動難于保證高的接觸精度，滑移速度又較大，以及蝸桿變形等因素，故蝸桿、蝸輪不能都用硬材料制造，其中之一（通常為蝸輪）應該用減磨性良好的材料來制造。蝸輪材料----一般指蝸輪齒冠部分的材料。主要有1.鑄錫青銅鑄鋁青銅3.鑄鋁黃銅4.灰鑄鐵和球墨鑄鐵。蝸桿材料----碳鋼和合金鋼。蝸桿和蝸輪的結(jié)構(gòu)蝸桿通常與軸做成整體。蝸輪則可制成整體的或組合的。四.圓柱蝸桿傳動的基本參數(shù)基本齒廓圓柱蝸桿在給定平面上的基本齒廓和漸開線齒輪基本齒廓基本相同，只是頂隙c=0.2m齒根圓角半徑p廣0.3（m為模數(shù)）。模數(shù)m軸交角為90。的動力圓柱蝸桿傳動的模數(shù)有一個系列，而不是隨意取定的。它的軸向模數(shù)mx、法向模數(shù)m.與標準模數(shù)m之間的關(guān)系是m=mx=m./cosy,y為蝸桿導程角。齒形角a通常刀具基準齒形的齒形角a0=20。蝸桿分度圓直徑d1亦稱蝸桿中圓直徑。為了使蝸輪刀具尺寸的標準化、系列化，將蝸桿分度圓直徑d1定為標準值。蝸桿直徑系數(shù)q蝸桿分度圓直徑di與模數(shù)m的比值稱為蝸桿直徑系數(shù)，艮即q=《/m。對于動力蝸桿傳動，q值約為7?18；對于分度蝸輪傳動，q值約為16?30。蝸桿導程角yy角的范圍為3.5。~33。，導程角大，傳動效率高；導程角小，傳動效率低。一般認為y<3。40'的蝸桿傳動具有自鎖性。要求效率較高的傳動，常取Y=15。~30。，此時常取非阿基米德蝸桿。蝸桿頭數(shù)七、蝸輪齒數(shù)知蝸桿頭數(shù)少，易于得到大傳動比，但導程角小，效率低、發(fā)熱多，故重載傳動不宜采用彈頭蝸桿。蝸桿頭數(shù)多，效率高，但頭數(shù)過多，導程角大，制造困難。常用的蝸桿頭數(shù)為1、2、3、6等。蝸輪齒數(shù)根據(jù)齒數(shù)比和蝸桿頭數(shù)決定：z2=uz1。一般取知=32-80齒。z2和z1之間最好避免有公因數(shù)，以利于均勻磨損。傳動比i、齒數(shù)比u'?叩〃2［式中nn 蝸桿蝸輪的轉(zhuǎn)速，r/min。u=z1/z2J 12兩式中，上式用于減速傳動比，蝸桿主動；下式用于減速或增速，齒數(shù)比u不邊。蝸桿主動時，齒數(shù)比與傳動比相等，即u=i。中心距a圓柱蝸桿傳動裝置的中心距a（單位mm）一般取下列標準值：40506380100125160 （180）200（225）250（280）315355400450500。宜先選用未帶括號的。變位系數(shù)蝸桿傳動的變位方式與蝸輪傳動相同，也是在切削時把刀具移位。------未變位蝸桿傳動的中心距a=+（d+d）=+（d+mz） 湊中心距時變位蝸桿傳動的中2 1 2 2 1 2a、一a心距a，=+（《+2xm+d2）變位系數(shù)x= 中心距不邊，傳動比略做調(diào)整時中心距a'-+[(d+2xm)+mz變位系數(shù)X—a—十(—1+Z')om2m2五、蝸桿的幾何計算。中心距的確定：A—0.5m(q+Z2+2)標準中心距見《機械零件設計手冊》表15-14ms=35q=12Z2=33&—爵57計算得A=80o徑向間隙系數(shù)：一般采用c—(0.2?0.3)m取0.2得c=0.7基本齒條的齒頂高系數(shù)：一般采用f=1o蝸桿軸向剖面的齒廓角：普通蝸桿as=2°°。蝸桿螺紋頭數(shù)：由計算確定Z=1。1蝸輪齒數(shù)：選用常用最小值Z=33。2蝸桿蝸輪分度圓直徑：d=qm=42,d=mZ=115.5。蝸桿蝸輪節(jié)圓直徑：《=m(q+2)=44.5d2—d22=115.5o傳動比：i—§因為最好不取整數(shù)所以取i=31.52蝸桿蝸輪齒頂圓直徑：。廣d〃+2f0m=49。D2—m(Z2+2f0+2&)=125蝸桿蝸輪齒根圓直徑：D]=d〃-2f0m-2c=33.6D2=m(Z2-2f0+處)-2c=111蝸輪外圓直徑：D2=D2+m=51.5蝸桿軸向模數(shù)：3.5蝸桿螺紋部分長度：按表選取得L>19m選L=20m=280。蝸輪輪緣寬度：查表得B=0.7D]=110.6。蝸桿分度圓柱上的螺旋升角：查表得人=6。0850”。Z蝸桿節(jié)柱上的螺旋升角：tg七=—-2—=0.092。4變位系數(shù)：&=一-0.50+Z2)=0.786。s蝸桿螺牙、蝸輪輪齒高度：7.7。蝸桿螺牙嚙入蝸輪輪齒間深度：h=2f一=7蝸桿螺牙沿分度圓柱上的齒頂高：h=f一二3.5蝸桿螺牙沿分度圓柱上的軸向齒厚：51=5.395蝸桿螺牙沿分度圓柱上的法向齒厚：叮=￡cos人=5.73。六：蝸桿傳動受力分析和效率計算1.蝸桿傳動中的作用力在蝸桿傳動中作用在齒面上的法向壓力“可分解為圓周力F、徑向力F和軸向力F。顯然，作用于蝸桿上的軸向力等于t r a蝸輪上的圓周力；蝸桿上的圓周力等于蝸輪上的軸向力；蝸桿上的徑向力等于蝸輪上的徑向力2.蝸桿傳動的效率閉式蝸桿傳動的效率與齒輪傳動的效率類似，即n=nn2n3。式中％-----傳動嚙合效率；叫------油的攪動和飛濺損耗時的效率；氣——軸承效率。 傳動嚙合效率：考慮到齒面間相對滑動的功率損失，嚙合效率可近似地按螺旋副的效率計算，即：蝸桿主動門廣tany/tanW+p）式中p為當量摩擦角。 油的攪動和飛濺損耗時的效率攪油和飛濺的功耗與蝸輪或蝸桿的浸油深度和速度、油的黏度以及箱體的內(nèi)部結(jié)構(gòu)等有關(guān)。在一般情況下，這一部分的功耗不大可取叫』.99。 軸承效率蝸桿傳動中，多數(shù)采用滾動軸承，其效率可取門3-0.99。采用滑動軸承時，可取氣二0.98?0.99。所以，蝸桿傳動的效率主要是傳動的嚙合效率％，叫和叫一般可忽略不計。影響嚙合效率的因素有導程角y、滑動速度七、蝸桿蝸輪的材料、表面粗糙度、潤滑油粘度等，其中y角的大小起著主導作用。七.圓柱蝸桿傳動的強度計算蝸桿傳動的強度計算主要為齒面接觸疲勞強度計算和輪齒彎曲疲勞強度計算。在這兩種計算當中，蝸輪輪齒都是薄弱環(huán)節(jié)。對于閉式傳動，傳動尺寸主要取決于齒面的接觸疲勞強度以防止齒面的點蝕和膠合，但須校核輪齒的彎曲疲勞強度。對于開式傳動，傳動尺寸主要取決于輪齒的彎曲疲勞強度，毋須進行齒面接觸疲勞強度計算。此外，蝸桿傳動還須進行蝸桿撓度和傳動溫度的計算，兩者都是驗算性質(zhì)的。1.蝸輪齒面接觸疲勞強度計算此畢業(yè)設計為畢業(yè)答辯通過的優(yōu)秀畢業(yè)論文，完整說明書和全套設計圖紙請加扣扣：3257841604LLdweAutoCAD圈形S79..H： acad.fasAutoCAD快速加載...ITKB導軌與箱體的裝配.AutoCAIi圖形B電動葫蘆設計說明書.MicrusoftWordLLdweAutoCAD圈形S79..H： acad.fasAutoCAD快速加載...ITKB導軌與箱體的裝配.AutoCAIi圖形B電動葫蘆設計說明書.MicrusoftWord文檔吊鉤.gAutoCAD圈形64KB高軸承座.■!■捋Au+oCAIi圖形89KBa卷筒?蝠AutoCAIi圖形75ICB蝸桿軸.dwgAutoCAIi圖形103KB蝸輪.由軍AutoCAIi圖形93EB軸圖.d*AutoCAIi圖形106KB裝配圖.dwgAutoCAIi圖形470KB八蝸桿軸撓度計算當蝸桿軸的捏合部位受力后，將使軸產(chǎn)生撓曲。撓曲量過大勢必影響嚙合狀況，從而造成局部偏載甚至導致干涉。蝸桿軸的撓曲主要是由圓周力F和徑向力F1造成的，軸向力F1可以忽略不計。假設軸兩端為自由支承，則由于七和F1的作用，在軸的嚙合部分所引起的撓曲量分別為：b=51"b=「rl”。ti48EI ri48EI兩者合成，得蝸桿軸中間截面的慣性矩，i=兀dj/翥；l---兩支承間的距離；[s]------許用最大撓度；淬火蝸

桿取0.004m，調(diào)質(zhì)蝸桿取0.01m此處m為模數(shù)。九：溫度計算蝸桿傳動的效率一般比齒輪傳動和其他幾種機械傳動都要低，工作時會產(chǎn)生較多的熱量。閉式箱體若散熱條件不足，則易于造成潤滑油工作溫度過高而導致使用壽命減低，甚至有使蝸桿副發(fā)生膠合的危險。因此，對蝸桿傳動有必要進行溫度計算。箱體的工作溫度和應滿足的要求為：t_t_1000p（1—7）1aA+10<80°C計算時，應取單位:PkW；Am2；tI?！鉉；a w/（m2?。C）。一般情況下，可取a一般情況下，可取a=12—18。W散熱面程A可用下式估算:A_9*1-0a1-8m 式中a為傳動中心距，mm。+蝸桿傳動的潤滑為提高蝸桿傳動的抗膠合性能，宜選用粘度較高的潤滑油。在礦物油中加些油性添加劑，有利于提高油膜厚度，減輕膠合危險。采用油池潤滑時，蝸桿最好布置在下方。蝸桿浸入油中的滑度至少能浸入螺旋的牙高，且油面不應超過滾動軸承最低滾動體的中心。只有在不得已的情況下，蝸桿布置才在上方，這時，浸入油池的蝸輪深度允許達到蝸輪半徑的1/6?1/3。十一、軸的設計。

軸的設計部分比較簡單，需要帶動的零件為蝸輪和卷桶。所以在蝸輪和卷桶中間設計一軸套，并用鍵連接。具體樣式見零件圖1。十二、軸的強度計算（一）初步計算。Nd>A3—cm估算軸徑： n。d 危險截面處的軸徑N------軸所傳遞的功率kw；n 軸的轉(zhuǎn)速rpm；A——系數(shù)，常用軸材料的A值當材料為45號鋼時A=12則可得d>。（二）精確計算軸的尺寸及結(jié)構(gòu)初步定出后，作用在軸上的載荷和支點反離可以求得。把軸當做可動鉸鏈兩支點的梁。這種假定對于一個支座中只裝一個滾動軸承或裝兩個自動調(diào)心的軸承是足夠精確的。則驗算公式n=七氣>[n]為?"：+n 。疲勞強度計算時T-1~KTTPeTT-1~KTTPeT七=~K 1Pebba+Wbbmbbn靜強度計算時^^bn靜強度計算時^^maxn丁Tmax式中：七，氣-—僅考慮法向，剪切應力時的安全系數(shù)。七1具_1試件的彎曲，扭剪的疲勞強度限;應力幅，相當于對稱變應力部分;平均應力，相當于靜應力部分；K,KT--法向、

剪切應力集中系數(shù)。P--表面質(zhì)量系數(shù)。氣點T--尺寸系數(shù)。Wb，WT--靜應力折合為變應力的等效系數(shù)。許用安全系數(shù)[n],疲勞計算時，一般[n]=1.5?2.5；當材料均勻，載荷及應力計算很準確時，可取[n]=1.3。靜強度計算時，對軋、鍛件，一般[n]=1.2?2.2,鑄件[n]=1.6?鍛件，一般[n]=1.2?2.2,鑄件[n]=1.6?2.5。在疲勞強度計算中W°bmK

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PeT相比，前者較…土T小，可略去不計，并考慮到aW，_M na-2Wt牝0.55b-1 -1，氣"1.1￡t等代入上式子中整理后得n= ,:n= ,:(KMS—s__七fI>[n]w)+KeMna}■'(KMwa'+俱MnaV^=[b ]-1[n]對圓斷面實心軸設計公式為:\：'(KM》+KM1:\：'(KM》+KM1一3b 0.1[b ]en丫 -1式中:MwaMna產(chǎn)生法向，扭剪應力幅的力矩，對一般的轉(zhuǎn)軸M=tM.當經(jīng)常wana11iJna2n，三匚廠口正反轉(zhuǎn)時"na"Mn。對心'軸"na=0；不轉(zhuǎn)時^a"2Mw，轉(zhuǎn)動時Mwa=MwKG?cm。W------抗彎斷面模數(shù)。b-11----許用彎曲應「1g力KG/cm2，b_]」=[n]十三、軸的剛度計算△刁只ds彎曲剛度'sES 式中：牛一斷面之處的變形量；Mw-----軸上載荷產(chǎn)生的彎矩；Mw在I斷面處加單位載荷軸上所產(chǎn)生的彎矩；J------截面的慣性矩；S-------將軸分為若干段后每段的長度；E-----彈性模數(shù)。十四、卷筒的選擇卷筒是鋼絲繩的承裝零件，卷筒的材料選用ZG25鑄造。焊接卷桶選用A3鋼制造。卷筒直徑的確定D