【正文】 = 大齒輪的數(shù)值大。 5）查取齒數(shù)系數(shù)。 =C 按齒根彎曲強度設(shè)計 由得彎曲強度的設(shè)計公式為 a 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限=350MPa； 2）由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)= , =, 3）彎曲疲勞許用應(yīng)力。 105mm 4）計算齒寬與齒高之比。=105mm 2）計算圓周速度v。 8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。 6）由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 4）由表106查的材料的彈性影響系數(shù)。 2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。4）選小齒輪齒數(shù)=12，傳動比i=，則大齒輪齒數(shù)==，取=47。3）材料選擇。 第二級齒輪傳動的設(shè)計計算A 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1）選用直齒圓柱齒輪傳動。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 = = 大齒輪的數(shù)值大。 5）查取齒數(shù)系數(shù)。 = C 按齒根彎曲強度設(shè)計 彎曲強度的設(shè)計公式為 （76） a 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限=350MPa； 2）由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)= , =, 3）彎曲疲勞許用應(yīng)力。 4）計算齒寬與齒高之比。 = (74)2）計算圓周速度v。 8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。 6）由下式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 4）由表106查的材料的彈性影響系數(shù)。 2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。4）選小齒輪齒數(shù)=14，傳動比i=，則大齒輪齒數(shù)==，取=90。3）材料選擇。 傳動裝置的運動和動力參數(shù)聯(lián)軸器效率=；滾動軸承效率=；圓柱齒輪傳動效率=；（1）軸0（電動機軸） P0=P=13KW； =n=1400 =；（2）軸1（高速軸）（3）軸2（中間軸）（4）軸3（低速軸）（5）軸4（空心軸）表71 各軸運動和動力參數(shù)匯總表(理論值)軸號理論轉(zhuǎn)速（）功率（）理論轉(zhuǎn)矩（）理論傳動比電機軸140013/軸11400軸2軸3空心/ 傳動件的設(shè)計計算注：，圖表參考文獻[1] 第一級齒輪傳動的設(shè)計計算A 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1）選用直齒圓柱齒輪傳動?！?lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩，；帶入數(shù)據(jù)得T=~，根據(jù)參考文獻[3]表21110，選取型號MLL4160的聯(lián)軸器 分配減速器的各級減速比按浸油潤滑條件考慮，同時考慮三級同軸線式定軸傳動的減速器箱體的尺寸，取第一級傳動比i1=，i3=。由于鋼絲繩電動葫蘆有其特殊性，電機和減速器的輸出軸的距離較遠及兩軸的平行誤差較大。應(yīng)根據(jù)傳動比、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)速等，從標準中選用合適的減速器或者設(shè)計減速器。減速器自成一個部件，裝卸極為方便。 合格。 —傳動機構(gòu)總功率=； —起升機構(gòu)最不利工作循環(huán)的等效平均阻力矩，； —系數(shù)，對于起升機構(gòu)=~。帶入數(shù)據(jù)的Tj=。 電動機發(fā)熱校驗異步電動機發(fā)熱校驗可采用平均損耗法，也可根據(jù)電動機的類型不同，選用等效轉(zhuǎn)矩法和等效電流法進行精確發(fā)熱校驗。= （63）式中 —基準接電持續(xù)率時的電動機額定功率，； —電動機臺數(shù)； —電動機轉(zhuǎn)矩的允許過載倍數(shù)； —考慮電壓降及轉(zhuǎn)矩允許以及靜載實驗超載的系數(shù)，繞線異步電動機取=，籠型異步電動機取=，直流電動機取=。m2過載倍數(shù)質(zhì)量kgZD1514型錐形轉(zhuǎn)子電動機131400318 電動機的校驗 電動機過載校驗起升機構(gòu)要求電動機在有電壓損失（交流電動機為15%，直流不考慮）、最大轉(zhuǎn)矩允差（交流電動機為10%，直接不考慮）時。表61 電動機參數(shù)電動機型號額定功率kw靜制動力矩N6 電動機的選擇和校驗 電動機的選擇電動機的靜功率： =（KW） （61）式中 ——最大起升載荷，N；——機構(gòu)總效率，=（為滑輪組總效率=，為聯(lián)軸器效率=，為卷筒的機械效率，瞎用滾動軸承時，=，為傳動機構(gòu)的機械效率，他與傳動機構(gòu)的機械效率，他與傳動的形式有關(guān)，參考文獻[10]p385，=）；——起升速度，m/min。卷筒彎矩圖如下： 圖54 卷筒彎矩卷筒的最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩為與卷筒中間時，彎矩 = mm；卷筒內(nèi)徑 =323mm；斷面系數(shù) =；卷筒承受拉應(yīng)力 =；許用應(yīng)力 =195/2=；合成應(yīng)力 （54）=；卷筒強度驗算通過。卷筒壁上的壓應(yīng)力為： （53） 式中 鋼絲繩的最大拉力，N；繩槽節(jié)距，mm；卷筒壁厚，mm；A應(yīng)力減小系數(shù)，一般可取A=； 卷筒材料的許用應(yīng)壓力，MPa，對鑄鐵，=150MPa。 卷筒校核 卷筒工作是，由于受鋼絲繩最大拉力的作用，卷筒壁主要承受鋼絲繩纏繞箍緊所產(chǎn)生的壓縮應(yīng)力，以及扭轉(zhuǎn)和彎曲應(yīng)力。圖53卷筒長度 卷筒壁厚卷筒壁厚可先按經(jīng)驗公式確定，然后進行驗算。 卷筒的繩槽尺寸繩槽分為標準槽和深槽兩種，其尺寸如下圖：圖52 繩槽標準槽: 卷筒繩槽半徑R=（~）d=~12mm；繩槽深度H=（~）d=5~8mm繩槽節(jié)距P=d+（2~4）=22~24mm參考文獻[9]表143，取R=11mm；H=；P=22mm。圖51卷筒的構(gòu)造 卷筒主要尺寸的確定 卷筒的直徑根據(jù)ＧＢ／Ｔ３８１１－１９８８規(guī)定，按鋼絲繩中心來計算卷筒的最小直徑，即：=14 20=280mm （51）式中　　　——按鋼絲繩中心計算的卷筒的最小直徑（ｍｍ）；　　　　?。洹摻z繩直徑（ｍｍ）；　　　　?。琛c機構(gòu)工作級別和鋼絲繩結(jié)構(gòu)有關(guān)的系數(shù)，按參考文獻［７］，選?。瑁?4。在起重機機械中主要是采用圓柱形的鋼絲繩卷筒。通過對鋼絲繩的收放，可把原動機的驅(qū)動力傳遞給鋼絲繩，并將原動機的回轉(zhuǎn)運動變?yōu)橹本€運動。如繩卡裝反，強度將下降到75%以下。 繩卡間距和最后一個繩卡后的鋼絲繩尾端長度都不應(yīng)小于（56）d，d為鋼絲繩直徑。繩卡螺母擰緊力矩見參考文獻[3]表2124，根據(jù)使用經(jīng)驗，一般認為，當繩卡中的鋼絲繩直徑減小，表明螺母的擰緊度合適。繩卡數(shù)目根據(jù)鋼絲繩直徑而定，但不一定少于三個，參考文獻[3]表2123。在有些情況下，繩的行程不大，在卷筒上來回運行時一部分繩不通過滑輪運動，則繩的彎曲次數(shù)即行減少，失效減緩。在彎曲應(yīng)力是影響鋼絲繩工作壽命的主要因素時，卷筒直徑可比系統(tǒng)中的滑輪直徑稍小一點，因為在每一個方向運動時,鋼絲繩要在滑輪上彎曲兩次，在卷筒上只彎曲一次。這是因為鋼絲繩僅一面受到支撐作用，其周邊部分得不到支撐。（5）卷筒 卷筒尺寸、繩槽輪廓、壓力與前面滑輪等討論的情況相類似。此壓力會使鋼絲繩中產(chǎn)生剪應(yīng)力，改變鋼絲繩的結(jié)構(gòu)，并影響滑輪繩槽磨損率。由于繩槽不斷磨損，當一鋼絲繩接近不能使用時，繩槽即已被磨耗成較小的尺寸。（3）滑輪繩槽 為使鋼絲繩能發(fā)揮最大功效，必須使滑輪繩槽有足夠大的直徑，以保持鋼絲繩在其中有適當?shù)拈g隙。隨滑輪尺寸的增大，繩與滑輪之間的壓力下降，彎曲程度也減小。（2）滑輪滑輪主要尺寸最小卷筒直徑用繩槽底部滑輪直徑再加鋼絲繩直徑表示。（1）強度與伸長根據(jù)設(shè)計，鋼絲繩的最大斷裂強度小于所有鋼絲的集束強度，并與繩的結(jié)構(gòu)和所有鋼絲繩性能級別有關(guān)，在設(shè)計鋼絲繩時，應(yīng)考慮所有載荷因素，滑輪和卷筒的數(shù)目和結(jié)構(gòu)安裝方式，產(chǎn)生腐蝕和磨損的條件以及繩的長度等，～%的優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼制作而成，10N/mm。然而，對鋼絲繩進行失效分析，在安全和經(jīng)濟兩方面具有重要意義。 鋼絲繩失效分析 鋼絲繩是應(yīng)用最廣泛的起重零件之一，它具有承載能力大、繞性好、運動平穩(wěn)無噪音等優(yōu)點，幾乎所有的起重設(shè)備都使用鋼絲繩來承重。繩端部位。 ⑤檢驗部位。 ③一般起重用鋼絲繩應(yīng)保證每周至少檢查一次。 ②定期檢查。檢驗 ①日常觀察。鋼絲繩走向反復彎曲易造成疲勞，產(chǎn)生斷絲（見下圖），因此安裝時應(yīng)盡量避免反復彎折。對于光卷筒和多層纏繞卷筒，鋼絲繩偏離與卷筒軸垂直的平面的角度推薦不大于2176。鋼絲繩繞進或繞出卷筒，滑輪槽時偏斜的最大角度(即鋼絲繩中心線和與滑輪軸垂直的平面之間的角度)推薦不大于5176。圖b繩徑過大，圖c繩徑過小，圖d為與槽徑像匹配的繩徑?；喞K槽底部半徑過大，過小都將影響鋼絲與滑輪繩槽底部的接觸面積，使之過度磨損，而降低鋼絲繩和滑輪的使用壽命，也會影響傳動效 率。 圖42鋼絲繩的纏繞方向 （4）繩槽、卷筒。鋼絲繩在卷筒上的纏繞方向與鋼絲繩的捻向及出繩方向有關(guān)，見下圖。①熔斷：采用熔斷機熔斷，不損壞鋼絲繩，端部不松散，便于安全操作，這是理想的斷繩 ②切斷：鋼絲繩在切斷前，應(yīng)在切斷兩端各相距10mm~20mm處用鐵絲扎緊，捆扎長度為繩徑1~4倍，再用切割工具切斷，以防切斷處引起鋼絲繩松散。 鋼絲繩的安裝 （1）解卷。起升高度小于50m的起升鋼絲繩的重量可以不計。 鋼絲繩直徑的計算鋼絲繩所受的最大工作靜拉力乘以安全系數(shù)n，得出繩內(nèi)破斷拉力，以此作為選繩依據(jù)，其計算式為 (41)式中所選用鋼絲繩的破斷拉力，N；鋼絲繩最大工作靜壓力； n安全系數(shù)，參考文獻[2]，取4； 鋼絲繩最大靜壓力：在起升機構(gòu)中，鋼絲繩最大工作靜拉力是由起升載荷考慮滑輪組效率和承載分支最后確定，起升載荷是指起升質(zhì)量的重力?？商岣咪摻z繩的使用壽命，避免事故發(fā)生。 上式帶入數(shù)據(jù)得Dmin=320mm，參考文獻［７］－－65，滑輪的直徑取400mm。選擇a=4/2=2，參考文獻[4]表28，由軸承形式及滑輪組倍率確定滑輪組效率。本機構(gòu)采用雙聯(lián)滑輪組，如下圖：圖33倍率：滑輪組的倍率ａ等于懸掛物品的鋼絲繩分支數(shù)ｉ與繞入卷簡的鋼絲繩分支數(shù)之比。 滑輪滑輪是用來改變撓性件（鋼絲繩）運動放向并平衡撓性件（鋼絲繩）分支拉力的承載零件。 將數(shù)據(jù)帶入上