河北工业大学2010届本科毕业设计说明书
图20 轨道轮的结构尺寸图
4.4.3 减速器的选型
受安装空间的限制，应选择结构比较紧凑的减速器。锥面包络圆柱蜗杆减速器结构紧凑、运行平稳、承载能力高，适用于正反转启动频繁的起重机械中。
由电动机的选型进而可知减速器的输入功率
PkW (4.25) 1?P电机??联轴器?0.75?0.96?0.735 电动机转速为870r/min
大车车轮转速为n?v0.75?60??60?90r/min ??d3.14?0.16总传动比i?870?90?9.713 取传动比为7.5 减速器输出转矩：
9550P9550?P电机??联轴器??减速器?7.5T1???29.7N/m (4.26) n870由以上数据，选取KWO40型锥面包络圆柱蜗杆减速器 额定输入功率P1?0.49kW 额定输出转矩T1?36.5N/m 输入转速n输入?750rpm 公称传动比i?7.5
4.4.4 齿轮模数齿数的确定和校核
(1) 模数的确定
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由《机械设计》知
m?163383???1?P电机 (4.27) 2?Z2m小????n其中：
?-公比；?=2
?m-齿宽系数；?m=8
???-齿轮传动许用应力
n-齿轮转速；n?n电机i?8707.5?116r/min ????Kn??lims (4.28)
取?lim?600MPa；安全系数s=1；应力循环系数Kn?0.9
????0.9?6001?540MPa
那么
m?163383?2?1??0.758?502?2?5402?116?1.94mm取m=2mm
(2) 传动比的确定
in电动机870?3.14?0.16总?n?45?9.713 (4.29)
轨道轮又知道i减速器?7.5 则ii总713齿轮?i?9.减速器7.5?1.3 (4.30) 由m和i齿轮可以确定 大齿轮：d小?100；Z小?50 小齿轮：d大?130；Z大?65
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(3) 齿轮强度校核 齿轮强度校核公式为
?F?KFtYFaYSa (4.31) bm由前述可知 (a) T1?29.7N/m (b) 动载系数???dn60?1000?3.14?100?11660?1000?0.6
齿轮精度为7级
由《机械设计》查得K??1.05 (c) b??m?m?2?8?16 (d) 确定齿向载荷分配系数
取齿宽系数?d?1 ； 非对称KH??1.42 ； b/h?4 查《机械设计手册》得KF??1.27 (e) 确定齿间载荷分配系数
F2T1d?2?29.7t?100?0.594 (4.32) KAFt1.25?0.594b?16?0.046?100N/m (4.33) 查《机械设计手册》得
KH??KF??1.2
(f) 动载系数
K?KAKVKF?KH??1.25?1.05?1.2?1.42?2.24则YF??2.65；YS??1.58 (g) 计算弯曲疲劳应力
S?1.3；?FE?540MPa ；KN?0.9
则
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(4.34)
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?F?2.24?0.594?2.65?1.58?0.17MPa2?1.6
由于??F?远小于?FE故该齿轮符合使用要求。 4.4.5 轴校核
取中间传动轴进行校核，其结构尺寸详见零件图04
T1?29.7N/m
则Ft?2T12?29.7??457 d大0.132那么 F?2Ft?646.3
已知最小轴颈d?35mm；E?200GPa；?y??0.03?2?0.06mm
?F?b?x?l2?x2?b2YB????0.98?10?3mm (4.35)
6EIL??由于YB远小于?y?，故该轴符合使用要求。 4.4.6 轴承的选型
中间支撑处的轴承型号为61908 轨道轮两侧处的轴承型号为6007
由前面轴的校核可知轴受的径向力较小，故在此不再赘述轴承的校核问题。
5 系统的电路控制设计
由电动葫芦其中机构的使用条件可知，系统执行元件由三台电动机组成，起升电动机负责发动机的起吊运动的实施，电动葫芦平移电机负责电葫芦在水平轨道上的平移运动的实施，大车平移电机负责大车在其轨道梁上的平移运动的实施，从而实现三个自由度的运动。根据起重机械的运动特点可知三个电动机的运动控制全部为点动控制，且有过载、过热、限位控制，大车的运行机构由于是自行设计所以应加设制动器控制模块。
主电路设计如下：
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控制电路设计如下：
6 基于TRIZ理论的电动葫芦轨道梁的优化设计方案
由前面总体方案初定的内容可以知晓在确定电动葫芦轨道梁跨距时涉及到小台车在吊装架体内的摆放问题。一种方案是六台车一字排开，另一种方案是三
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