电动葫芦基础设计

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1、机械产品综合设计课程设计指导书之二电动葫芦设计柯尊忠 朱龙根 主编合肥工业大学机械设计教研室1 电动葫芦总体设计1.1 概述 电动葫芦是一种小型的起重机械，它由电动机、减速机构、卷筒、吊具及运行小 车等部分组成。1.2 电动葫芦主要参数起重量起升高度幅度起升速度工作制度工作级别机构利用级别载荷机构级别名义载荷谱系数机构工作级别自重载荷1.3 电动机容量的确定根据IEC-72的规定，电动机的基准性工作方式为S -40%,即电动机应为断续周期3性工作方式，每一周期的起动电流对电动机的温升无明显影响，每10分钟为一工作 周期，接电持续率JC为40%。1.3.1 计算稳态平均功率，初选电动机型号起升机

2、构的电动机稳态平均功率 PSFvQn-1000 n式中 P 起升机构电动机的稳态平均功率(kw);sG稳态平均负载系数，按表1 13取0.8;F 起升载荷(N)；qn 机构总效率，取n =0.8V 起升速度（ m/min）q根据计算得到的 P ，初选一参数接近的电磁制动电动机。S1.3.2 电动机发热校验首先要计算电动机所需得接电持续率:P 21 b xioo%P 21n式中 电动机所需得接电持续率P 计算得到的稳态平均功率（kw）SP 基准工作方式下的稳态平均功率（ kw）nt个工作循环的时间，为lOmint 一个工作循环中电动机实际工作时间（min）w1.3.3 电动机过载校验对于不同的工

3、作机构，过载校核计算公式也不同，一般是在静功率计算的基础 上加以修正。起升机构的电动机过载校验公式为P全HFQnn 入 iooonm式中P 基准工作方式下的稳态平均功率nF 起升载荷QV 起升速度nn 机构总效率入一基准接电持续率时，电动机转矩允许的过载倍数，恥 =2.02.2mmH - 考虑电压降，最大转矩存在误差因素的系数，对于鼠笼式异步电动机H=2.2绕线式异步电动机H=2.l直流电动机H=l.4l.4 起升机构的计算1.4.1计算钢丝绳最大拉力，确定钢丝绳直径作用在钢丝绳上的最大静拉力为FS -QmaxK mn nZd式中： F 起升载荷qk 单联卷筒，取k=1 ；双联卷筒，取k =

4、2 ；m滑轮组倍率（悬挂物品的钢丝绳分支数与绕入卷筒的钢丝绳分支数之比），取m=2n n 滑轮组及导向滑轮的效率，对于滚动轴承n n取为o.97；对于z d z d滑动轴承 n n 取为 0.92；zd1.4.2 卷筒的构造和尺寸钢丝绳受力后，内部应力难以准确计算，通常可按钢丝绳在工作状态下的最大静拉力来计算钢丝绳的最小直径d = c Smax式中： d - 钢丝绳最小直径（ mm）S 钢丝绳上最大静拉力（ N ）maxC 选择系数C = d冗3 k g片b式中： 3 钢丝绳充满系数，为绳断面面积和毛面积之比k钢丝绳绕制折减系数Z 钢丝的公称抗拉强度bn 安全系数由表18查得卷筒槽的尺寸：取标

5、准槽尺寸： R 、t r 、c1 、1 11）卷筒的名义直径： D=（h1） d式中：d 钢丝绳直径，mm ；h 与机构工作级别有关的系数，按表1 9选取。2）卷筒的卷绕直径：即指卷筒上钢丝绳中心的直径，用 D 表示0D =D+ d03）卷筒长度：单联卷筒只有一条螺旋槽，引出一条钢丝绳，其长度为：L = L + L + 2 L0 1 2其中 L =（如+n） t0兀D0式中：H起升高度mmm滑轮组倍率D 卷筒的卷绕直径 0n附加安全系数，通常取n= 1.53t 螺旋槽螺距mmL 固定绳所需长度，按固定方式而定，一般取L =3 t 11L 卷筒两端空余部分的长度，根据结构确定。 24）卷筒厚度：

6、对于铸铁卷筒，卷筒厚度按下列经验公式确定6 =0.02D+（6 10）（mm）考虑铸造工艺要求，卷筒厚度6不应小于12 mm。1.5 卷筒的强度计算卷筒壁主要承受压应力、扭转应力和弯曲应力，而扭转应力通常很小，可以忽 略不计，卷筒壁压应力的分布是不均匀的，内表面应力较高，当壁厚不大时，可以近 似认为是均匀分布的，压应力按下式计算：SQ = A -max K Tzd zd j式中 M 制动器的制动力矩(N.m)ZdK 制动安全系数，由表 114 选取Zd1.7.3 计算减速装置的传动比及主要零件的计算载荷减速装置的传动比减速装置的传动比：i =nt式中 n 电动机的额定转速Nn 卷筒转速t根据起

7、升机构的工作特点，可将稳定运行时的额定载荷作为机构的计算载荷， 从卷筒到制动轮间的大部分传动件可按I类载荷进行疲劳计算，即高速轴：T = (1.3 1.5) TIN除电动机轴以外的低速轴：T = (p TI 6 Q式中 T 电动机额定转矩NT 额定起升载荷换算到计算轴上的转矩Qp 动载系数 p =丄(1 + p )6 6 2 2p 起升载荷的动载系数，按表115中公式估算2 电动葫芦传动系统及几何计算2.1 传动方案的拟定及传动比计算 电动葫芦传动系统是指电动机到卷筒之间的减速装置。该传动装置要求工作安全 可靠，体积小，重量轻，传动比大，一般用齿轮传动机构。选用 NGWN 型行星齿轮传动，这种

8、齿轮传动比范围大，结构紧凑，体积小，效率 低于 NGW 型，工艺性差，适用于中小功率或短期工作的情况。对于构件旋转轴线平行的周转轮系，根据相对运动原理，可建立其传动比的普通 关系式，设一周转轮系中的三个基本构件 A,B,Cn 一 nACBiB =bCA n 一 nAB将两式相加得 iA + iB = 1C BC A移项得iA = 1 - iBC BC A此式即为行星轮系传动比计算的普通关系式。2.2 行星齿轮传动的齿数确定2.2.1 传动比条件NGWN 型行星齿轮传动。此类型行星齿轮传动可看成由一个NGW型和一个NN型行星齿轮传动串联而成，其 运动简图为下图，此类型行星齿轮传动的，传动比可表示

9、.1 一 ixZib = ib X ib = ab a-ae ax xeZ Zeb1 bdZZce4.2.2 同心条件设 ac 齿轮啮合副 ,cb 齿轮啮合副， d e 齿轮啮合副的实际中心距分别为a a和a应保证a二a二a ,对于标准齿轮传动，高度变位齿轮传动和等啮合ac, cbdc,ac cb dc角的角度变位齿轮传动，若各对齿轮啮合副均为模数相等的直齿轮组成时，则：z +2z =z z - z =z -za c bb c e d当齿轮模数m =m Hmac cb de则z+2z=za c bm (z - z)= m (z - z)ac b c de b c2.2.3 邻接条件在设计行星齿

10、轮传动时，为提高承载能力，减小机构尺寸，常均匀对称地布置 若干个行星轮，为使相邻两个行星轮不互相碰撞，必须保证他们齿轮之间在连心线方 向有一定地空隙，通常最小间隙应大于模数之半。这就是邻接条件。设两个相邻行星轮之间地距离为L,行星轮地齿顶圆直径为d ,则邻接条件为acL dac即：. 兀2 a sin dacac式中 n 行星轮个数paaca - c啮合副的实际中心距.在设计行星轮齿轮传动时，由于邻接条件的限制，增加行星齿轮的个数会减小 传动比的范围，通常取n =34p2.2.4 装配条件在行星齿轮传动中，几个行星轮均匀装入，并保证与中心轮正确啮合所具备的 齿数关系即为装配条件，它与传动比条件

11、，同心条件和邻接条件相互依存。传动条件 不同，四个条件有不同的组合，且不一定每个条件同时独立出现。研究装配条件的实质就是寻求行星传动中各齿轮的齿数，特别是中心轮齿轮齿数与行星轮个数之间关 系。2n/n为相邻两行星轮所夹的中心角，设第一个行星轮在位置装入，并与两中 p心轮啮合，两中心轮的相对位置就被确定了，然后将行星架X顺时针转过2n /np角度，即让行星轮c转到位置III，这时中心轮a转过的角度为申=匹* ib为1 a n ax p了在位置I装入行星轮C，要求此时中心轮a在位置I的相应轮齿和它在转过*a角度之前完全相同。也就是说中心轮 a 转过的* 角必须为其节距所对的中心角 a2 n /Z

12、a的整数倍。即 z e /2n二整数aa* Z ib Z +Z” 二整数a = aoX ao纠人2兀nnppZa只要此式得到满足，就可在位置I装入行星轮，同样操作也可在位置C装入其2 他行星轮。此表明 NGWN 型行星齿轮动的装配条件与行星轮齿数无关，也就是说是否 采用角度变位无关，只要两中心轮齿数和为行星轮个数 n 的整数倍即可。p2.2.5 配齿数方法NGWN 型行星齿轮传动可视为由高速级 NGW 型和低速级 NN 型串联而成，因此其配 齿数问题也可转化为两级串联的 NGW 型传动的配齿数问题。但除按两级传动比分别配 齿数外，需要考虑在两级之间的传动比分配，还要满足共同的同心条件，这就使配

13、齿 数方法复杂了些，高速级 NGW 型的齿数和 Z 为工GZ Z ib /2工 Ga ax低速级NN型和z 为Z - Zb(Zb - e)， e为两对内啮合副的齿数差z D2 D e( - 1) + Zxeb其中 e 为两对啮合副的齿数差。为满足同心条件必须即ib zz (z 一 e)b2 e(讣 一 1) + zxeb将传动比公式代入得：ibibaexe i b 一 e+ 2aez 一 ebae（1）、根据传动比ib选取适当的z和e值，z和e的选取应注意：当适当的z时，随bbb着ib的增大，z减小，当e偏大时也会导致z减小，所以当传动比较大时，应取较小aeaa的e值，以避免z过小而出现跟切；

14、当先给定z时，随着ib的增大，z增大，若取aaaeb较大的e值也会使z增大，所以当传动比较大时，应取较小的e值，以免z过大而使 bb外轮廓尺寸加大。2.3 行星齿轮传动比的几何计算渐开线圆柱齿轮的几何计算 z 分度圆直径 d=mzaa齿高 h=h+h af齿顶圆直径 d =d+2h aaz 分度圆直径d=mzbb齿高h=h+haf齿顶圆直径z 分度圆直径 c齿高齿顶圆直径 z 分度圆直径 d齿高齿顶圆直径 z 分度圆直径 e齿高齿顶圆直径d =d-2h aad=mzch=h+h afd =d+2h aad=mzdh=h +h =(2h* +c*)m a f ad =d+2h aad=mzeh=

15、h +h =(2h* +c*)m a f ad =d-2h3 起升机构传动装置的承载能力和效率计算3.1 行星齿轮传动的承载能力计算3.1.1 行星齿轮的受力分析圆周力的计算太阳轮 A1000 TF atcA r nAp行星轮 C 轮：F F .tACtcAF F + F F + FtBCtEDtACtEDtC A行星轮 D 轮：-2 dF F F c F tE DtB CtACd - d tACca内齿轮 B：d + dF F ca F tC BtBCd d tACca内齿轮 E：+1000 T iBF A AEtE Dr cES行星架 X：F 0. tx径向力的计算：太阳轮 A：tg aF

16、 F Xn rCAtCA cos 卩行星轮 C：tg aF F Xn rBCtBCCOS 卩F FrACrC A行星轮 D：tg aF F-rEDtED C0S P内齿轮 B：tg aF F-rCBtCB CoS P内齿轮 E：tg aF F旷rDEtDE CoS P行星架 X：F = F + F - FrX rBC rED rAC单个行星轮作用在轴上或行星轮轴上的力太阳轮 AR=xAR=yAFtCAFtCA对行星轴X/轴向*RXAY/轴向内齿轮B内齿轮ER=xBR=yBR=xER=yEFtCBFtCBFtDEFrDE行星架XR =0xXR= FyX rXF +FtBC tAC+ Fr -Ft

17、BC rAC各行星轮作用在轴上的总力及扭矩太阳轮 A行星轮 CD工R =0xA工R =0yAT =9549p/n A工R =0xCD工R =0yCD对行星轴扭矩T =0O工R =0xB工R =0yBT= T(iB -1)B A AE工R =0xE内齿轮B内齿轮ERxBFtEDI RyBFtED工R =0yET=- TiBE A AE行星架X 工R =0xX工R =0yXT= 0X3.1.2 行星齿轮传动承载能力计算n =3的NGWN型行星齿轮传动载荷不均匀系数k pc令内齿轮B浮动k =2CFAk =1+(k l)X3/2CHA CFAk =1CHBk =1CFBk =1+0.5(k 1)zz

18、/(zziB )CHE CHA e c a d AEk =1+0.5(k 1)zz/(zziB )CFE CFA e c a d AEA- C 传动 T =(T/C ) KA-C A SCC-B 传动 T =T (iB n b 1)/C K (Z/Z)A-C A AEAESCC BDE 传动 T =(T iB n b /C ) K (Z /Z )D-E A AEAE SCD E圆周力： F=2000T/dt 1 1齿轮 A-C：d K1tdT K K K 屮 AHP n屮b 2p d H lim1. 齿面接触强度初算小齿轮分度圆直径(mm)(U + 1)XuKtd算式系数，对钢制直齿轮传动一般

19、为768 ,Ka-使用系数，对电动葫芦减速传动齿轮，ka=iK 计算接触强度的行星轮间的载荷不均衡系数T计算齿轮副小齿轮的名义Hp 1转矩K 综合系数，当n W3时，可取K =1.8-2.4 ；当n 3时，可取K =2.0-2.7HZpHZpHZ屮一电动葫芦动力系数，对高速级齿轮取屮=1.3-1.4 ；对低速级齿轮取屮IicIicIic=1.2-1.2 ；u= Z /Z= Z /Z 21CA(屮)=Z /Z (屮)(屮)=(Z/Z)(b/b) )d a c a d c d c d c c d d d(屮)W0.30.35,b=bd d c d2. 按齿轮弯曲强度计算齿轮模数 m KtmTK K

20、 K1AFPFTn 甲 Z 2gp d 1CF limYFa 1mm)K 算式系数，对钢制直齿轮传动一般为 12.1 tmK 计算轮齿弯曲强度的行星轮间的载荷不均衡系数 , FPK=11.5（K 1） FP HPK 综合系数，当n W3时，可取K =2 FZpFZZ 小齿轮齿数， Z=Z1 1 AY 载荷作用于齿顶时小齿轮的齿形系数 Fa1Y 载荷作用于齿顶时小齿轮的齿形系数 Fa2齿轮 D-E1. 齿面接触强度初算小齿轮分度圆直径d K1tdT K K K 屮1AHPHTn屮G 2 p dH limkCmm)Ktd算式系数，对钢制直齿轮传动一般为768K 使用系数，对电动葫芦减速传动齿轮，K

21、 =1 AAK 计算接触强度的行星轮间的载荷不均衡系数 HpT计算齿轮副小齿轮的名义转矩1K 综合系数HZ屮一电动葫芦动力系数，对高速级齿轮取1.2Iicu= Z /Z= Z/Z21 e d2. 按齿轮弯曲强度计算齿轮模数 mm Kn tmTK K KAFPFTn 甲 Z 2gp d 1kCF limYFa 1(mm)K 算式系数，对钢制直齿轮传动一般为 12.1 tmK 计算轮齿弯曲强度的行星轮间的载荷不均衡系数,FPK=1 1.5(K 1)FP HPK 综合系数，当n W3时，可取K =2FZpFZZ 小齿轮齿数， Z=Z1 1 dY 载荷作用于齿顶时小齿轮的齿形系数 Fa1Y 载荷作用于

22、齿顶时小齿轮的齿形系数 Fa2齿轮 B-C1. 齿面接触强度初算小齿轮分度圆直径d K1tdT K K K 屮 1AHP H 无KCmm)n屮G 2p d H limKtmn 甲 Z 2gp d 1 F limK 算式系数，对钢制直齿轮传动一般为 768 tdK 使用系数，对电动葫芦减速传动齿轮，K =1 AAK 计算接触强度的行星轮间的载荷不均衡系数 HpT计算齿轮副小齿轮的名义转矩1K 综合系数HZ屮一电动葫芦动力系数，对高速级齿轮取1.2 Iicu= Z /Z= Z/Z2 1 b cK 算式系数，对钢制直齿轮传动一般为 12.1tmK 计算轮齿弯曲强度的行星轮间的载荷不均衡系数,FPK=

23、11.5(K 1)FPHPZ 小齿轮齿数，Z=Z1 1 cK 综合系数，当n W3时，可取K =2FZpFZY 载荷作用于齿顶时小齿轮的齿形系数 Fa1Y 载荷作用于齿顶时小齿轮的齿形系数Fa23.1.3 行星齿轮传动承载能力校核计算 转速 nan= 1000z /z c a cn= n dcn=nz/zb c c bn=nz/ze d d et ix =-z/zAB B Abxix =（n n）/ （n n） AB a故求出 nx应力循环次数中求心轮 a:中心轮 b:中心轮 e:行星轮 c:行星轮 d:N =60（n n）ntl a x pN =60（n n）ntlbx pN =60（n n

24、）ntlex pN=60（n-n）ntlc x pN=60（n-n）ntld x p相对转速齿轮 ED:u=z/zednx=n n1 d x齿轮 BC:u=z/zbcnx=n n1 c x齿轮 AC:u=z/zcanx=n n1 a x3.2 行星齿轮传动的效率计算ABEBAEEBZZBDZZ0.98iBAEABEB=2.3 f (=0.1代入得AE3.3 行星齿轮传动的结构设计3.3.1 均载机构1常用均载机构形式与特点行星齿轮传动中，由于多个行星轮分担载荷，使每个行星轮传递的载荷减小，因 而行星齿轮传动装置具有体积小、重量轻、噪声小、承载能力高等优点。但由于制造 安装误差、零件变形及温度等

25、因素的影响，使几个行星轮分担载荷不均匀，从而降低 了传动的承载能力和性能。如何能有效、简单、经济的使各行星轮均匀分担载荷，即 设计性能好、结构简单的均载机构，是行星齿轮传动装置设计的关键之一。 2均载机构的设计要求a. 均载性能良好，能满足使用要求，即载荷不均衡系数满足要求；浮动构件质量小、调位力大、浮动构件应能以较小的位移量即可补偿制造和装配误差，浮动灵敏。b. 均载机构的摩擦损失小，效率高。c. 均载机构应有校好的缓冲和减震性能。d. 均载机构应有良好的工艺性和经济性，结构简单、尺寸小、精度要求不高、使用可靠、便于制造、安装和维修。e. 均载机构的结构形式应适应传动的总体布置。3.3.2

26、行星轮的结构行星轮的结构应根据传动型式、传动比大小、轴承类型及轴承安装形式而定。行 星齿轮传动中，行星轮的轴承往往是薄弱环节。因此，确定行星轮结构时应特别注意行星轮轴承的寿命。在一般用途的中低速传动中，行星轮轴承多用滚动轴承，但在径向尺寸受到限制或速度很高，而使滚动轴承寿命不足时，也常用滑动轴承。3.3.3 行星架的结构选用双臂分开式，当行星轮轴承安装在行星架上时，为了满足装配需要，常采 用这种结构，一般为锻造或铸造。5.3.4 行星齿轮传动的主要技术要求主要零件技术要求齿轮1. 行星齿轮传动中，右有合理的均载机构，齿轮精度应不低于8-7-72. 行星齿轮的齿圈径向跳动公差应不大于0.0223

27、. 齿轮啮合侧隙应比一般定轴齿轮传动稍大4. 行星轮米用20Mn2TiB,需经表面渗碳淬火5. 行星轮必须使两个齿轮中的一个齿槽对准，使该齿槽的对称线在同一 轴平面内，并根据传动类型的装配条件要求，在图样上注明装配标记轴类零件1. 一般采用45钢，需进行调质处理2. 主要配合表面应不低于7级精度行星架1行星架采用45钢，需进行调质处理2.行星架加工后应进行静平衡2运行机构的设计计算2.1 运行机构方案设计运行机构是电动葫芦的重要组成部分，它的作用是实现电动葫芦的水平运动。电 动葫芦的运行机构多为自行式，该机构一般由装在小车上的电动机，制动器，减速装 置，车轮和轨道组成。电动葫芦小车的驱动方式有

28、单边驱动，双边驱动和全轮驱动三种。单边驱动的结 构简单，制造安装方便，单边驱动的结构简单，制造、安装方便，有着更为广泛的应 用。2.2. 车轮2.2.1车轮的材料与构造运行机构的车轮多用铸钢制造，一般用ZG35,负荷大的车轮用合金钢制成。小 尺寸的车轮也可用锻钢。运行于工字钢下翼缘上的车轮，为了减少车轮与轨道接触线 因圆周速度不同而产生的附加摩擦阻力与磨损，常将车轮踏面制成圆弧状。为了导向 和防止脱轨，电动葫芦的车轮一般有单边的缘轮，其高度约为15-20mm并带有1： 6 的锥度。2.2.2 车轮具体见图2.23 车轮的计算2.2.3.1 计算轮压电动葫芦车轮的计算轮压一般由起升载荷，自重载荷

29、及冲击载荷构成。计算 轮压按下式计算：Fc二 2 F max + F min3式中 Fc车轮踏面疲劳计算轮压Fmax一设备正常工作时的最大轮压Fmin-设备正常工作时的最小轮压2.2.3.2 车轮踏面疲劳计算根据车论与轨道接触情况不同分为线接触和点接触两种。1 ) 线接触 ，按下式计算F k Die cC 1 1 2式中k -与材料有关的许用线接触应力常数（Mpa）钢制车轮的k按表4-411D -车轮直径（ mm）1 -车轮与轨道的有效接触长度（mm）c -转速系数，按表 4-5 选取1c 工作级别系数，按表 4-6 选取2（2） 点接触，按下式计算，F kc2R2c cm 3 1 2式中k

30、-与材料有关的许用点接触应力常数（Mpa）钢制车轮的k1按表4-4选取2R -曲率半径，为车轮曲率半径与轨道曲率半径中之大值按表4-3选取m -由轨道顶与车轮的曲率半径之比所确定的系数，按表4-7选取1.3. 轨道横梁的选择.电动葫芦运行机构的支撑轨道通常选用热轧普通工字钢（GB/T706-1988）,计算如下:（1） 刚度条件 支撑轨道的刚度条件f = （Fq +仃）厶 亠48 EI700X式中 f起升载荷（N）；Q电动葫芦自重载荷（N）；GL轨道两端跨矩（mm）；弹性模量，（MPa）；I 轨道跨中截面对水平形心轴惯性就矩（ mm 4） . X（2） 强度条件1）整体弯曲应力轨道的弯曲应力由

31、整体和局部弯曲应力构成，受力如图4z 01x轨道中截面上的弯曲应力（MPa）；8丿1 Q、/3lm2m式中Z 01fq起升载荷（N）;电动葫芦自重载荷（ N）；q 轨道单位长度自重 q=280N/m;L轨道两端跨距（mm）h轨道下表面至截面水平形心轴的距离（mm）申起升载荷动载系数，通常1 申 2.022申 运行冲击载荷系数取，按表面4-8选取轨道跨中截面对水平形心轴惯性矩，见附录表 F122）、局部弯曲应力车轮轮压引起轨道局部弯曲应力计算简图（如图 2-2）图 2-2 车轮轮压引起轨道局部弯曲应力计算简图a）局部弯曲计算简图b） “ I”点受力简图 c） “II ”点受力简图局部弯曲应力主要

32、计算1、11两点，计算公式如下：下翼缘自由边的下表面点I处：K Fb = X1 maxX 1t 2K Fb ZT maxz1t 2下翼缘自由边的下表面点II处：K Fb Z2 maxz2t 2式中b点I处X方向的应力（MPa）；XTbzT点I处Z方向的应力（MPa）；bz2点II处Z方向的应力（MPa）；F 车轮最大轮压（ N ）； maxK系数，常取 K T.5 ；xTxTK系数，常取 K 0.4 ；zTzTKz2系数，常取 Kz2 2.5 。t工字钢平均腿厚（mm）；3）、合成应力I、II两点的合成应力分别按上式计算。I点处合成应力：2 + (G+ G )2 - g (g + g ) g

33、x 1ZQ 1Z1X1 ZQ 1Z1G =h1II点处合成应力：g = g + g kD2il (T - 1.15Dq2 J iJa )Dq式中d车轮轴承摩擦圆直径（m）；D车轮直径（m）；K-附着安全系数，一般取 K=1;Fmin运行机构空载轮压（N）；i-运行机构传动比；耳运行机构总效率;T -电动机的平均起动转矩，一般去电动机额定转矩的 1.6 倍 q（ N.m）;a起动平均加速度（m/s 2）；q* -车轮与轨道的附着系数，（M 一 1.15jq ）K1 Dn D d maxD zdD 卩d2JiM =（ 一 ） F min + 1.15 azd max 2i K 1 DD zd式中

34、d车轮轴承磨擦圆直径（m）;D-车轮直径；KI安全系数，一般取1.2；Fmin运行机构空载轮压（N）；azd制动减速度（m/s 2）,va 二 zd 60 tzd申-钢制车轮与轨道的附着系数;卩-车轮摩擦系数。所选取制动器的制动力矩 M ，应满足： M M M 。zd zd min zd zd max 选定电动机后，应将查出电动机的型号，性能参数和主要尺寸记下备用。2.9 运行机构中减速机构的设计计算2.9.1 结构形式电动葫芦运行机构的减速装置一般分为二级展开式直齿圆柱齿轮转动，常见的 结构形式有：一级闭式和一级开式的减速装置或两级闭式减速装置两种。2.9.1.1 传动比分配总的传动比分为两

35、级传动比i和i的连乘即：i *i。在两极齿轮配对材料及 o1 12o1 12齿宽系数相同的情况下，推荐传动比分配公式： i =（1.3-1.4）i 。此机构的实际转 o112速要在传动件设计计算完成后进行核算。2.9.1.2 各轴的运动学和动力学计算采用一级闭式和一级开式的减速装置，依次将各轴由高速轴至低速轴定位电 动机轴，以及i ，i -相邻两轴间的传动比；o1 12耳,耳相邻两轴间的效率；12 01P, PII轴，11轴的输入功率-，T - I轴，11轴的输入转矩（N.m）；ni，niI轴，11轴的输入转速（r/min）.则可由电动机轴至车轮方向进行推算，得各轴的运动学和动力学参数，见下表轴号功率P(kw)转矩T(Nm)转速(r/min)传动比i效率耳电动机轴工作效率PwT = 9550 P / nwwNnNi01n01rffl 车 HP = P耳iw 01T = T i 耳1W 0101n = n / i1N01i ， i01 12n ， n01 12II轴P = P耳2 1 12T = Ti 耳2 1 12 12n = n / i2 1 12i12n122.按齿轮弯曲强度计算齿轮模数 m