机械毕业设计565电动螺旋起重机设计

摘要

螺旋起重机又称为螺旋升降机，它的原型就是我们所常见的千斤顶。它具有结构紧凑、体积小、重量轻、动力源广泛、无噪音、安装方便、使用灵活、功能多、配套形式多、可靠性高、使用寿命长等许多优点。可以单台或组合使用，能大致控制调整提升的高度，可以用电动机或其他动力直接带动，也可以手动。

电动螺旋起重机基本原理是利用电机，通过减速器减速后，带动螺母旋转，转化为丝杆的轴向运动，从而推动物体上升。主要内容如下：对千斤顶的原理和螺旋起重的原理、方法进行了研究；设计螺旋起重机构；选择电动机；设计减速机构；控制电路的设计；简要阐述在流水线作业中，螺旋千斤顶的动作原理等。

关键词 千斤顶；电动；螺旋传动

I

Abstract

The spiral crane is also known as the spiral screw lift crane .Its prototype is the jack as we common see. Its advantages as follows: small size, light weight, extensive power source, no noise, ease of installation, flexible, multi-function, supporting forms, high reliability and long service life, and so on. It can be used single or in combination, and can generally control the height. Motor can be used directly or other power driven, besides ,it can also be manually.

And the basic principle is that the motor drives the rotary nut through the deceleration agencies, screw into the axial campaign, and then lift the objects .The main contents as follows: research the principle of spiral jack and the principles and methods of the spiral lifting, design the agencies of spiral lifting; motor choice; design deceleration agencies; select keys and bearings, design the control circuit; describe the principle of the screw jack on the assembly line operation.

Keywords Spiral jack Electrical Spiral drive

II

目 录

1 绪论 ............................................................................................................................................. 1 1.1千斤顶的发展现状 ............................................................................................................... 1 1.2千斤顶的分类 ....................................................................................................................... 2 2 设计方案的确定 ......................................................................................................................... 3 2.1螺旋传动设计方案 ............................................................................................................... 3 2.1.1螺旋传动概述 ................................................................................................................ 3 2.1.2螺旋传动方案的确定 .................................................................................................... 4 2.2减速传动机构设计方案 ....................................................................................................... 5 3 传动系统的设计 ......................................................................................................................... 6 3.1螺旋传动部分计算 ............................................................................................................... 6 3.1.1螺杆直径的计算 ............................................................................................................ 6 3.1.2螺纹部分强度计算 ........................................................................................................ 6 3.2电机的选择 ........................................................................................................................... 8 3.2.1电动机功率计算 ............................................................................................................ 9 3.2.2传动效率 ........................................................................................................................ 9 3.2.3确定电机转速 .............................................................................................................. 10 3.3减速机构的设计 ................................................................................................................. 11 3.3.1材料的选择 .................................................................................................................. 11 3.3.2蜗轮蜗杆传动基本尺寸 .............................................................................................. 12 3.3.3强度校核 ...................................................................................................................... 15 3.3.4蜗轮蜗杆传动中的作用力分析 .................................................................................. 15 3.3.5实际传动动力参数 ...................................................................................................... 16 4 辅助装置的设计 ....................................................................................................................... 18 4.1轴承的选择 ......................................................................................................................... 18 4.1.1轴承的选择因素 .......................................................................................................... 18 4.1.2轴承的型号确定 .......................................................................................................... 19 4.1.3轴承校验 ...................................................................................................................... 19 4.2键的选择 ............................................................................................................................. 22 4.3联轴器的设计与计算 ......................................................................................................... 23 5 控制电路及过载保护系统的设计 ........................................................................................... 25 5.1 过载及最大行程保护元件 ................................................................................................ 25 5.1.1 热继电器 ..................................................................................................................... 25 5.1.2 行程开关 ..................................................................................................................... 26

I

5.2电器控制基本电路设计 ..................................................................................................... 28 6 系统的改进与优化 ................................................................................................................... 30 6.1力学传感器 ......................................................................................................................... 30 6.1.1电阻应变片力传感器 .................................................................................................. 30 6.2位置传感器 ......................................................................................................................... 32 6.3连续控制分析 ..................................................................................................................... 34 结论 ............................................................................................................................................... 35 致谢 ............................................................................................................................................... 36 参考文献 ....................................................................................................................................... 37 附录 ............................................................................................................... 错误！未定义书签。 附录1 ......................................................................................................... 错误！未定义书签。 附录2 ......................................................................................................... 错误！未定义书签。

II

1 绪论

1.1千斤顶的发展现状

千斤顶起源于20世纪初的英、美、德等国家，在逐步发展中工艺逐渐成熟，因其具有抗腐蚀、耐高温，强度高、表面精美、百分之百可回收等无与伦比的良好性能，被广泛应用于建筑、交通、能源、石化、环保、城市景观、医疗、餐饮等各个领域，逐渐被人们所接受，也越来越多地走进寻常百姓的日常生活。

我国千斤顶产业发展进步较晚，建国以来到改革开放前，我国千斤顶的需求主要是以工业和国防尖端使用为主。改革开放后，国民经济的快速发展，人民生活水平的显著提高，拉动了千斤顶的需求。进入上世纪九十年代后，我国千斤顶产业进入快速发展期，千斤顶需求的增速远高于全球水平。

1990年以来，全球千斤顶表观消费量以年均6%的速度增长，而九十年代的十年间，我国千斤顶表观消费量年均增长率达到17.73%，是世界年均增长率的2.9倍。进入二十一世纪，我国千斤顶产业高速增长。2000年—2004年，我国千斤顶消费量从188万吨增长到447万吨，增加了2.3倍，年平均增长率在27%以上。其中，2001年，我国千斤顶表观消费量达到225万吨，超过美国成为世界第一千斤顶消费大国。同时，千斤顶进口也大幅度增加。1998年，我国千斤顶进口100万吨，由此成为世界上最大的千斤顶进口国。2004年与1998年比，千斤顶进口增长幅度年均达到27.14%。预计2005年，中国千斤顶表观消费量将达到500万吨，进口仍将保持在300万吨左右。

伴随着千斤顶市场的快速发展，我国千斤顶产量也结束了长期徘徊的局面，实现了高速增长。我国千斤顶产量从2000年的46万吨增长到2004年的236万吨，年平均增长率在82.6%，占国内市场需求的比重也由2000年的24.47%提高到2004年的52.80%。而同期，世界千斤顶产量则仅以6%左右的速度增长。

从九十年代后期起，我国太钢、宝钢以及宝新、张浦等国有和合资企业通过引进和技术改造，先后建成了一系列千斤顶生产线，千斤顶工艺技术装备达到国际先进水平，千斤顶生产初具规模。千斤顶品种结构也发生了积极的变化，千斤顶产品质量迅速提高。特别是国内千斤顶冷轧板增长迅速，2003年，国内冷轧板产量达到170万吨，首次超过进口量,自给率达到66%；2004年，国内冷轧板产量达到200万吨，自给率达到70%以上。从2004年底到2005年底，国内冷轧千斤顶产能将增加约150万吨，基本满足国内市场需求。到2007年，我国将成为千斤顶的净出口国。

从总体上看，我国千斤顶正在经历由规模小、水平低、品种单一、严重不能满足需求

1

到具有相当规模和水平、品种质量显著提高和初步满足国民经济发展要求的深刻转变，千斤顶需求将逐步实现自给。

1.2千斤顶的分类

千斤顶有多种形式。如电动式，液压式，手动式（即一般意义上的千斤顶）等等。 电动式千斤顶如图1-1所示。它的基本动力源是电机，由电机通过减速器带动螺母旋转，转化为丝杆的轴向运动，从而推动物体上升。它解放了人类的体力劳动，只需操纵按钮即可完成起重。可有效的避免了重物砸伤等事故。该形式的起重器也是本设计所讨论的。

图1-1

液压千斤顶，又称为油压千斤顶。它的基本工作原理图如图1-2所示。其基本原理是利用封闭管路里液体的压强来工作的。当人以力F向下压手柄时，液体内部产生一定的压强，从而推动重物上升。

图1-2

1-小液压缸，2-排油单向阀，3-吸油单向阀，4-油路，5-截止阀，6-大液压缸

手动式千斤顶也即一般普通的千斤顶，它是出现的最早的千斤顶，是所有千斤顶的鼻祖。手摇其手柄，带动螺母旋转，如图1-3所示

图1-3

2

2 设计方案的确定

2.1螺旋传动设计方案

2.1.1螺旋传动概述

螺旋传动是利用螺杆和螺母的啮合来传递动力和运动的机械传动。主要用于将旋转运动转换成直线运动，将转矩转换成推力。按工作特点，螺旋传动用的螺旋分为传力螺旋、传导螺旋和调整螺旋。

（1）传力螺旋：以传递动力为主,它用较小的转矩产生较大的轴向推力,一般为间歇工作，工作速度不高，而且通常要求自锁，例如螺旋压力机和螺旋千斤顶上的螺旋。

（2）传导螺旋：以传递运动为主，常要求具有高的运动精度，一般在较长时间内连续工作，工作速度也较高，如机床的进给螺旋（丝杠）。

（3）调整螺旋：用于调整并固定零件或部件之间的相对位置，一般不经常转动，要求自锁，有时也要求很高精度，如机器和精密仪表微调机构的螺旋。按螺纹间摩擦性质，螺旋传动可分为滑动螺旋传动和滚动螺旋传动。滑动螺旋传动又可分为普通滑动螺旋传动和静压螺旋传动。

1）滑动螺旋传动

通常所说的滑动螺旋传动就是普通滑动螺旋传动。滑动螺旋通常采用梯形螺纹和锯齿形螺纹，其中梯形螺纹应用最广，锯齿形螺纹用于单面受力。矩形螺纹由于工艺性较差强度较低等原因应用很少；对于受力不大和精密机构的调整螺旋，有时也采用三角螺纹。

一般螺纹升程和摩擦系数都不大，因此虽然轴向力F相当大，而转矩T则相当小。传力螺旋就是利用这种工作原理获得机械增益的。升程越小则机械增益的效果越显著。滑动螺旋传动的效率低，一般为30～40%，能够自锁。而且磨损大、寿命短，还可能出现爬行等现象。

2）静压螺旋传动

螺纹工作面间形成液体静压油膜润滑的螺旋传动。静压螺旋传动摩擦系数小，传动效率可达99%，无磨损和爬行现象，无反向空程，轴向刚度很高，不自锁，具有传动的可逆性，但螺母结构复杂，而且需要有一套压力稳定、温度恒定和过滤要求高的供油系统。静压螺旋常被用作精密机床进给和分度机构的传导螺旋。这种螺旋采用牙较高的梯形螺纹。在螺母每圈螺纹中径处开有3～6个间隔均匀的油腔。同一母线上同一侧的油腔连通，用一个节流阀控制。油泵将精滤后的高压油注入油腔，油经过摩擦面间缝隙后再由牙根处回油孔流回油箱。当螺杆未受载荷时，牙两侧的间隙和油压相同。当螺杆受向左的轴向力作

3

用时，螺杆略向左移，当螺杆受径向力作用时，螺杆略向下移。当螺杆受弯矩作用时，螺杆略偏转。由于节流阀的作用，在微量移动后各油腔中油压发生变化，螺杆平衡于某一位置，保持某一油膜厚度。

3）滚动螺旋传动

用滚动体在螺纹工作面间实现滚动摩擦的螺旋传动，又称滚珠丝杠传动.滚动体通常为滚珠，也有用滚子的。滚动螺旋传动的摩擦系数、效率、磨损、寿命、抗爬行性能、传动精度和轴向刚度等虽比静压螺旋传动稍差，但远比滑动螺旋传动为好。滚动螺旋传动的效率一般在90%以上。它不自锁，具有传动的可逆性；但结构复杂，制造精度要求高，抗冲击性能差。它已广泛地应用于机床、飞机、船舶和汽车等要求高精度或高效率的场合。滚动螺旋传动的结构型式，按滚珠循环方式分外循环和内循环。外循环的导路为一导管,将螺母中几圈滚珠联成一个封闭循环。内循环用反向器，一个螺母上通常有2～4个反向器，将螺母中滚珠分别联成2～4个封闭循环，每圈滚珠只在本圈内运动。外循环的螺母加工方便，但径向尺寸较大。为提高传动精度和轴向刚度，除采用滚珠与螺纹选配外，常用各种调整方法以实现预紧。

常用的载重螺旋有矩形，梯形和锯齿形等。矩形螺纹传动效率高，但螺纹强度较低，精确制造较困难，对中准确性较差，磨损后无补偿，因此应用受限制，矩形螺纹无标准。梯形螺纹加工容易，强度较大，但效率较低。锯齿形螺纹矩形螺纹效率高，梯形螺纹强度大的特点，一般用于承受单向压力，常用在压力机上。

螺杆材料应具有足够的强度和耐磨性，以及良好的加工性能，不经热处理的螺杆一般选用Q275，35，45号钢，重要的经热处理的螺杆可以选用65Mn，40Cr或20C rMnTi钢。精密传动螺杆可用9MnV，CrMn，38CrMoAl钢等。螺母材料除要有足够的强度外，还要求在与螺杆材料配合时摩擦系数小和耐磨。常选用铸造青铜ZQSn6-6-3，ZQSn10-1，速度低，载荷较小时，也可选用高强度铸造铝青铜或铸造黄铜，重载时可用铸铁，耐磨铸铁。尺寸大的螺母可用钢或铸铁做外套，内部浇注青铜。高速螺母可浇注巴氏合金。

螺旋传动用矩形，梯形或锯齿形螺纹，其失效形式多为螺纹磨损。而螺旋直径螺母的高度由耐磨性要求决定。传力较大时，应校验螺杆部分或其他危险部位强度，以及螺母，螺杆的螺纹牙的强度。要求自锁时，应检验螺纹副的自锁条件。对于长径比很大的受压螺杆，应检验其稳定性。

因此，本设计中螺旋副材料选取钢—青铜材料，螺杆选取45号钢。螺纹选用梯型螺纹，右旋单线。

2.1.2螺旋传动方案的确定

本设计的重点是如何将电机输出的回转运动转换为螺杆的直线运动。这也是整个传动

4

系统设计的关键。

根据机械设计等相关参考资料，可得到把回转运动转化为直线运动的四种方式： （1）螺杆转动，螺母移动 （2）螺母转动，螺杆移动 （3）螺母固定，螺杆转、移动 （4）螺杆固定，螺母转、移动

考虑到必须顶着重物上升，即与重物接触，而起重部件与重物间不可发生相对运动，而且必须与重物充分接触，因此排除方案（1）、（4），而方案（3）又不方便输入传动方案的设计，因此选择方案（2）作为起重部分的传动方案。

2.2减速传动机构设计方案

减速传动机构通常有蜗轮蜗杆传动，齿轮传动，带传动，链传动，摩擦轮传动等等。考虑到本设计要求的传动紧凑，传动比较大，因此选用蜗轮蜗杆传动作为本设计的减速传动机构。

蜗杆传动用于传递交错轴之间的回转运动。在绝大多数情况下，两轴在空间上是互相垂直的，轴交角为90度。它广泛应用在机床、汽车、仪器、起重运输机械、冶金机械以及其他机械制造部门中，最大传动功率可达到750千瓦，通常用在50千瓦以下；最高滑动速度可达35m/s，通常用在15m/s以下。

蜗杆传动的主要优点是结构紧凑，工作平稳，无噪声，冲击振动小以及能得到很大的单级传动比。在传递动力时，传动比一般为8—100，常用的为5—50。在机床工作台中，传动比可达几百，甚至达到一千。这时，需采用导程角很小的单头蜗杆，但传动效率很低，只能用在功率很小的场合。在现代机械制造业中正力求提高蜗杆传动的效率，多头蜗杆的传动效率已经可达到98%。与多级齿轮传动相比，蜗杆传动零件数目少，结构尺寸小，重量轻。缺点是在制造精度和传动比相同的条件下，蜗杆传动的效率比齿轮传动低，同时蜗轮一般需用贵重的减磨材料制造。

5

3 传动系统的设计

3.1螺旋传动部分计算

3.1.1螺杆直径的计算

d2?Fp?h[p] 式（3.1）

表 3-1滑动螺旋副许用比压[P]

螺杆材料 钢 钢 钢 钢 螺母材料 青铜 钢 铸铁 青铜 许用比压 18—25 7.5—13 13—18 11—18 速度范围 低速 低速 <2.4m/min <3.0m/min 取钢—青铜螺旋副[p]=20Mpa，f=0.08~0.1，最大负载F=25000N， 代入式（3.1）得: d2?25.9mm

根据梯形螺纹国家标准，取螺纹为Tr30?6 其基本参数为：

螺杆外径：d?30mm， 中径：d2?D2?27mm， 螺杆小径：d3?23mm， 螺母小径：D1?24mm， 螺母大径：D4?31mm， 螺距：p?6mm

3.1.2螺纹部分强度计算

梯形螺纹牙型角??30?

fvn?当量摩擦角 ?v?arctaarcftan[?/co?s?( /将螺纹部分展开，其受力图如图3-1所示，

6

（2）铸铝青铜 适用于Vs<=10m/s的工况，抗胶合能力差，蜗杆硬度应不低于45HRC。 （3）铸铝黄铜 点蚀强度高，但磨损性能差，宜用于低滑动速度场合。

（4）灰铸铁和球墨铸铁 适用于Vs<=2m/s的工况，前者表面经硫化物处理有利于减轻磨损，后者若与淬火蜗杆配对能用于重载场合。直径较大的蜗轮常用铸铁。

蜗杆材料按材料分有碳钢和合金钢。蜗轮直径很大时，也可采用青铜蜗杆，蜗轮则用铸铁。按热处理不同分可分为硬面蜗杆和调质蜗杆。在要求持久性高的动力传动中，可选用渗碳钢淬火，也可选用中碳钢表面或整体淬火以得到必要的硬度，制造时必须磨削。用氮化钢渗氮处理的蜗杆可以不磨削，但需要抛光。只有在缺乏磨削设备时才选用调质蜗杆。受短时冲击载荷的蜗杆，不宜用渗碳钢淬火，最好用调质钢。铸铁蜗轮与镀铬蜗杆配对时，有有利于传动的承载能力和滑动速度。

综合考虑，在本设计中选择蜗轮材料为减磨性较好的铸铝青铜，蜗杆材料为45号钢。

3.3.2蜗轮蜗杆传动基本尺寸

螺母转速n1=蜗轮转速n2，即n1?n2?83.3转/min， 蜗杆转速n3=电机转速n4，即n3?n4?1390转/min， 要求传动比i?n31390??16.7 n283.3表3-5钢蜗杆和青铜蜗轮间的当量摩擦系数?v及当量摩擦角?v

Vs(m/s)?v?v Vs(m/s)?v?v 0.01 0.10~0.12 5°41’~ 6°51’ 0.1 0.08~0.09 4°30’ ~5°10 0.25 0.065~0.075 3°40’ ~4°20 0.5 0.055~0.065 3°10’ ~3°40 1.0 0.045~0.055 2°20’ ~3°10 1.5 0.04~0.05 2°20’ ~2°50 2.0 0.035~0.045 2°00’~2°30 2.50 0.03~0.04 1°40~2°20’ 3 0.028~0.035 1°30~2°0’ 4 0.023~0.03 1°20~1°40’ 当量摩擦系数

设vs?3m/s~6m/s，查表3-5，取大值?v?0.035,?v?2.00，在参考文献[1]图13.11的i?16.7线上选取一点，查得：[d3/a]?0.52,??110(z1?2),，且设定??0.85，

54059?55162N/mm， 0.98使用系数： 查表3-6得：ka?1.1 ，

蜗轮转矩： T2?T1/?2?12

表3-6使用系数KA

动力机工作特性 均匀平稳 均匀平稳 轻微冲击 中等冲击 严重冲击 1.00 1.10 1.25 1.50 工作机工作特性 轻微冲击 1.25 1.35 1.50 1.75 中等冲击 1.50 1.60 1.75 2.0 严重冲击 1.75 1.85 2.0 >=2.25

n2?1?1)8?0.74， 8弹性系数：根据蜗轮副材料查表3-7得zE?147Mpa，

转速系数：zn?(寿命系数：设机器使用寿命Lh?10000h，则寿命系数zh?6接触系数：由参考文献[1]图13.12I线查得z??2.65 接触疲劳极限：查参考文献表3-7得?Hlim?265Mpa

25000?1.16?1.6 Lh表3-7蜗轮材料 力学性能和设计数据

蜗轮材料 力学性能 设计数据 ?b ?S HB ?S E?103 80 90 70 80 100 % 3 4 12 7 13 Mpa 88.3 88.3 98.1 98.1 122.6 ZE ?Hlim ?Flim vfmax Mpa 265 425 350 430 250 Mpa 115 190 165 190 400 m/s 12 26 12 26 10 Mpa Mpa 铸锡青铜 220 330 铸锡青铜 铸锡青铜 270 铸铝青铜

490 140 180 240 130 170 120 Mpa 147 147 152 152 164 13

续表3-7

蜗轮材料 力学性能 设计数据 ?b ?S HB ?S E?103 110 157 160 167 185 % 15 16 13 18 5 Mpa 122.6 122.6 122.6 122.6 122.6 ZE ?Hlim ?Flim vfmax Mpa 265 550 660 250 265 Mpa 500 270 377 402 502 m/s 10 10 10 10 10 Mpa Mpa 铸铝青铜 540 铸铝青铜 630 700 铸铝青铜 670 750 200 250 300 310 400 Mpa 164 164 164 164 164 注：表中每项第一行为砂型铸造，第二项为离心铸造

接触疲劳最小安全系数： 取SHmin?1.3 中心距：

a?kaT2(3zEz?znzh?SHmin?Hlim)2

代入数据得：a?67.1mm， 取标准值a?80mm 蜗杆头数：z3?(7?2.4a)/i?(7?2.4?80)/16.7?1.71， 取z3?2 蜗轮齿数：z2?i?z3?16.7?2?33.4， 取z2?30 模数： m?(1.4~1.7)a/z2?3.7~4.5 ， 取m?4 蜗杆分度圆直径：d3?0.68a0.875?31.4， 取标准值d1?40 蜗轮分度圆直径：d2?mz2?4?30?120mm 蜗杆导程角： tan??11.310 蜗轮宽度： b2?2m(0.5?d1?1)?30.5mm， 取b2?32mm m蜗杆圆周速度： v3??d3n3/(60?1000)?2.91

14

蜗杆尺寸：齿顶圆直径 da3?d3?2m?48mm

齿根圆直径 df3?d3?2hf3?30.4mm

蜗杆螺纹长度b3?2mz2?1?44.5mm ， 取b3?45mm

蜗轮尺寸：齿顶圆直径da2?d2?2ha2?d2?2m?128mm

齿根圆直径df2?d2?2hf2?d2?2?1.2m?110.4mm

3.3.3 强度校核

（1）齿面接触疲劳强度验算 许用接触应力：

[?H]?znzh?HminSHmin?0.74?0.16?265?173Mpa 1.3最大接触应力：

?H?zEz?件

kAT21.1?55162?147?2.65??134Mpa?[?H] 满足条33a80（2）轮齿弯曲疲劳强度验算

齿根弯曲疲劳极限?Flim?115Mpa 弯曲疲劳最小安全系数SFmin?1.4 许用弯曲疲劳应力[?F]?FlimSFmin?82Mpa

轮齿最大弯曲应力?F?2kAT2?7.9Mpa?[?F] 满足条件。 mb2d23.3.4蜗轮蜗杆传动中的作用力分析

在蜗杆传动中作用在齿面上的法向压力仍可分解为圆周力、径向力和轴向力。显然，作用于蜗杆上的轴向力等于蜗轮上的圆周力，蜗杆上的圆周力等于蜗轮上的轴向力；蜗杆上的径向力则等于蜗轮上的径向力。这些对应的力的数值相等，方向彼此相反。如图3-5所示。

15

图3-5蜗轮蜗杆受力图

2T22?55162??91.94N 蜗轮上作用力 Ft2?d2120Ft1?Fa2?Ft2?tan??919.4?tan11?178N

Fr2?Ft2?tan?t?919.4?tan30?530.8N

3.3.5实际传动动力参数

由于蜗轮蜗杆各基本尺寸需圆整为标准值，传动比最终确定为i?Z2/Z1?30/2?15且蜗轮蜗杆传动效率与估计值略有差别，因此，实际传动、动力参数如下：

（1）各轴实际转矩： 螺母：T1?54059N·mm

蜗轮：T2?54059/?2=54059/0.98=55162 N·mm

16

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/f40g.html