卷扬机动力总成计算说明书

图涉乜工友大学卷扬机设计说明书学院：机械工程学院班级：姓名：学号：2015年月日卷扬机动力总成计算说明书计算及说明一、设计的初始条件1、设计题目卷扬机：用卷筒缠绕钢丝绳提升或牵引重物的轻小型起重设备，又称绞车。卷扬机可以垂直提升、水平或倾斜拽引重物。可单独使用，也可作起重、筑路和矿井提升等机械中的组成部件，因操作简单、绕绳量大、移置方便而广泛应用。主要运用于建筑、水利工程、林业、矿山、码头等的物料升降或平拖。原始设计条件：卷扬机单班制、室内工作，频繁正反转、启动和制动，使用期限10年，大修期3年，动力源来自三相交流电，属单件小批量生产，提升速度容许误差5%以内。原始数据：钢丝绳速：1m/s,载重量：1900N,卷筒直径：350mm,钢丝绳直径:3.5mm2、设计的总体方案确定电动机-->传动系统一>执行机构传动系统采用带轮、链轮二级传动机构，其设计机构简图如下所示:

3、电动机类型的选择由于该卷扬机运用于经常启动、制动和反转的场合，应选用起重及冶金用YZR和YZ系列电动机，本次设计采用YZ系列电动机。根据已知条件，卷筒工作所需要的功率为输出=Fv=1900N*1m/s=1.9KW在传动过程中，各机构的传递效率如下（查阅课程设计参考书）：刀联轴器=0.",Y］球轴承=0.",Y］卷筒=096,Y］带=0.95,Y］滚子链=0.9因此，刀总=刀联轴器*刀轴承*刀卷筒*刀带*刀滚子链=0.8326输入输出固总同一额定功率的电机，一般有同步转速3000rpm,1500rpm,1000rpm,750rpm等，一般来说，同步转速越低，则电机的尺寸、重量以及价格就越高，因此选择同步转速越高越好，但是当工作机转速一定时，电机转速越高，会导致传动系统结构庞大，因此，1500rpm、1000rpm两种电机供应较多，设计时应优先采用。通过查表，选才iYZ132M1电机，其满载转速为920r/min,其额定功率为2.5KW:、设置基本参数1、分配传动比60/160n54.03r/min二（Dd）二0.3535n输入n输入二920立=54^317.03传动比的分配根据经验公式，=1.3由i=*可得，=4.71,=3.62注：以上传动比的分配只是初步的，传动装置的实际传动比要由选定的齿轮齿数或带轮基准直径准确计算，故应在各级传动零件的参数确定后计算实际传动比，因而很可能与设定的传动比之间有误差。一般允许工作机实际转速与设定转速之间的相对误差为土（3〜5）%。2、轴的转速和扭矩轴0:电动机轴轴1:高速轴轴2:中间轴轴3:低速轴三、带传动的设计计算功率查书，可选Ka=1.2选择带型根据Pca=2738w,n=920r/min查书可选A型根据带轮的基准直径dd并验证带速v1）初选小带轮的基准直径dd1。由表8-6和表8-8,取小带轮基准直径dd1=112mm2）验算带速v~dd1•n1二60100011292060000-5.40m/s因为5m/s<v<30m/s,故带速合适。3）计算大带轮的基准直径。=4.71*112=527mm圆整为560mm确定V带的中心距a和基准长度Ld1）初定中心距a0=50Cmm2）计算带的基准长度Ld0:2Ld0:2a02(dd1dd2)2(dd2-dd1)=2500%(112560)4a0(560-112)2+4500mm：2156mm查书可得基准长度l^=224mm1）计算实际中心距a。Ld一Ld02240-2156a：a。--叫u（500）mm：542mm22中心距的变化范围为466~567mm验算小带轮上的包角1a..57.3二1：180-（dd2-dd1）13290a计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率Pr由dd1=123mmh)=920/min查书得=0.11kwF0=0.926kw=0.11kw955kw，K-0.87，Kl=1.955kwR=(P0,-:P0)■K•Kl=(0.9260.11)0.871.06:.0.2）计算V带的根数zP274一一.Z二号=上上=2.87，因止匕取3根Pr0.955计算单根V带的初拉力的最小值（Fo）min(F0)min=500(25一3二500Kzv(25-0.87)2.74

0.8735.42qv0.15.42N：161N

JFo(F0)min=16N计算压轴力FppTOC\o"1-5"\h\z1132―(Fp)min=2z(F0)minsin=23161sin882N22小带轮的设计选择实心式V带轮,d=42mmB=(z-1)e+2f=(3-1)*15+9=48mm当B<1.5d时，L=B=39mm外径大带轮的设计由于小带轮直径dd2大于300mm,故选择轮辐式V带轮d=45B=(z-1)e+2f=(3-1)*15+9=48mm当B<1.5d时，L=B=48mm外径

四、链传动设计选择链轮齿数取小链轮齿数zi=19，大链轮的齿数为Z2=i.Zi=3.62x19注69确定计算功率Ka=1.0,J=1.35查书aPea=1.0M1.35M2125之2869wca选择链条型号和节距根据PCa=2.87k滋n1=195.3/min可选12A,链条节距为p=19.05mm计算链节数和中心距初选中心距a。二(30~50)x19.05=571.5~952.5mma0=800mm,80069+1969-19219.05Lp0=2++()X七12919.0522n800取链节数为129节查书得中心距计算系数为f1=0.2455a=f1P2l。—(z1+z2)】=0.2455x19.05m2M129-(19+69)]pp=795mm4.5计算链速v,确定润滑方式n1z1p195.3父19父19.05._,v==&1.18m/s60M100060000由v=1.18m/s和链号12A,查图可知米用滴油润滑计算压轴力Fpp有效圆周力为：Fe=1000P=10002.87：2432Nv1.18链轮水平布置时的压轴力系数为KFp=1.15，则压轴力为Fp定KFpFe=1.15父2432=2797N滚子链轮的结构和材料选择(1)有关链齿轮的参数查表9-2,9-3,9-4可得轮齿齿形参数：齿侧圆弧半径：re=0.008dl(z2+180)[0.12dl(z+2)《滚子定位圆弧半径：ri=0.505dlL0.505dl+0.069瓶滚子定位角：口=120乞或1140◎-竺L.zz链轮齿的基本参数和尺寸:分度圆直径：d=--A—r<180°sin,1.6

z-d1.6

z-d11d1.25p-d1齿顶圆直径：da=d+p11«齿根圆直径：df=d-d1吃高：ha=0.5(p—d1)L0.625p—0.5dl+08^z最大轴凸缘直径：dg=pcot180--1.04h2-0.76z滚子链轴向齿廓尺寸:‘齿宽，单排，p=19.05〉12.7;bf1=0.9%齿侧倒角：ba公称=0.13p齿侧半径：「必不=p齿全宽：bfn=(n-1)pt+bf1链轮的结构尺寸:轮毂厚度：h=K+dK+0.01d,这里K=4.86整体式《轮毂长度：l=2.6h|_3.3h轮毂直径：dh=dK+2h<dg轮毂厚度：h=9.5十幺十0.01d6轮毂长度：l=4h轮毂直径：dh=dK+2h<dg腹板式I齿侧凸缘宽度：br=0.625p+0.39bl腹板式轮缘高度：f=4十0.25p，”一-、—一、d-de轮缘到分度圆高度：c1=——g,g=0.9p2腹板厚度：t=12.7mm［圆角半径：R=0.04p(2)小链轮参数：采用整体式，材料选40号钢，热处理为淬火、回火尺寸参数有：h=12.96mm,l=3.1h=40mm,(3)大链轮参数：采用孔板式，材料为普通灰铸铁，热处理为淬火、回火链传动的布置、张紧、润滑和防护(1)链传动的布置：链轮必须位于铅垂面内，两轮共面。由于传动比较大，两轮中心距较长，查表9-8后，故需要松边在下，紧边在上。(2)张紧：两轮中心在同一水平线上，故可不用张紧轮。(3)链传动的润滑：链传动的润滑十分重要，对高速、重载的链传动更好。好的润滑可以缓和冲击，减轻磨损，延长链条使用寿命。查表9-9得选:滴油润滑。(4)链传动的防护：为了防止工作人员无意间的受伤和灰尘的影响，建议加上防护罩，以维持链传动的正常润滑状态。.轴的设计轴的功率P、n和T详见2.2轴的基本参数初步确定轴的最小直径轴的材料选用45钢，取120,由公式计算得轴的直径:」a，P1。2.259dmin1=A3，1=1203'c”16.19mm■,n1920dmin2=A031P2~=1203产125-26.59mmmin2”295.3dmin3=A0JPT=120#.0192之40.14mm,;n3.■53.96选择联轴器输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，由查表得=1.3则：根据GB/T5014-2003,选才?LXZ2型带制动轮弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N*m半联轴器的孔径,，半联轴器长度L=82mm^联轴器与毂孔长度L1=60mm..轴的结构设计(1)轴1的设计与计算1拟定轴上零件的装配方案2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)为了满足半联轴器的轴向定位，1-2段轴的右端需要设计轴肩(其中di-2=30mm,;半联轴器与轴配合的毂孔长度Li=60mm故取li-2=58mm由于此处无轴向力，因此采用深沟球轴承6308,内径为40mm,外径为90mm,轴承的宽度为23mm。13-4=40mm,V带轮的轮毂宽度为39mm1取2〜3mm因止匕14-5=36mm轴肩段15-6=10mm16-7=46mm轴的直径d和d1,d3和d4,d4和d5形成的轴肩，直径的变化值要大些，根据经验公式d'=d+(3〜4)C1可计算该处的直径差。在d1和d2,d2和d3的直径差取1〜3mnS|3可。因此，轴的直径从左往右依次是d=32mm,d1=38mm,d2=40mm,d3=42mm,d4=48mm,d5=40mm.轴上零件的周向定位与配合带轮和半联轴器与轴的周向定位均采用普通平键连接。查阅普通平键的参数表可知，半联轴器端平键的截面b*h=10*8,L=56mm,半联轴器与轴的配合为一.带轮轴的平键截面为b*h=12*8,L=32mm.为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮轮毂与轴的配合为一.滚动轴承与轴的定位由过度配合来保证的，此处选轴的直径的尺寸公差为m6.确定轴上圆角及倒角尺寸参数书本15-2表格，取轴段的倒角为1.6*450,各轴肩处的圆角半径为r=1.6mm.求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图。对于深沟球轴承6308的支点在中心，因此作为简支梁的轴的支撑跨距L=103mm根据轴1的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。F1=S83VFul-441NF威二网】口支反力Fni左=441N;Fni右=441N弯矩M=20506N.mm扭矩「二23450N.mm.轴承的寿命6308深沟球轴承基本额定动载荷C=19.2KN,轴承只受径向力Fr=441N,载荷系数fp=1.6,故当量动载荷P=fpFr=0.0.706KN,球轴承£=3轴承寿命Lh==365000h.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6,轴的计算应力已知轴的材料为45钢，调质处理，由教材表15-1查得=60MPa因此，故安全。8精确校核轴的疲劳强度1.判断危险截面只受扭矩作用段虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中均削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度计算较为宽裕确定的，所以扭转段均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面3和4处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面A上应力最大。截面4和截面3应力集中影响相近，但截面4不受扭矩作用且轴径最大，故不必做强度校核。截面A上虽然应力大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），且轴径最大，故A也不用校核。截面5更不需校核。由第三章知键的应力集中系数比过盈配合小，因而该轴只需校核3截面的左右两侧即可。2.截面3左侧抗弯界面系数W=0.1d-33=6400mm3抗扭截面系数Wt=12800mm3截面3左侧的弯矩Mi左=M=16164N.mm截面3左侧的扭矩T=23450N.mm截面上的弯曲应力8截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。8=640MPa,S=275MPaH=155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数r$及：，按教材附表3-2查取。因-=0.04,-=1.05,经插值后查得$=1.82及；=1.273。又由教材附图3-1可得轴的材料的敏感系数为s=0.82,「=0.85;

故有效应力集中系数1.67由教材附图3-2的尺寸系数广0.76,由附图3-3的扭转尺寸系数=0.870轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数轴未经表面强化处理，即=1,则综合系数为查得碳钢的特性系数轴未经表面强化处理，即=1,则综合系数为查得碳钢的特性系数=0.1,口=0.05;于是计算安全系数值故可知其安全3截面3右侧抗弯界面系数W=0.1d-33=7408mm3抗扭截面系数Wt=14818mm3截面3右侧的弯矩M1左=M=16164N.mm截面3右侧的扭矩T=23450N.mm截面上的弯曲应力8-截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。J=640MPa,S=275MPa=155MPa

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数qs及；按教材附表3-2查取。因=0.04,-=1.05,经插值后查得$=1.82及=1.273又由教材附图3-1可得轴的材料的敏感系数为s=0.82,=0.85;故有效应力集中系数1.67由教材附图3-2的尺寸系数s=0.76,由附图3-3的扭转尺寸系数=0.870轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数s匚轴未经表面强化处理，即=1,则综合系数为查得碳钢的特性系数广查得碳钢的特性系数广0.1,=0.05;于是计算安全系数值故可知其安全(2)轴2的设计与计算1拟定轴上零件的装配方案2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度选择6308轴承，故取di-2=40mm与带轮白配合处d2-3=42mm轴肩d3-4=48mq#轮轮毂宽48mm故取12-3=46mrmW链轮配合处d4-5=42mm算出链轮轮毂宽38mm故取14-5=36mm轴承处d5-6=40mm1i-2=64mm15-6=56mm.轴上零件的周向定位与配合带轮和链轮与轴的周向定位均采用平键连接。按d2-3=42mrffi12-3=46mm选择平键b*h*1=12*8*45。为了保证带轮与轴的配合有良好的对中性，故选择带轮轮毂与轴的配合为一；链轮与轴的连接选用平键b*h*1=12*8*25,链轮与轴的配合为一。滚动轴承与轴的定位由过度配合来保证的，此处选轴的直径的尺寸公差为m6.确定轴上圆角和倒角尺寸参数书本15-2表格，取轴段的倒角为1.6*450,各个轴肩处的圆角半径为r=1.6mm.求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图。对于深沟球轴承6308的支点在中心，因此作为简支梁的轴的支撑跨距L=221mm根据轴2的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。即2?物利用哨FEmF信南期支反力Fni左=527N;Fni右=1388N弯矩M=114510N.mm扭矩T1=103000N.mm.轴承的寿命6308深沟球轴承基本额定动载荷C=19.2KN,轴承只受径向力Fr=1388N,载荷系数fp=1.6,故当量动载荷P=fpFr=2.22KN,球轴承£=3轴承寿命Lh==55120h.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6,轴的计算应力已知轴的材料为45钢，调质处理，由教材表15-1查得=60MPa因此，故安全。.精确校核轴的疲劳强度.判断危险截面由轴1的判断方法可知需要精确校核5截面的左右两侧.截面5左侧抗弯界面系数W=0.ld=7408mm3抗扭截面系数Wt=14818mm3截面5左侧的弯矩M1左=M=95078.mm截面5左侧的扭矩T=103000N.mm截面上的弯曲应力8—截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。8=640MPa,S=275MPa=155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数8及口按教材附表3-2查取。因-0.04,-=1.05,经插值后查得匚$二1.82及；=1.273又由教材附图3-1可得轴的材料的敏感系数为s=0.82,=0.85;故有效应力集中系数88个1.67=1国―由教材附图3-2的尺寸系数8=0.76,由附图3-3的扭转尺寸系数=0.870轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数8匚轴未经表面强化处理，即=1,则综合系数为□□查得碳钢的特性系数s=0.1,口=0.05;于是计算安全系数值885_|QcPE匚故可知其安全。3.截面5右侧抗弯界面系数W=0.1d-33=6400mm3抗扭截面系数Wt=12800mm3截面5右侧的弯矩Mi左=M=95078.mm截面5右侧的扭矩T=103000N.mm截面上的弯曲应力8—截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。s]=640MPa@=275MPa=155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数8及」按教材附表3-2查取。因y0.04,-=1.05,经插值后查得匚s=1.82及=1.273又由教材附图3-1可得轴的材料的敏感系数为卜=0.82,匚=0.85;故有效应力集中系数8sG1.67n同q由教材附图3-2的尺寸系数8=0.76,由附图3-3的扭转尺寸系数=0.870轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数8匚轴未经表面强化处理，即=1,则综合系数为

上8查得碳钢的特性系数于是计算安全系数值S8任匚Tr^nf其公称转矩为1250N*m,半联轴器的孔径半联轴器长度L=112mm^联轴器与毂孔长度L1=84mm.s=0.1,=0.05;上8查得碳钢的特性系数于是计算安全系数值S8任匚Tr^nf其公称转矩为1250N*m,半联轴器的孔径半联轴器长度L=112mm^联轴器与毂孔长度L1=84mm.s=0.1,=0.05;1拟定轴上零件的装配方案故可知其安全。(3)轴3的设计与计算根据GB/T5014-2003,选择LXZ2型带制动轮弹性柱销联轴器,选择6311轴承，故取di-2=55mm轴肩d2-3=64mm与链轮配合处d3-4=58mq#轮轮毂宽93mm故取12-3=90mmd3-4=58mrj"d4-5=55mm轴承处d5-6=53mm1i-2=45mm14-5=50mm15-6=36mm16-7=82mm.轴上零件的周向定位与配合链轮与轴的周向定位采用平键连接。按d3-4=58mnf口13-4=90mm选择平键b*h*1=16*10*90。链轮与轴的配合为一。滚动轴承与轴的定位由过度配合来保证的，此处选轴的直径的尺寸公差为m64,确定轴上圆角和倒角尺寸参数书本15-2表格，取轴段的倒角为2*45°,各个轴肩处的圆角半径为r=2mm.求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图。对于深沟球轴承6308的支点在中心，因此作为简支梁的轴的支撑跨距L=221mm根据轴2的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。支反力Fni左=1293NFni右=1504N弯矩M=118956N.mm扭矩『二357400N.mm.轴承的寿命6311深沟球轴承基本额定动载荷C=44.8KN,轴承只受径向力Fr=1504N,载荷系数fp=1.6,故当量动载荷P=fpFr=2.4KN,球轴承=3轴承寿命Lh==2008986h.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通