建筑卷扬机及其排绳机构的设计【含CAD高清图纸和说明书】
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湖南工学院毕业论文11 绪 论1.1 建筑卷扬机的简介自从1955年沈阳国泰矿山机械厂试制了10马力(约7.5kw)单筒卷扬机，我国的建筑卷扬机生产已有近50年的历史，而真正定型生产还是在7O年代初的事。80年代初我国的建筑卷扬机技术的研究才活跃起来，但和国外的建筑卷扬机技术相比落后至少3O年。在8O年代以前，我国还没有制定有关建筑卷扬机的国家标准，产品规格五花八门，结构与技术的维持基本上是根据日本JIS8OOl等40年代落后标准及按苏联图纸制造的1Oll、1012等落后机型，进展十分缓慢。80年代以后，是我国建筑卷扬机设计制造技术发展最快的时期。国家也制定了有关建筑卷扬机的配套标准、规范。1985年底，由行业组织9厂1所1校共同参加的卷扬机产品系列设计，使卷扬机的性能参数与经济效益结合指标达到了较为统一的水平，也给使用和维修带来了方便，促进了卷扬机的更新换代。然后新产品种数达到近十个，其中最具有代表性的产品有福建省建筑机械厂的行星传动卷扬机、昆明建筑机械厂的少齿差传动卷扬机、长沙建筑机械研究所与福州市建筑机械厂联合开发的仿日本Seibu公司采用立式齿轮传动的电控卷扬机广州市一建公司机械厂的高速卷扬机适应高层建筑的多功能需要，而江苏海门第三机械厂引进专利技术开发的系列多排顶杆蠕动传动的卷扬机分为三大系列：即电控、手控和微机程控三大类，其性能优于代表国际先进承平的Seibu“一”字型卷扬机，使我国的建筑卷扬机技术跨入世界先进行列。Stocky系列卷扬机采用多排顶杆蠕动减速装置，并将该减速装置直接设置于卷筒内，使设计的卷扬机达到体积小、重量轻、过载能力大、节省能源、工作安全可靠。根据用户使用反映卷扬机采用锥形制动电机后，由于一般建筑工地离变压器较远，电缆压降较大，时常出现制动器释放不开，使得卷扬机不能正常工作，因此又设计了一种采用普通Y系列的、带制动器的“一”字型卷扬机，将多排顶杆蠕动传动应用在建湖南工学院毕业论文2筑卷扬机中，当时使我国的卷扬机技术一改几十年一贯制的落后状态，一跃跨入世界先进行列，该产品的整机组合合理，结构紧凑，重量轻，过载能力强，工作安全可靠其中传动方式部分的设计构思独特、新颖、受力均匀、合理，当时属国内外首创。 Rotzler公司，I型卷扬机设计用于汽车装载机和船舶起重机，也可用于打井机和特种提升设备。重量轻尺寸紧凑的结构可提高起重机起重能力，I卷扬机减速箱的扭矩不断受到检测，并借助一种新型电子检测控制装置(MCD)将检测结果转换为线性模拟信号。该信号可整合到任何起重机的电子控制系统中，使司机随时能够精确测定卷扬机的负荷。利用该线性信号，在卷扬机负荷超过90额定值时还可发出声音或图象警示。当卷扬机提升或放下重物时，或当制动使重物静止时测定减速箱扭矩。新型电子控制系统可用来确定最低吊钩位置，防止操作者误操作使钢绳缠绕圈数少于安全必需的3圈。该卷扬机有3种规格，提升力7 KN、10KN和19 KN，最小型号重50Kg，长320 rain，宽280 rain，高280 rain 。Demag公司推出了一种能频繁、快速进行提升作业的高速提升装置。一种能以70mmin的提升速度提升80kg物体，另一种以35mmin的提升速度提升1 60 kg物体。这种装置的速度是Demag DS1卷扬机的5倍。可用于发货中心的货物码。联合动力产品公司(APPI)研制开发了一种带式葫芦和卷扬机系列产品，它用高强度编织带代替传统的钢丝绳或起重环链，能消除载荷回转、钢丝绳缠绕等问题，具有便于搬运、安装和检查等优点。该公司还可根据用户的要求，提供电动机、液压马达和气动马达作为传动部件，这种带式葫芦的最大起重量为2.5 t，带式卷扬机为5.4t。为了适应我国建设任务具有量大、面广、分散等特点，以及劳力资源丰富，财力不足以及贯彻执行机械化、半机械化与改良工具相结合的方针，实行多层次的装备政策和 近期内以发展中、小型机械为主的方针要求，设计符合我国国情的新的卷扬机势在必行，也是迫在眉睫的事。随着微机技术在世界的改变及在电路中的智能化，PLC 在电路中的运用得到了广泛的应用,而它可靠性高、能经受恶劣环境的考验、使用极方便的巨大优越性，迅速占领工业自控领域，成为工业自动控制的首选产品，与机动人、CDM/CAM 并称为工业生产自动化的三大支柱。湖南工学院毕业论文31.21.2 设计方法或技术路线：设计方法或技术路线：1.2.11.2.1 设计要求设计要求1）设计一台带排绳机构的卷扬机2）要求能提升 5 吨的物体1.2.21.2.2 各零部件的设计各零部件的设计1）电动机的功率计算及选用：电动机的选取原则是在确保最大工作载荷转矩的前提下，尽量选取最小功率值的电动机。同时充分发挥电动机容许的最大启动转矩能力，以适应启动时所需转矩值的增大，为此应优先选用启动转矩和短时过载系数大的电动机。2）减速箱的参数设计与选用： 减速箱的选择主要根据齿面性能，传动比等方面进行选择。本设计中选择硬齿面及合适的传动比减速器作为卷扬机的选型方案，其传动比需满足设计要求。3）卷扬机滚筒及排绳机构的设计：卷扬机滚筒的选择主要包括结构设计和强度设计，强度设计主要是考虑弯曲校核、扭矩校核和寿命校核。4）电动机控制线路的设计及卷扬机钢丝绳的选择：卷扬机绳径的选择依据是JGT503 193建筑卷扬机设计规范411条，根据安全系数来确定的。控制线路的设计实现三相异步电机的正、反转、快转和慢转的要求。1.2.31.2.3 拟采用的方法或技术路线拟采用的方法或技术路线1）动力及传动部分 采用合适的三相异步电机，通过减速箱驱动卷扬机转动2）排绳机构 设计出排绳机构，以减速箱齿轮提供的动力，驱动排绳机构往复直线运动，使得钢丝绳能在卷扬机卷筒上整齐排列3）卷扬机湖南工学院毕业论文4对卷扬机滚筒进行结构设计和强度、寿命校核4）采用继电器和手动按钮设计三相异步电机的正、反转、快转和慢转，完成控制面板的设计1.3 本设计的意义本设计的意义随着卷扬机在工业的广泛应用，新的卷扬机势在必行，也是迫在眉睫的事所以本设计就是为了更好地改善已往卷扬机在工业中的缺点，如：钢丝绳在工作中由于受到挤压而使其使用寿命下降，而采用排绳机构进行均匀排绳从而提高了钢丝绳的使用寿命。同样在控制电路中，采用 plc 来进行控制这样能减少电路中的繁锁，跟据科学技术要从智能化和微型化进行发展。从而改善了采用继电器来控制电路。并增强了控制的实时性，更能保证精度要求的产品质量。这样也跟上了主流计算机发展的潮流、将生产控制与生产管理合二为一。也就是迎合了全集成自动化的概念，将数据处理、通信、控制程序统一起来了。这也就是本设计的意义。湖南工学院毕业论文52 2 卷扬机部件的设计计算卷扬机部件的设计计算2.1：电动机功率选择、总传动比设计计算与校验：电动机功率选择、总传动比设计计算与校验正确选择电动机额定功率的原则是：在电动机能够满足机械负载要求的前提下，最经济、最合理地决定电动机功率。根据电动机的类别有直流电动机和交流电动机。而它又分为三相异步电动机和同步电动机。异步电动机结构简单，维护容易，运行可靠，价格便宜，具有较好的稳态和动态特性，而直流电动机也结构简单、维护方便，但由于长期以来交流电动的调速问题未能得到满意的解决。因此，交流电动机在工业中使用得最为广泛的一种电动机。卷扬机属于非连续制工作机械，而且起动、制动频繁。因此，选择电动机应与其工作特点相适应。卷扬机主要采用三相交流异步电动机。根据工作特点，电动机工作制应考虑选择短时重复工作制和短时工作制，并优先选用 YZR（绕线转子） 、3S2SYZ（笼型转子）系列起重专用电动机。多数情况下选用绕线转子电动机；根据本设计要求，综合以上分析，本设计主要选择绕线转子的短时重复工作制。3S2.1.12.1.1电动机功率的初选：电动机功率的初选：卷扬机电动机功率的初选可按所需的静功率计算，然后根据电动机工作方式类别进一步确定电动机的功率，并进行必要的校验。静功率（单位：KW）计算公式为： (1)60000eegvFP 式中 钢丝绳额定拉力（N） ；eF 钢丝绳额定速度（m/min） ；ev 卷扬机整机传动效率。这里的传动效率包括传动装置、轴承、联轴器、离合器和卷筒缠绕等的效湖南工学院毕业论文6率。.2123567891041-电动机 2-弹性联轴器 3-二级圆柱齿轮减速器(同轴式) 4-齿轮联轴器5-开式齿轮传动 6-卷筒 7-排绳器导辊 8双向丝杠 9-链条 10-链轮 1 图 1 卷扬机工作原理图 根据建筑卷扬机的设计表 33 选取各传动件的传动效率：弹性联轴器 99 111i两级圆柱齿轮减速器(同轴式) 93 22i齿式连轴器 99 133i开式齿轮传动 98 44i卷筒（滚动轴承） 96 55i链传动 94 66i丝杠 408则总传动效率为：0.8654321湖南工学院毕业论文7选取钢丝绳的速度0.25m/s，则动载系数1.13ev 14.24(KW)60000eegvFP 86. 0600006025. 0109 . 44卷筒转速： 310eeeDvn 式中 钢丝绳额定速度（m/min） ；ev 卷筒基准层钢丝绳中心直径（mm） 。eD (2)310eeeDvn3105 .4466025. 070.10min)/(11 r总传动比 edenni 式中 电动机额定转速（r/min） ；den 卷筒转速（r/min） 。en68.18gdenni 11750根据建筑卷扬机的设计表 37 可选取传动比的两级圆柱齿轮6082 i减速器(同轴式)。并取25，则开式齿轮传动比=2.732i4i3214iiiii125118.68根据电气工程师手册表 7.64 可选取：YR 系列绕线转子三相异步电动机，转速750 r/min；额定功率denP15KW；额定电压：380V。湖南工学院毕业论文82.2：钢丝绳的计算及确定：钢丝绳的计算及确定2.2.12.2.1 材料和种类的分材料和种类的分析钢丝绳由许多高强度钢丝绳编绕而成，可单捻、双捻成形。绳芯常采用天然纤维芯（NF） 、合成纤维芯（SF） 、金属丝绳芯（IWR）和金属丝股芯（IWS） 。纤维芯钢丝绳具有较高的绕性和弹性，缠绕时弯曲应力较小，但不能承受横向压力。金属丝芯钢丝绳强度较高，能承受高温和横向压力，但绕性较差。本设计中卷扬机为多层缠绕，更适合选用双捻制天然纤维芯（NF）钢丝绳。根据钢丝绕成股和股绕成绳的相互方向可分为：顺捻钢丝绳和交捻钢丝绳。顺捻的特点是钢丝绳绕性好，磨损小，使用寿命长，但容易松散和扭转。它不允许在无导轨的情况下作单独提升，故在不松散的情况下或有刚性导轨时应用为佳。交捻的与顺捻的相比绕性和使用寿命相对要差，但由于绳与股的扭转趋势相反，克服了扭转和易松散的缺陷，故本设计优先选用交捻钢丝绳。根据钢丝绳中钢丝与钢丝的接触状态不同又可分为：点接触钢丝绳、线接触钢丝绳、点线接触钢丝绳、面接触钢丝绳。点接触的特点是：接触应力高，表面粗糙，钢丝易折断，使用寿命低。但制造工艺简单，价格便宜。由于线接触钢丝绳比点接触钢丝绳的有效钢丝总面积打，因而承载能力高。如果在破断拉力相同的情况下选用线接触钢丝绳，可以采用较小的滑轮和卷筒，从而使整个机构的尺寸减小。点线接触是一种混合结构的钢丝绳，里面是点接触，外面是线接触。面接触的接触应力比线接触要小，从而进一步改善了钢丝绳的性能，但钢丝绳的绕性较差。由以上分析可知，卷扬机宜选用不易松散和旋转向小的线接触钢丝绳。综上，本设计选用交捻制天然纤维芯（NF）线接触钢丝绳。2.2.22.2.2 钢丝绳的固定方法：钢丝绳在卷筒上的固定方式 钢丝绳在卷筒上的固定应保证工作安全可靠、便于检查、装拆及调整，且固定处不应使钢丝绳过份弯折。绳端常见的固定方式有：压板固定和楔块固定两类。 湖南工学院毕业论文9a:压板和螺钉绳端固定装置对多层缠绕，螺钉头不能露出卷筒表面。这种绳端的固定方式，工作台可靠，对钢丝绳的损伤小，安装方便，出绳方向容易变换。b:楔形块固定装置它是钢丝绳通过楔块固定在卷筒上。楔块的斜度通常取1：41:5,以满足自锁条件。这种绳端的固定方式比较简单，但钢丝绳允许的直径不能太大 AA AA图 2 钢丝绳的固定方法根据这两种方法的优缺点所以应 a 方式。2.2.3.2.2.3. 钢丝绳直径的确定：钢丝绳直径的确定：卷扬机系多层缠绕，钢丝绳受力比较复杂。为简化计算，钢丝绳的选择多采用安全系数法，这是一种静力计算方法。钢丝绳的安全系数按下公式计算 (3) nFSnepgs式中 整条钢丝绳的破断拉力（N） ；pS 卷扬机工作级别规定的最小安全系数，见建筑卷扬机的设 n计表 395； 钢丝绳的额定拉力（N） 。eF湖南工学院毕业论文10根据设计要求，钢丝绳需要承载 10 吨的拉力。即为额定拉力eF =MG=59.8=4.9（N）eF310410根据设计要求，该卷扬机属于重载荷工作状态，按利用等级和载荷状态的分类可将本设卷扬机定为工作级别。6A根据建筑卷扬机的设计表 395 可查得 =6 n=4.96=2.94 (4) epFnS410510根据建筑机械手册GB 110174 可选取 6 (19)系列钢丝绳：钢丝绳公称抗拉强度：170/fKg2mm钢丝绳破断拉力总和：38600fKg钢丝绳直径：23.5mm由公式：钢丝绳破断拉力换算系数钢丝绳破断拉力总和 根据建筑机械手册GB 110174 可查得 6 (19)系列钢丝绳换算系数为0.85。 =38600 0.85=32810pSfKg钢丝绳安全系数=6.69=6 (5)gsnepFS490032810 n故符合要求。 （注：19.8N）fKg2.3：排绳机构传动方式的确定：排绳机构传动方式的确定链传动是属于带有中间挠性件的啮合传动。与属于磨擦传动的带传动相比，链传动无弹性滑动和打滑现象， 因而能保持准确的平均传动比，传动效率高；又因链条不需要像带那样张得很紧，所以作用于轴上的径向压力较小；在同样使用的条件下，链传动结构较为紧凑。虽然齿轮传动的传动效率高、结构紧凑、工作可靠、寿命长、传动比稳定。但是齿轮传动的制造及安装精度高，价格较贵，且不宜用于传动距离过大的场合。所以跟据各方面的原因选取链来作为传动方式。湖南工学院毕业论文111）卷扬机工作时，为保证绳索始终与卷筒垂直，则排绳装置的链轮传动比公式应为： (6) 12sZZadpi上式中： P一螺杆螺距mmds一 缆绳直径mmZ1一大链轮齿数Z2一小链轮齿数a一绳索间的间隙mm卷筒所用绳索，当ds小于20mm时，a一0.5mm2040mm时， a一1.0mm大于40mm时， a一2.0mm本次设计中a为1.0 mm2)卷筒工作部分长度公式: mm) 1).(QadsLds一 缆绳直径mma一绳索间的间隙mmQ一卷筒每层能排列绳径的圈数 Q为卷筒每层能排列绳径的圈数，但实际上排绳时绳索是螺旋缠绕的，即只能绕Q一1圈数)3)梯形螺杆的有效长度:NPI5 . 0(N为不为零的正整数)4)根据排绳的工作要求：卷简工作部分长度应等于梯形螺杆的有效长度则湖南工学院毕业论文12有： (7)NPIQadsL5 . 0) 1).(推出链轮传动比： 12sZZ5 . 01adpiNQ在设计过程中因为开始未知数较多，先要估算i(传动比取得越小越好，一般取2左右)，然后根据前面的Q，再调整i，使N为正整数，再确定P，最后验算链轮强度。卷扬机基本参数如下：卷筒负载(第一层) 49kN额定速度：25mmin钢丝绳直径：d=23.5mm容绳量(共二层)Ls=128.53m卷筒上每圈钢丝绳间的间隙a取lmm1、卷筒直径：=446.5mmDk2、卷筒长度 =800mmL13、每层缠绕圈数： 3315 .23800adsTLQ4、卷筒工作部分长度：mm784) 133() 15 .23() 1()(QadsL5、初步取链轮传动比i=2湖南工学院毕业论文13由： NQ5 . 01adpis得325 . 25 . 01335 . 01iQN49) 15 .23(2)(adsiP6、根据上述计算，链轮传动比i=2比较合适7、选择合适的链条：以卷筒的负荷49KN的三分之一即16.3KN作为抗拉载荷，从GBT 12431997 表（一）中选择对应的单排链条型号为08B ，并查得链条节距p=12.7。8、 大小链轮的齿数的确定根据卷扬机的结构布置，小链轮是安装在卷筒的轮毂上的，则初步将大链轮的分度圆直径定为267.19mm，则小链轮单位分度圆直径为038.217 .1219.267PD从 GBT 12431997 附录 A，根据单位分度圆直径查表 A1，可得小链轮的齿数为 Z2=67，则大链轮齿数 Z1=Z2i=672=134。湖南工学院毕业论文143 3 卷筒及卷筒轴设计卷筒及卷筒轴设计3.1 卷筒的设计计算卷筒的设计计算卷扬机卷筒系钢丝绳多层缠绕，所受应力非常复杂。它作为卷扬机的重要零件，对卷扬安全、可靠的工作至关重要，应合理地进行设计。3.1.13.1.1 材料与结构的选用：卷扬机结构形式多，按制造方式不同可分为铸造卷筒和焊接卷筒。铸造卷筒应广泛。卷扬机卷筒大多为铸卷筒，成本低，工艺性好。大吨位卷扬机一般采用铸钢卷筒，铸钢卷筒虽然承载能力较，但成本高。考虑经济效益和设计要求，本设计跟据其在满足要求的情况下选择成本最低的材料。并选取材料为 HT2503.1.23.1.2 卷筒容绳尺寸参数：卷筒容绳尺寸参数意义及表示方法应合国家标准规定，参见右图 3 所示(1).卷筒节径 D 跟据卷筒的设计要求卷筒节径与钢丝绳的直径 d 有关，而卷节径 D 应满足下公式 dKDe 图 3 卷筒的结构图 式中 卷筒直径比，是与卷扬机工作 eK 钢丝绳的直径（mm）d湖南工学院毕业论文15级别有关的数，见建筑卷扬机的设计 表 3107 建筑卷扬机的设计表 3107 可得 19eK 23.5 19446.5(mm)D卷筒节径 D 对筒壁和端板的设计具有重要意义，也影响钢丝绳直径的选择。D 值小，结构自然紧凑，但单位长度的力较大，钢丝绳寿命低。因此， 建筑卷扬机的设计表 3103 中规定的 D/d 值可认是对应一定工作级别的最小值。查建筑卷扬机的设计表103 可得201eK故 D20 23.5470(mm)（2） 卷筒的直径 =47023.5446.5（mm）0D0DDd（3） 卷筒容绳宽度tB卷筒容绳宽度，一般可按下述关系确定： 03DBt式中 卷筒直径（m）0D446.5133.5(mm)tB3卷扬机卷筒壁厚的设计算中，通常卷筒长度都设计成小于其直径的 3 倍，甚至小径 2 倍。因此此时的钢绳拉力产生的扭剪应力和弯曲应力的合成应力较小，故计算卷筒强度时可忽略不计简化了设计计算。考虑本设计为大吨位卷扬机，过大会严重影响卷筒寿命，故取 即：2 446.5893mmtBtB02DtB 取=800(mm)tB（4）卷筒边缘直径卷筒边缘直径即卷筒端侧板直径，对于多层缠绕，位kD防止钢丝绳脱落，端侧板径应大于钢丝绳最外层绳圈直径。端侧板直径用下式计算： (8)skDD d4湖南工学院毕业论文16式中 最外层钢绳绳芯直径，由下式确定：= （ ）sDsD0D2S1。其中：钢丝缠绕层数dS设钢丝绳缠绕层数为 2 层即 S=2 则446.52 21） 23.5517（mm）sD 517423.5600（mm）kD 卷筒缠绕层数计算公式： (9)dmDDSkk220式中 为保证钢丝绳不越出端侧板外缘的安全高度（mm） 。km该值在绕中应不小于 1.5 倍的钢丝绳直径，在多层缠绕中应不小于 2 倍的钢丝绳径。取.52.5 23.558.75(mm)kmd则由（a 可得：kkDmDdS220求得 2 2 23.5+446.5+2 58.75=658kD 综上考虑取 700（mm）kD（5）卷筒容绳量卷筒的容绳是指钢丝绳在卷筒上顺序紧密排列时，达到规定的缠绕层数所能容纳的钢丝绳工作度的最大值。卷筒的容绳量可下述方法计算：第 层钢丝绳绳直径为i dSDDii) 12(0式中 层， 1，2，3， 、 、 、。iSiiS第 层卷的钢丝绳长度为： (10)i3010) 12()1/(dSDdBLiti卷筒容绳量为实际容绳量应加上钢丝绳安全圈的长度（一般为 3 圈） 3.14 (100/23.51)446.5+(2 11) 23.5 61.10(m)1L310湖南工学院毕业论文173.14 (90/23.51) 446.5+(2 21) 23.5 67.21(m)2L31061.10+67.21128.31(m)加上安全圈 3 圈，即439.9128.313.14 23.5 3128.53(m)L3d 3103.1.33.1.3 卷筒的受力分析筒是卷扬机直接承载零件，受力比较复杂，分析清楚卷筒上所受的力，对卷扬机整设计具有十分重要的意义。(1) 丝绳拉力与卷筒支承处反力： 工作中，钢丝绳拉力使卷筒像空心轴一样被弯曲，支反力为 ，其弯矩随钢丝绳超绕位置不同而变化，具有瞬变效FLXLRFAFLXRFB应，另外卷筒自重也使卷筒产生弯曲。当时，由于弯矩较小，在强度计03DL 算时通常忽略不。（2）钢丝绳拉力产在筒壁上的转矩： 在钢丝绳力的作用下，卷筒就好像空心轴一样被扭转，其转矩可用下式计算：，该转矩产生的筒壁应力较小，一般情况可忽略不计。（3）卷筒筒壁的向压力：q 由钢丝缠绕产生的对筒壁外缘表面圆周方向的径向压力，除对筒壁产生圆周方向挤压应力外，还将引起筒壁局部弯曲应力，该力是影响筒壁强度的重要因。（4）钢丝绳对端板产生的轴向推力：sN 该力是于钢丝绳缠绕至端侧板根部并向新的一层过渡过程中钢丝绳与侧板之间楔入作用产生的，此力是计算端侧板强度的主要外力。3.1.43.1.4 卷筒强度计算校核卷筒强度计算要包括两个方面：一是筒壁的强度计算；二是端侧板的强度计算。湖南工学院毕业论文18(1).卷筒筒壁外面均布载荷公式 的确定：q (11)tDFq02（2） 卷筒壁的应力：按法国波坦公司于钢制焊接卷筒的强度计算方法，确定卷筒壁的应力。该方法要求：时，忽略丝绳拉力产生的弯曲和扭转，仅考虑钢丝绳缠绕时03DL 的环向压缩应力和局部弯曲应力卷筒筒壁强度的影响，钢丝绳绕出处卷筒压应力按下式计算：c tFec5 . 0局部弯曲应力按下式算： 3096. 0DFew（3）卷筒筒壁的厚度算 卷筒壁的强度下式计算： (12)cesctFA则筒壁厚度为 （mm）cestFA式中 钢丝绳的额定拉力（N） ； 卷筒环向压缩应力：（） ；aMP 多层缠绕系数，按建筑卷扬机的设计表 3110 选取；sA 钢丝绳轴向卷绕节距（mm） ，；tdt01. 1 卷筒材料的许用应力（） ，按建筑卷扬机的设计caMP表 3111 和 3112 选取。湖南工学院毕业论文19 查表可得：120（） 1.6caMPsA 则 )(97.261205 .2301. 18 . 9109 . 46 . 13mm 取 27（mm） 由以上可算得： （）87.365 .2301. 128109 . 45 . 04caMP （）03.15285 .446109 . 496. 034waMP 卷筒壁强度条件应满足下述经验公式： wc 式中 材料的许用应力（）aMP 材料许用应力按下式计算 ncbKK 式中 材料的强度极限（） ；baMP 按工作级别选定的系数，见建筑卷扬机的设计cK 安全系数，取2.8。nKnK 查表可得：200（） 1.25baMPcK )(14.5725. 18 . 2200aMP 51.957.14=wc3.1.53.1.5 卷筒筒壁的稳定性估算 湖南工学院毕业论文20 如果卷筒较长筒壁太薄，在过载或急剧制动情况下，可能会出现失稳现象。一般认为：对卷筒直径大于 1200mm，容绳宽度大于卷筒直径两倍的大尺寸卷筒，应进行卷筒壁的稳定性验算。 稳定性计算，可采用计算稳定性系数 K 的方法 (13)5 . 13 . 1qPKw 式中 K稳定性系数； 失去稳定时临界压力。对钢卷筒；wP)(aMP303420000DPw 卷筒壁单位压力，；q)(aMPtDFqj0max2 卷筒壁厚（mm） ； 卷筒直径（mm） ；0D 钢丝绳最大静拉力（N） ；maxjF 钢丝绳节距（mm） ，；tdt01. 1 钢丝绳直径（mm） 。d 87.925 .4462742000033wP)(aMP )(48.125 .2301. 15 .446661502aMPq 5 . 13 . 144. 748.1287.92K 设计满足要求，筒壁稳定。3.2：卷筒轴的设计计算由于卷筒轴的可靠性对卷扬机的安全，可靠工作非常重要，因此应十分重视卷筒轴的结构设计和强度、刚度计算。卷筒轴的结构应力求简单、合理，应力集中应尽可能小。卷筒轴不仅要计算疲劳强度，而且还要计算静强度；此外，湖南工学院毕业论文21对较长的轴还需校核轴的刚度。由前面计算和查表我们可以得到：钢丝绳的额定拉力=49KN，eF卷筒直径446.5mm，钢丝绳直径23.5mm，0Dd直齿圆柱齿轮分度圆直径400mm。1d轴材料选 45 钢，调质处理。650，360，=300，100。BaMPsaMP1aMP0baMP3.2.13.2.1作用力计算齿轮圆周力公式： (14)2, 3112222ddDFdTFet =400)5 .235 .446(49 =57.58（KN）齿轮径向力：2,4tgFFtr =57.58=20.96（KN）20tg将轴上所有作用力分解为垂直平面的力和水平平面的力，见图 4 图缩示：3.2.23.2.2 垂直面支承反力及弯矩支反力，见图 4.3 b6 .96650)506 .856(teDVFFR =42.96（KN）6 .96660)606 .856(etCVFFR湖南工学院毕业论文22 =51.55（KN） 弯矩，见 4.3 图 c=50 （51.55）=-2577.5（KN.mm）CVAVRM50=60 42.96=2577.6（KN.mm）DVBVRM603.2.33.2.3 水平面支承反力及弯矩支反力（如图 4.3）)(08. 16 .96696.20506 .96650kNFRrDH)(86.196 .96696.206 .9166 .9666 .916kNFRrCH弯矩计算， )(99386.195050mmkNRMCHAH)(8 .6408. 16060mmkNRMDHBH 图 4 心轴受力及弯矩图湖南工学院毕业论文233.2.43.2.4 合成弯矩见上图 4.3 f )(16.2762)993()5 .2577(2222mmkNMMMAHAVA (15)(41.2578)8 .64()6 .2577(2222mmkNMMMBHBVB3.2.5.3.2.5.计算工作应力 此轴为固定心轴，只有弯矩，没有转矩由上图可知，最大弯矩发生在剖面 A 处。设卷筒轴该剖面直径为，则弯曲应力公式为Ad2, 4 031 . 0bBAbdM)(aMP则 (16) 301 . 0bAbMd)(12.651001 . 01016.276233mm圆整后=66mm，中间轴段=66+5=71mmAd0d3.2.63.2.6 心轴的疲劳强度计算心轴的疲劳强度计算 查得有效应力集中系数=1.88，表面状态系数=0.92，绝卷筒轴的疲劳K强度，应该用钢丝绳的当量拉力进行计算，即eddFKF 式中 钢丝绳的当量拉力（N） ；dF 当量拉力系数，见建筑卷扬机的设计公式（211）dK为使计算简便，可假使=1。由前述可知，心轴应力的性质可认为是按脉dK动循环规律变化，则。弯曲应力为2bam= =96.08（） (17)31 . 0AAdbdMK33661 . 01016.27621aMP平均应力和应力幅为ma湖南工学院毕业论文24)(03.48208.962abamMP轴的形状比较简单，且为对称结构，在 A 截面处尺寸有变化，则有应力集中存在，且该处弯矩最大。可认为 A 截面是危险截面，应在此处计算轴的疲劳对尺寸系数=0.78，等效系数=0.34。疲劳强度计算的安全系数为= =2.25 (18)maKS105.4534. 005.4592. 078. 088. 1300一般轴疲劳强度安全系数S=1.51.8，所以该轴疲劳强度足够。3.2.73.2.7 心轴的静强度计算心轴的静强度计算 卷筒轴的静强度计算，需要用静强度计算拉力，可按下式求得ejFFmax式中 静强度计算最大拉力（N） ；maxjF 动载荷系数，见建筑卷扬机的设计表 25。此处=1.35静强度计算安全系数 2.77 (19)WMSss/maxWMAs/3661 . 0/16.276235. 1360当时，=1.21.4，所以该轴静强度足够。6 . 0/bs s湖南工学院毕业论文254 卷筒轴齿轮及排绳器设计卷筒轴齿轮及排绳器设计 4.1：齿轮类型、精度级度、材料及齿数等设计4.1.1 齿轮类型、精度级度、材料及齿数分析据齿轮传动的受力分析直齿圆柱齿轮可知它由圆周力与径向力，斜FtFr齿轮由圆周力与径向力和轴向力，而圆锥齿轮由径向力分力和FtFrFaFr1轴向分力圆周力，而为了避免轴向力所以应选用直齿圆柱齿轮。Fa1Ft（1）材料选择：选择小齿轮材料 40（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮rC材料 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS。（2）输入功率 12.98(KW) PP1321 P 齿数比 2.73 iu（3）选小齿轮齿数28，大齿轮齿数2.73 2880 1Z2Z1uZ小齿轮转速 30innde125750min)/(r（4）工作寿命：设工作寿命为 15 年（设每年工作 300 天） ，两班制。4.1.24.1.2 齿面接触强度设计 由设计计算公式机械设计第七版（109a）进行计算，即：2, 3湖南工学院毕业论文26 (20)3211)(132. 2HEdttZuuTKd确定公式内的各计算数值：(1) 试选载荷系数1.3tK(2) 计算小齿轮传递的转矩 (21)1151/105 .95nPT12.98/30（）5105 .956101 . 4 mmN (3) 由机械设计第七版表 107 可选取齿宽系数1.2d(4) 由机械设计第七版表 106 查得材料的弹性影响系数188（EZ）2/1MP由机械设计第七版图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。aHMP5601limaHMP5102lim(5) 由机械设计第七版式 1013 计算应力循环次数 60 30 1 (2 8 300 15) (22)hjLnN1160 81029. 1 73. 2/1029. 182N7104.725(6) 由机械设计第七版图 1019 查得接触疲劳寿命系数0.88；1HNK 1.14。2HNK(7) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数 S1，由机械设计第七版式（1012）得493 (23)SKHHNH1lim11156088. 0aMP581 (24)SKHHNH2lim22151014. 1aMP(8) 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值：td1H湖南工学院毕业论文27 (25)3211)(132. 2HEdttZuuTKd 101.929 (mm)32649318873. 273. 31101 . 43 . 132. 2(9) 计算圆周速度v 0.159(m/s) (26)10006011ndvt10006030292.101sm/(10)计算齿宽b 1.2 101.929122.31（mm）tddb1(11)计算齿宽与齿高之比tb/模数 101.929/283.64(mm)11/ zdmtt齿高 2.25 3.648.19(mm)tmh25. 2 b/h122.31/14.93(mm)(12)计算载荷系数根据 v=0.159(m/s)，7 级精度，由机械设计第七版图 108 查得动载系数；05. 1VK直齿轮，假设。由机械设计第七版表 103 查得mmNbFKtA/100/1.1FHKK由机械设计第七版表 102 查得使用系数5 . 1AK由机械设计第七版表 104 查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， (27)bKddH3221023. 0)6 . 01 (18. 012. 1 将数据代入后得 122.311.6313221023. 02 . 1 )2 . 16 . 01 (18. 012. 1湖南工学院毕业论文28 由，1.631 查机械设计第七版图 1013 得46.12/hbHK1.612；FK故载荷系数 1.6312.826 HHVAKKKKK1 . 105. 15 . 1(28) (13)按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由机械设计第七版式（1010a）得 132(mm) (29)311/ttKKdd 33 . 1/826. 2929.101(14)计算模数m 132/284.7(mm)11/ zdm 4.1.3.4.1.3.齿根弯曲强度计算齿根弯曲强度计算由机械设计第七版式（105）得弯曲强度的设计公式为：2, 3 (30)32112FSaFadYYzKTm1）确定公式内的各计算数值(1)由机械设计第七版图 1020c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限440大齿轮的弯曲疲劳强度极限330；1FEaMP2FEaMP(2)由机械设计第七版图 1018 查得弯曲疲劳寿命系数0.85；1FNK0.88；2FNK(3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S1.4，由机械设计第七版式（1012）得 (31)SKFEFNF111)(14.2674 . 144085. 0aMP (32)(42.2074 . 133088. 0222aFEFNFMPSK(4)计算载荷系数 K湖南工学院毕业论文292.792FFVAKKKKK1 . 105. 15 . 1612. 1(5)查取齿形系数由机械设计第七版表 105 查得；55. 21FY22. 22FY(6)查取应力校正系数 由机械设计第七版表 105 查得；61. 11SaY77. 12SaY(7)计算大、小齿轮的并加以比较FSaFaYY 0.01536 (33)1FSaFaYY14.26761. 155. 20.01894 (34)2FSaFaYY42.20777. 122. 24.1.44.1.4 模数 m 设计 7.49(mm)32112FSaFadYYzKTm32601536. 0282 . 1106 . 4792. 22 对比计算大齿轮的数值大，结果由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 7.49 并就近圆整为标准值 m=8mm(机械原理第六版表 101)，按接触强度算得的分度圆直径的d1=132mm，算出小齿轮齿数：18mdz118132 大齿轮齿数：2.73 185012uzz 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。湖南工学院毕业论文304.1.54.1.5 齿轮几何尺寸计算 1）计算分度圆直径 18 8144（mm）mzd11 50 8400(mm)mzd222）计算中心距 （144400）/2272（mm）2/ )(21dda3） 计算齿轮宽度 1.2 144172.8(mm)1dbd 取 173(mm) 178（mm）2B1B4.1.64.1.6 齿轮验算 56944.44(N)112dTFt144101 . 426 465.57(N/mm) (35)bFKtA31.12244.5694414.1.74.1.7 齿轮结构设计：齿轮的结构设计与齿轮的几何尺寸、材料、加工方法、使用要求及经济性等因素有关。进行齿轮的结构设计时，必须综合地考虑上述各方面的因素。通常是先按齿轮的直径大小，先定合适的结构形式，然后再根据荐用的经验数据，进行结构设计。当齿顶圆直径160mm 时，可以做成实心结构的齿轮。当齿顶圆直径ad50mm 时，可以做成腹板式结构，腹板上开的孔的数目按按结构尺寸 大小ad及需要而定。当齿顶圆直径 4001000mm 时，可做成轮辐截面为“十”字形的轮辐ad式结构的齿轮。1，对于小齿轮来说由上述的结果可知： 湖南工学院毕业论文31=(z+2*)m；adah=（18+2*1）8=160mm；ad=（18+2*1）8=160mm；ad由上面结论可知小齿轮可以做成实心式的结构齿轮如下图 5 图 5 实心结构齿轮2，对于大齿轮来说由上述的结果可知： =(z+2*)m；adah=（50+2*1）8=416mmad由上面的结论可知：由于齿顶圆直径比较大，齿轮可做成轮辐截面为“十”字形轮辐式结构。ad如下图 6湖南工学院毕业论文321D3lBC12D4H1HR1:20c1CRda 图 6 轮辐式大齿轮BlB;轮辐数常取为64.2 排绳器的设计排绳器的设计大容绳量、大吨位的卷扬机以及安装使用的卷扬机，为确保钢丝绳排列整齐，工作可靠，应设置排绳装置，即排绳器。本次设计卷扬机属于大吨位、多层缠绕卷扬，所以需要设计一排绳器来防止绳子错乱排列。4.2.14.2.1 工作原理：排绳器主要由转速调整箱、双向传动丝杠、支承光杠、排绳导辊等组成。排绳器的工作过程见下图 7湖南工学院毕业论文3323567891041-电动机 2-弹性联轴器 3-二级圆柱齿轮减速器(同轴式) 4-齿轮联轴器5-开式齿轮传动 6-卷筒 7-排绳器导辊 8双向丝杠 9-链条 10-链轮 1图 7 卷扬机的传动原理图4.2.24.2.2 工作过程分析：排绳的工作过程由图 7 卷扬机的传动原理图可知，电机 1 的旋转运动经弹性联轴器 2、二级圆柱齿轮减速器 3、齿轮联轴器 4、和开式齿轮传动驱使卷筒6 转动。链轮 10 与卷筒固联一起随之转动，传动双向丝杆 8 开始回转运动，迫使排绳器导辊 7 作往复直线运动进行均匀地排绳。显然，若使钢丝绳在卷筒上均匀缠绕，卷筒转一转使，钢丝绳应能移动一个缠绕节距。因此，必须保证卷筒与调整箱出轴（丝杠轴）之间具有准确的传动比，以使排绳导辊在双向丝杠走过的距离与钢丝绳实际的缠绕绳距相匹配。本设计卷扬机系钢丝绳多层缠绕，钢丝绳工作时被挤压，缠绕卷筒时排列的绳距比钢丝绳直径略大一些，设计时，其绳距 t绳可近似取t绳d+(0.20.5)(mm)，或更大一些。即：t绳=23.5+0.5=24（mm）双向丝杠总行程按下式计算： dBLK式中 B卷筒容绳宽度（mm） ；湖南工学院毕业论文34 d钢丝绳直径（mm） 。 =800-23.5=776.5（mm）kL而又可写成 =t丝杠nkLkL式中 t丝杠丝杠螺纹螺距（mm） ； n丝杠螺纹扣数。 776.5=24 n 则可求得 n=32.35 取 n=33在确定此行程时应注意的问题是：当第 s 层钢丝绳缠绕到卷筒一端极限位置时，由于第 s 层钢丝绳排列造成的斜角，使最后一个完整圈与卷筒端侧板间有一个楔形间隙。这样钢丝绳不能立即爬至第 s+1 层，而当卷筒继续转过大约 120180时，方能爬上 s+1 层。为此，需要驱动钢丝绳的装置在原位停留相应的时间。本设计采用下面的措施来满足过渡过程的需要。在双向丝杠两端的转向处（正反旋向螺纹交接过过渡处）增设一段圆弧槽。近似取圆弧槽弧长如下： mmiDLm15. 4252662 式中 双向丝杠中径（mm） ；mD 卷筒、丝杠间的传动比。i 螺旋槽结构采用 30o梯形螺纹，螺牙高度 H =11mm，螺纹节距P=22.5mm，=8o4.2.34.2.3 强度计算校核滑动螺旋传动时， 主要承受扭矩及轴向压力的作用， 同时在螺杆与螺母之间有相对滑动其失效形式是螺纹磨损。对于受力较大的传力螺旋，还应校核螺杆危险剖面及螺母螺皱牙的强度， 以防塑性变形或断裂。由于本结构传动精度不高， 且使用轴径较大转速也低， 故对螺杆刚度， 临界转速不予考虑。1. 螺杆强度计算:湖南工学院毕业论文35根据第四强度理论，其强度条件为：)4(3.1212 dTQAca式中: A一螺杆危险剖面面积 mmdA21 4Q一螺杆承受最大轴向力Nd1一螺杆螺纹内径mmT一螺杆所受扭矩 Nmm2)(2 dQtgTv一当量摩擦角 当量摩攘系数，对钢一青铜，vvvarctgfvf0.080.1C； 对淬火钢一青铜，0.060.08。vfvf一许用应力MPa 为材料屈服极限， 载荷稳定53qq时， 取大值。对d1的选取， 可根据螺杆稳定性确定，根据螺杆柔度值， 选取不同公s式计算。iuls式中: 一螺杆长度系数， 当采用滚动支承， 并且轴、径向均有约束时，u=0.5u一螺杆两支承间距离 mml一螺杆危险剖面惯性半径 mmi4tdi 时100sn22)(ulEIQ式中：E一材料弹性模数E=3.06108 MPa湖南工学院毕业论文36I一危险剖面惯性矩 mm 46441dI时， 对3550号钢100sb414)57. 2461(dQs若， 可不必校核。40s4.2.44.2.4 滑块强度校核对通常由钢一青铜摩擦副组成的螺旋传动，其主要失效形式是磨损失效。对磨损形式一般可分为:1、粘着磨损 2、磨粒磨损 3、腐蚀磨损 4、表面疲劳磨损几类主要磨损形式。综合分析几类磨损， 对本没计， 粘着磨损是最主要的失效形式， 因为粘着会产生材料撕脱， 严重时摩擦副咬死， 不能运动。所以设计时应把粘着磨损控制在轻量范围内。根据粘着磨损影响因素可知， 粘着磨损量， 一般随压力增大到一临界值后而急骤增加，即当压力超过材料硬度的时，摩擦量急骤增加，甚至咬死。所 设计时许用接触应力疵以螺旋副中31较软材料之硬度为许用接触应力，对常用滑块材料ZQA194其硬度范围31HB=9801078MPa，故许用接触应力： HBp31anMP359327由于载荷在螺杆顶端时最大， 故以顶部为最大接触应力校核处。滑块许用接触应力校核。pkmxlQP式中：一主曲率和 = kkmmrR111Q一轴向载荷N弹性位移 22112211EuEuE1、E2一两接触体弹性模量湖南工学院毕业论文37对钢E2一2.08105Nmm。对锕E11.029105 Nmm、一泊松比， 对钢和铜12=0.312故对钢一青铜摩擦副=4.46310-6mm2N一接触长度 mmloHl15cos滑块丝杆弯曲强度校核由于滑块剖面形状近似一椭圆，故以椭圆面积近似计算 MPabbBHtgdHQWM)15(36032212002对青铜 MPa6040b滑块剪切强度计算: MPa)15(3604002BHtgdQ对青铜 MPa4030b4.2.54.2.5 润滑润滑状态对粘着磨损影响比较大，对于低速运动机构 如本次的设计，应采用粘度较大的润滑油。考虑到使用工况，通常选用钙基润滑。如果加入油性和极压添加剂，能提高润滑油膜吸附能力及油膜强度，可成倍地提高抗粘看磨损能力。湖南工学院毕业论文385 5 电气控制系统设计电气控制系统设计5.1 电气控制系统的要求和内容电气控制系统的要求和内容5.1.15.1.1 电气控制系统的要求建筑卷扬机作为建筑机械中最基本的设备，由于其结构简单、制造成本低、操作方便、对作业环境适应性强，因此在建筑、工业、农业、海运、交通、化工、冶金和油田等部门中用于起重、拖重物等工作，也是每个建筑工地、每个工程队必不可少的设备。为了适应我国建设任务具有量大、面广、分散等特点，以及劳力资源丰富，财力不足以及贯彻执行机械化、半机械化与改良工具相结合的方针，实行多层次的装备政策和 近期内以发展中、小型机械为主的方针要求，设计符合我国国情的新的建筑卷扬机势在必行，也是迫在眉睫的事。其工作原理如下：用一台三相交流异步电动机驱动，使建筑卷扬机的滚筒进行正转与反转及高速与低速的运转方式。系统要求的功能由电气控制系统控制。5.1.25.1.2 电气控制系统的内容电气控制系统的设计内容主要包括选择拖动方案与控制方式，确定电动机的类型、容量、转速，并选择具体型号，设计电气控制原理框图，确定各个部分之间的联系关系，拟订各个部分的技术要求，设计并绘制电气原理图，计算主要技术参数，选择电气元件，制定元器件目录清单等。5.2 电气控制原理图的设计电气控制原理图的设计电气控制系统包括电机控制电路设计、控制电路设计、辅助电路设计三部分，现在分别对这三部分的要求和设计步骤归纳如下：湖南工学院毕业论文39继电器工作顺序表(5-1)急停按扭 SB1停止按扭SB4正转起动按扭 SB2K1（+）KT1（+）KM1（+）KM3（+）反转起动按扭 SB3K2（+）KT2（+）KM2（+）KM3（+）低速按扭 SB5KT3（+）或KT3 延时之后（-）KM5（+）KM4（+）5.2.15.2.1 主电路的设计（1） 由于本实验台电动机驱动时要求的正反转和降压起动，并且要高速和低速的转动，故需用六个接触器 KM 控制电动机。（2） 在主电路中电动机 M 应该由热继电器 FR 实现过载保护。（3） 在主电路中由熔断器 FU1 实现短路保护，并由隔离开关 QS 对电源控制。5.2.25.2.2 控制电路的设计控制电路有以下几方面的具体要求：急停：SB1 是急停按扭，只要它断开就使整个电路断电。电路图如下所示：动作分析:（1）正转：复合按扭 SB2 是一个正转的起动按扭，当按下 SB2 时，中间继电器 K1 得湖南工学院毕业论文40电，并使它的常开触点闭合，这时通电延时继电器 KT1 得电并延时，延时之后使 KM1 得电，同样使它的常开触点闭合。同时也使 KM3 得电。KM3 的常开触点闭合通过电阻起降压作用。（2）反转：当按下 SB3 时，中间继电器 K2 得电，并使它的常开触点闭合，这时通电延时继电器 KT2 得电并延时，延时之后使 KM2 得电，同样使它的常开触点闭合。同时也使 KM3 得电。KM3 的常开触点闭合通过电阻起降压作用。（3）低速转动：当按下复合按扭 SB5 时，继电器 KM5 得电，也同样使用它的常开触点闭合，此时 KT3 得电，并电动机在低速状态下转动，当继电器 KT3 延时时间到，使KT3 的常开触点闭合则 KM4 得电，同时 KM4 的常闭触点断开，使 KT3 和KM3 失电。这样电动机就在正常低速转动情况下工作。（4）高速转动：当按下复合按扭 SB6 时，继电器 KM6 和 KM7 得电，也同样使用它的常
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