承重钢缆绞车设计计算书.doc

承重钢缆绞车设计一、设计要求起吊重量：4000Kg；提升速度：815m/min；钢缆直径18mm；钢缆长度：300m；钢缆类型：187多层股（不旋转钢丝绳）；要求镀锌钢丝绳；绞车带排线器；绞车的速度：电机的计算转速按800r/min时最外层达到8m/min。二、总体设计承重钢缆绞车由以下主要部件组成：1.电动机；2.制动器；3.联轴器；4.减速器；5.小齿轮；6.大齿轮；7.卷筒；8.主轴装配；9.齿轮护罩；10.排线装置。三、主要参数的确定1、钢丝绳的选择：根据设计要求查设计手册选定钢丝绳为22 ZAA 187+IWS GB/T8918-1996 单位重量为189Kg/100m。2、卷筒的选择：卷筒直径选定为450mm，钢丝绳缠绕卷筒为6层，根据容绳量计算长度：钢丝绳缠绕在卷筒一层的圈数=33.7圈，取圈数为40圈，则卷筒长度为：2240=880mm。卷筒侧板直径450+2262=714mm，取侧板直径=800mm。3、各传动比的确定：根据设计要求电机的计算转速度按800r/min时卷筒最外层的提升速度达到8m/min，则此时卷筒最外层的提升转速为=3.68r/min；选定最大提升重量为4000Kg，则卷筒的输出功率为Pw=5.33Kw电机的输出功率Pd=Pw/传动装置的总效率=0.990.9840.9850.96=0.79Pd=Pw/=5.33/0.79=6.75Kw总传动比i=n/nw=800/3.68=217.39取减速器为三级圆柱齿轮减速器，传动比为i1=40齿轮副转动比为i2=i/i1=217.39/40=5.43n1=800/40=20r/minn2=40/5.43=3.68r/minTd=95506.75/800=80.58N.m nd=800r/min Pd=6.75KwT0=Td0.99=80.580.99=79.77N.m n0=800r/min P0=Pd0.99=6.68KwT1=T0400.9830.984=2770N.m n1=20r/min P1=Pd0.990.9830.984=5.8KwT2=T15.430.980.980.96=13867.65N.m n2=3.68r/minP2=Pd0.990.9830.9840.96=5.33Kw当卷筒最外层的提升速度达到15m/min时，n2=151000/3.14692=6.9r/min Pw=4000015/100060=10Kwnd=6.9217.39=1500r/min Pd=Pw/=10/0.79=12.66Kwn0=1500r/min P0=Pd0.99=12.53Kwn1=1500/40=37.5r/min P1= Pd0.990.9830.984=10.88Kw4、联轴器的选择：根据结构要求和接口形式要求查手册选取联轴器为NGCL型带制动轮鼓形齿式联轴器，型号为：JB/ZQ4644-97 联轴器NGCL3，重量为15Kg，制动轮直径D0=200mm；验算转矩：由Tc=KT,取K=1.5计算Tc=80.581.5=120.87N.mmTn=630N.mm,故合适。5、制动器的选择：根据电机额定输出转矩P=9549P/n=954911/1480=71Nm，查机械工业出版社机械设计手册第三卷表22.13-22选取制动器：JB/ZQ4388-1997 制动器YWZ200/25，重量为42.7Kg，制动力矩为200N.mm。6、减速器的选择：根据结构和传动比要求取减速器为三级圆柱齿轮减速器，传动比为i1=40，查手册选择减速器型号为：JB/T8853-2001 ZSY180-40-型减速器，重量为205Kg，传动比为40。校核输入功率：查手册取KA=1.5，SA=1.5P2m=P1KASA=5.81.51.5=13.05KwP1=21800/1000Kw=16.8Kw，合适。校核热功率：查手册取f1=1.65，f2=1，f3=1P2t=P1f1f2f3=10.881.6511=17.95KwPG1=57Kw，故合适。7、主轴的选择：选择主轴的材料为45钢，经调质处理，查设计手册选取A=115，估算轴径为dmin=mm=130mm考虑加装键，需将轴径增加4%5%，1301.04=135.3mm取主轴直径为140mm。8、滚子链链轮参数确定：查手册取z=25，P=12.7，dr=7.92，b1=7.85d=101.33mmdamax=d+1.25p-dr=101.33+12.512.7-7.92=109.3mmdamin=d+(1-)p-dr=101.33+(1-1.6/25) 12.7-7.92=105.3mm取da=108mmdf=d-dr=101.33-7.92=93.4mm9、链传动的设计：a、初始条件 传动功率P：5.33（kW） 主动轴转速n1：3.68（r/min） 从动轴转速n2：3.68（r/min） 传动速度v:0.63 传动种类:倾斜传动 传动比i：1 主动机机械特性:运转平稳 从动机机械特性:运转平稳 无张紧装置b、链轮齿数及设计功率 小链轮齿数z1：25 大链轮齿数z2：25 工况系数f1:1 主动链轮齿数系数f2:1 复排链排数系数Km：1（即单排链） 设计功率Pd:5.33(kW)c、链条节距及链宽 链号：08A 链条节距p2：12.70(mm) a0 ：10pd、链条各项参数 链长节数X0：145 实际链长节数X：145 链条长度L：1.84(m) 链速v:0.02(m/s)e、计算中心距 理论中心距a ：762(mm) 实际理论中心距a：758.95(mm)f、计算圆周力及轴上拉力 有效圆周力F ：266500(N) 作用于轴上的拉力FQ：319800(N)g、选择润滑方法 用油壶或油刷定期人工润滑10、传动齿轮副设计：a=540 m=8 z1 =21 b1=110 d1=168 z2=114 b2=110 d2=912a、设计参数 传递功率 P=5.784(kW) 传递转矩 T=2761.57(Nm) 齿轮1转速 n1=20(r/min) 齿轮2转速 n2=3.68(r/min) 传动比 i=5.43原动机载荷特性 SF=轻微振动工作机载荷特性 WF=均匀平稳预定寿命 H=50000(小时)b、布置与结构结构形式 ConS=开式齿轮1布置形式 ConS1=对称布置齿轮2布置形式 ConS2=对称布置c、材料及热处理齿面啮合类型 GFace=软齿面热处理质量级别 Q=MQ齿轮1材料及热处理 Met1=40Cr齿轮1硬度取值范围 HBSP1=235275齿轮1硬度 HBS1=255齿轮1材料类别 MetN1=0齿轮1极限应力类别 MetType1=5齿轮2材料及热处理 Met2=ZG40Mn2齿轮2硬度取值范围 HBSP2=179220齿轮2硬度 HBS2=200齿轮2材料类别 MetN2=0齿轮2极限应力类别 MetType2=7d、齿轮精度齿轮1第组精度 JD11=7齿轮1第组精度 JD12=7齿轮1第组精度 JD13=7齿轮1齿厚上偏差 JDU1=F齿轮1齿厚下偏差 JDD1=L齿轮2第组精度 JD21=7齿轮2第组精度 JD22=7齿轮2第组精度 JD23=7齿轮2齿厚上偏差 JDU2=F齿轮2齿厚下偏差 JDD2=Le、齿轮基本参数模数(法面模数) Mn=8端面模数 Mt=8.00000螺旋角 =0.000000(度)基圆柱螺旋角 b=0.0000000(度)齿轮1齿数 Z1=21齿轮1变位系数 X1=0.00齿轮1齿宽 B1=110.00(mm)齿轮1齿宽系数 d1=0.655齿轮2齿数 Z2=114齿轮2变位系数 X2=0.00齿轮2齿宽 B2=110(mm)齿轮2齿宽系数 d2=0.121总变位系数 Xsum=0.000标准中心距 A0=540.00000(mm)实际中心距 A=540.00000(mm)齿数比 U=5.42857端面重合度 =1.71773纵向重合度 =0.00000总重合度 =1.71773齿轮1分度圆直径 d1=168.00000(mm)齿轮1齿顶圆直径 da1=184.00000(mm)齿轮1齿根圆直径 df1=148.00000(mm)齿轮1齿顶高 ha1=8.00000(mm)齿轮1齿根高 hf1=10.00000(mm)齿轮1全齿高 h1=18.00000(mm)齿轮1齿顶压力角 at1=30.909448(度)齿轮2分度圆直径 d2=912.00000(mm)齿轮2齿顶圆直径 da2=928.00000(mm)齿轮2齿根圆直径 df2=892.00000(mm)齿轮2齿顶高 ha2=8.00000(mm)齿轮2齿根高 hf2=10.00000(mm)齿轮2全齿高 h2=18.00000(mm)齿轮2齿顶压力角 at2=22.558097(度)齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=12.55466(mm)齿轮1分度圆弦齿高 hh1=8.23488(mm)齿轮1固定弦齿厚 sch1=11.09638(mm)齿轮1固定弦齿高 hch1=5.98046(mm)齿轮1公法线跨齿数 K1=3齿轮1公法线长度 Wk1=61.39556(mm)齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=12.56597(mm)齿轮2分度圆弦齿高 hh2=8.04329(mm)齿轮2固定弦齿厚 sch2=11.09638(mm)齿轮2固定弦齿高 hch2=5.98046(mm)齿轮2公法线跨齿数 K2=13齿轮2公法线长度 Wk2=307.98619(mm)齿顶高系数 ha*=1.00顶隙系数 c*=0.25压力角 *=20(度)端面齿顶高系数 ha*t=1.00000端面顶隙系数 c*t=0.25000端面压力角 *t=20.0000000(度)f、检查项目参数齿轮1齿距累积公差 Fp1=0.06667齿轮1齿圈径向跳动公差 Fr1=0.05360齿轮1公法线长度变动公差 Fw1=0.03521齿轮1齿距极限偏差 fpt()1=0.02132齿轮1齿形公差 ff1=0.01810齿轮1一齿切向综合公差 fi1=0.02365齿轮1一齿径向综合公差 fi1=0齿轮1齿向公差 F1=0.01941齿轮1切向综合公差 Fi1=0.08477齿轮1径向综合公差 Fi1=0.07505齿轮1基节极限偏差 fpb()1=0.02003齿轮1螺旋线波度公差 ff1=0.02365齿轮1轴向齿距极限偏差 Fpx()1=0.01941齿轮1齿向公差 Fb1=0.01941齿轮1x方向轴向平行度公差 fx1=0.01941齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0.00971齿轮1齿厚上偏差 Eup1=-0.08527齿轮1齿厚下偏差 Edn1=-0.34106齿轮2齿距累积公差 Fp2=0.14336齿轮2齿圈径向跳动公差 Fr2=0.08739齿轮2公法线长度变动公差 Fw2=0.05624齿轮2齿距极限偏差 fpt()2=0.02519齿轮2齿形公差 ff2=0.02740齿轮2一齿切向综合公差 fi2=0.03156齿轮2一齿径向综合公差 fi2=0齿轮2齿向公差 F2=0.00630齿轮2切向综合公差 Fi2=0.17076齿轮2径向综合公差 Fi2=0.12235齿轮2基节极限偏差 fpb()2=0.02368齿轮2螺旋线波度公差 ff2=0.03156齿轮2轴向齿距极限偏差 Fpx()2=0.00630齿轮2齿向公差 Fb2=0.00630齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0.00630齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2=0.00315齿轮2齿厚上偏差 Eup2=-0.10078齿轮2齿厚下偏差 Edn2=-0.40312中心距极限偏差 fa()=0.05050g、强度校核数据齿轮1接触强度极限应力 Hlim1=705.6(MPa)齿轮1抗弯疲劳基本值 FE1=581.3(MPa)齿轮1接触疲劳强度许用值 H1=871.4(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度许用值 F1=1019.4(MPa)齿轮2接触强度极限应力 Hlim2=540.0(MPa)齿轮2抗弯疲劳基本值 FE2=426.7(MPa)齿轮2接触疲劳强度许用值 H2=666.9(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度许用值 F2=748.2(MPa)接触强度用安全系数 SHmin=1.00弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40接触强度计算应力 H=629.9(MPa)接触疲劳强度校核 HH=满足齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 F1=123.0(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 F2=111.6(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度校核 F1F1=满足齿轮2弯曲疲劳强度校核 F2F2=满足h、强度校核相关系数齿形做特殊处理 Zps=特殊处理齿面经表面硬化 Zas=不硬化齿形 Zp=一般润滑油粘度 V50=120(mm2/s)有一定量点馈 Us=不允许小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz6m(Ra1m)载荷类型 Wtype=静强度齿根表面粗糙度 ZFR=Rz16m (Ra2.6m)刀具基本轮廓尺寸 圆周力 Ft=32875.833(N)齿轮线速度 V=0.176(m/s)使用系数 Ka=1.100动载系数 Kv=1.004齿向载荷分布系数 KH=1.000综合变形对载荷分布的影响 Ks=1.000安装精度对载荷分布的影响 Km=0.000齿间载荷分布系数 KH=1.000节点区域系数 Zh=2.495材料的弹性系数 ZE=189.800接触强度重合度系数 Z=0.872接触强度螺旋角系数 Z=1.000重合、螺旋角系数 Z=0.872接触疲劳寿命系数 Zn=1.30000润滑油膜影响