优秀毕业设计毕业论文电动卷扬机的设计

1、电动卷扬机的设计口录一，设计题廿1.1主要参数及工作环境1.2主耍要求 二，卷扬机整休结构的确定2拟定传动结构方案2.2选择传动机构方案 三，电动卷扬机工作级别的确定3.1电动卷扬机的利用等级3.2机构的载荷状态3. 3机构的工作类型四，提升机构中主要零件的设计4.1钢丝绳的设计4.1.1钢丝绳的概述4.1.2提升机构及受力分析4. 1. 3钢丝细选择的计算4. 1. 4钢丝绳的校核4. 2卷筒的设计4.2.1卷筒的类型概述4.2.2卷筒最小直径的设计计算4.2.3卷筒材料的选择4. 2.4卷筒长度的设计计算4.2.5卷筒壁厚的设计计算4. 3卷筒毂的结构设计4.4齿轮连接盘的设计4.5钢丝绳

2、在卷筒上的固定4.6卷筒轴的设计4. 6.1卷筒轴的受力分析4.6.2卷筒轴材料的初步选用及相关已知数据4. 6. 3近似计算轴颈4. 7轴安全系数的校核计算4. 7. 1轴的疲劳强度安全系数校核4. 7. 2轴静强度安全系数的校核4. 8滑伦的设计4. 8. 1滑轮最小直径计算4. 8. 2滑轮结构和材料4.9吊钩的选用五，传动装置的设计5.1电动机的选择5.1.1电动机的类型概述5.1.2根据功率选择电动机5.2减速器的设计计算5. 2. 1电动卷扬机传动比的分配5.2.2减速器中各轴的转速的计算5.2.3减速器各轴功率计算5. 2.4闘柱齿轮传动的设计计算5. 2.5高速级齿轮材料的选择

3、5.2.6高速级齿轮初步计算5. 2.7高速级齿轮接触面疲劳强度的计算5. 2. 8确定高速级传动主要尺寸5.2.9高速级齿轮齿根弯曲疲劳强度验算5.2. 10低速级齿轮的设计5.2.11减速器轴的初步设计计算5.2.12减速器的选择5.3制动器的选择5.3.1制动器概述5.3.2制动器的计算及选择5.4联轴器的选择5.4.1联轴器的分类及具有点5.4.2联轴器类型的确定5.4.3联轴器的选用计算5.4.4联轴器的强度验算 六，电动卷扬机控制系统的设计6电动卷扬机的控制电路6.2基于plc的系统编程 附录 参考文献第一章 题目的设计1.1主要参数及工作环境对于某建筑丄地塔吊式提升机构电动卷扬的

4、的设计，其主耍参数及工作环境境如 下：起升物额定重量：6吨起升最大高度：25米起升速度：12米/分工作环境及条件：大量粉尘，频繁启动，工作年限为5年1.2 主要要求本设计的主要要求：提升的重物在卷筒的中心面上垂肓运动；起升机构的制动器必须采用常闭式的；制动力矩应保证有足够的制动安全系数。第二章电动卷扬机整体结构的确定2.1拟定的传动结构方案a)b)c)d)e)2.2选择传动机构方案本设计是电控式单筒卷扬机，这种卷扬机通过电动机的正转和反转控制物料的上升和k降，英制动方式是采用电磁铁制动器控制，这里用联轴器的一半兼作制动器。本设计屮没侑考虑锥齿轮减速器的传动，因为用锥齿轮减速器时，电机和卷筒安装

5、交错, 占的空间相对较大；考虑到经济等因数，也没有采用蜗杆涡轮减速器，而直接采用了斜齿圆 柱齿轮减速器传动。a）图屮，电动机通过制动器与减速器相连，电动机和卷筒的排列较紧凑，圆柱 齿轮易于加工，但减速器的传动比和结构尺寸比较大；减速器输出轴直接与 卷筒轴通过联轴器连接，所需转矩大。b）图中，图中，电动机通过制动器，再通过带传动的方式与减速器输入轴连接。 带传动能缓冲、吸震，过载是起安全保护的作用，但是结构宽度和长度尺寸 较人，另外，带传动不宜在恶劣的环境下工作，例如这种长期运用于户外的 情况。c）图中，减速器的输出轴通过链传动带动卷扬机的卷筒，链传动传动尺寸较紧 凑，效率高，可在较高温度和湿度

6、的环境中工作。但是，链传动瞬时速度不 均匀。d）图屮，减速器输出轴通过一级齿伦传动，为外捏合方式，要用开式齿伦传动。e）图中，减速辭输出轴与卷筒采用内捏合齿轮，这里直接采用带齿轮的连接盘 结构代替。使结构显得紧凑，也能传动较大的力矩。通过密封，防止齿轮类 的润滑汕泄漏和外界灰尘进入，加到了齿轮的寿命综合考虑本题要求和工作环境，根据以上所列举方案，可选择方案e。第三章电动卷扬机工作级别与类别的确定为了合理设计、制造、使用及提高零件三化水平，卷扬机根据利用等级与载荷状态划分为：at , a2,a3, a4 , a5， a6，a7 , a8 ,八个工作级别。本设计卷扬机额定工年限为5年，没天工作8小

7、时计算，一共工作小时数t:r = 5x300x8 = 12000/13电动卷扬机的利用等级利用等级是表示卷扬机使用的频繁程度，以其在设计寿命期内应总工作循环次数儿表征。根据木设计题目，频繁的使用，可选其利用等级为u7总循坏次数nt二2x1063.2机构的载荷状态机构的载荷状态是表示卷扬机钢丝绳承受拉力作用的轻重与频繁程度，它在整个使寿命期限内钢丝绳每次承受拉力f与额定拉力"z比和钢丝绳每次承受拉力f作用下的工作循环次数n与中工作循环次数n之比有关。载荷谱系数kf的计算表达式如下:式屮：kr载荷谱系数比-在钢丝绳拉力第i次作用力(f：)下的循环次数，=n , n ? -耳一钢丝绳承受的

8、第i个拉力，f.= f , f2, fn (n)；f'-钢丝绳承受的额定拉力(n)；n总的工作循环次数。卷扬机的载荷状态可根据钢丝细的受力情况和频繁程度，按名义载荷系数谱仏可 分为四个等级，根据本设计的要求，通过查表可得出本设计的载荷状态为q2 (受中等 载荷),可取出klo. 25, k尸0. 6, kd为当量拉力系数。3.3机构的工作类型机构的工作类型是根据机构利川级别和载荷情况來进行分类的。机构利川级别根据总运 转小时数和理论平均lit作小时数来划分的。共分为10个等级：tot9o根据表8. 1-1 (gb/t3811-1983)可查得选用利用级别为t7.载荷情况是表而机构承受的

9、最人载荷及载荷变化程度，载荷分为四个等级：l1-l4. ill表8. 1-2町査得载荷情况为l2(机构经常承受中等载荷，鮫少承受最大载荷)o根据机构的利用级别和机构的载荷情况，机构的工作类型分为8个等级：ml-m8c由表8. 2-3 (gb/t3811-1983)可查得机构的工作类别为m7。第四章提升机构中主耍零件的设计4.1钢丝绳的选用钢丝绳新标准为gb/t8911-1996优质钢丝绳。它适用于机械、建筑、船舶、渔业、矿业、 钻井、索道及缆车等用途使用的各种圆股钢丝绳和异型股钢丝绳。但不包括航空钢丝绳和电 梯钢丝绳。4.1.1钢丝绳的概述钢丝细按其绳和股的断面、股数和股外层钢丝的数冃分类。在

10、関股和异型股钢丝细中，如 果需要方没有明确要求某种结构的钢丝绳时，在同一类别屮，结构由供方确定。按钢丝绳捻发分为右交互捻、左交互捻、右同向捻和左同向捻。同向捻是股与绳的捻向 相同，分左、右同向捻。这种钢丝绳钢丝z间接触较好，表面比较平滑，扰性好，磨损小, 使用寿命长，但是有旋转，容易松散的倾向，故在口由悬挂重物起重机中不宜采用。交互捻是股与绳的捻向相反，分左、右交互捻。这种钢丝绳虽然刚性大，使用寿命短， 但是不容易旋转、松散，故在起重机中应用较多。钢丝绳钢丝z间的接触状态分，有点接触、线接触和面接触三种：点接触钢丝绳、钢丝之间的比压力较大，虽然挠性好，但是易断裂。线接触钢丝绳，绳的结构较密实，

11、强度有所提高。挠性差，但是钢丝绳的寿命有很大的 提高，在起重机中应用广泛。面接触钢丝绳，绳的结构密实，刚性人，强度很高，可承受横向力，人多应用于索多呈 面接触的钢丝绳。钢丝绳芯的材料也有不同的种类，包括纤维芯，钢丝芯等。4.1.2提升机构及受力分析：根据木设计要求，设计提升机构如下：1-电动机，2-联轴器，3-减速器，4-卷筒，5-导向滑轮，6-滑轮组7-吊钩，8-重物提升机构的受力分析：由图可知:finax = f= % = % = 6000 x 9.% = 29400n4.1.3钢丝绳选择的计算按gb/t3811-1983计算，计算方法如-f：式屮d-钢丝细的最小直径（mm）c选择系数（刖

12、”厂）/ qnf邸一钢丝绳的最人静拉力（n）钢丝绳的选择系数c与机构的工作级别有关，按表8. 1-8可得出c = 0.123和最小安全系数 n: « = 7代人数值可得：d=023x729400 « 21加加通过杳表取最小直径为：22mm通过查表试选用6x19（。）类的，钢丝绳公称抗拉强度为1470mpa的纤维芯钢丝绳，其对应最小破断力为234kn。4.1.4钢丝绳的校核按钢丝绳所在机构的匸作级别有关的安全系数来选择的钢丝绳直径吋，所选用的钢丝绳拉力还要满足卜式：f. > nfiuax式屮f。一所选用钢丝绳的最小破断拉力（n）n -安全系数由前面数值计算可得fq =

13、234knnfnrax =7x 29400= 205.< fo故满足条件。综上所诉，选用钢丝绳的型号为：22 nat6x 19s+fc 147zs234. 0 178. 0gb / t8918-19964.2卷筒的设计4. 2. 1卷筒的类型概述卷筒的类烈鮫多，最常用的是齿轮连接盘式和周边大齿轮式两种，其结构特点是卷 筒轴不受转矩，只承受弯矩。齿轮连接盘式卷筒在起重机中应用比较广泛，其分组性能好, 为封闭式传动，但是在检修时需沿轴向外移卷筒。4.2.2卷筒最小直径的设计计算根据gb/t3811-1988规定，按钢丝绳中心来计算卷筒的最小直径，即：d 罰=hd(8. 1.4)式屮厂-按钢丝

14、绳中心计算的滑轮和卷筒的最小直径d-钢丝绳的直径h与机构丄作级别和钢丝绳结构有关的系数，按表& 1-16选的卷筒的h 值为22.4。将数值代如上式可得：dmn =22.4x22 = 492.8加加由表& 4-48取 久in = 500曲4. 2. 3卷筒材料的选择铸造卷筒的材料应采用不低于gb / t9493中规定的ht 200灰铸铁，或者gb/t11352 中规定的zg 270 -500铸钢。铸铁件需经时效处理以消除内应力，铸钢件应进行退火处理。 在本设计中选用ht 3004.2.4卷筒长度的设计计算卷筒有单层卷绕单联卷筒、单层卷绕双联卷筒。卷筒表而带有螺旋槽，钢丝绳进行单层

15、卷绕。一般采用标准槽，只有当钢丝绳有脱落危 险是才采用深槽。在起重高度较高时，为了缩小卷筒尺寸，可采川表面带导向螺旋槽或光面 卷筒，进行多层卷绕，但钢丝绳磨损较快。这种卷筒适用于慢速度和工作类型较轻的起重机。在实际作业中，钢丝绳排列凌乱，互相交叉挤压，钢丝绳寿命降低。冃前，多层卷绕卷筒大多数制成带冇绳槽，笫一层钢丝绳卷绕入螺旋槽，第二层钢丝绳 i相同的螺旋方向卷绕入内层钢丝绳形成的螺旋沟，钢丝绳的接触情况人为改善，延长了钢 丝绳的使用寿命。多层卷绕卷筒两端要设挡板，其高度比最外层钢丝绳高出（1-1.5） do根据询而设计的捉升机构，考虑到寿命，采用单层单联卷筒。由表& 1-47所列出的

16、公式，可一计算出卷筒的长度:卷筒上冇螺旋槽部分的长度1心(hnx a、(20x10x2 , jp =+ 1.51码）丿（34x522丿厶）x 25 u 55qmm卷筒的总长度：=厶0 + 2 厶 + 厶 2（*）上而两式中d卷筒的名义直径（卷筒槽底部直径）査表8. 1-48得h二&5d钢丝绳直径最大起升高度d° = d + d -卷筒计算直径>1.5-为固定钢丝绳的安全圈数a滑轮组倍率li无绳槽卷筒端部尺寸，由结构需要决定，这里试取为92俪 一固定钢丝绳所需长度，3pp绳槽槽距，可由表8. 1-48查得p = 25将数据带入*式可得：ld = 550 + 2x90 +

17、3x25 = 805/wm4.2.5卷筒壁厚的设计计算对于卷筒的壁厚5可按经验公式进行计算，然后再进行校核。s = 0.02d +（6 10）= 10 +（6 10）根据铸造工艺的要求，卷筒的壁厚不得小于12mm,去卷筒壁厚5二20mm卷筒的强度计算:若忽略卷筒的自重力，卷筒在钢丝细最大拉力作用下，使卷筒产生压、弯曲和扭应力， 其中压应力最大。当l<3d时，弯illi和扭应力的合成应力不超过10%压应力，所以当厶< 3d 时只计算压应力即可。当l>3d时还要考虑弯曲应力。由前面数据可知，l<3£>,对于单层卷绕时，压应力按一下公式计算a=a<abc

18、式中 5 单层卷绕卷筒的压应力（mpa）fs钢丝绳的最大拉力（n）8-卷筒壁厚（mm）al应力减小系数，一般取£=0.75%卜-许用压应力，对铸铁hc = 碍为铸铁的抗压强度极限，查表得6、> 250ma?故得仏 > 50mpa计算得 5 = 0.75 x 29400 = 44. mpa < 仏20x25满足强度要求。卷筒结构及尺寸见附录图3,卷筒部分的装配图。4. 3卷筒毂的结构设计由于卷筒己经制定了专业标准，而卷筒毂尚未制定新的标准，所以有写尺寸要根据卷 筒尺寸，结合表& 1-56确定，绘出图形见附录图1。4.4齿轮连接盘的设计和卷筒毂一样，齿伦连接盘没

19、有制定新的标准，而有些配合尺寸得根据卷筒进行设定， 结合表& 1-57设计的齿轮连接盘见附录图24.5钢丝绳在卷筒上的固定钢丝绳在卷筒上的固定必须安全可靠，压板固定是最常用的方法，它的结构简单，检查 拆装方便，但是不能用于多层卷绕的卷筒。多层卷绕卷筒采用楔形固定，他的结构复朵。另 种方法也使用于多层卷绕卷筒，将钢丝绳引入卷筒内部或端部，再用压板固定，它的结构比 较简单。本设计屮选用压板固定，钢丝绳的压板按表& 1-54选取，这中压板适用于各种圆股钢丝绳的绳端固定。则选择压板序号64. 6卷筒轴的设计轴是组成机械的一个重要零件，卷扬机的轴对卷扬机正常工作来说起了非常重要的作 用，

20、合力设计卷扬机的轴对卷扬机的性能來说很重要。4. 6.1卷筒轴的受力分析常用的卷筒轴有固定式和转动式两种情况，在本设计中利用了齿伦连接盘结构，卷筒轴 是转动式的。由卷筒的工作情况和受力分析知，卷筒轴主要受弯矩，町简化为心轴，r为转 动心轴。对于转动心轴而言，其弯曲应力性质一般是对称循环应变。从而可知，卷筒轴在正 常使用条件下，最终将发生疲劳损坏，但是也不排除其在超载荷或者意外情况下的静强度破 坏。当卷扬机工作时，钢丝绳的作用力通过卷筒传到卷筒轴上；由于卷筒旋转时，钢丝绳在 卷筒上的位置是变化的，从而，钢丝绳拉力对卷筒轴的力矩也是变化的，所以在强度计算时 是按钢丝绳在两个极限位置分别计算的。由受

21、力分析知，当钢丝绳在右极限时卷筒轴的受力 最大，其受力图见图4.5.1(a)。4. 6.2港筒轴材料的初步选用及相关已知数据轴的材料种类很多，设计时主要根据对轴的强度、刚度、耐磨性等耍求，以及为实现 这些要求而采用的热处理方式，同时考虑制造工艺问题加以选用，力求经济合理。轴的常用 材料是35、45、50优质炭素结构钢，最常用的是45钢。在本设计中的卷筒轴选用45冈ij,并调质处理。并通过查机械手册可取：s,=650mpa <rv = 36ompa弯曲疲劳极限c=270 需用静应力<t+1 = 260mpa 需用疲劳应力 c=150mpa 。有前面的数据，细子的额定拉力fmax =

22、29400/v ，钢丝绳的直径 d = 22mm ,卷筒直径d = 500mm .根据已经设计好的卷筒、齿轮连接盘等设计出轴的长 度见图4. 5. 1 (a)04. 6.3近似计算轴颈根据卷筒轴受力情况，按弯转合成力矩近似计算轴颈。将轴上所有作用力分解为垂直平 面的力和水平平面的力，如图4.5.1 o心轴作用力的计算：2t 2fmax齿轮盘齿轮的圆周力：r(d d(2 2丿336« 45.68齿轮径向力：fr =/; tan tz= 45.68x tan 20° «16.63rn垂直面(cv)的支承反力图45.1b：由md = 0得:frbd-fncd _ 16.

23、63x790-29.4x189.5ad905同理,ma=0可得:f°v29.4x715.5-i6.63x.5=2l1w905垂直面的弯矩图：(4. 5.1 c)mbv = favab = 961 akn mmmcv = fdv cd = 4004.14kn mm水平面支承反力，如图4. 5. 1 d :- = 2aiknadfrbdad= 14.52£n水平面的弯矩，图4. 5. lefau ab = 1669.skn mmm bh 二 * ahmch = fdhcd = 399.85划v 加加boyri一 -_ 一-r一-图 4. 5. 1合成弯矩，图4.5. ifmb

24、= jm：+m 爲=1926.79 mmmc = 4024.05rn mm山公式可计算出b、c两处轴的最小总径oibj=50.46mmmcxlo'oibj=64.49加72取 dc > 65mm调整后取 db = j 5 mmdc = 85/nm 4. 7轴安全系数的校核计算轴的安全系数校核计算包括两个方而：疲劳强度安全系数和静强度安全系数校核计算。疲劳强度安全系数校核是经过初步计算和结构计算z后，根据轴的实际尺寸、承受的弯矩图 考虑应力集中，表面状态，尺寸影响等因素以及轴材料的疲劳极限，计算轴的危险截面处的 疲劳安全系数是否满足。静强度安全系数校核是根据轴材料的屈服强度和轴上擢

25、用的最人瞬 时载荷（包插动载荷和冲击载荷），计算轴危险截面处的静强度安全系数。4. 7. 1轴的疲劳强度女全系数校核疲劳强度校核判断的根据为s>s o当该试不能满足时，应改进轴的结构以降低应 力集屮；也可以采用热处理、表面强化处理等工艺措施以及加人轴颈、改用较好材料等方法 解决。轴的疲劳强度是根据长期工作在轴上的最大变载荷进行校核计算的，在木设计中，卷 筒轴的疲劳强度用钢丝绳的当量拉力进行计算，即fd = kdfmax,式中kd为当量拉力系数， 这里去kd =1,从而可得到一下计算：在木心轴上，c点承受的载荷和弯矩最大，故只需对c点轴颈进行校核，由前面知< =85mm ,通过查机械

26、手册，选用bx/? = 22x14的普通関头平键，贝u = 9mm 0m最大应力，bmax= 7508mr/lilclar j rw式中 mc -轴颈c处的弯矩w为截面c处的抗弯截面系数，冇机械手册查得为53600mm2心轴的应力性质是按脉动循环变化的，所以仇= = 37.54mpa,n a 2轴为实心轴，但c截面冇键槽，所以冇应力集中存在，轴颈表面通过车床精车即 可。疲劳强度的安全系数为：s°= 2.13r 6+為7”式中 b- -对称循环应力下的材料弯曲疲劳极限，查得取270mpa心-弯illi时的有效应力集屮系数取1.8250-表而质量系数取为0. 285岛-弯1111时的尺寸

27、影响系数取为0.73為-材料拉伸的平均应力折算系数，取为0. 34(7a <7m -弯曲应力的应力幅和平均应力由于载荷确定不够精确，材料性质不均匀，选取s= 1.51.8 ,即该轴疲劳强度足够。4.7.2轴静强度安全系数的校核轴的静强度是根据轴的最短时最大载荷（包括动载荷和冲击载荷）来计算的，校核的fi的是保证轴对犁性变形的抵抗能力。卷筒轴的静强度计算，需要川静强度最大拉力fj昨f仙x=0你ax0-为动载荷系数，通过手册查得0 = 1.35静强度安金系数:s = 6_ - 6=3 55max2 叽叽一 =36%50 = 0.55 0.7，则取s$ = 1.41.8 , 5s, >

28、ss 即该轴静强度足综上，该轴符合设计要求。4.8滑轮的设计4. 8.1滑轮最小直径计算根据gb/t3811-1988的规定，按钢丝绳中心来计算滑轮的最小直径，即emin = hd = 25x22 = 550mm式中cl-钢丝绳直径h-与机构丄作级别和钢丝绳结构有关的系数，由机械手册表& 1-61查得为254. & 2滑轮结构和材料滑轮是用来导向和支承的，以改变绳索及其传递拉力的方向或者平衡绳索分支力。按 规定，承受载荷不人的小尺寸滑轮（0 5350伽）一般制成实体滑轮，承受较人载荷的滑 轮一般釆用球墨铸铁或者铸钢，铸成带筋和孔或轮辐结构。大滑轮（0 2800加加）一般用 型钢

29、和钢板焊接结构。受力不大的滑轮直接装于心轴，受力较大的滑轮则装在滑动轴承（轴套材料采川青铜 或粉末冶金材料等）或滚动轴承上，后者一般用在转速较高，载荷人的工况。根据设计要求环境及机构受力情况，这里选用滑轮材料为qt410,机构用带孔的结构；根 据滑轮与钢丝绳匹配表，选择滑轮直径4 = 560/hrn o其绳槽断面尺寸见图4. 7. 2。按规定，小型铸造滑轮的强度取决于铸造t艺条件，一般不进行强度校核计算；对于人 尺寸的焊接滑轮要进行强度校核。所以在这里没必要对滑轮进行强度校核计算。图 4.7.24.9吊钩的选用在本设计中选用直柄单钩结构的吊钩，这种结构型式分为四种：lm型、lmd型、ly 型及

30、lyd型。吊钩按其力学性能分为m、p、(s)、t和(v)五个等级。在这里选用吊钩的强 度等级为从而可确定吊钩钩号为6号。吊钩利用模锻的方法获得毛胚，并口，为了安全 起见，使钢丝细不滑出吊钩，用带凸耳的吊钩。吊钩的标记如下：lmd6-p第五章传动系统的设计5.1电动机的选择5.1.1电动机的类型概述电动机按采用电源的不同，可分为直流电动机和交流电动机两种。直流电动机可用 于固定电压或可调电压。这种电动机允许在广泛的范围内均匀地调节角速度，能保证平稳的 启动、制动和反转，故多用于电力运输装置，以及高速升降机、冶金机械和吊年中。直流电 动机的主要缺点是需要把工业上常用的三相交流电转变为直流电。三相交

31、流电动机分为同步电动机和异步电动机两种,三相同步电动机的优点是具有较高 的功率、定角速度及大的过载能力；缺点是维修比较复杂，价格较昂贵。三相异步电动机比 其他电动机的优势在于：机构简单，价格便宜，维修容易，能直接与三相交流电源连接。虽 然它与三相同步电动机比较，其效率较低；和直流电动机比较，只能作有限的角速度调节, 但是对于工业一般机械并没冇什么影响，因此冃前工业上所川的电动机大多是三相异步电动 机。5. 1.2根据功率选样电动机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i询提下，经济合 理的决定电动机的额定功率。本设计的卷扬机属于非连续工作，需要经常启动、制动和反转，工作

32、环境中存在大量的 粉尘。因此，选择电动机应与其工作特点相适应。卷筒转速卷筒线速度：叫6%“.53吆传动装置的总效率 =2 力4 = 0.992 x 0.973 x 0.982 x 0.98 = 0.84式中71- 一个弹性连轴器的传动效率取0. 99“2-一对滚动轴承的传动效率，取0.98仏-一对8级精度的一般齿伦传动（油润滑）的传动效率，取0.97 久-齿轮连接盘的传动效率工作机所需功率p、= fmax 匕=15.582pw电动机所需功率pd=pv =匕竺 =1 s.55kw选用：y系列三相异步电动机型号:y225m-8额定电压：380v额定功率：22kw转速：730r/min效率:90%5

33、.2减速器的设计计算5.2.1电动卷扬机传动比的分配按额定转速初定总传动比，中传动比计算如下:73020.38« 35.82因为电动机轴到减速器的传动是用联轴器，其传动比为1,故减速器的总传动比为35.82, 本设计采用二级圆柱齿轮传动。总传动比的分配：根据减速器传动比的分配原则及相关规定，确定各级的传动比。式屮 几-减速器高速级的传动比取为5. 06减速器低速级传动比取为7. 085.2.2减速器屮各轴的转速的计算根据轴的转速大小依次编号为i ,ii, iii轴522 = 730/.1/min十鵲皿27隘5. 2. 3减速器各轴功率计算片=人“| = 18.55 x 0.99 =

34、1 &36pwph =印7刃3 i&36x098x097 = 1745kw片ii 二占刃仏=17.45 x 0.98 x 0.97 = 16.59kw减速器各轴的功率.转速、转矩如下表:轴号功率p(kw)转速 n(r/min)转矩t (nm)i18. 36730240. 19ii17. 45144. 271155. 12iii16. 5920. 387740. 025.2.4圆柱齿轮传动的设计计算此减速器的齿轮为一般机械零件，没有特殊要求，从降低成本，结构简单和易于取材 的原则出发选取。5.2.4高速级齿轮材料的选择小齿轮403调质处理齿表面硕度260hbs大齿轮45刚调质处理

35、齿表血换度240hbs5. 2. 5高速级齿轮初步计算齿宽系数© :由表12-13,取© = 0.95接触疲劳极限%向：由图12. 17 (c)得小齿轮 <rhlinil =120mpa大齿轮62 =590"初步计算许用接触应力"：小齿轮 ahi = 0.9o-wlimi = 648mr?大齿轮<t/y2 = 0.9<r/iim2 =53lmpa初选螺旋角0 = 9°,由表12-16 (机械设计)可估计取得4值：&/=84初步计算小齿轮直径小：t240.19x1000 5.06 + 10.9x5312 % 5.06u

36、86.54/h/n 収为 93mm初步确定齿宽：=(pddx « 89/nm5.2.7高速级齿伦接触而疲劳强度的计算圆周速度：y "加凸_ = 3.14x93x730 “55"/160x100060x1000/s精度等级：由表12-6 选9级精度齿轮齿数：取z, =23 ,则z2=hz =5.06x19 = 116.38 取z2 = 117模数m：mr =l = « 4.04z, 23初选螺旋角0 = 9°mn = mt cosp - 4.04cos9° = 3.99由表12-3,取叫=4螺旋角0:p = arccos叫mt=arcc

37、os«8.11°4.04和估计值接近使用系数心：由表12-9可查得心=1.60动载荷系数k：有图12. 9可查得k、= 1.24齿间载荷分配系数kna： 山表12-10,先求ft9327； 2x240.19x1000 5165 38/v 心3型肿(x)九93端面重合度:bsin b 89xsin8.11°1£严盂厂3.14x4“纵向重合度:1.88-3.2cos 0 匕 1.70总重合度：£丫=*卩+5= 2.70tan anat = arctancos/?tan 20°arctancos 8.11°19.8°co

38、s%= 1.73可得gcos 8.1 l°cos 20/= 0 99/cosl9.8(,_u齿向载荷分布系数k”：由表12-11kh0=a + b1 + 0.6kjb、2+ (?10f<89"2'1 + 0.6<93>= 1.17 + 0.16(89 丫x (93丿+ 0.61x103x89ul.45载荷系数k：k = kakvkhakhp =1.60x1.24x1.73 xl.45 = 4.98弹性系数ze：由表12-12查得玉=189.8 节点区域系数氐由图12. 16查得z =2.47重合度系数z6,:|l|式12-31 因为=1 >1

39、 ,故取=1z¥(7)+亍产号(i)+佥 “77 螺旋角系数：zp = jcos 0 二 jcos 81。= 0.99接触应力最小安全系数：山表12-14查得5hmin=i.o5 应力循环次数n“由前知，t=12000hn j、= 60® t = 5.256 x 10822 = 2% = 1.04x108由图12. 18可得出接触寿命系数：za?1 =1.07ziv2=1.15许用接触应力ah : 卜叽忆川=720x1.()7 n 733.7 impa1.05590xl5l05-接触应力的验算:= 646.19mpd2x4.04x 24(119x1()389x9325.06

40、+15.061 1+zyl z_21.88-3.2| + | cos8.11 (24121= 1.471.88-3.2cos 0 =重合度系数0；= 0.25+ 2耳= 0.76=zezhze=189.8x2.47x0.77xy bd u= 627.32计算结果表面，接触疲劳强度符合要求；否则，应调整齿轮参数或者改变齿轮材料，并 再次进行验算。5.2.8确定高速级传动主要尺寸实际分度圆直径 d:= 4.04 x 23 = 93mmd2 = mtz2 = 4.04 xll7 = 473mm 屮心距a： a =(% + "2% = 283加加 齿宽 b： /? =(pdd = 0.95x

41、93 = 89切5. 2. 9高速级齿轮齿根弯曲疲劳强度验算齿根弯曲疲劳强度的计算应考虑受拉侧为计算依据z当量齿数zj zvl=24cos 0乙厂島二器"21由图12.21得齿形系数丫陶:yfai = 2.66 z2 =2.17由图12. 22得应力修正系数人八 al=l58=1.81螺旋角系数与:与 min = 1-025切=1-0.25 x1 = 0.75bq 1 1°与i 勺而fitx存河= °93乙血rfl前可得齿间载荷分配系数kfa=khu=h3由图12. 14, -=89=9.89 则齿向载荷分布系数k = 1.37h 2.25x4z载荷系数 k: k

42、 = k-kvkfakfp =1.60x1.24x1.73xl.37 = 4.70由图12.23 (c) nj'得弯曲疲劳极限aflim :=5sqmpa巾阮=53ompa由表12-14可得最小弯曲系数».斷:5fniin =1.25山图12. 24可得弯曲寿命系数yy ynl = 0.92 yn2 = 0.89由图12. 25可得尺寸系数yx ：yr=1.0许用弯曲应力刁 卜叽上、忆=580x0.92x1 = 426.88mpa s 讪1.25530x0.89x1sf min1.25=37736mpa弯曲强度的验算:2k7；bdg2x4.70x2409xl()389x93x

43、4x 2.66x1.58x0.76x0.93=20257mpd% = 202.57x 27xl.81 = js9 3impay轨2.66x1.58即齿轮的齿根弯曲强度满足条件。项h小齿伦大齿轮材料及热处理40c调质45刚调质基木参数齿数23117分度圆法面压力角20°法面模数加“4螺旋如及方向8.11。左& 11° 右法面齿顶高系数11法而齿隙系数0. 250. 25主要尺寸中心距283mm齿宽94mm89mm分度圆直径93mm473mm齿顶圆直径91mm451mm齿根圆肓径73mm433mm表 5. 2.85. 2. 10低速级齿轮的设计选用材料和宽度系数和前面一

44、级齿轮一样，估计螺旋角为9°则，初算小齿轮直径d -1155.12x10?0.95x53()27.08 + 1 x7.08=141.1mm取/ = 147 mm则齿轮宽度 bl =(pdd = 140mm圆周速度v:加1【比160x1000梢度等级确定为9级齿轮齿数：zn = 29z|=i2z=205模数:“哙埸“。7初选螺旋角0 = 9°mn = mt cos0 = 5.01 由表 12-3 取mn = 5螺旋角0： /? = arccos = 9.6° （接近估计值）按前面杳表或公式计算得出数据如2心=1.6心=1.12k = kakvkuakhp=nze =

45、189.8 zh =2.46ze = 0.76z “ = 0.99znii = 114zn【ii = 1 28為=1.74 切=1.49 弓=3.25lim=1.05/vlii=1.04x108nlm =1.47xl07许用接触应力：% = 781.7impabhhi = 719.24mpa验算接触应力：ah = 63&07mpa <满足疲劳强度要求 确定传动主要尺寸实际分度関直径心二147mmdlu = 1039mm屮心距：a2 = 593mm齿轮宽度：b2 = 140m/n吃过弯曲疲劳强度的验算，其数据按询而公式可得，如下所示:z“ =30zy =214yr ii = 2.5

46、3 yfai = 2.13爲,=1-74y. = 0.68.nin = 075 yp = 0.92"1.4k = kakvkfakf/.=3.5i丫砂=0.94= 0.97yx 1.0许用弯曲应力:bpii = 436.16mpa<tflil = 411.28mpa验算弯曲强度:o-fii = 202.06mpa crf111 = 194.27mpa弯曲强度符合耍求低速度级齿轮数据总结见表5. 2. 9项目小齿轮大齿轮材料及热处理40c调质45刚调质基本参数齿数29205分度圆法面压力角20°法曲模数加“5螺旋角及方向9.6° 左9. 6 ° 右法

47、面齿顶高系数11法面齿隙系数0. 250. 25主要尺寸中心距593mm齿宽145mm140mm分度圆直径147mm1039mm齿顶圆直径157mm1049mm齿根圆直径134. 5mm1026. 5mm5. 2. 11减速器轴的初步设计计算起重机减速器的齿轮轴属于一般机械零件，没冇特殊要求。轴的材料选川45钢，并 调质处理。按许用切应力计算轴的最小直径：由表16.2可得系数g =5=112i轴:1 o or6/imin >112x3/ = 32.8mmi iniii11 730ii轴:心崗= 55.39,”iii轴：diii min=104.57mm参考轴承的相关数据以及考虑到轴的强度

48、，确定轴的直径。轴i要安装联轴器，将其直 径增加5%,取仏=40加加，安装轴承处的肓径为45mm,其他尺寸根据结构确定。轴ii估取d = 6qmm ,也为安装轴承处的直径，其他尺寸根据结构确定。轴iii也通过花间为齿轮连接盘连接，取dm=llqmm,安装轴承处的直径为115mm, 他尺寸根据结构确定。5.2.12减速器的选择本设计在起重机中常用的减速器高速轴转速步大于iooo/in，且工作环境步大于40-45摄氏度。根据以上条件，可以直接选用减速器。选择减速器时首先耍满足传动比的要求，然后求名义功率。由而知，本设计中减速器的 传动比是35. 82,在选择时以传动比为31.5为参考。名义功率的计

49、算：式中 氐一工况系数，由机械手册查得心=1.25k系数，由机械手册查得k = 1p传递的功率在选择时，要满足条件：pn < pp©为减速器的许用功率。选择减速器的类型为qjr型，尺寸为1387x475x867 o5.3制动器的选择5.3.1制动器概述制动器是用于机构或机器减速或使其停止的装査，它是保证机构或机器正常安全工作的 重要部件，按制动方式分为有电力制动和机械制动两利*为了减小制动转矩，缩小制动尺寸, 通常将制动器安装在机构的高速轴上，或安装在减速器的输入轴上。按工作状态分，制动器可分为常闭式和常开式。常闭式制动器靠弹簧或重力的作用经常 处于紧闸状态，当机构运行时才用人

50、力或者松闸器使制动器松开闸，而常开式则相反。制动器按构造特征可分为：带式制动器、块式制动器、蹄式制动器和盘式制动器。无论 是选用标准制动器还是自行设计制动器都耍做必耍的发热验算。5.3.2制动器的计算及选择制动器的选择根据使用要求和工作条件來选定：根据机构的工作性质和工作条件（本设计是对起重机的起升的控制），采用常闭式制动 器；考虑到应用的场所，对比常用制动器的特点及应用范围，选择外抱式块式制动器。由前而可知，制动轴上的转矩为：7；=240.19n加可以求得制动转矩t：t = spt = 1.75 x 240.19 = 420.34 m式中sp-为制动安全系数，是根据机构的工作级别选取的，这里

51、机构的工作级别为级）。可根据制动转矩选用制动器，在木设计中的电动卷扬机是用于塔式起重机，根据情况选 择b型（制动弹簧在上部水平布置）的yw系列电力液压块式制动器。选用制动器的规格 是：315-500o可以查得制动器的基本尺寸。选择推动器的额定推力为1250n。则，制动器 标记为：ywp315-1250-2 （jb / t6406-1992）；制动器图见附录图4。5.4联轴器的选择联轴器是连接两轴或者轴和回转件，在传递运动和动力过程屮一同冋转而不脱开的一种 装置。5.4.1联轴器的分类及其有点按照连轴器的性能可分为刚性联轴器和挠性联轴器。刚性联轴器具有结构简单、制造容 易、不盂要维护、成木低等优点，但是步具冇补偿性能；挠性联轴器乂分为无弹性元件挠性 联轴器和帶弹性元件挠性联轴器，前一类只具有补偿两轴相对位移的能力，后一类联轴器除 了有补偿能力外，还具有缓冲和减震作用，但是在传递转矩的能