5吨电动卷扬机设计说明书

3对大型卷扬机安装了电器连锁装置，以保证确定安全牢靠。进展手提式卷扬机为提高机械化水平，减轻工人劳动强度，国外大力进展小型手提式卷扬机，如以汽车蓄电池为动力的直流电动小型卷扬机，其电压为12V,质量为7.7—15.4kg,拉力为3336—13344N。大力进展不带动力源装置的卷扬机，有一个卷筒和一个变速箱即可。第1 章卷扬机的设计参数额定起升重量：5吨起上升度：起升速度：工作条件：

14米12.5米/分频繁启动粉尘量大设计的主要要求：本设计为有轨运行机构；第2 章卷扬机的整体构造概述§2.1电动卷扬机根本构造III于操作方法不同，其构造相差很大。我们将其分为电控卷扬机和溜放型卷扬机两类。§2.1.1电控卷扬机扬机大多是单卷筒的。§2.1.2带有电磁铁制动器的卷扬机2-1。2-1圆柱齿轮减速器快速卷扬机简图1—2—3—4—减速器5—678—支架蜗杆减速器慢速卷扬机。4102-2。2-2圆柱齿轮减速器加开式齿轮传功的卷场机简图1—2—3—制动器4—减速器5—6—卷筒蜗杆减速器加开式齿轮传动的卷扬机。绳器。F>120kN的卷扬机上，均应安装排绳器。§2.1.3承受锥形转子电动机的卷扬机此类卷扬机利用锥形转子电动机本身所具有的制动性能来实现卷扬机的制扬机。依据传动系统的不同，其可分为：1988年行业组织的系列设计中的一种机型。2K-H型行星轮系和3K型行星轮系传动的卷扬机。减速即可。这种传动可把传动系统放在卷筒里面，可减小卷扬机体积。少齿差行星传动少齿差传动可得到大的传动比，并可把传动系统放在卷筒内，使构造紧凑。上述摆线针轮行星传动和少齿差行星传动的输出机构是很重要的一环，可实错。体积、质量可更小。但其柔轮的要求较高，生产较为困难。活齿行星传动乂叫顶杆蠕动传动，它的加工相比照较便利。§2.1.4溜放型卷扬机此类卷扬机提升重物的下降不是利用电动机反转来实现.而是靠置物的重力单卷筒、双卷筒和多卷筒的型式。为保证各卷筒的运动或停顿，其离合和制动装置都直接安装在卷筒上。§2.2起升机构的组成及型式§2.2.1起升机构的组成起升机构是使重物作升降运动的机构，它是任何起重机必不行少和最主要最根本的机构。此次设计的电动52-3所示。2-3起升机构示意图1—2—联轴器3—4—卷筒56—7—吊钩电动机正转或反转时，制动器松开，通过带制动轮的联轴器带动减速器高速使悬吊的重物停顿在空中。依据需要起升机构上还可装设各种关心装置，如起重量限制器、起上升度限置等。§2.2.2起升机构的典型传动型式在电动机与卷筒之间通常釆用效率较高的起重用标准两级减速器。要求低速质量有关，并且需要常常润滑。一般制动器都安装在高速轴上，这样所需要的制动力矩小，相应的制动器尺构的安全。起升机构的制动器必需承受常闭式的。制动力矩应保证有足够的制动安全系速轴的令一伸出端或装设在电动机的尾部出轴上。为使机构布置便利并增大补偿力量，在电动机与减速机之间可用浮动轴连接，浮动轴的两端为半齿轮连轴器。由于卷筒与减速器低速轴之间的连接型式很多。本卷扬机的卷筒与低速轴的能补偿减速器与卷筒轴之间的安装误差。如下图2-4o2-4用齿轮接盘连接型式卷筒的直径一般尽量选用允许的较小值，由于随着卷筒直径的增加，扭矩和直径的方法以减小其长度。滑轮组型式〔单联或双联〕和它的倍率对起升机构的尺寸也有很大的影响。机釆用单联滑轮组，此次设计的是5吨桥式起重机的卷扬机，因此选用双联滑轮2-5。32-5双联滑轮组12、定滑轮3、卷筒滑轮组的倍率确实定对钢丝绳的拉力、卷筒直径与长度、减速机构的传动比用于不同的起重量，这是在系列设计时常承受的方法。起升机构汁算是在给定了设计参数，并将布置方案确定后进展的，通过计算非标准零部件需进展单独设计。555吨卷扬机设计略有不同。第3 章卷扬机主体零件的设计§3.1钢丝绳的选择绳的合理选择与使用。§3.1.1钢丝绳的种类和构造钢丝绳的种类.依据钢丝绳中钢丝与钢丝的接触状态不同乂可分为：此导致钢丝疲乏断裂而使钢丝绳过早报废。卷杨机应优先选用线接触钢丝绳。§3.1.2钢丝绳直径的选择釆用安全系数法，这是一种静力计算方法。钢丝绳的安全系数按下式计算：(3-1)式中Sp—整条钢丝绳的破断拉力，N；[n]~卷扬机工作级别规定的最小安全系数；F,—钢丝绳的额定拉力，N；数[川，然后从产品名目中选择一种破断拉力不小于巴[M)LI前在工业化国家，对钢丝绳直径的选择普遍承受选择系数法。国际标直径式中Fnwc—钢丝绳最大静拉力(N)。曲起升载荷(额定起重量，钢丝绳率来确定;C—钢丝绳选择系数，它与机构的工作级别、钢丝绳是否旋转以及吊运物品的性质等因素有关。LI前，卷扬机还没有此系数的具体规定。该设计卷扬机额定载荷5吨，釆用双联滑轮起重滑轮组，所以每根承受载荷F』F•尸1.25X!0^N (3-3)该卷扬机用于冶金行业铸造用，所以工作级别为M7,钢绳系数选择c=0.123o血占応＞13.78mmd=14mmo

(3-4)下式：Fo»11Fmax (3-5)式中Fo--所选用钢丝绳最小拉断力，N；n=7所以 Fo>7X1.25X104=87.5kN 〔3-6〕XI.134〔纤维芯〕X1.214〔钢芯〕，99.225kN〔本设计中钢丝绳不接触高温，横向压力较小，选用纤维芯钢丝绳〕钢丝绳型号选择：钢丝绳6X19〔a〕类14—NAT—FC—1470—ZS—102—79.5§3.1.3钢丝绳的使用钢丝绳在工作时卷绕进出滑轮和卷筒，除产生拉应力外，还有挤压、弯曲、接触和扭转等应力，应力状况是格外简单的。实践说明，由于钢丝绳反复弯曲相挤压所造成的金属疲乏是钢丝绳破坏的主要缘由。钢丝绳破坏时，外层钢丝山于疲乏和磨损首先开头断裂，随着断丝数的增多，破坏速度渐渐加快，到达肯定限度后，仍连续使用，就会造成整根绳的破断。取决于钢丝绳在使用中的维护和保养及与相关机件的合理配置。可从以下儿方面考虑该问题：滑轮和卷筒直径D与钢丝绳直径d的比值大小对钢丝绳的寿命影响较大，儿乎成平方关系。因此，选用较大的滑轮和卷简直径对钢丝绳的寿命是有利的。〔D/d〕,与卷扬机的工作级别有关打算滑轮绳槽尺寸时，必需考虑钢丝绳直径较公称直径有6%~8%的过盈量这一事实。过小的绳槽直径会使钢丝绳受到过度挤压而提前断丝，绳槽尺寸过大，乂会使钢丝绳在槽内的支承面积减小，增大钢丝绳的接触应力。合理的绳槽10%左右。滑轮与卷筒的材料太硬，对钢丝绳寿命不利。据有关资料说明：以铸铁代10%。层缠绕锤击和堆绕现象，延长钢丝绳的使用寿命，钢丝绳在卷筒及绳轮上的偏角必需保0.5。~2。之间。防止锈H前我国生产的“钢丝绳油””属于中等粘度油，适用于各种股捻钢丝绳的润滑。其附着力R=R=(0.54-0.6)d(d为钢丝绳直径)(3-7)绳槽深度：标准槽： c严(0.25-0.4) d (3-8)深槽： c=(0.6~0.9)d (3-9)2绳槽节距：标准槽： q=d+(2~4) (3-10)深槽： g=d+(6~8) (3-11)卷筒槽多数承受标准槽，只有在使用过程中钢丝绳有可能脱槽的悄况才14mm,R=(0.54~0.6)d=7.56~8.4mm取R=8mm(3-12)c=(0.25-0.4)d=3.5~5.6mm取c=4mm(3-13)在室外、润湿或腐蚀介质存在的环境里，应选用镀锌钢丝绳。绳与原钢丝绳的报废处理，可参考有关标准相资料。§3.2卷筒的构造设计及尺寸确定绕钢丝绳，把原动机的驱动力传递给钢丝绳，并把原动机的回转运动变为所需要的直线运动。卷筒通常是中空的圆柱形，特别要求的卷筒也有做成圆锥或曲线形的。§3.2.1卷筒的分类机大多承受单层绕卷筒。只有在绕绳量特别大或特别要求机构紧凑的情况下，为了缩小卷筒的外形尺寸，才承受多层绕的方式。本设计釆用单层绕。§3.2.2卷筒绳槽确实定卷筒绳槽槽底半径R,槽深c槽的节矩t其尺寸关系为：所以

t=d+(2~4)=16mm卷筒依据转矩的传递方式来分.有端侧板周边大齿轮外啮合式和筒端或筒内齿轮内啮合式，其共同特点是卷筒轴只承受弯矩，不承受转矩。本设计卷筒承受内齿3-1。图3-1内齿啮合式卷卷筒的设计主要尺寸有节径q、卷筒长度L、卷筒壁厚6o§3.2.4卷筒节径设计卷筒的节径即卷筒的卷绕直径，山设计知不能小于下式：(3-14)式中。叶讹一按钢丝绳中心计算的卷筒最小直径，mm：h—与机构工作级别和钢丝绳构造有关的系数，依据工作环境级别为M?,mm;d—钢丝绳的直径,mnio按式计算：Donun=hd=392mm所以选取2=400mm§3.2.5卷筒的长度设计本设计承受双联滑轮组，如图3-2

(3-15)3-2双联滑轮组卷筒的长度L=2〔Z

+/+/,〕+/式中厶一卷筒总长度，mm；厶一绳槽局部长度，其计算公式为：Ha\z

1〕 |

3(3-16)滑轮组倍率；mm；t—绳槽节矩，mm；

H一最大起上升度，mm；

(3-17)n=1.5~3圈；厶一固定钢丝绳所需要的长度，一般取厶=3t,mm；人一两端的边缘长度〔包括凸台在内〕，依据卷筒构造而定，mm；厶一卷筒中间无绳槽局部长度，由钢丝绳的允许偏斜角a和卷筒轴到动滑轮轴的最小距离打算。对于有螺旋槽的单层绕卷筒，钢丝绳允许偏斜度通常为1：10,可知选取/=100mmo3〈Ha 、厶=-----+nt=0m。/]=3t=48mm所以L=996mm。1000mm§3.2.6卷筒壁厚设计初步确定，然后进展强度验算。1516对于铸铁筒壁

5=0.02£>+〔6〜10〕mm 〔3-18〕依据铸造工艺的要求，铸铁卷筒的壁厚不应小于12mm,所以J=15mm所以卷筒的参数选择为：绳槽节距〔=16mm、槽底半径c,=4mm.卷筒节距DQ=400minL=1000mm5=15mm。§3.2.7卷筒强度计算及检验HT200ZG230-450、ZG270-500铸钢或Q235-AHT200的铸铁制造。0L<3D10%,所以当L<3D.时只计算压应力即可。0〔〕本设计中L=1000mmD=400mm,符合L<3D 的要求，所以只计算压应力即〔〕可。当钢丝绳单层卷绕时，卷筒所受压应力按下式来计算：“AS区］o・r其中 cr为钢丝绳单层卷绕时卷筒所受压应力，MPa；Fmax为钢丝绳最大拉力，N；J为卷筒壁厚，mm：AA=0.75［乐•］为许用压力，对于铸铁区卜牛刃为铸铁抗压强度极限所以a=A^<［Jk］«39MPaJ/ni95MPa,所以［j/Ar］>39MPao所以［几］经检验计算，卷筒抗压强度符合要求。

〔3-19〕§3.3卷筒轴的设计计算性能至关重要。§3.3.1卷筒轴的受力计算及工作应力计算常用的卷筒轴分轴固定式轴转动〔如图3-3〕两种悄况卷扬机卷筒工作时，钢丝绳在卷简上的位置是变化的。钢丝绳拉力经卷筒及支承作用到轴上产生的力矩，其大小随钢丝绳在卷简上位置的变化而不同。强度计算时应按钢丝绳在卷筒上两个极限位旨分别讣算。曲卷扬机工作状况和轴的受力分析可知，a、b因卷筒轴主要承受弯矩，可简化为简洁的心轴。a图为固定心轴，b图为转动心轴。对于转动心轴，其弯曲应力一般为对称循环变化； 对固定心轴，其应力循环特征为0<r<+H视具体的载荷性质而定。对固定心轴的疲乏失效而言，最危急的应力悄况是脉动循环变化，为安全起见，卷筒的固定心轴应力以按脉动循环处理为宜。c图卷筒轴既受弯乂受扭，为转轴。其弯曲应力的应力性质为对称循环变应力，而扭转剪应力的应力性质可视为脉动循环变化由此可知卷筒轴在正常使用条件下，最终将发生疲乏破坏。但也不排解在超载或意外状况下发生静强度破坏。b〕

3-3卷筒轴的类型a:b、c:轴转动式外，对较长的轴还需校核轴的刚度。fBF=1.25xI04kN,卷筒直径2=400mm,钢丝绳的直径〃=14mm,外齿轴套齿轮分度圆直径D=224mm,查机械传动设计手45钢，调制处理，b=650MPa,fB=360MPa,a】=300MPa, 〔5丄=lOOMPao由图5—1可知，该卷筒轴用轴端挡板固定于卷筒上，是不动的心轴。计算72.5mm,202.5mm。3・4所示，本设讣心轴左边选用调心滚子轴承圆柱孔图将轴上全部作用力分解为垂直平面的力和水平平面的力，如以下图3・5所Zj\O§333心轴作用力计算齿轮圆周力:齿轮径向力:

=18.7kNF「F/ga=6・8kN

(3-20)(3-21)§3.3.4心轴垂直面支承反力及弯矩18支反力，如以下图3-5bokN&厂⑺0+60)£・-60—663kN8903-5coAV M =50R =-781.5AV f)vM刖=60R =1615.2kN・mmf)v§3.3.5心轴水平面支承反力及弯矩支反力3-5do

(3-22)(3-23)(3-24)(3-25)RD“

=^-=0.382kN890

(3-26)840^.890

=6.42kN

(3-27)弯矩计算，如以下图3-5e=50RM =321=50RAH cliHHM =60R°H=22.9kN•mmHH合成弯矩，如以下图3・5fAM = =844.8kNmmA

(3-28)(3-29)(3-30)

+M；〃=1615.3kN-mm

(3-31)此轴为固定心铀，只有弯矩，没有转矩。由以下图3-5可知.B处。设卷筒轴该剖面直径为右，则弯曲应力为：

生 最大弯矩发(3-32)则：=74.46mm图3-5 轴的弯矩图19轴的外形比较简洁，且为对称构造，在B截面处尺寸有变化，则有应力集强度。0=0.92,0.78,等效系数小％=0.34。疲乏强度讣算的安全系数为=2.1 (3-36)一般轴疲乏强度安全系数[S]1.5~1.8,所以该轴疲乏强度足够。§3.3.8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：f=。静强度计算安全系数Sy=——=―—=2.75

(3-37)(3-40)BMmax/W<pMIWB当bg50.6时[S]=1.2 该轴静强度足够。所以该轴符合本设计要求。刚度等问题。§3.4电动机选择提下，最经济、最合理地打算电动机功率。本设计5吨桥式吊车卷扬机属于非连续制工作机械，而且起动、制动频繁，工作粉尘量大。因此，选择电动机应与其工作特点相适应。吊车用卷扬机主要承受三相沟通异步电动机。依据吊车行业的工作特点，电动机工作制应考虑选择短时重复工作制h和短时工作制5,并优先选用YZR(绕线转子)、YZ机构运转时所需静功率按下式计算：(0+an71000〃

(3-41)式中Q~额定起升载荷，N；0—吊具自重，N；可取Q)=(0.02〜0.04)Q；v一起升速度，in/s:“一机构总效率，它包括滑轮组的效率、导向滑轮效率、卷筒的机械效率齿轮减速器传动0.85〜0.9。所以=6.311kN计算电动机功率Ne^gNjK考虑到工作环境，对于中小型起重机其系数 =0.8,Kd所以 20.8x6.311=5.049选用：YZ系列冶金起重专用三项异步电机，型号：YZ160L—8,额定电压：380V,额定功率：7.5KW转速：705转/分效率：82.4%53—40%§3.5减速器的设计计算§3.5.1卷扬机总传动比计算按额定转速初定总传动比，总传动比按下式计算:22心鱼 〔3-42〕式中/-机构的总传动比；〔〕耳一电动机额定转速，r/min；n 一卷筒转速，r/min。〔〕所以Z=35.43§3.5.2减速器的计算由于电动机轴到减速器高速轴由齿轮链接盘连接，其传动比/=1,0所以减速器的总传动比心35.43。本设计承受二级圆柱齿轮减速器。§3.5.3安排减速器的各级传动比2按浸油润滑条件考虑取高速级传动比/.1.4/，式中为低速级传动传动2比。43〕

即/,=7.03

/2=5.03

f=1.4仔

〔3-§3.5.4计算传动装置的运动和动力参数电动机到卷筒轴的总传动效率为〃=卩•卅•昭•久式中：=0.99〔齿形联轴器〕“2=0.98〔滚子轴承〕弘=0.97〔8级〕〃产0.99〔齿形联轴器〕所以总传动效率〃=0.99x0.983x0.972x0.99=0.88III轴臥=乞=III轴臥=乞=19.9r/mini2(3-44c)所以以上所选参数符合要求。1.计算各轴转速〔匕为电动机功率〕I轴/?,=—=705r/niin(3-44a)I【轴尽=乞=■100.14r/min(3-44b)心鱼 〔3-42〕卷筒轴卷筒轴n =4=19.9r/min(3-44d)2325计算各轴功率I轴片=弓仏=几帀=I轴片=弓仏=几帀=7・425kW(3・45a)I【轴=7」kW(3-45b)III轴A=££77=6・7kW(3-45c)卷筒轴£=〈7厶=6.63kW(3-45d)电动机轴输岀转矩为：TII轴III轴卷筒轴7；=7；・力=100.6N.m(3-46a)T =7]・仇=7]i=673.1N.m2T =石•L=石••〃2•7=3218.5Nni3(3-46b)(3-46c)T =石•7•=3122.5Nm4(3-46d)将计算数值列表如下表3-1：表3/传动装置的运动及动力参数

=9550-^=101.6N.m轴号轴号功率P(KW)转矩T(N.m)转速i效率电机轴7.5101.670510.99I轴7.425100.67057.040.97II轴7.1673.1100.145.030.97III轴6.73128.519.910.99卷筒轴6.633122.519.9§3.5.4圆柱齿轮传动的设计计算易于取材原则动身打算选用:45217~255HBS45169~217HBS计算许用接触应力［b］查教材，小齿轮和大齿轮的接触疲乏极限分别为:小齿轮(217~255HBS) o-//liml=580MPa大齿轮(169~217HBS) cr//lim2=540MPa循环次数： Nu60njLn二=1.76x10“ZNI=1.0ZN2=1.08SH=1.1齿面接触应力为

N2=^.=2.5x10sA

(3-47a)(3 47b)［b〃］严Z”Sg=527.3Mpa=叫=5302Mpa取小值［0〃］527.3MPa计算许用弯曲应力［07］小齿轮和大齿轮的弯曲疲乏极限分别为：小齿轮(217~255HBS) 刃伽】=440MPa大齿轮(169~217HBS) o-flim2=420MPaYNI=YN2=1SF=1.4齿轮弯曲应力为：I］= =314.3MpaI

(3-48a)(3-48b)(3-49a)第一级传动初选参数

El=2^2^=300Mpa

(3-49b)Z,=17Z?=乙217x7.04=1190=10,按接触强度结算心\必•“ k//JK=1.2ZE189.8Jw/血ltZ=2.464Z,=0.779ltZQ=0.992取0d=l

(3-50)d

>3/2X1.2X100.6X103X(3.95+1)1x3.95

189.8x2464x・ )2779x0.992527.3=52.2mm主要尺寸计算甜蚣 d.cosB52.2xcos10宀“模数 =3.02mmnIZ, 17nl取整数m =3mmnl中心距 ⑷=丄・叫0+Z〕=207.15mm2cos0

(3-51)(3-52)6/,=205mm计•算实际螺旋角：p=arccos”匀忆-+三〕=9.22®螺旋角转变不大，系数乙、Z〃、Z八ZQ不在修正。分度圆直径J-ls=360-7mm齿顶圆直径da

(3-53)(3・54a)(3-54b)Q} d =d+2〃仃•h=51.5+2x3x1=56.5Q} Q1 2 d =d+2m •h：”=360.7+2x3xQ1 2

(3-55a)(3-55b)齿根圆直径◎d八=〃|2〃务(/7：+c：)=51・5-2x3x(l+0・25)=44mmfl 2d=d-2叫曲+c：)=360.7-2x3x(l+0.25)=353.2mm(3-56b)fl 2

(3-56a)2b =匕・=1x51.5=51.5mm2Z?!=b2+5=56.5mm经校核计算，齿根弯曲强度足够使用。确定齿轮精度等级及侧隙分别为：小齿轮：8GJ8FH3・2：基表3-2 —级传动中大小齿轮的根本参数及主要尺寸基

(3-57a)(3-57b)工程材料及热处理小齿轮45钢调质大齿轮45钢正火齿数17119法而模数〔mm〕3分度圆法而压力角20°本参数螺旋角及方向 9.2°左 9.2°右法而齿顶高系数11法面齿隙系数0.250.25中心距205齿宽56.551.5主要尺寸分度圆直径51.5360.7齿顶圆直径56.5366.7齿根圆直径44353.2其次级传动初选参数Z,=202大齿轮齿数Z,=Z,i=20x5.03=10020=2按接触强度结算d,■K3+1〕〔警〃Z丢

(3-58a)「\屮宀K=1.2ZE189.8J/V/〃〃/

k//JZ 节点区域系数 =2.464 =0.779螺旋角系数Z fl e取0d=l

2xl・2x673・lxl0‘x(3・95+l)1x3.95

189・8x2・464x0.779x0・x( 992=101.1mm主要尺寸计算甜好

d、・cos/3lOl.IxcoslO*「…

527.3

(3-59)模数 叫=亠厂-=——-——=5.13mmm取整数 =5〔mm〕mn2中心距4=305mm计算实际螺旋角：

心=丄•如◎5〕=304.63mm2cosp

(3-60)加,Z]+乙〕 • (3-61)p=arccos! 」=10.392a=■螺旋角转变不大，系数N、Z〃、Z八不在修正。dd=/〃复=101.7mmW10.39

(3・62a)齿顶圆直径da

3n询

(3・62b)28=〃i+2叫i•〃；”=101・7+2><5><1=111.7mm (3-63a)齿根圆直径

=〃2+2〃Ji•〃；“=508・3+2x3x1=518.3mm

(3-63b){ df、=d-2m (/^+cJ=101.7-2x5x(1+0.25)=89.2{ 2df2=d-2(£+c：)=508.3-2x5x(l+0.25)=495.85mm(3-64b)b2®=屮&・d]=lx101.7=101.7mm2b、=b+5106.7mm2

(3-65a)(3-65b)确定齿轮精度等级及侧隙分别为：小齿轮：8GJ大齿轮：8FH3-3：工程小齿轮大齿轮材料及热处理45钢调质工程小齿轮大齿轮材料及热处理45钢调质45钢正火齿数20100法面模数〔mm〕5分度圆法而压力角20°根本参数螺旋角及方向10.39°左10.39°右法面齿顶高系数11法而齿隙系数0.250.25中心距305齿宽106.7101.7主要尺寸分度圆直径101.7508.3齿顶圆直径111.7518.3齿根圆直径89.2495.8§3.5.6齿轮轴参数设计起重机减速器的齿轮轴属于一般机械零件，没有特别要求，所以轴的材29s料选用45钢，粗加工后进展调质处理便能满足要求。45钢经调质处理硬度为217-255HBS。所以可得q=650MPacr=360MPaa,=300MPa[aJ=60MPas按扭转强度计算轴的直径轴的最小直径公式为: (3-66)A=118~107