卷扬机的设计与计算

1、重物绳牵引力 W/KN绳牵引力速度 v/(m/s)卷筒直径 D/mm1.61.3420第一部分传动装置总体设计1.1 传动方案1.1.1 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。1.1.2 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。1.1.3 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V 带设置在高速级 其传动方案如下：原动机传动装置2 原始技术数据联轴器卷扬机52.方案论证本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形

2、式大，但有过 载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转 矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高， 适用的功率和速度范围广， 使用寿命较长，是现代机器中应用 最为广泛的机构之一。本设计采用的是展开式两级直齿轮传动。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠， 此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。第二部分电动机的选择及传动比分配2.1电动机的选择2.1.1 传动装置的总效率=1245按表 2-5 查得各部分效率为：联轴器传动效率为1二0.99，滚动轴承效率（- 对）2=0.99，闭式齿轮传动效率为3=0.97，联轴器效率为4=0.

3、99，传动 滚筒效率为5=0.96，代入得=0.99 0.9940.9720.99 0.96 =0.85042.1.2 工作机所需的输入功率使电动机的额定功率 Ped=（ 11.3 ） Pd，由查表得电动机的额定功率P =33KW。2.1.3 确定电动机转速由推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器的传动比一般范围:Pd其中 Pw(kw)FV1000所以Pd1.6 1031.30.8504 1000= 2.45kw计算滚筒工作转速 nw60 1000 1.3D60 1000 1.3兀汉 420=59.14r/ nin :925,贝U总传动比的范围为，i -9 25,故电机的可选转速为:nd=i

4、nw=(9 25) 59.14 =532 1479r/min2.1.4 确定电动机型号根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有750r/min , 1000r/min ,1500r/min，3000r/min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1000r/mi n ，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为 丫 132S - 6，满载转速 960r/mi n。其主要性能：额定功率：3KVy满载转速 960r/min，额定转矩 2.0。2.2 计算总传动比及分配各级的传动比2.2.1 总传动比：ia=960/59.14=16.232.2.

5、2 分配各级传动比根据指导书，减速器的传动比 i 为ia47.71I i013取两级援助齿轮减速器高速级的传动比i12=、1.4i二.1.4 15.90 =4.718则低速级的传动比为2.3 运动参数及动力参数计算2.3.1 电动机轴Pg=Pd=2.45KWn0=nm=970r/mi nT0=95506.06Nm=59.67N *m9702.3.2I轴（高速轴）R =P0 1=6.06 0.96 =5.81KWn0970n1323r/mini013P5.81Ti=9550=9550171.78Nni323= 15.90123二ii1215.904.71二3.3762.3.3H轴（中间轴）F2=

6、P123=5.81 0.99 0.97 = 5.58KWn1323n268.4r /mini124.718p5 58T2=9550=955077.9Nn268.42.3.4 皿轴（低速轴）P3=P223=5.58 0.99 0.97 =5.36KWn268.48 “ cc / .n3-20.08r/mini233.376P35.36T3=9550=95502549.20n320.082.3.5W轴（滚筒轴）P4二P323=5.36 0.99 0.99 = 5.25KWn4二n3二20.08r /minP45.25T4=9550-95502496.9N *mn420.08各轴运动和动力参数如下表

7、轴名功率 p/kw转矩 T/N.M,转速 n/ （r/min）传动比i效率n输入输出 输入输出电动机轴6.0623.49701 轴5.815.75 171.78171.656132330.962 轴5.585.52 779777.1568.44.7180.963 轴5.365.30 2549.22523.70820.083.3760.96滚筒轴5.255.20 2496.92471.93120.0810.98三、V 带设计3.1 确定皮带轮3.1.1 确定计算功率Pea。由表 8-7 查得工作情况系数KA=1.2;故FCa =KAP =1.2 6.06 =7.27KW3.1.2 选取 V 带带

8、型。根据Pea、ni由图 8-11 选用 A 型。确定带轮的基本直径ddi并验算带速v。3.1.3 初选小带轮的基准直径dd1。由表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径dd1=180mm；验算带速 v;按式 8-13 验算带的速度dd1n160 1000314 180 97=9.14m/s ；60 1000因为 5m/sv30m/s,故带速合适；计算带轮的基准直径；根据式 8-15a，计算大带轮的基准直径dd2=idd1=3 180 = 540mm;根据表 8-8 取 540mm.3.2 确定 v 带的中心距和基准长度Ld根据式 8-200.7da1da-a2da1da2504 乞a胡

9、440 取a。=700mm，初定中心距a0= 700mm。由式 8-22 计算带所需的基准长度2 2电=2 700314180 540540一180= 2546.78mm4a024 700由表 8-2 选带的基准长度 2500mmjiLo：2 玄 2（dd1dd2）按式 8-23 计算实际中心距a。a acLd _Ld07002546一2500720mm;由式 8-242 2amax= a +0.03Ld= （720十0.03汉 2500） mm=795mmamin= a -0.015Ld= （720 0.015 沢 2500）mm 二 683mm 得中心距的 变化范围为 683-795mm3

10、.3 验算小带轮上的包角0I：1800- dd2一dd15731800- 540 -180573a5003.4 计算带的根数z0-138.890。计算单个v带的额定功率Pr。由ddi=180mm和n,=970r/min，查表 8-4a 得Po=2.30KW。根据n970r/min, i =3和A型带，查表8_4b得.;P。=0.12KW查表 8-5 得K；=0.89，表 8-2 得KL=1.09，于是Pr=(F0：P)：.KL=2.30 0.12 0.89 1.09 =2.35KW计算 v 带的根数 zz=空二竺=3.09，圆整为 4。Pr2.353.5 计算单根 v 带初拉力的最小值F0mi

11、n由表 8-3 得 A 型带的单位长度质量 q=0.1Kg/m,所以应使带的初拉力F0（F0）min3.6 计算压轴力Fp压轴力的最小值为.%(Fp)min-2z( F0)minsin三2 4259.3 Sin第四部分齿轮的设计4.1 高速级齿轮传动的设计计算4.1.1 选择齿轮材料及精度等级由于速度不高，故选取 7 级精度的齿轮，小齿轮的材料为 40Cr （调质），硬 度为 250HBS 大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS 二者材料硬度差为 40HBS选取高速级中的小齿轮齿数为 23,则大齿轮的齿数为 23 汇 4.71 =108.33，圆整为 10 8。4.1.2按齿面接

12、触强度设计由（10-9a）:F0 min=7002.5-K：.比K：Zv-qv2-7002.5 0.897.270.89 4 9.1420.1 9.14= 259.3N138.8:2=1941N4.1.2.1试选载荷系数Kt=1-34.1.2.2计算小齿轮转矩4.1.2.3由表 10-7 选取齿宽系数d=114.1.2.4由表 10-6 查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa4.1.2.5由图 10-21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限；HLim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限；HLim2=550MPa4.1.2.6由 10-13 计算应力循环次数2=60n1jL60

13、 323 1 (2 8 300 10)=9.216 108；4.1.2.7由图 10-19 取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90；KHN2=0.954.1.2.8计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%安全系数 S=1,由式 10-12 得I 1 =KHN1、lim1=0.9 60540MPaSl；H 2二眶=0.95 550 =522.5MPaS4.1.3 计算试算小齿轮分度圆直径dt1，代入H1中的较小的值d1t_2.323KT1d95.5 105P195.5 1055.81323= 1.718 105N 5N26.912 1083.376= 2.047 108u _1*-u4.1.3.1计

14、算圆周速度 v25.718 189.8 4.7181522.5丿=76.64mm1.3 1.7184 1051-14 76.64彳羽胡師冷60 1000 60 10004.1.3.2计算齿宽 bb = d *d1t=1 76.64 = 76.64mm4.1.3.3计算齿宽与齿高之比-h-輕=10.228 h 7.4934.1.3.4计算载荷系数KH：.二心：.T ；由表 10-2 查得使用系数KA;由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K. =1.421；由R=10.228,KJ：=1.421 查图 10-13 得 K- =1.48；故载荷系数K = KAKVK

15、H,K =1 1.2 1 1.421=1.7054.1.3.5按实际的载荷系数校正所算得得分度圆直径K-76.6431.705=83.89mmKt1.34.1.3.6计算模数d176.64mZ1J2KTY YFaYsa根据 v“3.55m/s, 7 级精度，由图 10-8查得动载系数Kv=1.2;直齿轮,模数：口詈二讐=3.33mm；齿高:h = 2.25mt= 2.25 3.33 = 7.493mm;由式 10-10a 得 dd1t3=3.33mm,234.1.4按齿根弯曲强度设计4.1.4.1由式(10 17)4.1.4.2确定计算参数由图 10-20C 查的小齿轮的弯曲疲劳强度是、住1=

16、500MPa；大齿轮的弯曲强度极限是FE2=380MPa;4.1.4.3计算弯曲疲劳许应力由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFNA=0.85,KFN2=0$8取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 10-12 得4.1.4.4计算载荷系数由表 10 5 查得YFa1=2.65;YFa2=2.226e）查取应力校正系数由表 10 5 查得 YSsi=1.58; YSa2=1.798f ）计算大、小齿轮的丫；8丫（并加以比较YFa$Sa1=2.65 1.58IF1303.57YFa2YSa2 _-=2.2262 1.764=0.01644F 2238.86大齿轮的数值大。4.1.5.设计计算4.

17、1.5.1计算齿数所以取模数 m=3 所以乙二二罟=25.56,取26Z2=4.718 26 =122.7,取123二F1KFNSE10.85 5=303.57MPa1.4KFN 2 FF 2.88 380=238.86MPa1.4Q KK；K匚=1X1.2X1X1.35=1.6232 1.62 1.718 105V1X2320.01644mm4.1.5.2几何尺寸计算分度圆直径：d1=mz26=78mm;中心距:d2=mz2=3 123 = 369mm齿轮宽度：b =ddi= 1 78 = 78mm;取B= 83mm, B?= 78mm4.2低速级齿轮传动的设计计算4.2.1材料低速级小齿轮

18、选用 45 钢调质，齿面硬度 280HBS,取小齿齿数Z1=40 低速级大齿轮选用45二钢正火，齿面硬度为 240HBS，齿数 z2=3.376X40=135.04,圆整取Z2=1364.2.2齿轮精度按 GB/T10095- 1998，选择 7 级，齿根喷丸强化4.2.3 按齿面接触强度设计4.2.3.2计算小齿轮转矩十 95.5 105P295.5 1055.58“T1-779N *m巳68.44.2.3.3由表 10-7 选取齿宽系数d=0.84.2.3.4查课本由P198表 10-6 查材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa4.2.3.5查疲劳强度按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度

19、极限匚Him1=600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限匚Hiim1=550MPa4.2.3.6 计算应力循环次数叫=60Xn2XjXLn=60X68.4X1X(2X8X300X8)=1.562X108确定公式内的各计算数值4.2.3.1 试选 Kt=1.3d1d2a二7126 .219.5mm;2 2N=Ni1.562灯082T_3.376由课本P203图 10-19 查得接触疲劳寿命系数KHNI=.94KHN2= 0.97查课本由P207图 10-21d取失效概率为 1%安全系数 S=1,则接触疲劳许用应力4.2.4 计算4.2.4.1 试算小齿轮分度圆直径dt1代入!7H1 中的较小的值4

20、.2.4.2 算圆周速度 v4.2.4.3 计算齿宽 bb = dd1t=0.8 129.66 =103.72mm4.2.4.4 计算齿宽与齿高之比-h模数：mt二J2966=3.24mm；齿高：h =2.25mt=2.25 3.27.28mm;Z 404.2.4.5 计算载荷系数根据 v= 0.46m/s , 7 级精度，由图 10-8 查得动载系数Kv=1.05;直齿轮,KH“KF：.=1;由表 10-2 查得使用系数KA=1；由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K. =1.421；由= 0.46X108二HKHN1 H lim 1=0.94疋6001=

21、564MPa二HKHN2”-，H lim 2=0.98X550/1=517 MPa1.3 汉 7.7A1054.376189.8丫1- 3.376 522.5丿32KTYYFaYsa4.2.4.1 确定计算参数由图 10-20C 查的小齿轮的弯曲疲劳强度是、：FE1=500MPa;大齿轮的弯曲强度极限是：FE2=380MPa;4.2.4.2 计算弯曲疲劳许应力由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFNA=085,KFN2=0.88LF1=KFN1；FE10.85 500也303.57MPa二F2=KFN2；FF20.88 380FN2 FF2238.86MPaS1.44.2.4.3 计算载荷系

22、数K=K K；K 匚 K 昭=1X1.12X1X1.35=1.512d)查取齿型系数由表 10 5 查得YFa1=2.65；YFa2=2.226f)查取应力校正系数由表 10 5 查得 YSsi=1.58; YSa2=1.798=2.65勺.58=0.01379YFa2YSa2 _, -=2.2262 1.764=0.01644F2238.86取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 10-12 得f）计算大、小齿轮的YFa1YSa1XT303.57T3=2549.2N. m5.1.2求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d2=438mm而卩=玉二口攀=11640“d24380Fr= F

23、ttan；=11640 tan20：= 4237N5.1.3 初步确定轴的最小直径按式 15-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 刚，调质处理，取A0=110，大齿轮的数值大。423 设计计算4.2.3.1 确定模数32 1.512 7.79 1050.01644mm = 2.89所以取模数 m=34.2.3.2 确定齿数所以Zldi129.66m 3= 43.22,取44Z2=43.22 3.376 =145.9,取146分度圆直径：d1=mz=3y4=132mm;中心距:d2二 mz2=3 146 = 438mma +d2a二2齿轮宽度：132 438 “ 285mm ；2b二

24、dd1=0.8 132 =105.6mm取Bi= 108mm, B2二105mm第五部分轴的设计5.1 以输出轴为例说明轴的设计过程。5.1.1求输出轴上的功率 P3，转速n3，转矩 T3P3=5.36KWn3=20.08/min4.2.3.2 几何尺寸计算1pj 5 36于是得 dmin二民3；_3=1103- 70.8mm。 n3V 20.08根据联轴器的计算公式Tea二KAT3，查表 14-1，取KA=1.3;则有Tea二KAT3=1.3 2549 =3313Nmm，查 GB/T5843-1986,选用 YL14 凸缘联轴器，其公称转矩为 4000Nmm。半联轴器的孔径d80mm,半联轴

25、器长度 L=172mm5.1.4 轴的结构设计5.1.4.1 拟定轴上零件的装配方案14)bP17匕V.丿r 1L Jh5.1.4.2 初步选择滚动轴承根据工作条件选用深沟球轴承。参照工作要求，由轴承产品目录中初步选用0基本游隙组、标准精度等级的 6016。其尺寸为d D B =80mm 125mm 22mm。5.1.4.3 使用毛毡密封圈其参数为：d D d80mm 102mm 78mm5.1.5 轴的各段直径，轴的各段长度d8=80mmd7=84mmd6=90mmd5=100 mmd4=84mmd3=80mmd2= 76mmd1= 72mmLi= 105 mmL2= 40 mmL3= 30

26、 mmL4= 75mmL5=12mmL6= 102 mmL7=12mmL = 30 mm5.1.6 轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。根据d4 = 80mm 由表 6-1查得平键截面 b h =22mm 14mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为了保证齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合 为也；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为 n6H 7b h I = 20mm 12mm 100mm 半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴k6的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴配合的直径尺寸为m6。5.1.7 确定轴上圆角与倒角尺寸取轴端倒角为2 450

27、，各轴端倒角见详图。5.2 同样求得（中间轴）521 主动轴（高速轴）的相关参数选取轴的材料为 45 刚，调质处理，取A。20，于是得d7=36 mmd6=40 mmd5=45 mmd4=60 mmd3= 56 mm d2= 60 mmdi= 45 mm L丄=30 mmL2=78 mmL3= 114 mmL4=8 mmL5=25 mmL6=42 mmL 7 = 60 mm5.2.2 中间轴的相关参数5.81二31.5mm。dmin二22mm，其尺寸:dmin选取轴的材料为 45 刚，调质处理，取A。20，于是得d6- 55mmd5- 60mmd4- 64mmd3- 68mmd2- 64mmd

28、1- 55mmLi- 32mmL2- 75mmL3- 10mmL4- 105mmL5- 10mmL6- 28mm第六部分校核6.1 轴的强度校核6.1.1 求轴上载荷6.1.1.1在水平面上Ftla =11640 72 lalb一153 72右狈y FNH2二FtFNH1=11.640 3.724 =7.914KN弯矩MH二FNH1la=7.91 75N m= 279300 N m6.1.1.2在垂直面上有左侧FNH15.5 721.76KNla+lb153+72右狈9 FNH2=FrFNH1=5.51.76 =3.74KN弯矩MH=FNH1la=1760 75N m=132000Nm6.1.

29、1.3 总弯矩M = .M：M22二27930021320002= 308922N m6.1.1.4扭矩6.1.1.5 作出扭矩图dmin叫加迹聶58二52mm。dmin= 52mm左侧FNH1= 3.724KNFtd42116400 842=488880N m6.1.2 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时候，通常只是校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度根据式15-5 及上面的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取:=1，轴的计算应力由表 15-1 查得 45 刚的j =60MPa。因为匚ca：；，故安全6.2 键的强度校核6.2.1键b h =22mm 14mm连接强度计算根据式 6-1得：332T 102 406.85 1017.1MPa7 86 79查表 6-2得=110MPa，因为二p：，故键槽的强度足够。其它键的验 算方法同上，经过计算可知它们均满足强度要求。6.2.2.1轴承 60166.2.2.1.1当量动载荷用插值法由表 13-5查得 X=1,Y=0;故基本动载荷为：P = XFrYF