江俊佳卷扬机设计说明书资料

1、浙江工业大学卷扬机设计学院：机械工程学院班级：机自卓越1302班姓名：江俊佳学号：201302071308 指导老师：王晨2. 机构简图4. 传动方案的分析d并验算带速Vd2d计算实际中心距a05.11计算带传动的压轴力Fp卷扬机： 用卷筒缠绕钢丝绳提升或牵引重物的轻小型起重设备，又称绞车。 卷扬机可以垂直提升、水平或倾斜拽引重物。可单独使用，也可作起重、筑路和矿井提升等机械中的组成部件，因操作简单、绕绳量大、移置方便而广泛应用。主要运用于建筑、水利工程、林业、矿山、码头等的物料升降或平拖。 卷扬机单班制、室内工作，频繁正反转、启动和制动，使用期限10年，大修期3年，动力源来自三相交流电，属单

2、件小批量生产，提升速度容许误差5%以内。载重量F=1900N卷筒直径D=350mm钢丝绳速度v=1m/s卷扬机卷筒工作所需要的功率 电动机实际功率：查YZR系列电动机的技术参数（JB/T10105-1999）选用YZR132M2-6电动机电动机型号额定功率Pe/KW额定转速nd/r/min同步转速r/minYZR132M2-69501000电动机轴径D/mm电动机轴长度E/mm电动机轴高H/mm3880132查表2-13常用传动机构传动比的合理范围得：由经验公式知道idgz则链传动的传动比igz=3.82，带传动的传动比id=转矩，功率，转速关系：T=9550P/n电动机轴：Pd=2.3KW，

3、ndI轴：II轴：III轴：轴功率P/KW转矩T/Nm转速n/r/min转动比i电动机轴950轴I950轴II190轴III该卷扬机采用V带根据Pca，和小带轮转速n1从表8-11选用A型带参考械设计课本图表8-7和表8-9确定小带轮的基准直径dd1，应使dd1（dd）min，且电动机中心高132mm，在此选用dd1=125mm因为5m/sV30m/s，故带速合适。参考械设计课本表8-9，圆整为dd2=630mm初定中心距a00.7（dd1+ dd2）a02（dd1+ dd2）a01370，取a0=700mm计算相应的带根据械设计课本表8-2选带的基准长度Ld=2700mm中心距变动范围：通常

4、小带轮上的包角1小于大带轮上的包角，小带轮上的临界摩擦力小于大带轮上的临界摩擦力，因此打滑通常发生在小带轮上。应使：满足条件为使V带受力均匀，根数一般少于10根V带初拉力可由下式确定：为了设计安装带轮的轴和轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力Fp常用的带轮的材料为HT150或HT200.转速较高时可以采用铸钢或用钢板冲压后焊接而成。电动机功率PdYZR132M2-6电动机id=igzA型带dd1=125mmV1dd2=560mmLd=2700mma=780mmZ=2带轮材料HT1507.5计算链速计算计算链速v，确定润滑方式9. 轴的结构设计9.2 设计轴I9.3设计轴II9. 设计轴II9

5、.轴II9.4设计轴III9.轴III结构设计9.轴III校核10. 轴承寿命校核11. 键的设计12. 轴承端盖的设计根据机械设计课本表8-11得：bd=11mm ， hamin=2.75mm ，hfmin=8.7mm ， 槽间距e=15±0.3mm ，第一槽对称面至端面的最小距离 fmin=9mm 小轮轮槽=38°大轮轮槽=38°又由机械设计手册得：B=（z-1）e+2f=33mmV带轮由轮缘、轮辐、轮毂组成。按轮辐不同，V带轮可以分为实心式、腹板式、孔板式、椭圆轮辐式。小带轮设计：转速较高，采用铸钢制造由轴设计可知小带轮孔径为d=40mm因为dd1=125m

6、m<300mm,所以小带轮设计为腹板式轮毂宽度L=（1.52）d=1.5*40=60mm轮毂厚度d1=（1.82）d=2*40=80mm腹板厚度C大带轮设计：转速较低，采用铸钢制造由轴设计可知大带轮孔径为d=40mm因为dd2=560>300mm,所以大带轮设计为轮辐式对于承受冲击载荷的链传动，z1不少于25在此z1=25，z2=igz*z1=3.82*25=95根据链传动的工作情况、主动链轮齿数和链条排数，将链传动所传递的功率修正为当量的单排链计算功率：根据Pca=2.38Kw和n1=205r/min查机械设计课本图9-11选12A，数据如下ISO链号节距p滚子直径d1max内链

7、节内宽b1min销轴直径d2max内链板高度h2max排距ptmm12A初选中心距a0，对于中心线与水平面有夹角，在此选a0=560mm且链接数为了避免使用过渡链节，Lp0应圆整为偶数Lp=124=（124-25）/（95-25）=查表9-7得到中心距计算系数f1=0.23381，则链传动的最大中心距为××124×2-（25+95）=570mm>560mm中心距560符合由v=0.76（m/s）和链号08A查图9-14，选择油池润滑有效圆周力为：Fe=1000P/v=1000×链轮水平布置时的压轴力系数KFp=1.15，则压轴力为Fp×1

8、433=1648N由机械设计书本表9-4得：小链轮设计：采用40号钢制造小链轮采用整体式大链轮采用腹板式：采用Q235制造考虑到设计底座，在设计轴时将左右两边各3个轴承中心连成一条直线。查表轴的常用材料及其主要力学性能，选用45号钢作为3根轴的材料设计结果应该如下所示：电动机轴：直径38mm，长80mm，传递功率P=2.3kw，转矩T=23.2Nm，转速n=950r/min选用联轴器为：弹性柱销联轴器型号公称转矩许用转速轴孔直径轴孔长度LX31250470038Y型82I轴：传递功率P=2.277kw，转矩T=23Nm，转速n=950r/min初步确定轴端直径轴的结构设计：因为I轴上装有联轴器

9、和和小带轮，有两个键槽，所以dmin应增大10%15%，取dmin=15.6*（1+12%）=18mm又因为轴颈处和联轴器配合，查机械设计课程设计表3-4弹性柱销联轴器选用LX3型号联轴器，该联轴器最小孔径为30mm，所以取轴颈d1=30mm，联轴器轴孔长度为82mm，为了防止过定位，取轴长L1=80mm其余轴按4mm增大轴径，半联轴器左端用轴端挡圈定位，取挡圈直径D=38mm，H=5mm，d=6.6mm，d1=3.2，C=1mm第2段轴直径为d2=34mm，该轴端需要配合轴承端盖，先取L2=40mm第3段轴和轴承配合，查机械设计课程设计表3-11深沟球轴承选用6007轴承d3=35mm，相应

10、的深沟球轴承参数为：代号dDBdaminDa60073562144156配合的套筒内径为35mm，外径为41mm，长为40mm，该轴段L3=58mm第4段轴d4=40mm，对应小带轮的轮毂长度为60mm取L4=58mm第5段轴d5=45mm，L5=40mm第6段轴d6=40mm，L6=70mm第七段轴装有轴承，d7=35mm，L7=16mm，多余2mm用于倒角首先根据轴的结构图做出轴的计算简图作用在I轴上的力为Fp=750N再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图：校核轴的强度：查机械设计课本知所以I轴符合强度要求II轴：传递功率P=2.164kw，转矩T=108.8Nm，转速n=190r/m

11、in初步确定初步确定轴端直径轴的结构设计：因为第1段轴与轴承配合，查机械设计课程设计表3-11深沟球轴承选用选用6007轴承，所以第1段轴d1=35mm，相应的深沟球轴承参数为：代号dDBdaminDa60073562144156套筒内径为35mm，外径41mm，长取40mm，又因为大V带轮和小链轮的轮毂长度要比相应的轴段长2mm，且为了留2mm作倒角L1=2+14+40+2=58mm第2段轴与大带轮轮毂配合，取L2=62mm，d2=40mm第3段轴作为轴肩，取d3=45mm，L3=10mm第4段轴配合小链轮轮毂，取d4=40mm，L4=55mm第5段轴配合轴承选用的套筒内径为35mm，外径4

12、1mm，长取63mm，d5=35mm，L5=59mm首先根据轴的结构图做出轴的计算简图作用在II轴上的力为带轮压轴力F轮=750N，小链轮的压轴力F链=1648N，考虑到大带轮的直径很大，估算大带轮的质量8Kg，G=80N再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图：校核轴的强度：II轴满足强度要求III轴传递功率P=2.057kw，转矩T=Nm，转速n=r/min初步确定轴端直径因为3轴上装有联轴器和大链轮，有两个键槽，所以dmin应增大10%15%，取dmin=*（1+12%）=mm轴的结构设计：第1段轴和联轴器配合，查机械设计课程设计表3-4弹性柱销联轴器选用LX4型号弹性柱销联轴器型号公称

13、转矩许用转速轴孔直径轴孔长度LX42500387050Y型112所以d1=50mm，L1=110mm第2段轴取d2=55mm，安装凸缘式轴承端盖,取L2=40mm第3段轴安装轴承，查机械设计课程设计表3-11深沟球轴承选用6012轴承，相应的深沟球轴承参数为：代号dDBdaminDa60126095186788所以d3=60mm。套筒内径为60mm，外径67mm，长取15mm，又因为大V带轮和小链轮的轮毂长度要比相应的轴段长2mm，L3=2+15+18=35mm第4段轴安装大链轮，取d4=65mm，大链轮的轮毂长度104mm，取L4=102mm第5段轴，链轮左侧需要一轴肩定位，取d5=70mm

14、，L5=34mm第6段轴取d6=67mm，L6=55mm第7段轴安装轴承，留2mm作倒角，取d7=60，L7=20mm首先根据轴的结构图做出轴的计算简图作用在III轴上的力为链轮压轴力F链=1648N，考虑到大链轮的直径很大，估算大带轮的质量得到m=25Kg，G=250N再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图：校核轴的强度：III轴满足强度要求计算轴I轴承的当量动载荷Pmax=536N，n=950r/min预计寿命根据载荷P和转速n，则所需轴承应具有的基本额定动载荷C（单位为N）可算得：满足要求dn=35*950=3.325*104<16选择脂润滑计算轴II轴承的当量动载荷Pmax=1

15、278N，n=190r/min根据载荷P和转速n，则所需轴承应具有的基本额定动载荷C（单位为N）可算得：满足要求dn=35*205=0.7175*104<16选择脂润滑根据载荷P和转速n，则所需轴承应具有的基本额定动载荷C（单位为N）可算得：满足要求dn=60*54=0.324*104<16选择脂润滑轴I装有小带轮和LX3联轴器，需要设计2个键：与小带轮配合的轴d=35mm，传递的扭矩T=23Nm，轴长58mm，查机械设计课程设计表3-8普通平键的形式、尺寸及键槽的尺寸，取键的尺寸b*h*L=10*8*28，则校核键的强度，键的主要失效形式是工作面被压溃，通常按工作面上的压力进行条

16、件性的校核计算假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键连接的强度条件为：满足要求与LX3联轴器配合的轴d=30mm，轴长80mm，取取键的尺寸b*h*L=8*7*70,，则满足要求轴II上装有大带轮和小链轮，有两个键取键的尺寸b*h*L=12*8*56,，则满足要求与小链轮配合的轴的直径为40mm，轴长为55mm，取键的尺寸b*h*L=12*8*50，则满足要求轴III上装有大链轮和联轴器LX4与大链轮配合的轴直径为65mm，轴长为102mm，传递的扭矩为T=395.3Nm，取键的尺寸b*h*L=18*11*90，则满足要求与联轴器配合的轴直径为50mm，轴长为110mm，取键的尺寸b*h*L

17、=14*9*100，则l=100-14=86mm满足要求查机械设计课程设计表4-3确定轴承端盖尺寸。由6007轴承知D=62mm:1号端盖：D62mmd135d3（端盖连接螺栓直径）6mmd0=d3+17mm螺钉数4个77mm92mme1>e9m10D452D559D66022，3号端盖：d1=42，e1=m=10，其他参数和1相同4号端盖无通孔，其他参数和1号相同因为2轴的轴承和1轴相同，所以1,4号端盖无通孔，其他参数和1轴1号端盖一样2,3号端盖和1轴的2，3号端盖相同轴III选用6012轴承D95mmd156d3（端盖连接螺栓直径）8mmd0=d3+19mm螺钉数4个115mm135mmL=m10m10D485D591D69322号端盖d1=68mm，3号端盖l=m=9mm，