毕业设计卷扬机

1、慢 动 卷 扬 机 的 设 计安徽农业大学工学院摘要：本次设计的题目是卷扬机的设计。卷扬机由于结构简单、重量不大、移方便，而被广泛应用于矿山地面、冶金矿场或建筑工地等进行调度和其 卷扬机的主要特点为：结构尺寸和重量较小、钢丝绳速度不高，安装及撤除操作方便、启动平稳、故障率低、常见故障易处理、维护方便。我国许多卷扬机的设计是引进前苏联的技术，并在其基础上作了一些改进，本设计方案的主要特点： 该型采用两级内啮合传动和一级行星轮传动。Z1/Z2和Z3/Z4为两级内啮合传动，Z5、Z6、Z7组成行星传动机构。在电动机轴头上安装着加长套的齿轮Z1，通过内齿轮Z2、齿轮Z3和内齿轮Z4，把运动传

2、到齿轮Z5上，齿轮Z5是行星轮系的中央轮（或称太阳轮），再带动两个行星齿轮Z6和大内齿轮Z7。行星齿轮自由地装在2根与带动固定连接的轴上，大内齿轮Z7齿圈外部装有工作闸，用于控制卷扬机滚筒运转。为了达到良好的均载效果，在设计的均载机构中采取无多余约束的浮动方式。另外，变位齿轮的使用也可以获得准确的传动比，提高啮合传动质量和承载能力。本次设计主要对两级内啮合传动和一级行星轮传动、滚筒结构、制动器等进行了详细的设计。关键词： 卷扬机；行星齿轮；行星传动；内啮合传动1引言卷扬机又叫绞车。由人力或机械动力驱动卷筒、卷绕绳索来完成牵引工作的装置。垂直提升、水平或倾斜曳引重物的简单起重机械。分手动和电动两

3、种。现在以电动卷扬机为主。 电动卷扬机由电动机、联轴节、制动器、齿轮箱和卷筒组成，共同安装在机架上。对于起升高度和装卸量大，工作繁忙的情况下，要求调速性能好，特别要空钩能快速下降。对安装就位或敏感的物料，要能以微动速度下降。卷扬机包括建筑卷扬机,船用卷扬机 主要产品有：JM电控慢速大吨位卷扬机、JM电控慢速卷扬机、JK电控高速卷扬机、 JKL手控快速溜放卷扬机、2JKL手控双快溜放卷扬机、电控手控两用卷扬机、JT调速卷扬机等，仅能在地上使用，可以通过修改用于船上。它以电动机为动力，经弹性联轴节，三级封闭式齿轮减速箱，牙嵌式联轴节驱动卷筒，采用电磁制动。该产品通用性高、结构紧凑、体积小、重量轻、

4、起重大、使用转移方便，被广泛应用于建筑、水利工程、林业、矿山、码头等的物料升降或平拖，还可作现代化电控自动作业线的配套设备2.1传动方案的分析2.2钢丝绳的选择 根据GB/T8918-1996知，钢丝绳直径可由钢丝绳最大工作静拉力确定， 按下式确定： d= 式中d=钢丝绳最小直径mm C-选择系数mm/N, 取C=0.1S-钢丝绳最大静拉力N 则由公式上式知：d=22.36所以选择钢丝绳直径d=22.5mm型号为：6×19-22.5-170 钢丝绳的校核：按拉伸静载荷进行计算SSp/k=Ab 破断拉力和Ab=32800N则 0.85×32800/5=55760>500

5、00 所以钢丝绳满足要求。2.3 卷筒2.3.1 确定卷筒的宽度初选每层缠绕圈数Z=21B=z×d/k1=21×22.5/0.95=497.36式中：k1-钢丝绳排列不均匀系数2.3.2 卷筒厚度：对铸铁卷筒：厚度=0.02D+6-10=0.02×400+7=15mm 3 电动机的选取3.1 系统的总效率=1234=0.843式中：1-一级行星轮传动效率，1=0.97 2-两级内齿轮传动效率，2=0.97 3-滚动轴承的传动效率，3=0.99 4 -卷筒钢丝绳缠绕效率，4= 0.98 3.2 绳速的确定= 3.3电机的选择最大功率：P=F×V=50000

6、×0.14=7KW电机轴上的功率：P=P/=7/0.843=8.3根据以上计算，选取电机的参数如下：型号：Y160L-6额定功率：11KW满载转速：730r/min 4 总传动比的计算及传动比的分配4.1总传动比的计算：由上面的选型及计算可知：电机的转速 =730 r/min卷筒转速 =6.3 r/min可得总传动比为:=/ =730/ 6.3=115.84.2 传动比的分配按三级传动，因此应进行传动比分配，分配的原则为：1）使各级传动的承载能力大致相等，即齿面接触强度大致相等；2）使减速机构获得最小的外形尺寸和重量；3）使各级传动的大齿轮浸油深度大致相等。由参考文献4表（13-5-

7、5）及结合卷筒直径取=6.375则=3.6, =5, =6.375 5 两级内齿圈的传动设计5.1 Z1与Z2的传动设计内齿圈的材料为20CrmnT,小齿轮采用20Cr，表面淬火加低温回火，硬度为HBS 10501100试验齿轮齿面接触疲劳极限齿轮的加工为插齿，精度为7级。 确定主要参数及齿轮接触强度校核由于属于低速传动，采用齿形角an=200，直齿轮传动，精度为6级，为提高承载能力，两级均采用直齿轮传动。1 初步计算：T1=9.55×106×p/n=9.55×106×8.3/730=108582N.mmF1=1090×0.7=763 F2=1

8、080×0.7=756小齿轮初取齿数为20，则由参考文献1公式12.21F=2.76图12.22取Ys=1.53模数m由强度计算或结构设计确定 则取m=2.5=2.5×20=50 d2=50×3.6=180 =3.6×20=72初步取齿宽为b=d1=0.4×50=202 校核计算圆周速度：V=d1n1/60×1000=×50×730/60×1000=1.91m/s精度等级：由表12.6取6级精度使用系数K：由 表12.9 K1.25动载系数K：由图12.9K1.05齿间载荷分配系数KH： 由表12.10先

9、求由表12.10得KHKF1.2齿向载荷分布系数，由表12.11其中A1.05 B0.16所以KF1.14动载系数KKKKKHKF1.25×1.05×1.2×1.141.8弹性系数由表12.12ZE189.81/2节点区域系数ZH：由图12.16ZH2.5接触最小安全系数SHmin由表12.14SHmin1.05总作用时间N6060×730×8×5×3005.25×10许用接触应力： 1500×1.051.0515001480×1.121.0515785.1.2齿轮弯曲强度校核重合度Y=0.25

10、+0.75/=0.25+0.75/1.68=0.696齿间载荷分配系数KF: 由表12.10 KF =1/0.696=1.437齿间载荷分配系数KF:b/h=20/(2.5×2.25)=3.56 由图12.14KF=1.1载荷系数K=KAKVKF=1.25×1.05×1.437×1.1=2齿形系数由表12.21 YF1 = 2.8 YF2=2.25应力修正系数YS: 由图12.22 YS1 =1.53 YS2=1.76弯曲疲劳极限Flin: Flin1 = 1070 Flin2=1050弯曲最小安全系数SFmin: 由表12.14 SFmin =1.25

11、应力循环次数：N = 5.25×10 NN3.61.75×10弯曲寿命系数: YN 由图12.24 YN1= 0.92 YN2 =0.94尺寸系数 由图12.25 YX=1.0 许用弯曲应力F：F1= YX YN1Flin1/SFmin=1070×0.92×1/1.25=787.52 F2= YX YN2Flin2/ SFmin=1050×0.94×1/1.25=789.6验算：F1=2KT1 YF1 YS1Y/bd1m=2×2×108582×2.8×1.53×0.696/(20

12、15;50×2.5)=513.5mpaF1 F2=F1 YS2YF2/YF1 YS1=474.66mpaF2传动无严重过载，故不作静强度校核。5.2 Z3与Z4的传动设计齿轮参数确定及接触疲劳强度校核 1 初步计算：T1=9.55×106×p/n=9.55×106×7.88/202.78=372033N.mmF1=1090×0.7=763 F2=1080×0.7=756小齿轮初取齿数为20，则由参考文献1公式12.21F=2.76图12.22取Ys=1.53模数m由强度计算或结构设计确定 则取m=3.25D3=mz3=3.2

13、5×20=65 d4=65×5=325 z4=i×z1=5×20=100初步取齿宽为b=d3=0.4×64=262 校核计算圆周速度：V=d3n3/60×1000=×65×202.78/60×1000=0.689m/s精度等级：由表12.6取6级精度使用系数：由 表12.91.25动载系数：由图12.91.03齿间载荷分配系数： 由表12.10先求2T3d3×10858265114471.25×1144726550.31001.883.2×（1/201/100）1.77由表1

14、2.10 得 KHKF1.2齿向载荷分布系数，由表12.11KFAB6.7（bd1）c10-3b其中A1.05 B0.16所以KF1.14动载系数KKKAKVKHKF1.25×1.03×1.0×1.141.47弹性系数由表12.12ZE189.81/2节点区域系数ZH：由图12.16ZH2.5接触最小安全系数SHmin由表.SHmin1.05总作用时间：N36060×202.78×8×5×3001.45×108N4N352.9×107ZNL3= 1.26 ZNL4=1.42许用接触应力： 3331500&

15、#215;1.261.051785.7441480×1.421.052001.5ZZZKT1×（）（bd×）1410.5535.2.2齿轮弯曲强度校核重合度Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.77=0.67齿间载荷分配系数KF: 由表12.10 KF =1/0.67=1.49齿间载荷分配系数KF:b/h=26/(2.5×2.25)=5.625 由图12.14KF=1.12载荷系数K=KAKVKF=1.25×1.03×1.0×1.12=1.44齿形系数由表12.21 YF3= 2.8 YF4=2.25应力修正系数

16、YS: 由图12.22 YS3 =1.53 YS4=1.76弯曲疲劳极限Flin: Flin3 = 1070 Flin4=1050弯曲最小安全系数SFmin: 由表12.14 SFmin =1.25应力循环次数：N3 = 1.45×108 N4N33.62.9×107弯曲寿命系数: YN 由图12.24 YN3= 0.9 YN4=1.02尺寸系数 由图12.25 YX=1.0 许用弯曲应力F：F1= YX YN1Flin1/SFmin=1070×0.9×1/1.25=770.52Mpa F2= YX YN2Flin2/ SFmin=1050×1

17、.02×1/1.25=856.8 Mpa验算：F1=2KT3 YF3 YS3Y/bd3m=2×1.44×372033×2.8×1.53×0.67/(26×65×3.25)=559.9MpaF3 F2=F3YS4YF4/YF3 YS3=517.5mpaF4传动无严重过载，故不作静强度校核。注：以上两对内齿圈设计公式均参考文献 6 行星齿轮的传动设计6.1.计算由参考文献4(表13-5-5）选择行星轮数目，取，由于距可能达到的传动比极限较远，所以可以不检验邻接条件。确定各轮齿数，按行星轮传动中配齿公式进行计算： （6-

18、1）所以 式中行星轮减速比；行星轮中心轮齿数；行星齿轮齿数组合中行星轮齿数；行星轮内齿轮齿数；行星轮轮齿数。表2-1 行星轮数目与传动比的关系行星轮数目传动比范围32.113.742.16.552.14.76.2.按接触强度计算传动的中心距和模数输入转矩 式中电动机输入转矩；电动机功率；电动机转速。设载荷不均匀系数，由参考文献4中（P13-402)在一对中心轮和行星轮()传动中，中心轮传递的转矩式中中心轮转矩；载荷不均匀系数。齿数比 中心轮和行星轮的材料用渗碳淬火，齿面硬度（中心轮）和（行星轮）取齿宽系数，载荷系数根据齿面强度计算公式计算中心距 （6-2）式中钢对钢配对的齿轮副常系数； 所以取

19、。按预取啮合角，可得传动中心距变动系数 则中心距 取实际中心距（圆整值）。所以 6.4.计算传动的变位系数用参考文献4中（图13-1-4），在许用区内，可用。分配变位系数 6.5.计算行星轮和内齿圈()传动的中心距变动系数和角 传动的未变位时的中心距：则 所以 因为 所以 6.7.几何尺寸计算根据几何尺寸计算公式，计算各个齿轮分度圆直径： 式中 分别是中心轮、内齿轮和行星轮的分度圆直径；分别是中心轮、内齿轮和行星轮的齿数。计算各个齿轮齿顶高：计算齿顶高变位系数 计算传动时中心轮和行星轮齿顶高，取齿顶高系数 计算传动时内齿轮和行星轮齿顶高 由于在行星传动中，行星轮主要与中心轮啮合，而与内齿轮的啮

20、合精度不要求太高，所以选 4。表6-2 齿轮传动几何尺寸计算 项目代号计算公式及说明直齿轮（外啮合、内啮合）分度圆直径齿顶高变动系数齿顶高齿根高齿高齿顶圆直径外啮合内啮合齿根圆直径计算各个齿轮的齿根高齿根系数取标准值各个齿轮的齿顶圆直径各个齿轮的齿根圆直径计算齿轮的齿宽宽度取齿宽系数，所以圆整后取；。6.8.验算传动的齿面接触强度和齿根弯曲强度（1）传动的齿面接触强度校核计算中心轮接触应力（参考文献4中P13-132 表13-1-123） （6-3） 传动精度系数其中 (由文献4中P13-64 表13-1-49 其中 为齿距极限偏差)动载系数 （6-4）式中 动载系数 使用系数选择 则 力得

21、（6-5）分别选取 所以 安全系数 （2.97>1.25） 所以强度符合要求。 计算得 , , 取 故 力 分别选取 所以强度符合要求。6.8传动的齿根弯曲强度校核计算中心轮齿根应力(参考文献4中P13-112 表13-1-111) 得 （6-6） 取 得 （6-7）据文献4得（P13-126 图13-1-53）（P13-111 图13-1-31）（P13-132 表13-1-123）（P13-128 表13-1-118下注）（P13-130 表13-1-221）（P13-130）（P13-129）所以符合要求。计算行星轮齿根应力因 取 KA=1.25 KF= 1.25 KF=KH=1.

22、05 YS=1.4 Ye=1.05 计算行星轮齿根许用应力因 所以符合要求。6.9.验算传动的齿面接触强度和齿根弯曲强度传动为内啮合，由于NGW 型行星齿轮传动的承载能力主要取决于外啮合，故传动的校核可以省略。 七 主轴的设计计算 7.1 轴的设计校核 7.11轴的材料的选定选用40Cr钢，表面硬化处理，可查得材料力学性能为：-1b= 800Mpa +1b= 270 Mpa -1b = 75 Mpa 0b= 130 Mpa 轴直径的初步估算初步估算轴径，材料为40Cr钢，查表取A=105，则轴的输出端直径 式中：p=7.9kw n=202.78r/min考虑有键槽，轴径应增大4%5%所以，取d

23、min =40 mm轴的结构设计轴的结构设计见图（7.1）所示 水平面 水平面受力及弯矩图如(7.2)和(7.3)垂直面内计算支反力： 垂直面受力及弯矩图如(7.4)和(7.5)及合成弯矩如图（7.6）转矩如图（7.7）当量弯矩如图（7.8）则最大弯矩处：所以强度符合。 7.2 轴的设计校核 7.21轴的材料的选定选用40Cr钢，表面硬化处理，可查得材料力学性能为：-1b= 1000Mpa +1b= 330 Mpa -1b =90 Mpa 0b=150Mpa 轴直径的初步估算初步估算轴径，材料为40Cr钢，查表取A=105，则轴的输出端直径 式中：p=7.6kw n=40r/min考虑有键槽，

24、轴径应增大4%5%所以，取dmin =40 mm轴的结构设计轴的结构设计见图（7.1）所示计算垂直支反力： （7.11）弯矩如水平面内受力分析： 弯矩如（7.13）合成弯矩如（7.14）转矩如（7.15）当量弯矩如（7.16） 八 轴承的设计8.1调心滚子轴承行星轴直径d =75为了无多余约束的均载机构的需要，其上调心滚子轴承选用代号为22315c的轴承。其主要参数为: d =75 D =160 B =55 Cr =342 (10-1) 式中：以小时数（h）表示轴承的基本额定寿命（可靠度为90%） 轴承工作转速， C基本额定动载荷，N P当量动载荷，N 寿命指数，对滚子轴承 =由于该轴承轴向受

25、力可忽略不计，只受径向载荷，所以P = =2 =39.32Nn=730/3.6×5= 40.56r/min =73.2 由公式(10-1)可得L10h=106/60n(c/p)h=106/60n×(162000/39320) 10/3 =276604 > =120000h8.2深汮球轴承减速器中所用的深汮球轴承按从左到右、从上到下的顺序分别为轴承、。根据结构和承受的载荷需要。它们的型号选择及其校核计算如下：1、轴承两对，型号为6006，其主要参数为：d =30 D =55 B =13 Cr =13.2 由于该轴承轴向受力可忽略不计， P = =Fttan200 =43

26、43N×0.36=1581Nn=n电机/i=730/3.6=202.78L10h=106/60n(c/p)h=106/60n×(13200/1581) 3 =48020 > =12000 h2、轴承两对，型号为6012，主要参数块为:d =60 D =95 B =18 Cr =31.5Fr=4187+1581=5768n=n电机/i=730/18=40.12由公式(10-1)可L10h=106/60n(c/p)h=106/60n×(31500/5768) 3 =67661 > =120000h 3、轴承两对，型号为6014，其主要参数为：d =70 D

27、 =125 B =24 Cr =60.8 由于两对轴承双并列用，所以轴向力不计，所以每对轴承的当量动载荷P = =tan200 =51.88×0.36=18.68Nn=n电机/i=730/18=40.12L10h=106/60n(c/p)h=106/60n×(60800/18680) 3 =14155 > =12000 h4、轴承两对，型号为6210，其主要参数为：d =50 D =90 B =20 Cr =35 轴承的当量动载荷为：P=6061Nn=n电机/i=730/18=40.12由公式(10-1)可L10h=106/60n(c/p)h=106/60n×

28、;(35000/6061) 3 =79048 > =120000h九 制动器的设计计算制动器的工作是以关掉电动机电源为前提的。因此，制动的实质就是由外力所产生的摩擦阻力矩来克服机器的惯性力矩。在这里就是由外力产生的摩擦阻力矩来克服机械传动以及负载的惯性力矩。9.1制动器的作用与要求9.1.1制动器的作用：1）在卷扬机停止工作时，能可靠的刹住卷扬机，并继续保持这种制动状态，即正常停车制动。2）在发生紧急情况时，能迅速而合乎要求的刹住卷扬机，即安全制动。9.1.2制动器的要求：1）安全、可靠；2）动作迅速、有效；3）结构简单、重量轻、尺寸小；4）安装、使用及维护方便。9.2制动器的类型比较与

29、选择9.2.1制动器的类型有：1）带式制动器；2）抱闸式制动器；3）盘式制动器。9.2.2制动器的选择带式制动器在非工作状态时，为了消除制动带与制动轮之间的摩擦，必须置有制动带的张紧结构。在此不可取；至于盘式制动器，最宜工作于制动轮的端部，且结构复杂。我们这里的制动轮位于电动机与减速器之间，不宜采用盘式制动器。因此我们采用抱闸式制动器。另外，卷扬机工作在井下，要具备防爆功能。若用电力制动，必须配置防爆电器，这样会使结构复杂化。同时提高了成本，因此我们不用电力制动。同时，卷扬机为纯机械式的，也不宜用液压制动，也省去一整套液压系统，有利于结构的简单化，降低成本。综合上所述，我们决定采用外抱带式制动

30、器。外抱带式制动器，结构简单、紧凑，包角大，一般接近360°。与带式制动器相比，其制动轴不受弯矩力，占用空间小，制动所需外力小，非常适合于手动操作的小型设备制动中。外抱闸式制动器结构外抱带式制动器常用于中、小载荷的起重、运输机械中，手把是用来操纵制动带进行制动或松开制动带。止动板的作用是当制动带在抱紧动轮时，制止整个制动器随制动一起转动；还起着当制动器松开后，制动带与制动轮之间最小退距的调整作用。调节螺栓的作用是调节制动带与制动轮的抱紧程度及因制动带磨损而造成制动力矩下降。两个调节螺母的作用是与调节螺栓一起相配合来调节制动力矩，并在当制动力矩调整合适后，把调节螺栓与框架紧固成一体。制

31、动器与钢带之间常用铝制带在磨损后很方便地从钢带上拆卸下来。销座及丁字板与钢带之间是用钢制铆钉铆接在一起，其目的是为了增加坚固性。10 主要零件的技术要求10.1对齿轮的要求10.1.1齿轮精度1）精度等级行星齿轮传动中，一般多采用圆柱齿轮，若有合理的均载机构，齿轮精度等级可根据其相对于行星架的圆周速度来确定。通常与普通定轴齿轮传动的齿轮精度相当或稍高。一般情况下，齿轮精度应不低于8-7-7级。对于中、低行星齿轮传动其太阳轮和行星轮精度不低于5级，内齿轮精度不低于6级。齿轮精度的检验项目及极限偏差应符合GB/T10095-1988渐开线圆柱齿轮精度的规定。2）齿轮副的侧隙齿轮啮合侧隙一般应比定轴

32、齿轮传动稍大，并以此计算出齿厚或公法线平均长度的极限偏差，再圆整到GB/T10095-1988所规定的偏差代号所对应的数值。3）齿轮联轴器的齿轮精度一般取8级，其侧隙应稍大于一般定轴齿轮传动。10.1.2对行星轮制造方面的几点要求由于行星轮的偏心误差对浮动量的影响最大，因此对其齿圈径向跳动公差应严格要求。在成批生产中，应选取偏心误差相近的行星轮为一组，装配时使同组各行星轮的偏心方向对各自中心线（行星架中心与该行星轮轴孔中心的边线）呈相同角度，这们可使行星轮的偏心误差的影响了降到最小。在单件生产中应严格控制齿厚，如采用具有砂轮自动修整和补偿机构的磨齿机进行磨齿，可保证砂轮与被磨的相对位置不变，即

33、可控制各行星轮齿厚保持一致。对调质齿轮，并以滚齿作为最终加工时，应将几个行星轮安装在一个心轴上一次完成精滚轮中的一个齿槽互相对准，使齿槽的对称线在同一轴平面内，并按装配条件的要求，在图纸上注明装配标记。10.1.3齿轮材料和热处理要求行星齿轮传动中太阳轮同时与几个行星轮啮合，载荷循环次数最多，因此在一般情况下，应选用承载能力较高的合金钢，并采用表面淬火、渗氮等热处理方法，增加其表面硬度。在NGWT和NGWN传动中，行星轮C同时与太阳轮和内齿轮啮合，齿轮受双向弯曲载荷，所以常选用太阳轮相同的材料和热处理。内齿轮强度一般裕量较大，可采用稍差一些的材料。齿面硬度也可低些，通常只调质处理，也可表面淬火和渗氮。毕业设计总结经过三个月紧张的毕业设计，我终于完了卷扬机的设计，这次设计着重对卷扬机中减速器中行星轮传动部分做了详细的分析、计算。在这次毕业设计过程中我查阅了大量的有关资料，这是对我的查阅资料的能力作了一次全