卷扬机设计说明书

```浙江工业大学卷扬机设计说明书系名：机械工程及自动化专业班级：学生姓名：机自（）班学号：2013年12月1目录1.1传动方案的分析和拟定1.2选择电动机1.3计算总传动比和分配传动比1.4计算传动装置的运动和动力参数2皮带轮的设计2.1带传动的设计2.2带轮的设计3链传动的设计3.1链的设计3.2链轮的设计4Ⅰ轴的设计4.1Ⅰ轴的结构设计4.4.2Ⅰ轴的校核5Ⅱ轴的设计5.1Ⅱ轴的结构设计5.2Ⅱ轴的校核6轴承寿命校核6.1校核高速级轴承寿命6.1.1计算轴承当量动载荷26.2校核低速级轴承寿命7键的设计7.1用于安装大带轮的键的设计7.2用于安装小链轮的键的设计7.3用于安装大链轮的键的设计7.4用于安装联轴器的键的设计31.1传动方案的分析F=1000V=1m/s,卷筒直径D=400mm，钢丝绳直径=3mm。1.2选择电动机1.2.1选择电动机类型Y系列三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为380V。1.2.2选择电动机功率根据已知条件，卷筒工作所需要的有效效率为10001P==1(Kw)W设：η—带轮效率，η=0.95vvη—链轮效率，η=0.97链链η—一对滚动轴承的效率，η=0.99估算传动系统总效率为η=ηηη=η=0.95vη=η×η=0.99×0.97=0.9603链则传动系统的总效率η为η=0.95×0.9603=0.9123工作时，电动机所需的功率为PwP==1=1.0961（Kw）d4P≥P的Y系列三相交流异步电动机额定功率PeW可取为2.2Kw。e1.2.3电动机转速的选择。根据已知条件，可得卷扬机卷筒的工作转速n为卷60000v600001n47.59(r/min)卷3.14401.5D由此并查表初步选择以下2JB/T10391-2002）总传动比1Y132S-82.22Y112M-62.23Y110L1-2.24通过对比以上32的电动机转速较高，质量较轻，总传动比为19.75，这对二级减速传动而言比较合理可行，故选方案Y112M-6型三相异步电动机的额定功率P=2.2Kw，满载转速nem=1000r/min。查表得电动机中心高H=112mm，轴伸出部分用于装皮带轮的直径和长度分别为D=28mm和E=60mm。1.3计算总传动比和分配传动比1.3.1计算总传动比5卷扬机的总传动比为n940imn卷1.3.2分配传动装置各级传动比i=i12由经验公式可得i≈1.25i12所以i=4.97=3.9712般允许工作机实际转速与设定转速之间的相对误差为±（3~5）%。1.4计算传动装置的运动和动力参数1.4.1各轴转速n940m(r/min)(r/min)Ⅰ轴：ni4.971ⅠnmⅡ轴：ni2Ⅱ1.4.2各轴的输入功率0轴：PP=1.0961（Kw）0dⅠ轴：P=Pη=1.0961×0.95=1.04（Kw）ⅠdⅡ轴：P=Pη=1.04×0.9603=0.99（Kw）ⅡⅠ1.4.3各轴转矩6Pd0轴：T=9550·N=9550×=11.13N·MmdPⅠ轴：T=Ⅰ52.52（N·M）198.62（N·M）n189.1PⅡ轴：T=Ⅱn47.6运动和动力参数的计算结果列于下表各轴运动和动力参数转矩转速传动功率η输入输出N比ir/min2.211.19404.970.95313.970.960347.6Ⅱ0.99轴2皮带轮的设计72.1带传动的设计2.1.1带的类型选择V带传动和多契带传动。V带的两侧面和轮槽接触，可以提供更大的摩擦力，另外V带传动传动比大，结构紧凑，所以选择V带。2.1.2带传动的功率计算（经查表得K=1.2）AP=K×P=1.22.2=2.64（）caA2.1.3选择V带的类型根据计算功率P和小带轮转速n8-11选取camA型2.1.4确定带轮的基准直径d并验算带速vd2.1.4.1初选小带轮的基准直径d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d，应使d）d选择d=106mm2.1.4.2验算带速dnd11601000106940V=5.22m/s601000因为5m/s＜＜30m/s，故带速合适。2.1.5确定计算大带轮的基准直径d。id11d==4.97×106=526.82mm参考械设计课本表8-9，圆整为d=56082.1.6确定V带的中心距a和基准长度Ld2.1.6.1初定中心距a0据械设计课本式8-200.7（d+d）≤a≤2（d+d）0466.2≤a≤13320初定中心距a=500mm。02.1.6.2V带所需的基准长度(dd)2L≈2a+(dd)d2d1024ad1d20106)24=2×500+≈2149.2mm560)2根据械设计课本表8-2选带的基准长度L=2200。d2.1.6.3计算实际中心距aLL22002149a=a+≈525mm500d0d022中心距的变化范围是467~5662.1.7验算小带轮上的包角α1小带α≈180°-（d-d）1a=180°-（560-106）=130.4°≥90°2.1.8计算带的根数z2.1.8.1计算单根V带的额定功率Pr。由d=106mm和n=940r/min，根据械设计课本表8-4得1P=1.15Kw0由n和A8-5得ΔP=0.11Kw109查表8-6得K=0.86,查表8-2得K=1.06，于是αLPr=（P+ΔP）×K×K00αL=（1.15+0.11）×0.86×1.06=1.15Kw2.1.8.2计算V带的根数zPz=2.30caPr取3根2.1.9计算单根V带的初拉力的最小值（F）0根据械设计课本表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m（F）=500(2.5K）P+qv2caα0zvKα(2.50.86)2.640.8635.22=500×+0.1×5.22=163.6N2应使带的实际初拉力F＞（F）002.1.10计算压轴力FP压轴力的最小值为α（F）=2z（F）sin1P02130.4=2×3×163.6×sin=889.8N22.2带轮的设计2.2.1带轮的材料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。在这里选用HT150。2.2.2V带轮轮槽的设计10daminfminmin槽ψ=38°1L=(Z-1)e+2f=（3-1）×15+210=50mmd=d+2h=106+22.75=111.5mmad1a1L=(Z-1)e+2f=（3-1）×15+210=50mmd=d+2h=560+22.75=565.5mmaaaP3h=290=32.2mm31a12h=0.8h=32.20.8=25.8mm21f=0.2h×25.8=5.2mm22b=0.4h=0.432.2=12.9mm11b=0.8b=0.812.9=10.3mm21轮槽工作表面的粗糙度为3.23链传动的设计3.1链的设计3.1.1链轮齿数的确定因为该链轮承受的冲击载荷不大所以选取z=191所以z=iz=19×3.97=75.43经圆整z=7522123.1.2确定计算功率9-6得K9-13得Kz=1.35,A单排链P=PKKz=1.0×1.35×1.04=1.4（Kw）A3.1.3确定选择链条型号和节距根据Pn9-111选16A，数据如下ISO链节滚内链销轴内链排距抗拉载荷13号距p子节内直径板高直宽b1d2度h2p单排min双排tminmm08A12.77.927.853.9812.0714.3813.8链条节距p=12.7mm27.63.1.4计算链节数和中心距初选中心距a635mm，0取a=500mm0zz2p相应的链长节数为L=2a/p+（z+z）/2+210122a0=2×500/12.7+（19+75）/2+28×28×12.7/500/3.14=127.8mm2所以取链长节数L=128节pLz=（128-19）/（75-19）=1.951pzz21查表9-7得到中心距计算系数f=0.24380，则链传动的最大中心1距为a=fp[2L-(z+z)]=0.24380×12.7×[128×2-1p12（19+75）]=501.6mm3.1.5计算计算链速v，确定润滑方式1411p有效圆周力为：eF≈KF=1.15×1368.4=1573.7Np=77.16mmp12.7sinsin1小111d=d-d=77.16-7.92=69.24mmf小1h=0.5（p-d）=0.5×（12.7-7.92）=2.39mm1a小1a-1.04h-0.76=12.7×cot（180°/19）-1.04×g2zkk3.2.3大链轮的设计尺寸=303.28mmp12.7sinsin1a大大211d=d-d=303.28-7.92=295.36mmf大1h=0.5（p-d）=0.5×（12.7-7.92）=2.39mm1a大1a-1.04h-0.76=12.7×cot（180°/75）-1.04×2z2kk4.1Ⅰ轴的校核Pp33Pn9550000PA==19.57mm0r垂直面支反力FF=292.7N,F=976.8N4.1.5按弯扭合成应力校核轴的强度M2T)2488402(0.652520)2σca==37.2MpaW0.1253前已选定轴的材料为45]=60Mpa,因此σca<[σ]，所以安全5Ⅱ轴的结构设计5.1.1Ⅱ轴上的功率、转速和转矩P=0.99（Kw）T=198.62（N·M）N=47.6（r/min）5.1.2作用在大链轮上的力大链轮上的压轴力F=1573.7Np5.1.3初步确定轴的最小直径轴的材料为45钢，调制处理。查表得，于是得d≥33Pn9550000PA==30.25mm0]Tnr径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩,查表后得T=K×T=1.5×198.62=297.93（N·M）AYL9型联轴器J1轴孔组合型，其公称转矩为900N·m。半联轴器的孔径为38mm，故取d=38mm，联轴器长度为125mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。查表后选用一对61909型深沟球轴承。轴承内径为45mm，故取d=45mm。215.1.4求轴上的载荷支反力FF=713.3N,F=860.4N弯矩M扭矩TM=41728.1198620N·mm5.1.5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α≈0.6，轴的计算应力为M2T)241728.12(0.6198620)2σ==10.73MpaW0.1493前已选定轴的材料为45]=60Mpa,因此σ<[σ]，所以安全6轴承寿命校核6.1校核高速级轴承寿命6.1.1计算轴承当量动载荷P=F=976.8N6.1.2验算轴承寿命要求连续工作3年(每年按300L’=3×300×24=21600hh60'nL60189.121600C==6124NPh106106查表后知，基本额定载荷C=16kN，基本额定载荷C0=7.88kNC106)=38734h>21600h(Lh=6()60nP189.1976.8故所选轴承满足寿命要求。236.2校核低速级轴承寿命6.2.1计算轴承当量动载荷P=F=860.4N6.2.2验算轴承寿命60'nL6047.621600C==3399.7NPh106106C0r=10.90kNC106)=15409833h>21600h(Lh=6()60nP47.6860.4故所选轴承满足寿命要求。7键的设计7.1用于安装大带轮的键的设计7.1.1选择键连接的类型和尺寸已知带轮精度为7级，装大带轮处的轴径为25mm，带轮轮毂宽度为50mm，需传递的转矩为52.52N·m。一般8于带轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A根据轴径为25mm，查表后可知键的截面尺寸为：宽度b=8mm,高度h=7mm。有轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为45mm。7.1.2校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，查表后可知许用挤压应力，取其平均值，[σ]=135Mpa。键的工作长度l=L-b=45-8=37mm,键与轮毂P键槽的接触高度k=0.5h=0.5×7=3.5mm。24T103252.521033.532.45Mpa<[σ]Pp故合适。键的标记为：键GB/T1096-2003。7.2用于安装小链轮的键的设计7.2.1选择键连接的类型和尺寸已知链轮精度为7级，装小链轮处的轴径为25mm，带轮轮毂宽度为45mm，需传递的转矩为52.52N·m。一般8于链轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A根据轴径为25mm，查表后可知键的截面尺寸为：宽度b=8mm,高度h=7mm。有轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为40mm。7.2.2校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，查表后可知许用挤压应力，取其平均值，[σ]=135Mpa。键的工作长度l=L-b=40-8=32mm,键与轮毂P键槽的接触高度k=0.5h=0.5×7=3.5mm。T103252.521033.537.51Mpa<[σ]Pp故合适。-键的标记为：键GB/T1096-2003。7.3用于安装大链轮的键的设计7.3.1选择键连接的类型和尺寸已知链轮精度为7级，装大链轮处的轴径