卷扬机设计说明书

卷扬机又称绞车。是起重垂直运输机械的重要组成部分，配合井架、桅杆、滑轮组等辅助设备，用来提升物料、安装设备等作业，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。分手动和电动两种。现在以电动卷扬机为主。本次设计的5吨电动卷扬机是由电动机、连轴器、制动器、减速器、卷筒、导向滑轮、起升滑轮组、吊钩等组成。本次设计的步骤是从钢丝绳开始入手，然后依次对卷扬机的卷筒、卷筒心轴、电动机、减速器齿轮、减速器轴、制动器、联轴器以及卷筒机的导向滑轮设计与选取。其中卷筒、卷筒轴、卷筒毂、减速器的设计最为主要，本设计重点做了介绍，其余部分有得只是略作分析。本次设计的卷筒机由于它结构简单、搬运安装灵活、操作方便、维护保养简单、对作业环境适应能力强等特点，可以应用于冶金起重、建筑、水利作业等方面，但是此次设计的卷筒机主要运用于用于5吨桥式吊车起升机构。提升重物是卷扬机的一种主要功能，各类卷扬机的设计都是根据这一要求为依据的。关键词：卷扬机，卷筒，卷筒轴，减速器第一章绪论1.2卷扬机的常见类型：常见的卷扬机吨位有：0.3T卷扬机0.5T卷扬机1T卷扬机1.5T卷扬机2T卷扬机3T卷扬机5T卷扬机6T卷扬机8T卷扬机10T卷扬机15T卷扬机20T卷扬机25T卷扬机30T卷扬机。从是否符合国家标准的角度：卷扬机可分为国标卷扬机、非标卷扬机常见卷扬机型号有1、 JK0.5-JK5单卷筒快速卷扬机2、 JK0.5-JK12.5单卷筒慢速卷扬机3、 JKL1.6-JKL5溜放型快速卷扬机4、 JML5、JML6、JML10溜放型打桩用卷扬机5、 2JK2-2JML10双卷筒卷扬机6、 JT800、JT700型防爆提升卷扬机7、 JK0.3-JK15电控卷扬机9、非标卷扬机其中Jk表示快速卷扬机，jm表示慢速卷扬机，jt表示防爆卷扬机，单卷筒表示一个卷筒容纳钢丝绳，双卷筒表示两个卷筒容纳钢丝绳。特殊卷扬机型号有第二章卷扬机的设计参数本设计卷扬机设计的主要参数有：额定起升重量：5吨起升高度： 14米起升速度： 12.5米/分卷扬机用途： 用于5吨桥式吊车起升机构工作条件： 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；电动机轴到减速器高速轴由齿轮链接盘连接;起升机构的制动器必须采用常闭式的；制动力矩应保证有足够的制动安全系数。设计的主要内用：用AutoCAD设计绞车各部分结构，并绘制图纸；选用钢丝绳、电动机，主轴强度、滚筒直径和长度;绘制总装图、主轴图、固定滚筒部件图等;设计主轴、滚筒第三章卷扬机的整体结构概述第四章主体零件的设计4.1钢丝绳的选择卷扬机通过钢丝绳升降、牵引重物，工作时钢丝绳所受应力十分复杂，加之对外界影响因素比较敏感，一旦失效，后果十分严重，因此，应特别重视钢丝绳的合理选择与使用。4.1.1钢丝绳的种类和构造钢丝绳的种类.根据钢丝绳中钢丝与钢丝的接触状态不同又可分为：(1)点接触钢丝绳点接触钢丝绳绳股中各层钢丝直径均相同，而内外各层钢丝的节距不同.因而相互交叉形成点接触。其特点是接触应力高.表面粗糙，钢丝易折断，使用寿命低。但制造工艺简单，价格便宜。在实际中常发现这种钢丝绳在受拉、尤其是受弯时由于钢丝间的点接触、造成应力集中而产生严重压痕，由此导致钢丝疲劳断裂而使钢丝绳过早报废。(2)线接触钢丝绳线接触钢丝绳绳股由不同直径的钢丝统制而成，每一层钢丝的节距相等，由于外层钢丝位于内层钢丝之间的沟槽内，因此内外层钢丝间形成线接触。这种钢丝绳的内层钢丝虽承受比外层钢丝稍大的应力，但它避免了应力集中，消除了钢丝在接触处的二次弯曲现象，减少了钢丝间的摩擦阻力。使钢丝绳在弯曲上有较大的自由度，从而显著提高了抗疲劳强度，其寿命通常高于点接触钢丝绳。由于线接触钢丝绳比点接触钢丝绳的有效钢丝总面积大，因而承载能力高。如果在破断拉力相同的情况下选用线接触钢丝绳，可以采用较小的滑轮和卷筒直径，从而使整个机构的尺寸减小。卷杨机应优先选用线接触钢丝绳。4.1.2钢丝绳直径的选择卷扬机系多层缠绕.钢丝绳受力比较复杂。为简化计算，钢丝绳选择多采用安全系数法，这是一种静力计算方法。钢丝绳的安全系数按下式计算：（4-1）式中Sp—整条钢丝绳的破断拉力，N；R］一卷扬机工作级别规定的最小安全系数;F一钢丝绳的额定拉力，N；设计时，钢丝绳的额定拉力为已知，将额定拉力乘以规定的最小安全系数tn］，然后从产品目录中选择一种破断拉力不小于F・［M〕的钢丝绳直径。目前在工业化国家，对钢丝绳直径的选择普遍采用选择系数法。国际标准绳的选择也推荐采用此方法。该方如下；钢丝绳直径不应小于下式计算的最小直径dmin=JFmax （4-2）式中Fmax一钢丝绳最大静拉力（N）。由起升载荷（额定起重量，钢丝绳悬挂部分的重量，滑轮组及其它吊具的重量）并考虑滑轮组效率相倍率来确定；c一钢丝绳选择系数，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。目前，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，采用双联滑轮起重滑轮组，所以每根承受载荷Fmax=1F总=1.25X104N （4-3）4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=0.123。(4-4)d..c* =13.78mm(4-4)所以钢丝绳选择d=14mm。按钢丝绳所在机构工作级别来选钢丝绳直径时，所选的钢丝绳拉断力应满足下式：F0ZnFmax （4-5）式中F0——所选用钢丝绳最小拉断力，N；n——安全系数，查手册选n=7所以 F0>7X1.25X104=87.5kN （4-6）又钢丝绳最小拉断力总和等于钢丝绳最小拉断力X1.134（纤维芯）或X1.214（钢芯），所以钢丝绳最小拉断力总和为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—79.54.1.3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，应力情况是非常复杂的。实践表明，由于钢丝绳反复弯曲相挤压所造成的金属疲劳是钢丝绳破坏的主要原因。钢丝绳破坏时，外层钢丝由于疲劳和磨损首先开始断裂，随着断丝数的增多，破坏速度逐渐加快，达到一定限度后，仍继续使用，就会造成整根绳的破断。在正确选择钢丝绳的结构和直径之后，实际使用寿命的长短，在很大程度上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。可从以下几方面考虑该问题：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，几乎成平方关系。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。故设计中规定了卷筒直径和钢丝绳直径的最小比值（D/d），与卷扬机的工作级别有关。使用中，应尽量减少钢丝绳的弯折次数并尽量避免反向弯折。决定滑轮绳槽尺寸时，必须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，又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。合理的绳槽尺寸应比钢丝绳的公称直径大10%左右。滑轮与卷筒的材料太硬，对钢丝绳寿命不利。据有关资料表明：以铸铁代替钢.可提高钢丝绳的寿命约10%。为保证钢丝绳在绳筒上平滑缠绕，避免各圈钢丝绳间相互摩擦及多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须保持在一定的限度之内，一般在0.5。~2。之间。良好的周期性润滑是提高钢丝绳使用寿命的一项重要因素。它可以防止锈蚀，减少钢丝绳内外磨损。一般常用中、低粘度润滑油和滤青质化合物。目前我国生产的“钢丝绳油’’属于中等粘度油，适用于各种股捻钢丝绳的润滑。其附着力大，不易滑落或与水起作用，且含有防锈剂，是一种良好的润滑剂。在室外、润湿或腐蚀介质存在的环境里，应选用镀锌钢丝绳。经常检查钢丝绳是否与别的机件摩擦，重新更换新绳时必须核对新绳与原绳的型式直径是否相同；经常检查钢丝绳表面的磨损及断丝，遇到问题及时解决。钢丝绳的报废处理，可参考有关标准相资料。4.2卷筒的结构设计及尺寸确定卷筒尺寸的由已知起升速度、起升高度和钢丝绳的尺寸来确定。卷筒用来卷绕钢丝绳，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，特殊要求的卷筒也有做成圆锥或曲线形的。4.2.1卷筒的分类按照钢丝绳在卷筒上的卷绕层数分，卷筒分单层绕和多层绕两种。一般起重机大多采用单层绕卷筒。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，才采用多层绕的方式。本设计采用单层绕。4.2.2卷筒绳槽的确定卷筒绳槽槽底半径R,槽深c槽的节矩t其尺寸关系为：TOC\o"1-5"\h\zR=(0.54~0.6)d(d为钢丝绳直径) (4-7)绳槽深度：标准槽： 。=(0.25~0.4)d (4-8)1深槽： c2=(0.6~0.9)d (4-9)绳槽节距：标准槽： [=d+(2~4) (4-10)深槽： t2=d+(6~8) (4-11)卷筒槽多数采用标准槽，只有在使用过程中钢丝绳有可能脱槽的情况才使用深槽，本设计选用标准槽，钢丝绳直径选用14mm,R=(0.54~0.6)d=7.56~8.4mm取R=8mm (4-12)c=(0.25~0.4)d=3.5~5.6mm取c=4mm (4-13)所以 t=d+(2~4)=16mm4.2.3卷筒的设计卷筒按照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。本设计卷筒采用内齿轮啮合式。如图4-1。图4-1内齿啮合式卷卷筒的设计主要尺寸有节径D0、卷筒长度L、卷筒壁厚5。4.2.4卷筒节径设计卷筒的节径即卷筒的卷绕直径，由设计知D。不能小于下式：D0,=hd (4-14)式中D0-—按钢丝绳中心计算的卷筒最小直径，山口；h—与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，根据工作环境级别为肱7,查机械设计手册h=28mm;d一钢丝绳的直径,mm。按式计算：气.=hd=392mm所以选取D=400mm (4-15)04.2.5卷筒的长度设计本设计采用双联滑轮组，如图4-2图4-2双联滑轮组卷筒的长度 L卷筒的长度 L=2(L+1+1)+1(4-16)LL一卷筒总长度，mm；L一绳槽部分长度，其计算公式为:0（4-17）（4-17）其中H一最大起升高度，mm；a一滑轮组倍率;D0—卷筒卷绕直径，mm；t一绳槽节矩，mm；n—附加安全圈数，使钢丝绳端受力减小，便于固定，通常取n=1.5~3圈；11一固定钢丝绳所需要的长度，一般取〈=3t，mm；1一两端的边缘长度（包括凸台在内），根据卷筒结构而定，mm；213一卷筒中间无绳槽部分长度，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决定。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1=100mm。3=380mm。11=3t=48mm所以L=996mm。选取标准卷筒长度为1000mm4.2.6卷筒壁厚设计本设计为了延长钢丝绳的寿命，采用铸铁卷筒，对于铸铁卷筒可按经验公式初步确定，然后进行强度验算。对于铸铁筒壁8=0.02D+（6~10）mm （4-18）根据铸造工艺的要求，铸铁卷筒的壁厚不应小于12mm，所以8=15mm所以卷筒的参数选择为：绳槽节距t=16mm、槽底半径％=4mm、卷筒节距D0=400mm、卷筒长度L=1000mm、卷筒壁厚8=15mm。4.2.7卷筒强度计算及检验卷筒材料一般采用不低于HT200的铸铁，特殊需要时可采用ZG230-450、ZG270-500铸钢或Q235-A焊接制造。本设计的卷筒五特殊需要，额定起重重量不是很大，所以选择HT200的铸铁制造。一般卷筒壁厚相对于卷筒直径较小，所以卷筒壁厚可以忽略不计，在钢丝绳的最大拉力作用下，使卷筒产生压应力、弯曲应力和扭曲应力。其中压应力最大。当L<3D0时弯曲应力和扭曲应力的合成力不超过压应力10%,所以当L<3D0时只计算压应力即可。本设计中L=1000mmD=400mm，符合L<3D0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：b=A%ax<Is] （4-19）8-1bc其中b为钢丝绳单层卷绕时卷筒所受压应力，MPa；七密为钢丝绳最大拉力，N；5为卷筒壁厚，mm；A为应力减小系数，一般取A=0.75Is阮]为许用压力，对于铸铁Is阮]二寻bb为铸铁抗压强度极限所以 b=Afmax<\bL39MPa5-1bc查教材机械设计基础知bb>195MPa，所以修bc]>39MPa。所以b<\bbc]经检验计算，卷筒抗压强度符合要求。4.3卷筒轴的设计计算卷筒轴是支持卷扬机正常工作的重要零件，合理设计与计算卷筒轴对卷扬机性能至关重要。4.3.1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式（如图4-3）两种情况。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计算。由卷扬机工作情况和轴的受力分析可知，a、b因卷筒轴主要承受弯矩，可简化为简单的心轴。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<尸<+1，视具体的载荷性质而定。对固定心轴的疲劳失效而言，最危险的应力情况是脉动循环变化，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图卷筒轴既受弯又受扭，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，最终将发生疲劳破坏。但也不排除在超载或意外情况下发生静强度破坏。图4-3卷筒轴的类型：a:轴固定式 b、c:轴转动式4.3.2卷筒轴的设计由于卷筒轴的可靠性对卷扬机安全、可靠的工作非常重要，因此应十分重视卷筒轴的结构设计和强度、刚度计算。卷筒轴的结构，应尽可能简单、合理，应力集中应尽可能小。卷筒轴不仅要计算疲劳强度，而且还要计算静强度；此外，对较长的轴还需校核轴的刚度。本设计以计算出的参数有：绳的额定拉力F=1.25X104kN,卷筒直径D0=400mm,钢丝绳的直径d=14mm，外齿轴套齿轮分度圆直径D=224mm，查机械传动设计手册，轴的材质选择45钢，调制处理，。b=650MPa,气=360MPa,。广300MPa,[oj=100MPa。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。计算时应按钢丝绳在卷筒上两个极限位置分别计算。根据受力分析可知，当钢丝绳位于右极限位置时，心轴受力较大，因此应按有极限位置进行轴的强度计算。计算时，卷筒支承作用到心轴的力，可简化为作用于轴承宽度中点的集中力，左端距支承点72.5mm,右端距支承点202.5mm。查机械设计手册、机械传动设计手册、起重机设计手册，初步得到心轴各段直径和长度。图4-4心轴的各部分尺寸将轴上所有作用力分解为垂直平面的力和水平平面的力，如下图4-5所示。

4.3.3心轴作用力计算新D戏)2F——+—厂2T 八22)齿轮圆周力： F=一=—— =18.7kN (4-20)td1 d1齿轮径向力： F=Ftga=6.8kN (4-21)4.3.4心轴垂直面支承反力及弯矩支反力，如下图3-5b。(780+50支反力，如下图3-5b。(780+50)F-50F —-e 1=26.92kN890RDVRCV(780+60)F-60F_890 J=15.63kN弯矩，如下图3-5c。Mv—50Rcv=-781.5kN,mmM^=60R^=1615.2kN-mm(4-22)(4-23)(4-24)(4-25)4.3.5心轴水平面支承反力及弯矩支反力水平面支承反力如下图4-5d。RDH50F T890=0.382RDH50F T890=0.382kNRCH840F T890=6.42kN(4-26)(4-27)弯矩计算，如下图4-5eMAH=50电=321kN-mm (4-28)M^=60Rdh=22.9kN-mm (4-29)合成弯矩，如下图4-5fMa=\Ma^+MAh=844.8kN-mm (4-30)M=i：M2+M2=1615.3kN-mm (4-31)4.3.6计算心轴工作应力此轴为固定心铀，只有弯矩，没有转矩。由下图4-5可知.最大弯矩发生在剖面B处。设卷筒轴该剖面直径为dB，则弯曲应力为:(4-32)_Mr_1

b=——I<lcJ(4-32)b0.1d3 b0B则:d2 ： p-B =74.46mmB \0.11c」' h0圆整后图4-5轴的弯矩图圆整后dB=75mm'中间轴段d0=75+15=90mm

图4-54.3.7心轴的疲劳强度计算卷筒轴的疲劳强度，应该用钢丝绳的当量拉力进行计算，即FKF （4-33）式中F—钢丝绳的当量拉力，N；K—当量拉力系数。

为使计算简便，可假设K为使计算简便，可假设K=1。由前述可知，心轴应力的性质可认为是按脉动循环规律变化，则。=。=%。弯曲应力为mn2(4-34)b=Kd”B=97.1Mpa(4-34)b 0.1d3B平均应力b和应力幅b为m ab=b=% = 48.55 Mpamn2(4-35)轴的形状比较简单，且为对称结构，在B截面处尺寸有变化，则有应力集中存在，且该处弯矩最大，可以认为置截面是危险截面，应在此处计算轴的疲劳强度。查得有效应力集中系数尺Kb=1.88，表面状态系数P=0.92，绝对尺寸系数£q=0.78，等效系数小平。=0.34。疲劳强度计算的安全系数为S= —b-i =2.1 (4-36)bKFT"a+肇m

b一般轴疲劳强度安全系数k]=1.5〜1.8，所以该轴疲劳强度足够。4.3.8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:(4-37)式中Fmax—静强度计算最大拉力，N；中—动载荷系数，查手册。此处取中=1.35。静强度计算安全系数= 2.75当b、/气＜0.6时[s]=1.2〜1.4，该轴静强度足够。所以该轴符合本设计要求。此外，还有些卷筒轴、具有多支承，如三支承。对这类静不定问题可用三弯矩方程方法计算轴受力，同时在设计中还应考虑轴的结构、支承型式以及底座的刚度等问题。4.4电动机选择正确选择电动机额定功率的原则是：在电动机能够满足机械负载要求的前提下，最经济、最合理地决定电动机功率。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。吊车用卷扬机主要采用三相交流异步电动机。根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S3和短时工作制S2，并优先选用YZR（绕线转子）、YZ（笼型转子）系列起重专用电动机。多数情况下选用绕线转子电动机；在工作条件较轻，接电次数较少时，亦可采用笼型转子电动机。对于小吨位卷扬机，考虑到多方面因素，其电动机工作制也允许选择连续工作制*。本设计电动机工作制度为断时工作制，因此不用考虑电动机的发热计算。机构运转时所需静功率按下式计算：（4-39）n=^Q^Qo^v（4-39）j 1000H式中Q一额定起升载荷，N；Q0—吊具自重，N；可取Q0=（0.02〜0.04）Q；v一起升速度，m；'s;门一机构总效率，它包括滑轮组的效率、导向滑轮效率、卷筒的机械效率和传动机构的机械效率。初步计算时，对于圆柱齿轮减速器传动的起升机构，可取门=0.85〜0.9。所以Nj=6.311kN计算电动机功率、>脖j考虑到工作环境，对于中小型起重机其系数K广0.8,所以N>0.8x6.311=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%基准工作制为S—40%34.5减速器的设计计算4.5.1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:i—-d （4—40）n0式中i—机构的总传动比；nd—电动机额定转速，r/min；n0—卷筒转速，r/min。所以i=35.434.5.2减速器的计算因为电动机轴到减速器高速轴由齿轮链接盘连接，其传动比i0=1,所以减速器的总传动比i=35.43。本设计采用二级圆柱齿轮减速器。4.5.3分配减速器的各级传动比按浸油润滑条件考虑取高速级传动比i1=1.4i2，式中i2为低速级传动传动比。即 i=i1i2=1.4i2所以i1=7.03 i；=5.034.5.4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叩=叫f;-n3-n4式中：n1=0.99（齿形联轴器）n2=0.98（滚子轴承）n3=0.97（齿轮精度为8级）n4=0.99（齿形联轴器）所以总传动效率n=0.99X0.983X0.972x0.99=0.88卷筒轴所得到的功率为0.88P=0.88x7.5=6.61kW>6.311kW所以以上所选参数符合要求。（p为电动机功率）（1）计算各轴转速

I轴n=W=705r/minii0(4-42a)II轴n=nr=100.14r/min2i1(4-42b)m轴nn=f=19.9r/min3i(4-43c)卷筒轴(2)2n4=n3=19.9r/min计算各轴功率(4-43d)I轴P=P-n=p-n=7.425kW1 d 01 d 1(4-44a)I轴p=p-n=p-n-n=7.1kw2 1 12 1 2 3(4-44b)m轴P=P-n=P-n-n=6.7kW3 2 23 2 2 3(4-44c)卷筒轴 P=P-n=6.63kW(3)计算各轴转矩(4-44d)电动机轴输出转矩为：T=9550乌=101.6N.md ndI轴T=T-i-n=100.6N.m1 d0 1(4-45a)I轴T=T-i-n=T-i-n-n=673.1N.m2 1 1 12 1123(4-45b)m轴T=T-i-n=T-i-n-n=3218.5N.m3 2 2 23 2 2 2 3(4-45c)卷筒轴T=T-n-n=3122.5N.m4 3 2 4(4-45d)4.5.4圆柱齿轮传动的设计计算此减速器的齿轮为一般机械零件，没有特殊要求，从降低成本，减小结构和易于取材原则出发决定选用：小齿轮45钢，调质，齿面硬度217~255HBS大齿轮45钢，正火，齿面硬度169~217HBS(1)计算许用接触应力^]查教材，小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为:小齿轮(217~255HBS) 。h1=580MPa大齿轮(169~217HBS) ^引.2=540MPa循环次数： N1=60njLn==1.76x109N2=、=2.5x108ii(4-46a)(4-46b)由教材查得ZN1=1.0ZN2=1.08SH=1.1齿面接触应力为°]=ZN?Hlimi=527.3MpaHisH"]=Z2°Hhm2=530.2MpaH2sH取小值°]=°h]1=527.3MPa(4-47a)(4-47b)(2)计算许用弯曲应力?」小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为:小齿轮(217~255HBS)大齿轮(169~217HBS)YN1=YN2=1 SF=1.4?f「1=440MPa?Flim2=420MPa齿轮弯曲应力为：LF?N1 FlimiF1st]=L2?Flim2=300MpaF2sF=314.3Mpa(4-48b)(4-48a)4.5.5齿轮参数设计1.第一级传动(1)初选参数小齿轮齿数Z1=17大齿轮齿数Z2=Z1i1=17x7.04=119螺旋角p=10。(2)按接触强度结算d1(4-49)2K•T•(u+1),ZZZZ、(4-49)diz3儿u )2' d H所以载荷系数K=1.2弹性系数Z=189.8wN/mm2E节点区域系数ZH=2.464 Zg=0.779螺旋角系数Zp=0.992取w广1所以■2x1.2x■2x1.2x100.6x103x(3.95+1),189.8x2.464x0.779x0.992

x(1x3.95527.3)2=52.2mm(3)主要尺寸计算模数m=4^=52.2xCOS10。=3.02mm (4-50)«1 Z 17取整数m1=3mm1m(Z+Z)中心距a •—»1—1 207.15mm (451)12 cosp取整数a1=205mm计算实际螺旋角:

P=arccos%i(彳+Z?)=9.2° (4-52)2ai螺旋角改变不大，系数ZE、气、Ze、ZP不在修正。分度圆直径dd=Zi%=51.5mm (4-53)1cso9.2od=Z2,二1=360.7mm (4-54)2cso9.20mmmmmmmm齿顶圆直径dammmmmmmmd=d+2m•h*=51.5+2x3x1=56.5al 1 n1 an(4-55a)d=d+2m•h*=360.7+2x3x1=366.7a2 2 n1an(4-55b)齿根圆直径dfd=d-2m(h*+c*)=51.5-2x3x(1+0.25)=44f1 1 n1ann(4-56a)d=d-2m(h*+c*)=360.7-2x3x(1+0.25)=353.2f2 2 n1ann(4-56b)齿宽b«=wd•«=1x51.5=51.5mm (4-57a)4=气+5=56.5mm (4-57b)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：8GJ大齿轮：8FH计算结果见下表4-1：

表4-1一级传动中大小齿轮的基本参数及主要尺寸项目小齿轮大齿轮材料及热处理45钢调质45钢正火基本参数齿数17119法面模数（mm）3分度圆法面压力角20°螺旋角及方•向9.2°左9.2°右法面齿顶高系数11法面齿隙系数0.250.25主要尺寸中心距205齿宽56.551.5分度圆直径51.5360.7齿顶圆直径56.5366.7齿根圆直径44353.22.第二级传动（1）初选参数小齿轮齿数Z1=20(2)按接触强度结算d2, 2K-T-(u+1)ZZZZd2-3—(2)按接触强度结算d2, 2K-T-(u+1)ZZZZd2-3—2 ((4-58a)2Vd-u查教材载荷系数K=1.2弹性系数z*89.8iW/mm2节点区域系数Zh=2.464气=0.779螺旋角系数Zp=0.992、2x1.2x673.1x103x(3.95+1),189.8x2.464x0.779x0.992d2>3 X(1X3.95527.3)2=101.1mm(4-58b)模数mn2d.—2取整数m二二5(mm)n2中心距a1=—.22取整数%=305mm计算实际螺旋角:(3)主要尺寸计算z1n2cosp 101.1xcos10°=5.13mm20(4-59)cosp=304.63mm(4-60)p=arccos%2(彳+—2)2a2=10.39°(4-61)螺旋角改变不大’系数，e、Zh、zp不在修正。分度圆直径dd=Z1.mn2=101.7mm1 n21c%10.39。(4-62a)齿顶圆直径da2n22cso10.39。=508.3mm(4-62b)d1=«+2m・h*=101.7+2x5x1=111.7n1 anmm(4-63a)d2=d2+2m.h*=508.3+2x3x1=518.3mmn1 an(4-63b)齿根圆直径dfd=d1-2m(h*+c*)=101.7-2x5x(1+0.25)=89.2n1anmm(4-64a)(4-64b)=d2-2m(h*+c*)=508.3-2x5x(1+0.25)=495.85n1 anmm齿宽bb2=wd-d1=1x101.7=101.7mm (4-65a)b1=b2+5=106.7mm (4-65b)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：8GJ大齿轮：8FH计算结果见下表4-2：表4-2二级传动中大小齿轮的基本参数及主要尺寸项目小齿轮大齿轮材料及热处理45钢调质45钢正火基本参数齿数20100法面模数(mm)5分度圆法面压力角20°螺旋角及方•向10.39°左10.39°右法面齿顶高系数11法面齿隙系数0.250.25主要尺寸中心距305齿宽106.7101.7分度圆直径101.7508.3齿顶圆直径111.7518.3齿根圆直径89.2495.84.5.6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，没有特殊要求，所以轴的材料选用45钢，粗加工后进行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c=650MPa。S=360MPac=300MPa”]=60MPa按扭转强度计算轴的直径：I 轴的最小直径公式为： dm_n>A^P其中系数A=118~107. 一…-7.425轴 d]min>(118~107)£万言=25.87~23.45mm7.1轴 皿口>(118~107)3：'E=48.844.3mmIII轴 d>(118〜107)3：'尊=82.1〜74.4mm3min 119.9(4-66)(4-67a)(4-67b)(4-67c)考虑到第一级传动的小齿轮直径较小，若使用键与轴连接齿轮强度不够，所以把I轴做成齿轮轴，1轴轴头安装联轴器，故将轴径增加5%。估取I轴轴径为30mm，安装轴承处轴径为28mm，其它尺寸由结构而定。对于I轴，估取I轴轴径为48mm，安装轴承处轴径为45mm，其它尺寸由结构而定。对于I轴，估取I轴轴径为80mm，靠近齿轮盘接手的安装轴承处轴径为80mm，(4-66)(4-67a)(4-67b)(4-67c)其他部件可以参考起重机专用减速器QJR型减速器而定。所计算的减速器的外形尺寸为：974x335x594。4.6制动器，联轴器的选择4.6.1制动器的分类及选择按照制动器构造特征，可分为带式制动器、块式制动器、蹄式制动器和盘式制动器四种。在设计或选择制动器时，主要依据是制动力矩。无论是标准制动器，还是自行设计的制动器都要做必要的发热验算。本设计选用短行程交流电磁铁块式制动器，型号：TKT300/200O如图4-6。图4-6短行程交流电磁铁块式制动器4.6.2联轴器的选择联轴器根据传递的扭矩和工作条件选择：T=kkkT<\t] (4-68)123tt式中T为所传递扭矩的计算值T为实际作用的扭矩T]为联轴器规格表中允许传递的扭矩tk为考虑联轴器重要的系数，选ki=1.3k2为考虑机构偶工作级别的系数，选k2=1.3k3为考虑角度偏差的系数，选k3=1所以T=1.3x1.3x1x101.6=171.7N.m小于CL型齿轮联轴器的许用转矩查起重机设计手册，选用CL1型齿轮联轴器。第五章小车行走机构设计运行机构主要用作水平运移物品以及调整卷扬机的工作位置。在每个工作循环中起重机都要吊重物运行，则称为工作性运行，桥式起重机运行动作仅用来调整起重机的工作位置，称为非工作性运行。运行机构分为有轨运行机构和无轨机构两种，前者依靠刚性车轮沿着专门铺设的轨道运行。由于有轨运行范围比较固定，便于配电，故一般用电机驱动。后者流动性大，故