卷揚機動力總成計算說明書

1、卷揚機設(shè)計說明書 學(xué)院：機械工程學(xué)院班級： 姓名： 學(xué)號： 2015年 月 日卷揚機動力總成計算說明書計 算 及 說 明結(jié) 果一、設(shè)計的初始條件1、設(shè)計題目卷揚機：用卷筒纏繞鋼絲繩提升或牽引重物的輕小型起重設(shè)備，又稱絞車。卷揚機可以垂直提升、水平或傾斜拽引重物?？蓡为毷褂?，也可作起重、筑路和礦井提升等機械中的組成部件，因操作簡單、繞繩量大、移置方便而廣泛應(yīng)用。主要運用于建筑、水利工程、林業(yè)、礦山、碼頭等的物料升降或平拖。原始設(shè)計條件：卷揚機單班制、室內(nèi)工作，頻繁正反轉(zhuǎn)、啟動和制動，使用期限10年，大修期3年，動力源來自三相交流電，屬單件小批量生產(chǎn)，提升速度容許誤差5%以內(nèi)。原始數(shù)據(jù)：鋼絲繩速：

2、1m/s,載重量：1900N，卷筒直徑：350mm,鋼絲繩直徑：3.5mm2、設(shè)計的總體方案確定電動機->傳動系統(tǒng)>執(zhí)行機構(gòu)傳動系統(tǒng)采用帶輪、鏈輪二級傳動機構(gòu)，其設(shè)計機構(gòu)簡圖如下所示：3、電動機類型的選擇由于該卷揚機運用于經(jīng)常啟動、制動和反轉(zhuǎn)的場合 ，應(yīng)選用起重及冶金用YZR和YZ系列電動機，本次設(shè)計采用YZ系列電動機。 根據(jù)已知條件，卷筒工作所需要的功率為P輸出=Fv=1900N*1m/s=1.9KW在傳動過程中，各機構(gòu)的傳遞效率如下（查閱課程設(shè)計參考書）：聯(lián)軸器=0.99，球軸承=0.99，卷筒=0.96，V帶=0.95，滾子鏈=0.96因此，總=聯(lián)軸器2*軸承3*卷筒*V帶*

3、滾子鏈=0.8326P輸入=P輸出總=19000.8326=2282W 同一額定功率的電機，一般有同步轉(zhuǎn)速3000rpm,1500rpm,1000rpm,750rpm等，一般來說，同步轉(zhuǎn)速越低，則電機的尺寸、重量以及價格就越高，因此選擇同步轉(zhuǎn)速越高越好，但是當工作機轉(zhuǎn)速一定時，電機轉(zhuǎn)速越高，會導(dǎo)致傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)龐大，因此，1500rpm、1000rpm兩種電機供應(yīng)較多，設(shè)計時應(yīng)優(yōu)先采用。通過查表，選擇YZ132M1電機，其滿載轉(zhuǎn)速為920r/min，其額定功率為2.5KW二、設(shè)置基本參數(shù)1、分配傳動比 傳動比的分配根據(jù)經(jīng)驗公式，i1=1.3i2由i=i1*i2可得，i1=4.71，i2=3.62

4、注：以上傳動比的分配只是初步的，傳動裝置的實際傳動比要由選定的齒輪齒數(shù)或帶輪基準直徑準確計算，故應(yīng)在各級傳動零件的參數(shù)確定后計算實際傳動比，因而很可能與設(shè)定的傳動比之間有誤差。一般允許工作機實際轉(zhuǎn)速與設(shè)定轉(zhuǎn)速之間的相對誤差為±（35）%。2、軸的轉(zhuǎn)速和扭矩軸0：電動機軸n0=ni=920r/min P1=2282w T0=9.55*P0n0=23.69N*M 軸1:高速軸n1=n0=920r/min P1=2282w*0.99=2259w T1=9.55*P1n1=23.45N*M 軸2：中間軸n2=n1i1=195.33r/min P2=2259w*0.99*0.95=2124.6

5、w T2=9.55*P2n2=103.88N*M 軸3：低速軸n3=n2i2=53.96r/min P3=2124.6w*0.99*0.96=2019.2w T3=9.55*P3n3=357.4N*M 三、帶傳動的設(shè)計3.1 計算功率查書，可選Ka=1.2Pca=1.2*2282=2738W 3.2選擇帶型根據(jù)Pca=2738w，n=920r/min查書可選A型3.3根據(jù)帶輪的基準直徑并驗證帶速v1)初選小帶輪的基準直徑。由表8-6和表8-8，取小帶輪基準直徑=112mm2)驗算帶速v 因為5m/s<v<30m/s,故帶速合適。3)計算大帶輪的基準直徑。dd2=4.71*112=5

6、27mm圓整為560mm 3.4確定V帶的中心距a和基準長度1）初定中心距2）計算帶的基準長度查書可得基準長度1） 計算實際中心距a。中心距的變化范圍為466567mm3.5驗算小帶輪上的包角3.6計算帶的根數(shù)z1）計算單根V帶的額定功率由查書得2） 計算V帶的根數(shù)zZ=3.7計算單根V帶的初拉力的最小值（Fo）min3.8計算壓軸力3.9小帶輪的設(shè)計選擇實心式V帶輪，d=42mmB=(z-1)e+2f=(3-1)*15+9=48mm當B<1.5d時，L=B=39mm外徑da=dd+2ha=112+2*3=118mm3.10大帶輪的設(shè)計由于小帶輪直徑大于300mm，故選擇輪輻式V帶輪d=

7、45B=(z-1)e+2f=(3-1)*15+9=48mm當B<1.5d時，L=B=48mm外徑da=dd+2ha=560+2*3=566mm四、鏈傳動設(shè)計4.1選擇鏈輪齒數(shù)取小鏈輪齒數(shù)4.2確定計算功率查書4.3選擇鏈條型號和節(jié)距根據(jù)可選12A，鏈條節(jié)距為p=19.05mm4.4計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距查書得中心距計算系數(shù)為4.5計算鏈速v，確定潤滑方式由v=1.18m/s和鏈號12A，查圖可知采用滴油潤滑4.6計算壓軸力有效圓周力為：鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)為4.7滾子鏈輪的結(jié)構(gòu)和材料選擇 （1） 有關(guān)鏈齒輪的參數(shù)查表9-2,9-3,9-4可得輪齒齒形參數(shù)：鏈輪齒的基本參數(shù)和尺

8、寸：滾子鏈軸向齒廓尺寸：鏈輪的結(jié)構(gòu)尺寸：（2） 小鏈輪參數(shù)：采用整體式，材料選40號鋼，熱處理為淬火、回火。尺寸參數(shù)有：h=12.96mm, l=3.1h=40mm,dh=68mm（3）大鏈輪參數(shù)：采用孔板式，材料為普通灰鑄鐵，熱處理為淬火、回火。4.8鏈傳動的布置、張緊、潤滑和防護（1） 鏈傳動的布置： 鏈輪必須位于鉛垂面內(nèi)，兩輪共面。由于傳動比較大，兩輪中心距較長，查表9-8后，故需要松邊在下，緊邊在上。（2） 張緊： 兩輪中心在同一水平線上，故可不用張緊輪。（3）鏈傳動的潤滑：鏈傳動的潤滑十分重要，對高速、重載的鏈傳動更好。好的潤滑可以緩和沖擊，減輕磨損，延長鏈條使用壽命。查表9-9得選

9、：滴油潤滑。（4） 鏈傳動的防護：為了防止工作人員無意間的受傷和灰塵的影響，建議加上防護罩，以維持鏈傳動的正常潤滑狀態(tài)。5.軸的設(shè)計5.1軸的功率、詳見2.2軸的基本參數(shù)5.2初步確定軸的最小直徑軸的材料選用45鋼，A0取120，由公式計算得軸的直徑：5.3選擇聯(lián)軸器輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，由查表得Ka=1.3則：Tca=Ka*T0=1.3*23690=30800N*mm根據(jù)GB/T5014-2003，選擇LXZ2型帶制動輪彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N*m,半聯(lián)軸器的孔徑d1=32mm，d2=38mm,半聯(lián)軸器長度L=82mm,半聯(lián)軸器與轂孔長度L1=60mm.6

10、.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1) 軸1的設(shè)計與計算1擬定軸上零件的裝配方案2.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 (1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2段軸的右端需要設(shè)計軸肩（其中d1-2=30mm），；半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=60mm，故取l1-2=58mm。由于此處無軸向力，因此采用深溝球軸承6308，內(nèi)徑為40mm,外徑為90mm,軸承的寬度為23mm。l3-4=40mm, V帶輪的輪轂寬度為39mm，l取23mm，因此l4-5=36mm。軸肩段l5-6=10mm，l6-7=46mm 軸的直徑d和d1,d3和d4,d4和d5形成的軸肩，直徑的變化值要大些，根據(jù)經(jīng)驗公式d=d+（34）

11、C1可計算該處的直徑差。在d1和d2，d2和d3的直徑差取13mm即可。因此，軸的直徑從左往右依次是d=32mm, d1=38mm, d2=40mm,d3=42mm,d4=48mm,d5=40mm3.軸上零件的周向定位與配合帶輪和半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用普通平鍵連接。查閱普通平鍵的參數(shù)表可知，半聯(lián)軸器端平鍵的截面b*h=10*8，L=56mm, 半聯(lián)軸器與軸的配合為H7s6.帶輪軸的平鍵截面為b*h=12*8，L=32mm. 為了保證帶輪與軸配合有良好的對中性 ，故選擇帶輪輪轂與軸的配合為H7s6.滾動軸承與軸的定位由過度配合來保證的，此處選軸的直徑的尺寸公差為m6。4確定軸上圓角及倒角尺

12、寸參數(shù)書本15-2表格，取軸段的倒角為1.6*45°，各軸肩處的圓角半徑為r=1.6mm5求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。對于深溝球軸承6308的支點在中心，因此作為簡支梁的軸的支撐跨距L=103mm。根據(jù)軸1的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。支反力FN1左=441 N；FN1右=441N彎矩M1=20506N.mm扭矩T1=23450N.mm6.軸承的壽命6308深溝球軸承基本額定動載荷C=19.2KN，軸承只受徑向力Fr=441N，載荷系數(shù)fp=1.6，故當量動載荷P=fpFr=0.0.706KN,球軸承=3軸承壽命Lh=365000h7.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進

13、行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6,軸的計算應(yīng)力ca=M12+(aT1)2W=3.36MPa已知軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由教材表15-1查得=60MPa，因此，故安全。8精確校核軸的疲勞強度1.判斷危險截面只受扭矩作用段雖然鍵槽，軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度計算較為寬裕確定的，所以扭轉(zhuǎn)段均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面3和4處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面A上應(yīng)力最大。截面4和截面3應(yīng)力集中影響相近，

14、但截面4不受扭矩作用且軸徑最大，故不必做強度校核。截面A上雖然應(yīng)力大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），且軸徑最大，故A也不用校核。截面5更不需校核。由第三章知鍵的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合小，因而該軸只需校核3截面的左右兩側(cè)即可。2. 截面3左側(cè)抗彎界面系數(shù)W=0.1d2-33=6400mm3抗扭截面系數(shù) WT=12800mm3截面3左側(cè)的彎矩 M1左=M1=16164N.mm截面3左側(cè)的扭矩 T=23450N.mm截面上的彎曲應(yīng)力 b=MW=161646400=2.53MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力  T=T3W=2345012800=1.83MPa軸的材料為45鋼，

15、調(diào)質(zhì)處理。b=640MPa,-1=275MPa， -1 =155MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及 ,按教材附表3-2查取。因rd=0.04，Dd=1.05，經(jīng)插值后查得=1.82及 =1.273。又由教材附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為q=0.82，q=0.85；故有效應(yīng)力集中系數(shù)k=1+q-1=1.67k =1+q -1=1.23由教材附圖3-2的尺寸系數(shù)=0.76，由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.87。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)=0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即q=1，則綜合系數(shù)為K=k+1=3.47K =k+

16、1=2.50查得碳鋼的特性系數(shù)=0.1，=0.05；于是計算安全系數(shù)值S=-1Ka+m=31.32S=-1Ka+m=66.43Sca=SSS2+S2=28.31.5故可知其安全。3截面3右側(cè)抗彎界面系數(shù)W=0.1d2-33=7408mm3抗扭截面系數(shù) WT=14818mm3截面3右側(cè)的彎矩 M1左=M1=16164N.mm截面3右側(cè)的扭矩 T=23450N.mm截面上的彎曲應(yīng)力 b=MW=161647408=2.18MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力  T=T3W=2345014818=1.58MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。b=640MPa,-1=275MPa， -1 =155M

17、Pa。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及 ,按教材附表3-2查取。因rd=0.04，Dd=1.05，經(jīng)插值后查得=1.82及 =1.273。又由教材附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為q=0.82，q=0.85；故有效應(yīng)力集中系數(shù)k=1+q-1=1.67k =1+q -1=1.23由教材附圖3-2的尺寸系數(shù)=0.76，由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.87。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)=0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即q=1，則綜合系數(shù)為K=k+1=3.47K =k+1=2.50查得碳鋼的特性系數(shù)=0.1，=0.05；于是計算安全系數(shù)值S=-

18、1Ka+m=36.35S=-1Ka+m=76.94Sca=SSS2+S2=32.871.5故可知其安全。(2) 軸2的設(shè)計與計算1擬定軸上零件的裝配方案2.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度選擇6308軸承，故取d1-2=40mm，與帶輪的配合處d2-3=42mm，軸肩d3-4=48mm，帶輪輪轂寬48mm，故取l2-3=46mm，與鏈輪配合處d4-5=42mm，算出鏈輪輪轂寬38mm，故取l4-5=36mm，軸承處d5-6=40mm， l1-2=64mm，l5-6=56mm。3軸上零件的周向定位與配合帶輪和鏈輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d2-3=42mm和l2-3=46mm，選擇

19、平鍵b*h*l=12*8*45。為了保證帶輪與軸的配合有良好的對中性，故選擇帶輪輪轂與軸的配合為H7n6；鏈輪與軸的連接選用平鍵b*h*l=12*8*25，鏈輪與軸的配合為H7n6。滾動軸承與軸的定位由過度配合來保證的，此處選軸的直徑的尺寸公差為m6。4. 確定軸上圓角和倒角尺寸參數(shù)書本15-2表格，取軸段的倒角為1.6*45°，各個軸肩處的圓角半徑為r=1.6mm5. 求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。對于深溝球軸承6308的支點在中心，因此作為簡支梁的軸的支撐跨距L=221mm。根據(jù)軸2的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。支反力FN1左=527 N；FN1右=1388N彎

20、矩M1=114510N.mm扭矩T1=103000N.mm6.軸承的壽命6308深溝球軸承基本額定動載荷C=19.2KN，軸承只受徑向力Fr=1388N，載荷系數(shù)fp=1.6，故當量動載荷P=fpFr=2.22KN,球軸承=3軸承壽命Lh=55120h7.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6,軸的計算應(yīng)力ca=M12+(aT1)2W=17.56MPa已知軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由教材表15-1查得=60MPa，因此，故安全。8. 精確校核軸的疲勞強度 1.判斷危險截面

21、由軸1的判斷方法可知需要精確校核5截面的左右兩側(cè)2. 截面5左側(cè)抗彎界面系數(shù)W=0.1d3=7408mm3抗扭截面系數(shù) WT=14818mm3截面5左側(cè)的彎矩 M1左=M1=95078.mm截面5左側(cè)的扭矩 T=103000N.mm截面上的彎曲應(yīng)力 b=MW=12.83MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力  T=T3W=6.95MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。b=640MPa,-1=275MPa， -1 =155MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及 ,按教材附表3-2查取。因rd=0.04，Dd=1.05，經(jīng)插值后查得=1.82及 =1.273。又由教

22、材附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為q=0.82，q=0.85；故有效應(yīng)力集中系數(shù)k=1+q-1=1.67k =1+q -1=1.23由教材附圖3-2的尺寸系數(shù)=0.76，由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.87。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)=0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即q=1，則綜合系數(shù)為K=k+1=3.47K =k+1=2.50查得碳鋼的特性系數(shù)=0.1，=0.05；于是計算安全系數(shù)值S=-1Ka+m=6.18S=-1Ka+m=17.49Sca=SSS2+S2=5.831.5故可知其安全。3.截面5右側(cè)抗彎界面系數(shù)W=0.1d2-33=6400mm3抗扭截面系

23、數(shù) WT=12800mm3截面5右側(cè)的彎矩 M1左=M1=95078.mm截面5右側(cè)的扭矩 T=103000N.mm截面上的彎曲應(yīng)力 b=MW=14.86MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力  T=T3W=8.05MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。b=640MPa,-1=275MPa， -1 =155MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及 ,按教材附表3-2查取。因rd=0.04，Dd=1.05，經(jīng)插值后查得=1.82及 =1.273。又由教材附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為q=0.82，q=0.85；故有效應(yīng)力集中系數(shù)k=1+q-1=1.67k

24、0;=1+q -1=1.23由教材附圖3-2的尺寸系數(shù)=0.76，由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.87。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)=0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即q=1，則綜合系數(shù)為K=k+1=3.47K =k+1=2.50查得碳鋼的特性系數(shù)=0.1，=0.05；于是計算安全系數(shù)值S=-1Ka+m=5.33S=-1Ka+m=15.10Sca=SSS2+S2=5.031.5故可知其安全。(3) 軸3的設(shè)計與計算1擬定軸上零件的裝配方案2.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度根據(jù)GB/T5014-2003，選擇LXZ2型帶制動輪彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N*m

25、,半聯(lián)軸器的孔徑d1=48mm，d2=48mm,半聯(lián)軸器長度L=112mm,半聯(lián)軸器與轂孔長度L1=84mm.選擇6311軸承，故取d1-2=55mm，軸肩d2-3=64mm，與鏈輪配合處d3-4=58mm，帶輪輪轂寬93mm，故取l2-3=90mm， d3-4=58mm，d4-5=55mm，軸承處d5-6=53mm， l1-2=45mm，l4-5=50mm，l5-6=36mm，l6-7=82mm3軸上零件的周向定位與配合鏈輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按d3-4=58mm和l3-4=90mm，選擇平鍵b*h*l=16*10*90。鏈輪與軸的配合為H7n6。滾動軸承與軸的定位由過度配合來保證的

26、，此處選軸的直徑的尺寸公差為m6。4. 確定軸上圓角和倒角尺寸參數(shù)書本15-2表格，取軸段的倒角為2*45°，各個軸肩處的圓角半徑為r=2mm5. 求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。對于深溝球軸承6308的支點在中心，因此作為簡支梁的軸的支撐跨距L=221mm。根據(jù)軸2的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。支反力FN1左=1293N；FN1右=1504N彎矩M1=118956N.mm扭矩T1=357400N.mm6.軸承的壽命6311深溝球軸承基本額定動載荷C=44.8KN，軸承只受徑向力Fr=1504N，載荷系數(shù)fp=1.6，故當量動載荷P=fpFr=2.4KN,球軸承=3軸

27、承壽命Lh=2008986h7.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6,軸的計算應(yīng)力ca=M12+(aT1)2W=12.57MPa已知軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由教材表15-1查得=60MPa，因此，故安全。8. 精確校核軸的疲勞強度 1.判斷危險截面 由軸1的判斷方法可知需要精確校核4截面的左右兩側(cè)2. 截面4左側(cè)抗彎界面系數(shù)W=0.1d3=19511mm3抗扭截面系數(shù) WT=39022mm3截面4左側(cè)的彎矩 M1左=M1=118956.mm截面4左側(cè)的扭矩 T=357400N.mm截面上的彎曲應(yīng)力 b=MW=6.10MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力  T=T3W=9.16MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。b=640MPa,-1=275MPa，