全套圖紙加V信153893706或扣33463894111．引言卷揚機，用卷筒纏繞鋼絲繩或鏈條提升或牽引重物的輕小型起重設備，又稱絞車，可單獨使用，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、移置方便而廣泛應用。電動絞車廣泛用于工作繁重和需牽引力較大的場所。根據工作環(huán)境的不同，可選用防爆型或非防爆型電動機為動力源。單卷筒電動絞車的電動機經減速器帶動卷筒，電動機與減速器輸入之間裝有制動器。為適應提升、牽引、回轉等作業(yè)的需要，還有雙卷筒和多卷筒裝置的絞車。根據傳動形式的不同，絞車可分為蘇式多級內齒行星齒輪傳動調度絞車、擺線針輪傳動調度絞車、蝸輪-蝸桿傳動回柱絞車和少差齒回柱和調度絞車等。對于單滾筒行星齒輪傳動調度絞車，其具有成本低，效率較高，重量輕，結構簡單，易于維修和保養(yǎng)等優(yōu)點。本次設計的5噸電動卷揚機于普通地面搬運工作，采用兩級圓柱展開式齒輪傳動。系統(tǒng)是由電動機、連軸器、制動器、減速器、卷筒、導向滑輪、起升滑輪組、釣鉤等組成。通過這次畢業(yè)設計將學國的理論知識進一步綜合運用，培養(yǎng)結構設計能力、計算能力，熟悉一般機械結構的設計過程。2.設計步驟2.1．傳動裝置總體設計方案電動絞車廣泛用于工作繁重和需牽引力較大的場所。根據工作環(huán)境的不同，可選用防爆型或非防爆型電動機為動力源。單卷筒電動絞車的電動機經減速器帶動卷筒，電動機與減速器輸入之間裝有制動器。為適應提升、牽引、回轉等作業(yè)的需要，還有雙卷筒和多卷筒裝置的絞車。根據傳動形式的不同，絞車可分為蘇式多級內齒行星齒輪傳動調度絞車、擺線針輪傳動調度絞車、蝸輪-蝸桿傳動回柱絞車和少差齒回柱和調度絞車等。對于單滾筒行星齒輪傳動調度絞車，其具有成本低，效率較高，重量輕，結構簡單，易于維修和保養(yǎng)等優(yōu)點。本次設計的絞車用于普通地面搬運工作。最初考慮的減速器方案是變頻控制，考慮成本和根據實際工作要求后，采用兩級圓柱展開式齒輪傳動，傳動簡圖見系統(tǒng)原理圖。此次設計的5噸電動卷揚機是由電動機、連軸器、制動器、減速器、卷筒、導向滑輪、起升滑輪組、釣鉤等組成（如圖所示）。圖2-1起升機構示意圖1—電動機2—聯軸器3—減速器4—卷筒5—導向滑輪6—滑輪組7—吊鉤電動機正轉或反轉時，制動器松開，通過帶制動輪的聯軸器帶動減速器高速軸，經減速器減速后由低速軸帶動卷筒旋轉，使鋼絲繩在卷筒上繞進或放出，從而使重物起升或下降。電動機停止轉動時，依靠制動器將高速軸的制動輪剎住，使懸吊的重物停止在空中。根據需要起升機構上還可裝設各種輔助裝置，如起重量限制器、起升高度限位器、速度限制器和鋼絲繩作多層卷繞時，使鋼絲繩順序排列在卷筒上的排繩裝置等。2．2起升機構的組成及型式起升機構是使重物作升降運動的機構，它是任何起重機必不可少和最主要最基本的機構。此次設計的電動5噸卷揚機是由電動機、連軸器、制動器、減速器、卷筒、導向滑輪、起升滑輪組、釣鉤等組成，其各方面的機構分布可以參考如下圖2-3所示。圖2-2起升機構示意圖1—電動機2—聯軸器3—減速器4—卷筒5—導向滑輪6—滑輪組7—吊鉤電動機正轉或反轉時，制動器松開，通過帶制動輪的聯軸器帶動減速器高速軸，經減速器減速后由低速軸帶動卷筒旋轉，使鋼絲繩在卷筒上繞進或放出，從而使重物起升或下降。電動機停止轉動時，依靠制動器將高速軸的制動輪剎住，使懸吊的重物停止在空中。根據需要起升機構上還可裝設各種輔助裝置，如起重量限制器、起升高度限位器、速度限制器和鋼絲繩作多層卷繞時，使鋼絲繩順序排列在卷筒上的排繩裝置等。2．3起升機構的典型傳動型式在電動機與卷筒之間通常采用效率較高的起重用標準兩級減速器。要求低速時可采用三級大傳動比減速器。為便于安裝，在電動機與減速機之間常采用具有補償性能的彈性柱銷連軸器或齒輪連軸器。前者構造簡單并能起緩沖作用，但彈性橡膠圈的使用壽命不長；后者堅固耐用，應用最廣。齒輪連軸器的壽命與安裝質量有關，并且需要經常潤滑。一般制動器都安裝在高速軸上，這樣所需要的制動力矩小，相應的制動器尺寸小，重量輕。經常利用聯軸器的一半兼作制動輪。帶制動輪的半體應安裝在減速器高速軸上。這樣，即使聯軸器被損壞，制動器仍可把卷筒制動住，以確保機構的安全。起升機構的制動器必須采用常閉式的。制動力矩應保證有足夠的制動安全系數。在重要的起升機構中有時設兩個制動器，而第二個制動器可安裝在減速器高速軸的令一伸出端或裝設在電動機的尾部出軸上。為使機構布置方便并增大補償能力，在電動機與減速機之間可用浮動軸連接，浮動軸的兩端為半齒輪連軸器。由于卷筒與減速器低速軸之間的連接型式很多。本卷揚機的卷筒與低速軸的連接為帶齒輪接盤的結構型式，卷筒軸左端用自位軸承支撐于減速器輸出軸的內腔軸承座中，低速軸的外緣制成外齒輪，它與固定在卷筒上的帶內齒輪的接盤相嚙合，形成一個齒輪連軸器傳遞扭矩，并可以補償一定的安裝誤差。在齒輪聯軸器外側，即靠近減速器的一側裝有剖分式密封蓋，以防止聯軸器內的潤滑油流出來和外面的灰塵進入。這種連接型式的優(yōu)點是結構緊湊，軸向尺寸小，分組性好，能補償減速器與卷筒軸之間的安裝誤差。如下圖2-4。圖2-3用齒輪接盤連接型式卷筒的直徑一般盡量選用允許的較小值，因為隨著卷筒直徑的增加，扭矩和減速傳動比也增大，引起整個機構龐大。但在起升高度較大時，往往用增大卷筒直徑的方法以減小其長度?；喗M型式（單聯或雙聯）和它的倍率對起升機構的尺寸也有很大的影響。在橋式起重機中采用雙聯滑輪組，一方面使卷筒兩支撐上的受力不變，也就是使運行小車兩邊的軌道輪壓不變，這對橋架和小車車架受力使有利的；另一方面是使重物在起升過程中不作橫向移動。但由于雙聯滑輪組的倍率比單聯滑輪組小一倍，起升機構的傳動比也需要增大一倍，這就使機構尺寸增大，所以其他的起重機采用單聯滑輪組，此次設計的是5噸橋式起重機的卷揚機，因此選用雙聯滑輪組，如下圖2-5。圖2-4雙聯滑輪組1、動滑輪2、定滑輪3、卷筒滑輪組的倍率的確定對鋼絲繩的拉力、卷筒直徑與長度、減速機構的傳動比以及機構的總體尺寸有很大的影響。大起重量采用較大的倍率，可避免采用過粗的鋼絲繩。有時在采用較大的滑輪組倍率的同時相應的降低了起升速度的方式來提高起重量，可以使起升機構達到通用性，即將同一起升機構用于不同的起重量，這是在系列設計時常采用的方法。起升機構計算是在給定了設計參數，并將布置方案確定后進行的，通過計算選用機構中所需要的標準零部件，如電動機、制動器、減速器和聯軸器等。對于非標準零部件需進行單獨設計。此卷揚機設計提升載荷5噸，主要用于工廠5噸橋式起重。卷揚機主體零件的設計3.1鋼絲繩的選擇卷揚機通過鋼絲繩升降、牽引重物，工作時鋼絲繩所受應力十分復雜，加之對外界影響因素比較敏感，一旦失效，后果十分嚴重，因此，應特別重視鋼絲繩的合理選擇與使用。3.1.1鋼絲繩的種類和構造鋼絲繩的種類．根據鋼絲繩中鋼絲與鋼絲的接觸狀態(tài)不同又可分為：1．點接觸鋼絲繩點接觸鋼絲繩繩股中各層鋼絲直徑均相同，而內外各層鋼絲的節(jié)距不同．因而相互交叉形成點接觸。其特點是接觸應力高．表面粗糙，鋼絲易折斷，使用壽命低。但制造工藝簡單，價格便宜。在實際中常發(fā)現這種鋼絲繩在受拉、尤其是受彎時由于鋼絲間的點接觸、造成應力集中而產生嚴重壓痕，由此導致鋼絲疲勞斷裂而使鋼絲繩過早報廢。2．線接觸鋼絲繩線接觸鋼絲繩繩股由不同直徑的鋼絲統(tǒng)制而成，每一層鋼絲的節(jié)距相等，由于外層鋼絲位于內層鋼絲之間的溝槽內，因此內外層鋼絲間形成線接觸。這種鋼絲繩的內層鋼絲雖承受比外層鋼絲稍大的應力，但它避免了應力集中，消除了鋼絲在接觸處的二次彎曲現象，減少了鋼絲間的摩擦阻力。使鋼絲繩在彎曲上有較大的自由度，從而顯著提高了抗疲勞強度，其壽命通常高于點接觸鋼絲繩。由于線接觸鋼絲繩比點接觸鋼絲繩的有效鋼絲總面積大，因而承載能力高。如果在破斷拉力相同的情況下選用線接觸鋼絲繩，可以采用較小的滑輪和卷筒直徑，從而使整個機構的尺寸減小。卷楊機應優(yōu)先選用線接觸鋼絲繩。3.1.2鋼絲繩直徑的選擇卷揚機系多層纏繞．鋼絲繩受力比較復雜。為簡化計算，鋼絲繩選擇多采用安全系數法，這是—種靜力計算方法。鋼絲繩的安全系數按下式計算：（3-1）式中—整條鋼絲繩的破斷拉力，N；—卷揚機工作級別規(guī)定的最小安全系數；—鋼絲繩的額定拉力，N；設計時，鋼絲繩的額定拉力為已知，將額定拉力乘以規(guī)定的最小安全系數，然后從產品目錄中選擇一種破斷拉力不小于·[M〕的鋼絲繩直徑。目前在工業(yè)化國家，對鋼絲繩直徑的選擇普遍采用選擇系數法。國際標準繩的選擇也推薦采用此方法。該方如下；鋼絲繩直徑不應小于下式計算的最小直徑（3-2）式中Fmax—鋼絲繩最大靜拉力(N)。由起升載荷（額定起重量，鋼絲繩懸掛部分的重量，滑輪組及其它吊具的重量）并考慮滑輪組效率相倍率來確定；c—鋼絲繩選擇系數，它與機構的工作級別、鋼絲繩是否旋轉以及吊運物品的性質等因素有關。目前，卷揚機還沒有此系數的具體規(guī)定。該設計卷揚機額定載荷5噸，采用雙聯滑輪起重滑輪組，所以每根承受載荷Fmax＝F總＝1.25×N（3-3）該卷揚機用于冶金行業(yè)鑄造用，所以工作級別為M7，鋼繩系數選擇c＝0.123。＝13.78mm（3-4）所以鋼絲繩選擇d=14mm。按鋼絲繩所在機構工作級別來選鋼絲繩直徑時，所選的鋼絲繩拉斷力應滿足下式：F0nFmax（3-5）式中F0——所選用鋼絲繩最小拉斷力，N；n——安全系數，查手冊選n=7所以F07×1.25×=87.5kN（3-6）又鋼絲繩最小拉斷力總和等于鋼絲繩最小拉斷力×1.134（纖維芯）或×1.214（鋼芯），所以鋼絲繩最小拉斷力總和為99.225kN（本設計中鋼絲繩不接觸高溫，橫向壓力較小，選用纖維芯鋼絲繩）鋼絲繩型號選擇：鋼絲繩6×19（a）類14—NAT—FC—1470—ZS—102—79.53.1.3鋼絲繩的使用鋼絲繩在工作時卷繞進出滑輪和卷筒，除產生拉應力外，還有擠壓、彎曲、接觸和扭轉等應力，應力情況是非常復雜的。實踐表明，由于鋼絲繩反復彎曲相擠壓所造成的金屬疲勞是鋼絲繩破壞的主要原因。鋼絲繩破壞時，外層鋼絲由于疲勞和磨損首先開始斷裂，隨著斷絲數的增多，破壞速度逐漸加快，達到一定限度后，仍繼續(xù)使用，就會造成整根繩的破斷。在正確選擇鋼絲繩的結構和直徑之后，實際使用壽命的長短，在很大程度上取決于鋼絲繩在使用中的維護和保養(yǎng)及與相關機件的合理配置?？蓮囊韵聨追矫婵紤]該問題：1.滑輪和卷筒直徑D與鋼絲繩直徑d的比值大小對鋼絲繩的壽命影響較大，幾乎成平方關系。因此，選用較大的滑輪和卷簡直徑對鋼絲繩的壽命是有利的。故設計中規(guī)定了卷筒直徑和鋼絲繩直徑的最小比值（D/d），與卷揚機的工作級別有關。使用中，應盡量減少鋼絲繩的彎折次數并盡量避免反向彎折。2.決定滑輪繩槽尺寸時，必須考慮鋼絲繩直徑較公稱直徑有6％~8％的過盈量這一事實。過小的繩槽直徑會使鋼絲繩受到過度擠壓而提前斷絲，繩槽尺寸過大，又會使鋼絲繩在槽內的支承面積減小，增大鋼絲繩的接觸應力。合理的繩槽尺寸應比鋼絲繩的公稱直徑大10％左右。3.滑輪與卷筒的材料太硬，對鋼絲繩壽命不利。據有關資料表明：以鑄鐵代替鋼．可提高鋼絲繩的壽命約10％。4.為保證鋼絲繩在繩筒上平滑纏繞，避免各圈鋼絲繩間相互摩擦及多層纏繞錘擊和堆繞現象，延長鋼絲繩的使用壽命，鋼絲繩在卷筒及繩輪上的偏角必須保持在一定的限度之內，一般在0.5~2之間。5.良好的周期性潤滑是提高鋼絲繩使用壽命的一項重要因素。它可以防止銹蝕，減少鋼絲繩內外磨損。一般常用中、低粘度潤滑油和濾青質化合物。目前我國生產的“鋼絲繩油’’屬于中等粘度油，適用于各種股捻鋼絲繩的潤滑。其附著力大，不易滑落或與水起作用，且含有防銹劑，是一種良好的潤滑劑。6.在室外、潤濕或腐蝕介質存在的環(huán)境里，應選用鍍鋅鋼絲繩。7.經常檢查鋼絲繩是否與別的機件摩擦，重新更換新繩時必須核對新繩與原繩的型式直徑是否相同；經常檢查鋼絲繩表面的磨損及斷絲，遇到問題及時解決。鋼絲繩的報廢處理，可參考有關標準相資料。3.2卷筒的結構設計及尺寸確定卷筒尺寸的由已知起升速度、起升高度和鋼絲繩的尺寸來確定。卷筒用來卷繞鋼絲繩，把原動機的驅動力傳遞給鋼絲繩，并把原動機的回轉運動變?yōu)樗枰闹本€運動。卷筒通常是中空的圓柱形，特殊要求的卷筒也有做成圓錐或曲線形的。3.2.1卷筒的分類按照鋼絲繩在卷筒上的卷繞層數分，卷筒分單層繞和多層繞兩種。一般起重機大多采用單層繞卷筒。只有在繞繩量特別大或特別要求機構緊湊的情況下，為了縮小卷筒的外形尺寸，才采用多層繞的方式。本設計采用單層繞。3.2.2卷筒繩槽的確定卷筒繩槽槽底半徑R，槽深c槽的節(jié)矩t其尺寸關系為：R=（0.54~0.6）d（d為鋼絲繩直徑）（3-7）繩槽深度：標準槽：=（0.25~0.4）d（3-8）深槽：=（0.6~0.9）d（3-9）繩槽節(jié)距：標準槽：＝d＋（2~4）（3-10）深槽：＝d＋（6~8）（3-11）卷筒槽多數采用標準槽，只有在使用過程中鋼絲繩有可能脫槽的情況才使用深槽，本設計選用標準槽，鋼絲繩直徑選用14mm，R=（0.54~0.6）d=7.56~8.4mm取R=8mm（3-12）c=（0.25~0.4）d=3.5~5.6mm取c=4mm（3-13）所以t＝d＋（2~4）=16mm3.2.3卷筒的設計卷筒按照轉矩的傳遞方式來分．有端側板周邊大齒輪外嚙合式和筒端或筒內齒輪內嚙合式，其共同特點是卷筒軸只承受彎矩，不承受轉矩。本設計卷筒采用內齒輪嚙合式。如圖3-1。圖3-1內齒嚙合式卷卷筒的設計主要尺寸有節(jié)徑、卷筒長度L、卷筒壁厚δ。3.2.4卷筒節(jié)徑設計卷筒的節(jié)徑即卷筒的卷繞直徑，由設計知不能小于下式：（3-14）式中—按鋼絲繩中心計算的卷筒最小直徑，mm；h—與機構工作級別和鋼絲繩結構有關的系數，根據工作環(huán)境級別為，查機械設計手冊h=28mm;d—鋼絲繩的直徑,mm。按式計算：＝392mm所以選取=400mm（3-15）3.2.5卷筒的長度設計本設計采用雙聯滑輪組卷筒的長度（3-16）式中—卷筒總長度，mm；—繩槽部分長度，其計算公式為：（3-17）其中—最大起升高度，mm；—滑輪組倍率；—卷筒卷繞直徑，mm；—繩槽節(jié)矩，mm；—附加安全圈數，使鋼絲繩端受力減小，便于固定，通常取n＝1.5~3圈；—固定鋼絲繩所需要的長度，一般取＝3t，mm；—兩端的邊緣長度（包括凸臺在內），根據卷筒結構而定，mm；—卷筒中間無繩槽部分長度，由鋼絲繩的允許偏斜角α和卷筒軸到動滑輪軸的最小距離決定。對于有螺旋槽的單層繞卷筒，鋼絲繩允許偏斜度通常為1：10，可知選?。?00mm。=380mm。＝3t=48mm所以＝996mm。選取標準卷筒長度為1000mm3.2.6卷筒壁厚設計本設計為了延長鋼絲繩的壽命，采用鑄鐵卷筒，對于鑄鐵卷筒可按經驗公式初步確定，然后進行強度驗算。對于鑄鐵筒壁mm（3-18）根據鑄造工藝的要求，鑄鐵卷筒的壁厚不應小于12mm，所以15mm所以卷筒的參數選擇為：繩槽節(jié)距t＝16mm、槽底半徑＝4mm、卷筒節(jié)距＝400mm、卷筒長度L=1000mm、卷筒壁厚mm。3.2.7卷筒強度計算及檢驗卷筒材料一般采用不低于HT200的鑄鐵，特殊需要時可采用ZG230-450、ZG270-500鑄鋼或Q235-A焊接制造。本設計的卷筒五特殊需要，額定起重重量不是很大，所以選擇HT200的鑄鐵制造。一般卷筒壁厚相對于卷筒直徑較小，所以卷筒壁厚可以忽略不計，在鋼絲繩的最大拉力作用下，使卷筒產生壓應力、彎曲應力和扭曲應力。其中壓應力最大。當3時彎曲應力和扭曲應力的合成力不超過壓應力10%,所以當3時只計算壓應力即可。本設計中L=1000mmD=400mm，符合3的要求，所以只計算壓應力即可。當鋼絲繩單層卷繞時，卷筒所受壓應力按下式來計算：=A（3-19）其中為鋼絲繩單層卷繞時卷筒所受壓應力，MPa；為鋼絲繩最大拉力，N；為卷筒壁厚，mm；A為應力減小系數，一般取A=0.75為許用壓力，對于鑄鐵=為鑄鐵抗壓強度極限所以=A39MPa查教材機械設計基礎知195MPa，所以39MPa。所以經檢驗計算，卷筒抗壓強度符合要求。3.3卷筒軸的設計計算卷筒軸是支持卷揚機正常工作的重要零件，合理設計與計算卷筒軸對卷揚機性能至關重要。3.3.1卷筒軸的受力計算及工作應力計算常用的卷筒軸分軸固定式軸轉動式（如圖3-3）兩種情況。卷揚機卷筒工作時，鋼絲繩在卷簡上的位置是變化的。鋼絲繩拉力經卷筒及支承作用到軸上產生的力矩，其大小隨鋼絲繩在卷簡上位置的變化而不同。強度計算時應按鋼絲繩在卷筒上兩個極限位旨分別計算。由卷揚機工作情況和軸的受力分析可知，a、b因卷筒軸主要承受彎矩，可簡化為簡單的心軸。a圖為固定心軸，b圖為轉動心軸。對于轉動心軸，其彎曲應力一般為對稱循環(huán)變化；對固定心軸，其應力循環(huán)特征為，視具體的載荷性質而定。對固定心軸的疲勞失效而言，最危險的應力情況是脈動循環(huán)變化，為安全起見，卷筒的固定心軸應力以按脈動循環(huán)處理為宜。c圖卷筒軸既受彎又受扭，為轉軸。其彎曲應力的應力性質為對稱循環(huán)變應力，而扭轉剪應力的應力性質可視為脈動循環(huán)變化。由此可知，卷筒軸在正常使用條件下，最終將發(fā)生疲勞破壞。但也不排除在超載或意外情況下發(fā)生靜強度破壞。圖3-3卷筒軸的類型a:軸固定式b、c:軸轉動式3.3.2卷筒軸的設計由于卷筒軸的可靠性對卷揚機安全、可靠的工作非常重要，因此應十分重視卷筒軸的結構設計和強度、剛度計算。卷筒軸的結構，應盡可能簡單、合理，應力集中應盡可能小。卷筒軸不僅要計算疲勞強度，而且還要計算靜強度；此外，對較長的軸還需校核軸的剛度。本設計以計算出的參數有：繩的額定拉力＝kN，卷筒直徑400mm，鋼絲繩的直徑14mm，外齒軸套齒輪分度圓直徑D＝224mm，查機械傳動設計手冊，軸的材質選擇45鋼，調制處理，MPa，MPa，MPa，MPa。由圖5—1可知，該卷筒軸用軸端擋板固定于卷筒上，是不動的心軸。計算時應按鋼絲繩在卷筒上兩個極限位置分別計算。根據受力分析可知，當鋼絲繩位于右極限位置時，心軸受力較大，因此應按有極限位置進行軸的強度計算。計算時，卷筒支承作用到心軸的力，可簡化為作用于軸承寬度中點的集中力，左端距支承點72.5mm，右端距支承點202.5mm。查機械設計手冊、機械傳動設計手冊、起重機設計手冊，初步得到心軸各段直徑和長度，如圖3-4所示,本設計心軸左邊選用調心滾子軸承圓柱孔圖圖3-4心軸的各部分尺寸20000型，右邊選用調心球軸承圓柱孔10000（TN1、M）型。將軸上所有作用力分解為垂直平面的力和水平平面的力，如下圖3-5所示。3.3.3心軸作用力計算齒輪圓周力：＝18.7kN（3-20）齒輪徑向力：＝6.8kN（3-21）3.3.4心軸垂直面支承反力及彎矩支反力，如下圖3-5b。＝26.92kN（3-22）＝15.63kN（3-23）彎矩，如下圖3-5c。＝-781.5kNmm（3-24）＝1615.2kNmm（3-25）3.3.5心軸水平面支承反力及彎矩支反力水平面支承反力如下圖3-5d。＝0.382kN（3-26）＝6.42kN（3-27）彎矩計算，如下圖3-5e＝321kNmm（3-28）＝22.9kNmm（3-29）合成彎矩，如下圖3-5f＝844.8kNmm（3-30）＝1615.3kNmm（3-31）3.3.6計算心軸工作應力此軸為固定心鈾，只有彎矩，沒有轉矩。由下圖3-5可知．最大彎矩發(fā)生在剖面B處。設卷筒軸該剖面直徑為，則彎曲應力為：（3-32）則：＝74.46mm圓整后＝75mm，中間軸段＝75＋15＝90mm圖3-5軸的彎矩圖3.3.7心軸的疲勞強度計算卷筒軸的疲勞強度，應該用鋼絲繩的當量拉力進行計算，即（3-33）式中—鋼絲繩的當量拉力，N；—當量拉力系數。為使計算簡便，可假設＝1。由前述可知，心軸應力的性質可認為是按脈動循環(huán)規(guī)律變化，則。彎曲應力為＝97.1Mpa（3-34）平均應力和應力幅為＝48.55Mpa（3-35）軸的形狀比較簡單，且為對稱結構，在B截面處尺寸有變化，則有應力集中存在，且該處彎矩最大，可以認為置截面是危險截面，應在此處計算軸的疲勞強度。查得有效應力集中系數尺＝1.88，表面狀態(tài)系數＝0.92，絕對尺寸系數＝0.78，等效系數小＝0.34。疲勞強度計算的安全系數為＝2.1（3-36）一般軸疲勞強度安全系數，所以該軸疲勞強度足夠。3.3.8心軸的靜強度計算卷筒軸的靜強度計算，需要用靜強度計算拉力，可按下式求得：（3-37）式中—靜強度計算最大拉力，N；—動載荷系數，查手冊。此處取。靜強度計算安全系數＝＝2.75（3-40）當時，該軸靜強度足夠。所以該軸符合本設計要求。此外，還有些卷筒軸、具有多支承，如三支承。對這類靜不定問題可用三彎矩方程方法計算軸受力，同時在設計中還應考慮軸的結構、支承型式以及底座的剛度等問題。3.4電動機選擇正確選擇電動機額定功率的原則是：在電動機能夠滿足機械負載要求的前提下，最經濟、最合理地決定電動機功率。本設計5噸橋式吊車卷揚機屬于非連續(xù)制工作機械，而且起動、制動頻繁，工作粉塵量大。因此，選擇電動機應與其工作特點相適應。吊車用卷揚機主要采用三相交流異步電動機。根據吊車行業(yè)的工作特點，電動機工作制應考慮選擇短時重復工作制和短時工作制，并優(yōu)先選用YZR(繞線轉子)、YZ(籠型轉子)系列起重專用電動機。多數情況下選用繞線轉子電動機；在工作條件較輕，接電次數較少時，亦可采用籠型轉子電動機。對于小噸位卷揚機，考慮到多方面因素，其電動機工作制也允許選擇連續(xù)工作制。本設計電動機工作制度為斷時工作制，因此不用考慮電動機的發(fā)熱計算。機構運轉時所需靜功率按下式計算：（3-41）式中—額定起升載荷，N；—吊具自重，N；可?。剑?.02～0.04）；—起升速度，；—機構總效率，它包括滑輪組的效率、導向滑輪效率、卷筒的機械效率和傳動機構的機械效率。初步計算時，對于圓柱齒輪減速器傳動的起升機構，可?。?.85～0.9。所以6.311kN計算電動機功率考慮到工作環(huán)境，對于中小型起重機其系數=0.8，所以0.86.311=5.049選用：YZ系列冶金起重專用三項異步電機，型號：YZ160L—8，額定電壓：380V,額定功率：7.5KW轉速：705轉/分效率：82.4%基準工作制為—40%3.5減速器的設計計算3.5.1按額定轉速初定總傳動比，總傳動比按下式計算：（3-42）式中—機構的總傳動比；—電動機額定轉速，r／min；—卷筒轉速，r／min。所以35.433.5.2因為電動機軸到減速器高速軸由齒輪鏈接盤連接，其傳動比=1，所以減速器的總傳動比=35.43。本設計采用二級圓柱齒輪減速器。3.5.3按浸油潤滑條件考慮取高速級傳動比=1.4，式中為低速級傳動傳動比。即==1.4（3-43）所以=7.03=5.033.5.3計算傳動裝置的運動和動力參數電動機到卷筒軸的總傳動效率為式中：=0.99（齒形聯軸器）=0.98（滾子軸承）=0.97（齒輪精度為8級）=0.99（齒形聯軸器）所以總傳動效率=0.99=0.88卷筒軸所得到的功率為0.88=0.887.5=6.61kW>6.311kW所以以上所選參數符合要求。（為電動機功率）1.計算各軸轉速Ⅰ軸r/min（3-44a）Ⅱ軸r/min（3-44b）Ⅲ軸r/min（3-44c）卷筒軸r/min（3-44d）2.計算各軸功率Ⅰ軸kW（3-45a）Ⅱ軸kW（3-45b）Ⅲ軸kW（3-45c）卷筒軸kW（3-45d）3.計算各軸轉矩電動機軸輸出轉矩為：N.mⅠ軸N.m（3-46a）Ⅱ軸N.m（3-46b）Ⅲ軸N.m（3-46c）卷筒軸N.m（3-46d）將計算數值列表如下表3-1：軸號功率P（KW）轉矩T(N.m)轉速傳動比i效率電機軸7.5101.670510.99Ⅰ軸7.425100.67057.040.97Ⅱ軸7.1673.1100.145.030.97Ⅲ軸6.73128.519.910.99卷筒軸6.633122.519.9表3-1傳動裝置的運動及動力參數3.5.4此減速器的齒輪為一般機械零件，沒有特殊要求，從降低成本，減小結構和易于取材原則出發(fā)決定選用：小齒輪45鋼，調質，齒面硬度217~255HBS大齒輪45鋼，正火，齒面硬度169~217HBS1.計算許用接觸應力查教材，小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：小齒輪（217~255HBS）=580MPa大齒輪（169~217HBS）=540MPa循環(huán)次數：N1=60njLn==1.76(3-47a)N2==2.5(3-47b)由教材查得ZN1=1.0ZN2=1.08SH=1.1齒面接觸應力為==527.3Mpa(3-48a)==530.2Mpa(3-48b)取小值==527.3MPa2.計算許用彎曲應力小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為：小齒輪（217~255HBS）=440MPa大齒輪（169~217HBS）=420MPaYN1=YN2=1SF=1.4齒輪彎曲應力為：==314.3Mpa(3-49a)==300Mpa(3-49b)3.5.51.第一級傳動（1）初選參數小齒輪齒數=17大齒輪齒數==177.04=119螺旋角（2）按接觸強度結算(3-50)所以載荷系數K=1.2彈性系數=189.8節(jié)點區(qū)域系數=2.464=0.779螺旋角系數=0.992取=1所以=52.2mm（3）主要尺寸計算模數mm(3-51)取整數mm中心距mm(3-52)取整數mm計算實際螺旋角：=(3-53)螺旋角改變不大，系數、、、不在修正。分度圓直徑d=51.5mm(3-54a)=360.7mm(3-54b)齒頂圓直徑damm(3-55a)mm(3-55b)齒根圓直徑mm(3-56a)mm(3-56b)齒寬bmm(3-57a)mm(3-57b)經校核計算，齒根彎曲強度足夠使用。確定齒輪精度等級及側隙分別為：小齒輪：8GJ大齒輪：8FH計算結果見下表3-2：表3-2一級傳動中大小齒輪的基本參數及主要尺寸項目小齒輪大齒輪材料及熱處理45鋼調質45鋼正火基本參數齒數17119法面模數（mm）3分度圓法面壓力角20°螺旋角及方向9.2°左9.2°右法面齒頂高系數11法面齒隙系數0.250.25主要尺寸中心距205齒寬56.551.5分度圓直徑51.5360.7齒頂圓直徑56.5366.7齒根圓直徑44353.22.第二級傳動（1）初選參數小齒輪齒數=20大齒輪齒數==205.03=100螺旋角（2）按接觸強度結算(3-58a)查教材載荷系數K=1.2彈性系數=189.8節(jié)點區(qū)域系數=2.464=0.779螺旋角系數=0.992取=1所以=101.1mm（3）主要尺寸計算模數mm(3-59)取整數（mm）中心距mm(3-60)取整數mm計算實際螺旋角：=(3-61)螺旋角改變不大，系數、、、不在修正。分度圓直徑d=101.7mm(3-62a)=508.3mm(3-62b)齒頂圓直徑damm(3-63a)mm(3-63b)齒根圓直徑mm(3-64a)mm(3-64b)齒寬bmm(3-65a)mm(3-65b)經校核計算，齒根彎曲強度足夠使用。確定齒輪精度等級及側隙分別為：小齒輪：8GJ大齒輪：8FH計算結果見下表3-3：表3-3二級傳動中大小齒輪的基本參數及主要尺寸項目小齒輪大齒輪材料及熱處理45鋼調質45鋼正火基本參數齒數20100法面模數（mm）5分度圓法面壓力角20°螺旋角及方向10.39°左10.39°右法面齒頂高系數11法面齒隙系數0.250.25主要尺寸中心距305齒寬106.7101.7分度圓直徑101.7508.3齒頂圓直徑111.7518.3齒根圓直徑89.2495.83.5.6起重機減速器的齒輪軸屬于一般機械零件，沒有特殊要求，所以軸的材料選用45鋼，粗加工后進行調質處理便能滿足要求。45鋼經調質處理硬度為217~255HBS。所以可得1.按扭轉強度計算軸的直徑軸的最小直徑公式為：(3-66)其中系數A=118~107Ⅰ軸=25.87~23.45mm(3-67a)Ⅱ軸=48.8~44.3mm(3-67b)Ⅲ軸=82.1~74.4mm(3-67c)考慮到第一級傳動的小齒輪直徑較小，若使用鍵與軸連接齒輪強度不夠，所以把Ⅰ軸做成齒輪軸，Ⅰ軸軸頭安裝聯軸器，故將軸徑增加5%。估?、褫S軸徑為30mm，安裝軸承處軸徑為28mm，其它尺寸由結構而定。對于Ⅱ軸，估取Ⅱ軸軸徑為48mm，安裝軸承處軸徑為45mm，其它尺寸由結構而定。對于Ⅲ軸，估?、筝S軸徑為80mm，靠近齒輪盤接手的安裝軸承處軸徑為80mm，另一端為75mm,其它尺寸由結構而定。其他部件可以參考起重機專用減速器QJR型減速器而定。所計算的減速器的外形尺寸為：974335594。3.6制動器，聯軸器的選擇3.6.1制動器的分類及選擇按照制動器構造特征，可分為帶式制動器、塊式制動器、蹄式制動器和盤式制動器四種。在設計或選擇制動器時，主要依據是制動力矩。無論是標準制動器，還是自行設計的制動器都要做必要的發(fā)熱驗算。本設計選用，型號：JZC-300/15。如圖3-6。電磁制動器是現代工業(yè)中一種理想的自動化執(zhí)行元件，具有結構簡單、相應靈敏、壽命長久、使用可靠，易于實現遠距離控制等優(yōu)點。它主要與系列電機配套。制動器一般分為通電制動和斷電制動兩類，我們設計的卷揚機采用的是斷電制動，以保證運行的安全。原理說明如下：電機在正轉和反轉時，電磁鐵線圈通電剎車片松開，傳動軸正常傳動。電機停止時電磁鐵失電，剎車片鎖緊高速傳動軸，停車。使起吊的物品可靠地停留在預定位置。制動器安裝于高速軸的聯軸器上。高速軸轉矩101.6N.M,選制動輪直徑300mm，制動力矩32kg.m.制動瓦退距0.7mm,電磁鐵型號MZS1-15，吸力200kg,制動器重量82.6kg.圖3-6短行程交流電磁鐵塊式制動器3.6.2聯軸器根據傳遞的扭矩和工作條件選擇：(3-68)式中T為所傳遞扭矩的計算值為實際作用的扭矩為聯軸器規(guī)格表中允許傳遞的扭矩為考慮聯軸器重要的系數，選=1.3為考慮機構偶工作級別的系數，選=1.3為考慮角度偏差的系數，選=1所以1.31.31101.6=171.7N.m小于CL型齒輪聯軸器的許用轉矩查起重機設計手冊，選用CL1型齒輪聯軸器。4.相關說明4.1裝配說明1.對于各軸承和定位零件，要將其裝到規(guī)定的位置上；各軸承推薦熱裝（在柴油中加熱，溫度在120℃-140℃之間）。裝前在結合面上涂以適量的機油，在各軸承內填入2/3容積的黃油，滾筒體內的小齒輪中，以及行星傳動的大內齒輪中填入黃油（機體內的黃油均采用鈣基潤滑脂）。2.行星傳動的大內齒輪與滾筒之間應保證有0.5-1.5毫米的間隙，通過加工表面來保證；電機與滾筒端面之間的間隙為2毫米，可調整安裝與其間的墊片來實現。3.電機和軸承支架中心高應保持一致，偏差不可大于0.1毫米。4.滾筒上的各固定螺釘和油堵，不得高出滾筒外表面。螺釘和地腳螺栓等緊固裝置必須可靠。5.剎車帶要平穩(wěn)地與剎車轂接觸；剎車帶的松緊程度可由鉸鏈螺栓來調整，要保證剎車把及杠桿系統(tǒng)動作靈活可靠。4.2.2安全操作說明1.起重負荷不得超過5000公斤，而且不可運送人員。本絞車操作人員必須