电动卷扬机设计

1 目录 设计任务书.1 1 设计要求：.1 2 原始技术数据.2 3 设计任务.2 第一部分 传动装置总体设计.2 第二部分 电动机的选择及传动比分配.4 2.3.2 轴（高速轴）.5 2.3.3 轴（中间轴）.6 2.3.4 轴（低速轴）.6 2.3.5 轴（滚筒轴）.6 第四部分 齿轮的设计.7 第五部分 轴的设计.13 第六部分 校核.17 第七部分 卷扬机安全操作规程.18 第八部分 心得体会.20 参考资料目录 1机械设计基础，西安电子科技大学出版，赵冬梅主编，第二版；.21 4 CAD 工程设计，远方出版社，梁俊有 李洪波主编.21 设计任务书 1 设计要求：1.1 卷扬机由电动机驱动，用于建筑工地提升物料，空载启动，连续运转，工作平稳。1.2 室外工作，生产批量为 5 台。1.3 动力源为三相交流 380/220V，电动机单向运转，载荷较平稳。1.4 工作期限为 10 年，每年工作 300 天，3 班制工作，每班工作 4 小时，检修期间隔为 3 年。1.5 专业机械厂制造，可加工 7、8 级精度的齿轮、蜗轮。该装置的参考图如下：2 图 1 电动卷卷扬机装置参考图 2 原始技术数据 表 1 卷扬机原始参数 绳牵引力 W/kN 绳牵引力速度 v/(mps)卷筒直径 D/mm 10 0.5 470 3 设计任务 3.1 完成卷扬机总体传动方案设计和论证，绘制总体设计原理方案图。3.2 完成卷扬机主要传动装置结构设计。3.3 完成装配图 1 张，零件图 2 张。3.4 编写设计说明书。第一部分 传动装置总体设计 1.1 传动方案 1.1.1 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。1.1.2 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴传动装置卷扬机原动机w联轴器重物 3 有较大的刚度。1.1.3 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V 带设置在高速级。其传动方案如下：图 2 传动方案设计 1.2 方案论证 本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为直齿圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是展开式两级直齿轮传动。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外结构简单、尺寸紧凑、成本低、传动效率高。4 第二部分 电动机的选择及传动比分配 2.1 电动机的选择 2.1.1 传动装置的总效率 5423421 查阅相关资料得各部分效率为：V 带传动效率为96.01，滚动轴承效率（一对）99.02，闭式齿轮传动效率为97.03，联轴器效率为99.04，传动滚筒效率为96.05，代入得=825.096.099.097.099.096.024 2.1.2 工作机所需的输入功率 wdPP，其中1000wFVP 所以06.610000.8250.510103dPkW 使电动机的额定功率 Ped（11.3）Pd，查表得电动机的额定功率P 7.5kW。2.1.3 确定电动机转速 计算滚筒工作转速33.204705.01000605.0100060wDnrpm 由推荐的传动比合理范围，v 带轮的传动比范围：24，二级圆柱齿轮减速器的传动比一般范围：840，则总传动比的范围为，16016i,故电机的可选转速为：325032533.20)16016(wd ninrpm 2.1.4 确定电动机型号 根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有 750rpm，1000rpm，1500rpm，3000rpm，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机 5 的重量和成本，最终可确定同步转速为1000rpm，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为 Y160M-6，满载转速 970rpm。其主要性能：额定功率：7.5kW，满载转速 970rpm。2.2 计算总传动比及分配各级的传动比 2.2.1 总传动比：ia=970/20.33=47.71 2.2.2 分配各级传动比 根据机械设计指导书，取 V 带的传动比30i，则减速器的传动比 i 为 i=90.15371.4701aii 取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比 718.490.154.14.112ii 则低速级的传动比为 376.3718.490.151223iii 2.3 运动参数及动力参数计算 2.3.1 电动机轴 06.6d0 PPkW 970m0 nnrpm mNmNT67.5997006.695500 2.3.2 轴（高速轴）81.596.006.6101 PPkW 6 mN78.17132381.595509550rpmin32339701110101nPTinn 2.3.3 轴（中间轴）mN9.774.6858.595509550rpmin4.68718.4323kW58.597.099.081.522212123212nPTinnPP 2.3.4 轴（低速轴）mN20.254908.2036.595509550rpmin08.20376.348.68kW36.597.099.058.533323233223nPTinnPP 2.3.5 轴（滚筒轴）mN9.249608.2025.595509550rpmin08.20kW25.599.099.036.5444343234nPTnnPP 各轴运动和动力参数如下表 表 2-1 各轴运动和动力参数 轴名 功率 p/kW 转矩 T/mN 转速 n/(rpm)传动比 i 效率 输入 输出 输入 输出 电动机轴 6.06 23.4 970 轴 5.81 5.75 171.78 171.6561 323 3 0.96 轴 5.58 5.52 779 777.15 68.4 4.718 0.96 轴 5.36 5.30 2549.2 2523.708 20.08 3.376 0.96 滚筒轴 5.25 5.20 2496.9 2471.931 20.08 1 0.98 7 第四部分 齿轮的设计 4.1 高速级齿轮传动的设计计算 4.1.1 选择齿轮材料及精度等级 由于速度不高，故选取 7 级精度的齿轮，小齿轮的材料为 40Cr（调质），硬度为 250HBS,大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，由表 8-8 知二者材料硬度差为 10HBS，合适。选取高速级中的小齿轮齿数为 23，则大齿轮的齿数为5.108718.423，取整数为 108。4.1.2按齿面接触强度设计 由（8-44）：32HEd11t132.2ZuuKTd 4.1.2.1试选载荷系数 由表 8-12 得载荷系数3.1K 4.1.2.2计算小齿轮转矩 mN10718.132381.5105.95105.95551151nPT 4.1.2.3由表 8-14 选取齿宽系数1d 4.1.2.4由表 8-13 查得材料的弹性影响系数MPa8.189EZ 4.1.2.5 由图8-9按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限MPa600Hlim1；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa550Hlim2 4.1.2.6 计算应力循环次数 8h1110216.9)1030082(13236060jLnN；88210047.2376.310912.6N 4.1.2.7取接触疲劳寿命系数90.0HN1K；95.0HN2K。8 4.1.2.8计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，MPa5.52255095.0MPa5406009.0lim2HN22Hlim1HN11HSKSK 4.1.3 计算 试算小齿轮分度圆直径1td，代入 H中的较小的值 mm64.765.5228.189718.4718.5110718.13.132.2132.232532HEd11tZuuTKd 4.1.3.1计算圆周速度 v mps28.110006032364.7614.31000601t 1ndv 4.1.3.2计算齿宽 b mm64.7664.7611tddb 4.1.3.3计算齿宽与齿高之比hb 模数：mm33.32364.7611tzdmt；齿高：mm493.733.325.225.2tmh；228.10493.764.76hb 4.1.3.4计算载荷系数 根据mps55.13v，7 级精度，查得动载系数2.1vK；直齿轮，1FH KK；由表 10-2查得使用系数1AK；用插值法查得7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，421.1HK；由48.1421.1,228.10FHKKhb查得;故载荷系数705.1421.112.11HHVAKKKKK 4.1.3.5按实际的载荷系数校正所算得得分度圆直径 9 mm89.833.1705.164.7633t1t1KKdd 4.1.3.6计算模数 mm33.32364.7611zdm，4.1.4 按齿根弯曲强度设计 4.1.4.1由式(846)m 3FSaFa21d2YYzKTY 4.1.4.2确定计算参数 由表8-9查得小齿轮的弯曲疲劳强度是MPa;500FE1大齿轮的弯曲强度极限是MPa380FE2;4.1.4.3计算弯曲疲劳许应力 取弯曲疲劳寿命系数88.0,85.0FN2FNAKK 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，F1=MPa57.3034.150085.0FE1FN1SK F2=MPa86.2384.138088.0FF2FN2SK 4.1.4.4计算载荷系数 KFFVAKKKKK=11.211.351.62 d）查取齿型系数 226.2;65.2Fa2Fa1YY e）查取应力校正系数 Y58.1Ss1；YSa21.798 f）计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 1FSa1Fa1YY=57.30358.165.2=0.01379 10 2FSa2Fa2YY=86.238764.12262.2=0.01644 大齿轮的数值大。4.1.5.设计计算 4.1.5.1 计算齿数 由59.2mm01644.023110718.162.12325m 取模数m=3mm所以123,7.12226718.426,56.25364.76211取取ZmdZ，4.1.5.2几何尺寸计算 分度圆直径：mm3691233mm782632211mzdmzd；中心距mm5.219236970221dda；齿轮宽度：mm787811ddb；取mm78,mm8321BB 4.2 低速级齿轮传动的设计计算 4.2.1 材料 低速级小齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度 280HBS，取小齿齿数1Z=40 低速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为240HBS，齿数 z2=3.37640=135.04,圆整取 z2=136。4.2.2 齿轮精度 按 GB/T100951998，选择 7 级，齿根喷丸强化。4.2.3 按齿面接触强度设计 由 32HEd11t132.2ZuuKTd 11 确定公式内的各计算数值 4.2.3.1 试选 K=1.3 4.2.3.2 计算小齿轮转矩 mN7794.6858.5105.95105.9552251nPT 4.2.3.3选取齿宽系数8.0d 4.2.3.4 查课本由表8-13查材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa 4.2.3.5 查疲劳强度 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa600Hlim1,大齿轮的接触疲劳强度极限MPa550Hlim1 4.2.3.6 计算应力循环次数 N1=60n2jLn=6068.41(283008)=1.562108 N2=376.310562.181iN0.46 108 查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.94 KHN2=0.97 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,则接触疲劳许用应力 H1=SKHlim1HN1=564160094.0MPa H2=SKHlim2HN2=0.98550/1=517MPa 4.2.4 计算 4.2.4.1 试算小齿轮分度圆直径t 1d 代入 H中的较小的值 mm66.1295.5228.189376.3376.411079.73.132.2132.232532HEd11tZuuKTd 4.2.4.2 算圆周速度 v mps46.01000604.6866.12914.31000601t1ndv 4.2.4.3计算齿宽b mm72.10366.1298.01tddb 4.2.4.4 计算齿宽与齿高之比hb 12 模数：mm24.34066.12911ttzdm；齿高：mm28.724.325.225.2tmh；24.1428.772.103hb 4.2.4.5 计算载荷系数 根据mps46.0v，7 级精度，查得动载系数05.1vK；直齿轮1FH KK；查得使用系数1AK；用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，421.1HK；由48.1421.1,221.10FHKKhb查得;故载荷系数492.1421.1105.11HHVAKKKKK 4.2.4.6按实际的载荷系数校正所算得得分度圆直径 mm75.1303.1492.166.12933t1t1KKdd 4.2.4.7 计算模数 mm26.34075.13011zdm 4.2.4 按齿根弯曲强度设计 m 3FSaFa21d2YYzKTY 4.2.4.1 确定计算参数 查得小齿轮的弯曲疲劳强度是MPa;500FE1大齿轮的弯曲强度极限是MPa380FE2;4.2.4.2 计算弯曲疲劳许应力 取弯曲疲劳寿命系数88.0,85.0FN2FN1KK 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，F1=MPa57.3034.150085.0FE1FN1SK F2=MPa86.2384.138088.0FF2FN2SK 4.2.4.3 计算载荷系数 13 KFFVAKKKK=11.1211.351.512 查取齿型系数查得226.2;65.2Fa2Fa1YY 查取应力校正系数查得 Y58.1Ss1；YSa21.798 计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 1FSa1Fa1YY=57.30358.165.2=0.01379 2FSa2Fa2YY=86.238764.12262.2=0.01644 大齿轮的数值大。4.2.3 设计计算 4.2.3.1 确定模数 mm89.2mm01644.04011079.7512.12325m 所以取模数m=3mm 4.2.3.2 确定齿数 所以146,9.145376.322.4344,22.43366.129211取取ZmdZ，4.2.3.2几何尺寸计算 分度圆直径：mm4381463mm1324432211mzdmzd；中心距：mm2852438132221dda；齿轮宽度：mm6.1051328.01ddb；取mm105,mm10821BB 第五部分 轴的设计 5.1 以输出轴为例说明轴的设计过程。5.1.1 求输出轴上的功率 P3，转速3n，转矩3T 14 P3=5.36kW 3n=20.08rpm 3T=2549.2mN 5.1.2 求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 2d=438 mm 而 Ft=232dTN11640104382.254923 Fr=FtN423720tan11640tan 5.1.3 初步确定轴的最小直径 按式 10-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 刚,调质处理，取1100A，于是得mm8.7008.2036.511033330minnPAd。根据联轴器的计算公式3AcaTKT，查表得3.1AK;则有mmN331325493.13AcaTKT，查 GB/T5843-1986，选用 YL14 凸缘联轴器，其公称转矩为mmN4000。半联轴器的孔径mm801d，半联轴器长度L=172mm。5.1.4 轴的结构设计 5.1.4.1 拟定轴上零件的装配方案 图 5.1 轴上零件的装配方案 5.1.4.2 初步选择滚动轴承 根据工作条件选用深沟球轴承。参照工作要求，由轴承产品目录中初步选用 0基本游隙组、标准精度等级的6016。其尺寸为 mm22mm125mm80BDd。5.1.4.3 使用毛毡密封圈 其参数为：mm78mm102mm801dDd 15 5.1.5 轴的各段直径，轴的各段长度 8d=80mm 7d=84mm 6d=90mm 5d=100mm 4d=84mm 3d=80mm 2d=76mm 1d=72mm mm1051L mm402L mm303L mm754L mm125L mm1026L mm127L mm30L 5.1.6 轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。根据mm804d，查得平键截面mm14mm22hb，键槽用键槽铣刀加工，长为 40mm，同时为了保证齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67nH；同 样，半 联 轴 器 与 轴 的 联 接，选 用 平 键 为mm100mm12mm20lhb半联轴器与轴的配合为67kH。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴配合的直径尺寸为6m。5.1.7 确定轴上圆角与倒角尺寸 取轴端倒角为0452，各轴端倒角见详图。5.2 同样求得 5.2.1 主动轴(高速轴)的相关参数 选取轴的材料为 45 刚,调质处理，取1200A，于是得mm2.3132381.512033330minnPAd mm5.31mind，其尺寸：7d=36mm 6d=40mm 5d=45mm 4d=60mm 3d=56mm 2d=60mm 1d=45mm mm301L mm782L mm1143L mm84L 16 mm255L mm426L mm607L 图 5.2 主动轴相关参数 5.2.2 中间轴的相关参数 选 取 轴 的 材 料 为45刚,调 质 处 理，取1200A，于 是 得mm524.6858.512033330minnPAd mm52mind，其尺寸为：6d=55mm 5d=60mm 4d=64mm 3d=68mm 2d=64mm 1d=55mm mm321L mm752L mm103L mm1054L mm105L mm286L 图 5.3 中间轴相关参数 17 第六部分 校核 6.1 轴的强度校核 6.1.1 求轴上载荷 6.1.1.1 在水平面上 mN2793007591.7akN914.7724.3640.11kN724.3721537211640aaNH1HNH1tNH2btNH1mNlFMFFFlllFF弯矩右侧左侧 6.1.1.2在垂直面上有 mN132000mN751760akN74.376.15.5rkN76.172153725.5aarNH1HNH1NH2bNH1lFMFFFlllFF弯矩右侧左侧 6.1.1.3总弯矩 mN308922132000279300222221MMM 6.1.1.4 扭矩 mN48888028411640024tdFT 6.1.2 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时候，通常只是校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。由上面的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取1，轴的计算应力 MPa64.19751.0)4888801(308922)(32222caWTM 查得 45 刚的MPa601。因为1ca，故安全。6.2 键的强度校核 6.2.1 键mm14mm22hb连接强度计算 MPa1.17798671085.406210233pkldT 18 查表得MPa110p，因为pp，故键槽的强度足够。其它键的验算方法同上，经过计算可知它们均满足强度要求。6.2.2.1 轴承 6016 6.2.2.1.1 求动载荷 用插值法查表得 X=1,Y=0；故基本动载荷为：kN5.55.51arYFXFP 6.2.2.1.2 轴承的额定寿命 h101.4)5.55.38(65.136010)(60105366hPCnL 显然，轴承的额定寿命远远大于减速器的工作时数36000h。其它的轴承验算同上。第七部分 卷扬机安全操作规程 7.1 作业前准备 1、安装时，基座必须平稳牢固，设置可靠的地锚并应搭设工作棚。操作人员的位置应能看清指挥人员和拖动或起吊的物体。2、作业前检查卷杨机与地面固定情况，防护措施，电气线路，接地 线，制动装置和钢丝绳等全部合格后方可使用。3、使用皮带和开式齿轮传动的部分，均须设防护罩，导向滑轮不得 用开口拉板式滑轮。4、以动力正反转的卷扬机，卷筒旋转方向应和操纵开关上指示的方 向一致。5、从卷筒中心线到第一个导向滑轮的距离，带槽卷筒应大于卷筒宽 度的 15 倍，无槽卷筒应大于 20 倍，当钢丝绳在卷筒中间位置时，滑 轮的位置应与卷筒轴心垂直。6、卷扬机自动操纵杆的行程范围内不得有障碍物。19 7.2 作业中注意事项 1、卷筒上的钢丝绳应排列整齐，如发现重叠和斜绕时，应停机重新 排列。严禁在转动中用手、脚拉踩钢丝绳。钢丝绳不许放完，最少 应保留三圈。2、钢丝绳不许打结、扭绕，在一个节距内断线超过 10%时，应予更 换。3、作业中，任何人不得跨越钢丝绳，物体（物件）提升后，操作人 员不得离开卷扬机。休息时物件或吊笼应降至地面。4、作业中，司机、信号要同吊起物保持良好的能见度，司机与信号 员应密切配合，服从信号统一指挥。5、作业中如遇停电，应切断电源，将提升物降至地面。7.3 作业完后注意事项 1、作业完毕，应断开电源，锁好开关箱。2、提升吊笼或物件应降至地面，清整场地障碍物。20 第八部分 心得体会 机械原理课程设计是机械课程当中一个重要环节，通过了一周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械设计有了更深刻的认识。由于一开始我们所选择的设计课题相对而言难度较大，再加上不适合优化设计，另外所涉及的知识很多又有是我们还没有学习的，在课下我花费了相当多的时间学习相关知识，因此导致时间紧迫，虽然自己拼命加班加点，但这次的课程设计还是存在许多问题，我发现自己理论知识学的不牢固，大学学过的许多专业知识自己没有系统的整理和消化，很多简单的知识点要重新看书才能回忆起来，这样很严重拖慢了自己的设计速度和影响自己课程设计的质量，发现自己走了很多弯路，比如由于齿轮参数的选择不是恰当好处，导致齿轮很大。同时我已经深深感受到了这次课程设计的意义，自己真的收获了很多。通过这次的实践发现的问题，使我重视并解决这些问题。在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的 21 理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力。通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础，在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备 同时在此，真诚地感谢老师和同学在此次课程设计中给我全力的帮助！谢谢！参考资料目录 1 机械设计基础，西安电子科技大学出版，赵冬梅主编，第二版；2减速器选用手册，化学工业出版社，周明衡主编，2002 年 6月第一版；3机械原理课程设计指导，高等教育出版社，张永安主编，1995年 10 月第一 版。4 CAD 工程设计，远方出版社，梁俊有 李洪波主编