1、.河南科技大學畢業設計（論文）前 言隨著社會的發展，機械將會越來越取代人力，這也是機械行業飛速發展的后果，在機械的發展歷史中，新機械的發明有著舉足輕重的作用。但是，那些很久以前就被利用生產并一直延續到今天的機械，更是起著不可替代的作用，卷揚機就是一例。卷揚機的發展就像其他機械一樣，從開始的簡單到現在的復雜，從以前的機械動力到現在的電力動力，從以前的人工操作到現在的電腦操作甚至智能操作。卷揚機又稱絞車，是起重垂直運輸機械的重要組成部分，配合井架、桅桿、滑輪組等輔助設備，用來提升物料、安裝設備等作業。由于它結構簡單、搬運安裝靈活、操作方便、維護保養簡單、使用成本低、對作業環境適應能力強等特點，廣泛

2、應用于冶金起重、建筑、水利作業等方面。本設計就傳統的卷揚機說起，一直到現在以及將來的發展。卷揚機是起重垂直運輸機械的重要組成部分，配合井（門）架、桅桿、滑輪組等輔助設備，用來提升物料、安裝設備等作業。由于它結構簡單、操作方便、維護保養簡單、使用成本低、可靠性高等優點。 提升重物是卷揚機的一種主要功能，所以各類卷揚機的設計都是根據這一要求為依據的。雖然目前塔吊、汽車吊等取代了卷揚機的部分工作，但由于塔吊成本高，一股在大型工程中使用，而且靈活性較差，故一般中小型工程仍然廣泛應用卷揚機，汽車吊雖然靈活方便，但也因為成本太高，而不能在工程中廣泛應用，故大多設備的安裝仍然是由卷揚機承擔的。卷揚機除在工程

3、、設備安裝等方面被廣泛應用外，在冶金、礦山、建筑、化工、水電、農業、軍事及交通運輸等行業亦被廣泛應用。 下面卷筒機的發展趨勢1. 大型化 由于基礎工業的發展，大型設備和機械構件要求整體安裝，促進了大型卷揚機的發展。目前，俄羅斯已生產了60 t卷揚機，日本生產了32 t、50 t、60 t液壓和氣動卷揚機，美國生產了136 t和270 t卷揚機。 2. 采用先進電子技術 為了實現卷揚機的自動控制和遙控，國外廣泛采用了先進的電子技術。對大型卷揚機安裝了電器連鎖裝置，以保證絕對安全可靠。 3. 發展手提式卷揚機 為提高機械化水平，減輕工人勞動強度，國外大力發展小型手提式卷揚機，如以汽車蓄電池為動力的

4、直流電動小型卷揚機，其電壓為12 V，質量為7.715.4 kg，拉力為333613344 N。 4. 大力發展不帶動力源裝置的卷揚機 歐美國家非常重視發展借助汽車和拖拉機動力的卷揚機。此種卷揚機結構簡單，有一個卷筒和一個變速箱即可。第1章 卷揚機的設計參數本設計卷揚機設計的主要參數有：額定起升重量： 5噸起升高度： 14米起升速度： 12.5米/分卷揚機用途： 用于5噸橋式吊車起升機構工作條件： 頻繁啟動 粉塵量大設計的主要要求：本設計為有軌運行機構；電動機軸到減速器高速軸由齒輪鏈接盤連接；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。第2章 卷揚機的整體結構概述&#

5、167;2.1 電動卷揚機基本結構電動卷揚機由于操作方法不同，其結構相差很大。我們將其分為電控卷揚機和溜放型卷揚機兩類。 §2.1.1 電控卷揚機 此類卷揚機通過通電或斷電以實現卷揚機的工作或制動。物料的提升或下降由電動機的正反轉來實現，操作簡單方便。其制動型式主要有電磁鐵制動器和錐形轉子電動機兩類，下面就這兩種制動型式卷揚機的常見類型作介紹。此類卷揚機大多是單卷筒的。§2.1.2 帶有電磁鐵制動器的卷揚機1. 圓柱齒輪減速器快速卷揚機，如圖2-1。圖2-1 圓柱齒輪減速器快速卷揚機簡圖1電動機 2聯軸器 3制動器 4減速器5聯軸器 6卷筒 7底座 8支架2. 蝸桿減速器慢

6、速卷揚機。3. 圓柱齒輪減速器加開式齒輪傳動的卷揚機，如圖2-2。圖2-2 圓柱齒輪減速器加開式齒輪傳功的卷場機簡圖 1電動機 2聯軸器 3制動器4減速器 5開式齒輪傳動6卷筒 4. 蝸桿減速器加開式齒輪傳動的卷揚機。對一些起重量大的卷揚機，為使鋼絲繩在卷簡上排列整齊，需要安裝排繩器。按設計規范要求，在鋼絲繩拉力F120 kN的卷揚機上，均應安裝排繩器。§2.1.3 采用錐形轉子電動機的卷揚機 此類卷揚機利用錐形轉子電動機本身所具有的制動性能來實現卷揚機的制動。由于錐形轉子電動機是靠轉子軸向移動來實現制動或松開的，可省略單獨的制動器，在結構上就要求電動機與傳動系統間能做軸向相對移動。

7、一般，軸向移動是通過可移式聯軸器把電動機軸的運動傳遞到傳動系統來實現的。由于此類卷揚機的電動機軸線與卷筒軸線為同軸，故習慣上把這類卷揚機叫做一字型結構卷揚機。根據傳動系統的不同，其可分為：1. 定軸輪系傳動 這是1988年行業組織的系列設計中的一種機型。 2. 漸開線圓柱齒輪行星傳動 常見的有封閉型2KH型行星輪系和3K型行星輪系傳動的卷揚機。 3. 接線針輪傳動 由于擺線針輪傳動一級減速的減速比比較大，故采用一級減速即可。這種傳動可把傳動系統放在卷筒里面，可減小卷揚機體積。 4. 少齒差行星傳動 少齒差傳動可得到大的傳動比，并可把傳動系統放在卷筒內，使結構緊湊。 上述擺線針輪行星傳動和少齒差

8、行星傳動的輸出機構是很重要的一環，可實現偏心輸出的機構有很多，但考慮到加工和效率的原因，目前采用較多的是銷軸式，但其加工精度及熱處理要求較高，卷揚機生產廠家比較難以達到。所以有的廠家采用了零齒差傳動輸出機構，其設計較為復雜，但加工較為容易，效果亦不錯。5. 諧波傳動 此傳動的傳動比大，嚙合齒數多，所以承載能力大，故其體積、質量可更小。但其柔輪的要求較高，生產較為困難。6. 活齒行星傳動 又叫頂桿蠕動傳動，它的加工相對比較方便。§2.1.4 溜放型卷揚機 此類卷揚機提升重物的下降不是利用電動機反轉來實現而是靠置物的重力下降，并帶動卷簡反轉，此時電動機不轉。要在電動機和卷筒之間實現其運動

9、的聯接或分離，通常采用離臺器或差動輪系。由于電動機和卷筒可分可合，因此卷筒的數目可以增多，而各卷筒又可各自完成自己的運動，則此類卷揚機可設計成單卷筒、雙卷筒和多卷筒的型式。為保證各卷筒的運動或停止，其離合和制動裝置都直接安裝在卷筒上。§2.2 起升機構的組成及型式§2.2.1 起升機構的組成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2-3 起升機構示意圖1電動機 2聯軸器 3減速器 4 卷筒5導

10、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。 §2.2.2 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

11、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

12、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 2-4 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

13、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。 滑輪組型式（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 2-5 雙聯滑輪組 1、動滑輪 2、定滑輪 3、

14、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，主要用于煉鋼廠5噸橋式起重機上，本卷揚機是利用煉鋼廠現有設備和材料拼湊而成，因此與標準的5噸卷揚

15、機設計略有不同。第3章 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

16、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制而成，每一層鋼絲的節距相等，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。卷楊機應優先選用線接觸鋼絲繩。&

17、#167;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

18、（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FmaxF總 1.25× N （3-3）該卷揚機用于冶金行業鑄造用，所以工作級別為M7，鋼繩系數選擇c0.123。 13.78 mm （3-4） 所以鋼絲繩選擇d=14 mm。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： F0 n Fmax （3-5）式中 F0所選用鋼絲繩最小拉斷力，N

19、； n安全系數，查手冊選n=7所以 F07×1.25×=87.5 kN （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99.225 kN（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14NATFC1470ZS10279.5§3.1.3 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

20、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及與相關機件的合理配置。可從以下幾方面考慮該問題： 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

21、槽尺寸時，必須考慮鋼絲繩直徑較公稱直徑有68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0.52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

22、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

23、為所需要的直線運動。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 槽的節矩t 其尺寸關系為： R=（0.540.6）d（d 為鋼絲繩直徑） （3-7）繩槽深度：標準槽： =（0.250.4）d （3-8）深槽： =（0.60.9）d （3-9）繩槽節距：標準槽： d（24） （3-10

24、）深槽： d（68） （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14 mm， R=（0.540.6）d=7.568.4 mm 取R=8 mm （3-12）c=（0.250.4）d =3.55.6 mm 取c=4 mm （3-13） 所以 td（24）=16 mm§3.2.3 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徑 、卷筒長度 L 、

25、卷筒壁厚 。§3.2.4 卷筒節徑 設計卷筒的節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，根據工作環境級別為，查機械設計手冊h=28 mm; d 鋼絲繩的直徑,mm。按式計算： 392 mm所以選取=400 mm （3-15）§3.2.5 卷筒的長度設計本設計采用雙聯滑輪組，如圖3-2圖3-2 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； 繩槽節矩，mm；

26、 附加安全圈數，使鋼絲繩端受力減小，便于固定，通常取n1.53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，可知選取100 mm。 =380 mm。3t=48 mm所以 996 mm。選取標準卷筒長度為1000 mm§3.2.6 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

27、卷筒的壁厚不應小于12 mm，所以15mm所以卷筒的參數選擇為：繩槽節距t16 mm、槽底半徑4 mm、卷筒節距400 mm、卷筒長度L=1000 mm、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%,

28、所以當3時只計算壓應力即可。本設計中L=1000 mm D=400 mm，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 =A39 MPa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.

29、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變化；對固定心軸，其應力循環特征為，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變化，為安全起見，卷筒的固定心軸應力以按脈動循環處理為宜。c圖卷

30、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變應力，而扭轉剪應力的應力性質可視為脈動循環變化。由此可知，卷筒軸在正常使用條件下，最終將發生疲勞破壞。但也不排除在超載或意外情況下發生靜強度破壞。 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400 mm

31、，鋼絲繩的直徑14 mm，外齒軸套齒輪分度圓直徑D224 mm，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51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72.5 mm，右端距支承點202.5 mm。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

32、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： 18.7 kN （3-20） 齒輪徑向力： 6.8 kN （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。 26.92 kN （3-22） 15.63 kN （3-23） 彎矩，如下圖 3-5c。-781.5 kNmm （3-24）1615.2 kNmm （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

33、圖3-5d。 0.382 kN （3-26） 6.42 kN （3-27）彎矩計算，如下圖3-5e 321 kNmm （3-28） 22.9 kNmm （3-29）合成彎矩，如下圖 3-5f 844.8 kNmm （3-30） 1615.3 kNmm （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：74.46 mm圖3-5 軸的彎矩圖圓整后 75 mm，中間軸段751590 mm§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

34、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規律變化，則。彎曲應力為 97.1 Mpa （3-34） 平均應力和應力幅為 48.55 Mpa （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。§

35、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制工作機械，而且起動、制動頻

36、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；可取（0.020.04）； 起升速度，； 機構總效率

37、，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，可取0.850.9。所以6.311 kN計算電動機功率 考慮到工作環境，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：YZ160L8，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 卷揚機總傳動比計算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 ，rmin；

38、 卷筒轉速 ，rmin。 所以 35.43§3.5.2 減速器的計算 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 分配減速器的各級傳動比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 =5.03§3.5.4 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

39、功率為0.88=0.887.5=6.61 kW>6.311 kW所以以上所選參數符合要求。（為電動機功率）1. 計算各軸轉速軸 r/min （3-44a）軸 r/min （3-44b）軸 r/min （3-44c）卷筒軸 r/min （3-44d）2. 計算各軸功率軸 kW （3-45a）軸 kW （3-45b）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.m軸 N.m （3-46a）軸 N.m （3-46b）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

40、效率電機軸7.5101.670510.99軸7.425100.67057.040.97軸7.1673.1100.145.030.97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 圓柱齒輪傳動的設計計算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決定選用：小齒輪 45鋼，調質，齒面硬度217255 HBS大齒輪 45鋼，正火，齒面硬度169217 HBS1. 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 （217255HBS） =580 MPa大齒輪 （

41、169217HBS） =540 MPa循環次數： N1=60njLn=1.76 (3-47a) N2 =2.5 (3-47b)由教材查得 ZN1=1.0 ZN2=1.08 SH=1.1齒面接觸應力為=527.3 Mpa (3-48a)=530.2 Mpa (3-48b)取小值=527.3 MPa2. 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 （217255HBS） =440 MPa大齒輪 （169217HBS） =420 MPaYN1= YN2=1 SF=1.4齒輪彎曲應力為： = =314.3 Mpa (3-49a)=300 Mpa (3-49b) §3.5.5

42、齒輪參數設計1. 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 節點區域系數=2.464 =0.779 螺旋角系數=0.992 取=1 所以 =52.2 mm（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 =51.5 mm (3-54a) =360.7 mm (3-54b)齒頂圓直徑da mm (3-55a) mm (3-55b) 齒根圓直徑 mm (3-5

43、6a) mm (3-56b) 齒寬b mm (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

44、（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 節點區域系數=2.464 =0.779 螺旋角系數=0.992 取=1 所以 =101.1 mm（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=101.7 mm (3-62a) =508.3 mm (3-62b) 齒頂圓直徑da mm (3-63a) mm (3-63b) 齒根圓直徑 mm (3-64a) mm (3-

45、64b) 齒寬b mm (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89.2495.8§3.5.6 齒輪軸參數設計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217255HBS。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=118107軸 =25.8