卷揚機設計說明書

..摘要卷揚機又稱絞車。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(yè),由人力或機械動力驅(qū)動卷筒、卷繞繩索來完成牽引工作的裝置。垂直提升、水平或傾斜曳引重物的簡單起重機械。分手動和電動兩種?，F(xiàn)在以電動卷揚機為主。本次設計的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、吊鉤等組成。本次設計的步驟是從鋼絲繩開始入手,然后依次對卷揚機的卷筒、卷筒心軸、電動機、減速器齒輪、減速器軸、制動器、聯(lián)軸器以及卷筒機的導向滑輪設計與選取。其中卷筒、卷筒軸、卷筒轂、減速器的設計最為主要,本設計重點做了介紹,其余部分有得只是略作分析。本次設計的卷筒機由于它結(jié)構(gòu)簡單、搬運安裝靈活、操作方便、維護保養(yǎng)簡單、對作業(yè)環(huán)境適應能力強等特點,可以應用于冶金起重、建筑、水利作業(yè)等方面,但是此次設計的卷筒機主要運用于用于5噸橋式吊車起升機構(gòu)。提升重物是卷揚機的一種主要功能,各類卷揚機的設計都是根據(jù)這一要求為依據(jù)的。關鍵詞：卷揚機,卷筒,卷筒軸,減速器第一章緒論1.2卷揚機的常見類型：常見的卷揚機噸位有：0.3T卷揚機0.5T卷揚機1T卷揚機1.5T卷揚機2T卷揚機3T卷揚機5T卷揚機6T卷揚機8T卷揚機10T卷揚機15T卷揚機20T卷揚機25T卷揚機30T卷揚機。從是否符合國家標準的角度：卷揚機可分為國標卷揚機、非標卷揚機常見卷揚機型號有1、JK0.5-JK5單卷筒快速卷揚機2、JK0.5-JK12.5單卷筒慢速卷揚機3、JKL1.6-JKL5溜放型快速卷揚機4、JML5、JML6、JML10溜放型打樁用卷揚機5、2JK2-2JML10雙卷筒卷揚機6、JT800、JT700型防爆提升卷揚機7、JK0.3-JK15電控卷揚機9、非標卷揚機其中Jk表示快速卷揚機,jm表示慢速卷揚機,jt表示防爆卷揚機,單卷筒表示一個卷筒容納鋼絲繩,雙卷筒表示兩個卷筒容納鋼絲繩。特殊卷揚機型號有第二章卷揚機的設計參數(shù)本設計卷揚機設計的主要參數(shù)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(gòu)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(gòu)；電動機軸到減速器高速軸由齒輪鏈接盤連接；起升機構(gòu)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(shù)。設計的主要內(nèi)用：用AutoCAD設計絞車各部分結(jié)構(gòu),并繪制圖紙；選用鋼絲繩、電動機,主軸強度、滾筒直徑和長度；繪制總裝圖、主軸圖、固定滾筒部件圖等；設計主軸、滾筒..第三章卷揚機的整體結(jié)構(gòu)概述第四章主體零件的設計4.1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。4.1.1鋼絲繩的種類和構(gòu)造鋼絲繩的種類．根據(jù)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(nèi)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(xiàn)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(chǎn)生嚴重壓痕,由此導致鋼絲疲勞斷裂而使鋼絲繩過早報廢?！?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(nèi)層鋼絲之間的溝槽內(nèi),因此內(nèi)外層鋼絲間形成線接觸。這種鋼絲繩的內(nèi)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(xiàn)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(gòu)的尺寸減小。卷楊機應優(yōu)先選用線接觸鋼絲繩。4.1.2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(shù)法,這是—種靜力計算方法。鋼絲繩的安全系數(shù)按下式計算：〔4-1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(shù)；—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(shù),然后從產(chǎn)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(shù)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〔4-2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(shù),它與機構(gòu)的工作級別、鋼絲繩是否旋轉(zhuǎn)以及吊運物品的性質(zhì)等因素有關。目前,卷揚機還沒有此系數(shù)的具體規(guī)定。該設計卷揚機額定載荷5噸,采用雙聯(lián)滑輪起重滑輪組,所以每根承受載荷Fmax＝F總＝1.25×N〔4-3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(shù)選擇c＝0.123。＝13.78mm〔4-4所以鋼絲繩選擇d=14mm。按鋼絲繩所在機構(gòu)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〔4-5式中F0——所選用鋼絲繩最小拉斷力,N；n——安全系數(shù),查手冊選n=7所以F07×1.25×=87.5kN〔4-6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—79.54.1.3鋼絲繩的使用鋼絲繩在工作時卷繞進出滑輪和卷筒,除產(chǎn)生拉應力外,還有擠壓、彎曲、接觸和扭轉(zhuǎn)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(shù)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(jié)構(gòu)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(shù)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(nèi)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(jù)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(xiàn)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(nèi),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(nèi)外磨損。一般常用中、低粘度潤滑油和濾青質(zhì)化合物。目前我國生產(chǎn)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(zhì)存在的環(huán)境里,應選用鍍鋅鋼絲繩。7.經(jīng)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(jīng)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。4.2卷筒的結(jié)構(gòu)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(qū)動力傳遞給鋼絲繩,并把原動機的回轉(zhuǎn)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。4.2.1卷筒的分類按照鋼絲繩在卷筒上的卷繞層數(shù)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(gòu)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。4.2.2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=〔0.54~0.6d〔d為鋼絲繩直徑〔4-7繩槽深度：標準槽：=〔0.25~0.4d〔4-8深槽：=〔0.6~0.9d〔4-9繩槽節(jié)距：標準槽：＝d＋〔2~4〔4-10深槽：＝d＋〔6~8〔4-11卷筒槽多數(shù)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=〔0.54~0.6d=7.56~8.4mm取R=8mm〔4-12c=〔0.25~0.4d=3.5~5.6mm取c=4mm〔4-13所以t＝d＋〔2~4=16mm4.2.3卷筒的設計卷筒按照轉(zhuǎn)矩的傳遞方式來分．有端側(cè)板周邊大齒輪外嚙合式和筒端或筒內(nèi)齒輪內(nèi)嚙合式,其共同特點是卷筒軸只承受彎矩,不承受轉(zhuǎn)矩。本設計卷筒采用內(nèi)齒輪嚙合式。如圖4-1。圖4-1內(nèi)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。4.2.4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：〔4-14式中—按鋼絲繩中心計算的卷筒最小直徑,mm；h—與機構(gòu)工作級別和鋼絲繩結(jié)構(gòu)有關的系數(shù),根據(jù)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〔4-154.2.5卷筒的長度設計本設計采用雙聯(lián)滑輪組,如圖4-2圖4-2雙聯(lián)滑輪組卷筒的長度〔4-16—卷筒總長度,mm；—繩槽部分長度,其計算公式為：〔4-17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(shù),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?。?t,mm；—兩端的邊緣長度〔包括凸臺在內(nèi),根據(jù)卷筒結(jié)構(gòu)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1000mm4.2.6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(jīng)驗公式初步確定,然后進行強度驗算。對于鑄鐵筒壁mm〔4-18根據(jù)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(shù)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。4.2.7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(chǎn)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〔4-19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(shù),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(jīng)檢驗計算,卷筒抗壓強度符合要求。4.3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。4.3.1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(zhuǎn)動式〔如圖4-3兩種情況。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(jīng)卷筒及支承作用到軸上產(chǎn)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(zhuǎn)動心軸。對于轉(zhuǎn)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(zhì)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(zhuǎn)軸。其彎曲應力的應力性質(zhì)為對稱循環(huán)變應力,而扭轉(zhuǎn)剪應力的應力性質(zhì)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4-3卷筒軸的類型：a:軸固定式b、c:軸轉(zhuǎn)動式4.3.2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(jié)構(gòu)設計和強度、剛度計算。卷筒軸的結(jié)構(gòu),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(shù)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(zhì)選擇45鋼,調(diào)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(jù)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。圖4-4心軸的各部分尺寸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4-5所示。4.3.3心軸作用力計算齒輪圓周力：＝18.7kN〔4-20齒輪徑向力：＝6.8kN〔4-214.3.4心軸垂直面支承反力及彎矩支反力,如下圖3-5b。＝26.92kN〔4-22＝15.63kN〔4-23彎矩,如下圖3-5c。＝-781.5kNmm〔4-24＝1615.2kNmm〔4-254.3.5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4-5d。＝0.382kN〔4-26＝6.42kN〔4-27彎矩計算,如下圖4-5e＝321kNmm〔4-28＝22.9kNmm〔4-29合成彎矩,如下圖4-5f＝844.8kNmm〔4-30＝1615.3kNmm〔4-314.3.6計算心軸工作應力此軸為固定心鈾,只有彎矩,沒有轉(zhuǎn)矩。由下圖4-5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：〔4-32則：＝74.46mm圖4-5軸的彎矩圖圓整后＝75mm,中間軸段＝75＋15＝90mm圖4-54.3.7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〔4-33式中—鋼絲繩的當量拉力,N；—當量拉力系數(shù)。為使計算簡便,可假設＝1。由前述可知,心軸應力的性質(zhì)可認為是按脈動循環(huán)規(guī)律變化,則。彎曲應力為＝97.1Mpa〔4-34平均應力和應力幅為＝48.55Mpa〔4-35軸的形狀比較簡單,且為對稱結(jié)構(gòu),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(shù)尺＝1.88,表面狀態(tài)系數(shù)＝0.92,絕對尺寸系數(shù)＝0.78,等效系數(shù)小＝0.34。疲勞強度計算的安全系數(shù)為＝2.1〔4-36一般軸疲勞強度安全系數(shù),所以該軸疲勞強度足夠。4.3.8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：〔4-37式中—靜強度計算最大拉力,N；—動載荷系數(shù),查手冊。此處取。靜強度計算安全系數(shù)＝＝2.75〔4-38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(jié)構(gòu)、支承型式以及底座的剛度等問題。4.4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(jīng)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(jù)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(zhuǎn)子>、YZ<籠型轉(zhuǎn)子>系列起重專用電動機。多數(shù)情況下選用繞線轉(zhuǎn)子電動機；在工作條件較輕,接電次數(shù)較少時,亦可采用籠型轉(zhuǎn)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(gòu)運轉(zhuǎn)時所需靜功率按下式計算：〔4-39式中—額定起升載荷,N；—吊具自重,N；可?。健?.02～0.04；—起升速度,；—機構(gòu)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(gòu)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(gòu),可取＝0.85～0.9。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(shù)=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(zhuǎn)速：705轉(zhuǎn)/分效率：82.4%基準工作制為—40%4.5減速器的設計計算卷揚機總傳動比計算按額定轉(zhuǎn)速初定總傳動比,總傳動比按下式計算：〔4-40式中—機構(gòu)的總傳動比；—電動機額定轉(zhuǎn)速,r／min；—卷筒轉(zhuǎn)速,r／min。所以35.434.5.2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。4.5.3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所以=7.03=5.034.5.4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)電動機到卷筒軸的總傳動效率為式中：=0.99〔齒形聯(lián)軸器=0.98〔滾子軸承=0.97〔齒輪精度為8級=0.99〔齒形聯(lián)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(shù)符合要求?！矠殡妱訖C功率〔1計算各軸轉(zhuǎn)速Ⅰ軸r/min〔4-42aⅡ軸r/min〔4-42bⅢ軸r/min〔4-43c卷筒軸r/min〔4-43d〔2計算各軸功率Ⅰ軸kW〔4-44aⅡ軸kW〔4-44bⅢ軸kW〔4-44c卷筒軸kW〔4-44d〔3計算各軸轉(zhuǎn)矩電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩為：N.mⅠ軸N.m〔4-45aⅡ軸N.m〔4-45bⅢ軸N.m〔4-45c卷筒軸N.m〔4-45d4.5.4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(jié)構(gòu)和易于取材原則出發(fā)決定選用：小齒輪45鋼,調(diào)質(zhì),齒面硬度217~255HBS大齒輪45鋼,正火,齒面硬度169~217HBS〔1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(shù)：N1=60njLn==1.76<4-46a>N2==2.5<4-46b>由教材查得ZN1=1.0ZN2=1.08SH=1.1齒面接觸應力為==527.3Mpa<4-47a>==530.2Mpa<4-47b>取小值==527.3MPa〔2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<4-48a>==300Mpa<4-48b>4.5.5齒輪參數(shù)設計1.第一級傳動〔1初選參數(shù)小齒輪齒數(shù)=17大齒輪齒數(shù)==177.04=119螺旋角〔2按接觸強度結(jié)算<4-49>所以載荷系數(shù)K=1.2彈性系數(shù)=189.8節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.464=0.779螺旋角系數(shù)=0.992取=1所以=52.2mm〔3主要尺寸計算模數(shù)mm<4-50>取整數(shù)mm中心距mm<4-51>取整數(shù)mm計算實際螺旋角：=<4-52>螺旋角改變不大,系數(shù)、、、不在修正。分度圓直徑d=51.5mm<4-53>=360.7mm<4-54>齒頂圓直徑damm<4-55a>mm<4-55b>齒根圓直徑mm<4-56a>mm<4-56b>齒寬bmm<4-57a>mm<4-57b>經(jīng)校核計算,齒根彎曲強度足夠使用。確定齒輪精度等級及側(cè)隙分別為：小齒輪：8GJ大齒輪：8FH計算結(jié)果見下表4-1：表4-1一級傳動中大小齒輪的基本參數(shù)及主要尺寸項目小齒輪大齒輪材料及熱處理45鋼調(diào)質(zhì)45鋼正火基本參數(shù)齒數(shù)17119法面模數(shù)〔mm3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(shù)11法面齒隙系數(shù)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(shù)小齒輪齒數(shù)=20大齒輪齒數(shù)==205.03=100螺旋角〔2按接觸強度結(jié)算<4-58a>查教材載荷系數(shù)K=1.2彈性系數(shù)=189.8節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.464=0.779螺旋角系數(shù)=0.992取=1所以=101.1mm〔4-58b〔3主要尺寸計算模數(shù)mm<4-59>取整數(shù)〔mm中心距mm<4-60>取整數(shù)mm計算實際螺旋角：=<4-61>螺旋角改變不大,系數(shù)、、、不在修正。分度圓直徑d=101.7mm<4-62a>=508.3mm<4-62b>齒頂圓直徑damm<4-63a>mm<4-63b>齒根圓直徑mm<4-64a>mm<4-64b>齒寬bmm<4-65a>mm<4-65b>經(jīng)校核計算,齒根彎曲強度足夠使用。確定齒輪精度等級及側(cè)隙分別為：小齒輪：8GJ大齒輪：8FH計算結(jié)果見下表4-2：表4-2二級傳動中大小齒輪的基本參數(shù)及主要尺寸項目小齒輪大齒輪材料及熱處理45鋼調(diào)質(zhì)45鋼正火基本參數(shù)齒數(shù)20100法面模數(shù)〔mm5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(shù)11法面齒隙系數(shù)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89.2495.84.5.6齒輪軸參數(shù)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(diào)質(zhì)處理便能滿足要求。45鋼經(jīng)調(diào)質(zhì)處理硬度為217~255HBS。所以可得按扭轉(zhuǎn)強度計算軸的直徑：軸的最小直徑公式為：<4-66>其中系數(shù)A=118~107Ⅰ軸=25.87~23.45mm<4-67a>Ⅱ軸=48.8~44.3mm<4-67b>Ⅲ軸=82.1~74.4mm<4-67c>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(lián)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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。4.6制動器,聯(lián)軸器的選擇制動器的分類及選擇按照制動器構(gòu)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(jù)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。本設計選用短行程交流電磁鐵塊式制動器,型號：TKT300/200。如圖4-6。圖4-6短行程交流電磁鐵塊式制動器4.6.2聯(lián)軸器的選擇聯(lián)軸器根據(jù)傳遞的扭矩和工作條件選擇：<4-68>式中T為所傳遞扭矩的計算值為實際作用的扭矩為聯(lián)軸器規(guī)格表中允許傳遞的扭矩為考慮聯(lián)軸器重要的系數(shù),選=1.3為考慮機構(gòu)偶工作級別的系數(shù),選=1.3為考慮角度偏差的系數(shù),選=1所以1.31.31101.6=171.7N.m小于CL型齒輪聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩查起重機設計手冊,選用CL1型齒輪聯(lián)軸器。第五章小車行走機構(gòu)設計運行機構(gòu)主要用作水平運移物品以及調(diào)整卷揚機的工作位置。在每個工作循環(huán)中起重機都要吊重物運行,則稱為工作性運行,橋式起重機運行動作僅用來調(diào)整起重機的工作位置,稱為非工作性運行。運行機構(gòu)分為有軌運行機構(gòu)和無軌機構(gòu)兩種,前者依靠剛性車輪沿著專門鋪設的軌道運行。由于有軌運行范圍比較固定,便于配電,故一般用電機驅(qū)動。后者流動性大,故依靠汽車或者履帶運行。本設計為有軌運行機構(gòu)。運行機構(gòu)包括運行支承裝置和運行驅(qū)動裝置。5.1軌道橋式起重機所用的軌道有鐵路鋼軌〔P型、起重機專