0033-卷揚機的結構設計【全套11張CAD圖+PROE三維模型+說明書】

0033-卷揚機的結構設計【全套11張CAD圖+PROE三維模型+說明書】,全套11張CAD圖+PROE三維模型+說明書,卷揚機,結構設計,全套,11,十一,cad,proe,三維,模型,說明書,仿單 題目： 卷揚機的結構設計 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，用來提升物料、安裝設備等作業(yè)，由人力或機械動力驅動卷筒、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在以電動卷揚機為主。本次設計的10kN噸電動卷揚機是由電動機、連軸器、減速器、卷筒、排線器等組成。 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、聯軸器設計與選取。其中卷筒、卷筒軸、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構簡單、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10kN噸橋式吊車起升機構。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這一要求為依據的。 關鍵詞：卷揚機，卷筒，卷筒軸，減速器 Abstract Hoist and winch. Is an important part of vertical lifting transport machinery, used to enhance the materials, installation of equipment operations, from human or mechanical power driven drum, winding traction rope to complete the installation work. Vertical, horizontal or inclined simple traction weight lifting machinery. Manual and electric two. Now to the main electric hoist. The design of the 10kN ton electric hoist is composed of motor, coupling, reducer, drum, cable etc.. The design procedure is to start from the wire rope, and then turn on the winch drum, drum spindle, motor, gear reducer, speed reducer shaft, coupling design and selection. Design of the drum, the drum shaft, most major reducer, the design focus is introduced, the rest is just a brief analysis. The design of the drum machine because of its simple structure, flexible installation, convenient operation and carrying, simple maintenance, to adapt to the working environment ability is strong, can be applied to metallurgical crane, construction, operations and other water conservancy, but the design of the drum machine is mainly used for 10kN ton bridge crane hoisting mechanism. Lifting weights is a main function of hoist, design of various types of winches are according to the requirements for. Keywords: hoist, drum, drum shaft, gear reducer 目錄 摘 要 ii 目錄 iv 1.緒論 5 1.1卷揚機的分類、特性及常見類型 5 1.1.1 分類及特性 5 1.1.2 卷揚機的常見類型 5 1.2 國內卷揚機發(fā)展概況 5 1.2.1 國內卷揚機發(fā)展概況 5 2.卷揚機結構設計及工作原理 6 2.1 基本結構 6 2.2 卷揚機的工作原理 6 3.卷揚機零件設計 6 3.1 卷揚機的設計參數 6 3.1.1 卷揚機的設計參數 6 3.1.2 電機的選擇 7 3.2 減速器的設計計算 7 3.2.1齒輪的設計 8 3.2.2 軸的設計與校核 14 3.3 排線器軸及軸上零件設計與校核 19 2.3.1求作用在齒輪上的力 19 3.3.2 確定軸的尺寸 20 3.3.3 求軸上的載荷 20 3.3.4 鍵的選擇與校核 20 3.4滾筒軸及軸上零件的設計與校核 20 3.4.1 求作用在齒輪上的力 20 3.4.2 確定軸的尺寸 21 3.4.3 求軸上的載荷 21 3.4.4 按彎扭合成應力校核軸的強度 21 3.4.5精確校核軸的疲勞強度 21 3.4.6 鍵的選擇與校核 22 4.卷揚機使用時的注意事項 23 5.結 論 24 參考文獻 - 1 - 致謝 - 2 - - 2 - 1.緒論 1.1卷揚機的分類、特性及常見類型 1.1.1 分類及特性 卷揚機分為手動卷揚機和電動卷揚機兩種?，F在以電動卷揚機為主。電動卷揚機由電動機、聯軸節(jié)、制動器、齒輪箱和卷筒組成，共同安裝在機架上。對于起升高度和裝卸量大工作頻繁的情況，調速性能好，能令空鉤快速下降。對安裝就位或敏感的物料，能用較小速度。 1.1.2 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。 液壓卷揚機優(yōu)點：相比傳統(tǒng)的電動卷揚機（電動絞車），液壓卷揚機（液壓絞車）有很多優(yōu)點：A. 過載保護 B.沖擊防護C.防爆性能。國標卷揚機指符合國家標準的卷揚機，非標卷揚機是指廠家自己定義標準的卷揚機,通常只有具有生產證的廠商才可以生產國標卷揚機，價格也比非標卷揚機貴一些。注意事項 1.2 國內卷揚機發(fā)展概況 1.2.1 國內卷揚機發(fā)展概況 我國卷揚機的生產是解放后才開始的。50年代為滿足恢復經濟的需要和第一個五年計劃建筑的需要，卷揚機的生產被提到了日程上。原沈陽國泰機器廠等成批仿制了兩種卷揚機，一種為日本的 JIS8001 型動 力卷揚機，它是一種原動機為電動機，傳動形式是開式圓柱齒輪傳動，雙錐體摩擦離合器，操作為手板腳踩的快速卷揚機；另一種是按蘇聯圖 紙制造的1011型和1012型普通蝸桿傳動、電控慢速卷揚機。由于當時生產力不高，卷揚機的需求量亦不多，故這段時間國內卷揚機的生產主要是仿制。 隨著生產的發(fā)展，到了60年代，卷揚機的生產和使用越來越多了。為了協(xié)調生產，主要卷揚機生產廠家（阜新礦山機械廠、天津卷揚機廠、山西機器廠、寶雞起重運輸機廠等）組成了卷揚機行業(yè)組織，隸屬于第一機械工業(yè)部礦山機械行業(yè)下。為了發(fā)展卷揚機的生產，行業(yè)組織了有關廠家的人員對全國卷揚機的生產和應用情況進行了調查。在調查的基礎上，開始自行設計和制造新的卷揚機，先后試制了 0.5t、1t、3t 電 動卷揚機，但由于對當時各廠家的生產能力估計不足，無法推廣。 2.卷揚機結構設計及工作原理 2.1 基本結構 圖2.1 上圖2.1是整個卷揚機分為四個部分，電機是屬于驅動部分，減速器是減速部分，再是排線器部分，最后是滾筒部分。這四個部分是通過齒輪或者聯軸器鏈接傳遞扭矩。減速器是使用了二級減速。排線器與齒輪同軸，與滾筒上的齒輪配合，一是減速，二是使排線器軸轉動。 2.2 卷揚機的工作原理 動力通過電機輸入，再通過聯軸器與減速器的輸入軸相連，將動力輸入到減速器當中，減速器通過兩級減速通過輸出軸，經過聯軸器將動力傳遞到排線器軸上，軸上的齒輪轉動帶動滾筒軸上的零件的轉動，使?jié)L筒轉動。排線器安裝在排線軸上，它能使得鋼繩均勻分布在滾筒上。 3.卷揚機零件設計 3.1 卷揚機的設計參數 3.1.1 卷揚機的設計參數 工作10年，300天每年，兩班制 鋼絲繩的最大起重物料選擇：F0=10KN 物料提升的速度：V0 =12m/min 滾筒的直徑：D=200mm 下圖3.1是卷揚機的基本的零件排布結構 圖3.1 3.1.2 電機的選擇 提升物料的功率：P0=F0V0=10000*12/60=2KW 輸出轉速：v0=πDn01000 所以 n0=19.1 r/min 傳動效率計算：h0=h12h25h33h 4=0.80 h1 =0.99（齒形聯軸器） h 2 =0.98（滾子軸承） h3 =0.97（齒輪精度為 8 級） h 4 =0.99（滾筒） 電機功率：p輸入=p0h0=2.50kw 電機的選擇：型號Y132M-8， 功率3kW ，轉速710r/min 3.2 減速器的設計計算 按浸油潤滑條件考慮取高速級傳動比: i1=1.4i2 So: i1=4,i2=2.8,i3=3.3 各軸轉速計算: n1=n0=710r/min; n2=n0i1=177.5r/min; n3=n2i2=63.4r/min; n4=n3=63.4r/min; n5=n4i3=19.2r/min; 所以滾筒的實際轉速為19.2r/min 各軸輸入轉矩計算 ：電機功率為3kw T1=9549′p0′h1n1=40N×m T2=9549′p0′h1′h2′h3n2=151.88N×m T3=9549′p0′h1′h22′h32n3=404.22N×m T4=9549′p0′h12′h22′h32n4=400.2N×m T5=9549′p0′h12′h23′h33n5=1256.2N×m 軸編號 功率（KW） 轉速（r/min) 轉矩（N.m) 1 2.97 710 40 2 2.82 177.5 151.88 3 2.68 63.4 404.22 4 2.66 63.4 400.2 5 2.53 19.2 1256.2 3.2.1齒輪的設計 高速齒輪設計 齒輪精度選擇8精度，小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS,兩者硬度差40HBS. 計算項目 計算內容 計算結果 1.按齒面接觸強度設計 轉矩 40N×m 齒寬系數 由資料【1】表10-7選取齒寬系數 接觸疲勞極限 由資料【1】圖10-21d rHlim1=680Mpa rHlim2=750Mpa 計算應力循環(huán)系數 N1=60n1jLh N2=N1/i1 N1=2.04′109 N2=5.11′108 接觸疲勞壽命系數 查資料【1】圖10-19 KHN1=0.89 KHN2=0.93 失效概率和安全系數 S=1 許用接觸應力計算 【rH】1=605.2Mpa 【rH】2=697.5Mpa 初選載荷系數 Kt=1.4 材料的彈性影響系數 查資料【1】表10-6 試算小齒輪的分度圓的直徑 d1t=2.32 3KtT1fd×i-1i(ZE[rH])2 44.14mm 計算圓周速度 V=πd1tn160′1000 V=1.64m/s 初步齒寬b b=44.14mm 計算齒寬與齒高比 取齒數=24 模數 齒高 mt=1.84 h=4.14mm bh=10.66 z2=97 計算載荷系數 查資料【1】圖10-8取動載荷系數 查資料【1】表10-2使用系數 查資料【1】表10-4齒向載荷分布系數 查資料【1】圖10-13齒向載荷分布系數 =1.12 =1 =1.5 =1.45 K=1.68 校正分度圓直徑 d1=46.91mm 計算模數 m=1.95 2.按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式 根據公式設計數值 彎曲強度極限選擇 查資料【1】圖10-20c 大齒輪rFE1=620Mpa 小齒輪rFE2=580Mpa 彎曲疲勞壽命系數 根據其循環(huán)次數，查資料【1】圖10-18 取 KFN1=0.83 KFN2=0.86 計算彎曲疲勞許用應力 安全系數取s=1.4 [sF]1=368Mpa [sF]2=356Mpa 計算載荷系數 K=1.624 齒形系數 查資料【1】表10-5取 YFa1=2.65 YFa2=2.20 應力校正系數 查資料【1】表10-5取 YSa1=1.58 YSa2=1.78 計算大小齒輪的并加以比較 YFa1YSa1[sF]1=0.01138 YFa2YSa2[sF]2=0.011 大齒輪的較大 計算模數m 選用較大的代入公式計算 m≥1.385 所以m取1.5 確定齒數 由齒面的接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面的接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅余于齒輪的直徑有關 m=1.5 d1=46.91mm z1=31 z2=124 計算分度圓直徑 d1=46.5mm d2=186mm 計算中心距 =138.75mm 計算齒輪寬度 B1=52.5mm B2=57.5mm 低速齒輪設計 齒輪精度選擇8精度，小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS,兩者硬度差40HBS. 計算項目 計算內容 計算結果 1.按齒面接觸強度設計 轉矩 151.88N×m 齒寬系數 由資料【1】表10-7選取齒寬系數 接觸疲勞極限 由資料【1】圖10-21d rHlim1=680Mpa rHlim2=750Mpa 計算應力循環(huán)系數 N1=60n1jLh N2=N1/i1 N1=5.11′108 N2=1.83′108 接觸疲勞壽命系數 查資料【1】圖10-19 KHN1=0.93 KHN2=0.94 失效概率和安全系數 S=1 許用接觸應力計算 【sH】1=632.4Mpa 【sH】2=705Mpa 初選載荷系數 Kt=1.4 材料的彈性影響系數 查資料【1】表10-6 試算小齒輪的分度圓的直徑 d1t=2.32 3KtT1fd×i+1i(ZE[sH])2 68.7mm 計算圓周速度 V=πd1tn160′1000 V=0.638m/s 初步齒寬b b=68.7mm 計算齒寬與齒高比 取齒數=24 模數 齒高 mt=2.86 h=6.44mm bh=10.67 z2=69 計算載荷系數 查資料【1】圖10-8取動載荷系數 查資料【1】表10-2使用系數 查資料【1】表10-4齒向載荷分布系數 查資料【1】圖10-13齒向載荷分布系數 =1.12 =1 =1.46 =1.4 K=1.64 校正分度圓直徑 d1=72.35mm 計算模數 m=3.01 2.按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式 根據公式設計數值 彎曲強度極限選擇 查資料【1】圖10-20c 大齒輪rFE1=620Mpa 小齒輪rFE2=580Mpa 彎曲疲勞壽命系數 根據其循環(huán)次數，查資料【1】圖10-18 取 KFN1=0.86 KFN2=0.88 計算彎曲疲勞許用應力 安全系數取s=1.4 [sF]1=381Mpa [sF]2=365Mpa 計算載荷系數 K=1.568 齒形系數 查資料【1】表10-5取 YFa1=2.65 YFa2=2.24 應力校正系數 查資料【1】表10-5取 YSa1=1.58 YSa2=1.75 計算大小齒輪的并加以比較 YFa1YSa1[sF]1=0.01099 YFa2YSa2[sF]2=0.01074 大齒輪的較大 計算模數m 選用較大的代入公式計算 m≥2.20 所以m取2.5 確定齒數 由齒面的接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面的接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅余于齒輪的直徑有關 m=2.5 d1=72.35mm z1=30 z2=85 計算分度圓直徑 d1=75mm d2=212.5mm 計算中心距 =143.75mm 計算齒輪寬度 B1=75mm B2=80mm 3 第三級減速齒輪 齒輪精度選擇8精度，小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS,兩者硬度差40HBS. 計算項目 計算內容 計算結果 1.按齒面接觸強度設計 轉矩 400.2N×m 齒寬系數 由資料【1】表10-7選取齒寬系數 接觸疲勞極限 由資料【1】圖10-21d rHlim1=680Mpa rHlim2=750Mpa 計算應力循環(huán)系數 N1=60n1jLh N2=N1/i1 N1=1.83′108 N2=5.55′107 接觸疲勞壽命系數 查資料【1】圖10-19 KHN1=0.94 KHN2=0.95 失效概率和安全系數 S=1 許用接觸應力計算 【sH】1=639Mpa 【sH】2=713Mpa 初選載荷系數 Kt=1.4 材料的彈性影響系數 查資料【1】表10-6 試算小齒輪的分度圓的直徑 d1t=2.32 3KtT1fd×i+1i(ZE[sH])2 93.0mm 計算圓周速度 V=πd1tn160′1000 V=0.309m/s 初步齒寬b b=93.0mm 計算齒寬與齒高比 取齒數=24 模數 齒高 mt=3.88 h=8.73mm bh=10.65 z2=81 計算載荷系數 查資料【1】圖10-8取動載荷系數 查資料【1】表10-2使用系數 查資料【1】表10-4齒向載荷分布系數 查資料【1】圖10-13齒向載荷分布系數 =1.12 =1 =2.562 =2.2 K=2.87 校正分度圓直徑 d1=118.1mm 計算模數 m=4.92 2.按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式 根據公式設計數值 彎曲強度極限選擇 查資料【1】圖10-20c 大齒輪rFE1=620Mpa 小齒輪rFE2=580Mpa 彎曲疲勞壽命系數 根據其循環(huán)次數，查資料【1】圖10-18 取 KFN1=0.88 KFN2=0.92 計算彎曲疲勞許用應力 安全系數取s=1.4 [sF]1=340Mpa [sF]2=381Mpa 計算載荷系數 K=2.464 齒形系數 查資料【1】表10-5取在此處鍵入公式。 YFa1=2.65 YFa2=2.24 應力校正系數 查資料【1】表10-5取 YSa1=2.22 YSa2=1.77 計算大小齒輪的并加以比較 YFa1YSa1[sF]1=0.0173 YFa2YSa2[sF]2=0.0104 大齒輪的較大 計算模數m 選用較大的代入公式計算 m≥3.9 所以m取4 確定齒數 由齒面的接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面的接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅余于齒輪的直徑有關 m=4 d1=118.1mm z1=30 z2=99 計算分度圓直徑 d1=120mm d2=396mm 計算中心距 =258mm 計算齒輪寬度 B1=120mm B2=125mm 3.2.2 軸的設計與校核 初步估計軸的最小直徑 軸的材料選用45鋼，調質處理。根據資料【1】表15-3，分別取105,110,115，120，125；根據公式求其最小直徑為： 高速軸 d1=20mm 中間軸 d2=28mm 低速軸 d3=41mm 排線器軸 d4=42mm 滾筒軸 d5=64mm 由于機構幾乎不承受軸向載荷，所以選用深溝球軸承 1.中間軸設計 圖3.2 圖3.2是軸上零件的分布圖 1.求作用在輸出齒輪上的力 圓周力：Ft1=2Td=4050N 徑向力：Fr1=Ft2tana=1834N 2. 求作用在輸入齒輪上的力 圓周力：Ft2=2Td=1633N 徑向力：Fr2=Ft2tana=594N 3.確定軸的尺寸 選取軸的材料為45鋼，調質處理，由于軸上有兩個鍵槽，所以最小直徑取30mm，最小直徑安裝在軸承上，選擇軸承的內徑為30mm，選擇6206型深溝球軸承，定位軸肩高度為3mm，此處軸徑為38mm，安裝齒輪處的軸徑為32mm，軸承位置與箱體內壁的距離取5mm，箱體內壁與齒輪的距離取20mm，肩的寬度取6mm，齒輪的寬度與相同內徑軸的寬度相差3mm。套筒齒輪處的大徑與軸肩的高度相同，長度可以計算出來。 4.求軸上的載荷 載荷 水平方向H 垂直方向V 支柱反力 FNH1=776N,FNH2=104N FNV1=2130N,FNV2=286N 彎矩 MV1=55872N×mm MV2=6422N×mm MH1=153360N×mm MH2=17660N×mm 總彎矩 M1=163221N×mm M2=18791N×mm 扭矩 T=151.88N×m 5.按彎扭合成應力校核軸的強度 sca=M12+(αT)2W=33.97Mpa 選用的材料為45鋼，調質處理，查其許用彎曲應力為60Mpa，滿足要求。 6.精確校核軸的疲勞強度 這里只需要校核輸入齒輪的右端階梯截面的左側就可以了。 抗彎截面系數：W=0.1d3=3276.8mm3 抗扭截面系數：WT=0.2d3=6553.6mm3 彎矩：M=163221N×mm 扭矩：T=151.88N×m 彎矩應力：sb=MW=49.95Mpa 扭矩應力：τT=TWT=23.18Mpa 根據軸的材料，查的sB=640Mpa，s-1=275Mpa，τ-1=155Mpa 截面軸肩處的倒角r=2mm，查應力集中系數，ασ=1.7 ατ=1.2 軸材料的敏感系數：qσ=8.2 qτ=8.5 求的有效應力集中系數： kσ=1+qσασ-1=1.574 kτ=1+qτατ-1=1.17 查尺寸系數：εσ=0.82 查扭轉尺寸系數：ετ=0.9 軸按磨削加工，查的表面質量系數： βσ=βτ=0.92 軸未經表面強化處理，即βq=1 求其綜合系數： Kσ=kσεσ+1βσ-1=2.01 Kτ=kτετ+1βτ-1=1.39 查碳鋼的特征系數：φσ=0.1，φτ=0.05 計算安全系數Sca： Sσ=σ-1Kσσa+φσσm=2.74 Sτ=τ-1Kττa+φττm=9.29 Sca=SσSτSσ2+Sτ2=2.63>S=1.5 所以安全 7.鍵的選擇與校核 根據齒輪的寬度和軸的直徑選用10×8×63與10×8×50，只需要校核較短的就可以滿足，鍵軸齒輪的材料都是鋼，查的許用擠壓強度為100到120Mpa，計算鍵的強度： σp=2T×103kld=59.33Mpa 故符合 2.低速軸設計 圖3.3 圖3.3是軸上零件的分布圖 1.求作用在齒輪上的力 圓周力：Ft1=2Td=3804 N 徑向力：Fr1=Ft2tana=1385N 2.確定軸的尺寸 選取軸的材料為45鋼，調質處理，由于軸上有兩個鍵槽，所以最小直徑取45mm，最小直徑安裝在連軸器上，根據卷揚機的工況系數，計算扭矩，選擇GY型聯軸器，孔徑選擇45mm，長度選擇110，選擇軸承的內徑為50mm，選擇6209型深溝球軸承，定位軸肩高度為3.5mm，齒輪定位軸肩60mm，安裝齒輪處的軸徑為52mm，軸承位置與箱體內壁的距離取5mm，考慮到與中間軸齒輪的嚙合，算出齒輪與箱體內壁的距離，軸肩的寬度取6mm，套筒齒輪處的大徑與軸肩的高度相同，長度可以計算出來。 3.求軸上的載荷 載荷 水平方向H 垂直方向V 支柱反力 FNH1=892N FNH2=492N FNV1=2454N,FNV2=1350N 彎矩 MV=66008N×mm MH=181300N×mm 總彎矩 M=192942N×mm 扭矩 T=404.22N×m 4.按彎扭合成應力校核軸的強度 sca=M2+(αT)2W=25.62Mpa 選用的材料為45鋼，調質處理，查其許用彎曲應力為60Mpa，滿足要求。 5.精確校核軸的疲勞強度 這里只需要校核齒輪的右端階梯截面的左側就可以了。 抗彎截面系數：W=0.1d3=12500mm3 抗扭截面系數：WT=0.2d3=25000mm3 彎矩：M=192942N×mm 扭矩：T=404.22N×m 彎矩應力：sb=MW=15.44Mpa 扭矩應力：τT=TWT=16.17Mpa 根據軸的材料，查的sB=640Mpa，s-1=275Mpa，τ-1=155Mpa 截面軸肩處的倒角r=2.5mm，查應力集中系數，ασ=1.7 ατ=1.2 軸材料的敏感系數：qσ=8.2 qτ=8.5 求的有效應力集中系數： kσ=1+qσασ-1=1.574 kτ=1+qτατ-1=1.17 查尺寸系數：εσ=0.64 查扭轉尺寸系數：ετ=0.73 軸按磨削加工，查的表面質量系數： βσ=βτ=0.92 軸未經表面強化處理，即βq=1 求其綜合系數： Kσ=kσεσ+1βσ-1=2.55 Kτ=kτετ+1βτ-1=1.69 查碳鋼的特征系數：φσ=0.1，φτ=0.05 計算安全系數Sca： Sσ=σ-1Kσσa+φσσm=6.98 Sτ=τ-1Kττa+φττm=11.02 Sca=SσSτSσ2+Sτ2=5.90>S=1.5 所以安全 6.鍵的選擇與校核 根據齒輪的寬度和軸的直徑選用14×9×100與16×10×63，鍵軸齒輪的材料都是鋼，查的許用擠壓強度為100到120Mpa，計算鍵的強度： σp1=2T×103k1l1d1=33.08Mpa σp2=2T×103k2l2d2=23.48Mpa 故符合 3.高速軸設計 圖3.4 圖3.4是軸上零件的分布圖 1.求作用在輸出齒輪上的力 圓周力：Ft1=2Td=1720N 徑向力：Fr1=Ft2tana=626N 2.確定軸的尺寸 選取軸的材料為45鋼，調質處理，由于軸上有一個鍵槽，考慮到聯軸器的選擇，所以最小直徑取20mm，最小直徑安裝在聯軸器上，選擇GY系列聯軸器，孔徑為20mm，軸承選擇6205型深溝球軸承，考慮到齒輪較小，所以使用齒輪軸，考慮到齒輪與中間齒輪中間對其，確定齒輪與左右箱體壁的距離，兩處定位軸肩高度為3mm，軸承位置與箱體內壁的距離取5mm。 3.求軸上的載荷 載荷 水平方向H 垂直方向V 支柱反力 FNH1=188N FNH2=438N FNV1=518N FNV2=1202N 彎矩 MV=26743N×mm MH=73685.5N×mm 總彎矩 M1=78388N×mm 扭矩 T=40000N×mm 4.按彎扭合成應力校核軸的強度 sca=M12+(αT)2W=28Mpa 選用的材料為45鋼，調質處理，查其許用彎曲應力為60Mpa，滿足要求。 5.精確校核軸的疲勞強度 這里只需要校核輸入齒輪的右端截面的右側就可以了。 抗彎截面系數：W=0.1d3=2979mm3 抗扭截面系數：WT=0.2d3=5958mm3 彎矩：M=78388N×mm 扭矩：T=40N×m 彎矩應力：sb=MW=26.31Mpa 扭矩應力：τT=TWT=6.71Mpa 根據軸的材料，查的sB=640Mpa，s-1=275Mpa，τ-1=155Mpa 截面軸肩處的倒角r=2mm，查應力集中系數，ασ=1.7 ατ=1.2 軸材料的敏感系數：qσ=8.2 qτ=8.5 求的有效應力集中系數： kσ=1+qσασ-1=1.574 kτ=1+qτατ-1=1.17 查尺寸系數：εσ=1.9 查扭轉尺寸系數：ετ=0.88 軸按磨削加工，查的表面質量系數： βσ=βτ=0.92 軸未經表面強化處理，即βq=1 求其綜合系數： Kσ=kσεσ+1βσ-1=0.92 Kτ=kτετ+1βτ-1=1.42 查碳鋼的特征系數：φσ=0.1，φτ=0.05 計算安全系數Sca： Sσ=σ-1Kσσa+φσσm=11.36 Sτ=τ-1Kττa+φττm=31.43 Sca=SσSτSσ2+Sτ2=10.68>S=1.5 所以安全 6.鍵的選擇與校核 根據齒輪的寬度和軸的直徑選用6×6×32，鍵軸齒輪的材料都是鋼，查的許用擠壓強度為100到120Mpa，計算鍵的強度： σp=2T×103kld=41.67Mpa 故符合 3.3 排線器軸及軸上零件設計與校核 圖3.5 圖3.5是軸上零件的分布圖 2.3.1求作用在齒輪上的力 圓周力：Ft1=2Td=6670N 徑向力：Fr1=Ft2tana=2428N 3.3.2 確定軸的尺寸 選取軸的材料為45鋼，調質處理，由于軸上有兩個鍵槽，由聯軸器知道最小直徑取45mm，選擇軸承的內徑為50mm，選擇6210型深溝球軸承，齒輪與機架內壁的距離為20mm，光桿的長度取350mm。 3.3.3 求軸上的載荷 載荷 水平方向H 垂直方向V 支柱反力 FNH1=1999N,FNH2=429N FNV1=5491N FNV2=1179N 彎矩 MV1=2045N×mm MH1=5616N×mm 總彎矩 M1=5977N×mm 扭矩 T=400.2N×m 由于相對于彎矩與扭矩都比變速箱的低速軸小，直徑一樣，所以不用校核一定會在安全范圍內 3.3.4 鍵的選擇與校核 根據齒輪的寬度和軸的直徑選用16×10×100 鍵軸齒輪的材料都是鋼，查的許用擠壓強度為100到120Mpa，計算鍵的強度： σp=2T×103kld=73.3Mpa 故符合 3.4滾筒軸及軸上零件的設計與校核 圖3.6 圖3.6是軸上零件的分布圖 3.4.1 求作用在齒輪上的力 圓周力：Ft1=2Td=6344 N 徑向力：Fr1=Ft2tana=2309N 3.4.2 確定軸的尺寸 選取軸的材料為45鋼，調質處理，由于軸上有兩個鍵槽，所以最小直徑取65mm，最小直徑處安裝軸承，選擇6213型深溝球軸承，軸承位置與箱體內壁的距離取5mm，為了與主動輪配合，算出齒輪與箱體內壁的距離17.5mm，滾筒擋板處的厚度取10mm，最后計算出滾筒的長度。 3.4.3 求軸上的載荷 載荷 水平方向H 垂直方向V 支柱反力 FNH1=1897N FNH2=412N FNV1=5212N FNV2=1132N 彎矩 MV=510776N×mm MH=185906N×mm 總彎矩 M=543556N×mm 扭矩 T=1256.2N×m 3.4.4 按彎扭合成應力校核軸的強度 sca=M2+(αT)2W=33.84Mpa 選用的材料為45鋼，調質處理，查其許用彎曲應力為60Mpa，滿足要求。 3.4.5精確校核軸的疲勞強度 這里只需要校核齒輪的右端階梯截面的左側就可以了。 抗彎截面系數：W=0.1d3=27462.5mm3 抗扭截面系數：WT=0.2d3=54925mm3 彎矩：M=543556N×mm 扭矩：T=1256.2N×m 彎矩應力：sb=MW=19.79Mpa 扭矩應力：τT=TWT=22.87Mpa 根據軸的材料，查的sB=640Mpa，s-1=275Mpa，τ-1=155Mpa 截面軸肩處的倒角r=2.5mm，查應力集中系數，ασ=1.7 ατ=1.2 軸材料的敏感系數：qσ=8.2 qτ=8.5 求的有效應力集中系數： kσ=1+qσασ-1=1.574 kτ=1+qτατ-1=1.17 查尺寸系數：εσ=0.63 查扭轉尺寸系數：ετ=0.82 軸按磨削加工，查的表面質量系數： βσ=βτ=0.92 軸未經表面強化處理，即βq=1 求其綜合系數： Kσ=kσεσ+1βσ-1=2.59 Kτ=kτετ+1βτ-1=1.51 查碳鋼的特征系數：φσ=0.1，φτ=0.05 計算安全系數Sca： Sσ=σ-1Kσσa+φσσm=5.37 Sτ=τ-1Kττa+φττm=8.69 Sca=SσSτSσ2+Sτ2=4.59>S=1.5 所以安全 3.4.6 鍵的選擇與校核 根據齒輪的寬度和軸的直徑選用18×11×82和18×11×300只需要校核較短的就可以 鍵軸齒輪的材料都是鋼，查的許用擠壓強度為100到120Mpa，計算鍵的強度： σp=2T×103kld=55.51Mpa 故符合 4.卷揚機使用時的注意事項 1 卷筒上的鋼絲繩應排列整齊，如發(fā)現重疊和斜繞時，應停機重 新排列。嚴禁在轉動中用手、腳拉踩鋼絲繩。鋼絲繩不許完全放出，最少應保留三圈。 2鋼絲繩不許打結、扭繞，在一個節(jié)距內斷線超過10%時，應予以更換。 3 作業(yè)中，任何人不得跨越鋼絲繩，物體（物件）提升后，操作 人員不得離開卷揚機。休息時物件或吊籠應降至地面。 4 作業(yè)中，司機、信號員要同吊起物保持良好的可見度，司機與信號員應密切配合，服從信號統(tǒng)一指揮。 5 作業(yè)中如遇停電情況，應切斷電源，將提升物降至地面。 6 工作中要聽從指揮人員的信號，信號不明或可能引起事故時應暫停操作，待弄清情況后方可繼續(xù)作業(yè)。 7作業(yè)中突然停電，應立即拉開閘刀，將運送物放下，作業(yè)完畢、應將料盤落地、關鎖電箱。 8鋼絲繩在使用過程中與機械的磨損.自燃的腐蝕局部損害難免， 應間隔時間段涂刷保護油。 9嚴禁超載使用 10使用過程中要注意不要出現打結.壓扁.電弧打傷.化學介質的侵 蝕。 5.結 論 本次設計過程牽涉到所學知識的方方面面，通過自己的設計思路， 一方面對以前所學的知識進行了溫故，其次也為日后從事工程實踐工作 奠定了一定的基礎。 設計中，我對卷揚機的工作原理、基本結構、性能要求進行了比較 詳細的分析，針對卷揚機中采用的卷筒、聯軸器、電動機等也進行了必要的闡析。而一個系統(tǒng)設計的好壞與否，在很大程度 上取決于這個系統(tǒng)的設計方案選取是否得當、相關參數的計算是否準確 等等，諸如這些在本次的設計過程中都得到了具體的體現。另外，為確 保設計出的卷揚機能都符合生產要求，我們勢必還要對卷揚機的相關部 件進行一些必要的校核，以最終確定此系統(tǒng)是否可以投入生產。 通過對本卷揚機的相關性能要求的驗算，得出設計的結果基本上能 夠符合設計要求這一結果。 參考文獻 [1] 濮良貴，紀名剛.機械設計.高等教育出版社，2006 [2] 劉鴻文.材料力學.高等教育出版社，2011 [3] 吳宗澤.機械設計實用手冊.化學工業(yè)出版社，2001 [4] 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