1、 浙江工業大學卷揚機設計 學院：機械工程學院 班級：機自卓越1302班 姓名：江俊佳 學號：201302071308 指導老師：王晨1.說明2. 機構簡圖3.使用工況及參數4. 傳動方案的分析4.1電動機的功率4.2電動機的型號4.3計算總傳動比和分配傳動比4.4傳動各軸的動力參數5.V帶設計5.1確定計算功率5.2選擇V帶帶型5.3確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速V5.4驗算帶速5.5確定計算大帶輪的基準直徑dd25.6確定V帶的中心距a和基準長度Ld5.7計算實際中心距a5.8驗算小帶輪包角5.9確定帶的根數z5.10確定帶的初拉力F05.11計算帶傳動的壓軸力Fp6.帶輪結構設計6.1帶

2、輪輪槽設計卷揚機： 用卷筒纏繞鋼絲繩提升或牽引重物的輕小型起重設備，又稱絞車。 卷揚機可以垂直提升、水平或傾斜拽引重物?？蓡为毷褂?，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。主要運用于建筑、水利工程、林業、礦山、碼頭等的物料升降或平拖。 卷揚機單班制、室內工作，頻繁正反轉、啟動和制動，使用期限10年，大修期3年，動力源來自三相交流電，屬單件小批量生產，提升速度容許誤差5%以內。載重量F=1900N卷筒直徑D=350mm鋼絲繩直徑3.5mm鋼絲繩速度v=1m/s卷揚機卷筒工作所需要的功率 電動機實際功率：查YZR系列電動機的技術參數（JB/T1010

3、5-1999）選用YZR132M2-6電動機電動機型號額定功率Pe/KW額定轉速nd/r/min同步轉速r/minYZR132M2-62.59501000電動機軸徑D/mm電動機軸長度E/mm電動機軸高H/mm3880132查表2-13常用傳動機構傳動比的合理范圍得：由經驗公式知道id=1.25igz則鏈傳動的傳動比igz=3.82，帶傳動的傳動比id=4.6轉矩，功率，轉速關系：T=9550P/n電動機軸：Pd=2.3KW，nd=950r/min，Td=23.2NmI軸：II軸：III軸：軸功率P/KW轉矩T/Nm轉速n/r/min轉動比i電動機軸2.323.2950軸I2.27723.09

4、504.9軸II2.164108.81903.9軸III2.057395.349.7該卷揚機采用V帶根據Pca，和小帶輪轉速n1從表8-11選用A型帶參考械設計課本圖表8-7和表8-9確定小帶輪的基準直徑dd1，應使dd1（dd）min，且電動機中心高132mm，在此選用dd1=125mm因為5m/sV30m/s，故帶速合適。參考械設計課本表8-9，圓整為dd2=630mm初定中心距a00.7（dd1+ dd2）a02（dd1+ dd2）479.5a01370，取a0=700mm計算相應的帶根據械設計課本表8-2選帶的基準長度Ld=2700mm中心距變動范圍：通常小帶輪上的包角1小于大帶輪上的

5、包角，小帶輪上的臨界摩擦力小于大帶輪上的臨界摩擦力，因此打滑通常發生在小帶輪上。應使：滿足條件為使V帶受力均勻，根數一般少于10根V帶初拉力可由下式確定：為了設計安裝帶輪的軸和軸承，需要計算帶傳動作用在軸上的壓軸力Fp常用的帶輪的材料為HT150或HT200.轉速較高時可以采用鑄鋼或用鋼板沖壓后焊接而成。電動機功率Pd=2.3kwYZR132M2-6電動機id=4.6igz=3.82Pca=2.7323kwA型帶dd1=125mmV1=6.22m/sdd2=560mmLd=2700mma=780mmZ=2帶輪材料HT1506.2帶輪的結構形式7.鏈傳動設計7.1鏈輪齒數和7.2計算當量的單排鏈

6、計算功率7.3確定選擇鏈條型號和節距7.4計算鏈節數和中心距7.5計算鏈速計算計算鏈速v，確定潤滑方式7.6計算壓軸力Fp8.鏈輪的設計9. 軸的結構設計9.1電動機軸9.2 設計軸I9.2.1軸I結構設計9.2.2軸I校核9.3設計軸II9.3.1 設計軸II9.3.2校核軸II9.4設計軸III9.4.1軸III結構設計9.4.2軸III校核10. 軸承壽命校核10.1校核軸I軸承10.2校核軸II軸承10.3校核軸III軸承11. 鍵的設計11.1軸I鍵的設計11.2軸II鍵的設計11.3軸III鍵的設計12. 軸承端蓋的設計12.1軸I軸承端蓋的設計12.2軸II軸承端蓋的設計12.3

7、軸III軸承端蓋的設計13.底座設計如圖根據機械設計課本表8-11得：bd=11mm ， hamin=2.75mm ，hfmin=8.7mm ， 槽間距e=15±0.3mm ，第一槽對稱面至端面的最小距離 fmin=9mm 小輪輪槽=38°大輪輪槽=38°又由機械設計手冊得：B=（z-1）e+2f=33mmV帶輪由輪緣、輪輻、輪轂組成。按輪輻不同，V帶輪可以分為實心式、腹板式、孔板式、橢圓輪輻式。小帶輪設計：轉速較高，采用鑄鋼制造由軸設計可知小帶輪孔徑為d=40mm因為dd1=125mm<300mm,所以小帶輪設計為腹板式輪轂寬度L=（1.52）d=1.5*

8、40=60mm輪轂厚度d1=（1.82）d=2*40=80mm腹板厚度C=（1/71/4）B=（1/6）*33=5.5mm大帶輪設計：轉速較低，采用鑄鋼制造由軸設計可知大帶輪孔徑為d=40mm 因為dd2=560>300mm,所以大帶輪設計為輪輻式 對于承受沖擊載荷的鏈傳動，z1不少于25在此z1=25，z2=igz*z1=3.82*25=95根據鏈傳動的工作情況、主動鏈輪齒數和鏈條排數，將鏈傳動所傳遞的功率修正為當量的單排鏈計算功率：根據Pca=2.38Kw和n1=205r/min查機械設計課本圖9-11選12A，數據如下ISO鏈號節距p滾子直徑d1max內鏈節內寬b1min銷軸直徑d

9、2max內鏈板高度h2max排距ptmm12A19.0511.9112.575.9618.0822.78初選中心距a0，對于中心線與水平面有夾角，在此選a0=560mm且鏈接數為了避免使用過渡鏈節，Lp0應圓整為偶數Lp=124=（124-25）/（95-25）=1.414查表9-7得到中心距計算系數f1=0.23381，則鏈傳動的最大中心距為a= f1 p2Lp-( z1+z2)= 0.23381×19.05×124×2-（25+95）=570mm>560mm中心距560符合由v=0.76（m/s）和鏈號08A查圖9-14，選擇油池潤滑有效圓周力為：Fe=

10、1000P/v=1000×2.164/1.51=1433N鏈輪水平布置時的壓軸力系數KFp=1.15，則壓軸力為FpKfpFe=1.15×1433=1648N由機械設計書本表9-4得：小鏈輪設計：采用40號鋼制造小鏈輪采用整體式大鏈輪采用腹板式：采用Q235制造考慮到設計底座，在設計軸時將左右兩邊各3個軸承中心連成一條直線。查表軸的常用材料及其主要力學性能，選用45號鋼作為3根軸的材料設計結果應該如下所示：電動機軸：直徑38mm，長80mm，傳遞功率P=2.3kw，轉矩T=23.2Nm，轉速n=950r/min選用聯軸器為：彈性柱銷聯軸器型號公稱轉矩許用轉速軸孔直徑軸孔長度

11、LX31250470038Y型82I軸：傳遞功率P=2.277kw，轉矩T=23Nm，轉速n=950r/min初步確定軸端直徑軸的結構設計：因為I軸上裝有聯軸器和和小帶輪，有兩個鍵槽，所以dmin應增大10%15%，取dmin=15.6*（1+12%）=18mm又因為軸頸處和聯軸器配合，查機械設計課程設計表3-4彈性柱銷聯軸器選用LX3型號聯軸器，該聯軸器最小孔徑為30mm，所以取軸頸d1=30mm，聯軸器軸孔長度為82mm，為了防止過定位，取軸長L1=80mm其余軸按4mm增大軸徑，半聯軸器左端用軸端擋圈定位，取擋圈直徑D=38mm，H=5mm，d=6.6mm，d1=3.2，C=1mm第2段

12、軸直徑為d2=34mm，該軸端需要配合軸承端蓋，先取L2=40mm第3段軸和軸承配合，查機械設計課程設計表3-11深溝球軸承選用6007軸承d3=35mm，相應的深溝球軸承參數為：代號dDBdaminDa60073562144156配合的套筒內徑為35mm，外徑為41mm，長為40mm，該軸段L3=58mm第4段軸d4=40mm，對應小帶輪的輪轂長度為60mm取L4=58mm第5段軸d5=45mm，L5=40mm第6段軸d6=40mm，L6=70mm第七段軸裝有軸承，d7=35mm，L7=16mm，多余2mm用于倒角首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖作用在I軸上的力為Fp=750N再根據軸的計

13、算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖：校核軸的強度：查機械設計課本知所以I軸符合強度要求II軸：傳遞功率P=2.164kw，轉矩T=108.8Nm，轉速n=190r/min初步確定初步確定軸端直徑因為II軸上裝有聯軸器和和小帶輪，有兩個鍵槽，所以dmin應增大10%15%，取dmin=26.3*（1+12%）=29.5mm軸的結構設計：因為第1段軸與軸承配合，查機械設計課程設計表3-11深溝球軸承選用選用6007軸承，所以第1段軸d1=35mm，相應的深溝球軸承參數為：代號dDBdaminDa60073562144156套筒內徑為35mm，外徑41mm，長取40mm，又因為大V帶輪和小鏈輪的輪轂長度要

14、比相應的軸段長2mm，且為了留2mm作倒角L1=2+14+40+2=58mm第2段軸與大帶輪輪轂配合，取L2=62mm，d2=40mm第3段軸作為軸肩，取d3=45mm，L3=10mm第4段軸配合小鏈輪輪轂，取d4=40mm，L4=55mm第5段軸配合軸承選用的套筒內徑為35mm，外徑41mm，長取63mm，d5=35mm，L5=59mm首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖作用在II軸上的力為帶輪壓軸力F輪=750N，小鏈輪的壓軸力F鏈=1648N，考慮到大帶輪的直徑很大，估算大帶輪的質量8Kg，G=80N再根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖：校核軸的強度：II軸滿足強度要求III軸傳遞功率

15、P=2.057kw，轉矩T=395.3Nm，轉速n=49.7r/min初步確定軸端直徑因為3軸上裝有聯軸器和大鏈輪，有兩個鍵槽，所以dmin應增大10%15%，取dmin=40.4*（1+12%）=45.2mm軸的結構設計：第1段軸和聯軸器配合，查機械設計課程設計表3-4彈性柱銷聯軸器選用LX4型號彈性柱銷聯軸器型號公稱轉矩許用轉速軸孔直徑軸孔長度LX42500387050Y型112所以d1=50mm，L1=110mm第2段軸取d2=55mm，安裝凸緣式軸承端蓋,取L2=40mm第3段軸安裝軸承，查機械設計課程設計表3-11深溝球軸承選用6012軸承，相應的深溝球軸承參數為：代號dDBdami

16、nDa60126095186788所以d3=60mm。套筒內徑為60mm，外徑67mm，長取15mm，又因為大V帶輪和小鏈輪的輪轂長度要比相應的軸段長2mm，L3=2+15+18=35mm第4段軸安裝大鏈輪，取d4=65mm，大鏈輪的輪轂長度104mm，取L4=102mm第5段軸，鏈輪左側需要一軸肩定位，取d5=70mm，L5=34mm第6段軸取d6=67mm，L6=55mm第7段軸安裝軸承，留2mm作倒角，取d7=60，L7=20mm首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖作用在III軸上的力為鏈輪壓軸力F鏈=1648N，考慮到大鏈輪的直徑很大，估算大帶輪的質量得到m=25Kg，G=250N再根據

17、軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖：校核軸的強度：III軸滿足強度要求計算軸I軸承的當量動載荷Pmax=536N，n=950r/min預計壽命根據載荷P和轉速n，則所需軸承應具有的基本額定動載荷C（單位為N）可算得：滿足要求dn=35*950=3.325*104<16選擇脂潤滑計算軸II軸承的當量動載荷Pmax=1278N，n=190r/min根據載荷P和轉速n，則所需軸承應具有的基本額定動載荷C（單位為N）可算得：滿足要求dn=35*205=0.7175*104<16選擇脂潤滑計算軸III軸承的當量動載荷Pmax=1198N，n=49.7r/min根據載荷P和轉速n，則所需軸承應

18、具有的基本額定動載荷C（單位為N）可算得：滿足要求dn=60*54=0.324*104<16選擇脂潤滑軸I裝有小帶輪和LX3聯軸器，需要設計2個鍵：與小帶輪配合的軸d=35mm，傳遞的扭矩T=23Nm，軸長58mm，查機械設計課程設計表3-8普通平鍵的形式、尺寸及鍵槽的尺寸，取鍵的尺寸b*h*L=10*8*28，則校核鍵的強度，鍵的主要失效形式是工作面被壓潰，通常按工作面上的壓力進行條件性的校核計算假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵連接的強度條件為：滿足要求與LX3聯軸器配合的軸d=30mm，軸長80mm，取取鍵的尺寸b*h*L=8*7*70,，則滿足要求軸II上裝有大帶輪和小鏈輪

19、，有兩個鍵與大帶輪配合的軸直徑40mm，與輪轂配合的軸段長為62mm，傳遞的扭矩T=108.8Nm取鍵的尺寸b*h*L=12*8*56,，則滿足要求與小鏈輪配合的軸的直徑為40mm，軸長為55mm，取鍵的尺寸b*h*L=12*8*50，則滿足要求軸III上裝有大鏈輪和聯軸器LX4與大鏈輪配合的軸直徑為65mm，軸長為102mm，傳遞的扭矩為T=395.3Nm，取鍵的尺寸b*h*L=18*11*90，則滿足要求與聯軸器配合的軸直徑為50mm，軸長為110mm，取鍵的尺寸b*h*L=14*9*100，則l=100-14=86mm滿足要求查機械設計課程設計表4-3確定軸承端蓋尺寸。由6007軸承知D=62mm:1號端蓋：D62mmd135