卷扬机设计说明书1

1第二章卷扬机的设计参数本设计卷扬机设计的主要参数有：卷扬机用途：用于5吨桥式吊车起升机构工作条件：频繁启动粉尘量大设计的主要要求：本设计为有轨运行机构；电动机轴到减速器高速轴由齿轮链接盘连接；起升机构的制动器必须采用常闭式的；制动力矩应保证有足够的制动安全系数。设计的主要内用：用AutoCAD设计绞车各部分结构，并绘制图纸；选用钢丝绳、电动机，主轴强度、滚筒直径和长度；绘制总装图、主轴图、固定滚筒部件图等；设计主轴、滚筒第三章卷扬机的整体结构概述3.1电动卷扬机基本结构电动卷扬机由于操作方法不同，其结构相差很大。我们将其分为电控卷扬机和溜放型卷扬机两类。此类卷扬机通过通电或断电以实现卷扬机的工作或制动。物料的提升或下降由电动机的正反转来实现，操作简单方便。其制动型式主要有电磁铁制动器和锥形转子电动机两类，下面就这两种制动型式卷扬机的常见类型作介绍。此类卷扬机大多是单卷筒3.1.2带有电磁铁制动器的卷扬机(1)圆柱齿轮减速器快速卷扬机，如图3-1。图3-1圆柱齿轮减速器快速卷扬机简图1—电动机2—联轴器3—制动器4—减速器5—联轴器6—卷筒7—底座8—支架(2)蜗杆减速器慢速卷扬机。(3)圆柱齿轮减速器加开式齿轮传动的卷扬机，如图3-2。图3-2圆柱齿轮减速器加开式齿轮传功的卷场机简图1—电动机2—联轴器3—制动器4—减速器5—开式齿轮传动6—卷筒(4)蜗杆减速器加开式齿轮传动的卷扬机。对一些起重量大的卷扬机，为使钢丝绳在卷简上排列整齐，需要安装排绳器。按设计规范要求，在钢丝绳拉力F>120kN的卷扬机上，均应安装排绳器。3.1.3采用锥形转子电动机的卷扬机此类卷扬机利用锥形转子电动机本身所具有的制动性能来实现卷扬机的制动。由于锥形转子电动机是靠转子轴向移动来实现制动或松开的，可省略单独的制动器，在结构上就要求电动机与传动系统间能做轴向相对移动。一般，轴向移动是通过可移式联轴器把电动机轴的运动传递到传动系统来实现的。由于此类卷扬机的电动机轴线与卷筒轴线为同轴，故习惯上把这类卷扬机叫做一字型结构卷扬机。根据传动系统的不同，其可分为：1.定轴轮系传动这是1988年行业组织的系列设计中的一种机型。2.渐开线圆柱齿轮行星传动常见的有封闭型2K—H型行星轮系和3K型行星轮系传动的卷扬机。3.接线针轮传动由于摆线针轮传动一级减速的减速比比较大，故采用一级减速即可。这种传动可把传动系统放在卷筒里面，可减小卷扬机体积。4.少齿差行星传动少齿差传动可得到大的传动比，并可把传动系统放在卷筒内，使结构紧凑。上述摆线针轮行星传动和少齿差行星传动的输出机构是很重要的一环，可实现偏心输出的机构有很多，但考虑到加工和效率的原因，目前采用较多的是销轴式，但其加工精度及热处理要求较高，卷扬机生产厂家比较难以达到。所以有的厂家采用了零齿差传动输出机构，其设计较为复杂，但加工较为容易，效果亦不错。5.谐波传动此传动的传动比大，啮合齿数多，所以承载能力大，故其体积、质量可更小。但其柔轮的要求较高，生产较为困难。6.活齿行星传动又叫顶杆蠕动传动，它的加工相对比较方便。此类卷扬机提升重物的下降不是利用电动机反转来实现.而是靠置物的重力下降，并带动卷简反转，此时电动机不转。要在电动机和卷筒之间实现其运动的联接或分离，通常采用离台器或差动轮系。由于电动机和卷筒可分可合，因此卷筒的数目可以增多，而各卷筒又可各自完成自己的运动，则此类卷扬机可设计成单卷筒、双卷筒为保证各卷筒的运动或停止，其离合和制动装置都直接安装在卷筒上。卷扬机的寿命一般不少于5年，在这个期间内依据工作频环N,可分为8个利用等级，见表3.1表3.1卷扬机利用等级利用等级总工作循环数N说明不经常使用U2U₃2.5×10⁵经常地轻闲地使用U₅5×10⁵经常地中等使用有时频繁地使用2×10⁶频繁地使用根据本次设计的建筑卷扬机的使用情况确定利用等级为U7。表3.2载荷状态载荷状态名义载荷谱系当量拉力系数K,说明Q,(轻)0.125K≤0.5通常承受1/3的额定拉力，很少承受额定拉力时使用Q,(中)0.5<K,≤通常承受(1/3～2/3)的额定拉力，有时承受额定拉力时使用Q,(重)0.63<K≤通常承受2/3以上的额定拉力，较多承受额定拉力时使用0.8<K≤1频繁地承受拉力或者额定拉力相近时使用t,=t,,t,,……t,机构。此次设计的电动5吨卷扬机是由电动机、图3-3起升机构示意图1—电动机2—联轴器3—减速器4—卷筒5—导向滑轮6—滑轮组7—吊钩为使机构布置方便并增大补偿能力，在电动机与减速机之间可用浮动轴连接，浮动轴的两端为半齿轮连轴器。图3-4用齿轮接盘连接型式卷筒的直径一般尽量选用允许的较小值，因为随着卷筒直径的增加，扭矩和减速传动比也增大，引起整个机构庞大。但在起升高度较大时，往往用增大卷筒直径的方法以减小其长度。滑轮组型式(单联或双联)和它的倍率对起升机构的尺寸也有很大的影响。在桥式起重机中采用双联滑轮组，一方面使卷筒两支撑上的受力不变，也就是使运行小车两边的轨道轮压不变，这对桥架和小车车架受力是有利的；另一方面是使重物在起升过程中不作横向移动。但由于双联滑轮组的倍率比单联滑轮组小一倍，起升机构的传动比也需要增大一倍，这就使机构尺寸增大，所以其他的起重机采用单联滑轮组，此次设计的是5吨桥式起重机的卷扬机，因此选用双联滑轮组，如下图3-5。图3-5双联滑轮组1、动滑轮2、定滑轮3、卷筒滑轮组的倍率的确定对钢丝绳的拉力、卷筒直径与长度、减速机构的传动比以及机构的总体尺寸有很大的影响。大起重量采用较大的倍率，可避免采用过粗的钢丝绳。有时在采用较大的滑轮组倍率的同时相应的降低了起升速度的方式来提高起重量，可以使起升机构达到通用性，即将同一起升机构用于不同的起重量，这是在系列设计时常采用的方法。起升机构计算是在给定了设计参数，并将布置方案确定后进行的，通过计算选用机构中所需要的标准零部件，如电动机、制动器、减速器和联轴器等。对于非标准零部件需进行单独设计。此卷扬机设计提升载荷5吨，主要用于炼钢厂5吨桥式起重机上，本卷扬机是利用炼钢厂现有设备和材料拼凑而成，因此与标准的5吨卷扬机设计略有不同。第四章主体零件的设计4.1钢丝绳的选择丝的节距不同.因而相互交叉形成点接触。其特点是接触应力高.表面粗糙，钢丝易(2)线接触钢丝绳线接触钢丝绳绳股由不同直径的钢丝统制而成，每一层钢丝的节距相等，由于外层钢丝位于内层钢丝之间的沟槽内，因此内外层钢丝间形成线接触。这种钢丝绳的内层钢丝虽承受比外层钢丝稍大的应力，但它避免了应力集中，消除了钢丝在接触处的二次弯曲现象，减少了钢丝间的摩擦阻力。使钢丝绳在弯曲上有较大的自由度，从而显著提高了抗疲劳强度，其寿命通常高于点接触钢丝绳。由于线接触钢丝绳比点接触钢丝绳的有效钢丝总面积大，因而承载能力高。如果在破断拉力相同的情况下选用线接触钢丝绳，可以采用较小的滑轮和卷筒直径，从而使整个机构的尺全系数法，这是一种静力计算方法。钢丝绳的安全系数按下式计算：设计时，钢丝绳的额定拉力为已知，将额定拉力乘以规定的最小安全系数[n],然后从产品目录中选择一种破断拉力不小于F。·[M]的钢丝绳直径。目前在工业化国家，对钢丝绳直径的选择普遍采用选择系数法。国际标准绳的选择也推荐采用此方法。该方如下；钢丝绳直径不应小于下式计算的最小直径式中Fmax—钢丝绳最大静拉力(N)。由起升载荷(额定起重量，钢丝绳悬挂部分的重量，滑轮组及其它吊具的重量)并考虑滑轮组效率相倍率来确定；c—钢丝绳选择系数，它与机构的工作级别、钢丝绳是否旋转以及吊运物品的性质等因素有关。目前，卷扬机还没有此系数的具体规定。该设计卷扬机额定载荷5吨，采用双联滑轮起重滑轮组，所以每根承受载荷该卷扬机用于冶金行业铸造用，所以工作级别为M7,钢绳系数选择c=0.123。所以钢丝绳选择d=14mm。按钢丝绳所在机构工作级别来选钢丝绳直径时，所选的钢丝绳拉断力应满足下式：式中F0——所选用钢丝绳最小拉断力，N;n——安全系数，查手册选n=7所以FO>7×1.25×10⁴=87.5kN又钢丝绳最小拉断力总和等于钢丝绳最小拉断力×1.134(纤维芯)或×1.214(钢芯),所以钢丝绳最小拉断力总和为99.225kN钢丝绳6×19(a)类14—NAT—FC—1470—ZS—102—79.5在正确选择钢丝绳的结构和直径之后，实际使用寿命的长短，在很大程度上取决于钢丝绳在使用中的维护和保养及与相关机件的合理配置。可从以下几方面考虑该2.决定滑轮绳槽尺寸时，必须考虑钢丝绳直径较公称直径有6%~8%的过盈量丝绳的公称直径大10%左右。钢.可提高钢丝绳的寿命约10%。R=(0.54~0.6)d(d为钢丝绳直径)(4-7)卷筒槽多数采用标准槽，只有在使用过程中钢丝绳有可能脱槽的情况才使用深槽，本设计选用标准槽，钢丝绳直径选用14mm,c=(0.25~0.4)d所以R=(0.54~0.6)d=7.56~8.4mm=3.5~5.6mmmmt=d+(2~4)=16mm卷筒按照转矩的传递方式来分.有端侧板周边大齿轮外啮合式和筒端或筒内齿轮内啮合式，其共同特点是卷筒轴只承受弯矩，不承受转矩。本设计卷筒采用内齿轮啮合式。如图4-1。图4-1内齿啮合式卷卷筒的设计主要尺寸有节径D。、卷筒长度L、卷筒壁厚δ。卷筒的节径即卷筒的卷绕直径，由设计知D。不能小于下式：D₀min=hdh—与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，根据工作环境级别为M,,查机械设计手册h=28mm;按式计算：D₀min=hd=392mm本设计采用双联滑轮组，如图4-2图4-2双联滑轮组卷筒的长度L=2(L₀+l₁+l₂)+l₃(4-16)n—附加安全圈数，使钢丝绳端受力减小，便于固定，通常取l₃—两端的边缘长度(包括凸台在内),根据卷筒结构而定，mm;小距离决定。对于有螺旋槽的单层绕卷筒，钢丝绳允许偏斜度通常为1:10,可知选选取标准卷筒长度为1000mm根据铸造工艺的要求，铸铁卷筒的壁厚不应小于12mm,所以8=15mm卷筒材料一般采用不低于HT200的铸铁，特殊需要时可采用ZG230-450、ZG270-500铸钢或Q235-A焊接制造。本设计的卷筒五特殊需要，额定起重重量不是很大，所以选择HT200的铸铁制造。其中σ为钢丝绳单层卷绕时卷筒所受压应力，MPa;所以经检验计算，卷筒抗压强度符合要求。4.3卷筒轴的设计计算卷筒轴是支持卷扬机正常工作的重要零件，合理设计与计算卷筒轴对卷扬机性能至4.3.1卷筒轴的受力计算及工作应力计算常用的卷筒轴分轴固定式轴转动式(如图4-3)两种情况。卷扬机卷筒工作时，钢丝绳在卷简上的位置是变化的。钢丝绳拉力经卷筒及支承作用到轴上产生的力矩，其大小随钢丝绳在卷简上位置的变化而不同。强度计算时应按钢丝绳在卷筒上两个极限位旨分别计算。由卷扬机工作情况和轴的受力分析可知，a、b因卷筒轴主要承受弯矩，可简化为简单的心轴。a图为固定心轴，b图为转动心轴。对于转动心轴，其弯曲应力一般为对称循环变化；对固定心轴，其应力循环特征为0≤r≤+1,视具体的载荷性质而定。对固定心轴的疲劳失效而言，最危险的应力情况是脉动循环变化，为安全起见，卷筒的固定心轴应力以按脉动循环处理为宜。c图卷筒轴既受弯又受扭，为转轴。其弯曲应力的应力性质为对称循环变应力，而扭转剪应力的应力性质可视为脉动循环变化。由此可知，卷筒轴在正常使用条件下，最终将发生疲劳破坏。但也不排除在超载或意外情况下发生静强度破坏。7Y钢丝绳的直径d=14mm,外齿轴套齿轮分度圆直径D=224mm,查机械传动设计手册，轴的材质选择45钢，调制处理，σ=650MPa,σs=360MPa,σ_=300MPa,由图5—1可知，该卷筒轴用轴端挡板固定于卷筒上，是不动的心轴。计算时应按钢丝绳在卷筒上两个极限位置分别计算。根据受力分析可知，当钢丝绳位于右极限位置时，心轴受力较大，因此应按有极限位置进行轴的强度计算。计算时，卷筒支承作用到心轴的力，可简化为作用于轴承宽度中点的集中力，左端距支承点72.5mm,右端距支承点202.5mm。查机械设计手册、机械传动设计手册、起重机设计手册，初步得到心轴各段直径和图4-4心轴的各部分尺寸将轴上所有作用力分解为垂直平面的力和水平平面的力，如下图4-5所示。F,=Ftga=6.8kN支反力，如下图3-5b。弯矩，如下图3-5c。Mγ=50Rc=-781.5kN.mmMʙγ=60R₀r=1615.2kN.mm4.3.5心轴水平面支承反力及弯矩支反力水平面支承反力如下图4-5d。弯矩计算，如下图4-5eM=50Rc=321kN.mmMm=60R,=22.9kN.mm合成弯矩，如下图4-5f此轴为固定心铀，只有弯矩，没有转矩。由下图4-5可知.最大弯矩发生在剖面B图4-5轴的弯矩图图4-5卷筒轴的疲劳强度，应该用钢丝绳的当量拉力进行计算，即F₄=KF。二48.55轴的形状比较简单，且为对称结构，在B截面处尺寸有变化，则有应力集中存在，且该处弯矩最大，可以认为置截面是危险截面，应在此处计算轴的疲劳强度。疲劳强度计算的安全系数为卷筒轴的静强度计算，需要用静强度计算拉力，可按下式求得：F;max=φF。φ—动载荷系数，查手册。此处取φ=1.35。静强度计算安全系数所以该轴符合本设计要求。此外，还有些卷筒轴、具有多支承，如三支承。对这类静不定问题可用三弯矩方程方法计算轴受力，同时在设计中还应考虑轴的结构、支承型式以及底座的刚度4.4电动机选择正确选择电动机额定功率的原则是：在电动机能够满足机械负载要求的前提下，最本设计5吨桥式吊车卷扬机属于非连续制工作机械，而且起动、制动频繁，工作粉吊车用卷扬机主要采用三相交流异步电动机。根据吊车行业的工作特点，电动机YZ(笼型转子)系列起重专用电动机。多数情况下选用绕线转子电动机；在工作条件较轻，接电次数较少时，亦可采用笼型转子电动机。对于小吨位卷扬机，考虑到多方面制，因此不用考虑电动机的发热计算。n—机构总效率，它包括滑轮组的效率、导向滑轮效率、卷筒的机械效率和传动机构的机械效率。初步计算时，对于圆柱齿轮减速器传动的起升机构，可取n=0.85～0.9。转速：705转/分4.5减速器的设计计算4.5.1卷扬机总传动比计算按额定转速初定总传动比,总传动比按下式计算：所以i=35.43所以减速器的总传动比i=35.43。本设计采用二级圆柱齿轮减速器。电动机到卷筒轴的总传动效率为(1)计算各轴转速Ⅲ轴r/mirn₄=n₃=19.9r/mirn₄=n₃=19.9(2)计算各轴功率(3)计算各轴转矩P₁=P·n₀=P,·n,=7.425P₂=P·n₂=P·n,·n,=7.1P₂=P₂·N₂₂=P₂·n₃·n₃=6.7P₄=P·η,=6.63kWkWk电动机轴输出转矩为：T₂=T·i·η₂=Ti,·n₂·7₂=673.1T₃=T₂·i₂·η₂₂=T₂·i,·n₂·n₃=3218.5T₄=T₁·n,·n,=3122.5N.mN.πN.πN.mN.m卷筒轴此减速器的齿轮为一般机械零件，没有特殊要求，从降低成本，减小结构和易于取材原则出发决定选用：小齿轮45钢，调质，齿面硬度217~255HBS大齿轮45钢，正火，齿面硬度169~217HBSZN2=1.08N1=60njLn==1.76×10⁹(2)计算许用弯曲应力[σYN1=YN2=1SF=1.4σm2=420MPa4.5.5齿轮参数设计(1)初选参数大齿轮齿数Z₂=Z₁i₁=17×7.04=119(2)按接触强度结算d取ψ=1所mm(3)主要尺寸计算mmmm取整数m=3mmmmmm分度圆直径d齿顶圆直径dada=d₁+2m·h=51.5+2×3×1=56.5(4-55a)(4-55b)d=d₁-2m,(h+c)=51.5-2×3×(1+0.25)=44(4-56a)dr₂=d₂-2m,(h+c)=360.7-2×3×(1+0.25)=353(4-56b)齿宽b(4-57a)(4-57b)mm(4-57a)(4-57b)mmb₁=b,+5=56.5mm经校核计算，齿根弯曲强度足够使用。确定齿轮精度等级及侧隙分别为：小齿轮：8GJ大齿轮：8FHmmmmmm计算结果见下表4-1:表4-1一级传动中大小齿轮的基本参数及主要尺寸小齿轮大齿轮材料及热处理45钢调质45钢正火基本参数齿数法面模数(mm)3分度圆法面压力角螺旋角及方向9.2°左9.2°右法面齿顶高系数1法面齿隙系数主要尺寸中心距齿宽分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径2.第二级传动(1)初选参数小齿轮齿数Z,=20(2)按接触强度结算d,(4-58a)查教材载荷系数K=1.2所=101.1mm(3)主要尺寸计算模数中心距=5(mm)mm计算实际螺旋角：分度圆直径d(4-62a)齿顶圆直径dammmmd₂=d₂+2m,·h*=508.3+2×3×1=518mmd=d₁-2m。(h+c)=101.7-2×5×(1+0.25)=89.2mmd₂=d₂-2m,(h+c)=508.3-2×5×(1+0.25)=495.85(4-62b)(4-63a)(4-63b)(4-64a)mm齿宽bb₂=ψ·d₁=1×101.7=101b₁=b,+5=106.7mm计算结果见下表4-2:表4-2二级传动中大小齿轮的基本参数及主要尺寸小齿轮大齿轮材料及热处理45钢调质45钢正火基本参数齿数法面模数(mm)5分度圆法面压力角螺旋角及方向10.39°左10.39°右法面齿顶高系数1法面齿隙系数主要尺寸中心距齿宽分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径4.5.6齿轮轴参数设计起重机减速器的齿轮轴属于一般机械零件，没有特殊要求，所以轴的材料选用45可得σ=650MPaσ=360MPa