900N卷揚機的設計

900N卷揚機的設計,卷揚機,設計 卷揚機設計說明書 學生姓名：陳光耀 指導教師：王 晨 教授 浙江工業(yè)大學機械學院目 錄 第一章 設計題目 5 1.1 卷揚機已知參數 5 第二章 選擇電動機 5 2.1 選擇電動機的類型和結構型式 5 2.2 選擇電動機的功率 5 2.3 確定電動機的轉速 6 第三章 計算傳動裝置的總傳動比 6 3.1 計算總傳動比 7 3.2 分配傳動比 7 3.3 轉速校核 7 第四章 計算傳動裝置各軸的運動和運動參數 7 4.1 計算各軸的轉速 7 4.2 各軸的輸入功率 7 4.3 各軸的輸入扭矩 7 第五章 帶傳動的設計 8 5.1 確定計算功率 8 5.2 選擇V帶的帶型 9 5.3 確定帶輪的基準直徑并驗算帶的速度 9 5.4 確定V帶的中心距和基準長度 9 5.5 驗算小帶輪上的包角 9 5.6 計算帶的根數 10 5.7 計算單根Ｖ帶的初拉力的最小值 10 5.8 計算壓軸力 10 5.9 皮帶輪的設計 10 第六章 鏈傳動的設計 12 6.1 選擇鏈輪齒數 12 6.2 確定計算功率 12 6.3 選擇鏈條型號和節(jié)距 12 6.4 計算鏈節(jié)數和中心距 12 6.5 計算鏈速，確定潤滑方式 13 6.6 計算壓軸力 13 6.7 鏈輪的設計 13 第七章 軸I的結構設計、校核 14 7.1 擬定軸上零件的裝配方案 14 7.2 軸上零件的定位 14 7.3 各軸端直徑和長度的確定 15 7.4 軸的強度校核 15 7.5 軸上鍵的強度校核 17 7.6 軸承的壽命計算 17 第八章 軸II的結構設計、校核 17 8.1 擬定軸上零件的裝配方案 17 8.2 軸上零件的定位 17 8.3 各軸端直徑和長度的確定 18 8.4 軸的強度校核 18 8.5 軸上鍵的強度校核 19 8.6 軸承的壽命計算 19 第九章 軸III的設計、校核 20 9.1 擬定軸上零件的裝配方案 20 9.2 軸上零件的定位 20 9.3 各軸端直徑和長度的確定 20 9.4 軸的強度校核 21 9.5 軸上鍵的強度校核 22 9.6 軸承的壽命計算 22 第十章 制動器的選擇 22 參考文獻 22 致謝 23 23 第1章 設計題目 1.1 卷揚機已知參數 載重量：900N 卷筒直徑：350mm 鋼絲繩直徑：3mm 鋼絲繩速：1m/s 誤差要求：±5% 第2章 選擇電動機 2.1選擇電動機的類型和結構型式 按供電電源的不同，電動機有直流電機和交流電機兩大類。直流電機結構復雜，同樣功率情況下尺寸、重量較大，價格較高，用于調速要求高的場合。交流電機按電機的轉速與旋轉磁場的轉速是否相同可分為同步電機和異步電機兩種。同步機結構較異步機復雜，造價較高，而且轉速不能調節(jié)，但可改善電網的功率因數，用于長期連續(xù)工作而需保持轉速不變的大型機械。生產單位一般用三相交流電源，如無特殊要求（如在較大范圍內平穩(wěn)的調速，經常起動或反轉等），通常都采用三相交流異步電動機。我國已制定統(tǒng)一標準的Y系列電動機是一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。在經常起動、制動和反轉的場合，要求電動機轉動慣量小和過載能力大，此時宜選用起重及冶金用的YZ型或YZR型三相異步電動機。[1] 卷揚機在工作過程中需要電機經常啟動、制動和正反轉，要求電動機具有較小的轉動慣量和較大的過載能力，應該選用起重及冶金用YZ型（籠型）或YZR型（繞線型）三相異步電動機。 2.2選擇電動機的功率 工作裝置所需功率為 從電動機到工作機輸送帶間的總效率為 式中，、、、、分別表示軸承、皮帶傳動、鏈傳動、聯軸器和卷筒的傳動效率。查閱《機械設計課程設計》第18頁表2-4機械傳動效率的概略值和《機械設計》第141頁表2各種傳動傳遞功率的范圍及效率概值，考慮到個傳動為開式傳動，工況惡劣，取=0.99、=0.92、=0.90、=0.99、=0.95，=0.993×0.92×0.90×0.992×0.95=0.756 所以電動機所需的輸出功率為 查《機械設計》第156頁表8-7工作情況系數，并考慮卷揚機實際工作情況，取工作情況系數=1.4，故計算功率 2.3確定電動機的轉速 根據《機械設計課程設計》第11~14頁表2-1傳遞連續(xù)回轉運動常用機構的性能和適用范圍以及表2-3常用減速器的型式、特點及應用，得普通V帶傳動單級傳動比常用值（最大值）為2~4（15）、鏈傳動單級傳動比常用值（最大值）為2~5（10），確定卷揚機二級減速器傳動比范圍區(qū)間（最大值）為4~20（150），而工作機卷筒軸的轉速為 所以電動機轉速的可選范圍為 電動機工作制分為S2、S3、S4、S5及S6五種。本電動機工作制根據實際工況采用S3基準工作制，基準負載持續(xù)率為60%，每個工作周期為10min。[2] 根據電動機的類型、容量和轉速，查閱機械設計手冊選定電動機型號為YZ160M1-6。其主要性能如下表： 電動機型號 額定功率/kw 轉速/(r/min) 轉矩/(N·m) YZ160M1-6 5.0 940 50.8 電動機的主要安裝尺寸和外形尺寸如下表： mm 型號 安裝尺寸 機座 軸端 YZ160M H A B C CA K 螺栓直徑 D E F G GD 160 254 210 108 180 15 M12 48 110 14 42.5 9 外形尺寸 ＡＣ ＡＢ ＨＤ ＢＢ ＨＡ Ｌ ＬＣ 325 320 425 290 25 608 718 第3章 計算傳動裝置的總傳動比 3.1計算總傳動比 總傳動比為 3.2分配傳動比 總傳動比 在本傳動機構中，高速級采用帶傳動，低速級采用鏈傳動。 傳動比預分配：， 3.3轉速校核 由于鋼絲繩速度允許的誤差為，則卷筒轉速允許范圍為：59.88~66.18r/min 按之前確定的傳動比所得到的實際卷筒轉速為: 在誤差范圍內。 第4章 計算傳動裝置各軸的運動和運動參數 4.1計算各軸的轉速 I軸（電機軸） II軸 III軸 4.2各軸的輸入功率 I軸 II軸 III軸 卷筒 4.3各軸的輸入扭矩 電動機軸（即I軸）的輸出轉矩為 所以：II軸 III軸 卷筒軸 將上述計算匯總于下 軸名 功率 轉矩 轉速 傳動比 效率 I軸（電機軸） 2.62 940 5 0.91 II軸 2.39 188 3 0.89 III軸 2.13 62.67 1 0.94 卷筒軸 2 62.67 第5章 帶傳動的設計 設計參數 電機功率，轉速，，每天工作16個小時。 5.1 確定計算功率 工作機類型：載荷變動小，負載起動，每天工作16個小時。 查《機械設計》第156頁表8-7工作情況系數，并考慮卷揚機實際工作情況，取工作情況系數=1.4，故計算功率 5.2 選擇V帶的帶型 根據計算功率和小帶輪轉速，查《機械設計》第157頁圖8-11，選用A型V帶。 5.3確定帶輪的基準直徑并驗算帶的速度 （1）初選小帶輪的基準直徑，根據《機械設計》 表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑=90mm。 （2）驗算帶速。 因為，故帶速不在推薦區(qū)間，帶速偏低會增加帶傳動的有效拉力，相應的需要增加帶的根數或者V帶橫截面積，帶型已經選定，需要在后面計算中考慮增加帶的根數。 （3）計算大帶輪的基準直徑。 根據《機械設計》第157頁表8-8普通V帶輪的基準直徑系列，取=450mm。 5.4確定V帶的中心距和基準長度 （1）一般初選帶傳動的中心距為 計算得到，初定中心距=800mm。 （2）計算帶所需的基準長度 根據《機械設計》第146頁表8-2V帶的基準長度系列及長度系數，選擇帶的基準長度，帶長修正系數。 （3）計算實際中心距 5.5驗算小帶輪上的包角 5.6計算帶的根數 （1）計算單根V帶的額定功率 由=90mm和=940r/min，查《機械設計》第152頁表8-4a單根普通V帶的基本額定功率和表8-4b單根普通V帶額定功率的增量，得。根據=940r/min，傳動比=5和A型帶，查得，查《機械設計》第155頁表8-5包角修正系數，根據小帶輪的包角，得，最后根據皮帶的基準長度和帶型查得，于是 （2） 計算Ｖ帶的根數 取5根，增大了帶的有效拉力，彌補帶速過低的情況。 5.7計算單根Ｖ帶的初拉力的最小值 查《機械設計》第149頁表8-3 V帶單位長度的質量，得到A型帶的單位長度質量，所以 應使帶的實際初拉力。 5.8計算壓軸力 壓軸力的最小值為 5.9皮帶輪的設計 小帶輪 選取小帶輪的材料為HT200，結構為實心式。 查閱《機械設計》第161頁表8-10輪槽截面尺寸和《機械設計課程設計》第40頁表3-5普通V帶輪的結構及尺寸，確定以下尺寸： 基準寬度11.0mm基準線上槽深2.75mm基準線下槽深8.7mm 槽間距15±0.3mm槽邊距9mm最小輪緣厚6mm 輪槽角38°外徑95.5mm 設計所用到的經驗公式： 設計尺寸 大帶輪 選取大帶輪的材料為HT200，結構采用孔板式。 設計所用到的經驗公式 設計尺寸 。 選用A型普通V帶5根，帶的基準長度2500mm，帶輪基準直徑=90mm，=450mm，中心距=780.5mm，單根Ｖ帶的初拉力的最小值。 第6章 鏈傳動的設計 設計參數 功率 轉速 傳動比 6.1選擇鏈輪齒數 根據《機械設計》第177頁關于鏈輪參數選擇的建議，對于高速傳動或承受沖擊載荷的鏈傳動小鏈輪齒數不少于25，優(yōu)先選用的鏈輪齒數系列為17、19、21、23、25、38、57、76、95和114。取小鏈輪齒數，大鏈輪的齒數，取。 6.2確定計算功率 根據工作條件，查閱《機械設計》第178頁表9-6工況系數，確定，查閱《機械設計》第179頁圖9-13主動鏈輪齒數系數，根據主動鏈的齒數確定，單排鏈，則計算功率為 6.3選擇鏈條型號和節(jié)距 根據及選擇鏈號08A，得到鏈條節(jié)距為。 6.4計算鏈節(jié)數和中心距 初選中心距，取。相應的鏈長節(jié)數為 取鏈長節(jié)數。 查《機械設計》第180頁表9-7中心距計算系數，根據確定中心距計算系數，則鏈傳動的最大中心距為 6.5計算鏈速，確定潤滑方式 由和鏈號08A，查閱《機械設計》第181頁圖9-14潤滑范圍選擇圖，確定采用滴油潤滑。 6.6計算壓軸力 有效圓周力為： 鏈輪水平布置時的壓軸力系數，則壓軸力為 6.7鏈輪的設計 鏈輪設計步驟和方法參見《機械設計》第178頁。參數查閱《機械設計》第167頁表9-1滾子鏈規(guī)格和主要參數，表9-2滾子鏈鏈輪的齒槽形狀，表9-3滾子鏈鏈輪的主要尺寸、表9-4滾子鏈鏈輪軸向齒廓尺寸和表9-5鏈輪常用的材料及齒面硬度。 小鏈輪 選取小鏈輪的材料為40鋼 設計所用到的經驗公式 （內鏈節(jié)內寬） （為齒數） （為排數、為排距） 設計尺寸 大鏈輪 選取大鏈輪的材料為鑄鐵 設計尺寸 第7章 軸I的結構設計、校核 7.1擬定軸上零件的裝配方案 軸上零件包括：半聯軸器、帶座軸承、套筒、小帶輪。 其中帶座軸承和半聯軸器從左往右裝配，小帶輪、套筒、帶座軸承從右往左裝配。 7.2軸上零件的定位 （1）零件的軸向定位 半聯軸器通過軸肩定位，因其不是主動的聯軸器，所以軸端擋圈不用放在這個半聯軸器上；帶座軸承將軸承和軸承座做為一體，將軸承座固定在機架上之后，就已經將軸承兩端固定，此時，用軸的軸肩頂住軸承即可使軸在軸向完全定位；小帶輪通過軸套和軸肩進行軸向定位。 （2）零件的周向定位 聯軸器和小帶輪通過鍵完成周向定位；軸承通過緊定螺釘實現周向定位。 7.3各軸端直徑和長度的確定 已知該軸傳遞功率，轉速 （1）初步計算軸的最小直徑dmin，查《機械設計》第370頁表15-3軸常用幾種材料的及值。 按扭轉強度條件計算： 選取軸的材料為45，其，取，則最小直徑為 結合聯軸器和所選電機的規(guī)格要求，選擇最小軸徑，同時該處聯軸器選擇YL5凸緣聯軸器（GB/T 5843-1986)。 （2）確定各軸段直徑和長度 7.4軸的強度校核 已知軸傳遞的扭矩為，帶輪壓軸力。其中壓軸力是在水平面上，但是在高速軸上，如果忽略重量的影響，該軸就只受到扭矩和這個壓軸力，為簡化圖形，將壓軸力放置在垂直平面內。簡化圖形如下： FN1 Fp FN2 T輸出 94mm 94mm T1 畫出其彎矩和扭矩圖如下： 扭矩 彎矩 可以得到，在帶輪所在處，受力情況最糟糕，所以對其進行校核。 該處存在一個鍵槽，已知軸徑為Φ50，根據GB/T 1095和GB/T 1096，選擇A型普通平鍵14×9。鍵槽深。該軸材料為45，經過正火、回火處理后許用彎曲應力。折合系數 抗彎截面系數： 抗扭截面系數： 軸的彎扭合成強度條件為：符合強度條件。 7.5軸上鍵的強度校核 如前所述，該處選擇的是A型普通平鍵，鍵寬，鍵高，鍵長，工作長度，軸徑，軸的材料是45，帶輪材料是HT200，選擇則強度條件為：符合強度條件。 7.6各軸端直徑和長度的確定 卷揚機軸承的設計使用壽命至少為3年。 高速軸上兩端軸承受力均為695N，所選軸承為代號為UCP207CD的帶立式座軸承，查《機械設計手冊·軸承》第6-402頁表6-2-89，得基本額定載荷， ，，取 ，根據卷揚機的工作環(huán)境，查《機械設計》第321頁表13-6載荷系數，取 。 軸的壽命滿足使用需求。 第8章 軸II的結構設計、校核 8.1擬定軸上零件的裝配方案 軸上零件包括：帶座軸承、套筒、大帶輪、小鏈輪。 其中帶座軸承、套筒、大帶輪從左往右裝配，小鏈輪、帶座軸承從右往左裝配。 8.2軸上零件的定位 （1）零件的軸向定位 帶座軸承將軸承和軸承座做為一體，將軸承座固定在機架上之T輸出 FN2 FN1 后，就已經將軸承兩端固定，此時，用軸的軸肩頂住軸承即可使軸在軸向完全定位；大帶輪通過軸套和軸肩進行軸向定位；小鏈輪通過軸承和軸肩進行軸向定位。 （2）零件的周向定位 大帶輪和小鏈輪通過鍵完成周向定位；軸承通過緊定螺釘實現周向定位。 8.3各軸端直徑和長度的確定 已知該軸傳遞功率，轉速 （1）初步計算軸的最小直徑dmin 按扭轉強度條件計算： 選取軸的材料為45，其，取，則最小直徑為，選擇最小軸徑。 （2）確定各軸段直徑和長度 8.4軸的強度校核 Fp2 T2 已知軸傳遞的扭矩為，帶輪壓軸力，鏈輪壓軸力。受力圖如下所示： 94mm 53mm 34mm T2 FN2 FN1 Fp1 ， 畫出彎矩和扭矩圖如下 扭矩 彎矩 可以得到，在鏈輪所在處，受力情況最糟糕，所以對其進行校核。 該處存在一個鍵槽，已知軸徑為Φ40，根據GB/T 1095和GB/T 1096，選擇A型普通平鍵12×8。鍵槽深。該軸材料為45，經過正火、回火處理后許用彎曲應力。折合系數 抗彎截面系數： 抗扭截面系數： 軸的彎扭合成強度條件為：符合強度條件。 8.5軸上鍵的強度校核 如前所述，該處選擇的是A型普通平鍵，鍵寬，鍵高，鍵長，工作長度，軸徑，鏈輪的材料是40，軸的材料是45，選擇，則強度條件為： 符合強度條件。 8.6各軸端直徑和長度的確定 卷揚機軸承的設計使用壽命至少為3年。 軸II上左端軸承受力為59N，而右端軸承要承受1935N的力，所以右端軸承的壽命短于左端軸承，對右端軸承壽命進行計算。 所選軸承為代號為UCP207CD的帶立式座軸承，查《機械設計手冊·軸承》第6-402頁表6-2-89，得基本額定載荷， ，，取 ，根據卷揚機的工作環(huán)境取。 軸承的壽命滿足使用需求。 第9章 軸III的結構設計、校核 9.1 擬定軸上零件的裝配方案 軸上零件包括：帶座軸承、套筒、大鏈輪、半聯軸器。 其中帶座軸承、套筒、大鏈輪從左往右裝配，半聯軸器、帶座軸承從右往左裝配。 9.2 軸上零件的定位 （1）零件的軸向定位 帶座軸承將軸承和軸承座做為一體，將軸承座固定在機架上之后，就已經將軸承兩端固定，此時，用軸的軸肩頂住軸承即可使軸在軸向完全定位；大鏈輪輪通過軸套和軸肩進行軸向定位；聯軸器通過軸肩進行軸向定位。 （2）零件的周向定位 大鏈輪和聯軸器通過鍵完成周向定位；軸承通過緊定螺釘實現周向定位。 9.3 各軸端直徑和長度的確定 已知該軸傳遞功率，轉速 （1）初步計算軸的最小直徑dmin 按扭轉強度條件計算： 選取軸的材料為45，其，取，則最小直徑為 結合聯軸器的規(guī)格，選擇最小軸徑。同時聯軸器選擇GY6J182。 （2）確定各軸段直徑和長度 9.4 軸的強度校核 已知軸傳遞的扭矩為，鏈輪壓軸力。受力圖如下所示： T3 T3 134mm FP 139mm 61mm FN1 FN2 畫出扭矩和彎矩圖如下： 扭矩 彎矩 可以得到，在鏈輪所在處，受力情況最糟糕，所以對其進行校核。 該處存在兩個鍵槽，已知軸徑為Φ65，根據GB/T 1095和GB/T 1096，選擇A型普通平鍵18×32。鍵槽深。該軸材料為45，經過正火、回火處理后許用彎曲應力。折合系數 抗彎截面系數： 抗扭截面系數： 軸的彎扭合成強度條件為：符合強度條件。 9.5 軸上鍵的強度校核 如前所述，該處選擇的是A型普通平鍵，使用雙鍵結構，鍵寬，鍵高，鍵長，工作長度，軸徑，鏈輪的材料是40，軸的材料是45，選擇，則強度條件為：符合強度條件。 9.6 軸承的壽命計算 卷揚機軸承的設計使用壽命至少為3年。 軸III上左端軸承受力為1024N，而右端軸承要承受2248N的力，所以右端軸承的壽命短于左端軸承，對右端軸承壽命進行計算。 所選軸承為代號為UCP207CD的帶立式座軸承，基本額定載荷， ，，取 ，根據卷揚機的工作環(huán)境取 。 軸的壽命滿足使用需求。 第10章 制動器的選擇 查閱《機械設計手冊單行本軸及其聯接》第5-298頁制動器的選擇與設計，卷揚機應采用常閉式制動器。查該頁表6-4-1制動器的分類、特點及應用，卷揚機采用盤式制動器。查5-334頁表5-4-39，QPZ型氣動盤式制動器，采用QPZ1制型氣動盤式動器。 參考文獻 [1] 陳秀寧，施高義．機械設計課程設計（第四版）．杭州：浙江大學出版社，2012. 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