毕业设计论文电动卷扬机的设计.doc

电动卷扬机的设计目录一， 设计题目1.1 主要参数及工作环境1.2 主要要求二， 卷扬机整体结构的确定2.1 拟定传动结构方案2.2 选择传动机构方案三， 电动卷扬机工作级别的确定 3.1 电动卷扬机的利用等级 3.2 机构的载荷状态 3.3 机构的工作类型四， 提升机构中主要零件的设计 4.1钢丝绳的设计 4.1.1 钢丝绳的概述 4.1.2 提升机构及受力分析 4.1.3 钢丝绳选择的计算 4.1.4 钢丝绳的校核 4.2 卷筒的设计 4.2.1 卷筒的类型概述 4.2.2 卷筒最小直径的设计计算 4.2.3 卷筒材料的选择 4.2.4 卷筒长度的设计计算 4.2.5 卷筒壁厚的设计计算 4.3 卷筒毂的结构设计 4.4 齿轮连接盘的设计 4.5 钢丝绳在卷筒上的固定 4.6 卷筒轴的设计 4.6.1 卷筒轴的受力分析 4.6.2 卷筒轴材料的初步选用及相关已知数据 4.6.3 近似计算轴颈 4.7 轴安全系数的校核计算 4.7.1 轴的疲劳强度安全系数校核 4.7.2 轴静强度安全系数的校核 4.8 滑轮的设计 4.8.1 滑轮最小直径计算 4.8.2 滑轮结构和材料 4.9 吊钩的选用 五， 传动装置的设计 5.1 电动机的选择 5.1.1 电动机的类型概述 5.1.2 根据功率选择电动机 5.2 减速器的设计计算 5.2.1 电动卷扬机传动比的分配 5.2.2 减速器中各轴的转速的计算 5.2.3 减速器各轴功率计算 5.2.4 圆柱齿轮传动的设计计算 5.2.5 高速级齿轮材料的选择 5.2.6 高速级齿轮初步计算 5.2.7 高速级齿轮接触面疲劳强度的计算 5.2.8 确定高速级传动主要尺寸 5.2.9 高速级齿轮齿根弯曲疲劳强度验算 5.2.10 低速级齿轮的设计 5.2.11 减速器轴的初步设计计算 5.2.12 减速器的选择5.3 制动器的选择 5.3.1 制动器概述 5.3.2 制动器的计算及选择5.4 联轴器的选择 5.4.1 联轴器的分类及其有点 5.4.2 联轴器类型的确定 5.4.3 联轴器的选用计算 5.4.4 联轴器的强度验算 六，电动卷扬机控制系统的设计6.1 电动卷扬机的控制电路 6.2 基于PLC的系统编程附录参考文献第一章 题目的设计1.1 主要参数及工作环境对于某建筑工地塔吊式提升机构电动卷扬的的设计，其主要参数及工作环境境如下：起升物额定重量：6吨起升最大高度：25米起升速度：12米分工作环境及条件：大量粉尘，频繁启动，工作年限为5年 1.2 主要要求本设计的主要要求： 提升的重物在卷筒的中心面上垂直运动；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。第二章 电动卷扬机整体结构的确定2.1 拟定的传动结构方案 a) b) c) d)e)2.2 选择传动机构方案 本设计是电控式单筒卷扬机，这种卷扬机通过电动机的正转和反转控制物料的上升和下降，其制动方式是采用电磁铁制动器控制，这里用联轴器的一半兼作制动器。本设计中没有考虑锥齿轮减速器的传动，因为用锥齿轮减速器时，电机和卷筒安装交错，占的空间相对较大；考虑到经济等因数，也没有采用蜗杆涡轮减速器，而直接采用了斜齿圆柱齿轮减速器传动。a) 图中，电动机通过制动器与减速器相连，电动机和卷筒的排列较紧凑，圆柱齿轮易于加工，但减速器的传动比和结构尺寸比较大；减速器输出轴直接与卷筒轴通过联轴器连接，所需转矩大。b) 图中，图中，电动机通过制动器，再通过带传动的方式与减速器输入轴连接。带传动能缓冲、吸震，过载是起安全保护的作用，但是结构宽度和长度尺寸较大，另外，带传动不宜在恶劣的环境下工作，例如这种长期运用于户外的情况。c) 图中，减速器的输出轴通过链传动带动卷扬机的卷筒，链传动传动尺寸较紧凑，效率高，可在较高温度和湿度的环境中工作。但是，链传动瞬时速度不均匀。d) 图中，减速器输出轴通过一级齿轮传动，为外捏合方式，要用开式齿轮传动。e) 图中，减速器输出轴与卷筒采用内捏合齿轮，这里直接采用带齿轮的连接盘结构代替。使结构显得紧凑，也能传动较大的力矩。通过密封，防止齿轮类的润滑油泄漏和外界灰尘进入，加到了齿轮的寿命 综合考虑本题要求和工作环境，根据以上所列举方案，可选择方案e。第三章 电动卷扬机工作级别与类别的确定 为了合理设计、制造、使用及提高零件三化水平，卷扬机根据利用等级与载荷状态划分为：A ，A， A，A ，A， A ，A ，A ，八个工作级别。本设计卷扬机额定工年限为5年，没天工作8小时计算，一共工作小时数t: 3.1 电动卷扬机的利用等级 利用等级是表示卷扬机使用的频繁程度，以其在设计寿命期内应总工作循环次数N表征。根据本设计题目，频繁的使用，可选其利用等级为 U7 总循环次数 Nt=2×1063.2 机构的载荷状态机构的载荷状态是表示卷扬机钢丝绳承受拉力作用的轻重与频繁程度，它在整个使寿命期限内钢丝绳每次承受拉力F与额定拉力F之比和钢丝绳每次承受拉力F作用下的工作循环次数n与中工作循环次数N之比有关。载荷谱系数Kf的计算表达式如下: 式中：Kf-载荷谱系数 n-在钢丝绳拉力第i次作用力（F）下的循环次数，nn，n··· F-钢丝绳承受的第i个拉力，F F ，F，··· F（N）； F'-钢丝绳承受的额定拉力（N）； N-总的工作循环次数。卷扬机的载荷状态可根据钢丝绳的受力情况和频繁程度，按名义载荷系数谱Kf可分为四个等级，根据本设计的要求，通过查表可得出本设计的载荷状态为Q2（受中等载荷），可取出Kf=0.25,Kd=0.6,Kd为当量拉力系数。3.3 机构的工作类型 机构的工作类型是根据机构利用级别和载荷情况来进行分类的。机构利用级别根据总运转小时数和理论平均日工作小时数来划分的。共分为10个等级：T0-T9。根据表8.1-1（GBT3811-1983)可查得选用利用级别为T7. 载荷情况是表面机构承受的最大载荷及载荷变化程度，载荷分为四个等级：L1-L4.由表8.1-2可查得载荷情况为L2(机构经常承受中等载荷，较少承受最大载荷)。 根据机构的利用级别和机构的载荷情况，机构的工作类型分为8个等级：M1-M8。由表8.2-3（GBT3811-1983）可查得机构的工作类别为M7。第四章 提升机构中主要零件的设计4.1 钢丝绳的选用 钢丝绳新标准为GBT8911-1996优质钢丝绳。它适用于机械、建筑、船舶、渔业、矿业、钻井、索道及缆车等用途使用的各种圆股钢丝绳和异型股钢丝绳。但不包括航空钢丝绳和电梯钢丝绳。4.1.1 钢丝绳的概述 钢丝绳按其绳和股的断面、股数和股外层钢丝的数目分类。在圆股和异型股钢丝绳中，如果需要方没有明确要求某种结构的钢丝绳时，在同一类别中，结构由供方确定。 按钢丝绳捻发分为右交互捻、左交互捻、右同向捻和左同向捻。同向捻是股与绳的捻向相同，分左、右同向捻。这种钢丝绳钢丝之间接触较好，表面比较平滑，扰性好，磨损小，使用寿命长，但是有旋转，容易松散的倾向，故在自由悬挂重物起重机中不宜采用。 交互捻是股与绳的捻向相反，分左、右交互捻。这种钢丝绳虽然刚性大，使用寿命短，但是不容易旋转、松散，故在起重机中应用较多。 钢丝绳钢丝之间的接触状态分，有点接触、线接触和面接触三种： 点接触钢丝绳、钢丝之间的比压力较大，虽然挠性好，但是易断裂。 线接触钢丝绳，绳的结构较密实，强度有所提高。挠性差，但是钢丝绳的寿命有很大的提高，在起重机中应用广泛。 面接触钢丝绳，绳的结构密实，刚性大，强度很高，可承受横向力，大多应用于索多呈面接触的钢丝绳。 钢丝绳芯的材料也有不同的种类，包括纤维芯，钢丝芯等。4.1.2 提升机构及受力分析：根据本设计要求，设计提升机构如下： 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-吊钩，8-重物提升机构的受力分析： 由图可知: 4.1.3 钢丝绳选择的计算 按GBT3811-1983计算，计算方法如下： 式中 d-钢丝绳的最小直径（mm） C-选择系数（） Fmax-钢丝绳的最大静拉力（N） 钢丝绳的选择系数c与机构的工作级别有关，按表8.1-8可得出和最小安全系数n:代人数值可得：通过查表取最小直径为：22mm通过查表试选用类的，钢丝绳公称抗拉强度为1470MPa的纤维芯钢丝绳，其对应最小破断力为234kN。4.1.4 钢丝绳的校核 按钢丝绳所在机构的工作级别有关的安全系数来选择的钢丝绳直径时，所选用的钢丝绳拉力还要满足下式： 式中 F0-所选用钢丝绳的最小破断拉力（N） n -安全系数 由前面数值计算可得 故满足条件。 综上所诉，选用钢丝绳的型号为：22 NAT619S+FC 147ZS234.0 178.0GBT8918-19964.2 卷筒的设计 4.2.1 卷筒的类型概述 卷筒的类型较多，最常用的是齿轮连接盘式和周边大齿轮式两种，其结构特点是卷筒轴不受转矩，只承受弯矩。齿轮连接盘式卷筒在起重机中应用比较广泛，其分组性能好，为封闭式传动，但是在检修时需沿轴向外移卷筒。4.2.2 卷筒最小直径的设计计算根据GBT3811-1988规定，按钢丝绳中心来计算卷筒的最小直径，即： （8.1.4） 式中 Dmin-按钢丝绳中心计算的滑轮和卷筒的最小直径 d-钢丝绳的直径 h-与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，按表8.1-16选的卷筒的h值为22.4。 将数值代如上式可得： 由表8.4-48取 4.2.3 卷筒材料的选择铸造卷筒的材料应采用不低于GBT9493中规定的HT 200灰铸铁，或者GBT11352中规定的ZG 270-500铸钢。铸铁件需经时效处理以消除内应力，铸钢件应进行退火处理。在本设计中选用HT 3004.2.4 卷筒长度的设计计算卷筒有单层卷绕单联卷筒、单层卷绕双联卷筒。卷筒表面带有螺旋槽，钢丝绳进行单层卷绕。一般采用标准槽，只有当钢丝绳有脱落危险是才采用深槽。在起重高度较高时，为了缩小卷筒尺寸，可采用表面带导向螺旋槽或光面卷筒，进行多层卷绕，但钢丝绳磨损较快。这种卷筒适用于慢速度和工作类型较轻的起重机。在实际作业中，钢丝绳排列凌乱，互相交叉挤压，钢丝绳寿命降低。目前，多层卷绕卷筒大多数制成带有绳槽，第一层钢丝绳卷绕入螺旋槽，第二层钢丝绳一相同的螺旋方向卷绕入内层钢丝绳形成的螺旋沟，钢丝绳的接触情况大为改善，延长了钢丝绳的使用寿命。多层卷绕卷筒两端要设挡板，其高度比最外层钢丝绳高出（1-1.5）d。根据前面设计的提升机构，考虑到寿命，采用单层单联卷筒。由表8.1-47所列出的公式，可一计算出卷筒的长度： 卷筒上有螺旋槽部分的长度L0： 卷筒的总长度： 上面两式中 D-卷筒的名义直径（卷筒槽底部直径） 查表8.1-48得H=8.5 d-钢丝绳直径 Hmax-最大起升高度 -卷筒计算直径 -为固定钢丝绳的安全圈数 a- 滑轮组倍率 L1 -无绳槽卷筒端部尺寸，由结构需要决定，这里试取为92mm L2-固定钢丝绳所需长度， p-绳槽槽距，可由表8.1-48查得 将数据带入式可得： 4.2.5 卷筒壁厚的设计计算对于卷筒的壁厚可按经验公式进行计算，然后再进行校核。根据铸造工艺的要求，卷筒的壁厚不得小于12mm,去卷筒壁厚卷筒的强度计算：若忽略卷筒的自重力，卷筒在钢丝绳最大拉力作用下，使卷筒产生压、弯曲和扭应力，其中压应力最大。当时，弯曲和扭应力的合成应力不超过10%压应力，所以当时只计算压应力即可。当时还要考虑弯曲应力。 由前面数据可知，,对于单层卷绕时，压应力按一下公式计算式中 -单层卷绕卷筒的压应力 （MPa） Fmax-钢丝绳的最大拉力 （N） -卷筒壁厚 （mm） A1-应力减小系数，一般取 -许用压应力，对铸铁 为铸铁的抗压强度极限，查表得 故得计算得满足强度要求。卷筒结构及尺寸见附录图3，卷筒部分的装配图。4.3 卷筒毂的结构设计 由于卷筒已经制定了专业标准，而卷筒毂尚未制定新的标准，所以有写尺寸要根据卷 筒尺寸，结合表8.1-56确定，绘出图形见附录图1。4.4 齿轮连接盘的设计 和卷筒毂一样，齿轮连接盘没有制定新的标准，而有些配合尺寸得根据卷筒进行设定，结合表8.1-57 设计的齿轮连接盘见附录图24.5 钢丝绳在卷筒上的固定 钢丝绳在卷筒上的固定必须安全可靠，压板固定是最常用的方法，它的结构简单，检查拆装方便，但是不能用于多层卷绕的卷筒。多层卷绕卷筒采用楔形固定，他的结构复杂。另种方法也使用于多层卷绕卷筒，将钢丝绳引入卷筒内部或端部，再用压板固定，它的结构比较简单。 本设计中选用压板固定，钢丝绳的压板按表8.1-54选取，这中压板适用于各种圆股钢丝绳的绳端固定。则选择压板序号64.6 卷筒轴的设计轴是组成机械的一个重要零件，卷扬机的轴对卷扬机正常工作来说起了非常重要的作用，合力设计卷扬机的轴对卷扬机的性能来说很重要。4.6.1 卷筒轴的受力分析常用的卷筒轴有固定式和转动式两种情况，在本设计中利用了齿轮连接盘结构，卷筒轴是转动式的。由卷筒的工作情况和受力分析知，卷筒轴主要受弯矩，可简化为心轴，且为转动心轴。对于转动心轴而言，其弯曲应力性质一般是对称循环应变。从而可知，卷筒轴在正常使用条件下，最终将发生疲劳损坏，但是也不排除其在超载荷或者意外情况下的静强度破坏。当卷扬机工作时，钢丝绳的作用力通过卷筒传到卷筒轴上；由于卷筒旋转时，钢丝绳在卷筒上的位置是变化的，从而，钢丝绳拉力对卷筒轴的力矩也是变化的，所以在强度计算时是按钢丝绳在两个极限位置分别计算的。由受力分析知，当钢丝绳在右极限时卷筒轴的受力最大，其受力图见图4.5.1 （a）。4.6.2 卷筒轴材料的初步选用及相关已知数据 轴的材料种类很多，设计时主要根据对轴的强度、刚度、耐磨性等要求，以及为实现这些要求而采用的热处理方式，同时考虑制造工艺问题加以选用，力求经济合理。轴的常用材料是35、45、50优质炭素结构钢，最常用的是45钢。 在本设计中的卷筒轴选用45刚，并调质处理。并通过查机械手册可取： 弯曲疲劳极限 需用静应力 需用疲劳应力 。有前面的数据，绳子的额定拉力 ，钢丝绳的直径,卷筒直径。根据已经设计好的卷筒、齿轮连接盘等设计出轴的长度见图4.5.1（a）。4.6.3 近似计算轴颈根据卷筒轴受力情况，按弯转合成力矩近似计算轴颈。将轴上所有作用力分解为垂直平面的力和水平平面的力，如图4.5.1 。心轴作用力的计算：齿轮盘齿轮的圆周力： 齿轮径向力：垂直面（cv）的支承反力图4.5.1b：由得： 同理，可得： 垂直面的弯矩 图：（4.5.1 c）水平面支承反力，如图4.5.1 d ： 水平面的弯矩，图4.5.1e 图4.5.1合成弯矩，图4.5.1f 由公式可计算出B、C两处轴的最小直径 取 取调整后取 4.7 轴安全系数的校核计算 轴的安全系数校核计算包括两个方面：疲劳强度安全系数和静强度安全系数校核计算。疲劳强度安全系数校核是经过初步计算和结构计算之后，根据轴的实际尺寸、承受的弯矩图考虑应力集中，表面状态，尺寸影响等因素以及轴材料的疲劳极限，计算轴的危险截面处的疲劳安全系数是否满足。静强度安全系数校核是根据轴材料的屈服强度和轴上擢用的最大瞬时载荷（包括动载荷和冲击载荷），计算轴危险截面处的静强度安全系数。4.7.1 轴的疲劳强度安全系数校核 疲劳强度校核判断的根据为 。当该试不能满足时，应改进轴的结构以降低应力集中；也可以采用热处理、表面强化处理等工艺措施以及加大轴颈、改用较好材料等方法解决。轴的疲劳强度是根据长期工作在轴上的最大变载荷进行校核计算的，在本设计中，卷筒轴的疲劳强度用钢丝绳的当量拉力进行计算，即,式中Kd 为当量拉力系数，这里去，从而可得到一下计算：在本心轴上，C点承受的载荷和弯矩最大，故只需对C点轴颈进行校核，由前面知，通过查机械手册，选用的普通圆头平键，则。 最大应力， 式中 轴颈C处的弯矩 W-为截面C处的抗弯截面系数，有机械手册查得为53600mm2 心轴的应力性质是按脉动循环变化的，所以 轴为实心轴，但C截面有键槽，所以有应力集中存在，轴颈表面通过车床精车即可。疲劳强度的安全系数为： 式中 对称循环应力下的材料弯曲疲劳极限，查得取270MPa 弯曲时的有效应力集中系数 取1.825 表面质量系数 取为0.285 弯曲时的尺寸影响系数 取为0.73 材料拉伸的平均应力折算系数，取为0.34 弯曲应力的应力幅和平均应力 由于载荷确定不够精确，材料性质不均匀，选取，即该轴疲劳强度足够。4.7.2 轴静强度安全系数的校核 轴的静强度是根据轴的最短时最大载荷（包括动载荷和冲击载荷）来计算的，校核的目的是保证轴对塑性变形的抵抗能力。卷筒轴的静强度计算，需要用静强度最大拉力Fjmax 。 为动载荷系数，通过手册查得 静强度安全系数： 由于，则取 ,即该轴静强度足够。综上，该轴符合设计要求。4.8 滑轮的设计 4.8.1 滑轮最小直径计算 根据GB/T3811-1988的规定，按钢丝绳中心来计算滑轮的最小直径，即 式中 d-钢丝绳直径 h-与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，由机械手册表8.1-61查得为25 4.8.2 滑轮结构和材料 滑轮是用来导向和支承的，以改变绳索及其传递拉力的方向或者平衡绳索分支力。按规定，承受载荷不大的小尺寸滑轮（）一般制成实体滑轮，承受较大载荷的滑轮一般采用球墨铸铁或者铸钢，铸成带筋和孔或轮辐结构。大滑轮（）一般用型钢和钢板焊接结构。 受力不大的滑轮直接装于心轴，受力较大的滑轮则装在滑动轴承（轴套材料采用青铜或粉末冶金材料等）或滚动轴承上，后者一般用在转速较高，载荷大的工况。 根据设计要求环境及机构受力情况，这里选用滑轮材料为QT410,机构用带孔的结构；根据滑轮与钢丝绳匹配表，选择滑轮直径。其绳槽断面尺寸见图4.7.2。 按规定，小型铸造滑轮的强度取决于铸造工艺条件，一般不进行强度校核计算；对于大尺寸的焊接滑轮要进行强度校核。所以在这里没必要对滑轮进行强度校核计算。 图4.7.24.9 吊钩的选用 在本设计中选用直柄单钩结构的吊钩，这种结构型式分为四种：LM型、LMD型、LY型及LYD型。吊钩按其力学性能分为M、P、（S）、T和（V）五个等级。在这里选用吊钩的强度等级为M，从而可确定吊钩钩号为6号。吊钩利用模锻的方法获得毛胚，并且，为了安全起见，使钢丝绳不滑出吊钩，用带凸耳的吊钩。吊钩的标记如下: LMD6-P第五章 传动系统的设计5.1 电动机的选择5.1.1 电动机的类型概述 电动机按采用电源的不同，可分为直流电动机和交流电动机两种。直流电动机可用于固定电压或可调电压。这种电动机允许在广泛的范围内均匀地调节角速度，能保证平稳的启动、制动和反转，故多用于电力运输装置，以及高速升降机、冶金机械和吊车中。直流电动机的主要缺点是需要把工业上常用的三相交流电转变为直流电。三相交流电动机分为同步电动机和异步电动机两种，三相同步电动机的优点是具有较高的功率、定角速度及大的过载能力；缺点是维修比较复杂，价格较昂贵。三相异步电动机比其他电动机的优势在于：机构简单，价格便宜，维修容易，能直接与三相交流电源连接。虽然它与三相同步电动机比较，其效率较低；和直流电动机比较，只能作有限的角速度调节，但是对于工业一般机械并没有什么影响，因此目前工业上所用的电动机大多是三相异步电动机。5.1.2根据功率选择电动机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，经济合理的决定电动机的额定功率。本设计的卷扬机属于非连续工作，需要经常启动、制动和反转，工作环境中存在大量的粉尘。因此，选择电动机应与其工作特点相适应。卷筒转速卷筒线速度：传动装置的总效率式中 一个弹性连轴器的传动效率 取0.99 一对滚动轴承的传动效率，取0.98 一对8级精度的一般齿轮传动（油润滑）的传动效率 ，取0.97 齿轮连接盘的传动效率工作机所需功率 电动机所需功率 选用：Y系列三相异步电动机型号：Y225M-8额定电压：380V额定功率：22kW转速：730r/min效率：90%5.2 减速器的设计计算 5.2.1 电动卷扬机传动比的分配 按额定转速初定总传动比，中传动比计算如下： 因为电动机轴到减速器的传动是用联轴器，其传动比为1，故减速器的总传动比为35.82，本设计采用二级圆柱齿轮传动。 总传动比的分配： 根据减速器传动比的分配原则及相关规定，确定各级的传动比。 式中 减速器高速级的传动比 取为5.06 减速器低速级传动比 取为7.08 5.2.2 减速器中各轴的转速的计算 根据轴的转速大小依次编号为，轴 5.2.3 减速器各轴功率计算 减速器各轴的功率、转速、转矩如下表：轴号功率P(kW)转速n(r/min)转矩T（N·m）18.36730240.1917.45144.271155.1216.5920.387740.025.2.4 圆柱齿轮传动的设计计算 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，结构简单和易于取材的原则出发选取。 5.2.4 高速级齿轮材料的选择 小齿轮 40Cr 调质处理 齿表面硬度260HBS 大齿轮 45刚 调质处理 齿表面硬度240HBS5.2.5 高速级齿轮初步计算 齿宽系数：由表12-13，取 接触疲劳极限：由图12.17（c）得 小齿轮 大齿轮 初步计算许用接触应力: 小齿轮 大齿轮 初选螺旋角，由表12-16（机械设计）可估计取得值：初步计算小齿轮直径d1： 取为93mm初步确定齿宽：5.2.7 高速级齿轮接触面疲劳强度的计算圆周速度：精度等级:由表12-6 选9级精度齿轮齿数： 取 ，则 取模数m:初选螺旋角由表12-3，取螺旋角： 和估计值接近 使用系数KA：由表12-9可查得 动载荷系数Kv:有图12.9可查得 齿间载荷分配系数KHa: 由表12-10，先求Ft端面重合度：纵向重合度：总重合度：可得齿向载荷分布系数:由表12-11 载荷系数K： 弹性系数ZE:由表12-12查得节点区域系数ZH:由图12.16查得重合度系数:由式12-31因为，故取螺旋角系数：接触应力最小安全系数：由表12-14查得 应力循环次数NL：由前知，t=12000h由图12.18可得出接触寿命系数： 许用接触应力:接触应力的验算： 计算结果表面，接触疲劳强度符合要求；否则，应调整齿轮参数或者改变齿轮材料，并再次进行验算。5.2.8 确定高速级传动主要尺寸 实际分度圆直径d: 中心距a： 齿宽b:5.2.9 高速级齿轮齿根弯曲疲劳强度验算 齿根弯曲疲劳强度的计算应考虑受拉侧为计算依据 当量齿数： 由图12.21得齿形系数YFa : 由图12.22得应力修正系数： 重合度系数:螺旋角系数： 由前可得齿间载荷分配系数 由图12.14， 则齿向载荷分布系数载荷系数K:由图12.23（c）可得弯曲疲劳极限： 由表12-14可得最小弯曲系数：由图12.24可得弯曲寿命系数YN: 由图12.25可得尺寸系数:许用弯曲应力弯曲强度的验算： 即齿轮的齿根弯曲强度满足条件。计算结果见表5.2.8： 项目小齿轮大齿轮材料及热处理40Cr调质45刚 调质基本参数齿数23117分度圆法面压力角200法面模数4螺旋角及方向8.110 左8.110 右法面齿顶高系数11法面齿隙系数0.250.25主要尺寸中心距283mm齿宽94mm89mm分度圆直径93mm473mm齿顶圆直径91mm451mm齿根圆直径73mm433mm 表5.2.85.2.10 低速级齿轮的设计选用材料和宽度系数和前面一级齿轮一样，估计螺旋角为90则，初算小齿轮直径d： 取 则齿轮宽度 圆周速度v: 精度等级确定为9级齿轮齿数： 模数：初选螺旋角 由表12-3取螺旋角：（接近估计值）按前面查表或公式计算得出数据如下： 许用接触应力： 验算接触应力： 满足疲劳强度要求确定传动主要尺寸 实际分度圆直径 中心距：齿轮宽度：吃过弯曲疲劳强度的验算，其数据按前面公式可得，如下所示： 许用弯曲应力： 验算弯曲强度： 弯曲强度符合要求低速度级齿轮数据总结见表5.2.9 项目小齿轮大齿轮材料及热处理40Cr调质45刚 调质基本参数齿数29205分度圆法面压力角200法面模数5螺旋角及方向9.60 左9.6 0 右法面齿顶高系数11法面齿隙系数0.250.25主要尺寸中心距593mm齿宽145mm140mm分度圆直径147mm1039mm齿顶圆直径157mm1049mm齿根圆直径134.5mm1026.5mm 表5.2.9 5.2.11 减速器轴的初步设计计算 起重机减速器的齿轮轴属于一般机械零件，没有特殊要求。轴的材料选用45钢，并调质处理。按许用切应力计算轴的最小直径：由表16.2可得系数 轴：轴：轴：参考轴承的相关数据以及考虑到轴的强度，确定轴的直径。轴要安装联轴器，将其直径增加5%，取，安装轴承处的直径为45mm，其他尺寸根据结构确定。轴估取，也为安装轴承处的直径，其他尺寸根据结构确定。轴也通过花间与齿轮连接盘连接，取，安装轴承处的直径为115mm,其他尺寸根据结构确定。5.2.12 减速器的选择 本设计在起重机中常用的减速器高速轴转速步大于，且工作环境步大于 40-45摄氏度。根据以上条件，可以直接选用减速器。 选择减速器时首先要满足传动比的要求，然后求名义功率。由前知，本设计中减速器的传动比是35.82，在选择时以传动比为31.5为参考。 名义功率的计算： 式中 KA-工况系数，由机械手册查得 K-系数，由机械手册查得 P-传递的功率 在选择时， 要满足条件： 为减速器的许用功率。 选择减速器的类型为QJR 型，尺寸为1387×475×867 。5.3 制动器的选择 5.3.1 制动器概述制动器是用于机构或机器减速或使其停止的装置，它是保证机构或机器正常安全工作的重要部件，按制动方式分为有电力制动和机械制动两种。为了减小制动转矩，缩小制动尺寸，通常将制动器安装在机构的高速轴上，或安装在减速器的输入轴上。按工作状态分，制动器可分为常闭式和常开式。常闭式制动器靠弹簧或重力的作用经常处于紧闸状态，当机构运行时才用人力或者松闸器使制动器松开闸，而常开式则相反。制动器按构造特征可分为：带式制动器、块式制动器、蹄式制动器和盘式制动器。无论是选用标准制动器还是自行设计制动器都要做必要的发热验算。 5.3.2 制动器的计算及选择 制动器的选择根据使用要求和工作条件来选定： 根据机构的工作性质和工作条件（本设计是对起重机的起升的控制），采用常闭式制动器；考虑到应用的场所，对比常用制动器的特点及应用范围，选择外抱式块式制动器。 由前面可知，制动轴上的转矩为： 可以求得制动转矩: 式中 为制动安全系数，是根据机构的工作级别选取的，这里机构的工作级别为(中级)。 可根据制动转矩选用制动器，在本设计中的电动卷扬机是用于塔式起重机，根据情况选择B型（制动弹簧在上部水平布置）的YW系列电力液压块式制动器。选用制动器的规格是：315-500。可以查得制动器的基本尺寸。选择推动器的额定推力为1250N。则，制动器标记为：YWP315-1250-2 （JBT6406-1992）；制动器图见附录图4。5.4 联轴器的选择联轴器是连接两轴或者轴和回转件，在传递运动和动力过程中一同回转而不脱开的一种装置。 5.4.1 联轴器的分类及其有点按照连轴器的性能可分为刚性联轴器和挠性联轴器。刚性联轴器具有结构简单、制造容易、不需要维护、成本低等优点，但是步具有补偿性能；挠性联轴器又分为无弹性元件挠性联轴器和带弹性元件挠性联轴器，前一类只具有补偿两轴相对位移的能力，后一类联轴器除了有补偿能力外，还具有缓冲和减震作用，但是在传递转矩的能力上一般不及无弹性元件的联轴器。带弹性元件的联轴器中按弹性元件的材料不同，又可分为金属弹性元件联轴器和非金属弹性元件联轴器。金属弹性元件具有强度高、传递转矩能力大、使用寿命长、不易变质和稳定性高等优点；非金属弹性元件具有制造方便，易获得各种结构形状，有较高的阻力等有点。 5.4.2 联轴器类型的确定 在本设计中只需要在电动机和减速器之间使用联轴器。 根据原动机和工作机的工作特性-较小的冲击力，考虑到经济性和结构，宜选用刚性性联轴器；根据轴系的运转情况，电动机需要正反转，则应选用能承受较大瞬时过载的联轴器；由于是用于电动机与减速器输入轴连接的联轴器，所以要求联轴器对高速运转具有较高的适应性。 针对以上要求，结合现实环境状况，选用选用齿式联轴器。5.4.3 联轴器的选用计算在选用标准联轴器或已有推荐系列尺寸的联轴器型号时，一般都是以联轴器所需要的传递的计算转矩小于所选用联轴器的许用转矩或标准联轴器的公称转矩为原则。由于传动轴系载荷变化性质不同以及联轴器本身的结构特点和性能步同，联轴器的转矩不等于传动轴系理论上需传动的转矩T。传递的计算转矩计算如下： 式中 T- 为理论转矩（），这里取轴的转矩； K- 为工作情况况系数，取1.75； 动力机系数，取1.0；