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： 额定起升重量： 5吨 起升高度： 14米 起升速度： 12.5米/分
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。
3.1.1 电控卷扬机
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的。
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 ＞120 kN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。
3.1.4 溜放型卷扬机
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、双卷筒和多卷筒的型式。
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。
3.2卷扬机工作级别与类别
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 1 ，A 2， A3，A 4 ，A 5， A6 ，A 7 ，A 8 ，八个工作级别。
3.2.1 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 t 表征。
而一个工作循环是指从一个载荷准备提拉时开始到下一个载荷准备提拉时为止的全过程。
卷扬机的寿命一般不少于5年，在这个期间内依据工作频繁程度的不同，总工作循环N t 可分为8个利用等级，见表3.1
表3.1 卷扬机利用等级
3.2.2载荷状态
载荷状态表示建筑卷扬机钢丝绳承受拉力作用地轻重与频繁程度，它与整个使用寿命期限内钢丝绳每次承受地拉力F i 与额定拉力F e 之比（F i / Fe ）和钢丝绳每次承受拉力F i 作用下地工作循环次数n i 与总工作循环次数N t 之比（n i /Nt ）有关。 载荷谱系数K f 可用下式计算：
⎡n
K f ＝∑⎢i
N ⎢⎣t
m
⎛F i ⎫⎤ ⎪⎥ F ⎪⎝e ⎭⎥⎦
式中 Kf ——载荷谱系数；
ni ——在钢丝绳拉力F i 作用下的工作循环次数，n i ＝n 1，n 2···n n ； Nt ——总的工作循环次数，N t ＝∑n i ＝n 1＋ n2＋··· nn ； Fi ——钢丝绳承受的第i 个拉力，F i ＝ F1 ，F 2，··· Fn （N ）； Fe ——钢丝绳承受的额定拉力（N ）；
卷扬机的载荷状态可根据钢丝绳承受的拉力（载荷）大小和频繁程度，按名义载荷谱系数K f 分为四级，见表3.2。
表3.2 载荷状态
如果钢丝绳在拉力F i 作用下的时间为t i , 可以得出当量拉力系数K d ，按公式 计算。
Kd ＝m
F 1t 1+F 2t 2+∙∙∙+F i t i +∙∙∙+F n t n
t 1+t 2+∙∙∙+t i +∙∙∙t n
3
3
3
3
式中 Kd ——当量拉力系数； ti ——F i 作用下的时间； ti ＝t 1，t 2，···t n
根据载荷谱系数的分级可以得出相应的当量拉力系数K d 。
根据本次设计要求确定建筑卷扬机的载荷状态为Q 2（中），K f ＝0.5，K d ＝0.8。
3.3 起升机构的组成及型式
3.3.1 起升机构的组成
起升机构是使重物作升降运动的机构，它是任何起重机必不可少和最主要最基本的机构。此次设计的电动5吨卷扬机是由电动机、连轴器、制动器、减速器、卷筒、导向滑轮、起升滑轮组、钓钩等组成，其各方面的机构分布可以参考如下图3-3所示。
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
电动机正转或反转时，制动器松开，通过带制动轮的联轴器带动减速器高速轴，经减速器减速后由低速轴带动卷筒旋转，使钢丝绳在卷筒上绕进或放出，从而使重物起升或下降。电动机停止转动时，依靠制动器将高速轴的制动轮刹住，使悬吊的重物停止在空中。
根据需要起升机构上还可装设各种辅助装置，如起重量限制器、起升高度限位器、
速度限制器和钢丝绳作多层卷绕时，使钢丝绳顺序排列在卷筒上的排绳装置等。
3.3.2 起升机构的典型传动型式
在电动机与卷筒之间通常采用效率较高的起重用标准两级减速器。要求低速时
可采用三级大传动比减速器。为便于安装，在电动机与减速机之间常采用具有补偿性能的弹性柱销连轴器或齿轮连轴器。前者构造简单并能起缓冲作用，但弹性橡胶圈的使用寿命不长；后者坚固耐用，应用最广。齿轮连轴器的寿命与安装质量有关，并且需要经常润滑。
一般制动器都安装在高速轴上，这样所需要的制动力矩小，相应的制动器尺寸小，重量轻。经常利用联轴器的一半兼作制动轮。带制动轮的半体应安装在减速器高速轴上。这样，即使联轴器被损坏，制动器仍可把卷筒制动住，以确保机构的安全。 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。在重要的起升机构中有时设两个制动器，而第二个制动器可安装在减速器高速轴的另一伸出端或装设在电动机的尾部出轴上。
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。
由于卷筒与减速器低速轴之间的连接型式很多。本卷扬机的卷筒与低速轴的连接为带齿轮接盘的结构型式，卷筒轴左端用自位轴承支撑于减速器输出轴的内腔轴承座中，低速轴的外缘制成外齿轮，它与固定在卷筒上的带内齿轮的接盘相啮合，形成一个齿轮连轴器传递扭矩，并可以补偿一定的安装误差。在齿轮联轴器外侧，即靠近减速器的一侧装有剖分式密封盖，以防止联轴器内的润滑油流出来和外面的灰尘进入。这种连接型式的优点是结构紧凑，轴向尺寸小，分组性好，能补偿减速器与卷筒轴之间的安装误差。如下图3-4。
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
卷扬机通过钢丝绳升降、牵引重物，工作时钢丝绳所受应力十分复杂，加之对外界影响因素比较敏感，一旦失效，后果十分严重，因此，应特别重视钢丝绳的合理选择与使用。
4.1.1 钢丝绳的种类和构造
钢丝绳的种类．根据钢丝绳中钢丝与钢丝的接触状态不同又可分为：
（1）点接触钢丝绳 点接触钢丝绳绳股中各层钢丝直径均相同，而内外各层钢丝的节距不同．因而相互交叉形成点接触。其特点是接触应力高．表面粗糙，钢丝易折断，使用寿命低。但制造工艺简单，价格便宜。在实际中常发现这种钢丝绳在受拉、尤其是受弯时由于钢丝间的点接触、造成应力集中而产生严重压痕，由此导致钢丝疲劳断裂而使钢丝绳过早报废。
（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寸减小。
卷杨机应优先选用线接触钢丝绳。
4.1.2 钢丝绳直径的选择
卷扬机系多层缠绕．钢丝绳受力比较复杂。为简化计算，钢丝绳选择多采用安
全系数法，这是—种静力计算方法。 钢丝绳的安全系数按下式计算： n g =
S p F r
≥[n ] （4-1）
式中S p —整条钢丝绳的破断拉力，N ；
[n ]—卷扬机工作级别规定的最小安全系数；
F r —钢丝绳的额定拉力，N ；
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 r · [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 d m in
〓
c F m ax （4-2）
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 Fmax ＝
14
F 总＝ 1.25×10 N （4-3）
4
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。 d m in
〓
c F m ax ＝13.78 mm （4-4）
所以钢丝绳选择d=14 mm。
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： F0≥ n Fmax （4-5） 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 F0≥7×1.25×10=87.5 kN （4-6） 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
4
芯），所以钢丝绳最小拉断力总和为99.225 kN
（本设计中钢丝绳不接触高温，横向压力较小，选用纤维芯钢丝绳） 钢丝绳型号选择：
钢丝绳6×19（a ）类14—NAT —FC —1470—ZS —102—79.5
4.1.3 钢丝绳的使用
钢丝绳在工作时卷绕进出滑轮和卷筒，除产生拉应力外，还有挤压、弯曲、接
触和扭转等应力，应力情况是非常复杂的。实践表明，由于钢丝绳反复弯曲相挤压所造成的金属疲劳是钢丝绳破坏的主要原因。钢丝绳破坏时，外层钢丝由于疲劳和磨损首先开始断裂，随着断丝数的增多，破坏速度逐渐加快，达到一定限度后，仍继续使用，就会造成整根绳的破断。
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问题：
1. 滑轮和卷筒直径D 与钢丝绳直径d 的比值大小对钢丝绳的寿命影响较大，几乎成平方关系。因此，选用较大的滑轮和卷简直径对钢丝绳的寿命是有利的。故设计中规定了卷筒直径和钢丝绳直径的最小比值（D/d），与卷扬机的工作级别有关。使用中，应尽量减少钢丝绳的弯折次数并尽量避免反向弯折。
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％的过盈量这一事实。过小的绳槽直径会使钢丝绳受到过度挤压而提前断丝，绳槽尺寸过大，又会使钢丝绳在槽内的支承面积减小，增大钢丝绳的接触应力。合理的绳槽尺寸应比钢丝绳的公称直径大10％左右。
3. 滑轮与卷筒的材料太硬，对钢丝绳寿命不利。据有关资料表明：以铸铁代替钢．可提高钢丝绳的寿命约10％。
4. 为保证钢丝绳在绳筒上平滑缠绕，避免各圈钢丝绳间相互摩擦及多层缠绕锤击和堆绕现象，延长钢丝绳的使用寿命，钢丝绳在卷筒及绳轮上的偏角必须保持在一定的限度之内，一般在0.5︒~2︒之间。
5. 良好的周期性润滑是提高钢丝绳使用寿命的一项重要因素。它可以防止锈蚀，减少钢丝绳内外磨损。一般常用中、低粘度润滑油和滤青质化合物。目前我国生
产的“钢丝绳油’’属于中等粘度油，适用于各种股捻钢丝绳的润滑。其附着力大，不易滑落或与水起作用，且含有防锈剂，是一种良好的润滑剂。
6. 在室外、润湿或腐蚀介质存在的环境里，应选用镀锌钢丝绳。
7. 经常检查钢丝绳是否与别的机件摩擦，重新更换新绳时必须核对新绳与原绳的型式直径是否相同；经常检查钢丝绳表面的磨损及断丝，遇到问题及时解决。 钢丝绳的报废处理，可参考有关标准相资料。
4.2 卷筒的结构设计及尺寸确定
卷筒尺寸的由已知起升速度、起升高度和钢丝绳的尺寸来确定。卷筒用来卷绕钢丝绳，把原动机的驱动力传递给钢丝绳，并把原动机的回转运动变为所需要的直线运动。卷筒通常是中空的圆柱形，特殊要求的卷筒也有做成圆锥或曲线形的。
4.2.1 卷筒的分类
按照钢丝绳在卷筒上的卷绕层数分，卷筒分单层绕和多层绕两种。一般起重机大
多采用单层绕卷筒。只有在绕绳量特别大或特别要求机构紧凑的情况下，为了缩小卷筒的外形尺寸，才采用多层绕的方式。本设计采用单层绕。
4.2.2 卷筒绳槽的确定
卷筒绳槽槽底半径R ，槽深c 槽的节矩t 其尺寸关系为：
R=（0.54~0.6）d （d 为钢丝绳直径） （4-7） 绳槽深度：标准槽： c 1=（0.25~0.4）d （4-8） 深槽： c 2=（0.6~0.9）d （4-9）
绳槽节距：标准槽： t 1＝d ＋（2~4） （4-10） 深槽： t 2＝d ＋（6~8） （4-11）
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14 mm，
R=（0.54~0.6）d=7.56~8.4 mm
取R=8 mm （4-12） c=（0.25~0.4）d =3.5~5.6 mm
取c=4 mm （4-13） 所以 t＝d ＋（2~4）=16 mm
4.2.3 卷筒的设计
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 0 、卷筒长度 L 、卷筒壁厚 δ。
4.2.4 卷筒节径设计
卷筒的节径即卷筒的卷绕直径，由设计知D 0不能小于下式： D 0min hd （4-14）
式中 D 0m in —按钢丝绳中心计算的卷筒最小直径，mm ；
h — 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=28 mm; d — 钢丝绳的直径,mm 。 按式计算：
D 0min =hd ＝392 mm
所以选取D 0=400 mm （4-15）
4.2.5 卷筒的长度设计
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(L 0+l 1+l 2)+l 3
L —卷筒总长度，mm ；
L 0—绳槽部分长度，其计算公式为：
74-16） （
⎛H a
⎫
+n ⎪t （4-17） ⎝πD 0⎭
L 0=
其中 H —最大起升高度，mm ； a —滑轮组倍率； D 0—卷筒卷绕直径，mm ； t — 绳槽节矩，mm ；
n — 附加安全圈数，使钢丝绳端受力减小，便于固定，通常取 n ＝1.5~3圈；
l 1—固定钢丝绳所需要的长度，一般取l 1＝3t ，mm ；
l 2—两端的边缘长度（包括凸台在内），根据卷筒结构而定，mm ；
l 3—卷筒中间无绳槽部分长度，由钢丝绳的允许偏斜角α和卷筒轴到动滑轮轴的最
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，可知选取l 3＝100 mm。
L 0=
l 1＝3t=48 mm
⎛H a
⎫
+n ⎪t =380 mm。 ⎝πD 0⎭
所以 L ＝996 mm。
选取标准卷筒长度为1000 mm
4.2.6 卷筒壁厚设计
本设计为了延长钢丝绳的寿命，采用铸铁卷筒，对于铸铁卷筒可按经验公式初
步确定，然后进行强度验算。 对于铸铁筒壁
δ=0.02D +(6~10) mm （4-18）
根据铸造工艺的要求，铸铁卷筒的壁厚不应小于12 mm，所以δ=15mm
所以卷筒的参数选择为：绳槽节距t ＝16 mm、槽底半径c 1＝4 mm、卷筒节距D 0＝400 mm、卷筒长度L=1000 mm、卷筒壁厚 δ=15mm 。
4.2.7 卷筒强度计算及检验
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。
一般卷筒壁厚相对于卷筒直径较小，所以卷筒壁厚可以忽略不计，在钢丝绳的最大拉力作用下，使卷筒产生压应力、弯曲应力和扭曲应力。其中压应力最大。当L ≤3D 0时弯曲应力和扭曲应力的合成力不超过压应力10%,所以当L ≤3D 0时只计算压应力即可。
本设计中L=1000 mm D=400 mm，符合L ≤3D 0的要求，所以只计算压应力即可。 当钢丝绳单层卷绕时，卷筒所受压应力按下式来计算：
σ=A
F m ax
δ⋅t
≤[δbc ] （4-19）
其中 σ为钢丝绳单层卷绕时卷筒所受压应力，MPa ； F m ax 为钢丝绳最大拉力，N ； δ 为卷筒壁厚，mm ；
A 为应力减小系数，一般取A=0.75 [δbc ]为许用压力，对于铸铁[δbc ]= σb 为铸铁抗压强度极限 所以 σ=A
F m ax
≤[δbc ]≈39 MPa
σ
b
5
δ⋅t
查教材机械设计基础知σb ≥195MPa ，所以[δbc ]≥39MPa 。 所以 σ≤[δbc ]
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关重要。
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。
图 4-3 卷筒轴的类型： a: 轴固定式 b、c: 轴转动式
4.3.2 卷筒轴的设计
由于卷筒轴的可靠性对卷扬机安全、可靠的工作非常重要，因此应十分重视卷筒轴的结构设计和强度、刚度计算。卷筒轴的结构，应尽可能简单、合理，应力集中应尽可能小。卷筒轴不仅要计算疲劳强度，而且还要计算静强度；此外，对较长的轴还需校核轴的刚度。
本设计以计算出的参数有：绳的额定拉力F r ＝1.25⨯10kN ，卷筒直径D 0=400 mm ，
4
钢丝绳的直径d =14 mm ，外齿轴套齿轮分度圆直径D ＝224 mm ，查机械传动设计手册，轴的材质选择45钢，调制处理，σB =650MPa ，σS =
MPa ，σ-1=300MPa ，
σb ]0=100MPa 。
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72.5 mm，右端距支承点202.5 mm。
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
长度。
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。
4.3.3 心轴作用力计算
⎛D d ⎫
2F e +⎪2T 2⎭⎝2
齿轮圆周力： F t =＝18.7 kN （4-20）
=
d 1d 1
齿轮径向力： F r =F t tg α＝6.8 kN （4-21）
4.3.4心轴垂直面支承反力及弯矩
支反力，如下图3-5b 。 R (780+50)F e -50F t
D V =890
＝26.92 kN R (780+60)F t
-60F e
C V =
890
＝15.63 kN 弯矩，如下图 3-5c。
M
AV
=50R CV ＝-781.5 kN⋅mm M BV =60R DV ＝1615.2 kN⋅mm
4.3.5 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 。 R 50F r D H =890
＝0.382 kN R 840F r C H =890
＝6.42 kN 弯矩计算，如下图4-5e
M AH =50R CH ＝321 kN⋅mm M BH =60R DH ＝22.9 kN⋅mm 合成弯矩，如下图 4-5f
M A =
844.8 kN⋅mm M B =＝1615.3 kN⋅mm （4-22）
（4-23）
4-24）
4-25）
（4-26）
（4-27）
（4-28）
（4-29）
（4-30）
（4-31）
（（
4.3.6 计算心轴工作应力
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 处。设卷筒轴该剖面直径为d B ，则弯曲应力为： σM
B b =0.1d
3≤[σb ]0 B
则：
d B ≥
74.46 mm
图4-5 轴的弯矩图
圆整后 d B ＝75 mm，中间轴段d 0＝75＋15＝90 mm
4-32）
（
图4-5
4.3.7 心轴的疲劳强度计算
卷筒轴的疲劳强度，应该用钢丝绳的当量拉力进行计算，即
F d K d F e 式中 F d — 钢丝绳的当量拉力，N ；
K d — 当量拉力系数。
4-33）（
为使计算简便，可假设K d ＝1。由前述可知，心轴应力的性质可认为是按脉动循环规律变化，则σm =σn =
σb
2
。弯曲应力为
B 3B
σb =
K d M 0.1d
＝97.1 Mpa （4-34）
平均应力σm 和应力幅σa 为 σm =σn =
σb
2
＝48.55 Mpa
（4-35）
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。 查得有效应力集中系数尺K σ＝1.88，表面状态系数β＝0.92，绝对尺寸系数εσ＝0.78，等效系数小ϕσ＝0.34。
疲劳强度计算的安全系数为 S σ=
σ-1
K σ
＝2.1 （4-36）
εσβ
σa +ϕσσm
一般轴疲劳强度安全系数[S ]=1.5~1.8，所以该轴疲劳强度足够。
4.3.8 心轴的静强度计算
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 j m ax =ϕF e （4-37）
式中 F j m ax — 静强度计算最大拉力 ，N ；
ϕ — 动载荷系数，查手册。此处取ϕ=1.35。 静强度计算安全系数 S s σ=
σs
M m ax /W
＝
σs ϕM B /W
＝2.75
（4-38） 当σs /σb ≤0.6时[S ]=1.2~1.4，该轴静强度足够。 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等问题。
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，最经济、最合理地决定电动机功率。
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，工作粉尘量大。因此，选择电动机应与其工作特点相适应。
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，电动机工作制应考虑选择短时重复工作制S 3和短时工作制S 2，并优先选用YZR(绕线转子) 、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，考虑到多方面因素，其电动机工作制也允许选择连续工作制S 1。本设计电动机工作制度为断时工作制，因此不用考虑电动机的发热计算。 机构运转时所需静功率按下式计算：
N j
=
(Q +Q 0)v
1000η
（4-39）
式中 Q — 额定起升载荷，N ；
Q 0— 吊具自重，N ；可取Q 0＝（0.02～0.04）Q ；
v — 起升速度，m ；
η — 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η＝0.85～0.9。
所以N j =6.311 kN
计算电动机功率 N e ≥K d N j
考虑到工作环境，对于中小型起重机其系数K d =0.8， 所以 N e ≥0.8⨯6.311=5.049
选用：YZ 系列冶金起重专用三项异步电机， 型号：YZ160L —8， 额定电压：380V, 额定功率：7.5KW 转速：705转/分 效率：82.4%
基准工作制为S 3—40%
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：
i =
n d n 0
（4-40）
式中 i — 机构的总传动比；
n d —电动机额定转速 ，r ／min ； n 0— 卷筒转速 ，r ／min 。
所以 i =35.43
4.5.2 减速器的计算
因为电动机轴到减速器高速轴由齿轮链接盘连接，其传动比i 0=1，
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。
4.5.3 分配减速器的各级传动比
按浸油润滑条件考虑取高速级传动比i 1=1.4i 2，式中i 2为低速级传动传动比。
2
即 i =i 1i 2=1.4i 2
所以 i 1=7.03 i 2=5.03
4.5.4 计算传动装置的运动和动力参数
电动机到卷筒轴的总传动效率为η=η1⋅η2⋅η3⋅η4 式中：η1=0.99（齿形联轴器） η2=0.98（滚子轴承）
3
2
η3=0.97（齿轮精度为8级） η4=0.99（齿形联轴器）
所以总传动效率η=0.99⨯0. 98⨯0. 97⨯0. 99=0.88 卷筒轴所得到的功率为0.88P d =0.88⨯7.5=6.61 kW>6.311 kW 所以以上所选参数符合要求。（P d 为电动机功率） （1） 计算各轴转速
32
Ⅰ轴 n Ⅱ轴 n Ⅲ轴 n
=n d i 0n 1i 1
1
=705
r/min （4-42a ） r/min （4-42b ）
2
==100.14
3
=
n 2i 2
=19.9
r/min （4-43c ）
卷筒轴 n 4=n 3=19. 9 r/min （4-43d ）
（2） 计算各轴功率 Ⅰ轴 P Ⅱ轴 p Ⅲ轴 P 卷筒轴 P （3）计算各轴转矩 电动机轴输出转矩为： T Ⅰ轴 T
d 1
=P d ⋅η01=p d ⋅η1=7.425
kW （4-44a ）
2
=P 1⋅η12=P 1⋅η2⋅η3=7.1 kW （4-44b ）
3
=P 2⋅η23=P 2⋅η2⋅η3=6.7=P 3⋅η4=6.63
kW （4-44c ）
4
kW （4-44d ）
=9550
p d n d
=101.6
N.m
1
=T d ⋅i 0⋅η1=100.6
N.m （4-45a ）
Ⅱ轴 T Ⅲ轴 T 卷筒轴 T
2
=T 1⋅i 1⋅η12=T 1⋅i 1⋅η2⋅η3=673.1 N.m （4-45b ） =T 2⋅i 2⋅η23=T 2⋅i 2⋅η2⋅η3=3218.5 N.m （4-45c ） =T 3⋅η2⋅η4=3122.5
3
4
N.m （4-45d ）
4.5.4 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，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217~255 HBS 大齿轮 45钢，正火，齿面硬度169~217 HBS （1）计算许用接触应力[σ]
查教材，小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为： 小齿轮 （217~255HBS） σH lim 1=580 MPa 大齿轮 （169~217HBS） σH lim 2=540 MPa
循环次数： N1=60njLn==1.76⨯109
(4-46a) N2 =N 1i =2.5⨯108
(4-46b)
1
由教材查得 ZN1=1.0 ZN2=1.08 SH=1.1 齿面接触应力为
[σZ
N 1
σH lim 1
H ]1=S =527.3 Mpa (4-47a) H
[σN 2
σH lim 2
H ]2=Z
S =530.2 Mpa (4-47b)
H
取小值[σ]=[σH ]1=527.3 MPa
（2）计算许用弯曲应力[σF ]
小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为： 小齿轮 （217~255HBS） σF lim 1=440 MPa 大齿轮 （169~217HBS） σF lim 2=420 MPa YN1= YN2=1 SF=1.4 齿轮弯曲应力为： [σY N 1σF lim 1
F ]1=
S =314.3 Mpa (4-48a)
F
[σN 2
σF lim 2
F ]2=Y
S =300 Mpa (4-48b)
F
4.5.5 齿轮参数设计
1. 第一级传动 （1）初选参数 小齿轮齿数Z 1=17
大齿轮齿数Z 2=Z 1i 1=17⨯7.04=119 螺旋角β
=10
︒
（2）按接触强度结算d 1
d 1≥
3
2K ⋅T 1⋅(u +1) Z E Z H Z εZ β2
() (4-49)
σH ψd ⋅u
所以 载荷系数K=1.2
弹性系数Z E =189.8N /mm 2 节点区域系数Z H =2.464 Z ε=0.779 螺旋角系数Z β=0.992 取ψd =1 所
d 1≥
以
3
2⨯1. 2⨯100. 6⨯10⨯(3. 95+1)
1⨯3. 95
⨯(
189. 8⨯2. 464⨯0. 779⨯0. 992
527. 3
)
2
=52.2 mm （3）主要尺寸计算 模数 m
n 1
=
d 1⋅cos βZ 1
=
52.2⨯cos10
17
︒
=3.02
mm (4-50)
取整数 m n 1=3 mm 中心距 a 1=取整数 a 1=205 mm 计算实际螺旋角：
1m n 1(Z 1+Z 2) ⋅=207. 15 mm (4-51) 2cos β
β=arccos
m n 1(Z 1+Z 2)
2a =9.2︒
(4-52)
1
螺旋角改变不大，系数Z E 、Z H 、Z ε、Z β不在修正。 分度圆直径d d Z 1⋅m n 11=
cso 9. 2
=51.5 mm (4-53)
d Z 2⋅m n 12=cso 9. 2
=360.7 mm (4-54)
齿顶圆直径da
d *
a 1=d 1+2m n 1⋅h an =51. 5+2⨯3⨯1=56. 5 d *
a 2=d 2+2m n 1⋅h an =360. 7+2⨯3⨯1=366. 7 齿根圆直径d f
d **
f 1=d 1-2m n 1(h an +c n ) =51. 5-2⨯3⨯(1+0. 25) =44 d **
f 2=d 2-2m n 1(h an +c n ) =360. 7-2⨯3⨯(1+0. 25) =353. 2 齿宽b
b 2=ψ
d
⋅d 1=1⨯51. 5=51. 5 mm (4-57a)
b 1=b 2+5=56. 5 mm (4-57b)
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：8FH
计算结果见下表4-1：
(4-55a)
(4-55b)
(4-56a)
(4-56b) mm
mm
mm
mm
表4-1 一级传动中大小齿轮的基本参数及主要尺寸
2. 第二级传动 （1）初选参数 小齿轮齿数Z 1=20
大齿轮齿数Z 2=Z 1i 2=20⨯5.03=100 螺旋角β
=10
︒
（2）按接触强度结算d 2
d 2≥
3
2K ⋅T 2⋅(u +1) Z E Z H Z εZ β2
() (4-58a)
[σH ]ψd ⋅u
查教材 载荷系数K=1.2
弹性系数Z E =189.8N /mm 2 节点区域系数Z H =2.464 Z ε=0.779
螺旋角系数Z β=0.992 取ψd =1 所
d 2≥
以
3
2⨯1. 2⨯673. 1⨯10⨯(3. 95+1)
1⨯3. 95
⨯(
189. 8⨯2. 464⨯0. 779⨯0. 992
527. 3
)
2
=101.1 mm （4-58b ） （3）主要尺寸计算 模数 m
n 2
=
d 2⋅cos β
Z 1
=
101.1⨯cos10
20
︒
=5.13 mm (4-59)
取整数m n 2=5（mm ） 中心距 a 2=取整数a 1=305 mm 计算实际螺旋角： β=arccos
m n 2(Z 1+Z 2)
2a 2
12⋅
m n 2(Z 1+Z 2)
cos β
=304. 63 mm (4-60)
=10.39 (4-61)
︒
螺旋角改变不大，系数Z E 、Z H 、Z ε、Z β不在修正。 分度圆直径d
d
1
=
Z 1⋅m n 2cso 10.39
︒
=101.7 mm (4-62a)
=
Z 2⋅m n 2cso 10.39
︒
d 齿顶圆直径da
2
=508.3 mm (4-62b)
d a 1=d 1+2m n 1⋅h an =101. 7+2⨯5⨯1=111. 7 mm (4-63a) d a 2=d 2+2m n 1⋅h an =508. 3+2⨯3⨯1=518. 3 mm (4-63b) 齿根圆直径d f
d f 1=d 1-2m n 1(h an +c n ) =101. 7-2⨯5⨯(1+0. 25) =89. 2 mm (4-64a) d f 2=d 2-2m n 1(h an +c n ) =508. 3-2⨯5⨯(1+0. 25) =495. 85
*
*
*
*
**
mm
(4-64b) 齿宽b
b 2=ψ
d
⋅d 1=1⨯101. 7=101. 7 mm (4-65a)
b 1=b 2+5=106. 7 mm (4-65b)
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：8FH
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
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钢，粗加工后进行调质处理便能满足要求。45钢经调质处理硬度为217~255HBS。所以可得σ
按扭转强度计算轴的直径：
轴的最小直径公式为： d m in ≥A 3
其中系数A=118~107
Ⅰ轴 d 1m in ≥(118~107) 7. 425705
B
=650M Pa σS =360M Pa
σ
-1
=300M Pa
[σ
-1
]=60M Pa
p n
(4-66)
=25.87~23.45 mm (4-67a)
Ⅱ轴 d 2m in ≥(118~107) 7. 1100. 146. 7
=48.8~44.3 mm (4-67b)
Ⅲ轴 d 3m in ≥(118~107) 3
19. 9
=82.1~74.4 mm (4-67c)
考虑到第一级传动的小齿轮直径较小，若使用键与轴连接齿轮强度不够，所以把Ⅰ轴做成齿轮轴，Ⅰ轴轴头安装联轴器，故将轴径增加5%。估取Ⅰ轴轴径为30 mm，安装轴承处轴径为28 mm ，其它尺寸由结构而定。对于Ⅱ轴，估取Ⅱ轴轴径为48 mm ，安装轴承处轴径为45 mm ，其它尺寸由结构而定。对于Ⅲ轴，估取Ⅲ轴轴径为80 mm ，靠近齿轮盘接手的安装轴承处轴径为80 mm，另一端为75 mm,其它尺寸由结构而定。
其他部件可以参考起重机专用减速器QJR 型减速器而定。 所计算的减速器的外形尺寸为：974⨯335⨯594。
4.6 制动器，联轴器的选择
4.6.1 制动器的分类及选择
按照制动器构造特征，可分为带式制动器、块式制动器、蹄式制动器和盘
式制动器四种。
在设计或选择制动器时，主要依据是制动力矩。无论是标准制动器，还是自行设计的制动器都要做必要的发热验算。本设计选用短行程交流电磁铁块式制动器，型号：TKT300/200。如图4-6。
图 4-6短行程交流电磁铁块式制动器
4.6.2 联轴器的选择
联轴器根据传递的扭矩和工作条件选择：
T =k 1k 2k 3T t ≤[T t ] (4-68)
式中 T为所传递扭矩的计算值 T t 为实际作用的扭矩
[T t ]为联轴器规格表中允许传递的扭矩
k 1为考虑联轴器重要的系数，选k 1=1.3
k 2为考虑机构偶工作级别的系数，选k 2=1.3
k 3为考虑角度偏差的系数，选k 3=1
所以T =1.3⨯1.3⨯1⨯101.6=171.7 N.m小于CL 型齿轮联轴器的许用转矩 查起重机设计手册，选用CL1型齿轮联轴器。
第五章 小车行走机构设计
运行机构主要用作水平运移物品以及调整卷扬机的工作位置。在每个工作循环
中起重机都要吊重物运行，则称为工作性运行，桥式起重机运行动作仅用来调整起重机的工作位置，称为非工作性运行。
运行机构分为有轨运行机构和无轨机构两种，前者依靠刚性车轮沿着专门铺设的轨道运行。由于有轨运行范围比较固定，便于配电，故一般用电机驱动。后者流动性大，故依靠汽车或者履带运行。本设计为有轨运行机构。 运行机构包括运行支承装置和运行驱动装置。
5.1 轨道
桥式起重机所用的轨道有铁路钢轨（P 型）、起重机专用钢轨（QU 型）以及方
钢或扁钢，本设计采用起重机专用钢轨（QU 型）。
5.2 车轮与车轮组
车轮材料一般选用ZG55Ⅱ铸钢。对于轮压较大的车轮可采用合金钢，在本设
计中，由于起吊重量比较小，所以材料选用45号钢。为了提高车轮的使用寿命，车轮的踏面应进行热处理，表面硬度为HB300～350。淬火深度不小于15 mm，并均匀的过渡到未淬火层。
桥式起重机的车轮按用途分为三种类型：
1. 轨道上行走式车轮，通常为桥式、门式起重机的大、小车车轮使用范围较广; 2. 悬挂式车轮，在单梁起重机工字钢下翼缘上运行； 3. 半圆槽滑轮式车轮，用于缆索起重机的承载索上。 本设计采用轨道上行走式车轮。
5.3 车轮直径的计算
车轮的最大轮压：小车自重估取为G x =2000 kg ，假定轮压均布，
P m ax =
14
(Q +G x )=1875 kg，载荷率
Q G x
=
50002000
=2.5≥1.6
Q G x
查起重机课程设计，当运行速度小于60 m/min，≥1.6时工作类型为中级，车
轮直径选为D=350 mm。装配选用双圆头平键，轴承型号：33118E （圆锥滚子轴承）。装配图如5—1
图 5— 1 主动轮装配
根据小车行走所需转矩，以及小车行走速度，选用电动机Y3—100L2—8，功率为1.1 kW ，转速为680 r/min; 减速器QJR —200—31.5，传动比为31.5。 电机及减速器的选用与前面所述基本相同，在这里不作赘述。
51
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： 额定起升重量： 5吨 起升高度： 14米 起升速度： 12.5米/分
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。
3.1.1 电控卷扬机
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的。
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 ＞120 kN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。
3.1.4 溜放型卷扬机
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、双卷筒和多卷筒的型式。
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。
3.2卷扬机工作级别与类别
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 1 ，A 2， A3，A 4 ，A 5， A6 ，A 7 ，A 8 ，八个工作级别。
3.2.1 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 t 表征。
而一个工作循环是指从一个载荷准备提拉时开始到下一个载荷准备提拉时为止的全过程。
卷扬机的寿命一般不少于5年，在这个期间内依据工作频繁程度的不同，总工作循环N t 可分为8个利用等级，见表3.1
表3.1 卷扬机利用等级
3.2.2载荷状态
载荷状态表示建筑卷扬机钢丝绳承受拉力作用地轻重与频繁程度，它与整个使用寿命期限内钢丝绳每次承受地拉力F i 与额定拉力F e 之比（F i / Fe ）和钢丝绳每次承受拉力F i 作用下地工作循环次数n i 与总工作循环次数N t 之比（n i /Nt ）有关。 载荷谱系数K f 可用下式计算：
⎡n
K f ＝∑⎢i
N ⎢⎣t
m
⎛F i ⎫⎤ ⎪⎥ F ⎪⎝e ⎭⎥⎦
式中 Kf ——载荷谱系数；
ni ——在钢丝绳拉力F i 作用下的工作循环次数，n i ＝n 1，n 2···n n ； Nt ——总的工作循环次数，N t ＝∑n i ＝n 1＋ n2＋··· nn ； Fi ——钢丝绳承受的第i 个拉力，F i ＝ F1 ，F 2，··· Fn （N ）； Fe ——钢丝绳承受的额定拉力（N ）；
卷扬机的载荷状态可根据钢丝绳承受的拉力（载荷）大小和频繁程度，按名义载荷谱系数K f 分为四级，见表3.2。
表3.2 载荷状态
如果钢丝绳在拉力F i 作用下的时间为t i , 可以得出当量拉力系数K d ，按公式 计算。
Kd ＝m
F 1t 1+F 2t 2+∙∙∙+F i t i +∙∙∙+F n t n
t 1+t 2+∙∙∙+t i +∙∙∙t n
3
3
3
3
式中 Kd ——当量拉力系数； ti ——F i 作用下的时间； ti ＝t 1，t 2，···t n
根据载荷谱系数的分级可以得出相应的当量拉力系数K d 。
根据本次设计要求确定建筑卷扬机的载荷状态为Q 2（中），K f ＝0.5，K d ＝0.8。
3.3 起升机构的组成及型式
3.3.1 起升机构的组成
起升机构是使重物作升降运动的机构，它是任何起重机必不可少和最主要最基本的机构。此次设计的电动5吨卷扬机是由电动机、连轴器、制动器、减速器、卷筒、导向滑轮、起升滑轮组、钓钩等组成，其各方面的机构分布可以参考如下图3-3所示。
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
电动机正转或反转时，制动器松开，通过带制动轮的联轴器带动减速器高速轴，经减速器减速后由低速轴带动卷筒旋转，使钢丝绳在卷筒上绕进或放出，从而使重物起升或下降。电动机停止转动时，依靠制动器将高速轴的制动轮刹住，使悬吊的重物停止在空中。
根据需要起升机构上还可装设各种辅助装置，如起重量限制器、起升高度限位器、
速度限制器和钢丝绳作多层卷绕时，使钢丝绳顺序排列在卷筒上的排绳装置等。
3.3.2 起升机构的典型传动型式
在电动机与卷筒之间通常采用效率较高的起重用标准两级减速器。要求低速时
可采用三级大传动比减速器。为便于安装，在电动机与减速机之间常采用具有补偿性能的弹性柱销连轴器或齿轮连轴器。前者构造简单并能起缓冲作用，但弹性橡胶圈的使用寿命不长；后者坚固耐用，应用最广。齿轮连轴器的寿命与安装质量有关，并且需要经常润滑。
一般制动器都安装在高速轴上，这样所需要的制动力矩小，相应的制动器尺寸小，重量轻。经常利用联轴器的一半兼作制动轮。带制动轮的半体应安装在减速器高速轴上。这样，即使联轴器被损坏，制动器仍可把卷筒制动住，以确保机构的安全。 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。在重要的起升机构中有时设两个制动器，而第二个制动器可安装在减速器高速轴的另一伸出端或装设在电动机的尾部出轴上。
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。
由于卷筒与减速器低速轴之间的连接型式很多。本卷扬机的卷筒与低速轴的连接为带齿轮接盘的结构型式，卷筒轴左端用自位轴承支撑于减速器输出轴的内腔轴承座中，低速轴的外缘制成外齿轮，它与固定在卷筒上的带内齿轮的接盘相啮合，形成一个齿轮连轴器传递扭矩，并可以补偿一定的安装误差。在齿轮联轴器外侧，即靠近减速器的一侧装有剖分式密封盖，以防止联轴器内的润滑油流出来和外面的灰尘进入。这种连接型式的优点是结构紧凑，轴向尺寸小，分组性好，能补偿减速器与卷筒轴之间的安装误差。如下图3-4。
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
卷扬机通过钢丝绳升降、牵引重物，工作时钢丝绳所受应力十分复杂，加之对外界影响因素比较敏感，一旦失效，后果十分严重，因此，应特别重视钢丝绳的合理选择与使用。
4.1.1 钢丝绳的种类和构造
钢丝绳的种类．根据钢丝绳中钢丝与钢丝的接触状态不同又可分为：
（1）点接触钢丝绳 点接触钢丝绳绳股中各层钢丝直径均相同，而内外各层钢丝的节距不同．因而相互交叉形成点接触。其特点是接触应力高．表面粗糙，钢丝易折断，使用寿命低。但制造工艺简单，价格便宜。在实际中常发现这种钢丝绳在受拉、尤其是受弯时由于钢丝间的点接触、造成应力集中而产生严重压痕，由此导致钢丝疲劳断裂而使钢丝绳过早报废。
（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寸减小。
卷杨机应优先选用线接触钢丝绳。
4.1.2 钢丝绳直径的选择
卷扬机系多层缠绕．钢丝绳受力比较复杂。为简化计算，钢丝绳选择多采用安
全系数法，这是—种静力计算方法。 钢丝绳的安全系数按下式计算： n g =
S p F r
≥[n ] （4-1）
式中S p —整条钢丝绳的破断拉力，N ；
[n ]—卷扬机工作级别规定的最小安全系数；
F r —钢丝绳的额定拉力，N ；
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 r · [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 d m in
〓
c F m ax （4-2）
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 Fmax ＝
14
F 总＝ 1.25×10 N （4-3）
4
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。 d m in
〓
c F m ax ＝13.78 mm （4-4）
所以钢丝绳选择d=14 mm。
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： F0≥ n Fmax （4-5） 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 F0≥7×1.25×10=87.5 kN （4-6） 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
4
芯），所以钢丝绳最小拉断力总和为99.225 kN
（本设计中钢丝绳不接触高温，横向压力较小，选用纤维芯钢丝绳） 钢丝绳型号选择：
钢丝绳6×19（a ）类14—NAT —FC —1470—ZS —102—79.5
4.1.3 钢丝绳的使用
钢丝绳在工作时卷绕进出滑轮和卷筒，除产生拉应力外，还有挤压、弯曲、接
触和扭转等应力，应力情况是非常复杂的。实践表明，由于钢丝绳反复弯曲相挤压所造成的金属疲劳是钢丝绳破坏的主要原因。钢丝绳破坏时，外层钢丝由于疲劳和磨损首先开始断裂，随着断丝数的增多，破坏速度逐渐加快，达到一定限度后，仍继续使用，就会造成整根绳的破断。
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问题：
1. 滑轮和卷筒直径D 与钢丝绳直径d 的比值大小对钢丝绳的寿命影响较大，几乎成平方关系。因此，选用较大的滑轮和卷简直径对钢丝绳的寿命是有利的。故设计中规定了卷筒直径和钢丝绳直径的最小比值（D/d），与卷扬机的工作级别有关。使用中，应尽量减少钢丝绳的弯折次数并尽量避免反向弯折。
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％的过盈量这一事实。过小的绳槽直径会使钢丝绳受到过度挤压而提前断丝，绳槽尺寸过大，又会使钢丝绳在槽内的支承面积减小，增大钢丝绳的接触应力。合理的绳槽尺寸应比钢丝绳的公称直径大10％左右。
3. 滑轮与卷筒的材料太硬，对钢丝绳寿命不利。据有关资料表明：以铸铁代替钢．可提高钢丝绳的寿命约10％。
4. 为保证钢丝绳在绳筒上平滑缠绕，避免各圈钢丝绳间相互摩擦及多层缠绕锤击和堆绕现象，延长钢丝绳的使用寿命，钢丝绳在卷筒及绳轮上的偏角必须保持在一定的限度之内，一般在0.5︒~2︒之间。
5. 良好的周期性润滑是提高钢丝绳使用寿命的一项重要因素。它可以防止锈蚀，减少钢丝绳内外磨损。一般常用中、低粘度润滑油和滤青质化合物。目前我国生
产的“钢丝绳油’’属于中等粘度油，适用于各种股捻钢丝绳的润滑。其附着力大，不易滑落或与水起作用，且含有防锈剂，是一种良好的润滑剂。
6. 在室外、润湿或腐蚀介质存在的环境里，应选用镀锌钢丝绳。
7. 经常检查钢丝绳是否与别的机件摩擦，重新更换新绳时必须核对新绳与原绳的型式直径是否相同；经常检查钢丝绳表面的磨损及断丝，遇到问题及时解决。 钢丝绳的报废处理，可参考有关标准相资料。
4.2 卷筒的结构设计及尺寸确定
卷筒尺寸的由已知起升速度、起升高度和钢丝绳的尺寸来确定。卷筒用来卷绕钢丝绳，把原动机的驱动力传递给钢丝绳，并把原动机的回转运动变为所需要的直线运动。卷筒通常是中空的圆柱形，特殊要求的卷筒也有做成圆锥或曲线形的。
4.2.1 卷筒的分类
按照钢丝绳在卷筒上的卷绕层数分，卷筒分单层绕和多层绕两种。一般起重机大
多采用单层绕卷筒。只有在绕绳量特别大或特别要求机构紧凑的情况下，为了缩小卷筒的外形尺寸，才采用多层绕的方式。本设计采用单层绕。
4.2.2 卷筒绳槽的确定
卷筒绳槽槽底半径R ，槽深c 槽的节矩t 其尺寸关系为：
R=（0.54~0.6）d （d 为钢丝绳直径） （4-7） 绳槽深度：标准槽： c 1=（0.25~0.4）d （4-8） 深槽： c 2=（0.6~0.9）d （4-9）
绳槽节距：标准槽： t 1＝d ＋（2~4） （4-10） 深槽： t 2＝d ＋（6~8） （4-11）
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14 mm，
R=（0.54~0.6）d=7.56~8.4 mm
取R=8 mm （4-12） c=（0.25~0.4）d =3.5~5.6 mm
取c=4 mm （4-13） 所以 t＝d ＋（2~4）=16 mm
4.2.3 卷筒的设计
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 0 、卷筒长度 L 、卷筒壁厚 δ。
4.2.4 卷筒节径设计
卷筒的节径即卷筒的卷绕直径，由设计知D 0不能小于下式： D 0min hd （4-14）
式中 D 0m in —按钢丝绳中心计算的卷筒最小直径，mm ；
h — 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=28 mm; d — 钢丝绳的直径,mm 。 按式计算：
D 0min =hd ＝392 mm
所以选取D 0=400 mm （4-15）
4.2.5 卷筒的长度设计
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(L 0+l 1+l 2)+l 3
L —卷筒总长度，mm ；
L 0—绳槽部分长度，其计算公式为：
74-16） （
⎛H a
⎫
+n ⎪t （4-17） ⎝πD 0⎭
L 0=
其中 H —最大起升高度，mm ； a —滑轮组倍率； D 0—卷筒卷绕直径，mm ； t — 绳槽节矩，mm ；
n — 附加安全圈数，使钢丝绳端受力减小，便于固定，通常取 n ＝1.5~3圈；
l 1—固定钢丝绳所需要的长度，一般取l 1＝3t ，mm ；
l 2—两端的边缘长度（包括凸台在内），根据卷筒结构而定，mm ；
l 3—卷筒中间无绳槽部分长度，由钢丝绳的允许偏斜角α和卷筒轴到动滑轮轴的最
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，可知选取l 3＝100 mm。
L 0=
l 1＝3t=48 mm
⎛H a
⎫
+n ⎪t =380 mm。 ⎝πD 0⎭
所以 L ＝996 mm。
选取标准卷筒长度为1000 mm
4.2.6 卷筒壁厚设计
本设计为了延长钢丝绳的寿命，采用铸铁卷筒，对于铸铁卷筒可按经验公式初
步确定，然后进行强度验算。 对于铸铁筒壁
δ=0.02D +(6~10) mm （4-18）
根据铸造工艺的要求，铸铁卷筒的壁厚不应小于12 mm，所以δ=15mm
所以卷筒的参数选择为：绳槽节距t ＝16 mm、槽底半径c 1＝4 mm、卷筒节距D 0＝400 mm、卷筒长度L=1000 mm、卷筒壁厚 δ=15mm 。
4.2.7 卷筒强度计算及检验
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。
一般卷筒壁厚相对于卷筒直径较小，所以卷筒壁厚可以忽略不计，在钢丝绳的最大拉力作用下，使卷筒产生压应力、弯曲应力和扭曲应力。其中压应力最大。当L ≤3D 0时弯曲应力和扭曲应力的合成力不超过压应力10%,所以当L ≤3D 0时只计算压应力即可。
本设计中L=1000 mm D=400 mm，符合L ≤3D 0的要求，所以只计算压应力即可。 当钢丝绳单层卷绕时，卷筒所受压应力按下式来计算：
σ=A
F m ax
δ⋅t
≤[δbc ] （4-19）
其中 σ为钢丝绳单层卷绕时卷筒所受压应力，MPa ； F m ax 为钢丝绳最大拉力，N ； δ 为卷筒壁厚，mm ；
A 为应力减小系数，一般取A=0.75 [δbc ]为许用压力，对于铸铁[δbc ]= σb 为铸铁抗压强度极限 所以 σ=A
F m ax
≤[δbc ]≈39 MPa
σ
b
5
δ⋅t
查教材机械设计基础知σb ≥195MPa ，所以[δbc ]≥39MPa 。 所以 σ≤[δbc ]
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关重要。
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。
图 4-3 卷筒轴的类型： a: 轴固定式 b、c: 轴转动式
4.3.2 卷筒轴的设计
由于卷筒轴的可靠性对卷扬机安全、可靠的工作非常重要，因此应十分重视卷筒轴的结构设计和强度、刚度计算。卷筒轴的结构，应尽可能简单、合理，应力集中应尽可能小。卷筒轴不仅要计算疲劳强度，而且还要计算静强度；此外，对较长的轴还需校核轴的刚度。
本设计以计算出的参数有：绳的额定拉力F r ＝1.25⨯10kN ，卷筒直径D 0=400 mm ，
4
钢丝绳的直径d =14 mm ，外齿轴套齿轮分度圆直径D ＝224 mm ，查机械传动设计手册，轴的材质选择45钢，调制处理，σB =650MPa ，σS =
MPa ，σ-1=300MPa ，
σb ]0=100MPa 。
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72.5 mm，右端距支承点202.5 mm。
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
长度。
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。
4.3.3 心轴作用力计算
⎛D d ⎫
2F e +⎪2T 2⎭⎝2
齿轮圆周力： F t =＝18.7 kN （4-20）
=
d 1d 1
齿轮径向力： F r =F t tg α＝6.8 kN （4-21）
4.3.4心轴垂直面支承反力及弯矩
支反力，如下图3-5b 。 R (780+50)F e -50F t
D V =890
＝26.92 kN R (780+60)F t
-60F e
C V =
890
＝15.63 kN 弯矩，如下图 3-5c。
M
AV
=50R CV ＝-781.5 kN⋅mm M BV =60R DV ＝1615.2 kN⋅mm
4.3.5 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 。 R 50F r D H =890
＝0.382 kN R 840F r C H =890
＝6.42 kN 弯矩计算，如下图4-5e
M AH =50R CH ＝321 kN⋅mm M BH =60R DH ＝22.9 kN⋅mm 合成弯矩，如下图 4-5f
M A =
844.8 kN⋅mm M B =＝1615.3 kN⋅mm （4-22）
（4-23）
4-24）
4-25）
（4-26）
（4-27）
（4-28）
（4-29）
（4-30）
（4-31）
（（
4.3.6 计算心轴工作应力
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 处。设卷筒轴该剖面直径为d B ，则弯曲应力为： σM
B b =0.1d
3≤[σb ]0 B
则：
d B ≥
74.46 mm
图4-5 轴的弯矩图
圆整后 d B ＝75 mm，中间轴段d 0＝75＋15＝90 mm
4-32）
（
图4-5
4.3.7 心轴的疲劳强度计算
卷筒轴的疲劳强度，应该用钢丝绳的当量拉力进行计算，即
F d K d F e 式中 F d — 钢丝绳的当量拉力，N ；
K d — 当量拉力系数。
4-33）（
为使计算简便，可假设K d ＝1。由前述可知，心轴应力的性质可认为是按脉动循环规律变化，则σm =σn =
σb
2
。弯曲应力为
B 3B
σb =
K d M 0.1d
＝97.1 Mpa （4-34）
平均应力σm 和应力幅σa 为 σm =σn =
σb
2
＝48.55 Mpa
（4-35）
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。 查得有效应力集中系数尺K σ＝1.88，表面状态系数β＝0.92，绝对尺寸系数εσ＝0.78，等效系数小ϕσ＝0.34。
疲劳强度计算的安全系数为 S σ=
σ-1
K σ
＝2.1 （4-36）
εσβ
σa +ϕσσm
一般轴疲劳强度安全系数[S ]=1.5~1.8，所以该轴疲劳强度足够。
4.3.8 心轴的静强度计算
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 j m ax =ϕF e （4-37）
式中 F j m ax — 静强度计算最大拉力 ，N ；
ϕ — 动载荷系数，查手册。此处取ϕ=1.35。 静强度计算安全系数 S s σ=
σs
M m ax /W
＝
σs ϕM B /W
＝2.75
（4-38） 当σs /σb ≤0.6时[S ]=1.2~1.4，该轴静强度足够。 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等问题。
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，最经济、最合理地决定电动机功率。
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，工作粉尘量大。因此，选择电动机应与其工作特点相适应。
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，电动机工作制应考虑选择短时重复工作制S 3和短时工作制S 2，并优先选用YZR(绕线转子) 、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，考虑到多方面因素，其电动机工作制也允许选择连续工作制S 1。本设计电动机工作制度为断时工作制，因此不用考虑电动机的发热计算。 机构运转时所需静功率按下式计算：
N j
=
(Q +Q 0)v
1000η
（4-39）
式中 Q — 额定起升载荷，N ；
Q 0— 吊具自重，N ；可取Q 0＝（0.02～0.04）Q ；
v — 起升速度，m ；
η — 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η＝0.85～0.9。
所以N j =6.311 kN
计算电动机功率 N e ≥K d N j
考虑到工作环境，对于中小型起重机其系数K d =0.8， 所以 N e ≥0.8⨯6.311=5.049
选用：YZ 系列冶金起重专用三项异步电机， 型号：YZ160L —8， 额定电压：380V, 额定功率：7.5KW 转速：705转/分 效率：82.4%
基准工作制为S 3—40%
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：
i =
n d n 0
（4-40）
式中 i — 机构的总传动比；
n d —电动机额定转速 ，r ／min ； n 0— 卷筒转速 ，r ／min 。
所以 i =35.43
4.5.2 减速器的计算
因为电动机轴到减速器高速轴由齿轮链接盘连接，其传动比i 0=1，
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。
4.5.3 分配减速器的各级传动比
按浸油润滑条件考虑取高速级传动比i 1=1.4i 2，式中i 2为低速级传动传动比。
2
即 i =i 1i 2=1.4i 2
所以 i 1=7.03 i 2=5.03
4.5.4 计算传动装置的运动和动力参数
电动机到卷筒轴的总传动效率为η=η1⋅η2⋅η3⋅η4 式中：η1=0.99（齿形联轴器） η2=0.98（滚子轴承）
3
2
η3=0.97（齿轮精度为8级） η4=0.99（齿形联轴器）
所以总传动效率η=0.99⨯0. 98⨯0. 97⨯0. 99=0.88 卷筒轴所得到的功率为0.88P d =0.88⨯7.5=6.61 kW>6.311 kW 所以以上所选参数符合要求。（P d 为电动机功率） （1） 计算各轴转速
32
Ⅰ轴 n Ⅱ轴 n Ⅲ轴 n
=n d i 0n 1i 1
1
=705
r/min （4-42a ） r/min （4-42b ）
2
==100.14
3
=
n 2i 2
=19.9
r/min （4-43c ）
卷筒轴 n 4=n 3=19. 9 r/min （4-43d ）
（2） 计算各轴功率 Ⅰ轴 P Ⅱ轴 p Ⅲ轴 P 卷筒轴 P （3）计算各轴转矩 电动机轴输出转矩为： T Ⅰ轴 T
d 1
=P d ⋅η01=p d ⋅η1=7.425
kW （4-44a ）
2
=P 1⋅η12=P 1⋅η2⋅η3=7.1 kW （4-44b ）
3
=P 2⋅η23=P 2⋅η2⋅η3=6.7=P 3⋅η4=6.63
kW （4-44c ）
4
kW （4-44d ）
=9550
p d n d
=101.6
N.m
1
=T d ⋅i 0⋅η1=100.6
N.m （4-45a ）
Ⅱ轴 T Ⅲ轴 T 卷筒轴 T
2
=T 1⋅i 1⋅η12=T 1⋅i 1⋅η2⋅η3=673.1 N.m （4-45b ） =T 2⋅i 2⋅η23=T 2⋅i 2⋅η2⋅η3=3218.5 N.m （4-45c ） =T 3⋅η2⋅η4=3122.5
3
4
N.m （4-45d ）
4.5.4 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，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217~255 HBS 大齿轮 45钢，正火，齿面硬度169~217 HBS （1）计算许用接触应力[σ]
查教材，小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为： 小齿轮 （217~255HBS） σH lim 1=580 MPa 大齿轮 （169~217HBS） σH lim 2=540 MPa
循环次数： N1=60njLn==1.76⨯109
(4-46a) N2 =N 1i =2.5⨯108
(4-46b)
1
由教材查得 ZN1=1.0 ZN2=1.08 SH=1.1 齿面接触应力为
[σZ
N 1
σH lim 1
H ]1=S =527.3 Mpa (4-47a) H
[σN 2
σH lim 2
H ]2=Z
S =530.2 Mpa (4-47b)
H
取小值[σ]=[σH ]1=527.3 MPa
（2）计算许用弯曲应力[σF ]
小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为： 小齿轮 （217~255HBS） σF lim 1=440 MPa 大齿轮 （169~217HBS） σF lim 2=420 MPa YN1= YN2=1 SF=1.4 齿轮弯曲应力为： [σY N 1σF lim 1
F ]1=
S =314.3 Mpa (4-48a)
F
[σN 2
σF lim 2
F ]2=Y
S =300 Mpa (4-48b)
F
4.5.5 齿轮参数设计
1. 第一级传动 （1）初选参数 小齿轮齿数Z 1=17
大齿轮齿数Z 2=Z 1i 1=17⨯7.04=119 螺旋角β
=10
︒
（2）按接触强度结算d 1
d 1≥
3
2K ⋅T 1⋅(u +1) Z E Z H Z εZ β2
() (4-49)
σH ψd ⋅u
所以 载荷系数K=1.2
弹性系数Z E =189.8N /mm 2 节点区域系数Z H =2.464 Z ε=0.779 螺旋角系数Z β=0.992 取ψd =1 所
d 1≥
以
3
2⨯1. 2⨯100. 6⨯10⨯(3. 95+1)
1⨯3. 95
⨯(
189. 8⨯2. 464⨯0. 779⨯0. 992
527. 3
)
2
=52.2 mm （3）主要尺寸计算 模数 m
n 1
=
d 1⋅cos βZ 1
=
52.2⨯cos10
17
︒
=3.02
mm (4-50)
取整数 m n 1=3 mm 中心距 a 1=取整数 a 1=205 mm 计算实际螺旋角：
1m n 1(Z 1+Z 2) ⋅=207. 15 mm (4-51) 2cos β
β=arccos
m n 1(Z 1+Z 2)
2a =9.2︒
(4-52)
1
螺旋角改变不大，系数Z E 、Z H 、Z ε、Z β不在修正。 分度圆直径d d Z 1⋅m n 11=
cso 9. 2
=51.5 mm (4-53)
d Z 2⋅m n 12=cso 9. 2
=360.7 mm (4-54)
齿顶圆直径da
d *
a 1=d 1+2m n 1⋅h an =51. 5+2⨯3⨯1=56. 5 d *
a 2=d 2+2m n 1⋅h an =360. 7+2⨯3⨯1=366. 7 齿根圆直径d f
d **
f 1=d 1-2m n 1(h an +c n ) =51. 5-2⨯3⨯(1+0. 25) =44 d **
f 2=d 2-2m n 1(h an +c n ) =360. 7-2⨯3⨯(1+0. 25) =353. 2 齿宽b
b 2=ψ
d
⋅d 1=1⨯51. 5=51. 5 mm (4-57a)
b 1=b 2+5=56. 5 mm (4-57b)
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：8FH
计算结果见下表4-1：
(4-55a)
(4-55b)
(4-56a)
(4-56b) mm
mm
mm
mm
表4-1 一级传动中大小齿轮的基本参数及主要尺寸
2. 第二级传动 （1）初选参数 小齿轮齿数Z 1=20
大齿轮齿数Z 2=Z 1i 2=20⨯5.03=100 螺旋角β
=10
︒
（2）按接触强度结算d 2
d 2≥
3
2K ⋅T 2⋅(u +1) Z E Z H Z εZ β2
() (4-58a)
[σH ]ψd ⋅u
查教材 载荷系数K=1.2
弹性系数Z E =189.8N /mm 2 节点区域系数Z H =2.464 Z ε=0.779
螺旋角系数Z β=0.992 取ψd =1 所
d 2≥
以
3
2⨯1. 2⨯673. 1⨯10⨯(3. 95+1)
1⨯3. 95
⨯(
189. 8⨯2. 464⨯0. 779⨯0. 992
527. 3
)
2
=101.1 mm （4-58b ） （3）主要尺寸计算 模数 m
n 2
=
d 2⋅cos β
Z 1
=
101.1⨯cos10
20
︒
=5.13 mm (4-59)
取整数m n 2=5（mm ） 中心距 a 2=取整数a 1=305 mm 计算实际螺旋角： β=arccos
m n 2(Z 1+Z 2)
2a 2
12⋅
m n 2(Z 1+Z 2)
cos β
=304. 63 mm (4-60)
=10.39 (4-61)
︒
螺旋角改变不大，系数Z E 、Z H 、Z ε、Z β不在修正。 分度圆直径d
d
1
=
Z 1⋅m n 2cso 10.39
︒
=101.7 mm (4-62a)
=
Z 2⋅m n 2cso 10.39
︒
d 齿顶圆直径da
2
=508.3 mm (4-62b)
d a 1=d 1+2m n 1⋅h an =101. 7+2⨯5⨯1=111. 7 mm (4-63a) d a 2=d 2+2m n 1⋅h an =508. 3+2⨯3⨯1=518. 3 mm (4-63b) 齿根圆直径d f
d f 1=d 1-2m n 1(h an +c n ) =101. 7-2⨯5⨯(1+0. 25) =89. 2 mm (4-64a) d f 2=d 2-2m n 1(h an +c n ) =508. 3-2⨯5⨯(1+0. 25) =495. 85
*
*
*
*
**
mm
(4-64b) 齿宽b
b 2=ψ
d
⋅d 1=1⨯101. 7=101. 7 mm (4-65a)
b 1=b 2+5=106. 7 mm (4-65b)
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：8FH
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
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钢，粗加工后进行调质处理便能满足要求。45钢经调质处理硬度为217~255HBS。所以可得σ
按扭转强度计算轴的直径：
轴的最小直径公式为： d m in ≥A 3
其中系数A=118~107
Ⅰ轴 d 1m in ≥(118~107) 7. 425705
B
=650M Pa σS =360M Pa
σ
-1
=300M Pa
[σ
-1
]=60M Pa
p n
(4-66)
=25.87~23.45 mm (4-67a)
Ⅱ轴 d 2m in ≥(118~107) 7. 1100. 146. 7
=48.8~44.3 mm (4-67b)
Ⅲ轴 d 3m in ≥(118~107) 3
19. 9
=82.1~74.4 mm (4-67c)
考虑到第一级传动的小齿轮直径较小，若使用键与轴连接齿轮强度不够，所以把Ⅰ轴做成齿轮轴，Ⅰ轴轴头安装联轴器，故将轴径增加5%。估取Ⅰ轴轴径为30 mm，安装轴承处轴径为28 mm ，其它尺寸由结构而定。对于Ⅱ轴，估取Ⅱ轴轴径为48 mm ，安装轴承处轴径为45 mm ，其它尺寸由结构而定。对于Ⅲ轴，估取Ⅲ轴轴径为80 mm ，靠近齿轮盘接手的安装轴承处轴径为80 mm，另一端为75 mm,其它尺寸由结构而定。
其他部件可以参考起重机专用减速器QJR 型减速器而定。 所计算的减速器的外形尺寸为：974⨯335⨯594。
4.6 制动器，联轴器的选择
4.6.1 制动器的分类及选择
按照制动器构造特征，可分为带式制动器、块式制动器、蹄式制动器和盘
式制动器四种。
在设计或选择制动器时，主要依据是制动力矩。无论是标准制动器，还是自行设计的制动器都要做必要的发热验算。本设计选用短行程交流电磁铁块式制动器，型号：TKT300/200。如图4-6。
图 4-6短行程交流电磁铁块式制动器
4.6.2 联轴器的选择
联轴器根据传递的扭矩和工作条件选择：
T =k 1k 2k 3T t ≤[T t ] (4-68)
式中 T为所传递扭矩的计算值 T t 为实际作用的扭矩
[T t ]为联轴器规格表中允许传递的扭矩
k 1为考虑联轴器重要的系数，选k 1=1.3
k 2为考虑机构偶工作级别的系数，选k 2=1.3
k 3为考虑角度偏差的系数，选k 3=1
所以T =1.3⨯1.3⨯1⨯101.6=171.7 N.m小于CL 型齿轮联轴器的许用转矩 查起重机设计手册，选用CL1型齿轮联轴器。
第五章 小车行走机构设计
运行机构主要用作水平运移物品以及调整卷扬机的工作位置。在每个工作循环
中起重机都要吊重物运行，则称为工作性运行，桥式起重机运行动作仅用来调整起重机的工作位置，称为非工作性运行。
运行机构分为有轨运行机构和无轨机构两种，前者依靠刚性车轮沿着专门铺设的轨道运行。由于有轨运行范围比较固定，便于配电，故一般用电机驱动。后者流动性大，故依靠汽车或者履带运行。本设计为有轨运行机构。 运行机构包括运行支承装置和运行驱动装置。
5.1 轨道
桥式起重机所用的轨道有铁路钢轨（P 型）、起重机专用钢轨（QU 型）以及方
钢或扁钢，本设计采用起重机专用钢轨（QU 型）。
5.2 车轮与车轮组
车轮材料一般选用ZG55Ⅱ铸钢。对于轮压较大的车轮可采用合金钢，在本设
计中，由于起吊重量比较小，所以材料选用45号钢。为了提高车轮的使用寿命，车轮的踏面应进行热处理，表面硬度为HB300～350。淬火深度不小于15 mm，并均匀的过渡到未淬火层。
桥式起重机的车轮按用途分为三种类型：
1. 轨道上行走式车轮，通常为桥式、门式起重机的大、小车车轮使用范围较广; 2. 悬挂式车轮，在单梁起重机工字钢下翼缘上运行； 3. 半圆槽滑轮式车轮，用于缆索起重机的承载索上。 本设计采用轨道上行走式车轮。
5.3 车轮直径的计算
车轮的最大轮压：小车自重估取为G x =2000 kg ，假定轮压均布，
P m ax =
14
(Q +G x )=1875 kg，载荷率
Q G x
=
50002000
=2.5≥1.6
Q G x
查起重机课程设计，当运行速度小于60 m/min，≥1.6时工作类型为中级，车
轮直径选为D=350 mm。装配选用双圆头平键，轴承型号：33118E （圆锥滚子轴承）。装配图如5—1
图 5— 1 主动轮装配
根据小车行走所需转矩，以及小车行走速度，选用电动机Y3—100L2—8，功率为1.1 kW ，转速为680 r/min; 减速器QJR —200—31.5，传动比为31.5。 电机及减速器的选用与前面所述基本相同，在这里不作赘述。
51