.3.2 分配传动装置各级传动比 i=i1³i2 由经验公式可得 i1≈1.25 i2 所以 i1=4.86 ，i2=3.88
6
注意：以上传动比的分配只是初步的，传动装置的实际传动比要由选 定的齿轮齿数或带轮基准直径准确计算， 故应在各级传动零件的参数 确定后计算实际传动比，因而很可能与设定的传动比之间有误差。一 般允许工作机实际转速与设定转速之间的相对误差为±（3~5）%。
e
应取为 4Kw。
1.2.3 电动机转速的选择。 根据已知条件，可得卷扬机卷筒的工作转速 n 卷为 n 卷
60000 v 60000 1.2 76.39 (r/min) D 3.14 300
由此并查表初步选择以下 3 种方案： （摘自 JB/T 10391-2002） 方 电动机 案 型 号 额定功 率(Kw) 电动机转速 n(r/min) 总传动比
d d 1 n1
60 1000

80 1440
60 1000
6.03m/s
因为 5m/s＜V＜30m/s，故带速合适。 2.1.5 确定计算大带轮的基准直径 dd2。 dd2= i1 d 1 =4.86³80=388.8mm 参考械设计课本表 8-8，圆整为 dd2=400 2.1.6 确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Ld 2.1.6.1 初定中心距 a0 据械设计课本式 8-20 0.7（dd1+ dd2）≤a0≤2（dd1+ dd2） 336≤a0≤960 初定中心距 a0=500mm。
3.1.2 确定计算功率 根据机械设计课本， 查表 9-6 得 KA=1.0， 查表 9-13 得 Kz=1.35, 单排链 Pca=P KA Kz=1.0³1.35³3.16=4.3（Kw） 3.1.3 确定选择链条型号和节距 根据 Pca=4.3（Kw）和 n1=101.85（r/min）查机械设计课本图 9-11 选 16A，数据如下 ISO 链 号 节 距p 滚 子 直 径 d1 max mm 16A 25.4 15.8 17.02 8
c
设：η c—联轴器效率，η
=0.99
4
η v—带轮效率，η η 卷—卷筒效率，η η 链—链轮效率，η η
轴承
v
=0.95 =0.96 =0.97
轴承
卷
链
—一对滚动轴承的效率，η
=0.99
估算传动系统总效率为 η =η 01η 12η 23η η η
01 34
=η =η
v
=0.95 ³η
链
12
轴承
d =28mm d1=（1.8 ~ 2）d=50 mm L=B=(Z-1)e+2f=（5-1）³15=60mm da=dd1+2ha=80+2³2.75=85.5mm 2.2.3.2 大轮的设计
12
dd2=400mm d1=80mm d=30mm
L=(Z-1)e+2f=（5-1）³15=60mm da=dd2+2ha=400+2³2.75=405.5mm za=4
5
同步转 速 1 Y160M1- 4 8 2 Y132M1- 4 6 3 Y112M-4 4 1500 1000 750
满载转 速 715 9.35
960
12.56
1440
18.85
通过对比以上 3 种方案进行比较可以看出：方案 3 的电动机转速高、 质量轻、价格低总传动比为 18.85，这对二级减速传动而言比较合理 可行，故选方案 3。 Y112M-4 型三相异步电动机的额定功率 Pe=4 Kw，满载转速 nm =1440r/min。查表得电动机中心高 H=112 mm，轴伸出部分用于装皮 带轮的直径和长度分别为 D=28 mm 和 E=60 mm 。 1.3 计算总传动比和分配传动比 1.3.1 计算总传动比 次卷扬机的总传动比为
2
6.2 校核低速级轴承寿命 7 键的设计 7.1 用于安装大带轮的键的设计 7.2 用于安装小链轮的键的设计 7.3 用于安装大链轮的键的设计 7.4 用于安装联轴器的键的设计
3
1.1 传动方案的分析和拟定 已知：钢丝绳牵引力 F=2400 N，绳速 V=1.2 m/s,卷筒直径 D=300 mm，卷筒效率η =0.96。 根据要求制定如图所示工作方式
=0.99³0.97 =0.9603 =0.99³0.96 =0.9504
η 23=η
轴承
³η
卷
则传动系统的总效率η 为 η =0.95³0.9603³0.9504 =0.867 工作时，电动机所需的功率为 Pd =
Pw

=
2.88 3.3218（Kw） 0.867
查表可知， 满足条件 P e≥P W 的 Y 系列三相交流异步电动机额定功率 P
14
内链 节内 宽 b1 min
销轴 直径 d2 max
内链 板高 度 h2 max
排距 pt
抗拉载荷 单排 min 双排 min
KN 21.08 31.88 60 106
8.28
链条节距 p=25.4mm 3.1.4 计算链节数和中心距 初选中心距 a0= （30~ 50） p= （30~ 50） ³25.4=762mm~ 1270mm， 取 a0=1000mm
1.4 计算传动装置的运动和动力参数 1.4.1 各轴转速 Ⅰ轴：nⅠ Ⅱ轴：nⅡ
nm 1440 296.3 (r/min) i1 4.86
nm 296.3 76.37 (r/min) i2 3.88
卷筒轴：n 卷轴= nⅡ=76.37(r/min) 1.4.2 各轴的输入功率 0 轴：P0=Pd =3.3218（Kw） Ⅰ轴：PⅠ= Pdη 01=3.3218³0.95=3.16（Kw） Ⅱ轴：PⅡ= PⅠη 1.4.3 各轴转矩
7
运动和动力参数的计算结果列于下表 各轴运动和动力参数
轴
功率 P/Kw 输出
转矩 T/ （N² M） 转速 传动 功率η 输入 输出 N r/mi n 比i
名 输入
电 动 机 Ⅰ 3.16 轴 Ⅱ 3.03 轴
4
22.0 3
1440 4.86
0.95
101.85
296. 3 3.88 0.9603
9
2.1.6.2 V 带所需的基准长度 Ld0≈2a0+ (d d1 d d 2 )
2

(d d 2 d d 1 ) 2 4a0
(400 80) 2 ≈1805mm 4 500
=2³500+ (80 400)
2

根据械设计课本表 8-2 选带的基准长度 Ld=1800 。 2.1.6.3 计算实际中心距 a a=a0+
浙 江 工 业 大 学
卷扬机设计说明书
系
名：
机械工程及自动化 机自（2）班 俞棋辉 201002070225
专业班级： 学生姓名： 学 号：
2012 年 12 月
1
目
录
1.1 传动方案的分析和拟定 1.2 选择电动机 1.3 计算总传动比和分配传动比 1.4 计算传动装置的运动和动力参数 2 皮带轮的设计 2.1 带传动的设计 2.2 带轮的设计 3 链传动的设计 3.1 链的设计 3.2 链轮的设计 4 Ⅰ轴的设计 4.1Ⅰ轴的结构设计 4.4.2Ⅰ轴的校核 5 Ⅱ轴的设计 5.1Ⅱ轴的结构设计 5.2Ⅱ轴的校核 6 轴承寿命校核 6.1 校核高速级轴承寿命 6.1.1 计算轴承当量动载荷
=500³
应使带的实际初拉力 F0＞（F0）min 2.1.10 计算压轴力 FP 压轴力的最小值为 （FP）min=2z（F0）min sin
α1 2
143 .2 =1487 N 2
=2³7³111.94³sin 2.2 带轮的设计 2.2.1 带轮的材料
常用的带轮的材料为 HT150 或 HT200.转速较高时可以采用铸 钢或用钢板冲压后焊接而成。在这里选用 HT150。 2.2.2V 带轮轮槽的设计
根 据 机 械 设 计 课 本 表 8-10 得 bd=11mm ， hamin=2.75mm ，
11
hfmin=8.7mm ， e=15±0.3mm ， fmin=9mm 小轮轮槽ψ =34°大轮轮 槽ψ =38°
2.2.3 带轮的结构形式 V 带轮由轮缘、轮辐、轮毂组成。按轮辐不同，V 带轮可以分为 实心式、腹板式、孔板式、椭圆轮辐式。在这里小轮选用实心式，大 轮选用轮辐式。 2.2.3.1 小轮的设计
z z p 相应的链长节数为 Lp0=2a0/p+（z1+z2）/2+ 2 1 2 a 0
2
=2³1000/25.4+（19+75）/2+28³28³25.4/1000/3.14=132.1mm 所以取链长节数 Lp=132 节
P 3.16 3 290 h1=290 nza 296.3 4 =40.2mm
3
h2=0.8h1=40.2³0.8=32.2mm f2=0.2h2=0.2³32.2=6.4mm b1=0.4h1=0.4³40.2=16.1mm b2=0.8b1=0.8³16.1=12.9mm
13
轮槽工作表面的粗糙度为 3.2 3 链传动的设计 3.1 链的设计 3.1.1 链轮齿数的确定 因为该链轮承受的冲击载荷不大所以选取 z1=19 所以 z2=i2z1=19³3.88=73.72 经圆整 z2=75
Pca 5.2 4.56 Pr 1.14
10
取5根 2.1.9 计算单根 V 带的初拉力的最小值（F0）min 根据械设计课本表 8-3 得 A 型带的单位长度质量 q=0.1kg/m （F0）min=500
(2.5 Kα）Pca +qv2 Kα zv