3.4 卷筒基本尺寸计算3.4.1卷筒直径计算根据起重机设计规范规定，卷筒的名义直径D 0应满足： d D 200≥ （3-1）式中 d ——钢丝绳的直径可计算得卷筒的名义直径)(48024200mm D =⨯≥ 取 mm D 6240= 卷筒直径mm d D D6000=-=3.4.2绕绳圈数工作卷数n 0可用下面公式求得： 00πD Han =式中 H 、a 、 D 0分别为启闭机的最大扬程（m ）.滑轮组倍率及卷筒计算直径（m ）可计算得工作卷数：8239.114.34400≈⨯⨯=n实际卷数：n= n 0+n ˊn ˊ—考虑到钢丝绳用螺栓紧固所占的卷数及为了减小紧固钢丝绳螺栓压紧力预绕的卷数。
一般取n ˊ≥4 ，取n ˊ=5 故实际卷数 n=87 3.4.3 卷筒长度L卷筒的长度：L=2l+2e+c+h式中 e ——双绕卷筒中间预留的尺寸与钢绳容许偏角有关。
一般取e>d 。
c ——卷筒端光边的长度，一般不小于1.5d. h ——卷筒与开式齿轮连接边的长度。
由结构决定。
l ——绕钢丝绳绳槽部分长度。
l=nt t ——钢丝绳绳槽的中心距（即节距）绕钢丝绳绳槽部分长度的确定：暂定绳绕层数k=2,则绕钢丝绳绳槽部分实际绕绳卷数（即绳槽的个数）为87/2=43.5 则绕钢丝绳绳槽部分长度为：l=nt=43.5×27=1174.5（mm ）参照基础布置图，显然无法安装。
故可选择绳绕层数k=3,则绳槽的个数为：87/3=29 ，绕钢丝绳绳槽部分长度为：l=nt=29×27=783(mm)根据基础布置图，选择基本合适，其它长度可分别取为： e=66mm c=96mm h=180mm卷筒总长为：L=2×783+2×66＋96＋180=1974mm 3.4.4 卷筒壁铁卷筒壁厚按经验公式，对于铸钢卷筒，可定为：δ=0.02D 0+(0.6—1.0)cm 又 mm D 6240= 于是 δ=22.5cm3.5卷筒的强度计算卷筒强度验算应考虑三种应力，即筒壁压缩应力，扭转及弯曲应力。
弯曲和扭转的合成应力一般不超过压应力的10～15%，故只计算压应力。
在卷筒壁中，由于钢丝绳缠绕箍紧所产生的压力，外表面为DtS 2P max=,内表面P=0,其最大压应力在筒壁的内表面为：tD DS δ)(max δσ-=压一般卷筒壁厚与直径相比，相差很大，可近似认为D/(D-δ)≈1，故上式可改写为: δtS σ压max=][压σ≤ (N/mm 2) 而对于多层卷绕的卷筒，其压应力应按下式计算：tS A σ压δmax=][σ压≤ (N/mm 2)A ——考虑卷绕层数的卷绕系数。
查表可得A=1.8S max ——钢丝绳最大静拉力（N ） T ——钢丝绳卷绕节距（mm ） δ——卷筒壁厚（mm ） [压σ]——许用压应力(MPa) 可计算得：275.22107.648.1σ3压⨯⨯⨯==155..3MPa查表知HT200: [压σ]=170 MPa 显然压σ＜[压σ]，强度满足。
3.6卷筒的稳定性校核1.卷筒失去稳定时的临界应力：3)Dδσ（临E =(N/mm 2)E 为卷筒材料的弹性模数，对于铸铁E=85000—100000MPa,取E=100000MPa代入数据：δ=22.5mm,D=600mm 得：σ临=10.5MPa2.卷筒壁受钢丝绳箍紧而产生的单位压应力：Dt S2σmax 0=（N/mm 2）代入数据：S max =92.1KN,D=600mm,t=27mm求得：0σ=7.99MPa 3.卷筒的稳定安全系数：临σσ=ϕ=1.31＞1.3～1.5 稳定性校核通过。
3.7钢丝绳在卷筒上的固定钢丝绳在卷筒上固定的结构应该保证可靠，便于检查和易于拆换，而且钢丝绳在固定处不应受到过分的弯曲。
现在可供选择的常见固定装置有：1.用楔块固定绳端：因为这种装置不需要螺钉，常用在直径小于12的钢丝绳.2.用压紧螺钉及压板：因为用压板固定所占空间大，且不能用于多层绕。
3.钢丝绳夹：此种钢丝绳适用于起重机、矿山运输等重型工况中的圆股钢丝绳段固定或连接，简单可靠，因此，选择钢丝绳夹。
3.8开式齿轮的选择计算3.8.1 模数的选择为使大齿轮能与带法兰的卷筒连接，大齿轮分度圆直径（Z 1m=D 1）宜大于1.5倍的卷筒直径（D ）即：m ＞1.5D/Z 1而为使小齿轮能正确地与支承轴配合而不致使轮榖过薄。
模数还必须能满足下式的条件：)3/(6.121->Z d m (d 1——小齿轮的孔径)对于开式齿轮传动，通常取20~172≥Z ，可取202=Z 由于齿数比u=5.0则可知：1001=Z则模数应满足： 85.9>m mm取标准模数mm m 12=,则其中心距为：mm Z Z m a 7202/)(21=+=参照基础布施图，选择合适。
3.8.2 齿宽B 的选择对于开式大齿轮的齿宽一般取稍模数的10倍，故可取B 1=120mm 对于开式小齿轮则取：B 2=B 1+(5～15)mm=130mm 3.8.3 分度圆直径的计算大齿轮分度圆直径：d 1=mZ 1=240mm 小齿轮分度圆直径：d 2=mZ 2=1200mm 3.8.4 齿轮材料的选择根据工作要求及其传动特点，起闭机速度不高，选用7级精度，可选择 小齿轮：42cr,调质，硬度为280HBS 大齿轮：45#,调质，硬度为240 HBS3.8.5 齿轮强度校核对于开式齿轮的校核，主要是对其齿根弯曲强度的校核。
(1)由表10-2查得使用系数K A =1.25由小齿轮相对支承对称布置，且为7级精度，查表10-4得齿向载荷分布系数K H β=1.355 齿全高 mm m h c h 271225.2)2(=⨯=+=**则b/h=120/27=4.45 查图10-13得齿向载荷分布系数K F β=1.245 根据 n=14.2r/min,由表10-3得齿间载荷分布系数K F α=1.1 动载系数K V : 由《机械设计》图10-8 取 K V =1.1载荷系数K: K=K A K V K F αK F β=1.25×1.1×1.245×1.1=1.883 齿形系数Y F α: 由《机械设计》图12.21 Y F α1=2.18 Y F α2=2.80 应力修正系数Y S α:由《机械设计》图12.22 Y S α1=1.79 Y S α2=1.55 由《机械设计》图12.23c σFlim1=380Mpa σFlim2=500Mpa 弯曲最小安全系数S Fmin :由《机械设计》表12.14 S Fmin =1.4应力循环次数N L :N L2=60rn 1t n =60×1×18.2×10×300×20%×4=2.62×106N L1= N L2/i 1=2.62×106/5=5.44×105弯曲寿命系数Y N : 由《机械设计》图12.24 Y N2=1.05 Y N1=1.16 尺寸系数Y X : 由《机械设计》图12.25 Y X =0.92 许用弯曲应力[σF ]:[σF2 ] =σFlim2Y N2Y X / S Fmin =500×1.05×0.92/1.4=303.57Mpa [σF1 ] =σFlim1Y N1Y X / S Fmin =280×1.16×0.92/1.25=238.86Mpa验算：σF1=(2KT1/bd1m)Y F α1Y S α1Y ε=148.0MPa ＜[σF1 ]σF2=σF1×Y F α2Y S α2/Y F α1Y S α1=164.6MPa ＜[σF2 ]校核通过，由于传动并不严重过载，故不再作静强度校核。
3.9卷筒支承轴的计算由于卷筒支承轴做成转轴式，受循环载荷。
支承轴主要承受弯矩，由轴承摩擦力而产生的扭矩一般不予考虑。
根据载荷及其作用简图确定有代表的支承轴各断面直径，然后进行详细计算。
轴受力示意图如下：1.初选轴径 3Pd nA≥n---卷筒轴的转速 P---卷筒轴传递的功率 T---卷筒轴传递的扭矩41621.3 2.8412.3895509550Tn P KW ⨯===n=2.84r/min T=41621.3Nm P=12.38KW 查《机械设计》表15-3取A 0=106 代入数据得33012.38106173.22.84P d mm n A≥=⨯= 取d=180mm2.卷筒轴扭矩的计算max 0/2()T T M S C KN m D η=⋅S max ——钢丝绳最大静拉力（KN.m ） D 0——卷筒名义直径（m ） C ——引至卷筒的钢绳支数T η——卷筒效率，查手册可知 97.0=T η代入数据：S max =64.7KN D 0=0.624m C=2 97.0=T η 可得：T M =64.7×0.624×2/2×0.97=416.213(KN.m) 减速器低速轴（即开式齿轮小齿轮轴）上的扭矩为：)(/1m KN i M M L T L ⋅=η1i ——开式齿轮的传动比（5）L η——开式齿轮的传动效率。
查手册可知：95.0=L η 代入数据可求得： 2416.213/(50.95)17.403L M KNm =⨯⨯= 减速器高速轴（即电动机轴）上的扭矩为：)(/2m KN i M M J L J ⋅=η2i ——减速器的传动比J η——减速器的传动效率，由手册可查得：10.93η=计算得 17.403/(500.93)0.187J M KN m =⨯=⋅ 3.对轴的受力分析计算(1)齿轮齿上作用的圆周力P(KN)P=2M 2/d 1M 2—─齿轮轴上的转矩 D 1—─小齿轮的直径可计算得： P=29.005 KN(2)钢丝绳最大拉力S max (KN) S max =64.7KN(3)卷筒与齿轮的重力G 1,G 2(KN) G 1=8.824KN G 2=1.058KN (4)左支承反力R A :R A =Lb P G L G S 221max )(21)2(-+⨯+ =2184135)005.29058.1(1164)824.87.642(⨯-+⨯+⨯=71.94(KN) (5)右支承反力R B :R B =2Smax+G 1+G 2-P-R A=2×64.7+8.824+1.058-29.005-71.94 =38.34(KN)4.轴的弯矩计算根据轴的受力特点，计算可能发生断裂的各危险截面上的弯矩。
左端部分：1a R M A =I =1a 70mm =1M 5036mm KN ⋅ 2a R M A =I I =2a 135mm =I I M 9712mm KN ⋅))(21(231max 3a a G S a R M A -+-=I I I =3a 200mm=I I I M 9896mm KN ⋅右端部分：1b R M B =I =1b 70mm =1M 2684mm KN ⋅ 2b R M B =I I =2b 135mm =I I M 5175.9mm KN ⋅))(21(2321max 3b b P G G S b R M B --++-=I I I =3b 200mm=I I I M 4992.0mm KN ⋅ 5.轴的弯曲应力 根据公式： ][323弯弯σπσ≤=nnd M ，可计算得各危险截面轴的弯曲应力。