【正文】 K系數(shù)，由機械手冊查得 P傳遞的功率 在選擇時， 要滿足條件： 為減速器的許用功率。 制動器的計算及選擇 制動器的選擇根據(jù)使用要求和工作條件來選定： 根據(jù)機構的工作性質(zhì)和工作條件（本設計是對起重機的起升的控制），采用常閉式制動器；考慮到應用的場所，對比常用制動器的特點及應用范圍，選擇外抱式塊式制動器。 聯(lián)軸器的分類及其有點按照連軸器的性能可分為剛性聯(lián)軸器和撓性聯(lián)軸器。由于傳動軸系載荷變化性質(zhì)不同以及聯(lián)軸器本身的結構特點和性能步同，聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩不等于傳動軸系理論上需傳動的轉(zhuǎn)矩T。根據(jù)以上要求，設計的電動機和制動器的控制系統(tǒng)如下圖： 電動卷揚機的控制電路 基于PLC的系統(tǒng)編程 PLC又叫可編程序控制器，它是一臺專業(yè)為工業(yè)環(huán)境應用而設計制造的計算機，具有豐富的輸入／輸出接口，并且具有較強的驅(qū)動能力。若重物下降超出規(guī)定范圍時就會觸碰到限位開個SQ2的彈片，使SQ2的常開觸點閉合，從而X405的常閉觸點斷開，Y431線圈斷開，KM2失電釋放，電動機停止轉(zhuǎn)動，制動器處于抱緊狀態(tài)。這時，接觸器KM2吸合，制動器松閘，電動機反轉(zhuǎn)，實現(xiàn)重物的下降。即要求當手指離開抄作按鈕時，電動卷揚機將會自動停車。 針對以上要求，結合現(xiàn)實環(huán)境狀況，選用選用齒式聯(lián)軸器。則，制動器標記為：YWP31512502 （JB／T64061992）；制動器圖見附錄圖4。制動器按構造特征可分為：帶式制動器、塊式制動器、蹄式制動器和盤式制動器。 選擇減速器時首先要滿足傳動比的要求，然后求名義功率。： 項目小齒輪大齒輪材料及熱處理40Cr調(diào)質(zhì)45剛 調(diào)質(zhì)基本參數(shù)齒數(shù)23117分度圓法面壓力角200法面模數(shù)4螺旋角及方向 左 右法面齒頂高系數(shù)11法面齒隙系數(shù)主要尺寸中心距283mm齒寬94mm89mm分度圓直徑93mm473mm齒頂圓直徑91mm451mm齒根圓直徑73mm433mm 低速級齒輪的設計選用材料和寬度系數(shù)和前面一級齒輪一樣，估計螺旋角為90則，初算小齒輪直徑dⅡ： 取 則齒輪寬度 圓周速度v: 精度等級確定為9級齒輪齒數(shù)： 模數(shù)：初選螺旋角 由表123取螺旋角：（接近估計值）按前面查表或公式計算得出數(shù)據(jù)如下： 許用接觸應力： 驗算接觸應力： 滿足疲勞強度要求確定傳動主要尺寸 實際分度圓直徑 中心距：齒輪寬度：吃過彎曲疲勞強度的驗算，其數(shù)據(jù)按前面公式可得，如下所示： 許用彎曲應力： 驗算彎曲強度： 彎曲強度符合要求 項目小齒輪大齒輪材料及熱處理40Cr調(diào)質(zhì)45剛 調(diào)質(zhì)基本參數(shù)齒數(shù)29205分度圓法面壓力角200法面模數(shù)5螺旋角及方向 左 0 右法面齒頂高系數(shù)11法面齒隙系數(shù)主要尺寸中心距593mm齒寬145mm140mm分度圓直徑147mm1039mm齒頂圓直徑157mm1049mm齒根圓直徑 減速器軸的初步設計計算 起重機減速器的齒輪軸屬于一般機械零件，沒有特殊要求。本設計的卷揚機屬于非連續(xù)工作，需要經(jīng)常啟動、制動和反轉(zhuǎn)，工作環(huán)境中存在大量的粉塵。吊鉤的標記如下: LMD6P第5章 傳動系統(tǒng)的設計 電動機的選擇 電動機的類型概述 電動機按采用電源的不同，可分為直流電動機和交流電動機兩種。 受力不大的滑輪直接裝于心軸，受力較大的滑輪則裝在滑動軸承（軸套材料采用青銅或粉末冶金材料等）或滾動軸承上，后者一般用在轉(zhuǎn)速較高，載荷大的工況。疲勞強度的安全系數(shù)為： 式中 對稱循環(huán)應力下的材料彎曲疲勞極限，查得取270MPa 彎曲時的有效應力集中系數(shù) 表面質(zhì)量系數(shù) 彎曲時的尺寸影響系數(shù) 材料拉伸的平均應力折算系數(shù)， 彎曲應力的應力幅和平均應力 由于載荷確定不夠精確，材料性質(zhì)不均勻，選取，即該軸疲勞強度足夠。將軸上所有作用力分解為垂直平面的力和水平平面的力， 。由受力分析知，當鋼絲繩在右極限時卷筒軸的受力最大， （a）。另種方法也使用于多層卷繞卷筒，將鋼絲繩引入卷筒內(nèi)部或端部，再用壓板固定，它的結構比較簡單。根據(jù)鑄造工藝的要求，卷筒的壁厚不得小于12mm,去卷筒壁厚卷筒的強度計算：若忽略卷筒的自重力，卷筒在鋼絲繩最大拉力作用下，使卷筒產(chǎn)生壓、彎曲和扭應力，其中壓應力最大。一般采用標準槽，只有當鋼絲繩有脫落危險是才采用深槽。 鋼絲繩的校核 按鋼絲繩所在機構的工作級別有關的安全系數(shù)來選擇的鋼絲繩直徑時，所選用的鋼絲繩拉力還要滿足下式： 式中 F0所選用鋼絲繩的最小破斷拉力（N） n 安全系數(shù) 由前面數(shù)值計算可得 故滿足條件。 交互捻是股與繩的捻向相反，分左、右交互捻。第4章 提升機構中主要零件的設計 鋼絲繩的選用 鋼絲繩新標準為GB／T89111996優(yōu)質(zhì)鋼絲繩。鋼絲繩承受的額定拉力（N）； N總的工作循環(huán)次數(shù)。根據(jù)本設計題目，頻繁的使用，可選其利用等級為 U7 總循環(huán)次數(shù) Nt=2106 機構的載荷狀態(tài)機構的載荷狀態(tài)是表示卷揚機鋼絲繩承受拉力作用的輕重與頻繁程度，它在整個使壽命期限內(nèi)鋼絲繩每次承受拉力F與額定拉力F′之比和鋼絲繩每次承受拉力F作用下的工作循環(huán)次數(shù)n與中工作循環(huán)次數(shù)N之比有關。c) 圖中，減速器的輸出軸通過鏈傳動帶動卷揚機的卷筒，鏈傳動傳動尺寸較緊湊，效率高，可在較高溫度和濕度的環(huán)境中工作。第二章 電動卷揚機整體結構的確定 擬定的傳動結構方案 a) b) c) d)e) 選擇傳動機構方案 本設計是電控式單筒卷揚機，這種卷揚機通過電動機的正轉(zhuǎn)和反轉(zhuǎn)控制物料的上升和下降，其制動方式是采用電磁鐵制動器控制，這里用聯(lián)軸器的一半兼作制動器。e) 圖中，減速器輸出軸與卷筒采用內(nèi)捏合齒輪，這里直接采用帶齒輪的連接盤結構代替。機構利用級別根據(jù)總運轉(zhuǎn)小時數(shù)和理論平均日工作小時數(shù)來劃分的。 鋼絲繩的概述 鋼絲繩按其繩和股的斷面、股數(shù)和股外層鋼絲的數(shù)目分類。 線接觸鋼絲繩，繩的結構較密實，強度有所提高。 卷筒最小直徑的設計計算根據(jù)GB／T38111988規(guī)定，按鋼絲繩中心來計算卷筒的最小直徑，即： （） 式中 Dmin按鋼絲繩中心計算的滑輪和卷筒的最小直徑 d鋼絲繩的直徑 h與機構工作級別和鋼絲繩結構有關的系數(shù)。在實際作業(yè)中，鋼絲繩排列凌亂，互相交叉擠壓，鋼絲繩壽命降低。 由前面數(shù)據(jù)可知，,對于單層卷繞時，壓應力按一下公式計算式中 單層卷繞卷筒的壓應力 （MPa） Fmax鋼絲繩的最大拉力 （N） 卷筒壁厚 （mm） A1應力減小系數(shù)，一般取 許用壓應力，對鑄鐵 為鑄鐵的抗壓強度極限，查表得 故得計算得滿足強度要求。 卷筒軸的受力分析常用的卷筒軸有固定式和轉(zhuǎn)動式兩種情況，在本設計中