卷扬机设计计算说明书
卷扬机机构计算以及天车和大车运行机构计算书
50t 门机机构部分计算书、50t 门机起吊小车计算1 •主要技术参数（计算条件）2 •起升机构的设计计算 50t 门式起重机主梁上布置一台起吊小车，可沿主梁全行程移动。
起吊小车有一台卷扬 机和一组滑轮组。
起吊小车起升载荷：Q 0= 500kN小车自重：G=6t起升速度：Vq=3.9m/min滑轮组倍率：m=62.1钢丝绳计算选用国产名优钢丝绳：按起重机设计手册执行 型号：6X 37类纤维芯钢丝绳钢丝绳直径：21.5mm ；最小破断拉力：（T bmin =296kN （1700N/mm 2）钢丝绳重量： 1.63kg/m钢丝绳安全系数 n = c bmin /S =296宁43.86=6.7（按照参考文献［1］，工作级别M4查得安全系数不小于4） 1） 小车额定起吊质量: 2） 最大横坡度 3） 起升高度： 4） 起升速度： 5） 走行速度： 8）起升机构工作级别: 50t 10%o 12 m 0-3.9m/min (重载) M40-7.8m/min (空载) 钢丝绳最大静拉力SS 二 Q 2m z公式见参考文献［3］P94 2-2-1 Q —起升载荷，Q= Q 0 = 500 kNn z —滑轮组效率；滑轮组倍率: 滑轮组效率z :1-叩 1 -0.986z 0 - - 0.95m(1 - °) 6 (1—0.98) Q _ 500 =43.86kN2m • z 2 6 0.95 m=6 ,2.2起升卷扬机计算及选型 2.2.1卷筒设计计算a ） 卷同参数：钢丝绳直径：d =21.5mm 卷筒底径：D o =7OOmm 卷筒有效长度：L o =85Omm 绳槽距： p=23mm 卷绕圈数：n=1b ） 容绳量L 计算：L = =h • m+ 3 n D o 式中：D o —第一层绳圈直径 D o = 0.7（m ） L = L i + L 2 =h • m + 3 n D o=12X6+ 3n X o.7=72+ 6.6 =78.6（m ）c ）卷筒容绳长度L o 效核:行 12o °° 6 23 =8°4(mm)1 3.14 (7oo 1 21.5)2.2.2卷扬机驱动计算a ）起升静功率：Pj = Q n VqQ=5ookN3 9Vq=3.9m/mi n=——m/s60n = n 1 • n 2 z —滑轮组效率，z =0.95； n 2—减速机效率,500 3.9P== 500— =40.2 Kw0.95 x 0.85电机驱动功率 P= K d X P (kW )K d ------功率增大系数，取1.1p=K d X P j =1.1X40.2 =44.2 (kW )建议电机选取如下：电机型号： YZP250M-6 （调频电机+制动）电机功率： 45kW额定转速： 978r/mi n生产厂家： 江特电机厂、长航电机厂等 可见，按1层计算, 卷筒有效长85omm 已够。
固定卷扬式启闭机计算书
选择YWZ–300、45电动液压松闸块式制动器，制动力矩 。
卷筒轴计算
计算简图如图1
齿轮啮合圆周力：
卷筒自重：
大齿轮自重：
钢丝绳拉力：
支座反力：
选取卷筒轴直径，采用近似计算：
大齿轮和卷筒的联接计算
启闭力小于400kN，采用外径为32mm，内径为18mm的套筒（6个）来承受扭矩，联接螺栓不承受剪力，只起联接作用，如图2所示。套管作为剪闭机设计与实践》（教材讲义）楼力律
GB/T 20118-2006《一般用途钢丝绳》
JB/T 9004.7-1999《起重机铸造滑轮D型》
《钢结构（第三版）》（中国电力出版社）曹平周、朱召泉
《机械设计手册》（化学工业出版社）成大先主编
按小齿轮结构尺寸：
按照标准模数系列，取 .
12.验算轮齿弯曲强度
大齿轮：
齿宽：
按轻级磨损系数取 .
齿形系数按表3-4用线性插值计算：
大齿轮采用ZG55-II正火， ， ， 。
小齿轮
齿形系数按表3-4，
小齿轮采用45号调质钢， ， ， , 。
计算动力矩，选择制动器
本启闭机采用一套驱动装置驱动，只设一个制动器。安全制动系数 .
滑轮和卷筒计算
1.滑轮
为了保证钢丝绳具有一定寿命，按照表3.2选系数
滑轮根据JB/T 9004.7-1997《起重机铸造滑轮D型》初选D1
2.卷筒尺寸
卷筒直径按照推荐直径系列采用
卷筒长度：
（固定绳尾长）
（空余边长）
中间无槽部分长：取
卷筒总长：
卷筒直径：
卷筒壁厚：
选取卷筒壁厚 。
3.卷筒强度校核
卷筒材料为铸铁HT200，最小抗拉强度200MPa，抗拉强度750Mpa， ，因此需要校核压应力和合成应力。
卷扬机受力计算书
自制小吊车受力计算书一、单元体自重GG=18000 N=18KNG k=Y w GY 为风荷载分项系数，Y =1.4 w w=18*1.4=25.2KNGk二、小吊车的抗倾覆根据图示尺寸求得单元体吊点力距为2m。
钢丝绳重力距为2m，自重为100KG卷扬机、电动机重力距为4m，自重为500KG。
配重重力距为4m，重量为1000KG。
M GK=(25200N + 1000)*2m=52400N.mM G尸(500kg + 1000KG ) *9.8N/kg*4m二58800N.mM G，/ M=58800N.m/52400N.m=1.12>1GK因为M G,> M Gk所以，小吊车的抗倾覆能满足要求。
三、吊绳计算/K1钢丝绳的容许拉力(安全荷载)S=Sb=aPgS b为钢丝绳的拉断拉力SbPg为钢丝绳的破断拉力总和Pg=0.5d 2d为钢丝绳直径d=17mm查表得 Pg=184KNa为钢丝绳之间荷载不均匀系数，a取0.85S b=0.85*184=156.4KN为钢丝绳使用安全系数，查表得£=5.5K1S= S b/ K=156.4/5.5=28.44KN=28440N>25200N= G k1因为S> G k即钢丝绳的容许拉力大于单元体在风荷载作用下的力。
所以选用6*19 ,直径为17mm的钢丝绳能满足要求。
四、卡环即御甲的计算卡环横销的直径为28mm 卡环的安全荷载Q b=40d 12=40*28 2=31360N>25200N= G k> G k，即卡环的安全荷载大于单元体在风荷载作用下因为Qb的力。
所以，选用直径为28mm横销的卡环能满足要求。
五、绳卡计算钢丝绳所受综合受力为25.2KN,采用骑马式绳卡夹接，用19mm螺栓紧固，绳卡数量：N = 2.5*P/TP=25.2KNT=24.5KNN=2.5*25.2KN/24.5KN=2.57 个故需用绳卡3个。
卷扬机
十三、 十三、参考书目： 参考书目： 1、 《机械设计》 （第八版） ，濮良贵、纪名刚主编，高等教育出版社， 2007 年 12 月 2、 《机械设计课程设计》 ，王昆、何小柏、汪信远主编，高等教育出版 社， 2000 年 3 月
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由 d min = A0 3
P 可求得各轴的最小直径为： n
′ d min 1 = 16.3mm, 取 d min 1 = 20mm ′ d min 2 = 24.38mm, 取 d min 2 = 25mm ′ d min 3 = 38.79mm, 取 d min 3 = 40mm ′ d min 4 = 65.62mm, 取 d min 4 = 70mm ′ d min 5 = 64.38mm, 取 d min 5 = 70mm
轴 1：
轴 2：
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七、减速器附件的选择 通气器 由于在室内使用，选通气器（一次过滤） ，采用 M27×1.5 油面指示器 选用游标尺 M20 起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 选用外六角油塞及垫片 M20×1.5
(二)减速器装配的结构设计 根据轴上零件的结构、定位、装配关系、轴向宽度及零件间的相对位 置要求，参照草图，初步设计减速器装配草图。 （三）轴的结构设计 高速轴轴系的结构参照草图所示。 ⑴ 各轴段直径的确定 d11: 最小直径，安装大带轮的外伸轴段，d11=d1min=20mm. d12: 滚动轴承处轴段，取 d12=25mm. 滚动轴承选取 2305，其尺寸为
3、各轴的输入转矩计算：
T1 = 9550 T2 = 9550 T3 = 9550 T4 = 9550 T5 = 9550 P1 2.178 = 9550 × N • m = 29.3 N • m n1 710 P2 2.135 = 9550 × N • m = 98.5 N • m n2 207 P3 2.093 = 9550 × N • m = 396.87 N • m n3 50.365 P4 2.051 = 9550 × N • m = 1920.3 N • m n4 10.2 P5 1.931 = 9550 × N • m = 1807.95 N • m n4 10.2
矿用卷扬机说明书参数
毕业设计(论文) 课题 5T矿用卷扬机的设计系科专业班级姓名完成日期指导老师1.前言-----------------------------------------------------------------42.现场使用条件-----------------------------------------------------63.卷扬机的具体计算与校核--------------------------------------6 3.1.1.1 钢丝绳最大静拉力--------------------------------------------------63.1.1.2钢丝绳直径的选择----------------------------------------------63.1.1.3 钢丝绳出绳速度-----------------------------------------------73.1.1.4钢丝绳在卷筒上的固定方式----------------------------------73.1.1.5钢丝绳允许偏角-------------------------------------------------83.1.1.6 容绳量----------------------------------------------------------83.1.1.7 卷筒直径-------------------------------------------------------83.1.1.8 电机的选择------------------------------------------------------8 3.1.2 卷扬机主要参数的计算与校核---------------------------------83.1.2.1钢丝绳直径d=24mm--------------------------------------------83.1.2.2卷筒底径D筒3.1.2.3卷筒宽度B------------------------------------------------------93.1.2.4卷筒上钢丝绳容量-------------------------------------------93.1.2.5卷筒结构------------------------------------------------------103.1.2.6卷筒常用材料---------------------------------103.1.2.7卷筒类型-------------------------------------10 3.1.2.8 总传动比的确定及传动比的分配------------------------------11 3.1.2.9整机效率--------------------------------------------------------------12 3.1.3有关配套件的选用与校核对----------------------------------------123.1.3.1电动机的选用--------------------------------------------12 3.1.3.2减速机的选用--------------------------------------------13 3.1.3.3高速级联轴器、制动器的选用与校核：-----------14 3.1.3.4校核低速联轴器：--------------------------------------15 3.1.4 机械强度校核-------------------------------------------------------163.1.4.1 低速级开式齿轮副设计与强度校核------------------163.1.4. 2 计算许用齿根应力------------------------------------183.1.4.3 主轴强度校核------------------------------------------193.1.4.3.1 根据弯曲强度选择主轴直径--------------------------193.1.4.3.2 轴静强度安全系数校核--------------------------------253.1.4.4 Ⅱ轴（中间传动轴）强度校核----------------------263.1.4.4.1 根据弯曲强度选折轴的直径-------------------------263.1.4.4.2轴静强安全系数校核-------------------------------------313.1.4.5 卷筒强度计算与校核--------------------------------------323.1.4.6 轴承的校核-------------------------------------------343.1.4.6.1 主轴两端轴承校核------------------------------------343.1.4.6.1.1 已知条件轴承的基本参数---------------------------343.1.4.6.1.2 齿轮端轴承校核----------------------------------------353.1.4.6.1.3 主轴非齿轮端轴承的校核----------------------------353.1.4.6.1.3 轴承B的校核-----------------------------------------353.1.4.6.2 中间传动轴轴承的校核-----------------------------------363.1.4.7轴键强度校核--------------------------------------------------383.1.4.8 钢丝绳在卷筒上固定的计算---------------------------------------39 3.1.4.9 低速级带式制动的计算与校核------------------------------------423.1.5提升机机架部分---------------------------------------------------------434.主要参考资料---------------------------------------------44前言：人类在长期的生产实践中创造了机器，并使其在不断发展形成当今各种各样的类型。
卷扬机课程设计说明书
机械设计课程设计说明书设计题目设计卷扬机传动装置机械系机械设计制造及自动化专业第一章设计任务书设计题目5：设计卷扬机传动装置。
二．原始数据：数据编号钢丝绳拉力F（KN）钢丝绳速度v/(m/s) 卷筒直径D/mm 5 15 13 210三．工作条件：间歇工作，每班工作小时不超过15%，每次工作时间不超过10min满载启动，工作中有中等振动，两班制工作，小批量生产，钢丝绳速度允许误差为±5%，设计寿命为10年四．设计工作量：1.减速器装配图1张2.零件工作图2～3张3.设计说明书1份第二章 电动机的设计（一） 按工作条件和工作要求，选定Y 系列异步电动机，卧室封闭结构 （二） 选择电动机的容量 1、 卷筒轴的输出功率w PKw v F P w w 3505.360*97.0*100013*15000)60*1000/(≈=⋅=η2、 电动机的输出功率ηWd P P =联轴器（弹性）99.01=η，轴承 99.02=η，齿轮 97.03=η859.097.099.099.0242334221=⨯⨯=⋅⋅=ηηηηaKw PP ad 8993.3859.03505.3===η3、min /715.196024014.313100060100060r d v n w =⨯⨯⨯⨯=⨯=π电动机转速取960 r/min4、 电动机型号根据 课程设计 表19-1 选择 符合条件的电动机：型 号Y132M1-6 额定功率KW4 电机满载荷 转速 转/分 960 堵转转矩（额） 2.0 最大转矩（额） 2.0)(3505.3kw P w =)(8993.3kw P d =第三章 传动装置的动力参数1、传动比分配（1）、两级齿轮传动比公式∑=ii )5.1~3.1(1=3.978（2）、减速器传动比694.48715.19960==总i4321i i i i i i a ⨯⨯⨯⨯=取44=i173.12411694.4843021=⨯⨯=⨯⨯=⨯=i i i i i i i a978.3173.123.11=⨯=i06.3978.3173.1212===i i i2、各轴转速电动机轴为0号轴，高速到低速各轴依次为1、2、3，4号轴 min /3273.241978.3960r i n n ===ⅠⅠⅡ min /8651.7806.33273.241r i n n ===ⅡⅡⅢ 8651.78=Ⅳn r/min3、各轴输入功率w 8217.399.099.08993.31K P P d =⨯⨯=⋅=ηⅠ Kw P P 67.397.099.08217.332=⨯⨯=⋅⋅=ηηⅠⅡKw P P 524.397.099.067.332=⨯⨯=⋅⋅=ηηⅡⅢ Kw P P 454.399.099.0524.31=⨯⨯=⋅=ηⅢⅣY132M1-606.3978.3173.1221a ===i i imin /8651.78min /8651.78min /3273.241min /960min /96043210r n r n r n r n r n =====kwP kw P kw P kw P 454.3524.367.38217.34321====4、各轴扭矩 m N n P T ⋅=⨯==018.389608217.395509550ⅠⅠⅠm N T ⋅=⨯=232.1453273.24167.39550Ⅱm N T ⋅=⨯=751.4268651.78524.39550Ⅲm N T ⋅=⨯=255.4188651.78454.39550Ⅳ最终数据如下：轴 名功率 P/ Kw 转矩 T/ Nm 转速 n/ r/min 传动比 i 效率 η/ % 电 机 轴4 39.792 960 1 99 Ⅰ 轴3.8217 38.018 960 3.97896 Ⅱ 轴 3.67 145.232 241.3273 3.0696Ⅲ 轴3.524 426.751 78.8651 Ⅳ 轴3.454418.25578.8651198mN T m N T ⋅=⋅=232.145018.3821mN T m N T ⋅=⋅=255.418751.42643第四章 传动件的设计一、 根据要求采用斜齿圆柱齿轮传动二、 由于是一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（《课程设计》P86表12-8）三、 材料选择由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40r C （调质表面淬火），硬度为52HRC ；大齿轮材料为40r C （调质表面淬火），硬度为52HRC 四、 初选小齿轮齿数301=z ，大齿轮齿数119 五、 初选螺旋角14=βa) 按齿面接触强度设计按《机械设计》式（10-21）试算，即3211)][(12H E H d t t Z Z u u T k d σεφα±=确定公式内各计算数值试选6.1=t k由《机械设计》图10-30选取区域系数433.2=H Z 由表10-6218.189a E MP Z =由《机械设计》图10-26查得84.08.021==ααεε64.184.08.021=+=+=αααεεε由前面的运动参数计算可得小齿轮传递的扭矩m 018.381m N T ⋅= 由《机械设计》表10-7选取齿宽系数8.0=d φ 由《机械设计》图10-21d 按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限a H MP 7001lim =σ 大齿轮的接触疲劳强度极限a H MP 7002lim =σ 由《机械设计》式（10-10）计算应力循环次数91110650.210250215.1819606060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N斜齿圆柱齿轮传动8级精度 小齿轮40r C （调质表面淬火） 大齿轮40r C （调质表面淬火）301=z 1192=z14=β6.1=t k218.189a E MP Z =αε64.1=m 018.381⋅=N T8.0=d φ8210661.6102502813273.24160⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=N错误！未找到引用源。
卷扬机的设计与计算
原技数1.1 传动方案1.1.1组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
1.1.2特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。
传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。
本设计采用的是展开式两级直齿轮传动。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
第二部分 电动机的选择及传动比分配2.1电动机的选择2.1.1传动装置的总效率5423421ηηηηηη= 按表2-5查得各部分效率为：联轴器传动效率为99.01=η，滚动轴承效率（一对）99.02=η，闭式齿轮传动效率为97.03=η，联轴器效率为99.04=η，传动滚筒效率为96.05=η，代入得η=8504.096.099.097.099.099.024=⨯⨯⨯⨯2.1.2工作机所需的输入功率ηwd P P =，其中1000)(FVkw P W =所以=⨯⨯⨯=10008504.03.1106.13d P 2.45kw 使电动机的额定功率P ed ＝（1～1.3）P d ，由查表得电动机的额定功率P ＝ 33KW 。
2.1.3确定电动机转速计算滚筒工作转速nin r D n w /14.594203.11000603.1100060=⨯⨯⨯=⨯⨯=ππ：由推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器的传动比一般范围：9~25，则总传动比的范围为，25~9'=i ,故电机的可选转速为：min /1479~53214.59)25~9(''r n i n w d =⨯==2.1.4确定电动机型号根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有750r/min ，1000r/min ，1500r/min ，3000r/min ，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1000r/min ，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S - 6 ，满载转速 960r/min 。
卷扬机设计说明书 精品
第一章概论1.1 卷扬机发展1.1.1 卷扬机的应用卷扬机又称绞车，是起重垂直运输机械的重要组成部分，配合井（门）架、桅杆、滑轮组等辅助设备，用来提升物料、安装设备等作业。
由于它结构简单、操作方便、维护保养简单、使用成本低、可靠性高等优点，广泛应用于建筑、水利、冶金起重作业。
提升重物是卷扬机的一种主要功能，所以各类卷扬机的设计都是根据这一要求为依据的。
虽然目前塔吊、汽车吊等取代了卷扬机的部分工作，但由于塔吊成本高，一股在大型工程中使用，而且灵活性较差，故一般中小型工程仍然广泛应用卷扬机，汽车吊虽然灵活方便，但也因为成本太高，而不能在工程中广泛应用，故大多设备的安装仍然是由卷扬机承担的。
卷扬机除在工程、设备安装等方面被广泛应用外，在冶金、矿山、建筑、化工、水电、农业、军事及交通运输等行业亦被广泛应用。
1.1.2 卷扬机的发展概况我国卷扬机的生产是解放后才开始的。
50年代为满足恢复经济的需要和第一个五年计划的得要，卷扬机的生产被提到了日程上。
原沈阳国泰机器厂(阜新矿山机械厂前身)等成批仿制了两种卷扬机，一种为日本的JIS8001型动力卷扬机，它是一种原动机为电动机动型式是开式圆柱齿轮传动，双锥体摩擦离合器，操作为手扳脚踩的快速卷扬机，另一种是按苏联图纸制造的1011型和1012型普通蜗杆传动、电控慢速卷扬机。
由于当时生产力不高，卷扬机的需求量亦不多，故这段时间国内卷扬机的生产主要是仿制。
随着生产力的发展，60年代，卷扬机的生产和使用越来越多。
为了协调生产，卷扬机主要生产厂家组成了卷扬机行业组织，隶属于第一机械工业部矿山机械行业。
为了发展卷扬机的生产，行业组织了有关厂家的人员对全国卷扬机的生产相应用情况进行了调查。
在调查的基础上，开始自行设计和制造新的卷扬机，先后试制了0.5t、lt、3t电动卷扬机，但由于对当时各厂家的生产能力估计不足，无法推广。
从70年代起，我国卷扬机的生产进入了技术提高、品种增多的新阶段。
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哈尔滨工业大学（卷扬机动力总成设计计算说明书）院系专业年级设计者学号指导教师成绩2013年1月5日设计题目：设计卷扬机动力总成：见附录设计条件：1.载重=1600N；2.钢丝绳速=1.5m/s；3.卷筒直径=300mm；4.钢丝直径=3.5mm设计工作量：绘制出总装配图一张，标注有关尺寸，填写标题栏及零件明细表；编写设计计算说明书一份。
1.前期计算1.1输出功率：PW=F×V=1600×1.2÷1000=1.92 KW1.2求输入功率：经过查表得到各部件的传动效率：联轴器： 0.99带轮： 0.96链轮： 0.97球轴承： 0.99滚子轴承： 0.99卷筒： 0.97 这样可以算出总效率是η=0.994×0.992×0.97×0.96×0.97=0.850所以P（输入）=PW/η=2.26 KWP 需要 = K A P （输入）=2.94 KW1.3选电机经过查机械设计手册，选取合适的电机，选取的电机是型号为Y132S-6 的三相异步电机。
n 输出 =60v/（2πr ）=60×1.2/2π(150+1.75)×103=75.5r/min所以i 总 =960/75.5=12.7根据i 总 =i 低×i 而i 低和i 高 都在3~7之间， 取i 低=3 则i 高=4.232.带传动设计：带型选择表带轮直径选择表型号 额定功 率满载时 轴径 转动惯 量转速 电流 效率Y132S-63kw960r/mi n3.65A 79%380.0021kg.m 22.1确定直径：取小带轮是d1=100 mm，大带轮是d2=423 mm。
由上表圆整为450mm2.2 确定中心距：一般情况下 0.7（dd1+dd2）≤a0≤2(dd1+dd2)所以 385mm≤a0≤1100mm取a=500mm2.3计算带长：Ld0 ≈2a+π/2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a得出Ld0≈1925mm 由教材表8-2取 Ld0=2000mm2.4计算实际中心矩a及变动范围：a=a0+（Ld-Ld0）/2=537.5mm考虑到带轮的制造的误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，常给出的中心矩的变动范围：amin=a-0.015Ld=507.5mmamax=a+0.03Ld=597.5mm2.5验算小带轮的包角α1：小带轮上的包角α1小于大带轮的包角α2.小带轮上的摩擦力相应地小于大带轮上的摩擦力。
因此，打滑只可能在小带轮上发生。
为了提高带传动的工作能力，应使2.6确定带的根数：确定带的根数Z：Z=Pca /Pr=Pca/kαKL（P+△P）由教材表8-46得△P0=0.1116 由教材表8-2得KL=1.03 由教材表8-4a得P=0.96而Pca =KAP=1.3×3=3.9KW Pr=kαKL（P+△P）=0.99KW；所以求得Z=3.9 为了使各根V带受力均匀，但的根数不宜过多，一般小于6根，这里取Z=4。
2.7计算带的初拉力：计算公式：其中q的是经机械设计书表8-3表得出为0.1kg/m,而v=πd1n电机\(60 ×1000）=5.02。
所以 F0（min）=175N 实际情况下应使实际初拉力F＞F0（min）。
2.8计算压轴力 FP压轴力的最小值为：3.链传动设计3.1选择链轮齿数：由于在链轮的最少齿数zmin =9，一般z1≥17，所以我这里的小齿数目为17，而且在选用链轮齿数方面优先选用：17，19，21，23，25，38，57，76，95，114。
取Z1=19，则Z2=i低×19=57 。
3.2确定计算功率P ca。
P ca=K A K Z P=1.0×1.52×3=4.56KW其中K A由下表可知为1.0；K Z由教材图9-13可知为1.52；3.3选择链条型号和节距根据Pca=4.56KW及n1=960/4.32=227r/min,查教材图9-11，可选12A。
查表9-1，链条节距p=19.05mm3.4计算链节数和中心距初选中心矩a=（30~50）p=（30~50）×19.5=571.5~952.5mm，取a0=800mm。
按下列计算链节数Lp0：对其进行圆整，因为链节数要取偶数，所以取链节为122节。
查教材表9-7得中心距计算系数f1=0.24735；则链传动的最大中心距为：3.5计算链速v ，确定润滑方式由v=1.37m/s 和链号12A ，查图9-14可知应采用滴油润滑。
3.6计算压轴力Fp有效圆周力为：Fe=1000P/v=1000×3/1.37≈2190N链轮水平布置时的压轴力系数K FP =1.15，所以压轴力为FP ≈K FP × Fe=2519N 。
4.轴的设计4.1传动系统的动力，运动参数计算：轴1：P1=P 需要×η1=2.91KW ，mkN n P T d ⋅=⨯⨯=29100055.91满轴2：P2=P1η2η5=2.77KW , min/22232.49602r i n n I ===高mkN n P T ⋅=⨯⨯=119221055.923轴3：P3=2.66KW轴名 功率P/kW转速r/min转矩T/kN·mm轴12.9196029轴2 2.77 222 119轴32.6674343min /7423r i n n ==低m kN n P T ⋅=⨯⨯=343331055.933各轴动力和运动参数4.2轴1设计选用45号钢，调质处理。
根据教材表15-3，取A0=110，于是得：dmin=A033n 3P =110×37466.2mm=20mmY132S-6的伸出轴轴径d=38mm ，为了使轴1与电机轴相适应，选 择联轴器GY5联轴器的计算转矩T 0=50.33N.m ；半联轴器轴孔长度 L=82mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度L 1=60mm ，取最小直径 dmin=25mm ；4.2.1根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位，1-2段轴的右端需要设计轴肩（其 中d 1-2=30mm ）；半联轴器与轴配合的毂孔长度L 1=62mm ，故取 l 1-2=60mm 。
初步选择带高中心立式座外球面球轴承UCPH207，所以 d 2-3=35mm ，小带轮轮毂宽取70mm ，孔径d 3-4=40mm ，故取d 3-4=40mm ， l 3-4=68mm 。
右端轴承采用轴肩进行轴向定位。
取带轮处的轴肩4-5的直径d 4-5=45mm ，轴肩5-6处为轴承UCPH207， d5-6=45mm ，带轮的左端与左轴承轴肩定位，设置跨距93， 轴 肩高度h=0.07d （d=40）故取h=6mm ，后两段55mm ，45mm 。
4.2.2轴上零件的周向定位与配合带轮和半联轴器与轴的周向定位均采用普通平键连接。
按d=40mm3-4=67mm，选择平键bhl=12 8 56。
为了保证带轮与轴配合有良和l3-4好的对中性，故选择带轮轮毂与轴的配合为；半联轴器与轴的连接选用平键8 7 36，半联轴器与轴的配合为。
滚动轴承与轴的定位由过度配合来保证的，此处选轴的直径的尺寸公差为m6。
4.2.3确定轴上圆角和倒角尺寸参考书本表15-2，取轴段倒角为245°各轴肩处的圆角半径r=2mm，轮毂处圆角为r=1mm。
4.2.4求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图。
对于深沟球轴承UCPH207的支点在中心，因此作为简支梁的轴的支撑跨距L=220mm。
根据轴1的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。
从轴的结构图以及弯矩图扭矩图可以看出截面A是轴的危险截面，截面A计算值如下表4.2.5轴承寿命UCPH207球轴承基本额定动载荷C=19.8KN ，轴承只受径向力Fr=1000N ，载 荷系数fp=1.8，故当量动载荷P=fpFr=1=1.8KN,球轴承ε=3 轴承寿命L h ==23108h4.3轴2设计选用45号钢，调质处理。
根据教材表15-3，取A0=110，于是得：mm n P A d 06.3111977.2110233202min ≈==选择UCPH208滚动轴承，故取d 1-2=35mm ，与带轮配合处d 2-3=45mm ，轴肩d 3-4=50mm ，带轮轮毂宽60mm ，故取l 2-3=58mm ，与链轮配合处d 4-5=45mm ，算出链轮轮毂宽50mm ，故取l 4-5=45mm ，轴承处d 5-6=40mm ，使轴承到带轮链轮中心距离和带轮链轮距离尽量相等，所以取带轮套筒长40mm ，链轮套筒15mm ，厚度均为10mm ，l 3-4=15mm ，所以l 1-2=35mm ， 轴上零件的周向定位与配合带轮和链轮与轴的周向定位均采用平键连接。
按d 2-3=45mm 和l 2-3=58mm ，选择平键bhl=14 9 50。
为了保证带轮与轴配合有良好的对中性 ，故选择带轮轮毂与轴的配合为；链轮与轴的连接选用平键bhl=10 8 56，链轮与轴的配合为。
滚动轴承与轴的定位由过度配合来保证的，此处选轴的直径的尺寸公差为m6。
4.3.1确定轴上圆角和倒角尺寸参考书本表15-2，取轴段倒角为245°各轴肩处的圆角半径r=2mm 。
4.3.2求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图。
对于深沟球轴承6208的支点在中心，因此作为简支梁的轴的支撑跨距L=200mm。
根据轴2的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。
从轴的结构图以及弯矩图扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面，截面B计算值如下表支反力FN2左=333N；FN2右=1333N弯矩M2=145300N.mm扭矩T2=119000N.mm4.3.3轴承寿命UCP208深沟球轴承基本额定动载荷C=22.8KN，轴承只受径向力Fr=1.333KN，载荷系数fp=1.8，故当量动载荷P=fpFr=1.333=2.4KN,球轴承ε=3轴承寿命Lh==535204.4轴3设计选择UCPH209深沟球轴承，链轮在中心。
d1-2=40mm，d2-3=45mm，轴肩d3-4=50mm,链轮与轴配合处d4-5=45mm，l2-3=10mm，则l1-2=49.2mm，l3-4=58mm,装滚动轴承处d 5-6=40mm，套筒28.8mm,厚度=10mm，所以l5-6=28.8+3+49.2=81mm与联轴器配合考虑选取GY6联轴器，故d6-7=40mm。
l4-5=45mm。
根据转矩选择联轴器GY6-J1。
4.4.1确定轴上圆角和倒角尺寸参考书本表15-2，取轴段倒角为245°各轴肩处的圆角半径r=2mm。