【溫馨提示】====【1】設計包含CAD圖紙 和 DOC文檔，均可以在線預覽，所見即所得，，dwg后綴的文件為CAD圖，超高清，可編輯，無任何水印，，充值下載得到【資源目錄】里展示的所有文件======【2】若題目上備注三維，則表示文件里包含三維源文件，由于三維組成零件數(shù)量較多，為保證預覽的簡潔性，店家將三維文件夾進行了打包。三維預覽圖，均為店主電腦打開軟件進行截圖的，保證能夠打開，下載后解壓即可。======【3】特價促銷，，拼團購買，，均有不同程度的打折優(yōu)惠，，詳情可咨詢QQ：1304139763 或者 414951605======【4】 題目最后的備注【YC系列】為店主整理分類的代號，與課題內容無關，請忽視
目 錄
第一章 緒論 3
1.1 礦用回柱絞車概述 3
1.2 國內外回柱絞車發(fā)展概況 4
第二章 礦用回柱絞車傳動裝置方案設計 5
2.1設計條件 5
2.2原始數(shù)據(jù) 5
2.3 傳動方案擬定 6
第三章 傳動裝置的總體設計 7
3.1 選擇電動機 7
3.1.1 選擇電動機類型 7
3.1.2 電動機容量的選擇 7
3.1.3 電動機轉速的選擇 8
3.2 傳動比的分配 8
3.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 9
3.3.1各軸的轉速 9
3.3.2各軸的輸入功率 9
3.3.3各軸的輸入轉矩 9
第四章 傳動零件設計 11
4.1 第一級開式齒輪副設計 11
4.1.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 11
4.1.2按齒面接觸疲勞強度設計 11
4.1.3按齒根彎曲強度設計 13
4.1.4 幾何尺寸計算 14
4.2滾筒級開式齒輪副設計 15
4.2.1選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 15
4.2.2 齒面接觸疲勞強度設計 16
4.2.3 齒輪幾何尺寸的計算 16
4.2.4驗算輪齒彎曲強度 17
4.3 渦輪蝸桿設計 17
4.3.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型 18
4.3.2選擇材料 18
4.3.3按計齒面接觸疲勞強度計算進行設 18
4.3.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 20
4.3.5校核齒根彎曲疲勞強度 21
4.3.6驗算效率 22
4.3.7精度等級公差和表面粗糙度的確定 22
4.4 軸的設計 22
4.4.1 1軸的設計 22
4.4.2 2軸、3軸、4軸的設計 24
4.5 軸承的校核 24
4.5.1 開式大齒輪軸上的軸承壽命校核 24
4.5.2 蝸桿軸上的軸承壽命校核 25
4.5.3 渦輪軸上的軸承校核 26
4.5.4 低速軸上軸承的校核 26
4.6鍵的校核 27
4.6.1 開式大齒輪軸上鍵的強度校核 27
4.6.2 蝸桿軸上鍵的強度校核 27
4.6.3 蝸輪軸上鍵的強度校核 28
4.6.4 低速軸上鍵的強度校核 28
4.7 聯(lián)軸器的選用 28
4.7.1 蝸桿軸上聯(lián)軸器的選用 28
4.7.2 蝸輪軸上聯(lián)軸器的選用 29
4.8減速器潤滑與密封 29
4.8.1 軸承潤滑 29
4.8.2 渦輪蝸桿潤滑 29
4.8.3 密封類型的選擇 30
4.9 減速器箱體設計 30
4.9.1 減速器箱體的結構設計 30
4.9.2 油面位置及箱座高度的確定 30
4.9.3 箱體結構的工藝性 31
4.9.4 減速器附件的結構設計 31
第五章 滾筒及主軸設計 32
5.1 滾筒的設計 32
5.1.1 滾筒材料及壁厚確定 32
5.1.2滾筒尺寸的確定 32
5.2 滾筒主軸的設計 33
5.2.1 確定軸各段直徑和長度 33
5.2.2 求軸上的載荷 34
5.2.3 精確校核軸的疲勞強度 35
結 論 38
致謝 39
參 考 文 獻 40
第一章 緒論
1.1 礦用回柱絞車概述
礦用回柱絞車，又稱慢速絞車,是用來拆除和回收礦山回采工作面頂柱的機械設備。回柱作業(yè)屬危險性工作，工作人員不能直接進入回柱空頂區(qū)，此時可把回柱絞車布置在距回柱空頂危險區(qū)段較遠的安全地段，用鋼絲繩鉤頭來拉倒和回收頂柱。由于它的高度較低重量又小，持別適用于薄煤層、和急傾斜煤層采煤工作面，以及各種采煤工作面回收沉入底板或被矸石壓埋的金屬支杖。牽引力大和牽引速度慢是回柱絞車的主要性能要求。隨著機械化采煤程度的提高，它越來越多地被廣泛用于機械化采煤工作面，作為安裝、回收牽引各種設備稱備件之用?；刂g車除用來回柱放頂工作外，也可用來拖運更韌和調運車輛。
回柱絞車(含慢速絞車)的結構有如下特點：
(1)傳動系統(tǒng)都有一級減速比很大的蝸輪蝸桿傳動，皆具備自鎖功能，不會發(fā)生下面重物拉動滾筒旋轉情況。
(2)總傳動比大(i＝150～230)，能在電動機功率較小時，獲得較大的牽引力。
(3)具有整體結構，便于移動和安裝，甚至可以用回柱絞車牽引力來牽引絞車本身移動。
(4)有的在電動機聯(lián)軸器上裝有手動制動閘，有的在蝸輪減速器輸出軸上裝有活動齒輪和錐形摩擦制動器，使回柱絞車可以按信號準確停位，并能從滾筒上自由放繩(不受蝸桿傳動自鎖影響)，且可控制放繩速度，防止松繩和亂繩。
(5)電氣控制裝置較簡單，皆具備隔爆性能，可用于有瓦斯、煤塵的環(huán)境場所。
(6)因蝸輪蝸桿傳動效率低，易造成發(fā)熱和溫升過高,所以必須重視潤滑和維護。
1.2 國內外回柱絞車發(fā)展概況
我國礦用小絞車主要是指調度絞車和回柱絞車，它經歷了仿制、自行設計兩個階段。解放初期使用的礦用小絞車有日本的、蘇聯(lián)的，因此當時生產的礦用小絞車也是測繪仿制日本和蘇聯(lián)的產品。1958年后這些產品相繼被淘汰，并對蘇聯(lián)絞車進行了改進，于1964年進入了自行設計階段.回柱絞車大體上也是經歷了仿制和自行設計的兩個階段，八十年代以前一直使用的是仿制的老產品，八十年代中期才開始設計新型的回柱絞車，主要針對效率極低的球面蝸輪副、慢速工作和快速回繩等環(huán)節(jié)進行根本的改進。
礦用小絞車標準化方面，1967年制定了調度絞車部標準，1971年制定了回柱絞車部標準.1982年對上述兩個標準都進行了修訂，其標準方為JB965-83. JB1409-83.國外礦用小絞車使用很普通，生產廠家也很多。蘇聯(lián)、日本、美國、瑞典等國都制造礦用小絞車。
國外礦用小絞車的種類、規(guī)格較多.工作機構有單筒、雙筒和摩擦式.傳動型式有皮帶傳動、鏈式傳動、齒輪傳動、蝸輪傳動、液壓傳動、行星齒輪傳動和擺線齒輪傳動等。其中采用行星齒輪傳動的比較多。發(fā)展趨勢向標準化系列方向發(fā)展，向體積小、重量輕、結構緊湊方向發(fā)展;向高效、節(jié)能、壽命長、低噪音、一機多能通用化、大功率、外形簡單、平滑、美觀、大方方向發(fā)展。
雖然我國礦用小絞車參數(shù)系列水平優(yōu)于國外，但在標準化和通用化方面遠不如發(fā)達采煤機械制造國。比如牽引力14000kg·f這一檔回柱絞車就有四種型號. JHC-14型一級減速為蝸輪副傳動、二級為行星齒輪傳動(少齒差傳動)。JHZ-14型二級減速為蝸輪副傳動，一級和三級減速為圓柱齒輪傳動。JM-14型是在一級蝸輪副減速之后,其二級、三級減速為直齒圓柱齒輪傳動。JH-14型是在一級蝸輪副減速之后，其二級減速為直齒圓柱齒輪傳動，也是傳動系統(tǒng)最簡單的一種。
回柱絞車以電動使用最廣，傳動型式以球面蝸輪副居多，該機主要結構型式為電動機懸裝在蝸輪副減速器的后部，蝸輪副減速器為第一級減速，第二級和第三級為圓柱齒輪傳動，分別安裝在機器的兩側對稱機體的中心布置，該機呈長條形適應并下巷道的空間，體積小，底座呈雪橇形，安裝搬運方便。
縱觀國外礦用小絞車的發(fā)展情況其發(fā)展趨勢有以下幾個特點：
(1)向標準化系列化方向發(fā)展，蘇聯(lián)月本、美國、德國、英國已有礦用小絞車國家標準.并且這些國家的各制造公司有自己的產品系列型譜。
(2)向體積小、重量輕、結構緊湊方向發(fā)展。
(3)向高效節(jié)能方向發(fā)展。世界工業(yè)發(fā)達的國家如蘇聯(lián)、日本在紋車各種參數(shù)的設置上進行優(yōu)化設計，選取最佳參數(shù)，最大限度提高產品功能。
(4)向壽命長、低噪音方向發(fā)展。壽命和噪音是衡量產品的綜合性能指標，是產品質量的綜合性反應。壽命長，經濟效益才能高;噪音低,有利工人身心健康。
(5)向一機多能、通用化方向發(fā)展。礦用小絞車在使用過程中不僅做調度用，而且還做運輸及其他輔助工作。使用范圍擴大，要求絞車有比較強的適應能力。
(6)向大功率方向發(fā)展。隨著生產的發(fā)展，原來的產品越來越不能滿足用戶的要求。
(7)向外形簡單、平滑、美觀、大方方向發(fā)展。
第二章 礦用回柱絞車傳動裝置方案設計
2.1設計條件
1）機器功用 煤礦井下回收支柱用的慢速絞車；
2）工作情況 工作平穩(wěn)，間歇工作（工作與停歇時間比為1:2），繩筒轉換定期變換；
3）運動要求 絞車繩筒轉速誤差不超過8%；
4）工作能力 儲備余量10%；
5）使用壽命 10年，每年350天，每天8小時；
6）檢修周期 一年小修，五年大修；
7）生產批量 小批生產；
8）生產廠型 中型機械廠。
2.2原始數(shù)據(jù)
表1-1絞車原始數(shù)據(jù)圖
題號
J1
鋼繩牽引力
56KN
鋼繩最大速度
0.13m/s
繩桶直徑
300mm
鋼繩直徑
16mm
最大纏繞層數(shù)
4
繩桶容繩量120m
120m
2.3 傳動方案擬定
根據(jù)設計要求，所給原始數(shù)據(jù),經過對回柱絞車常用型號的傳動方式比較,最后選用一組外嚙合直齒輪,一組蝸輪蝸桿,一組內嚙合直齒輪的傳動方式.其傳動結構圖如圖1-1:
圖1-1回柱絞車傳動裝置方案
該結構簡單,而且占用的空間小,適合井下狹窄空間.第一級采用蝸桿機構,也符合回柱絞車傳動比大的要求,所以經過比較,最終我選擇此種傳動方案.
第三章 傳動裝置的總體設計
3.1 選擇電動機
3.1.1 選擇電動機類型
按工作要求和工作條件選用Y系列三相異步電動機。
3.1.2 電動機容量的選擇
標準電動機的容量由額定功率表示。所選電動機的額定功率應該等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，則不能保證工作機的正常工作，或使電動機長期過載、發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，則增加成本，并且由于效率和功率因數(shù)低而造成電能浪費，本設計要求工作能力儲備余量10%。
1、卷筒軸的功率為：
2、電動機的輸出功率為
——電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率。
開式圓柱齒輪傳動效率，蝸桿傳動效率，滾動軸承效率，聯(lián)軸器傳動效率，滾筒的效率。
則從電動機到工作機輸送帶間的總效率為：
3、電動機所需功率為：
設計要求工作能力儲備余量10%，故電動機功率
查《機械設計實踐與創(chuàng)新》表19-1選取電動機額定功率為15kw。
3.1.3 電動機轉速的選擇
滾筒軸工作轉速：
已知條件:鋼繩牽引力F=56kN,最大速度V=0.13m/s,繩筒直徑D=300mm,鋼繩直徑d=16mm，鋼絲繩最大最大纏繞4層，則：
卷筒最大纏繞直徑：
卷筒轉速：
展開式齒輪傳動比為：
渦輪蝸桿傳動比為：
得總推薦傳動比為：
所以電動機實際轉速的推薦值為：
符合這一范圍的同步轉速為750、1000、1500r/min、3000r/min。
綜合考慮傳動裝置機構緊湊性和經濟性，選用同步轉速1500r/min的電機。
型號為Y160L-4，滿載轉速，功率15。
3.2 傳動比的分配
（1）總傳動比為：
（2）分配傳動比
為使傳動裝置尺寸協(xié)調、結構勻稱、不發(fā)生干涉現(xiàn)象，現(xiàn)選：
第一級開式齒輪傳動比：
蝸桿傳動比：
滾筒級開式齒輪傳動比：
3.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
3.3.1各軸的轉速
0軸
1軸 ；
2軸 ；
3軸 ；
4軸
5軸
3.3.2各軸的輸入功率
0軸
1軸 ；
2軸 ；
3軸 ；
4軸
5軸
3.3.3各軸的輸入轉矩
電機軸 ；
1軸 ；
2軸 ；
3軸 ；
4軸 ；
5軸 ；
將各軸動力參數(shù)整理如下表：
軸名
功率
轉矩
轉速
傳動比
0軸
12.13
79.34
1460
3
1軸
11.64
228.41
486.67
1
2軸
11.3
221.74
486.67
20.5
3軸
8.3
3338.88
23.74
1
4軸
8.06
3242.33
23.74
3.94
5軸
7.58
12004.81
6.03
第四章 傳動零件設計
4.1 第一級開式齒輪副設計
4.1.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
1）選用直齒圓柱齒輪
2）絞車為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)
3）材料選擇 選擇小齒輪材料為40Cr（調質）硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS
4） 選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)
4.1.2按齒面接觸疲勞強度設計
1） 確定公式內的各計算數(shù)值
(1)試選載荷系數(shù) (初選)
(2)小齒輪傳遞的轉矩
(3)選齒寬系數(shù)
(4)由此可得的材料的彈性影響因數(shù)
(5)按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限，大齒輪接觸疲勞強度極限
(6)計算應力循環(huán)次數(shù)
(7)可得接觸疲勞壽命系數(shù),
(8)計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1
2） 計算
(1)計算小齒輪分度圓直徑，由公式得
(2)計算圓周速度
(3)計算齒寬b
(4)計算齒寬與齒高b/h
模數(shù)
(5)計算載荷系數(shù)K
已知使用系數(shù),根據(jù),7級精度,可得動載系數(shù);
查表可得載荷分布系數(shù)，得;可得;
故
(6)按實際載荷系數(shù)校核算得得分度圓直徑
(7)計算模數(shù)
4.1.3按齒根彎曲強度設計
1) 確定計算參數(shù)
(1) 計算載荷系數(shù)
(2) 查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)
得 ，
(3) 由小齒輪的彎曲疲勞強度極限,大齒輪的彎曲疲勞強度極限：;
(4) 可得彎曲疲勞壽命系數(shù),
(5) 計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,則
(6) 計算大小齒輪的并加以比較
小齒輪的數(shù)值大
2) 設計計算
對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),取,已可滿足彎曲強度.但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù),于是由
取
4.1.4 幾何尺寸計算
1)計算中心距
2)計算大小齒輪的分度圓直徑
3)計算齒輪寬度
圓整后取,
4)驗算： ==
所以合適
5)結構設計：見圖紙
將幾何尺寸匯于表：
序號
名稱
符號
計算公式及參數(shù)選擇
1
模數(shù)
m
2
分度圓直徑
3
齒頂高
4
齒根高
5
全齒高
6
頂隙
7
齒頂圓直徑
8
齒根圓直徑
9
齒輪寬度
B1，B2
60mm，55mm
10
中心距
180
4.2滾筒級開式齒輪副設計
4.2.1選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
（1） 選擇齒輪材料
采用硬齒面閉式齒輪傳動 由表11.8查得：
小齒輪選用20，滲碳后淬火處理，齒面硬度為58~62HRC。
大齒輪選用20，滲碳后淬火處理，齒面硬度為58~62HRC。
由表11.20 選8級精度 齒面粗糙度
（2） 確定許用應力
由表11.9查得：
由表11.25查得：
小齒輪接觸疲勞極限
大齒輪接觸疲勞極限
查圖11.28得：
許用接觸應力：
依據(jù)：當大小齒輪都是硬齒面時，硬齒面齒輪的承載能力較高，但需專門設備磨齒，常用于要求結構緊湊或生產批量大的齒輪。當大小齒輪都時硬齒面時，小齒輪的硬度應略高，也可和大齒輪相等。
4.2.2 齒面接觸疲勞強度設計
設齒輪按8級精度
選擇齒寬系數(shù) 查表11.19得 =0.6
取,則取79
選擇載荷系數(shù)K 查表11.10得 K=1.2
小齒輪上的轉矩
小齒輪分度圓直徑
齒輪的模數(shù)
根據(jù)表11.3就近取標準模數(shù) m=6mm
4.2.3 齒輪幾何尺寸的計算
取
中心距
將幾何尺寸匯于表：
序號
名稱
符號
計算公式及參數(shù)選擇
1
模數(shù)
m
2
分度圓直徑
3
齒頂高
4
齒根高
5
全齒高
6
頂隙
7
齒頂圓直徑
8
齒根圓直徑
9
齒寬
B1，B2
72mm，77mm
10
中心距
177mm
4.2.4驗算輪齒彎曲強度
齒形系數(shù) 查表11.12得
應力修正系數(shù) 查表11.13得
由表11.9查得
許用彎曲應力 查圖11.26
查圖11.27得：
許用彎曲應力：
（5）齒輪的圓周速度
根據(jù)表11.21可知，選用8級精度實合適的。
4.3 渦輪蝸桿設計
4.3.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型
傳動參數(shù)：
根據(jù)設計要求選用阿基米德蝸桿即ZA式。
4.3.2選擇材料
設
滑動速度：
蝸桿選45鋼，齒面要求淬火，硬度為45-55HRC.
蝸輪用ZCuSn10P1,金屬模制造。
為了節(jié)約材料齒圈選青銅，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造
（1）確定許用接觸應力
根據(jù)選用的蝸輪材料為ZCuSn10P1，金屬模制造，蝸桿的螺旋齒面硬度＞45HRC，可從文獻[1]P254表11-7中查蝸輪的基本許用應力
應力循環(huán)次數(shù)
壽命系數(shù)
則
（2）確定許用彎曲應力
從文獻[1]P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力[]=56MPa
壽命系數(shù)
4.3.3按計齒面接觸疲勞強度計算進行設
（1）根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計進行計算，先按齒面接觸疲勞強度計進行設計，再校對齒根彎曲疲勞強度。
式中：
蝸桿頭數(shù)：
渦輪齒數(shù)：
渦輪轉矩：
載荷系數(shù)：
因工作比較穩(wěn)定，取載荷分布不均系數(shù)；由文獻[1]P253表11-5選取使用系數(shù)；由于轉速不大，工作沖擊不大，可取動載系；則
選用的是45鋼的蝸桿和蝸輪用ZCuSn10P1匹配的緣故，有故有：
查《機械設計》表7.3（如下）
得應取蝸桿模數(shù)：
蝸桿分度圓直徑：
蝸桿導程角：
渦輪分度圓直徑：
中心距：
渦輪圓周速度：
4.3.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸
（1）蝸桿
軸向尺距
直徑系數(shù)
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
蝸桿螺線部分長度：取180mm
（2）蝸輪
蝸輪齒數(shù)
驗算傳動比
蝸輪分度圓直徑
喉圓直徑
齒根圓直徑
咽喉母圓半徑
渦輪外圓直徑
渦輪寬度
4.3.5校核齒根彎曲疲勞強度
當量齒數(shù)
根據(jù)
從圖11-9中可查得齒形系數(shù)Y=2.37
螺旋角系數(shù)：
許用彎曲應力：
從文獻[1]P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力[]=56MPa
壽命系數(shù)
可以得到：<
因此彎曲強度是滿足的。
4.3.6驗算效率
已知；；與相對滑動速度有關。
從文獻[1]P264表11-18中用差值法查得： 代入式中，得大于原估計值，因此不用重算。
4.3.7精度等級公差和表面粗糙度的確定
考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T10089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度選擇8級精度，側隙種類為f，標注為8f GB/T10089-1988。然后由有關手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度，此處從略。詳細情況見零件圖。
4.4 軸的設計
4.4.1 1軸的設計
(1)材料的選擇
由表16.1 查得 用45號鋼，進行調質處理，
由表16.3得
(2)估算軸的最小直徑
根據(jù)表11.6，=107-118為取值范圍
估算軸的直徑：
因為軸上開有一個鍵槽，考慮到鍵槽對軸強度的削落，應增大軸徑，此時軸徑應增大3%-5%
查設計手冊
軸段①上有聯(lián)軸器需要定位，因此軸段②應有軸肩
軸段③安裝軸承，必須滿足內徑標準，故
軸段④
軸段⑤
按彎扭合成強度校核軸頸
圓周力
徑向力
水平
垂直
合成
當量彎矩
校核
4.4.2 2軸、3軸、4軸的設計
同理對2軸、3軸、4軸、5軸進行計算：
2軸：
因為軸上開有一個鍵槽，考慮到鍵槽對軸強度的削落，應增大軸徑，此時軸徑應增大5%-8%
取
3軸：
因為軸上開有一個鍵槽，考慮到鍵槽對軸強度的削落，應增大軸徑，此時軸徑應增大5%-8%
取
4軸：
因為軸上開有一個鍵槽，考慮到鍵槽對軸強度的削落，應增大軸徑，此時軸徑應增大5%-8%
取
2軸、3軸、4軸的校核與1軸類似，在此就不再一一敖旭。
4.5 軸承的校核
4.5.1 開式大齒輪軸上的軸承壽命校核
在設計蝸桿選用的軸承為30208型圓錐滾子軸承,由手冊查得
(1)由滾動軸承樣本可查得,軸承背對背或面對 面成對安裝在軸上時,當量載荷可以按下式計算:
1)當
2)當
,且工作平穩(wěn),取,按上面式(2)計算當量動載荷,即
(2)計算預期壽命
(3)求該軸承應具有的基本額定動載荷
故選擇此對軸承在軸上合適.
4.5.2 蝸桿軸上的軸承壽命校核
在設計蝸桿選用的軸承為30209型圓錐滾子軸承,由手冊查得
(1)由滾動軸承樣本可查得,軸承背對背或面對 面成對安裝在軸上時,當量載荷可以按下式計算:
1)當
2)當
,且工作平穩(wěn),取,按上面式(2)計算當量動載荷,即
(2)計算預期壽命
(3)求該軸承應具有的基本額定動載荷
故選擇此對軸承在軸上合適.
4.5.3 渦輪軸上的軸承校核
1.求作用在軸承上的載荷
2.計算動量載荷
在設計時選用的30218型圓錐滾子軸承,查手冊知
根據(jù),查得
查得 所以
3.校核軸承的當量動載荷
已知,所以
故選用該軸承合適.
4.5.4 低速軸上軸承的校核
1.軸承的徑向載荷和軸向載荷
因B端的載荷大于A端的載荷,故驗算B端軸承.即
軸承的徑向載荷
軸承的軸向載荷
2.計算滾動軸承的當量動載荷
選軸承為6218深溝球軸承,由手冊查得其
可得,
查表7-7,取
所以當量動載荷為:
3.校核軸承的當量動載荷
已知,所以
故選用該軸承合適.
4.6鍵的校核
4.6.1 開式大齒輪軸上鍵的強度校核
在前面設計軸此處選用平鍵聯(lián)接,尺寸為,鍵長為56mm.
鍵的工作長度
鍵的工作高度
可得鍵聯(lián)接許用比壓
故該平鍵合適.
4.6.2 蝸桿軸上鍵的強度校核
在前面設計軸此處選用平鍵聯(lián)接,尺寸為,鍵長為56mm.
鍵的工作長度
鍵的工作高度
可得鍵聯(lián)接許用比壓
故該平鍵合適.
4.6.3 蝸輪軸上鍵的強度校核
在設計時選用平鍵聯(lián)接,尺寸為,鍵長度為80mm
鍵的工作長度
鍵的工作高度
得鍵聯(lián)接許用比壓
故選用此鍵合適.
4.6.4 低速軸上鍵的強度校核
設計時兩處均選用平鍵聯(lián)接,其尺寸相同,即,鍵長度也均為125mm.
鍵的工作長度
鍵的工作高度
由表8-8查得鍵聯(lián)接許用比壓
故兩處的平鍵均合適.
4.7 聯(lián)軸器的選用
4.7.1 蝸桿軸上聯(lián)軸器的選用
根據(jù)前面計算，蝸桿軸最小直徑：
取
查機械手冊，根據(jù)軸徑和計算轉矩選用彈性柱銷聯(lián)軸器：
聯(lián)軸器轉矩計算
查表課本14-1， K=1.3，則
啟動載荷為名義載荷的1.25倍，則
按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊選擇聯(lián)軸器型號為選用HL3（J1型）彈性柱銷聯(lián)軸器，其允許最大扭矩[T]=630,許用最高轉速 n=5000，半聯(lián)軸器的孔徑d=35，孔長度l=60mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=82。
4.7.2 蝸輪軸上聯(lián)軸器的選用
根據(jù)前面計算，蝸輪軸最小直徑：
取
查機械手冊，根據(jù)軸徑和計算轉矩選用彈性柱銷聯(lián)軸器：
聯(lián)軸器轉矩計算
查表課本14-1， K=1.3，則
啟動載荷為名義載荷的1.25倍，則
按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊選擇聯(lián)軸器型號為選用HL7（J1型）彈性柱銷聯(lián)軸器，其允許最大扭矩[T]=6300,許用最高轉速 n=1700，半聯(lián)軸器的孔徑d=80，孔長度l=132mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=172。
4.8減速器潤滑與密封
4.8.1 軸承潤滑
蝸桿軸上軸承：
渦輪軸上軸承：
軸承均采用脂潤滑。選用通用鋰基潤滑脂（GB7324-87），牌號為ZGL—1。其有良好的耐水性和耐熱性。適用于-20°至120°寬溫度范圍內各種機械的滾動軸承、滑動軸承及其他摩擦部位的潤滑。潤滑脂的裝填量不宜過多，一般不超過軸承內部空間容積的1/3～2/3。
4.8.2 渦輪蝸桿潤滑
渦輪蝸桿的潤滑方法采用浸油潤滑。在渦輪傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。渦輪浸入油中油的深度不宜超過高速級1/2，亦不應小于1/4。為避免渦輪轉動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，應使大渦輪齒頂距油池底面的距離不小于30～50mm?，F(xiàn)取為
4.8.3 密封類型的選擇
（1）軸外伸處的密封設計
為防止?jié)櫥瑒┩饴┘巴饨绲幕覊m、水分和其他雜質滲入，造成軸承磨損或腐蝕，應設置密封裝置。軸承為脂潤滑，選用氈圈油封，材料為半粗羊毛氈。
（2）剖分面的密封設計
在剖分面上涂水玻璃，以防止漏油。
4.9 減速器箱體設計
減速器箱體是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正常嚙合、良好潤滑和密封的基礎零件，因此，應具有足夠的強度和剛度。為提高箱體強度，采用鑄造的方法制造。
為便于軸系部件的安裝和拆卸，箱體采用剖分式結構，由箱座和箱蓋組成，剖分面取軸的中心線所在平面,箱座和箱蓋采用普通螺栓連接，圓柱銷定位。
減速器箱體是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正常嚙合、良好潤滑和密封的基礎零件，因此，應具有足夠的強度和剛度。為提高箱體強度，采用鑄造的方法制造。
4.9.1 減速器箱體的結構設計
首先保證足夠的箱體壁厚，箱座和箱蓋的壁厚取。
其次，為保證減速器箱體的支承剛度，箱體軸承座處要有足夠的厚度，并設置加強肋，且選用外肋結構。為提高軸承座孔處的聯(lián)接剛度，座孔兩側的連接螺栓應盡量靠近（以避免與箱體上固定軸承蓋的螺紋孔干涉為原則）。為提高聯(lián)接剛度，在軸承座旁聯(lián)接螺栓處做出凸臺，要有一定高度，以留出足夠的扳手空間。由于減速器上各軸承蓋的外徑不等，各凸臺高度設計一致。
另外，為保證箱座與箱蓋的聯(lián)接剛度，箱蓋與箱座聯(lián)接凸緣應有較大的厚度。
為保證箱體密封，除箱體剖分面聯(lián)接凸緣要有足夠的寬度外，合理布置箱體凸緣聯(lián)接螺栓，采用對稱均勻布置，并不與吊耳、吊鉤和定位銷等發(fā)生干涉。
4.9.2 油面位置及箱座高度的確定
對于圓柱齒輪，通常取浸油深度為一個齒高，對于多級傳動中的低速級大齒輪，其浸油深度不得超過其分度圓半徑的1/3。為避免傳動零件傳動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，應使大齒輪齒頂圓距油齒底面的的距離不小于30～50mm。取45mm。
4.9.3 箱體結構的工藝性
由于采用鑄造箱體，所以要注意鑄造的工藝要求，例如注意力求壁厚均勻、過渡平緩，外形簡單；考慮液態(tài)金屬的流動性，箱體壁厚不應過薄，砂形鑄造圓角半徑??；為便于造型時取模，鑄件表面沿拔模方向設計成～的拔模斜度，以便拔模方便。箱體與其他零件的結合處，如箱體軸承座端面與軸承蓋、窺視孔與視孔蓋、螺塞等處均做出凸臺，以便于機加工。
設計箱體結構形狀時，應盡量減小機械加工面積，減少工件和刀鋸的的調整次數(shù)。例如同一軸心線上的兩軸承座孔的直徑應盡量一致，以便鏜孔并保證鏜孔精度，取兩軸承座孔的直徑相同。箱體的加工面與非加工面必須嚴格分開,加工處做出凸臺()。螺栓頭部或螺母接觸處做出沉頭座坑。箱體形狀力求均勻、美觀。
4.9.4 減速器附件的結構設計
要設計啟蓋螺釘，其上的螺紋長度要大于箱蓋聯(lián)接凸緣的厚度，釘桿端部要做成圓柱形，加工成半圓形，以免頂壞螺紋。
為了保證剖分式箱體軸承座孔的加工與裝配精度，在箱體聯(lián)接凸緣的長度方向兩端各設一圓錐定位銷。兩銷間的距離盡量遠，以提高定位精度。定位銷直徑一般取，取，長度應大于箱蓋和箱座聯(lián)接凸緣的總厚度，以利于裝拆。
箱體相關尺寸匯總如下：
名 稱
代號
一級齒輪減速器
計算結果
機座壁厚
δ
0.04a+3mm≥8mm
12
機蓋壁厚
δ1
0.85δ
10
機座凸緣厚度
b
1.5δ
20
機蓋凸緣厚度
b1
1.5δ1
20
機座底凸緣厚度
b2
2.5δ
30
地腳螺釘直徑
df
0.036a+12mm
16
地腳螺釘數(shù)目
n
4
軸承旁連接螺栓直徑
d1
0.75 df
16
機座與機蓋連接螺栓直徑
d2
(0.5~0.6) df
12
連接螺栓d2的間距
l
150~200mm
軸承端螺釘直徑
d3
(0.4~0.5) df
6
窺視孔蓋螺釘直徑
d4
(0.3~0.4) df
5
定位銷直徑
d
(0.7~0.8) d2
6
df、d1 、d2至外機壁距離
c1
見表2
22,16,13
df 、d2至緣邊距離
c2
見表2
20,11
軸承旁凸臺半徑
R1
c2
20
凸臺高度
h
根據(jù)低速軸承座外徑確定
50
外機壁到軸承端面距離
l1
c1+ c2+(5~8)mm
48
內機壁到軸承端面距離
l2
δ+ c1+ c2+(5~8)mm
56
蝸輪齒頂圓與內機壁距離
△1
≥1.2δ
10
蝸輪端面與內機壁的距離
△2
≥δ
8
機座肋厚
m
m≈0.85δ
7
軸承端蓋外徑
D2
軸承座孔直徑+(5~5.5) d3
125
軸承端蓋凸緣厚度
e
(1~1.2) d3
10
軸承旁連接螺栓距離
s
盡量靠近，以Md1和Md3不發(fā)生干涉為準
第五章 滾筒及主軸設計
5.1 滾筒的設計
5.1.1 滾筒材料及壁厚確定
選用A3鋼作為滾筒材料,焊接而成.查手冊知其厚度在20～40mm之間,根據(jù)經驗公式,最后確定滾筒壁厚為.
5.1.2滾筒尺寸的確定
已知滾筒的尺寸:
滾筒直徑:300mm
鋼繩直徑:16mm
最大纏繞層數(shù):4
最大容繩量:120mm
（1）確定滾筒的寬度B
由公式 可以算出每層的纏繞圈數(shù),
即
取,所以滾筒的寬度為:
（2）確定繩筒各直徑
1)滾筒最小纏繞直徑
―――滾筒的最小外徑
―――鋼絲繩直徑
2)滾筒最大纏繞直徑
―――鋼絲繩每層厚度降低系數(shù),取
3)滾筒平均纏繞直徑
4)滾筒結構外徑
取500mm
5.2 滾筒主軸的設計
5.2.1 確定軸各段直徑和長度
1)確定最小直徑及長度
根據(jù)前面設計選用的聯(lián)接減速器和滾筒主軸的聯(lián)軸器孔徑,可以確定滾筒主軸的最小直徑,即.半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為200mm,,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故軸的長度應比轂孔長度略短一些,現(xiàn)取.
為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位,右端需制出一軸肩,故取該段直徑為.
2)初步選擇滾動軸承
因為軸承同時承受有徑向力和軸向力的作用,故選用雙列圓錐滾子軸承.參照工作要求,由手冊中初步選取6218型深溝球軸承,其尺寸為:
,,,故,而.
兩端軸承都采用軸肩進行軸向定位,由手冊上查得,取,因此,取
.
3)兩端安裝支輪處都采用軸肩來進行軸向定位,取
,.
4)滾筒與軸焊接成一體；.
5)因為制動器放在左邊支輪處,所以安裝左支輪處的軸徑長度應略長一些,故
取.右邊支輪處軸徑長度為.
6)軸承端蓋的總寬度為20mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆方便及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外斷面與半聯(lián)軸器右端面鍵的距離為30mm,故取.
7)軸上零件的周向定位
支輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵聯(lián)接.按,由手冊查得平鍵截面尺寸為,鍵長為32mm;半聯(lián)軸器與軸得聯(lián)接,選用平鍵尺寸為,鍵長為140mm.滾動軸承的周向定位是借過渡配合來保證的.
8)確定軸上圓角和倒角尺寸
取軸端倒角為
5.2.2 求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的的計算簡圖.在確定軸承的支點位置時,從手冊
中查取值.因此作為簡支梁的軸的跨距為634mm.
經分析,當鋼絲繩位于靠近左邊支輪時,軸承、軸的受力最大,將各力已知卷筒
軸心上,其受力情況如下所示:
圖3-1 軸的受力分析圖
Fig.3-1 Analysis of the Axis plans
現(xiàn)將計算出的卷筒軸上的計算結果列于下:
鋼繩牽引力:
垂直面支反力:
總彎距:
扭距:
5.2.3 精確校核軸的疲勞強度
1)判斷危險截面
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面D處的應力集中最嚴重;從受載
的情況來看,截面D處的應力最大,所以該軸需校核D處兩邊.
2)截面D左側
抗彎截面系數(shù)
抗扭截面系數(shù)
截面D左側的彎距為
扭距為
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉切應力
軸的材料為45鋼,調制處理?？傻茫?，
。
截面上由于軸肩形成的理論應力系數(shù)及。因，，，經插值后可得
，
材料的敏性系數(shù)為，
故有效應力集中系數(shù)為
尺寸系數(shù)；扭轉尺寸系數(shù)
軸按磨削加工，表面質量系數(shù)為
軸未經表面強化處理，即，綜合系數(shù)值為
碳鋼的特性系數(shù) ，取
，取
于是，計算安全系數(shù)值，則得
故可知其安全。
3） 截面右側
抗彎截面系數(shù)
抗扭截面系數(shù)
截面D左側的彎距為
扭距為
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉切應力
過盈配合出的值，用插值法求出，并取，于是得
，
軸按磨削加工，表面質量系數(shù)為
故得綜合系數(shù)為
所以右側的安全系數(shù)為
故該軸在截面右側的強度也是足夠的。
結 論
緊張而又充實的畢業(yè)設計即將結束，通過這次設計，我充分認識到畢業(yè)設計是對學生綜合運用所學知識，解決本專業(yè)范圍內工程技術問題能力的很好檢驗，同時也進一步提高了學生理論聯(lián)系實際的能力，綜合思考的能力。也進一步培養(yǎng)和提高了學生的設計計算能力、繪圖表達能力，應用標準規(guī)范能力和查閱資料的能力。
在這次設計中，我很好的完成了設計任務，并設計了龍門式起重機總體及金屬結構設計。在是設計中我對起重機有了很明確的認識、理解以及工作原理。我的設計是龍門式起重機，龍門式起重機主要是由橫梁、支架、箱形梁等金屬構成右螺栓連接，金屬焊接組成。
我設計的起重機符合實際的工作情況，適應任何工作條件，提升高度，跨度能滿足工作需要，希望能得到廣大客戶的認可。
改革開放以來，隨著國民經濟的高速發(fā)展，市場對起重機的需求量不斷增長。近年來，起重機工業(yè)一直以15%左右的增長速度快速發(fā)展，起重機工業(yè)企業(yè)的所有制成分也發(fā)生了巨大變化，除了國有專業(yè)起重機廠外，集體、合資、獨資和私營也得到了快速發(fā)展。
研究推廣能提高勞動生產率及產品質量、降低成本和擴大起重機應用范圍的各種領域工作，也是起重機技術的發(fā)展方向之一。目前國內外相繼涌現(xiàn)了高性能工藝、適應工作環(huán)境能力、承載能力強功能、抗疲勞強度性能及抗彎曲性能性能等精制、經濟的起重機設計新方法。
雖然中國起重機工業(yè)在過去十多年中取得了令人矚目的發(fā)展，但許多方面與工業(yè)發(fā)達國家相比仍有較大的差距。
致謝
經過半年的忙碌和工作，畢業(yè)設計接近了尾聲，在這段時間中我所做的工作是比較膚淺的，很多方面由于知識跨度較大，我的設計方面的基礎顯得很欠缺，所以遇到了不小的困難。在論文寫作的關鍵步驟上，導師給了我很大的幫助和指導，同時在學習的每一個細節(jié)上都為我考慮得很周到，論文能夠完成，首先要感謝的是我的導師。支他平日里工作繁多，但在我做設計的每個階段，從外出實習到查閱資料，設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，收據(jù)分析等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計分析較為復雜煩瑣，但是支教授仍然細心地糾正分析過程的錯誤，讓我少走了很多彎道。除了敬佩支教授的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作
在本文的完成過程中，我還要感謝的是在大學期間給我授過課的老師，正是他們出色的工作使我掌握了較為扎實的基礎知識，本課題的研究工程中我多次得益于大學階段的學習。本文所引用文獻的作者也給我了很大的幫助，正是他們做在前面的工作使我在做這個課題的時候有很多資料可以借鑒，有很多前人的方法可以參考，他們的工作大大的豐富了我的思路，給我了很多有益的啟示。
然后，感謝我的家人。是他們在挫折時，給與我信心與前進的動力；是他們在快樂時，分享我的喜悅。感謝所有關心和幫助過我的人。
參 考 文 獻
[1]．鞏云鵬、黃秋波等主編 機械設計課程設計[M]遼寧：東北大學出版社出版，2001
[2]．甘永立.幾何量公差與檢測[M].第五版.上海：科學技術出版社，2003
[3]．李貴軒.設計方法學[M].第一版.北京：世界圖書出版公司，1989
[4]．常紅，孟初陽 主編 物流機械[M]北京：人民交通出版社 2003
[5]．陳道南，盛漢中 主編 起重機課程設計[M]北京 冶金工業(yè)出版社
[6]．Ing.J.verschoo著 劉寶靜譯 起重機設計、使用和保養(yǎng)[M]上海科學出版社 2002
[7]．梵兆馥 主編 重型設備吊裝手冊[M]北京 冶金工作出版社 2001
[8]．梁治明,主編 材料力學[M]遼寧：高等教育出版社出版，1985
[9]．王金諾 于蘭峰 主編 起重運輸機金屬結構[M]北京 中國鐵道出版社 2002
[10]．中國設計大典，南昌 江西科學技術出版社 2002
[12]．范祖蕘，編結構力學[M]機械工業(yè)出版社，1979
[13]．冷興聚，王春華，王琦 主編 機械設計基礎[M]沈陽 東北大學出版社2002
[14]．陳瑋璋，主編 起重機械金屬結構[M]上海海運學院 1986
[15]．李美榮，主編 工程機械專業(yè)英語[M]人民交通出版社2002
41