礦用回柱絞車傳動裝置設(shè)計-參數(shù)J1【9張CAD高清圖紙及說明書】【YC系列】

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JB1409-83.國外礦用小絞車使用很普通，生產(chǎn)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(gòu)有單筒、雙筒和摩擦式.傳動型式有皮帶傳動、鏈?zhǔn)絺鲃印X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(biāo)準(zhǔn)化系列方向發(fā)展，向體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)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(biāo)準(zhǔn)化和通用化方面遠(yuǎn)不如發(fā)達(dá)采煤機械制造國。比如牽引力14000kgf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?；刂g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(jié)構(gòu)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(cè)對稱機體的中心布置，該機呈長條形適應(yīng)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(biāo)準(zhǔn)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(biāo)準(zhǔn).并且這些國家的各制造公司有自己的產(chǎn)品系列型譜。(2)向體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)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(dá)的國家如蘇聯(lián)、日本在紋車各種參數(shù)的設(shè)置上進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，選取最佳參數(shù)，最大限度提高產(chǎn)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(chǎn)品的綜合性能指標(biāo)，是產(chǎn)品質(zhì)量的綜合性反應(yīng)。壽命長，經(jīng)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(diào)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(yīng)能力。 (6)向大功率方向發(fā)展。隨著生產(chǎn)的發(fā)展，原來的產(chǎn)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(shè)計2.1設(shè)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(zhuǎn)換定期變換；3）運動要求 絞車?yán)K筒轉(zhuǎn)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(chǎn)批量 小批生產(chǎn)；8）生產(chǎn)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120m120m2.3 傳動方案擬定根據(jù)設(shè)計要求，所給原始數(shù)據(jù),經(jīng)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(nèi)嚙合直齒輪的傳動方式.其傳動結(jié)構(gòu)圖如圖1-1:圖1-1回柱絞車傳動裝置方案該結(jié)構(gòu)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(gòu),也符合回柱絞車傳動比大的要求,所以經(jīng)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(shè)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(biāo)準(zhǔn)電動機的容量由額定功率表示。所選電動機的額定功率應(yīng)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(shè)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(shè)計要求工作能力儲備余量10%，故電動機功率查機械設(shè)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(zhuǎn)速的選擇滾筒軸工作轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)速的推薦值為：符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750、1000、1500r/min、3000r/min。綜合考慮傳動裝置機構(gòu)緊湊性和經(jīng)濟性，選用同步轉(zhuǎn)速1500r/min的電機。型號為Y160L-4，滿載轉(zhuǎn)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(diào)、結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速傳動比0軸12.1379.34146031軸11.64228.41486.6712軸11.3221.74486.6720.53軸8.33338.8823.7414軸8.063242.3323.743.945軸7.5812004.816.03第四章 傳動零件設(shè)計4.1 第一級開式齒輪副設(shè)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(diào)質(zhì)）硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS4） 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(shè)計1） 確定公式內(nèi)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(zhuǎn)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(yīng)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(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)S12） 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(shè)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(yīng)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(yīng)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(shè)計計算對比計算結(jié)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(yīng)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(jié)構(gòu)設(shè)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)m2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，B260mm，55mm10中心距1804.2滾筒級開式齒輪副設(shè)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5862HRC。大齒輪選用20，滲碳后淬火處理，齒面硬度為5862HRC。由表11.20 選8級精度 齒面粗糙度 （2） 確定許用應(yīng)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(yīng)力：依據(jù)：當(dāng)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(shè)備磨齒，常用于要求結(jié)構(gòu)緊湊或生產(chǎn)批量大的齒輪。當(dāng)大小齒輪都時硬齒面時，小齒輪的硬度應(yīng)略高，也可和大齒輪相等。4.2.2 齒面接觸疲勞強度設(shè)計設(shè)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(zhuǎn)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(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m=6mm4.2.3 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)m2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，B272mm，77mm10中心距177mm4.2.4驗算輪齒彎曲強度 齒形系數(shù) 查表11.12得 應(yīng)力修正系數(shù) 查表11.13得 由表11.9查得 許用彎曲應(yīng)力 查圖11.26 查圖11.27得： 許用彎曲應(yīng)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(shè)計4.3.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型傳動參數(shù)： 根據(jù)設(shè)計要求選用阿基米德蝸桿即ZA式。4.3.2選擇材料設(shè)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(yīng)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(xiàn)1P254表11-7中查蝸輪的基本許用應(yīng)力應(yīng)力循環(huán)次數(shù)壽命系數(shù)則 （2）確定許用彎曲應(yīng)力從文獻(xiàn)1P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力=56MPa壽命系數(shù) 4.3.3按計齒面接觸疲勞強度計算進(jìn)行設(shè)（1）根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計進(jìn)行計算，先按齒面接觸疲勞強度計進(jìn)行設(shè)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(zhuǎn)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(xiàn)1P253表11-5選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)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(shè)計表7.3（如下）得應(yīng)取蝸桿模數(shù)：蝸桿分度圓直徑：蝸桿導(dǎo)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(dāng)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(yīng)力：從文獻(xiàn)1P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)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(guān)。從文獻(xiàn)1P264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(shè)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(cè)隙種類為f，標(biāo)注為8f GB/T10089-1988。然后由有關(guān)手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度，此處從略。詳細(xì)情況見零件圖。4.4 軸的設(shè)計4.4.1 1軸的設(shè)計(1)材料的選擇 由表16.1 查得 用45號鋼，進(jìn)行調(diào)質(zhì)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(yīng)增大軸徑，此時軸徑應(yīng)增大3%-5% 查設(shè)計手冊 軸段上有聯(lián)軸器需要定位，因此軸段應(yīng)有軸肩 軸段安裝軸承，必須滿足內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故 軸段 軸段按彎扭合成強度校核軸頸圓周力 徑向力水平 垂直 合成當(dāng)量彎矩 校核 4.4.2 2軸、3軸、4軸的設(shè)計同理對2軸、3軸、4軸、5軸進(jìn)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(yīng)增大軸徑，此時軸徑應(yīng)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(yīng)增大軸徑，此時軸徑應(yīng)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(yīng)增大軸徑，此時軸徑應(yīng)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(shè)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(dāng)量載荷可以按下式計算:1)當(dāng) 2)當(dāng) ,且工作平穩(wěn),取,按上面式(2)計算當(dāng)量動載荷,即(2)計算預(yù)期壽命(3)求該軸承應(yīng)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(shè)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(dāng)量載荷可以按下式計算:1)當(dāng) 2)當(dāng) ,且工作平穩(wěn),取,按上面式(2)計算當(dāng)量動載荷,即(2)計算預(yù)期壽命(3)求該軸承應(yīng)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(shè)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(dāng)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(dāng)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(dāng)量動載荷為:3.校核軸承的當(dāng)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(shè)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(shè)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(shè)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(shè)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(zhuǎn)矩選用彈性柱銷聯(lián)軸器： 聯(lián)軸器轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩選用彈性柱銷聯(lián)軸器： 聯(lián)軸器轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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ZGL1。其有良好的耐水性和耐熱性。適用于-20至120寬溫度范圍內(nèi)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(nèi)部空間容積的1/32/3。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(yīng)小于1/4。為避免渦輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，應(yīng)使大渦輪齒頂距油池底面的距離不小于3050mm?，F(xiàn)取為4.8.3 密封類型的選擇（1）軸外伸處的密封設(shè)計為防止?jié)櫥瑒┩饴┘巴饨绲幕覊m、水分和其他雜質(zhì)滲入，造成軸承磨損或腐蝕，應(yīng)設(shè)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(shè)計在剖分面上涂水玻璃，以防止漏油。4.9 減速器箱體設(shè)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(chǔ)零件，因此，應(yīng)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(jié)構(gòu)，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(chǔ)零件，因此，應(yīng)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(jié)構(gòu)設(shè)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(shè)置加強肋，且選用外肋結(jié)構(gòu)。為提高軸承座孔處的聯(lián)接剛度，座孔兩側(cè)的連接螺栓應(yīng)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(shè)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(yīng)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(yīng)使大齒輪齒頂圓距油齒底面的的距離不小于3050mm。取45mm。4.9.3 箱體結(jié)構(gòu)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(yīng)過薄，砂形鑄造圓角半徑?。粸楸阌谠煨蜁r取模，鑄件表面沿拔模方向設(shè)計成的拔模斜度，以便拔模方便。箱體與其他零件的結(jié)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(shè)計箱體結(jié)構(gòu)形狀時，應(yīng)盡量減小機械加工面積，減少工件和刀鋸的的調(diào)整次數(shù)。例如同一軸心線上的兩軸承座孔的直徑應(yīng)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(yán)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(jié)構(gòu)設(shè)計要設(shè)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(shè)一圓錐定位銷。兩銷間的距離盡量遠(yuǎn)，以提高定位精度。定位銷直徑一般取，取，長度應(yīng)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(guān)尺寸匯總?cè)缦拢好?稱代號一級齒輪減速器計算結(jié)果機座壁厚0.04a+3mm8mm12機蓋壁厚10.8510機座凸緣厚度b1.520機蓋凸緣厚度b11.5120機座底凸緣厚度b22.530地腳螺釘直徑df0.036a+12mm16地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁連接螺栓直徑d10.75 df16機座與機蓋連接螺栓直徑d2(0.50.6) df12連接螺栓d2的間距l(xiāng)150200mm軸承端螺釘直徑d3(0.40.5) df6窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4) df5定位銷直徑d(0.70.8) d26df、d1 、d2至外機壁距離c1見表222,16,13df 、d2至緣邊距離c2見表220,11軸承旁凸臺半徑R1c220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l1c1+ c2+(58)mm48內(nèi)機壁到軸承端面距離l2+ c1+ c2+(58)mm56蝸輪齒頂圓與內(nèi)機壁距離11.210蝸輪端面與內(nèi)機壁的距離28機座肋厚mm0.857軸承端蓋外徑D2軸承座孔直徑+(55.5) d3125軸承端蓋凸緣厚度e(11.2) d310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(zhǔn)第五章 滾筒及主軸設(shè)計5.1 滾筒的設(shè)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2040mm之間,根據(jù)經(jīng)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(jié)構(gòu)外徑取500mm5.2 滾筒主軸的設(shè)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(shè)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(yīng)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(jìn)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(jìn)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(yīng)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(jié)構(gòu)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(jīng)分析,當(dāng)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(jié)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(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面D處的應(yīng)力集中最嚴(yán)重;從受載的情況來看,截面D處的應(yīng)力最大,所以該軸需校核D處兩邊.2)截面D左側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面D左側(cè)的彎距為 扭距為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼,調(diào)制處理。可得，。 截面上由于軸肩形成的理論應(yīng)力系數(shù)及。因，經(jīng)插值后可得， 材料的敏性系數(shù)為，故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 尺寸系數(shù)；扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)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(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面D左側(cè)的彎距為 扭距為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)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(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為所以右側(cè)的安全系數(shù)為故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的。結(jié) 論緊張而又充實的畢業(yè)設(shè)計即將結(jié)束，通過這次設(shè)計，我充分認(rèn)識到畢業(yè)設(shè)計是對學(xué)生綜合運用所學(xué)知識，解決本專業(yè)范圍內(nèi)工程技術(shù)問題能力的很好檢驗，同時也進(jìn)一步提高了學(xué)生理論聯(lián)系實際的能力，綜合思考的能力。也進(jìn)一步培養(yǎng)和提高了學(xué)生的設(shè)計計算能力、繪圖表達(dá)能力，應(yīng)用標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范能力和查閱資料的能力。 在這次設(shè)計中，我很好的完成了設(shè)計任務(wù)，并設(shè)計了龍門式起重機總體及金屬結(jié)構(gòu)設(shè)計。在是設(shè)計中我對起重機有了很明確的認(rèn)識、理解以及工作原理。我的設(shè)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(gòu)成右螺栓連接，金屬焊接組成。我設(shè)計的起重機符合實際的工作情況，適應(yīng)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(rèn)可。改革開放以來，隨著國民經(jīng)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(chǎn)率及產(chǎn)品質(zhì)量、降低成本和擴大起重機應(yīng)用范圍的各種領(lǐng)域工作，也是起重機技術(shù)的發(fā)展方向之一。目前國內(nèi)外相繼涌現(xiàn)了高性能工藝、適應(yīng)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(jīng)濟的起重機設(shè)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(dá)國家相比仍有較大的差距。致謝經(jīng)過半年的忙碌和工作，畢業(yè)設(shè)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(shè)計方面的基礎(chǔ)顯得很欠缺，所以遇到了不小的困難。在論文寫作的關(guān)鍵步驟上，導(dǎo)師給了我很大的幫助和指導(dǎo)，同時在學(xué)習(xí)的每一個細(xì)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(dǎo)師。支他平日里工作繁多，但在我做設(shè)計的每個階段，從外出實習(xí)到查閱資料，設(shè)計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細(xì)設(shè)計，收據(jù)分析等整個過程中都給予了我悉心的指導(dǎo)。我的設(shè)計分析較為復(fù)雜煩瑣，但是支教授仍然細(xì)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(xué)嚴(yán)謹(jǐn)和科學(xué)研究的精神也是我永遠(yuǎn)學(xué)習(xí)的榜樣，并將積極影響我今后的學(xué)習(xí)和工作在本文的完成過程中，我還要感謝的是在大學(xué)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(chǔ)知識，本課題的研究工程中我多次得益于大學(xué)階段的學(xué)習(xí)。本文所引用文獻(xiàn)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(jìn)的動力；是他們在快樂時，分享我的喜悅。感謝所有關(guān)心和幫助過我的人。參 考 文 獻(xiàn)1鞏云鵬、黃秋波等主編 機械設(shè)計課程設(shè)計M遼寧：東北大學(xué)出版社出版，20012甘永立.幾何量公差與檢測M.第五版.上海：科學(xué)技術(shù)出版社，20033李貴軒.設(shè)計方法學(xué)M.第一版.北京：世界圖書出版公司，19894常紅，孟初陽 主編 物流機械M北京：人民交通出版社 20035陳道南，盛漢中 主編 起重機課程設(shè)計M北京 冶金工業(yè)出版社6Ing.J.verschoo著 劉寶靜譯 起重機設(shè)計、使用和保養(yǎng)M上海科學(xué)出版社 20027梵兆馥 主編 重型設(shè)備吊裝手冊M北京 冶金工作出版社 20018梁治明,主編 材料力學(xué)M遼寧：高等教育出版社出版，19859王金諾 于蘭峰 主編 起重運輸機金屬結(jié)構(gòu)M北京 中國鐵道出版社 200210中國設(shè)計大典，南昌 江西科學(xué)技術(shù)出版社 200212范祖蕘，編結(jié)構(gòu)力學(xué)M機械工業(yè)出版社，197913冷興聚，王春華，王琦 主編 機械設(shè)計基礎(chǔ)M沈陽 東北大學(xué)出版社200214陳瑋璋，主編 起重機械金屬結(jié)構(gòu)M上海海運學(xué)院 198615李美榮，主編 工程機械專業(yè)英語M人民交通出版社200241