1693_1.5m3单轨抓斗起重机设计
1693_1.5m3单轨抓斗起重机设计,_1,m3,单轨,抓斗,起重机,设计
毕业设计(论文)任务书I、毕业设计(论文) 题目:1.5m3 单轨抓斗起重机设计 II、 毕 业设计(论文)使用的原始资料(数据) 及设计技术要求:1.5m3 单轨抓斗起重机是用来对物料起重、运输、装卸和安装等作业的机械设备,它可以减轻体力劳动、提高劳动生产率或在生产过程中进行某些特殊的工艺操作,实现机械化和现代化。1. 起 重 量: t5.12. 物料容重: m33起升速度: in6升4. 运行速度: 45运5. 起升高度: H20III、 毕 业设计(论文)工作内容及完成时间:1. 查阅相关资料,外文资料翻译(6000 字符以上) ,撰写开题报告。第 1 周第 2 周2运动及动力参数计算 第 3 周第 4 周3总装图设计 第 5 周第 8 周 4. 主要零、部件强度及选用计算 第 9 周第 11 周5绘制零、部件图 第 12 周第 16 周6. 整理毕业论文及答辩准备 第 17 周 、 主 要参考资料:【1】孙桓等主编 .机械原理. 北京:高等教育出版社, 2001【2】濮良贵等主编 .机械设计. 北京:高等教育出版社, 2001【3】张质文、刘全德主编,起重运输机械.北京:中国铁道出版社,1983,【4】张质文 主编. 起重机设计手册. 北京: 中国铁道出版社,2001【5】宗武、樊迪民主编 .起重机设计计算.北京:北京科技出版社, 1988【6】徐灏主编 .机械设计手册(第四版).北京:机械工业出版社 .1991【7】Shigley J E,Uicher J J.Theory of machines and mechanisms.New York:McGraw-Hill Book Company,1980南昌航空大学科技 学院 机械设计制造及其自动化 专业 0781051 班学生(签名): 日期: 自 2010 年 月 日至 2011 年 月 日指导教师(签名): 机械设计 系(室)主任(签名): 贺红林南昌航空大学科技学院学士学位论文键入文字目 录1 绪论 .11.1 起重机的意义 .11.2 单轨抓斗起重机国内外研究状况 .21.3 单轨抓斗起重机的发展趋势: .21.4 单轨抓斗起重机的研究内容: .42 总体方案确定及基本参数 .52.1 总体方案确定 .52.2 基本参数 .53 抓斗计算 .63.1 抓斗的几何尺寸 .63.2 撑杆铰点位置确定: .83.2.1 滑轮组倍率 .83.2.2 钢丝绳计算 .83.3 滑轮直径的确定 .93.4 抓斗强度计算 .94 起升机构 .134.1 传动比的计算 .134.2 机构效率 .144.3 制动器的计算 .154.4 卷筒装置 .185 起升机构减速箱 .255.1 轴的计算 .255.2 齿轮校核(以第一对传动齿轮为例) .366 运行机构 .416.1 传动比的计算 .416.2 运行摩擦阻力 .426.3 电动机容量的初选 .426.4 制动器计算 .446.5 验算电动机打滑 .45结束语 .46参考文献 .47致谢 .48南昌航空大学科技学院学士学位论文11 绪论1.1 起重机的意义起重机械是用来对物料起重、运输、装卸和安装等作业的机械设备,它可以减轻体力劳动、提高劳动生产率或在生产过程中进行某些特殊的工艺操作,实现机械化和现代化。起重机在搬运物料时,经历着上料、运送、卸料以及回到原处的过程,因此,起重机受的载荷是变化的,是一种间歇动作的机械。起重机一般由机械、金属结构和电气等三大部分组成。机械方面是指起升、运行、变幅和旋转等机构,即起重机一般是多动作的。轻小型起重设备一般是但动作的。本设计为 单轨抓斗起重机设计。当起重量不大时,多采用电动单轨起重31.5m机。这种起重机的特点是小车可以走到另一跨去,本设计侧重于机械方面的设计。主要机构有:起升机构、运行机构。起升机构用来实现货物的升降,它是任何起重机械不可或缺的一部分,是起重机中最重要与最基本的结构。起升机构工作的好坏将直接影响到整台起重机的工作性能。起重机构主要由驱动装置、传动装置、卷绕系统、取物装置与制动装置组成。本设计的起重机起升机构采用电动葫芦。电动葫芦属于轻小型起重设备。它是将电动机、减速机构、卷筒等紧凑地集合成一体的起重机构。它可以单独使用,也可以作为电动单轨起重机、电动单梁或双梁起重机的小车来使用。由于电动葫芦结构非常紧凑,通常由厂家专门生产,价格便宜,从而得到了普遍的应用。电动葫芦可备有小车,以便在工字梁的下翼缘上运行,是吊重在一定范围内移动。钢丝绳电动葫芦工作安全可靠,起升速度较高,故在本设计中被采用。同时,为了减轻自重,减少零件数目,采用了锥形转子电动机。运行机构的任务是使起重机或载重小车作水平运动。运行机构有无轨运行和有有轨运行之分。本设计采用有轨运行方式。这种方式在专门铺设的钢轨上运行,负荷能力大,运行阻力小。运行装置主要由运行支撑装置运行驱动装置两大部分组成。本设计着重于电动小车的设计。设计过程中,首先要确定总体的设计方案,然后各部件机构、尺寸及相互间的连接方式等,最后对部件中各零件进行校核。南昌航空大学科技学院学士学位论文21.2 单轨抓斗起重机国内外研究状况随着现代工业的迅速发展,电子计算机的广泛应用,系统工程、优化工程、创造性工程、人机工程等现代化理论的发展,大大加快了现代工业的发展进程,使社会生产力又跃上了一个新水平。当今世界工业生产,由于市场竞争的需要,生产方式由单一品种的大批量向着多品种的变批量方向发展。30 年代以来,物料搬运技术仅指的是各类起重运输设备,而 90 年代的物料搬运系统逐渐增加了许多自动化内容,包括自动识别、自动导向、自动计数、自动称重等。为了使生产和流动能够紧密配合,构成更大、更高效的物流系统,计算机技术得到了广泛的应用,单轨抓斗起重机的很多工作将被机器人和其它机器所取代。 目前世界销售市场对起重机械的需量正在不断增加,从而使国外各种制造单轨抓斗起重机企业在生产中更多地采用优化设计、机械自动化和自动化设备去提高劳动生产率,这对世界销售市场、制造商和用户都产生了巨大的影响。有关调查资料表明,65%的起重机械用户主要是为了提高生产率、减少劳动工资,因而要求采用先进的起重机设备的用户便越来越多。近年来,美国因制造技术、质量问题和价格昂贵等原因,降低了其在世界上的竞争能力;联邦德国德马克公司(DEMAG) ,由于实行了生产技术振兴,解决了提高生产的工艺手段,以占优势的新产品来保持其发展的优势,该公司 1985 年研制成 DH 系列电葫芦,1990 年又研制了 DK 新系列电葫芦,其制造的电动葫芦双梁起重机有一半以上供出口,产品在国际市场上声誉很图 1 单轨抓斗起重机好,销路甚广。1.3 单轨抓斗起重机的发展趋势:近年来,随着电子计算机的广泛应用,许多国内外单轨抓斗起重机制造商从应用计算机辅助设计系统(CAD) ,提高到应用计算机进行起重机的模块化设计。根据市场调查预测的统计数字和积 5 累的资料、图表、图线规律,在严密的科学理论指导下,拟定起重机结构、机构、部件等多层次的标准化、模块化单元。起重机采用模块单元化设计,不仅是一种设计方法的改革,而且将影响整个起重机行业的技术、生产和管理水平,老产品的更新换代、新产品的研制速度都将大大加快。对起重机的改进,只需针对几个需要修改的模块;设计新的起重机只需选用不同的模块重新进行组合;提高了通用化程度,可使单件小批量的产品改换成相对批量的模块生产。亦能以较少的模块形式,组合成不同功能和不同规格的起重机,满足市场的需求,增加竞南昌航空大学科技学院学士学位论文3争能力。德马克公司最近开发了一种标准车轮箱模块系列,上面有多组联接孔,选用不同型号的驱动单元,可组装成台车,可与金属构件组合后用作桥式、门式起重机或其它轨行式起重运输机械。其车轮有多种踏面形式可供选用,由于不受轮距的限制,组合更加灵活,用途更加广泛。据资料介绍,德马克公司的葫芦双梁起重机系列改用模块化设计后,比单件的设计其设计费用下降了 12%,自重轻,与国内产品相比较,起重量 32t、跨度 25m,国内双梁起重机自重为46.4t,电动葫芦桥式起重机自重为 28.3t,而德马克电动葫芦桥式起重机的自重只有 18.5t,比国内产品分别轻 60%和 35%. 起重机的定位精度是对起重机的重要要求,多数采用转角码盘、齿轮链、激光头与钢板孔带来保证,定位精度通常为3mm,高于 1mm 的精度需外加定位系统2。在起重机起升速度、制动器方面的改进,则使用低速运行的起重机吊钩精确定位,起重机的刹车系统也应用微处理进行控制和监视工作。 遥控系统用于单轨抓斗起重机及其它移动式起重运输机械,这种系统包括操作者携带的控制器和安装在起重机上的接收器,控制器具有电磁辐射发生器,接收器与作用在起重机传动装置操纵机械上的转换部分相连。遥控器的应用,不仅节省人力,提高工作效率,而且使操作者的作业条件得到改善。 起重机的距离检测防撞装置,采用无线电信号型防撞装置,防撞装置由三相系统组成,用来监控起重机前端行驶距离,一般首先发出信号警告,接着将大车车速减小到 50%,最后切断电机电源,将大车制动。 由于钢铁工业新技术的应用,钢材质量得以提高,如瑞典的 SSAB 薄钢板公司,其生产的 DOMEX 系列高强度及超高强度钢材3,在设计起重机主梁强度时,可使用较高的许用应力,而不需要很高的安全系数,以便减少起重机材料用量(这并不意味着不安全),从而降低设备的重量和价格。因起重机重量的减小,可用功率较小的驱动装置启动,因此而减少电力,节省开支。国内外单轨抓斗起重机在新材料应用方面,车轮采用空气硬化镍铬钼合金钢制造,可解决车轮的磨损和使用寿命的问题,据资料介绍,普通钢材车轮的寿命约 18 个月,采用这种新材料制造的车轮,其使用寿命可达 5 年。近年来,聚合材料在国内外单轨抓斗起重机上用作制造运行机构的齿轮、滑轮和导绳器等。 南昌航空大学科技学院学士学位论文41.4 单轨抓斗起重机的研究内容:1 起升机构的工作原理是电动机通过联轴器(和传动轴)与减速器的高速轴相连,减速器的低速轴带动卷筒,吊钩等取物装置与卷绕在卷筒上的省力钢丝绳滑轮组连接起来。当电动机正反两个方向的运动传递给卷筒时,通过卷筒不同方向的旋转将钢丝绳卷入或放出,从而使吊钩与吊挂在其上的物料实现升降运动,这样,将电动机输入的旋转运动转化为吊钩的垂直上下的直线运动。常闭式制动器在通电时松闸,使机构运转;在失电情况下制动,使吊钩连同货物停止升降,并在指定位置上保持静止状态。当滑轮组升到最高极限位置时,上升极限位置限制器被触碰面动作,使吊钩停止上升。当吊载接近额定起重量时,起重量限制器及时检测出来,并给予显示,同时发出警示信号,一旦超过额定值及时切断电源,使起升机构停止运行,以保证安全。2 运行机构的任务是使起重机或载重小车作水平运动。运行机构有无轨运行和有有轨运行之分。本设计采用有轨运行方式。这种方式在专门铺设的钢轨上运行,负荷能力大,运行阻力小。运行装置主要由运行支撑装置运行驱动装置两大部分组成。本设计着重于电动小车的设计。南昌航空大学科技学院学士学位论文52 总体方案确定及基本参数2.1 总体方案确定本设计的 单轨抓斗起重机主体由起升机构和运行机构组成。起升机构主m35.1要包括电动机、卷筒、减速器三个部分。电动机选用锥形转子电动机,此种电动机自身可以实现制动,从而减轻了自重,减少了零件的数目;卷筒选用双联卷筒;减速器选用同轴减速器,这种减速器的特点是输出与输入同轴。电动机通电后旋转,从电动机轴输出的扭矩经联轴器传到减速箱,经减速箱三级减速后达到需要的传动比,减速箱带动卷筒转动,使缠绕在卷筒上的钢丝绳随之转动,同时钢丝绳把转动转变为上下方向的移动。钢丝绳通过滑轮组带动抓斗,使抓斗实现下降、张开、抓料、闭合、卸料等一系列动作,从而完成整个工作过程。运行机构主要是指电动小车。电动小车在工字钢轨道上来回移动,可以实现物料在两个不同位置的运送,即实现小范围内的物料运送工作。2.2 基本参数本设计的单轨抓斗起重机涉及的基本参数有:起重量:是指正常工作时被提升的额定载荷(包括抓斗).设计中的起重量为 。t3起升速度和运行速度:依据工作条件、生产要求决定.设计中起升速度为,运行速度为 。min16min45起升高度:根据工作需要确定。设计中的起升高度为 。m20工作制度:反映机构使用繁忙程度和载荷特性的参数。本设计中的工作级别:起升为 M6,运行为 M5。3 抓斗计算本设计中采用双绳抓斗,双绳抓斗生产率高。其抓取与卸料动作是利用两个卷筒(起升卷筒和闭合卷筒)及两根钢丝绳(起升绳和闭合绳)来操纵的。南昌航空大学科技学院学士学位论文63.1 抓斗的几何尺寸抓斗的额定容积 31.5Vm抓取物料的容重 t抓斗的最大开度: 3).2(VL难抓取的物料取较大的值,易抓取的物料取较小的值。 在一定的限度内可以适当的增大开度;但是 过大,则抓取深度急剧下降。LmVL74.2514.233取 m703.1.1 抓斗的侧面积及侧面几何形状:根据 及物料的性质确定抓斗的侧面几何形状。应使侧 F板上缘的倾斜角大致与物料在运动状况下的自然坡角相等,通常约为 。350通过测量实际设计抓斗的尺寸:260mh1203mh5l43BFCE则 1()0.22l.145.l20783m2 10.35sin(0.35)(1.0734).462F1.08.20.3侧面积 122.78.40.5796m宽度 :B南昌航空大学科技学院学士学位论文7LB5.04.确定抓斗宽度 或 的原则:L块度大的物料及坚实的料堆应取较小值;松散物料宜取较大值。 mB 5.12.37250).45.0().45.0( 取 m1323.1.2 颚板铰点位置可以依据以下条件确定:在最大开度时,颚板的切口应在垂直方向,以便切口顺利插入物料。测量得 ml140cos2L校正得 。.8撑杆 0l依据经验公式: 021.35Ll则 01.35.786.2ml实际设计中取 0l3.2 撑杆铰点位置确定:为了使闭合绳的闭合力最小,有利于提高抓取能力,应使抓斗在开闭两种状况下滑轮中心距变动量最大。3.2.1 滑轮组倍率南昌航空大学科技学院学士学位论文8据“起重机械”表 26选取滑轮组倍率 4m3.2.2 钢丝绳计算 qdGzSxmp对于起升机构, ;对于开闭机构, 。为了满足整机的需要,只计算14m时钢丝绳的直径。112zm选用滚动轴承,则 98.012.0.98z导向滑轮效率 .d则3 39.815.2100SN按工作级别 M6,使用抗拉强度 的钢丝绳,则27bm109.C3.95.1.50dCS查钢丝绳标准,选用 的钢丝绳。dIT70.1363.3 滑轮直径的确定 dDh2按工作级别 M6,选取2 2.4h则 .415036m选取滑轮直径 ,D10上下横梁轴线的倾斜角南昌航空大学科技学院学士学位论文90()aDrctgd绳 下 横 梁 滑 轮 间 距 )( 0.1538t2.3.4 抓斗强度计算3.4.1 颚板强度计算计算假设:假设三边固定,一边是自由的颚板,其中央是危险截面,单位长度弯矩为:28BMP2.02c25601chmm0则应力22 228346pcWBB23190()3.847.N选用材料 ZGMn13,查得294smn2172sN45合格南昌航空大学科技学院学士学位论文103.4.2 撑杆强度当闭合终了瞬间,撑杆所受载荷最大。撑杆材料采用 号钢。452701Nm32()(41)9.840SR闭3.1,025撑杆的内力 cosRT即34.12504.86N2 2.Fm46.051T29.73N截面最小惯性矩: min410.846DJ 224minin 4166DFJI2min1980lI查“金属结构”得稳定性系数 7.则 20.19(20)13.79.64Nm由 ,知撑杆强度满足要求。3南昌航空大学科技学院学士学位论文113.4.3 撑杆铰轴套验算比压: 1PdlT221TXR2()tgcos341025104.86cos 2.7.PNm41 2860.375dlT则 即撑杆铰轴套处合格。3.4.4 颚板铰轴轴套验算比压: 1PBlT2 4TH下下 )(又 361.2415.0mNS下 闭2X下 11()()mHlhtgl闭 315.4204270(5)20 1tg 379.6N南昌航空大学科技学院学士学位论文123379.6260.711RtgNH下 223 36.810(5.4)(.)NT 26280.1PBl m45则 即颚板铰轴轴套验算合格。4 起升机构4.1 传动比的计算起升机构减速器采用渐开线齿形定轴外啮合三级传动减速器,每一级速比如下 12685.7Zi423.635.091Zi总速比: 123ii减 1.8509.467.卷筒转速电动机选用 型千瓦锥形转子电动机。ZD电动机转速 分转电 140n南昌航空大学科技学院学士学位论文131406.58.ni电卷 减 转 分起升速度 5.md绳按起升结构工作级别 M6,查“规范”取120h卷筒材料采用普通碳素钢 )235(Q15.0dmD卷 31.0卷 绳滑轮组倍率 .456.41.27inmn卷起 59.0127.60合格4.2 机构效率减速器总效率取 1230.965则 3.89减抓斗滑轮组效率 单个滑轮的效率取为 .0则滑轮组效率 1122.98.m滑 组导向滑轮的效率取 0.98d起升结构总效率 d减 滑 组 卷 85.09.098.南昌航空大学科技学院学士学位论文14电动机静功率 3()9.8162760105QGjPN升kw324.9dJCjK查“规范”取 ,则0.60.6932415JCkN电动机轴的静扭转力矩 ()2QGjmiPDM卷39.8015163.Nm4.3 制动器的计算制动电动机轴需要的静扭转力矩 ()2QGj mipPDM卷39.8015.46.52Nm制动力矩弹簧工作时的轴向压力 13P摩擦系数取 5.0制动片平均直径: 24.382.19mD均夹角 0则制动力矩 12083.531982sinsinNPM均制制动安全系数南昌航空大学科技学院学士学位论文15982.146.5zhzjMK查“起重机械”表 ,制动安全系数1.75zhKzhz故安全。制动的单位比压力此时弹簧的工作压力 20836cosNP制动片宽度: 289.cos0Bm则单位比压力:2 2086sin3.1420.9.sinDP均 22.10.NPNm轴向吸力在定子线包通电后,圆锥转子在轴向吸力的作用下移动,打开制动盘,使载荷上升或下降运动。此轴向吸力要大于弹簧产生制动力矩的压力和在静载荷下静扭转力矩在弹簧联轴器花键中产生的静摩擦力。圆锥转子轴在轴向吸力作用下带动联轴器相对齿轮长轴有轴向移动。有相对运动的花键尺寸是 。842则平均半径 mr5.214均取摩擦系数 ,则.0f 36.0.1542.2jMFf Nr均轴向力 24.8APN13064.3.1 起动时间1 电动机额定转矩 95057.1.640NmMNn额 电电2 电动机的平均力矩倍数南昌航空大学科技学院学士学位论文163.0起 起 动 转 矩额 定 转 矩 .最 大 最 大 转 矩额 定 转 矩3 总转动惯量电动机转子轴飞轮矩 2 2()0.3917dGDkgm联轴节飞轮矩 2.4LgdLJ224()()GD09.317.2.5kgm2()41.QGgJPDi卷 3229.810.50.0.952.13kgm起动时间: 9.5()dqqjJMnt)63.1.3(.402s04.3.2 制动时间 2 ()1.54QGgPDJmi卷南昌航空大学科技学院学士学位论文173285.19.09101.5042.9kgm电动机转速 002525()jdNnn)1384.73914分转0005dd转 分则制动时间: 9.5()dzhzhjJMnt)2.468(.10s374.4 卷筒装置1 卷筒绳槽底径卷筒材料选用 235Q1dDh卷查“规范”得 10则 25.3m卷取卷筒直径 卷其它尺寸: 3)42(ddtm0.18.50.15)4.()3(c.6.4c2 卷筒长度及壁厚南昌航空大学科技学院学士学位论文180123()Lll其中: 0HmntD卷又 , ,42016()18.03.lm9251.4.tl取 2038l则 80)2.549.1(Lm27取 。0卷筒壁厚: )16(.D0302m取 。153 卷筒强度校核卷筒强度采用 ,屈服极限23Q235.sNm则 25.17.6sl223.81.sy N钢丝绳卷绕箍紧对卷筒产生的压应力由 ,可得SNSyt3215.06.78Nm钢丝绳卷绕产生的弯曲正应力南昌航空大学科技学院学士学位论文1914MPL325.275010.Nm又32(1)4DW3.4150()03.912m则 605.wMW231N合成应力 DLlwy即 7.5681.2326.Nm5.l故满足要求。4 计算卷筒压绳板极其螺钉钢丝绳绳端固定方法采用压绳板固定压绳板计算绳尾拉力 :S按欧拉公式2Se安全圈数 ,n则 , ;取 。44.52.02 3.01.Se南昌航空大学科技学院学士学位论文203106.8N每个压绳板的夹持力:压绳板选用圆形槽,则 12S取 6.0只有在压绳板与钢丝绳之间以及钢丝绳与卷筒之间的接触面上产生足够大的摩擦力,此摩擦力大于或等于钢丝绳在固定处的拉力 ,才能保证安全。取钢丝绳分S离体则 2MFSm又 FN2S则一个螺钉作用给压绳板的力 :N21FNbn即21mS21nb取 , ,623.519.25m.8.019N3.7故压板夹持力: 12S3100.6.97南昌航空大学科技学院学士学位论文21310.8N螺钉的强度校核:螺钉选用国标 ,867GB201M标准件材料选用 钢,屈服极限#45294sNm螺纹内径 1.3md则 1.4N328.769034Nm又 sn取 ,则5.1229462270.19NNm故螺钉强度合格。5 弹性联轴器计算弹性联轴器最大计算扭矩 maxaxMK计 1950mazNn由 3azM最 大, , 取kwN5.7180n1K8.得 37.59maz计 2.3轮胎圈中间截面的剪切应力南昌航空大学科技学院学士学位论文22maxkMw计210D1954223.41095()()66kW35.10m则截面剪切应力: axkMW计 59280.346102Nm.轮胎圈的扭转角 假设在 长度内,轮胎圈是一等截面环ll60截面弹性系数: 2807.2(1)(.4)EGkgcm截面的极惯性矩: 421()3pDJ4.09574.86m则 ax1pGJM计 32780.61803.427.94.91轮胎圈的挤压应力i 正应力南昌航空大学科技学院学士学位论文23联轴器半体和压板作用给轮胎圈的正压力靠拧紧螺钉得到。在干燥表面 ,取5.03f 4.f则 max43()FNfzMD计, ,4135962z3280.()3671Nii 挤压应力 243D压 ( ) 26.07195( ) 2.8Nm又橡胶的挤压许用 应力121.96Nm压压 压故符合要求。螺钉强度校核螺钉选用 , 。材料为 钢8670GB1M#45螺纹内径 ,螺钉数目1.4md6n21.3Nn3220.67.94.N又 8m故强度满足。南昌航空大学科技学院学士学位论文245 起升机构减速箱5.1 轴的计算起升机构的减速器各齿轮和齿轮轴在载荷作用下,即由钢丝绳对卷筒产生的力矩的方向始终不变。载荷上升是由电动机通过齿轮传动把载荷起吊上来;载荷下降由电动机反相制动,阻止载荷以重力加速度下降。载荷上升和下降时,作用力方向不变,不以旋转方向的改变而改变,也就是齿轮和齿轮轴的齿是单面啮合。因此,起升减速器的轴在计算时假定扭转应力按脉动循环变化,弯曲应力按对称循环变化。1 轴所传递的扭矩空心轴扭矩:315.0Dmd卷 绳max334 10.245.68292 NmSM 卷第三轴额定扭矩: ,0.43i9.齿则334356817.210.9i 齿第二轴额定扭矩: 2.6733321.2074.51096MNmi齿第一轴额定扭矩: 67.51则3321 104.5.856709Nmi齿2 第 I 轴受载及校核对图 a, 1216834.cosZdm13.52.00NMP南昌航空大学科技学院学士学位论文25由 ,得0BM131.5(.34)0yAP则3.(.5)2.01y 31.87N33102.870.21yy NBPA对图 b,可简化如下:113.tgNMd32. 0.064895m由 ,得B130.(30.54)xQMA11(54).x1 1(30)cos.5tgP3 3342.(10.5)9.061cos8tg3.658N1xxQBA332.10.65810coscos48xtgtgP 3310.7.65830.1N验算轴危险截面:a.I 截面:nM331221.879.6500xy NmA 南昌航空大学科技学院学士学位论文26331 10220.6586.91yx NmMA1y223(.9)(.)mN038511max2.MW23.轴的材料采用 20MnTiB, 215.kg则 1maxnK查表,得 ,2.0.87.25.13.8.095nn1故第 I 截面合格。b.II 截面:, (按齿根圆计算,不考虑应力集中影响)1K0.72134xMA30.6589.0634Nm321.740yA36.582xyM南昌航空大学科技学院学士学位论文272233(1.4)(6.58)01079Nm2max1Kn25.9810.7MW3.90.1257材料的对称循环的扭转疲劳极限 21.30kgm查表,得 (按齿根圆直径,不考虑应力集中影响) ,1K 0.7.1322max.8509nMW29.13N2max()K13.9)07.(85382n29.71538.971538.42n故第 II 截面满足要求。南昌航空大学科技学院学士学位论文28c.III 截面:III 截面只受扭矩作用查表,得 (不考虑应力集中影响)1K,8.0.133maxnMW21.8503.9N13max()nK09.1).80(257.6.n故第 III 截面满足要求。3 第 II 轴校核由受力分析可知: 3210.NP1824.8cos63md3312 104.7costgtgNQ3 312 02.68ttP33 1075.94.Md南昌航空大学科技学院学士学位论文29332 343 1010427.1892.6coscos,tgtgMNQd34tNP3 37.1891.02046gN和 的分力:2Q3 cos.cos17107xP 3.0N32sin.684y02171xQ32cos.y N 281.74md由 ,得0DM2 32219(38.56)(38.546)8.50yy yQCNPPd 1341.19yy 33 33107.189.50684.580.74.8.193.04N32yyQCDP33337.1890.68.74.091154N 2sin26.0817md由 ,得0DM南昌航空大学科技学院学士学位论文30则 3222 319(4638.5)(4638.5)8.502xxxQQNdCPd 32232(.).(46.)19x xNPd33310.084.50.88.53311.2.2.4.5930.84N232xxxQCDP33310.6.840.213N验算轴的危险断面:a.I 截面: 3312.58412.59.800x NmCM 1967y211xy3223310048.(8.675)10(.) Nm15kgm由 , ,D8dr.得 053267.30d查表,得 5K.则31max0482.WM2.N南昌航空大学科技学院学士学位论文311maxnK32.50719.82.7.n故 I 截面满足要求。b.II 截面: 321.8xNmM04y2xy233101054.9213.8. Nm由键槽引起的应力集中,算得 2.6K由齿轮和齿轮轴装配过盈而引起的应力集中,算得 5.1取二者中最大值,即 5.12K则3222max04.9.NWMm12maxKn3.145.8.9扭转应力按脉动循环应力 212.30kg由 .6(1)K南昌航空大学科技学院学士学位论文32)125.(60147.3查表,得 .322max105.nWM24.38N则 1max()Kn38.24)1.075.3(962n25.69.37n故 II 截面满足要求。c.III 截面:由带圆角的阶梯轴引起的应力集中, ,mD38d35mr5.1由 , 0.10429查表,得 K75.3 22219x xxQCNMPd33331001010.84.6.89.24936.17m3 222(.59)9y yx yQCNPd南昌航空大学科技学院学士学位论文33333310.0945.081.069.74916Nm则 233xyM322(86.147)(64.0)1305Nm3max.1d2358204.12maxKn86.41.375.089查表,得, ,.K0.75.132max14.nMW20.3N1max()K32.0)1.75.038(922n南昌航空大学科技学院学士学位论文34213.4.8675n故 III 截面满足要求。d.IV 截面: 34102.9xNmM8y244xy23310.79.810104.Nm查表,得 ,K7324max1.520.MW12maxKn1.73.1.0895查表,得 , ,K.0.134max1.52nWM12.7N则 1max()Kn17.2).07.1(89352南昌航空大学科技学院学士学位论文352n221.7.01n故 IV 截面满足要求。e.V 截面:经分析,V 截面受力情况同 I 截面相似,且两处轴径相等,故截面也满足要求。III 轴 IV 轴校核方法同上,且两轴经校核后,均满足强度要求。5.2 齿轮校核(以第一对传动齿轮为例)1 选择材料及参数材料选用 20CrMn,选 8 级精度的渐开线圆柱齿轮。小齿轮齿数 ,大齿轮12Z齿数 。268Z传动比 7.51i螺旋角 3486两齿轮都可以采用硬齿面,则 HRC=5662250sNm2 计算切向力起升载荷动载荷系数 2.0则动载荷系数 1()5由 , , ,40mrpn67.im4bKhZ1250则 59.6610.bKFi8592.74NZ选取 ,016.m南昌航空大学科技学院学士学位论文36则86.901740.56mnNK查表选取载荷系数 .m分度圆上的基本切向力 3331ax1max 102287.1.79065tMNFd第 I 轴联轴器的效率为 1,滚动轴承的效率为 0.99则 2.9.4Pkw最大扭矩 21max7255098.10Nmn计算最大切向力 331ax 110.86.65tenmtKF 由 , ,8.5afshf08R得 ().5(.)2.ysmaR查表,得 1.0由 64.937682.mZ查得 1.vK齿间载荷分配系数 1.4HFK则轮齿齿面接触强度切向力: tcteVF3 310102.65.4869N同上,轮齿弯曲强度切向力: 3.tcteVFK3 齿面接触强度法向压力角 20n查表,得节点区域系数 .43HZ南昌航空大学科技学院学士学位论文37弹性系数 2189.ENmZ由 ,6.70.sin0.826b得重合度系数 .85E螺旋角系数 09Z节圆处的计算接触应力:21HEtcbFd3 2105.67.4.891722.43189.075. 3.58Nm 许用接触耐性应力计算 limWHPZ 2li1li2450N工作硬化系数 1W则 2lim450HP mZ齿面接触耐久性的安全系数: 1450.981732.HS4 齿面接触静强度计算节圆处的齿面接触最大计算应力: max2max 1HE tcbdFZ2axt FtcFK由 m950.574.36NPnM32ax2ax110.7588td南昌航空大学科技学院学士学位论文38则 33max 106.7581.049.6tc NF3 2ax 1.5.6717422.49.808.H Nm齿面接触静强度安全系数查表,得 21.6Z则 limax.450872.1HS5 轮齿弯曲强度计算齿形系数 2286coscos340.7()()15bvZ查表,得 .5FaY应力修正系数 1749S重合度系数 0.0.75.25.2.2916螺旋角系数 .87Y磨损系数 125LW则齿根弯曲应力: FaSatc LWFnbm3 2104.8692.57490.2.87125.94Nm试验齿轮弯曲疲劳极限应力 lim3F尺寸系数 1.0xY则许用弯曲疲劳应力lim 22371.04STxFFP N齿轮弯曲静强度计算弯曲最大计算应力南昌航空大学科技学院学士学位论文39maxaxFSaLWtcFnbYaxtcaFSaLnKY32max10SaLWFnbMYd3 287.2517490.2.871253.63 Nm齿跟弯曲静强度的安全系数 :FS查表,得 2.5Y则 limax2.53706.1STFF故弯曲静强度满足要求。南昌航空大学科技学院学士学位论文406 运行机构6.1 传动比的计算1 运行机构减速比(采用二级齿轮减速)每一级传动比如下: 21643.58Zi423.7i总速比: 123.56412.3i2 走轮转速 380n电 转 分12.9i电走 转 分3 运行速度 0mD走 3.140.92n走走 走 分米69.45( 合 格 ) 5.15.104 机构的效率取齿轮传动效率 120.96则 12.5316.2 运行摩擦阻力运行摩擦阻力包括:车轮轴承中的摩擦;车轮的滚动摩擦;以及车轮轮缘与轨道间的附加摩擦阻力。1 车轮轴承中的摩擦 南昌航空大学科技学院学士学位论文4112DdPW车轮轮压车轮直径车轮轴枢直径d车轮轴承摩擦系数取 ,又 ,015.md48D1302 车轮的滚动摩擦车轮前进时,由于车轮与轨道之间的挤压应力的合力偏向运行前方。 2PDfW滚动摩擦系数f取 m30.3 总摩擦阻力 123m()DdfQG附加阻力系数取 (全轮驱动)5.1则 30.154820.31()9mWN0.946.3 电动机容量的初选每组运行驱动机构的静功率为: 106mj nWN931.045.9kw7.取 ,又0dKdJCjKN南昌航空大学科技学院学士学位论文42则 0.97.89JCkwN选 的 型锥形转子电动机。15k电 421ZDY1 走轮轮压 P30(3.6)9.809N2 验算起动时间 qt9.5()dqqjJMnt2lIjWDi931.0146.7Nm 25Mq253.09n1.2.07.38Nm 2()1.5QGlgPJDi2.3190.571.42.2kgms0.13895(76.)0.q st6.4 制动器计算1 制动电动机轴需要的静转力矩由经验公式:最小制动行程:220.4845s运 米南昌航空大学科技学院学士学位论文43最小制动时间: 450.221t运 分221()9.50.1() 9.5l lmQGDii WMDttni电制走 电制制 电33220.1.(30.6).83.59. 0.910.78. .349560210914.8Nm2 制动器制动力矩所选电动机制动环尺寸:,2130D102则 6m均压力弹簧:工作压力 ,kgP435.0则 2DM均制 149.8035.162.79Nm3 制动片单位比压力 21()4DPp2309.8.()427.0196NpNm4 制动时间222 1()9.5.9.501()l lmQGDQGDWMinnt电电制 走制南昌航空大学科技学院学士学位论文44232 230.13.5780.11.940(1.2)9830.95().8.74. 秒秒 2160.08.4t5 电动机最大力矩 max25.M254.908.Nmn.132091.lIiDW6.7lmazIMi即电动机的最大力矩能够克服最大动力。6.5 验算电动机打滑1 验算起动时间打滑 2minmaxmax42()1.5gll ldMkDJRDi取附着系数 (室内).0安全系数 1,5.d48则 min()lkRD3100.15.48).93N7.又 maxmaxqM南昌航空大学科技学院学士学位论文45max60qMts25.73.4则 2maxmax21gl lJiDDi230.572.309.541018.130.9. 7.5 30.7
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