3338 全自动鞭炮卷筒机的设计
3338 全自动鞭炮卷筒机的设计,全自动,鞭炮,卷筒,设计
XX 大学毕业设计说明书题 目: 全自动鞭炮卷筒机的设计 学 院: XX 学院 专 业: 机械设计制造及其自动化 学 号: XX63245 姓 名: XX 指导教师: XX 完成日期: 2012 年 5月 29号 XX 大 学毕业论文(设计)任务书论文(设计)题目 全自动鞭炮卷筒机的设计 学 号 XX63245 学生姓名 XX 专 业 机械设计制造及其自动化 指导教师姓名 XX 系主任 XX 一、主要内容及基本要求主要研究全自动鞭炮分切卷筒机结构,这个机器由送纸机构,沾液机构、搓纸机构和脱筒机构组成。经分析,考虑采用机械结构控制,实现自动上胶、卷筒、切筒,使整机所有动作实现全自动操作。技术指标:1. 拾纸方式:手动丝杆万向可调技术2. 直接将卷筒纸制成纸管并随机分切为所需长度的成品纸管3. 纸头自动加水,纸头不弹起4. 同时卷筒、切筒 二、重点研究的问题卷筒的设计原理、工作特性。 三、进度安排各阶段完成的内容 起止时间1 查阅相关资料,熟悉课题 第一、二周2 运用相关软件,完成初步设计和方案的设计可行性第三、四周3 进行各部分机构和系统的具体计算第五到第九周4 初步完成装配图以及各种零件图。第十到十三周5 编写设计说明书 第十四到十五周6 完成毕业设计、答辩 第十六周78910四、应收集的资料及主要参考文献1 隨明阳主编.机械设计基础.北京机械工业出版社,1999 年2 机械设计手册编委会.机械设计手册.北京机械工业出版社,2004 年3 杨可桢主编.机械设计基础.人民教育出版社,1990 年4 陈铁鸣.机械设计.第 3版.哈尔滨.哈尔滨工业大学出版社,20035 胡宗武主编.起重机设计手册.北京科技技术出版社,2003 年6 江耕华等主编.机械传动设计手册.煤炭工业出版社,1992 年7 陈道南等主编.起重机课程设计.冶金工业出版社,1991 年 XX 大学毕业论文(设计)评阅表学院 XX 学院 专业 机械设计制造及其自动化学号 XX63245 姓名 XX 论文(设计)题目: 全自动鞭炮卷筒机的设计 评阅人 职称 评阅日期: 2012 年 5月 31 评价项目 评 价 内 容选 题1是否符合培养目标,体现学科、专业特点和教学计划的基本要求,达到综合训练的目的;1难度、份量是否适当。能 力1是否有查阅文献、综合归纳资料的能力;2是否有综合运用知识的能力;3是否具备研究方案的实际能力、研究方法和手段的运用能力;4是否具备一定的外文与计算机应用能力;5工科是否有经济分析能力。论文质量1立论是否正确,论述是否充分,结构是否严谨合理;实验是否正确,设计、计算、分析处理是否科学;技术用语是否准确,符号是否统一,图表是否完备、整洁、正确;引文是否规范;2文字是否通顺,有无观点提炼,综合概括能力如何;3有无理论价值或实际应用价值,有无创新之处。工作量 工作量是否饱满,论文篇幅、图纸等是否达到规定要求。综合评价论文选题基本符合培养目标要求,能体现学科专业特点,达到了综合训练的目的。该生能在设计中运用所学知识,设计方案基本可行,工作量尚可,论文质量基本符合本科生毕业设计要求。同意参加答辩。XX 大 学毕业论文(设计)鉴定意见学 号 XX63245 学生姓名 XX 专 业 机械设计制造及其自动化 毕业论文(设计说明书) 39 页 图表 7 张全自动鞭炮卷筒机的设计论文(设计)题目内容提要:主要研究全自动鞭炮卷筒机结构,这个机器由送纸机构、沾液机构、搓纸机构和脱筒机构组成。经分析,考虑采用机械结构控制,实现自动上胶、卷筒、切筒,使整机所有动作实现全自动操作。指导教师评语XX同学在毕业设计期间不够积极主动,在设计过程中缺少与指导老师的沟通,表现一般。采用 AutoCAD软件对设计的基本原理结构进行设计与绘图。同意答辩,推荐毕业设计成绩为“及格” 。指导教师姓名 职称 年 月 日答辩委员会意见评定等级答辩委员会主任: 年 月 日目录摘要 1第 1 章 绪论 .2第 2 章 鞭炮生产的难题 .3第 3 章 鞭炮卷筒主体零件的设计 .43.1 卷筒的结构设计及尺寸确定 .43.1.1 卷筒的分类 .43.1.2 卷筒绳槽的确定 .53.1.3 卷筒的设计 .53.1.4 卷筒节径 设计 .50D3.1.5 卷筒的长度设计 .63.1.6 卷筒壁厚设计 .73.1.7 卷筒强度计算及检验 .73.3 卷筒轴的设计计算 .83.2.1 卷筒轴的受力计算及工作应力计算 .83.2.2 卷筒轴的设计 .93.2.3 心轴作用力计算 .103.2.4 心轴垂直面支承反力及弯矩 .103.2.5 心轴水平面支承反力及弯矩支反力 .103.2.6 计算心轴工作应力 .113.2.7 心轴的疲劳强度计算 .113.2.8 心轴的静强度计算 .123.3 电动机选择 .133.4 减速器的设计计算 .143.4.1 卷扬机总传动比计算 .143.4.2 减速器的计算 .143.4.3 分配减速器的各级传动比 .143.4.4 计算传动装置的运动和动力参数 .143.4.4 圆柱齿轮传动的设计计算 .163.4.5 齿轮参数设 计 .173.4.6 齿轮轴参数设 计 .213.5 制动器,联轴器的选择 .223.5.1 制动器的分类及选择 .223.5.2 联轴器的选择.23参考文献 .23致 谢 .24附录 .25摘要在中国鞭炮做为中国文化的传承,一直受到民众的喜爱,它给人带来了喜庆,欢乐的气氛。虽然在城市管制严格,但依旧是市民喜庆、欢喜的代名词。无论是节日的来临或者婚嫁迎娶、乔迁升学都会听到一阵阵悦耳且带着一丝嘈杂的鞭炮声。中国人在春节期间燃放烟花爆竹的习俗由来已久,甚至可追溯到春秋时期,并在唐代普及到了整个中国。到了宋朝,民间出现了制造烟火爆竹的作坊和专业匠人,烟火表演也随之丰富了起来。加之造纸业的发展,使烟花爆竹业变得空前发达。而烟花爆竹的普及与盛行,主要是社会生活的需要所致,后来潜移默化,逐渐衍变为一种文化,而且涉及到了文化信仰乃至政治生活。这与今天人们所理解的鞭炮只是为了营造节日的欢快气氛有本质的不同。本论文一研究工作的进展顺序为章,分章、节逐一论述了课题的起因、发展意义以及环境保护等问题的研究。在设计中遇到的问题与难点极其解决方法与措施都一一阐述。在设计过程中,详细论述了设备的总体结构设计、电机传动系统、控制系统、齿轮传动系统、卷筒传动系统以及安全性进行了设计。关键词:总体结构; 控制系统; 卷筒传统系统; 安全性AbstractIn Chinese firecrackers as the inheritance of Chinese culture, has been the subject of the publics favorite, it brings people a happy, happy atmosphere. Although the city strict control, but is still a public celebration, joy pronoun. Whether the festival or marriage marry, move the entrance will hear the waves of melody and with a loud sound of firecrackers. The Chinese people during the Spring Festival fireworks in the long-standing practices, and even can be traced back to the spring and Autumn Period in the Tang Dynasty, and spread to the whole of china. By the Song Dynasty, the folk appeared manufacturing workshops and professional master of fireworks and firecrackers, fireworks and rich rise. In addition to the development of paper-making industry, the fireworks industry becomes unprecedented developed. While the popularity and prevalence of fireworks and firecrackers, mainly is the need of social life caused by, then influence character by environment, gradually evolves into a kind of culture, but also relates to the cultural beliefs and political life. This and people today understand the firecrackers just to create a festive and cheerful atmosphere has a very different nature.In this paper, a research work in order to chapters, divided into chapters, each section is discussed in the paper, the significance of the development of the cause of environmental protection as well as the research on the problem of. In the design of the problems encountered with difficulties extremely solutions and measures are one one description. In the design process, in detail elaborated the equipment overall structural design, the motor drive system, control system, gear transmission system, transmission system and the security of web design.Key words: overall structure; control system; reel traditional system; safety第一章 绪论随着社会的发展,人类生活水平的提高。鞭炮的应用越来越广并且成为了生活中不可缺少的一部分。鞭炮与传统 密不可分因此受到全世界人民的喜爱。尤其在我国的鞭炮的需求量很大。无论是过年过节,还是结婚嫁娶,进学升迁,以至大厦落成、店铺开张等等。只要为了表示喜庆,人们都习惯放鞭炮来庆祝。这个习俗在我国已有 2000 多年的历史了。 荆楚岁月记曾经记载,正月初一,鸡叫头一遍时,大家就纷纷起床, 在自家院子里放鞭炮,来逐退瘟神恶鬼。当时没有火药,没有纸张,人们使用火烧竹子,使之爆裂发声,以驱逐瘟神,这当然是迷信,但却反映了古代劳动人民渴求安泰的美好愿望。后来,炼丹家经过不断的化学实验,发现硝石、硫磺和木炭合在一起能引起燃烧和爆炸,于是发明了火药。有人将火药在竹筒里燃放,声音更大,使得火烧竹子这一古老习俗发生了根本变化。北宋时,民间已经出现了用卷纸裹着火药的燃放物,还有单响和双响的区别,改名“爆仗” ,后来改为“鞭炮” ,但我国目前鞭炮生产自动化程度不高,很多工序都是人工操作,生产效率低,企业生产成本高。因此,研究鞭炮卷筒机对我国的鞭炮自动化程度显得尤为重要。第二章 鞭炮生产的难题一、花炮机械科技含量有待提高。目前大部分花炮机械普遍都体积大、份量重、噪音大、安装难,做工粗糙,机械传递不科学,还在生产运行中常常出现故障。如结鞭机在下料过程中,常常因为下料时单个爆竹传送的不平稳或“角子” 爆竹,而引起卡机,轻则引起结鞭缺齿,影响爆响率,重则因传动在继续工作而卡机不下料,摩擦高温而引起燃烧事故。二、花炮机械市场不规范。花炮机械是个新生事物,就市场而言,从标准、质量、管理等方面都基本上还是一个空白。膨胀的市场,来源于空白市场的急需,在这盲动的过程中,花炮企业对花炮机械的选购、使用都可比性,导致机械企业生产的一些传动配置不合理,工作效率不高,质量低劣的产品充斥责市场,售后服务差,给花炮机械消费者带来不便和引起错觉,实用性、适用性大打折扣。再加上全国烟花爆竹企业 7000 余家,而各类花炮机械企业仅数百家,僧多粥少,供求不平衡,至使市场价格大部分远远大于机械的成本价格和本身价值,如一台结鞭封装机,成本四千元左右,市场价格却超过万元,昂贵的价格让一部分需求者望而兴叹。价高质劣的畸形市场影响着机械化的正确使用和全面推广。三、生产品种不均衡。烟花爆竹各类产品生产中的和药、装筑药,礼花弹产品的装药、合球等 A2 级生产工序还暂无机械设备,而这些工序操作工人直接接触裸露药物,发生违章操作现象多,是事故高发工序。还有产品的褙皮、封装等劳动用人多,做工繁琐的工序 ,机械化程度不高或根本没有相应的机械,研制开发远远滞后着行业的发展。四、机械化综合程度不高。按生产工艺流程来说,各工序是连贯顺畅的,但现在好多单个工序的机械有了,综合连贯工序的机械却很少,裁纸的就是裁纸的,拌浆卷筒的就是拌浆卷筒的,插引的就是插引的,结鞭的就是结鞭的,机械化缺乏连贯性,传统工艺流程方面进步不大。目前,爆竹的结鞭和封装可以在一台机器上连贯完成,说明了机械综合程度有很大的发展空间。五、发展市场不合理。全国除西藏外,各省市都有烟花爆竹生产企业,萍浏醴是烟花爆竹产品最大的集中产区,也是花炮机械研制生产、销售的集中产区,现有的 90%以上的花炮机械生产企业集中在萍浏醴及相邻地区,产销一条龙,当地的机械化普及率相当高。综上所述,选择正确的、科学的设计方案设计鞭炮卷筒机势在必行。 第三章 鞭炮卷筒机主体零件的设计3.1 卷筒的结构设计及尺寸确定卷筒尺寸的由已知起升速度、起升高度和钢丝绳的尺寸来确定。卷筒用来卷绕钢丝绳,把原动机的驱动力传递给钢丝绳,并把原动机的回转运动变为所需要的直线运动。卷筒通常是中空的圆柱形,特殊要求的卷筒也有做成圆锥或曲线形的。3.1.1 卷筒的分类按照钢丝绳在卷筒上的卷绕层数分,卷筒分单层绕和多层绕两种。一般起重机大多采用单层绕卷筒。只有在绕绳量特别大或特别要求机构紧凑的情况下,为了缩小卷筒的外形尺寸,才采用多层绕的方式。本设计采用单层绕。3.1.2 卷筒绳槽的确定卷筒绳槽槽底半径 R,槽深 c 槽的节矩 t 其尺寸关系为: R=(0.540.6)d(d 为钢丝绳直径) (3-7)绳槽深度:标准槽: =(0.250.4 )d (3-8)1深槽: =(0.60.9)d (3-9)2c绳槽节距:标准槽: d(24) (3-10)1t深槽: d(68) (3-11)2卷筒槽多数采用标准槽,只有在使用过程中钢丝绳有可能脱槽的情况才使用深槽,本设计选用标准槽,钢丝绳直径选用 14 mm,R=(0.540.6)d=7.568.4 mm 取 R=8 mm (3-12)c=(0.250.4)d =3.55.6 mm 取 c=4 mm (3-13)所以 td(24)=16 mm3.1.3 卷筒的设计卷筒按照转矩的传递方式来分有端侧板周边大齿轮外啮合式和筒端或筒内齿轮内啮合式,其共同特点是卷筒轴只承受弯矩,不承受转矩。本设计卷筒采用内齿轮啮合式。如图 3-1。图 3-1 内齿啮合式卷卷筒的设计主要尺寸有节径 、卷筒长度 L 、卷筒壁厚 。0D3.1.4 卷筒节径 设计0卷筒的节径即卷筒的卷绕直径,由设计知 不能小于下式:0(3-14)0minhd式中 按钢丝绳中心计算的卷筒最小直径,mm;0minDh 与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数,根据工作环境级别为 ,7M查机械设计手册 h=28 mm;d 钢丝绳的直径,mm。按式计算:392 mm0minDhd所以选取 =400 mm (3-15)0D3.1.5 卷筒的长度设计本设计采用双联滑轮组,如图 3-2图 3-2 双联滑轮组卷筒的长度 (3-16)式0123Lll中 卷筒总长度,mm;L绳槽部分长度,其计算公式为:0(3-17)00HaLntD其中 最大起升高度,mm;H滑轮组倍率;a 卷筒卷绕直径,mm;0D 绳槽节矩, mm;t 附加安全圈数,使钢丝绳端受力减小,便于固定,通常取nn1.53 圈;固定钢丝绳所需要的长度,一般取 3t ,mm;1l 1l两端的边缘长度(包括凸台在内) ,根据卷筒结构而定,mm;2卷筒中间无绳槽部分长度,由钢丝绳的允许偏斜角 和卷筒轴到动滑3l轮轴的最小距离决定。对于有螺旋槽的单层绕卷筒,钢丝绳允许偏斜度通常为 1:10,可知选取 100 mm。3l=380 mm。00HaLntD3t=48 mm1l所以 996 mm。选取标准卷筒长度为 1000 mm3.1.6 卷筒壁厚设计本设计为了延长钢丝绳的寿命,采用铸铁卷筒,对于铸铁卷筒可按经验公式初步确定,然后进行强度验算。对于铸铁筒壁 mm (3-18)0.2610D根据铸造工艺的要求,铸铁卷筒的壁厚不应小于 12 mm,所以 15mm所以卷筒的参数选择为:绳槽节距 t16 mm、槽底半径 4 mm、卷筒节距1c400 mm、卷筒长度 L=1000 mm、卷筒壁厚 mm。0D 53.1.7 卷筒强度计算及检验卷筒材料一般采用不低于 HT200 的铸铁,特殊需要时可采用 ZG230-450、ZG270-500 铸钢或 Q235-A 焊接制造。本设计的卷筒五特殊需要,额定起重重量不是很大,所以选择 HT200 的铸铁制造。一般卷筒壁厚相对于卷筒直径较小,所以卷筒壁厚可以忽略不计,在钢丝绳的最大拉力作用下,使卷筒产生压应力、弯曲应力和扭曲应力。其中压应力最大。当 3 时弯曲应力和扭曲应力的合成力不超过压应力 10%,所以当 3 时L0D L0D只计算压应力即可。本设计中 L=1000 mm D=400 mm,符合 3 的要求,所以只计算压应L0D力即可。当钢丝绳单层卷绕时,卷筒所受压应力按下式来计算:=A (3-19 )tFmaxbc其中 为钢丝绳单层卷绕时卷筒所受压应力,MPa;为钢丝绳最大拉力,N;maxF为卷筒壁厚,mm;A 为应力减小系数,一般取 A=0.75为许用压力,对于铸铁 =bc bc5为铸铁抗压强度极限所以 =A 39 MPatFmaxbc查教材机械设计基础知 195MPa,所以 39MPa。bc所以 bc经检验计算,卷筒抗压强度符合要求。3.2 卷筒轴的设计计算卷筒轴是支持卷扬机正常工作的重要零件,合理设计与计算卷筒轴对卷扬机性能至关重要。3.2.1 卷筒轴的受力计算及工作应力计算常用的卷筒轴分轴固定式轴转动式(如图 3-3)两种情况。卷扬机卷筒工作时,钢丝绳在卷简上的位置是变化的。钢丝绳拉力经卷筒及支承作用到轴上产生的力矩,其大小随钢丝绳在卷简上位置的变化而不同。强度计算时应按钢丝绳在卷筒上两个极限位旨分别计算。由卷扬机工作情况和轴的受力分析可知,a、b 因卷筒轴主要承受弯矩,可简化为简单的心轴。a 图为固定心轴,b 图为转动心轴。对于转动心轴,其弯曲应力一般为对称循环变化;对固定心轴,其应力循环特征为 ,视具体的载荷性质而定。对固定心轴的疲劳失效而言,最危险的应01r力情况是脉动循环变化,为安全起见,卷筒的固定心轴应力以按脉动循环处理为宜。c 图卷筒轴既受弯又受扭,为转轴。其弯曲应力的应力性质为对称循环变应力,而扭转剪应力的应力性质可视为脉动循环变化。由此可知,卷筒轴在正常使用条件下,最终将发生疲劳破坏。但也不排除在超载或意外情况下发生静强度破坏。图 3-3 卷筒轴的类型a: 轴固定式 b、c: 轴转动式3.2.2 卷筒轴的设计由于卷筒轴的可靠性对卷扬机安全、可靠的工作非常重要,因此应十分重视卷筒轴的结构设计和强度、刚度计算。卷筒轴的结构,应尽可能简单、合理,应力集中应尽可能小。卷筒轴不仅要计算疲劳强度,而且还要计算静强度;此外,对较长的轴还需校核轴的刚度。本设计以计算出的参数有:绳的额定拉力 kN,卷筒直径rF41.250400 mm,钢丝绳的直径 14 mm,外齿轴套齿轮分度圆直径 D224 mm,0Dd查机械传动设计手册,轴的材质选择 45 钢,调制处理, MPa, 6BMPa, MPa, MPa。36S13001b由图 51 可知,该卷筒轴用轴端挡板固定于卷筒上,是不动的心轴。计算时应按钢丝绳在卷筒上两个极限位置分别计算。根据受力分析可知,当钢丝绳位于右极限位置时,心轴受力较大,因此应按有极限位置进行轴的强度计算。计算时,卷筒支承作用到心轴的力,可简化为作用于轴承宽度中点的集中力,左端距支承点 72.5 mm,右端距支承点 202.5 mm。查机械设计手册、机械传动设计手册、起重机设计手册,初步得到心轴各段直径和长度,如图 3-4 所示,本设计心轴左边选用调心滚子轴承圆柱孔图 图 3-4 心轴的各部分尺寸20000 型,右边选用调心球轴承圆柱孔 10000(TN1、M )型。将轴上所有作用力分解为垂直平面的力和水平平面的力,如下图 3-5 所示。3.2.3 心轴作用力计算齿轮圆周力: 18.7 kN (3-20)112et DdFTd齿轮径向力: 6.8 kN (3-21)rtg3.2.4 心轴垂直面支承反力及弯矩支反力,如下图 3-5b。26.92 kN (3-22)78059etDVFR15.63 kN (3-23)6teC弯矩,如下图 3-5c。-781.5 kN mm (3-24)50AVCMR1615.2 kN mm (3-25)6BD3.2.5 心轴水平面支承反力及弯矩支反力水平面支承反力如下图 3-5d。0.382 kN (3-26)5089rDHFR6.42 kN (3-27)4rC弯矩计算,如下图 3-5e321 kN mm (3-28 )50AHCMR22.9 kN mm (3-29 )6BD合成弯矩,如下图 3-5f844.8 kN mm (3-30 )2AVAH 1615.3 kN mm (3-31 )2BVBHM3.2.6 计算心轴工作应力 此轴为固定心铀,只有弯矩,没有转矩。由下图 3-5 可知最大弯矩发生在剖面 B 处。设卷筒轴该剖面直径为 ,则弯曲应力为:Bd(3-32)30.1bb则:74.46 mm30.1BBhMd图 3-5 轴的弯矩图圆整后 75 mm,中间轴段 751590 mmBd0d3.2.7 心轴的疲劳强度计算 卷筒轴的疲劳强度,应该用钢丝绳的当量拉力进行计算,即 (3-33)式deFK中 钢丝绳的当量拉力,N;dF 当量拉力系数。K为使计算简便,可假设 1。由前述可知,心轴应力的性质可认为是按脉d动循环规律变化,则 。弯曲应力为2bmn97.1 Mpa (3-34)30.1dBbKM平均应力 和应力幅 为ma48.55 Mpa (3-35) 2bmn轴的形状比较简单,且为对称结构,在 B 截面处尺寸有变化,则有应力集中存在,且该处弯矩最大,可以认为置截面是危险截面,应在此处计算轴的疲劳强度。查得有效应力集中系数尺 1.88,表面状态系数 0.92,绝对尺寸系数K 0.78,等效系数小 0.34。疲劳强度计算的安全系数为2.1 (3-36)1amSK一般轴疲劳强度安全系数 ,所以该轴疲劳强度足够。.583.2.8 心轴的静强度计算 卷筒轴的静强度计算,需要用静强度计算拉力,可按下式求得:(3-37) maxjeF式中 静强度计算最大拉力 ,N;maxjF 动载荷系数,查手册。此处取 。1.35静强度计算安全系数 2.75 (3-40) max/ssSMW/sB当 时 ,该轴静强度足够。/0.6sb1.24所以该轴符合本设计要求。此外,还有些卷筒轴、具有多支承,如三支承。对这类静不定问题可用三弯矩方程方法计算轴受力,同时在设计中还应考虑轴的结构、支承型式以及底座的刚度等问题。3.43 电动机选择正确选择电动机额定功率的原则是:在电动机能够满足机械负载要求的前提下,最经济、最合理地决定电动机功率。本设计 5 吨桥式吊车卷扬机属于非连续制工作机械,而且起动、制动频繁,工作粉尘量大。因此,选择电动机应与其工作特点相适应。吊车用卷扬机主要采用三相交流异步电动机。根据吊车行业的工作特点,电动机工作制应考虑选择短时重复工作制 和短时工作制 ,并优先选用 YZR(绕3S2S线转子) 、YZ(笼型转子)系列起重专用电动机。多数情况下选用绕线转子电动机;在工作条件较轻,接电次数较少时,亦可采用笼型转子电动机。对于小吨位卷扬机,考虑到多方面因素,其电动机工作制也允许选择连续工作制 。本设计电动1S机工作制度为断时工作制,因此不用考虑电动机的发热计算。机构运转时所需静功率按下式计算:(3-41)01jQvN式中 额定起升载荷,N;Q 吊具自重,N;可取 (0.020.04) ;0 0Q 起升速度, ;vms 机构总效率,它包括滑轮组的效率、导向滑轮效率、卷筒的机械效率和传动机构的机械效率。初步计算时,对于圆柱齿轮减速器传动的起升机构,可取 0.850.9。所以 6.311 kNjN计算电动机功率 jdeNK考虑到工作环境,对于中小型起重机其系数 =0.8,dK所以 0.8 6.311=5.049e选用:YZ 系列冶金起重专用三项异步电机,型号:YZ160L 8,额定电压:380V,额定功率:7.5KW转速:705 转/分效率:82.4%基准工作制为 40%3S3.4 减速器的设计计算3.4.1 卷筒机总传动比计算按额定转速初定总传动比 ,总传动比按下式计算:=35.43 (3-42)0dni式中 机构的总传动比;i电动机额定转速 ,rmin;dn 卷筒转速 ,rmin。03.4.2 减速器的计算因为电动机轴到减速器高速轴由齿轮链接盘连接,其传动比 =1,0i所以减速器的总传动比 =35.43。本设计采用二级圆柱齿轮减速器。i3.4.3 分配减速器的各级传动比按浸油润滑条件考虑取高速级传动比 =1.4 ,式中 为低速级传动传动比。1i22i即 = =1.4 (3-43)i12所以 =7.03 =5.031i23.4.4 计算传动装置的运动和动力参数电动机到卷筒轴的总传动效率为 4231式中: =0.99(齿形联轴器)1=0.98(滚子轴承)2=0.97(齿轮精度为 8 级)3=0.99(齿形联轴器)4所以总传动效率 =0.99 =0.889.07.9.023卷筒轴所得到的功率为 0.88 =0.88 7.5=6.61 kW6.311 kWdP所以以上所选参数符合要求。 ( 为电动机功率)dP1. 计算各轴转速轴 r/min (3-44a )10dni75轴 r/min (3-44b)12.4i轴 r/min (3-44c )239.ni卷筒轴 r/min (3-44d).142. 计算各轴功率轴 kW (3-45a )10117.25ddPp轴 kW (3-45b)212123.p轴 kW (3-45c )323236.7P卷筒轴 kW (3-45d)44.3. 计算各轴转矩电动机轴输出转矩为: N.m9501.6ddpTn轴 N.m (3-46a )101.di轴 N.m (3-46b)2212367.1i轴 N.m (3-46c)33 85TiT卷筒轴 N.m (3-46d)424.5将计算数值列表如下表 3-1:轴号 功率 P( KW) 转矩 T(N.m) 转速 传动比 i 效率电机轴 7.5 101.6 7051 0.99轴 7.425 100.6 705轴 7.1 673.1 100.147.04 0.97表 3-1 传动装置的运动及动力参数3.4.4 圆柱齿轮传动的设计计算此减速器的齿轮为一般机械零件,没有特殊要求,从降低成本,减小结构和易于取材原则出发决定选用:小齿轮 45 钢,调质,齿面硬度 217255 HBS大齿轮 45 钢,正火,齿面硬度 169217 HBS1. 计算许用接触应力 查教材,小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为:小齿轮 (217255HBS) =580 MPa1limH大齿轮 (169217HBS) =540 MPa2li循环次数: N1=60njLn=1.76 (3-47a)90N2 = =2.5 (3-47b)1i8由教材查得 ZN1=1.0ZN2=1.08SH=1.1齿面接触应力为= =527.3 Mpa (3-48a)1Hlim1NHZS= =530.2 Mpa (3-48b)2lim2NH取小值 = =527.3 MPa1H2. 计算许用弯曲应力 F小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为:小齿轮 (217255HBS) =440 MPa1lim5.03 0.97轴 6.7 3128.5 19.9卷筒轴 6.63 3122.5 19.91 0.99大齿轮 (169217HBS) =420 MPa2limFYN1= YN2=1 SF=1.4齿轮弯曲应力为:= =314.3 Mpa (3-49a)1Flim1NFYS= =300 Mpa (3-49b) 2lim2NF3.4.5 齿轮参数设计1. 第一级传动(1)初选参数小齿轮齿数 =171Z大齿轮齿数 = =17 7.04=1192i螺旋角 0(2)按接触强度结算 1d(3-50)3 2)()2HEdZuTK所以 载荷系数 K=1.2弹性系数 =189.8EZ2/mN节点区域系数 =2.464 =0.779HZ螺旋角系数 =0.992取 =1d所以 13 23 )3.5279.0468.19(95.1).(062. =52.2 mm(3)主要尺寸计算模数 mm (3-51)1cos52.cos103.27ndmZ取整数 mm31n中心距 mm (3-52)15.20cos)(211an取整数 mm051计算实际螺旋角:= (3-53)12)(arcosZmn9.螺旋角改变不大,系数 、 、 、 不在修正。EH分度圆直径 d=51.5 mm (3-54a)0112.9csoZn=360.7 mm (3-54b)012.mdn齿顶圆直径 damm (3-55a)5.61325.11 anahmm (3-55b)776022d齿根圆直径 fmm (3-56a)4)25.1(35.)(*11 nanf chmdmm (3-56b).307602 f齿宽 bmm (3-57a)5.1.12dbmm (3-57b)561经校核计算,齿根弯曲强度足够使用。确定齿轮精度等级及侧隙分别为:小齿轮:8GJ大齿轮:8FH计算结果见下表 3-2: 表 3-2 一级传动中大小齿轮的基本参数及主要尺寸 项目 小齿轮 大齿轮材料及热处理 45钢调质 45钢正火齿数 17 119法面模数(mm) 3分度圆法面压力角 20基本参数螺旋角及方向 9.2左 9.2右法面齿顶高系数 1 1法面齿隙系数 0.25 0.25中心距 205齿宽 56.5 51.5分度圆直径 51.5 360.7齿顶圆直径 56.5 366.7主要尺寸齿根圆直径 44 353.22. 第二级传动(1)初选参数小齿轮齿数 =201Z大齿轮齿数 = =20 5.03=1002i螺旋角 0(2)按接触强度结算 2d(3-58a)2 3 2)()1HEdZuTK查设计 载荷系数 K=1.2弹性系数 =189.8EZ2/mN节点区域系数 =2.464 =0.779HZ螺旋角系数 =0.992取 =1d所以 23 23 )3.5279.0468.19(95.1).(067. =101.1 mm(3)主要尺寸计算模数 mm (3-59)21cos0.cos15.32ndmZ取整数 (mm)52n中心距 mm (3-60)63.04cos)(221an取整数 mm3051计算实际螺旋角:= (3-61)21)(arcosZmn0.39螺旋角改变不大,系数 、 、 、 不在修正。EH分度圆直径 d=101.7 mm (3-62a)120.39nZmcso=508.3 mm (3-62b)21.nds齿顶圆直径 damm (3-63a)7.1527.011 anahmmm (3-63b)383822d齿根圆直径 fmm (3-64a)2.9)5.01(27.0)(*11 nanf chdmm (3-64b)843582 f齿宽 bmm (3-65a)7.10.12dmm (3-65b)651b经校核计算,齿根弯曲强度足够使用。确定齿轮精度等级及侧隙分别为:小齿轮:8GJ大齿轮:8FH计算结果见下表 3-3:表 3-3 二级传动中大小齿轮的基本参数及主要尺寸项目 小齿轮 大齿轮材料及热处理 45钢调质 45钢正火齿数 20 100法面模数(mm) 5分度圆法面压力角 20螺旋角及方向 10.39左 10.39右基本参数法面齿顶高系数 1 1法面齿隙系数 0.25 0.25中心距 305齿宽 106.7 101.7分度圆直径 101.7 508.3齿顶圆直径 111.7 518.3主要尺寸齿根圆直径 89.2 495.83.4.6 齿轮轴参数设计起重机减速器的齿轮轴属于一般机械零件,没有特殊要求,所以轴的材料选用 45 钢,粗加工后进行调质处理便能满足要求。45 钢经调质处理硬度为217255HBS。所以可得 650MPaB360PaS130MPa160Pa1. 按扭转强度计算轴的直径轴的最小直径公式为: (3-66)3minpAd其中系数 A=118107轴 =25.8723.45 mm (3-67a)3min170542.)8(d轴 =48.844.3 mm (3-67b)3in21.)(轴 =82.174.4 mm (3-67c)3min39.76)018(d考虑到第一级传动的小齿轮直径较小,若使用键与轴连接齿轮强度不够,所以把轴做成齿轮轴,轴轴头安装联轴器,故将轴径增加 5%。估取轴轴径为 30 mm,安装轴承处轴径为 28 mm,其它尺寸由结构而定。对于轴,估取轴轴径为 48 mm,安装轴承处轴径为 45 mm,其它尺寸由结构而定。对于轴,估取轴轴径为 80 mm,靠近齿轮盘接手的安装轴承处轴径为 80 mm,另一端为75 mm,其它尺寸由结构而定。其他部件可以参考起重机专用减速器 QJR 型减速器而定。所计算的减速器的外形尺寸为:974 335 594。3.5 制动器,联轴器的选择3.5.1 制动器的分类及选择按照制动器构造特征,可分为带式制动器、块式制动器、蹄式制动器盘式制动器四种。在设计或选择制动器时,主要依据是制动力矩。无论是标准制动器,还是自行设计的制动器都要做必要的发热验算。本设计选用短行程交流电磁铁块式制动器,型号:TKT300/200 。如图 3-6。图 3-6 短行程交流电磁铁块式制动器3.5.2 联轴器的选择联轴器根据传递的扭矩和工作条件选择:(3-68)ttTkT321式中 T 为所传递扭矩的计算值为实际作用的扭矩t为联XX 大学毕业设计说明书题 目: 全自动鞭炮卷筒机的设计 学 院: XX 学院 专 业: 机械设计制造及其自动化 学 号: XX63245 姓 名: XX 指导教师: XX 完成日期: 2012 年 5月 29号 XX 大 学毕业论文(设计)任务书论文(设计)题目 全自动鞭炮卷筒机的设计 学 号 XX63245 学生姓名 XX 专 业 机械设计制造及其自动化 指导教师姓名 XX 系主任 XX 一、主要内容及基本要求主要研究全自动鞭炮分切卷筒机结构,这个机器由送纸机构,沾液机构、搓纸机构和脱筒机构组成。经分析,考虑采用机械结构控制,实现自动上胶、卷筒、切筒,使整机所有动作实现全自动操作。技术指标:1. 拾纸方式:手动丝杆万向可调技术2. 直接将卷筒纸制成纸管并随机分切为所需长度的成品纸管3. 纸头自动加水,纸头不弹起4. 同时卷筒、切筒 二、重点研究的问题卷筒的设计原理、工作特性。 三、进度安排各阶段完成的内容 起止时间1 查阅相关资料,熟悉课题 第一、二周2 运用相关软件,完成初步设计和方案的设计可行性第三、四周3 进行各部分机构和系统的具体计算第五到第九周4 初步完成装配图以及各种零件图。第十到十三周5 编写设计说明书 第十四到十五周6 完成毕业设计、答辩 第十六周78910四、应收集的资料及主要参考文献1 隨明阳主编.机械设计基础.北京机械工业出版社,1999 年2 机械设计手册编委会.机械设计手册.北京机械工业出版社,2004 年3 杨可桢主编.机械设计基础.人民教育出版社,1990 年4 陈铁鸣.机械设计.第 3版.哈尔滨.哈尔滨工业大学出版社,20035 胡宗武主编.起重机设计手册.北京科技技术出版社,2003 年6 江耕华等主编.机械传动设计手册.煤炭工业出版社,1992 年7 陈道南等主编.起重机课程设计.冶金工业出版社,1991 年 XX 大学毕业论文(设计)评阅表学院 XX 学院 专业 机械设计制造及其自动化学号 XX63245 姓名 XX 论文(设计)题目: 全自动鞭炮卷筒机的设计 评阅人 职称 评阅日期: 2012 年 5月 31 评价项目 评 价 内 容选 题1是否符合培养目标,体现学科、专业特点和教学计划的基本要求,达到综合训练的目的;1难度、份量是否适当。能 力1是否有查阅文献、综合归纳资料的能力;2是否有综合运用知识的能力;3是否具备研究方案的实际能力、研究方法和手段的运用能力;4是否具备一定的外文与计算机应用能力;5工科是否有经济分析能力。论文质量1立论是否正确,论述是否充分,结构是否严谨合理;实验是否正确,设计、计算、分析处理是否科学;技术用语是否准确,符号是否统一,图表是否完备、整洁、正确;引文是否规范;2文字是否通顺,有无观点提炼,综合概括能力如何;3有无理论价值或实际应用价值,有无创新之处。工作量 工作量是否饱满,论文篇幅、图纸等是否达到规定要求。综合评价论文选题基本符合培养目标要求,能体现学科专业特点,达到了综合训练的目的。该生能在设计中运用所学知识,设计方案基本可行,工作量尚可,论文质量基本符合本科生毕业设计要求。同意参加答辩。XX 大 学毕业论文(设计)鉴定意见学 号 XX63245 学生姓名 XX 专 业 机械设计制造及其自动化 毕业论文(设计说明书) 39 页 图表 7 张全自动鞭炮卷筒机的设计论文(设计)题目内容提要:主要研究全自动鞭炮卷筒机结构,这个机器由送纸机构、沾液机构、搓纸机构和脱筒机构组成。经分析,考虑采用机械结构控制,实现自动上胶、卷筒、切筒,使整机所有动作实现全自动操作。指导教师评语XX同学在毕业设计期间不够积极主动,在设计过程中缺少与指导老师的沟通,表现一般。采用 AutoCAD软件对设计的基本原理结构进行设计与绘图。同意答辩,推荐毕业设计成绩为“及格” 。指导教师姓名 职称 年 月 日答辩委员会意见评定等级答辩委员会主任: 年 月 日目录摘要 1第 1 章 绪论 .2第 2 章 鞭炮生产的难题 .3第 3 章 鞭炮卷筒主体零件的设计 .43.1 卷筒的结构设计及尺寸确定 .43.1.1 卷筒的分类 .43.1.2 卷筒绳槽的确定 .53.1.3 卷筒的设计 .53.1.4 卷筒节径 设计 .50D3.1.5 卷筒的长度设计 .63.1.6 卷筒壁厚设计 .73.1.7 卷筒强度计算及检验 .73.3 卷筒轴的设计计算 .83.2.1 卷筒轴的受力计算及工作应力计算 .83.2.2 卷筒轴的设计 .93.2.3 心轴作用力计算 .103.2.4 心轴垂直面支承反力及弯矩 .103.2.5 心轴水平面支承反力及弯矩支反力 .103.2.6 计算心轴工作应力 .113.2.7 心轴的疲劳强度计算 .113.2.8 心轴的静强度计算 .123.3 电动机选择 .133.4 减速器的设计计算 .143.4.1 卷扬机总传动比计算 .143.4.2 减速器的计算 .143.4.3 分配减速器的各级传动比 .143.4.4 计算传动装置的运动和动力参数 .143.4.4 圆柱齿轮传动的设计计算 .163.4.5 齿轮参数设 计 .173.4.6 齿轮轴参数设 计 .213.5 制动器,联轴器的选择 .223.5.1 制动器的分类及选择 .223.5.2 联轴器的选择.23参考文献 .23致 谢 .24附录 .25摘要在中国鞭炮做为中国文化的传承,一直受到民众的喜爱,它给人带来了喜庆,欢乐的气氛。虽然在城市管制严格,但依旧是市民喜庆、欢喜的代名词。无论是节日的来临或者婚嫁迎娶、乔迁升学都会听到一阵阵悦耳且带着一丝嘈杂的鞭炮声。中国人在春节期间燃放烟花爆竹的习俗由来已久,甚至可追溯到春秋时期,并在唐代普及到了整个中国。到了宋朝,民间出现了制造烟火爆竹的作坊和专业匠人,烟火表演也随之丰富了起来。加之造纸业的发展,使烟花爆竹业变得空前发达。而烟花爆竹的普及与盛行,主要是社会生活的需要所致,后来潜移默化,逐渐衍变为一种文化,而且涉及到了文化信仰乃至政治生活。这与今天人们所理解的鞭炮只是为了营造节日的欢快气氛有本质的不同。本论文一研究工作的进展顺序为章,分章、节逐一论述了课题的起因、发展意义以及环境保护等问题的研究。在设计中遇到的问题与难点极其解决方法与措施都一一阐述。在设计过程中,详细论述了设备的总体结构设计、电机传动系统、控制系统、齿轮传动系统、卷筒传动系统以及安全性进行了设计。关键词:总体结构; 控制系统; 卷筒传统系统; 安全性AbstractIn Chinese firecrackers as the inheritance of Chinese culture, has been the subject of the publics favorite, it brings people a happy, happy atmosphere. Although the city strict control, but is still a public celebration, joy pronoun. Whether the festival or marriage marry, move the entrance will hear the waves of melody and with a loud sound of firecrackers. The Chinese people during the Spring Festival fireworks in the long-standing practices, and even can be traced back to the spring and Autumn Period in the Tang Dynasty, and spread to the whole of china. By the Song Dynasty, the folk appeared manufacturing workshops and professional master of fireworks and firecrackers, fireworks and rich rise. In addition to the development of paper-making industry, the fireworks industry becomes unprecedented developed. While the popularity and prevalence of fireworks and firecrackers, mainly is the need of social life caused by, then influence character by environment, gradually evolves into a kind of culture, but also relates to the cultural beliefs and political life. This and people today understand the firecrackers just to create a festive and cheerful atmosphere has a very different nature.In this paper, a research work in order to chapters, divided into chapters, each section is discussed in the paper, the significance of the development of the cause of environmental protection as well as the research on the problem of. In the design of the problems encountered with difficulties extremely solutions and measures are one one description. In the design process, in detail elaborated the equipment overall structural design, the motor drive system, control system, gear transmission system, transmission system and the security of web design.Key words: overall structure; control system; reel traditional system; safety第一章 绪论随着社会的发展,人类生活水平的提高。鞭炮的应用越来越广并且成为了生活中不可缺少的一部分。鞭炮与传统 密不可分因此受到全世界人民的喜爱。尤其在我国的鞭炮的需求量很大。无论是过年过节,还是结婚嫁娶,进学升迁,以至大厦落成、店铺开张等等。只要为了表示喜庆,人们都习惯放鞭炮来庆祝。这个习俗在我国已有 2000 多年的历史了。 荆楚岁月记曾经记载,正月初一,鸡叫头一遍时,大家就纷纷起床, 在自家院子里放鞭炮,来逐退瘟神恶鬼。当时没有火药,没有纸张,人们使用火烧竹子,使之爆裂发声,以驱逐瘟神,这当然是迷信,但却反映了古代劳动人民渴求安泰的美好愿望。后来,炼丹家经过不断的化学实验,发现硝石、硫磺和木炭合在一起能引起燃烧和爆炸,于是发明了火药。有人将火药在竹筒里燃放,声音更大,使得火烧竹子这一古老习俗发生了根本变化。北宋时,民间已经出现了用卷纸裹着火药的燃放物,还有单响和双响的区别,改名“爆仗” ,后来改为“鞭炮” ,但我国目前鞭炮生产自动化程度不高,很多工序都是人工操作,生产效率低,企业生产成本高。因此,研究鞭炮卷筒机对我国的鞭炮自动化程度显得尤为重要。第二章 鞭炮生产的难题一、花炮机械科技含量有待提高。目前大部分花炮机械普遍都体积大、份量重、噪音大、安装难,做工粗糙,机械传递不科学,还在生产运行中常常出现故障。如结鞭机在下料过程中,常常因为下料时单个爆竹传送的不平稳或“角子” 爆竹,而引起卡机,轻则引起结鞭缺齿,影响爆响率,重则因传动在继续工作而卡机不下料,摩擦高温而引起燃烧事故。二、花炮机械市场不规范。花炮机械是个新生事物,就市场而言,从标准、质量、管理等方面都基本上还是一个空白。膨胀的市场,来源于空白市场的急需,在这盲动的过程中,花炮企业对花炮机械的选购、使用都可比性,导致机械企业生产的一些传动配置不合理,工作效率不高,质量低劣的产品充斥责市场,售后服务差,给花炮机械消费者带来不便和引起错觉,实用性、适用性大打折扣。再加上全国烟花爆竹企业 7000 余家,而各类花炮机械企业仅数百家,僧多粥少,供求不平衡,至使市场价格大部分远远大于机械的成本价格和本身价值,如一台结鞭封装机,成本四千元左右,市场价格却超过万元,昂贵的价格让一部分需求者望而兴叹。价高质劣的畸形市场影响着机械化的正确使用和全面推广。三、生产品种不均衡。烟花爆竹各类产品生产中的和药、装筑药,礼花弹产品的装药、合球等 A2 级生产工序还暂无机械设备,而这些工序操作工人直接接触裸露药物,发生违章操作现象多,是事故高发工序。还有产品的褙皮、封装等劳动用人多,做工繁琐的工序 ,机械化程度不高或根本没有相应的机械,研制开发远远滞后着行业的发展。四、机械化综合程度不高。按生产工艺流程来说,各工序是连贯顺畅的,但现在好多单个工序的机械有了,综合连贯工序的机械却很少,裁纸的就是裁纸的,拌浆卷筒的就是拌浆卷筒的,插引的就是插引的,结鞭的就是结鞭的,机械化缺乏连贯性,传统工艺流程方面进步不大。目前,爆竹的结鞭和封装可以在一台机器上连贯完成,说明了机械综合程度有很大的发展空间。五、发展市场不合理。全国除西藏外,各省市都有烟花爆竹生产企业,萍浏醴是烟花爆竹产品最大的集中产区,也是花炮机械研制生产、销售的集中产区,现有的 90%以上的花炮机械生产企业集中在萍浏醴及相邻地区,产销一条龙,当地的机械化普及率相当高。综上所述,选择正确的、科学的设计方案设计鞭炮卷筒机势在必行。 第三章 鞭炮卷筒机主体零件的设计3.1 卷筒的结构设计及尺寸确定卷筒尺寸的由已知起升速度、起升高度和钢丝绳的尺寸来确定。卷筒用来卷绕钢丝绳,把原动机的驱动力传递给钢丝绳,并把原动机的回转运动变为所需要的直线运动。卷筒通常是中空的圆柱形,特殊要求的卷筒也有做成圆锥或曲线形的。3.1.1 卷筒的分类按照钢丝绳在卷筒上的卷绕层数分,卷筒分单层绕和多层绕两种。一般起重机大多采用单层绕卷筒。只有在绕绳量特别大或特别要求机构紧凑的情况下,为了缩小卷筒的外形尺寸,才采用多层绕的方式。本设计采用单层绕。3.1.2 卷筒绳槽的确定卷筒绳槽槽底半径 R,槽深 c 槽的节矩 t 其尺寸关系为: R=(0.540.6)d(d 为钢丝绳直径) (3-7)绳槽深度:标准槽: =(0.250.4 )d (3-8)1深槽: =(0.60.9)d (3-9)2c绳槽节距:标准槽: d(24) (3-10)1t深槽: d(68) (3-11)2卷筒槽多数采用标准槽,只有在使用过程中钢丝绳有可能脱槽的情况才使用深槽,本设计选用标准槽,钢丝绳直径选用 14 mm,R=(0.540.6)d=7.568.4 mm 取 R=8 mm (3-12)c=(0.250.4)d =3.55.6 mm 取 c=4 mm (3-13)所以 td(24)=16 mm3.1.3 卷筒的设计卷筒按照转矩的传递方式来分有端侧板周边大齿轮外啮合式和筒端或筒内齿轮内啮合式,其共同特点是卷筒轴只承受弯矩,不承受转矩。本设计卷筒采用内齿轮啮合式。如图 3-1。图 3-1 内齿啮合式卷卷筒的设计主要尺寸有节径 、卷筒长度 L 、卷筒壁厚 。0D3.1.4 卷筒节径 设计0卷筒的节径即卷筒的卷绕直径,由设计知 不能小于下式:0(3-14)0minhd式中 按钢丝绳中心计算的卷筒最小直径,mm;0minDh 与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数,根据工作环境级别为 ,7M查机械设计手册 h=28 mm;d 钢丝绳的直径,mm。按式计算:392 mm0minDhd所以选取 =400 mm (3-15)0D3.1.5 卷筒的长度设计本设计采用双联滑轮组,如图 3-2图 3-2 双联滑轮组卷筒的长度 (3-16)式0123Lll中 卷筒总长度,mm;L绳槽部分长度,其计算公式为:0(3-17)00HaLntD其中 最大起升高度,mm;H滑轮组倍率;a 卷筒卷绕直径,mm;0D 绳槽节矩, mm;t 附加安全圈数,使钢丝绳端受力减小,便于固定,通常取nn1.53 圈;固定钢丝绳所需要的长度,一般取 3t ,mm;1l 1l两端的边缘长度(包括凸台在内) ,根据卷筒结构而定,mm;2卷筒中间无绳槽部分长度,由钢丝绳的允许偏斜角 和卷筒轴到动滑3l轮轴的最小距离决定。对于有螺旋槽的单层绕卷筒,钢丝绳允许偏斜度通常为 1:10,可知选取 100 mm。3l=380 mm。00HaLntD3t=48 mm1l所以 996 mm。选取标准卷筒长度为 1000 mm3.1.6 卷筒壁厚设计本设计为了延长钢丝绳的寿命,采用铸铁卷筒,对于铸铁卷筒可按经验公式初步确定,然后进行强度验算。对于铸铁筒壁 mm (3-18)0.2610D根据铸造工艺的要求,铸铁卷筒的壁厚不应小于 12 mm,所以 15mm所以卷筒的参数选择为:绳槽节距 t16 mm、槽底半径 4 mm、卷筒节距1c400 mm、卷筒长度 L=1000 mm、卷筒壁厚 mm。0D 53.1.7 卷筒强度计算及检验卷筒材料一般采用不低于 HT200 的铸铁,特殊需要时可采用 ZG230-450、ZG270-500 铸钢或 Q235-A 焊接制造。本设计的卷筒五特殊需要,额定起重重量不是很大,所以选择 HT200 的铸铁制造。一般卷筒壁厚相对于卷筒直径较小,所以卷筒壁厚可以忽略不计,在钢丝绳的最大拉力作用下,使卷筒产生压应力、弯曲应力和扭曲应力。其中压应力最大。当 3 时弯曲应力和扭曲应力的合成力不超过压应力 10%,所以当 3 时L0D L0D只计算压应力即可。本设计中 L=1000 mm D=400 mm,符合 3 的要求,所以只计算压应L0D力即可。当钢丝绳单层卷绕时,卷筒所受压应力按下式来计算:=A (3-19 )tFmaxbc其中 为钢丝绳单层卷绕时卷筒所受压应力,MPa;为钢丝绳最大拉力,N;maxF为卷筒壁厚,mm;A 为应力减小系数,一般取 A=0.75为许用压力,对于铸铁 =bc bc5为铸铁抗压强度极限所以 =A 39 MPatFmaxbc查教材机械设计基础知 195MPa,所以 39MPa。bc所以 bc经检验计算,卷筒抗压强度符合要求。3.2 卷筒轴的设计计算卷筒轴是支持卷扬机正常工作的重要零件,合理设计与计算卷筒轴对卷扬机性能至关重要。3.2.1 卷筒轴的受力计算及工作应力计算常用的卷筒轴分轴固定式轴转动式(如图 3-3)两种情况。卷扬机卷筒工作时,钢丝绳在卷简上的位置是变化的。钢丝绳拉力经卷筒及支承作用到轴上产生的力矩,其大小随钢丝绳在卷简上位置的变化而不同。强度计算时应按钢丝绳在卷筒上两个极限位旨分别计算。由卷扬机工作情况和轴的受力分析可知,a、b 因卷筒轴主要承受弯矩,可简化为简单的心轴。a 图为固定心轴,b 图为转动心轴。对于转动心轴,其弯曲应力一般为对称循环变化;对固定心轴,其应力循环特征为 ,视具体的载荷性质而定。对固定心轴的疲劳失效而言,最危险的应01r力情况是脉动循环变化,为安全起见,卷筒的固定心轴应力以按脉动循环处理为宜。c 图卷筒轴既受弯又受扭,为转轴。其弯曲应力的应力性质为对称循环变应力,而扭转剪应力的应力性质可视为脉动循环变化。由此可知,卷筒轴在正常使用条件下,最终将发生疲劳破坏。但也不排除在超载或意外情况下发生静强度破坏。图 3-3 卷筒轴的类型a: 轴固定式 b、c: 轴转动式3.2.2 卷筒轴的设计由于卷筒轴的可靠性对卷扬机安全、可靠的工作非常重要,因此应十分重视卷筒轴的结构设计和强度、刚度计算。卷筒轴的结构,应尽可能简单、合理,应力集中应尽可能小。卷筒轴不仅要计算疲劳强度,而且还要计算静强度;此外,对较长的轴还需校核轴的刚度。本设计以计算出的参数有:绳的额定拉力 kN,卷筒直径rF41.250400 mm,钢丝绳的直径 14 mm,外齿轴套齿轮分度圆直径 D224 mm,0Dd查机械传动设计手册,轴的材质选择 45 钢,调制处理, MPa, 6BMPa, MPa, MPa。36S13001b由图 51 可知,该卷筒轴用轴端挡板固定于卷筒上,是不动的心轴。计算时应按钢丝绳在卷筒上两个极限位置分别计算。根据受力分析可知,当钢丝绳位于右极限位置时,心轴受力较大,因此应按有极限位置进行轴的强度计算。计算时,卷筒支承作用到心轴的力,可简化为作用于轴承宽度中点的集中力,左端距支承点 72.5 mm,右端距支承点 202.5 mm。查机械设计手册、机械传动设计手册、起重机设计手册,初步得到心轴各段直径和长度,如图 3-4 所示,本设计心轴左边选用调心滚子轴承圆柱孔图 图 3-4 心轴的各部分尺寸20000 型,右边选用调心球轴承圆柱孔 10000(TN1、M )型。将轴上所有作用力分解为垂直平面的力和水平平面的力,如下图 3-5 所示。3.2.3 心轴作用力计算齿轮圆周力: 18.7 kN (3-20)112et DdFTd齿轮径向力: 6.8 kN (3-21)rtg3.2.4 心轴垂直面支承反力及弯矩支反力,如下图 3-5b。26.92 kN (3-22)78059etDVFR15.63 kN (3-23)6teC弯矩,如下图 3-5c。-781.5 kN mm (3-24)50AVCMR1615.2 kN mm (3-25)6BD3.2.5 心轴水平面支承反力及弯矩支反力水平面支承反力如下图 3-5d。0.382 kN (3-26)5089rDHFR6.42 kN (3-27)4rC弯矩计算,如下图 3-5e321 kN mm (3-28 )50AHCMR22.9 kN mm (3-29 )6BD合成弯矩,如下图 3-5f844.8 kN mm (3-30 )2AVAH 1615.3 kN mm (3-31 )2BVBHM3.2.6 计算心轴工作应力 此轴为固定心铀,只有弯矩,没有转矩。由下图 3-5 可知最大弯矩发生在剖面 B 处。设卷筒轴该剖面直径为 ,则弯曲应力为:Bd(3-32)30.1bb则:74.46 mm30.1BBhMd图 3-5 轴的弯矩图圆整后 75 mm,中间轴段 751590 mmBd0d3.2.7 心轴的疲劳强度计算 卷筒轴的疲劳强度,应该用钢丝绳的当量拉力进行计算,即 (3-33)式deFK中 钢丝绳的当量拉力,N;dF 当量拉力系数。K为使计算简便,可假设 1。由前述可知,心轴应力的性质可认为是按脉d动循环规律变化,则 。弯曲应力为2bmn97.1 Mpa (3-34)30.1dBbKM平均应力 和应力幅 为ma48.55 Mpa (3-35) 2bmn轴的形状比较简单,且为对称结构,在 B 截面处尺寸有变化,则有应力集中存在,且该处弯矩最大,可以认为置截面是危险截面,应在此处计算轴的疲劳强度。查得有效应力集中系数尺 1.88,表面状态系数 0.92,绝对尺寸系数K 0.78,等效系数小 0.34。疲劳强度计算的安全系数为2.1 (3-36)1amSK一般轴疲劳强度安全系数 ,所以该轴疲劳强度足够。.583.2.8 心轴的静强度计算 卷筒轴的静强度计算,需要用静强度计算拉力,可按下式求得:(3-37) maxjeF式中 静强度计算最大拉力 ,N;maxjF 动载荷系数,查手册。此处取 。1.35静强度计算安全系数 2.75 (3-40) max/ssSMW/sB当 时 ,该轴静强度足够。/0.6sb1.24所以该轴符合本设计要求。此外,还有些卷筒轴、具有多支承,如三支承。对这类静不定问题可用三弯矩方程方法计算轴受力,同时在设计中还应考虑轴的结构、支承型式以及底座的刚度等问题。3.43 电动机选择正确选择电动机额定功率的原则是:在电动机能够满足机械负载要求的前提下,最经济、最合理地决定电动机功率。本设计 5 吨桥式吊车卷扬机属于非连续制工作机械,而且起动、制动频繁,工作粉尘量大。因此,选择电动机应与其工作特点相适应。吊车用卷扬机主要采用三相交流异步电动机。根据吊车行业的工作特点,电动机工作制应考虑选择短时重复工作制 和短时工作制 ,并优先选用 YZR(绕3S2S线转子) 、YZ(笼型转子)系列起重专用电动机。多数情况下选用绕线转子电动机;在工作条件较轻,接电次数较少时,亦可采用笼型转子电动机。对于小吨位卷扬机,考虑到多方面因素,其电动机工作制也允许选择连续工作制 。本设计电动1S机工作制度为断时工作制,因此不用考虑电动机的发热计算。机构运转时所需静功率按下式计算:(3-41)01jQvN式中 额定起升载荷,N;Q 吊具自重,N;可取 (0.020.04) ;0 0Q 起升速度, ;vms 机构总效率,它包括滑轮组的效率、导向滑轮效率、卷筒的机械效率和传动机构的机械效率。初步计算时,对于圆柱齿轮减速器传动的起升机构,可取 0.850.9。所以 6.311 kNjN计算电动机功率 jdeNK考虑到工作环境,对于中小型起重机其系数 =0.8,dK所以 0.8 6.311=5.049e选用:YZ 系列冶金起重专用三项异步电机,型号:YZ160L 8,额定电压:380V,额定功率:7.5KW转速:705 转/分效率:82.4%基准工作制为 40%3S3.4 减速器的设计计算3.4.1 卷筒机总传动比计算按额定转速初定总传动比 ,总传动比按下式计算:=35.43 (3-42)0dni式中 机构的总传动比;i电动机额定转速 ,rmin;dn 卷筒转速 ,rmin。03.4.2 减速器的计算因为电动机轴到减速器高速轴由齿轮链接盘连接,其传动比 =1,0i所以减速器的总传动比 =35.43。本设计采用二级圆柱齿轮减速器。i3.4.3 分配减速器的各级传动比按浸油润滑条件考虑取高速级传动比 =1.4 ,式中 为低速级传动传动比。1i22i即 = =1.4 (3-43)i12所以 =7.03 =5.031i23.4.4 计算传动装置的运动和动力参数电动机到卷筒轴的总传动效率为 4231式中: =0.99(齿形联轴器)1=0.98(滚子轴承)2=0.97(齿轮精度为 8 级)3=0.99(齿形联轴器)4所以总传动效率 =0.99 =0.889.07.9.023卷筒轴所得到的功率为 0.88 =0.88 7.5=6.61 kW6.311 kWdP所以以上所选参数符合要求。 ( 为电动机功率)dP1. 计算各轴转速轴 r/min (3-44a )10dni75轴 r/min (3-44b)12.4i轴 r/min (3-44c )239.ni卷筒轴 r/min (3-44d).142. 计算各轴功率轴 kW (3-45a )10117.25ddPp轴 kW (3-45b)212123.p轴 kW (3-45c )323236.7P卷筒轴 kW (3-45d)44.3. 计算各轴转矩电动机轴输出转矩为: N.m9501.6ddpTn轴 N.m (3-46a )101.di轴 N.m (3-46b)2212367.1i轴 N.m (3-46c)33 85TiT卷筒轴 N.m (3-46d)424.5将计算数值列表如下表 3-1:轴号 功率 P( KW) 转矩 T(N.m) 转速 传动比 i 效率电机轴 7.5 101.6 7051 0.99轴 7.425 100.6 705轴 7.1 673.1 100.147.04 0.97表 3-1 传动装置的运动及动力参数3.4.4 圆柱齿轮传动的设计计算此减速器的齿轮为一般机械零件,没有特殊要求,从降低成本,减小结构和易于取材原则出发决定选用:小齿轮 45 钢,调质,齿面硬度 217255 HBS大齿轮 45 钢,正火,齿面硬度 169217 HBS1. 计算许用接触应力 查教材,小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为:小齿轮 (217255HBS) =580 MPa1limH大齿轮 (169217HBS) =540 MPa2li循环次数: N1=60njLn=1.76 (3-47a)90N2 = =2.5 (3-47b)1i8由教材查得 ZN1=1.0ZN2=1.08SH=1.1齿面接触应力为= =527.3 Mpa (3-48a)1Hlim1NHZS= =530.2 Mpa (3-48b)2lim2NH取小值 = =527.3 MPa1H2. 计算许用弯曲应力 F小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为:小齿轮 (217255HBS) =440 MPa1lim5.03 0.97轴 6.7 3128.5 19.9卷筒轴 6.63 3122.5 19.91 0.99大齿轮 (169217HBS) =420 MPa2limFYN1= YN2=1 SF=1.4齿轮弯曲应力为:= =314.3 Mpa (3-49a)1Flim1NFYS= =300 Mpa (3-49b) 2lim2NF3.4.5 齿轮参数设计1. 第一级传动(1)初选参数小齿轮齿数 =171Z大齿轮齿数 = =17 7.04=1192i螺旋角 0(2)按接触强度结算 1d(3-50)3 2)()2HEdZuTK所以 载荷系数 K=1.2弹性系数 =189.8EZ2/mN节点区域系数 =2.464 =0.779HZ螺旋角系数 =0.992取 =1d所以 13 23 )3.5279.0468.19(95.1).(062. =52.2 mm(3)主要尺寸计算模数 mm (3-51)1cos52.cos103.27ndmZ取整数 mm31n中心距 mm (3-52)15.20cos)(211an取整数 mm051计算实际螺旋角:= (3-53)12)(arcosZmn9.螺旋角改变不大,系数 、 、 、 不在修正。EH分度圆直径 d=51.5 mm (3-54a)0112.9csoZn=360.7 mm (3-54b)012.mdn齿顶圆直径 damm (3-55a)5.61325.11 anahmm (3-55b)776022d齿根圆直径 fmm (3-56a)4)25.1(35.)(*11 nanf chmdmm (3-56b).307602 f齿宽 bmm (3-57a)5.1.12dbmm (3-57b)561经校核计算,齿根弯曲强度足够使用。确定齿轮精度等级及侧隙分别为:小齿轮:8GJ大齿轮:8FH计算结果见下表 3-2: 表 3-2 一级传动中大小齿轮的基本参数及主要尺寸 项目 小齿轮 大齿轮材料及热处理 45钢调质 45钢正火齿数 17 119法面模数(mm) 3分度圆法面压力角 20基本参数螺旋角及方向 9.2左 9.2右法面齿顶高系数 1 1法面齿隙系数 0.25 0.25中心距 205齿宽 56.5 51.5分度圆直径 51.5 360.7齿顶圆直径 56.5 366.7主要尺寸齿根圆直径 44 353.22. 第二级传动(1)初选参数小齿轮齿数 =201Z大齿轮齿数 = =20 5.03=1002i螺旋角 0(2)按接触强度结算 2d(3-58a)2 3 2)()1HEdZuTK查设计 载荷系数 K=1.2弹性系数 =189.8EZ2/mN节点区域系数 =2.464 =0.779HZ螺旋角系数 =0.992取 =1d所以 23 23 )3.5279.0468.19(95.1).(067. =101.1 mm(3)主要尺寸计算模数 mm (3-59)21cos0.cos15.32ndmZ取整数 (mm)52n中心距 mm (3-60)63.04cos)(221an取整数 mm3051计算实际螺旋角:= (3-61)21)(arcosZmn0.39螺旋角改变不大,系数 、 、 、 不在修正。EH分度圆直径 d=101.7 mm (3-62a)120.39nZmcso=508.3 mm (3-62b)21.nds齿顶圆直径 damm (3-63a)7.1527.011 anahmmm (3-63b)383822d齿根圆直径 fmm (3-64a)2.9)5.01(27.0)(*11 nanf chdmm (3-64b)843582 f齿宽 bmm (3-65a)7.10.12dmm (3-65b)651b经校核计算,齿根弯曲强度足够使用。确定齿轮精度等级及侧隙分别为:小齿轮:8GJ大齿轮:8FH计算结果见下表 3-3:表 3-3 二级传动中大小齿轮的基本参数及主要尺寸项目 小齿轮 大齿轮材料及热处理 45钢调质 45钢正火齿数 20 100法面模数(mm) 5分度圆法面压力角 20螺旋角及方向 10.39左 10.39右基本参数法面齿顶高系数 1 1法面齿隙系数 0.25 0.25中心距 305齿宽 106.7 101.7分度圆直径 101.7 508.3齿顶圆直径 111.7 518.3主要尺寸齿根圆直径 89.2 495.83.4.6 齿轮轴参数设计起重机减速器的齿轮轴属于一般机械零件,没有特殊要求,所以轴的材料选用 45 钢,粗加工后进行调质处理便能满足要求。45 钢经调质处理硬度为217255HBS。所以可得 650MPaB360PaS130MPa160Pa1. 按扭转强度计算轴的直径轴的最小直径公式为: (3-66)3minpAd其中系数 A=118107轴 =25.8723.45 mm (3-67a)3min170542.)8(d轴 =48.844.3 mm (3-67b)3in21.)(轴 =82.174.4 mm (3-67c)3min39.76)018(d考虑到第一级传动的小齿轮直径较小,若使用键与轴连接齿轮强度不够,所以把轴做成齿轮轴,轴轴头安装联轴器,故将轴径增加 5%。估取轴轴径为 30 mm,安装轴承处轴径为 28 mm,其它尺寸由结构而定。对于轴,估取轴轴径为 48 mm,安装轴承处轴径为 45 mm,其它尺寸由结构而定。对于轴,估取轴轴径为 80 mm,靠近齿轮盘接手的安装轴承处轴径为 80 mm,另一端为75 mm,其它尺寸由结构而定。其他部件可以参考起重机专用减速器 QJR 型减速器而定。所计算的减速器的外形尺寸为:974 335 594。3.5 制动器,联轴器的选择3.5.1 制动器的分类及选择按照制动器构造特征,可分为带式制动器、块式制动器、蹄式制动器盘式制动器四种。在设计或选择制动器时,主要依据是制动力矩。无论是标准制动器,还是自行设计的制动器都要做必要的发热验算。本设计选用短行程交流电磁铁块式制动器,型号:TKT300/200 。如图 3-6。图 3-6 短行程交流电磁铁块式制动器3.5.2 联轴器的选择联轴器根据传递的扭矩和工作条件选择:(3-68)ttTkT321式中 T 为所传递扭矩的计算值为实际作用的扭矩t为联
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