全自動鞭炮卷筒機的設計,全自動鞭炮卷筒機的設計,全自動,鞭炮,卷筒,設計 XX 大 學 畢業(yè)論文（設計）任務書 論文（設計）題目 全自動鞭炮卷筒機的設計 學 號 XX63245 學生姓名 XX 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 指導教師姓名 XX 系主任 XX 一、主要內容及基本要求 主要研究全自動鞭炮分切卷筒機結構，這個機器由送紙機構，沾液機構、搓紙機構和脫筒機構組成。經分析，考慮采用機械結構控制，實現(xiàn)自動上膠、卷筒、切筒，使整機所有動作實現(xiàn)全自動操作。 技術指標： 1. 拾紙方式:手動絲桿萬向可調技術 2. 直接將卷筒紙制成紙管并隨機分切為所需長度的成品紙管 3. 紙頭自動加水,紙頭不彈起 4. 同時卷筒、切筒 二、 重點研究的問題 卷筒的設計原理、工作特性。 三、 進度安排 各階段完成的內容 起止時間 1 查閱相關資料，熟悉課題 第一、二周 2 運用相關軟件，完成初步設計和方案的設計可行性 第三、四周 3 進行各部分機構和系統(tǒng)的具體計算 第五到第九周 4 初步完成裝配圖以及各種零件圖。 第十到十三周 5 編寫設計說明書 第十四到十五周 6 完成畢業(yè)設計、答辯 第十六周 7 8 9 10 四、 應收集的資料及主要參考文獻 [1] 隨明陽主編.機械設計基礎.北京機械工業(yè)出版社,1999年 [2] 機械設計手冊編委會.機械設計手冊.北京機械工業(yè)出版社,2004年 [3] 楊可楨主編.機械設計基礎.人民教育出版社,1990年 [4] 陳鐵鳴.機械設計.第3版..哈爾濱.哈爾濱工業(yè)大學出版社，2003 [5] 胡宗武主編.起重機設計手冊.北京科技技術出版社，2003年 [6] 江耕華等主編.機械傳動設計手冊.煤炭工業(yè)出版社，1992年 [7] 陳道南等主編.起重機課程設計.冶金工業(yè)出版社，1991年 XX大學畢業(yè)論文（設計）評閱表 學院 XX學院 專業(yè) 機械設計制造及其自動化學號 XX63245姓名 XX 論文（設計）題目： 全自動鞭炮卷筒機的設計 評閱人 職稱 評閱日期： 2012年5月31 評價項目 評 價 內 容 選 題 1．是否符合培養(yǎng)目標，體現(xiàn)學科、專業(yè)特點和教學計劃的基本要求，達到綜合訓練的目的； 1． 難度、份量是否適當。 能 力 1． 是否有查閱文獻、綜合歸納資料的能力； 2． 是否有綜合運用知識的能力； 3． 是否具備研究方案的實際能力、研究方法和手段的運用能力； 4． 是否具備一定的外文與計算機應用能力； 5． 工科是否有經濟分析能力。 論文質量 1． 立論是否正確，論述是否充分，結構是否嚴謹合理；實驗是否正確，設計、計算、分析處理是否科學；技術用語是否準確，符號是否統(tǒng)一，圖表是否完備、整潔、正確；引文是否規(guī)范； 2． 文字是否通順，有無觀點提煉，綜合概括能力如何； 3． 有無理論價值或實際應用價值，有無創(chuàng)新之處。 工作量 工作量是否飽滿，論文篇幅、圖紙等是否達到規(guī)定要求。 綜 合 評 價 論文選題基本符合培養(yǎng)目標要求，能體現(xiàn)學科專業(yè)特點，達到了綜合訓練的目的。該生能在設計中運用所學知識，設計方案基本可行，工作量尚可，論文質量基本符合本科生畢業(yè)設計要求。 同意參加答辯。 XX大學 畢業(yè)設計說明書 題 目： 全自動鞭炮卷筒機的設計 學 院： XX學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 號： XX63245 姓 名： XX 指導教師： XX 完成日期： 2012年5月29號 目錄 摘要 1 第1章 緒論 2 第2章 鞭炮生產的難題 3 第3章 鞭炮卷筒主體零件的設計 4 §3.1 卷筒的結構設計及尺寸確定 4 §3.1.1 卷筒的分類 4 §3.1.2 卷筒繩槽的確定 5 §3.1.3 卷筒的設計 5 §3.1.4 卷筒節(jié)徑 設計 5 §3.1.5 卷筒的長度設計 6 §3.1.6 卷筒壁厚設計 7 §3.1.7 卷筒強度計算及檢驗 7 §3.3 卷筒軸的設計計算 8 §3.2.1 卷筒軸的受力計算及工作應力計算 8 §3.2.2 卷筒軸的設計 9 §3.2.3 心軸作用力計算 10 §3.2.4 心軸垂直面支承反力及彎矩 10 §3.2.5 心軸水平面支承反力及彎矩支反力 10 §3.2.6 計算心軸工作應力 11 §3.2.7 心軸的疲勞強度計算 11 §3.2.8 心軸的靜強度計算 12 §3.3 電動機選擇 13 §3.4 減速器的設計計算 14 §3.4.1 卷揚機總傳動比計算 14 §3.4.2 減速器的計算 14 §3.4.3 分配減速器的各級傳動比 14 §3.4.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 14 §3.4.4 圓柱齒輪傳動的設計計算 16 §3.4.5 齒輪參數(shù)設計 17 §3.4.6 齒輪軸參數(shù)設計 21 §3.5 制動器，聯(lián)軸器的選擇 22 §3.5.1 制動器的分類及選擇 22 §3.5.2 聯(lián)軸器的選擇.........................................................23 參考文獻 23 致 謝 24 摘要 在中國鞭炮做為中國文化的傳承，一直受到民眾的喜愛，它給人帶來了喜慶，歡樂的氣氛。雖然在城市管制嚴格，但依舊是市民喜慶、歡喜的代名詞。無論是節(jié)日的來臨或者婚嫁迎娶、喬遷升學都會聽到一陣陣悅耳且?guī)е唤z嘈雜的鞭炮聲。中國人在春節(jié)期間燃放煙花爆竹的習俗由來已久，甚至可追溯到春秋時期，并在唐代普及到了整個中國。到了宋朝，民間出現(xiàn)了制造煙火爆竹的作坊和專業(yè)匠人，煙火表演也隨之豐富了起來。加之造紙業(yè)的發(fā)展，使煙花爆竹業(yè)變得空前發(fā)達。而煙花爆竹的普及與盛行，主要是社會生活的需要所致，后來潛移默化，逐漸衍變?yōu)橐环N文化，而且涉及到了文化信仰乃至政治生活。這與今天人們所理解的鞭炮只是為了營造節(jié)日的歡快氣氛有本質的不同。 本論文一研究工作的進展順序為章，分章、節(jié)逐一論述了課題的起因、發(fā)展意義以及環(huán)境保護等問題的研究。在設計中遇到的問題與難點極其解決方法與措施都一一闡述。在設計過程中，詳細論述了設備的總體結構設計、電機傳動系統(tǒng)、控制系統(tǒng)、齒輪傳動系統(tǒng)、卷筒傳動系統(tǒng)以及安全性進行了設計。 關鍵詞：總體結構； 控制系統(tǒng)； 卷筒傳統(tǒng)系統(tǒng)； 安全性 Abstract In Chinese firecrackers as the inheritance of Chinese culture, has been the subject of the public's 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 緒論 隨著社會的發(fā)展，人類生活水平的提高。鞭炮的應用越來越廣并且成為了生活中不可缺少的一部分。鞭炮與傳統(tǒng) 密不可分因此受到全世界人民的喜愛。尤其在我國的鞭炮的需求量很大。無論是過年過節(jié)，還是結婚嫁娶，進學升遷，以至大廈落成、店鋪開張等等。只要為了表示喜慶，人們都習慣放鞭炮來慶祝。這個習俗在我國已有2000多年的歷史了?！肚G楚歲月記》曾經記載，正月初一，雞叫頭一遍時，大家就紛紛起床， 在自家院子里放鞭炮，來逐退瘟神惡鬼。當時沒有火藥，沒有紙張，人們使用火燒竹子，使之爆裂發(fā)聲，以驅逐瘟神，這當然是迷信，但卻反映了古代勞動人民渴求安泰的美好愿望。后來，煉丹家經過不斷的化學實驗，發(fā)現(xiàn)硝石、硫磺和木炭合在一起能引起燃燒和爆炸，于是發(fā)明了火藥。有人將火藥在竹筒里燃放，聲音更大，使得火燒竹子這一古老習俗發(fā)生了根本變化。北宋時，民間已經出現(xiàn)了用卷紙裹著火藥的燃放物，還有單響和雙響的區(qū)別，改名“爆仗”，后來改為“鞭炮”，但我國目前鞭炮生產自動化程度不高，很多工序都是人工操作，生產效率低，企業(yè)生產成本高。因此，研究鞭炮卷筒機對我國的鞭炮自動化程度顯得尤為重要。 第二章 鞭炮生產的難題 一、花炮機械科技含量有待提高。目前大部分花炮機械普遍都體積大、份量重、噪音大、安裝難，做工粗糙，機械傳遞不科學，還在生產運行中常常出現(xiàn)故障。如結鞭機在下料過程中，常常因為下料時單個爆竹傳送的不平穩(wěn)或“角子”爆竹，而引起卡機，輕則引起結鞭缺齒，影響爆響率，重則因傳動在繼續(xù)工作而卡機不下料，摩擦高溫而引起燃燒事故。 二、花炮機械市場不規(guī)范?；ㄅ跈C械是個新生事物，就市場而言，從標準、質量、管理等方面都基本上還是一個空白。膨脹的市場，來源于空白市場的急需，在這盲動的過程中，花炮企業(yè)對花炮機械的選購、使用都可比性，導致機械企業(yè)生產的一些傳動配置不合理，工作效率不高，質量低劣的產品充斥責市場，售后服務差，給花炮機械消費者帶來不便和引起錯覺，實用性、適用性大打折扣。再加上全國煙花爆竹企業(yè)7000余家，而各類花炮機械企業(yè)僅數(shù)百家，僧多粥少，供求不平衡，至使市場價格大部分遠遠大于機械的成本價格和本身價值，如一臺結鞭封裝機，成本四千元左右，市場價格卻超過萬元，昂貴的價格讓一部分需求者望而興嘆。價高質劣的畸形市場影響著機械化的正確使用和全面推廣。 三、生產品種不均衡。煙花爆竹各類產品生產中的和藥、裝筑藥，禮花彈產品的裝藥、合球等A2級生產工序還暫無機械設備，而這些工序操作工人直接接觸裸露藥物，發(fā)生違章操作現(xiàn)象多，是事故高發(fā)工序。還有產品的褙皮、封裝等勞動用人多，做工繁瑣的工序 ，機械化程度不高或根本沒有相應的機械，研制開發(fā)遠遠滯后著行業(yè)的發(fā)展。 四、機械化綜合程度不高。按生產工藝流程來說，各工序是連貫順暢的，但現(xiàn)在好多單個工序的機械有了，綜合連貫工序的機械卻很少，裁紙的就是裁紙的，拌漿卷筒的就是拌漿卷筒的，插引的就是插引的，結鞭的就是結鞭的，機械化缺乏連貫性，傳統(tǒng)工藝流程方面進步不大。目前，爆竹的結鞭和封裝可以在一臺機器上連貫完成，說明了機械綜合程度有很大的發(fā)展空間。 五、發(fā)展市場不合理。全國除西藏外，各省市都有煙花爆竹生產企業(yè)，萍瀏醴是煙花爆竹產品最大的集中產區(qū)，也是花炮機械研制生產、銷售的集中產區(qū)，現(xiàn)有的90%以上的花炮機械生產企業(yè)集中在萍瀏醴及相鄰地區(qū)，產銷一條龍，當?shù)氐臋C械化普及率相當高。 綜上所述，選擇正確的、科學的設計方案設計鞭炮卷筒機勢在必行。 。 第三章 鞭炮卷筒機主體零件的設計 §3.1 卷筒的結構設計及尺寸確定 卷筒尺寸的由已知起升速度、起升高度和鋼絲繩的尺寸來確定。卷筒用來卷繞鋼絲繩，把原動機的驅動力傳遞給鋼絲繩，并把原動機的回轉運動變?yōu)樗枰闹本€運動。卷筒通常是中空的圓柱形，特殊要求的卷筒也有做成圓錐或曲線形的。 §3.1.1 卷筒的分類 按照鋼絲繩在卷筒上的卷繞層數(shù)分，卷筒分單層繞和多層繞兩種。一般起重機大多采用單層繞卷筒。只有在繞繩量特別大或特別要求機構緊湊的情況下，為了縮小卷筒的外形尺寸，才采用多層繞的方式。本設計采用單層繞。 §3.1.2 卷筒繩槽的確定 卷筒繩槽槽底半徑R，槽深c 槽的節(jié)矩t 其尺寸關系為： R=（0.54~0.6）d（d 為鋼絲繩直徑） （3-7） 繩槽深度：標準槽： =（0.25~0.4）d （3-8） 深槽： =（0.6~0.9）d （3-9） 繩槽節(jié)距：標準槽： ＝d＋（2~4） （3-10） 深槽： ＝d＋（6~8） （3-11） 卷筒槽多數(shù)采用標準槽，只有在使用過程中鋼絲繩有可能脫槽的情況才使用深槽，本設計選用標準槽，鋼絲繩直徑選用14 mm， R=（0.54~0.6）d=7.56~8.4 mm 取R=8 mm （3-12） c=（0.25~0.4）d =3.5~5.6 mm 取c=4 mm （3-13） 所以 t＝d＋（2~4）=16 mm §3.1.3 卷筒的設計 卷筒按照轉矩的傳遞方式來分．有端側板周邊大齒輪外嚙合式和筒端或筒內齒輪內嚙合式，其共同特點是卷筒軸只承受彎矩，不承受轉矩。本設計卷筒采用內齒輪嚙合式。如圖3-1。 圖 3-1 內齒嚙合式卷 卷筒的設計主要尺寸有節(jié)徑 、卷筒長度 L 、卷筒壁厚 δ。 §3.1.4 卷筒節(jié)徑 設計 卷筒的節(jié)徑即卷筒的卷繞直徑，由設計知不能小于下式： （3-14） 式中 —按鋼絲繩中心計算的卷筒最小直徑，mm； h — 與機構工作級別和鋼絲繩結構有關的系數(shù)，根據工作環(huán)境級別為，查機械設計手冊h=28 mm; d — 鋼絲繩的直徑,mm。 按式計算： ＝392 mm 所以選取=400 mm （3-15） §3.1.5 卷筒的長度設計 本設計采用雙聯(lián)滑輪組，如圖3-2 圖3-2 雙聯(lián)滑輪組 卷筒的長度 （3-16）式中 —卷筒總長度，mm； —繩槽部分長度，其計算公式為： （3-17） 其中 —最大起升高度，mm； —滑輪組倍率； —卷筒卷繞直徑，mm； — 繩槽節(jié)矩，mm； — 附加安全圈數(shù)，使鋼絲繩端受力減小，便于固定，通常取 n＝1.5~3圈； —固定鋼絲繩所需要的長度，一般?。?t，mm； —兩端的邊緣長度（包括凸臺在內），根據卷筒結構而定，mm； —卷筒中間無繩槽部分長度，由鋼絲繩的允許偏斜角α和卷筒軸到動滑輪軸的最小距離決定。對于有螺旋槽的單層繞卷筒，鋼絲繩允許偏斜度通常為1：10，可知選?。?00 mm。 =380 mm。 ＝3t=48 mm 所以 ＝996 mm。 選取標準卷筒長度為1000 mm §3.1.6 卷筒壁厚設計 本設計為了延長鋼絲繩的壽命，采用鑄鐵卷筒，對于鑄鐵卷筒可按經驗公式初步確定，然后進行強度驗算。 對于鑄鐵筒壁 mm （3-18） 根據鑄造工藝的要求，鑄鐵卷筒的壁厚不應小于12 mm，所以15mm 所以卷筒的參數(shù)選擇為：繩槽節(jié)距t＝16 mm、槽底半徑＝4 mm、卷筒節(jié)距＝400 mm、卷筒長度L=1000 mm、卷筒壁厚 mm。 §3.1.7 卷筒強度計算及檢驗 卷筒材料一般采用不低于HT200的鑄鐵，特殊需要時可采用ZG230-450、ZG270-500鑄鋼或Q235-A焊接制造。本設計的卷筒五特殊需要，額定起重重量不是很大，所以選擇HT200的鑄鐵制造。 一般卷筒壁厚相對于卷筒直徑較小，所以卷筒壁厚可以忽略不計，在鋼絲繩的最大拉力作用下，使卷筒產生壓應力、彎曲應力和扭曲應力。其中壓應力最大。當3時彎曲應力和扭曲應力的合成力不超過壓應力10%,所以當3時只計算壓應力即可。 本設計中L=1000 mm D=400 mm，符合3的要求，所以只計算壓應力即可。 當鋼絲繩單層卷繞時，卷筒所受壓應力按下式來計算： =A （3-19） 其中 為鋼絲繩單層卷繞時卷筒所受壓應力，MPa； 為鋼絲繩最大拉力，N； 為卷筒壁厚，mm； A 為應力減小系數(shù)，一般取A=0.75 為許用壓力，對于鑄鐵= 為鑄鐵抗壓強度極限 所以 =A39 MPa 查教材機械設計基礎知195MPa，所以39MPa。 所以 經檢驗計算，卷筒抗壓強度符合要求。 §3.2 卷筒軸的設計計算 卷筒軸是支持卷揚機正常工作的重要零件，合理設計與計算卷筒軸對卷揚機性能至關重要。 §3.2.1 卷筒軸的受力計算及工作應力計算 常用的卷筒軸分軸固定式軸轉動式（如圖3-3）兩種情況。卷揚機卷筒工作時，鋼絲繩在卷簡上的位置是變化的。鋼絲繩拉力經卷筒及支承作用到軸上產生的力矩，其大小隨鋼絲繩在卷簡上位置的變化而不同。強度計算時應按鋼絲繩在卷筒上兩個極限位旨分別計算。由卷揚機工作情況和軸的受力分析可知，a、b因卷筒軸主要承受彎矩，可簡化為簡單的心軸。a圖為固定心軸，b圖為轉動心軸。對于轉動心軸，其彎曲應力一般為對稱循環(huán)變化；對固定心軸，其應力循環(huán)特征為，視具體的載荷性質而定。對固定心軸的疲勞失效而言，最危險的應力情況是脈動循環(huán)變化，為安全起見，卷筒的固定心軸應力以按脈動循環(huán)處理為宜。c圖卷筒軸既受彎又受扭，為轉軸。其彎曲應力的應力性質為對稱循環(huán)變應力，而扭轉剪應力的應力性質可視為脈動循環(huán)變化。由此可知，卷筒軸在正常使用條件下，最終將發(fā)生疲勞破壞。但也不排除在超載或意外情況下發(fā)生靜強度破壞。 圖 3-3 卷筒軸的類型 a: 軸固定式 b、c: 軸轉動式 §3.2.2 卷筒軸的設計 由于卷筒軸的可靠性對卷揚機安全、可靠的工作非常重要，因此應十分重視卷筒軸的結構設計和強度、剛度計算。卷筒軸的結構，應盡可能簡單、合理，應力集中應盡可能小。卷筒軸不僅要計算疲勞強度，而且還要計算靜強度；此外，對較長的軸還需校核軸的剛度。 本設計以計算出的參數(shù)有：繩的額定拉力＝kN，卷筒直徑400 mm，鋼絲繩的直徑14 mm，外齒軸套齒輪分度圓直徑D＝224 mm，查機械傳動設計手冊，軸的材質選擇45鋼，調制處理，MPa， MPa，MPa，MPa。 由圖5—1可知，該卷筒軸用軸端擋板固定于卷筒上，是不動的心軸。計算時應按鋼絲繩在卷筒上兩個極限位置分別計算。根據受力分析可知，當鋼絲繩位于右極限位置時，心軸受力較大，因此應按有極限位置進行軸的強度計算。計算時，卷筒支承作用到心軸的力，可簡化為作用于軸承寬度中點的集中力，左端距支承點72.5 mm，右端距支承點202.5 mm。 查機械設計手冊、機械傳動設計手冊、起重機設計手冊，初步得到心軸各段直徑和長度，如圖3-4所示,本設計心軸左邊選用調心滾子軸承圓柱孔圖 圖3-4 心軸的各部分尺寸 20000型，右邊選用調心球軸承圓柱孔10000（TN1、M）型。 將軸上所有作用力分解為垂直平面的力和水平平面的力，如下圖3-5所示。 §3.2.3 心軸作用力計算 齒輪圓周力： ＝18.7 kN （3-20） 齒輪徑向力： ＝6.8 kN （3-21） §3.2.4 心軸垂直面支承反力及彎矩 支反力，如下圖3-5b。 ＝26.92 kN （3-22） ＝15.63 kN （3-23） 彎矩，如下圖 3-5c。 ＝-781.5 kNmm （3-24） ＝1615.2 kNmm （3-25） §3.2.5 心軸水平面支承反力及彎矩支反力 水平面支承反力如下圖3-5d。 ＝0.382 kN （3-26） ＝6.42 kN （3-27） 彎矩計算，如下圖3-5e ＝321 kNmm （3-28） ＝22.9 kNmm （3-29） 合成彎矩，如下圖 3-5f ＝844.8 kNmm （3-30） ＝1615.3 kNmm （3-31） §3.2.6 計算心軸工作應力 此軸為固定心鈾，只有彎矩，沒有轉矩。由下圖3-5可知．最大彎矩發(fā)生在剖面B處。設卷筒軸該剖面直徑為，則彎曲應力為： （3-32） 則： ＝74.46 mm 圖3-5 軸的彎矩圖 圓整后 ＝75 mm，中間軸段＝75＋15＝90 mm §3.2.7 心軸的疲勞強度計算 卷筒軸的疲勞強度，應該用鋼絲繩的當量拉力進行計算，即 （3-33）式中 — 鋼絲繩的當量拉力，N； — 當量拉力系數(shù)。 為使計算簡便，可假設＝1。由前述可知，心軸應力的性質可認為是按脈動循環(huán)規(guī)律變化，則。彎曲應力為 ＝97.1 Mpa （3-34） 平均應力和應力幅為 ＝48.55 Mpa （3-35） 軸的形狀比較簡單，且為對稱結構，在B截面處尺寸有變化，則有應力集中存在，且該處彎矩最大，可以認為置截面是危險截面，應在此處計算軸的疲勞強度。 查得有效應力集中系數(shù)尺＝1.88，表面狀態(tài)系數(shù)＝0.92，絕對尺寸系數(shù)＝0.78，等效系數(shù)?。?.34。 疲勞強度計算的安全系數(shù)為 ＝2.1 （3-36） 一般軸疲勞強度安全系數(shù)，所以該軸疲勞強度足夠。 §3.2.8 心軸的靜強度計算 卷筒軸的靜強度計算，需要用靜強度計算拉力，可按下式求得： （3-37） 式中 — 靜強度計算最大拉力 ，N； — 動載荷系數(shù)，查手冊。此處取。 靜強度計算安全系數(shù) ＝＝2.75 （3-40） 當時，該軸靜強度足夠。 所以該軸符合本設計要求。 此外，還有些卷筒軸、具有多支承，如三支承。對這類靜不定問題可用三彎矩方程方法計算軸受力，同時在設計中還應考慮軸的結構、支承型式以及底座的剛度等問題。 §3.43電動機選擇 正確選擇電動機額定功率的原則是：在電動機能夠滿足機械負載要求的前提下，最經濟、最合理地決定電動機功率。 本設計5噸橋式吊車卷揚機屬于非連續(xù)制工作機械，而且起動、制動頻繁，工作粉塵量大。因此，選擇電動機應與其工作特點相適應。 吊車用卷揚機主要采用三相交流異步電動機。根據吊車行業(yè)的工作特點，電動機工作制應考慮選擇短時重復工作制和短時工作制，并優(yōu)先選用YZR(繞線轉子)、YZ(籠型轉子)系列起重專用電動機。多數(shù)情況下選用繞線轉子電動機；在工作條件較輕，接電次數(shù)較少時，亦可采用籠型轉子電動機。對于小噸位卷揚機，考慮到多方面因素，其電動機工作制也允許選擇連續(xù)工作制。本設計電動機工作制度為斷時工作制，因此不用考慮電動機的發(fā)熱計算。 機構運轉時所需靜功率按下式計算： （3-41） 式中 — 額定起升載荷，N； — 吊具自重，N；可?。剑?.02～0.04）； — 起升速度，； — 機構總效率，它包括滑輪組的效率、導向滑輪效率、卷筒的機械效率和傳動機構的機械效率。初步計算時，對于圓柱齒輪減速器傳動的起升機構，可?。?.85～0.9。 所以6.311 kN 計算電動機功率 考慮到工作環(huán)境，對于中小型起重機其系數(shù)=0.8， 所以 0.86.311=5.049 選用：YZ系列冶金起重專用三項異步電機， 型號：YZ160L—8， 額定電壓：380V, 額定功率：7.5KW 轉速：705轉/分 效率：82.4% 基準工作制為—40% §3.4 減速器的設計計算 §3.4.1 卷筒機總傳動比計算 按額定轉速初定總傳動比 ，總傳動比按下式計算： =35.43 （3-42） 式中 — 機構的總傳動比； —電動機額定轉速 ，r／min； — 卷筒轉速 ，r／min。 §3.4.2 減速器的計算 因為電動機軸到減速器高速軸由齒輪鏈接盤連接，其傳動比=1， 所以減速器的總傳動比=35.43。本設計采用二級圓柱齒輪減速器。 §3.4.3 分配減速器的各級傳動比 按浸油潤滑條件考慮取高速級傳動比=1.4，式中為低速級傳動傳動比。 即 ==1.4 （3-43） 所以 =7.03 =5.03 §3.4.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 電動機到卷筒軸的總傳動效率為 式中：=0.99（齒形聯(lián)軸器） =0.98（滾子軸承） =0.97（齒輪精度為8級） =0.99（齒形聯(lián)軸器） 所以總傳動效率=0.99=0.88 卷筒軸所得到的功率為0.88=0.887.5=6.61 kW>6.311 kW 所以以上所選參數(shù)符合要求。（為電動機功率） 1. 計算各軸轉速 Ⅰ軸 r/min （3-44a） Ⅱ軸 r/min （3-44b） Ⅲ軸 r/min （3-44c） 卷筒軸 r/min （3-44d） 2. 計算各軸功率 Ⅰ軸 kW （3-45a） Ⅱ軸 kW （3-45b） Ⅲ軸 kW （3-45c） 卷筒軸 kW （3-45d） 3. 計算各軸轉矩 電動機軸輸出轉矩為： N.m Ⅰ軸 N.m （3-46a） Ⅱ軸 N.m （3-46b） Ⅲ軸 N.m （3-46c） 卷筒軸 N.m （3-46d） 將計算數(shù)值列表如下表3-1： 軸號 功率P（KW） 轉矩T(N.m) 轉速 傳動比i 效率 電機軸 7.5 101.6 705 1 0.99 Ⅰ軸 7.425 100.6 705 7.04 0.97 Ⅱ軸 7.1 673.1 100.14 5.03 0.97 Ⅲ軸 6.7 3128.5 19.9 1 0.99 卷筒軸 6.63 3122.5 19.9 表3-1 傳動裝置的運動及動力參數(shù) §3.4.4 圓柱齒輪傳動的設計計算 此減速器的齒輪為一般機械零件，沒有特殊要求，從降低成本，減小結構和易于取材原則出發(fā)決定選用： 小齒輪 45鋼，調質，齒面硬度217~255 HBS 大齒輪 45鋼，正火，齒面硬度169~217 HBS 1. 計算許用接觸應力 查教材，小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為： 小齒輪 （217~255HBS） =580 MPa 大齒輪 （169~217HBS） =540 MPa 循環(huán)次數(shù)： N1=60njLn==1.76 (3-47a) N2 ==2.5 (3-47b) 由教材查得 ZN1=1.0 ZN2=1.08 SH=1.1 齒面接觸應力為 ==527.3 Mpa (3-48a) ==530.2 Mpa (3-48b) 取小值==527.3 MPa 2. 計算許用彎曲應力 小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為： 小齒輪 （217~255HBS） =440 MPa 大齒輪 （169~217HBS） =420 MPa YN1= YN2=1 SF=1.4 齒輪彎曲應力為： = =314.3 Mpa (3-49a) ==300 Mpa (3-49b) §3.4.5 齒輪參數(shù)設計 1. 第一級傳動 （1）初選參數(shù) 小齒輪齒數(shù)=17 大齒輪齒數(shù)==177.04=119 螺旋角 （2）按接觸強度結算 (3-50) 所以 載荷系數(shù)K=1.2 彈性系數(shù)=189.8 節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.464 =0.779 螺旋角系數(shù)=0.992 取=1 所以 =52.2 mm （3）主要尺寸計算 模數(shù) mm (3-51) 取整數(shù) mm 中心距 mm (3-52) 取整數(shù) mm 計算實際螺旋角： = (3-53) 螺旋角改變不大，系數(shù)、、、不在修正。 分度圓直徑d =51.5 mm (3-54a) =360.7 mm (3-54b) 齒頂圓直徑da mm (3-55a) mm (3-55b) 齒根圓直徑 mm (3-56a) mm (3-56b) 齒寬b mm (3-57a) mm (3-57b) 經校核計算，齒根彎曲強度足夠使用。 確定齒輪精度等級及側隙分別為： 小齒輪：8GJ 大齒輪：8FH 計算結果見下表3-2： 表3-2 一級傳動中大小齒輪的基本參數(shù)及主要尺寸 項目 小齒輪 大齒輪 材料及熱處理 45鋼調質 45鋼正火 基本參數(shù) 齒數(shù) 17 119 法面模數(shù)（mm） 3 分度圓法面壓力角 20° 螺旋角及方向 9.2°左 9.2°右 法面齒頂高系數(shù) 1 1 法面齒隙系數(shù) 0.25 0.25 主要尺寸 中心距 205 齒寬 56.5 51.5 分度圓直徑 51.5 360.7 齒頂圓直徑 56.5 366.7 齒根圓直徑 44 353.2 2. 第二級傳動 （1）初選參數(shù) 小齒輪齒數(shù)=20 大齒輪齒數(shù)==205.03=100 螺旋角 （2）按接觸強度結算 (3-58a) 查設計 載荷系數(shù)K=1.2 彈性系數(shù)=189.8 節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.464 =0.779 螺旋角系數(shù)=0.992 取=1 所以 =101.1 mm （3）主要尺寸計算 模數(shù) mm (3-59) 取整數(shù)（mm） 中心距 mm (3-60) 取整數(shù) mm 計算實際螺旋角： = (3-61) 螺旋角改變不大，系數(shù)、、、不在修正。 分度圓直徑d =101.7 mm (3-62a) =508.3 mm (3-62b) 齒頂圓直徑da mm (3-63a) mm (3-63b) 齒根圓直徑 mm (3-64a) mm (3-64b) 齒寬b mm (3-65a) mm (3-65b) 經校核計算，齒根彎曲強度足夠使用。 確定齒輪精度等級及側隙分別為： 小齒輪：8GJ 大齒輪：8FH 計算結果見下表3-3： 表3-3 二級傳動中大小齒輪的基本參數(shù)及主要尺寸 項目 小齒輪 大齒輪 材料及熱處理 45鋼調質 45鋼正火 基本參數(shù) 齒數(shù) 20 100 法面模數(shù)（mm） 5 分度圓法面壓力角 20° 螺旋角及方向 10.39°左 10.39°右 法面齒頂高系數(shù) 1 1 法面齒隙系數(shù) 0.25 0.25 主要尺寸 中心距 305 齒寬 106.7 101.7 分度圓直徑 101.7 508.3 齒頂圓直徑 111.7 518.3 齒根圓直徑 89.2 495.8 §3.4.6 齒輪軸參數(shù)設計 起重機減速器的齒輪軸屬于一般機械零件，沒有特殊要求，所以軸的材料選用45鋼，粗加工后進行調質處理便能滿足要求。45鋼經調質處理硬度為217~255HBS。所以可得 1. 按扭轉強度計算軸的直徑 軸的最小直徑公式為： (3-66) 其中系數(shù)A=118~107 Ⅰ軸 =25.87~23.45 mm (3-67a) Ⅱ軸 =48.8~44.3 mm (3-67b) Ⅲ軸 =82.1~74.4 mm (3-67c) 考慮到第一級傳動的小齒輪直徑較小，若使用鍵與軸連接齒輪強度不夠，所以把Ⅰ軸做成齒輪軸，Ⅰ軸軸頭安裝聯(lián)軸器，故將軸徑增加5%。估?、褫S軸徑為30 mm，安裝軸承處軸徑為28 mm，其它尺寸由結構而定。對于Ⅱ軸，估?、蜉S軸徑為48 mm，安裝軸承處軸徑為45 mm，其它尺寸由結構而定。對于Ⅲ軸，估?、筝S軸徑為80 mm，靠近齒輪盤接手的安裝軸承處軸徑為80 mm，另一端為75 mm,其它尺寸由結構而定。 其他部件可以參考起重機專用減速器QJR型減速器而定。 所計算的減速器的外形尺寸為：974335594。 §3.5 制動器，聯(lián)軸器的選擇 §3.5.1 制動器的分類及選擇 按照制動器構造特征，可分為帶式制動器、塊式制動器、蹄式制動器盤式制動器四種。 在設計或選擇制動器時，主要依據是制動力矩。無論是標準制動器，還是自行設計的制動器都要做必要的發(fā)熱驗算。本設計選用短行程交流電磁鐵塊式制動器，型號：TKT300/200。如圖3-6。 圖 3-6短行程交流電磁鐵塊式制動器 §3.5.2 聯(lián)軸器的選擇 聯(lián)軸器根據傳遞的扭矩和工作條件選擇： (3-68) 式中 T 為所傳遞扭矩的計算值 為實際作用的扭矩 為聯(lián)軸器規(guī)格表中允許傳遞的扭矩 為考慮聯(lián)軸器重要的系數(shù)，選=1.3 為考慮機構偶工作級別的系數(shù)，選=1.3 為考慮角度偏差的系數(shù)，選=1 所以1.31.31101.6=171.7 N.m小于CL型齒輪聯(lián)軸器的許用轉矩 查起重機設計手冊，選用CL1型齒輪聯(lián)軸器。 參考文獻 [1] 隨明陽主編.機械設計基礎.北京機械工業(yè)出版社,1999年 [2] 機械設計手冊編委會.機械設計手冊.北京機械工業(yè)出版社,2004年 [3] 楊可楨主編.機械設計基礎.人民教育出版社,1990年 [4] 陳鐵鳴.機械設計.第3版..哈爾濱.哈爾濱工業(yè)大學出版社，2003 [5] 胡宗武主編.起重機設計手冊.北京科技技術出版社，2003年 [6] 江耕華等主編.機械傳動設計手冊.煤炭工業(yè)出版社，1992年 [7] 陳道南等主編.起重機課程設計.冶金工業(yè)出版社，1991年 [8] 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