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2011 屆畢業(yè)設計(論文) 建筑卷揚機及其排繩機構(gòu)的設計 系 、 部： 機械工程系 學生姓名： 魏熙陽 指導教師： 羅建華 職稱 教授 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 機本 0704 學 號: 214070424 完成時間： 2011 年 6 月 摘 要 建筑卷揚機是一種起重設備，由于其結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低、操作方便、 對作業(yè)環(huán)境適應性強，因此在建筑、工業(yè)、農(nóng)業(yè)、海運、交通、化工、冶金 和油田等部門中用于起重、拖重物等工作，也是每個建筑工地、每個工程隊 必不可少的設備。在施工工地上，卷揚機鋼絲繩在繩筒上繞制常常發(fā)生錯亂， 這樣，鋼絲繩相互擠壓，磨損嚴重，縮短了鋼絲繩的使用壽命；同時，與卷 揚機配用的限位裝置普遍為重錘式或螺桿式。重錘式安裝維修不便，螺桿式 由于鋼絲繩排繞錯亂而導致限位失靈。為了克服以上缺點，在卷揚機上附加 了一種排繩機構(gòu)。排繩機構(gòu)的設計，以減速箱齒輪提供的轉(zhuǎn)動，驅(qū)動使排繩 機構(gòu)往復直線運動，使得鋼絲繩能在卷揚機卷筒上整齊排列。利用這一機構(gòu) 進行均勻排繩從而提高了鋼絲繩的使用壽命，從而提高了生產(chǎn)效率，降低了 勞動強度。 關鍵詞： 起重設備， 卷筒， 排繩機構(gòu) ABSTRACT winch is a construction lifting equipment, because of its simple structure, manufacture low-cost, easy to operate, right operating environment adaptability, construction, industry, agriculture, shipping, transportation, chemical industry, metallurgy and oil sectors such as for lifting and dragging heavy objects, etc., as well as each building site, Each team works essential equipment. The construction site, hoist rope on the ropes around the tube system disorder often occur, then squeeze each other rope, wear serious, shorten the life of the wire rope; Meanwhile, the windlass wearing spacing devices-generally heavy hammer or screw. Mallets- installation maintenance inconvenience, screw-type arrangement as rope around disorder caused spacing failure. In order to overcome the above drawbacks, the hoist to attach a rope agencies. Pai brought the design to reduce speed gear boxes for the moment, the drive to make arrangements justice agencies reciprocating linear motion. can make rope winch drum, were neatly arranged. Use the bodies uniform rope so as to enhance the life of the wire rope, thereby increasing production efficiency, reduce labor intensity. Keywords : lifting equipment, drum, volleyball justice agencies 目 錄 1 緒 論 ............................................................1 1.1 建筑卷楊機的簡介 ..............................................1 1.2 設計方法或技術路線： ..........................................3 1.2.1 設計要求 ...............................................3 1.2.2 各零部件的設計 .........................................3 1.2.3 擬采用的方法或技術路線 .................................3 1.3 本設計的意義 ..................................................4 2 卷揚機部件的設計計算 ..............................................5 2.1 電動機功率選擇、總傳動比設計計算與校驗 ........................5 2.1.1 電動機功率的初選： ....................................5 2.2 鋼絲繩的計算及確定 ............................................8 2.2.1 材料和種類的分析 ......................................8 2.2.2 鋼絲繩的固定方法： ....................................8 2.2.3 鋼絲繩直徑的確定： ....................................9 2.3 排繩機構(gòu)傳動方式的確定 .......................................10 3 卷筒及卷筒軸設計 .................................................14 3.1 卷筒的設計計算 ...............................................14 3.1.1 材料與結(jié)構(gòu)的選用： ...................................14 3.1.2 卷筒容繩尺寸參數(shù)： ...................................14 3.1.3 卷筒的受力分析 .......................................17 3.1.4 卷筒強度計算校核 .....................................17 3.1.5 卷筒筒壁的穩(wěn)定性估算 .................................20 3.2 卷筒軸的設計計算 .............................................20 3.2.1 作用力計算 ...........................................21 3.2.2 垂直面支承反力及彎矩 .................................22 3.2.3 水平面支承反力及彎矩支反力 ...........................22 3.2.4 合成彎矩 .............................................23 3.2.5.計算工作應力 ..........................................23 3.2.6 心軸的疲勞強度計算 ....................................24 3.2.7 心軸的靜強度計算 ......................................24 4 卷筒軸齒輪及排繩器設計 .......................................... 25 4.1 齒輪類型、精度級度、材料及齒數(shù)等設計 .........................25 4.1.1 齒輪類型、精度級度、材料及齒數(shù)分析 ....................26 4.1.2 齒面接觸強度設計 ......................................26 4.1.3.齒根彎曲強度計算 ......................................28 4.1.4 模數(shù) m 設計 ............................................29 4.1.5 齒輪幾何尺寸計算 ......................................29 4.1.6 齒輪驗算 ..............................................30 4.1.7 齒輪結(jié)構(gòu)設計： ........................................30 4.2 排繩器的設計 .................................................32 4.2.1 工作原理 ..............................................32 4.2.2 工作過程分析： ........................................33 4.2.3 強度計算校核 ..........................................34 4.2.4 滑塊強度校核 ..........................................36 4.2.5 潤滑 ..................................................37 5 電氣控制系統(tǒng)設計 .................................................38 5.1 電氣控制系統(tǒng)的要求和內(nèi)容 ....................................38 5.1.1 電氣控制系統(tǒng)的要求 ....................................38 5.1.2 電氣控制系統(tǒng)的內(nèi)容 ....................................39 5.2 電氣控制原理圖的設計 ........................................39 5.2.1 主電路的設計 .........................................40 5.2.2 控制電路的設計 ........................................40 5.2.3 輔助電路的設計 ........................................41 參考文獻 ........................................................45 結(jié) 論 ..........................................................46 致 謝 ......................................................47 、 銑柔性薄壁零件的誤差補償策略外文翻譯 系 、 部： 機械工程系 學生姓名： 魏熙陽 指導教師： 羅建華 職稱 教授 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 機本 0704 學 號: 214070424 完成時間： 2011 年 6 月 湖南工學院畢業(yè)論文 1 1 緒 論 1.1 建筑卷揚機的簡介 自從1955年沈陽國泰礦山機械廠試制了10馬力(約7.5kw)單筒卷揚機，我國 的建筑卷揚機生產(chǎn)已有近50年的歷史，而真正定型生產(chǎn)還是在7O年代初的事。 80年代初我國的建筑卷揚機技術的研究才活躍起來，但和國外的建筑卷揚機技 術相比落后至少3O年。在8O年代以前，我國還沒有制定有關建筑卷揚機的國家 標準，產(chǎn)品規(guī)格五花八門，結(jié)構(gòu)與技術的維持基本上是根據(jù)日本JIS8OOl等40年 代落后標準及按蘇聯(lián)圖紙制造的1Oll、1012等落后機型，進展十分緩慢。80年 代以后，是我國建筑卷揚機設計制造技術發(fā)展最快的時期。國家也制定了有關 建筑卷揚機的配套標準、規(guī)范。1985年底，由行業(yè)組織9廠1所1校共同參加的卷 揚機產(chǎn)品系列設計，使卷揚機的性能參數(shù)與經(jīng)濟效益結(jié)合指標達到了較為統(tǒng)一 的水平，也給使用和維修帶來了方便，促進了卷揚機的更新?lián)Q代。然后新產(chǎn)品 種數(shù)達到近十個，其中最具有代表性的產(chǎn)品有福建省建筑機械廠的行星傳動卷 揚機、昆明建筑機械廠的少齒差傳動卷揚機、長沙建筑機械研究所與福州市建 筑機械廠聯(lián)合開發(fā)的仿日本Seibu公司采用立式齒輪傳動的電控卷揚機．廣州市 一建公司機械廠的高速卷揚機適應高層建筑的多功能需要，而江蘇海門第三機 械廠引進專利技術開發(fā)的系列多排頂桿蠕動傳動的卷揚機分為三大系列：即電 控、手控和微機程控三大類，其性能優(yōu)于代表國際先進承平的Seibu“一” 字型卷 揚機，使我國的建筑卷揚機技術跨入世界先進行列。Stocky系列卷揚機采用多 排頂桿蠕動減速裝置，并將該減速裝置直接設置于卷筒內(nèi)，使設計的卷揚機達 到體積小、重量輕、過載能力大、節(jié)省能源、工作安全可靠。根據(jù)用戶使用反 映卷揚機采用錐形制動電機后，由于一般建筑工地離變壓器較遠，電纜壓降較 大，時常出現(xiàn)制動器釋放不開，使得卷揚機不能正常工作，因此又設計了一種 采用普通Y系列的、帶制動器的“一” 字型卷揚機，將多排頂桿蠕動傳動應用在建 湖南工學院畢業(yè)論文 2 筑卷揚機中，當時使我國的卷揚機技術一改幾十年一貫制的落后狀態(tài)，一躍跨 入世界先進行列，該產(chǎn)品的整機組合合理，結(jié)構(gòu)緊湊，重量輕，過載能力強， 工作安全可靠．其中傳動方式部分的設計構(gòu)思獨特、新穎、受力均勻、合理， 當時屬國內(nèi)外首創(chuàng)。 Rotzler公司，I℃型卷揚機設計用于汽車裝載機和船舶起 重機，也可用于打井機和特種提升設備。重量輕尺寸緊湊的結(jié)構(gòu)可提高起重機 起重能力，I℃卷揚機減速箱的扭矩不斷受到檢測，并借助一種新型電子檢測控 制裝置(MCD)將檢測結(jié)果轉(zhuǎn)換為線性模擬信號。該信號可整合到任何起重機的電 子控制系統(tǒng)中，使司機隨時能夠精確測定卷揚機的負荷。利用該線性信號，在 卷揚機負荷超過90％額定值時還可發(fā)出聲音或圖象警示。當卷揚機提升或放下 重物時，或當制動使重物靜止時測定減速箱扭矩。新型電子控制系統(tǒng)可用來確 定最低吊鉤位置，防止操作者誤操作使鋼繩纏繞圈數(shù)少于安全必需的3圈。該卷 揚機有3種規(guī)格，提升力7 KN、10KN和19 KN，最小型號重50Kg，長320 rain， 寬280 rain，高280 rain 。Demag公司推出了一種能頻繁、快速進行提升作業(yè) 的高速提升裝置。一種能以70m／min的提升速度提升80kg物體，另一種以 35m／min的提升速度提升1 60 kg物體。這種裝置的速度是Demag DS1卷揚機的5 倍。可用于發(fā)貨中心的貨物碼。聯(lián)合動力產(chǎn)品公司(APPI)研制開發(fā)了一種帶式 葫蘆和卷揚機系列產(chǎn)品，它用高強度編織帶代替?zhèn)鹘y(tǒng)的鋼絲繩或起重環(huán)鏈，能 消除載荷回轉(zhuǎn)、鋼絲繩纏繞等問題，具有便于搬運、安裝和檢查等優(yōu)點。該公 司還可根據(jù)用戶的要求，提供電動機、液壓馬達和氣動馬達作為傳動部件，這 種帶式葫蘆的最大起重量為2.5 t，帶式卷揚機為5.4t。 為了適應我國建設任務具有量大、面廣、分散等特點，以及勞力資源豐富， 財力不足以及貫徹執(zhí)行機械化、半機械化與改良工具相結(jié)合的方針，實行多層 次的裝備政策和 近期內(nèi)以發(fā)展中、小型機械為主的方針要求，設計符合我國國 情的新的卷揚機勢在必行，也是迫在眉睫的事。 隨著微機技術在世界的改變及在電路中的智能化，PLC 在電路中的運用得到 了廣泛的應用,而它可靠性高、能經(jīng)受惡劣環(huán)境的考驗、使用極方便的巨大優(yōu)越 性，迅速占領工業(yè)自控領域，成為工業(yè)自動控制的首選產(chǎn)品，與機動人、 CDM/CAM 并稱為工業(yè)生產(chǎn)自動化的三大支柱。 湖南工學院畢業(yè)論文 3 1.2 設計方法或技術路線： 1.2.1 設計要求 1）設計一臺帶排繩機構(gòu)的卷揚機 2）要求能提升 5 噸的物體 1.2.2 各零部件的設計 1）電動機的功率計算及選用： 電動機的選取原則是在確保最大工作載荷轉(zhuǎn)矩的前提下，盡量選取最小功 率值的電動機。同時充分發(fā)揮電動機容許的最大啟動轉(zhuǎn)矩能力，以適應啟動時 所需轉(zhuǎn)矩值的增大，為此應優(yōu)先選用啟動轉(zhuǎn)矩和短時過載系數(shù)大的電動機。 2）減速箱的參數(shù)設計與選用： 減速箱的選擇主要根據(jù)齒面性能，傳動比等方面進行選擇。本設計中選擇 硬齒面及合適的傳動比減速器作為卷揚機的選型方案，其傳動比需滿足設計要 求。 3）卷揚機滾筒及排繩機構(gòu)的設計： 卷揚機滾筒的選擇主要包括結(jié)構(gòu)設計和強度設計，強度設計主要是考慮彎 曲校核、扭矩校核和壽命校核。 4）電動機控制線路的設計及卷揚機鋼絲繩的選擇： 卷揚機繩徑的選擇依據(jù)是JG／T503 1—93《建筑卷揚機設計規(guī)范》4．1．1 條，根據(jù)安全系數(shù)來確定的?？刂凭€路的設計實現(xiàn)三相異步電機的正、反轉(zhuǎn)、 快轉(zhuǎn)和慢轉(zhuǎn)的要求。 1.2.3 擬采用的方法或技術路線 1）動力及傳動部分 采用合適的三相異步電機，通過減速箱驅(qū)動卷揚機轉(zhuǎn)動 2）排繩機構(gòu) 設計出排繩機構(gòu)，以減速箱齒輪提供的動力，驅(qū)動排繩機構(gòu)往復直線運 動，使得鋼絲繩能在卷揚機卷筒上整齊排列 3）卷揚機 湖南工學院畢業(yè)論文 4 對卷揚機滾筒進行結(jié)構(gòu)設計和強度、壽命校核 4）采用繼電器和手動按鈕設計三相異步電機的正、反轉(zhuǎn)、快轉(zhuǎn)和慢轉(zhuǎn)，完 成控制面板的設計 1.3 本設計的意義 隨著卷揚機在工業(yè)的廣泛應用，新的卷揚機勢在必行，也是迫在眉睫的事 所以本設計就是為了更好地改善已往卷揚機在工業(yè)中的缺點，如：鋼絲繩 在工作中由于受到擠壓而使其使用壽命下降，而采用排繩機構(gòu)進行均勻排繩從 而提高了鋼絲繩的使用壽命。同樣在控制電路中，采用 plc 來進行控制這樣能 減少電路中的繁鎖，跟據(jù)科學技術要從智能化和微型化進行發(fā)展。從而改善了 采用繼電器來控制電路。并增強了控制的實時性，更能保證精度要求的產(chǎn)品質(zhì) 量。這樣也跟上了主流計算機發(fā)展的潮流、將生產(chǎn)控制與生產(chǎn)管理合二為一。 也就是迎合了全集成自動化的概念，將數(shù)據(jù)處理、通信、控制程序統(tǒng)一起來了。 這也就是本設計的意義。 湖南工學院畢業(yè)論文 5 2 卷揚機部件的設計計算 2.1：電動機功率選擇、總傳動比設計計算與校驗 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(jīng)濟、最合理地決定電動機功率。 根據(jù)電動機的類別有直流電動機和交流電動機。而它又分為三相異步電動 機和同步電動機。異步電動機結(jié)構(gòu)簡單，維護容易，運行可靠，價格便宜，具 有較好的穩(wěn)態(tài)和動態(tài)特性，而直流電動機也結(jié)構(gòu)簡單、維護方便，但由于長期 以來交流電動的調(diào)速問題未能得到滿意的解決。因此，交流電動機在工業(yè)中使 用得最為廣泛的一種電動機。 卷揚機屬于非連續(xù)制工作機械，而且起動、制動頻繁。因此，選擇電動機 應與其工作特點相適應。 卷揚機主要采用三相交流異步電動機。根據(jù)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(zhuǎn)子） 、3S2S YZ（籠型轉(zhuǎn)子）系列起重專用電動機。多數(shù)情況下選用繞線轉(zhuǎn)子電動機；根據(jù) 本設計要求，綜合以上分析，本設計主要選擇繞線轉(zhuǎn)子的短時重復工作制 。3S 2.1.1．電動機功率的初選： 卷揚機電動機功率的初選可按所需的靜功率計算，然后根據(jù)電動機工作方 式類別進一步確定電動機的功率，并進行必要的校驗。 靜功率（單位：KW）計算公式為： ……………………(1)?60egvFP? 式中 ——鋼絲繩額定拉力（N） ；eF ——鋼絲繩額定速度（m/min） ；ev ——卷揚機整機傳動效率。? 這里的傳動效率包括傳動裝置、軸承、聯(lián)軸器、離合器和卷筒纏繞等的效 湖南工學院畢業(yè)論文 6 率。 .21???3567891041-電 動 機 2彈 性 聯(lián) 軸 器 3-二 級 圓 柱 齒 輪 減 速 器 (同 軸 式 ) 4齒 輪 聯(lián) 軸 器5開 式 齒 輪 傳 動 6卷 筒 7排 繩 器 導 輥 8雙 向 絲 杠 9-鏈 條0鏈 輪 圖 1 卷揚機工作原理圖 根據(jù)《建筑卷揚機的設計》表 3－3 選取各傳動件的傳動效率： 彈性聯(lián)軸器 ＝99％ ＝11?i 兩級圓柱齒輪減速器(同軸式) ＝93％ 22 齒式連軸器 ＝99％ ＝133i 開式齒輪傳動 ＝98％ 4?4 卷筒（滾動軸承） ＝96％ 55i 鏈傳動 ＝94％ 66 絲杠 ＝40％8? 則總傳動效率為： ＝0.8654321????? 湖南工學院畢業(yè)論文 7 選取鋼絲繩的速度 ＝0.25m/s，則動載系數(shù) ＝1.13ev? ＝ ＝14.24(KW)?60egFP?86.02519.4? 卷筒轉(zhuǎn)速： 310?eDvn? 式中 ——鋼絲繩額定速度（m/min） ；ev ——卷筒基準層鋼絲繩中心直徑（mm） 。eD ＝ …………………(2)310??evn?3105.462?7.?min)/(1r 總傳動比 edni 式中 ——電動機額定轉(zhuǎn)速（r/min） ；de ——卷筒轉(zhuǎn)速（r/min） 。en ＝68.18gdi?1750 根據(jù)《建筑卷揚機的設計》表 3－7 可選取傳動比 的兩級圓柱齒輪6082?i 減速器(同軸式)。 并取 ＝25，則開式齒輪傳動比 ＝ ＝ =2.732i 4i321i??15.? 根據(jù)《電氣工程師手冊》表 7.6－4 可選?。?YR 系列繞線轉(zhuǎn)子三相異步電動機，轉(zhuǎn)速 ＝750 r/min；額定功率den P＝15KW；額定電壓：380V。 湖南工學院畢業(yè)論文 8 2.2：鋼絲繩的計算及確定 2.2.1 材料和種類的分析 鋼絲繩由許多高強度鋼絲繩編繞而成，可單捻、雙捻成形。繩芯常采用天 然纖維芯（NF） 、合成纖維芯（SF） 、金屬絲繩芯（IWR）和金屬絲股芯（IWS） 。 纖維芯鋼絲繩具有較高的繞性和彈性，纏繞時彎曲應力較小，但不能承受橫向 壓力。金屬絲芯鋼絲繩強度較高，能承受高溫和橫向壓力，但繞性較差。本設 計中卷揚機為多層纏繞，更適合選用雙捻制天然纖維芯（NF）鋼絲繩。 根據(jù)鋼絲繞成股和股繞成繩的相互方向可分為：順捻鋼絲繩和交捻鋼絲繩。 順捻的特點是鋼絲繩繞性好，磨損小，使用壽命長，但容易松散和扭轉(zhuǎn)。它不 允許在無導軌的情況下作單獨提升，故在不松散的情況下或有剛性導軌時應用 為佳。交捻的與順捻的相比繞性和使用壽命相對要差，但由于繩與股的扭轉(zhuǎn)趨 勢相反，克服了扭轉(zhuǎn)和易松散的缺陷，故本設計優(yōu)先選用交捻鋼絲繩。 根據(jù)鋼絲繩中鋼絲與鋼絲的接觸狀態(tài)不同又可分為：點接觸鋼絲繩、線接 觸鋼絲繩、點線接觸鋼絲繩、面接觸鋼絲繩。點接觸的特點是：接觸應力高， 表面粗糙，鋼絲易折斷，使用壽命低。但制造工藝簡單，價格便宜。由于線接 觸鋼絲繩比點接觸鋼絲繩的有效鋼絲總面積打，因而承載能力高。如果在破斷 拉力相同的情況下選用線接觸鋼絲繩，可以采用較小的滑輪和卷筒，從而使整 個機構(gòu)的尺寸減小。點線接觸是一種混合結(jié)構(gòu)的鋼絲繩，里面是點接觸，外面 是線接觸。面接觸的接觸應力比線接觸要小，從而進一步改善了鋼絲繩的性能， 但鋼絲繩的繞性較差。由以上分析可知，卷揚機宜選用不易松散和旋轉(zhuǎn)向小的 線接觸鋼絲繩。 綜上，本設計選用交捻制天然纖維芯（NF）線接觸鋼絲繩。 2.2.2 鋼絲繩的固定方法： 鋼絲繩在卷筒上的固定方式 鋼絲繩在卷筒上的固定應保證工作安全可靠、便于檢查、裝拆及調(diào)整， 且固定處不應使鋼絲繩過份彎折。繩端常見的固定方式有：壓板固定和楔塊固 定兩類。 湖南工學院畢業(yè)論文 9 a:壓板和螺釘繩端固定裝置對多層纏繞，螺釘頭不能露出卷筒表面。這種 繩端的固定方式，工作臺可靠，對鋼絲繩的損傷小，安裝方便，出繩方向容易 變換。 b:楔形塊固定裝置它是鋼絲繩通過楔塊固定在卷筒上。楔塊的斜度通常取 1：4～1:5,以滿足自鎖條件。這種繩端的固定方式比較簡單，但鋼絲繩允許的 直徑不能太大 AA 圖 2 鋼絲繩的固定方法 根據(jù)這兩種方法的優(yōu)缺點所以應 a 方式。 2.2.3. 鋼絲繩直徑的確定： 卷揚機系多層纏繞，鋼絲繩受力比較復雜。為簡化計算，鋼絲繩的選擇多 采用安全系數(shù)法，這是一種靜力計算方法。 鋼絲繩的安全系數(shù)按下公式計算 …………………………………………(3)??nFSepgs?? 式中 ——整條鋼絲繩的破斷拉力（N） ；p ——卷揚機工作級別規(guī)定的最小安全系數(shù)，見《建筑卷揚機的設??n 計》表 3－95； ——鋼絲繩的額定拉力（N） 。eF 湖南工學院畢業(yè)論文 10 根據(jù)設計要求，鋼絲繩需要承載 10 噸的拉力。即為額定拉力 eF =MG=5 9.8=4.9 （N）eF?310?410 根據(jù)設計要求，該卷揚機屬于重載荷工作狀態(tài)，按利用等級和載荷狀態(tài)的 分類可將本設卷揚機定為 工作級別。6A 根據(jù)《建筑卷揚機的設計》表 3－95 可查得 =6??n =4.9 6=2.94 ……………………(4)??epFnS???410?510 根據(jù)《建筑機械手冊》GB 1101－74 可選取 6 (19)系列鋼絲繩：? 鋼絲繩公稱抗拉強度：170 /fKg2m 鋼絲繩破斷拉力總和：38600 鋼絲繩直徑：23.5mm 由公式：鋼絲繩破斷拉力＝換算系數(shù) 鋼絲繩破斷拉力總和 ? 根據(jù)《建筑機械手冊》GB 1101－74 可查得 6 (19)系列鋼絲繩換算系數(shù)為? 0.85。 =38600 0.85=32810pS?fKg 鋼絲繩安全系數(shù) = = 6.69> =6 ……………… (5)gsneF4903281???n 故符合要求。 （注：1 9.8N）fg? 2.3：排繩機構(gòu)傳動方式的確定 鏈傳動是屬于帶有中間撓性件的嚙合傳動。與屬于磨擦傳動的帶傳動相比， 鏈傳動無彈性滑動和打滑現(xiàn)象， 因而能保持準確的平均傳動比，傳動效率高； 又因鏈條不需要像帶那樣張得很緊，所以作用于軸上的徑向壓力較小；在同樣 使用的條件下，鏈傳動結(jié)構(gòu)較為緊湊。雖然齒輪傳動的傳動效率高、結(jié)構(gòu)緊湊、 工作可靠、壽命長、傳動比穩(wěn)定。但是齒輪傳動的制造及安裝精度高，價格較 貴，且不宜用于傳動距離過大的場合。所以跟據(jù)各方面的原因選取鏈來作為傳 動方式。 湖南工學院畢業(yè)論文 11 1）卷揚機工作時，為保證繩索始終與卷筒垂直，則 排繩裝置的鏈輪傳動比公式應為： …………………………(6) 12sZadpi?? 上式中： P一螺桿螺距mm ds一 纜繩直徑mm Z1一大鏈輪齒數(shù) Z2一小鏈輪齒數(shù) a一繩索間的間隙mm 卷筒所用繩索，當ds小于20mm時，a一0.5mm 20—40mm時， a一1.0mm 大于40mm時， a一2.0mm 本次設計中a為1.0 mm 2)卷筒工作部分長度公式: mm)1.(???QadsL ds一 纜繩直徑mm a一繩索間的間隙mm Q一卷筒每層能排列繩徑的圈數(shù) Q為卷筒每層能排列繩徑的圈數(shù)，但實際上排繩時繩索是螺旋纏繞的，即 只能繞Q一1圈數(shù)) 3)梯形螺桿的有效長度: NPI5.0'? (N為不為零的正整數(shù)) 4)根據(jù)排繩的工作要求：卷簡工作部分長度應等于梯形螺桿的有效長度則 湖南工學院畢業(yè)論文 12 有： ………………(7)NPIQadsL5.0')1.(???? 推出鏈輪傳動比： 12sZ5.0adpi?? 在設計過程中因為開始未知數(shù)較多，先要估算i(傳動比取得越小越好，一 般取2左右)， 然后根據(jù)前面的Q，再調(diào)整i，使N為正整數(shù)，再確定P，最后驗算鏈輪強度。 卷揚機基本參數(shù)如下： 卷筒負載(第一層) 49kN 額定速度：25m／min 鋼絲繩直徑：d=23.5mm 容繩量(共二層)Ls=128.53m 卷筒上每圈鋼絲繩間的間隙a取lmm 1、卷筒直徑： =446.5mmDk 2、卷筒長度 =800mmL1 3、每層纏繞圈數(shù)： 315.280ads???TLQ 4、卷筒工作部分長度： mm784)3(.()1(( ?????sL 5、初步取鏈輪傳動比i=2 湖南工學院畢業(yè)論文 13 由： NQ5.01adpis??? 得 32.501.???iQN49)()(???adsiP 6、根據(jù)上述計算，鏈輪傳動比i=2比較合適 7、選擇合適的鏈條： 以卷筒的負荷49KN的三分之一即16.3KN作為抗拉載荷，從GB／T 1243— 1997 表（一）中選擇對應的單排鏈條型號為08B ，并查得鏈條節(jié)距p=12.7。 8、 大小鏈輪的齒數(shù)的確定 根據(jù)卷揚機的結(jié)構(gòu)布置，小鏈輪是安裝在卷筒的輪轂上的，則初步將大鏈 輪的分度圓直徑定為267.19mm，則小鏈輪單位分度圓直徑為 038.217.96?PD 從 GB／T 1243—1997 附錄 A，根據(jù)單位分度圓直徑查表 A1，可得小鏈輪的 齒數(shù)為 Z2=67，則大鏈輪齒數(shù) Z1=Z2×i=67×2=134。 湖南工學院畢業(yè)論文 14 3 卷筒及卷筒軸設計 3.1 卷筒的設計計算 卷揚機卷筒系鋼絲繩多層纏繞，所受應力非常復雜。它作為卷揚機的重要 零件，對卷揚安全、可靠的工作至關重要，應合理地進行設計。 3.1.1 材料與結(jié)構(gòu)的選用： 卷揚機結(jié)構(gòu)形式多，按制造方式不同可分為鑄造卷筒和焊接卷筒。鑄造卷 筒應廣泛。卷揚機卷筒大多為鑄卷筒，成本低，工藝性好。大噸位卷揚機一般 采用鑄鋼卷筒，鑄鋼卷筒雖然承載能力較，但成本高?？紤]經(jīng)濟效益和設計要 求，本設計跟據(jù)其在滿足要求的情況下選擇成本最低的材料。 并選取材料為 HT250 3.1.2 卷筒容繩尺寸參數(shù)： 卷筒容繩尺寸參數(shù)意義及表示方法 應合國家標準規(guī)定，參見右圖 3 所示 (1).卷筒節(jié)徑 D 跟據(jù)卷筒的設計要 求卷筒節(jié)徑與鋼絲繩的直徑 d 有關，而 卷節(jié)徑 D 應滿足下公式 Ke? 圖 3 卷筒的結(jié)構(gòu)圖 式中 —卷筒直徑比，是與卷揚機工作 eK —鋼絲繩的直徑（mm）d 湖南工學院畢業(yè)論文 15 級別有關的數(shù)，見《建筑卷揚機的設計》 表 3－107 《建筑卷揚機的設計》表 3－107 可得 ＝19eK 23.5 19＝446.5(mm)D?? 卷筒節(jié)徑 D 對筒壁和端板的設計具有重要意義，也影響鋼絲繩直徑的選擇。 D 值小，結(jié)構(gòu)自然緊湊，但單位長度的力較大，鋼絲繩壽命低。因此， 《建筑卷 揚機的設計》表 3－103 中規(guī)定的 D/d 值可認是對應一定工作級別的最小值。 查《建筑卷揚機的設計》表－103 可得 ＝201eK 故 D＝20 23.5＝470(mm)? （2） 卷筒的直徑 = － ＝470－23.5＝446.5（mm）00Dd （3） 卷筒容繩寬度 tB 卷筒容繩寬度，一般可按下述關系確定： 03t? 式中 ——卷筒直徑（m）0D 446.5＝133.5(mm)tB3?? 卷揚機卷筒壁厚的設計算中，通常卷筒長度都設計成小于其直徑的 3 倍， 甚至小徑 2 倍。因此此時的鋼繩拉力產(chǎn)生的扭剪應力和彎曲應力的合成應力較 小，故計算卷筒強度時可忽略不計簡化了設計計算?？紤]本設計為大噸位卷揚 機， 過大會嚴重影響卷筒壽命，故取 即： <2 446.5＝893mmtBtB02D?tB? 取 =800(mm)t （4）卷筒邊緣直徑 卷筒邊緣直徑即卷筒端側(cè)板直徑，對于多層纏繞，位kD 防止鋼絲繩脫落，端側(cè)板徑應大于鋼絲繩最外層繩圈直徑。端側(cè)板直徑用下式 計算： ＋ ……………… (8)sk?d4 湖南工學院畢業(yè)論文 16 式中 ——最外層鋼繩繩芯直徑，由下式確定： = ＋（ － ）sDsD02S1 。其中： ——鋼絲纏繞層數(shù)dS 設鋼絲繩纏繞層數(shù)為 2 層即 S=2 則 ＝446.5＋2 2－1） 23.5＝517（mm）s? 517＋423.5＝600（mm）kD? 卷筒纏繞層數(shù)計算公式： ……………… (9)dmDSkk20?? 式中 ——為保證鋼絲繩不越出端側(cè)板外緣的安全高度（mm） 。km 該值在繞中應不小于 1.5 倍的鋼絲繩直徑，在多層纏繞中應不小于 2 倍的鋼 絲繩徑。 取 ＝.5 ＝2.5 23.5＝58.75(mm)kd? 則由（a 可得： kDmS??20 求得 2 2 23.5+446.5+2 58.75=658kD? 綜上考慮取 ＝700（mm）k （5）卷筒容繩量 卷筒的容繩是指鋼絲繩在卷筒上順序緊密排列時，達到規(guī)定的纏繞層數(shù)所 能容納的鋼絲繩工作度的最大值。 卷筒的容繩量可下述方法計算： 第 層鋼絲繩繩直徑為i dSDii )12(0??? 式中 —— 層， ＝1，2，3， 、 、 、 。iS 第 層卷的鋼絲繩長度為： … (10)3010])2()[1/( ???dSdBLiti? 卷筒容繩量為實際容繩量應加上鋼絲繩安全圈的長度（一般為 3 圈） ＝3.14 (100/23.5－1)[446.5+(2 1－1) 23.5] ＝61.10(m)1L??3? 湖南工學院畢業(yè)論文 17 ＝3.14 (90/23.5－1)[ 446.5+(2 2－1) 23.5] ＝67.21(m)2L???310? ＝61.10+67.21 ＝128.31(m) 加上安全圈 3 圈，即 ＝439.9＋ ＝128.31＋3.14 23.5 3 128.53(m)L?d??10?? 3.1.3 卷筒的受力分析 筒是卷揚機直接承載零件，受力比較復雜，分析清楚卷筒上所受的力，對 卷揚機整設計具有十分重要的意義。 (1) 絲繩拉力與卷筒支承處反力： 工作中，鋼絲繩拉力使卷筒像空心軸一樣被彎曲，支反力為 ，其彎矩隨鋼絲繩超繞位置不同而變化，具有瞬變效FLXRA??LRFB? 應，另外卷筒自重也使卷筒產(chǎn)生彎曲。當 時，由于彎矩較小，在強度計03DL? 算時通常忽略不。 （2）鋼絲繩拉力產(chǎn)在筒壁上的轉(zhuǎn)矩： 在鋼絲繩力的作用下，卷筒就好像空心軸一樣被扭轉(zhuǎn)，其轉(zhuǎn)矩可 用下式計算：，該轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的筒壁應力較小，一般情況可忽略不計。 （3）卷筒筒壁的向壓力 ：q 由鋼絲纏繞產(chǎn)生的對筒壁外緣表面圓周方向的徑向壓力，除對 筒壁產(chǎn)生圓周方向擠壓應力外，還將引起筒壁局部彎曲應力，該力是影響筒壁 強度的重要因。 （4）鋼絲繩對端板產(chǎn)生的軸向推力 ：sN 該力是于鋼絲繩纏繞至端側(cè)板根部并向新的一層過渡過程中鋼 絲繩與側(cè)板之間楔入作用產(chǎn)生的，此力是計算端側(cè)板強度的主要外力。 3.1.4 卷筒強度計算校核 卷筒強度計算要包括兩個方面：一是筒壁的強度計算；二是端側(cè)板的強度 計算。 湖南工學院畢業(yè)論文 18 (1).卷筒筒壁外面均布載荷 公式 的確定：q ………………(11)tDF02? （2） 卷筒壁的應力： 按法國波坦公司于鋼制焊接卷筒的強度計算方法，確定卷筒壁的應力。該 方法要求： 時，忽略絲繩拉力產(chǎn)生的彎曲和扭轉(zhuǎn)，僅考慮鋼絲繩纏繞時03L? 的環(huán)向壓縮應力和局部彎曲應力卷筒筒壁強度的影響，鋼絲繩繞出處卷筒壓應 力 按下式計算：c? tFec??5.0? 局部彎曲應力按下式算： 3096.?Dew? （3）卷筒筒壁的厚度算 卷筒壁的強度下式計算： ………………… (12)][cesctFA???? 則筒壁厚度為 （mm）][cest? 式中 ——鋼絲繩的額定拉力（N） ； ——卷筒環(huán)向壓縮應力：（ ） ；aMP ——多層纏繞系數(shù)，按《建筑卷揚機的設計》表 3－110 選??；sA ——鋼絲繩軸向卷繞節(jié)距（mm） ， ；t dt01.? ——卷筒材料的許用應力（ ） ，按《建筑卷揚機的設計》][c?aP 表 3－111 和 3－112 選取。 湖南工學院畢業(yè)論文 19 查表可得： ＝120（ ） ＝1.6][c?aMPsA 則 )(97.26105.3.89461m???? 取 ＝27（mm） 由以上可算得： （ ）87.365.201.8945.???c?aMP （ ）0..46.34w a 卷筒壁強度條件應滿足下述經(jīng)驗公式： ][???wc 式中 ——材料的許用應力（ ）][?aMP 材料許用應力 按下式計算 ncbK?][ 式中 ——材料的強度極限（ ） ；b?aMP ——按工作級別選定的系數(shù)，見《建筑卷揚機的設計》c ——安全系數(shù)，取 ＝2.8。nKnK 查表可得： ＝200（ ） ＝1.25b?aMPc )(14.572.80][ a??? ＝51.9<57.14=wc?][? 3.1.5 卷筒筒壁的穩(wěn)定性估算 湖南工學院畢業(yè)論文 20 如果卷筒較長筒壁太薄，在過載或急劇制動情況下，可能會出現(xiàn)失穩(wěn)現(xiàn) 象。一般認為：對卷筒直徑大于 1200mm，容繩寬度大于卷筒直徑兩倍的大尺寸 卷筒，應進行卷筒壁的穩(wěn)定性驗算。 穩(wěn)定性計算，可采用計算穩(wěn)定性系數(shù) K 的方法 ……………(13)5.1~3??qPw 式中 K——穩(wěn)定性系數(shù)； ——失去穩(wěn)定時臨界壓力 。對鋼卷筒 ；wP)(aMP3042DPw?? ——卷筒壁單位壓力 ， ；q)(atDFqj0max2? ——卷筒壁厚（mm） ；? ——卷筒直徑（mm） ；0D ——鋼絲繩最大靜拉力（N） ；maxjF ——鋼絲繩節(jié)距（mm） ， ；t dt01.? ——鋼絲繩直徑（mm） 。d 87.925.46203?wP)(aMP 4.1.. aq?? 5~3748.129???K 設計滿足要求，筒壁穩(wěn)定。 3.2： 卷筒軸的設計計算 由于卷筒軸的可靠性對卷揚機的安全，可靠工作非常重要，因此應十分重 視卷筒軸的結(jié)構(gòu)設計和強度、剛度計算。卷筒軸的結(jié)構(gòu)應力求簡單、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， 湖南工學院畢業(yè)論文 21 對較長的軸還需校核軸的剛度。 由前面計算和查表我們可以得到： 鋼絲繩的額定拉力 =49KN，eF 卷筒直徑 ＝446.5mm，鋼絲繩直徑 ＝23.5mm，0Dd 直齒圓柱齒輪分度圓直徑 ＝400mm。1d 軸材料選 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。 ＝650 ， ＝360 ， =300 ， ＝100 。B?aMPs?aP1??aM0][b?aP 3.2.1 作用力計算 齒輪圓周力公式 ： ……………(14)??2,3112d DFTet ???????? = 40)5.3.6(9? =57.58（KN） 齒輪徑向力 ：??2,4?tgFr?? =57.58 =20.96（KN）??0 將軸上所有作用力分解為垂直平面的力和水平平面的力，見圖 4 圖縮示： 3.2.2 垂直面支承反力及彎矩 支反力，見圖 4.3 b6.950).85(teDVFR??? =42.96（KN）6.90).85(etCV??? 湖南工學院畢業(yè)論文 22 =51.55（KN） 彎矩，見 4.3 圖 c =50 （51.55）=-2577.5 （KN.mm）CVARM50?? =60 42.96=2577.6（KN.mm）DB6 3.2.3 水平面支承反力及彎矩支反力（如圖 4.3）)(08.16.9250.6kNFRrDH???)(6.9..1rC 彎矩計算， )(9386.150mkNRMCHA ????.4.6DB ? 圖 4 心軸受力及彎矩圖 湖南工學院畢業(yè)論文 23 3.2.4 合成彎矩 見上圖 4.3 f )(16.27)93()5.27(22 mkNMAHVA ??????? ……… (15)48642BB 3.2.5.計算工作應力 此軸為固定心軸，只有彎矩，沒有轉(zhuǎn)矩由上圖可知，最大彎矩發(fā)生在 剖面 A 處。設卷筒軸該剖面直徑為 ，則彎曲應力公式 為Ad??2,4 ??031.bBbdM???)(aP 則 ………… (16)??30.bAb? )(12.6501.27633m??? 圓整后 =66mm，中間軸段 =66+5=71mmAdd 3.2.6 心軸的疲勞強度計算 查得有效應力集中系數(shù) =1.88，表面狀態(tài)系數(shù) =0.92，絕卷筒軸的疲勞?K? 強度，應該用鋼絲繩的當量拉力進行計算，即 edFK? 式中 ——鋼絲繩的當量拉力（N） ； ——當量拉力系數(shù)，見《建筑卷揚機的設計》公式（2—11）d 為使計算簡便，可假使 =1。由前述可知，心軸應力的性質(zhì)可認為是按脈dK 動循環(huán)規(guī)律變化，則 。彎曲應力為2bam?? = =96.08（ ） ………………… (17)31.0AdbMK??361.07?aMP 平均應力 和應力幅 為ma? 湖南工學院畢業(yè)論文 24 )(03.482.96abamMP??? 軸的形狀比較簡單，且為對稱結(jié)構(gòu)，在 A 截面處尺寸有變化，則有應力集 中存在，且該處彎矩最大?？烧J為 A 截面是危險截面，應在此處計算軸的疲勞 對尺寸系數(shù) =0.78，等效系數(shù) =0.34。???? 疲勞強度計算的安全系數(shù)為 = =2.25 ………(18)maKS???????1 05.43.05492.7801??? 一般軸疲勞強度安全系數(shù)[S]=1.5~1.8，所以該軸疲勞強度足夠。 3.2.7 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 ejF??max 式中 ——靜強度計算最大拉力（N） ；axj ——動載荷系數(shù)，見《建筑卷揚機的設計》表 2—5。此處 =1.35? 靜強度計算安全系數(shù) 2.77 ………(19)WMSss/max??As/????361.0/2735.1 當 時， =1.2~1.4，所以該軸靜強度足夠。6.0?bs??s 湖南工學院畢業(yè)論文 25 4 卷筒軸齒輪及排繩器設計 4.1：齒輪類型、精度級度、材料及齒數(shù)等設計 4.1.1 齒輪類型、精度級度、材料及齒數(shù)分析 據(jù)齒輪傳動的受力分析直齒圓柱齒輪可知它由圓周力 與徑向力 ，斜Ft r 齒輪由圓周力 與徑向力 和軸向力 ，而圓錐齒輪由徑向力分力 和Ft ra r1 軸向分力 圓周力 ，而為了避免軸向力所以應選用直齒圓柱齒輪。a1t （1）材料選擇：選擇小齒輪材料 40 （調(diào)質(zhì)） ，硬度為 280HBS，大齒輪rC 材料 45 鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 240HBS。 （2）輸入功率 ＝12.98(KW)???P1321?? 齒數(shù)比 2.73iu （3）選小齒輪齒數(shù) ＝28，大齒輪齒數(shù) ＝ ＝2.73 28＝80 1Z2Z1u? 小齒輪轉(zhuǎn)速 ＝30inde?12570min)/(r （4）工作壽命：設工作壽命為 15 年（設每年工作 300 天） ，兩班制。 4.1.2 齒面接觸強度設計 由設計計算公式 《機械設計》第七版（10－9a）進行計算，即：??2,3 湖南工學院畢業(yè)論文 26 ……………… (20)3211 )][(2.HEdtt ZuTKd????? 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值： (1) 試選載荷系數(shù) ＝1.3t (2) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ………………(21)151/0.9nPT?? 12.98/30＝ （ ）510.9??6.4mN? (3) 由《機械設計》第七版表 10－7 可選取齒寬系數(shù) ＝1.2d? (4) 由《機械設計》第七版表 10－6 查得材料的彈性影響系數(shù) ＝188（EZ ）2/1MP 由《機械設計》第七版圖 10－21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度 極限 ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 。aHP5601lim?? aHMP5102lim?? (5) 由《機械設計》第七版式 10－13 計算應力循環(huán)次數(shù) ＝60 30 1 (2 8 300 15)＝ … (22)hjLnN1??89. ＝73.2/09.82?704.5 (6) 由《機械設計》第七版圖 10－19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) ＝0.88；1HNK ＝ 1.14。2HNK (7) 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1％，安全系數(shù) S＝1，由《機械設計》第七版式（10－12） 得 ＝ ＝493 ………………(23)SKHNH1lim1][??5608.?aMP ＝ ＝581 ………………(24)2li24. (8) 試算小齒輪分度圓直徑 ，代入 中較小的值：td1][H? 湖南工學院畢業(yè)論文 27 ………………(25)3211 )][(2.HEdtt ZuTKd????? ＝ ＝101.929 (mm)3 26493187.10.4. ??????? (9) 計算圓周速度 v ＝ 0.159(m/s) ……………(26)106??ndvt?10629.?sm/? (10) 計算齒寬 b ＝1.2 101.929＝122.31（mm）tdb1?? (11) 計算齒寬與齒高之比 t/ 模數(shù) ＝101.929/28＝3.64(mm)1zdmtt? 齒高 ＝2.25 3.64＝8.19(mm)th25.? b/h＝122.31/＝14.93(mm) (12) 計算載荷系數(shù) 根據(jù) v=0.159(m/s)，7 級精度，由 《機械設計》第七版圖 10－8 查得動載系 數(shù) ；05.1?VK 直齒輪，假設 。由《機械設計》第七版表 10－3 查得mNbFtA/10/? ＝1.1?FH 由《機械設計》第七版表 10－2 查得使用系數(shù) 5.1?AK 由《機械設計》第七版表 10－4 查得 7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布 置時， …………………(27)bKdH 3210.)6.01(8.2??????? 將數(shù)據(jù)代入后得 122.31＝1.6313210.).(. ??? 湖南工學院畢業(yè)論文 28 由 ， ＝1.631 查《機械設計》第七版圖 10－13 得46.12/?hb?HK ＝1.612；?FK 故載荷系數(shù) ＝ 1.631＝2.826 ??HVAK????1.05. ………………(28) (13)按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑，由《機械設計》第七 版式（10－10a ）得 ＝ ＝132(mm) …………(29)31/ttKd?3.1/826.9.01? (14)計算模數(shù) m ＝132/28＝4.7(mm)1/zd 4.1.3.齒根彎曲強度計算 由《機械設計》第七版式（10－5）得彎曲強度的設計公式 為：??2,3 ……………………(30)321][???????FSadYzKTm?? 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 (1) 由《機械設計》第七版圖 10－20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ＝440 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 ＝ 330 ；1FE?aMP2FE?aMP (2) 由《機械設計》第七版圖 10－18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ＝0.85；1FNK ＝0.88；2FNK (3) 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S＝ 1.4，由《機械設計》第七版式（10－12）得 …………(31)KFENF11][???)(14.267.085aMP?? …………(32)..322S? (4) 計算載荷系數(shù) K 湖南工學院畢業(yè)論文 29 ＝ ＝2.792??FVAKK????1.05.62 (5) 查取齒形系數(shù) 由《機械設計》第七版表 10－5 查得 ；5.1??FY2.?F (6) 查取應力校正系數(shù) 由《機械設計》第七版表 10－5 查得 ；6.1Sa7.12?SaY (7) 計算大、小齒輪的 并加以比較][FSaY? ＝ ＝0.01536 ……………………(33)1][FSaY?4.26715? ＝ ＝0.01894 ………………………(34)2][FSa.0 4.1.4 模數(shù) m 設計 ＝ ＝7.49(mm)321][???????FSadYzKT??3260153.8.1479?? 對比計算大齒輪的數(shù)值大，結(jié)果由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于 由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度 所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑 （即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù) 7.49 并就近圓整為 標準值 m=8mm(機械原理第六版表 10—1)，按接觸強度算得的分度圓直徑的 d1=132mm，算出小齒輪齒數(shù)： ＝ 18mdz1?832? 大齒輪齒數(shù)： ＝2.73 18 5012uz? 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲 疲勞強度，并做到了結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 湖南工學院畢業(yè)論文 30 4.1.5 齒輪幾何尺寸計算 1）計算分度圓直徑 ＝18 8＝144（mm ）mzd1?? ＝50 8＝400(mm)2 2）計算中心距 ＝（144＋400）/2 ＝272（mm）/)(21da?? 3） 計算齒輪寬度 ＝1.2 144＝172.8(mm)1bd?? 取 ＝173(mm) ＝178（mm）2BB 4.1.6 齒輪驗算 ＝ ＝56944.44(N)1dTFt?40.6? 465.57(N/mm) ……………………(35)bKtA?3.259 4.1.7 齒輪結(jié)構(gòu)設計： 齒輪的結(jié)構(gòu)設計與齒輪的幾何尺寸、材料、加工方法、使用要求及經(jīng)濟性 等因素有關。進行齒輪的結(jié)構(gòu)設計時，必須綜合地考慮上述各方面的因素。通 常是先按齒輪的直徑大小，先定合適的結(jié)構(gòu)形式，然后再根據(jù)薦用的經(jīng)驗數(shù)據(jù)， 進行結(jié)構(gòu)設計。 當齒頂圓直徑 ≤160mm時，可以做成實心結(jié)構(gòu)的齒輪。當齒頂圓直徑ad ≤50mm時，可以做成腹板式結(jié)構(gòu)，腹板上開的孔的數(shù)目按按結(jié)構(gòu)尺寸 大小ad 及需要而定。 當齒頂圓直徑 400< <1000mm 時，可做成輪輻截面為 “十”字形的輪輻ad 式結(jié)構(gòu)的齒輪。 1，對于小齒輪來說由上述的結(jié)果可知： 湖南工學院畢業(yè)論文 31 =(z+2* )m；adah =（ 18+2*1）8=160mm； =（ 18+2*1）8=160mm；ad 由上面結(jié)論可知小齒輪可以做成實心式的結(jié)構(gòu)齒輪如下圖 5 圖 5 實心結(jié)構(gòu)齒輪 2，對于大齒輪來說由上述的結(jié)果可知： =(z+2* )m；adah =（ 50+2*1）8=416mm 由上面的結(jié)論可知： 由于齒頂圓直徑 比較大，齒輪可做成輪輻截面為“十”字形輪輻式結(jié)構(gòu)。ad 如下圖 6 湖南工學院畢業(yè)論文 32 △1D3lBC1△ 24HR∠ :0cda 圖 6 輪輻式大齒輪 Bl≥B;輪輻數(shù)常取為 6 4.2 排繩器的設計 大容繩量、大噸位的卷揚機以及安裝使用的卷揚機，為確保鋼絲繩排列整 齊，工作可靠，應設置排繩裝置，即排繩器。本次設計卷揚機屬于大噸位、多 層纏繞卷揚，所以需要設計一排繩器來防止繩子錯亂排列。 4.2.1 工作原理： 排繩器主要由轉(zhuǎn)速調(diào)整箱、雙向傳動絲杠、支承光杠、排繩導輥等組成。 排繩器的工作過程見下圖 7 湖南工學院畢業(yè)論文 33 23567891041-電 動 機 彈 性 聯(lián) 軸 器 3-二 級 圓 柱 齒 輪 減 速 器 (同 軸 式 ) 4齒 輪 聯(lián) 軸 器5開 式 齒 輪 傳 動 6卷 筒 7排 繩 器 導 輥 8雙 向 絲 杠 9-鏈 條0鏈 輪 圖 7 卷揚機的傳動原理圖 4.2.2 工作過程分析： 排繩的工作過程由圖 7 卷揚機的傳動原理圖可知，電機 1 的旋轉(zhuǎn)運動經(jīng)彈 性聯(lián)軸器 2、二級圓柱齒輪減速器 3、齒輪聯(lián)軸器 4、和開式齒輪傳動驅(qū)使卷筒 6 轉(zhuǎn)動。鏈輪 10 與卷筒固聯(lián)一起隨之轉(zhuǎn)動，傳動雙向絲桿 8 開始回轉(zhuǎn)運動，迫 使排繩器導輥 7 作往復直線運動進行均勻地排繩。 顯然，若使鋼絲繩在卷筒上均勻纏繞，卷筒轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)使，鋼絲繩應能移動一 個纏繞節(jié)距。因此，必須保證卷筒與調(diào)整箱出軸（絲杠軸）之間具有準確的傳 動比，以使排繩導輥在雙向絲杠走過的距離與鋼絲繩實際的纏繞繩距相匹配。 本設計卷揚機系鋼絲繩多層纏繞，鋼絲繩工作時被擠壓，纏繞卷筒時排列的繩 距比鋼絲繩直徑略大一些，設計時，其繩距 t 繩 可近似取 t 繩 ＝d+(0.2~0.5)(mm)，或更大一些。 即：t 繩 =23.5+0.5=24（mm） 雙向絲杠總行程按下式計算： dBLK?? 式中 B——卷筒容繩寬度（mm） ； 湖南工學院畢業(yè)論文 34 d——鋼絲繩直徑（mm） 。 =800-23.5=776.5（mm）kL 而 又可寫成 =t 絲杠 nkLk? 式中 t 絲杠 ——絲杠螺紋螺距（mm） ； n——絲杠螺紋扣數(shù)。 776.5=24 n? 則可求得 n=32.35 取 n=33 在確定此行程時應注意的問題是：當?shù)?s 層鋼絲繩纏繞到卷筒一端極限位置 時，由于第 s 層鋼絲繩排列造成的斜角，使最后一個完整圈與卷筒端側(cè)板間有一 個楔形間隙。這樣鋼絲繩不能立即爬至第 s+1 層，而當卷筒繼續(xù)轉(zhuǎn)過大約 120° ~180°時，方能爬上 s+1 層。為此，需要驅(qū)動鋼絲繩的裝置在原位停留相應的 時間。本設計采用下面的措施來滿足過渡過程的需要。 在雙向絲杠兩端的轉(zhuǎn)向處（正反旋向螺紋交接過過渡處）增設一段圓弧槽。 近似取圓弧槽弧長如下： miDLm15.426 ???? 式中 ——雙向絲杠中徑（mm） ；mD ——卷筒、絲杠間的傳動比。i 螺旋槽結(jié)構(gòu)采用 30o 梯形螺紋，螺牙高度 H =11mm，螺紋節(jié)距 P=22.5mm，α=8 o 4.2.3 強度計算校核 滑動螺旋傳動時， 主要承受扭矩及軸向壓力的作用， 同時在螺桿與螺母 之間有相對滑動其失效形式是螺紋磨損。對于受力較大的傳力螺旋，還應校核 螺桿危險剖面及螺母螺皺牙的強度， 以防塑性變形或斷裂。由于本結(jié)構(gòu)傳動精 度不高， 且使用軸徑較大轉(zhuǎn)速也低， 故對螺桿剛度， 臨界轉(zhuǎn)速不予考慮。 1. 螺桿強度計算: 湖南工學院畢業(yè)論文 35 根據(jù)第四強度理論，其強度條件為： ][)4(3.1212 ?????dTQAca 式中: A一螺桿危險剖面面積 mdA21 4?? Q一螺桿承受最大軸向力N d1一螺桿螺紋內(nèi)徑mm T一螺桿所受扭矩 N·mm2)( dQtgTv???? 一當量摩擦角 當量摩攘系數(shù)，對鋼一青銅，v?vvarctfvf 0.08～0.1C； 對淬火鋼一青銅， 0.06～0.08。?f ? 一許用應力MPa 為材料屈服極限， 載荷穩(wěn)定][?53][∽q?q 時， 取大值。 對d 1的選取， 可根據(jù)螺桿穩(wěn)定性確定，根據(jù)螺桿柔度 值， 選取不同公s? 式計算。 iuls?? 式中: 一螺桿長度系數(shù)， 當采用滾動支承， 并且軸、徑向均有約束時， =0.5 一螺桿兩支承間距離 mml 一螺桿危險剖面慣性半徑 mmi 4tdi? 時10??sn?2)(ulEIQ?? 式中：E一材料彈性模數(shù)E=3.06×10 8 MPa 湖南工學院畢業(yè)論文 36 I一危險剖面慣性矩 mm 4641dI?? 時， 對35∽50號鋼10??sb?41)57.246(dQs???? 若 ， 可不必校核。0s 4.2.4 滑塊強度校核 對通常由鋼一青銅摩擦副組成的螺旋傳動，其主要失效形式是磨損失效。 對磨損形式一般可分為:1、粘著磨損 2、磨粒磨損 3、腐蝕磨損 4、表面疲勞 磨損幾類主要磨損形式。綜合分析幾類磨損， 對本沒計， 粘著磨損是最主要 的失效形式， 因為粘著會產(chǎn)生材料撕脫