可移动式电动举升机设计 可移动电动举升机设计（全套含CAD图纸）
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1英文原文234567中文译文液压顶升支架的最优化设计摘要本文介绍了从两组不同参数的采矿工程所使用的液压顶升支架（如图1）中选优的流程。这种流程建立在一定的数学模型之上。第一步，寻找四连杆机构的最理想的结构参数以便确保支架的理想的运动轨迹有最小的横向位移。第二步，计算出四连杆有最理想的参数时的最大误差，以便得出最理想的、最满意的液压顶升支架。图1液压顶升支架关键词四连杆机构；优化设计；精确设计；模糊设计；误差1前言设计者的目的时寻找机械系统的最优设计。导致的结果是一个系统所选择的参数是最优的。一个数学函数伴随着一个合适的系统的数学模型的出现而出现。当然这数学函数建立在这种类型的系统上。有了这种数学函数模型，加上一台好的计算机的支持，一定能找出系统最优的参数。HARL描述的液压顶升支架是斯洛文尼亚的VELENJE矿场的采煤设备的一个组成部分，它用来支护采煤工作面的巷道。它由两组四连杆机构组成，如图2所示四连杆机8构AEDB控制绞结点C的运动轨迹，四连杆机构FEDG通过液压泵来驱动液压顶升支架。图2中，支架的运动，确切的说，支架上绞结点C点竖向的双纽线的运动轨迹要求横向位移最小。如果不是这种情况，液压顶升支架将不能很好的工作，因为支架工作在运动的地层上。实验室测试了一液压顶升支架的原型。支架表现出大的双纽线位移，这种双纽线位移的方式回见少支架的承受能力。因此，重新设计很有必要。如果允许的话，这会减少支架的承受能力。因此，重新设计很有必要。如果允许的话，这种设计还可以在最少的成本上下文章。它能决定去怎样寻找最主要的图2两四连杆机构四连杆机构数学模型AEDB的最有问题的参数。否则的话这将有必要在最421,A小的机构AEDB改变这种设计方案。上面所罗列出的所有问题的解决方案将告诉我们关于最理想的液压顶升支架的答案。真正的答案将是不同的，因为系统有各种不同的参数的误差，那就是为什么在数学模型的帮助下，参数允许的最大的误差将被计算出来。421,A2液压顶升支架的确定性模型首先，有必要进一步研究适当的液压顶升支架的机械模型。它有可能建立在下面所列假设之上（1）连接体是刚性的，（2）单个独立的连接体的运动是相对缓慢的9液压顶升支架是只有一个方向自由度的机械装置。它的运动学规律可以通过同步的两个四连杆机构FEDG和AEDB的运动来模拟。最主要的四连杆机构对液压顶升支架的运动规律有决定性的影响。机构2只是被用来通过液压泵来驱动液压顶升支架。绞结点C的运动轨迹L可以很好地来描述液压顶升支架的运动规律。因此，设计任务就是通过使点C的轨迹尽可能地接近轨迹K来找到机构1的最理想的连接长度值。四连杆机构1的综合可以通过RAO和DUKKIPATI给出运动的运动学方程式的帮助来完成。图3点C轨迹L图3描述了一般的情况。点C的轨迹L的方程式将在同一框架下被打印出来。点C的相对应的坐标X和Y随着四连杆机构的独有的参数一起被打印出来。,21A6点B和D的坐标分别是XBXCOS15AYBYSIN2XDXCOS36YDYSIN4A参数也彼此相关,216XB2YB25XD12YD264A把14代入（5）（6）即可获得支架的最终方程式10XCOS2YSIN2075A5AXCOS2YSIN2086164A此方程式描述了计算参数的理想值的最基本的数学模型。42,21数学模型HAUG和ARORA提议，系统的数学模型可以用下面形式的公式表示MINFU,V,9约束于GIU,V0,I1,2,L,10和响应函数HIU,V0,J1,2,M11向量UU1,U2,UNT响应设计时的变量,VV1,V2,VMT是可变响应向量，9式中的F是目标函数。为了使设计的主导四连杆机构AEDB达到最佳，设计时的变量可被定义为UT,121A24可变响应向量可被定义为VXYT13相应复数3，5，6的尺寸是确定的。目标函数被定义为理想轨迹K和实际轨迹L之间的一些“有差异的尺寸”FU,VMAXG0YF0Y2,14式中XG0Y是曲线K的函数，XF0Y是曲线L的函数。我们将为系统挑选一定局限性。这种系统必须满足众所周知的最一般的情况。152143AA16042不等式表达了四连杆机构这样的特性复数只可能只振荡的。42,A这种情况17U给出了设计变量的上下约束条件。用基于梯度的最优化式方法不能直接的解决911的问题。MINUN118从属于GIU,V0,I1,2,L,1911FU,VUN10,20并响应函数HJU,V0,J1,2,M,21式中UU1UNUN1TVV1VNVN1T因此，主导四连杆机构AEDB的一个非线性设计问题可以被描述为MIN7,22从属于约束2302143AA24432,11222544A26,07200YYFG并响应函数270SINCOS2525AAX280I246216AYA有了上面的公式，使得点C的横向位移和轨迹K之间的有最微小的差别变得可能。结果是参数有最理想的值。421,3液压顶升支架的随机模型数学模型可以用来计算比如参数确保轨迹L和K之间的距离保持最小。421,A然而端点C的计算轨迹L可能有些偏离，因为在运动中存在一些干扰因数。看这些偏离到底合时与否关键在于这个偏差是否在参数容许的公差范围内。,响应函数（27）（28）允许我们考虑响应变量V的矢量，这个矢量依赖设计变量V的矢量。这就意味着VHV，函数H是数学模型（22）（28）的基础，因为它描述出了响应变量V的矢量和设计变量V的矢量以及和数学模型中V的关系。同样，函数H用来考虑参数的误差值的最大允许421,A421,A值。在随机模型中，设计变量的矢量UU1,UNT可以被看作UU1,UNT的随机12矢量，也就是意味着响应变量的矢量VV1,VNT也是一个随机矢量VV1,V2,VNTVHU29假设设计变量U1,UN从概率论的观点以及正常的分类函数UK,KNK1,2,N中独立出来。主要参数和K1,2,N可以与如测量这类科学概K念和公差联系起来，比如,。所以只要选择合适的存在概率K3，K1,2,N30K式（30）就计算出结果。随机矢量V的概率分布函数被探求依赖随机矢量U概率分布函数及它实际不可计算性。因此，随意矢量V被描述借助于数学特性，而这个特性被确定是利用TAYLOR的有关点UU1,UNT的函数H逼近描述，或者借助被OBLAK和HARL在论文提出的MONTECARLO的方法。31数学模型用来计算液压顶升支架最优化的容许误差的数学模型将会以非线性问题的独立的变量W311A24T和目标函数32421AWF的型式描述出来。约束条件330EY,11A22A3444在式（33）中，E是是坐标C点的X值的最大允许偏差，其中YJAJJIYAAG241,61A1,2,435非线性工程问题的计算公差定义式如下133611MIN42A它服从以下条件370EY,3811A22A39444有数字的实列液压顶升支架的工作阻力为1600KN。以及四连杆机构AEDB及FEDG必须符合以下要求它们必须确保铰接点C的横向位移控制在最小的范围内，它们必须提供充分的运动稳定性图2中的液压顶升支架的有关参数列在表1中。支撑四杆机构FEDG可以由矢量MM40TTDB130,2513,40,321来确定。四连杆AEDB可以通过下面矢量关系来确定。MMTTA130,826,74,4321在方程39中，参数D是液压顶升支架的移动步距，为925MM四连杆AEDA的杆系的有关参数列于表2中。表1液压顶升支架的参数表2四连杆AEDA的参数41四连杆AEDA的优化14四连杆的数学模型AEDA的相关数据在方程2228中都有表述。图3铰接点C双纽线的横向最大偏距为65MM。那就是为什么式26为410657AX杆AA与杆AE之间的角度范围在768O和948O之间，将数依次导入公式,21X1941中所得结果列于表3中。这些点所对应的角都在角度范围768O,948O内而且它们每个角度,2119之差为1O设计变量的最小和最大范围是MM42TU0,813,64MM43970非线性设计问题以方程22与28的形式表述出来。这个问题通过KEGLETAL1991提出的基于近似值逼近的优化方法来解决。通过用直接的区分方法来计算出设计派生数据。设计变量的初始值为MM44TTA30,16,74,704201优化设计的参数经过25次反复计算后是表3绞结点C对应的X与Y的值角度2OX初值MMY初值MMX终值MMY终值MM7686678178487694717875077865911817676874182040788649518500967931852927986392188215670418850780862841913856612191687818617519452065201948328286067197622642919794483859652006916346201043848587220372862722040708585792206735621320708715868573020971161732100748785691212659615721303288856812155806172215963898570621847462242188679085773221342632122174691858912241876471224601928607122700866852274339386321229809697323024494866562325897050233036MM45TU653,8109,7436,2在表3中C点X值与Y值分别对应开始设计变量和优化设计变量。图4用图表示了端点C开始的双纽线轨迹L虚线和垂直的理想轨迹K实线。图4绞结点C的轨迹42四连杆机构AEDA的最优误差在非线性问题3638,选择的独立变量的最小值和最大值为421,AMM46TW01,016MM47TW03,独立变量的初始值为MM48T1,0轨迹偏离选择了两种情况E001和E005。在第一种情况，设计变量的421,A理想公差经过9次反复的计算，已初结果。第二种情况也在7次的反复计算后得到了理想值。这些结果列在表4和表5中。图5和图6的标准偏差已经由MONTECARLO方法计算出来并表示在图中图中双点划线示同时比较泰勒近似法的曲线实线。图5E001时的标准误差17图6E005时的标准误差5结论通过选用系统的合适的数学模型以及采用数学函数，让液压顶升支架的设计得到改良，而且产品的性能更加可靠。然而，由于理想误差的结果的出现，将有理由再考虑一个新的问题。这个问题在四连杆的问题上表现的尤为突出，因为一个公差变化稍微都能导致产品成本的升高。届毕业设计（论文）任务书二级学院班级学生学号指导教师职称课题名称可移动式电动举升机设计课题类型毕业设计毕业论文课题内容及其目标指标要求本论文研究内容摘要1可移动式电动举升机总体结构设计。2可移动式电动举升机工作性能分析。3电动机的选择。4对可移动式电动举升机的传动系统、执行部件及机架设计。5对设计零件进行设计计算分析和校核。6绘制整机装配图及重要部件装配图和设计零件的零件图。技术特性最大载重50KGS,最大升距250MM最大高度950MM；高度调节范围0200MM,举升高度14M/S进程安排1准备工作（熟悉课题、调查研究、收集资料等）及撰写开题报告2周；2确定整体设计方案2周；3方案细化、绘制工程图及设计计算6周；4零件及装配2周；5审核、修改课题相关资料及图纸，整理编写毕业设计说明书并审核3周；6答辩准备及答辩1周。指导教师年月日系主任年月日SJ0021下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396或119709851毕业设计可移动式电动举升机设计下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396或11970985I摘要本课题来源于生产实际,目前，我国正在大力加强植树造林建设，特别是江苏沿海地区，政府部门每年都规划植树造林，然而植树造林存在一个问题，需要大量的人力来投入，而现在，国家倡导绿色造林，为了更有效的植树造林,出现了机械造林。整机结构主要由电动机、机架、传动带、蜗杆减速器构成。由电动机产生动力通过带轮减速器将需要的动力传递到带轮上，带轮带动V带，从而带动整机装置运动本论文研究内容摘要1可移动式电动举升机总体结构设计。2可移动式电动举升机工作性能分析。3电动机的选择。4对可移动式电动举升机的传动系统、执行部件及机架设计。5对设计零件进行设计计算分析和校核。6绘制整机装配图及重要部件装配图和设计零件的零件图。关键词可移动式电动举升机，结构设计下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396或11970985IIABSTRACTTHESUBJECTCOMESFROMACTUALPRODUCTION,ATPRESENT,CHINAISWORKINGTOSTRENGTHENAFFORESTATIONCONSTRUCTION,ESPECIALLYINCOASTALAREASOFJIANGSU,GOVERNMENTDEPARTMENTSEVERYYEARPLANNINGAFFORESTATION,REFORESTATION,HOWEVERTHEREISAPROBLEM,WENEEDTOINVESTALOTOFMANPOWER,ANDNOW,THENATIONALADVOCACYGREENAFFORESTATION,REFORESTATIONFORMOREEFFECTIVE,HASAMECHANICALAFFORESTATIONTHEWHOLESTRUCTUREISMAINLYCOMPOSEDOFMOTOR,CHASSIS,BELTS,WORMREDUCERTHEPOWERGENERATEDBYTHEPOWEROFTHEMOTORWILLNEEDTOPASSTHROUGHTHEPULLEYREDUCERPULLEY,VBELTDRIVEPULLEY,SOASTODRIVETHEWHOLEDEVICEISMOVEDTHISTHESISABSTRACT1MOVABLEELECTRICLIFTOVERALLSTRUCTURALDESIGN2MOVABLEELECTRICLIFTPERFORMANCEANALYSIS3SELECTTHEMOTOR4ELECTRICDRIVESYSTEMFORAMOVABLELIFT,THEEXECUTIONUNITANDRACKDESIGN5CALCULATIONOFDESIGNPARTSDESIGNANALYSISANDVERIFICATION6TODRAWTHEWHOLEASSEMBLYDRAWINGSANDASSEMBLYDRAWINGSANDIMPORTANTPARTSOFTHEDESIGNPARTOFTHEPARTDRAWINGKEYWORDSMOBILEELECTRICLIFT,STRUCTURALDESIGN下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396或11970985III目录摘要IABSTRACTII第1章绪论111举升机构的简介112举升机构的用途和发展概况2第2章可移动式电动举升机方案设计421动力系统选择依据422常见机构的特点和应用423传动机构的确定622确定电机所需功率6第3章可移动式电动举升机主要传动件计算931带传动设计932选择带型933确定带轮的基准直径并验证带速1034确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角1135确定带的根数Z1236确定带轮的结构和尺寸1237确定带的张紧装置12第4章蜗轮减速器设计1541确定传动装置效率1542蜗杆传动设计计算15421选择蜗杆、蜗轮材料15422确定蜗杆头数Z及蜗轮齿数Z1612423验算的速度16424确定蜗杆蜗轮中心距A16425蜗杆传动几何参数设计1743环面蜗轮蜗杆校核计算1944轴的结构设计21441蜗杆轴的设计21442蜗轮轴的设计24下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396或11970985IV45轴的校核27451蜗杆轴的强度校核27452蜗轮轴的强度校核3046滚动轴承的选择及校核33461蜗杆轴滚动轴承的选择及校核33462蜗轮轴上轴承的校核3547键联接的强度校核36471蜗杆轴上安装联轴器处的键联接36472蜗轮轴上装蜗轮处的键联接37第5章滚珠丝杠举升部分设计计算3851精度的选择3852丝杠导程的确定3853最大工作载荷的计算3854最大动载荷的计算3955滚珠丝杠螺母副的选型3956滚珠丝杠副的支承方式4057传动效率的计算4058刚度的验算4059稳定性校核41510临界转速的验证42第6章键的选择与校核4361带轮1上键的选择与校核4362带轮2上键的选择与校核4563带轮3上键的选择与校核4664带轮4上键的选择与校核47结论48参考文献49致谢50下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396或11970985V下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396或119709851第1章绪论11举升机构的简介举升机构是一种大型举升机构械设备。由电机带动机械设备，以带动物体升降，完成输送任务。举升机构是由原始的提水工具逐步发展演变而来。现代的举升机构举升量大，速度高，安全性高，已发展成为电子计算机控制的全自动重型机械。举升机构主要由电动机、减速器、卷筒（或摩擦轮）、制动系统、深度指示系统、测速限速系统和操纵系统等组成，采用交流或直流电机驱动。按举升的工作原理分缠绕式举升机构和摩擦式举升机构。缠绕式举升机构有单卷筒和双卷筒两种，在卷筒上的缠绕方式与一般绞车类似。单筒大多只有一根，连接一个容器。双筒的每个卷筒各配一根，连接两个容器，运转时一个容器上升，另一个容器下降。缠绕式举升机构大多用于年产量在120万吨以下、井深小于400米的中。摩擦式举升机构的举升绳搭挂在摩擦轮上，利用与摩擦轮衬垫的摩擦力使容器上升。举升绳的两端各连接一个容器，或一端连接容器，另一端连接平衡重。摩擦式举升机构根据布置方式分为塔式摩擦式举升机构（机房设在井筒顶部塔架上）和落地摩擦式举升机构（机房直接设在地面上）两种。按举升绳的数量又分为单绳摩擦式举升机构和多绳摩擦式举升机构。后者的优点是可采用较细的和直径较小的摩擦轮，从而机组尺寸小，便于制造；速度高、举升能力大、安全性好。年产120万吨以上、井深小于2100米的竖井大多采用这种举升机构举升机构具有以下特点（1）安全性所谓安全性，就是不能发生突然事故。由于举升设备在生产中所占的地位十分重要，其运转的安全性不仅直接影响整个的生产，而且还涉及人员的生命安全。因此各国都对举升设备提出了极严格的要求。在我国这些规定包括在煤矿安全规程只中。（2）可靠性所谓可靠性，是指能够可靠地连续长期运转而不需在短期内检修。举升设备所担负的任务十分艰巨，不仅每年要把数十万吨到数百万吨的煤炭和矿石从下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396或119709852井下举升到地面，而且还要完成其他辅助工作。一个年产150万吨的，停产一天就要损失大约20万元。因此举升机构至少要服务二十年以上而不需大修。（3）经济性举升设备是大型设备之一，功率大，耗电多，大型举升机构的功率超过1000KW。因此举升设备的造价以及运转费用，也就成为影响生产技术经济指标的重要因素之一。12举升机构的用途和发展概况举升设备是运输中的咽喉设备,又是最大的耗电设备。西德、瑞典等国是当今世界上制造举升机构较先进的国家,特别是多绳摩擦式举升机构更为突出。在这些国家的竖井中几乎全部采用较先进的多绳摩擦式举升机构,不仅广泛采用庞大井塔的塔式多绳摩擦举升机构,而且越来越多地使用较低的井架的落地式多绳举升机构。它们的发展特点是体积小,重量轻,终端举升量大,举升速度高,衬垫材料摩擦系数大又耐磨,液压制动,运转安全可靠,自动化程度高,多机集中控制等。生产的产品供世界上二十多个国家使用。我国举升设备在上述技术方面与发达国家相比有一定的差距，自动化和多机集中控制技术方面差距大，产品在国际市场上缺乏竞争能力。内装式举升机构在我国已有多台运行，作为高度机电一体化的，节能新产品应重点发展。同时开展斜井提摩擦举升和布雷尔举升机构的研制。目前国外举升机构总的发展趋向是1向大型化发展大型化和要求举升机构大型化之目的主要在于获得更大的矿产量。1O年前，年产90120万T的矿为大型矿。目前，就世界范围而言，年产200300万T的也不算大，仅仅算中、小型矿瑞典最大地下矿将达10002500万RA。大型化主要体现在大容量的举升容器。目前世界上一次举升最大重量已达63T。国外大型举升机构都采用多绳摩擦式举升机构。2向自动化、遥控方向发展自动化不仅仅是为了节省人力，更重要的是适应大生产、集中控制、集中管理、系统联动的需要也是保证产量和提高劳动生产率的有效手段同时也包含减轻劳动强度、节省人力、电力和提高运行安全性。国外大型举升机构都广泛采用以多种保护为基础的自动化运行并能记录和处理各种生产数据、运行等资料。英国完善了包括有全功能维护设计的可控硅供电，直接连接直流电动机驱动系统和在井简中的举升机构控制系统目前下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396或119709853国外主井几乎都是自动化运行，副井由于机动性大一般都是采用按钮控制和在罐笼内遥控。3继续发展多绳举升机构一般浅井、举升重量不大时可采用常规缠绕式举升机构；但当深井、举升重量大时，须采用多绳摩擦式举升机构。有相当一部分举升任务既可采用缠绕式举升机构也可采用多绳举升机构，如果现场条件允许则多绳摩擦式举升机构更为经济。目前多绳缠绕式举升机构继续向更先进方向投展。有些国家生产的多绳举升机构，塔式和落地式多绳举升机构大致各占5O。4发展各种新型和专用举升设备除目前已出现的落地式举升机构、布雷尔举升机构和采用钢芯胶带牵引的摩擦式举升机构外；国外还研制了起重式举升机构、各种不同包围角的多绳摩擦式举升机构用于浅井另外，还研制了不同形式的无绳举升设备，现已知的有机械式、电磁式、水力式和风动式。5采用“四新”新技术、新结构、新材料和新工艺采用“四新”后，举升机构主轴装置、制动系统、液压系统、操纵系统和驱动系统等各部分不断改进提高，使整个多绳摩擦式举升机构结构朝着体积小、重量轻、效率高的方向发展。国内举升机构的发展趋向是1发展多绳摩擦轮举升机构，特别是大型落地式多绳举升机构以及斜井、斜坡道用的多绳举升机构；2不断改进井研制新型单绳及多绳缠绕式举升机构3可控硅供电及徽电子技术在举升机构上应用，以及可编程序控制器，遥控技术交交变频调速等先进技术；4研制应用高性能摩擦衬垫高比压闸瓦等新技术、新材料；5不断引进、消化、吸收国外先进技术，并用于制造国产举升机构。淘汰落后技术，如块式闸及角移式闸气动制动器，铸造结构并限制减速器和控制继电器的使用。4第2章可移动式电动举升机方案设计21动力系统选择依据驱动机构主要有液压驱动、气动驱动、电动驱动和机械驱动等形式。液压驱动具有体积小、出力大、控制性能好、动作平稳等特点，它利用油缸、马达加上齿轮、齿条实现直线运动；利用摆动油缸、马达与减速器、油缸与齿条、齿轮或链条、链轮等实现回转运动。液压驱动具有润滑性能好、寿命长的特点，结构紧凑，刚性好。定位精度高，克实现任意位置开停。有很多专业机械手能直接利用主机的液压系统。但缺点是需要配备压力源，系统复杂成本较高。气动驱动结构简单、造价低廉。气源方便，所需的压缩气源一般工厂都有，并且无污染，一般采用的压力0406MPA,最高可达1MPA。缺点是出力小，体积大。由于空气的可压缩性大，很难实现中间位置的停止，只能用于点位控制，而且润滑性较差，气压系统容易生锈。机械式用于简单的场合。电动由于减速和回转运动变往复运动机构，该机构适用于无污染，有电就可以工作，操作简单方便，在工作场合只需要接通电源即可工作，而工作场合在各个大楼区域，很容易找到电源。综合以上叙述，将选用最后一种电动机作为本举升机构的动力来源。22常见机构的特点和应用类型特点应用连杆机构结构简单，制造容易，工作可靠，传动距离较远，传递载荷较大，可实现急回运动规律，但不易获得匀速运动或其他任意运动规律，传动不平稳，冲击与振动较大。用于从动件行程较大或承受重载的工作场合，可以实现移动、摆动等复杂的运动规律或运动轨迹。凸轮机构结构紧凑，工作可靠，调整方便，可获得任意运动规律，但动载荷较大，传动效率较低。用于从动件行程较小和载荷不大以及要求特定运动规律的场合。非圆齿轮机构结构简单，工作可靠，从动件可实现任意转动规律，但齿轮制造较困难用于从动件作连续转动和要求有特殊运动规律的场合。槽轮间歇结构简单，从动件转位较平稳，而且可实现任意常用作自动转位机构，特别适用于5机构等时的单向间歇转动，但当拨盘转速较高时，动载荷较大转位角度在45以上的低速传动。凸轮式间歇机构结构较简单，传动平稳，动载荷较小，从动件可实现任何预期的单向间歇转动，但凸轮制造困难用作高速分度机构或自动转位机构。不完全齿轮机构结构简单，制造容易，从动件可实现较大范围的单向间歇传动，但啮合开始和终止时有冲击，传动不平稳多用作轻工机械的间歇传动机构螺旋机构传动平稳无噪声，减速比大；可实现转动与直线移动，传动平稳无噪声，互换；滑动螺旋可做成自锁螺旋机构；工作速度一般很低，只适用于小功率传动多用于要求微动或增力的场合，如机床夹具以及仪器、仪表，还用于将螺母的回转运动转变为螺杆的直线运动的装置。摩擦轮机构有过载保护作用；轴和轴承受力较大，工作表面有滑动，而且磨损较快；高速传动时寿命较低用于仪器及手动装置以传递回转运动。圆柱齿轮机构载荷和速度的许用范围大，传动比恒定，外廓尺寸小，工作可靠，效率高；制造和安装精度要求较高，精度低时传动噪声较大，无过载保护作用；斜齿圆柱齿轮机构运动平稳，承载能力强，但在传动中会产生轴向力，在使用时必须安装推力轴承或角接触轴承广泛应用于各种传动系统，传递回转运动，实现减速或增速、变速以及换向等。齿轮齿条机构结构简单，成本低，传动效率高，易于实现较长的运动行程；当运动速度较高或为提高运动平稳性时，可采用斜齿或人字齿条机构广泛应用于各种机器的传动系统，变速操纵装置，自动机的输送、转向、进给机构以及直动与转动的运动转换装置圆锥齿轮机构用来传递两相交轴的运动；直齿圆锥齿轮传递的圆周速度较低，曲齿用于圆周速度较高的场合用于减速、转换轴线方向以及反向的场合，如汽车、拖拉机、机床等。螺旋齿轮机构常用于传递既不平行又不相交的两轴之间的运动，但其齿面间为点啮合，且沿齿高和齿长方向均有滑动，容易磨损，因此只宜用于轻载传动用于传递空间交错轴之间的运动。蜗轮蜗杆机构传动平稳无噪声，结构紧凑，传动比大，可做成自锁蜗杆；自锁蜗杆传动的效率很低，低速传动时磨损严重，中高速传动的蜗轮齿圈需贵重的减摩材料如青铜，制造精度要求较高，刀具费用用于大传动比减速装置但功率不宜过大、增速装置、分度机构、起重装置、微调进给装置、省力的传动装置6昂贵行星齿轮机构传动比大，结构紧凑，工作可靠，制造和安装精度要求高，其他特点同普通齿轮传动；主要有渐开线齿轮、摆线针轮、谐波齿轮3种齿形的行星传动常作为大速比的减速装置、增速装置、变速装置，还可实现运动的合成与分解。带传动机构轴间距离较大，工作平稳无噪声，能缓冲吸振，摩擦式带传动有过载保护作用；结构简单，安装要求不高，外廓尺寸较大；摩擦式带传动有弹性滑动，不能用于分度系统；摩擦易起电，不宜用于易燃易爆的场合；轴和轴承受力较大，传动带寿命较短用于传递较远距离的两轴的回转运动或动力。链传动机构轴向距离较大，平均传动比为常数，链条元件间形成的油膜有吸振能力，对恶劣环境有较强的适应能力，工作可靠，轴上载荷较小；瞬时运转速度不均匀，高速时不如带传动平稳；链条工作时因磨损伸长后容易引起共振，一般需增设张紧和减振装置。用于传递较远距离的两轴的回转运动或动力。23传动机构的确定根据上述表格和任务书条件，初步选择涡轮蜗杆传动机构。但是由于上升过程中不得出现打滑和倒退现象，减速比比较大。最终涡轮蜗杆传动机构确定传动机构。22确定电机所需功率技术特性最大载重50KGS,最大升距250MM最大高度950MM；高度调节范围0200MM,举升高度14M/SPFV50X10X14/10007KW，考虑超载可以初步选取15KW功率Y190L4的电动机。查机械设计课程设计手册得选择，其铭牌如下表21表21Y系列三相异步电动机电动机型号额定功率KW满载转速R/MIN堵转转矩/额定转最大转矩/额定转矩质量KG7矩Y190L415同步转速1500R/MIN,4级1440222281（A）（B）8图23电动机的安装及外形尺寸示意图表22电动机的安装技术参数中心高/MM外型尺寸/MML（AC/2AD）HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD13251534531521617812388010439第3章可移动式电动举升机主要传动件计算31带传动设计输出功率P15KW,转速N11440R/MIN,N2500R/MINEDADPK表31工作情况系数AK原动机类类一天工作时间/H工作机101016160101616载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；75KW离心式压缩机；轻型运输机101112111213载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电K机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛111213121314载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械121314141516载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机131415151618根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P296表4，取KA11。即152KWDAEDPK32选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率PD和小带轮的转速N1按机械设计P297图1311选取。10图31带型图根据算出的PD225KW及小带轮转速N11440R/MIN，查图得DD80100可知应选取A型V带。33确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表137查得，小带轮基准直径为80100MM则取DD190MMDDMIN75MM（DD1根据P295表134查得）表32V带带轮最小基准直径MIND槽型YZABCDEMIND205075125200355500212408,908525DD所以由机械设计P295表134查“V带轮的基准直径”，得250MM2D误差验算传动比（为弹性滑动率）21839012DI误误差符合要求1830582I误11带速19014V679/606DNMS满足5M/S300MM，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料选用灰铸铁，HT200。37确定带的张紧装置选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。38计算压轴力由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F013346N，上面已得到15336O，Z4，则1A15372SIN46SINN08142OOFZ对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小,带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有13梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角为32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表73。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。表35普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575192）槽型项目符号YZABCDE基准宽度BP5385110140190270320基准线上槽深HAMIN162027535488196基准线下槽深HFMIN477087108143199234槽间距E80312031503190425505370644507第一槽对称面至端面的距离FMIN679115162328最小轮缘厚555615101215带轮宽BBZ1E2FZ轮槽数外径DA326034801181903153660475600轮槽角38对应的基准直径DD8011819031547560014极限偏差105V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式（1）实心带轮用于尺寸较小的带轮DD253D时，如图32A。（2）腹板带轮用于中小尺寸的带轮DD300MM时，如图32B。（3）孔板带轮用于尺寸较大的带轮DDD100MM时，如图32C。（4）椭圆轮辐带轮用于尺寸大的带轮DD500MM时，如图32D。（A）（B）（C）（D）图32带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论小带轮选择实心带轮，如图（A）,大带轮选择孔板带轮如图（C）15第4章蜗轮减速器设计41确定传动装置效率传动装置的效率由以下的要求1轴承效率均指一对轴承而言。2同类型的几对运动副或传动副都要考虑其效率，不要漏掉。3蜗杆传动的效率与蜗杆头数Z1有关，应先初选头数后，然后估计效率。此外，蜗杆传动的效率中已包括了蜗杆轴上一对轴承的效率，因此在总效率的计算中蜗杆轴上轴承效率不再计入。各传动机构和轴承的效率为法兰效率1098一级环面蜗杆传动效率702一对滚动轴承传动效率398凸缘联轴器效率4从电动机至工作机主动轴之间的总效率故传动装置总效率，2134209870986442蜗杆传动设计计算421选择蜗杆、蜗轮材料1选择蜗杆传动的类型采用准平行环面蜗杆传动2选择蜗杆、蜗轮材料，确定许用应力考虑蜗杆传动中，传递的功率不大，速度只是中等，根据机械零件课程设计表52，蜗杆选用40CR，因希望效率高些，耐磨性好故蜗杆螺旋齿面要求调质HB265285蜗轮选用铸锡磷青铜ZQSN101，金属模铸造，为了节约贵重有色金属，仅齿圈用锡磷青铜制造，轮芯用灰铸铁HT100制造由机械零件课程设计表53查得蜗轮材料的许用接触应力190H2/NM由机械零件课程设计表55查得蜗轮材料的许用弯16曲应力44F2/NM422确定蜗杆头数Z及蜗轮齿数Z12由机械零件课程设计表56，选取Z1则ZZI150502故取Z50423验算的速度实际传动比I50/1举升速度V314DN314800速度误差0785，合适89424确定蜗杆蜗轮中心距A1确定蜗杆的计算功率C1P1ACKPFMP（）式中K使用场合系数，每天工作一小时,轻度震动由机械工程手册查得K07；AK制造精度系数，取7级精度，F查得K09；FK材料配对系数，齿面滑动速度10MP由机械工程手册查得K085。MP代入数据得KW1ACPFM（K）47013598以等于或略大于蜗杆计算功率所对应的中心距作为合理的选取值根据1CP17机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2522A，选取蜗杆的中心距A100MMA100MM由于准平行二次包络环面蜗杆为新型得蜗杆,它的优点是接触面大,导程角,它的值稳定且一定,则润滑好,接触面大应直接根据“原始型”传动蜗杆设计参数。425蜗杆传动几何参数设计准平行二次包络环面蜗杆的几何参数和尺寸计算表1中心距由机械工程手册/传动设计卷（第二版）标准选取A100MM2齿数比U5021Z3蜗轮齿数由机械工程手册/传动设计卷（第二版）选取250Z4蜗杆头数由机械工程手册/传动设计卷（第二版）选取1Z5蜗杆齿顶圆直径机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2516选取45MM1AD6蜗轮轮缘宽度机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2516选取B28MM27蜗轮齿距角23607Z8蜗杆包容蜗轮齿数K519蜗轮齿宽包角之半05（K045）W163810蜗杆齿宽机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2516选取53MM1B11蜗杆螺纹部分长度机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2516，选取59MML1812蜗杆齿顶圆弧半径机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2516，选取R82MM1A13成形圆半径机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2516选取65MMBD14蜗杆齿顶圆最大直径机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2516，选取538MM1E15蜗轮端面模数MMMT2AHZD5384616径向间隙05104MM016TCM17齿顶高H075M2233MMAT18齿根高HHC27434MMF19全齿高HHH49764MMAF20蜗杆分度圆直径（0624）A40534MM1D20I87521蜗轮分度圆直径2A159466MM2122蜗轮齿根圆直径D2H1539792MMFF23蜗杆齿根圆直径D2H3505，1FDF判断因为2812MM,满足要求0875FA24蜗轮喉圆直径D2H163932MMADA25蜗轮齿根圆弧半径82475MM1105FFR26蜗杆螺纹包角之半1ARCTNELD295RT7327蜗轮喉母圆半径2GCOS02AD191056390272588MM28蜗轮外缘直径由作图可得16495MM2ED29蜗杆分度圆导程角M21ARCTNUD21T45030蜗杆平均导程角W21ARCTN9DKU31分度圆压力角2SIB432蜗杆外径处肩带宽度取3MM3189TM33蜗杆螺纹两端连接处直径35MMFDT34蜗轮分度圆齿厚205SP2314965104DZ数据带入公式得5508MMS35齿侧隙查表426得08NJ36蜗杆分度圆齿厚4298412PJ37蜗杆分度圆法向齿厚42851COSNMSR38蜗轮分度圆法向齿厚549239蜗轮齿冠圆弧半径19277505AFRD40蜗杆测量齿顶高11221COSARINSHD2203541蜗杆测量齿顶高222051COSARINASHDD202。18543环面蜗轮蜗杆校核计算环面蜗杆传动承载能力主要受蜗杆齿面胶合和蜗轮齿根剪切强度的限制。因而若许用传动功率确定中心距，则然后校核蜗轮齿根剪切强度。由于轴承变形增加了蜗杆轴向位移，使蜗轮承受的载荷集中在23个齿上。而且，由于蜗轮轮齿的变形，造成卸载，引起载荷沿齿高方向分布不均，使合力作用点向齿根方向偏移。因而，蜗轮断齿主要由于齿根剪切强度不足造成的校核CFPFZAK其中作用于蜗轮齿面上的及摩擦力影响的载荷C蜗轮包容齿数Z蜗杆与蜗轮啮合齿间载荷分配系数FA蜗轮齿根受剪面积PK公式中各参数的计算1的计算CF22TANMR作用在蜗轮轮齿上的圆周力，2TD蜗杆喉部螺旋升角，45MR当量齿厚，P滑动速度190COSSMDNVR4598201M/S根据滑动速度查机械设计手册339得SV258将数据带入公式得326180458CFTAN21N36275102计算得5Z3蜗轮齿根受剪面积2COSFFMBASR蜗轮齿根圆齿厚；2F202CSTANXFMFPSRH由上可知蜗轮端面周节；X1XP蜗轮理论半包角；0A24蜗轮分度圆齿厚所对中心角。27236数据带入公式得210COS45274TAN236FS703MM由上可得22870319745COSFAM3656MPA对于锡青铜齿圈取0B查手册取铸锡磷青铜，砂模铸造，抗拉强度225MPAB，则512PA44轴的结构设计441蜗杆轴的设计1轴的材料选择由机械零件课程设计表61选用45号钢，调质。222最小轴径的初步计算由机械零件课程设计表62，取105，根据0A公式13MIN0PDA其中轴的转速，940R/MIN1轴传递的功率,147KW计算截面处的轴的直径，MMMIND将数据代入公式得3MIN147059122MM输出轴的最小直径是按照联轴器处轴的直径，为了使所选的轴的12D直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。D联轴器的计算转距，查表153，考虑到转距变化很小，故取1CAATKKA13，则13490CATNM按照计算转距应小于联轴器公称转矩的条件，查标准手册（GB584386）选用YL4型凸缘联轴器，半联轴器的孔径22MM，故取22MM，半联轴器1D12D的长度L52MM。3根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度拟订轴上零件的装配方案本题的装配方案已经在前面分析比较，现选用如图所示的装配方案。1为了满足半联轴器的轴向定位要求，12轴段右端制出一轴肩，故取28MM，左端用轴端挡定位，按轴端直径取挡圈直径D30MM，半23D联轴器与轴配合的毂孔长度52MM,保证轴端挡圈只压在半联轴器上，1L而不压在轴的端面上，故12段的长度应比略短一些，故取50MM12L2初步选择滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力23的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据28MM，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承23D30207，其尺寸为DDT35721825MM，故35MM。34783已求得蜗杆喉部齿顶圆直径45MM，最大齿顶圆直径1AD538MM，蜗杆螺纹部分长度L59MM，蜗杆齿宽53MM，所以取68MM，1EDB56L538MM，45MM，42MM
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