车载打桩起重机减速器及卷筒设计

- I - 车 载打桩起重机减速器及卷筒设计 摘 要 这篇论文设计 的是 打桩机起重装置 。它集机械设计最新理念、铸造工艺最新技术及 一身，是将最新设计技术、 用于实际的一个实例。文中涉及了蜗杆减速器和卷筒装置的设计、计算和校核，以及后期三维建模的相关内容。 将蜗杆减速器应用于起重装置不仅提高了工作的可靠性， 也大大提高了工作效率和经济效益。蜗杆减速器以其传动平稳，无噪声，结构紧凑，可以自锁等优点在起重装置及传动 装置中得到了广泛的应用。在该系统中，选用的是单级蜗杆减速器。单级蜗杆减速器机构简单，易于设计，设计基础和经验丰富，且可以自锁，与其配套的附件容易买到。 卷筒结构设计的好坏决定着整个系统性能的优劣。该起重装置采用了最新的结构，并在铸造上采用了最新的工艺来提高卷筒的强度、硬度和耐磨性。 该系统能安全可靠地控制钢丝绳的牵引长度、速度，并能够实现作业中的自锁。论文中主要包括了减速器设计及计算和卷筒设计部分，并结合图表作了充分的讲解。 关键词 打桩机；起重装置；减速器；卷筒 - of t is of in It is an of of It of as as is in of of In is in so or of of it on of in to s In is a to of its to to of 目 录 摘要 . I . 1章 绪论 . 1 题背景 . 1 课题的研究内容与意义 . 1 第 2章 起重机的总体设计 . 3 重装置设计参数的初步确定 . 3 丝绳直径的选择 . 3 筒直径的确定 . 3 筒输出转速、扭矩的确定 . 3 重装置的总体设计 . 3 . 3 . 4 章小结 . 6 第 3章 减速器传动零件的设计计算 . 7 . 7 择蜗杆传动的类型 . 7 择材料 . 7 吃面接触疲劳强度进行计算 . 7 轮蜗杆的主要参数和几何尺寸 . 8 核齿根弯曲疲劳强度 . 9 度等级公差和表面粗糙度的确定 . 10 估轴径 . 10 . 11 . 11 . 12 杆轴的结构设计 . 13 杆轴的校核 . 13 算蜗轮受力 . 13 算轴承支反力 . 13 择轴的材料，确定许用应力 . 14 轮轴轴承的校核 . 14 章小结 . 15 - 第 4章 卷筒总成的传动零件 . 16 筒装置的组成 . 16 . 16 . 16 . 错误 !未定义书签。 . 错误 !未定义书签。 . 错误 !未定义书签。 . 错误 !未定义书签。 定性计算 . 错误 !未定义书签。 丝绳在卷筒上的固定及其计算 . 错误 !未定义书签。 筒轴的结构设计 . 错误 !未定义书签。 的校核 . 错误 !未定义书签。 . 错误 !未定义书签。 . 错误 !未定义书签。 . 错误 !未定义书签。 第 5章 箱体及附件的设计 . 错误 !未定义书签。 . 错误 !未定义书签。 计准则 . 错误 !未定义书签。 热及润滑系统计算 . 错误 !未定义书签。 体的设 计 . 错误 !未定义书签。 . 错误 !未定义书签。 . 错误 !未定义书签。 结 论 . 错误 !未定义书签。 致 谢 . 错误 !未定义书签。 参考文献 . 错误 !未定义书签。 附 录 A . 错误 !未定义书签。 附 录 B . 错误 !未定义书签。 - 1 - 第 1章 绪论 题背景 这是一套车用钻机起重装置，即卷扬机装置。，用于牵引车用钻机进行钻土工作，适用于各种环境条件下作业，机动性能好。目前，国内外在发展起重装置技术，特别是在发展卷扬机装置技术方面，在其减速器部分，最流行的是行星轮减速器和蜗杆减速器。两者的特点分别是：行星轮减速器承载 能力大，传动效率高，结构紧凑，尺寸小，重量轻等特点，所以，可以将减速器放在卷筒内部，但行星轮减速器结构过于复杂，难于设计和加工；蜗杆减速器传动平稳，无噪声，结构紧凑，可以自锁。但是蜗杆减速器传动效率低 12、 。 随着现代工业技术的发展，人们对机械牵引装置的技术性能及经济指标提出了越来越高的要求，在这种形式下，具有工作可靠、结构紧凑、无噪声等优点的传动装置获得了广泛的应用。 课题的研究内容与 意义 原动机是电动机，工作机是卷筒，中间是减速机构。电动机带动减速器，把 扭矩传输到卷筒上，卷筒上卷绕钢丝绳，钢丝绳再通过滑轮带动钻头作业，并在电动机与减速器之间设计制动器来进行制动。在钻头上下工作过程中，当钻机要求在某一位置停下时，可以通过制动器来实现这一动作，并把钻头锁在此处不动，达到制动和自锁的目的。卷筒在起升机构或牵引机构中用来卷绕钢丝绳，将旋转运动转换为所需要的直线运动。卷筒通常为圆柱型，特殊要求的卷筒也有制成圆椎形或曲线形的。本设计采用圆柱形。 在此次设计中，采用蜗杆减速器的同时，对蜗杆减速器及卷筒部分作了以下几点改进： 1蜗杆减速器采用环面蜗杆传动，环面蜗杆传动是 多啮合和双接触线接触，润滑条件好，当量曲率半径大。因此，传递效率较高，承载能力大，容易实现磨削，故制作成淬火磨削的蜗杆。以此来保证传动的精度和提高传动的性能 2。 2卷筒有单层卷绕与多层卷绕之分。在起重高度较高时，为缩小卷筒尺寸，可采用表面带导向螺旋槽形式或光面卷筒，进行多层卷绕，但钢丝磨损较快。目前，多层卷绕卷筒大多数制成带有绳槽。由于本次设计的钢丝绳卷绕量大，所以采用将第一层钢丝绳卷绕入卷筒螺旋槽，第二层钢丝绳以相同的旋转方向卷绕入内层绳形成的螺旋沟，钢丝绳的接触情况大为改善，并防止钢丝绳互相摩擦， 从而提高钢丝绳的使用寿命。卷筒端部- 2 - 设挡边，以防钢丝绳脱出筒外。其挡边高度在卷筒绕满钢丝绳后还要剩余1 钢丝绳的余量 2。 3钢丝绳的固定，以往是在卷筒的内侧用压板固定，这样就占用了内侧的空间，减少了钢丝绳的卷绕长度，并容易引起钢丝绳的挤压干涉和摩擦，降低使用寿命。此次设计为避开以上缺点，将钢丝绳引到卷筒外侧，再以压板固定。这样一来，虽增加了卷筒外侧的尺寸，可是钢丝绳的卷绕长度得到增加，并且减少钢丝绳的挤压和摩擦，提高其寿命。 4 灰口铸铁是应用最广的金属材料之一。对于要求较高的零件，灰口铁表面应 光滑，上下层组织差异不大，且有一定的抗震性和较高的耐磨性。多年来，在实际生产中难以保证上下层的组织密度和硬度要求。此次设计，采用加入浇铸添加剂的方法，解决这个问题。此次设计中，卷筒是对强度要求较高的零件，采用此方法来提高其强度和硬度，跟以往设计相比，强度、硬度和耐磨性都有了一定的提高 3。 - 3 - 第 2章 起重机的总体设计 重 装置设计参数的初步确定 丝绳直径的选择 按 算方法考虑全面，计算较精确，即 d(2根据文献 6 中 表 查得 C=钢丝公称抗拉强度1850b d 600 34 ,取 d=37。 筒直径的确定 卷筒直径根据钢丝绳的直径以及机构工作级别而定。 (2 式中 ：筒 名义 直径 （卷筒槽底直径）， 与 机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数 ， d 为钢丝绳直径， 根据文献 6中 表 4。所以 1 4 3 7 5 1 8M I D=590 筒输出转速、扭矩的确定 由已 给条件， 起重 装置所受最大牵引力为 16 吨，最大牵引速度为 40米 /分，牵引长度为 60 米。所以 最大输出转速 m 最大输出功率 1 6 0 0 0 4 0 1 0 . 6 76 0 1 0 0 6 0 1 0 0 0w 最大输出扭矩 39 . 5 5 1 0 . 6 1 09 . 5 5 4 2 4 2 . 2 42 4 . 0 2pT n Nm 重装置的总体设计 析和确定传动方案 这是一套车用钻机起重装置，即卷扬机装置。原动机是电动机，工作机是卷筒，中间是减速机构。电动机带动减速器，把扭矩传输到卷筒上，卷筒上卷绕钢丝绳，钢丝绳再通过滑轮带动钻头作业。在钻机工作过程中，要求制动和自锁 。故在电动机与减速器之间设计制动器来进行制动- 4 - 1。 考虑到输出功率比较大，故电动机选用直流电动机，中间通过减速器来降速。减速器主要有圆柱齿轮减速器、锥齿轮减速器、圆柱蜗杆减速器，主要用于冶金、矿山、运输、水泥、建筑、化工、纺织、轻工、能源等行业，应用广泛。前两者本身没有自锁功能，所以不予考虑；圆柱蜗杆减速器有自锁功能，蜗杆传动用于交错轴间传递运动和动力。它的主要优点是是：传动平稳，无噪声，结构紧凑，可以自锁。缺点：效率低，需要贵重的减摩性有色金属。行星轮减速器主要用于冶金、矿山、起重运输及通用机械设备，主 要特点：功率大，体积小，重量轻。但结构复杂，制造困难。综上所述，选用单级圆柱蜗杆减速器。 6542112 3 4 5 6图 2体配置系统图电动机的选择 动机的选择 1 选择电动机系列 按工作要求及工作条件选用直流电动机 Y 系列，交 流电动机是拖动生产机械的一重动力设备，具有调速平滑、调速范围宽、过载能力大、能承受频繁的冲击负载、可实现频繁的无级快速起动及反转等优点。 2 选择电动机的功率 传动卷筒所需有效功率 (2动装置的总效率 c 2(2 根据文献 6中 表 2定各部分效率如下 4： 蜗杆传动（自锁） - 5 - 滚动轴承效率（一对） 联轴器 效率 卷筒效率 96.0 2 所需电动机功率 1 0 6 . 7 2 6 0 . 2 40 . 4 1 确定电动机转速及型号 传动卷筒轴转速 /用 Y 系列（ 闭式三项异步电动机。选择 号。 转速 1500r/ 功率 300 传动装置的运动及动力参数的计算 在 选定电动机型号，确定传动比之后，应将传动装置中各轴传递的功率、转速、转矩和相邻轴间的传动比及传动效率计算出来，为传动零件和轴的设计计算提供依据。 各轴的功率和转矩均按输入处计算。可有两种计算方法，其一是按工作机的需要功率计算；其二是按所选电动机的额定功率计算。前一种方法的优点是设计出的传动装置结构较为紧凑；而后一种方法由于一般所选定的电动机额定功率大于工作机所需的电动机功率，故而根据电动机额定功率计算出的各轴功率和转矩都会较实际需要的大一些，根据这些数据设计出来的传动零件，其结构尺寸也会较实际需要的稍大，设 计出的传动装置具有一定的生产潜力。 0 轴： 0 轴即电动机轴 0 2 6 0 1500n r/ 30002 6 . 0 2 1 09 . 5 5 9 . 5 5 1 7 9 8 . 81500 N m 1 轴： 1 轴即减速器高速轴 1 0 0 1 2 6 . 0 2 0 . 9 9 2 5 7 . 6 1500r/112 5 . 7 6 1 0 39 . 5 5 9 . 5 5 1 7 8 11500pT n Nm 2 轴： 2 轴即减速器低速轴 - 6 - 2 1 1 2 1 2 5 . 7 6 0 . 4 5 0 . 9 9 1 1 4 . 8p p 2121500 2 1 . 963nn i r/221 1 . 4 8 1 1 . 49 . 5 5 9 . 5 5 5 0 5 1 32 1 . 9pT n Nm 3 轴： 3 轴即卷 筒轴 3 2 2 3 2 1 1 . 4 8 0 . 9 8 0 . 9 9 1 1 1 . 3p p 22 1 r/331 1 . 1 3 1 1 . 1 39 . 5 5 9 . 5 5 5 0 5 2 22 1 . 9pT n Nm 上述计算结果汇总列于表 2便查用。 表 2轴运动及动力参数 电机轴 蜗杆轴 涡轮轴 卷筒轴 转速 (r/1500 1500 率 P(矩 T(Nm) 8561 效率 动比 i 1 63 1 章小结 本章对起 重机的钢丝绳直径、各轴的转速、功率、转距、效率、传动比加以确定， 并且初步选定了电动机。 - 7 - 第 3章 减速器传动零件的设计计算 轮蜗杆的初步设计 择蜗杆传动的类型 根据 0085推荐，采用 杆。 择材料 考虑到蜗杆传递的功率较大，速度是中等，故蜗杆采用 20b =1079， s =834，因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 225250轮用 20 吃面接触疲劳强度进行计算 根据闭式蜗杆传动的设计规则，先按接触面接触疲劳强度进行设计，在校核齿 根弯曲疲劳强度。传动中心距 23 2 / () T Z Z (3确定核载系数 K 因为工作载荷较稳定，古曲在和分布不均匀系数；根据文献 6中 表 8取系数于转速不高，冲击不大，可取动载系数 K=K 定接触系数 蜗杆分度圆直径1a 的比值1d/a=查到 确定弹性影响系数0搭配，故60 确定许用接触应力 H根据涡轮材料 20蜗杆 螺旋硬度。 225可查表/H =834 应力循环次数 N=602 76 0 1 1 4 5 0 / 2 0 1 2 0 0 0 5 . 2 2 1 0 寿命系数 78 710 0 . 8 1 3 45 . 2 2 1 0 (要 求寿命 12000 小时 ) 计算中心距 23 1 6 0 2 . 91 . 2 1 9 8 4 8 4 0 0 ( ) 7 5 0218a - 8 - 故 =750因 i=63, 故可知模数 m=20, 132 这时1d/a=查得接触系数 1 . 5 3 1 . 2 1 9 4 8 4 0 0 2 . 8 7 0 . 9 1 9 2 2 2 0 . 6 58 0 3 2 8 8 ，因为 Z轴孔直径 d=160 300,能满足减速器轴径的要求，故最后确定选 轴器。 最后确定蜗轮轴外伸段直径 d=280 杆轴的结构设计 初估轴径 d= 4)=17672 蜗杆圆的直径 40 顶圆直径 64 齿根圆直径76 承处轴径取 1726=140 蜗杆有轴向力和径向力，故拟采用圆锥滚子轴承，根据轴直径 140，根据文献 4中 表 22轴承型号 7328E。 杆轴的校核 轴的强度计算主要有三种方法：许用切应力计算；许用弯曲应力计算；安全系数校核计算。一般转轴按许用弯曲应力计算已足够可靠，不一定再用安全系数法校核。许用弯曲应力计算必须先知道作用力的大小和作用点的位置、轴承跨距、各段轴径等参数。它主要用于计算一般重要的、弯扭复合的轴，计算精度中等。 计算蜗轮受力 。由 24 260 =20 - 12 - 圆周力 2224 15900N 轴向力 22260 =80180N 径向力 80180 =29183N 计算轴承支反力 水平面 272 =7900N=直面 27 0 1 208 01 8 01 27 1 8 3 =m 选择轴的材料，确定许用应力 。 轴的材料选用 45 钢，表面渗碳淬火， 查得 B =580=290 。 用插值法，由表 16得 1 b=194 0b=91 1 b=53 01 。 在蜗杆中间处当量弯矩最大， M=73861Nm 校核轴径 ， 由式 16 D=33173861 1680 . 1 0 . 1 5 3 176 (3176为齿根圆直径，满足要求。 杆轴轴承校核 求 轴承轴向和径向载荷 。 由轴校核知： 水平面支反力 21 7900 垂直面支反力 0 2 5 1 N 轴承总的径向支反力为： 21211 = 22 =2222 = 22 =11924N 由文献 6查表 18S=Y6。 由文献 4查表 22 Y=以有 1S 1 / 2 1 1 9 2 4 / 2 1 . 7 3 5 0 7 N - 13 - 9 7 3 72/22 r N 12350780180 83687 6393. 4 N S N 113507N 2 8368N。 下面是 右轴承 的 校核 ： 2/8 3 6 8 7/ 0 F 由文献 6查表 22 e= 7 3 7/8 3 6 8 7/ 。 由 文献 6表 18X=。 根据文献 6中 表 18，负荷系数 1.16。 当量动负荷 ( ) 1 . 1 ( 0 . 4 2 1 7 3 7 1 . 1 8 3 6 8 7 ) 1 1 1 . 5r r aP f p X F Y F 算额定动负荷 3 310% 4 0 0 0 1 3 8 1 . 61 1 1 . 5 6 8 51 6 6 7 0 1 6 6 7 0 据文献 4查表 22得 88 ，可满足寿命要求 4。 杆轴的结构设计 初估轴径 ，由初 估蜗轮外伸段轴径 d=280 此 可 推 出其它各段轴径，轴承处轴径取 20轮处轴径取 40 轮毂长度L=340=476 L=440 选用轴承， 蜗轮有轴向力，根据轴径 d=320 标准 拟采用圆锥滚子轴承 4。 杆轴的校核 算蜗轮受力 由蜗杆轴校核知，圆周力2 15900N，轴向力2 80180N，径向力2 29183N。 算轴承支反力 水平面 1 0 . 5 6 9 6 80180 400906 9 6 2R N=直面 696 1 2 6 1 8 3 0 . 5 6 9 6 1 5 9 0 0 0 . 5 1 2 6 0 601696 N 21 2 9 1 8 3 6 0 1 2 8 5 8 2v r R N - 14 - 所以 2 2 2 21 1 1 4 0 0 9 0 6 0 1 4 0 0 9 5r H R N， 2 2 2 22 2 2 4 0 0 9 0 2 8 5 8 2 4 9 2 3 5r H R N。 择轴的材料，确定许用应力 轴的材料选用 45 钢，表面渗碳淬火，查得 580B 290s 。 用 插 值 法 ， 由 表 16得 1 b=194 0b=91 1 b=53 01 )(2 (3 2 T ，在蜗杆中间处当量弯矩最大， 36291M Nm。 33 1/ 0 . 1 3 6 2 9 1 / 0 . 1 5 3 2 0 0 2 8 0 ， 340 为蜗轮毂处轴径，满足要求。 轮轴轴承的校核 求 轴承轴向和径向载荷 由轴校核知： 水平面支反力 1 40090N=直面支反力 1 601N 2 28582N 轴承总的径向支反力 为： 2 2 2 21 1 1 4 0 0 9 0 6 0 1 4 0 0 9 5r H R N 2 2 2 22 2 2 4 0 0 9 0 2 8 5 8 2 4 9 2 3 5r H R N 由文献 6查表 18S=Y，查表 22 Y=以 11 / 2 4 0 0 9 5 / 2 1 . 4 1 4 3 1 9 Y 22 / 2 4 9 2 3 5 / 2 1 . 4 1 7 5 8 4 Y N 121 4 3 1 9 1 5 9 0 0 3 0 2 1 9 1 7 5 8 4 N S N 所以，轴有向右移的趋势，1114319N，2 30219N。 右轴承校核 0 2 2 0/3 0 2 1 9/ F，