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桥式装卸料机主梁及小车驱动系统设计,装卸,机主,小车,驱动,系统,设计
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邵阳学院毕业设计(论文)前言物料搬运机械主要是在企业 ( 包括码头、料场、矿山和商业货仓等 ) 内部进行物料装卸、运输、升降、堆垛和储存的机械设备。一般包括起重机械、输送机、装卸机械、搬运车辆和仓储设备等；习惯上不包括汽车、铁路车辆、飞机和船舶等交通运输工具，以及输送气体和液体的管道。 现代的物料搬运机械开始于 19 世纪。 19 世纪 30 年代前后，出现了蒸汽机驱动的起重机械和输送机； 19 世纪末期，由于内燃机的应用，物料搬运机械获得迅速发展； 1917 年，出现了既能起升又能搬运的叉车 70 年代出现的计算机控制物料搬运机械系统，使物料搬运进入高度自动化作业阶段。 物料搬运机械按功能大致可分为起重机械、输送机、装卸机械、搬运车辆和仓储设备等五类。一般说来，起重机械用于升降和搬运，但搬运距离较短，它的机构作间歇式运动 ；输送机可连续输送物料，搬运路线一般固定不变，大多用来输送散状物料；装卸机械能自行取物并装卸物料。搬运车辆可灵活安排搬运路线，经济运输距离较长，可在室内或室外作业，具有行驶车轮 ；仓储设备是在仓库中完成堆、取、储存物料的装置，包括料仓装置、高架仓库和给料机等。随着工业的发展，许多机械具有多种功能和用途，例如叉车是搬运车辆，可用以装卸，也可起升重物。物料搬运机械的应用在生产中有着重要的意义，这主要因为物料搬运的量十分巨大，有些钢铁联合企业，每生产一吨钢材，需要搬运的原材料、燃料、半成品、成品和废料等的总量常达 50 吨以上 ；另外物料搬运所需的费用高，工业国家用于物料搬运的费用常占产品成本的 25 左右；物料搬运占用劳动力多，在机械化程度不高的企业里，搬运工人常占工人总数的 15 以上 ；在人力搬运不能承担的重物和在高温或有放射性物质的区域作业时，必须利用机械进行搬运。因此，在生产中应对物料搬运系统给予足够的重视，并尽量采用先进适用的物料搬运机械，以减轻劳动强度、减少产品损伤、保护工人健康、提高劳动生产率和产品质量、降低生产成本。基于我国矿山机械相对落后的现状，为了提高矿山开采和矿料堆浸工艺的能力，在此我们拟订了桥式移动装卸料机的设计方案。该机是在桥式起重机的基础上改进而成，机构本身具有创新性，不仅具有起重机的搬运能力同时还具有输送机没有的物料均匀堆放能力，在矿山散状物料的搬运和建堆方面具有明显的优势，它建堆快速且矿料堆放均匀不被压实，有效的增加了一次筑堆的宽度，能很好的满足后续堆浸工艺的需要，是适合我国各大矿山及堆浸冶炼场所的新型设备。1 总体设计在本次毕业设计中，我们需要设计的是一个能在空中进行物品的装卸、运行的桥式移动装卸机构。结合所学知识，我们知道能进行物品装卸、运行的机构一般为起重机，所以本次设计将参照起重机的设计原理来进行设计。起重机械是一种寻循环、间歇运动的机械，主要用于物品的装卸。一个工作循环一般包括：取物装置从取物点由起升机构把物品提起、运行、旋转或变幅机构把物品移位，然后物品在指定地点下降；接着进行反方向运动，使取物装置回到原位，以便进行下一次的工作循环。在两个工作循环之间，一般有短暂的停歇。由此可见，起重机工作时，各机构经常处于起动、制动以及正向、反向等相互交替的运动状态中的。起重机一般是指除了起升机构外还有水平运动机构的起重设备。根据水平运动形式的不同，分为桥式起重机和臂架式旋转类型起重机两类。桥式起重机的一般结构简图如图1.1所示： 图 1.1 桥式起重机结构简图桥式类型起重机除了起升机构外，还配有小车、大车两个运行机构。依靠这些机构的配合动作，可在整个长方形场地及其上空作业。桥式起重机适合与车间、仓库、露天堆场等处的物品装卸工作。 根据桥式类型起重机的特点以及根据设计的要求，决定采用桥式起重机的设计方法来进行本次设计。将小车部分加装一个装卸斗取代以前的钓钩，用来完成物品的装卸和运输。2 主梁的设计2.1 主梁结构的选择桥式起重机的主梁主要有三种结构：(1)单(主)梁桥式起重机：具有一根主梁的桥式起重机(2)双(主)梁桥式起重机：具有两根主梁的桥式起重机(3)葫双桥式起重机：采用电动葫芦作为小车上起升机构的桥式起重机。 本次设计中采用两根箱形主梁结构, 其主梁由上、下翼缘板和两块腹板组成，小车钢轨布置在截面中心，如图2.1所示 图 2.1 箱形梁截面图假定主梁跨距为12米，主梁总长13.1米，小车的行走速度为20米/分。下面将根据这些参数进行整体设计。2.2 主梁的几何尺寸的确定为了保证所选截面基本满足强度和刚度的要求, 箱形主梁截面的几何尺寸应在下列范围内选择：2.2.1 梁高度和跨度之比：h/L=1/141/18，其中，小跨度时h/L取较大值，大跨度时h/L取较小值；在相同跨度下，大起重量又比小起重量的高度要大一些。主梁跨端高度（通常与端梁高度相等）一般为跨中高度的0.350.4倍。2.2.2 梁两腹板间距与跨度之比：b0/L1/501/60，工艺要求的最小间距b0min约为300毫米（此时梁高不易超过650毫米）。翼缘板的总宽度为： 手工焊： b=b0+2（10+a0） (2.1) 自动焊： b=b0+2（20+a0） (2.2)2.2.3 上翼缘板厚度由局部稳定性要求决定：3号钢： a1/b11/60 (2.3)16锰钢： a1/b11/50 (2.4)2.2.4 缘板最小厚度为6毫米，腹板的最小厚度为5毫米。主梁截面应根据设计要求，由强度、刚度、工艺、经济等条件进行选择。通用桥式起重机系列产品的主梁截面尺寸可查表2.1参考，进行设计。截面几何参数确定：表2.1 箱形梁截面几何尺寸跨 度（米）起 重 量 （吨）1013.5400 X 8 X 6750 X 6表中数字表示为：b X a1 X a2h0 X a0由此结合设计要求可确定主梁的翼缘板、腹板的尺寸翼缘板：b=400，a1=8，a2=6；腹板： h0=600，a0=6。2.3 载荷计算作为均布载荷作用主梁上的桥架自重，在设计以前是未知的，因此开始计算时必须参考类似产品的数据，最后再根据实际色痕迹的重量进行校正。初步计算可得桥架重量曲线图2.2。图2.2 桥架重量曲线图2.3.1 计算载荷作用在桥式起重机上的载荷有固定载荷，活动载荷，水平惯性力及大车歪斜侧向力等。(1)固定载荷固定载荷有均布和集中载荷两种。作用在主梁上的均布载荷有主梁、轨道、走台（或水平珩架）、栏杆（辅助珩架）等重量；作用在主梁上的集中载荷有操纵室、大车运行机构以及布置在走台上的气设备等重量。(2)活动载荷作用在主梁上的活动载荷为小车的自重和起重量引起的小车轮压，计算时应考虑不同载荷组合下的动力系数和冲击系数。双梁吊钩式小车轮压值可参考表2.1(3)水平惯性力大车运行机构起动和制动时引起的水平惯性力水平作用于主梁上，其中带载荷小车质量引起的惯性力以一个集中力作用于跨中，由桥架质量引起的惯性力均布作用在主梁上。大车惯性力作用如图3所示。表2.1双梁吊钩式小车轮压值起重量（吨）轮 压 （千克）轮 距b10370036001400图 2.3 大车惯性力作用图2.4 载荷组合主梁的载荷组合可查表2.2主梁第类载荷为大车不动，小车位于所规定的位置起升或下降载荷。其中=1+（-1）/2，最大应力为计算部位在自重及等效起重量作用下产生的最大应力；为空载小车位于离跨端L/4处时在计算部位产生的应力。主梁第类载荷组合为小车位于跨中满载下降制动，同时大车平稳制制动。表 2.2 主梁的载荷组合 载 荷计 算 部 件 名 称 主 梁第 类 第 类大 车 自 重小 车 自 重起 重 量Q大 车 惯 性 力2.5 强度计算对各种工作类型的起重机均应按第类载荷组合进行强度计算。2.5.1 弯曲应力计算主梁垂直方向按简支梁计算。由活动载荷引起的最大弯矩：当一根梁上作用有两个车轮时，最大弯矩截面位置： Z= (2.5)式中： 计算轮压（考虑动力系数和冲击系数） 图 2.4 最大弯矩位置示意图确定 (1)小车支反力的计算 (2.6)式中 、为小车支反力 小车重量 起升载荷的重量 KN(2)计算垂直轮压车轮与轨道接触的垂直压力称为轮压。起重机每个支承点上一个或数个车轮（取决于总支承反力的大小与车轮的直径），这些车轮与支承结构均采用铰接式连接系统。这样，每个车轮所受的垂直压力近乎相等，故可用下式计算： R= (2.7)式中 V支承点的垂直总反力 m支承点的车轮数R=29.4 KN性载荷的总称，它是强度计算载荷中的重要部分，对疲劳计算也有影响。为了使设计计算方便，通常把最大振动载荷表示为静载荷或电动机额定力矩的倍数动载荷是起重机机构运动状态改变时（如起动或制动）产生的振动载荷和惯，这个倍数称为“动力系数”。动力系数不仅与结构因素（如系统质量的分布，系统的刚度和阻尼等）有关，而且与使用条件（如外载荷的大小及其变化规律、有无冲击等）有关，设计计算时，一般只能选择与实际情况大体相近的典型工况作为依据。试验表明，尽管起重机及其机构的弹性系统是属于多自由度的系统，但可以足够准确地把它化为双质量一自由度的系统，同时，在计算振动载荷时，可以把传动机构的振动与金属结构的振动分开考虑。 (2.8)零件名称运 行 机 构按运行速度分（米/分）2050低 速 轴 零 件 2.00 高 速 轴 零 件其 余 高 速 轴表2.3 动力系数值由表2.3可知： 所以有： 由表可知： 所以有： (3)起重机运行时的冲击载荷当起重机或小车通过钢轨接缝处或通过不平道路时，起重机和物品将在垂直方向产生振动。有这种冲击产生的影响用冲击系数来表示，即在考虑这种载荷组合时，在起重机自重前乘以冲击系数K。冲击系数与起重机或小车的运行速度、轨道或道路状况有关，具体数值可查表2.4表2.4冲击系数值有 轨 运 行运行速度（米/秒）运行速度1冲击系数1.0 查取动力系数 由表可知: 计算轮压 KN 最大弯矩： 当时 (2.9)式中： 系数经查取 =0.34所以最大弯矩为： Nm 小车位于跨端极限位置如图2.5所示，由引起的最大剪力 (2.10)式中：=1.4 m 117.6 KN m N小车位于跨端极限位置如图2.5所示，由引起的最大剪力 (2.10)式中：=1.4 m 117.6 KN m N 图 2.5 小车极限位置示意图此外还应计算由均布、集中固定载荷在计算截面引起的弯矩，以及这些载荷在跨端截面引起的剪力（均要考虑冲击系数）。计算桡度的受力，剪力，弯矩图如图2.6、图2.7、图2.8所示图2.6 计算桡度的受力图 图2.7 计算桡度的剪力图 图2.8 计算桡度的弯矩图 (2.11) (2.12)M= (2.13)（）M= (2.14)（）M= (2.15)（） (2.16)Nm主梁在水平方向按框架计算，由及引起的跨中弯矩 (2.17)式中： (2.18)主梁水平方向惯性矩端梁水平方向惯性矩 N (2.19) N/m (2.20)根据参考书籍48762.38cm4 63391.09cm4 M水=3.65104Nm跨中截面翼缘板角点最大正应力为 (2.21) (2.21) (2.22)78.6MPa 跨端截面腹板的最大剪应力 (2.23) 式中： Q计算截面上的计算剪力 I惯性矩 （I=43072.12Nm） S计算剪应力的上截面对中和轴的面积矩 （S=0.22936） 腹板总厚 （=8mm） 将以上数据带入后 Mpa2.4.2 翼缘板局部弯曲应力计算箱形结构的小车轨道布置在两腹板之间上翼缘板上，为了支撑轨道，箱形梁中除了设置长的加劲板外，尚需要设置短的加劲板。箱形梁上翼缘板由于计算轮压P的作用，将沿梁的纵向与横向产生弯曲正应力、，其中最大值为： = (2.24) = (2.25) 式中： N经由钢轨传到翼缘板上部分计算轮压，可按下式计算 当 时用如下公式计算N= (2.26) 式中： I钢轨的惯性矩 上翼缘板厚度 P计算轮压 加劲板间距 腹板间距 查取 =0.1265=1.284=1.284将以上数据和系数带入 N=27.07 KN =107.8MPa =107.8MPa 在箱形梁上翼缘板中，除了上述局部正应力外，还有梁弯曲正应力，故上翼缘板的计算为： (2.27) 式中：由垂直弯曲矩引起的正应力 =143.2MPa=176.5MPa 箱形梁上小车钢轨的正应力为： (2.28) 式中： N按前面的计算 钢轨抗弯模数 钢轨许用应力 （因采用的轻型钢轨，其值为225.4 MPa）=154.62 MPa=225.4 MPa 加劲板的局部挤压应力： (2.29)式中： P计算轮压； b2钢轨底部宽度；上翼缘板厚度；1加劲板厚度。 =140.68 MPa=175 MPa2.4.3 静刚度计算 (2.30)式中 =12.23 (2.31)I1 主梁水平方向惯性矩； I2 端梁水平方向惯性矩。 经计算 f水=4.37 mmf水=6 mm 符合要求2.4.4 上拱度主梁在满载小车轮压作用下产生变形，使小车轨道有一定的坡度。坡度过大会增加小车运行阻力，甚至在停车后会产生自动滑移现象。起重机运行机构采用集中驱动时，不止在走台上的驱动机构也会因变形过大而影响正常工作。为此应主梁做成一定上拱度，跨中拱度一般取L/1000。这样主梁弹性变形的曲线无论在空载或满载，均较为平缓。3 小车驱动系统的设计3.1 方案的确定方案一：动机带动滚筒转动，通过滚筒上的钢丝绳拉动小车。一般传统的方案中有这样的设计，且组成小车驱动系统的零部件简单，基本都是标准件。这种方案原理简单，制造也相对简单，但效率不高，而且在钢丝绳与滑轮成一定角度时会对滑轮造成一个侧向的拉力，时间长了会使得滑轮的紧固松动，有可能造成危险。方案二：在小车上装电动机，然后带动齿轮转动，在大梁的一侧装上齿条，通过齿轮和齿条的啮合运动来驱动小车。这种方案的传动效率比方案一的要高，而且不存在方案一中的侧向拉力造成的潜在危险。而且，齿轮、齿条的制造也是规范化了的，所以在制造上不比方案一复杂。在小车的运行过程中所产生的力主要都由主梁承受，相对方案一也安全得多。所以比较了方案一和方案二后，我们决定采用方案二，也就是用齿轮、齿条的啮合运动来驱动小车。 具体的传动方案见下图3.13.2 电动机的选择 选择电动机包括选择电动机类型、结构形式、功率、转速和型号。3.2.1 选择电动机的类型和结构形式电动机的类型和结构形式应根据电源种类（直流或交流）、工作条件（环境、温度等）、工作时间的长短（连续或间歇）几载荷的性质、大小、起动性能和过载情况等条件来选择。工业上一般采用三相交流电动机。Y系列三相交流异步电动机由于具有结构简单、价格低廉、维护方便等优点，故其应用最广。当转动惯量和启动力矩较小时，可选择Y系列三相交流异步电动机。在经常启动、制动和反转、间歇或短时工作的场合（如起重机械和冶金设备等），要求电动机和转动惯量小和过载能力大，因此，应选用起重及冶金用的YZ和YZR系列三乡异步电动机。电动机的结构有开启式、防护式、封闭式和防暴式等，可根据工作条件来选择。根据设计的工作环境和工作条件，以及载荷情况，最后决定采用YZR绕线式三相电动机。图3.1 小车驱动系统的传动方案3.2.2 确定电动机的转速同一功率的异步3000,1500,1000,750r/min等几种。一般来说，电动机的同步转速愈高，磁极对数愈少，外廓尺寸愈小，价格愈低；反之，转速愈低，外廓尺寸愈大，价格愈贵。当工作机转速高时，选用高速电动机较经济。但若工作机转速低也选用高速电动机，则这时总传动比增大，会导致传动装置结构复杂，造价较高。所以，在确定电动机转速时，应全面分析。在一般机械中，用得最多的是同步转速为1500或1000r/min的电动机 综合以上因素，和实际生产中的需要，最后决定，所选用的电动机的转速为1500r/min。3.2.3 确定电动机的功率和型号 电动机的功率是否合适，对电动机的正常工作和经济性都有影响。功率选得过小，不能保证工作机的正常工作或使得电动机长期过载而过早损坏；功率选得过大，则电动机价格高，而且经常不在满载下运行，电动机效率和功率因数都较低，造成很大的浪费。 电动机功率的确定，主要与载荷大小、工作时间长短、发热多少等有关。对于长期连续工作、载荷稳定的机械（如连续运输机、鼓风机等），可根据电动机所需要的功率来P选择，而不必校验电动机的发热和启动力矩。选择时，应使电动机的额定功率稍大与电动机的所需要的功率。对于间歇工作的机械，可稍微小于所需要的功率计算电动机所需功率：（1）小车牵引力的计算小车稳定运行时的牵引力PP= (3.1)式中： 小车运行时的摩擦力小车在有坡度轨道上运行时克服重力分力引起的阻力由风载荷引起的阻力由起升机构引起的阻力H齿轮啮合引起的阻力 计算运行摩擦力= (3.2)式中： 起升载荷的重量小车的自重K滚轮摩擦系数 K=0.04D轴承内径轴承摩擦系数=0.015附加摩擦阻力系数 =1.8车轮的直径经计算： =90 kg 计算坡度阻力= (3.3)式中：坡度阻力 =0.002经计算： =20 kg 计算风载荷引起的阻力 (3.4)式中： C风载体型系数C=1.2Q工作状态时的标准风压（kg/）计算电动机时取=10小车的挡风面积（） 迎风面积按起重机组成部分（如主梁、支承腿、物品等）的净面积垂直于风向平面上的投影来计算 (3.5)式中： 起重机金属结构或机构的充满系数，即结构或机构的净面积与其轮廓面积之比。常用结构形式的值为：由型钢或钢板制成的珩架或空腹结构 =0.20.6 管子珩架结构（无斜杆珩架取小值） =0.20.4 实体板结构 =1机构 =0.81.0当两个或两个以上的结构并列，其迎风面积相互重叠时，第二个和第二个以后的被前面遮挡的迎风面积应减小，减小的程度用折减系数表示。 物品的迎风面积 经计算： =21.84 kg 计算起升机构引起的阻力 (3.6)经计算：=426.3 kg 计算齿轮啮合引起的阻力 H= (3.7)经计算： H=83 kg所以 P= (3.8)=90+20+21.84+426.3+83=641.1 kgF=Pg=641.19.8=6282.78 N（2） 电动机的选择驱动轮上的力矩为： (3.9) 式中： 驱动轮效率驱动机构效率R驱动轮半径（米）经计算M=214.7 计算电动机的功率 电动机按小车稳定运行时的静功率初选： （kw） (3.10)式中： n驱动轮的转速（转/分）经计算=3.57 kw 考虑实际的电动机功率要稍大于计算功率，所以电动机的功率选择4kw的电动机。综合以上因素，最后电动机选择为YZR型绕线式电动机，功率为4kw，转速1500r/min。3.3 减速器的选用根据电动机的输出转速和小车的运行速度，因为传动比比较大，所以决定选用蜗轮蜗杆减速器。蜗轮蜗杆减速器按蜗杆外形结构分为圆柱蜗杆减速器、环面蜗杆减速器以及锥蜗杆减速器三大类。在机械设备的动力传输中，前二类应用较为广泛。根据蜗杆传动包括：阿基米德圆柱蜗杆传动）（ZA）、渐开线圆柱蜗杆传动）（ZI）、锥面包络圆柱蜗杆传动（ZK）、圆弧圆柱蜗杆传动（ZC）等。环面蜗杆传动包括：直廓环面蜗杆传动、平面包洛环面蜗杆传动（分为一次包络、二次包络两种）、渐开面包络环面传动、锥面包络环面蜗杆传动等。环面蜗杆减速器与圆柱蜗杆减速器从啮合原理上比较，前者具有许多优点：瞬时接触与相对滑动速度的夹角接近90度，有利于形成油膜，降低摩擦系数，提高传动效率；共轭齿面在接触位置处曲率接近，有利于降低齿面接触应力；蜗杆以环面包围蜗轮，同时参加啮合齿数多，因而承载能力显著提高，在相同中心距的情况下，环面蜗杆减速器比圆柱蜗杆减速器传递功率大12倍。但从制造工艺方面，环面蜗杆减速器比圆柱蜗杆减速器要复杂些。3.3.1 圆弧圆柱蜗杆减速器的类型、特点和适用范围(1)类型 圆弧圆柱蜗杆减速器按型式不同可分为如下四种类型： 基本型圆弧圆柱蜗杆减速器（JB/T793595）、轴装式圆弧圆柱蜗杆减速器（JB/T638792）、ZC双级蜗杆及齿轮蜗杆减速器（JB/T700893）、立式圆弧圆柱蜗杆减速器（JB/T784595）。(2)产品特点蜗杆传动是传递交错轴间的动力或运动的传动机构，常用的交错角等于90度。它具有惦记传动比大、工作平稳、振动小、噪声低及可做成自琐等特点。圆弧蜗杆传动除具有普通蜗杆传动的优点外，还有以下特点：齿形优良。蜗杆蜗轮齿面为凹凸共轭啮合，当量曲率小，齿面间润滑油膜容易形成，齿面接触应力低，具有良好的强度及润滑几何条件。 形状及分布合理。蜗杆与蜗轮啮合时的瞬时接触线相对滑动方向所形成的夹角近于直角，齿面间容易形成动压润滑，齿面间摩擦系数小，磨损少，传动效率高。齿轮强度高。在蜗杆齿不减弱的情况下，可增大蜗轮的齿根厚度，使蜗轮齿的弯曲强度增大，抗冲击能力提高。齿面理论啮合区宽度小于普通蜗杆传动，因此可节省蜗轮材料。杆齿面易于进行磨削加工。圆弧蜗杆螺旋面是由轴截面为一段凸圆弧的环面砂轮包络成形，因此可保证蜗杆具有较高的齿形精度。圆弧圆柱蜗杆减速器采用了渗碳、淬火及磨削的ZC蜗杆传动，因而承载能力大，传动效率高，寿命长。(3)产品的适用范围圆弧圆柱蜗杆减速器为通用机械传动装置，广泛适用冶金、矿山、起重、运输、化工、建筑、建材、石油等各行。其工作条件为：蜗杆转速不超过 1500 r/min工作环境温度为040，当工作环境温度低于0时，起动时润滑油必须加热到0以上，当环境温度高于40时，必须采取冷却措施。蜗杆轴可正、反向运行。3.3.2 结构型式圆弧圆柱蜗杆减速器的结构型式有基本型和轴装式两种类型，其中均含蜗杆位于蜗轮之下、之侧、之上三种型式。基本型中心距a=63100mm的减速器不带风扇，机体采用整体结构，中心距a=125500mm的减速器采用风扇冷却，机体为剖分式结构。轴装式中中心距a=63100mm的减速器不带风扇，机体采用整体结构，中心距a=125315mm的减速器采用风扇冷却，机体为剖分式结构。结合上面的原因和设计实际需要，最后选定为：CWS（蜗杆在蜗轮之侧的圆弧圆柱蜗杆减速器），a=125mm的圆弧圆柱蜗杆减速器，传动比为63。3.4 联轴器的选用3.4.1 联轴器的选择现在人们所称的联轴器是机械式联轴器的简称，联轴器已经发展为独立的专业，形成较为完整的标准体系。联轴器是机械产品中轴系传动最常用的联接部件，现在发展成为三大类别，多品种的产品系列。联轴器在传递转矩和运动过程中，与被联接件一同回转不脱开，而且不改变转矩的大小，这是各类别联轴器共性的功能；饶性联轴器有补偿两轴相对偏移的功能；弹性联轴器还有不同程度的减振和缓冲的功能；安全联轴器还有过载安全保护功能。各种不同类别联轴器在传动系统中的功能比较见下表3.1：表3.1 各种联轴器的性能比较序号类 别 在传动系统中的作用和功能 备 注1刚性联轴器起联接作用，只能传递运动和转矩，不具备其他功能如：凸缘联轴器、套筒联轴器、夹壳联轴器、平行轴联轴器等2饶性联轴器无弹性元件饶性联轴器不仅能传递运动和转矩，而且具有不同程度的轴向，径向，角向补偿功能传递转矩和运动，有不同程度的减振、缓冲作用和轴向，径向，角向补偿量，改善传动系统工作性能如：齿式联轴器、万向联轴器、链式联轴器、滑块联轴器等如：膜片联轴器、蛇形弹簧联轴器、金属弹性元件饶性联轴器非金属弹性元件饶性联轴器如：弹性套柱销联轴器、轮胎式联轴器、弹性活销联轴器3安全联轴器传递运动和转矩，过载安全保护，饶性安全联轴器还有不同程度补偿性能如：钢球式、钢砂式、摩擦式、液压式、销钉式等 3.4.2 联轴器的选用计算 由于选用的电动机的功率为4kw，转速为1500r/min 理论转矩（主动端） =25.5 Nm (3.11) 转子转动 起动次数Z=150次/h 环境温度t=25 主动端冲击转矩即起动转矩=51 Nm (3.12)已知工作机参数负载平均转矩负载转动惯量 选用柱销式弹性联轴器，理论转矩T应满足 =68X1.1=75 Nm (3.13)现初选GB4323中TL5型最大转矩 (3.14)半联轴器转动惯量起动系数： =1.3 温度系数： =1.1冲击系数=1.8质量系数 (3.15)载荷为冲击载荷时，计算主动端的冲击转矩： (3.16) = =202主动端冲击转矩小于弹性联轴器的最大转矩，故安全，可以选用3.5 齿轮的校核3.5.1 按齿面接触疲劳强度校核圆柱齿轮传动齿面接触疲劳强度校核公式有： Pa (3.17) Pa (3.18)式中各符号的意义：b齿宽；齿轮分度圆的直径； u齿数比； 分度圆上的圆周力 ； 工况系数； 动力系数； 载荷分布系数； 载荷分配系数； 计算接触应力；材料弹性系数； 节点区域系数； 接触强度重合度系数； 许用接触应力；试验齿轮的接触疲劳极限应力； 接触强度寿命系数； 工作硬化系数； 接触强度最小安全数； 计算中的有关数据及各系数的确定（1）分度圆上的圆周力进行疲劳强度计算时，应以长期工作的最大载荷作为齿轮传动的额定载荷。作用在齿轮上的其他载荷对疲劳强度的影响在工况系数中予以考虑。齿轮的长期工作最大载荷是指应力循环次数大于（对弯曲）和（对接触）的最大载荷。一般，分度圆上的圆周力，可按齿轮传递的额定转矩（或功率）进行计算。 分度圆上的圆周力 = (3.19) 转矩 T= (3.20) 式中： P齿轮传递的功率 齿轮的角速度= rad/s (3.21)n为齿轮的转速，由电动机的转速为1500r/min，蜗轮蜗杆减速器的传动比为63，可得： n=24 r/min=2.512 T=1388.9=32.68 N（2）工况系数 是考虑齿轮在工作过程中，由于原动机和工作机械的载荷变动、冲击、过载等对齿轮产生 外部附加动载荷系数。如果有可能，工况系数应通过精确测量或综合地对系统进行分析来确定。一般 =1.25（3） 动载荷系数 是考虑齿轮在啮合过程中产生的内部附加动载荷的系数。具体的值，由下表可查取。经查取 =1.15（4）载荷分布系数 是考虑载荷沿齿面接触分布不均匀的系数。如果通过测量和检查能够确切掌握轮齿接触情况，并作相应地齿轮误差修形（螺旋角修形、鼓形修形及热变形修形等），可取=1。如果对齿轮的结构做特殊处理，或经过仔细跑合后，能使载荷沿齿面接触线均匀分布，也可以取=1表3.2 动载荷系数值 （5）载荷分配系数 是考虑在同时啮合的两对轮齿上载荷分配不均匀的系数。查取值=1（6）材料弹性系数 是考虑配对齿轮的材料弹性模量E和泊松比v影响接触应力的系数。查取： =189.8（7）节点区域系数 是考虑捏合处法面曲率与端面曲率的关系，并把节圆上的圆周力换算为分度圆上的圆周力，把法面圆周力换算为端面圆周力的系数查取： =1.9（8）接触强度重合度 是考虑端面重合度，轴向重合度及螺旋角影响齿面接触应力的系数。 =2.0（9）试验齿轮的接触疲劳极限应力 齿面接触疲劳极限应力，可查取 =550 Pa（10）接触强度寿命系数 是考虑由于齿轮设计寿命（通常以应力循环次数或工作小时数表示）的不同，而影响齿面接触疲劳极限应力的系数。当齿轮的材料和热处理方法不同时，齿面接触疲劳的应力循环基数也不同，当应力循环次数N不小于应力循环基数时，即认为应进行无限寿命计算，此时去=1当应力循环次数小于应力循环次数时，即认为应进行有限寿命计算，查取=1（11）工作硬化系数 是考虑在运转过程中，经磨齿的硬齿面小齿轮对调质或正火的大齿轮齿面产生冷作硬化，从而使大齿轮面接触疲劳极限应力提高的系数。可查取 =1.08（12）最小安全系数 接触强度和弯曲强度的最小安全系数查取 =1.0将以上各式中的数值带如下式 (3.22) =502 Pa (3.23) =594 Pa符合要求3.5.2 按齿根弯曲疲劳强度 Pa (3.24) Pa (3.25)式中各符号的意义齿形系数弯曲强度重合度系数螺旋角系数许用弯曲应力试验齿轮的弯曲疲劳极限应力弯曲强度寿命系数弯曲强度尺寸系数相对应力集中系数弯曲强度最小安全系数计算中的有关数据及各系数的确定（1）齿形系数 是考虑齿形影响齿根弯曲应力的系数，主要与句准齿形，切齿刀具及载荷作用点的位置有关，而且随齿数及变位系数而改变。对基准齿形符合GB135678的渐开线直齿轮，其载荷作用于齿顶时的齿形系数查取： =1.2（2）弯曲强度重合度 是考虑端面重合度的影响，将载荷作用点由齿顶换算到外侧单齿啮合点（齿廓单齿啮合区最高点）的系数，其值可查取 =0.6（3）螺旋角系数 是考虑斜齿轮因轮齿倾斜而影响齿根弯曲应力的系数。查取 =0.92（4）试验齿轮的弯曲疲劳极限应力 由查取的值 =340 Pa（5）弯曲强度寿命系数 是考虑由于齿轮设计寿命（通常以应力循环次数或工作小时数来表示）的不同而影响其齿根弯曲疲劳极限应力的系数。通常，齿根弯曲疲劳的应力循环基数=，所以当应力循环次数时，即认为按无限寿命计算，此时取=1可查取的值=1.25（6）弯曲强度尺寸系数 是考虑实际齿轮的模数大于试验齿轮的模数时，使齿轮的弯曲疲劳极限应力极限应力降低的系数。查得的值 =1（7）相对应力集中系数 是考虑实际齿轮对试验齿轮因应力集中的不同（齿根圆角不等）而影响齿根弯曲疲劳极限应力的系数。可查得的值： =0.3将以上的数据或系数带如下式： (3.26) =320 Pa (3.27) =425 Pa经计算表明，设计既满足了齿面接触疲劳强度的校核要求，又满足了齿根弯曲疲劳强度的校核要求，所以设计是合理的。3.6 轴承的选用3.6.1轴承类型选择轴承有两种常用的类型：双列短圆柱滚子轴承。这种轴承承载能力大，内孔有1：12锥度，摩擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴向力的轴承配合使用，因此整个部件支承结构比较复杂。圆锥滚子轴承。承载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但允许的极限转速低一些。与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向力的轴承主要有三种：60角双向推力向心球轴承。是一种新型轴承，在近来生产的机床上广泛采用。具有承载能力大，允许极限转速高的特点。外径比同规格的双列短圆柱滚子轴承小一些。在使用中，这种轴承不承受径向力。推力球轴承。承受轴向力的能力最高，但允许的极限转速低，容易发热。向心推力球轴承。允许的极限转速高，但承载能力低，主要用于高速轻载的机床。3.6.2轴承的配置大多数机床主轴采用两个支承，结构简单，制造方便。但为了提高主轴刚度也有用三支承的。三支承结构要求箱体上三支承孔具有良好的同心度，否则温升和空载功率增大，效果不一定好。轴承配置时，除选择轴承的类型不同外，推力轴承的布置是主要差别。推力球轴承布置在前支承、后支承还是分别布置在前、后两支承，影响着温升后轴的伸长方向以及结构的复杂程度，应根据机床的实际要求确定。在配置轴承时，应注意以下几点：（1）每个支承点都要能承受径向力。（2）两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。（3）径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负载都有机床支承件承受。3.6.3轴承的精度和配合主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所以前轴承的精度一般比后轴承选择高一级。普通精度级机床的主轴，前轴承选C或D级，后轴承选D或E级。精度或高精度级机床，前轴承选B或C级，后轴承选C或D级 总 结三个月的毕业设计到今日已经基本完成，本次毕业设计是我们大学四年所学知识做的一次总测验，是锻炼也是检验自己四年来所学并掌握运用知识的能力，是我们高等院校学生的最后的学习环节，通过这次设计，我学到了许多原来未能学到的东西，对过去没有掌握的知识得到了更进一步巩固。独立思考，综合运用所掌握理论知识的能力得到很大的提高，学会了从生产实际出发，针对实际课题解决实际问题，掌握了综合使用各种设计手册、图册、资料的方法，提高了电脑绘图水平，也是为我们即将参加工作所做的必要准备，打下基础，更是我们四年机械设计制造及其自动化专业知识的一次综合。本次设计也暴露了我们不少的缺点和问题：对于所学知识还没有做到仔细、认真消化，许多方面还是只有一个大概的认识，没有深入探讨，对实际事物没有深刻得了解，没有做到理论联系实际，没有达到对所学的知识熟练运用的水平。这也从一个侧面反映出我们设计经验不足，思维不够开拓，不够灵活。从而是我得出一个结论：无论是现在还是以后走上工作岗位，还是再深造，都应该虚心向老师和前辈们学习，从而不断完善自我，提高自我水平。本次设计根据设计课题的要求及相关参数，运用机械设计的基本方法进行桥式装卸料机主梁的设计计算；根据装卸机总装配图的要求，合理的设计出桥式装卸料机小车驱动系统，满足装卸机的工作要求。另外本文通过对桥式移动装卸料机的安全设计重点解决了以下问题： 1提高矿山开采和矿料堆浸工艺的能力；2小车在启动停止时带来的安全问题得到解决；3本文设计小车驱动系统时，没有采用起重机常用的驱动方式，而是采用了齿轮齿条传动，这使得小车运动更平稳，定位更准确；但因为本人水平有限所有本设计难免有错误和不足之处，希望各位老师能悉心指出和指导。参 考 文 献1王官逊、孟宪蕙、裘为章主编，起重机设计手册，机械工业出版社，19802陈道南、盛汉中主编，起重机设计手册，冶金工业出版社，19863陈道南、过玉卿、周培德、盛汉中主编，起重运输机械，冶金工业出版社，19884中华人民共和国国家标准，起重机设计规范，中国标准出
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