毕业设计（论文）-建筑卷扬机传动机构设计（全套图纸三维）.pdf

本科毕业设计(论文) 题目题目： 建筑卷扬机传动机构设计建筑卷扬机传动机构设计 院院 系：系： 机械工程学院机械工程学院 专专 业：业： 机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化 学学 号：号： 姓姓 名：名： 指导教师：指导教师： 2016 年年 3 月月 I 摘要 建筑卷扬机是用在建筑上面用于提升建筑材料等的主要设备。由 于它的高度较低、重量又轻，特别适用于在建筑工地吊运水泥和沙等 建筑所需材料，随着机械化采煤程度的提高，它越来越多地被广泛用 于各种各样的建筑作用，作为安装、回收、牵引各种设备和备件之用。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 目前，在建筑卷扬机的设计、制造以及应用上，国内与国外先进 水平相比仍有较大差距。国内在设计制造建筑卷扬机过程中存在着一 定程度上的缺点，重要的问题如：轮齿的根切、蜗杆毛坯的正确设计 等。 这篇毕业设计的论文主要阐述的是一套建筑卷扬机传动部分的设 计方法，主要包括蜗轮蜗杆减速装置、直齿圆柱齿轮传动、轴承和传 动件的润滑系统，还包括制动装置的选用、一部分常见故障的分析以 及日常的使用与维护等。 II 关键词：建筑卷扬机，减速器，蜗轮，蜗杆 II ABSTRACT Prop- pulling hoist is for underground mines coal face of main equipment blasting down the roof. Because of its high and low weight light, especially suitable for thin coal seam and the mining face, and various kinds of coal gangue sink or buried by pressing the pillar of the metal recycling. With the increase of mining mechanization degree, it is more and more widely used in mechanization mining face, as installation, recycling of equipment and spare parts of the traction. At present, in the design, manufacture, prop- pulling hoist and applications, the domestic and foreign advanced level compared to still have a large gap. In the design and manufacture of domestic prop- pulling hoist process, to a certain extent, the shortcomings of the important questions like: the root, the worm gear of blank design etc. This paper mainly expounds the graduation design is a set of transmission part prop- pulling hoist the design methods, including worm gear and worm reducer device, spur gears, bearings and drive transmission lubrication, including the selection of brake and the common faults and daily use and maintenance, etc. Key words: prop pulling hoist；reducer ；worm ；gear III 目目 录录 摘要 . I Abstract . II 1 绪论 . 1 1.1 国内外建筑卷扬机的概况 . 1 1.2 建筑卷扬机的主要传动方式类型 . 2 2 机械传动系统方案设计 . 4 2.1 传动方案的确定 . 6 2.2 传动系统的动力计算 . 7 2.2.1 电动机的确定 . 8 2.2.2 分配总传动比 . 9 2.2.3 计算机械传动系统的性能参数 . 10 2.3 蜗轮蜗杆的设计计算 . 12 2.3.1 选择蜗杆传动类型 . 13 2.3.2 选择材料 . 14 2.3.3 承载能力计算 . 15 2.3.4 蜗轮轮齿的强度验算 . 17 2.3.5 计算蜗杆的各项参数 . 11 2.4 齿轮的传动设计 . 12 2.4.1 齿轮模数的确定 . 12 2.4.2 接触强度和弯曲强度的验算 . 13 2.4.3 验算接触强度 . 13 2.4.4 验算弯曲强度 . 15 2.5 中间轴设计 . 16 2.5.1 选材 . 16 IV 2.5.2 基本轴径估算 . 16 2.5.3 轴上零件布置 . 17 2.5.4 轴的结构设计 . 17 2.6 主轴的设计计算 . 18 2.6.1 主轴的设计 . 18 2.6.2 材料选择 . 18 2.6.3 轴径的初步估算 . 18 2.6.4 轴的结构设计 . 19 2.6.5 主轴的强度校核 . 20 3 建筑卷扬机制动器的设计 . 29 3.1 制动器的形式和常用安全装置 . 30 3.1.1 常用绞车制动闸的形式 . 30 3.1.2 绞车上应有的安全装置 . 31 3.1.3 建筑卷扬机制动器的作用 . 32 结论 . 33 致谢 . 34 参考文献 . 35 1 1 绪论绪论 建筑卷扬机是建筑用机械的主要设备。在木支柱工作面和一些金属支柱工作 面，一般都采用建筑卷扬机回柱。回收的支柱可重新加工利用，投入到生产中去。 如果人工回柱，安全性差、效率低。使用建筑卷扬机回收既经济，又迅速，符合 现代化工业生产的特点：高生产率和先进的技术经济指标。 建筑卷扬机在井下回采工作面的布置方式主要有以下几种： （）建筑卷扬机安装在建筑工地的塔吊旁边：建筑卷扬机安装在建筑工地 的塔吊旁边的位置、应符合作业规程定.如图1所示 图 1 建筑卷扬机 建筑卷扬机安装在房屋建筑布置方式的优点有：建筑卷扬机不需经常搬 迁；适合于煤层倾角较大、顶板破碎、压力较大的工作面。缺点有；建筑卷 扬机可能影响回风巷人员行走和材料运输工作；钢丝绳牵引时要绕过一个拐直 角的导向轮，钢丝绳受力大容易损坏；要求固定拐角导向轮的柱子或锚杆等必 须牢固. （）建筑卷扬机安装在建筑工地到地面上面； 建筑卷扬机布置在紧靠回 风巷，且在工作面的上端相密集支柱之间。如图2所示。 2 图 2 在回采工作面上布置建筑卷扬机 1 回风巷 2 建筑卷扬机 3 钢丝绳 建筑卷扬机安装在回采工作面上端布置方式的优点有：钢丝绳牵引不必拐 弯，直线牵引，钢丝绳运行阻力小，不易损坏；不影响房屋建筑人员走动和材 料运输工作。缺点有：每进行一次循环都要移动建筑卷扬机；要求在顶板条 件较好和煤层倾角较小的条件下采用。当顶板压力较大时，机座受力后易变形； 顶板严重冒落，可能埋住绞车，移设和检修都很困难。这种布置方式很少采用。 3 1.1 国内外建筑卷扬机的概况国内外建筑卷扬机的概况 我国建筑卷扬机主要是指调度绞车，它经历了仿制、自行设计两个阶段。解 放初期使用的建筑卷扬机有日本的、苏联的，因此当时生产的建筑卷扬机也是测 绘仿制日本和苏联的产品。1958年后这些产品相继被淘汰，并对苏联绞车进行了 改进，于1964年进入了自行设计阶段.建筑卷扬机大体上也是经历了仿制和自行 设计的两个阶段，八十年代以前一直使用的是仿制的老产品，八十年代中期才开 始设计新型的建筑卷扬机，主要针对效率极低的球面蜗轮副、慢速工作和快速回 绳等环节进行根本的改进。 建筑卷扬机标准化方面，1967 年制定了调度绞车部标准，1971 年制定了建筑 卷扬机部标准.1982 年对上述两个标准都进行了修订，其标准方为 JB965-83. JB1409-83.国外建筑卷扬机使用很普通，生产厂家也很多。苏联、日本、美国、 瑞典等国都制造建筑卷扬机。 国外建筑卷扬机的种类、规格较多.工作机构有单筒、双筒和摩擦式.传动型 式有皮带传动、链式传动、齿轮传动、蜗轮传动、液压传动、行星齿轮传动和摆 线齿轮传动等。其中采用行星齿轮传动的比较多。发展趋势向标准化系列方向发 展，向体积小、重量轻、结构紧凑方向发展;向高效、节能、寿命长、低噪音、 一机多能通用化、大功率、外形简单、平滑、美观、大方方向发展。 国外建筑卷扬机规格比较多，适用不同场合，我国建筑卷扬机的规格少， 品种型号多而乱，也较繁杂，没有统一标准。从工作机构上分，国外有单筒、双 筒及摩擦式三种，我国只有单筒一种型式。从原动力上分，国外有电动的、风动 的及液压驱动，我国只有电动的和少量风动的。 例如建筑卷扬机的薄弱环节是球面蜗轮副传动，建筑卷扬机的主传动均采用 了蜗轮副传动，这是因为蜗轮副传动比大，又具有自锁性，故其传动效率较低， 一般只有 0. 40.45，建筑卷扬机的总传动效率更低。回绳速度慢，所有的建筑 卷扬机回绳速度和工作牵引速度相同.不论绞车用于回柱放顶，还是搬运设备， 4 工作效率太低。随着采煤机械化的发展，综采设备的频繁搬迁，又由于建筑卷扬 机搬运，工作时间长占用人工多，因此这类绞车均应设置快速回绳。 1.2 建筑卷扬机的主要传动方式类型建筑卷扬机的主要传动方式类型 我国常用的建筑卷扬机类型及其传动方式有下列几种: 1. 2 5JH 型建筑卷扬机,其传动方式为:一组斜齿轮,一组蜗轮,一组直齿轮 2.8JH 型建筑卷扬机,其传动方式为:一组蜗轮,一组直齿轮 3. 2 14JM 建筑卷扬机,其传动方式有两种,一种为:一组蜗轮,两组直齿轮; 一组为一组斜齿轮,一组蜗轮,一组直齿轮 4.14JH型建筑卷扬机,其传动方式为:一组蜗轮,一组直齿轮 5.14JHC 型建筑卷扬机,其传动方式为:一组蜗轮,一组少齿差行星齿轮 6.20JHA型建筑卷扬机,其传动方式为:一组直齿轮,一组蜗轮,一组直齿轮 7.28JM 型建筑卷扬机,其传动方式为:一组圆锥齿轮,一组变速直齿轮,一 组行星齿轮,一组直齿轮 2 机械传动系统方案设计机械传动系统方案设计 2.1 传动方案的确定传动方案的确定 根据机械器的工艺性能、结构要求、空间位置和总传动比等条件选择机械 传动系统所需的传动类型，并拟定从动力机到工作机构之间机械传动系统的设 计方案和总体布置。 减速器传动：本建筑卷扬机由于总减速比较大，为 i=186 而采用动力蜗杆 减速器。蜗杆传动的主要特点是：传动比大、结构紧凑、工作平稳、无噪声、 自锁性能好。对于建筑卷扬机，要求卷筒能够自锁。即卷筒的正反转只能由电 动机的正反转来控制；当电源切断时绞车马上停止工作；卷筒本身不能自由转 动，以免发生事故。这就需要设计一个装置来控制卷筒的自转。而蜗轮蜗杆传 动就起到了这个作用。因为若取蜗杆的蜗螺旋线开角小于齿轮间的当量摩擦 5 角 v，则当蜗轮主动时，机构自锁，即只能蜗杆带动蜗轮，而不能蜗轮带动 蜗杆。因此，采用蜗轮蜗杆减速器，就能保证卷筒的自锁性。这就是建筑卷扬 机采用蜗杆减速器的一个重要原因。 但是，采用蜗杆减速器也有一缺点，就是传动效率低，这点应在具体的蜗 杆减速器设计中充分重视，并设法提高。 采用圆弧齿圆柱蜗杆，就是提高效率的一种措施，这是一种新型的传动装 置。它与普通的蜗杆传动相比，其不同在于，具有良好的润滑条件使齿面之间 建立连续的润滑油膜形成液体摩擦，从而降低摩擦系数，减轻磨损，提高了承 载能力和效率。因此，它具有承载能力大，使用寿命长，效率高（高 10-15%） 等优点。 齿轮传动:选择齿轮传动，是由于齿轮传动具有工作可靠，使用寿命长， 瞬时传动比为常数；传动效率高、结构紧凑、功率和速度适用范围广等优点。 因斜齿轮传动时会产生轴向力，对传动不利。若采用人字齿轮，虽可使齿轮轴 向力自行抵消，但人字齿轮制造比较困难，所以选择直齿轮传动。 从结构上看： 如果让蜗轮轴上的齿轮与主轴上的齿轮啮合， 由于传动比大， 会造成两齿轮大小相差过甚，大齿轮太大以至于不好安装和制造，而且外形尺 寸也太大。另外，涡轮轴上的小齿轮也不能太小，因为根据强度要求限制了轴 径，从而控制小齿轮的尺寸只能小到某一程度。否则，会给加工成本带来诸多 不便。况且卷筒和大齿轮以及蜗轮尺寸都较大，让蜗轮上的齿轮与卷筒上的齿 轮直接啮合，受尺寸限制，不容易做到。基于以上原因，决定增加一中间轴， 轴上安装一过桥齿轮。这样，既可以得到合适的传动比，又可以令整体布局合 理。 现代生产的发展，无论在承载能力、工作可靠稳定方面，还是在结构尺寸 和重量方面，对齿轮的传动的要求愈来愈高。标准齿轮由于存在一些缺点限制 了它的应用范围。为了满足设计要求，我们决定设计三个变位齿轮，作为改善 齿轮传动质量的有效方法。 6 2.2 传动系统的动力计算传动系统的动力计算 2.2.1 电动机的确定 1、电动机类型的选择 因为通常生产场所所用的都是三相交流电源，所以采用交流电动机；由于 建筑卷扬机常用于有煤尘和瓦斯的爆炸性气体的井下，所选电机要具有防暴性 能。为此，应选用 Y 系列三相异步防暴机。 2、电动机功率的确定 参考现有同类产品，先假以卷筒宽度 B=300mm，钢丝绳直径=21.5mm，卷 筒直径 D=400mm 卷筒转速 n w= D 1000 V = 400 51000 =3.68minr 绳筒轴的输出功率：P w= 1000 FV = 601000 98 . 3 1000140 =9.29kw 传动装置效率=123 其中1联轴器效率；1=0.995； 2蜗杆减速器效率；2=0.9； 3齿轮传动效率；3=0.98； =123=0.9950.90.98=0.877 电动机所需功率：P0= P = 877 . 0 29 . 9 =10.6kw 根 据 P0查 机 械 设 计 手 册 ， 选 取 YB200L 8 电 机 。 其 额 定 功 率 P=15kwP0=10.6kw， 满足要求。 额定转速 n=730minr， 总减速比 i= 77 . 4 730 =183.4， 与已知同类产品 i=186 相差不大，故所选电机合适。 7 2.2.2 分配总传动比 根据机械传动系统的设计方案把总传动比分配到各级传动上，并要求各级 传动结构紧凑，承载能力高，工作可靠，制造经济和效率高。 各级传动比的连乘积应等于总传动比，即 i=i1.i2.i3式中，i1、i2、 i3分别为各级传动的传动比。根据 i总=186。并参考现有同类建筑卷扬机， 确定各传动的传动比为： 蜗轮蜗杆传动比：i1=43 第一对齿轮传动比：i2=1.2 第二对齿轮传动比：i3=3.6 总传动比 i=i1.i2.i3=431.23.6=185.76186 2.2.3 计算机械传动系统的性能参数 机械传动系统的性能参数包括各级传动的转速、功率、扭矩等。这是机械 传动系统方案优劣的重要指标，也就是各级传动强度设计的依据。 1、计算各轴转速： n电=730r/min n杆= n电=730r/min n1= 1l n杆 =730 43 1 =16.98r/min n2= 2 1 l n = 2 . 1 98.16 =14.15r/min n3= 3 2 l n = 6 . 3 15.14 =3.9r/min 2、计算各轴功率： P电=15kw P杆= P电1=150.995=14.925kw P1= P杆2=14.9250.9=13.43kw 8 P2= P13=13.430.98=13.16kw P3= P23=13.160.98=12.90kw 3、计算各轴扭矩： T电=9550 电 电 n P =9550 730 15 =196.23 Nm T杆=9550 杆 杆 n P =9550 730 925.14 =195.25 Nm T1=9550 n P =9550 98.16 43.13 =7553.39 Nm T2=9550 2 2 n P =9550 15.14 16.13 =8881.84 Nm T3=9550 3 3 n P =9550 9 . 3 90.12 =31588.46 Nm 表 2-1 计算机械传动系统的性能参数 轴 功率P（kw） 转速n （minr） 转矩T（Nm） 电机轴 15 730 196.23 蜗杆轴 14.925 730 195.25 1轴 13.43 16.98 7553.39 2轴 13.16 14.15 8881.84 3轴 12.9 3.9 31588.46 2.3 蜗轮蜗杆的设计计算蜗轮蜗杆的设计计算 高速级传动件设计 9 2.3.1 选择蜗杆传动类型 根据建筑卷扬机P189“建筑卷扬机主要技术规格” ，采用圆弧面蜗杆（ZC） 。 2.3.2 选择材料 根据设计要求,并考虑到蜗杆传动传递的功率不大,速度是慢速,故蜗杆用 40Cr,因需要效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为 250-300HB. 蜗轮用铝铁青铜 ZQAl9-4,金属模铸造.为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜 制造,二轮芯用灰铸铁 HT25-47 铸造. 2.3.3 承载能力计算 圆弧面蜗杆传动的损坏形式同圆柱蜗杆传动类似，主要是齿面磨损与胶合。 为实现齿面之间的动压润滑，避免发生胶合和减轻磨损，圆弧面蜗杆传动的承载 能力按以下验算： （）选择蜗杆头数，涡轮齿数及蜗杆包容涡轮的齿数 Z1=1，Z2=iZ1=43， Z = 10 2Z = 10 43 =4.34 （）选择传动比参数 根据 i=40，n1=730r/min,查5P312图 3-42，取 I=1 （）选择材料系数，质量系数及工作条件系数 齿轮材料为铝铁青铜，制造 精度 8 级， 启动频繁， 间歇工作制度， 查5P312表 3-20， 取 K1=1， K2=0.8， K3=1.06 （）计算功率参数 H= 321 136 . 1 KKK INi = 8 . 08 . 04 . 1 5 . 1814336 . 1 =1123 （）确定中心距 根据 H=1123，n1=730r/min，查5P312图 3-43 得 A=225mm （） 验算： N1= I H i KKK 36 . 1 321 = 1 1125 4036 . 1 8 . 08 . 04 . 1 =18.53kw， N1=18.5kwN1， 10 满足要求。 2.3.4 蜗轮轮齿的强度验算 圆弧面蜗杆传动的蜗轮发生断齿的情况是比较少见的。但为慎重起见，必 要时仍需对蜗轮轮齿进行强度验算。由于蜗轮轮齿在受力时的变形造成卸载， 引起载荷沿齿高方向分布不均，使力的作用位置向齿根方向偏移。所以，蜗轮 轮齿的折断不是由于弯曲强度不够，而是齿根剪切强度不足引起的。 （）蜗轮圆周力 P2= 1 12 fd T = 3 1091.75 39.75532 =199 KN （）蜗杆与蜗轮啮合齿对之间的载荷分布不均匀系数，可取 KP=0.5， B=54mm，Cn=0.304 = 2 360 Z =9 2=-（1+ 2 2 f n d C ）=0.55- 2 2 f n d C =0.559- 09.374 304 . 0 2 =4.95 （）蜗轮齿根的许用剪应力 =0.5b ， 查3P205表 8-9 b=540aMP，=0.5540=270aMP （）0 =tg -1 1 2 f f id d =tg -1 91.7543 09.374 =6.53 0 =sin -1 2 0 fd d =sin -1 09.374 145 =22.95 （）= )2/ (2cos)2/(202022 2 +tghdfBZK P p = ) 2 95 . 4 95.22(82 . 9 253 . 6 cos95 . 4 2 09.374 105445 . 0 10199 3 3 + tg =198aMP 故蜗轮齿根的剪切疲劳强度满足要求。 11 2.3.5 计算蜗杆的各项参数 （）蜗杆顶圆直径 Dd2= 4 . 1 3 . 0 1 2 2 1 + + Z DgA = 4 . 140 3 . 0 1 602252 + + =387.19mm （）径向间隙 C=0.15 4 . 12 2 +Z Dd =0.15 4 . 143 19.387 + =1.4 （）校正蜗杆圆直径 Dg1=2A-Dg2-2C=2225-387.19-21.4=60mm 齿顶高、齿根高和全齿高 h1=0.9 4 . 12 2 +Z Dd =0.9 4 . 140 19.387 + =8.42mm h1=0.85 4 . 12 2 +Z Dd =0.85 4 . 140 19.387 + =7.95mm h2=0.7 4 . 12 2 +Z Dd =0.7 4 . 140 19.387 + =6.55mm h2=1.05 4 . 12 2 +Z Dd =1.05 4 . 140 19.387 + =9.82mm h1=h1+h1=8.42+7.95=16.37mm h2=h2+h2=6.55+9.82=16.37mm （）分度圆直径和成形圆直径 df2=Dd2-2h2=387.19-26.55=374.09mm df1=2A-df2=2225-374.09=75.91mm d0= 6 . 1 A = 6 . 1 225 =140.625,取 d0=145mm （）蜗杆顶圆直径和涡轮根圆直径 Dd1=df1+2h1=75.91+26.55=89.01mm Dg2=df2-2h2=374.09-29.82=354.45mm 12 2.4 齿轮的传动设计齿轮的传动设计 本设计的齿轮传动是由三个直齿圆柱齿轮来完成的。即小齿轮、过桥齿轮 和大齿轮。 小齿轮安装在蜗杆轴上， 中间齿轮和大齿轮安装在中间轴和卷筒上。 通过这三个齿轮，将运动传递到卷筒上。 2.4.1 齿轮模数的确定 参考同类产品：选取小齿轮材料为 40Cr钢，齿面淬火，淬火硬度为 HRC4550；桥轮材料为 40Cr钢，表面淬火，淬火硬度为 BRC4855；大齿轮用 40Cr合金钢铸成，调质处理，硬 HRC230260。初选 z1=19, 则 z2=i 2 19=1.2119=23, z3=i3 z3=3.623=83, 为减小传动的尺寸，小齿 轮和桥齿轮均为硬齿面；大齿轮采用软齿面，其目的是使大齿轮和中间齿轮使 用寿命相当。 模数大小需由弯曲疲劳强度确定。由于第二对齿轮传动承载较大，就按第 二对齿轮传动初步计算。 按弯曲强度，m3 2 2 2 2 aA SF d YY Z KT 1P201式（10-5） 式中，取载荷系数 K=1.325 ，z2=23 ，转矩 T2=6338 Nw 齿宽系数 d =0.51 桥轮、大齿轮许用弯曲应力： 2 F =637MPa， 3 F =396MPa 齿形系数：Y 2a F =2.69 ， Y 3a F =2.21 应力修正系数：Y 2 sa =1.58 ， Y 3 sa =1.77 以上数据均查自1P200 2 F Y 2a2 F Y a S = 637 58 . 1 69. 2 3 F Y 3a3 F Y a S = 396 77. 121. 2 13 就按二者中的大值 3 F Y 3a3 F Y a S 计算，将诸值代入式，得 M3 2 2 2 33 2 2 aa SF Fd YY Z KT =3 2 3 77. 121. 2 3962351. 0 106338325. 12 =8.5mm 圆整，取 m=8mm。 2.4.2 接触强度和弯曲强度的验算 2.4.3 验算接触强度 （） 齿数和精度等级：z1=19，z2=23,z3=83, 圆周速度 v=5 m/min，8 极 精度 （）使用系数 K A=1 （）动载系数 K 1V =1.0，K 2V =1.02 （）齿向载荷分配系数 K 1 =1.21，K 2 =1.13 （）齿宽系数 1d =0.78， 2d =0.51 以上 25 数据均查自1P193-205 （）载荷系数 K：K1=K A.K1V .K 1 .K 1 =111.11.21=1.33 K2=K A.K2V .K 2 .K 2 =11.021.151.13=1.325 （）总工作时间 设计每日工作 8 个小时，一年 300 天，使用寿命 8 年，使 用期限内工作时间占 20% th=830080.2=3840h （）工作应力循环次数 小齿轮为主动轮，每转一周，小齿轮同侧啮合一次； 中间轮同一侧齿面也啮合一次。因此，接触应力按脉动循环变化 14 N1=60rn1th=60116.983840=3.910 6 N2=N1/i2=3.910 6/1.2=3.26106 N3=N2/i3=3.2610 6/3.6=0.9106 （）弹性系数 Z 1E =189.8 a MP ，Z 2E =188.9 a MP （10）节点区域系数 Z 1H =2.22，Z 2H =2.5 （11）接触疲劳极限 1limH =1280 aMP， 2limH =1370 aMP， 3limH =950 aMP （12）接触安全系数 S 1H =S 2H =1 （13）接触寿命系数 KHN1=1.15，KHN2=1.25，KHN3=1.3 以上 913 数据均查自1P201210 （14）许用接触应力 1H = H NH S Z 1 1lim = 1 15. 11280 =1472aMP 2H = H NH S Z 2 2lim = 1 25 . 1 1370 =1713aMP 3H = H NH S Z 3 3lim = 1 3 . 1950 =1235aMP （15）齿宽 b1=b2=b3=100mm （16）验算 1 H =Z 1 E .Z 1 H 2 2 3 1 d 11 U 1U d 2 1 + TK =189.82.5 2 . 1 12 . 1 15278. 0 39.755333. 12 3 + =1453aMP 1H =1472aMP 2H =Z 2E .Z 2H 3 3 3 2 d 22 U 1U d 2 2 + TK =188.92.5 6 . 3 16 . 3 18451. 0 84.8881325. 12 3 + 15 =1224aMP 3H =1235aMP 经计算知，大小齿轮均满足接触强度要求。 2.4.4 验算弯曲强度 （1）齿形系数 Y a F Y 1a F =2.85，Y 2a F =2.69，Y 3a F =2.21 （2）应力修正系数 Y a S Y 1a S =1.54，Y 2a S =1.575，Y 3 Sa =1.775 （3）弯曲疲劳极限 lim F 1lim F 600aMP， 2lim F 650aMP， 3lim F 450aMP （4）弯曲安全系数 SF SF=1.0 （5）应力循环次数 N 小齿轮为主动轮。每转一周，小齿轮同一侧啮合一次， 弯曲应力按脉动循环变化；中间同一侧齿面口啮合一次，弯曲应力按对称循环 变化。 N1=60rn1th=60116.983840=3.910 6 N2=N1/i2=3.910 6/1.2=3.26106 N3=N2/i3=3.2610 6/3.6=0.9106 （6）弯曲寿命系数 KFN KFN1 =0.9，KFN2 =1.0，KFN3 =1.15 （7）许用弯曲应力 F 1F = F FNF S K11lim = 1 9 . 0600 =540aMP 2F = F FNF S K22lim = 1 0 . 1650 =650aMP 3F = F FNF S K33lim = 1 15 . 1 450 =518aMP (8)验算： 428 19878 . 0 54 . 1 85 . 2 528933 . 1 22 232 1 3 1111 1= = Zm YYTK d SaFa F aMP 1F 413 54 . 1 85 . 2 575 . 1 69 . 2 428 YY YY Sa1Fa1 Sa22Fa 1F2= = =左FaMP 2F 16 483 238100 575 . 1 69 . 2 6338325 . 1 22 2 2 2222 2= = Mbd YYTKSaFa F 右aMP 2F 447 575 . 1 69 . 2 775 . 1 21 . 2 483 2YY YY SaFa2 Sa33Fa 2F3= = =右FaMP 3F 经计算知：大小齿轮均满足弯曲强度要求，且具有高的可靠性。 2.5 中间轴设计中间轴设计 中间轴（过桥齿轮轴）是为适应绞车结构上的需要（加大滚筒与蜗轮轴的 中心距） 而设计的， 轴固定在底盘左侧箱中部。 轴上有一过桥齿轮， 齿轮有 40Cr 合金钢制成，齿面硬度为 HRC5055。齿轮孔内镶有铜套，轴心部挖空，加一个 旋盖（压油盖） ，组成挤压式油杯。下面就具体设计一下中间轴结构。 已知， 中间轴传递功率 P2=13.16 KW。 转速 n2=14.15 r/min,转矩 T2=8881.84 Nm 2.5.1 选材 中间轴受力情况简单，且不是重要的轴，选 45 # 钢就可以了。 2.5.2 基本轴径估算 由1P370表 15-3 查得 A0=108 dA03 n p =1083 15.14 16.13 =105.4mm ， 取 d=105mm 由于该轴并不旋转，强度要求并不高，所以，根据同行业相关数据，取 17 d=75mm。 2.5.3 轴上零件布置 轴外面套有轴套，过桥齿轮再固联在轴套上，用螺钉将二者联接。因中间 轴不转，无须轴承支撑。轴左端与支承架配合110。 2.5.4 轴的结构设计 运动时，通过小齿轮与中间轮啮合，带动轴套也随之转动。但中间轴不能转 动。将凸台铣去一块就是为了防止中间轴与轴套之间由于某种原因而造成轴套带 动轴转动。由于轴套是运动的，需一套润滑机构使轴套转动灵活；故在轴上开有 油槽孔，轴套内孔圆周上也均布 3 条油槽。加油时，将压油盖拧开，向螺孔中加 入黄油，加满后，拧紧压油油盖。轴套内的三条油槽用来输送和分布润滑油，油 槽长度应小于轴套宽度。随着轴套的转动发热，黄油逐渐变稀，从轴上的油孔中 渗出，随轴套一起转动。这样就将润滑油分布在轴套与中间轴的接触面上，起保 护中间轴和润滑的作用，相当于一滑动轴承。 轴与齿轮不直接接触， 通过轴套联接。 因而齿轮上的力不直接做用于轴上， 中间轴的受力情况很简单，只受重力和支持力这两个力而平衡。对这种情况， 轴的直径足够大，不需强度校核。 18 2.6 主轴的设计计算主轴的设计计算 JH-14 型建筑卷扬机的主轴是一定心轴，固定在左右两支承架 上。它只起支承旋转机的作用，而不传递动力，即指承受弯矩作用。 2.6.1 主轴的设计 由前知：卷筒上传递的功率是 12.9kw，转速 n=3.9m/min 2.6.2 材料选择 选用钢，为保证其机械性能，应进行调试处理。 2.6.3 轴径的初步估算 估算公式： dA03 3 3 n p 式中 A0是与材料有关的系数，查 1P370表 15-3 得 A0=108 dA03 3 3 n p =1083 9 . 3 9 . 12 =99.76 圆整，取 d=160.9mm 由于此轴是固定心轴，受力情况并不严重。因此，接上式估算 的轴径可作为轴的最大直径。参考现有同类产品，取最小轴径 d=115mm。 19 2.6.4 轴的结构设计 （1）确定轴上零件的布置方式。为使结构紧凑，并考虑具体的工艺 性和强度要求，将大齿轮与卷筒一侧对称地安装在轴颈处。即大齿 轮在卷筒右侧，通过键与卷筒固联在一起。轴承两端装有轴承盖， 内有档油板和密封圈。轴承盖用螺钉 M1220 与卷筒固定在一起。 （2）根据工艺和强度要求把轴制成阶梯形，这样可以使轴上零件定 位可靠并且拆装方便。 （3）确定轴的各段长度。 mmLmmLmmLLmmLmmLL41,205,75,129,756453271=。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 0 245,各轴肩处圆角半径见图纸. 至此，轴的设计完毕。下面画出它的结构简图： 图 2-1 轴的结构简图 20 2.6.5 主轴的强度校核 受力分析：卷筒部件的大齿轮和卷筒未与轴直接接触，但其上的 力通过轴承传递到了主轴上。因此，主轴所受轴承的力与卷筒所受 轴承的力大小相等方向相反。另外，主轴两端还受两个支承架的支 承力。若考虑重力的作用，主轴还受卷筒部件的重压作用。 轴的空间受力图： 图 2-2 轴的空间受力图 由前知：R A =392N，R A=24500N；RB=31642N，R B35874N，估 计卷筒重量约为 154 公斤， 则 G=1509N。 将轴上作用力分解为水平面 受力图和垂直面受力图，求出水平面上和垂直面上的支承点反作用 力，并画出弯矩图： 支反力： 根据平衡方程 R1+R2=R A+G+RB R A64+G236+RB408=R2472 解得，R1=5383.8N，R2=28159.2N 弯矩图： O X y z 21 图 2-3 弯矩图 YX 面受力图： 支反力： 根据平衡方程 R1+R2=R A+RB R A64+RB408=R2472 解得，R1=26042.2N， R2=34331.8N 弯矩图： 图 2-4 弯矩图 合成弯矩图 M= 22