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4t承重气动单轨吊设计,承重,气动,单轨,设计
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图书分类号：密 级：说明书4t气动单轨吊设计DESIGN OfF4T PNEUMATIC MONORAIL CRANE学生姓名 学 号班 级指导教师 专业名称学院名称2018年5月26日 摘要本文中所设计的单轨吊其主要动力来源为气动，利用减速装置对气动马达所提供的速度进行调节，以达到实际使用所需要的速度值，本文中主要完成以下工作：一、对课题的研究的背景、意义以及对单轨吊的国内外现状进行阐述，其中包括对单轨吊进行分类概述，分别从不同方面进行叙述，其中包括：动力方式、减速器选择等方面。二、对本文中所设计的单轨吊为气动单轨吊，给出设计参数。从而利用设计参数对气动单轨吊今天整体方案的设计，主要完成以下工作：牵引力计算、吊车功率、气动马达的选择、以及最为重要的减速方案的确定。其中在减速方案中对单机减速器进行计算与设计，其中确定各轴以及齿轮的转速、功率、扭矩等相关参数。三、就是对本文的4t气动单调轨的制动系统进行设计，首先对制动原理进行阐述，表明气动单轨吊制动系统的工作原理，提出本文中所需要的制动要求。从而给出制动系统的整体设计以及相关结构与材料的选择，紧接着对制动力进行计算，以及对主要的零部件进行设计与选择。四、对气动系统中的控制子系统进行设计，其中包括气动工作的原理阐述，对气动传动的设计要求进行叙述，并且根据本文中气动气动单轨吊所工作的环境与工作要求进行对气功工作的回路进行设计。五、在这里，我们主要对气动单轨吊的安装进行说明，因为气动单轨吊的使用空间较为狭小，因此对其安装工艺以及设备使用要求都会相对严格，因此在这里要严格按照工艺流程进行安装，保证设备的使用寿命以及防止安全事故的发生。关键词 气动；减速；工作原理AbstractThe main power source of the single crane rail in this paper is the aerodynamic force. The speed of the pneumatic motor is adjusted by the speed reduction device to achieve the required speed value. The following work is completed in this paper: first, the background and significance of the research on the subject, and the status of the single crane rail at home and abroad are explained. It includes the summary of the single crane track, including the power mode and the choice of reducer. Two, the design parameters are given for the single hanging rail designed in this paper. The design parameters are used to design the overall plan of the pneumatic single crane rail today. The main tasks are as follows: the calculation of the traction force, the power of the crane, the selection of the pneumatic motor, and the determination of the most important deceleration scheme. Among them, the single speed reducer is calculated and designed in the deceleration scheme, and the relevant parameters such as speed, power and torque of each shaft and gear are determined. Three, it is the design of the 4T pneumatic monotone rail brake system, first of all, the principle of braking is expounded, and the working principle of the pneumatic single rail brake system is shown, and the requirements in this paper are put forward. The overall design of the brake system and the selection of the related structure and materials are given, and the braking force is calculated, and the main parts are designed and selected. Four. Design the control subsystem in the pneumatic system, including the principle of pneumatic work, the design requirements of the pneumatic drive, and the design of the qigong work circuit according to the environment and work requirements of the pneumatic and pneumatic single crane rail. Five, here, we mainly explain the installation of pneumatic single crane rail, because the use of pneumatic single rail is relatively small, so the installation process and equipment requirements will be relatively strict, so here I should strictly follow the process of installation, ensure the service life of the equipment and prevent the safety of the equipment. The accident happened.Keywords Pneumatic Deceleration Working Principle目 录摘要IIAbstractIII1 绪论11.1 课题研究背景11.2 课题研究意义11.3 单轨吊发展概述21.3.1 单轨吊国外发展概况21.3.2 单轨吊国内发展概况31.3.3 气动单轨吊特点31.3.4 气动单轨吊结构与工作原理31.4课题研究的主要内容42 总体方案设计52.1 气动单轨吊设计参数52.2 气动单轨吊参数计算52.2.1 气动单轨吊牵引力计算52.2.2 气动单轨吊车的功率计算62.2.3 气动单轨吊车的气动马达62.3 气动单轨吊减速方案设计72.3.1 气动单轨吊传动装置72.3.2 气动单轨吊传动装置的传动比82.3.2 气动单轨吊减速方案设计82.4 本章小结93 单极减速器相关设计103.1 计算传动装置参数103.2 一级齿轮传动的设计计算103.3二级齿轮传动的设计计算143.4三级齿轮传动的设计计算173.5传动轴与滚动轴承的设计183.5.1输入轴的强度校核183.5.2传动轴的结构设计233.6本章小结244 气动单轨吊制动系统264.1制动原理264.2制动系统总体设计264.2.1制动结构设计264.2.2制动系统的材料选择284.2.3气缸的计算与选型294.3本章小结295 气动控制系统设计305.1气动概述305.1.1气动系统的组成部分305.2控制回路设计315.3本章小结316 结论33参考文献34致谢35461 绪论1.1 课题研究背景在我们国家，每时每刻都在进行煤炭的开采工作，我们生活中所使用的电力能源，有将近八成时来源于火力发电，而火力发电的主要燃料就是煤炭，这也就是说，煤炭在当今社会中的地位十分重要，作为世界上的煤炭储量大国，我国的煤炭储量也是处于世界前列，但是相对于我国的煤炭开采技术来讲。我国的煤炭开采工作的效率与发达国家相比之下较低，为了能够提高煤炭开采的工作效率，也就需要对我们在煤炭开采中所使用的设备以及工艺进行优化设计，因此在这里也就产生了本文中所涉及的气动单轨吊，气动单轨吊主要时应用于煤炭以及煤炭工作人员的输送工作，在我国的煤矿当中，煤炭开采工作的机械化程度与发达国家的水平相比，我们始终处于相对比较落的地位。因此在煤炭的开采量上也不能与发达国家相比较，在一些偏远的山区的小煤矿中，还在使用着轨道小车用于煤炭的运输，其中对人力的投入较大，也就增加了煤炭工人的人身危险，不仅在人身安全方面存在隐患，而且在工作效率方面也比较低，相对于气动单轨吊的工作效率来讲，轨道小车的工作效率是非常第的。在地下有限的工作空间内，轨道小车所占用的空间远远大于气动单吊的空间，因此也就会造成工程量的增大，因此综合以上方面的阐述，也就产生的本论文中所涉及课题的研究背景，在保证煤炭工人的人身安全为前提下，提高煤炭开采工作的机械化程度以及提高煤炭产量。 气动单轨吊不仅能在煤炭行业使用，在相应的其他采矿作业中也可以发挥相当大的作用，在当今社会与经济飞速发展的时代。我们对能源以及其他材料的需求日益增大，这也就要求我们对新的设备、新的工艺、新的技术手段进行更新，这样才能在保证人身安全的前提下完成对矿石的开采工作，也就对本文中所设计的单轨吊的设计要求为：高效率、低能耗、较高的可靠性等，同时能够使得我国在采矿水平再提升一个台阶。这也是本课题研究的背景。1.2 课题研究意义在煤炭开采中，采用单轨吊的输送方式能够使得我国煤炭开采技术的提高，机械化程度上升，减少人工成本，降低人身伤亡事故的发生，使得煤炭的生产成本降低，使得煤炭相关行业的利润提高，更能造福人民。在一些关于煤炭开采的相关调查中，我国煤炭企业的人均年产量也相当于印度尼西亚的五分之一，与美国相比，他们的人均年产量都在万吨以上，我们才达到约他们的二十分之一，可见我国在煤炭开采工作的效率在世界上是十分低的，不仅无法与发达国家的开采工作效率相比较，甚至与发展中国家的煤炭开采效率都无法相提并论。究其原因，主要是以下几个方面的原因：一、我国建国时间与发达国家相比较而言，时间较短，在煤炭开采工艺以及生产技术上都是远远落后于其他国家的；二、煤炭开采中的机械化程度，煤炭开采中的机械化程度的高低直接影响着煤炭开采的工作效率，在当今科技飞速发展的今天，利用机械化进行工作的效率远远高于人工的效率。因此在机械化程度上，我们也是远远落后于发达国家。综合上述两点的阐述，对于第一点的原因，我们通过对发达国家的技术学习以及我们自身经验与时间的积累时可以赶上的 ，但是在机械化程度上，发达国家对于我们的技术封锁，我们也就无从下手去学习，这也就使得我们要自力更生，要依靠自身的力量去设计与优化相关煤炭开采所用的机械设备，而本文中所设计的4t承重单轨吊，就是一个比较好的代表。单轨吊作为在矿井用于运输的机械设备，它本身就具有相当高的技术含量，它融合了机械结构、气动控制与原理、减速系统设计、制动系统设计等多方面的知识，很大程度上体现了一个国家在煤炭开采过程中，机械设备的机械化程度的高低。在这里，我们对单轨吊的动力来源也有了明确的选择，我们没有选用燃烧化石燃料的燃气机，也没有采用电力作为能量来源，而是利用气动的方式进行运动，这样就有了以下的优点：一、不采用化石燃料的燃气机作为动力来源，是由于其动力来源于化石燃料的燃烧。这样就会消耗矿井内的空气，排出废气。在深度达到数百米的地下矿井中，新鲜的空气对于矿工来说是十分重要的，因此，我们要尽可能地减少空气消耗；二、不采用电动机的原因主要考虑为安全因素。在煤炭的矿井通道内瓦斯浓度如果达到一定数值时，一个电火花的产生就会造成爆炸，这样也就会造成重大人员伤亡的事故发生，而电动机的主要动力来源为电力来源，因此如果线路发生故障时，也就会造成短路，从而可能会造成电火花的出现。因此，不能使用电动机为单轨吊的动力来源。综上所述，我们采用气动的方式，气动的工作回路，主要依靠气泵，我们可以通过管道进行连接。这样也就会避免消耗矿井内部的空气。1.3 单轨吊发展概述1.3.1 单轨吊国外发展概况在上世纪中期时，随着人民生活的水平提高，对于煤炭的需求量也随着增大，这样也就使得一些主要的煤炭输出国在单轨吊的研究上加大科研人力与物力的投入。在德国，老牌工业巨头，西门子就开始了对单轨吊的的设计优化与创新，由于单轨吊在当时的使用方面较为狭窄，而其所需控制零件与部件较为繁琐，也就造成其制造成本较高，使用成本飞速上涨，在这样的环境下，也就使得西门子工业对单轨吊的设计优化处于一个迫在眉睫的处境，使得它在单轨吊的改进技术方面处于世界的领先地位。在我国的北方，与我们相邻的国家-俄罗斯也是世界上的煤炭储量大国，在俄罗斯的远东地区，其地下就有相当大的煤炭资源，由于前苏联以及俄罗斯的工业体系发展的优势，在单轨吊的研究上，能够与德国的水平作为比较。在俄罗斯的邻居乌克兰，因为其在工业领域的水平，在气动单轨吊的研究中，也处于世界先进的的行列中，在欧洲的煤炭开采国家中，气动单轨吊作为一种工作效率较高的运输设备已经被广泛地应用于煤矿开采过程中，它能够提高煤炭的开采效率，降低企业的生产成本，使得欧洲的老龄化国家都能够节约人力成本，在现如今的中国，我们也会遇到他们在发展中所遇到的问题，所以我们要将气动单轨吊应用于我国煤炭的开采工作中，使得我们在煤炭开采的机械化程度赶上发达国家的水平。1.3.2 单轨吊国内发展概况与国外的发展相比，国内发展起步较晚，在技术与工艺水平上无法与发达国家相比较。在建国初期，由于法制不够健全，各种小型煤矿层出不穷，在一些小煤矿中，由于都是私人进行开采，所以在资金方面不够，使得煤矿开采技术与设备都是相当低的水平。也就造成了较多人身事故的发生 ，在煤炭开采的初期，甚至出现人力运输煤炭，严重降低了煤炭开采的工作效率。在单轨吊使用方面，我国也处于起步较晚的行列中，气动单轨吊的使用历史在国外已经有很多年的时间，而在国内我们知道这个气动单轨吊的存在也短短几十年。在我国的产煤大省-山西，许多人都因为煤炭开采设备的简陋，使得承受着时刻会发生人身安全事故的风险。在十几年前，山西省的各个煤矿中，都陆陆续续使用气动单轨吊作为运输工具，在实际应用中，有了较好的使用效果，在煤炭开采过程中，它不仅能够运送煤炭，而且还能够输送人员，很大程度上提高了工作效率，而且还能够保障矿工的人身安全。在现在的煤炭开采中，我们应该大力推广气动单轨吊的使用，在气动单轨吊的研究方面，我们也要加大科研投入，争取早日赶上国外的发展水平。1.3.3 气动单轨吊特点相比其它运输方式，气动单轨吊有以下特点：1 气动单轨吊具有较强的适用性，具有相当好的爬坡能力；2 气动单轨的能量消耗低，不需要太多的动力能源，仅依靠气动就可以完成工作；3 气动单轨吊具有转弯功能，它的走向，主要依靠轨道的铺设方向；4 气动单轨吊的使用要求较低，对于一般的矿工都能够进行操作；5 气动单轨吊的工作能力出色，承载量较大；6 气动单轨吊机构紧凑，布局合理；7 气动单轨吊重量较轻，移动方便，能够跟随工作面一同推进；8 气动单轨吊具有失效制动功能，能够保证在失效的情况下，实现紧急制动。1.3.4 气动单轨吊结构与工作原理1、气动单轨吊结构气动单轨吊的主要结构一般由轨道、伸缩梁、拖线小车、风动葫芦、拉杆、主牵引装置、减速系统、制动系统、气动控制系统等组成（如图1.1）。图1-1整体安装图2、气动单轨吊的工作原理气动单轨吊的轨道使用专用吊挂装置，使得其吊挂于巷道顶板之上，轨道之间利用销轴进行连接，用于动力输入的公汽气管固定在轨道之上来回移动的滑车之上能够跟随气动单轨吊的主机一起进行来回的移动，而单轨吊的主机由气动马达驱动贴合于轨道腹板的摩擦轮，从而拖动负载沿着轨道进行来回的移动，当单轨吊整机采用失效制动的时候，使用安全可靠。1.4课题研究的主要内容在本文中，为了能够使得单轨吊实现工作效率的提高以及具有相当高的适用性，实现煤炭开采的工作效率提升，本文主要研究以下内容：1、 对单轨吊的国内外发展进行调研，阐述国内外单轨吊的发展现状；2、 根据设计参数设计气动单轨吊的整机设计方案，并且对相关零件进行设计与选型；3、 对气动单轨吊的减速系统进行设计，其中包括单极减速器的设计以及二级减速器的设计等；4、 针对气动单轨吊的制动要求与特点进行设计其制动系统，保证其制动能够满足使用要求；5、 对气动单轨吊的气动控制系统进行研究，从而设计出满足使用要的气动控制回路；6、 制定气动单轨吊的安装工艺标准，保证在安装使用过程的人员安全。2 总体方案设计气动单轨吊的整体系统应该完成所规定的动作，其中，沿着轨道的移动、在某一位置的制动、用于起吊物体的动作、以及气动控制回路等相关动作。因此，如果想要完成以上这些动作，也就要有相应的的装置进行实现。其中沿着轨道运动的动力来源为气动马达，首先，气动马达通过气泵的压缩气体进行蓄力，然后通过减速装置将速度达到一定工作要求时传输出来；制动也就是通常称为的刹车动作，主要是利用制动闸片与轨道之间的摩擦力进行实现的，其摩擦机理为滑动摩擦。在用于起吊动作的部件选择时，我们采用吊钩和挂件的方式，在材料选择时，一定要充分考虑其强度以及刚度的使用要求。2.1 气动单轨吊设计参数在设计气动单轨吊的过程中，我们要从以下几个方面进行考虑：1、气动单轨吊的运行速度，这里我们主要设计考虑为其最大运行速度；2、气动单轨吊所能实现的运输距离，因气动单轨吊的运动轨迹主要依靠轨道的走向，因此在这里我们取其最大的运输距离，不过这个距离可以根据轨道的长度进行选择与改善。3、因为单轨吊工作的空间狭小，一般在地下的巷道之中，而地下的巷道一般会有相应的坡度，这样也就导致轨道的铺设会存在相应的倾角，因此我们所设计的气动单轨吊要满足其轨道的倾角。4、气动单轨吊的承载重量，这个很重要，我们在设计气动单轨吊时，一定要采用留有安全裕度的方式，使得其实际承载量不超过理论承载的重量，防止安全事故的发生。在这里，我们所设计的气动单轨吊的设计参数如表2-1所示，表2-1 气动单轨吊设计参数名称最大运行速度最大运输距离轨道最大倾角最大载重数值0.5m/s100m15度4t2.2 气动单轨吊参数计算2.2.1 气动单轨吊牵引力计算根据相关的力学知识，我们可知，单轨吊车处于工作时，其牵引力F（在这里取单位牛顿，简称N）和单轨吊车所受到的阻力以及产生的惯性力为一对平衡力，其关系式如下所示：F=W0+Wi+Wa2 (2-1)其中上式中所表达的含义为：F为气动单轨吊的牵引力，单位为N；W0为气动单轨吊所受到的阻力，单位为N；Wi为气动单轨吊受到坡道给予的阻力，单位为N；Wa为气动单轨吊在运动中所产生的惯性力，单位为N。根据公式2.1我们可知，如果想得到气动单轨吊的牵引力，我们就要先求得W0、Wi以及Wa。因此接下来我们就要对这几个作用力进行求解：W0=M+Qg （2-2）在这里，公式2.2中的参数具体为:M指的是气动单轨吊的整机重量，在这里我们取其估值，大约为800kg；Q为气动单轨吊所能承载的重量，这里取4t=4000kg；g也就是指的是重力加速度，为固定值9.8M/S2；为气动单轨吊运动时所取的阻力系数，这里我们取=0.03（注：气动单轨吊的阻力系数一般与轨道的走向有关，如果时水平直道时，一般取水平直道，若是在水平弯道运动时，一般取值范围为水平直道）。Wi=M+Qgi （2-3）由公式2.3我们以求得Wi的具体数值，在式中的i是指的气动单轨吊车在巷道中运行时的坡度。i=tan,其中代表了气动单轨吊所在巷道的最大倾角。上式中的+号代表是气动单轨吊的运行方向为上坡方向；-号代表气动单轨吊处于下坡方向。Wa=（M+Q）a （2-4）在上式中，a为气动单轨吊在运动中的加速度，在这里我们取值0.05 M/S2。根据公式2.2、公式2.3以及公式2.4我们可以算出气动单轨吊车的牵引力，其具体计算过程如下所示：F=（M+Q）（g+ig+a）代入数值可得，（在这里我们求其最大牵引力）Fmax=800+40000.039.8+9.8tan150+0.05=14256N由上式我们可以得出气动单轨吊的最大牵引力为14256N，这样我们就可以根据其牵引力进行计算其他参数，如气动单轨吊的功率、气动马达的选型等。2.2.2 气动单轨吊车的功率计算经过上式计算可得气动单轨吊所需要的最大牵引力，在这里，我们就要根据牵引力以及气动单轨吊的运动速度计算气动单轨吊的最大功率。在这里，我们采用计算最大功率的方式，根据以及所学的物理知识可知：Pmax=FmaxVmax （2-5）其中，Fmax为气动单轨吊的最大牵引力，为14256N；Vmax为气动单轨吊的运行速度，为0.5m/s。将数值代入可得：Pmax=FmaxVmax=1425605=7128W 这样我们也就得到了气动单轨吊的最大输出功率为7128W，在接下来的气动马达选型时，就会作为数据参照进行使用。2.2.3 气动单轨吊车的气动马达根据公式2.5中，我们计算得到了气动单轨吊的最大功率，在这里，对于气动马达的输出功率的选择就要满足条件为P7.13KW，因为成对的气动马达的连接方式为串联方式，因此我们要进行计算，采用以下公式进行计算就能够得到实际中马达所需功率参数;Pq=Pmax2总 （2-6）公式2.6中，总为气动马达的总效率值，在这里总取值为0.88。将数值带入上式中，可得Pq=14.9820.8=8.51KW计算可得，其所需功率值应为8.51KW，因此查询手册标准可知SPX/GLOBE的齿轮式气动马达GM920就可以满足我们的使用要求，其具体参数如表2-2所示，表2-2齿轮式气动马达GM920参数名称正常工作压力值额定功率额定转速数值0.8MPa9.2KW3000r/min以上我们就是对我们所设计的气动单轨吊的牵引力、最大功率以及对气动单轨吊的气动马达就行选型，完成这些工作后，我们接下来就要对单轨吊的减速方案进行设计。2.3 气动单轨吊减速方案设计气动单轨吊的减速方案设计主要包括以下几点：1、传动装置的组成部分；2传动装置的特点；3、根据传动方式的特点确定本文中的传动方案。2.3.1 气动单轨吊传动装置在机械传动中，主要存在于以下几种减速方式：1、机械设备减速，主要利用各种减速器进行传递运动，其特点为传动效率较高，但是对安装要求较高；2、皮带轮减速，这是利用平带或者三角带之间的摩擦力来实现的，特点为传动效率较低，但是使用成本以及安装维护较为方便；3、液力耦合器，这种变速方式属于无极变速，现在主要的的风力发电站以及小型汽车上应用较为普遍，其特点为变速效率高，方便灵活，但是使用成本较高，维修不方便。在这里，我们采用的减速方案为如图2-1所示，图2-1 传动装置总体设计图组成部分主要有：气动马达、减速器、工作机的装置。这种传动装置的特点为：齿轮与轴承之间呈现的分布情况时不对称的，因此也就会产生在轴向方向的载荷分布不均匀，因此对传动轴的刚度有较大要求，齿轮相连接的传动轴在轴向力的作用下也会出现轴向位移，因此为了防止这种情况的发生，我们要利用右手螺旋法则进行去除轴向力所带来的影响。气动马达的满载转速为n=3000 r/min，功率为9.2KW，则驱动轮的转速为n驱=300014.9=201.34r/min。又因为气动单轨吊车的最大速度为0.5m/s，由公式代入可得其驱轮的直径约为0.32m。2.3.2 气动单轨吊传动装置的传动比根据本文的设计要求以及设计参数进行计算和取值后，确定以下参数：因为摩擦轮的直径约为320mm，因此由计算公式2-6可知i总=nqd6000v （2-6）把所有的参数以及数值代入公式可得：i总=94.242.3.2 气动单轨吊减速方案设计在这里，根据以上数据计算以及传动特点，我们采用的减速方案为三级减速的方式，首先根据气动马达输出动力，此时气动马达的输出转速较高，因此利用减速器来降低转速，此时为一级减速如图2-2所示，图2-2一级减速器传动方案当速度降低后 ，此时的扭矩就会变大，也就能够给主钩通过足够的扭矩，此时就会出现二级减速器传动方案，如图2-3所示，图2-3 二级减速器出动方案综合以上叙述可知总体减速方案，如图2-4所示，图2-4 总体减速方案减速方案确定后，我们要对传动比进行分配，在这里，我们一级减速的传动比取值为i1=5.2，然后根据公式i2=i总i1，代入数值计算可得i2=18.1。2.4 本章小结在本章中，我们主要完成了以下工作内容：一、对气动单轨吊的总体方案设计，其中确定方案设计细节；二、完成了对气动单轨吊设计参数计算，其中包括：牵引力计算、单轨吊功率、气动马达选型等；三、我们完成了对气动单轨吊的减速方案设计，其中阐述主要机械传动中的减速方式以及特点，根据使用要求确定本文中的减速方案，并且计算相应的总传动比以及分配相应各级减速器上的传动比。3 单极减速器相关设计3.1 计算传动装置参数本节中我们要对单极减速器中传动装置的运动参数进行计算，主要包括：1、各传动轴的转速、功率以及扭矩等。1 各传动轴的转速参数轴因为与气动马达相连，因此其转速就是气动马达的输出轴的转速，因此n1=nq=3000r/min，因此传动轴经过减速后的转速就应该利用公式以及传动比进行计算可得，n2=n1i1=30005.2=576.9r/min。2 各传动轴的功率计算在这里，我们也是主要计算轴和轴的功率，其中，轴与气动马达相连接，在这里假设没有其他损耗情况的发生，那么轴的功率就是气动马达的输出功率，即为P1=Pq=8.51kw,但是轴就与轴的功率不通过，其经过减速装置减速后，就要一定的功率增加，因此在这里，我们经过代入公式可得轴的输出功率，为P2=2P11=28.510.97=16.51KW，其中1指的是传动装置中啮合齿轮的传动效率，在这里我们的取值为0.97。3 各轴的扭矩计算这里我们采用的扭矩公式为：T=9550Pn （3-1）其中，P为各轴的功率，单位为W；n为各轴的转速，单位为r/min；代入相应的数值进行计算可得：轴的扭矩为T1=955085103000=27090NM，轴的扭矩为T2=9550165103000=273306NM。3.2 一级齿轮传动的设计计算在本节中，我们应该对一级齿轮传动中的齿轮的材料、热处理方式以及精度进行确定，其中，我们在这里采用的齿轮为斜齿圆柱齿轮，因此对于两个传动齿轮的设计如下：齿轮1我们采用的材料为S34CrNiMo，热处理工艺为调质处理，其材料的品质为MX，硬度值为248HBS；齿轮2所采用的材料为ZG35CrMo，热处理的方式也采用调质处理，其材料的品质为ME，硬度值在179-241HBS的区间内，因为齿轮2相对齿轮1所需要的硬度值较小些，因此我们可以采用硬度值相对较低的材料进行加工。其中，螺旋角度值我们统一选择=24，齿轮1的齿数z=17，齿轮2的齿数z=58，根据国家标准GB/T100951998的规定，我们的精度等级为7级，并且防止断齿现象的发生，我们对齿根进行喷丸强化处理，以增强其强度。1 齿轮传动的主要尺寸一、 依照齿面接触强度进行设计计算根据公式3.2可以计算得出，d1t32KtK11u1u(ZHZEH)2 (3-2)其中，对公式3.2 中的相对应的参数进行确定，其中在这里，我们Kt=1.6，经过查询机械设计手册可知区域系数ZH=2.32，1=0.68，2=0.78.因此=0.68+0.78=1.46。再经过查询机械手册，可以计算出应力值环数，如下式：6014401(33658）=7.568610h2.221810h (为齿数比,即)；查询机械手册可知，KHN1=1.11 KHN2=1.07；接下来，我们对齿轮的疲劳极限进行取值，然后利用它们的疲劳极限进行计算其相应的许用应力值，经过查询相关的国家标准以及机械手册可知，根据齿面硬度对应表格可知，齿轮1的接触疲劳强度极限Hlim1的取值为820MPa;齿轮2的接触疲劳强度极限Hlim2的取值为640MPa。在气动单轨吊工作时，也会存在失效的情况，我们取失效的的发生概率为1%，安全系数S取1，则利用公式3-3代入得：H=KHNHlimS （3-3）可得： 继续计算可得齿轮的许用应力为：H=(H1+H2)/2=(910.2+684.8)/2=797.4MPa。根据材料的弹性系数对应表格，我们可以查询得出齿轮所采用材料的弹性影响系数ZE为188.9MPa，d的取值为0.55。确定以上所需数值后，我们就将所有的数值代入公式后就可以得到=95.510=4.874Nmm二、 齿轮的尺寸设计计算第一步：轮1的分度圆直径d1t将相应的数值代入公式3.2可得，=第二步：确定与计算齿轮的圆周速度V第三步：利用相关数据计算齿轮的齿宽数b以及模数mn b=根据螺旋角度=24，以及分度圆直径d1t还有齿数Z1就可以计算出齿轮的模数mn，计算过程如下式所示：mn=d1tcosZ1=40.5cos2417=2.18mm第四步：结合相关数据计算齿轮1的齿宽高比b/h的数值。首先我们利用模数计算可知齿高的结果h=2.25mn=2.252.18=49mm在上式中，我们已经计算可知齿宽的系数b，因此齿宽高比值为：b/h=22.28/4.9=4.55第五步：求出齿轮的纵向重合度。=0.318dZ1tan=1.324第六步：求解齿轮的载荷系数K查询机械设计手册可知，载荷系数K与使用系数KA、动载系数KV、KH以及KH都有关系，因此在这里如果想求解载荷系数K，那么就要先把相应的系数计算求解出来，然后利用公式3.4就可以计算得出；K=KAKVKHKH (3-4)因此，从上式中可知，我们的使用系数KA=1，由于V=3.2325m/s，齿轮的的制造精度为7级，我们可以通过查询机械设计手册可知，动力系数KV的计算公式为：KV=1+(K1KAFtb+K2)Z1V100u21+u2 （3-5）将所有相应数值代入公式3.5可得 ，KV=1.18。KH=1.17+0.181+6.7bd12+0.4710-3b （3-6）代入可得，KH=1.727讲过查询相关机械手册，可知KF=1.15；KF=1.1 求得相关数据后，将所有数据都代入公式3.4，就可以计算得出载荷系数，K=2.23第七步：根据求得的实际载荷系数对分度圆的直径进行校正，以获得我们设计所需的尺寸。d1=d1t3KKt （3-7）经过计算可得，校正后的分度圆直径为47.3mm第八步：计算校正后的mnmn=d1cosZ1 （3-8）代入数据计算可知，校正后的模数为2.54mm三 对齿轮的齿根弯曲强度进行设计计算首先，查询机械设计手册可知，齿轮的齿根弯曲强度计算公式为：mn32KT1Ycos2dZ12YFYFF (3-9)由公式3.9，我们可知，mn必须要大于某个值，也就是我们要确定其最小值，只能能够保证这个数值比最小值大，也就能够满足我们的设计要求。第一步，我们要查询或者计算公式3.9中各个系数的具体大小数值。在上文中，我们已经将齿轮1的具体扭矩值计算出来了 ，因此T1的数值为48.74，齿数Z也是已知数值，分别为Z1为17，Z2为58。这些齿数为理论设计齿数。利用上述齿数进行设计计算当量齿数，利用公式3.10可知：zv1=Z1cos3 （3-10）其中螺旋角为24，代入计算可得，当量齿数分布为Zv1=17.52，Zv2=59.77。确定齿轮的齿宽系数d经过查询机械设计手册，根据其齿轮的放置方式，我们在这里选择悬臂方式，因此可知d为0.55。螺旋角度，我们在这里的螺旋角度取值为24齿轮的载荷系数K，在上文中，我们已经对齿轮的载荷系数进行计算，在这里，我们直接采用计算所得的载荷系数K=1.514对齿轮的齿形系数和应力校正系数进行查询，我们经过查询机械设计手册可知，齿形系数分别为2.97和2.2.应力校正系数为1.52和1.73。求解齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限，经过查询可知齿轮1的强度极限为650MPa,齿轮2的强度极限为530MPa。查询齿轮的弯曲疲劳寿命系数：KFN1为0.95，KFN2为0.98。其弯曲疲劳的安全系数S在这里我们取值为1.4。F=KFNFFS (3-11) 根据上式代入数据计算可知 ，F1的取值为441.1MPa，F2的取值为371MPa。第二步，对上述数值所设计的尺寸进行计算，1、 求解齿轮模数将相应数据代入公式3.9后，我们计算得出其模数为：mn1.69mm根据相关的设计手册要求，我们对于齿轮设计中所涉及的齿面接触疲劳强度的法面模数mn要保证其始终大于齿根弯曲疲劳强度的法面模数，根据GB/T1357-1987的相关固定，我们对求得的结果进行取整处理后，去模数mn为2.5mm。但是，在我们的实际计算中，为了同时满足两者的疲劳强度的要求，我们还是应当使用接触疲劳强度所求解出的分度圆直径d1=47.3mm进行求解相应的齿数，故应有接下来的计算结果为：Z1=17.3取整后为17，Z2=58。求解齿轮的几何尺寸首先计算中心距，公式如下：a=Z1+Z2mn2 （3-12）代入计算得，中心距为102.62mm，经过取整处理后，我们取数值为103mm。按照取整后的齿轮中心距数值对螺旋角校正。公式如下：=cos-1Z1+Z2mn2 （3-13）将数值代入公式3.13中，我们求得结果为235950这个数值与我们初定的螺旋角24相差甚小，因此与其相关的数据我们就不用一一校正了，如：、K以及Zh等数值。已知上述数值后，我们就可以求解齿轮的分度圆直径d以及齿轮的齿宽B；d=Z1mncos （3-14）B=d1 （3-15）将数值代入公式可以求得，齿轮1的分度圆直径d1为46.7mm，齿轮2的分度圆直径d2为159.3mm。齿轮1的齿宽B1为35mm，齿轮2的齿宽B2为25mm。3.3二级齿轮传动的设计计算经过对一级齿轮的计算，我们就要对二级齿轮进行设计与计算。二级齿轮传动中也是两个齿轮啮合作用，其中还是从齿轮的材料选择、齿轮的热处理工艺、齿轮品质登记以及齿面硬度等方面进行选择。首先，经过查询相关的国家标准以及机械设计手册，我们在这里选择小齿轮的材料为S34CrNi3Mo钢，热处理方式采用调质处理，齿轮的品质等级为ML，齿轮的齿面硬度为248HBS，齿数Z1为32；大齿轮的制造材料为ZG310570，热处理方式为正火处理，齿轮的品质等级为MQ，大齿轮的齿面硬度在163197HBS的范围内选取，齿轮的齿数Z2为52。其中为了保证齿轮啮合的精度要求，我们根据国家标准GB/T100951998的相关规定，在这里我们的齿轮精度等级为7级，而且还要对齿轮的齿根进行喷丸强化处理，增强其强度，保证齿轮的工作安全，增加齿轮的使用寿命。1 根据齿轮齿面的接触强度进行设计d1t32KtK11u1u(ZHZEH)2 第一步，根据公式中所涉及的参数进行求解与查询选取Kt的数值为1.5；查询相关机械设计手册，可知区域系数ZH的数值为2.32；在这里，我们对螺旋角的角度选取为为24，然后根据查询机械设计手册可知，=0.758 =0.765 =0.758+0.765=1.523。对于齿轮的应力循环值进行计算，根据公式：N=60njL=604221(38365)=2.21810 N2=N1u2=2.2181081.625=1.365108齿轮的接触疲劳寿命系数:KHN1=1.075；KHN2=1.09。根据齿轮的齿面硬度进行对大小齿轮的接触疲劳强度极限进行求解，可得：小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1为502.5MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2为298MPa。在完成强度极限的计算后，我们紧接着就要对齿轮的许用应力进行极端，其中所设计的参数我们取安全系数S为1，失效的概率为1%，利用公式3.3，进行计算，如下所示：H=KHNHlimS 其齿轮的接触疲劳许用应力分别为540.2MPa、324.82MPa，加权平均可得432.5MPa。根据机械设计手册及相关国家标准查询可知，材料的弹性影响系数ZE为188.9MPa，齿轮的齿宽系数d为0.95。扭矩计算公式为：T=9550P3n3代入数值计算结果为1597.1N.m。利用上述数值以及公式可以求解出分度圆的直径，代入计算得d1t应该大于或者等于81.9mm。换而言之，其分度圆直径的最小取值应为81.9mm。第二步，求解齿轮的圆周速度V已经齿轮转速以及分度圆直径，代入公式得：V=d1tn2601000=1.809m/s第三步，求解齿轮的齿宽bb=d=77.81mm第四步，求解齿轮的齿宽与齿高比值b/n首先，计算齿轮模数：mnt=d1tcosZ1=2.34mm然后利用公式计算齿轮的齿高：h=2.25mnt=5.27mm故齿轮的齿宽与齿高比值为b/n=77.81/5.27=14.81第五步，求解齿轮的纵向重合度=0.318dZ1tan将数据代入可得，齿轮的纵向重合度=4.3第六步，求解齿轮的载荷系数K其求解过程可以依据一级齿轮中，齿轮1的载荷求解公式，在这里，我们就不一一赘述了，直接给出齿轮的载荷系数K为1.846。第七步，根据实际工作中的载荷系数去校对设计中的分度圆的直径，以期达到实际设计中的分度圆直径数值d1。计算公式为：d1=d1tKkt，其中，代入所有数值后，可得d1值为87.77mm。紧接着计算齿轮的模数：mn=d1cosZ1将数值代入计算后得结果为2.51mm。2 根据齿轮的齿根弯曲强度进行设计求解第一步，求解公式中所有参数的数值首先，求解小齿轮所传递的扭矩值T2=159.72 Nm，在这里，我们采用的齿轮面为软齿面，因此根据相关规定，对齿轮的齿数进行求解可得：Z1=32，Z2=52。其两者之间的传动误差为u=1.625。对齿轮的齿宽系数d进行选择，因为齿轮的装置的布置形式为对称分布，因此其齿宽系数初定为0.95。在这里 ，我们的齿轮螺旋角初步选择为24 。求解齿轮的载荷系数K，其计算工程如上文中所述，在这里，我们直接给出其计算结果，载荷系数K为1.68。求解齿数的当量齿数，计算过程同上，故在此给出其计算结果，Zv1为39.81，Zv2的计算结果为64.69。查询机械设计手册可知，齿轮的齿形系数为2.28以及应力校正系数为1.73。求解两个齿轮的经过计算可得，分别为0.015和0.016。因为大齿轮的数值较大，因此在这里我们采用大齿轮的尺寸数据进行设计计算，求解齿轮模数，利用公式计算后可得，齿轮的模数最小取值为2.12mm，因此我们在设计齿轮时，其模数取值应该大于2.12mm。经过对求解的结果进行对比可知，因为根据齿面接触强度计算的法面模数mn比根据齿根弯曲疲劳强度而计算得来的法面模数大，因此在这里我们根据GB/T1357-1987的相关规定对模数进行取整处理，在这里我们取模数的数值为4mm，但是，在实际的齿轮工作中，我们为了满足接触疲劳强度的要求，应该使用根据接触疲劳强度计算所得的分度圆直径d1=70.5mm进行计算齿轮的齿数。经过公式计算可得，齿数Z1为16，Z2为43。接下来，我们对一些主要的尺寸进行极端，其中包括：齿轮中心距a，修正后的螺旋角，修正后的分度圆直径d1，齿轮的齿宽b等。1） 齿轮之间的中心距aa=Z1+Z2mn2cos=129.2mm2）修正后的螺旋角=cos-1Z1+Z2mn2a=234958这个求解得出的数值与我们初定的螺旋角24 相差不大，因此我们对与之相关的系数,等都不予校正。3）求解齿轮的分度圆直径dd=Zmncos将数值代入公式得，d1为69.97mm，d2为188mm4）求解校正后从齿轮宽度B利用公式为：b=dd1 ，把相关数据代入求得，B1为62mm，B2为60mm。3.4三级齿轮传动的设计计算在气动单轨吊的传动装置中，三级齿轮中的小齿轮采用的材料为35CrMn钢，热处理工艺为调质处理，其齿面的硬度范围为207269HBS，齿轮的品质等级为ML，在本次设计中我们取小齿轮的齿数Z1为16；与小齿轮啮合的大齿轮材料采用ZG310，热处理工艺为正火，其品质等级为ME，其齿面的硬度范围为163197HBS，齿数Z2为43。根据其工作环境以及要求，依照GB/T100951998的相关规定，我们本次设计中精度等级为8级，对其齿根进行强度增强处理工艺为喷丸强化。因为齿轮的设计过程以及相关的计算公式都与以上两种齿轮的设计计算过程相同，因此在这里我们就直接给出相关的设计计算结果。1 根据齿轮的齿面接触强度设计第一步，对于公式中所设计的参数进行确定具体数值。首先，我们选择Kt为1.6，经过查询机械设计手册可得区域系数ZH为2.32，对于齿轮的螺旋角我们还是依旧选取24 ，然后根据螺旋角进行计算可知1为066，2为1.25，为1.91。齿轮的应力循环次数N1为1.3610，N2为0.50810。接着，经过查询相关的机械设计手册我们可以等到齿轮接触疲劳寿命系数为K=1.1，K= 1.13，经过籍贯可得小齿轮与大齿轮的接触疲劳强度极限分别为490MPa、490MPa。在这里对齿轮的疲劳许用应力计算得539MPa、502MPa以及520.7MPa。查询可知齿轮的材料的弹性影响系数ZE为188.9MPa，齿宽系数d为1.2。将上述数据代入公式可得：d1t69.67mm第二步，根据上式中算出的最小分度圆直径d1t代入齿轮的圆周速度公式进行求解齿轮的圆周速度V。计算得V=0.947m/s第三步，根据分度圆直径进行计算齿轮的齿宽b。 代入公式进行计算可得b=dd1t=83.6mm第四步，求解齿轮的齿轮与齿高之比b/h 其中先计算模数可得，mnt=3.98mm，齿高h为8.96mm则齿宽与齿高之比b/h的值为7.78。第五步，求解齿轮的纵向重合度。经过公式计算可得齿轮的纵向重合度为2.72.第六步，求解齿轮的载荷系数K。在这里，如果我们要求解齿轮的载荷系数K，就要先知道使用系数KA、以及KV、KH、KH等值。经过查询计算后，齿轮的实际载荷系数K为1.66。第七步，根据上面求得的实际载荷系数进行对齿轮的分度圆直径进行求解。求解可知，校正后的分度圆直径d1为70.5mm。第八步，已知实际分度圆直径后，求解模数mn。经过公式计算可得，模数mn为4.03mm。2 根据齿轮齿根的弯曲强度进行计算与设计第一步，对公式中所涉及的参数进行取值首先，是对小齿轮的扭矩进行确定，在之前的计算中，我们已知扭矩T3249.25Nm，然后取齿轮的齿数Z，其中Z1为16，Z2为43；初选齿轮的齿宽系数d为1.2；对于螺旋角我们依然选择24；载荷系数K经过计算可知为1.54；当量齿数分别为ZV1为21.0，V2为56.4。根据机械设计手册的表格我们查询可知，齿轮的齿形系数与齿轮的应力修正系数分别为YF1为 2.76，F2为2.28，Ysa1 为1.56，Ysa2为1.73。最后确定齿轮的，代入公式计算后可得齿轮的弯曲强度极限分布为410MPa以及360MPa。最后，我们对模数进行计算可知mn的最小值为2.12mm。经过上述的计算与对比可知，对于齿轮来讲，齿轮接触疲劳强度的法面模数mn是一直大于根据齿轮的齿根弯曲疲劳强度所求解得到的法面模数的，因此根据GB/T1357-1987中对齿轮模数的规定，我们这里对模数进行取整处理，使得mn的取值为4mm，但是在实际的计算中， 我们为了使齿轮能够满足接触疲劳抢的，故我们也要取分度圆直径d1为70.5mm进行计算相应的齿数。如下式所示，z=16.01 取z=16 z=2.687516=43 第二步，求解齿轮的主要尺寸齿轮中心距a=129.2mm，在这里我们将中心距取整后得129mm；修正螺旋角，经过计算可得实际所需螺旋角为23 4958,与我们初定的螺旋角度相差甚小，因此与其相关的参数,，在这里我们就不用进行修正了。分度圆直径d1为69.97mm，d2为188mm。最后计算齿轮的齿宽，B1为62mm，B2为60mm。截至现在，我们就完成对三级减速装置中齿轮设计工作，接下来，我们就要对减速装置中的传动轴以及滚动轴承进行设计。其中包括对传动轴的尺寸设计以及相应的强度校核等。3.5传动轴与滚动轴承的设计3.5.1输入轴的强度校核因为在上文中，我们对气动单轨吊的动力来源都已经给出了，所以其输入轴的的功率P1为7.3KW，转速n1为1440r/min，所产生的那就也已知。那我们接下来就对输入轴进行强度校核。1、 计算齿轮上所承受的力以及轴上的圆周力F1=2T1d1 （3-16）将数据代入计算可得，圆周力F1为2087.4N。齿轮轴所承受的径向力计算：Fr=Fttanncos （3-17）代入计算得，径向力Fr=834.9N。齿轮轴所承受的轴向力：F=Fttan （3-18）代入计算可得，轴向力F为951.9N2、 对输入轴的轴径进行初选。对于轴的设计来说，我们要考虑以下几个因素：轴采用的材料、热处理方式、轴的尺寸等。在这里，我们通过查询机械设计手册的方式，进行初定轴的材料以及尺寸，然后经过计算后，我们要对所初定的数值进行修正，以保证轴在工作的过程中，满足其强度要求，防止零件的使用寿命不达标，造成安全事故的发生。对于输入轴的的材料 ，我们选用35号钢进行加工，经过查询相关手册可知，35钢的性能参数如下：A0=130；则轴的最小轴径我们就可以计算得出dmin=A03P1n1 （3-19）将数值代入计算可得，输入轴的最小轴径为22.39mm。对于理论计算的结果，我们在实际应用中应该有一定的安全余量，因此在这里我们将输入的轴径适当增大7%-10%，所以，实际中输入轴所取的最小直径为24mm。3、 设计输入轴的结果首先对输入轴以及轴上零件进行设计装配方案，我们选用的装配方案如图3-1所示，图3-1 输入轴装配方案图依照相关规定对轴上的安装精度已经定位要求来确定尺寸。在这里，我们的轴要与齿轮相连接，因此为了保证小齿轮在轴上的定位要求，我们在1-2轴端的右侧应该加工轴肩，因此在2-3处，我们的直径尺寸取40mm，为了保证的装配的精度要求等，我们在这里对1-2的长度取49.5mm，2-3的长度取值为64mm。对于轴承测选择，我们充分对比了滑动轴承与滚动轴承的优缺点后，考虑轴承所承受的力的类型，我们在本次设计中选用了单列圆锥滚子轴承，这种滚动轴承能够承受径向力和轴向力的作用。根据我们对2-3端的直径要求，我们选取轴承型号为32011X2，其尺寸参数为，在右端的滚动轴承的定位方式为轴肩定位。根据机械手册查询可知，32011X2类型的滚动轴承的定位轴间的高度为5mm，所以在这里，我们取4-5段的直径为65mm。输入轴的右端与轴承配合的位置长度为36.5mm，输入轴与联轴器的左侧的连接方式，我们采用内孔平键连接，其直径尺寸为36.mm长度尺寸为85mm。对轴上的工艺加工参数取值，在这里，我们对轴上的轴端倒角均取。4、 求解轴上所承受的载荷大小首先，我们根据轴的结构以及装配方式，绘出轴的计算简图。然后通过查询手册可知滚动轴承中a的值为22.5。然后根据轴的支撑方式大概为简支梁，最后，我们根据轴的计算图可以画出轴的弯矩图以及扭矩图。然后从图中我们可以确定其危险界面。计算过程如下：1）水平面方向MA=0 FtlAC-FNH1lBA=0 （3-20）代入数据计算可得：FNH1为8488.8N，FNH1为6401.4N，MH为240.1Nm。2）垂直方向MA=0 FNV1lAC-FrlAC+M=0 （3-21）代入数值可得：FNV1为2802.5N，FNV2为1967.6N。输入轴的水平面以及垂直面的受力图与弯矩图如图3-2所示，图3-2轴的受力图及弯矩图5、 对滚动轴承的强度校核根据机械设计手册，我们可以向查得滚动轴承32011X2的相关参数为：Cr为63800N，C0r为93200N，系数e为0.31，Y为1.9。1）求解轴承直径的轴向力S1、S2以及所承受的轴向载荷F1、F2。轴向力公式：S=F2Y （3-22）代入数据可得，S1我2352.4N，S2为1762.4N。轴向载荷公式：F=S+F （3-23）代入数据计算可得：F1为2352.1N，F2为2714.3N。2）求解轴的当量载荷P1与P2P=fPgFnv1代入计算可得，其当量载荷为3082.75N和8619.6N。3）对滚动轴承的使用寿命进行计算这里主要采用当量载荷进行计算，因此我们采用较大的当量载荷8619.6N进行计算。L10h=10660nCrP2103 （3-24）代入计算得：9147h8760h,因此滚动轴承的使用寿命满足使用要求。6、根据轴上的弯矩应力和进行强度校核在对轴的强度校核中，我们取其最大的弯矩值已经扭矩的界面进行计算，如果能满足要求，那么其他地方也就能够满足使用要求。扭转切应力为脉冲循环变应力，取的值为0.6，利用公式计算：c=M22+T12W （3-25）计算可得：应力为15.2MPa在之前，我们经过查询初定轴的材料为35钢，热处理工艺为调质处理，其许用应力为50MPa，因此符合使用要求。7、 对轴的疲劳强度进行求解 在这里，我们对轴的疲劳强度进行计算校核主要步骤为两步：一、判断危险截面；主要存在两个截面上，截面为工艺中圆角在装配和工作过程中产生的应力集中，以及键槽导致的应力集中，所以截面是危险截面之一。截面为轴受到的弯矩最大与轴承相配合后所导致的应力集中的危险截面。二、对两个截面进行强度校核计算。计算过程如下：1） 截面的校核计算首先，我们要计算轴的抗弯截面系数W以及抗扭截面系数WT，W=0.1d3 WT=0.2d3 代入计算得：W为1382.4mm3，WT为2764.8mm3。弯曲应力计算：b=MW (3.26)代入计算可得，截面的弯曲应力为40.22MPa。扭矩切应力计算：T=T1WT （3-27）代入计算可得，截面的扭矩切应力为17.63MPa。根据轴的材料查询可知，b为530MPa，-1为230MPa，-1为130MPa。理论应力的集中系数为K=2.31，K=0.89。轴的表面质量系数为=1.计算安全系数Sc：Sc=SSS2+S2 (3-28)代入数值计算可得Sc=2.29S=1.8，因此，我们可以判定截面安全。2）截面的校核计算首先，我们要计算轴的抗弯截面系数W以及抗扭截面系数WT，W=0.1d3 WT=0.2d3 代入计算得：W为16637.5mm3，WT为33275mm3。弯曲应力计算：b=MW 代入计算可得，截面的弯曲应力为15.098MPa。扭矩切应力计算：T=T1WT 代入计算可得，截面的扭矩切应力为1.456MPa。根据轴的材料查询可知，b为530MPa，-1为230MPa，-1为130MPa。理论应力的集中系数为K=1.98，K=1.86。轴的表面质量系数为=1.计算安全系数Sc：Sc=SSS2+S2 代入数值计算可得Sc=6.47S=1.8，因此，我们可以判定截面安全。3.5.2传动轴的结构设计已知参数为：轴上的功率P3为6.78KW；轴的转速为259.72r/min；扭矩为249.23Nm。1） 求解齿轮上的作用力大齿轮上的作用力：大齿轮的圆周力Ft1：Ft1=2T3d1 代入数据计算可得Ft1=3503N大齿轮的径向力Fr1，Fr1=Ft1tanncos代入数据计算可得Fr1=1396N大齿轮的轴向力F1，F1=Ft1tan代入数据计算可得F1=1560N。小齿轮上的作用力：小齿轮的圆周力Ft2：Ft2=2T3d2 代入数据计算可得Ft2=7182N小齿轮的径向力Fr2，Fr2=Ft2tanncos代入数据计算可得Fr2=2861N大齿轮的轴向力F2，F2=Ft2tan代入数据计算可得F2=3198N。2） 求解轴的直径首先，我们查询机械设计手册对轴的直径进行取值，然后根据计算公式求得其结果，与之相比，是否符合使用要求。轴的材料我们选用45钢，热处理方式为正火后经过回火处理。A0为115。则轴的最小直径的计算公式为：dmin=A0P2n2 （3-29）代入数据可得：轴的直径最小值为34.5mm。又因为采用的连接方式为双圆头平键连接，因此我们对轴径的设计应该增大10%-15%，因此轴在实际应用时为40mm。轴上零件的装配方案对于轴的装配方案确定，首先，我们要对轴上零件做以分析，轴上的零件主要为两个齿轮以及三个轴承，因此我们在考虑轴上零件的装配时要考虑轴的强度情况，是否满足实际工作的使用要求等。本文采用的装配方案如图3-3所示，图3-3轴上零件装配示意图确定轴上的零件的装配方案后，我们要对零件上的所有零件进行定位，本文中了为了保证轴上零件的定位精度，我们采用轴套的方式进行定位。对轴承的选择，因为轴的运动会对轴承产生径向力和轴向力的同时作用，因此，我们在这里选用了单列圆锥棍子轴承。然查询相关机械设计手册可知，选择型号为33208的滚动轴承就能够达到我们的使用要求，具体尺寸参数为。对于轴上零件的轴向定位来讲，本文中采用花键连接的方式，配合方式为过渡配合，以满足其精度要求。求解轴上的载荷根据图3-3所示，我们可以确定轴承的支撑位置，然后查询手册可知a的值为20.8mm。然后根据轴计算可以轴的计算简图去画出轴的弯矩图以及扭矩图等。3.6本章小结在本章中，我们主要完成以下几方面的工作：一、对减速装置的设计方案。二、对减速装置中的三级传动齿轮进行计算设计以及校核等。三、完成了对轴的尺寸设计计算以及校核工作，完成轴上零件的装配方案确定，完成对轴承的选择以及轴承的强度校核等。图3-4 轴的弯矩图与扭矩图对于轴上的载荷我们分水平面以及垂直面去计算：水平面：MA=0-Ft1lAB+Ft2lAD+FNH2lAE=0 (3-30)代入数据计算可得，FNH2为-4972N，FNH1为1293N。垂直面：主要利用双列圆锥滚子轴承的挠度进行分析计算MA=0-Fr1lAB-FlAC+Fr2lAD+FNV2lAE=0 （3-31）代入数值计算可得：FNV2为-1687N，FNV1为760N，F为1638N。4 气动单轨吊制动系统4.1制动原理在传动机械传动中，对于运动我们也有一定的控制，防止失控情况的发生，从而导致“脱轨”情况的发生，造成安全事故。一般情况下，制动主要依靠产生的摩擦力进行对零件进行制动，将运动中的机械实现减速或者停止的动作。制动原理示意图如图4-1所示，图4-1 制动原理示意图其中，对机械制动中所需的制动力F制计算公式为：F制=nF （4-1）其中，F表示制动中所产生的正压力，单位为KN；表示制动中的滑动摩擦系数。在这里我们以汽车中刹车装置的分类来介绍一下：在传统的制动分类中，主要存在的刹车方式为：鼓式刹车、盘式刹车。我们接下来分别对这两种刹车方式进行分析;鼓式刹车的组成为两个半环形的刹车片，借助“杠杆原理”使得刹车片与轮毂内面相接触，然后产生摩擦力以达到制动要求。其特点为：能够实现自动刹紧的；手刹的结构安装较为方便；组件的制造加工也比较容易；在鼓式刹车在工作时，因为摩擦力的作用下，会导致刹车鼓变大，这么也就会导致刹车片出现热衰退的现象发生。盘式刹车主要就是利用刹车卡钳将轮子夹住在刹车碟盘之上，然后使得二者发生摩擦，从而达到制动的作用。盘式刹车的特点为：盘式刹车具有良好的散热性，在采取联系刹车的情况下能够避免出现热衰退的现象发生；盘式刹车的反映实际较短，能够实现高频率的刹车动作；与鼓式刹车相比而言，盘式刹车的结构简单，维修方便。4.2制动系统总体设计4.2.1制动结构设计制动系统也简称为刹车系统，其作用就是将气动单轨吊的速度降低，保证气动单轨吊能够安全工作。在这里我们给出三种制动系统的结构：两杆式钳式液动结构（图4-2）、三杆式钳式液动结构（图4-3）、钳式气动结构（图4-4）；我们接下来对比这三种结构形式的特点，从中选择本文中气动单轨吊所使用的制动系统的结构。两杆式钳式液动结构是一种结构较为简单，使用方便的一种刹车装置，其主要采用的是气泵刹车片，能够实现快速反应，高效率动作。图4-2两杆式钳式液动结构三杆式钳式液动结构，这种刹车结构的最大特点就是整体结构小，但是实现的功能较为强大，这也就避免了我们在装配中所占据的空间问题。其中采用了一定量的弹簧结构，能够具有较好的减震效果。图4-3三杆式钳式液动结构钳式气动结构，这种结构是来源于德国，主要的组成结构为弹簧和气缸。我们在刹车动作时，弹簧与气缸作用使得刹车片紧紧地贴近轨道，使得摩擦力增大，进而使得气动单轨吊实现制动。在气动单轨吊正常工作的时候 ，弹簧能够实现刹车片归位，使得刹车片与轨道相离，保证气动单轨吊能够自由移动。图4-4 钳式气动结构4.2.2制动系统的材料选择在对制动系统中零件的加工材料选择，我们要考虑以下因素：一、设备的工作环境，考虑到矿下的特殊环境，我们不能使用易燃材料， 因为在矿下严禁烟火，如果摩擦过热导致电火花的发生，就可能会导致爆炸事故的发生；二、对材料的耐磨性，对于矿下工作 ，所承载的工作量以及工作时间都比较大，因此，我们要充分考虑到材料的耐磨性，保证材料能够承受工作要求的磨损量；三、考虑材料的硬度，在这里我们所采用的材料硬度不是越大越好，而是要考虑加工制造的方便性，如果材料的硬度过大，那么在机械加工的过程中就不易实现。而且零件的脆性也就越大，一旦受到较大的冲击时，可能会造成断裂的发生。四、我们还要考虑到材料的耐腐蚀性、强度、刚度以及韧性等力学性能要求。综上所述，我们在选用制动系统零件的材料为铜，铜材料相对于铁来讲，有的一定的塑形，能够实现加工方便，而且添加一定其他金属元素的合金后，能够具有较好的力学性能，能够保证制动系统的安全运行。制动装置的外观尺寸如图4-5所示，图4-5 制动系统示意图4.2.3气缸的计算与选型在本节中，我们要对制动系统中所使用的气缸进行选型，主要从两方面进行叙述：一、对于制动系统中气动的要求；二、计算气缸能够实现的输出拉力。1）气缸的使用要求首先，气缸是一个封闭器件，对其的密封性有较高要求，所以对于气缸的加工精度来讲，与其他设备相比都是较高等级。为了能够实现动力输出，气缸的活塞和缸体之间的配合方式采用的是间隙配合，虽然存在间隙，但是对于这个间隙的大小要求还是较为严格的。如果间隙过大时，就会使得气缸漏气，使得气缸不能正常工作，但是间隙过小时，活塞不能来回运动，也就不会有动力的输出。所以我们对气缸的精度要求较高。求解气缸的理论输出力计算公式为Fq=70280400400+312.5=39455N 计算得出气缸的理论输出拉力后，我们查询气缸的国标后，选定气缸型号为QGB320，这种类型气缸的参数为：最大压力为1MPa，工作行程为120-3000mm。对于气缸的其他零件尺寸参数如下：活塞杆的长度S为180mm，在这里，我们选用的气缸的行程s为250mm，那么气缸的缸径D也就能够确定为320mm，活塞杆的直径参数d为70mm。经过公式公式计算可知：p=4FqD2-d2 （4-1）代入数值计算可得，理论输出的拉力值为0.515MPa，小于气缸的额定值1MPa，因此满足设计要求。4.3本章小结本章中，我们主要完成以下工作：一、阐述了制动系统的工作原理；二、给出制动系统的类型，选择本文中所采用制动系统的类型；三、确定制动系统中，零件的制造材料，计算气缸的理论输出拉力，判定是否满足要求。5 气动控制系统设计5.1气动概述气压传动就是借助压缩气体进行对部件进行运动或者做功。其工作介质为空气，执行元件为气缸与马达，控制元件为各种阀类零件。气压传动的特
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