机械设计爬坡加料机的设计

1、机械设计说明书设计题目：爬坡加料机设计目录大纲3一、机械设计任务书41.1设计题目简介41.2设计任务4二、传动方案的拟订及选择521传动方案分析522传动方案确立5三、电动机的选择631电动机种类632电动机功率选择633电动机转速的选择734电动机型号的选择7四、传动装置的相关计算741传动比的分配742各个轴的转速计算743各个轴的输出功率计算744各个轴的输出转矩计算8五、V带传动的设计及计算85.1确立计算功率85.2确立V带的带型及带速85.3确立V带的中心距a和基准长度95.4验算小带轮上的包角95.5计算带的根数95.6计算单根V带初拉力的最小值105.7计算带传动的压轴力10

2、5.8确立V带截面尺寸10六、V带带轮的设计及计算106.1选择带轮资料106.2选择带轮构造形式106.3确立带轮的轮槽12七、齿轮传动127.1高速级齿轮计算127.2低速级齿轮计算15八、轴的设计18九、轴承的校核21十、联轴器设计22十一、卷扬机设计22111钢丝绳的选择22112卷筒的构造设计及计算23十二、小车的设计2712.1轨道2712.2车轮2712.3车轮直径28十三、制动器的选择28十四、Pro/E三维建模及仿真2914.1电动机模型2914.2带传动模型2914.3减速器模型2914.4联轴器模型3014.5卷扬机模型3014.6小车模型3214.7制动器模型3314.

3、8运动仿真34十五、ANSYS有限元分析35十六、结论36十七、参照文件36大纲生产流程中，爬坡加料机可把块状、颗粒状物料从贮料仓中均匀、准时、连续地给到受料装置中去，在砂石生产线中可为破碎机械连续均匀地喂料，并对物料进行粗筛分，广泛用于冶金、煤矿、选矿、建材、化工、磨料等行业的破碎、筛分结合设备中。本文第一分析了爬坡加料机的工作原理，确立了传达方案并画出了它的机构运动简图，结合题目中所供给的数据确立了电动机的功率和转速,而后运用齿轮传动原理,设计并计算了减速传达装置，其次综合各机构设计了卷扬机的构造,最后利用AutoCAD绘制了减速传动装置装置图及各部件图，经过Pro/E建立了爬坡加料机的三

4、维模型并进行了运动仿真。要点字：AutoCAD、Pro/E、运动仿真一、机械设计任务书设计题目：爬坡加料机设计11设计题目简介1卷扬机2传动装置3滑轮4小车5电动机6导轨（）如图为爬坡加料机的工作表示图。电动机经过传动装置实现减速后驱动卷扬机工作，卷扬机经过钢缆拖动小车沿导轨做来去运动。原动机为三相交流电动机，单班制间歇运行，稍微振动，较大尘土，小批量生产。设计参数与要求：题号装料所受重力G(N)导轨长度L(mm)运行速度(m/s)轮距(mm)340006600.450012设计任务1、确立传动方案，绘制机构运动简图。2、确立电动机的功率和转速。3、设计减速传动装置。4、设计卷扬机构造。5、绘

5、制减速传动装置装置图。6、绘制主要部件图。7、利用Pro/E软件建立三维模型并仿真。8、编写设计计算说明书。二、传动方案的拟订及选择21传动方案分析依据任务书的要求，传动装置应满足工作靠谱、传动效率高、构造简单、尺寸紧凑、成本便宜、使用和保护方便的要求。22传动方案确立为了确立传动方案，由已知条件计算出卷扬机的转速：采纳同步转速为1000r/min或1500r/min的电机，则可估量出传动装置的总传动比：依据算出的传动比，我们想到了三种传动方案：方案一：带-单级圆柱齿轮减速器图一方案一：传动装置简单，采纳带传动，安装维修方便，且有缓冲过载作用，噪声较低，但不适合高速重载。方案二：单级蜗杆减速器

6、图二方案二：构造紧凑，传动安稳，噪声较低，但传动效率低，并且蜗轮市场价格高，生产成品高。方案三：二级圆柱齿轮减速器图三方案三：齿轮有对于轴承对称部署，载荷分布均匀，齿轮传动拥有交大的承载能力、效率高、尺寸紧凑，带传动传动安稳、又能吸振，综合考虑了上前双方案的优弊端，使本方案达到了最正确的成效。所以我们决定采纳方案三作为爬式加料机传动装置的设计方案。三、电动机的选择31电动机种类与单相异步电动机对比，三相异步电动机运行性能好，并可节约各种资料，卷扬机工作需要屡次变向，所以采纳Y系列三相异步电动机。32电动机功率选择卷扬机工作的有效功率为：传动装置总效率：联轴器的传动效率；二级圆柱齿轮传动的传动效

7、率；转动轴承的传动效率；V带传动的传动效率；卷扬机的传动效率。查阅资料书得，则传动装置总效率为：则电动机所需功率为：所以，采纳额定功率为3Kw的电动机。33电动机转速的选择由前面知，选择同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机。34电动机型号的选择查阅资料书可知，同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机为Y100L2-4和Y132S-6，它们的具体参数查阅资料可得下表：电动机型额定功率同步转速满载转速总传动比轴外伸轴径轴外伸长度号（Kw）（r/min）（r/min）Y100L2-431500143095.562860Y132S-63100096062.83386

8、0综合上表，选择电动机型号为Y100L2-4。总传动比为。四、传动装置的相关计算41传动比的分配依据前面选择的电动机的型号以及传动方案，查阅资料，取带传动的传动比，则二级减速器的总传动比为：将二级圆柱齿轮减速器分为高速级和低速级，则其高速级的传动比为：低速级的传动比为：42各个轴的转速计算小带轮转速：大带轮转速：43各个轴的输出功率计算轴的输出频率：轴的输出频率：轴的输出频率：D轴的输出频率：44各个轴的输出转矩计算五、V带传动的设计及计算带传动是一种挠性传动，因拥有构造简单、传动安稳、价格便宜和缓冲吸振等特色，可以经过打滑，提高设备的防过载能力，在机械传动中获取了广泛应用。V带传动是靠V带的

9、双侧面与轮槽侧面压紧产生摩擦力进行动力传达的。与平带传动比较，V带传动的摩擦力大，所以可以传达较大功率。V带较平带构造紧凑，并且V带是无接头的传动带，所以传动较安稳，是带传动中应用最广的一种传动。51确立计算功率查阅资料书得：计算功率为：式中：工作状况系数；计算功率；所需传达的功率，等于电动机额定功率。52确立V带的带型及带速由及小带轮转速，选择V带带型为B带。查机械设计手册得：因为，初选小带轮的基准直径：式中，滑动率，一般为1%2%，可忽视不计；大带轮的基准直径。则，带带速：因为，验算的带速适合。53确立V带的中心距a和基准长度初选中心距：计算所需的基准长度：选择带的基准长度：计算实质中心距

10、：54验算小带轮上的包角小带轮的包角小于大带轮的包角，小带轮上的摩擦力也相应的小于大带轮上的摩擦力，所以打滑只会发生在小带轮上，为了提高带传动的工作能力，有：包角大小适合。55计算带的根数为了使各根V带受力均匀，V带数目应少于10根。依据小带轮的基准直径和转速，查阅资料得：，依据，和B型带，查得：，则：单根V带的额定功率为则V带的根数为：所以取Z=3。56计算单根V带初拉力的最小值查得B型V带单位长度质量为：。则单根V带所需的最小初拉力为：所以应使带的实质初拉力：。57计算带传动的压轴力压轴力的最小值为：58确立V带截面尺寸依据确立的B型V带，则其尺寸参数为：节宽，顶宽，高度，横截面积，棱角。

11、六、V带带轮的设计及计算61选择带轮资料常用的带轮资料为HT150或HT200，转速较高时可选择铸钢或钢板冲压焊接而成，小功率可采纳铸铝或塑料。本题选择HT200为带轮资料。62选择带轮构造形式对于小带轮，因为，选择V带轮为腹板式，以以下图。63确立带轮的轮槽查阅资料得：。七、齿轮传动7.1高速级齿轮计算7.1.1选定齿轮种类、精度等级、资料及齿数已选直齿圆柱齿轮传动，爬式加料机数度不高，应采纳8级精度选择小齿轮资料为40Cr（调质），齿心硬度为280HBS，齿面硬度为50HRC，大齿轮资料为45钢（调质），齿心硬度为240HBS，齿面硬度为45HRC。选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z220

12、5.96119.2，取整z2120。7.1.2按齿面接触强度设计试选载荷系数为Kt1.4小齿轮的转矩：T1TA49.79N?m1选取齿宽系数d1查得资料的弹性影响系数ZE189.8MPa2查得：小齿轮的接触疲惫强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的接触疲惫强度极限Hlim1550MPa。应力循环次数：8N160nAjLh60408.571583002.942107N260nBjLh6068.551583004.93610取接触疲惫寿命系数：KHN10.97KHN21.02取无效率为1%，安全系数S1.1。则：HHKHN1lim1SKHN2lim2S0.97600MPa1.1529.11.02

13、550510MPa1.1试计算小齿轮分度圆直径d1t，带入H中较小的值：2d1t2.323KtT1?i21?ZEdi2H3189.822.3231.549.79105.961mm15.9651053.30mm计算圆周速度：vd1tnA53.30408.571.14m/s601000601000计算齿宽：b?d1t153.30mm53.30mmd计算齿宽齿高之比：d1t53.302.665mt20z1h2.25m2.252.6655.9963mmtb53.308.89h5.9963依据v1.14m/s，8级精度，查得动载系数：K1.15v直齿轮，KHKF1，使用系数KA1依据8级精度，小齿轮相对

14、支承对称部署时，1.346KHb1.346，查得KF由h8.89，KH1.29。故载荷系数：KKKKK11.1511.3461.5479AVHH按实质的载荷系数校订所得的分度圆直径：d1d1tK53.3031.547955.11mm?31.4Kt计算模数：md155.11mm2.76mmz2017.1.3按齿根曲折强度设计查得小齿轮的曲折疲惫极限：500MPaFE1查得大齿轮的曲折疲惫极限：380MPaFE2取疲惫寿命系数：KFN10.9KFN20.93计算曲折疲惫许用应力：取曲折疲惫安全系数S1.4，得：KFN1FE1F1SFKFN2FE22S0.9500MPa321.43MPa1.40.9

15、380244.29MPaMPa1.4计算载荷系数：KKKKK11.1511.291.4835AVFF查得齿形系数和应力校订系数：Y2.8YSa11.55Fa12.1741.804YFa2YSa1YFa1YSa12.81.550.01350321.43F1YFa2YSa22.1741.8040.02718F244.292取数值较大的，即0.02718。设计计算：2TYY21.483549.793K1Fa10m3Sa0.02718mm2.16212z1F20对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算的模数m大于齿根曲折疲惫强度计算的模数，因为齿轮模数m的大小主要取决于曲折强度所决定的承载能力，而齿面接触

16、疲惫强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径相关，可取标准值m2.5mm。算出小齿轮齿数：z1d153.30z22。21.3，取整得m2.51z225.96131.12取整得：z132。227.1.4几何尺寸计算计算分度圆直径：d1z1m222mm44mmd2z2m1322mm264mm计算中心距：ad1d244264mmmm22计算齿轮宽度：bd154mm54mm取B54mm，B59mmd1217.2低速级齿轮计算已选直齿圆柱齿轮传动，爬式加料机的速度要求不高，应采纳8级精度选择小齿轮资料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮资料为45钢（调质），硬度为240HBS。选小齿轮齿数为z20，

17、大齿轮齿数z204.5891.6取整z92。3447.2.1按齿面接触强度设计试选载荷系数Kt1.4小齿轮的转矩NmT3TB285.59?1查得资料的弹性影响系数ZE189.8M1选取齿宽系数2dPa查得小齿轮的接触疲惫强度极限MPaHlim3600，大齿轮的清除疲惫强度极限Hlim4550MPa。应力循环次数：7N3N24.09107N460ncjLb6014.971583001.07810取接触疲惫寿命系数：KHN31.02KHN41.15计算接触疲惫许用应力：（取无效率为1%，安全系数为S=1.1）H3KHN3lim31.02600MPa556.36MPaS1.1H4KHN4lim41.

18、15550MPa575.0MPaS1.1试计算小齿轮分度圆直径:2t1ZE33d3t2.323KT?i?i3Hd21.5285.594.581189.8mm2.32mm314.58556.36计算圆周速度：dn91.2068.553tBvmsms601000601000计算齿宽：bd?dM192.20mm91.20mm计算齿宽齿高之比：md3t91.204.56z3t20h2.25t2.254.56mm10.26mmmb91.20h8.8910.26依据v0.33m/s，8级精度，查得动荷载系数Kv1.0，直齿轮，KHKF1,使用系数KA1。依据8级精度，小齿轮相对支承对称部署时，KH1.35

19、8。b8.89KH1.358，查得由h1.28，故载荷系数：KFKKKKK11.011.3581.358AvHH按实质的载荷系数校订所得的分度圆直径：d3K31.358391.20mm88.23mmd3tKt1.5计算模数：md388.23mm4.41mmz3207.2.2按齿根曲折强度设计查得小齿轮的曲折疲惫极限：FE3500MPa查得大齿轮的曲折疲惫极限：FE4380MPa取疲惫寿命系数：KFN30.93KFN40.98计算曲折疲惫许用应力：取曲折疲惫安全系数:S1.4,得：FFKFN3FE33SKFN4FE4S0.93500MPa350498380MPa266MPa4计算载荷系数：K11

20、.011.281.28KAKvKFKF查得齿形系数和应力校订系数:YFa32.8YSa31.55Y2.19Y1.782Fa4Fa4YFa3YSa32.81.550.0124350F3YFa4YSa42.191.782取数值较大值0.014670.01467F42662KT3YFaYSa3m3321.38285.59100.01467mm3.0722z3F120取标准值m3mm，算出小齿轮齿数z3d391.2030.4，取整z330，m3z4304.58137.4，取整z4137。7.2.3几何尺寸计算计算分度圆直径：dz3m303mm90mm3d4z4m1373mm411mm计算中心距：ad3

21、d490411mm250.5mm22计算齿轮宽度：bdd3190mm90mm取B90mm，B395mm。4八、轴的设计（输出轴（C轴）的设计）1、输出轴上的功率Pc1.97kW，转速nc14.97r/min，转矩Tc1256.75N?m。2、求作用在齿轮上的力2Tc21256.75Ft3N6115.57Nd4411103、拟订轴上部件的装置方案经过对传动装置的分析初步拟订输出轴的装置方案以以下图：4、初步确立轴的最小直径取轴的资料为45钢，调质办理，查表取110，则：A0c1.97mm55.95mm31103dmin0P14.97Anc轴上会有两平键用来定位，会减少轴的承载能力，应适合放大轴径

22、，输出轴的最小直径明显是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩TcaKATC，考虑到转矩变化比较小，故取KA1.3，则：TcaKATC1.31256.75N?m1633.775N?m依据计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，采纳WH8型滑块联轴器，其公称转矩2000N?m。半联轴器的孔径可以取55mm。故最小直径取55mm,半联轴器长度L112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1110mm。5、轴的构造设计依据装置方案图可画出轴的简图以以下图：已经确立dAB55mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求，AB轴段右端需制出一轴肩，故取

23、BC段的直径dBC58mm，LBC60mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L110mm故取AB段得长，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，1度应比L1略短一些，现取LAB107mm。因轴承只承受径向力作用，应采纳深沟球轴承，依据dCD60mm，采纳深沟球轴承6212，其尺寸为：dDT6011022，故：60mm，而mmmmmmdCDdHILHI39mm。右端转动轴承采纳轴肩定位，故取LGH38mm查得6212的轴肩定位高度为5mm,所以取：dGH70mm。取安装齿轮处的轴径dEF65mm。齿轮左端与轴承之间采纳套筒定位，该段直径dDE63mm，长度LDE49mm。已知齿轮宽度为100

24、mm，故取LEF99mm。齿轮的右h9dFG端采纳轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取，所以轴肩处的直径83mm，轴肩宽度LFG10mm。依据轴承端盖的装拆及便于对轴承增加润滑脂的要求，故取LCD39mm。至此，已初步确立了轴的各段长度和直径。齿轮与轴的周向定位均采纳双圆头平键。按dEF65m查得平键尺寸：bhld18mm11mm64mm，键槽用键槽铣刀加工；同时为了保证18mm优异的对中性，应选择齿轮与轴的配合为H7；相同，半联轴器与轴采纳半圆头平键，尺n6H7。寸为16mm10mm92mm16mm，半联轴器与轴的配合为k6对所选的平键进行校核：2Tp，此中：k0.5h，lL。pkld2TC

25、21256.751000p171.018MPakld5.599652TC21256.751000p253.388MPakld810755依据轴的资料为45钢，查得p100120MPa，故所选平键适合。查得F、G、H处轴肩圆角半径为2.5，其余均为2.0。第一依据轴的构造图做出轴的计算简图。算出简支梁轴的支撑跨度，再做出弯矩图、扭矩图。以以下图所示：从轴的构造图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面W是轴的危险截面。计算得出轴上载荷参数，以下表。载荷水平面H垂直面V支座反力FNH13964NFNV11443NFNH24143NFNV11508N弯矩MH366.67N?mMV133.49N?m总弯矩M2

26、2MHMV390.21N?m扭矩T1256.75N?m按弯扭组合应力校核轴的强度，以往只校核承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。取0.6，轴的计算应力：2222M1T3902100.61256750MPacaW39.3030.165依据已选定轴的资料为45钢，调质办理，查得60MPa，ca，故安11全。九、轴承的校核1、轴承的受力径向力：Fr2F1FNH1Fr22FFNH2222NV1396414434218N222NNV2414315084409轴向力等于零。2、求轴担当量载荷查得在轴向力为零时，径向载荷系数和轴向载荷系数分别为X1，Y0。查得fp1.21.8，取fp1.5。则：P

27、1fpX1Fr1Y1Fa11.5142180N6327NP2fpX2Fr2Y2Fa21.5144090N6613.5N3、验算轴承寿命计算预期寿命:58300h12000hLh采纳大的当量载荷验算，查得C112kN，则：663C112000Lh10106P2h5.4110hLh60n6014.976613.5轴承满足使用要求。十、联轴器设计联轴器用来可用来传达运动和转矩，可以有效除掉因为制造及安装偏差、承载后的变形以及温度变化的影响，使轴与轴之间的传动更加安稳。滑块联轴器属于无弹性元件的挠性联轴器，因为中间滑块的质量减小且拥有弹性，因此有较高的极限转速，该联轴器构造简单、尺寸紧凑，符合本题要求

28、。依据已经计算出的减速器输出功率选择WH8型滑块联轴器。选择公称转矩。十一、卷扬机设计电动卷扬机因为操作方法不一样，其构造相差很大。我们将其分为电控卷扬机和溜放型卷扬机两类。电控卷扬机经过通电或断电以实现卷扬机的工作或制动。物料的提高或降落由电动机的正反转来实现，操作简单方便。本题采纳电控卷扬机。111钢丝绳的选择钢丝绳的种类和构造钢丝绳的种类依据钢丝绳中钢丝与钢丝的接触状态不一样又可分为：（1）点接触钢丝绳各层钢丝直径均相同，而内外各层钢丝的节距不一样，因此互相交叉形成点接触。其特色是接触应力高、表面粗糙、钢丝易折断、使用寿命低。但制造工艺简单，价格廉价。这类钢丝绳在受拉、特别是受弯时因为钢

29、丝间的点接触、造成应力集中而产生严重压痕以致钢丝疲惫断裂。（2）线接触钢丝绳由不一样直径的钢丝统制而成，每一层钢丝的节距相等，因为外层钢丝位于内层钢丝之间的沟槽内，所以内外层钢丝间形成线接触。这类钢丝绳的内层钢丝虽承受比外层钢丝稍大的应力，但它预防了应力集中，减少了钢丝间的摩擦阻力，使钢丝绳在曲折上有较大的自由度，从而明显提高了抗疲惫强度；线接触钢丝绳比点接触钢丝绳的有效钢丝总面积大，因此承载能力高。卷杨机优先采纳线接触钢丝绳。钢丝绳直径的选择钢丝绳选择多采纳安全系数法：式中，整条钢丝绳的破断拉力，单位N；卷扬机工作级别规定的最小安全系数；钢丝绳的额定拉力，单位N。钢丝绳直径：式中，钢丝绳最大

30、静拉力，N；钢丝绳选择系数。因为负载G=4000N，采纳单滑轮组，则钢丝绳承受载荷：该卷扬机工作级别为M7，查阅资料得：钢丝绳系数选择c0.123，则：选择d=8mm。钢丝绳最小拉断力：式中，n安全系数，查机械设计手册选n=7。查阅资料，本题目中钢丝绳采纳钢芯钢丝绳，钢丝绳型号选择：619（a）类6-19S-8。112卷筒的构造设计及计算卷筒的分类依据钢丝绳在卷筒上的卷绕层数分，卷筒分单层绕和多层绕两种。一般起重机大多采纳单层绕卷筒。只有在绕绳量特别大或特别要求机构紧凑的状况下，为了减小卷筒的外形尺寸，才采纳多层绕的方式。本设计采纳单层绕。卷筒绳槽的确定为了防范使用过程中钢丝绳脱槽，本题采纳深

31、槽，钢丝绳直径采纳8mm，则：式中，R槽底半径；槽深；槽的节距；钢丝绳直径。已知，则：R=4.324.8，取R=4.5mm；c=4.85.6mm，取c=5mm；t=1416mm，取t=14mm。卷筒的设计本题采纳花键连接卷筒。为了延长钢丝绳的寿命，采纳铸铁卷筒。卷筒的设计主要尺寸有节径、卷筒长度、卷筒壁厚。式中，与机构工作级别和钢丝绳构造相关的系数；依据工作环境级别为M7，查机械设计手册得：，又，则：选择。本题采纳单滑轮传动，则：式中，卷筒总长度；绳槽部分长度，；固定钢丝绳所需要的长度，一般取；两端的边沿长度，取；卷筒无绳槽部分长度，取100mm；最大起高升度，取5000mm；滑轮组倍率，取2

32、；槽的节距；附带安全圈数，以往取n1.53圈，这里取2。所以，选取。对于铸铁筒壁依据锻造工艺的要求，铸铁卷筒的壁厚不该小于12mm，取。卷筒强度计算卷筒资料一般采纳不低于HT200的铸铁，本题的卷筒无特别需要，额定起重重量不是很大，所以选择资料为HT200。本题中L=400mm，D0=230mm，符合L3D0的要求，所以只计算压应力：式中，钢丝绳单层卷绕时卷筒所受压应力；钢丝绳最大拉力；卷筒壁厚；应力减小系数，取A=0.8。许用压力，对于铸铁，铸铁抗压强度极限，查资料得，则。则：符合强度要求。卷筒轴的计算已知绳的额定拉力Fr3460N，卷筒直径D0230mm，钢丝绳的直径d8mm，查机械传动设

33、计手册，轴的材质选择45钢，调制办理，轴承采纳型号为61911深沟球轴承。卷筒轴是不动的心轴，依据受力分析可知，当钢丝绳位于右极限位置时，心轴受力较大，所以应按有极限位置进行轴的强度计算。计算时，卷筒支承作用到心轴的力，可简化为作用于轴承宽度中点的集中力。1、按扭转强度条件计算式中：扭转切应力，Mpa；轴所受的扭矩，N.mm；轴的抗扭截面系数，；轴的转速，r/min；P轴传达的功率，Kw；d计算截面处的直径，mm；许用扭转切应力，查阅资料得45号钢：；因为，则：符合要求2、按弯扭合成强度条件计算取卷筒自重F=500N，由得：所以。所以做出弯矩图，扭矩图，以以下图。所以，则轴的应力为：式中，轴的

34、计算应力，Mpa；轴所受的弯矩，N.mm；轴所受的扭矩，N.mm；轴的抗弯截面系数，；折合系数，取0.3；轴的许用曲折应力。已知，查资料得：，所以：符合条件。3、按疲惫强度计算卷筒轴的疲惫强度，即式中，钢丝绳的当量拉力；当量拉力系数。为使计算浅易，可假设Kd1。由前述可知，心轴的应力性质可以为是按脉动循环规律变化，则mnb，曲折应力为：2均匀应力m和应力幅a为mnb35.9Mpa2查资料得：K1.88，0.92，0.78，0.34，则安全系数为：S12.1Kam式中，K有效应力集中系数；表面状态系数；绝对尺寸系数；等效系数。一般疲惫强度安全系数S1.51.8，所以该轴的疲惫强度足够。4、按静强

35、度计算卷筒轴的静强度计算，需要用静强度计算拉力，可按下式求得：FjmaxFe式中Fjmax静强度计算最大拉力；动载荷系数，查手册：取1.35。查资料得：资料的抗弯信服极限则静强度计算安全系数：综上，该轴符合本设计要求。十二、小车的设计12.1轨道桥式起重机所用的轨道有铁路钢轨（P型）、起重机专用钢轨（QU型）以及方钢或扁钢，本设计采纳起重机专用钢轨（QU型）。12.2车轮车轮资料一般采纳ZG55铸钢，对于轮压较大的车轮可采纳合金钢。本题目中，资料选用45号钢。为了提高车轮的使用寿命，车轮的踏面应进行热办理，表面硬度为HB300350。淬火深度不小于15mm，并均匀的过渡到未淬火层。12.3车轮直径车轮的最大轮压：小车自重取，负载，假设轮压均布，则：，载荷率查起重机课程设计，当运行速度小于60m/min，时工作种类为中级，车轮直径选为D=350mm。十三、制动器的选择依据制动器构造特色，可分为带式制动器、块式制动器、蹄式制动器和盘式制动器四种。与其余制