毕业设计（论文）-轮轨式移动提升机传动系统设计及车架部件设计

南华大学机械工程学院毕业设计（论文）第8页共73页1绪论1.1本课题研究背景随着社会经济的不断发展，社会生产技术的不断提高，自动化生产的不断普及，对于机械工作运转效率也有了更高的要求。这其中就包括广泛用于建筑、水利、电力、道路、矿山、港口和国防等工程领域的提升机构。提升机构，顾名思义即利用外界动力，将重物提升至一定高度的机构。其在一些常用机械中也起着举足轻重的作用，其作用是不能被取代的。本设计研究的课题是--轮轨式移动提升机传动系统设计及车架部件设计。提升设备除了要对其精心设计制造，提高安装质量以及合理的使用和维护设备外，确保其可靠安全的运行，预防、杜绝事故的发生也有着极其重要的意义。而轮轨式移动提升机有着运动阻力小，快捷，方便高效的移动能力，能够大大的节约时间；通过设计过程中的可靠性计算，能够保证其运转的正常，从而确保工作过程的顺利进行；且本课题设计的轮轨式提升机能在包括室内、室外等不同环境作业，得到广泛的应用。本课题《轮轨式移动提升机传动系统设计及车架部件设计》是一门实践性与综合性较强的设计，需综合运用到各门学科知识。本次设计将使我们在理论方面和实践方面得到综合提高。锻炼我们独立思考、发现问题、解决问题、提出创新的能力。而且，提升机构，在其广泛地运用背景之下，对它的研究与改进也刻不容缓，这也正是本课题的依据及意义所在。矿井提升机的工作特点是在一定的距离内，以一定的速度往复运行。为保证提升工作高效率和安全可靠，提升机应具有良好的控制设备和完善的保护装置。提升机在工作中一旦发生机械或电气故障，就会严重地影响到正常的生产，甚至造成人身伤亡。所以熟悉提升机的性能、结构和动作原理，提高安装质量，合理使用设备加强设备维护，对于确保提升工作高效率和安全可靠，防止和杜绝故障及事故的发生，具有重大意义。1.2提升设备工作原理我国把缠绕直径在2m以上的提升设备称之为提升机械；缠绕直径在2m以下（不包括2m）的称为绞车（尽管这两者的结构基本相同）。有的国家（例如德国），把最大提升速度大于4m/s的提升设备称之为提升机械；小于4m/s的称为绞车；这些说法，都从一个侧面或一定程度上说明了提升机械的功能和特征。提升机按工作原理的不同,可分为两大类,如下图所示。一般的单绳缠绕式提升机，单绳缠绕式提升机的工作原理如图1.1。图1.1提升机工作示意图简单地说就是用一根较粗的钢丝绳在卷筒上缠上和缠下来实现容器的提升和下放运动。图1.1所示为单绳缠绕式单卷筒提升机，卷简上固定两根钢丝绳，并应使每根钢丝绳在卷简上的缠绕方向相反。这样，当电动机经过减速器带动卷筒旋转时，两根钢丝绳便经过天轮在卷筒上缠上和缠下，从而使提升容器在井筒里上下运动。不难看出，单绳缠绕式提升机的一个根本特点和缺点是钢丝绳在卷筒上不断的缠上和缠下，这就要求卷筒必须具备一定的缠绕表面积，以便能容纳下根据井深或提升高度所确定的钢丝绳悬垂长度。单绳缠绕式提升机的规格性能、应用范围及机械结构等，都是由这一特点来确定的。它的最大提升高度和最大载荷等，受现有钢丝绳的承载能力和卷筒的容绳量的限制。一般而言，当钢丝绳直径大于60mm，钢丝强度超过1700MPa时，制造较困难。同时，也会使提升机械庞大。因此，一般载重量不超过20t，一层缠绕时的提升高度不超过600m。移动式提升机是在单绳缠绕式提升机的基础上发展而来的，它是将提升设备安装在一移动平台――车架上而改装成。可由其他运输设备拖动，在矿井轨道上移动。移动式提升机又类似于汽车起重机，在工作时可放下支脚，驻锄，及上顶（用于支承矿井顶部）等辅助支承部件，在非工作状态下，可收起支脚，上顶，在其他设备帮助下移动到别处。这样做极大节省了矿井内，尤其是矿井口的有限空间，同时也可用一台提升机工作于多个矿井口。移动式提升机的主要单元可分为：电动机、减速器、制动器、卷筒、钢丝绳、车架等等。1.3矿井提升设备的分类及基本组成1.3.1矿井提升设备的分类1．按用途分类（1）主井提升设备：专门用于提升矿石。（2）副井提升设备：专门用于提升矸石、升降人员、运送材料和设备等。2．按提长机类型分类（1）缠绕式提升设备：单绳式和多绳式。（2）摩擦式提升设备：单绳式和多绳式。3．按井筒斜角分类（1）竖井提升设备。（2）斜井提升设备。4．按提升容器分类（1）罐笼提升设备。（2）箕斗提升设备。（3）矿车组提升设备（只用于斜井提升）。（4）吊桶提升设备（只用于竖井提升）。5．按拖动装置分类（1）交流感应电动机拖动提升设备。（2）直流电动机拖动提升设备。6．按提升系统的平衡分类（1）不平衡提升设备。（2）提升平衡设备。本课题所设计的移动式提升机的工作原理同于一般的单绳缠绕式提升机。1.3.2矿井提升设备的组成矿井提升设备主要由提升容器、提升钢丝绳、提升机、井架和天轮以及装卸载附属装置组成。提升机的组成工作机构——主轴装置减速器传动系统联轴器机制动器——主制动器和辅助制动器械制动系统提部制动器控制装置——液压站和气压站分测速发电机装置升保护系统护板、护栅、护罩机主电机电气电气控制装置部分电气保护系统1.4提升机发展概况从提升机的结构和品种方面的发展来看，首先出现的是单绳缠绕式圆柱形单筒提升机。1876年德国人戈培利用摩擦原理，制造出单绳摩擦式提升机。这种提升机利用一根提升钢丝绳，绳的两端分别各联一个提升容器，而提升钢丝绳则挂在摩擦轮上，摩擦轮传动时，轮上的提升钢丝绳因摩擦力而随轮一起转动，使绳上的两个提升容器一个上升，一个下降。由于摩擦轮提升钢丝绳不缠绕在轮上，提升高度与摩擦轮尺寸无直接关系。所以摩擦提升机特别适合用于较深的矿井中。以后，随着矿井生产的发展和技术的进步，缠绕式卷筒提升机和摩擦轮式提升机又各有其不同的发展。缠绕式提升机由单筒发展到双筒，为适应提升距离增加和节省电能的需要，又发展了圆锥形、圆柱形圆锥型、双圆柱圆柱锥形及单筒可分离式卷筒提升机等不同结构形式。1938年又出现了多绳摩擦式矿井提升机，这不仅扩大了摩擦提升机的应用范围，而且使提升机的结构尺寸和提升能力大幅度提高，从而为采用大提升量容器创造了条件，并提高了安全可靠性。但这种提升机真正在世界各国推广使用还是在60年代后。目前多绳摩擦轮式提升机的绳数已达到14根，最大一次提升量达到65吨，最大直径一般达到9米，绳速达35m/s。随着世界采矿业的发展，开采深度不断提高。在南非的金矿开采中，一次提升高度已达2600m，这对于一般单绳缠绕式提升机来说是不能胜任的。即使采用多绳摩擦式提升机，也出现过不少尾绳事故。后来又出现了适合超深井的双绳缠绕的布雷尔式提升机。20世纪70年代后，矿井提升机的类型和结构形式等都在日新月异地向前发展，目前，国外的提升机正向体积小、重量轻和自动化的方向发展，以适应深井和大产量的需要。2传动方案设计本课题设计题目：轮轨式移动提升机传动系统设计及车架部件设计初始设计参数：提升重量：G=4000KG提升高度：H=120m提升速度：VQ=8m/min工作类型：中级轨距：L=600mm设计要求：1、进行轮轨式移动提升机的整体设计，包括主要参数尺寸的确定，传动系统的选型及设计、计算。2、对车架部件进行设计。3、对一些零部件进行设计、验算。滑轮组提升设计：本课题采用定滑轮传动，具有结构简单，拆装方便，制造成本低等优点,如下图所示图2.1滑轮组布局图其中提升机主体部分，经过分析，最终确定减速器部分第一级采用2K-H行星传动，第二级采用K-H-V传动。即减速器部分设计方案如下图所示：图2.2减速器设计传动示意图其中Z1为行星轮，销轴固定，通过偏心结构即H结构带动行星轮做小半径的公转，以此跟与卷筒固定的内齿轮Z3工作装置的设计计算3.1钢丝绳3.1.1钢丝绳的材料及制造钢丝绳是起重机械中使用最为广泛的传动挠性件。其优点是：卷绕性好、承载能力大、自重轻、运行时平稳无噪音，适于高速传动；弹性好、强度高、过载能力强，工作时一般不会发生突然断裂，比较可靠。因而，获得广泛应用。钢丝绳是由许多直径为0.5～2mm高强钢丝绕编而成。钢丝的材料通常采用优质碳素钢，其含碳量约为0.15%～0.18%，含硫磷量不大于0.03%，拉伸强度极限通常为1400～2000N/mm2,特殊情况下可达2400N/mm2。起重机中使用1600～1800N/mm2的较适宜。钢丝的品质根据内弯次数的多少分为特级、Ⅰ级及Ⅱ级。起重机采用Ⅰ根据不同的使用目的，其结构和绕编方式各不相同，起重机采用双重绕钢丝绳。3.1.2钢丝绳的种类钢丝绳根据不同的结构和编绕方式而有不同种类。1.钢丝绳的捻绕次数（1）单绕绳图3-1所示，单绕绳是由若干层钢丝绳依次围绕一根钢芯绕制而成。这种钢丝绳的构造最简单，其特点是刚性大，挠曲性差，不宜用作起重绳，可用作起重机的桅索、拉索和架空索道的承载索等。（2）双绕绳图3-2所示，双绕绳是先由钢丝拧成股，然后再将股拧成绳。这种钢丝绳挠性较好，是起重机常用绳。（3）三绕绳图3-3所示，三绕绳是把双绕绳作为股，再由几股拧成绳。这种钢丝绳挠性特别好，但由于制造复杂，并且钢丝较细，容易磨损折断，起重机中一般不用。图3.1点接触股图3.2双绕绳图3.3三绕绳2.钢丝绳的捻制方法（1）顺绕绳图3.4a所示，钢丝绳绕成股与股绕成绳的方向相同。这种钢丝绳挠性好，表面光滑，使用寿命长，但容易自行松散和扭转。因此它只能用于经常保持张紧状态的地方，如小车运行机构的牵引绳。（2）交绕绳图3.4b所示，钢丝绳绕成股与股绕成绳的方向相反。其挠性与使用寿命都较顺绕绳差。但由于股与绳的扭转趋势相反，克服了扭转和易松散的缺陷，故在起重机中使用较广。（3）混绕绳图3.4c所示，即一半顺绕，一半交绕。因工艺复杂，极少应用。图3.4钢丝绳的绕向a．顺绕绳；b.交绕绳；c.混绕绳3.股的形状（1）圆股绳图3.3所示，钢丝绳中的股为圆形。制造方便，一般常用。（2）异形股绳图3.5所示，钢丝绳中的股呈三角形、椭圆形及扁圆形等。这种钢丝绳与滑轮槽和卷筒槽接触良好，使用寿命长，但制造复杂。图3.5异型股钢丝绳a．三角股钢丝绳；b.椭圆股钢丝绳；c.扁股钢丝绳（3）多股不扭转绳图3.6所示，钢丝绳中各相邻层股的捻向相反。这种钢丝绳在卷筒上接触表面较大，抗挤压强度高，寿命长，而且受力时其自由端不会发生旋转。特别适宜于用作起升高度特大的自升式塔式起重机的起升钢丝绳。图3.6不扭转钢丝绳的构造与抗扭机理a.4种多层不扭转钢丝绳构造示意图b.不扭转钢丝绳内外层绳股的捻向及其抗扭特性形成的机理示意图4.钢丝绳中钢丝与钢丝的接触状态（1）点接触钢丝绳图3.7a所示，绳股中各层钢丝直径均相同，而内外各层钢丝的节距不同，因而相互交叉形成点接触。缺点是接触应力高，表面粗糙，易破断，使用寿命低。但因其制造工艺简单，价格低廉，曾广泛用于起重机中，先逐渐被线接触钢丝绳索代替。图3.7二种接触的钢丝绳a.点接触；b.线接触（2）线接触钢丝绳图3.7b所示，绳股由不同直径的钢丝绕制而成。通过断面几个尺寸的适当配置，使每一层钢丝的节距均相等，并使外层钢丝位于内层钢丝绳之间的沟槽内，内外层钢丝互相接触在一条螺旋线上，形成线接触。这种钢丝绳消除了点接触钢丝绳所具有的二次弯曲应力，可降低工作时总的弯曲应力，承载能力高，而且挠性好，耐腐蚀，使用寿命长，在起重机得到了日益广泛的应用。线接触钢丝绳根据绳股断面的结构又可分为三种形式：=1\*GB3①西尔型图3.8a所示，又称外粗式，代号为X。这种钢丝绳股中，外层钢丝粗，内层钢丝细，同一层钢丝的直径相同。其特点是耐磨性好，但挠性较差。=2\*GB3②瓦林吞型图3.8b所示，又称粗细式，代号为W。这种钢丝绳股的外层由不同直径的钢丝组成，配置的细钢丝同时保持与三根相邻钢丝接触，其断面填充系数高，挠性好，承载能力大，是起重机常用的形式。=3\*GB3③填充型图3.8c所示，代号为T。在股中内外层钢丝形成的沟槽中填充细钢丝，断面填充系数高，增加了承载能力。（3）点、线接触钢丝绳图3.9所示，这是一种混合结构的钢丝绳。如图所示其外面为西尔型，里面是是点接触。图3.8线接触股图3.9点、线接触绳a．西尔型；b.瓦林吞型；c.填充式钢丝绳3.1.3钢丝绳的选用钢丝绳的选择包括钢丝绳结构型式的选择和钢丝绳直径的确定。1.钢丝绳结构型式的选择绕经滑轮组和卷筒的机构工作钢丝绳应优先选用线接触钢丝绳。在腐蚀性环境中应采用镀锌钢丝绳。钢丝绳的性能和强度应满足机构安全工作的要求。一般情况下，单根的钢丝绳右捻和左捻在使用上并无区别，但由于穿绕双联滑轮组时要求使用右捻，以使之正确的卷绕于同一卷筒上。顺向捻的钢丝绳表面较平整，也较柔软，具有良好的抗弯曲疲劳性能，因此比较耐用。其缺点是：绳股容易松开，绳头必须扎紧；悬吊重物时容易旋转，极易卷曲扭结，故在吊装中不宜采用。交互捻钢丝绳与顺向捻钢丝绳相反，虽耐用程度较差，但是使用方便。一般采用W型，耐磨性能较高。由于钢丝绳捻绕方向的不同，其特点和采用范围也有所不同，为了使用上的方便，避免使用过程中钢丝绳扭转纠缠，故在起重机、滑轮组等起吊装置中，多采用交互捻的钢丝绳为合适。2.钢丝绳直径的确定据已知：=G=4000Kg×9.8N/Kg查《起重运输机械》表2-2初选定多层卷绕、圆股线接触钢芯钢丝绳。其结构形6W（19）+7X7。根据GB/T3811-1983计算：（1）、按选择系数C确定钢丝绳直径d(mm)（3.1）式中d—钢丝绳的最小直径C—选择系数(mm／)。Fmax⁡—钢丝绳最大工作静拉力(N)选择系数C的取值计算：（3.2）式中：n—安全系数．按《机械设计手册-2》表8.1-8选取。K—钢丝绳捻制折减系数，按《机械设计手册-2》表8.1-9~表8.1-33选取；ω—钢丝绳充满系数。σb—钢丝的公称抗拉强度（N/mm2）,按<<机械设计手册-2>>表8.1-9~有设计要求，工作等级为中级，取M7，继而查表得：n=7K=0.92ω=0.46σb带入式（3.2）则据式（3.1）得圆整取d为26mm。3.钢丝绳强度校核：本课题所设计装置中钢丝绳所受最大拉力为：（3.3）有所选钢丝绳的类型及工作等级，确定k=6，∅=0.8代入式（3.3）得查表《机械设计手册-2》表8.1-10，当取d=26，公称抗拉强度为1470MPa钢丝绳的所受最小破断拉力为3.53×105N。由于2.77×105N<3.53×105N，因此，强度满足。故钢丝绳的标记为钢丝绳6×19W+7×7-26-Ⅰ-光-右交GB1102-743.1.4延长钢丝绳使用寿命的途径所谓钢丝绳的寿命，就是达到报废标准的使用期限。钢丝绳在使用一段时间之后，首先是表面的钢丝被磨损及产生疲劳破断。根据使用规范规定，钢丝绳任何一股的捻距破断钢丝达到规定的数值时，钢丝绳就应该报废，换用新的钢丝绳。为了延长钢丝绳的使用寿命，除了选用合适的钢丝绳构造型式外，可以采取下述几方面的措施：(1).提高安全系数n，也就是降低钢丝绳的应力；(2).选用较大的滑轮与卷筒直径；(3).滑轮槽的尺寸与材料对于钢丝绳的寿命有很大的影响。理想的滑轮槽半径约为R=0.53d，R太大使钢丝绳与滑轮槽接触面积减小，R太小有将钢丝绳卡死的毛病。滑轮及卷筒的材料硬度过高，对于钢丝绳寿命不利。铸铁较铸钢有利，但用硬度过低的铸铁又会使滑轮或卷筒容易磨损，磨损下来的粉末会使钢丝绳受到研磨，缩短钢丝绳的寿命。近年来有在滑轮槽底镶以铝或卡普龙衬垫的，据说可以大大延长钢丝绳寿命；(4).尽量减少钢丝绳的弯曲次数，即不要使钢丝绳通过太多的滑轮（在选用滑轮组的型式及倍率时予以考虑），并且尽量避免使钢丝绳反向弯曲，因为反向弯曲对钢丝绳寿命更为不利。此外，仔细的维护保养，例如定期润滑，对于延长钢丝绳的寿命（石墨和凡士林的混合物）。润滑前需用钢丝刷去绳上污物，并用煤油清洗，润滑时要将润滑油加热到80摄氏度以上，使油容易渗到钢丝绳的内部。一般情况下，禁止将两根钢丝绳接起来使用。3.1.5钢丝绳端头的固结方法钢丝绳在使用时必须与其他零件联接才能传递载荷，常用的联接方法有如下几种：(1).编结法图3.10a所示，将钢丝绳末端绕过心形套环后，绳头打散，分别编插入工作分支各股中，然后用细钢丝绳扎紧。捆扎长度l=（20～25）d，d为钢丝绳直径。同时不应小于300mm。这种方法对直径大的钢丝绳效果较好。联接处的强度约为钢丝绳自身高度的75%～90%。(2).楔形套筒法图3.10b所示，用特制的钢丝绳斜楔块固定，方法简便。联接处的强度约为钢丝绳自身强度的75%～85%。(3).灌铅法图3.10c、d所示，将钢丝绳末端拆散，穿入锥形衬套内后弯成钩状，然后灌铅固结。此法联接强度高，与自身强度大致相同，但操作复杂，较少采用。(4).绳卡固定法图3.10e所示，钢丝绳绕过心形套环后用专用的钢丝绳卡固定。绳卡底板须扣在钢丝绳的工作段上，U形螺栓扣在钢丝绳的尾段上，联接处得强度约为钢丝绳自身强度的80%～90%。当d15mm时，可用三个绳卡；16d20时用四个；20<d≤26时用五个；d26时用六个。绳卡的型号及安装间距可查阅有关手册。(5).铝合金压头法图3.10f所示，将钢丝绳端头拆散后分为六股，各股留头错开，留头长度不超过铝套长度，并切去绳芯，弯转180°图3.10钢丝绳端头的固定方法a.编结法；b.楔形套筒法；c、d.锥套灌铅法；e.绳卡固定法；f.铝合金压头法3.2滑轮滑轮是用来改变挠性件（钢丝绳）运动方向并平衡挠性件（钢丝绳）分支拉力的承载零件。其作用是：用来导向和支承，以改变钢丝绳的走向；组成滑轮组，达到省力或增速的目的。3.2.1滑轮的种类在起重机中滑轮按用途分类，一般可分为定滑轮、动滑轮、滑轮组、导向滑轮和均衡滑轮等。图3.11各式滑轮及滑轮组（1）定滑轮（图3.11a）装在固定心轴上的滑轮。主要用以改变钢丝绳作用力方向，亦可用作平衡滑（2）动滑轮（图3.11b）装在移动心轴上的滑轮。工作时随载荷的起落而升降，同时又绕自身的心轴移动。用以达到省力的目的，但不改变钢丝绳作用力方向。（3）滑轮组（图3.11c）钢丝绳依次绕过若干定滑轮和动滑轮组成的装置称滑轮组。用来改变倍率，达到省力及减速的目的。（4）导向滑轮（图3.11d）用以改变钢丝绳方向并可沿心轴滑动的滑轮。可起到排绳器的作用。（5）平衡滑轮（图3.11e）平衡两支钢丝绳拉力的滑轮。可使各钢丝绳受力相同。3.2.2滑轮的材料根据加工方法的不同，可分为铸造滑轮和焊接滑轮。滑轮一般由轮缘、轮辐和轮毂三部分组成，其构造如图3.12所示。滑轮的材质影响钢丝绳的寿命，如果滑轮急速磨损在绳槽上产生压痕就表明钢丝绳压在滑轮上接触压力过大，滑轮上一旦产生压痕，将会加剧别处绳的磨损，为了防止产生压痕，可通过加大滑轮直径、增加滑轮数目、采用较硬的耐磨件及性能较好的金属制造的滑轮来改善其工作状况，滑轮材料一般有以下几种：图3.12滑轮的结构形式a.铸造滑轮；b.焊接滑轮1.铸铁（如HT150）滑轮价格便宜，易于加工，并且由于它的弹性模数较低，使挤压应力较小，有利于延长钢丝绳寿命。主要缺点是轮缘易破碎，寿命短。因此在工作繁重、冲击大及不便检修的地方不宜采用。2．铸钢滑轮目前多用，常用材料有ZG230～450和ZG270～500等，强度和冲击韧性都很高。3.球墨铸铁（如QT1400～15）滑轮有一定的强度和韧性，不易脆裂，有利于提高钢丝绳使用寿命，可用来代替铸钢，但铸造质量不易保证。4.焊接滑轮钢材可选用焊接性能浩的Q235钢。焊接滑轮重量轻，仅为铸造滑轮的1/4.近年来，大尺寸单件生产的滑轮愈来愈多的采用焊接代替铸造，焊接滑轮轮缘可用扁钢或角钢压成，由两块或几块拼接。5.铝合金滑轮重量轻，硬度低，有利于延长钢丝绳使用寿命，但是价格较贵，用在要求滑轮重量很轻的地方，如臂端滑轮采用铝合金还是比较经济的。6.塑料滑轮目前国外已采用多种不同材质的聚合材料制造滑轮，形成了系列标注。这种滑轮重量轻、耐磨性好，制造工艺简单，造价较低，很有发展前途，其缺点是受温度影响，硬度、刚度较小，刚度变化比较大，容易变形。本次设计采用铸钢滑轮。3.2.3滑轮主要尺寸的确定滑轮的主要尺寸为滑轮槽底部直径D（即滑轮的名义直径），如图3.13所示，D值的大小直接影响钢丝绳的使用寿命，因而设计时应合理选用。一般情况下滑轮直径不应小于允许的最小值。即：图3.13滑轮主要尺寸(3.4)式中:—按钢丝绳中心计算的滑轮（或卷筒）的最小卷绕直径,单位(mm)h—与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，按表3-1选取d—钢丝绳的直径，单位(mm)表3.1系数h（GB/T3811-1983）机构工作极别h值M1~M314M416M518M620代入数据有（20-1）26=494mm根据《非标准机械设备设计手册》表6-7，滑轮代号可选WJ06201，具体尺寸如表3-3所示：滑轮代号钢丝绳直径d/mm主要尺寸推荐轴承型号参考质量/kgRbWfBWJ06201QUOTE19～23.554052112.5544210951089021933.7表3-3滑轮的主要尺寸3.3卷筒3.3.1卷筒的构造卷筒是卷绕和容纳钢丝绳的部件。通过对钢丝绳的收放，可把原动机的驱动力传递给钢丝绳，并将原动机的回转运动变为直线运动。卷筒一般由三部分组成，即筒壳、支轮及支环。筒壳是卷筒的直接承载部件；支轮是支撑筒壳和传力的部件；支环是为了增加筒壳的稳定性。1．卷筒的形式卷筒的形状一般为圆柱形，特殊要求的卷筒也有制成圆锥形或曲线形的。在起重机械中主要是采用圆柱形的钢丝绳卷筒。按钢丝绳在卷筒上卷绕层数可分为单层卷绕卷筒和多层卷绕卷筒。单层卷绕卷筒表面通常切有螺旋形绳槽，钢丝绳依次排列其内（图3.14a）。绳槽节距比钢丝绳直径稍大，绳槽半径也比钢丝绳半径稍大，这样既增加了钢丝绳与卷筒的接触面积，又可防止在卷绕过程中相邻钢丝绳间的相互摩擦，从而延长钢丝绳的使用寿命。卷筒绳槽尺寸已有标准，可查阅相关手册。多层卷绕卷筒（图3.14b）容绳量大。主要用于起升高度很大，卷筒长度又受到限制的提升机构。采用尺寸较小的多层卷绕卷筒对于减小机构尺寸十分有利。多层卷绕的卷筒多采用不带螺旋槽的光面卷筒，卷筒的两端必须带有侧板，以防钢丝绳侧向滑移。侧板的高度应比最外层钢丝绳高出1～2.5d。但多层卷绕卷筒的钢丝绳所受的挤压力大，相互间摩擦力大，钢丝绳寿命降低，也容易产生乱绳现象。此外，当卷绕层数较多时，在绳索张力不变的情况下，卷筒的载荷力矩将随卷筒上钢丝绳层数的多少而变化，从而使机构载荷力矩不稳定。图3.14钢丝绳卷筒图3.15焊接卷筒a.螺旋槽卷筒；b.光面卷筒按制作方式可分为铸造卷筒（图3.14）和焊接卷筒（图3.15）。2．卷筒的材料和制造铸造卷筒一般采用不低于HT200的灰铸铁铸造，重要的卷筒可用不低于QT450-10的球墨铸铁铸造。采用铸钢时应不低于ZG230-450，铸钢卷筒并不能使壁厚减少很多，且工艺复杂成本高，因而较少采用。焊接卷筒主要用于大直径的卷筒，多用Q235钢板弯成筒形焊接而成。小直径的卷筒也可采用无缝钢管制造。焊接卷筒与铸造卷筒相比，自重可以大大减轻，也适用于单件生产。3.3.2卷筒的失效形式及其原因卷筒筒壳的损坏是矿井提升机普遍存在的问题。卷筒的失效形式主要有：卷筒筒壳的损坏是指筒壳在工作过程中产生较大的变形，并在局部地方开裂，以致不能正常工作。卷筒筒壳的开裂形式有(见图3.16)沿筒壳圆周方向局部开裂(占多数)；沿卷筒的法兰盘(也称丈轮)或支环处局部开裂(占多数)；沿焊缝开裂或开焊；沿筒壳上螺钉孔周围开裂；沿筒壳轴线方向局部开裂(占少数)等等。图3.16筒壳的裂纹形式（示意图）沿筒壳圆周方向局部开裂沿焊缝或支环外局部开裂造成筒壳变形和开裂的主要原因有：理论计算中的误差过大；结构设计上的某些不合理，加工装配上的缺陷；使用利维护上的不合理，钢板材质上的缺陷等等。所以，对于每一个具体的筒壳开裂问题，应对下列情况进行分析：=1\*GB3①产品的技术性能、结构形式和有关的设计计算资料；=2\*GB3②加工装配质量和安装质量；=3\*GB3③产品使用的历史情况和现状，特别是使用过程中的负荷变化情况，如未满负荷使用的时间，满负荷使用的时间，是否有超负荷使用的现象，超负荷程度和使用时间的长短，非常载荷出现的次数；=4\*GB3④设备在使用过程中的维护情况；=5\*GB3⑤筒壳在开裂前的征兆(如变形和发响等)和开裂过程，等等。3.3.3卷筒的计算1、卷筒的几何尺寸单层绕卷筒表面通常切出导向螺旋槽，绳槽分标准槽与深槽两种形式。一般情况都采用标准槽。当钢丝绳有脱槽危险（例如抓斗起升机构卷筒，钢丝绳向上引出的卷筒）以及高速机构中，采用深槽。图3.17卷筒槽形本次设计采用光筒，不用开槽。卷筒的名义直径DD=(h-1)d(3.5)式中D——卷筒名义直径d——钢丝绳直径h——与机构工作级别和钢丝绳结构相关的系数本次设计选取h=20则有：D=(20-1)×26=494mm类型A型，据最小直径D，查《机械设计手册-2》表8.1-50，取标准值630mm.卷筒的长度L图3.18卷筒长度示意图=1\*GB3①单层单联卷筒（3.6）式中H—起重机最大起升高度；m—为滑轮组倍率；—钢丝绳附加安全圈数，一般取1.5～3圈；QUOTE—卷筒的计算直径（钢丝绳截面中心距），即QUOTE=D+d。=2\*GB3②多层卷绕卷筒（《矿井提升机械设备》公式3-7）式中——无绳槽的卷筒端部尺寸，按需要定；——固定绳尾所需长度，≈3P；——中间光滑部分长度；n——卷绕层数；——错绳圈数，取2~4圈；QUOTE——平均缠绕直径，=（3.7）——绳圈间的间隙，取2~3mm,但应保证不咬绳。本次设计针对的是工作于矿井的提升机,工作环境狭小,必须尽量减小自身的体积,故采用多层卷绕。所以初选n=3层，计算和L===681.68mm（3.8）==394.1mm考虑到钢丝绳在卷筒上排列可能不均匀，应将卷筒长度增加则取L=490mm3）卷筒的厚度钢卷筒≈dmm铸造卷筒≈0.02D+（6~10）≥12mm本次设计采用铸造卷筒，故有=0.02×710+6=20.2mm≥12mm卷筒标记A630490-15-240JB/T9006.2-19992、卷筒的强度校核卷筒强度计算根据受力情况来具体决定，卷筒壁主要承受钢丝绳缠绕所产生的压缩应力。此外，还承受扭转和弯曲应力。当L≤3D时，弯曲与扭转应力的合成应力不超过压缩应力的10～15％，故可以只按照压缩应力计算。=A≤[]（MPa）式中A—与卷筒有关的系数；表3-4系数A的选择卷绕层数n123≥4系数A11．41．82——钢丝绳最大静拉力，单位N；P——卷筒绳的绳距，单位mm；（无槽P=d）——卷筒的壁厚，单位mm；——许用压应力，单位MPa；其中，钢：=，—屈服强度；铸铁：=，—抗压强度。=A=1.8=74.64(MPa)===333.33MPa故有≤卷筒强度满足要求。3.3.4钢丝绳在卷筒上的固定纲丝绳在卷筒上的固定必须十分可靠，便于检查和装拆，避免在固定处使钢丝绳受到过分的弯曲，目前采用的固定方法有以下几种。用压板固定利用压板和螺栓同定绳尾，这种方法构造简单，装拆方便，便了观察和检查，安全可靠，目前最常用，在用于多层绕时，一般采用图（3-17a）的形式。用长板条固定(图3.17c)在铸造卷筒的筒体上留有固定钢丝绳绳尾用的穿孔，在孔内装上凸头板条，板条下面有纵向绳槽，板条用螺钉压紧。这种方法可使卷筒缩短，但是卷筒构造复杂。用楔子固定（图3.17d)钢丝绳绕在楔子上，并与楔子一起装入卷筒的楔孔内，在钢丝绳拉力作用下被楔紧。楔子的斜度—般为1：4~1：5，以满足自锁条件。这种方法卷筒构造复杂。不便于钢丝绳更换，但可以用于多层绕。图3.19钢丝绳在卷筒上的固定4动力装置的设计计算起重及冶金用三相异步电动机是用于驱动各种形式的起重机械和冶金设备中的辅助机械的专用系列产品，它具有较大的过载能力和较高的机械强度，特别适用于短时或断续周期运行、频繁起动和制动、有时过负荷及有显著的振动与冲击的设备。YZ系列为笼型转子电动机，YZR系列为绕线转子电动机。起重及冶金用电动机大多采用绕线转子，但对于30kW以下的电动机以及在起动不是很频繁而电网容量又许可满压起动的场所，也可采用笼型转子。4.1电动机的工作制根据负荷的不同性质，电动机常用的工作制分为S2（短时工作制）、S3（断续周期工作制）、S4（包括起动的断续周期性工作制）、S5（包括电制动的断续周期工作制）四种。电动机的额定工作制为S3，第一个工作周期为20min。电动机的基准负载持续率JC为40%。这4种工作制简要特性如下：=1\*GB2⑴连续工作制（S1）电动机在恒定负荷下连续运行至绕组达到稳定温升，这种工作状态称为电动机的连续工作制，发热曲线见图4-1a的曲线P1。从图可见，当电动机通电之后绕组温升按指数曲线上升，随着电动机运行时间的增加，温升逐步接近于稳定温升，在稳定温升下电动机发出的热量基本上等于电动机向周围介质中散出的热量。对同一台电动机，负荷越大，稳定温升就越高。稳定温升不应高于该电动机绕组允许的温升，这就是这种电动机热容量选择的依据。图4.1各工作制下的温升曲线=2\*GB2⑵短时工作制（S2）图1.1a的P1，P2，P3三条曲线表示同一台电动机在不同功率下长期连续运行时的温升曲线，P1<P2<P3，若电动机的允许温升为τmax，那么从图可见，这台电动机能够以功率P1=3\*GB2⑶断续周期工作制（S3）这种运行方式的特点是，电动机较短时间恒负荷运行后，有一段停歇时间，但停歇时间不长，以至于绕组还为冷却至周围截至二温度，电动机又开始恒负荷运行，以后就周而复始重复这种断断续续的运行。在这种运行方式下，设启动电流对电动机绕组的温升无明显的影响，则电动机温升曲线如图1.1c表示。从图可见，这种电动机允许功率在连续工作制和短时工作制之间。=4\*GB2⑷考虑启动电流影响的断续工作制（S4），这种方式与S3类似，但在每段负荷运行的启动时间内，启动电流对电动机温升有较大影响，必须给予考虑。这一工作制的温升曲线见图1.1d。S3，S4工作制的电动机，一个循环时间包括一次运行和一次停歇，时间一般在10min以内。显然，在相同循环时间下，运行时间占循环时间的比率较大，同一电动机的允许功率小。这个时间比率称为接电持续率，通常用百分数表示，符号为JC（%）；当用小数表示接电持续率时，为书写方便可记为。提升机构的负荷特点是，启动时间较短（约1s左右），只占等速运动时间很小的比例，启动时惯性载荷较小，只有满载起升静转矩的10%～20%，电动机平均启动转矩约为电动机额定转矩的1.3～1.6倍，而且远小于电动机的倾覆转矩，因此提升机构电动机可以认为是S3工作制。4.2电动机的选择与校验=1\*GB2⑴提升机所需的稳态功率，即静功率按下式计算：（4.1）式中QUOTE—电动机计算功率，单位kW；QUOTE—提升物的最大重量,单位N；QUOTE—提升速度，单位m/min；代入数据，可得：提升总重为：=+=（4000+328.8）×9.8N=42422.24N==5.66kw 根据工作条件，查《机械设计手册2》初选YR系列的电动机，型号YR160M-4由于额定工作制（即JC=40%）下工作，功率选为为7.5KW，转速1460r/min。=2\*GB2⑵电动机的发热校验：由于起重机并不总是在满载状态下工作，各种起重机的载荷情况又各不相同，国内选择起重机起升机构电动机容量时，对工作级别较低的机构，有时选择电动机S3时额定输出功率略小于满载提升所需功率。实践证明这样选择是正确的。现对所选电动机进行发热校验:=(4.2)式中—稳态平均功率(KW)；—稳态负载平均系数，查手册选取0.8；—提升速度，单位m/s;Q—提升重量，单位N；m—电动机数量；—机构总效率.代入数据有：===5.32（kw）≤，证明校验通过.=3\*GB2⑶电动机过载能力校验(4.3)式中—电动机转矩的允许过载倍数，查《机械设计手册》QUOTE—考虑电压降及转矩允差及静在试验超载的系数，绕线异步电机为2.1；笼型电动机为2.2；直流电动机为1.4代入数据有==4.99KW≤PQUOTE，校验通过。故所选电动机型号为YR160M-4，其主要参数如下表4.1所选电动机参数型号额定功率/kw满载转速QUOTE(r/min)同步转速QUOTE(r/min)转动惯量/kgQUOTE转子绕组开路电压/vYR160M-47.5146015000.2382505传动装置的设计计算减速器作为独立部件装在卷筒的内部，减速器的输入轴经多片盘式制动器与电动机相连。减速器的输出轴与卷筒固接。5．1确定总的传动比由公式：i=其中：为电动机转速；为卷筒转速。有：QUOTE=1460r/min=QUOTE==4.04r/min式中D—卷筒直径QUOTE—提升速度故提升装置总的传动比：i===361.39经分析拟选用二级减速：第一级采用2K-H（A）型行星传动,如图5-1所示；第二级采用K-H-v少齿差行星齿轮传动。如下图：第一级2K-H第二级K-H-V图5.1一、二级减速器形式5．2多级复合轮系减速器的设计计算5.2.1确定2K-H（A）型传动的基本参数1.2K-H（A）型传动比的计算初定第一级2K-H（A）型传动比=9,采用非变位行星齿轮传动。根据总的传动比，则第二级K-H-v型少齿差行星齿轮传动比能达到较大减速作用，为=40.15。查取《行星机构传动设计》，采用角度变位齿轮传动中的正传动，可以凑合中心距、避免轮齿根切，减少齿轮机构的尺寸；减少齿面磨损和提高寿命，以及提高其承载能力。经分析图5-1减速器传动示意图，可知第一级采用2K-H（A）型行星齿轮传动，内齿轮3固定不动，齿轮1输入时，转臂H输出，则有：①②③式中：—齿轮1的转速，单位为r/min；—行星架的转速，单位r/min；—齿轮3的转速，单位为r/min。代入数据，由①②③算得：==1+P④上式④中P为A型行星机构的特性参数（也称内传动比），当给定传动比=值，那么P==-1=9-1=8⑤特性参数P值应合理地进行选取，P值太大或者太小都是不合理的。如果P值太大，或使得Z值很大；或使得Z值很小。通常内齿圈3的尺寸是受到减速器总体尺寸的限制。为了不过分地增大其外形尺寸，故Z值不能很大。而中心轮1的尺寸应考虑到其齿数Z受到最少齿数Z的限制，以及转轴装入齿轮1内的可能性，故Z值不能很小。另外，P值接近于1也是不允许的，因为这样会使得行星轮2的尺寸太小。一般，应选取P=3～8。本次取P等于8，在其范围内。2.选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按如图6-1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）提升机为一般的工作机器，速度较低，故选用7级精度（GB10095-88）。3）材料的选择由表10-1选择齿轮1材料为40（调质后表面淬火），硬度为280HBS。齿轮2材料为45钢（调质后表面淬火），硬度为240HBS；内齿轮的为45钢（调质后表面淬火），硬度为200HBS，二者材料相差20～40HBS。4）在行星齿轮传动中,初选齿轮齿数=223.确定内齿圈、行星轮的齿数和验算传动比的误差由⑤式可得=由上式可知，当选定最小齿数时，便容易求得内齿轮3的齿数值。=822≈176其传动比误差为0，所以，=176。据同心条件可求得行星轮2的齿数为=77齿轮2=774.计算传动装置的运动和动力参数1）各轴转速1轴转速1460（r/min）2轴转速162.22(r/min)2）各轴功率1轴功率=7.35（KW）3）各轴转矩电动机轴转矩4.91（N.mm）1轴转矩2.04（N.mm）上式中——为行星轮的个数；——为运转不平稳系数。5.按齿面接触强度设计由设计计算《机械设计》第八版公式（10-9a）进行试算，即1）试选载荷系数（1.2～1.4）2）计算小齿轮1传递的转矩由上可知：2.04（N.mm）3）由《机械设计》第八版表10-7选取齿宽系数=0.6悬臂布置）4）由《机械设计》第八版表10-6查得材料的弹性模量=189.85）由《机械设计》第八版图10-21d按齿面硬度查得齿轮1的接触疲劳强度极限600；齿轮2的接触疲劳强度极限550；齿轮3的接触疲劳强度极限5806）由《机械设计》第八版式10-13计算应力循环次数因为齿轮1同侧同时与三个齿轮啮合，所以单次循环接触次数为336014601（1530015）=5.913齿轮2同侧同时与二个齿轮啮合，所以单次循环接触次数2同理，单次循环接触次数也为3，7)由《机械设计》第八版图10-19取接触疲劳寿命系数=0.90；=0.95；=0.948）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得=0.9600=540(MPa)=0.95550=522.5(MPa)=0.94580=545.2(MPa)6．计算1）试算齿轮1分度圆直径=45.409取中最小值，安全系数最高。2）计算圆周速度经分析可知，在行星齿轮传动中，其圆周速度应取相对于转臂H的相对圆周速度(m/s)，值可按下列公式计算：=式中——小齿轮的节圆直径，单位mm；——小齿轮的转速，单位r/min；——转臂H的转速，单位r/min。由④可求得==162.22（r/min），节圆直径=d(中心距为标准中心距)故===3.09（m/s）3）计算齿宽0.645.409=27.245（mm）4）计算齿宽与齿高之比模数2.06（mm）齿高5.253（mm）==5.195）计算载荷系数根据=2.98m/s，7级精度，由《机械设计》第八版图10-8查得动载荷数=1.13（行星齿轮机构设计）直齿轮，=1；由《机械设计》第八版表10-2查得使用系数=1.5；由《机械设计》第八版表10-4用插值法查得7级精度、齿轮1相对悬臂布置时，=1.350。由=5.87，=1.350查《机械设计》第八版图10-13得=1.28；故载荷系数1.51.511.350=2.286）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由《机械设计》第八版式（10-2a）得=54.76（mm）7）计算模数2.48mm7.按齿根弯曲强度设计由《机械设计》第八版式（10-5）得弯曲强度的设计公式为确定公式内的各计算数值由《机械设计》第八版图10-20c查得齿轮1的弯曲疲劳强度极限500MPa；齿轮2的弯曲疲劳强度极限380MPa；齿轮3的弯曲疲劳强度极限360MPa由《机械设计》第八版图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.85，0.90，0.90计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由《机械设计》第八版式（10-12）得=303.57（MPa）=244.29（MPa）=231.43（MPa）计算载荷系数K=2.17由插值法查取齿形系数由《机械设计》第八版表10-5查得2.69；2.118，2.14查取应力校正系数由《机械设计》第八版表10-5查得1.575；1.771，1.83计算齿轮1、2、3的并加以比较0.0139560.0153550.016921比较可知，齿轮3的数值最大，故取为0.016921(2)设计计算==1.71mm由上对比可知，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，又齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关。所以取弯曲强度计算的模数1.71mm，考虑到安装条件。取为标准值m=2.5mm.=，圆整取=22；所以修改后，=P×=176，。对于2K-H（A）型齿轮传动必需考虑其安装条件：式中代表行星轮的个数，所以=，,满足安装要求。8.几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径（mm）（mm）（mm）计算中心距（mm）（mm）计算齿轮宽度=33（mm）取=38（mm）,=33（mm）,=38（mm）9.各齿轮尺寸参数表如下：表5.1一级减速齿轮参数名称代号齿轮1齿轮2齿轮3齿数Z2277176模数m/mm2.5压力角QUOTE/QUOTE202020分度圆直径d/mm55192.5440齿顶高QUOTE/mm齿根高QUOTE/mm3.1253.1253.125齿全高h/mm5.6255.6255.625齿顶圆直径QUOTE/mm60197.5445齿根圆直径QUOTE/mm48.75186.25433.75齿距p/mm7.85齿厚s/mm3.93齿槽宽e/mm3.93顶隙c/mm0.625中心距a/mm，5.2.2确定K-H-V型传动的基本参数1．K-H-V型传动比的计算经分析图6-1减速器传动示意图，可知第二级采用K-H-V型行星齿轮传动，构件V固定不动，转臂H输入，内齿轮5输出时，则有：因为在此K-H-V行星传动系统中，行星轮的自转被限制,即=0.所以：==2.选取齿轮类型、精度等级、零件的材料及热处理1）按如图6-1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）提升机为一般的工作机器，速度较低，故选用7级精度（GB10095-88）3）由表10-1查得行星轮438SiMnMo表面淬火，HRC50；内齿轮540Cr调质，HBS280；销轴GCr15淬火，HRC63。3.选取啮合角和变位系数1)计算两齿轮的齿数在K-H-V型行星齿轮传动中，其齿数差～4，本次设计取=2。式中——代表内齿轮；——代表行星轮。根据传动比计算公式==算得：考虑装配方便，内齿轮的齿数大都取偶数；行星轮齿数为奇数或偶数。故取=80，=78查《行星传动设计》第二版表14-5，根据齿数差=2，初选啮合角=，取齿轮高系数=0.5，顶隙系数=0.452）初选齿轮4的变位系数=1，根据无侧隙啮合方程式可求得内齿轮5的变位系数，即==0.8164.计算几何尺寸1）内齿轮5分度圆的直径受到卷筒外形尺寸的约束，故取，可取模数=/Z5=480/80mm=6.0mm.取m=6.0mm.2）标准中心距取=7.263）中心距分离系数4）啮合角（精确值）5）分度圆直径6）基圆直径7）齿顶圆直径齿顶压力角9）验算总传动比误差第一级行星减速器的总传动比为QUOTE第二级行星减速器的总传动比为则总的传动比为QUOTE所以减速器的传动误差为显然QUOTE，所以齿数选取合理。6.验算两个主要限制条件1）验算重合度==1.27>12）验算齿廓不重迭干涉条件又==所以==7.校核齿根弯曲强度对于渐开线少齿差行星传动，仍可用一般齿根弯曲强度公式（1）确定公式内的各计算数值计算齿轮的圆周速度经分析可知，在行星齿轮传动中，其圆周速度应取相对于转臂H的相对圆周速度(m/s)，值可按下列公式计算：=式中——小齿轮的节圆直径，单位mm——小齿轮的转速，单位——转臂H的转速，单位=节圆直径=(中心距为非标准中心距)故==选择齿宽由《机械设计》第八版表10-7选取齿宽系数=1.2(两支承相对于小齿轮做对称布置)1.2528=633.6（mm）显然不合实际，则选取=403）计算齿宽与齿高之比模数mm,齿全高,所以==1.814）计算载荷系数根据=，7级精度，由《行星传动机构设计》第二版表7-3查得动载荷数=1.25（行星齿轮机构设计）；直齿轮，取=1；由《机械设计》第八版表10-2查得使用系数=1.5；由《机械设计》第八版表10-4用插值法查得7级精度、齿轮4做对称布置时，=1.329；由=6.504，=1.329查《机械设计》第八版图10-13得=1.28；故载荷系数=2.45）查取齿形系数由《机械设计》第八版表10-5并用插值法计算得2.216；2.206）查取应力校正系数由《机械设计》第八版表10-5用插值法计算得1.768；1.787）行星轮4上的转矩，参考《行星传动机构设计》第二版公式15-3式中——输入功率，单位kW——输入速度，单位r/min——传动比，=——行星轮数目——载荷分布不均匀系数（=1.2～1.3）所以1.42（N.mm）9）计算应力循环次数因为齿轮4同侧同时与一个轮齿啮合，所以单次循环接触次数为1由《机械设计》第八版式10-13得：160162.22（1530010）=1.46齿轮5同侧同时与二个轮齿啮合，所以循环次数2计算弯曲疲劳许用应力由《机械设计》第八版图10-20c查得齿轮4弯曲疲劳强度极限520MPa；齿轮5弯曲疲劳强度极限440MPa由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.96，1.05取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由《机械设计》第八版式（10-12）得=356.57=330弯曲疲劳强度验算，由《机械设计》第八版式10-5得：合格，故设计符合要求。8.根据《行星传动机构设计》第二版表计算齿轮4、5尺寸参数表如下：表5.2第二级减速齿轮参数名称代号齿轮4齿轮5齿数Z7880模数m/mm6压力角20分度圆直径d/mm468480齿顶高/mm14.4366.54齿根高/mm4.512.396齿全高h/mm18.93618.936齿顶圆直径/mm496.872466.92齿根圆直径/mm459504.792齿距p/mm25.838齿厚s/mm12.919齿槽宽e/mm12.919顶隙/mm2.7中心距/mm7.265.3轴的结构及其轴上零件的布置1.轴的设计以及强度校核轴的结构尺寸确定：据《机械设计课程设计》式轴的最小直径：式中d——轴的最小直径；C——计算常量，据轴的材料取定（本轴采用45钢，C取110）；P——轴上传递的功率；n——轴的转速。所以：取轴的最小直径35mm,结构尺寸根据齿轮参数拟定如下图：图5.2轴上零件布置图分析轴的受力，如下图：图5.3轴一受力分析图提升机在正常工作的情况下，轴受径向力和切向力，由下图分析图5.4径向力分析简图由此分析可知，布置三个行星轮，可将三个行星轮的径向力和切向力相互抵消，只剩下所产生的力偶，即扭矩，故只分析校核扭矩，计算如下：单个齿轮：扭矩图如下所示：图5.5轴一扭矩图T=M为轴的扭矩轴所受的最大扭转切应力为：。选取轴1的材料为45号钢，许用扭转切应力［]=35Mpa，符合要求。轴上的联轴器为TL6型弹性套柱销联轴器，标记为：TL6联轴器；轴上的弹性挡圈均为A型轴用弹性挡圈，标记为：轴用弹性挡圈GB/T894.1-198640;轴上所用的轴承为6007和6008型轴承，标记为：深沟球轴承6007GB/T276-1994;深沟球轴承6008GB/T276-1994;轴上的键为普通A型平键，标记为：GB/T1096键2.轴的设计以及强度校核先确定轴二的最小直径尺寸 分析K-H-V的结构选定轴二采用偏心轴的结构其轴上零件的布置如下图：图5.6轴2结构对轴2进行校核，分析其轴上受力如下：图5.7轴2受力简图由于轴二上布置两个行星轮，轴上扭矩 所以两个行星轮上的扭矩分别为：则有所以有：又：解得：同理可解的取Y方向受力图，弯矩图如下：图5.8轴2Y方向受力、弯矩图所以最大弯矩在1、2之间，为X方向受力分析图，弯矩图如下：图5.8轴2X方向受力、弯矩图所以最大弯矩在1、2之间，为所以合成弯矩为：按第三强度理论进行校核，有：其中弯曲截面系数所以有查《机械制造工程学》表1-1，符合强度要求。轴上的弹性挡圈均为A型轴用弹性挡圈，标记为：轴用弹性挡圈GB/T894.1-198640;轴上所用的轴承为6007和6008型轴承，标记为：深沟球轴承6010GB/T276-1994;深沟球轴承6012GB/T276-1994;轴上的键为普通A型平键，标记为：GB/T1096键6车轮、卡轨器部件的设计6.1车轮设计起重机用圆柱车轮的设计包括选择基本结构型式、尺寸、踏面形状以及车轮与钢轨的匹配等，另外还有技术要求、检验标志和包装等要求。6.1.1车轮型式与尺寸1.车轮代号车轮按其轮缘的形状分为以下三种形式：=1\*GB3①双轮缘车轮：代号为SL，其尺寸见图6.1a和表6-1=2\*GB3②单轮缘车轮：代号为DL，其尺寸见图6.1b和表6-1=3\*GB3③无轮缘车轮：代号为WL，其尺寸见图6.1c和表6-1图6-1车轮参数2.踏面形状和尺寸与钢轨的匹配=1\*GB3①双轮缘车轮的踏面形状和尺寸与钢轨的匹配见图6-2a及表6-2；=2\*GB3②单轮缘车轮的踏面形状和尺寸与钢轨的匹配见图6-2b及表6-2；=3\*GB3③无轮缘车轮的踏面形状和尺寸与钢轨的匹配见图6-2c及表6-2。图6.2表6-2车轮参数表6.1.2车轮的材料及性能1.力学性能=1\*GB3①轧制车轮应选用力学性能不低于GB/T699中规定的60钢的材料=2\*GB3②踏面直径不大于400mm的锻造车轮应选用力学性能不低于GB/T699中规定的55钢的材料；直径大于400mm的锻造车轮应选用力学性能不低于60钢的材料。=3\*GB3③铸钢车轮应选用力学性能不低于GB/T11352中规定的ZG340-640钢的材料。2.热处理任何加工方法制造的车轮都应进行消除内应力（譬如，影响使用性能的热应力）处理。铸钢车轮在机加工之前应进行退火以消除内应力，并要清砂、切割浇、冒口，检查质量缺陷。轮辋应进行表面淬火，淬火前进行细化组织处理。热处理后，车轮表面状态负荷表6-3的规定表6-3车轮硬度表3.精度车轮踏面直径的尺寸偏差不应低于GB/T1801-1999中规定的h9.轴孔直径的尺寸偏差不应低于H7.车轮踏面和基准端面（其上加工出深1.5mm的V形沟槽作标记）相对于孔轴线的径向及端面圆跳动不应低于GB/T1184-1996中规定的8级。4.成品车轮的质量=1\*GB3①车轮的表面不应有目测可见的裂纹；=2\*GB3②铸造车轮表面的砂眼、气孔、夹渣等缺陷应符合表6-4的规定；表6-4缺陷标准表=3\*GB3③车轮踏面和轮缘内侧面的表面粗糙度按GB/T1031-1995的规定为Ra6.3，轴孔表面粗糙度为Ra3.2；=4\*GB3④车轮踏面和轮缘内侧面上的缺陷不允许焊补；=5\*GB3⑤车轮的切削加工表面应涂防锈油，其他表面均应涂防锈漆。5.成品车轮的内部质量对于铸造车轮，其质量应符合JB/T5000.14-2007中2级得规定。对于锻造、轧制车轮，其质量应符合JB/T5000.15-2007中Ⅲ级的规定。6.2卡轨器设计露天作业的起重机，必须安装可靠的防风卡轨器，以防起重机被大风吹走、吹倒，造成严重事故。在国内外，每年都有起重机被风吹倒的事故发生，这不仅造成较大的经济损失，而且造成重大的人身伤亡事故。因此，规定凡在露天作业的轨道式起重机都必须安装防风卡轨器。夹轨器与机车是通过夹钳轴后端的孔连接，机车行走时，拖（推）动夹轨器同步移动时，导轮在夹轨器的重量压力下可沿蛇形轨道滚动，并经引导轮支架、导钳轴带动夹轨器整体在固定轴沿轨道面浮动。自动夹轨器可自动将起重机锁定在轨道上，以防止受意外推力时而滑动。夹轨器在大车行走状态自动开启，其它状态自动夹紧。控制系统采用西门子PLC控制。在不改变原机操作动作的前提下，通过PLC系统将起重机行走机构的行走与停止、制动器的开启与制动、夹轨器的开启与夹紧等动作实行自动控制，提高了整机稳定性及安全性。自动夹轨器由机械夹轨钳、液压泵站、自动控制柜三部分组成。液压泵站提供液压油，借助油缸带动连杆，压缩储能弹簧，经夹钳臂将钢轨夹紧后自锁，并保持夹紧力始终在设计值。夹轨器在大车行走状态自动开启，其它状态自动夹紧。控制系统常采用西门子PLC控制（本设计不涉及PLC控制）。在不改变原机操作动作的前提下，通过PLC系统将起重机行走机构的行走与停止、制动器的开启与制动、夹轨器的开启与夹紧等动作实行自动控制，提高了整机稳定性及安全性。6.2.1卡轨器构成及工作原理卡轨器与机车是通过夹钳轴后端的孔连接，机车行走时，拖（推）动卡轨器同步移动时，导轮在卡轨器的重量压力下可沿蛇形轨道滚动，并经引导轮支架、导钳轴带动夹轨器整体在固定轴沿轨道面浮动，因此夹轨钳与轨道的中心线及夹轨钳的最低点与轨道面的高度始终被控制在设计值内，行走中夹轨钳不会与轨道产生碰擦，从而使两只夹钳口的夹紧力是一致的。该装置在其钳口铁的下端设计了一个钩头，此钩头在夹轨钳夹紧钢轨后能扣住钢轨，可防止夹轨钳沿自身的滑道意外上移而将夹紧力释放。1．机械夹轨钳（图6-3）图6.3夹轨钳示意图(1)技术参数每副夹钳夹紧力20t；钳口开度20°；开钳时间7s；夹钳时间10s；开钳后夹钳最低处距钢轨面距离30mm；防风等级12级。(2)设计特点①夹轨器的夹紧机构是闭锁设计，夹紧后C点低于AB连线（图1），使夹紧力不受其它因素的影响，保持在设计值内；②在可压缩蓄能连杆内设置了蓄能弹簧，连杆可以随弹簧的压缩变短，满足了过死点设计所需的技术条件，而且具有补偿功能；③一台门机上安装四副夹轨器，总夹紧力达80t，可抵御12级大风；同时夹钳钩头设计，可防整车倾翻；④夹轨器开钳后可向上升起100mm，使其最低处距钢轨面距离保持30mm，机车行走时夹钳与轨道不会发生干涉；⑤夹轨器的引导轮能克服钢轨平度及直度的缺陷，使夹轨器的中心线与轨道的中心线及钳口与钢轨面的高度保持在设计值内。2．液压机构（自动控制中采用，本设计没有用到，可供了解）(1)技术参数液压泵站电动机功率5.5kW；转速1440r/min；额定压力15MPa；工作压力10~12MPa；额定流量25L/min；贮油量40L；油品型号H46抗磨液压油。(2)原理与特点（图6-4）图6.4液压控制原理图YV1得电，YV3失电时，系统是高压状态。压力油经换向阀左位→液压锁→油缸上腔→活塞杆伸出→夹钳下行完成夹紧闭锁。YV2和YV3得电时，系统是低压状态。压力油经换向阀右位→液压锁→油缸下腔→活塞杆收回→夹钳上行完成松提钳，保持夹钳离轨面l00mm。如过载溢流阀动作。液压锁作用是封闭油缸，防止液压锁和油缸系统以外的油管渗漏，避免油缸因泵停止工作产生回位，特别是夹钳在开钳后的下坠。3.PLC控制系统(1)控制系统特点夹轨器各个动作由程序逻辑自动控制，减轻了大车行走机构启动时的冲击，设有故障自动检测功能和显示。根据塔机大车运行控制技术要求，PLC的输入信号有11个，输出信号9个，共20个点。整个PLC控制系统程序有120步，而且不需要与上位机通信。因此选用中外合资华光电子有限公司的SM-24R型。(2)PLC控制流程PLC上电（包括停电后来电、电动机保护动作后恢复供电、上班送电），自检夹钳限位开关。如果无夹钳到位信号，PLC将启动警声灯和液压站，自动完成夹钳动作；有夹钳信号，则保持夹钳状态。4．系统工作流程（图6-5）图6.5系统流程图自动控制夹轨器松开时，扳动行走开关的手柄，自动控制中心接到行走指令后，首先启动誓告装置，后启动液压泵，开启电磁阀，液压泵输出的油通过换向阀到油缸的下腔，活塞回缩，铰轴带动连杆在支架滑道上移动，再经连杆销拉动夹轨钳向内收拢，并绕导钳轴旋转开启夹轨钳，待钳口铁与钢轨完全脱开时，液压油缸将两只夹钳提高至上止点，闭合上止点行程开关，开启电磁溢流阀并将可以行走的信息反馈给自动控制中心，自动控制中心接到信息后先松开行走制动器，然后启动行走电动机，驱动行走机构使机车在轨道上移动。行走需停止时，将行走开关的手柄扳回中间位置，自动控制中心接到终止行走指令后，首先切断行走电动机电源，使机车进入自由滑行状态，当滑行基本结束时，自动制紧行走制动器，然后启动液压油泵、开启电磁换向阀，高压油液进人油缸的上腔，活塞外伸，推动铰轴在支架滑道中向下移动，夹轨钳依自身重量沿夹轨面在夹轨钳的滑道中下坠至夹轨钳滑道的上止点两侧；经连杆推动夹轨钳臂上端向外张开，同时绕夹钳轴旋转，使其下端向内收拢，在A、B连线上方将钳口铁与钢轨贴紧；此时液压油缸的活塞仍继续向外伸，而夹轨钳受夹钳轴的限制及钢轨的支撑，下端不可能再向内收拢，因此当液压油缸的巨大压力压迫连杆时，连杆则将设置在其内部的弹簧压缩，使A、C两点及B、C两点的长度缩短，并在A,、B连线的上方约10mm处将弹簧全部压缩，夹轨钳的钩头扣住了钢轨，此时的夹紧力已满足技术要求。尔后在液压油缸的推力下，将中间铰接轴推向下止点，使C点低于A、B连线进行机械式自锁，保持夹紧力不被释放。同时自动切断行走机构电源。6.2.2卡轨器使用情况