喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 目 錄 第一章 設計要求及方案擬定 1 1.1設計要求 1 1.2參數(shù)要求 1 1.3 傳動方案擬定 2 1.3.1帶有電磁鐵制動器的提升裝置 2 1.3.2一字字型結構的提升裝置 2 1.4 提升裝置總體方案 3 第二章 提升裝置的總體設計 4 2.1卷筒參數(shù)的確定 4 2.2 選擇電動機 4 2.2.1電動機類型的選擇 4 2.2.2 電動機功率的選擇 5 2.2.3 電動機轉速的選擇 5 2.3傳動比的計算 6 2.4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 6 2.4.1各軸的轉速 6 2.4.2各軸的輸入功率 7 2.4.3各軸的輸入轉矩 7 第三章 主要零件設計 8 3.1 渦輪蝸桿設計 8 3.1.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型 8 3.1.2選擇材料 8 3.1.3按計齒面接觸疲勞強度計算進行設 9 3.1.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 10 3.1.5校核齒根彎曲疲勞強度 10 3.1.6驗算效率 11 3.1.7精度等級公差和表面粗糙度的確定 11 3.1.8 蝸桿傳動的熱平衡計算 11 3.2軸的設計與校核 12 3.2.1輸入軸 12 3.2.2輸出軸 14 3.3軸承的校核 17 3.3.1蝸桿軸上的軸承壽命校核 17 3.3.2渦輪軸上的軸承校核 17 3.4鍵的校核 18 3.4.1蝸桿軸上鍵的強度校核 18 3.4.2蝸輪軸上鍵的強度校核 19 3.5聯(lián)軸器的選用 19 蝸桿軸上聯(lián)軸器的選用 19 3.6減速器潤滑與密封 19 3.6.1 軸承潤滑 19 3.6.2 渦輪蝸桿潤滑 20 3.6.3 密封類型的選擇 20 3.7箱體設計 20 3.7.1箱體結構設計 20 3.7.2油面位置及箱座高度的確定 20 3.7.3箱體結構的工藝性 21 3.7.4箱體尺寸設計 21 第四章 卷筒及其主軸的設計 23 4.1 滾筒的設計 23 4.1.1 滾筒材料及壁厚確定 23 4.1.2滾筒尺寸的確定 23 4.2 滾筒主軸的設計 23 4.2.1 確定軸各段直徑和長度 24 4.2.2 求軸上的載荷 24 4.2.3 精確校核軸的疲勞強度 25 參考文獻 28 28 高架燈提升裝置設計 第一章 設計要求及方案擬定 1.1設計要求 在高速公路、立交橋等地方都需要安裝照明燈，這些燈具的尺寸大、安裝高度需要專門的提升設備——路燈提升裝置。該裝置一般安裝在燈桿內，尺寸受到燈桿直徑的限制，動力通過減速裝置傳給工作機——卷筒，卷筒上裝有鋼絲繩，卷筒的容繩量與提升的高度相匹配。由于安裝高架燈可能會再野外進行，因此動力裝置可采用手動方式和電動方式兼顧。其工作要求見圖1.1。 卷筒上的鋼絲繩直徑為8.7mm，工作時要求安全、可靠，當提升動力突然消失時，裝置應能自動制動，并且能夠電動、手動兩用，且調整、安裝方便，結構緊湊，造價低。 圖1.1 高架燈驅動卷筒工作要求簡圖 1.2參數(shù)要求 表1-1原始數(shù)據(jù) 數(shù)據(jù)編號 4 提升力/N 1200 容繩量/m 22 安裝尺寸/mm 250×250 鋼繩直徑/mm 8.7 手動時手搖力/N ≤150~200 手搖轉速:r/min ≤60 手搖輪半徑/mm ≤400 生產(chǎn)批量/臺 10 1.3 傳動方案擬定 提升裝置由于操作方法不同，其結構相差很大。其中電控提升裝置是通過通電或斷電已實現(xiàn)其工作或制動。物料的提升或下降由電動機的正反轉來實現(xiàn)，操作簡單方便。其制動型式主要有電磁鐵制動器和錐形轉子電動機兩類，下面就這兩種制動型式提升裝置的常見類型進行說明。 1.3.1帶有電磁鐵制動器的提升裝置 （1）圓柱齒輪減速器快速提升裝置 （2）蝸桿減速器慢速提升裝置 （3）圓柱齒輪減速器加開式齒輪傳動的提升裝置 （4）蝸桿減速器加開式齒輪的提升裝置 對一些起重重量大的提升裝置，為使鋼絲繩在卷筒上排列整齊需要安裝排繩器。安裝設計規(guī)范要求，在鋼絲繩拉力F>120KN的提升裝置，均應安裝排繩器。 1.3.2一字字型結構的提升裝置 此類提升裝置的電動機軸線與卷筒軸線為同軸，根據(jù)傳動系的不同，其可分為： （1）定軸輪系傳動 這是1988年行業(yè)組織的系類實際中的一種機型。 （2）漸開線圓柱齒輪行星傳動 常見的有封閉型2K-H型行星輪系和3K行星輪系傳動的提升裝置。 （3）擺線針輪傳動 由于擺線針輪傳動一級傳動的減速比比較大，故采用一級減速器即可。組織傳動可把傳動系統(tǒng)放在卷筒里面，可減小提升裝置的體積。 （4）少齒差行星傳動 少齒差傳動可得到大的傳動比，并且可把傳動系統(tǒng)放在卷筒內，使結構緊湊。 綜上述2.3.1~2.3.1選擇下圖示蝸桿減速器作為本次提升裝置的傳動裝置。且提升裝置要求靜止時采用機械自鎖，蝸桿便有機械自鎖功能。 1.4 提升裝置總體方案 提升裝置是使重物升降運動的機構。此次設計的電動6噸提升裝置是由電動機、聯(lián)軸器、制動器、減速器、卷筒、導向滑輪、起升滑輪組、吊鉤等組成，其各方面的機構分布如下圖： 電動機正轉或反轉時，制動器松開，通過帶動制動輪的聯(lián)軸器帶動減速器高速軸，經(jīng)過減速器減速后由低速軸帶動卷筒旋轉，使鋼絲繩在卷筒上繞進或放出，從而使重物起升或下降。電動機停止轉動時，依靠制動器降高速軸的制動輪剎住，使懸吊的重物停止在空中。 第二章 提升裝置的總體設計 2.1卷筒參數(shù)的確定 （1）卷筒直徑計算 卷筒容繩寬度，一般可以由下式確定： 取 預設卷筒鋼絲繩纏繞層數(shù)為4層，則 卷筒容繩量L 卷筒繩容量是指鋼絲繩在卷筒上順序緊密排布是，達到規(guī)定的纏繞層數(shù)所能容納的鋼絲繩工作長度的最大值，卷筒容繩量按下式計算，第i層鋼絲繩繩芯直徑為： 式中：- 卷筒直徑 - 鋼絲繩直徑 卷筒容繩量L為： 聯(lián)立上述各式得： 已知，， 求得： 表3-1 卷筒直徑D系列（摘自JB/T9006.1-1999） 100 125 160 200 250 280 315 355 400 450 500 560 630 710 800 900 1000 1120 1250 1320 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 按照表3-1卷筒直徑D系列，取卷筒直徑 2.2 選擇電動機 2.2.1電動機類型的選擇 由于提升裝置為間歇工作，且考慮到在提升動力突然消失時裝置應能自動制動，另外由于本次設計的提升裝置載荷1200N，屬于小型起重機系列，因此選用YPE（小型盤式制動電機）即可滿足要求。 2.2.2 電動機功率的選擇 標準電動機的容量由額定功率表示。所選電動機的額定功率應該等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，則不能保證工作機的正常工作，或使電動機長期過載、發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，則增加成本，并且由于效率和功率因數(shù)低而造成電能浪費。 考慮到該裝備需兼顧手動驅動，故對動力的功率不應過大 根據(jù)給定參數(shù)： 手動時手搖力/N ≤150~200 手搖轉速:r/min ≤60 手搖輪半徑/mm ≤400 可知：手動功率應 提升功率： 所需電機功率： ——電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率。 聯(lián)軸器傳動效率，蝸桿傳動效率，滾子軸承傳動效率，卷筒的傳動效率 則從電動機到工作機傳送鏈的總效率為： 查《機械設計手冊》表17-116選取電動機額定功率為。 2.2.3 電動機轉速的選擇 鋼絲繩的速度為： 滾筒轉速： 渦輪蝸桿傳動比為： 所以電動機實際轉速的推薦值為： 綜合考慮傳動裝置機構緊湊性和經(jīng)濟性， 選用：YPE系列小型盤式制動電機 型號：YPE200-4 額定電壓：380V 額定功率：0.2KW 轉速：920r/min 效率：63% 基準工作制：S2-S1 2.3傳動比的計算 （1）總傳動比為： （2）傳動比 查《機械設計》教材表11-2可選取渦輪蝸桿傳動比： 則渦輪蝸桿傳動比： 滿足傳動比誤差要求 2.4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 2.4.1各軸的轉速 1軸 2軸 ； 3軸 ； 2.4.2各軸的輸入功率 1軸 ； 2軸 ； 3軸 ； 2.4.3各軸的輸入轉矩 1軸 ； 2軸 ； 3軸 ； 將各軸動力參數(shù)整理如下表： 軸名 功率 轉矩 轉速 傳動比 1軸 0.198 2.06 920 1 2軸 0.146 93.96 14.84 62 3軸 0.141 90.74 14.84 1 第三章 主要零件設計 3.1 渦輪蝸桿設計 3.1.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型 傳動參數(shù)： 根據(jù)設計要求選用阿基米德蝸桿即ZA式。 3.1.2選擇材料 設 滑動速度： 蝸桿選45鋼，齒面要求淬火，硬度為45-55HRC. 蝸輪用ZCuSn10P1,金屬模制造。 為了節(jié)約材料齒圈選青銅，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造 （1）確定許用接觸應力 根據(jù)選用的蝸輪材料為ZCuSn10P1，金屬模制造，蝸桿的螺旋齒面硬度＞45HRC，可從文獻[1]P254表11-7中查蝸輪的基本許用應力 應力循環(huán)次數(shù) 壽命系數(shù) 則 （2）確定許用彎曲應力 從文獻[1]P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力[]=56MPa 壽命系數(shù) 3.1.3按計齒面接觸疲勞強度計算進行設 （1）根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計進行計算，先按齒面接觸疲勞強度計進行設計，再校對齒根彎曲疲勞強度。 式中： 根據(jù)《機械設計》教材表11-3，可知傳動比為62時可選定蝸桿頭數(shù)、蝸桿齒數(shù)如下： 蝸桿頭數(shù)： 渦輪齒數(shù)： 渦輪轉矩： 載荷系數(shù)： 因工作中載荷平穩(wěn)，取載荷分布不均系數(shù)；由文獻[1]P253表11-5選取使用系數(shù)；由于轉速不大，工作沖擊不大，可取動載系；則 選用的是45鋼的蝸桿和蝸輪用ZCuSn10P1匹配的緣故，有故有： 查《機械設計》表11-2取即可滿足要求，此時 得應取蝸桿模數(shù)： 取蝸桿直徑系數(shù)： 蝸桿分度圓直徑： 蝸桿導程角： 渦輪分度圓直徑： 變位系數(shù)： 中心距： 渦輪圓周速度： 3.1.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 （1）蝸桿 軸向尺距 直徑系數(shù) 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 蝸桿螺線部分長度：取40mm （2）蝸輪 蝸輪齒數(shù) 驗算傳動比 蝸輪分度圓直徑 齒頂直徑 齒根圓直徑 咽喉母圓半徑 渦輪外圓直徑 渦輪寬度 3.1.5校核齒根彎曲疲勞強度 當量齒數(shù) 根據(jù) 從圖11-9中可查得齒形系數(shù)Y=2.37 螺旋角系數(shù)： 許用彎曲應力： 從文獻[1]P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力[]=56MPa 壽命系數(shù) 可以得到：< 因此彎曲強度是滿足的。 3.1.6驗算效率 已知；；與相對滑動速度有關。 從文獻[1]P264表11-18中用差值法查得： 代入式中，得大于原估計值，因此不用重算。 3.1.7精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T10089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度選擇8級精度，側隙種類為f，標注為8f GB/T10089-1988。然后由有關手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度，此處從略。詳細情況見零件圖。 3.1.8 蝸桿傳動的熱平衡計算 由于傳動效率較低，對于長期運轉的蝸桿傳動，會產(chǎn)生較大的熱量。如果產(chǎn)生的熱量不能及時散去，則系統(tǒng)的熱平衡溫度將過高，就會破壞潤滑狀態(tài)，從而導致系統(tǒng)進一步惡化。 初步估計散熱面積： 取(周圍空氣的溫度)為。 3.2軸的設計與校核 3.2.1輸入軸 (1)材料的選擇 由表16.1 查得 用45號鋼，進行調質處理， 由表16.3得 (2)估算軸的最小直徑 根據(jù)表11.6，取=112為取值范圍 估算軸的直徑： 因為軸上開有兩個鍵槽，考慮到鍵槽對軸強度的削落，應增大軸徑，此時軸徑應增大5%~10% 考慮到與聯(lián)軸器配合，查設計手冊 軸段①上有聯(lián)軸器需要定位，因此軸段②應有軸肩 軸段③安裝軸承，必須滿足內徑標準，故 軸段④ 軸段⑤ 按彎扭合成強度校核軸頸 圓周力 徑向力 水平 垂直 合成 當量彎矩 校核 軸承支反力： FAY=FBY=Fr1/2=540.2N FAZ=FBZ=/2=406.6N 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為： MC1=FAyL/2=16.9N·m 繪制水平面彎矩圖 圖7-1 截面C在水平面上彎矩為： MC2=FAZL/2=406.6×62.5×=12.7N·m 繪制合彎矩圖 MC=(MC12+MC22)1/2=(16.92+12.72)1/2=21.1N·m 繪制扭矩圖 轉矩：T= TI=15.41N·m 校核危險截面C的強度 ∵由教材P373式（15-5）經(jīng)判斷軸所受扭轉切應力為脈動循環(huán)應力,取α=0.6, 前已選定軸的材料為45鋼,調質處理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全?！嘣撦S強度足夠。 3.2.2輸出軸 （1）材料的選擇 由表16.1 查得 用45號鋼，進行調質處理， 由表16.3得 （2）估算軸的最小直徑 根據(jù)表11.6，取=110為取值范圍 估算軸的直徑： 因為軸上開有一個鍵槽，考慮到鍵槽對軸強度的削落，應增大軸徑，此時軸徑應增大5% ，取 （3）軸上的零件定位，固定和裝配 單級減速器中,可以將蝸輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，蝸輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，蝸輪套筒，右軸承和鏈輪依次從右面裝入。 （4）確定軸的各段直徑和長度 I段：直徑d1=25mm 長度取L1=55mm II段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.08×25=2mm 直徑d2=d1+2h=25+4=29mm,長度取L2=23 mm III段：直徑d3=30mm 由GB/T297-1994初選用30206型圓錐滾子軸承，其內徑為30mm，寬度為12mm。故III段長：L3=22mm Ⅳ段：直徑d4=32mm，渦輪輪轂寬為40mm，取L4=34mm Ⅴ段：由教材P364得：h=0.08 d5=0.08×32=3mm D5=d4+2h=32+2×3≈38mm長度取L5=11mm Ⅵ段：直徑d6=d3=30mm L6=11mm 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=67mm （5）按彎扭復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d2=124mm ②求轉矩：已知T2= TII=93.96N·m ③求圓周力Ft：根據(jù)教材P198（10-3）式得 =2T2/d2=590 N ④求徑向力Fr：根據(jù)教材P198（10-3）式得 Fr=·tanα=3586.4×tan200=1370N ⑤∵兩軸承對稱 ∴LA=LB=75mm 求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ FAY=FBY=Fr/2=107.35N FAX=FBX=/2=295N 由兩邊對稱，截面C的彎矩也對稱，截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAYL/2=107.35×75×=8N·m 截面C在水平面彎矩為 MC2=FAXL/2=295×75×=22.125N·m 計算合成彎矩 MC=（MC12+MC22）1/2=（82+22.1252）1/2=23.54N·m 圖7-2 校核危險截面C的強度由式（15-5） ∵由教材P373式（15-5）經(jīng)判斷軸所受扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力,取α=1, 前已選定軸的材料為45鋼,調質處理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。 ∴此軸強度足夠 3.3軸承的校核 3.3.1蝸桿軸上的軸承壽命校核 在設計蝸桿選用的軸承為30203型圓錐滾子軸承,由手冊查得 (1)由滾動軸承樣本可查得,軸承背對背或面對 面成對安裝在軸上時,當量載荷可以按下式計算: 1)當 2)當 ,且工作平穩(wěn),取,按上面式(2)計算當量動載荷,即 (2)計算預期壽命 (3)求該軸承應具有的基本額定動載荷 故選擇此對軸承在軸上合適. 3.3.2渦輪軸上的軸承校核 （1）求作用在軸承上的載荷 （2）計算動量載荷 在設計時選用的30206型圓錐滾子軸承,查手冊知 根據(jù),查得 查得 所以 （3）校核軸承的當量動載荷 已知,所以 故選用該軸承合適. 3.4鍵的校核 3.4.1蝸桿軸上鍵的強度校核 在前面設計軸此處選用平鍵聯(lián)接,尺寸為,鍵長為25mm. 鍵的工作長度 鍵的工作高度 可得鍵聯(lián)接許用比壓 故該平鍵合適. 3.4.2蝸輪軸上鍵的強度校核 在設計時選用平鍵聯(lián)接,尺寸為,鍵長度為32mm 鍵的工作長度 鍵的工作高度 得鍵聯(lián)接許用比壓 故選用此鍵合適. 3.5聯(lián)軸器的選用 蝸桿軸上聯(lián)軸器的選用 根據(jù)前面計算，蝸桿軸最小直徑： 取 查機械手冊，根據(jù)軸徑和計算轉矩選用彈性柱銷聯(lián)軸器： 聯(lián)軸器轉矩計算 查表課本14-1， K=1.3，則 啟動載荷為名義載荷的1.25倍，則 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊選擇聯(lián)軸器型號為選用HL1（J1型）彈性柱銷聯(lián)軸器，其允許最大扭矩[T]=6.3,許用最高轉速n=5000，半聯(lián)軸器的孔徑d=10，孔長度l=25mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=31。 3.6減速器潤滑與密封 3.6.1 軸承潤滑 蝸桿軸上軸承： 渦輪軸上軸承： 軸承均采用脂潤滑。選用通用鋰基潤滑脂（GB7324-87），牌號為ZGL—1。其有良好的耐水性和耐熱性。適用于-20°至120°寬溫度范圍內各種機械的滾動軸承、滑動軸承及其他摩擦部位的潤滑。潤滑脂的裝填量不宜過多，一般不超過軸承內部空間容積的1/3～2/3。 3.6.2 渦輪蝸桿潤滑 渦輪蝸桿的潤滑方法采用浸油潤滑。在渦輪傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。渦輪浸入油中油的深度不宜超過高速級1/2，亦不應小于1/4。為避免渦輪轉動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，應使大渦輪齒頂距油池底面的距離不小于30～50mm?，F(xiàn)取為 3.6.3 密封類型的選擇 （1）軸外伸處的密封設計 　　為防止?jié)櫥瑒┩饴┘巴饨绲幕覊m、水分和其他雜質滲入，造成軸承磨損或腐蝕，應設置密封裝置。軸承為脂潤滑，選用氈圈油封，材料為半粗羊毛氈。 （2）剖分面的密封設計 　　在剖分面上涂水玻璃，以防止漏油。 3.7箱體設計 3.7.1箱體結構設計 減速器箱體是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正常嚙合、良好潤滑和密封的基礎零件，因此，應具有足夠的強度和剛度。為提高箱體強度，采用鑄造的方法制造。 為便于軸系部件的安裝和拆卸，箱體采用剖分式結構，由箱座和箱蓋組成，剖分面取軸的中心線所在平面,箱座和箱蓋采用普通螺栓連接，圓柱銷定位。 減速器箱體是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正常嚙合、良好潤滑和密封的基礎零件，因此，應具有足夠的強度和剛度。為提高箱體強度，采用鑄造的方法制造。 首先保證足夠的箱體壁厚，箱座和箱蓋的壁厚取。 其次，為保證減速器箱體的支承剛度，箱體軸承座處要有足夠的厚度，并設置加強肋，且選用外肋結構。為提高軸承座孔處的聯(lián)接剛度，座孔兩側的連接螺栓應盡量靠近（以避免與箱體上固定軸承蓋的螺紋孔干涉為原則）。為提高聯(lián)接剛度，在軸承座旁聯(lián)接螺栓處做出凸臺，要有一定高度，以留出足夠的扳手空間。由于減速器上各軸承蓋的外徑不等，各凸臺高度設計一致。 另外，為保證箱座與箱蓋的聯(lián)接剛度，箱蓋與箱座聯(lián)接凸緣應有較大的厚度。 為保證箱體密封，除箱體剖分面聯(lián)接凸緣要有足夠的寬度外，合理布置箱體凸緣聯(lián)接螺栓，采用對稱均勻布置，并不與吊耳、吊鉤和定位銷等發(fā)生干涉。 3.7.2油面位置及箱座高度的確定 對于圓柱齒輪，通常取浸油深度為一個齒高，對于多級傳動中的低速級大齒輪，其浸油深度不得超過其分度圓半徑的1/3。為避免傳動零件傳動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，應使大齒輪齒頂圓距油齒底面的的距離不小于30～50mm。取45mm。 3.7.3箱體結構的工藝性 由于采用鑄造箱體，所以要注意鑄造的工藝要求，例如注意力求壁厚均勻、過渡平緩，外形簡單；考慮液態(tài)金屬的流動性，箱體壁厚不應過薄，砂形鑄造圓角半徑取；為便于造型時取模，鑄件表面沿拔模方向設計成～的拔模斜度，以便拔模方便。箱體與其他零件的結合處，如箱體軸承座端面與軸承蓋、窺視孔與視孔蓋、螺塞等處均做出凸臺，以便于機加工。 設計箱體結構形狀時，應盡量減小機械加工面積，減少工件和刀鋸的的調整次數(shù)。例如同一軸心線上的兩軸承座孔的直徑應盡量一致，以便鏜孔并保證鏜孔精度，取兩軸承座孔的直徑相同。箱體的加工面與非加工面必須嚴格分開,加工處做出凸臺()。螺栓頭部或螺母接觸處做出沉頭座坑。箱體形狀力求均勻、美觀。 3.7.4箱體尺寸設計 要設計啟蓋螺釘，其上的螺紋長度要大于箱蓋聯(lián)接凸緣的厚度，釘桿端部要做成圓柱形，加工成半圓形，以免頂壞螺紋。 為了保證剖分式箱體軸承座孔的加工與裝配精度，在箱體聯(lián)接凸緣的長度方向兩端各設一圓錐定位銷。兩銷間的距離盡量遠，以提高定位精度。定位銷直徑一般取，取，長度應大于箱蓋和箱座聯(lián)接凸緣的總厚度，以利于裝拆。 箱體相關尺寸匯總如下： 名 稱 代號 一級齒輪減速器 計算結果 機座壁厚 δ 0.04a+3mm≥5mm 5 機蓋壁厚 δ1 0.85δ 5 機座凸緣厚度 b 1.5δ 10 機蓋凸緣厚度 b1 1.5δ1 10 機座底凸緣厚度 b2 2.5δ 15 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12mm 8 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75 df 8 機座與機蓋連接螺栓直徑 d2 (0.5~0.6) df 6 連接螺栓d2的間距 l 150~200mm 軸承端螺釘直徑 d3 (0.4~0.5) df 3 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3~0.4) df 3 定位銷直徑 d (0.7~0.8) d2 3 df、d1 、d2至外機壁距離 c1 見表2 22,16,13 df 、d2至緣邊距離 c2 見表2 20,11 軸承旁凸臺半徑 R1 c2 10 凸臺高度 h 根據(jù)低速軸承座外徑確定 25 外機壁到軸承端面距離 l1 c1+ c2+(5~8)mm 24 內機壁到軸承端面距離 l2 δ+ c1+ c2+(5~8)mm 28 蝸輪齒頂圓與內機壁距離 △1 ≥1.2δ 5 蝸輪端面與內機壁的距離 △2 ≥δ 4 機座肋厚 m m≈0.85δ 4 軸承端蓋外徑 D2 軸承座孔直徑+(5~5.5) d3 65 軸承端蓋凸緣厚度 e (1~1.2) d3 5 軸承旁連接螺栓距離 s 盡量靠近，以Md1和Md3不發(fā)生干涉為準 第四章 卷筒及其主軸的設計 4.1 滾筒的設計 4.1.1 滾筒材料及壁厚確定 選用Q235作為滾筒材料,焊接而成.查手冊知其厚度在15～30mm之間,根據(jù)經(jīng)驗公式,最后確定滾筒壁厚為。 4.1.2滾筒尺寸的確定 前述計算已知滾筒的尺寸: 滾筒直徑:100mm 鋼繩直徑:8.7mm 最大纏繞層數(shù):4 最大容繩量:22m （1）確定滾筒的寬度B 前述已選定 （2）確定繩筒各直徑 1)滾筒最小纏繞直徑 ―滾筒的最小外徑 ―鋼絲繩直徑 2)滾筒最大纏繞直徑 3)滾筒平均纏繞直徑 4)滾筒結構外徑 取340mm 4.2 滾筒主軸的設計 4.2.1 確定軸各段直徑和長度 1)確定最小直徑及長度 根據(jù)前面設計選用的聯(lián)接減速器和滾筒主軸的聯(lián)軸器孔徑,可以確定滾筒主軸的最小直徑,即.半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為80mm,,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故軸的長度應比轂孔長度略短一些,現(xiàn)取. 為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位,右端需制出一軸肩,故取該段直徑為. 2)初步選擇滾動軸承 因為軸承只承受徑向力的作用,故選用雙列圓柱滾子軸承軸承.參照工作要求,由手冊中初步選取NN 3005型深溝球軸承,其尺寸為: ,,,故,而. 兩端軸承都采用軸肩進行軸向定位,由手冊上查得,取,因此,取 . 3)兩端安裝支輪處都采用軸肩來進行軸向定位,取 ,. 4)滾筒與軸焊接成一體；. 5)因為制動器放在左邊支輪處,所以安裝左支輪處的軸徑長度應略長一些,故 取.右邊支輪處軸徑長度為. 6)軸承端蓋的總寬度為20mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆方便及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外斷面與半聯(lián)軸器右端面鍵的距離為30mm,故取. 7)軸上零件的周向定位 支輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵聯(lián)接.按,由手冊查得平鍵截面尺寸為,鍵長為32mm;半聯(lián)軸器與軸得聯(lián)接,選用平鍵尺寸為,鍵長為50mm.滾動軸承的周向定位是借過渡配合來保證的. 8)確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為 4.2.2 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的的計算簡圖.在確定軸承的支點位置時,從手冊 中查取值.因此作為簡支梁的軸的跨距為234mm. 經(jīng)分析,當鋼絲繩位于靠近左邊支輪時,軸承、軸的受力最大,將各力已知卷筒 軸心上,其受力情況如下所示: 圖5-1 軸的受力分析圖 現(xiàn)將計算出的卷筒軸上的計算結果列于下: 鋼繩牽引力: 垂直面支反力: 總彎距: 扭距: 4.2.3 精確校核軸的疲勞強度 1)判斷危險截面 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面D處的應力集中最嚴重;從受載 的情況來看,截面D處的應力最大,所以該軸需校核D處兩邊. 2)截面D左側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面D左側的彎距為 扭距為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼,調制處理?？傻茫?，。 截面上由于軸肩形成的理論應力系數(shù)及。因，，，經(jīng)插值后可得， 材料的敏性系數(shù)為， 故有效應力集中系數(shù)為 尺寸系數(shù)；扭轉尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，表面質量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，綜合系數(shù)值為 碳鋼的特性系數(shù) ，取 ，取 于是，計算安全系數(shù)值，則得 故可知其安全。 1） 截面右側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面D左側的彎距為 扭距為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 過盈配合出的值，用插值法求出，并取，于是得 ， 軸按磨削加工，表面質量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 所以右側的安全系數(shù)為 故該軸在截面右側的強度也是足夠的。 參考文獻 [1] 濮良貴，紀名剛.機械設計(第七版).高等教育出版社，2001.6 [2] 李儀鈺.礦山機械(提升運輸機械部分).冶金工業(yè)出版社,1980.7 [3] 東北工學院機械設計機械制圖教研室.機械設計手冊.冶金工業(yè)出版社 ,1974.4 [4] 王昆,何小柏,汪信遠.機械設計指導手冊.高等教育出版社,1995.12 [5] 陳維健,齊秀麗.礦井提升機械.中國礦業(yè)大學出版社,1989.2 [6] 勞動部煤炭工業(yè)部頒發(fā).提升裝置工手冊. 煤炭工業(yè)出版社,1998.5 [7] 肖凋燕,余紀生,崔居普.提升裝置工手冊.煤炭工業(yè)出版社,1995.1 [8] 東北工學院礦山運輸提升教研室.建井提升運輸.冶金工業(yè)出版社,1961.1 [9]．冷興聚，王春華，王琦 主編 機械設計基礎[M]沈陽 東北大學出版社2002