高架燈提升裝置設計[減速器 N=1200]【3張cad圖紙+文檔全套資料】

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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，會產生較大的熱量。如果產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。∴該軸強度足夠。 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。現(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??；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?，，。 截面上由于軸肩形成的理論應力系數(shù)及。因，，，經插值后可得， 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] 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