单轨抓斗起重机设计说明书(47页)

目录 第 一 篇 摘要 . .1 第二篇 任务及要求 2 第三篇 总论 3 第四篇 计算 4 一 总体方案确定及基本参数 4 1. 总体方案确定 . 4 2. 基本参数 . . .4 二 抓斗计算 . .4 1. 抓斗的几何尺寸 . 4 2. 滑轮组倍率 .6 3. 钢丝绳计算 . .6 4. 滑轮直径确定 .6 5. 上下横梁轴线倾斜角 . .7 6. 抓斗强度计算 .7 三 起升机构 . .10 1. 传动比计算 . .10 2. 起升速度 .10 3. 机械效率 . .10 4. 电动机静功率 .11 5. 电动机轴的静转力矩 . .11 6. 制动器计算 . .11 7. 起动时间 . 13 8. 制动时间 . .14 9. 卷筒装置 . 14 四 起升机构减速箱 .21 1. 轴的计算 . .21 2. 齿轮校核 . .32 五 运行机构 . .36 1. 传动比计算 . .36 2. 运行速度 . 37 3. 机构效率 . 37 4. 运行摩擦阻力 . 37 5. 电动机容量的初选 . 38 6. 走轮轮压 .38 7. 验算起动时间 . .38 8. 制动器计算 . .39 9. 电动机最大力矩 . .40 10. 验算电动机打滑 . .40 六 编制程序 . .42 第五篇 结束语 . .46 参考文献 . . .50 1 第一篇 摘要 摘要 起重机是一种作循环、间歇运动的机械。一个工作循环包括：取物装置从取物地把物品提起，然后水平移动到指定地点降下物品，接着进行反向运 动，使取物装置返回原位，以便进行下一次循环。 通常，起重机械由起升机构 (使物品上下运动 )、运行机构 (使起重机械移动 )、变幅机构和回转机构 (使物品作水平移动 )，再加上金属机构，动力装置，操纵控制及必要的辅助装置组合而成。 在建桥工程中所用的起重机械，根据其构造和性能的不同，一般可分为轻小型起重设备、桥式类型起重机械和臂架类型起重机三大类。轻小型起重设备如：千斤顶、葫芦、卷扬机等。桥架类型起重机械如梁式起重机、龙门起重机等。臂架类型起重机如固定式回转起重机、塔式起重机、汽车起重机、轮胎、履带起重机等。 关键词： 起重机 、 循环 、 装置 、 动力装置 abstract The derrick is a kind of machine that makes the circulation, intermittent sport.A work includes circularly:Take the thing device from take the thing ground to bring up the product, then the level move to specify the location to decline product, carry on immediately after anti- to sport, make take the thing device to return the home position, in order to carry on next circulate. Usually, the derrick from rise to rise the organization( make product exercised up and down), circulate the organization( make the derrick move) and become an organization and turn round the organization( make the product make the level ambulation), and the metals organization, the motive equip, the assistance that manipulate the control and necessities equips to combine. In set up the bridge engineering the derrick use, construct according to it and the dissimilarity of the function, can is divided into a heavy equipments, the bridge type type derrick and a type of arm derrick three major types generally.A heavy equipments such as:Jack, bottle gourd, a 扬 machine etc.A type of bridge derrick ,such as beam type derrick, Dragon gate derrick etc.,.A type of arm derrick such as fix the type to turn round the derrick, tower type derrick, automobile derrick, tire, track derrick etc. Key Words： derrick、 circulation、 machine、 the motive equip 2 第二篇 任务 及要求 一 题目名称及 基本参数 题 目 ： m35.1 单轨抓斗起重机设计 起 重 量 ： Q额t3 物料容 重 ： mt 31 起升速度 ： min16 m升 运行速度 ： min45 m运 起升高度 ： mH 20 二 课题内容及工作量 1.译文：不少于 5000 汉字 2.图量： 4 张 A0 图 量 3.程序：不少于 200 条 4.说明书 ： 不少于 2 万字 5.参考文献： 15 篇以上 3 第三篇 总 论 起重机械是用来对 物料起重、运输、装卸和安装等作业的机械设备，它可以减轻体力劳动、提高劳动生产率或在生产过程中进行某些特殊的工艺操作，实现机械化和现代化。 起重机在搬运物料时，经历着上料、运送、卸料以及回到原处的过程，因此，起重机受的载荷是变化的，是一种间歇动作的机械。起重机一般由机械、金属结构和电气等三大部分组成。机械方面是指起升、运行、变幅和旋转等机构，即起重机一般是多动作的。轻小型起重设备一般是但动作的。 本设计为 m35.1 单轨抓斗起重机设计。当起重量不大时，多采用电动单轨起重机。这种起重机的特点是小车可以走到另一跨去，本设计侧重于机械方面的设计。主要机构有：起升机构、运行机构。 起升机构用来实现货物的升降，它是任何起重机械不可或缺的一部分，是起重机中最重要与最基本的结构。起升机构工作的好坏将 直接影响到整台起重机的工作性能。起重机构主要由驱动装置、传动装置、 卷绕系统、取物装置与制动装置组成。本设计的起重机起升机构采用电动葫芦。电动葫芦属于轻小型起重设备。它是将电动机、减速机构、卷筒等紧凑地集合成一体的起重机构。它可以单独使用，也可以作为电动单轨起重机、电动单梁或双梁起重机的小车来使用。由于电动葫芦结构非常紧凑，通常由厂家专门生产，价格便宜，从而得到了普遍的应用。电动葫芦可备有小车，以便在工字梁的下翼缘上运行，是吊重在一定范围内移动。钢丝绳电动葫芦工作 安全可靠，起升速度较高，故在本设计中被采用。同 时，为了减轻自重，减少零件数目，采用了锥形转子电动机。 运行机构的任务是使起重机或载重小车作水平运动。运行机构有无轨运行和有有轨运行之分。本设计采用有轨运行方式。这种方式在专门铺设的钢轨上运行，负荷能力大，运行阻力小。运行装置主要由运行支撑装置运行驱动装置两大部分组成。本设计着重于电动小车的设计。 设计过程中，首先要确定 总体的设计方案，然后各部件机构、尺寸及相互间的连接方式等，最后对部件中各零件进行校核。 4 第四篇 计算 一 总体方案确定及基本参数 1.总体方案确定 本设计的 m35.1 单轨抓斗起重机主体由 起升机构和运行机构组成。起升机构主要包括电动机、卷筒、减速器 三个部分。电动机选用锥形转子电动机，此种电动机自身可以实现制动，从而减轻了自重，减少了零件的数目；卷筒选用双联卷筒；减速器选用同轴减速器，这种减速器的特点是输出与输入同轴。电动机通电后旋转，从电动机轴输出的扭矩经联轴器传到减速箱，经减速箱三级减速后达到需要的传动比，减速箱带动卷筒转动，使缠绕在卷筒上的钢丝绳随之转动，同时钢丝绳把转动转变为上下方向的移动。钢丝绳通过滑轮组带动抓斗 ，使抓斗实现下降、张 开、抓料、闭合、卸料等一系列动作，从而完成整个工作过程。运行机构主要是指电动小车。电动小车在工字钢轨道上来回移动，可以实现物料在两个不同位置的运送，即实现小范围内的物料运送工作。 2.基本参数 本设计的单轨抓斗起重机涉及的基本参数有 : 起重量 :是指正常工作时被提升的额定载荷 (包括抓斗 ).设计中的起重量为 t3 。 起升速度和运行速度 :依据工作条件、生产要求决定 .设计中起升速度为 min16m ，运行速度为 min45m 。 起升高度：根据工作需要确定。设计中的起升高度为 m20 。 工作制度：反映机构使用繁忙程度和载荷特性的参数。本设计中的工作级别：起升为M6，运行为 M5。 二 抓斗计算 本设计中采用双绳抓斗，双绳抓斗生产率高。其 抓取与卸料动作是利用两个卷筒（起升卷筒和闭合卷筒）及两根钢丝绳（起升绳和闭合绳）来操纵的。 1. 抓斗的几何尺寸 抓斗的额定容积 mV 35.1 抓取物料的容重 mt 31 抓斗的最大开度： 3)5.23.2( VL 难抓取的物料取较大的值，易抓取的物料取较小的值 。 在一定的限度内可以适当的增大开度；但是 L 过大，则抓取深度急剧下降。 mVL 7 4 4.2 33 取 mmL 2750 抓斗的侧面积及侧面几何形状： 5 根据 F 及物料的性质确定抓斗的侧面几何形状。应使侧 板上缘的倾斜角大致与物料在运动状况下的自然坡角相等，通常约为 3530 。 通过测量实际设计抓斗的尺寸： mmh 6002 mmhh 20 031 21 mmh 500 mml 2140 3213232 llCEBF 则 2.0)23(211 llF 2.014.21252.0125 l m21783.0 )34.007.1()5.035.0(21s i n35.034.02136080 1034.0 22 F 3103.001.0081.0 m24013.0 侧面积 FFF21 m 25 7 9 6.04 1 3.01 7 8 2.0 宽度 B ： LB 55.045.0 确定抓斗宽度 B 或LB的原则： 块度大的物料及坚实的料堆应取较小值；松散物料宜取较大值。 mmLB 5.1 5 1 25.1 2 3 72 7 5 0)55.045.0()55.045.0( 取 mmB 1320 颚板铰点位置可以依据以下条件确定： 在最大开度时，颚板的切口应在垂直方向，以便切口顺利插入物料。 测量得 mml 1410 cos2 Ll 校正得 8.12 。 6 撑杆 l0 依据经验公 式： 35.12 0 Ll 则 mmLl 25.18562 275035.1235.10 实际设计中取 mml 18570 撑杆铰点位置确定： 为了使闭合绳的闭合力最小，有利于提高抓取能力，应使抓斗在开闭两种状况下滑轮中心距变动量最大。 2. 滑轮组倍率 据“起重机械”表 26 选取滑轮组倍率 4m 3. 钢丝绳计算 dzGqmxSpp 对于起升机构， 1m ；对于开闭机构， 4m 。为了满足整机的需要，只计算 1m 时钢丝绳的直径。 2 1 mz 选用滚动轴承，则 98.0 98.098.0 2 11 z 导向滑轮效率 98.0 d 则 NS 1010 33 31.1598.098.0128.93 按工作级别 M6，使用抗拉强度 mmNb 21 7 0 0的钢丝绳，则 109.0C mmSCd 5.1331.15109.0 10 3 查钢丝绳标准，选用 mmd 0.15 的钢丝绳。 IT 17000.1536 4. 滑轮直径的确定 dD h2 h2 按工作级别 M6，选取 4.222 h 则 mmdD h 3360.154.222 7 选取滑轮直径 mmD 350 ， mmD 4001 5. 上下横梁轴线的倾斜角 )(0 dDaar c tg绳 下横梁滑轮间距）（ a )0.15350 83( arctg 8.12 6. 抓斗强度计算 颚板强度计算 计算假设： 假设三边固定，一边是自由的颚板，其中央是危险截面，单位长度弯矩为 ： 82BPM 0.22 cP 2 mmhc h 11006005002 mm20 则应力 222224368 BB cpWM )10(20101 2 9 030.232232 mmN 227.67 选用材料 ZGMn13,查得 mmNs 2294 2n mmNn s 21 4 722 9 4 45 合格 撑杆强度 当闭合终了瞬间，撑杆所受载荷最大。 撑杆材料采用 45 号钢。 mmN 21 2 070 48.9)14(324)1( 10 32 mR S 闭 8 N10 31.44 0 ， 25 撑杆的内力 coscos RT 即025 10co sco s1.44 3 T N10 4866.4 mF 22 005.004.0 1010 64005.0866.4FT mmN 2732.9 截面最小惯性矩： 0 84.0641641 4m in DJ 6444641 224m i nm i nDDDJI F mmD 204 99201980m in I l 查“金属结构”得稳定性系数 197.0 则 mmN 264.2379.13)12070(197.0 由 732.9 ，知撑杆强度满足要求。 撑杆铰轴套 验算比 压： 1 PdlP T RXT 221 9 RtgR 222 )( c o s(1 )2 RR tg 102510 43 866.4co s1.44 mmNP 264.177.14 mmT NdlP 241 37.0105 080866.4 10 则 PP 即撑杆铰轴套处合格。 颚板铰轴轴套 验算比压： 1 PBlP T HPT 22 4 下）（ 下 又 NmSP 24.6131.154 10 3 闭下 XHH 2下 1)(2 )1( 11 m mtghlhmH lhS 闭 14 4200)200500(274 05002 )14(31.15 2510 3 tg N10 362.79 NR tgH 1010 33 37.60262.79 下NT 10)1037.60()104431.15( 322 28.6233 mmT NBlP 23 23.0128 0214 028.62 10 45 则 PP 10 即颚板铰轴轴套验算合格。 三 起升机构 1.传动比的计算 起升 机构减速器采用渐开线齿形定轴外啮合三级传动减速器。 每一级速比如下 67.51268211 ZZi 67.31244242 ZZi 09.41145563 ZZi 总速比： iiii321 减1 11.8509.467.367.5 卷筒转速 电动机选用 441ZD 型千瓦锥形转子电动机 。 电动机转速 分转电 1400n 分转减电卷 45.1611.851 4 0 0 inn 2.起升速度 mmd 0.15绳 按起升结构工作级别 M6，查“规范”取 201h 卷筒材料采用普通碳素钢 )235(Q mmdhD 3 0 00.15201 卷 mmD dD 0.3150.15300 绳卷 滑轮组倍率 1m m i n27.161 45.163 1 5 0.014.3 mmD n 卷起 569.110016 1627.16100 合格 3.机构效率 11 减速器总效率 取 9 65.0321 则 899.0965.0 3321 减 抓斗滑轮组效率 单个滑轮的效率取为 98.0 则滑轮组效率 98.098.0 2 112 1 m滑组 卷筒效率 取 99.0卷 导向滑轮的效率 取 98.0d 起升结构总效率 d 卷滑组减 855.0899.099.098.098.0 4.电动机静功率 855.010006027.168.93100060)( 10 3 升PPN GQj kw324.9 NKN jdJC 查“规范”取 66.0Kd，则 kwN JC 15.63 2 4.966.0 5.电动机轴的静扭转力矩 miDPPM GQj 2)( 卷 mN 63.63855.011.8512 315.08.93 10 3 6.制动器的计算 制动电动机轴需要的静扭转力矩 miDpPM GQj 2)( 卷 12 mN 52.4611.8512 855.0315.08.93 10 3 制动力矩 弹簧工作时的轴向压力 NP 8331 摩擦系数取 35.0 制动片平均直径： mmD 19.2302 22038.240 均 夹角 20 则制动力矩 mNDPM 98s i n2 2 3 0 1 9.035.0833s i n2 201 均制 制动安全系数 11.252.46 98 MMKjzhzh 查“起重机械”表 48 ，制动安全系数 75.1Kzh KK zhzh 故安全。 制动的单位比压力 此时弹簧的工作压力NP 886c o s833202 制动片宽度： mmB 8.29c o s 2820 则单位比压力： 20s i n8.2919.23014.3886s i n2 BP DP均 mmmm NPN 22 2.012.0 轴向吸力 在定子线包通电后，圆锥转子在轴向吸力的作用下移动，打开制动盘，使载荷上升或下降运动。此轴向吸力要大于弹簧产生制动力矩的压力和在静载荷下 静扭转力矩在弹簧联轴器花键中产生的静摩擦力。圆锥转子轴在轴向吸力作用下带动联轴器相对齿轮长轴有轴向移 13 动。有相对运动的花键尺寸是 84248 。 则平均半径 mmr 5.222 2124 均 取摩擦系数 15.0f ，则 NfFrM j 2.42415.05.22 63.63 10 3 均 轴向力 8 6 62.4 2 42 PFA N2.1306 7. 起动时间 电动机额定转矩 mNn NM 16.511400 5.7955509550电电额 电动机的平均力矩倍数 0.3 额定转矩起动转矩起 0.3 额定转矩最大转矩最大 总转动惯量 电动机转子轴飞轮矩 mDG kgd23917.02 )( 联轴节飞轮矩 mDG kgL20249.02 )( JJJ Ldg 4242 )()( DGDGLd 40 2 49.043 9 17.0 mkg 210415.0 imDPPJgJGQg 2224)(15.1 卷 8 9 9.08.948.931 0 4 1 5.015.111.851 3 1 5.010 2223 mkg 21312.0 14 起动 时间： )(55.9MM nt jq dqJ )63.6316.513(55.9 14001312.0 s214.0 8. 制动时间 imDPPJJgGQg 2224)(15.1 卷 11.851 315.010 22238.94899.08.931 0 4 1 5.015.1 mkg 2129.0 电动机转速 )( 250250 nnNNnn jd )13851400(5.7324.91400 分转1380 分转14151380140022 0 nnn dd 则制动时间： )(55.9 MMnJtjzhdzh )52.4698(55.9 1415129.0 s371.0 1 9. 卷筒装置 卷筒绳槽底径 卷筒材料选用 235Q dhD 1卷 查“规范”得 201h 则 mmD 3 0 00.1520 卷 15 取卷筒直径 mmD 300卷 其它尺寸： 3)42( ddt mm0.1830.15 0.15)4.03.0()4.03.0( dc 0.65.4 mmc 5 卷筒长度及壁厚 llllL 3210 )(2 其中： tnHmDl )(0 卷 又 mH ， 4m ， 2n 0.18)23.014.3 416(0 l mm93.1258 mmtl 0.540.18331 取 mml 202 mml 803 则 80)200.5493.12 58(2 L mm9.2745 取 mmL 2750 。 卷筒壁厚： )106(02.0 D )106(30002.0 mm1612 取 mm15 。 卷筒强度校核 卷筒强度采用 235Q ，屈服极限 mmNs 22.2 3 5 则 mmNsl26.1 1 72 2.2 3 52 16 mmNsy 28.1 5 65.1 2.2 3 55.1 钢丝绳卷绕箍紧对卷筒产生的压应力 由 SN 22 ，可得 SN tStNy mmN 23 7.560.1815 31.15 10 钢丝绳卷绕产生的弯曲正应力 LPM 41 27 5031.15241 10 3 mmN 10 325.2 1 0 5 1 又 4)21(1323DW D 4)30 01521(13214.3 3 0 0 3 mm10 39 1 1 1 2.0 则1010 639 1 1 1 2.02 1 0 5 1 0 2 5WMw mmN 21.23 合成应力 DL 3 yylw 即 7.568.156 6.1171.23 mmN 26.65 6.1 1 76.65 l 故满足要求。 计算卷筒压绳板极其螺钉 钢丝绳绳端固定方法采用压绳 板固定 17 压绳板计算 绳尾拉力 S ： S 按欧拉公式 eS S 2 安全圈数 2n ， 则 4 ， 5.44 e ；取 0.22 。 5.431.150.2 10 32 eSS N10 38.6 每个压绳板的夹持力： 压绳板选用圆形槽，则 NS 21 取 16.0 只有在压绳板与钢丝绳之间以及钢丝绳与卷筒之间的接触面上产生足够大的摩擦力，此摩擦力大于或等于钢丝绳在固定处的拉力 S ，才能保证安全。取钢丝绳分离体 则 SMF 2 mF S2 又 NFF mSN F 2 N 则一个螺钉作用给压绳板的力 N ： nNbb FN 112 即bbnSmN 1212 bbSn 122 取 6n ， mmb 25.312 ， mmb 25.91 18 25.925.31616.028.6 10 3 N N10 397.11 故压板夹持力： NS 21 10 397.1116.02 N10 383.3 螺钉的强度校核： 螺钉选用国标 8670GB ， 2010M 标准件材料选用 45# 钢，屈服极限 mmNs 2294 螺纹内径 mmd 376.81 则43.11dN 414.397.113.13 7 6.8 1023 mmN 264.70 又 ns 取 5.1n ，则 mmN 21965.1294 mmmm NN 22 19664.70 故螺钉强度合格。 弹性联轴器计算 弹性联轴器最大计算扭矩 KMM m a xm a x计 KMMnN m az 19550 由 3MM maz 最大 19 kwN 5.7 ， 1380n ， K1 取 8.1 得 10 331 3 80 5.79 5 508.1 M m a z计 mN 3.280 轮胎圈中间截面的剪切应力 wM kmax计 mmD 2102 mmD 1951 21016)(14.316)( 1 9 52 1 0 2224142 D DDWk mm 351066.4 则截面剪切应力： WM kmax计 1010 9566.43.280 mN 2510015.6 mmN 26.0 轮胎圈的扭转角 假设在 l 长度内，轮胎圈是一等截面环 mml 60 截面弹性系数： cmkgEG 22.27)47.01(2 80)1(2 截面的极惯性矩： )(32 4142 DDJ p )(3214.3 1 9 52 1 0 44 mm 4710896.4 则180m a x JMpG计 20 14.31 8 08 9 7603.2 8 01010 10 723 39.7 轮胎圈的挤压应力 i 正应力 联轴器半体和压板作用给轮胎圈的正压力靠拧紧螺钉得到。 在干燥表面 5.03.0f ，取 4.0f 则)(434m a xDDMfzfFN 计 mmD 1354 ， mmD 963 ， 2z )96135(24.03.2804 10 3N N10 3067.6 ii 挤压应力 ）（压 DDN23244 ）（ 961 3 510223414.3067.6 mmN 286.0 又橡胶的挤压许用 1 应力 mmN 296.1 压 压压 故符合要求。 螺钉强度校核 螺钉选用 8670GB ， 188M 。材料为 45# 钢 螺纹内径 mmd 647.61 ，螺钉数目 6n dnN2143.1 21 mmN 223 9.37414.36 0 6 7.63.1 6 4 7.6 10 又 mmN 224.86 故强度满足。 四 起升机构减速箱 1.轴的计算 起升机构的减速器各齿轮和齿轮轴在载荷作用下，即由钢丝绳对卷筒产生的力矩的方向始终不变。载荷 上升是由电动机通过齿轮传动把载荷起吊上来；载荷下降由电动机反相制动，阻止载荷以重力加速度下降。载荷上升和下降时，作用力方向不变，不以旋转方向的改变而改变，也就是齿轮和齿轮轴的齿是单面啮合。因此，起升减速器的轴在计算时假定扭转应力按脉动循环变化，弯曲应力按对称循环变化。 轴所传递的扭矩 空心轴扭矩： mmD dD 0.315 绳卷 mmNDSM 1010 33m a x4 68.243599.020.31531.152 卷 第三轴额定扭矩： 09.43 i， 965.0齿 则 mmNi MM 1010 33343 12.617965.009.468.2435 齿 第二轴额定扭矩： 67.32 i mmNi MM 1010 33232 25.174965.067.312.617 齿 第一轴额定扭矩： 67.51i 则 mmNi MM 1010 33121 85.31965.067.525.174 齿 第 I 轴受载及校核 对图 a, mmZmd 30.30c o s5.212c o s 3468 1121 22 NdMP 1010 33111 1.230.3085.3122 由 0MB，得 0)3415.310(15.310 1 PA y 则15.3101.2)3415.310(15.310)3415.310( 10 31 PAy N10 387.1 NAPB yy 101010 3331 23.087.11.2 对图 b,可简化如下： 30.301111 tgPdNM 30.301.2 346810 3 tg mmN 10 30 5 6.9 由 0MB，得 0)3415.310(15.310 11 QMA x 15.3 10)3415.3 10( 11 MQAx 15.310c o s)3415.310( 11 MP tg 3468 102010 33co s15.310056.9)3415.310(1.2 tg N10 3658.0 AQB xx 1 103468 2010 331 658.0co s1.2co s tgtg AP x 1010 33 658.077.0 23 N10 3112.0 验算轴危险截面： a.I 截面： 0Mn mmNAM yx 1010 331 635.1922187.1221 mmNAM xy 1010 331 909.6221658.0221 MMM yx 21211 10)909.6()635.19( 322 mmN 10 38 1 5.20 2531.0815.20 10 31m a x1 WM mmN 232.13 轴的材料采用 20MnTiB, mmkg 21 25.52 则m ax11 Kn 查表，得 22.2K， 8.0 7.285.1332.138.0 22.28.925.52 nn 1 1 1 1 故第 I 截面合格。 b.II 截面： 1K ，（按齿根圆计算，不考虑应力集中影响） 77.0 MAM xx 12 34 10 3056.934658.0 mmN 10 343.31 24 3487.134 10 32 AM yy mmN 10 358.63 MMM yx 22222 )1058.63()1043.31( 33 22 mmN 10 392.70 m a x21 Kn WM 277.018.925.52 95.2510331.092.7077.018.925.52 715.9 材料的对称循环的扭转疲劳极限 mmkg 21 30.25 查表，得 1K（按齿根圆直径，不考虑应力集中影响） 77.0， 1.0 95.25 10 332m a x2 2.085.31WM nn mmN 2113.9 m a x21)(2 Kn 1 1 3.9)1.077.0 1(8.930.252 9.38 25 nnnnn22 9.38715.9 229.38715.9 7.2425.9 n 故第 II 截面满 足要求。 c.III 截面： III 截面只受扭矩作用 查表，得 1K（不考虑应力集中影响） 8.0 ， 1.0 WM nn 3max3 2310232.085.31 mmN 209.13 m a x31)(2 Knn 09.13)1.08.01(8.930.252 7.206.28 n 故第 III 截面满足要求。 第 II 轴校核 由受力分析可知： NPP 10 312 1.2 1 mmd 48.48c os412 34683 26 NtgtgPQQ 103468 2010 33112 77.0co s1.2co s NtgtgPNN 10346810 33112 30.01.2 NdMP 1010 33323 1 8 9.748.4825.1 7 422 NtgtgdMQQ 10103468 20 333243 6 4 3.2co s1 8 9.7co s2 tgPNN 343 Ntg 10346810 33 023.1189.7 P2 和 Q2 的分力： 141171014117 322 c o s1.2c o s PP x N10 3001.2 NPP y 1014117 322 638.0s in NQQ x 1014117 322 234.0s in NQQ y 1014117 322 7 3 4.0c o s mmdd 8.81c o s2 14117 22 由 0MD，得 05.38)465.38()465.38(1 1 9 32222 PdNQPC yyy 1 1198.815.845.845.38 2223 NQPPC yyy 1198.81030.0734.05.845.84638.05.38189.7 10101010 3333 N10 3094.3 CPQPD yyyy 223 27 10101010 3333 094.3734.0638.0189.7 N10 3467.5 mmdd 08.26s in2 14117 22 由 0MD，得 025.38)5.3846()5.3846(119 3332222 dNQdNPQC xxx 则119)5.3846(25.38)5.3846( 2333222 QdNQdNPC xxx 1195.38643.208.2630.05.84001.2 101010 333 1195.84234.0248.48023.1 1010 33 N10 3384.2 QCQPD xxxx 232 10101010 3333 234.0384.2643.2001.2 N10 3026.2 验算轴的危险断面： a.I 截面： mmNCM xx 1010 331 8.295.12384.25.12 mmNCM yy 1010 331 675.385.12094.35.12 MMM yx 21211 mmN 10)106 7 5.38()108.29( 322 82.4833 mmkg 21 25.52 由 mmD 38 ， mmd 30 ， mmr 5.1 28 得 267.13038 dD 05.0305.1 dr 查表，得 225.2K 77.0 则3010 331m a x 1.082.48WM mmN 208.18 m a x1Knn 7.28.908.1877.0 225.225.52 10 3 n 故 I 截 面满足要求。 b.II 截面： mmNM x 10 32 28.131 mmNM y 10 32 248.82 MMM yx 22222 mmN 1010248.8228.131 3322 92.1 5 4 由键槽引起的应力集中，算得 66.2K 由齿轮和齿轮轴装配过盈而引起的应力集中，算得 125.5K 取二者中最大值，即 125.5 K 则 mmM NW2332m a x2 1.431.092.1 5 433 10 29 m a x21 Kn 32.21.4312 5.5 8.925.52 扭转应力按脉动循环应力 mmkg 21 30.25 由 )1(6.01 KK )1125.5(6.01 475.3 查表，得 1.01 3310 332m a x2 2.025.1 7 5WM nn mmN 238.24 则m a x1)(2 Kn 38.24)1.0475.3( 8.930.252 69.5 nnnnn22 69.532.2 2269.532.2 7.272.2 n 故 II 截面满足要求。 c.III 截面： 由带圆角的阶梯轴引起的应力集中 mmD 38 ， mmd 35 ， mmr 5.1 由 085.13538 dD ， 0429.0355.1 dr 30 查表，得 83.1K 75.0 19195.53 22223 QPdNCM xxxx 19234.019001.208.2630.05.53384.2 10101010 3333 mmN 10 31 4 7.86 1919)195.34( 22223 QPdNCM yyxy 19734.019638.08.8130.05.53094.3 10101010 3333 mmN 10 30 0 1.1 6 4 则 MMMyx 23233 )100.1 6 4()101 4 7.86( 33 22 mmN 10 325.185 dM 33max 1.0 mmN 23 3 21.431.0 25.1 8 5 35 10 m a x21 Kn 86.421.4375.0 83.18.925.52 查表，得 308.1K ， 75.0 ， 1.0 3510 332m a x 2.025.1 7 4WM nn mmN 232.20 31 m a x1)(2 Kn 32.20)1.075.0 3 0 8.1(8.930.252 23.13 nnnnn22 23.1386.4 2223.1386.4 7.256.4 n 故 III 截面满足要求。 d.IV 截面： mmNM x 10 34 7 9 9.1 0 2 mmNM y 10 34 48.210 MMM yx 24244 mmN 101048.2 1 07 9 9.1 0 2 3322 24.2 3 4 查表，得 1K， 71.0 mmM NW 2334m a x 73.321.0 24.234 52.41 10 m a x21 Kn 11.1173.3271.0 18.925.52 查表，得 1K， 71.0， 1.0 52.41 10 334m a x 2.025.1 7 4WM nn 32 mmN 217.12 则m a x1)(2 Kn 17.12)1.071.0 1(8.930.252 01.27 nnnnn22 01.2711.11 2201.2711.11 7.227.10 n 故 IV 截面满足要求。 e.V 截面： 经分析， V 截面受力情况同 I 截面相似，且两处轴径相等，故截面也满足要求。 III轴 IV 轴校核方法同上，且两轴经校核后，均满足强度要求。 2.齿轮校核（以第一对传动齿轮为例） 选择材料及参数 材料选用 20CrMn，选 8 级精度的渐开线圆柱齿轮。小齿轮齿数 121 Z，大齿轮齿数682 Z 。 传动比 67.51268 i 螺旋角 3468 两齿轮都可以采用硬齿面，则 HRC=5662 mmNs 2850 计算切向力 起升载荷动载荷系数 0.22 则动载荷系数 5.1)1(21 2 由 rpmnm 1400， 67.5im， 4Kb， hZ 12500 33 则 26.5 9 2 5 967.5414006060 i KnmbmF 10 841.71 2 5 0 026.5 9 2 5 9 FZN 选取 1090 N， 6.6m 则 9 5 56.041.76.6 980 1010 mn NKN 查表选取载荷系数 81.0Km 分度圆上的基本切向力 NdMF t 101010 3331m a x1m a x1 379.35.26818.28722 第 I 轴联轴器的效率为 1，滚动轴承的效率为 0.99 则 kwPP 425.799.05.799.012 最大扭矩 mNnPM 18.2871400 425.795509550 22m a x1 计算最大切向力 NFKKF tmnte 1010 33m a x1 615.2379.39556.081.0 由 mfma 5.18， mfsh 8， 85.0R 得 525.22)85.18(85.0)( ffRFshmay 查表，得 0.1K 由 7.2100 6867.309.416100 Zm 查得 3.1Kv 齿间载荷分配系数 4.1 KKFH 则轮齿齿面接触强度切向力： KKKFF HVtetc N1010 33 833.1615.2 同上，轮齿弯曲强度切向力： 34 NKKKFF FVtetc 10 3869.4 齿面接触强度 法向压力角 20n 查表，得 节点区域系数 43.2ZH 弹性系数 mmZ NE 28.189 由 6.17.09.0 ， 8 26.0s in m nb 得重合度系数 785.0ZE 螺旋角系数 998.0Z 节圆处的计算接触应力： 12bdFZZZZ tcEHH mmN 2358.7 3 267.51167.514271.1 7 18 6 9.49 9 8.075.08.1 8 943.2 10 许用接触耐性应力计算 Z WHHP lim mmNHH 22lim1lim 1 4 5 0 工作硬化系数 1ZW 则 mmZ NWHHP 2l i m 145011450 齿面接触耐久性的安全系数： 198.158.7 321 45 0 HHPHS 齿面接触静强度计算 节圆处的齿面接触最大计算应力： 12m a xm a xbdFZZZZ tcEHH 35 KKFF Fttc 2m a x 由 mNnPM 36.5740.29 5 50m a x2 NdMF t 758.668 36.57422 1010 332m a x2m a x2 则 NFtc 1010 33m a x 758.6 mmNH 23m a x 78.1 0 6 867.51167.514271.1 7 146.99 9 8.07 8 5.08.1 8 943.2 10 齿面接触静强度安全系数 查表，得 6.12 Z 则 117.278.1 0 6 81 4 5 06.1m a xl i m2 HHHSZS 轮齿弯曲强度计算 齿形系数73.0c o s68c o s 3468)15(c o s)(c o s 22 bZZv 查表，得 25.2YFa 应力修正系数 749.1YSa 重合度系数 297.06.175.025.075.025.0 Y 螺旋角系数 87.0Y 磨损系数 25.1YLW 则齿根弯曲应力： YYYYYmF LWSaFantcF b mmN 23 94.5825.187.0297.0742869.4 10 试验齿轮弯曲疲劳极限应力 mmNF 2lim 370 36 尺寸系数 0.1Yx 则许用弯曲疲劳应力 mmYY NxFSTFP 2l i m 7400.13702 齿轮弯曲静强度计算 弯曲最大计算应力 YYYYYmF LWSaFantcF b m a xm a x YYYYYm KKF LWSaFanFatcb m a x YYYYYmdM LWSaFanb 13m a x2 102 mmN 23 6.25325.187.0297.073830.30 18.2872 10 齿跟弯曲静强度的安全系数 SFS： 查表，得 5.22 Y 则 13.76.2533705.22m a xl i m2 FFSTFSYYS 故弯曲静强度满足要求。 五 运行机构 1. 传动比的计算 运行机构减速比（采用二级齿轮减速） 每一级传动比如下： 56.31864121 ZZi 47.31552342 ZZi 总速比： 33.1247.356.321 iii 走轮转速 分转电 1380n 分转电走 92.11133.121380 inn 37 2. 运行速度 mmD 130走 92.11113.014.3 nD 走走走 分米69.45 （合格） 55.110045 4569.45100 3. 机构的效率 取齿轮传动效率 965.021 则 931.0965.0965.021 4.运行摩擦阻力 运行摩擦阻力包括：车轮轴承中的摩擦；车轮的滚动摩擦；以及车轮轮缘与轨道间的附加摩擦阻力。 车轮轴承中的摩擦 DdPDdPW 221 P 车轮轮压 D 车轮直径 d 车轮轴枢直径 车轮轴承摩擦系数 取 015.0 ，又 mmd 48 ， mmD 130 车轮的滚动摩擦 车轮前进时，由于车轮与轨道之间的挤压应 力的合力偏向运行前方。 DfPW 22 f 滚动摩擦系数 取 mmf 30.0 总摩擦阻力 WWWW m 321 D fdGQ 2)( 附加阻力系数 取 5.1 （全轮驱动） 38 则130 30.0248015.08.9)53(5.1 10 3 W m N09.1194 5.电动机容量的初选 每组运行驱动机构的静功率为： nm WN mj 6010001 93 1.06010 00 69.4509.11 9411 kw977.0 取 9.0Kd，又 NKNjdJC 则 kwNJC 879.09.0977.0 选 kwN 5.1电的 421ZDY 型锥形转子电动机。 6.走轮轮压 P 48.9)256.03( 10 3 N10 309.10 7. 验算起动时间 tq )(55.9MMntjqdqJ i DWM lIj 2 931.033.122 13.009.1194 mN 67.6 MmM Mq 25 nN 252595500.32 mN 05.1071 3 805.19 5 500.32 iDPPJmgJlGQg 222)(15.1 39 931.08.928.9340 5 7 5.0215.133.12 13.010 223 smkg 2212.0 st q 3.0)76.675.1 0 7(55.9 1 3 8 02 1 2.0 8.制动器计算 制动电动机轴需要的静转力矩 由经验公式： 最小制动行程： 米运 482.042004200 4522 s 最小制动时间： 分运 02.02 1 0 0452 1 0 0 t iGQiGQ DWt nDGit nDDM lml )(2)(01.0 21122制电制电走制电 931.033.12213.009.11946002.055.9138040575.01.16002.055.9931.013808.9)256.03(33.122931.013.08.9)256.03(01.013.033.1213.0101022233 mN 8.49 制动器制动力矩 所选电动机制动环尺寸： mmD 1302 ， mmD 1021 则 mmD 116均 压力弹簧：工作压力 kgP 14 ， 35.0 则2DMP 均制 mN 79.22 116.035.08.914 制动片单位比压力 40 )(4 2122 DDPp 4)(14.38.914 1 0 21 3 022 mmmm NpN 22 0196.0027.0 制动时间 DWMnDGinDtlmlGQiGQ)(01.0255.915.155.9)(21122走制电电制33.122931.013.08.9)12.13(1.0931.033.12213.009.119479.2455.913800575.015.155.9931.013808.9)12.13(1013.033.1213.01032223秒秒 2.16002.008.4 t 9. 电动机最大力矩 MM 25m a x 25.22 mNnN 8.8095505.42525 931.033.12213.009.119 42 iDW lImN 76.6 iDWM lImaz 21 1 1 即电动机的最大力矩能够克服最大动力。 10.验算电动机打滑 验算起动时间打滑 aD iJMDRDlgllidk m a x22m a xm i n415.12)( 取附着系数 15.0 （室内） 安全系数 1k 015.0 ， mmd 48 41 则 RD ldk m in)( 10 309.10)130 48015.0115.0( N10 357.1 又MMaa qq m a xm a x MMt qq m a x60 sm 25.733.060 45 则 aDiJMD lglim a x22m a x415.12 5.7931.040575.0415.11380 5.1955013.0 931.033.122 13.0 33.1210 223 N10 374.0 即 aDiJMDRD lgllidk m a x22m a xm i n415.12)( 验算制动时间打滑 aD iJMDRDk zhlgzhllid 221m i n1415.12)( 取制动时，打滑安全系数 2.11k 则 RDk ld m in1 )( 10 309.10)1 30 480 15.02.1 15.0( N2.70 aD iJMD zhlgzhli221415.12 42 2.16045931.040575.04931.0 33.122 13.0 33.12 22 N9.61 即 aDiJMDRDk zhlgzhllid 221m i n1415.12)( 六 编制计算机程序 本程序的编制是为绘制起升机构减速箱第 I 轴、第 II 轴弯矩图及校核第 I 轴危险截面强度。依据轴受力分析，每一轴在 XOZ 平面， YOZ 平面均受力作用，故每一轴在这两平面内都可以画出弯矩图。同时，第 I 轴有三个危险截面，在程序中对这三个截面一一校核。编制程 序 时，为了避免过多的重复性，只 较详细的写出第 I 轴在 YOZ 平面中的弯矩图及第 I 轴第 I 截面的校核过程，其余均简略写出。 程序 如下： 10 PRINT “ji suan di yi zhou suo shou zai he” 20 PRINT 30 SM=15.31*103:YJ=.99 40 DJ=300:DS=15:D0=DS+DJ:M4=SM*d0/(2*YJ) 50 I3=4.09:YC=.965:M3=M4/I3/YC 60 I2=3.67:M2=M3/I2/YC 70 I1=5.67:M1=M2/I1/YC 80 MM=2.5:ZZ=12:BB=8.100001/180*3.1416:D=MM*ZZ: D1=D/SQR(1-SIN(BB)2):P1=2*M1/D1 90 AA=20/180*3.1416:Q1=P1*TAN(AA)/SQR(1-SIN(BB)2):P1=2*M1/D1 100 N1=P1*TAN(BB) 110 PRINT “d0,d,d1,m1,m2,m3,m4,p1,q1,n1,sm=”； D0,D,D1,M1,M2,M3,M4,P1,Q1,N1,SM 120 PRINT 130 PRINT “hui chu di yi zhou wan ju tu” 140 PRINT 150 XX=2*(34+418)-310.35:X1=34+418 160 AY=418*P1/X1:BY=P1-AY 170 FOR I=0 T0 10000 180 NEXT I 190 SCREEN 2:CLS:KEY ON 200 PSET(80,80) 210 FOR X=0 T0 X1 STEP 2 220 IF X34 THEN 260 230 DEF FNA(X)=AY*X 240 Y0=FNA(X)/1000:X0=X 250 GOTO 280 260 DEF FNB(X)=AY*X-P1*(X-34) 43 270 Y0=FNB(X)/1000:X0=X 280 LINE-(80+X0,80+Y0) 290 NEXT X 300 LINE(80,80)-(80+XX,80) 310 AX=-(Q1*418-N1*D1/2)/X1:BX=-(Q1+AX) 320 FOR X=0 T0 X1 STEP 2 330 IF X34 THEN 370 340 DEF FNC(X)=AX*X 350 Y0=FNC(X)/1000:X0=X 360 GOTO 390 370 DEF FND(X)=AX*X+Q1*(X-34)-N1*D1/2 380 Y0=FND(X)/1000:X0=X 390 LINE-(80+X0,80+Y0) 400 NEXT X 410 PRINT “ay,by,ax,bx=”；AY,BY,AX,BX 420 FOR I=1 T0 10000 430 NEXT I 440 CLS 450 PRINT “di yi zhou wei xian jie mian jiao he” 460 PRINT 470 PRINT “di yi jie mian” 480 MN=0:M1X=AY*21/2:M1Y= AX*21/2:M11=SQR(M1X2+M1Y2) 490 W1=.1*253:B1M=M11/W1:N0=2.7 500 F1=52.25*9.8:KB=2.22:EB=.8:N01=BF1/(KB/EB*B1M) 510 IF N01=N0 THEN 540 520 PRINT “gai jie mian bu he ge” 530 GOTO 560 540 PRINT “gai jie mian he ge” 550 PRINT 560 PRINT “di er jie mian” 570 KB2=1:EB2=.77 580 M2X=AX*34+N1*D1:M2Y= AY*34:M22=SQR(M2X2+M2Y2) 590 W2=.1*25.95 3:B1M=M22/W2: 600 BF2=BF1*EB2 610 TF2=25.3*9.8:KT=1:ET=.77:FT=.1 620 T2M=M22/2/W2； NT2=TF2/（ KT/ET+FT） /T2M： NB2=BF2/B2M 630 N02=NB2*NT2/SQR（ NB22+NT22） 640 IF N02=N0 THEN 680 650 PRINT “gai jie mian bu he ge” 660 PRINT 670 GOTO 700 680 PRINT “gai jie mian he ge” 690 PRINT 700 PRINT “di san jie mian” 44 710 KB3=1:ET3=.8:RT3=.1 720 W3=.2*233:T3M=M1/W3: 730 N03=2*TR1/(KT3/ET3+RT3)/T3M 740 IF N03=N0 THEN 780 750 PRINT “gai jie mian bu he ge” 760 PRINT 770 GOTO 810 780 PRINT “gai jie mian he ge” 790 PRINT 800 PRINT 810 PRINT “di er zhou wan ju tu ” 820 PRINT 830 P2=P1:N2=N1:Q2=Q1 840 D3=48.48:P3=2*M2/D3 850 A0=20/180*3.1416:Q3=2*M2/D3*TAN(A0)/SQR(1-SIN(BB)2):Q4=Q3 860 N3=P3*TAN(BB):N4=N3 870 Y0=(17+