电动螺旋起重机设计

1、哈尔滨理工大学专科生毕业论文 电动螺旋起重机设计摘 要螺旋起重机又称为螺旋升降机，它的原型是千斤顶。它具有结构紧凑、体积小、重量轻、动力源广泛、无噪音、安装方便、使用灵活、功能多、配套形式多、可靠性高、使用寿命长等许多优点。可以单台或组合使用，能大致控制调整提升的高度，可以用电动机或其他动力直接带动，也可以手动。电动螺旋起重机基本原理是利用电机，通过减速器减速后，带动螺母旋转，转化为丝杆的轴向运动，用来推动物体上升。主要内容如下：对千斤顶的原理和螺旋起重的原理、方法进行了研究；设计螺旋起重机构；选择电动机；设计减速机构；控制电路的设计；主要阐述在流水线作业中，和螺旋千斤顶的动作原理。关键词 起

2、重机；电动；螺旋传动；千斤顶哈尔滨理工大学专科生毕业论文目 录 摘 要I第1章 绪 论11.1螺旋起重机的背景及发展现状11.2螺旋起重机的分类2第2章 设计方案的确定32.1螺旋传动设计方案32.1.1 螺旋传动概述32.1.2 螺旋传动方案的确定52.2减速传动机构设计方案5第3章 传动系统的设计63.1螺旋传动部分计算63.1.1 螺杆直径的计算63.1.2 螺纹部分强度计算63.2电机的选择83.2.1电动机功率计算93.2.2传动效率103.2.3确定电机转速103.3减速机构的设计123.3.1 材料的选择123.3.2 蜗轮蜗杆传动基本尺寸133.3.3 强度校核163.3.4

3、蜗轮蜗杆传动中的作用力分析163.3.5 实际传动动力参数173.4 辅助装置的设计183.4.1 轴承的选择183.4.2 键的选择223.4.3 联轴器的设计与计算23第4章 控制电路及过载保护系统的设计254.1 过载及最大行程保护元件254.1.1 热继电器254.1.2 行程开关274.2电器控制基本电路设计28结论31参考文献32致谢33第1章 绪 论1.1螺旋起重机的背景及发展现状千斤顶起源于20世纪初的英、美、德等国家，在逐步发展中工艺逐渐成熟，因其具有抗腐蚀、耐高温，强度高、表面精美、百分之百可回收等无与伦比的良好性能，被广泛应用于建筑、交通、能源、石化、环保、城市景观、医疗

4、、餐饮等各个领域，逐渐被人们所接受，也越来越多地走进寻常百姓的日常生活。我国千斤顶产业发展进步较晚，建国以来到改革开放前，我国千斤顶的需求主要是以工业和国防尖端使用为主。改革开放后，国民经济的快速发展，人民生活水平的显著提高，拉动了千斤顶的需求。进入上世纪九十年代后，我国千斤顶产业进入快速发展期，千斤顶需求的增速远高于全球水平。1990年以来，全球千斤顶表观消费量以年均6%的速度增长，而九十年代的十年间，我国千斤顶表观消费量年均增长率达到17.73%，是世界年均增长率的2.9倍。进入二十一世纪，我国千斤顶产业高速增长。2000年2004年，我国千斤顶消费量从188万吨增长到447万吨，增加了2

5、.3倍，年平均增长率在27%以上。其中，2001年，我国千斤顶表观消费量达到225万吨，超过美国成为世界第一千斤顶消费大国。同时，千斤顶进口也大幅度增加。1998年，我国千斤顶进口100万吨，由此成为世界上最大的千斤顶进口国。2004年与1998年比，千斤顶进口增长幅度年均达到27.14%。预计2005年，中国千斤顶表观消费量将达到500万吨，进口仍将保持在300万吨左右。伴随着千斤顶市场的快速发展，我国千斤顶产量也结束了长期徘徊的局面，实现了高速增长。我国千斤顶产量从2000年的46万吨增长到2004年的236万吨，年平均增长率在82.6%，占国内市场需求的比重也由2000年的24.47%提

6、高到2004年的52.80%。而同期，世界千斤顶产量则仅以6%左右的速度增长。从九十年代后期起，我国太钢、宝钢以及宝新、张浦等国有和合资企业通过引进和技术改造，先后建成了一系列千斤顶生产线，千斤顶工艺技术装备达到国际先进水平，千斤顶生产初具规模。千斤顶品种结构也发生了积极的变化，千斤顶产品质量迅速提高。特别是国内千斤顶冷轧板增长迅速，2003年，国内冷轧板产量达到170万吨，首次超过进口量,自给率达到66%；2004年，国内冷轧板产量达到200万吨，自给率达到70%以上。从2004年底到2005年底，国内冷轧千斤顶产能将增加约150万吨，基本满足国内市场需求。到2007年，我国将成为千斤顶的净

7、出口国。1.2螺旋起重机的分类千斤顶有多种形式。如电动式，液压式，手动式（即一般意义上的千斤顶）等等。电动式千斤顶如图1-1所示。它的基本动力源是电机，由电机通过减速器带动螺母旋转，转化为丝杆的轴向运动，从而推动物体上升。它解放了人类的体力劳动，只需操纵按钮即可完成起重。可有效的避免了重物砸伤等事故。该形式的起重器也是本设计所讨论的。 图1-1 电动式千斤顶液压千斤顶，又称为油压千斤顶。它的基本工作原理图如图1-2所示。其基本原理是利用封闭管路里液体的压强来工作的。当人以力F向下压手柄时，液体内部产生一定的压强，从而推动重物上升。 图1-2 液压式千斤顶1-小液压缸，2-排油单向阀，3-吸油单

8、向阀，4-油路，5-截止阀，6-大液压缸手动式千斤顶也即一般普通的千斤顶，它是出现的最早的千斤顶，是所有千斤顶的鼻祖。手摇其手柄，带动螺母旋转。第2章 设计方案的确定2.1螺旋传动设计方案2.1.1 螺旋传动概述螺旋传动是利用螺杆和螺母的啮合来传递动力和运动的机械传动。主要用于将旋转运动转换成直线运动，将转矩转换成推力1.传力螺旋：以传递动力为主,它用较。按工作特点，螺旋传动用的螺旋分为传力螺旋、传导螺旋和调整螺旋。小的转矩产生较大的轴向推力,一般为间歇工作，工作速度不高，而且通常要求自锁，例如螺旋压力机和螺旋千斤顶上的螺旋。2.传导螺旋：以传递运动为主，常要求具有高的运动精度，一般在较长时间

9、内连续工作，工作速度也较高，如机床的进给螺旋（丝杠）。3.调整螺旋：用于调整并固定零件或部件之间的相对位置，一般不经常转动，要求自锁，有时也要求很高精度，如机器和精密仪表微调机构的螺旋。按螺纹间摩擦性质，螺旋传动可分为滑动螺旋传动和滚动螺旋传动。滑动螺旋传动又可分为普通滑动螺旋传动和静压螺旋传动。1.滑动螺旋传动通常所说的滑动螺旋传动就是普通滑动螺旋传动。滑动螺旋通常采用梯形螺纹和锯齿形螺纹，其中梯形螺纹应用最广，锯齿形螺纹用于单面受力。矩形螺纹由于工艺性较差强度较低等原因应用很少；对于受力不大和精密机构的调整螺旋，有时也采用三角螺纹。一般螺纹升程和摩擦系数都不大，因此虽然轴向力F相当大，而转

10、矩T则相当小。传力螺旋就是利用这种工作原理获得机械增益的。升程越小则机械增益的效果越显著。滑动螺旋传动的效率低，一般为3040%，能够自锁。而且磨损大、寿命短，还可能出现爬行等现象。2.静压螺旋传动  螺纹工作面间形成液体静压油膜润滑的螺旋传动。静压螺旋传动摩擦系数小，传动效率可达99%，无磨损和爬行现象，无反向空程，轴向刚度很高，不自锁，具有传动的可逆性，但螺母结构复杂，而且需要有一套压力稳定、温度恒定和过滤要求高的供油系统。静压螺旋常被用作精密机床进给和分度机构的传导螺旋。这种螺旋采用牙较高的梯形螺纹。在螺母每圈螺纹中径处开有36个间隔均匀的油腔。同一母线上同一侧的油腔连通，用一

11、个节流阀控制。油泵将精滤后的高压油注入油腔，油经过摩擦面间缝隙后再由牙根处回油孔流回油箱。当螺杆未受载荷时，牙两侧的间隙和油压相同。当螺杆受向左的轴向力作用时，螺杆略向左移，当螺杆受径向力作用时，螺杆略向下移。当螺杆受弯矩作用时，螺杆略偏转。由于节流阀的作用，在微量移动后各油腔中油压发生变化，螺杆平衡于某一位置，保持某一油膜厚度。3.滚动螺旋传动用滚动体在螺纹工作面间实现滚动摩擦的螺旋传动，又称滚珠丝杠传动.滚动体通常为滚珠，也有用滚子的。滚动螺旋传动的摩擦系数、效率、磨损、寿命、抗爬行性能、传动精度和轴向刚度等虽比静压螺旋传动稍差，但远比滑动螺旋传动为好。滚动螺旋传动的效率一般在90%以上。

12、它不自锁，具有传动的可逆性；但结构复杂，制造精度要求高，抗冲击性能差。它已广泛地应用于机床、飞机、船舶和汽车等要求高精度或高效率的场合。滚动螺旋传动的结构型式，按滚珠循环方式分外循环和内循环。外循环的导路为一导管,将螺母中几圈滚珠联成一个封闭循环。内循环用反向器，一个螺母上通常有24个反向器，将螺母中滚珠分别联成24个封闭循环，每圈滚珠只在本圈内运动。外循环的螺母加工方便，但径向尺寸较大。为提高传动精度和轴向刚度，除采用滚珠与螺纹选配外，常用各种调整方法以实现预紧。常用的载重螺旋有矩形，梯形和锯齿形等。矩形螺纹传动效率高，但螺纹强度较低，精确制造较困难，对中准确性较差，磨损后无补偿，因此应用受

13、限制，矩形螺纹无标准。梯形螺纹加工容易，强度较大，但效率较低。锯齿形螺纹矩形螺纹效率高，梯形螺纹强度大的特点，一般用于承受单向压力，常用在压力机上。螺杆材料应具有足够的强度和耐磨性，以及良好的加工性能，不经热处理的螺杆一般选用Q275，35，45号钢，重要的经热处理的螺杆可以选用65Mn，40Cr或20C rMnTi钢。精密传动螺杆可用9MnV，CrMn，38CrMoAl钢等。螺母材料除要有足够的强度外，还要求在与螺杆材料配合时摩擦系数小和耐磨。常选用铸造青铜ZQSn6-6-3，ZQSn10-1，速度低，载荷较小时，也可选用高强度铸造铝青铜或铸造黄铜，重载时可用铸铁，耐磨铸铁。尺寸大的螺母可用

14、钢或铸铁做外套，内部浇注青铜。高速螺母可浇注巴氏合金。螺旋传动用矩形，梯形或锯齿形螺纹，其失效形式多为螺纹磨损。而螺旋直径螺母的高度由耐磨性要求决定。传力较大时，应校验螺杆部分或其他危险部位强度，以及螺母，螺杆的螺纹牙的强度。要求自锁时，应检验螺纹副的自锁条件。对于长径比很大的受压螺杆，应检验其稳定性。因此，本设计中螺旋副材料选取钢青铜材料，螺杆选取45号钢。螺纹选用梯型螺纹，右旋单线。2.1.2螺旋传动方案的确定本设计的重点是如何将电机输出的回转运动转换为螺杆的直线运动。这也是整个传动系统设计的关键。根据机械设计等相关参考资料，可得到把回转运动转化为直线运动的四种方式：1.螺杆转动，螺母移动

15、2.螺母转动，螺杆移动3.螺母固定，螺杆转、移动4.螺杆固定，螺母转、移动考虑到必须顶着重物上升，即与重物接触，而起重部件与重物间不可发生相对运动，而且必须与重物充分接触，因此排除方案1、4，而方案3又不方便输入传动方案的设计，因此选择方案2作为起重部分的传动方案。2.2减速传动机构设计方案减速传动机构通常有蜗轮蜗杆传动，齿轮传动，带传动，链传动，摩擦轮传动等等。考虑到本设计要求的传动紧凑，传动比较大，因此选用蜗轮蜗杆传动作为本设计的减速传动机构。蜗杆传动用于传递交错轴之间的回转运动。在绝大多数情况下，两轴在空间上是互相垂直的，轴交角为90度。它广泛应用在机床、汽车、仪器、起重运输机械、冶金机

16、械以及其他机械制造部门中，最大传动功率可达到750千瓦，通常用在50千瓦以下；最高滑动速度可达35m/s，通常用在15m/s以下。蜗杆传动的主要优点是结构紧凑，工作平稳，无噪声，冲击振动小以及能得到很大的单级传动比。在传递动力时，传动比一般为8100，常用的为550。在机床工作台中，传动比可达几百，甚至达到一千。这时，需采用导程角很小的单头蜗杆，但传动效率很低，只能用在功率很小的场合。在现代机械制造业中正力求提高蜗杆传动的效率，多头蜗杆的传动效率已经可达到98%。与多级齿轮传动相比，蜗杆传动零件数目少，结构尺寸小，重量轻。缺点是在制造精度和传动比相同的条件下，蜗杆传动的效率比齿轮传动低，同时蜗

17、轮一般需用贵重的减磨材料制造。第3章 传动系统的设计3.1螺旋传动部分计算3.1.1螺杆直径的计算螺杆直径计算公式： 表 3-1 滑动螺旋副许用比压P螺杆材料螺母材料许用比压速度范围钢青铜1825低速钢钢7.513低速钢铸铁1318<2.4m/min钢青铜1118<3.0m/min取钢青铜螺旋副p=20MPa，f=0.080.1，最大负载F=25000N，代入式得: d225.9mm根据梯形螺纹国家标准，取螺纹为Tr其基本参数为： 螺杆外径： d=30mm， 中径： d2=D2=27mm， 螺杆小径：d3=23mm， 螺母小径：D1=24mm， 螺母大径：D4=31mm， 螺距：

18、p=6mm3.1.2 螺纹部分强度计算梯形螺纹牙型角当量摩擦角 将螺纹部分展开，其受力图如图3-1所示。 图3-1 螺纹受力分析图螺杆受力如图3-2所示，由图可知，螺杆上与螺母旋合处扭矩最大，且Tmax=T1=54059N图3-2 螺杆受力分析图根据第四强度理论，得：螺杆危险截面的当量应力 =71.4MPa螺杆与螺纹牙强度分析如表3-2所示。表3-2 螺杆与螺纹牙强度项目许用应力MPa螺杆强度 为屈服极限螺纹牙强度材料剪切弯曲钢0.6（11.2）青铜30-404060铸铁404555耐磨铸铁405060蜗杆材料为45号钢，由表3-2可知，它的许用应力为=12072MPa，满足要求。自锁条件：&

19、lt; 符合自锁条件。3.2电机的选择电动机的类型、结构形式是根据电源种类、载荷性质和工作条件来选择的。三相异步电机具有构造简单、运行可靠、重量轻、成本低、使用维护方便等优点，所以电机选择为三相异步电动机。电动机的功率选择是否合适将直接影响到电动机的工作性能和经济性能。如果选用额定功率小于工作机所要求的功率,就不能保证工作机正常工作,甚至使电动机长期过载而过早损坏,如果选用额定功率大于工作机所需要的功率,则电动机价格高,功率未得到充分的利用,从而增加电能的消耗,造成浪费。在设计过程中,由于螺旋起重机载荷不变或很少变化,并且传递功率较小，故只需使电动机的额定功率等于或梢大于电动机的实际输出功率,

20、即。这样电动机在工作时就不会过热,一般不需要对电动机进行热平衡计算和校核启动力矩。选择电动机应综合考虑的问题：1.根据机械的负载性质和生产工艺对电动机的启动，制动反转等要求选择电动机类型。2.根据负载转矩速度变化范围和启动频繁程度等要求，考虑电动机的温升限制过载能力和启动转矩，选择电动机功率并确定冷却方式。多选电动机功率应留有余量，负荷率一般0.80.9，过大的备用功率会使电机效率降低，对于感应电动机，其功率因将变坏，并使按电动机最大转局校验强度的生产机械造价提高。根据使用场所的环境条件的温度，湿度，灰尘，雨水，瓦斯以及腐蚀和易燃易爆气体等考虑必要的保护方式，选择电动机的结构形式。3.根据企业

21、的电网电压标准和对功率因数的要求确定电动机的电压等级和类型。4.根据生产机械的最高转速和对电力传动调速系统的过渡过程性能的要求，以及机械减速机构的复杂程度，选择电动机额定转速。除此之外选择电动机还必须符合节能要求，考虑运行可靠性，设备的供货情况，备品备件的通用性，安装检测的难易，以及产品价格，建设费用，运行和维修费用，生产过程中，前，后电动机功率变化关系等各种因素。3.2.1电动机功率计算电动机所需工作功率为P=式中 F输送机主轴牵引力，此处=2.5kN； v 起重速度，m/s 此处v=0.5m/min； 电动机至工作机主运动端物体的总效率。3.2.2传动效率传动装置的总效率应为组成传动装置的

22、各部分运动副效率之乘积,即 =·· 其中:分别为每一传动副,每对轴承,每个连轴器的效率.传动副的效率数值可按下列选取,轴承及连轴器效率的概略值为:滚动轴承 0.98-0.995滑动轴承 0.97-0.99弹性连轴器 0.99-0.995齿轮连轴器 0.99万向连轴器 0.97-0.98图3-3 螺旋起重机传动示意图该设计中根据要求选择滚子轴承效率=0.98；蜗轮蜗杆传动效率=0.97；联轴器传动效率=0.99；螺杆螺母传动效率： 总效率为=···=电机功率为：= kW3.2.3确定电机转速螺母转速r/min蜗轮蜗杆减速器传动比为1560，则，电

23、机转速可选范围为 =（1560）83.3=12505000r/min同一功率的同一类型电动机可以有几种同步转速供选择。高转速的电动机的极数少，外形尺寸小、重量轻、价格低，但传动装置总传动比及尺寸大，增大了减速器的成本和制造成本。低转速电动机则正好相反，因此应全面分析比较其利弊，合理选定其功率。 电动机的转速通常采用同步转速为1500r/min 和1000r/min 左右的电动机，没有特殊说明，不选用低于750r/min 的电动机。在此，自己综合考虑，选用1390r/min 的电动机。 由查表可以看出，符合使用要求的电动机为Y2-802-4 型三相异步电动机。Y2-802-4型三相异步电动机的参

24、数见表3-3、3-4。表3-3 Y2-802-4 型三相异步电动机的参数电动机型号额定功率kw转速r/min最大转矩额定转矩最小转矩额定转矩效率Y2-802-40.7513902.31.675% 表3-4 Y2-802-4 型三相异步电动机的尺寸参数中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD) ×HD底脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD80285×232.5×170125×1001019×408×27图 3-4 三相异步电动机外观3.3减速机构的设计3.3.1材料的选择

25、考虑到蜗杆传动难于保证高的接触精度，滑动速度由较大，以及蜗杆变形等因素，故蜗杆、蜗轮不能都用硬材料制造，其中之一（通常是蜗轮）应该用减磨性良好的软材料来制造。蜗轮材料主要有以下几种：1.铸锡青铜 适用于Vs12m/s26m/s和持续运转的工况，离心铸造的可得到致密的细晶粒组织，可取大值，沙型铸造的取小值。2.铸铝青铜 适用于Vs10m/s的工况，抗胶合能力差，蜗杆硬度应不低于45HRC。3.铸铝黄铜 点蚀强度高，但磨损性能差，宜用于低滑动速度场合。4.灰铸铁和球墨铸铁 适用于Vs2m/s的工况，前者表面经硫化物处理有利于减轻磨损，后者若与淬火蜗杆配对能用于重载场合。直径较大的蜗轮常用铸铁。蜗杆

26、材料按材料分有碳钢和合金钢。蜗轮直径很大时，也可采用青铜蜗杆，蜗轮则用铸铁。按热处理不同分可分为硬面蜗杆和调质蜗杆。在要求持久性高的动力传动中，可选用渗碳钢淬火，也可选用中碳钢表面或整体淬火以得到必要的硬度，制造时必须磨削。用氮化钢渗氮处理的蜗杆可以不磨削，但需要抛光。只有在缺乏磨削设备时才选用调质蜗杆。受短时冲击载荷的蜗杆，不宜用渗碳钢淬火，最好用调质钢。铸铁蜗轮与镀铬蜗杆配对时，有有利于传动的承载能力和滑动速度。综合考虑，在本设计中选择蜗轮材料为减磨性较好的铸铝青铜，蜗杆材料为45号钢。3.3.2蜗轮蜗杆传动基本尺寸螺母转速=蜗轮转速，即/min，蜗杆转速=电机转速，即/min，要求传动比

27、当量摩擦系数设vs=3m/s6m/s（查表3-5）蜗轮转矩： 使用系数： ，(查表3-6得)表3-5 钢蜗杆和青铜蜗轮间的当量摩擦系数及当量摩擦角Vs(m/s) Vs(m/s) 0.01 0.100.12 5°41 6°511.5 0.040.05 2°20 2°500.1 0.080.09 4°30 5°102.0 0.0350.045 2°002°300.25 0.0650.075 3°40 4°202.50 0.030.04 1°402°200.5 0.0550.065

28、 3°10 3°403 0.0280.035 1°302°01.0 0.0450.055 2°20 3°104 0.0230.03 1°201°40转速系数：，弹性系数：根据蜗轮副材料查表3-7得，寿命系数：设机器使用寿命，则寿命系数接触系数：由参考文献1图13.12I线查得接触疲劳极限：查参考文献表3-7得接触疲劳最小安全系数： 取中心距：代入数据得：，取标准值蜗杆头数：，取蜗轮齿数：，取模数： ，取蜗杆分度圆直径：，取标准值蜗轮分度圆直径：蜗杆导程角： 表3-6 使用系数KA动力机工作特性工作机工作特性均匀平稳

29、轻微冲击中等冲击严重冲击均匀平稳1.001.251.501.75轻微冲击1.101.351.601.85中等冲击1.251.501.752.0严重冲击1.501.752.0>=2.25表3-7 蜗轮材料 力学性能和设计数据蜗轮材料力学性能设计数据HBMPaMPa%MPaMPaMPam/s铸锡青铜22013080388.31472651151233017090488.314742519026铸锡青铜铸锡青铜240120701298.11523501651227014080798.115243019026续表3-7 蜗轮材料力学性能设计数据HBMPaMPa%MPaMPaMPam/s铸铝青铜5

30、4020011015122.616426550010铸铝青铜63025015716122.61645502701070030016013122.616466037710铸铝青铜67031016718122.6164250402107504001855122.616426550210 注：表中每项第一行为砂型铸造，第二项为离心铸造蜗轮宽度： ，取蜗杆圆周速度： 蜗杆尺寸：齿顶圆直径 齿根圆直径 蜗杆螺纹长度 ，取蜗轮尺寸：齿顶圆直径 齿根圆直径3.3.3 强度校核1.齿面接触疲劳强度验算许用接触应力：最大接触应力： 满足条件2.轮齿弯曲疲劳强度验算齿根弯曲疲劳极限弯曲疲劳最小安全系数许用弯曲疲劳

31、应力轮齿最大弯曲应力 满足条件。3.3.4蜗轮蜗杆传动中的作用力分析 在蜗杆传动中作用在齿面上的法向压力仍可分解为圆周力、径向力和轴向力。显然，作用于蜗杆上的轴向力等于蜗轮上的圆周力，蜗杆上的圆周力等于蜗轮上的轴向力；蜗杆上的径向力则等于蜗轮上的径向力。这些对应的力的数值相等，方向彼此相反。如图3-5所示。蜗轮上作用力 图3-5 蜗轮蜗杆受力图3.3.5实际传动动力参数由于蜗轮蜗杆各基本尺寸需圆整为标准值，传动比最终确定为且蜗轮蜗杆传动效率与估计值略有差别，因此，实际传动、动力参数如下：1.各轴实际转矩：螺母：N·mm蜗轮：=54059/0.98=55162 N·mm蜗杆：

32、 N·mm电机轴： N·mm2.各轴实际转速蜗杆：r/min蜗轮： r/min螺母： r/min螺杆：m/min3.电机实际功率kW<Pe电机满足使用要求。4.总效率本电动螺旋起重机实际效率3.4 辅助装置的设计3.4.1 轴承的选择1.轴承的选择因素在许多场合，轴承的内孔尺寸已经由机器或装置的具体结构所限定。不论工作寿命，静负荷安全系数和经济性是否都达到要求，在最终选定轴承其余尺寸和结构形式之前，都必须经过尺寸演算。该演算包括将轴承实际载荷跟其载荷能力进行比较。滚动轴承的静负荷是指轴承加载后是静止的（内外圈间无相对运动）或旋转速度非常低。在这种情况下，演算滚道和滚动

33、体过量塑性变形的安全系数。大部分轴承受动负荷，内外圈做相对运动，尺寸演算校核滚道和滚动体早期疲劳损坏安全系数。只有在特殊情况时，才根据DIN ISO 281对实际可达到的工作寿命做名义寿命演算。对注重经济性能的设计来说，要尽可能充分的利用轴承的承载能力。要想越充分的利用轴承，那么对轴承尺寸选用的演算精确性就越重要。1.静负荷轴承计算静负荷安全系数S0有助于确定所选轴承是否具有足够的额定静负荷。 S0 =C0/P0 其中S0静负荷安全系数，C0额定静负荷KN，P0当量静负荷KN 。静负荷安全系数S0是防止滚动零件接触区出现永久性变形的安全系数。对于必须平稳运转、噪音特低的轴承，就要求S0的数值高

34、；只要求中等运转噪声的场合，可选用小一些的S0；一般推荐采用下列数值： S0=1.52.5适用于低噪音等级S0=1.01.5适用于常规噪音等级 S0=0.71.0适用于中等噪音等级。额定静负荷（对向心轴承来说是径向力，对推力轴承而言则是轴向力），在滚动体和滚道接触区域的中心产生的理论压强为： 4600 N/mm2 自调心球轴承 4200 N/mm2其它类型球轴承 4000 N/mm2 所有滚子轴承在额定静负荷C0的作用下，在滚动体和滚道接触区的最大承载部位，所产生的总塑性变形量约为滚动体直径的万分之一。当量静负荷P0KN是一个理论值，对向心轴承而言是径向力，对推力轴承来讲是轴向和向心力。P0在

35、滚动体和滚道的最大承载接触区域中心所产生的应力，与实际负荷组合所产生得应力相同。 P0=X0×F r+Y0×FaKN 其中P0当量静负荷，Fr径向负荷，Fa轴向负荷，单位都是千牛顿，X0径向系数，Y0轴向系数。2.动负荷轴承DIN ISO 281所规定的动负荷轴承计算标准方法的基础是材料疲劳失效（出现凹坑），寿命计算公式为： L10=L=(C/P)P ，其中L10=L 名义额定寿命，C 额定动负荷 KN ，P 当量动负荷KN ，P 寿命指数，L10是以100万转为单位的名义额定寿命。对于一大组相同型号的轴承来说，其中90%应该达到或者超过该值。额定动负荷C KN在每一类轴承

36、的参数表中都可以找到，在该负荷作用下，轴承可以达到100万转的额定寿命。当量动负荷P KN是一项理论值，对向心轴承而言是径向力，对推力轴承来说是轴向力。其方向、大小恒定不变。当量动负荷作用下的轴承寿命与实际负荷组合作用时相同。 P=X×Fr+Y×Fa 其中：P当量动负荷，Fr径向负荷，Fa轴向负荷，单位都是千牛顿，X径向系数，Y轴向系数。不同类型轴承的X,Y值及当量动负荷计算依据，可在各类轴承的表格和前言中找到。球轴承和滚子轴承的寿命指数P有所不同。对球轴承，P=3 对滚子轴承，P=10/3。如果轴承动负荷的值及速度随时间而变化，那么在计算当量负荷时就得有相应的考虑。连续的

37、负荷及速度曲线就要用分段近似值来替代。滚动轴承的最小负荷过小的负荷加上润滑不足，会造成滚动体打滑，导致轴承损坏。2.轴承的型号确定（1）自制螺母处轴承的选择结合自制螺母的受力特点与箱体运动的关系，此处选用平面推力轴承。分析传动示意图不难发现，本系统中自制螺母下端的轴承几乎承受所有的轴向载荷，而其上端的轴承只需承受上端盖和螺母的预警力。载荷为查参考文献5可知，51111型平面推力轴承的基本额定载荷>F，满足条件，因此下端轴承选用51111型。上端轴承受力比较小，因此只需考虑安装问题，结合自制螺母的直径，选用51108型平面推力轴承。（2）蜗杆轴承的选择根据蜗杆的受力图可知，蜗杆牙部分除受径

38、向力外还受轴向力的作用，因此选用轴承时考虑优先选用能同时承受径向力和轴向力的圆锥滚子轴承，型号：30205。3. 轴承校验（1）计算圆锥滚子轴承寿命图4-1 蜗杆及轴承受力分析已求得：蜗杆所受径向力，轴向力。查手册30205轴承主要性能参数：Cr=32.2KN，=37KN，=7000r/min，e=0.37，Y=1.6，=0.9，a=12.5°。所以，附加轴向力； 因为，所以，右端轴承被压紧，则：轴承轴向力, ，取=1，=0；，取=0.4，=0.4cot12.5°=1.8考虑平稳运转，冲击载荷系数=1,因为P1<P2，只需计算右端轴承寿命，（2）静载荷计算：=0.5，

39、=0.22cot12.5=0.99； 当量静载荷： 两式取大值：； 两式取大值：，只需计算右端轴承。计算额度静载荷：由表4-1，取=2.5，合格。表4-1 轴承静载荷安全系数S0(旋转轴承)使用要求或载荷性质球轴承滚子轴承对旋转精度及平稳性要求较高，或承受冲击载荷1.522.54正常使用0.5213.5对旋转精度及平稳性要求较低，没有冲击和振动0.5213（3）许用转速验算载荷系数 查得， 查得，载荷分布系数 查得： 查得许用转速许用转速均大于工作转速1390r/min。 综上所述：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。3.4.2键的选择键是标准件，分为两大类，1、平键和半圆键，构成松联

40、结；2、斜键，构成紧联接。键的侧面是工作面。工作时，靠键与键槽的互压传递转矩。按用途， 平键分为普通平键，导向平键和滑键三种，导向平键简称平键。有一种键高较小的普通平键称为薄型平键，可以用于薄壁零件。普通平键用于静联接，按结构分为圆头的，方头的和一端圆头一端方头的。导键联接和滑键联接都是动联接。导键固定在轴上，而毂可以沿着轴移动，以减少移动时的摩擦阻力。设计键联接时，通常被联接键的材料，构造和尺寸已初步决定，联接的载荷也已求得。因此，可以根据联接结构的特点，使用要求和工作条件来选择键的类型，再根据轴径从标准件中选出键的截面尺寸，并参考毂长选出键的长度，然后用适当的校核计算公式做强度校核。对于平

41、键联接，如果忽略摩擦，则当联接传递转矩时键轴一体时可能的失效形式有：较弱零件的工作面被压溃或磨损和键的剪断等。对于实际采用的材料组合和标准尺寸来说，压溃或磨损常是主要失效形式。因此，通常只做联接的挤压强度或耐磨性计算，但在重要场合，也要验算键的强度。键标准考虑了联接中的各个零件的强度，按照等强度的设计观点，视毂材料的不同，规定键在轴和毂中的高度也不同。1.螺母与蜗轮联接处键的选择参考轮毂及轴径，选择为16×10的键，取键长L=30mm；由剪切强度条件：许用扭矩=>T1（54059）2.螺杆与联轴器处键的选择参考轮毂及轴径，选择为的键，取键长L=25mm；许用转矩 = >T

42、3(4352)由此得出产品合格3.4.3联轴器的设计与计算联轴器是用于连接不同机构中两轴，使他们在传递运动和动力过程中一起回转而不脱开。联轴器主要有机械式，液力式和电磁式三种。机械式连轴器是应用最广泛的连轴器，它借助于机械构件相互间的机械作用力来传递转矩。液力式好电磁式是借助于液力和电磁力来传递转矩。联轴器的种类很多，按其性能分为：1.刚性联轴器（1）套筒联轴器（2）凸缘联轴器（3）夹壳联轴器（4）紧箍咒夹壳联轴器 2.挠性联轴器（1）无弹性元件挠性联轴器（2）非金属弹性元件挠性联轴器（3）金属弹性元件挠性联轴器联轴器选择应考虑的问题：在深知所设计产品的工况及技术要求的情况下，选择联轴器应考虑

43、以下问题： 1.所需传递转矩大小、载荷性质及产品对缓冲和减振方面的要求； 2.轴的转速高低和引起的离心力大小； 3.两轴对位移大小（径向位移、轴向位移、角位移）； 4.联轴器的制造、安装、维修、成本。在本设计中，选择联轴器的基本决定因素是联轴器所受扭矩的大小。（也即电机轴的扭矩）求得，电机轴的扭矩由于联轴器已标准化，只需根据其所受最大扭矩及轴径大小选择联轴器，因此，综合考虑，选择YL1型凸缘联轴器，其基本参数见表4-2。表4-2 YL1型凸缘联轴器基本参数公称扭矩Tn许用转速n r/min轴孔直径mmLmmDmmD1mm螺栓L0mm重量kg数直径 108100193071533M6640.94

44、 图4-2 YL1型凸缘联轴器第4章 控制电路及过载保护系统的设计4.1 过载及最大行程保护元件4.1.1 热继电器热继电器是一种电气保护元件。它是利用电流的热效应来推动动作机构使触头闭合或断开的保护电器，主要用于电动机的过载保护、断相保护、电流不平衡保护以及其他电气设备发热状态时的控制。 热继电器是用于电动机或其它电气设备、电气线路的过载保护的保护电器。电动机在实际运行中，如拖动生产机械进行工作过程中，若机械出现不正常的情况或电路异常使电动机遇到过载，则电动机转速下降、绕组中的电流将增大，使电动机的绕组温度升高。若过载电流不大且过载的时间较短，电动机绕组不超过允许温升，这种过载是允许的。但若

45、过载时间长，过载电流大，电动机绕组的温升就会超过允许值，使电动机绕组老化，缩短电动机的使用寿命，严重时甚至会使电动机绕组烧毁。所以，这种过载是电动机不能承受的。热继电器就是利用电流的热效应原理，在出现电动机不能承受的过载时切断电动机电路，为电动机提供过载保护的保护电器。 使用热继电器对电动机进行过载保护时，将热元件与电动机的定子绕组串联，将热继电器的常闭触头串联在交流接触器的电磁线圈的控制电路中，并调节整定电流调节旋钮，使人字形拨杆与推杆相距一适当距离。当电动机正常工作时，通过热元件的电流即为电动机的额定电流，热元件发热，双金属片受热后弯曲，使推杆刚好与人字形拨杆接触，而又不能推动人字形拨杆。

46、常闭触头处于闭合状态，交流接触器保持吸合，电动机正常运行。 若电动机出现过载情况，绕组中电流增大，通过热继电器元件中的电流增大使双金属片温度升得更高，弯曲程度加大，推动人字形拨杆，人字形拨杆推动常闭触头，使触头断开而断开交流接触器线圈电路，使接触器释放、切断电动机的电源，电动机停车而得到保护。 可见，热继电器通常是直接断开接触器的控制回路来断开主回路的。热继电器的工作原理如图4-1。由电阻丝做成的热元件，其电阻值较小，工作时将它串接在电动机的主电路中，电阻丝所围绕的双金属片是由两片线膨胀系数不同的金属片压合而成，左端与外壳固定。当热元件中通过的电流超过其额定值而过热时，由于双金属片的上面一层热

47、膨胀系数小，而下面的大，使双金属片受热后向上弯曲，导致扣板脱扣，扣板在弹簧的拉力下将常闭触点断开。触点是串接在电动机的控制电路中的，使得控制电路中的接触器的动作线圈断电，从而切断电动机的主电路。图4-1 热继电器原理图1.热继电器的基本结构 包括加热元件、主双金属片、动作机构和触头系统以及温度补偿元件。 2.热继电器的种类 热继电器的种类很多，常用的有JR0、JR16、JR16B、JRS和T系列。 3.热继电器的型号及含义以JR系列热继电器为例，型号含义如图4-2： 图4-2 热继电器型号含义4.1.2 行程开关行程行程开关又称限位开关，用于控制机械设备的行程及限位保护。在实际生产中，将行程开

48、关安装在预先安排的位置，当装于生产机械运动部件上的模块撞击行程开关时，行程开关的触点动作，实现电路的切换。因此，行程开关是一种根据运动部件的行程位置而切换电路的电器，它的作用原理与按钮类似。行程开关广泛用于各类机床和起重机械，用以控制其行程、进行终端限位保护。在电梯的控制电路中，还利用行程开关来控制开关轿门的速度、自动开关门的限位，轿厢的上、下限位保护。行程开关按其结构可分为直动式、滚轮式、微动式和组合式。1.直动式行程开关 其结构原理如图4-3所示，其动作原理与按钮开关相同，但其触点的分合速度取决于生产机械的运行速度，不宜用于速度低于0.4mmin的场所。图4-3 直动式行程开关1-推杆 2

49、-弹簧 3-动断触点 4-动合触点 2.滚轮式行程开关 其结构原理如图4-4所示，当被控机械上的撞块撞击带有滚轮的撞杆时，撞杆转向右边，带动凸轮转动，顶下推杆，使微动开关中的触点迅速动作。当运动机械返回时，在复位弹簧的作用下，各部分动作部件复位。图4-4 滚轮式行程开关1-滚轮 2-上转臂3、5、11-弹簧 4-套架 6-滑轮 7-压板 8、9-触点 10-横板滚轮式行程开关又分为单滚轮自动复位和双滚轮(羊角式)非自动复位式，双滚轮行移开关具有两个稳态位置，有“记忆”作用，在某些情况下可以简化线路。3. 微动开关式行程开关  常用的有LXW-11系列产品本设计为方便控制螺杆做线性运动，采用上海人民电器开关厂有限公司生产的直动式行程开关，其基本尺寸如图4-5所示：图4-5 直动式行程开关 4.2电器控制基本电路设计结合螺旋起重机控制电路要求随时停车以及限制最大起重量以保护电机的特点，设计并绘制其电器控制基本电路图，如图4-6所示。其中，QS：三相电源开关；FU：熔断器；FR：热继电器；KM1、KM2：接触器；SB：按钮；SQ：行程开