爬坡加料机设计.

1、西 南 交 通 大 学机械设计说明书设计题目：爬坡加料机设计 姓 名：钟树建学 号：20107066班 级：机电一班指导老师：冯鉴目录摘要3一、机械设计任务书41.1设计题目简介41.2设计任务4二、传动方案的拟定及选择521传动方案分析522传动方案确定5三、电动机的选择631电动机类型632电动机功率选择633电动机转速的选择734电动机型号的选择7四、传动装置的相关计算741传动比的分配742各个轴的转速计算743各个轴的输出功率计算744各个轴的输出转矩计算8五、V带传动的设计及计算85.1确定计算功率85.2确定V带的带型及带速85.3确定V带的中心距a和基准长度95.4验算小带轮上

2、的包角95.5计算带的根数95.6计算单根带初拉力的最小值105.7计算带传动的压轴力105.8确定V带截面尺寸10六、V带带轮的设计及计算106.1选择带轮材料106.2选择带轮结构形式106.3确定带轮的轮槽12七、齿轮传动127.1高速级齿轮计算127.2低速级齿轮计算15八、轴的设计18九、轴承的校核21十、联轴器设计22十一、卷扬机设计22111钢丝绳的选择22112卷筒的结构设计及计算23十二、小车的设计2712.1轨道2712.2车轮2712.3车轮直径28十三、制动器的选择28十四、Pro/E三维建模及仿真2914.1电动机模型2914.2带传动模型2914.3减速器模型291

3、4.4联轴器模型3014.5卷扬机模型3014.6小车模型3214.7制动器模型3314.8运动仿真34十五、ANSYS有限元分析35十六、结论36十七、参考文献3638摘 要生产流程中，爬坡加料机可把块状、颗粒状物料从贮料仓中均匀、定时、连续地给到受料装置中去，在砂石生产线中可为破碎机械连续均匀地喂料，并对物料进行粗筛分，广泛用于冶金、煤矿、选矿、建材、化工、磨料等行业的破碎、筛分联合设备中。本文首先分析了爬坡加料机的工作原理，确定了传递方案并画出了它的机构运动简图，结合题目中所提供的数据确定了电动机的功率和转速,然后运用齿轮传动原理,设计并计算了减速传递装置，其次综合各机构设计了卷扬机的结

4、构,最后利用AutoCAD绘制了减速传动装置装配图及各零件图，通过Pro/E建立了爬坡加料机的三维模型并进行了运动仿真。关键字： AutoCAD、Pro/E、运动仿真一、机械设计任务书设计题目： 爬坡加料机设计 11设计题目简介1卷扬机 2传动装置 3滑轮 4小车 5电动机 6导轨（=60°）如图为爬坡加料机的工作示意图。电动机通过传动装置实现减速后驱动卷扬机工作，卷扬机通过钢缆拖动小车沿导轨做往复运动。原动机为三相交流电动机，单班制间歇运转，轻微振动，较大灰尘，小批量生产。设计参数与要求：题号装料所受重力G(N)导轨长度L(mm)运行速度(m/s)轮距l(mm)340006600.

5、450012设计任务1、确定传动方案，绘制机构运动简图。2、确定电动机的功率和转速。3、设计减速传动装置。4、设计卷扬机结构。5、绘制减速传动装置装配图。6、绘制主要零件图。7、利用Pro/E软件建立三维模型并仿真。8、编写设计计算说明书。二、传动方案的拟定及选择21传动方案分析根据任务书的要求，传动装置应满足工作可靠、传动效率高、结构简单、尺寸紧凑、成本低廉、使用和维护方便的要求。22传动方案确定 为了确定传动方案，由已知条件计算出卷扬机的转速：nw=v2r=vD=60×1000×0.4×500=15.29r/min选用同步转速为1000r/min或1500r/

6、min的电机，则可估算出传动装置的总传动比：i总=150015.29=98或i总=100015.29=65根据算出的传动比，我们想到了三种传动方案：方案一：带-单级圆柱齿轮减速器 图一方案一：传动装置简单，采用带传动，安装维修方便，且有缓冲过载作用，噪声较低，但不适合高速重载。方案二：单级蜗杆减速器 图二方案二：结构紧凑，传动平稳，噪声较低，但传动效率低，而且蜗轮市场价格高，生产成品高。方案三：二级圆柱齿轮减速器图三方案三：齿轮相对于轴承对称布置，载荷分布均匀，齿轮传动具有交大的承载能力、效率高、尺寸紧凑，带传动传动平稳、又能吸振，综合考虑了上前两方案的优缺点，使本方案达到了最佳的效果。因此我

7、们决定采用方案三作为爬式加料机传动装置的设计方案。三、电动机的选择31电动机类型与单相异步电动机相比，三相异步电动机运行性能好，并可节省各种材料，卷扬机工作需要频繁变向，因此选用Y系列三相异步电动机。32电动机功率选择卷扬机工作的有效功率为：Pw=Fv=Nmaxvsin=4000×0.4sin60°=1.85Kw传动装置总效率：=12234451联轴器的传动效率；2二级圆柱齿轮传动的传动效率；3滚动轴承的传动效率；4V带传动的传动效率；5卷扬机的传动效率。查阅资料书得，1=0.99，2=0.97，3=0.99，4=0.95，5=0.96，则传动装置总效率为：=1223445

8、=0.99×0.972×0.994×0.95×0.96=0.816则电动机所需功率为：Pd=Pw=1.850.816=2.27Kw因此，选用额定功率为3Kw的电动机。33电动机转速的选择由前面知，选择同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机。34电动机型号的选择查阅资料书可知，同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机为Y100L2-4和Y132S-6，它们的具体参数查阅资料可得下表：电动机型号额定功率（Kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比轴外伸轴径轴外伸长度Y100L2-431500143095.56

9、2860Y132S-63100096062.833860综合上表，选择电动机型号为Y100L2-4。总传动比为i总=95.56。四、传动装置的相关计算41传动比的分配根据前面选择的电动机的型号以及传动方案，查阅资料，取带传动的传动比i1=3.5，则二级减速器的总传动比为：i=i总i1=95.563.5=27.30将二级圆柱齿轮减速器分为高速级和低速级，则其高速级的传动比为：i2=1.3i=1.3×27.30=5.96低速级的传动比为：i3=ii2=27.305.96=4.5842各个轴的转速计算小带轮转速：n1=1430r/minnA=n1i1=14303.5=408.57r/min

10、大带轮转速：n2=nA=408.57r/minnB=nAi2=408.575.96=68.55r/minnC=nD=nBi3=68.554.58=14.97r/min43各个轴的输出功率计算A轴的输出频率：PA=Pd34=2.27×0.99×0.95=2.13KwB轴的输出频率：PB=PA23=2.13×0.97×0.99=2.05Kw C轴的输出频率：PC=PB23=2.05×0.97×0.99=1.97KwD轴的输出频率：PD=PC531=1.97×0.96×0.992=1.85Kw44各个轴的输出转矩计算TA

11、=9549PAnA=9549×2.13408.57=49.79NmTB=9549PBnB=9549×2.0568.55=285.59NmTC=9549PCnC=9549×1.9714.97=1256.75NmTD=9549PDnD=9549×1.8514.97=1180.Nm五、V带传动的设计及计算带传动是一种挠性传动，因具有结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸振等特点，可以通过打滑，提高设备的防过载能力，在机械传动中得到了广泛应用。V带传动是靠V带的两侧面与轮槽侧面压紧产生摩擦力进行动力传递的。与平带传动比较，V带传动的摩擦力大，因此可以传递较大功率。

12、V带较平带结构紧凑，而且V带是无接头的传动带，所以传动较平稳，是带传动中应用最广的一种传动。51确定计算功率查阅资料书得： KA=1.6计算功率为：Pca=KAP=1.6×3=4.8Kw式中：KA工作情况系数； Pca计算功率； P所需传递的功率，等于电动机额定功率。52确定V带的带型及带速由nA=408.57r/min及小带轮转速n1=1430r/min，选择V带带型为B带。查机械设计手册得：由于dd1（dd）min，初选小带轮的基准直径：dd1=125mmdd2n2=(1-)dd1n1式中，滑动率，一般为1% 2%，可忽略不计； dd2大带轮的基准直径。则dd2n2=dd1n1，

13、dd2=dd1n1n2=125×1430408.57=438mmV带带速：V=dd1n160×1000=3.14×125×143060×1000=9.35m/s由于5<V<25m/s，验算的带速合适。53确定V带的中心距a和基准长度Ld初选中心距：a0=500mm计算所需的基准长度：Ld0=2a0+2dd1+dd2+(dd2-dd1)24a0=2×500+3.142125+438+(438-125)24×500=1932mm选择带的基准长度：Ld=2000mm计算实际中心距：a=a0+Ld-Ld02=500+20

14、00-19322=534mm54验算小带轮上的包角小带轮的包角1小于大带轮的包角2，小带轮上的摩擦力也相应的小于大带轮上的摩擦力，因此打滑只会发生在小带轮上，为了提高带传动的工作能力，有：1=180°-dd2-dd157.3°a=180°-438-12557.3°534=146.4°>90°包角大小合适。55计算带的根数为了使各根V带受力均匀，V带数量应少于10根。根据小带轮的基准直径dd1=125mm和转速n1=1430r/min，查阅资料得：P0=2.19Kw，根据n1=1430r/min，i1=3.5和B型带，查得：P0=

15、0.46Kw，K=0.915，KL=0.98，则：单根V带的额定功率为Pr=（P0+P0）×K×KL=2.19+0.46×0.915×0.98=2.38Kw则V带的根数为：Z=PcaPr=4.82.38=2.02所以取Z=3。56计算单根带初拉力的最小值查得B型V带单位长度质量为：q=0.18kg/m。则单根V带所需的最小初拉力为：F0min=500×2.5-KPcaKzv+qv2=500×2.5-0.915×4.80.915×3×9.35+0.18×9.352=163.95N所以应使带的实际初

16、拉力：F0>F0min=163.95N。57计算带传动的压轴力FP压轴力的最小值为：(FP)min=2zF0sin12=2×3×163.95×sin146.4°2=941.72N58确定V带截面尺寸根据确定的B型V带，则其尺寸参数为：节宽bP=14.0mm，顶宽b=17.0mm，高度h=11.0mm，横截面积A=143mm2，棱角=40°。六、V带带轮的设计及计算61选择带轮材料常用的带轮材料为HT150或HT200，转速较高时可选择铸钢或钢板冲压焊接而成，小功率可采用铸铝或塑料。本题选择HT200为带轮材料。62选择带轮结构形式对于小带

17、轮，由于dd1=125mm>2.5d且dd1<300mm，选择V带轮为腹板式，如下图。已知dd1=125mm，对于小带轮：已知d=25mm，则d1=1.82d=4550mm取d1=45mm，查资料得：da1=dd1+ha，取ha=3.50mm，则：da1=125+3.5=128.5mmB=L=1.52d=37.550mm，取B=L=40mm，则：C1=1714B=5.7110mm取C1=10mm。对于大带轮，由于dd2=438mm>300mm，采用轮辐式，如下图。已知dd2=438mm，对于大带轮：已知d=30mm，则：d1=1.82d=5460mm取d1=55mm，da2=

18、dd2+ha=438+3.5=441.5mmB=L=1.52d=82.5110mm，取B=L=90mm因为P2=4.84=4.8×0.95=4.56Kw，n2=408.57r/min，则：h1=2903Pnz=45mmh2=0.8h1=36mmb1=0.4h1=18mmb2=0.8b1=14.4mmf1=f2=0.2h2=7.2mm63确定带轮的轮槽查阅资料得：=8mm，ha=3.5mm，hf=12.5，bd=14.0mm，f=12mm，e=19mm，=38°。七、齿轮传动7.1高速级齿轮计算7.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 已选直齿圆柱齿轮传动，爬式加料机数度

19、不高，故选用8级精度选择小齿轮材料为（调质），齿心硬度为280HBS，齿面硬度为50HRC，大齿轮材料为45钢（调质），齿心硬度为240HBS，齿面硬度为45HRC。 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取整。7.1.2按齿面接触强度设计试选载荷系数为小齿轮的转矩：选取齿宽系数 查得材料的弹性影响系数查得：小齿轮的接触疲劳强度极限； 大齿轮的接触疲劳强度极限。应力循环次数：取接触疲劳寿命系数： 取失效率为1%，安全系数。则： 试计算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值：计算圆周速度： 计算齿宽： 计算齿宽齿高之比： 根据，级精度，查得动载系数：直齿轮，使用系数根据级精度，小齿轮相对支承对称布置时，由，查得。

20、故载荷系数：按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径：计算模数： 7.1.3按齿根弯曲强度设计查得小齿轮的弯曲疲劳极限：查得大齿轮的弯曲疲劳极限：取疲劳寿命系数： 计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数，得：计算载荷系数： 查得齿形系数和应力校正系数： 取数值较大的，即。设计计算：对比计算结果，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，由于齿轮模数 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，可取标准值。算出小齿轮齿数：，取整得。 取整得：。7.1.4几何尺寸计算计算分度圆直径：计算中心距：计算齿轮宽度： 取，7.2

21、低速级齿轮计算已选直齿圆柱齿轮传动，爬式加料机的速度要求不高，故选用8级精度选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。选小齿轮齿数为，大齿轮齿数 取整。7.2.1按齿面接触强度设计试选载荷系数小齿轮的转矩选取齿宽系数 查得材料的弹性影响系数查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的解除疲劳强度极限。应力循环次数：取接触疲劳寿命系数： 计算接触疲劳许用应力：（取失效率为1%，安全系数为S=1.1）试计算小齿轮分度圆直径:计算圆周速度：计算齿宽：计算齿宽齿高之比：根据，8级精度，查得动荷载系数，直齿轮，,使用系数。根据8级精度，小齿轮相对支承

22、对称布置时，。由，查得，故载荷系数：按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径：计算模数：7.2.2按齿根弯曲强度设计查得小齿轮的弯曲疲劳极限：查得大齿轮的弯曲疲劳极限：取疲劳寿命系数： 计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数:,得：计算载荷系数：查得齿形系数和应力校正系数: 取数值较大值0.01467取标准值，算出小齿轮齿数，取整，取整。7.2.3几何尺寸计算计算分度圆直径：计算中心距：计算齿轮宽度：取，。八、 轴的设计（输出轴（C 轴）的设计）1、输出轴上的功率，转速，转矩。2、求作用在齿轮上的力3、拟定轴上零件的装配方案 通过对传动装置的分析初步拟定输出轴的装配方案如下图：4、初步确定轴的最

23、小直径 取轴的材料为 45 钢，调质处理，查表取，则： 轴上会有两平键用来定位，会削减轴的承载能力，应适当放大轴径，输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，考虑到转矩变化比较小，故取，则：按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，选用WH8型滑块联轴器，其公称转矩。半联轴器的孔径可以取 55mm。故最小直径取55mm,半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。5、轴的结构设计根据装配方案图可画出轴的简图如下图： 已经确定，为了满足半联轴器的轴向定位要求，AB 轴段右端需制出一轴肩，故取 BC 段的直径，半联

24、轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取 AB 段得长度应比略短一些，现取。 因轴承只承受径向力作用，故选用深沟球轴承，根据，选用深沟球轴承 6212，其尺寸为：，故：，而。 右端滚动轴承采用轴肩定位，故取查得6212的轴肩定位高度为 5mm,因此取：。 取安装齿轮处的轴径。齿轮左端与轴承之间采用套筒定位，该段直径，长度。已知齿轮宽度为 100mm，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，因此轴肩处的直径，轴肩宽度。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，故取。 至此，已初步确定了轴的各段长度和直径。齿轮与轴的周向定位均采用双圆头平键。按查

25、得平键尺寸：，键槽用键槽铣刀加工；同时为了保证良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为；同样，半联轴器与轴选用半圆头平键，尺寸为，半联轴器与轴的配合为。 对所选的平键进行校核：，其中：，。根据轴的材料为 45 钢，查得，故所选平键合适。查得 F、G、H 处轴肩圆角半径为 2.5，其余均为 2.0。首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。算出简支梁轴的支撑跨度，再做出弯矩图、扭矩图。如下图所示：从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 W 是轴的危险截面。 计算得出轴上载荷参数，如下表。载荷水平面H垂直面V支座反力弯矩总弯矩扭矩按弯扭组合应力校核轴的强度，通常只校核承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截

26、面）的强度。取，轴的计算应力： 根据已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查得，故安全。九、轴承的校核1、轴承的受力 径向力： 轴向力等于零。2、求轴承当量载荷查得在轴向力为零时，径向载荷系数和轴向载荷系数分别为，。查得，取。则：3、验算轴承寿命计算预期寿命:选用大的当量载荷验算，查得，则：轴承满足使用要求。十、联轴器设计联轴器用来可用来传递运动和转矩，能够有效消除由于制造及安装误差、承载后的变形以及温度变化的影响，使轴与轴之间的传动更加平稳。滑块联轴器属于无弹性元件的挠性联轴器，由于中间滑块的质量减小且具有弹性，因而有较高的极限转速，该联轴器结构简单、尺寸紧凑，符合本题要求。根据已经计算出的

27、减速器输出功率选择WH8型滑块联轴器。选择公称转矩Tn=1800Nm，轴孔直径d=55mm，轴孔长度L=112mm，D=190mm，D1=120mm，B1=150mm，B2=48mm。十一、卷扬机设计电动卷扬机由于操作方法不同，其结构相差很大。我们将其分为电控卷扬机和溜放型卷扬机两类。电控卷扬机通过通电或断电以实现卷扬机的工作或制动。物料的提升或下降由电动机的正反转来实现，操作简单方便。本题采用电控卷扬机。111钢丝绳的选择11.1.1钢丝绳的种类和构造钢丝绳的种类根据钢丝绳中钢丝与钢丝的接触状态不同又可分为：（1）点接触钢丝绳 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

28、接触。其特点是接触应力高、表面粗糙、钢丝易折断、使用寿命低。但制造工艺简单，价格便宜。这种钢丝绳在受拉、尤其是受弯时由于钢丝间的点接触、造成应力集中而产生严重压痕导致钢丝疲劳断裂。（2）线接触钢丝绳 由不同直径的钢丝统制而成，每一层钢丝的节距相等，由于外层钢丝位于内层钢丝之间的沟槽内，因此内外层钢丝间形成线接触。这种钢丝绳的内层钢丝虽承受比外层钢丝稍大的应力，但它避免了应力集中，减少了钢丝间的摩擦阻力，使钢丝绳在弯曲上有较大的自由度，从而显著提高了抗疲劳强度；线接触钢丝绳比点接触钢丝绳的有效钢丝总面积大，因而承载能力高。卷杨机优先选用线接触钢丝绳。11.1.2钢丝绳直径的选择钢丝绳选择多采用安

29、全系数法：ng=SPFrn式中，SP整条钢丝绳的破断拉力，单位N；n卷扬机工作级别规定的最小安全系数；Fr钢丝绳的额定拉力，单位N。钢丝绳直径：dmin=cFmax式中，Fmax钢丝绳最大静拉力，N； c钢丝绳选择系数。由于负载G=4000N，采用单滑轮组，则钢丝绳承受载荷：Fmax=sin60°×G=3460N该卷扬机工作级别为M7，查阅资料得：钢丝绳系数选择c0.123，则：dmin=cFmax=0.123×3460=7.24mm选择d=8mm。钢丝绳最小拉断力：F0nFmax=24.22kN式中，n安全系数，查机械设计手册选n=7。查阅资料，本题目中钢丝绳选

30、用钢芯钢丝绳，钢丝绳型号选择：6×19（a）类6-19S-8。112卷筒的结构设计及计算11.2.1卷筒的分类按照钢丝绳在卷筒上的卷绕层数分，卷筒分单层绕和多层绕两种。一般起重机大多采用单层绕卷筒。只有在绕绳量特别大或特别要求机构紧凑的情况下，为了缩小卷筒的外形尺寸，才采用多层绕的方式。本设计采用单层绕。11.2.2卷筒绳槽的确定为了防止使用过程中钢丝绳脱槽，本题选用深槽，钢丝绳直径选用8mm，则：R=(0.540.6)dc=(0.60.9)dt=6+(68)式中，R槽底半径；c槽深；t槽的节距；d钢丝绳直径。已知d=8mm，则：R=4.324.8，取R=4.5mm；c=4.85.6

31、mm，取c=5mm；t=1416mm，取t=14mm。11.2.3卷筒的设计本题采用花键连接卷筒。为了延长钢丝绳的寿命，采用铸铁卷筒。卷筒的设计主要尺寸有节径D0、卷筒长度L、卷筒壁厚。D0D0min=hd式中，h与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数； 根据工作环境级别为M7，查机械设计手册得：h=28mm，又d=8mm，则：D0min=224mm选择D0=230mm。本题采用单滑轮传动，则：L=l0+l1+2l2+l3式中，L卷筒总长度； l0绳槽部分长度，l0=HaD0+nt=190mm； l1固定钢丝绳所需要的长度，一般取l1=3t=42mm； l2两端的边缘长度，取l2=20mm； l

32、3卷筒无绳槽部分长度，取100mm； H最大起升高度，取5000mm； a滑轮组倍率，取2； t槽的节距； n附加安全圈数，通常取n1.53圈，这里取2。所以L=190+42+40+100=372mm，选取L=400mm。对于铸铁筒壁=0.02D+610=10.614.6mm根据铸造工艺的要求，铸铁卷筒的壁厚不应小于12 mm，取=12mm。11.2.4卷筒强度计算卷筒材料一般采用不低于HT200的铸铁，本题的卷筒无特殊需要，额定起重重量不是很大，所以选择材料为HT200。本题中L=400 mm，=230 mm，符合3的要求，所以只计算压应力：=AFmaxtbc式中，钢丝绳单层卷绕时卷筒所受压

33、应力； Fmax钢丝绳最大拉力； 卷筒壁厚； A应力减小系数，取A=0.8。 bc许用压力，对于铸铁bc=b5，b铸铁抗压强度极限，查资料得b195Mpa，则bc=39Mpa。则：=AFmaxt=23.07Mpabc=39Mpa符合强度要求。11.2.5卷筒轴的计算已知绳的额定拉力3460N，卷筒直径230mm，钢丝绳的直径8mm，查机械传动设计手册，轴的材质选择45钢，调制处理，轴承选用型号为61911深沟球轴承。 卷筒轴是不动的心轴，根据受力分析可知，当钢丝绳位于右极限位置时，心轴受力较大，因此应按有极限位置进行轴的强度计算。计算时，卷筒支承作用到心轴的力，可简化为作用于轴承宽度中点的集中

34、力。 1、按扭转强度条件计算T=TWT=9550000Pn0.2d3T式中：T扭转切应力，Mpa；T轴所受的扭矩，N.mm；WT轴的抗扭截面系数，mm3；n轴的转速，r/min；P轴传递的功率，Kw；d计算截面处的直径，mm；T许用扭转切应力，查阅资料得45号钢：T=2545Mpa；由于P=1.85Kw，nD=14.97r/min，d=55mm，则：T=9550000Pn0.2d3=35.47Mpa符合要求2、按弯扭合成强度条件计算取卷筒自重F=500N，由MB=0得：-12F×65-12F×400+FNH1×515=0所以FNH1=22N=FNH2。所以MHC=

35、FNH1lAC=22×65=1430N.mm，MHD=FNH2lDB=22×65=1430N.mmMHmax=FNH1(lAC+167.5)-12F×167.5=36760N.mmMV=0做出弯矩图，扭矩图，如下图。所以M=MH=36760N.mm，则轴的应力为：ca=M2+(T)2W-1式中，ca轴的计算应力，Mpa； M轴所受的弯矩，N.mm； T轴所受的扭矩，N.mm； W轴的抗弯截面系数，mm3； 折合系数，取0.3； -1轴的许用弯曲应力。已知T=1180N.m=1180000N.mm，查资料得：-1=60Mpa，W=0.1d3=51200mm3，所以：

36、ca=6.95Mpa-1=60Mpa符合条件。3、按疲劳强度计算卷筒轴的疲劳强度，即Fd=KdF式中，Fd钢丝绳的当量拉力；Kd当量拉力系数。 为使计算简便，可假设1。由前述可知，心轴的应力性质可认为是按脉动循环规律变化，则，弯曲应力为：b=KdMmax0.1d3=71.8Mpa 平均应力和应力幅为 35.9Mpa 查资料得：1.88，0.92，0.78，0.34，则安全系数为： 2.1式中，有效应力集中系数； 表面状态系数； 绝对尺寸系数； 等效系数。一般疲劳强度安全系数，所以该轴的疲劳强度足够。4、按静强度计算卷筒轴的静强度计算，需要用静强度计算拉力，可按下式求得： 式中 静强度计算最大拉

37、力； 动载荷系数，查手册：取。查资料得：材料的抗弯屈服极限s=355Mpa则静强度计算安全系数：Ss=sMmaxW=3.7综上，该轴符合本设计要求。十二、小车的设计12.1轨道桥式起重机所用的轨道有铁路钢轨（P型）、起重机专用钢轨（QU型）以及方钢或扁钢，本设计采用起重机专用钢轨（QU型）。12.2车轮车轮材料一般选用ZG55铸钢，对于轮压较大的车轮可采用合金钢。本题目中，材料选用45号钢。为了提高车轮的使用寿命，车轮的踏面应进行热处理，表面硬度为HB300350。淬火深度不小于15 mm，并均匀的过渡到未淬火层。12.3车轮直径车轮的最大轮压：小车自重取G=2000N，负载GN=4000N，假设轮压均布，则：Pmax=14GN+G=1500N，载荷率GNG=2>1.6查起重机课程设计，当运行速度小于60 m/min，GNG=2>1.6时工作类型为中级，车轮直径选为D=350 mm。十三、制动器的选择按照