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邵陽學院畢業(yè)設計(論文) 前言 物料搬運機械主要是在企業(yè) ( 包括碼頭、料場、礦山和商業(yè)貨倉等 ) 內部進行物料裝卸、運輸、升降、堆垛和儲存的機械設備。一般包括起重機械、輸送機、裝卸機械、搬運車輛和倉儲設備等；習慣上不包括汽車、鐵路車輛、飛機和船舶等交通運輸工具，以及輸送氣體和液體的管道。 　 現代的物料搬運機械開始于 19 世紀。 19 世紀 30 年代前后，出現了蒸汽機驅動的起重機械和輸送機； 19 世紀末期，由于內燃機的應用，物料搬運機械獲得迅速發(fā)展； 1917 年，出現了既能起升又能搬運的叉車 70 年代出現的計算機控制物料搬運機械系統(tǒng)，使物料搬運進入高度自動化作業(yè)階段。 　 物料搬運機械按功能大致可分為起重機械、輸送機、裝卸機械、搬運車輛和倉儲設備等五類。一般說來，起重機械用于升降和搬運，但搬運距離較短，它的機構作間歇式運動 ；輸送機可連續(xù)輸送物料，搬運路線一般固定不變，大多用來輸送散狀物料；裝卸機械能自行取物并裝卸物料。搬運車輛可靈活安排搬運路線，經濟運輸距離較長，可在室內或室外作業(yè)，具有行駛車輪 ；倉儲設備是在倉庫中完成堆、取、儲存物料的裝置，包括料倉裝置、高架倉庫和給料機等。隨著工業(yè)的發(fā)展，許多機械具有多種功能和用途，例如叉車是搬運車輛，可用以裝卸，也可起升重物。 物料搬運機械的應用在生產中有著重要的意義，這主要因為物料搬運的量十分巨大，有些鋼鐵聯合企業(yè)，每生產一噸鋼材，需要搬運的原材料、燃料、半成品、成品和廢料等的總量常達 50 噸以上 ；另外物料搬運所需的費用高，工業(yè)國家用于物料搬運的費用常占產品成本的 25 ％左右；物料搬運占用勞動力多，在機械化程度不高的企業(yè)里，搬運工人常占工人總數的 15 ％以上 ；在人力搬運不能承擔的重物和在高溫或有放射性物質的區(qū)域作業(yè)時，必須利用機械進行搬運。因此，在生產中應對物料搬運系統(tǒng)給予足夠的重視，并盡量采用先進適用的物料搬運機械，以減輕勞動強度、減少產品損傷、保護工人健康、提高勞動生產率和產品質量、降低生產成本。 基于我國礦山機械相對落后的現狀，為了提高礦山開采和礦料堆浸工藝的能力，在此我們擬訂了橋式移動裝卸料機的設計方案。該機是在橋式起重機的基礎上改進而成，機構本身具有創(chuàng)新性，不僅具有起重機的搬運能力同時還具有輸送機沒有的物料均勻堆放能力，在礦山散狀物料的搬運和建堆方面具有明顯的優(yōu)勢，它建堆快速且礦料堆放均勻不被壓實，有效的增加了一次筑堆的寬度，能很好的滿足后續(xù)堆浸工藝的需要，是適合我國各大礦山及堆浸冶煉場所的新型設備。 1 總體設計 在本次畢業(yè)設計中，我們需要設計的是一個能在空中進行物品的裝卸、運行的橋式移動裝卸機構。結合所學知識，我們知道能進行物品裝卸、運行的機構一般為起重機，所以本次設計將參照起重機的設計原理來進行設計。 起重機械是一種尋循環(huán)、間歇運動的機械，主要用于物品的裝卸。一個工作循環(huán)一般包括：取物裝置從取物點由起升機構把物品提起、運行、旋轉或變幅機構把物品移位，然后物品在指定地點下降；接著進行反方向運動，使取物裝置回到原位，以便進行下一次的工作循環(huán)。在兩個工作循環(huán)之間，一般有短暫的停歇。由此可見，起重機工作時，各機構經常處于起動、制動以及正向、反向等相互交替的運動狀態(tài)中的。 起重機一般是指除了起升機構外還有水平運動機構的起重設備。根據水平運動形式的不同，分為橋式起重機和臂架式旋轉類型起重機兩類。 橋式起重機的一般結構簡圖如圖1.1所示： 圖 1.1 橋式起重機結構簡圖 橋式類型起重機除了起升機構外，還配有小車、大車兩個運行機構。依靠這些機構的配合動作，可在整個長方形場地及其上空作業(yè)。橋式起重機適合與車間、倉庫、露天堆場等處的物品裝卸工作。 根據橋式類型起重機的特點以及根據設計的要求，決定采用橋式起重機的設計方法來進行本次設計。將小車部分加裝一個裝卸斗取代以前的釣鉤，用來完成物品的裝卸和運輸。 2 主梁的設計 2.1 主梁結構的選擇 橋式起重機的主梁主要有三種結構： (1)單(主)梁橋式起重機：具有一根主梁的橋式起重機 (2)雙(主)梁橋式起重機：具有兩根主梁的橋式起重機 (3)葫雙橋式起重機：采用電動葫蘆作為小車上起升機構的橋式起重機。 本次設計中采用兩根箱形主梁結構, 其主梁由上、下翼緣板和兩塊腹板組成，小車鋼軌布置在截面中心，如圖2.1所示 圖 2.1 箱形梁截面圖 假定主梁跨距為12米，主梁總長13.1米，小車的行走速度為20米/分。下面將根據這些參數進行整體設計。 2.2 主梁的幾何尺寸的確定 為了保證所選截面基本滿足強度和剛度的要求, 箱形主梁截面的幾何尺寸應在下列范圍內選擇： 2.2.1 梁高度和跨度之比： h/L=1/14︿﹀1/18，其中，小跨度時h/L取較大值，大跨度時h/L取較小值；在相同跨度下，大起重量又比小起重量的高度要大一些。 主梁跨端高度（通常與端梁高度相等）一般為跨中高度的0.35︿﹀0.4倍。 2.2.2 梁兩腹板間距與跨度之比： b0/L≧1/50︿﹀1/60，工藝要求的最小間距b0min約為300毫米（此時梁高不易超過650毫米）。 翼緣板的總寬度為： 手工焊： b=b0+2（10+a0） (2.1) 自動焊： b=b0+2（20+a0） (2.2) 2.2.3 上翼緣板厚度由局部穩(wěn)定性要求決定： 3號鋼： a1/b1≥1/60 (2.3) 16錳鋼： a1/b1≥1/50 (2.4) 2.2.4 緣板最小厚度為6毫米，腹板的最小厚度為5毫米。 主梁截面應根據設計要求，由強度、剛度、工藝、經濟等條件進行選擇。通用橋式起重機系列產品的主梁截面尺寸可查表2.1參考，進行設計。 截面幾何參數確定： 表2.1 箱形梁截面幾何尺寸 跨 度 （米） 起 重 量 （噸） 10 13.5 400 X 8 X 6 750 X 6 表中數字表示為： b X a1 X a2 h0 X a0 由此結合設計要求可確定主梁的翼緣板、腹板的尺寸 翼緣板：b=400，a1=8，a2=6； 腹板： h0=600，a0=6。 2.3 載荷計算 作為均布載荷作用主梁上的橋架自重，在設計以前是未知的，因此開始計算時必須參考類似產品的數據，最后再根據實際色痕跡的重量進行校正。初步計算可得橋架重量曲線圖2.2。 圖2.2 橋架重量曲線圖 2.3.1 計算載荷 作用在橋式起重機上的載荷有固定載荷，活動載荷，水平慣性力及大車歪斜側向力等。 (1)固定載荷 固定載荷有均布和集中載荷兩種。 作用在主梁上的均布載荷有主梁、軌道、走臺（或水平珩架）、欄桿（輔助珩架）等重量； 作用在主梁上的集中載荷有操縱室、大車運行機構以及布置在走臺上的氣設備等重量。 (2)活動載荷 作用在主梁上的活動載荷為小車的自重和起重量引起的小車輪壓，計算時應考慮不同載荷組合下的動力系數和沖擊系數。 雙梁吊鉤式小車輪壓值可參考表2.1 (3)水平慣性力 大車運行機構起動和制動時引起的水平慣性力水平作用于主梁上，其中 帶載荷小車質量引起的慣性力以一個集中力作用于跨中，由橋架質量引起的慣性力均布作用在主梁上。大車慣性力作用如圖3所示。 表2.1雙梁吊鉤式小車輪壓值 起重量 （噸） 輪 壓 （千克） 輪 距 b 10 3700 3600 1400 圖 2.3 大車慣性力作用圖 2.4 載荷組合 主梁的載荷組合可查表2.2 主梁第Ⅰ類載荷為大車不動，小車位于所規(guī)定的位置起升或下降載荷。其中=1+（-1）/2，最大應力為計算部位在自重及等效起重量作用下產生的最大應力；為空載小車位于離跨端L/4處時在計算部位產生的應力。 主梁第Ⅱ類載荷組合為小車位于跨中滿載下降制動，同時大車平穩(wěn)制制動。 表 2.2 主梁的載荷組合 載 荷 計 算 部 件 名 稱 主 梁 第 Ⅰ 類 第 Ⅱ 類 大 車 自 重 小 車 自 重 起 重 量 Q 大 車 慣 性 力 2.5 強度計算 對各種工作類型的起重機均應按第Ⅱ類載荷組合進行強度計算。 2.5.1 彎曲應力計算 主梁垂直方向按簡支梁計算。 由活動載荷引起的最大彎矩： 當一根梁上作用有兩個車輪時，最大彎矩截面位置： Z= (2.5) 式中： ——計算輪壓（考慮動力系數和沖擊系數） 圖 2.4 最大彎矩位置示意圖 確定 (1)小車支反力的計算 (2.6) 式中 、為小車支反力 ——小車重量 ——起升載荷的重量 KN (2)計算垂直輪壓 車輪與軌道接觸的垂直壓力稱為輪壓。 起重機每個支承點上一個或數個車輪（取決于總支承反力的大小與車輪的直徑），這些車輪與支承結構均采用鉸接式連接系統(tǒng)。這樣，每個車輪所受的垂直壓力近乎相等，故可用下式計算： R= (2.7) 式中 V——支承點的垂直總反力 m——支承點的車輪數 R==29.4 KN 性載荷的總稱，它是強度計算載荷中的重要部分，對疲勞計算也有影響。 為了使設計計算方便，通常把最大振動載荷表示為靜載荷或電動機額定力矩的倍數動載荷是起重機機構運動狀態(tài)改變時（如起動或制動）產生的振動載荷和慣，這個倍數稱為“動力系數”。動力系數不僅與結構因素（如系統(tǒng)質量的分布，系統(tǒng)的剛度和阻尼等）有關，而且與使用條件（如外載荷的大小及其變化規(guī)律、有無沖擊等）有關，設計計算時，一般只能選擇與實際情況大體相近的典型工況作為依據。試驗表明，盡管起重機及其機構的彈性系統(tǒng)是屬于多自由度的系統(tǒng)，但可以足夠準確地把它化為雙質量一自由度的系統(tǒng)，同時，在計算振動載荷時，可以把傳動機構的振動與金屬結構的振動分開考慮。 (2.8) 零件名稱 運 行 機 構 按運行速度分（米/分） 20~~50 低 速 軸 零 件 2.00 高 速 軸 零 件 其 余 高 速 軸 表2.3 動力系數值 由表2.3可知： 所以有： 由表可知： 所以有： (3)起重機運行時的沖擊載荷 當起重機或小車通過鋼軌接縫處或通過不平道路時，起重機和物品將在垂直方向產生振動。有這種沖擊產生的影響用沖擊系數來表示，即在考慮這種載荷組合時，在起重機自重前乘以沖擊系數K。沖擊系數與起重機或小車的運行速度、軌道或道路狀況有關，具體數值可查表2.4 表2.4沖擊系數值 有 軌 運 行 運行速度（米/秒） 運行速度 ﹤1 沖擊系數 1.0 查取動力系數 由表可知: 計算輪壓 KN 最大彎矩： 當時 (2.9) 式中： ——系數經查取 =0.34 所以最大彎矩為： N·m 小車位于跨端極限位置如圖2.5所示，由引起的最大剪力 (2.10) 式中：=1.4 m 117.6 KN m N 小車位于跨端極限位置如圖2.5所示，由引起的最大剪力 (2.10) 式中：=1.4 m 117.6 KN m N 圖 2.5 小車極限位置示意圖 此外還應計算由均布、集中固定載荷在計算截面引起的彎矩，以及這些載荷在跨端截面引起的剪力（均要考慮沖擊系數）。 計算橈度的受力，剪力，彎矩圖如圖2.6、圖2.7、圖2.8所示 圖2.6 計算橈度的受力圖 圖2.7 計算橈度的剪力圖 圖2.8 計算橈度的彎矩圖 (2.11) (2.12) M= (2.13) （） M= (2.14) （） M= (2.15) （） (2.16) Nm 主梁在水平方向按框架計算，由及引起的跨中彎矩 (2.17) 式中： (2.18) ——主梁水平方向慣性矩端梁水平 ——方向慣性矩 N (2.19) N/m (2.20) 根據參考書籍 48762.38cm4 63391.09cm4 M水=3.65×104Nm 跨中截面翼緣板角點最大正應力為 (2.21) (2.21) (2.22) 78.6MPa 跨端截面腹板的最大剪應力 (2.23) 式中： Q——計算截面上的計算剪力 I——慣性矩 （I=43072.12Nm） S——計算剪應力的上截面對中和軸的面積矩 （S=0.22936） ——腹板總厚 （=8mm） 將以上數據帶入后 Mpa 2.4.2 翼緣板局部彎曲應力計算 箱形結構的小車軌道布置在兩腹板之間上翼緣板上，為了支撐軌道，箱形梁中除了設置長的加勁板外，尚需要設置短的加勁板。 箱形梁上翼緣板由于計算輪壓P的作用，將沿梁的縱向與橫向產生彎曲正應力、，其中最大值為： = (2.24) = (2.25) 式中： N經由鋼軌傳到翼緣板上部分計算輪壓，可按下式計算 當 時用如下公式計算 N= (2.26) 式中： I——鋼軌的慣性矩 ——上翼緣板厚度 P——計算輪壓 ——加勁板間距 ——腹板間距 查取 =0.1265 =1.284 =1.284 將以上數據和系數帶入 N==27.07 KN ===107.8MPa ===107.8MPa 在箱形梁上翼緣板中，除了上述局部正應力外，還有梁彎曲正應力，故上翼緣板的計算為： (2.27) 式中：——由垂直彎曲矩引起的正應力 =143.2MPa<=176.5MPa 箱形梁上小車鋼軌的正應力為： (2.28) 式中： N——按前面的計算 ——鋼軌抗彎模數 []——鋼軌許用應力 （因采用的輕型鋼軌，其值為225.4 MPa） =154.62 MPa<[]=225.4 MPa 加勁板的局部擠壓應力： (2.29) 式中： P——計算輪壓； b2——鋼軌底部寬度； ——上翼緣板厚度； 1——加勁板厚度。 =140.68 MPa<[]=175 MPa 2.4.3 靜剛度計算 (2.30) 式中 ==12.23 (2.31) I1 主梁水平方向慣性矩； I2 端梁水平方向慣性矩。 經計算 f水=4.37 mm<[f水]=6 mm 符合要求 2.4.4 上拱度 主梁在滿載小車輪壓作用下產生變形，使小車軌道有一定的坡度。坡度過大會增加小車運行阻力，甚至在停車后會產生自動滑移現象。起重機運行機構采用集中驅動時，不止在走臺上的驅動機構也會因變形過大而影響正常工作。為此應主梁做成一定上拱度，跨中拱度一般取L/1000。這樣主梁彈性變形的曲線無論在空載或滿載，均較為平緩。 3 小車驅動系統(tǒng)的設計 3.1 方案的確定 方案一： 動機帶動滾筒轉動，通過滾筒上的鋼絲繩拉動小車。一般傳統(tǒng)的方案中有這樣的設計，且組成小車驅動系統(tǒng)的零部件簡單，基本都是標準件。這種方案原理簡單，制造也相對簡單，但效率不高，而且在鋼絲繩與滑輪成一定角度時會對滑輪造成一個側向的拉力，時間長了會使得滑輪的緊固松動，有可能造成危險。 方案二： 在小車上裝電動機，然后帶動齒輪轉動，在大梁的一側裝上齒條，通過齒輪和齒條的嚙合運動來驅動小車。這種方案的傳動效率比方案一的要高，而且不存在方案一中的側向拉力造成的潛在危險。而且，齒輪、齒條的制造也是規(guī)范化了的，所以在制造上不比方案一復雜。在小車的運行過程中所產生的力主要都由主梁承受，相對方案一也安全得多。 所以比較了方案一和方案二后，我們決定采用方案二，也就是用齒輪、齒條的嚙合運動來驅動小車。 具體的傳動方案見下圖3.1 3.2 電動機的選擇 選擇電動機包括選擇電動機類型、結構形式、功率、轉速和型號。 3.2.1 選擇電動機的類型和結構形式 電動機的類型和結構形式應根據電源種類（直流或交流）、工作條件（環(huán)境、溫度等）、工作時間的長短（連續(xù)或間歇）幾載荷的性質、大小、起動性能和過載情況等條件來選擇。 工業(yè)上一般采用三相交流電動機。Y系列三相交流異步電動機由于具有結構簡單、價格低廉、維護方便等優(yōu)點，故其應用最廣。當轉動慣量和啟動力矩較小時，可選擇Y系列三相交流異步電動機。在經常啟動、制動和反轉、間歇或短時工作的場合（如起重機械和冶金設備等），要求電動機和轉動慣量小和過載能力大，因此，應選用起重及冶金用的YZ和YZR系列三鄉(xiāng)異步電動機。電動機的結構有開啟式、防護式、封閉式和防暴式等，可根據工作條件來選擇。 根據設計的工作環(huán)境和工作條件，以及載荷情況，最后決定采用YZR繞線式三相電動機。 圖3.1 小車驅動系統(tǒng)的傳動方案 3.2.2 確定電動機的轉速 同一功率的異步3000,1500,1000,750r/min等幾種。一般來說，電動機的同步轉速愈高，磁極對數愈少，外廓尺寸愈小，價格愈低；反之，轉速愈低，外廓尺寸愈大，價格愈貴。當工作機轉速高時，選用高速電動機較經濟。但若工作機轉速低也選用高速電動機，則這時總傳動比增大，會導致傳動裝置結構復雜，造價較高。所以，在確定電動機轉速時，應全面分析。在一般機械中，用得最多的是同步轉速為1500或1000r/min的電動機 綜合以上因素，和實際生產中的需要，最后決定，所選用的電動機的轉速為1500r/min。 3.2.3 確定電動機的功率和型號 電動機的功率是否合適，對電動機的正常工作和經濟性都有影響。功率選得過小，不能保證工作機的正常工作或使得電動機長期過載而過早損壞；功率選得過大，則電動機價格高，而且經常不在滿載下運行，電動機效率和功率因數都較低，造成很大的浪費。 電動機功率的確定，主要與載荷大小、工作時間長短、發(fā)熱多少等有關。對于長期連續(xù)工作、載荷穩(wěn)定的機械（如連續(xù)運輸機、鼓風機等），可根據電動機所需要的功率來P選擇，而不必校驗電動機的發(fā)熱和啟動力矩。選擇時，應使電動機的額定功率稍大與電動機的所需要的功率。對于間歇工作的機械，可稍微小于所需要的功率 計算電動機所需功率： （1）小車牽引力的計算 小車穩(wěn)定運行時的牽引力P P= (3.1) 式中： ——小車運行時的摩擦力 ——小車在有坡度軌道上運行時克服重力分力引起的阻力 ——由風載荷引起的阻力 ——由起升機構引起的阻力 H——齒輪嚙合引起的阻力 ① 計算運行摩擦力 = (3.2) 式中： ——起升載荷的重量 ——小車的自重 K——滾輪摩擦系數 K=0.04 D——軸承內徑 ——軸承摩擦系數 =0.015 ——附加摩擦阻力系數 =1.8 ——車輪的直徑 經計算： =90 kg ② 計算坡度阻力 = (3.3) 式中：——坡度阻力 =0.002 經計算： =20 kg ③ 計算風載荷引起的阻力 (3.4) 式中： C——風載體型系數 C=1.2 Q——工作狀態(tài)時的標準風壓（kg/）計算電動機時取 =10 ——小車的擋風面積（） 迎風面積按起重機組成部分（如主梁、支承腿、物品等）的凈面積垂直于風向平面上的投影來計算 (3.5) 式中： ——起重機金屬結構或機構的充滿系數，即結構或機構的凈面積與其輪廓面積之比。常用結構形式的值為： 由型鋼或鋼板制成的珩架或空腹結構 =0.2~~0.6 管子珩架結構（無斜桿珩架取小值） =0.2~~0.4 實體板結構 =1 機構 =0.8~~1.0 當兩個或兩個以上的結構并列，其迎風面積相互重疊時，第二個和第二個以后的被前面遮擋的迎風面積應減小，減小的程度用折減系數表示。 ——物品的迎風面積 經計算： =21.84 kg ④ 計算起升機構引起的阻力 (3.6) 經計算： =426.3 kg ⑤ 計算齒輪嚙合引起的阻力 H= (3.7) 經計算： H=83 kg 所以 P= (3.8) =90+20+21.84+426.3+83 =641.1 kg F=Pg =641.19.8 =6282.78 N （2） 電動機的選擇 ①驅動輪上的力矩為： (3.9) 式中： ——驅動輪效率 ——驅動機構效率 R——驅動輪半徑（米） 經計算 M=214.7 ②計算電動機的功率 電動機按小車穩(wěn)定運行時的靜功率初選： （kw） (3.10) 式中： n——驅動輪的轉速（轉/分） 經計算 =3.57 kw 考慮實際的電動機功率要稍大于計算功率，所以電動機的功率選擇4kw的電動機。 綜合以上因素，最后電動機選擇為YZR型繞線式電動機，功率為4kw，轉速1500r/min。 3.3 減速器的選用 根據電動機的輸出轉速和小車的運行速度，因為傳動比比較大，所以決定選用蝸輪蝸桿減速器。 蝸輪蝸桿減速器按蝸桿外形結構分為圓柱蝸桿減速器、環(huán)面蝸桿減速器以及錐蝸桿減速器三大類。在機械設備的動力傳輸中，前二類應用較為廣泛。 根據蝸桿傳動包括：阿基米德圓柱蝸桿傳動）（ZA）、漸開線圓柱蝸桿傳動）（ZI）、錐面包絡圓柱蝸桿傳動（ZK）、圓弧圓柱蝸桿傳動（ZC）等。 環(huán)面蝸桿傳動包括：直廓環(huán)面蝸桿傳動、平面包洛環(huán)面蝸桿傳動（分為一次包絡、二次包絡兩種）、漸開面包絡環(huán)面?zhèn)鲃?、錐面包絡環(huán)面蝸桿傳動等。 環(huán)面蝸桿減速器與圓柱蝸桿減速器從嚙合原理上比較，前者具有許多優(yōu)點：瞬時接觸與相對滑動速度的夾角接近90度，有利于形成油膜，降低摩擦系數，提高傳動效率；共軛齒面在接觸位置處曲率接近，有利于降低齒面接觸應力；蝸桿以環(huán)面包圍蝸輪，同時參加嚙合齒數多，因而承載能力顯著提高，在相同中心距的情況下，環(huán)面蝸桿減速器比圓柱蝸桿減速器傳遞功率大1~2倍。但從制造工藝方面，環(huán)面蝸桿減速器比圓柱蝸桿減速器要復雜些。 3.3.1 圓弧圓柱蝸桿減速器的類型、特點和適用范圍 (1)類型 圓弧圓柱蝸桿減速器按型式不同可分為如下四種類型： 基本型圓弧圓柱蝸桿減速器（JB/T7935—95）、軸裝式圓弧圓柱蝸桿減速器（JB/T6387—92）、ZC雙級蝸桿及齒輪—蝸桿減速器（JB/T7008—93）、立式圓弧圓柱蝸桿減速器（JB/T7845—95）。 (2)產品特點 蝸桿傳動是傳遞交錯軸間的動力或運動的傳動機構，常用的交錯角等于90度。它具有惦記傳動比大、工作平穩(wěn)、振動小、噪聲低及可做成自瑣等特點。圓弧蝸桿傳動除具有普通蝸桿傳動的優(yōu)點外，還有以下特點： ①齒形優(yōu)良。蝸桿蝸輪齒面為凹凸共軛嚙合，當量曲率小，齒面間潤滑油膜容易形成，齒面接觸應力低，具有良好的強度及潤滑幾何條件。 ② 形狀及分布合理。蝸桿與蝸輪嚙合時的瞬時接觸線相對滑動方向所形成的夾角近于直角，齒面間容易形成動壓潤滑，齒面間摩擦系數小，磨損少，傳動效率高。 ③齒輪強度高。在蝸桿齒不減弱的情況下，可增大蝸輪的齒根厚度，使蝸輪齒的彎曲強度增大，抗沖擊能力提高。 ④齒面理論嚙合區(qū)寬度小于普通蝸桿傳動，因此可節(jié)省蝸輪材料。 ⑤桿齒面易于進行磨削加工。圓弧蝸桿螺旋面是由軸截面為一段凸圓弧的環(huán)面砂輪包絡成形，因此可保證蝸桿具有較高的齒形精度。 ⑥圓弧圓柱蝸桿減速器采用了滲碳、淬火及磨削的ZC蝸桿傳動，因而承載能力大，傳動效率高，壽命長。 (3)產品的適用范圍 圓弧圓柱蝸桿減速器為通用機械傳動裝置，廣泛適用冶金、礦山、起重、運輸、化工、建筑、建材、石油等各行。其工作條件為： 蝸桿轉速不超過 1500 r/min 工作環(huán)境溫度為0~40，當工作環(huán)境溫度低于0時，起動時潤滑油必須加熱到0以上，當環(huán)境溫度高于40時，必須采取冷卻措施。 蝸桿軸可正、反向運行。 3.3.2 結構型式 圓弧圓柱蝸桿減速器的結構型式有基本型和軸裝式兩種類型，其中均含蝸桿位于蝸輪之下、之側、之上三種型式?；拘椭行木郺=63~100mm的減速器不帶風扇，機體采用整體結構，中心距a=125~500mm的減速器采用風扇冷卻，機體為剖分式結構。軸裝式中中心距a=63~100mm的減速器不帶風扇，機體采用整體結構，中心距a=125~315mm的減速器采用風扇冷卻，機體為剖分式結構。 結合上面的原因和設計實際需要，最后選定為：CWS（蝸桿在蝸輪之側的圓弧圓柱蝸桿減速器），a=125mm的圓弧圓柱蝸桿減速器，傳動比為63。 3.4 聯軸器的選用 3.4.1 聯軸器的選擇 現在人們所稱的聯軸器是機械式聯軸器的簡稱，聯軸器已經發(fā)展為獨立的專業(yè)，形成較為完整的標準體系。聯軸器是機械產品中軸系傳動最常用的聯接部件，現在發(fā)展成為三大類別，多品種的產品系列。聯軸器在傳遞轉矩和運動過程中，與被聯接件一同回轉不脫開，而且不改變轉矩的大小，這是各類別聯軸器共性的功能；饒性聯軸器有補償兩軸相對偏移的功能；彈性聯軸器還有不同程度的減振和緩沖的功能；安全聯軸器還有過載安全保護功能。各種不同類別聯軸器在傳動系統(tǒng)中的功能比較見下表3.1： 表3.1 各種聯軸器的性能比較 序號 類 別 在傳動系統(tǒng)中的作用和功能 備 注 1 剛性聯軸器 起聯接作用，只能傳遞運動和轉矩，不具備其他功能 如：凸緣聯軸器、套筒聯軸器、夾殼聯軸器、平行軸聯軸器等 2 饒性聯軸器 無彈性元件饒性聯軸器 不僅能傳遞運動和轉矩，而且具有不同程度的軸向，徑向，角向補償功能 傳遞轉矩和運動，有不同程度的減振、緩沖作用和軸向，徑向，角向補償量，改善傳動系統(tǒng)工作性能 如：齒式聯軸器、萬向聯軸器、鏈式聯軸器、滑塊聯軸器等 如：膜片聯軸器、蛇形彈簧聯軸器、 金屬彈性元件饒性聯軸器 非金屬彈性元件饒性聯軸器 如：彈性套柱銷聯軸器、輪胎式聯軸器、彈性活銷聯軸器 3 安全聯軸器 傳遞運動和轉矩，過載安全保護，饒性安全聯軸器還有不同程度補償性能 如：鋼球式、鋼砂式、摩擦式、液壓式、銷釘式等 3.4.2 聯軸器的選用計算 由于選用的電動機的功率為4kw，轉速為1500r/min 理論轉矩（主動端） =25.5 Nm (3.11) 轉子轉動 起動次數Z=150次/h 環(huán)境溫度t=25 主動端沖擊轉矩即起動轉矩 =51 Nm (3.12) 已知工作機參數 負載平均轉矩 負載轉動慣量 選用柱銷式彈性聯軸器，理論轉矩T應滿足 =68X1.1=75 Nm (3.13) 現初選GB4323中TL5型 最大轉矩 (3.14) 半聯軸器轉動慣量 起動系數： =1.3 溫度系數： =1.1 沖擊系數=1.8 質量系數 (3.15) 載荷為沖擊載荷時，計算主動端的沖擊轉矩： (3.16) = =202 主動端沖擊轉矩小于彈性聯軸器的最大轉矩，故安全，可以選用 3.5 齒輪的校核 3.5.1 按齒面接觸疲勞強度校核 圓柱齒輪傳動齒面接觸疲勞強度校核公式有： Pa (3.17) Pa (3.18) 式中各符號的意義： b——齒寬； ——齒輪分度圓的直徑； u——齒數比； ——分度圓上的圓周力 ； ——工況系數； ——動力系數； ——載荷分布系數； ——載荷分配系數； ——計算接觸應力； ——材料彈性系數； ——節(jié)點區(qū)域系數； ——接觸強度重合度系數； ——許用接觸應力； ——試驗齒輪的接觸疲勞極限應力； ——接觸強度壽命系數； ——工作硬化系數； 接觸強度最小安全數； 計算中的有關數據及各系數的確定 （1）分度圓上的圓周力 進行疲勞強度計算時，應以長期工作的最大載荷作為齒輪傳動的額定載荷。作用在齒輪上的其他載荷對疲勞強度的影響在工況系數中予以考慮。齒輪的長期工作最大載荷是指應力循環(huán)次數大于（對彎曲）和（對接觸）的最大載荷。 一般，分度圓上的圓周力，可按齒輪傳遞的額定轉矩（或功率）進行計算。 分度圓上的圓周力 = (3.19) 轉矩 T= (3.20) 式中： P—齒輪傳遞的功率 —齒輪的角速度 = rad/s (3.21) n為齒輪的轉速，由電動機的轉速為1500r/min，蝸輪蝸桿減速器的傳動比為63，可得： n==24 r/min ==2.512 T==1388.9 ===32.68 N （2）工況系數 是考慮齒輪在工作過程中，由于原動機和工作機械的載荷變動、沖擊、過載等對齒輪產生 外部附加動載荷系數。如果有可能，工況系數應通過精確測量或綜合地對系統(tǒng)進行分析來確定。一般 =1.25 （3） 動載荷系數 是考慮齒輪在嚙合過程中產生的內部附加動載荷的系數。具體的值，由下表可查取。 經查取 =1.15 （4）載荷分布系數 是考慮載荷沿齒面接觸分布不均勻的系數。 如果通過測量和檢查能夠確切掌握輪齒接觸情況，并作相應地齒輪誤差修形（螺旋角修形、鼓形修形及熱變形修形等），可取=1。如果對齒輪的結構做特殊處理，或經過仔細跑合后，能使載荷沿齒面接觸線均勻分布，也可以取=1 表3.2 動載荷系數值 （5）載荷分配系數 是考慮在同時嚙合的兩對輪齒上載荷分配不均勻的系數。查取值 =1 （6）材料彈性系數 是考慮配對齒輪的材料彈性模量E和泊松比v影響接觸應力的系數。 查?。? =189.8 （7）節(jié)點區(qū)域系數 是考慮捏合處法面曲率與端面曲率的關系，并把節(jié)圓上的圓周力換算為分度圓上的圓周力，把法面圓周力換算為端面圓周力的系數 查?。? =1.9 （8）接觸強度重合度 是考慮端面重合度，軸向重合度及螺旋角影響齒面接觸應力的系數。 =2.0 （9）試驗齒輪的接觸疲勞極限應力 齒面接觸疲勞極限應力，可查取 =550 Pa （10）接觸強度壽命系數 是考慮由于齒輪設計壽命（通常以應力循環(huán)次數或工作小時數表示）的不同，而影響齒面接觸疲勞極限應力的系數。 當齒輪的材料和熱處理方法不同時，齒面接觸疲勞的應力循環(huán)基數也不同，當應力循環(huán)次數N不小于應力循環(huán)基數時，即認為應進行無限壽命計算，此時去=1 當應力循環(huán)次數小于應力循環(huán)次數時，即認為應進行有限壽命計算，查取 =1 （11）工作硬化系數 是考慮在運轉過程中，經磨齒的硬齒面小齒輪對調質或正火的大齒輪齒面產生冷作硬化，從而使大齒輪面接觸疲勞極限應力提高的系數。 可查取 =1.08 （12）最小安全系數 接觸強度和彎曲強度的最小安全系數 查取 =1.0 將以上各式中的數值帶如下式 (3.22) =502 Pa (3.23) =594 Pa 符合要求 3.5.2 按齒根彎曲疲勞強度 Pa (3.24) Pa (3.25) 式中各符號的意義 —齒形系數 —彎曲強度重合度系數 —螺旋角系數 —許用彎曲應力 —試驗齒輪的彎曲疲勞極限應力 —彎曲強度壽命系數 —彎曲強度尺寸系數 —相對應力集中系數 —彎曲強度最小安全系數 計算中的有關數據及各系數的確定 （1）齒形系數 是考慮齒形影響齒根彎曲應力的系數，主要與句準齒形，切齒刀具及載荷作用點的位置有關，而且隨齒數及變位系數而改變。 對基準齒形符合GB1356—78的漸開線直齒輪，其載荷作用于齒頂時的齒形系數查取： =1.2 （2）彎曲強度重合度 是考慮端面重合度的影響，將載荷作用點由齒頂換算到外側單齒嚙合點（齒廓單齒嚙合區(qū)最高點）的系數，其值可查取 =0.6 （3）螺旋角系數 是考慮斜齒輪因輪齒傾斜而影響齒根彎曲應力的系數。 查取 =0.92 （4）試驗齒輪的彎曲疲勞極限應力 由查取的值 =340 Pa （5）彎曲強度壽命系數 是考慮由于齒輪設計壽命（通常以應力循環(huán)次數或工作小時數來表示）的不同而影響其齒根彎曲疲勞極限應力的系數。 通常，齒根彎曲疲勞的應力循環(huán)基數=，所以當應力循環(huán)次數時，即認為按無限壽命計算，此時取=1 可查取的值 =1.25 （6）彎曲強度尺寸系數 是考慮實際齒輪的模數大于試驗齒輪的模數時，使齒輪的彎曲疲勞極限應力極限應力降低的系數。查得的值 =1 （7）相對應力集中系數 是考慮實際齒輪對試驗齒輪因應力集中的不同（齒根圓角不等）而影響齒根彎曲疲勞極限應力的系數。。 可查得的值： =0.3 將以上的數據或系數帶如下式： (3.26) =320 Pa (3.27) =425 Pa 經計算表明，設計既滿足了齒面接觸疲勞強度的校核要求，又滿足了齒根彎曲疲勞強度的校核要求，所以設計是合理的。 3.6 軸承的選用 3.6.1軸承類型選擇 軸承有兩種常用的類型： 雙列短圓柱滾子軸承。這種軸承承載能力大，內孔有1：12錐度，摩擦系數小，溫升低，但不能承受軸向力，必須和能承受軸向力的軸承配合使用，因此整個部件支承結構比較復雜。 圓錐滾子軸承。承載能力大，可同時承受徑向力和軸向力，結構比較簡單，但允許的極限轉速低一些。 與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承主要有三種： 60°角雙向推力向心球軸承。是一種新型軸承，在近來生產的機床上廣泛采用。具有承載能力大，允許極限轉速高的特點。外徑比同規(guī)格的雙列短圓柱滾子軸承小一些。在使用中，這種軸承不承受徑向力。 推力球軸承。承受軸向力的能力最高，但允許的極限轉速低，容易發(fā)熱。 向心推力球軸承。允許的極限轉速高，但承載能力低，主要用于高速輕載的機床。 3.6.2軸承的配置 大多數機床主軸采用兩個支承，結構簡單，制造方便。但為了提高主軸剛度也有用三支承的。三支承結構要求箱體上三支承孔具有良好的同心度，否則溫升和空載功率增大，效果不一定好。 軸承配置時，除選擇軸承的類型不同外，推力軸承的布置是主要差別。推力球軸承布置在前支承、后支承還是分別布置在前、后兩支承，影響著溫升后軸的伸長方向以及結構的復雜程度，應根據機床的實際要求確定。 在配置軸承時，應注意以下幾點： （1）每個支承點都要能承受徑向力。 （2）兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。 （3）徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上，即負載都有機床支承件承受。 3.6.3軸承的精度和配合 主軸軸承精度要求比一般傳動軸高。前軸承的誤差對主軸前端的影響最大，所以前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級。 普通精度級機床的主軸，前軸承選C或D級，后軸承選D或E級。精度或高精度級機床，前軸承選B或C級，后軸承選C或D級 總 結 三個月的畢業(yè)設計到今日已經基本完成，本次畢業(yè)設計是我們大學四年所學知識做的一次總測驗，是鍛煉也是檢驗自己四年來所學并掌握運用知識的能力，是我們高等院校學生的最后的學習環(huán)節(jié)，通過這次設計，我學到了許多原來未能學到的東西，對過去沒有掌握的知識得到了更進一步鞏固。獨立思考，綜合運用所掌握理論知識的能力得到很大的提高，學會了從生產實際出發(fā)，針對實際課題解決實際問題，掌握了綜合使用各種設計手冊、圖冊、資料的方法，提高了電腦繪圖水平，也是為我們即將參加工作所做的必要準備，打下基礎，更是我們四年機械設計制造及其自動化專業(yè)知識的一次綜合。 本次設計也暴露了我們不少的缺點和問題：對于所學知識還沒有做到仔細、認真消化，許多方面還是只有一個大概的認識，沒有深入探討，對實際事物沒有深刻得了解，沒有做到理論聯系實際，沒有達到對所學的知識熟練運用的水平。這也從一個側面反映出我們設計經驗不足，思維不夠開拓，不夠靈活。從而是我得出一個結論：無論是現在還是以后走上工作崗位，還是再深造，都應該虛心向老師和前輩們學習，從而不斷完善自我，提高自我水平。 本次設計根據設計課題的要求及相關參數，運用機械設計的基本方法進行橋式裝卸料機主梁的設計計算；根據裝卸機總裝配圖的要求，合理的設計出橋式裝卸料機小車驅動系統(tǒng)，滿足裝卸機的工作要求。 另外本文通過對橋式移動裝卸料機的安全設計重點解決了以下問題： 1．提高礦山開采和礦料堆浸工藝的能力； 2．小車在啟動停止時帶來的安全問題得到解決； 3．本文設計小車驅動系統(tǒng)時，沒有采用起重機常用的驅動方式，而是采用了齒輪—齒條傳動，這使得小車運動更平穩(wěn)，定位更準確； 但因為本人水平有限所有本設計難免有錯誤和不足之處，希望各位老師能悉心指出和指導。 參 考 文 獻 [1]王官遜、孟憲蕙、裘為章主編，《起重機設計手冊》，機械工業(yè)出版社，1980 [2]陳道南、盛漢中主編，《起重機設計手冊》，冶金工業(yè)出版社，1986 [3]陳道南、過玉卿、周培德、盛漢中主編，《起重運輸機械》，冶金工業(yè)出版社，1988 [4]中華人民共和國國家標準，《起重機設計規(guī)范》，中國標準出版社，1984 [5]東北工學院編，《機械零件設計手冊》，冶金工業(yè)出版社，1982 [6] 吳宗澤主編，《機械設計》,高等教育出版社，2003 [7] 武漢水利電力學院編，《結構力學和工程結構》，水利電力出版社，1978 [8] 大連工學院編，《起重機械》，機械工業(yè)出版社，1982 [9] 王寬福、馮麗云主編，《焊接與化機焊接結構》，浙江大學出版社，1992 [10] 哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室編，《理論力學》，高等教育出版社，1997 [11] 劉鴻文主編，《簡明材料力學》，高等教育出版社，2002 [12] 成大先主編，《機械設計手冊》，化學工業(yè)出版社，2004 [13] 謝鐵邦，李柱，席宏卓主編，《互換性與技術測量》，華中科技大學出版社，1998 [14]徐憬主編，《機械設計手冊》 機械工業(yè)出版社，1978 [15]劉朝儒、彭福蔭 、高政一主編，《機械制圖》，高等教育出版社，2002 [16]張尚才 主編，《控制工程基礎》，浙江大學出版社，2004 [17]孫恒 陳作模主編，《機械原理》，高等教育出版社，2003 [18]哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室 編，《理論力學》，高等教育出版社，2003 [19]曾志新 呂明，《機械制造技術基礎》，武漢理工大學出版社，2004 [20] The reasonable of the bridge type derrick chooses to use Peking rises heavy conveyance machine graduate school Xu lei [21]ShiPing Chief editor English in mechanical engineering [22] Prepare in response to the dint the piece pulls to repair main beam in derrick in type in bridge bottom the loads the ability with the exaltation Pleased