机械设计爬坡加料机的设计

机械设计说明书设计题目：爬坡加料机设计目录摘要3一、机械设计任务书41.1设计题目简介4I. 2设计任务4二、传动方案的拟定及选择52. 1传动方案分析52. 2传动方案确定5三、电动机的选择63. 1电动机类型63. 2电动机功率选择63. 3电动机转速的选择73. 4电动机型号的选择7四、传动装置的相关计算74. 1传动比的分配74. 2各个轴的转速计算74. 3各个轴的输出功率计算74. 4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验算小带轮上的包角95.5计算带的根数95.6计算单根V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22II. 1钢丝绳的选择2211. 2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2914.4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36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1. 1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()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(mm)340006600.45001. 2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2. 1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。2. 2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：选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电机，则可估算出传动装置的总传动比：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3. 1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。3. 2电动机功率选择卷扬机工作的有效功率为： 传动装置总效率:联轴器的传动效率；二级圆柱齿轮传动的传动效率；滚动轴承的传动效率；V带传动的传动效率；卷扬机的传动效率。查阅资料书得，则传动装置总效率为:则电动机所需功率为：因此，选用额定功率为3Kw的电动机。3. 3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。3. 4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Y100L2-431500143095.562860Y132S-63100096062.833860综合上表，选择电动机型号为Y100L2-4。总传动比为。四、传动装置的相关计算4. 1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，则二级减 速器的总传动比为：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：低速级的传动比为：4. 2各个轴的转速计算小带轮转速：大带轮转速:4. 3各个轴的输出功率计算A轴的输出频率：B轴的输出频率：C轴的输出频率：D轴的输出频率：4. 4各个轴的输出转矩计算五、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。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。5. 1确定计算功率查阅资料书得：计算功率为：式中：一一工作情况系数；计算功率；所需传递的功率，等于电动机额定功率。5. 2确定V带的带型及带速由及小带轮转速，选择V带带型为B带。查机械设计手册得：由于，初选小带轮的基准直径：式中，滑动率，一般为1% 2%，可忽略不计;大带轮的基准直径。则，V带带速：由于，验算的带速合适。5. 3确定V带的中心距a和基准长度初选中心距：计算所需的基准长度：选择带的基准长度: 计算实际中心距：5. 4验算小带轮上的包角小带轮的包角小于大带轮的包角，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：包角大小合适。5. 5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和转速，查阅资料得:，根据，和B型带，查得:，则:单根V带的额定功率为则V带的根数为：所以取Z=3。5. 6计算单根V带初拉力的最小值查得B型V带单位长度质量为:。则单根V带所需的最小初拉力为：所以应使带的实际初拉力：。5. 7计算带传动的压轴力压轴力的最小值为：5. 8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，顶宽，高度，横截面积，棱角。六、V带带轮的设计及计算6. 1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。6. 2选择带轮结构形式对于小带轮，由于，选择V带轮为腹板式，如下图。6. 3确定带轮的轮槽查阅资料得: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，爬式加料机数度不高，故选用8级精度选择小齿轮材料为40Cr （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。选小齿轮齿数乙1 =20，大齿轮齿数乙=20x5.96 = 119.2，取整乙=120。7.1.2按齿面接触强度设计试选载荷系数为K = 1.4t小齿轮的转矩：T = T = 49.79N m1 A选取齿宽系数广1查得材料的弹性影响系数3广189.8MPa；查得：小齿轮的接触疲劳强度极限b Hii 1 = 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限b= 550Mpa。H lim 1应力循环次数：N = 60n jL = 60x408.57x 1x5x8x300 = 2.942x108N = 60n jL =60 x 68.55 x 1x 5 x 8 x 300 = 4.936 x107取接触疲劳寿命系数：Kn = 0.97Kn = 1.02s H 数K 一 系 = 仝一 _ 1 安 H取失效率为1.02 x 550 =510 MPa 1.1试计算小齿轮分度圆直径d ，带入& I中较小的值： 1tHd产2,案11 d=2.32 x1.5 x 49.79 x103 5.96 +1xx5.96189.8)mm=53.30mm计算圆周速度:职=兀 d J2a = x53.30x 408.57 = 1 14V = 60 x1t00060 x1000. m S计算齿宽：b = d = 1x 53.30mm = 53.30mmd1t计算齿宽齿高之比： m =尹=5330 = 2.665 t z 201h = 2.25 m = 2.25 x 2.665 = 5.9963mm tb 53.30=o.o9h 5.9963根据v = 1.14m/ s, 8级精度，查得动载系数：K = 1.15直齿轮，KH = KF = 1 ,使用系数K A = 1根据8级精度，小齿轮相对支承对称布置时，K = 1. 346b由 = 8.89 , k = 1. 346，查得K= 1. 29。故载荷系数：K = K K K K = 1 x 1.15 x 1 x 1.346 = 1. 5479A V Ha Hp按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径：飞=53. 30 x 3.-.5479 = 55. 11mmIt 3K3 1.4卜t=2. 76mmd 55 11计算模数：m =方4 = mmZ 2017.1.3按齿根弯曲强度设计查得小齿轮的弯曲疲劳极限:=500MPaFE1查得大齿轮的弯曲疲劳极限:=380MPaK = 0.93K bFN2FE2STMPa = 32- 43MPa取疲劳寿命系数：K f 1 = 0.9计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S = 1.4，得:MPa = 244 29MPa计算载荷系数：K =K K K KA V Fa Fp1 x 1.15 x 1 x 1. 29 = 1. 4835查得齿形系数和应力校正系数：Y = 2.8IFY = 2.174raisaY = 1.8 04Sa1= 0.01350321. 43FaZ sa2杼FZ取数值较大的，即0.02718。2. 174 x 1. 804244. 29=0.02718设计计算:,2kT Y Y 2 x 1.4835 x 49. 79 x 103m 1 0 J. = j20x 0. 02718mm = 2. 16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m = 2.5nmo 算出小齿轮齿数：Z =勺=53.30 = 21.3，取整得z = 22o1 m 2.51=22 x 5. 96 = 131.12取整得:Z = 132o27.1.4几何尺寸计算计算分度圆直径：d = Z m = 22 x 2mmd244mm=132 x 2mm264mm计算中心距:=154mm44 + 264mm2计算齿轮宽度:b =4 d=1x 54mm = 54mm17.2低速级齿轮计算取 B = 54mm，B = 59mm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z = 20，大齿轮齿数Z = 20x4.58 = 91.6取整Z = 92。7.2.1按齿面接触强度设计试选载荷系数K = 1.4 t小齿轮的转矩T = T = 285.59N m3 B选取齿宽系数广1查得材料的弹性影响系数3广189.8心尸。；查得小齿轮的接触疲劳强度极限0 Hi. 3 = 600MP.，大齿轮的解除疲劳强度极限。=550MPa。应力循环次数：N 3 = N 2 = 4.09 x107N = 60n jL = 60X 14.97X 1x5x8x300 = 1.078x107取接触疲劳寿命系数：K= 1.02K = 1.15计算接触疲劳许用应力:L H 3(取失效率为1%,安全系数为S=1.1)=K HN L 1顼3 = 1.02 X 600 MPa = 556. 36MPaS1. 11.15 x 550MPa = 575.0MPa1.1试计算小齿轮分度圆直径:3tc gl5 x 285 59 4. 58 + 1=2. 324.581556.36；mm = 91. 20mm计算圆周速度:兀d nV = 60 x：t100)0兀 x 91.20 x 68 55 / 八 g / m/s = 0.33n/s60 x 1000计算齿宽：计算齿宽齿高之比:b =。 d = 1 x 92. 20mm = 91. 20mm d Mm = * = 1 = 4. 56t z 203h = 2. 25 m = 2. 25 x 4. 56mm = 10. 26mm91. 2010.26=8. 89根据V = 0.33n/s，8级精度，查得动荷载系数K = 1.0，直齿轮，K=K = 1 /HaFa使用系数K A = 1。根据8级精度，小齿轮相对支承对称布置时，K邱=1.358。-=8.89斗皿由h K邱=1.358，查得K= 1.28，故载荷系数：K = K K K K = 1 X 1.0 X 1 X 1.358 = 1. 358A v Ha Hp按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径：mm = 88. 23mm1.5卫1.3583厂=91. 20 X 3-T3t 3i，Kv 1.5t计算模数:敏哑=441mm7.2.2按齿根弯曲强度设计查得小齿轮的弯曲疲劳极限:=500MPaFE3查得大齿轮的弯曲疲劳极限:=380MPaFE4K = 0.98*MPa = 350MPaK bFN4FE4S* MPa = 266MPa计算载荷系数：K = K K K KA v Fa查得齿形系数和应力校正系数：=1 XFp1.0 X 1 X 1. 28 = 1.28OFYYFa4S4F 4Y=FaFa3 .asb F32.192. 8 350Y = 1.782Fa土5 = 0.01242. 19 X 1 782 = 0. 01467 取数值较大值 0.01467266取疲劳寿命系数：Kf =。.93计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数:S = 1.4，得:FN3FE3S2KT YY_, m |3 &卜2 x 1. 38 x 285. 59 x 103x 0. 01467mm = 3. 071 X 202d 9120取标准值m = 3皿，算出小齿轮齿数z3七=丁 = 30.4，取整整3 = 30,z 4 = 30 x 4. 58 = 137.47.2.3几何尺寸计算 计算分度圆直径：d = Z m = 30 x 3mm = 90mm33d = Z m = 137 x 3mm = 411mm44计算中心距:a =d 3 4 = 90 + 411 mm = 250.5mm2计算齿轮宽度:b =4 d=1 x 90mm = 90mm3取 B = 90mm4=95mm。3八、轴的设计（输出轴（C轴）的设计）1、2、3、输出轴上的功率P = 1.97kW，转速n = 14.97r/min，转矩T = 1256.75N m。求作用在齿轮上的力日丑2 x 1256.75同FtF=亦m n=6115.57 n4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、初步确定轴的最小直径取轴的材料为45钢，调质处理，查表取A 0 = 110，则：I a昨卞d = A c = 110 x 3,mm = 55. 95mmmin0 3 n314.97c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T = KT，考虑到转矩变化比较小，故取K = 1.3，则：T = K T = 1.3x 1256.75N m = 1633.775N m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 20N m。半联轴器的孔径可以取55mm。故最小直径取55mm,半联轴器长度 L = 112nm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 110mm。15、轴的结构设计根据装配方案图可画出轴的简图如下图：=58mm=60mm半联轴器与轴配合的毂孔长度轴肩，故取BC段的直径dbcBCL 1 = 110mm，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段得长度应比乙 略短一些，现取L= 107mm。1AB因轴承只承受径向力作用，故选用深沟球轴承，根掀=60mm，选用深沟球轴承CD6212，其尺寸为：d x D xT = 60nmx110nmx22nm，故：d = d = 60mm，而L田=39mm。右端滚动轴承采用轴肩定位，故取L gh = 38 mm查得6212的轴肩定位高 度为5mm,因此取：d gh = 70mm。取安装齿轮处的轴径d ef = 65mm。齿轮左端与轴承之间采用套筒定位，该段直径 d de = 63mm，长度L de = 49mm。已知齿轮宽度为100mm，故取Le = 99mm。齿轮的 右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07H，故取h = 9mm，因此轴肩处的直径d fg = 83mm， 轴肩宽度Lfg = 10mm。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L = 39mm。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d即=65m查得平键尺寸:寸为16mm x 10mm x 92mm x 16mm，半联轴器与轴的配合为坐2T Sk 6旅V&，其中： kld p对所选的平键进行校核：b p2T kldtbp12 x 1256. 75 x 10005. 5 x 99 x 65k = 0.5h， l = L。=71.018MPabp22Tkldf2 x 1256.75 x 10008 x 107 x 55=53. 388MPa根据轴的材料为45钢，查得1100 - 120MPa，故所选平键合适。 pb x h x l x d = 18mm x 11mm x 64mm x 18mm，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马；同样，半联轴器与轴选用半圆头平键，尺 n6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F=3964NF =4143NNH 2F=1443NF= 1508NNV 1弯矩M = 366.67N mM = 133.49N m总弯矩M = JM H 2 + MV2 = 390.21N m扭矩T = 1256.75N m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（即危险截面） 的强度。取a = 0.6，轴的计算应力：Jm 12 + Gt )(3902102 + G. 6X1256750 )ca W0.1 x 653根据已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得L L60MPa-1全。九、轴承的校核1、轴承的受力径向力：七=扁12+Fnv i2 = 39642+14432 = 4218nF =Fnh2+Fnv 2 = J41432+15082 =4409N轴向力等于零。径向载荷系数和轴向载荷系数分别为X=1, Y = 0。取 / = 1.5。则：2、求轴承当量载荷查得在轴向力为零时查得/ =1.21.8，P = f(X F + Y F )=1.5xG x 4218 + 0)N = 6327 N1 p 1 r111P = f(X F + Y F )= 1.5xG x 4409 + 0)N = 6613.5 N3、验算轴承寿命p计算预期寿命:L h = 5 x 8 x 300h = 12000h选用大的当量载荷验算，查得C = 112kN，则:)r 106L =h以60 x 14.97(11200016613.5 )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。根据已经计算出的减速器输出功率选择WH8型滑块联轴器。Qirvin气日村mip1凶 i ：FChb.，LfMfiWOOD12罚3013$DdOQ7眄WH2515u w i4(i3iLia27wU56Ifi5owxa1.5WHJid70ilTlJS, 1-92Q.J2ID40SIBS2useSTH)23.2BMiSOIBSOlDll234的M.3135tl4460100fDaID防kaVKWOQ就ii26CItQgW3315D.U浦9KaawiW.4L45.50.5112制1WIM3B25D.43福19K50. SS w.eitiTO1121*12*IM1W：51.4S5S选择公称转矩。卜一、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。11. 1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全系数法：式中，一一整条钢丝绳的破断拉力，单位N；卷扬机工作级别规定的最小安全系数；钢丝绳的额定拉力，单位N。钢丝绳直径：式中，钢丝绳最大静拉力，N；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：该卷扬机工作级别为M7,查阅资料得：钢丝绳系数选择c = 0.123,则：选择d=8mm。钢丝绳最小拉断力：式中，n安全系数，查机械设计手册选n=7。查阅资料，本题目中钢丝绳选用钢芯钢丝绳，钢丝绳型号选择：6X19 (a)类6-19S-8。11. 2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：式中，R槽底半径；一一槽深； 槽的节距； 钢丝绳直径。已知，则：R=4.324.8，取 R=4.5mm； c=4.85.6mm，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、卷筒长度、卷筒壁厚。式中，一一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:，又，则：选择。本题采用单滑轮传动，则：式中，一一卷筒总长度；绳槽部分长度，；固定钢丝绳所需要的长度，一般取；两端的边缘长度，取；卷筒无绳槽部分长度，取100mm；最大起升高度，取5000mm；滑轮组倍率，取2；槽的节距；附加安全圈数，通常取n=1.53圈，这里取2。所以，选取。对于铸铁筒壁根据铸造工艺的要求，铸铁卷筒的壁厚不应小于12 mm，取。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HT200O本题中L=400 mm，D0 =230 mm，符合L 3D0的要求，所以只计算压应力：式中，一一钢丝绳单层卷绕时卷筒所受压应力；钢丝绳最大拉力；卷筒壁厚；应力减小系数，取A=0.8o许用压力，对于铸铁，一一铸铁抗压强度极限，查资料得，则。则：符合强度要求。11.2.5卷筒轴的计算已知绳的额定拉力F =3460N,卷筒直径D0 = 230mm，钢丝绳的直径d =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，可简化为作用式中： 扭转切应力，Mpa；轴所受的扭矩，N.mm；轴的抗扭截面系数，；轴的转速，r/min；P轴传递的功率，Kw；d计算截面处的直径，mm；许用扭转切应力，查阅资料得45号钢：;由于，则：符合要求2、按弯扭合成强度条件计算 取卷筒自重F=500N，由得:所以。所以做出弯矩图，扭矩图，如下图。式中，轴的计算应力，Mpa；轴所受的弯矩，N.mm；轴所受的扭矩，N.mm；轴的抗弯截面系数，；折合系数，取0.3；轴的许用弯曲应力。已知，查资料得:，所以：符合条件。3、按疲劳强度计算卷筒轴的疲劳强度，即式中，一一钢丝绳的当量拉力；当量拉力系数。为使计算简便，可假设Kd =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b =。二%，弯曲应力为： m n 2平均应力b和应力幅b为 mab =b =b =35.9Mpam n 2查资料得：Kb =1.88，P =0.92，b =0.78，中。=0.34，则安全系数为:S =1=2.1b KFT七+肇m b式中，Kb有效应力集中系数；p 表面状态系数；Fb绝对尺寸系数；9b等效系数。一般疲劳强度安全系数氏=1.51.8，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：F式中fmax 静强度计算最大拉力；中一一动载荷系数，查手册：取中=1.35。查资料得：材料的抗弯屈服极限则静强度计算安全系数：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ZG55II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，负载，假设轮压均布，则：，载荷率查起重机课程设计，当运行速度小于60 m/min,时工作类型为中级，车轮直径选为D=350mm。十三、制动器的选择按照制动器构造特征，可分为带式制动器、块式制动器、蹄式制动器和盘式制动器四种。与其他制动器相比，盘式制动器具有散热快、重量轻、制动迅速、调整方便的优点。特 别是高负载时耐高温性能好，制动效果稳定，受外界环境因素的影响更小，在严寒气候和极 限驾驶状态下开车，盘式制动器更容易在短时间内让车停下来。盘式制动器分为固定钳式和浮动钳式。固定钳式虽易于保证钳的刚度，容易实现从鼓式 到盘式的改型，能适应不同回路驱动系统的要求，但液压缸较多，使制动钳结构复杂；热负 荷大时，液压缸和跨越制动盘的油管或油道中的制动液容易受热汽化。相对于固定钳式，浮 动钳式成本低、制动效果更好。本题选择滑动钳盘式制动器。制动钳可以相对于制动盘做轴向滑动，其中只在制动盘的内侧 置有液压缸，外侧的制动块固装在钳体上。制动时活塞在液压作用下使活动制动块压靠到制 动盘。而反作用力则推动制动钳体连同固定制动块压向制动盘的另一侧，直到两制动块受力 均匀为止。十四、Pro/E三维建模及仿真14.1电动机模型14.2带传动模型大带轮小带轮皮带14.3减速器模型高速轴中间轴低速轴箱体箱盖装配体14.4联轴器模型轴体滑块14.5卷扬机模型卷筒挡板心轴14.6小车模型挡圈机座车身挡板车轮轴导轨装配体14.7制动器模型活基机架钳体制动盘制动承块装配体14.8运动仿真总装配1、定义带传动，添加伺服电机。3伺服电动机定义一名称1类型抡廓M动囹元1运动轴。几何*Z39ASM-nAXSUQI): Cotme ; t心隽二反向I确定|应用取消2、定义各部件运动时间回分析定义 名称一I AnalysisDefinition7|厂类型I位置首迭项电动机厂囹形显示一尹始时间”I长度和帧频 终止时间|10 - 械数最小间隔 m1锁定的囹兀初始皆盖暮当前O 快照：C39 (A5M-JIANSIQI): Snapshot 1 | 如礁 II 部 11瞬I3、仿真根据分析仿真出来的结果，其与题目所给要求大致符合。卜五、ANSYS有限元分析1、选择单元类型2、定义材料属性3、划分单元4、施加约束及荷载5、分析结果十六、结论通过本次课程设计，我获益匪浅。从电动机型号的选择、减速器设计到联轴 器的选择，再到卷扬机和小车的设计，每一步骤都经过了认真反复的演算，直至 最终我成功完成本次课程设计的工作。首先，我的学科综合运用的能力得到了锻 炼。机械设计过程是一个机械设计、机械原理、理论力学、材料力学、互换性、 数学等的综合运用过程。在设计过程中总会遇到许多内容，这就要求我在解决实 际问题的时候，要把实际问题抽象为理论要素。其次，分析问题的能力也的道理 提高，箱体的设计首先从整体的传动过程分析，到齿轮设计及轴的设计。要先从 总体上把握整个设计的内容，把这些内容分步骤进行，才能设计中顾全总体需要， 不至于相互之间尺寸不匹配。最后，我进一步熟悉了 Pro/E软件三维建模和运动 仿真的相关知识。同时，通过本次设计，我发现自己还有些许不足，必须在有限 的时间里，尽快弥补，为以后打好基础。十七、参考文献【1】唐曾宝，常建娥，机械设计课程设计（第三版），华中科技大学出版社，2010；【2】冯鉴，何俊，机械原理，西南交通大学出版社，2008；【3】蒲良贵，纪明刚，机械设计（第八版），高等教育出版社，2006；【4】西南交通大学材料力学课程教研组，材料力学（第四版），2009； 【5】钟日铭，Pro/ENGINEER Wildfire5.0基础入门与范例，2010；