4t承重氣動單軌吊設計

4t承重氣動單軌吊設計,4t承重氣動單軌吊設計,承重,氣動,單軌,設計 圖書分類號： 密 級： 說明書 4t氣動單軌吊設計 DESIGN OfF4T PNEUMATIC MONORAIL CRANE 學生姓名 學 號 班 級 指導教師 專業(yè)名稱 學院名稱 2018年 5月 26日 摘要 本文中所設計的單軌吊其主要動力來源為氣動，利用減速裝置對氣動馬達所提供的速度進行調節(jié)，以達到實際使用所需要的速度值，本文中主要完成以下工作：一、對課題的研究的背景、意義以及對單軌吊的國內外現(xiàn)狀進行闡述，其中包括對單軌吊進行分類概述，分別從不同方面進行敘述，其中包括：動力方式、減速器選擇等方面。二、對本文中所設計的單軌吊為氣動單軌吊，給出設計參數。從而利用設計參數對氣動單軌吊今天整體方案的設計，主要完成以下工作：牽引力計算、吊車功率、氣動馬達的選擇、以及最為重要的減速方案的確定。其中在減速方案中對單機減速器進行計算與設計，其中確定各軸以及齒輪的轉速、功率、扭矩等相關參數。三、就是對本文的4t氣動單調軌的制動系統(tǒng)進行設計，首先對制動原理進行闡述，表明氣動單軌吊制動系統(tǒng)的工作原理，提出本文中所需要的制動要求。從而給出制動系統(tǒng)的整體設計以及相關結構與材料的選擇，緊接著對制動力進行計算，以及對主要的零部件進行設計與選擇。四、對氣動系統(tǒng)中的控制子系統(tǒng)進行設計，其中包括氣動工作的原理闡述，對氣動傳動的設計要求進行敘述，并且根據本文中氣動氣動單軌吊所工作的環(huán)境與工作要求進行對氣功工作的回路進行設計。五、在這里，我們主要對氣動單軌吊的安裝進行說明，因為氣動單軌吊的使用空間較為狹小，因此對其安裝工藝以及設備使用要求都會相對嚴格，因此在這里要嚴格按照工藝流程進行安裝，保證設備的使用壽命以及防止安全事故的發(fā)生。 關鍵詞 氣動；減速；工作原理 Abstract The main power source of the single crane rail in this paper is the aerodynamic force. The speed of the pneumatic motor is adjusted by the speed reduction device to achieve the required speed value. The following work is completed in this paper: first, the background and significance of the research on the subject, and the status of the single crane rail at home and abroad are explained. It includes the summary of the single crane track, including the power mode and the choice of reducer. Two, the design parameters are given for the single hanging rail designed in this paper. The design parameters are used to design the overall plan of the pneumatic single crane rail today. The main tasks are as follows: the calculation of the traction force, the power of the crane, the selection of the pneumatic motor, and the determination of the most important deceleration scheme. Among them, the single speed reducer is calculated and designed in the deceleration scheme, and the relevant parameters such as speed, power and torque of each shaft and gear are determined. Three, it is the design of the 4T pneumatic monotone rail brake system, first of all, the principle of braking is expounded, and the working principle of the pneumatic single rail brake system is shown, and the requirements in this paper are put forward. The overall design of the brake system and the selection of the related structure and materials are given, and the braking force is calculated, and the main parts are designed and selected. Four. Design the control subsystem in the pneumatic system, including the principle of pneumatic work, the design requirements of the pneumatic drive, and the design of the qigong work circuit according to the environment and work requirements of the pneumatic and pneumatic single crane rail. Five, here, we mainly explain the installation of pneumatic single crane rail, because the use of pneumatic single rail is relatively small, so the installation process and equipment requirements will be relatively strict, so here I should strictly follow the process of installation, ensure the service life of the equipment and prevent the safety of the equipment. The accident happened. Keywords Pneumatic Deceleration Working Principle 目 錄 摘要 II Abstract III 1 緒論 1 1.1 課題研究背景 1 1.2 課題研究意義 1 1.3 單軌吊發(fā)展概述 2 1.3.1 單軌吊國外發(fā)展概況 2 1.3.2 單軌吊國內發(fā)展概況 3 1.3.3 氣動單軌吊特點 3 1.3.4 氣動單軌吊結構與工作原理 3 1.4課題研究的主要內容 4 2 總體方案設計 5 2.1 氣動單軌吊設計參數 5 2.2 氣動單軌吊參數計算 5 2.2.1 氣動單軌吊牽引力計算 5 2.2.2 氣動單軌吊車的功率計算 6 2.2.3 氣動單軌吊車的氣動馬達 6 2.3 氣動單軌吊減速方案設計 7 2.3.1 氣動單軌吊傳動裝置 7 2.3.2 氣動單軌吊傳動裝置的傳動比 8 2.3.2 氣動單軌吊減速方案設計 8 2.4 本章小結 9 3 單極減速器相關設計 10 3.1 計算傳動裝置參數 10 3.2 一級齒輪傳動的設計計算 10 3.3二級齒輪傳動的設計計算 14 3.4三級齒輪傳動的設計計算 17 3.5傳動軸與滾動軸承的設計 18 3.5.1輸入軸的強度校核 18 3.5.2傳動軸的結構設計 23 3.6本章小結 24 4 氣動單軌吊制動系統(tǒng) 26 4.1制動原理 26 4.2制動系統(tǒng)總體設計 26 4.2.1制動結構設計 26 4.2.2制動系統(tǒng)的材料選擇 28 4.2.3氣缸的計算與選型 29 4.3本章小結 29 5 氣動控制系統(tǒng)設計 30 5.1氣動概述 30 5.1.1氣動系統(tǒng)的組成部分 30 5.2控制回路設計 31 5.3本章小結 31 6 結論 33 參考文獻 34 致謝 35 46 1 緒論 1.1 課題研究背景 在我們國家，每時每刻都在進行煤炭的開采工作，我們生活中所使用的電力能源，有將近八成時來源于火力發(fā)電，而火力發(fā)電的主要燃料就是煤炭，這也就是說，煤炭在當今社會中的地位十分重要，作為世界上的煤炭儲量大國，我國的煤炭儲量也是處于世界前列，但是相對于我國的煤炭開采技術來講。我國的煤炭開采工作的效率與發(fā)達國家相比之下較低，為了能夠提高煤炭開采的工作效率，也就需要對我們在煤炭開采中所使用的設備以及工藝進行優(yōu)化設計，因此在這里也就產生了本文中所涉及的氣動單軌吊，氣動單軌吊主要時應用于煤炭以及煤炭工作人員的輸送工作，在我國的煤礦當中，煤炭開采工作的機械化程度與發(fā)達國家的水平相比，我們始終處于相對比較落的地位。因此在煤炭的開采量上也不能與發(fā)達國家相比較，在一些偏遠的山區(qū)的小煤礦中，還在使用著軌道小車用于煤炭的運輸，其中對人力的投入較大，也就增加了煤炭工人的人身危險，不僅在人身安全方面存在隱患，而且在工作效率方面也比較低，相對于氣動單軌吊的工作效率來講，軌道小車的工作效率是非常第的。在地下有限的工作空間內，軌道小車所占用的空間遠遠大于氣動單吊的空間，因此也就會造成工程量的增大，因此綜合以上方面的闡述，也就產生的本論文中所涉及課題的研究背景，在保證煤炭工人的人身安全為前提下，提高煤炭開采工作的機械化程度以及提高煤炭產量。 氣動單軌吊不僅能在煤炭行業(yè)使用，在相應的其他采礦作業(yè)中也可以發(fā)揮相當大的作用，在當今社會與經濟飛速發(fā)展的時代。我們對能源以及其他材料的需求日益增大，這也就要求我們對新的設備、新的工藝、新的技術手段進行更新，這樣才能在保證人身安全的前提下完成對礦石的開采工作，也就對本文中所設計的單軌吊的設計要求為：高效率、低能耗、較高的可靠性等，同時能夠使得我國在采礦水平再提升一個臺階。這也是本課題研究的背景。 1.2 課題研究意義 在煤炭開采中，采用單軌吊的輸送方式能夠使得我國煤炭開采技術的提高，機械化程度上升，減少人工成本，降低人身傷亡事故的發(fā)生，使得煤炭的生產成本降低，使得煤炭相關行業(yè)的利潤提高，更能造福人民。在一些關于煤炭開采的相關調查中，我國煤炭企業(yè)的人均年產量也相當于印度尼西亞的五分之一，與美國相比，他們的人均年產量都在萬噸以上，我們才達到約他們的二十分之一，可見我國在煤炭開采工作的效率在世界上是十分低的，不僅無法與發(fā)達國家的開采工作效率相比較，甚至與發(fā)展中國家的煤炭開采效率都無法相提并論。究其原因，主要是以下幾個方面的原因：一、我國建國時間與發(fā)達國家相比較而言，時間較短，在煤炭開采工藝以及生產技術上都是遠遠落后于其他國家的；二、煤炭開采中的機械化程度，煤炭開采中的機械化程度的高低直接影響著煤炭開采的工作效率，在當今科技飛速發(fā)展的今天，利用機械化進行工作的效率遠遠高于人工的效率。因此在機械化程度上，我們也是遠遠落后于發(fā)達國家。綜合上述兩點的闡述，對于第一點的原因，我們通過對發(fā)達國家的技術學習以及我們自身經驗與時間的積累時可以趕上的 ，但是在機械化程度上，發(fā)達國家對于我們的技術封鎖，我們也就無從下手去學習，這也就使得我們要自力更生，要依靠自身的力量去設計與優(yōu)化相關煤炭開采所用的機械設備，而本文中所設計的4t承重單軌吊，就是一個比較好的代表。單軌吊作為在礦井用于運輸的機械設備，它本身就具有相當高的技術含量，它融合了機械結構、氣動控制與原理、減速系統(tǒng)設計、制動系統(tǒng)設計等多方面的知識，很大程度上體現(xiàn)了一個國家在煤炭開采過程中，機械設備的機械化程度的高低。 在這里，我們對單軌吊的動力來源也有了明確的選擇，我們沒有選用燃燒化石燃料的燃氣機，也沒有采用電力作為能量來源，而是利用氣動的方式進行運動，這樣就有了以下的優(yōu)點：一、不采用化石燃料的燃氣機作為動力來源，是由于其動力來源于化石燃料的燃燒。這樣就會消耗礦井內的空氣，排出廢氣。在深度達到數百米的地下礦井中，新鮮的空氣對于礦工來說是十分重要的，因此，我們要盡可能地減少空氣消耗；二、不采用電動機的原因主要考慮為安全因素。在煤炭的礦井通道內瓦斯?jié)舛热绻_到一定數值時，一個電火花的產生就會造成爆炸，這樣也就會造成重大人員傷亡的事故發(fā)生，而電動機的主要動力來源為電力來源，因此如果線路發(fā)生故障時，也就會造成短路，從而可能會造成電火花的出現(xiàn)。因此，不能使用電動機為單軌吊的動力來源。綜上所述，我們采用氣動的方式，氣動的工作回路，主要依靠氣泵，我們可以通過管道進行連接。這樣也就會避免消耗礦井內部的空氣。 1.3 單軌吊發(fā)展概述 1.3.1 單軌吊國外發(fā)展概況 在上世紀中期時，隨著人民生活的水平提高，對于煤炭的需求量也隨著增大，這樣也就使得一些主要的煤炭輸出國在單軌吊的研究上加大科研人力與物力的投入。在德國，老牌工業(yè)巨頭，西門子就開始了對單軌吊的的設計優(yōu)化與創(chuàng)新，由于單軌吊在當時的使用方面較為狹窄，而其所需控制零件與部件較為繁瑣，也就造成其制造成本較高，使用成本飛速上漲，在這樣的環(huán)境下，也就使得西門子工業(yè)對單軌吊的設計優(yōu)化處于一個迫在眉睫的處境，使得它在單軌吊的改進技術方面處于世界的領先地位。在我國的北方，與我們相鄰的國家-俄羅斯也是世界上的煤炭儲量大國，在俄羅斯的遠東地區(qū)，其地下就有相當大的煤炭資源，由于前蘇聯(lián)以及俄羅斯的工業(yè)體系發(fā)展的優(yōu)勢，在單軌吊的研究上，能夠與德國的水平作為比較。在俄羅斯的鄰居烏克蘭，因為其在工業(yè)領域的水平，在氣動單軌吊的研究中，也處于世界先進的的行列中，在歐洲的煤炭開采國家中，氣動單軌吊作為一種工作效率較高的運輸設備已經被廣泛地應用于煤礦開采過程中，它能夠提高煤炭的開采效率，降低企業(yè)的生產成本，使得歐洲的老齡化國家都能夠節(jié)約人力成本，在現(xiàn)如今的中國，我們也會遇到他們在發(fā)展中所遇到的問題，所以我們要將氣動單軌吊應用于我國煤炭的開采工作中，使得我們在煤炭開采的機械化程度趕上發(fā)達國家的水平。 1.3.2 單軌吊國內發(fā)展概況 與國外的發(fā)展相比，國內發(fā)展起步較晚，在技術與工藝水平上無法與發(fā)達國家相比較。在建國初期，由于法制不夠健全，各種小型煤礦層出不窮，在一些小煤礦中，由于都是私人進行開采，所以在資金方面不夠，使得煤礦開采技術與設備都是相當低的水平。也就造成了較多人身事故的發(fā)生 ，在煤炭開采的初期，甚至出現(xiàn)人力運輸煤炭，嚴重降低了煤炭開采的工作效率。在單軌吊使用方面，我國也處于起步較晚的行列中，氣動單軌吊的使用歷史在國外已經有很多年的時間，而在國內我們知道這個氣動單軌吊的存在也短短幾十年。在我國的產煤大省-山西，許多人都因為煤炭開采設備的簡陋，使得承受著時刻會發(fā)生人身安全事故的風險。在十幾年前，山西省的各個煤礦中，都陸陸續(xù)續(xù)使用氣動單軌吊作為運輸工具，在實際應用中，有了較好的使用效果，在煤炭開采過程中，它不僅能夠運送煤炭，而且還能夠輸送人員，很大程度上提高了工作效率，而且還能夠保障礦工的人身安全。在現(xiàn)在的煤炭開采中，我們應該大力推廣氣動單軌吊的使用，在氣動單軌吊的研究方面，我們也要加大科研投入，爭取早日趕上國外的發(fā)展水平。 1.3.3 氣動單軌吊特點 相比其它運輸方式，氣動單軌吊有以下特點： 1 氣動單軌吊具有較強的適用性，具有相當好的爬坡能力； 2 氣動單軌的能量消耗低，不需要太多的動力能源，僅依靠氣動就可以完成工作； 3 氣動單軌吊具有轉彎功能，它的走向，主要依靠軌道的鋪設方向； 4 氣動單軌吊的使用要求較低，對于一般的礦工都能夠進行操作； 5 氣動單軌吊的工作能力出色，承載量較大； 6 氣動單軌吊機構緊湊，布局合理； 7 氣動單軌吊重量較輕，移動方便，能夠跟隨工作面一同推進； 8 氣動單軌吊具有失效制動功能，能夠保證在失效的情況下，實現(xiàn)緊急制動。 1.3.4 氣動單軌吊結構與工作原理 1、氣動單軌吊結構 氣動單軌吊的主要結構一般由軌道、伸縮梁、拖線小車、風動葫蘆、拉桿、主牽引裝置、減速系統(tǒng)、制動系統(tǒng)、氣動控制系統(tǒng)等組成（如圖1.1）。 圖1-1整體安裝圖 2、氣動單軌吊的工作原理 氣動單軌吊的軌道使用專用吊掛裝置，使得其吊掛于巷道頂板之上，軌道之間利用銷軸進行連接，用于動力輸入的公汽氣管固定在軌道之上來回移動的滑車之上能夠跟隨氣動單軌吊的主機一起進行來回的移動，而單軌吊的主機由氣動馬達驅動貼合于軌道腹板的摩擦輪，從而拖動負載沿著軌道進行來回的移動，當單軌吊整機采用失效制動的時候，使用安全可靠。 1.4課題研究的主要內容 在本文中，為了能夠使得單軌吊實現(xiàn)工作效率的提高以及具有相當高的適用性，實現(xiàn)煤炭開采的工作效率提升，本文主要研究以下內容： 1、 對單軌吊的國內外發(fā)展進行調研，闡述國內外單軌吊的發(fā)展現(xiàn)狀； 2、 根據設計參數設計氣動單軌吊的整機設計方案，并且對相關零件進行設計與選型； 3、 對氣動單軌吊的減速系統(tǒng)進行設計，其中包括單極減速器的設計以及二級減速器的設計等； 4、 針對氣動單軌吊的制動要求與特點進行設計其制動系統(tǒng)，保證其制動能夠滿足使用要求； 5、 對氣動單軌吊的氣動控制系統(tǒng)進行研究，從而設計出滿足使用要的氣動控制回路； 6、 制定氣動單軌吊的安裝工藝標準，保證在安裝使用過程的人員安全。 2 總體方案設計 氣動單軌吊的整體系統(tǒng)應該完成所規(guī)定的動作，其中，沿著軌道的移動、在某一位置的制動、用于起吊物體的動作、以及氣動控制回路等相關動作。因此，如果想要完成以上這些動作，也就要有相應的的裝置進行實現(xiàn)。其中沿著軌道運動的動力來源為氣動馬達，首先，氣動馬達通過氣泵的壓縮氣體進行蓄力，然后通過減速裝置將速度達到一定工作要求時傳輸出來；制動也就是通常稱為的剎車動作，主要是利用制動閘片與軌道之間的摩擦力進行實現(xiàn)的，其摩擦機理為滑動摩擦。在用于起吊動作的部件選擇時，我們采用吊鉤和掛件的方式，在材料選擇時，一定要充分考慮其強度以及剛度的使用要求。 2.1 氣動單軌吊設計參數 在設計氣動單軌吊的過程中，我們要從以下幾個方面進行考慮：1、氣動單軌吊的運行速度，這里我們主要設計考慮為其最大運行速度；2、氣動單軌吊所能實現(xiàn)的運輸距離，因氣動單軌吊的運動軌跡主要依靠軌道的走向，因此在這里我們取其最大的運輸距離，不過這個距離可以根據軌道的長度進行選擇與改善。3、因為單軌吊工作的空間狹小，一般在地下的巷道之中，而地下的巷道一般會有相應的坡度，這樣也就導致軌道的鋪設會存在相應的傾角，因此我們所設計的氣動單軌吊要滿足其軌道的傾角。4、氣動單軌吊的承載重量，這個很重要，我們在設計氣動單軌吊時，一定要采用留有安全裕度的方式，使得其實際承載量不超過理論承載的重量，防止安全事故的發(fā)生。在這里，我們所設計的氣動單軌吊的設計參數如表2-1所示， 表2-1 氣動單軌吊設計參數 名稱 最大運行速度 最大運輸距離 軌道最大傾角 最大載重 數值 0.5m/s 100m 15度 4t 2.2 氣動單軌吊參數計算 2.2.1 氣動單軌吊牽引力計算 根據相關的力學知識，我們可知，單軌吊車處于工作時，其牽引力F（在這里取單位牛頓，簡稱N）和單軌吊車所受到的阻力以及產生的慣性力為一對平衡力，其關系式如下所示： F=W0+Wi+Wa2 (2-1) 其中上式中所表達的含義為：F為氣動單軌吊的牽引力，單位為N；W0為氣動單軌吊所受到的阻力，單位為N；Wi為氣動單軌吊受到坡道給予的阻力，單位為N；Wa為氣動單軌吊在運動中所產生的慣性力，單位為N。 根據公式2.1我們可知，如果想得到氣動單軌吊的牽引力，我們就要先求得W0、Wi以及Wa。因此接下來我們就要對這幾個作用力進行求解： W0=M+Qgω （2-2） 在這里，公式2.2中的參數具體為:M指的是氣動單軌吊的整機重量，在這里我們取其估值，大約為800kg；Q為氣動單軌吊所能承載的重量，這里取4t=4000kg；g也就是指的是重力加速度，為固定值9.8M/S2；ω為氣動單軌吊運動時所取的阻力系數，這里我們取ω=0.03（注：氣動單軌吊的阻力系數一般與軌道的走向有關，如果時水平直道時，一般取水平直道，若是在水平彎道運動時，一般取值范圍為水平直道）。 Wi=±M+Qgi （2-3） 由公式2.3我們以求得Wi的具體數值，在式中的i是指的氣動單軌吊車在巷道中運行時的坡度。i=tanα,其中α代表了氣動單軌吊所在巷道的最大傾角。上式中的+號代表是氣動單軌吊的運行方向為上坡方向；-號代表氣動單軌吊處于下坡方向。 Wa=（M+Q）a （2-4） 在上式中，a為氣動單軌吊在運動中的加速度，在這里我們取值0.05 M/S2。 根據公式2.2、公式2.3以及公式2.4我們可以算出氣動單軌吊車的牽引力，其具體計算過程如下所示：F=（M+Q）（ωg+ig+a）代入數值可得，（在這里我們求其最大牽引力）Fmax=800+4000×0.03×9.8+9.8×tan150+0.05=14256N 由上式我們可以得出氣動單軌吊的最大牽引力為14256N，這樣我們就可以根據其牽引力進行計算其他參數，如氣動單軌吊的功率、氣動馬達的選型等。 2.2.2 氣動單軌吊車的功率計算 經過上式計算可得氣動單軌吊所需要的最大牽引力，在這里，我們就要根據牽引力以及氣動單軌吊的運動速度計算氣動單軌吊的最大功率。在這里，我們采用計算最大功率的方式，根據以及所學的物理知識可知： Pmax=FmaxVmax （2-5） 其中，F(xiàn)max為氣動單軌吊的最大牽引力，為14256N；Vmax為氣動單軌吊的運行速度，為0.5m/s。將數值代入可得： Pmax=FmaxVmax=14256×05=7128W 這樣我們也就得到了氣動單軌吊的最大輸出功率為7128W，在接下來的氣動馬達選型時，就會作為數據參照進行使用。 2.2.3 氣動單軌吊車的氣動馬達 根據公式2.5中，我們計算得到了氣動單軌吊的最大功率，在這里，對于氣動馬達的輸出功率的選擇就要滿足條件為P≥7.13KW，因為成對的氣動馬達的連接方式為串聯(lián)方式，因此我們要進行計算，采用以下公式進行計算就能夠得到實際中馬達所需功率參數; Pq=Pmax2η總 （2-6） 公式2.6中，η總為氣動馬達的總效率值，在這里η總取值為0.88。將數值帶入上式中，可得Pq=14.982×0.8=8.51KW計算可得，其所需功率值應為8.51KW，因此查詢手冊標準可知SPX/GLOBE的齒輪式氣動馬達GM920就可以滿足我們的使用要求，其具體參數如表2-2所示， 表2-2齒輪式氣動馬達GM920參數 名稱 正常工作壓力值 額定功率 額定轉速 數值 0.8MPa 9.2KW 3000r/min 以上我們就是對我們所設計的氣動單軌吊的牽引力、最大功率以及對氣動單軌吊的氣動馬達就行選型，完成這些工作后，我們接下來就要對單軌吊的減速方案進行設計。 2.3 氣動單軌吊減速方案設計 氣動單軌吊的減速方案設計主要包括以下幾點：1、傳動裝置的組成部分；2傳動裝置的特點；3、根據傳動方式的特點確定本文中的傳動方案。 2.3.1 氣動單軌吊傳動裝置 在機械傳動中，主要存在于以下幾種減速方式：1、機械設備減速，主要利用各種減速器進行傳遞運動，其特點為傳動效率較高，但是對安裝要求較高；2、皮帶輪減速，這是利用平帶或者三角帶之間的摩擦力來實現(xiàn)的，特點為傳動效率較低，但是使用成本以及安裝維護較為方便；3、液力耦合器，這種變速方式屬于無極變速，現(xiàn)在主要的的風力發(fā)電站以及小型汽車上應用較為普遍，其特點為變速效率高，方便靈活，但是使用成本較高，維修不方便。 在這里，我們采用的減速方案為如圖2-1所示， 圖2-1 傳動裝置總體設計圖 組成部分主要有：氣動馬達、減速器、工作機的裝置。這種傳動裝置的特點為：齒輪與軸承之間呈現(xiàn)的分布情況時不對稱的，因此也就會產生在軸向方向的載荷分布不均勻，因此對傳動軸的剛度有較大要求，齒輪相連接的傳動軸在軸向力的作用下也會出現(xiàn)軸向位移，因此為了防止這種情況的發(fā)生，我們要利用右手螺旋法則進行去除軸向力所帶來的影響。 氣動馬達的滿載轉速為n=3000 r/min，功率為9.2KW，則驅動輪的轉速為n驅=300014.9=201.34r/min。又因為氣動單軌吊車的最大速度為0.5m/s，由公式代入可得其驅輪的直徑約為0.32m。 2.3.2 氣動單軌吊傳動裝置的傳動比 根據本文的設計要求以及設計參數進行計算和取值后，確定以下參數： 因為摩擦輪的直徑約為320mm，因此由計算公式2-6可知 i總=πnqd6000v （2-6） 把所有的參數以及數值代入公式可得：i總=94.24 2.3.2 氣動單軌吊減速方案設計 在這里，根據以上數據計算以及傳動特點，我們采用的減速方案為三級減速的方式，首先根據氣動馬達輸出動力，此時氣動馬達的輸出轉速較高，因此利用減速器來降低轉速，此時為一級減速如圖2-2所示， 圖2-2一級減速器傳動方案 當速度降低后 ，此時的扭矩就會變大，也就能夠給主鉤通過足夠的扭矩，此時就會出現(xiàn)二級減速器傳動方案，如圖2-3所示， 圖2-3 二級減速器出動方案 綜合以上敘述可知總體減速方案，如圖2-4所示， 圖2-4 總體減速方案 減速方案確定后，我們要對傳動比進行分配，在這里，我們一級減速的傳動比取值為i1=5.2，然后根據公式i2=i總i1，代入數值計算可得i2=18.1。 2.4 本章小結 在本章中，我們主要完成了以下工作內容：一、對氣動單軌吊的總體方案設計，其中確定方案設計細節(jié)；二、完成了對氣動單軌吊設計參數計算，其中包括：牽引力計算、單軌吊功率、氣動馬達選型等；三、我們完成了對氣動單軌吊的減速方案設計，其中闡述主要機械傳動中的減速方式以及特點，根據使用要求確定本文中的減速方案，并且計算相應的總傳動比以及分配相應各級減速器上的傳動比。 3 單極減速器相關設計 3.1 計算傳動裝置參數 本節(jié)中我們要對單極減速器中傳動裝置的運動參數進行計算，主要包括：1、各傳動軸的轉速、功率以及扭矩等。 1 各傳動軸的轉速參數 Ⅰ軸因為與氣動馬達相連，因此其轉速就是氣動馬達的輸出軸的轉速，因此n1=nq=3000r/min，因此傳動軸Ⅱ經過減速后的轉速就應該利用公式以及傳動比進行計算可得，n2=n1i1=30005.2=576.9r/min。 2 各傳動軸的功率計算 在這里，我們也是主要計算Ⅰ軸和Ⅱ軸的功率，其中，Ⅰ軸與氣動馬達相連接，在這里假設沒有其他損耗情況的發(fā)生，那么Ⅰ軸的功率就是氣動馬達的輸出功率，即為P1=Pq=8.51kw,但是Ⅱ軸就與Ⅰ軸的功率不通過，其經過減速裝置減速后，就要一定的功率增加，因此在這里，我們經過代入公式可得Ⅱ軸的輸出功率，為P2=2×P1×η1=2×8.51×0.97=16.51KW，其中η1指的是傳動裝置中嚙合齒輪的傳動效率，在這里我們的取值為0.97。 3 各軸的扭矩計算 這里我們采用的扭矩公式為：T=9550Pn （3-1） 其中，P為各軸的功率，單位為W；n為各軸的轉速，單位為r/min；代入相應的數值進行計算可得：Ⅰ軸的扭矩為T1=9550×85103000=27090N?M，Ⅱ軸的扭矩為T2=9550×165103000=273306N?M。 3.2 一級齒輪傳動的設計計算 在本節(jié)中，我們應該對一級齒輪傳動中的齒輪的材料、熱處理方式以及精度進行確定，其中，我們在這里采用的齒輪為斜齒圓柱齒輪，因此對于兩個傳動齒輪的設計如下： 齒輪1我們采用的材料為S34CrNiMo，熱處理工藝為調質處理，其材料的品質為MX，硬度值為248HBS；齒輪2所采用的材料為ZG35CrMo，熱處理的方式也采用調質處理，其材料的品質為ME，硬度值在179-241HBS的區(qū)間內，因為齒輪2相對齒輪1所需要的硬度值較小些，因此我們可以采用硬度值相對較低的材料進行加工。其中，螺旋角度值我們統(tǒng)一選擇β=24o，齒輪1的齒數z=17，齒輪2的齒數z=58，根據國家標準GB/T10095－1998的規(guī)定，我們的精度等級為7級，并且防止斷齒現(xiàn)象的發(fā)生，我們對齒根進行噴丸強化處理，以增強其強度。 1 齒輪傳動的主要尺寸 一、 依照齒面接觸強度進行設計計算 根據公式3.2可以計算得出， d1t≥32KtK1Φ1εα×u±1u×(ZHZEσH)2 (3-2) 其中，對公式3.2 中的相對應的參數進行確定，其中在這里，我們Kt=1.6，經過查詢機械設計手冊可知區(qū)域系數ZH=2.32，εα1=0.68，εα2=0.78.因此εα=0.68+0.78=1.46。再經過查詢機械手冊，可以計算出應力值環(huán)數，如下式： 60×1440×1×(3×365×8）=7.5686×10h 2.2218×10h (為齒數比,即)； 查詢機械手冊可知，KHN1=1.11 KHN2=1.07； 接下來，我們對齒輪的疲勞極限進行取值，然后利用它們的疲勞極限進行計算其相應的許用應力值，經過查詢相關的國家標準以及機械手冊可知，根據齒面硬度對應表格可知，齒輪1的接觸疲勞強度極限σHlim1的取值為820MPa;齒輪2的接觸疲勞強度極限σHlim2的取值為640MPa。在氣動單軌吊工作時，也會存在失效的情況，我們取失效的的發(fā)生概率為1%，安全系數S取1，則利用公式3-3代入得： σH=KHNσHlimS （3-3） 可得： 繼續(xù)計算可得齒輪的許用應力為： σH=(σH1+σH2)/2=(910.2+684.8)/2=797.4MPa。 根據材料的彈性系數對應表格，我們可以查詢得出齒輪所采用材料的彈性影響系數ZE為188.9MPa，Φd的取值為0.55。 確定以上所需數值后，我們就將所有的數值代入公式后就可以得到 =95.5×10×=4.874Nmm 二、 齒輪的尺寸設計計算 第一步：輪1的分度圓直徑d1t 將相應的數值代入公式3.2可得， = 第二步：確定與計算齒輪的圓周速度V 第三步：利用相關數據計算齒輪的齒寬數b以及模數mn b== 根據螺旋角度=24，以及分度圓直徑d1t還有齒數Z1就可以計算出齒輪的模數mn，計算過程如下式所示： mn=d1tcosβZ1=40.5×cos24o17=2.18mm 第四步：結合相關數據計算齒輪1的齒寬高比b/h的數值。 首先我們利用模數計算可知齒高的結果h=2.25×mn=2.25×2.18=49mm 在上式中，我們已經計算可知齒寬的系數b，因此齒寬高比值為： b/h=22.28/4.9=4.55 第五步：求出齒輪的縱向重合度。 εβ=0.318φdZ1tanβ=1.324 第六步：求解齒輪的載荷系數K 查詢機械設計手冊可知，載荷系數K與使用系數KA、動載系數KV、KHα以及KHβ都有關系，因此在這里如果想求解載荷系數K，那么就要先把相應的系數計算求解出來，然后利用公式3.4就可以計算得出； K=KA?KV?KHα?KHβ (3-4) 因此，從上式中可知，我們的使用系數KA=1，由于V=3.2325m/s，齒輪的的制造精度為7級，我們可以通過查詢機械設計手冊可知，動力系數KV的計算公式為： KV=1+(K1KAFtb+K2)Z1V100u21+u2 （3-5） 將所有相應數值代入公式3.5可得 ，KV=1.18。 KHβ=1.17+0.181+6.7bd12+0.47×10-3×b （3-6） 代入可得，KHβ=1.727 講過查詢相關機械手冊，可知KFβ=1.15；KFα=1.1 求得相關數據后，將所有數據都代入公式3.4，就可以計算得出載荷系數，K=2.23 第七步：根據求得的實際載荷系數對分度圓的直徑進行校正，以獲得我們設計所需的尺寸。 d1=d1t3KKt （3-7） 經過計算可得，校正后的分度圓直徑為47.3mm 第八步：計算校正后的mn mn=d1cosβZ1 （3-8） 代入數據計算可知，校正后的模數為2.54mm 三 對齒輪的齒根彎曲強度進行設計計算 首先，查詢機械設計手冊可知，齒輪的齒根彎曲強度計算公式為： mn≥32KT1Yβcosβ2ΦdZ12εαYFσYFσσF (3-9) 由公式3.9，我們可知，mn必須要大于某個值，也就是我們要確定其最小值，只能能夠保證這個數值比最小值大，也就能夠滿足我們的設計要求。 第一步，我們要查詢或者計算公式3.9中各個系數的具體大小數值。 在上文中，我們已經將齒輪1的具體扭矩值計算出來了 ，因此T1的數值為48.74，齒數Z也是已知數值，分別為Z1為17，Z2為58。這些齒數為理論設計齒數。 利用上述齒數進行設計計算當量齒數，利用公式3.10可知： zv1=Z1cosβ3 （3-10） 其中螺旋角為24o，代入計算可得，當量齒數分布為Zv1=17.52，Zv2=59.77。 確定齒輪的齒寬系數φd 經過查詢機械設計手冊，根據其齒輪的放置方式，我們在這里選擇懸臂方式，因此可知φd為0.55。 螺旋角度，我們在這里的螺旋角度取值為24o 齒輪的載荷系數K，在上文中，我們已經對齒輪的載荷系數進行計算，在這里，我們直接采用計算所得的載荷系數K=1.514 對齒輪的齒形系數和應力校正系數進行查詢，我們經過查詢機械設計手冊可知，齒形系數分別為2.97和2.2.應力校正系數為1.52和1.73。 求解齒輪的齒根彎曲疲勞強度極限，經過查詢可知齒輪1的強度極限為650MPa,齒輪2的強度極限為530MPa。 查詢齒輪的彎曲疲勞壽命系數：KFN1為0.95，KFN2為0.98。其彎曲疲勞的安全系數S在這里我們取值為1.4。 σF=KFNσFFS (3-11) 根據上式代入數據計算可知 ，σF1的取值為441.1MPa，σF2的取值為371MPa。 第二步，對上述數值所設計的尺寸進行計算， 1、 求解齒輪模數 將相應數據代入公式3.9后，我們計算得出其模數為： mn≥1.69mm 根據相關的設計手冊要求，我們對于齒輪設計中所涉及的齒面接觸疲勞強度的法面模數mn要保證其始終大于齒根彎曲疲勞強度的法面模數，根據GB/T1357-1987的相關固定，我們對求得的結果進行取整處理后，去模數mn為2.5mm。但是，在我們的實際計算中，為了同時滿足兩者的疲勞強度的要求，我們還是應當使用接觸疲勞強度所求解出的分度圓直徑d1=47.3mm進行求解相應的齒數，故應有接下來的計算結果為：Z1=17.3取整后為17，Z2=58。 求解齒輪的幾何尺寸 首先計算中心距，公式如下： a=Z1+Z2mn2α （3-12） 代入計算得，中心距為102.62mm，經過取整處理后，我們取數值為103mm。 按照取整后的齒輪中心距數值對螺旋角校正。公式如下： β=cos-1Z1+Z2mn2α （3-13） 將數值代入公式3.13中，我們求得結果為23o5915011 這個數值與我們初定的螺旋角24o相差甚小，因此與其相關的數據我們就不用一一校正了，如：εα、Kβ以及Zh等數值。 已知上述數值后，我們就可以求解齒輪的分度圓直徑d以及齒輪的齒寬B； d=Z1mncosβ （3-14） B=Φd1 （3-15） 將數值代入公式可以求得，齒輪1的分度圓直徑d1為46.7mm，齒輪2的分度圓直徑d2為159.3mm。齒輪1的齒寬B1為35mm，齒輪2的齒寬B2為25mm。 3.3二級齒輪傳動的設計計算 經過對一級齒輪的計算，我們就要對二級齒輪進行設計與計算。二級齒輪傳動中也是兩個齒輪嚙合作用，其中還是從齒輪的材料選擇、齒輪的熱處理工藝、齒輪品質登記以及齒面硬度等方面進行選擇。首先，經過查詢相關的國家標準以及機械設計手冊，我們在這里選擇小齒輪的材料為S34CrNi3Mo鋼，熱處理方式采用調質處理，齒輪的品質等級為ML，齒輪的齒面硬度為248HBS，齒數Z1為32；大齒輪的制造材料為ZG310~570，熱處理方式為正火處理，齒輪的品質等級為MQ，大齒輪的齒面硬度在163~197HBS的范圍內選取，齒輪的齒數Z2為52。其中為了保證齒輪嚙合的精度要求，我們根據國家標準GB/T10095－1998的相關規(guī)定，在這里我們的齒輪精度等級為7級，而且還要對齒輪的齒根進行噴丸強化處理，增強其強度，保證齒輪的工作安全，增加齒輪的使用壽命。 1 根據齒輪齒面的接觸強度進行設計 d1t≥32KtK1Φ1εα×u±1u×(ZHZEσH)2 第一步，根據公式中所涉及的參數進行求解與查詢 選取Kt的數值為1.5；查詢相關機械設計手冊，可知區(qū)域系數ZH的數值為2.32；在這里，我們對螺旋角的角度選取為β為24o，然后根據查詢機械設計手冊可知，=0.758 =0.765 =0.758+0.765=1.523。 對于齒輪的應力循環(huán)值進行計算，根據公式： N=60×n×j×L=60×422×1×(3×8×365)=2.218×10 N2=N1u2=2.218×1081.625=1.365×108 齒輪的接觸疲勞壽命系數:KHN1=1.075；KHN2=1.09。 根據齒輪的齒面硬度進行對大小齒輪的接觸疲勞強度極限進行求解，可得： 小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1為502.5MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2為298MPa。 在完成強度極限的計算后，我們緊接著就要對齒輪的許用應力進行極端，其中所設計的參數我們取安全系數S為1，失效的概率為1%，利用公式3.3，進行計算，如下所示： σH=KHNσHlimS 其齒輪的接觸疲勞許用應力分別為540.2MPa、324.82MPa，加權平均可得432.5MPa。 根據機械設計手冊及相關國家標準查詢可知，材料的彈性影響系數ZE為188.9MPa，齒輪的齒寬系數Φd為0.95。 扭矩計算公式為：T=9550P3n3代入數值計算結果為1597.1N.m。 利用上述數值以及公式可以求解出分度圓的直徑，代入計算得d1t應該大于或者等于81.9mm。換而言之，其分度圓直徑的最小取值應為81.9mm。 第二步，求解齒輪的圓周速度V 已經齒輪轉速以及分度圓直徑，代入公式得： V=πd1tn260×1000=1.809m/s 第三步，求解齒輪的齒寬b b=d=77.81mm 第四步，求解齒輪的齒寬與齒高比值b/n 首先，計算齒輪模數：mnt=d1tcosβZ1=2.34mm 然后利用公式計算齒輪的齒高：h=2.25×mnt=5.27mm 故齒輪的齒寬與齒高比值為b/n=77.81/5.27=14.81 第五步，求解齒輪的縱向重合度εβ εβ=0.318ΦdZ1tanβ 將數據代入可得，齒輪的縱向重合度εβ=4.3 第六步，求解齒輪的載荷系數K 其求解過程可以依據一級齒輪中，齒輪1的載荷求解公式，在這里，我們就不一一贅述了，直接給出齒輪的載荷系數K為1.846。 第七步，根據實際工作中的載荷系數去校對設計中的分度圓的直徑，以期達到實際設計中的分度圓直徑數值d1。 計算公式為：d1=d1tKkt，其中，代入所有數值后，可得d1值為87.77mm。 緊接著計算齒輪的模數：mn=d1cosβZ1將數值代入計算后得結果為2.51mm。 2 根據齒輪的齒根彎曲強度進行設計求解 ≥ 第一步，求解公式中所有參數的數值 首先，求解小齒輪所傳遞的扭矩值T2=159.72 N·m，在這里，我們采用的齒輪面為軟齒面，因此根據相關規(guī)定，對齒輪的齒數進行求解可得：Z1=32，Z2=52。其兩者之間的傳動誤差為u=1.625。 對齒輪的齒寬系數Φd進行選擇，因為齒輪的裝置的布置形式為對稱分布，因此其齒寬系數初定為0.95。 在這里 ，我們的齒輪螺旋角β初步選擇為24 o。 求解齒輪的載荷系數K，其計算工程如上文中所述，在這里，我們直接給出其計算結果，載荷系數K為1.68。 求解齒數的當量齒數，計算過程同上，故在此給出其計算結果，Zv1為39.81，Zv2的計算結果為64.69。 查詢機械設計手冊可知，齒輪的齒形系數為2.28以及應力校正系數為1.73。 求解兩個齒輪的經過計算可得，分別為0.015和0.016。 因為大齒輪的數值較大，因此在這里我們采用大齒輪的尺寸數據進行設計計算， 求解齒輪模數，利用公式計算后可得，齒輪的模數最小取值為2.12mm，因此我們在設計齒輪時，其模數取值應該大于2.12mm。 經過對求解的結果進行對比可知，因為根據齒面接觸強度計算的法面模數mn比根據齒根彎曲疲勞強度而計算得來的法面模數大，因此在這里我們根據GB/T1357-1987的相關規(guī)定對模數進行取整處理，在這里我們取模數的數值為4mm，但是，在實際的齒輪工作中，我們?yōu)榱藵M足接觸疲勞強度的要求，應該使用根據接觸疲勞強度計算所得的分度圓直徑d1=70.5mm進行計算齒輪的齒數。 經過公式計算可得，齒數Z1為16，Z2為43。 接下來，我們對一些主要的尺寸進行極端，其中包括：：齒輪中心距a，修正后的螺旋角β，修正后的分度圓直徑d1，齒輪的齒寬b等。 1） 齒輪之間的中心距a a=Z1+Z2mn2cosβ=129.2mm 2）修正后的螺旋角β β=cos-1Z1+Z2mn2a=23o49158‘’ 這個求解得出的數值與我們初定的螺旋角24 o相差不大，因此我們對與之相關的系數,,等都不予校正。 3）求解齒輪的分度圓直徑d d=Zmncosβ 將數值代入公式得，d1為69.97mm，d2為188mm 4）求解校正后從齒輪寬度B 利用公式為：b=Φdd1 ，把相關數據代入求得，B1為62mm，B2為60mm。 3.4三級齒輪傳動的設計計算 在氣動單軌吊的傳動裝置中，三級齒輪中的小齒輪采用的材料為35CrMn鋼，熱處理工藝為調質處理，其齒面的硬度范圍為207~269HBS，齒輪的品質等級為ML，在本次設計中我們取小齒輪的齒數Z1為16；與小齒輪嚙合的大齒輪材料采用ZG310，熱處理工藝為正火，其品質等級為ME，其齒面的硬度范圍為163~197HBS，齒數Z2為43。根據其工作環(huán)境以及要求，依照GB/T10095－1998的相關規(guī)定，我們本次設計中精度等級為8級，對其齒根進行強度增強處理工藝為噴丸強化。 因為齒輪的設計過程以及相關的計算公式都與以上兩種齒輪的設計計算過程相同，因此在這里我們就直接給出相關的設計計算結果。 1 根據齒輪的齒面接觸強度設計 第一步，對于公式中所設計的參數進行確定具體數值。 首先，我們選擇Kt為1.6，經過查詢機械設計手冊可得區(qū)域系數ZH為2.32，對于齒輪的螺旋角我們還是依舊選取24 o，然后根據螺旋角進行計算可知εα1為066，εα2為1.25，εα為1.91。齒輪的應力循環(huán)次數N1為1.36×10，N2為0.508×10。接著，經過查詢相關的機械設計手冊我們可以等到齒輪接觸疲勞壽命系數為K=1.1，K= 1.13，經過籍貫可得小齒輪與大齒輪的接觸疲勞強度極限分別為490MPa、490MPa。在這里對齒輪的疲勞許用應力計算得539MPa、502MPa以及520.7MPa。查詢可知齒輪的材料的彈性影響系數ZE為188.9MPa，齒寬系數Φd為1.2。 將上述數據代入公式可得： d1t≥69.67mm 第二步，根據上式中算出的最小分度圓直徑d1t代入齒輪的圓周速度公式進行求解齒輪的圓周速度V。 計算得V=0.947m/s 第三步，根據分度圓直徑進行計算齒輪的齒寬b。 代入公式進行計算可得b=Φdd1t=83.6mm 第四步，求解齒輪的齒輪與齒高之比b/h 其中先計算模數可得，mnt=3.98mm，齒高h為8.96mm則齒寬與齒高之比b/h的值為7.78。 第五步，求解齒輪的縱向重合度εβ。 經過公式計算可得齒輪的縱向重合度εβ為2.72. 第六步，求解齒輪的載荷系數K。 在這里，如果我們要求解齒輪的載荷系數K，就要先知道使用系數KA、以及KV、KHβ、KHα等值。經過查詢計算后，齒輪的實際載荷系數K為1.66。 第七步，根據上面求得的實際載荷系數進行對齒輪的分度圓