O型轉(zhuǎn)子式翻車機設計含全套CAD圖紙

1、o型轉(zhuǎn)子式翻車機摘 要翻車機是一種大型的高效率機械化卸車設備，適用于冶金廠、火力發(fā)電廠、燒結廠、化工廠、洗煤廠、水泥廠、港口等大中型企業(yè)翻卸鐵路敞車所裝載的礦石、精礦、煤炭、糧食等散狀物料。翻車機按翻卸方式可分為側(cè)傾式和轉(zhuǎn)子式兩類。其中轉(zhuǎn)子式翻車機又分為“o”型轉(zhuǎn)子式翻車機和“c”型轉(zhuǎn)子式翻車機兩種;轉(zhuǎn)子式翻車機主要由驅(qū)動機構、靠壓機構、托輥及壓緊機構等部分組成。工作原理是將載貨敞車推入形似轉(zhuǎn)筒的金屬構架內(nèi)夾緊后，由驅(qū)動裝置使端環(huán)旋轉(zhuǎn)140°170°，車內(nèi)的散狀物料在自重作用下卸入地下料倉。翻車機的工作狀態(tài)是由左、右端環(huán)同時做旋轉(zhuǎn)運動從而帶動整個架體及車廂轉(zhuǎn)動來實現(xiàn)物料的翻

2、卸。其驅(qū)動裝置是采用雙電機驅(qū)動，經(jīng)二級圓柱直齒輪減速器減速，通過聯(lián)軸器與小齒輪連接，由小齒輪與固定在端環(huán)上的大齒輪的嚙合帶動整體的旋轉(zhuǎn)實現(xiàn)翻車。其靠壓機構主要由靠板、液壓缸、搖臂組成；而壓緊機構主要由壓板和液壓缸組成。本次設計主要對翻車機的傳動方案，左、右端環(huán)結構、前、后梁結構、平臺、托輥等結構進行了設計；對翻車機的動力學分析及動力學參數(shù)進行了計算；對主傳動的電機及各主要零部件進行設計并校核；對設備的經(jīng)濟性及環(huán)保等各方面也進行了分析。關鍵詞：轉(zhuǎn)子式翻車機；托輥；靠壓機構；驅(qū)動裝置 o-rotary dumper abstracttipper is a highly efficient larg

3、e-scale mechanization and unloading equipment for metallurgical plants, coal-fired power plants, sintering plants, chemical plants, coal washing plant, a cement plant, port and other large and medium-sized enterprises over the railway unloading the gondola car loaded with ore, concentrate , coal, gr

4、ain and other bulk materials. tipper unloading by means turn and roll can be divided into two types of rotor. rotary car dumper which is divided into "o"-type rotor-type roll-over and "c"-type rotor two tipper; rotor driven mainly by the tipper body, pressure on agencies, and com

5、pacting roller and some other group of institutions into.the working principle is to open freight car laden drum into the shape of the metal framework after clamping, so that by the end of central drive rotation 140 ° 170 °, the bulk material inside the vehicle under the self-dumping hoppe

6、r into the ground. tipper is the work of the state of the left and the right end of the ring rotation at the same time to do so bring the whole body and the inside rotation planes to achieve over the dumping of materials. the driver device is a dual-motor drive, the two speed gear reducer cylindrica

7、l straight through coupling with the small gear connected with the small gear ring fixed in the side of the meshing gear drive to achieve the rotation of the overall roll-over. by the pressure of its body mainly by the on board, hydraulic cylinders, rocker components; and pressed mainly by the plate

8、 and hydraulic cylinder components. the design of the main drive of the roll-over machine program, the left and the right end of the ring structure, the former, later liang structure, platforms, roller structure design, etc.; the dynamics of the tipper and kinetic parameters were calculated; on the

9、main drive the main components of the motor and the design and verification; the economy of equipment and environmental protection are also analyzed. key words: rotor-type roll-over machine; idler; pressure on institutions; drive目 錄1 緒論11.1 課題的選擇11.2 翻車機的類型及原理11.2.1 轉(zhuǎn)子式翻車機21.2.2 側(cè)卸式翻車機41.3 翻車機設計的內(nèi)容6

10、2 設計方案的選擇及評定72.1 傳動方案的設計72.2 設計方案的評定72.3 設計參數(shù)83 傳動裝置的設計93.1 選擇電動機93.1.1驅(qū)動功率計算93.1.2選擇電機的型號133.2傳動裝置傳動比的分配144 主要零件的設計和校核164.1齒輪的設計計算164.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)164.1.2 按齒面接觸強度設計164.1.3 按齒根彎曲強度設計194.1.4 齒輪幾何尺寸計算204.2液壓缸的設計214.2.1 液壓缸的選用214.2.2 液壓缸的校核224.3 軸的設計234.3.1 軸的結構設計234.3.2 軸的計算254.4軸承的選擇和校核284.4.

11、1 軸承的選擇284.4.2 軸承壽命的驗算294.5鍵的強度校核305 聯(lián)軸器的選擇316托輥與端環(huán)之間接觸強度校核327 潤滑與密封348 經(jīng)濟性分析358.1傳動方案經(jīng)濟性分析358.2 結構經(jīng)濟性分析358.3 環(huán)保經(jīng)濟性分析36結束語37致謝38參考文獻391 緒論1.1 課題的選擇翻車機是一種大型的高效率機械化卸車設備，適用于冶金廠、火力發(fā)電廠、燒結廠、化工廠、洗煤廠、水泥廠、港口等大中型企業(yè)翻卸鐵路敞車所裝載的礦石、精礦、煤炭、糧食等散狀物料。它具有卸車能力高，設備簡單，維修方便，工作可靠，節(jié)約能源，無損車輛和減輕勞動強度等優(yōu)點，為實現(xiàn)卸車機械化和自動化提供了條件。目前，大量使用

12、的是一次翻卸一輛或兩輛敞車的單車和雙車翻車機。三車翻車機的翻卸是采用拔車機從進車方向每次送進三節(jié)重車。翻車機為“o”型端環(huán)結構。因此撥車機不能通過翻車機。重載列車采用回轉(zhuǎn)車鉤，翻卸時可以不摘鉤。翻卸不帶回轉(zhuǎn)車鉤的重車時，可以每三節(jié)為一組進行摘鉤。采用回轉(zhuǎn)車鉤的車輛必須固定編組，不能混編。由于鐵路使用回轉(zhuǎn)車鉤的車輛數(shù)量很少，雖然三車翻車機卸車能力高，但普遍使用受到了限制。翻車機是鋼鐵類生產(chǎn)不可缺少的好伙伴，對翻車機進行設計?？梢赃M一步了解翻車機的發(fā)展狀況，及翻車機設計方法和解決常見的故障問題，以掌握獨立設計單個機械設備能混編。由于鐵路使用回轉(zhuǎn)車鉤的車輛數(shù)量很少，雖然三車翻車機卸車能力高，但普遍使

13、，總體方案的選擇、設計計算和設備經(jīng)濟評價方法，對翻車機進行設計?？梢赃M一步了解翻車機的發(fā)展狀況，及翻車機設計方法提高繪圖技術和設計能力，充分將理論知識應用到實際生產(chǎn)中去，為今后的理論學習及應用翻車機工作積累更多的知識，使自己各方面得到全面提高。1.2 翻車機的類型及原理翻車機按翻卸方式可分為側(cè)傾式和轉(zhuǎn)子式兩類。轉(zhuǎn)子式翻車機的回轉(zhuǎn)中心與車輛中心基本重合，車輛同翻車機一起回轉(zhuǎn)175°，將物料卸于下面的料斗里。側(cè)傾式翻車機的回轉(zhuǎn)中心位于車輛的側(cè)面，不與車輛中心重合，翻車時，物料翻卸到另一側(cè)的料斗里。翻車機的分類如下：各種翻車機都由金屬構架、驅(qū)動裝置和夾車機構組成，用交流電機驅(qū)動。1.2.1

14、 轉(zhuǎn)子式翻車機轉(zhuǎn)子式翻車機主要由轉(zhuǎn)子、平臺、壓車機構、承載托輥及及傳動裝置等部分組成。工作原理是將載貨敞車推入形似轉(zhuǎn)筒的金屬構架(圖1.1)內(nèi)夾緊后，由驅(qū)動裝置使端環(huán)旋轉(zhuǎn)140°170°，車內(nèi)的散狀物料在自重作用下卸入地下料倉。如果車輛具有旋轉(zhuǎn)車鉤，不需將貨車脫鉤就能將整列貨車逐節(jié)卸車，作業(yè)能力可達8000噸/時。轉(zhuǎn)子式翻車機應用最廣。常用的轉(zhuǎn)子式翻車機有“o”型和“c”型兩種。圖1.1 雙車翻車機“o”型轉(zhuǎn)子式翻車機: 三支座o型轉(zhuǎn)子式翻車機由兩段轉(zhuǎn)子組成。每段轉(zhuǎn)子用底梁、壓車梁和管子聯(lián)系梁將兩個端環(huán)聯(lián)系起來，端環(huán)外圓裝有滾圈和齒圈，四個端環(huán)分別放置在托輥上。由于中間的兩

15、組托輥相距很近，可簡化視為一個支座，故稱為三支座。由于轉(zhuǎn)子中間支座外側(cè)易產(chǎn)生積料，影響托輥的正常工作，因此可取消中間支座，將轉(zhuǎn)子由兩段改為一段，稱作兩支座翻車機。在端環(huán)的外圓表面裝有滾圈和齒圈，通過傳動軸上的小齒輪與齒圈嚙合并借助于滾圈在托輥上滾動，使翻車機轉(zhuǎn)動。壓車裝置采用連桿搖臂機構，連桿搖臂機構的一端鉸接于管子聯(lián)系梁上，另一端裝有懸臂軸和導向輥子，導向輥子放入端環(huán)上的月形導槽內(nèi)，并能在其內(nèi)滾動，搖臂機構的上部用托車梁聯(lián)接，使其可相對轉(zhuǎn)子產(chǎn)生橫向移動。在平臺上安裝有定位和推車裝置。定位裝置設在平臺的出車端，由液壓緩沖器和制動鐵靴等組成，使溜入翻車機的車輛能自動減速并停止。推車器設在進車端，

16、當翻車機回復原位后，推車器自動將空車推出翻車機。圖1.2 o型轉(zhuǎn)子式翻車機結構簡圖“c”型轉(zhuǎn)子式翻車機c型翻車機的轉(zhuǎn)子由兩個c型端環(huán)、前梁、后梁和平臺組成。前梁、后梁、平臺與兩端環(huán)用高強度螺栓聯(lián)接。端環(huán)外緣裝有滾圈和齒圈，齒圈與小齒輪嚙合，借助滾圈在托輥上滾動。兩端環(huán)為c型結構，使撥車機的大臂能通過翻車機。端環(huán)及前梁內(nèi)均裝有適當?shù)呐渲?，以平衡偏載，減少不平衡力矩，從而降低驅(qū)動功率。夾緊裝置由夾緊架、液壓系統(tǒng)等組成，由上向下夾緊車輛，在翻車機翻轉(zhuǎn)過程中支承車輛并避免沖擊。傾翻側(cè)的夾緊裝置與后梁鉸接，非傾翻側(cè)的夾緊裝置與前梁鉸接。每個夾緊裝置由二個液壓缸驅(qū)動，繞鉸點作上下擺動，達到一定壓力后自動停

17、止，保證車輛不受損壞?？堪逵煽堪弩w、液壓缸、耐磨板、滾輪、撐桿等組成。在翻車機翻轉(zhuǎn)前，靠板從側(cè)面向車輛靠緊，在翻轉(zhuǎn)過程中支承車輛并避免沖擊。c型雙車翻車機的結構與c型單車基本相同，只是每次翻卸二節(jié)車輛，卸車能力約提高一倍。圖1.3 c型轉(zhuǎn)子式翻車機結構簡圖1.2.2 側(cè)卸式翻車機（一）液壓壓車的側(cè)傾式翻車機：這類翻車機由回轉(zhuǎn)盤、壓車梁、活動平臺、壓車機構、傳動裝置等部分組成?；剞D(zhuǎn)盤由半圓盤和尾部組成。它們是由鋼板焊成的箱形結構，其外側(cè)鑲有傳動大齒圈，兩回轉(zhuǎn)盤通過托車梁、底梁連成一體。壓車梁由主梁、端機械壓車的側(cè)傾式翻車機梁、壓車小梁、外通梁等組成。主梁為箱形結構，與端梁用螺栓連接。端梁為對開式

18、，其支點與回轉(zhuǎn)盤心軸同軸，端梁的一端與主梁連接，另一端用銷軸與液壓缸的活塞桿鉸接。壓車小梁的內(nèi)外側(cè)同時與車輛上邊梁接觸?；顒悠脚_是由兩根互相間有焊件連接的焊接工字鋼組成的結構件，下部有六對滾輪支承在底梁上，上面裝有推車及定位裝置?；顒悠脚_承受車輛全部重力，定位裝置使溜進平臺上的重載車輛停止在指定位置，推車裝置將翻卸完的空車推出翻車機。兩組壓車機構分別裝在兩回轉(zhuǎn)盤的外側(cè)，由液壓缸、儲能器、開閉閥等組成，管路通過回轉(zhuǎn)心軸的中心與液壓缸連接。傳動裝置為獨立的兩組。每組均由電動機、減速器、制動器、小齒輪等組成。小齒輪帶動回轉(zhuǎn)盤上的大齒圈使翻車機轉(zhuǎn)動。圖1.4液壓壓車的側(cè)傾式翻車機結構簡圖（二）機械壓車

19、的側(cè)傾式翻車機這種翻車機具有質(zhì)量小，結構簡單，壓車不需要另加動力等優(yōu)點。其結構組成與液壓式有相同之處。 在回轉(zhuǎn)盤立板內(nèi)側(cè)裝有壓車用的扇形棘輪，兩回轉(zhuǎn)盤用托車梁連接。托車梁上面有四個支承座，用以支承四根壓車主梁。四根壓車主梁的下部用通長的箱形配重梁連接，兩回轉(zhuǎn)盤內(nèi)側(cè)下部各裝有兩個棘爪。平臺為焊接金屬結構，兩端頭有斜長孔，用以與回轉(zhuǎn)盤上的銷軸相連?；剞D(zhuǎn)盤安裝平臺位置的內(nèi)外側(cè)有不等高的支承座，外座高，內(nèi)座低。壓車系統(tǒng)由壓車主梁、小梁、扇形棘輪、棘爪、地面擋座組成。當翻車機翻轉(zhuǎn)時，銷軸由斜長孔的下部移向上部，使平臺和車輛向托車梁傾斜，高座離開平臺，低座接觸。此時棘爪下部重塊離開基礎上的擋塊。由于重力作

20、用，棘爪向下擺動。托車梁上面的支承座帶動壓車主梁也轉(zhuǎn)動，直至車輛上邊梁與壓車小梁接觸，棘爪已經(jīng)進入扇形棘輪并卡緊。這時車輛與壓車梁一起約轉(zhuǎn)至160°。物料卸出后，返回到一定角度，棘爪下部重塊與基礎擋塊相碰，使棘爪離開回轉(zhuǎn)盤上的扇形棘輪，壓車小梁亦即離開車輛的上邊梁?；剞D(zhuǎn)盤繼續(xù)轉(zhuǎn)動，回轉(zhuǎn)盤上的銷軸由平臺上的斜長孔上部移向下部，促使平臺回原位，車輛離開托車梁。圖1.5機械壓車的側(cè)傾式翻車機結構簡圖1.3 翻車機設計的內(nèi)容“o”型轉(zhuǎn)子式翻車機設計內(nèi)容包括選擇并評定合理的傳動方案，并對傳動方案所需的電動機功率和減速器傳動比等進行選擇；對主要零件進行設計和強度校核；撰寫設計說明書，繪出總圖、部

21、分部件圖和部分零件圖，翻譯與翻車機有關的外文資料等。2 設計方案的選擇及評定2.1 傳動方案的設計翻車機的工作狀態(tài)是由左、右端環(huán)同時做旋轉(zhuǎn)運動從而帶動整個架體及車廂轉(zhuǎn)動來實現(xiàn)物料的翻卸。其工作原理是采用雙電機驅(qū)動，經(jīng)二級圓柱直齒輪減速器減速，通過聯(lián)軸器與小齒輪連接，由小齒輪與固定在端環(huán)上的大齒輪的嚙合帶動整體的旋轉(zhuǎn)實現(xiàn)翻車。傳動方案：交流電動機調(diào)速機構（減速器）主動輪（小齒輪）工作機構（固定有大齒輪的端環(huán)）。為確保機構重心在通過托輥中心線時靠自重旋轉(zhuǎn)可能對機構造成的破壞，需要安裝制動器，另外各軸間連接需要聯(lián)軸器。主傳動系統(tǒng)示意圖見圖（2.1）1.電機 2.聯(lián)軸器 3.制動器 4.減速器 5.聯(lián)

22、軸器 6.聯(lián)軸器 7.小齒輪 8.端環(huán)圖2.1 o型轉(zhuǎn)子式翻車機主傳動示意圖2.2 設計方案的評定翻車機由兩個端環(huán)、前梁、后梁、平臺、托輥裝置、搖臂機構、壓緊裝置等組成，采用雙電機驅(qū)動。翻車機的回轉(zhuǎn)周期為1秒，回轉(zhuǎn)角度165°175°，由此可見大齒輪的轉(zhuǎn)速極低，故而小齒輪轉(zhuǎn)速也不高，因此電機和小齒輪之間需要使用減速機進行減速。由于翻車機翻車過程中本身質(zhì)量加車廂質(zhì)量較大，運轉(zhuǎn)速度較慢，且做圓周運動，環(huán)境條件較差，因此不宜選用液壓系統(tǒng)，故本次方案的主傳動選用電動機作為動力系統(tǒng)。壓車機構做直線運動，且在車廂翻轉(zhuǎn)時承受整個車廂的重量，不宜采用電氣傳動，故本方案壓車系統(tǒng)采用液壓傳動，

23、但也存在精度要求高，技術含量高，故障識別及排除較難等缺點。機構端環(huán)采用分段鑄造焊接組成，彌補了體積、重量大，結構復雜等缺點。但焊接點帶來局部應力集中，強度較差等，設計中需采用螺栓等連接，以提高機構的綜合性能。托輥機構為兩套并列的兩對滾輪組成，左側(cè)滾輪設置凹槽，利于保持整個機構的平衡，防止軸向竄動，并減小了機構旋轉(zhuǎn)時的摩擦，但機構裝配時必須保證滾輪轉(zhuǎn)動靈活，無卡死現(xiàn)象。2.3 設計參數(shù)1. 適用車型 長 - - - - - mm 寬 - - - - - mm高 - - - - - -mm2. 最大翻轉(zhuǎn)重量 - - - - - - - - - - - t3. 回轉(zhuǎn)周期- - - - - - - -

24、 - - - - 60s4. 回轉(zhuǎn)角度- - - - - - - - - - - - 175°3 傳動裝置的設計3.1 選擇電動機3.1.1驅(qū)動功率的計算翻車機在翻轉(zhuǎn)的過程中，要經(jīng)歷兩個過程，即往程和返程，這兩個過程中所受的轉(zhuǎn)矩不同，所以需要的驅(qū)動功率也不相同，故分兩部分進行討論。第一階段-往程階段,在此階段車廂的最大重量為100t，初步估算設備總重量為150t，偏心矩為300mm，相對于車廂的重力由于偏心所產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩，端環(huán)四周的焊接件重心偏差所引起的轉(zhuǎn)矩差可以忽略不計，只需計算車廂的重力由于偏心所產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩。最大回轉(zhuǎn)角度為175°，175°/180°=

25、0.972,初步估算大齒輪轉(zhuǎn)速n=1.1r/min,根據(jù)翻轉(zhuǎn)需要初?。簁g kg kg kgr=3.8m g=其中： -端環(huán)下體重量 -端環(huán)右體重量 -端環(huán)上體重量 -端環(huán)左體重量 r-端環(huán)體半徑根據(jù)翻卸車型初步估算翻車機設備總重： =150t n=1.1r/min已知：翻車機最大翻轉(zhuǎn)重量 大齒輪轉(zhuǎn)速 n=1.1r/min則有端環(huán)的偏心轉(zhuǎn)矩：t=gl其中： -翻車機、車廂及物料的總重力 -車輛中心線和端環(huán)中心線的偏心距，取l=300mm=0.3m g=mg=25010n=2.5×n t=gl= 2.5××0.3 所以， t=9550功率： p=86.36kw電機功

26、率： =由文獻（1，表4.2-9）可查得：齒輪嚙合效率 （齒輪精度為8級） 球軸承效率 聯(lián)軸器效率 開式齒輪嚙合效率 由圖（2.1）可知：傳動裝置總效率 =0.833電機功率： kw返程時，在翻轉(zhuǎn)過程中隨著翻轉(zhuǎn)角度的變化，端盤所受的轉(zhuǎn)矩(阻力矩)大小也不相同。可分為兩個階段，第一個階段是翻轉(zhuǎn)角由變?yōu)?，第二個階段是翻轉(zhuǎn)角由變?yōu)?，在返程時兩個階段所受的阻力矩與端環(huán)各段所受轉(zhuǎn)矩不同有關。返程第一階段：行程圖見圖（3.1）即角<<時。圖3.1 返程第一階段端環(huán)各部分位置圖由于返程時端環(huán)向順時針方向旋轉(zhuǎn)，故在返程第一階段階段（圖3.1）所示1、2、3、4為端環(huán)結構的原始位置，而、是端環(huán)結構返

27、程時隨變化而變化的，在此過程中、充當動力矩，、充當阻力矩。則整個端環(huán)在返程第一階段受的阻力矩總和為： 討論：故當時，無論取何值，永遠小于0，即動力矩大于阻力矩，不需要電機帶動，端環(huán)可靠自身各部分重力矩的差值自由返程。當時，永遠大于0，即阻力矩大于動力矩，需要電機帶動才能完成翻轉(zhuǎn)，翻轉(zhuǎn)中最大阻力矩為：則返程時所需電機功率： 返程第二階段：行程圖見圖（3.2）即角<<時。圖3.2 返程第二階段端環(huán)各部分位置圖在此過程中、充當動力矩，、充當阻力矩。則端環(huán)在返程第二階段受的阻力矩總和為：在此時無論取何值永遠小于0，即動力矩永遠大于阻力矩，故在此階段不需電機牽引，機構可以憑借自身個部分重力矩

28、實現(xiàn)自由翻轉(zhuǎn)。綜上所述，在往、返程中所需的電動機的功率最大值為103.67 kw。3.1.2選擇電機的型號工業(yè)生產(chǎn)中常采用三相交流電動機，翻車機用于灰塵較大，經(jīng)常起、制動和正反轉(zhuǎn)的場合，所以電動機需要較小的轉(zhuǎn)動慣量，并需要具有較大的承載能力，根據(jù)以上條件，在本設計中選用y系列封閉式交流電動機，電壓380v根據(jù)文獻（2，p40-117附錄）選用y315m2-10型電動機，基本性能如下：額定功率- - - - - - - - - 2×55kw 滿載轉(zhuǎn)速- - - - - - - - - 585r/min由電動機轉(zhuǎn)速n=585r/min,大齒輪轉(zhuǎn)速n= 1.1r/min, 根據(jù)（2，2-3

29、，25-76）選用zhl-850j型減速器，公稱傳動比為43.75。3.2傳動裝置傳動比的分配圖3.3 o型轉(zhuǎn)子式翻車機傳動裝置簡圖傳動系統(tǒng)參數(shù)計算：軸：即電動機軸： kw r/min n·m軸：即減速器高速軸： kw r/min n·m軸：即減速器低速軸： r/min n·m軸：即傳動長軸： kw r/min n·m軸：即傳動短軸： kw r/min n·m表3.1 各軸運動及運動參數(shù)軸序號功率p(kw)轉(zhuǎn)速n(r/min)轉(zhuǎn)矩t(nm)傳動型式傳動比效率55585897.86聯(lián)軸器1.00.9954.45585888.88減速器32.50.

30、941250.7313.3736235.721聯(lián)軸器1.00.9950.2213.3735871.4349.7213.3735512.28聯(lián)軸器1.00.994 主要零件的設計和校核4.1齒輪的設計計算4.1.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1.端環(huán)與傳動小齒輪間的傳動方案見圖3.1，選用直齒圓柱齒輪傳動.2.翻車機工作速度不高，載荷較大，故選用8級精度3.材料的選擇：由文獻3表10-1選擇小齒輪材料為40cr(調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs；大齒輪材料選用45#(調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，兩材料間硬度差為40hbs。4.試選小齒輪齒數(shù), m=25,小齒輪轉(zhuǎn)速r/min, 齒數(shù)比, 大齒輪齒

31、數(shù) ,取4.1.2 按齒面接觸強度設計由文獻3公式（10-9a）對分度圓直徑進行試算，即：(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1)試選載荷系數(shù) 2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩.3)由文獻3表10-7可知，選取齒寬系數(shù)4)由文獻3表10-6可知，材料的彈性影響系數(shù)5)由文獻3圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限mpa，大齒輪的接觸疲勞強度極限mpa。6)由文獻3公式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) 7)由文獻3圖10-19可知，接觸疲勞壽命系數(shù)；8)計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數(shù),由文獻3,公式10-12,得 mpa mpa(2) 計算1)試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值mm2)

32、計算圓周速度m/s3)計算齒寬 mm4)計算齒寬與齒高之比模數(shù) mm齒高 mm 5)計算載荷系數(shù)根據(jù)m/s,8級精度，由文獻3圖10-8查得動載系數(shù);直齒輪， ;由文獻3表10-2可知,使用系數(shù)為由文獻3表10-4查得級精度、小齒輪相對支承對稱布置時， .由,文獻3圖10-13可知, ;故載荷系數(shù)6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由文獻3公式10-10a，得mm7)計算模數(shù) mm4.1.3 按齒根彎曲強度設計由文獻3,公式10-5可知,彎曲強度的設計公式為: (1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1)由文獻3,圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限mpa； 大齒輪的彎曲疲勞強度極限mpa

33、2)由文獻3,圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，3)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù),由文獻3,公式10-12，得 mpa mpa4)計算載荷系數(shù) 5)查取齒形系數(shù)由文獻3表10-5查得 ，6)查取應力校正系數(shù)由文獻3表10-5查得 ，7)計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大(2) 設計計算 mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)mm并就近圓整為標準值mm，按接觸強度算得的分度圓直徑mm，

34、算出小齒輪齒數(shù)。 取大齒輪齒數(shù) ;取。這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4.1.4 齒輪幾何尺寸計算(1) 計算分度圓直徑mmmm(2) 計算標準中心矩 mm(3) 計算齒輪寬度 mm取 mm， mm(4) 計算齒頂圓直徑 mm mm(5) 計算齒根圓直徑 mm mm4.2液壓缸的設計4.2.1 液壓缸的選用初步估算靠壓機構靠板重4t，倆壓板共重8t，壓板工作行程400mm，靠板由2個液壓缸驅(qū)動，2個壓板各由4個液壓缸驅(qū)動；首先對靠板液壓缸分析，當轉(zhuǎn)置90°時，液壓缸受力最大，分析圖如下（圖4.1）： 圖4.1靠板受力

35、分析其中重力g為殘余料重和壓板重力之和：系統(tǒng)壓力為20mpa查文獻3（表37.7-15）有液壓缸活塞桿直徑d=160mm,液壓缸工作行程l=200mm.對壓板液壓缸進行分析：當液壓缸轉(zhuǎn)至極限位置175°時，液壓缸受力最大，為了方便計算可假設轉(zhuǎn)至180°對其進行受力分析： 圖4.2壓板受力分析 系統(tǒng)壓力為20mpa查文獻3（表37.7-15）有液壓缸活塞桿直徑d=40mm, 液壓缸工作行程l=400mm.4.2.2 液壓缸的校核 由歐拉公式的一般形式（文獻4-p296）: 式中：液壓缸臨界壓力； 彈性模量，?。?截面極慣性矩，; 長度因數(shù)，取=1； 液壓缸工作行程。對于靠壓機

36、構：=200mm, =313.6kn,即： 則有：=44.53mm<160mm,液壓缸選用合適對于壓下機構：=400mm, =22.05kn,即：則有：=25.35mm<40mm, 液壓缸選用合適.4.3 軸的設計軸是組成機器的主要零件之一。在本設計中，小齒輪處的軸選取的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)處理）。下面將對此軸進行設計和校核。4.3.1 軸的結構設計（一）擬定軸上零件的裝配方案左側(cè)軸承端蓋、擋圈、隔筒、滾動軸承、墊圈、半聯(lián)軸器依次從左往右安裝，右側(cè)小齒輪、擋圈、軸承端蓋、隔套、滾動軸承、圓螺母、隔筒、軸承端蓋依次從右往左安裝。具體結構參見圖4.3。由于該齒輪傳動為直齒圓柱齒輪傳動，故

37、滾動軸承選用深溝球軸承。（二）軸上零件的定位為防止軸上零件受力時發(fā)生沿軸向或周向的相對運動，軸上零件除了有游動或空轉(zhuǎn)的要求外，都必須進行軸向和周向定位，以保證其準確的工作位置。1.軸上零件的軸向定位是以軸肩、套筒、軸端擋圈、軸承端蓋、和圓螺母等來保證的。2.零件的周向定位目的是限制軸上零件與軸發(fā)生相對轉(zhuǎn)動。本次設計的軸上有兩個普通平鍵，可對零件的周向進行定位圖4.3 軸上零件裝配與軸的結構示意圖（三） 各軸段直徑和長度的確定零件在軸上的定位和裝拆方案確立后，軸的形狀便大體確定。各軸所需的直徑與軸上的載荷大小有關。在設計各段軸直徑時，有配合要求的軸段，應盡量采用標準直徑。另外，應盡可能使結構緊湊

38、，同時還要保證零件所需的裝配或調(diào)整空間。1. 確定各軸段直徑由文獻3表15-3查得 (因轉(zhuǎn)數(shù)低故取小值)由文獻5,362可知軸的直徑，因為小齒輪處在軸上， p為入軸功率： p=45.46kw n為入軸轉(zhuǎn)速： n=13.37r/min,所以： mm考慮有鍵槽，軸徑需增大45%，因此初取 mm。如圖4-3所示，軸段要外接軸承，查11可知軸承標準件的最接近內(nèi)徑的為150 mm，故軸段的直徑定為 150mm。軸段是一個定位軸肩，定位軸肩的高度一般取，故h=15 mm,則軸段的直徑為mm。軸為齒輪軸直徑為170mm, 軸也是軸承軸故直徑亦為150mm,2 確定各軸段長度設定該軸的總長為923mm。由于軸

39、段外接聯(lián)軸器，查13可知聯(lián)軸器標準件的寬度為280 mm，聯(lián)軸器需向外延伸少段距離，故試選軸段的長度為282mm。由于軸段外接軸承，試選軸段的長度為66mm。軸段外接小齒輪，由于齒寬是230mm，并且左端有擋圈定位，需要縮進mm，故軸段的長度為228mm。初定軸段直徑為155mm，軸段外接軸承，查11可知軸承標準件的寬度為mm，由于右端有擋圈定位，需要縮進mm，故試選軸段的長度為mm。（四） 提高軸的強度的常用措施1.合理布置軸上零件以減小軸的載荷。2.改進軸上零件的結構以減小軸的載荷。3.改進軸的結構以減小應力集中的影響。4. 改進軸的表面質(zhì)量以提高軸的疲勞強度。4.3.2 軸的計算軸的計算

40、通常都是在初步完成結構設計后進行校核計算，計算準則是滿足軸的強度和剛度的的要求，必要是還應該校核軸的振動穩(wěn)定性.本次設計對軸的強度進行校核計算。（一） 按扭轉(zhuǎn)強度條件計算 由文獻3,370可知軸的扭轉(zhuǎn)強度條件為式中：扭轉(zhuǎn)切應力，mpa; t軸所受的扭矩，; 軸的抗扭截面系數(shù)，; 軸的轉(zhuǎn)速，r/min; p軸傳遞的功率，kw; d計算截面處軸的直徑，mm;將數(shù)據(jù)代入上式得： mpa由文獻3表15-3查得mpa所以：扭轉(zhuǎn)強度校核符合要求。（二） 按彎扭合成強度條件計算通過軸的結構設計，軸的主要結構尺寸，軸上零件的位置，以及外載荷和支反力的作用位置均已確定，軸上的載荷（彎矩和扭矩）已可以求得，因而可

41、按彎扭合成強度條件對軸進行強度校核計算。1. 做出軸的計算簡圖（即力學模型）軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。繪制力學模型見圖4.4。其中： mm mm mm圖4.4 軸的載荷分析圖2. 做出彎矩圖根據(jù)上述簡圖，分別按水平面和垂直面計算各力產(chǎn)生的彎矩，并按計算結果分別做出水平面上的彎矩圖和垂直面上的彎矩圖圖；然后按照下式計算總彎矩并作出m圖，詳見（圖4.4）。3. 做出扭矩圖扭矩圖見（圖4.4）。從圖4.4可以看出截面c是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面c處的、及m的值列于下表：表4.1 軸的c截面受力數(shù)據(jù)表載 荷水平面h垂直面v

42、支反力f n n n n彎矩m總彎矩扭矩t3） .按彎扭合成應力校核軸的強度4） 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面c）的強度。由文獻3，373 公式155及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸的彎曲應力和扭轉(zhuǎn)切應力對稱循環(huán)變應力，則取。軸的計算應力， mpa已選定材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表151查得=60mpa。因此，故該軸設計合格。4.4軸承的選擇和校核4.4.1 軸承的選擇由于齒輪是直齒圓柱齒輪，故只受徑向力和圓周力，不受軸向力。故本次設計選用深溝球軸承。深溝球軸承主要承受徑向載荷，也可同時承受小的軸向載荷。具有價錢低廉、剛度大等優(yōu)點。根據(jù)受力情況，軸承配置可選擇雙支點各單

43、向固定。4.3.2 軸承壽命的驗算根據(jù)軸的設計查文獻2 選用gbt27694 330150×320×65查表有軸承應有的基本額定動載荷值c=221.59kn,根據(jù)（表4.1）計算軸承徑向載荷 根據(jù)軸校核分析可以知道軸承的軸向載荷=0根據(jù)文獻3（表135）深溝球軸承的最大e值為0.44則有：e軸承的徑向動載荷系數(shù)x=1，軸向動載荷系數(shù)y=0，按照文獻3 （表13-6）， ，取 則有軸承的基本額定壽命： 年所以軸承選用合格。4.5鍵的強度校核 平鍵連接傳遞轉(zhuǎn)矩，對于采用常見的材料組合和按標準選取尺寸的普通平鍵連接，其主要失效形式是工作面被壓潰。除非有嚴重過載，一般不會出現(xiàn)鍵的剪

44、斷。因此，只按工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵連接的強度條件為： 式中：t傳遞的轉(zhuǎn)矩，； 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h，此處h為鍵的高度，mm； 鍵的工作長度，mm，圓頭平鍵，這里l為鍵的公稱長度，mm；b為鍵的寬度，mm； 軸的直徑，mm； 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，mpa； 鍵選用普通圓頭平鍵gb109679 40×200 查文獻2（第三冊表21.34）有： b=40mm; l=200mm; h=22mm; k=0.5h=0.5×22=11mm;則有： 由文獻3（表62）可查得：=6090mpa;鍵的選

45、用合格。5 聯(lián)軸器的選擇1. 選擇聯(lián)軸器的類型：翻車機的傳動為大功率的重載傳動，故選用齒輪聯(lián)軸器2. 載荷的計算：公稱轉(zhuǎn)矩 由文獻2表14-1查得：，故由式14-1得計算轉(zhuǎn)矩為：3. 型號選擇：從jb/zq421886中查得tl10型齒輪聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為2000，許用最大轉(zhuǎn)速為2300r/min,軸徑在110-180之間，故聯(lián)軸器選擇合適。 6托輥與端環(huán)之間接觸強度校核端環(huán)及車廂都由托輥所支撐，故有兩支輥力和端環(huán)重力的三力合成為0。由2.3可知：最大翻轉(zhuǎn)重量為100t，設備總重為150t所以： n圖6.1 托輥的受力分析根據(jù)力分析可有：;其中a=62.76°n由文獻【3】 p35

46、可知接觸應力計算公式為：（兩圓柱體接觸） 式中：f作用于接觸面上的總壓力； b初始接觸線長度； 和分別為支承輥和架體初始接觸線處的曲率半徑，通常，用，成為綜合曲率，而成為綜合曲率半徑，其中正號用于外接觸，負號用于內(nèi)接觸； 和分別為支承輥和架體材料的彈性模量； 和分別為支承輥和架體的泊松比。 已知：fn， b=800mm=0.8m， 取安全系數(shù)s=4； 根據(jù)文獻【1】 表4.24 端環(huán)、托輥皆選鑄鐵， 則有 =0.3， =120gpa 帶入上式有： =51.5mpa 根據(jù)文獻【3】 圖1021（b）：端環(huán)和托輥間強度符合要求。7 潤滑與密封在本設計方案中，由于翻車機的轉(zhuǎn)動速度慢、承受載荷較大，齒

47、輪采用開式傳動，環(huán)境污染較嚴重，故潤滑方式基本采用脂潤滑。滾動軸承的潤滑為脂潤滑。對于小齒輪旁的軸承密封方式為毛氈圈密封。在軸承蓋上開缺口放置毛氈圈，然后用另外軸承端蓋壓在毛氈圈上，以調(diào)整毛氈與軸的密合程度，從而提高密封效果。這種密封主要用于脂潤滑的場合，它的結構簡單，但摩擦較大，常用于低速情況下?？偟膩碚f，本設計中采用的潤滑與密封方式合乎要求，潤滑與密封效果良好。8 經(jīng)濟性分析不經(jīng)濟就是對資金，精力乃至生命的浪費。經(jīng)濟性是選用設備的尺度之一，但必須是在安全、適用、可靠的基礎上的經(jīng)濟。市場需求中的經(jīng)濟性不單是產(chǎn)品的售價，更要優(yōu)先考慮其功能和質(zhì)量以及安裝維修及其它附件所需用費用。質(zhì)量差的產(chǎn)品和生

48、產(chǎn)效率低的產(chǎn)品雖然價格較低，但維護所帶來的維修費用及生產(chǎn)效率低多花費勞動時間等，在總投資上并未節(jié)省費用，相反可能花費更多的費用。質(zhì)量好的產(chǎn)品相應的價格較昂貴，在生產(chǎn)經(jīng)營投資中占有比重過大，也不實用。只有性價比高的產(chǎn)品才真正實用，既可以滿足消費者對設備質(zhì)量的需求，又可使消費者最大程度的節(jié)省開支。只有這樣才能使自己的產(chǎn)品在激烈的市場競爭中脫穎而出。因此，設計人員必須綜合各方面因素，真正使自己的設計成果做到物美價廉。為企業(yè)生產(chǎn)提供優(yōu)秀的設計方案。8.1傳動方案經(jīng)濟性分析翻車機主傳動采用電機傳動，主要的傳動形式為齒輪傳動，具體的傳動方案為電機通過減速器帶動端環(huán)下端小齒輪旋轉(zhuǎn)，從而帶動端環(huán)（大齒輪）旋轉(zhuǎn)完成翻車過程。齒輪傳動具有傳動平穩(wěn)，傳動比精確，工作可靠、效率高、壽命長，使用的功率、速度和尺寸范圍大等許多優(yōu)點。端環(huán)（大齒輪）與小齒輪傳動方式為開式齒輪傳動，齒輪暴露在外，不能保證良好的潤滑，且工作環(huán)境污染嚴重，對傳動產(chǎn)生很大影響，所以將傳動部分設于地下，有效的解決以上麻煩。由于大齒輪的直徑較大，且形狀不規(guī)則，加工難度較大，所以把大齒輪分成若干份進行加工并焊接，這樣不僅可以降低加工難度，并有利于拆卸維修。可以節(jié)約材