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摘要
本文中所設(shè)計(jì)的單軌吊其主要?jiǎng)恿?lái)源為氣動(dòng)，利用減速裝置對(duì)氣動(dòng)馬達(dá)所提供的速度進(jìn)行調(diào)節(jié)，以達(dá)到實(shí)際使用所需要的速度值，本文中主要完成以下工作：一、對(duì)課題的研究的背景、意義以及對(duì)單軌吊的國(guó)內(nèi)外現(xiàn)狀進(jìn)行闡述，其中包括對(duì)單軌吊進(jìn)行分類概述，分別從不同方面進(jìn)行敘述，其中包括：動(dòng)力方式、減速器選擇等方面。二、對(duì)本文中所設(shè)計(jì)的單軌吊為氣動(dòng)單軌吊，給出設(shè)計(jì)參數(shù)。從而利用設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)氣動(dòng)單軌吊今天整體方案的設(shè)計(jì)，主要完成以下工作：牽引力計(jì)算、吊車功率、氣動(dòng)馬達(dá)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(duì)單機(jī)減速器進(jìn)行計(jì)算與設(shè)計(jì)，其中確定各軸以及齒輪的轉(zhuǎn)速、功率、扭矩等相關(guān)參數(shù)。三、就是對(duì)本文的4t氣動(dòng)單調(diào)軌的制動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)，首先對(duì)制動(dòng)原理進(jìn)行闡述，表明氣動(dòng)單軌吊制動(dòng)系統(tǒng)的工作原理，提出本文中所需要的制動(dòng)要求。從而給出制動(dòng)系統(tǒng)的整體設(shè)計(jì)以及相關(guān)結(jié)構(gòu)與材料的選擇，緊接著對(duì)制動(dòng)力進(jìn)行計(jì)算，以及對(duì)主要的零部件進(jìn)行設(shè)計(jì)與選擇。四、對(duì)氣動(dòng)系統(tǒng)中的控制子系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)，其中包括氣動(dòng)工作的原理闡述，對(duì)氣動(dòng)傳動(dòng)的設(shè)計(jì)要求進(jìn)行敘述，并且根據(jù)本文中氣動(dòng)氣動(dòng)單軌吊所工作的環(huán)境與工作要求進(jìn)行對(duì)氣功工作的回路進(jìn)行設(shè)計(jì)。五、在這里，我們主要對(duì)氣動(dòng)單軌吊的安裝進(jìn)行說(shuō)明，因?yàn)闅鈩?dòng)單軌吊的使用空間較為狹小，因此對(duì)其安裝工藝以及設(shè)備使用要求都會(huì)相對(duì)嚴(yán)格，因此在這里要嚴(yán)格按照工藝流程進(jìn)行安裝，保證設(shè)備的使用壽命以及防止安全事故的發(fā)生。
關(guān)鍵詞 氣動(dòng)；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(guó)外發(fā)展概況 2
1.3.2 單軌吊國(guó)內(nèi)發(fā)展概況 3
1.3.3 氣動(dòng)單軌吊特點(diǎn) 3
1.3.4 氣動(dòng)單軌吊結(jié)構(gòu)與工作原理 3
1.4課題研究的主要內(nèi)容 4
2 總體方案設(shè)計(jì) 5
2.1 氣動(dòng)單軌吊設(shè)計(jì)參數(shù) 5
2.2 氣動(dòng)單軌吊參數(shù)計(jì)算 5
2.2.1 氣動(dòng)單軌吊牽引力計(jì)算 5
2.2.2 氣動(dòng)單軌吊車的功率計(jì)算 6
2.2.3 氣動(dòng)單軌吊車的氣動(dòng)馬達(dá) 6
2.3 氣動(dòng)單軌吊減速方案設(shè)計(jì) 7
2.3.1 氣動(dòng)單軌吊傳動(dòng)裝置 7
2.3.2 氣動(dòng)單軌吊傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比 8
2.3.2 氣動(dòng)單軌吊減速方案設(shè)計(jì) 8
2.4 本章小結(jié) 9
3 單極減速器相關(guān)設(shè)計(jì) 10
3.1 計(jì)算傳動(dòng)裝置參數(shù) 10
3.2 一級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 10
3.3二級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 14
3.4三級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 17
3.5傳動(dòng)軸與滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) 18
3.5.1輸入軸的強(qiáng)度校核 18
3.5.2傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 23
3.6本章小結(jié) 24
4 氣動(dòng)單軌吊制動(dòng)系統(tǒng) 26
4.1制動(dòng)原理 26
4.2制動(dòng)系統(tǒng)總體設(shè)計(jì) 26
4.2.1制動(dòng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 26
4.2.2制動(dòng)系統(tǒng)的材料選擇 28
4.2.3氣缸的計(jì)算與選型 29
4.3本章小結(jié) 29
5 氣動(dòng)控制系統(tǒng)設(shè)計(jì) 30
5.1氣動(dòng)概述 30
5.1.1氣動(dòng)系統(tǒng)的組成部分 30
5.2控制回路設(shè)計(jì) 31
5.3本章小結(jié) 31
6 結(jié)論 33
參考文獻(xiàn) 34
致謝 35
附錄 37
附錄1 37
附錄2 37
48
1 緒論
1.1 課題研究背景
在我們國(guó)家，每時(shí)每刻都在進(jìn)行煤炭的開(kāi)采工作，我們生活中所使用的電力能源，有將近八成時(shí)來(lái)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(shuō)，煤炭在當(dāng)今社會(huì)中的地位十分重要，作為世界上的煤炭?jī)?chǔ)量大國(guó)，我國(guó)的煤炭?jī)?chǔ)量也是處于世界前列，但是相對(duì)于我國(guó)的煤炭開(kāi)采技術(shù)來(lái)講。我國(guó)的煤炭開(kāi)采工作的效率與發(fā)達(dá)國(guó)家相比之下較低，為了能夠提高煤炭開(kāi)采的工作效率，也就需要對(duì)我們?cè)诿禾块_(kāi)采中所使用的設(shè)備以及工藝進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，因此在這里也就產(chǎn)生了本文中所涉及的氣動(dòng)單軌吊，氣動(dòng)單軌吊主要時(shí)應(yīng)用于煤炭以及煤炭工作人員的輸送工作，在我國(guó)的煤礦當(dāng)中，煤炭開(kāi)采工作的機(jī)械化程度與發(fā)達(dá)國(guó)家的水平相比，我們始終處于相對(duì)比較落的地位。因此在煤炭的開(kāi)采量上也不能與發(fā)達(dá)國(guó)家相比較，在一些偏遠(yuǎn)的山區(qū)的小煤礦中，還在使用著軌道小車用于煤炭的運(yùn)輸，其中對(duì)人力的投入較大，也就增加了煤炭工人的人身危險(xiǎn)，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(duì)于氣動(dòng)單軌吊的工作效率來(lái)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(nèi)，軌道小車所占用的空間遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于氣動(dòng)單吊的空間，因此也就會(huì)造成工程量的增大，因此綜合以上方面的闡述，也就產(chǎn)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(kāi)采工作的機(jī)械化程度以及提高煤炭產(chǎn)量。
氣動(dòng)單軌吊不僅能在煤炭行業(yè)使用，在相應(yīng)的其他采礦作業(yè)中也可以發(fā)揮相當(dāng)大的作用，在當(dāng)今社會(huì)與經(jīng)濟(jì)飛速發(fā)展的時(shí)代。我們對(duì)能源以及其他材料的需求日益增大，這也就要求我們對(duì)新的設(shè)備、新的工藝、新的技術(shù)手段進(jìn)行更新，這樣才能在保證人身安全的前提下完成對(duì)礦石的開(kāi)采工作，也就對(duì)本文中所設(shè)計(jì)的單軌吊的設(shè)計(jì)要求為：高效率、低能耗、較高的可靠性等，同時(shí)能夠使得我國(guó)在采礦水平再提升一個(gè)臺(tái)階。這也是本課題研究的背景。
1.2 課題研究意義
在煤炭開(kāi)采中，采用單軌吊的輸送方式能夠使得我國(guó)煤炭開(kāi)采技術(shù)的提高，機(jī)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(chǎn)成本降低，使得煤炭相關(guān)行業(yè)的利潤(rùn)提高，更能造福人民。在一些關(guān)于煤炭開(kāi)采的相關(guān)調(diào)查中，我國(guó)煤炭企業(yè)的人均年產(chǎn)量也相當(dāng)于印度尼西亞的五分之一，與美國(guó)相比，他們的人均年產(chǎn)量都在萬(wàn)噸以上，我們才達(dá)到約他們的二十分之一，可見(jiàn)我國(guó)在煤炭開(kāi)采工作的效率在世界上是十分低的，不僅無(wú)法與發(fā)達(dá)國(guó)家的開(kāi)采工作效率相比較，甚至與發(fā)展中國(guó)家的煤炭開(kāi)采效率都無(wú)法相提并論。究其原因，主要是以下幾個(gè)方面的原因：一、我國(guó)建國(guó)時(shí)間與發(fā)達(dá)國(guó)家相比較而言，時(shí)間較短，在煤炭開(kāi)采工藝以及生產(chǎn)技術(shù)上都是遠(yuǎn)遠(yuǎn)落后于其他國(guó)家的；二、煤炭開(kāi)采中的機(jī)械化程度，煤炭開(kāi)采中的機(jī)械化程度的高低直接影響著煤炭開(kāi)采的工作效率，在當(dāng)今科技飛速發(fā)展的今天，利用機(jī)械化進(jìn)行工作的效率遠(yuǎn)遠(yuǎn)高于人工的效率。因此在機(jī)械化程度上，我們也是遠(yuǎn)遠(yuǎn)落后于發(fā)達(dá)國(guó)家。綜合上述兩點(diǎn)的闡述，對(duì)于第一點(diǎn)的原因，我們通過(guò)對(duì)發(fā)達(dá)國(guó)家的技術(shù)學(xué)習(xí)以及我們自身經(jīng)驗(yàn)與時(shí)間的積累時(shí)可以趕上的 ，但是在機(jī)械化程度上，發(fā)達(dá)國(guó)家對(duì)于我們的技術(shù)封鎖，我們也就無(wú)從下手去學(xué)習(xí)，這也就使得我們要自力更生，要依靠自身的力量去設(shè)計(jì)與優(yōu)化相關(guān)煤炭開(kāi)采所用的機(jī)械設(shè)備，而本文中所設(shè)計(jì)的4t承重單軌吊，就是一個(gè)比較好的代表。單軌吊作為在礦井用于運(yùn)輸?shù)臋C(jī)械設(shè)備，它本身就具有相當(dāng)高的技術(shù)含量，它融合了機(jī)械結(jié)構(gòu)、氣動(dòng)控制與原理、減速系統(tǒng)設(shè)計(jì)、制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)等多方面的知識(shí)，很大程度上體現(xiàn)了一個(gè)國(guó)家在煤炭開(kāi)采過(guò)程中，機(jī)械設(shè)備的機(jī)械化程度的高低。
在這里，我們對(duì)單軌吊的動(dòng)力來(lái)源也有了明確的選擇，我們沒(méi)有選用燃燒化石燃料的燃?xì)鈾C(jī)，也沒(méi)有采用電力作為能量來(lái)源，而是利用氣動(dòng)的方式進(jìn)行運(yùn)動(dòng)，這樣就有了以下的優(yōu)點(diǎn)：一、不采用化石燃料的燃?xì)鈾C(jī)作為動(dòng)力來(lái)源，是由于其動(dòng)力來(lái)源于化石燃料的燃燒。這樣就會(huì)消耗礦井內(nèi)的空氣，排出廢氣。在深度達(dá)到數(shù)百米的地下礦井中，新鮮的空氣對(duì)于礦工來(lái)說(shuō)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(dòng)機(jī)的原因主要考慮為安全因素。在煤炭的礦井通道內(nèi)瓦斯?jié)舛热绻_(dá)到一定數(shù)值時(shí)，一個(gè)電火花的產(chǎn)生就會(huì)造成爆炸，這樣也就會(huì)造成重大人員傷亡的事故發(fā)生，而電動(dòng)機(jī)的主要?jiǎng)恿?lái)源為電力來(lái)源，因此如果線路發(fā)生故障時(shí)，也就會(huì)造成短路，從而可能會(huì)造成電火花的出現(xiàn)。因此，不能使用電動(dòng)機(jī)為單軌吊的動(dòng)力來(lái)源。綜上所述，我們采用氣動(dòng)的方式，氣動(dòng)的工作回路，主要依靠氣泵，我們可以通過(guò)管道進(jìn)行連接。這樣也就會(huì)避免消耗礦井內(nèi)部的空氣。
1.3 單軌吊發(fā)展概述
1.3.1 單軌吊國(guó)外發(fā)展概況
在上世紀(jì)中期時(shí)，隨著人民生活的水平提高，對(duì)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(guó)在單軌吊的研究上加大科研人力與物力的投入。在德國(guó)，老牌工業(yè)巨頭，西門子就開(kāi)始了對(duì)單軌吊的的設(shè)計(jì)優(yōu)化與創(chuàng)新，由于單軌吊在當(dāng)時(shí)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(duì)單軌吊的設(shè)計(jì)優(yōu)化處于一個(gè)迫在眉睫的處境，使得它在單軌吊的改進(jìn)技術(shù)方面處于世界的領(lǐng)先地位。在我國(guó)的北方，與我們相鄰的國(guó)家-俄羅斯也是世界上的煤炭?jī)?chǔ)量大國(guó)，在俄羅斯的遠(yuǎn)東地區(qū)，其地下就有相當(dāng)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(shì)，在單軌吊的研究上，能夠與德國(guó)的水平作為比較。在俄羅斯的鄰居烏克蘭，因?yàn)槠湓诠I(yè)領(lǐng)域的水平，在氣動(dòng)單軌吊的研究中，也處于世界先進(jìn)的的行列中，在歐洲的煤炭開(kāi)采國(guó)家中，氣動(dòng)單軌吊作為一種工作效率較高的運(yùn)輸設(shè)備已經(jīng)被廣泛地應(yīng)用于煤礦開(kāi)采過(guò)程中，它能夠提高煤炭的開(kāi)采效率，降低企業(yè)的生產(chǎn)成本，使得歐洲的老齡化國(guó)家都能夠節(jié)約人力成本，在現(xiàn)如今的中國(guó)，我們也會(huì)遇到他們?cè)诎l(fā)展中所遇到的問(wèn)題，所以我們要將氣動(dòng)單軌吊應(yīng)用于我國(guó)煤炭的開(kāi)采工作中，使得我們?cè)诿禾块_(kāi)采的機(jī)械化程度趕上發(fā)達(dá)國(guó)家的水平。
1.3.2 單軌吊國(guó)內(nèi)發(fā)展概況
與國(guó)外的發(fā)展相比，國(guó)內(nèi)發(fā)展起步較晚，在技術(shù)與工藝水平上無(wú)法與發(fā)達(dá)國(guó)家相比較。在建國(guó)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(jìn)行開(kāi)采，所以在資金方面不夠，使得煤礦開(kāi)采技術(shù)與設(shè)備都是相當(dāng)?shù)偷乃?。也就造成了較多人身事故的發(fā)生 ，在煤炭開(kāi)采的初期，甚至出現(xiàn)人力運(yùn)輸煤炭，嚴(yán)重降低了煤炭開(kāi)采的工作效率。在單軌吊使用方面，我國(guó)也處于起步較晚的行列中，氣動(dòng)單軌吊的使用歷史在國(guó)外已經(jīng)有很多年的時(shí)間，而在國(guó)內(nèi)我們知道這個(gè)氣動(dòng)單軌吊的存在也短短幾十年。在我國(guó)的產(chǎn)煤大省-山西，許多人都因?yàn)槊禾块_(kāi)采設(shè)備的簡(jiǎn)陋，使得承受著時(shí)刻會(huì)發(fā)生人身安全事故的風(fēng)險(xiǎn)。在十幾年前，山西省的各個(gè)煤礦中，都陸陸續(xù)續(xù)使用氣動(dòng)單軌吊作為運(yùn)輸工具，在實(shí)際應(yīng)用中，有了較好的使用效果，在煤炭開(kāi)采過(guò)程中，它不僅能夠運(yùn)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(kāi)采中，我們應(yīng)該大力推廣氣動(dòng)單軌吊的使用，在氣動(dòng)單軌吊的研究方面，我們也要加大科研投入，爭(zhēng)取早日趕上國(guó)外的發(fā)展水平。
1.3.3 氣動(dòng)單軌吊特點(diǎn)
相比其它運(yùn)輸方式，氣動(dòng)單軌吊有以下特點(diǎn)：
1 氣動(dòng)單軌吊具有較強(qiáng)的適用性，具有相當(dāng)好的爬坡能力；
2 氣動(dòng)單軌的能量消耗低，不需要太多的動(dòng)力能源，僅依靠氣動(dòng)就可以完成工作；
3 氣動(dòng)單軌吊具有轉(zhuǎn)彎功能，它的走向，主要依靠軌道的鋪設(shè)方向；
4 氣動(dòng)單軌吊的使用要求較低，對(duì)于一般的礦工都能夠進(jìn)行操作；
5 氣動(dòng)單軌吊的工作能力出色，承載量較大；
6 氣動(dòng)單軌吊機(jī)構(gòu)緊湊，布局合理；
7 氣動(dòng)單軌吊重量較輕，移動(dòng)方便，能夠跟隨工作面一同推進(jìn)；
8 氣動(dòng)單軌吊具有失效制動(dòng)功能，能夠保證在失效的情況下，實(shí)現(xiàn)緊急制動(dòng)。
1.3.4 氣動(dòng)單軌吊結(jié)構(gòu)與工作原理
1、氣動(dòng)單軌吊結(jié)構(gòu)
氣動(dòng)單軌吊的主要結(jié)構(gòu)一般由軌道、伸縮梁、拖線小車、風(fēng)動(dòng)葫蘆、拉桿、主牽引裝置、減速系統(tǒng)、制動(dòng)系統(tǒng)、氣動(dòng)控制系統(tǒng)等組成（如圖1.1）。
圖1-1整體安裝圖
2、氣動(dòng)單軌吊的工作原理
氣動(dòng)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(jìn)行連接，用于動(dòng)力輸入的公汽氣管固定在軌道之上來(lái)回移動(dòng)的滑車之上能夠跟隨氣動(dòng)單軌吊的主機(jī)一起進(jìn)行來(lái)回的移動(dòng)，而單軌吊的主機(jī)由氣動(dòng)馬達(dá)驅(qū)動(dòng)貼合于軌道腹板的摩擦輪，從而拖動(dòng)負(fù)載沿著軌道進(jìn)行來(lái)回的移動(dòng)，當(dāng)單軌吊整機(jī)采用失效制動(dòng)的時(shí)候，使用安全可靠。
1.4課題研究的主要內(nèi)容
在本文中，為了能夠使得單軌吊實(shí)現(xiàn)工作效率的提高以及具有相當(dāng)高的適用性，實(shí)現(xiàn)煤炭開(kāi)采的工作效率提升，本文主要研究以下內(nèi)容：
1、 對(duì)單軌吊的國(guó)內(nèi)外發(fā)展進(jìn)行調(diào)研，闡述國(guó)內(nèi)外單軌吊的發(fā)展現(xiàn)狀；
2、 根據(jù)設(shè)計(jì)參數(shù)設(shè)計(jì)氣動(dòng)單軌吊的整機(jī)設(shè)計(jì)方案，并且對(duì)相關(guān)零件進(jìn)行設(shè)計(jì)與選型；
3、 對(duì)氣動(dòng)單軌吊的減速系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)，其中包括單極減速器的設(shè)計(jì)以及二級(jí)減速器的設(shè)計(jì)等；
4、 針對(duì)氣動(dòng)單軌吊的制動(dòng)要求與特點(diǎn)進(jìn)行設(shè)計(jì)其制動(dòng)系統(tǒng)，保證其制動(dòng)能夠滿足使用要求；
5、 對(duì)氣動(dòng)單軌吊的氣動(dòng)控制系統(tǒng)進(jìn)行研究，從而設(shè)計(jì)出滿足使用要的氣動(dòng)控制回路；
6、 制定氣動(dòng)單軌吊的安裝工藝標(biāo)準(zhǔn)，保證在安裝使用過(guò)程的人員安全。
2 總體方案設(shè)計(jì)
氣動(dòng)單軌吊的整體系統(tǒng)應(yīng)該完成所規(guī)定的動(dòng)作，其中，沿著軌道的移動(dòng)、在某一位置的制動(dòng)、用于起吊物體的動(dòng)作、以及氣動(dòng)控制回路等相關(guān)動(dòng)作。因此，如果想要完成以上這些動(dòng)作，也就要有相應(yīng)的的裝置進(jìn)行實(shí)現(xiàn)。其中沿著軌道運(yùn)動(dòng)的動(dòng)力來(lái)源為氣動(dòng)馬達(dá)，首先，氣動(dòng)馬達(dá)通過(guò)氣泵的壓縮氣體進(jìn)行蓄力，然后通過(guò)減速裝置將速度達(dá)到一定工作要求時(shí)傳輸出來(lái)；制動(dòng)也就是通常稱為的剎車動(dòng)作，主要是利用制動(dòng)閘片與軌道之間的摩擦力進(jìn)行實(shí)現(xiàn)的，其摩擦機(jī)理為滑動(dòng)摩擦。在用于起吊動(dòng)作的部件選擇時(shí)，我們采用吊鉤和掛件的方式，在材料選擇時(shí)，一定要充分考慮其強(qiáng)度以及剛度的使用要求。
2.1 氣動(dòng)單軌吊設(shè)計(jì)參數(shù)
在設(shè)計(jì)氣動(dòng)單軌吊的過(guò)程中，我們要從以下幾個(gè)方面進(jìn)行考慮：1、氣動(dòng)單軌吊的運(yùn)行速度，這里我們主要設(shè)計(jì)考慮為其最大運(yùn)行速度；2、氣動(dòng)單軌吊所能實(shí)現(xiàn)的運(yùn)輸距離，因氣動(dòng)單軌吊的運(yùn)動(dòng)軌跡主要依靠軌道的走向，因此在這里我們?nèi)∑渥畲蟮倪\(yùn)輸距離，不過(guò)這個(gè)距離可以根據(jù)軌道的長(zhǎng)度進(jìn)行選擇與改善。3、因?yàn)閱诬壍豕ぷ鞯目臻g狹小，一般在地下的巷道之中，而地下的巷道一般會(huì)有相應(yīng)的坡度，這樣也就導(dǎo)致軌道的鋪設(shè)會(huì)存在相應(yīng)的傾角，因此我們所設(shè)計(jì)的氣動(dòng)單軌吊要滿足其軌道的傾角。4、氣動(dòng)單軌吊的承載重量，這個(gè)很重要，我們?cè)谠O(shè)計(jì)氣動(dòng)單軌吊時(shí)，一定要采用留有安全裕度的方式，使得其實(shí)際承載量不超過(guò)理論承載的重量，防止安全事故的發(fā)生。在這里，我們所設(shè)計(jì)的氣動(dòng)單軌吊的設(shè)計(jì)參數(shù)如表2-1所示，
表2-1 氣動(dòng)單軌吊設(shè)計(jì)參數(shù)
名稱
最大運(yùn)行速度
最大運(yùn)輸距離
軌道最大傾角
最大載重
數(shù)值
0.5m/s
100m
15度
4t
2.2 氣動(dòng)單軌吊參數(shù)計(jì)算
2.2.1 氣動(dòng)單軌吊牽引力計(jì)算
根據(jù)相關(guān)的力學(xué)知識(shí)，我們可知，單軌吊車處于工作時(shí)，其牽引力F（在這里取單位牛頓，簡(jiǎn)稱N）和單軌吊車所受到的阻力以及產(chǎn)生的慣性力為一對(duì)平衡力，其關(guān)系式如下所示：
F=W0+Wi+Wa2 (2-1)
其中上式中所表達(dá)的含義為：F為氣動(dòng)單軌吊的牽引力，單位為N；W0為氣動(dòng)單軌吊所受到的阻力，單位為N；Wi為氣動(dòng)單軌吊受到坡道給予的阻力，單位為N；Wa為氣動(dòng)單軌吊在運(yùn)動(dòng)中所產(chǎn)生的慣性力，單位為N。
根據(jù)公式2.1我們可知，如果想得到氣動(dòng)單軌吊的牽引力，我們就要先求得W0、Wi以及Wa。因此接下來(lái)我們就要對(duì)這幾個(gè)作用力進(jìn)行求解：
W0=M+Qgω （2-2）
在這里，公式2.2中的參數(shù)具體為:M指的是氣動(dòng)單軌吊的整機(jī)重量，在這里我們?nèi)∑涔乐担蠹s為800kg；Q為氣動(dòng)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/S 2；ω為氣動(dòng)單軌吊運(yùn)動(dòng)時(shí)所取的阻力系數(shù)，這里我們?nèi)ˇ?0.03（注：氣動(dòng)單軌吊的阻力系數(shù)一般與軌道的走向有關(guān)，如果時(shí)水平直道時(shí)，一般取水平直道，若是在水平彎道運(yùn)動(dòng)時(shí)，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(shù)值，在式中的i是指的氣動(dòng)單軌吊車在巷道中運(yùn)行時(shí)的坡度。i=tanα,其中α代表了氣動(dòng)單軌吊所在巷道的最大傾角。上式中的+號(hào)代表是氣動(dòng)單軌吊的運(yùn)行方向?yàn)樯掀路较颍?號(hào)代表氣動(dòng)單軌吊處于下坡方向。
Wa=（M+Q）a （2-4）
在上式中，a為氣動(dòng)單軌吊在運(yùn)動(dòng)中的加速度，在這里我們?nèi)≈?.05 M/S 2。
根據(jù)公式2.2、公式2.3以及公式2.4我們可以算出氣動(dòng)單軌吊車的牽引力，其具體計(jì)算過(guò)程如下所示：F=（M+Q）（ωg+ig+a）代入數(shù)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(dòng)單軌吊的最大牽引力為14256N，這樣我們就可以根據(jù)其牽引力進(jìn)行計(jì)算其他參數(shù)，如氣動(dòng)單軌吊的功率、氣動(dòng)馬達(dá)的選型等。
2.2.2 氣動(dòng)單軌吊車的功率計(jì)算
經(jīng)過(guò)上式計(jì)算可得氣動(dòng)單軌吊所需要的最大牽引力，在這里，我們就要根據(jù)牽引力以及氣動(dòng)單軌吊的運(yùn)動(dòng)速度計(jì)算氣動(dòng)單軌吊的最大功率。在這里，我們采用計(jì)算最大功率的方式，根據(jù)以及所學(xué)的物理知識(shí)可知：
Pmax=FmaxVmax （2-5）
其中，F(xiàn)max為氣動(dòng)單軌吊的最大牽引力，為14256N；Vmax為氣動(dòng)單軌吊的運(yùn)行速度，為0.5m/s。將數(shù)值代入可得：
Pmax=FmaxVmax=14256×05=7128W
這樣我們也就得到了氣動(dòng)單軌吊的最大輸出功率為7128W，在接下來(lái)的氣動(dòng)馬達(dá)選型時(shí)，就會(huì)作為數(shù)據(jù)參照進(jìn)行使用。
2.2.3 氣動(dòng)單軌吊車的氣動(dòng)馬達(dá)
根據(jù)公式2.5中，我們計(jì)算得到了氣動(dòng)單軌吊的最大功率，在這里，對(duì)于氣動(dòng)馬達(dá)的輸出功率的選擇就要滿足條件為P≥7.13KW，因?yàn)槌蓪?duì)的氣動(dòng)馬達(dá)的連接方式為串聯(lián)方式，因此我們要進(jìn)行計(jì)算，采用以下公式進(jìn)行計(jì)算就能夠得到實(shí)際中馬達(dá)所需功率參數(shù);
Pq=Pmax2η總 （2-6）
公式2.6中，η總為氣動(dòng)馬達(dá)的總效率值，在這里η總?cè)≈禐?.88。將數(shù)值帶入上式中，可得Pq=14.982×0.8=8.51KW計(jì)算可得，其所需功率值應(yīng)為8.51KW，因此查詢手冊(cè)標(biāo)準(zhǔn)可知SPX/GLOBE的齒輪式氣動(dòng)馬達(dá)GM920就可以滿足我們的使用要求，其具體參數(shù)如表2-2所示，
表2-2齒輪式氣動(dòng)馬達(dá)GM920參數(shù)
名稱
正常工作壓力值
額定功率
額定轉(zhuǎn)速
數(shù)值
0.8MPa
9.2KW
3000r/min
以上我們就是對(duì)我們所設(shè)計(jì)的氣動(dòng)單軌吊的牽引力、最大功率以及對(duì)氣動(dòng)單軌吊的氣動(dòng)馬達(dá)就行選型，完成這些工作后，我們接下來(lái)就要對(duì)單軌吊的減速方案進(jìn)行設(shè)計(jì)。
2.3 氣動(dòng)單軌吊減速方案設(shè)計(jì)
氣動(dòng)單軌吊的減速方案設(shè)計(jì)主要包括以下幾點(diǎn)：1、傳動(dòng)裝置的組成部分；2傳動(dòng)裝置的特點(diǎn)；3、根據(jù)傳動(dòng)方式的特點(diǎn)確定本文中的傳動(dòng)方案。
2.3.1 氣動(dòng)單軌吊傳動(dòng)裝置
在機(jī)械傳動(dòng)中，主要存在于以下幾種減速方式：1、機(jī)械設(shè)備減速，主要利用各種減速器進(jìn)行傳遞運(yùn)動(dòng)，其特點(diǎn)為傳動(dòng)效率較高，但是對(duì)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(lái)實(shí)現(xiàn)的，特點(diǎn)為傳動(dòng)效率較低，但是使用成本以及安裝維護(hù)較為方便；3、液力耦合器，這種變速方式屬于無(wú)極變速，現(xiàn)在主要的的風(fēng)力發(fā)電站以及小型汽車上應(yīng)用較為普遍，其特點(diǎn)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(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖
組成部分主要有：氣動(dòng)馬達(dá)、減速器、工作機(jī)的裝置。這種傳動(dòng)裝置的特點(diǎn)為：齒輪與軸承之間呈現(xiàn)的分布情況時(shí)不對(duì)稱的，因此也就會(huì)產(chǎn)生在軸向方向的載荷分布不均勻，因此對(duì)傳動(dòng)軸的剛度有較大要求，齒輪相連接的傳動(dòng)軸在軸向力的作用下也會(huì)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(jìn)行去除軸向力所帶來(lái)的影響。
氣動(dòng)馬達(dá)的滿載轉(zhuǎn)速為n=3000 r/min，功率為9.2KW，則驅(qū)動(dòng)輪的轉(zhuǎn)速為n驅(qū)=300014.9=201.34r/min。又因?yàn)闅鈩?dòng)單軌吊車的最大速度為0.5m/s，由公式代入可得其驅(qū)輪的直徑約為0.32m。
2.3.2 氣動(dòng)單軌吊傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比
根據(jù)本文的設(shè)計(jì)要求以及設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行計(jì)算和取值后，確定以下參數(shù)：
因?yàn)槟Σ凛喌闹睆郊s為320mm，因此由計(jì)算公式2-6可知
i總=πnqd6000v （2-6）
把所有的參數(shù)以及數(shù)值代入公式可得：i總=94.24
2.3.2 氣動(dòng)單軌吊減速方案設(shè)計(jì)
在這里，根據(jù)以上數(shù)據(jù)計(jì)算以及傳動(dòng)特點(diǎn)，我們采用的減速方案為三級(jí)減速的方式，首先根據(jù)氣動(dòng)馬達(dá)輸出動(dòng)力，此時(shí)氣動(dòng)馬達(dá)的輸出轉(zhuǎn)速較高，因此利用減速器來(lái)降低轉(zhuǎn)速，此時(shí)為一級(jí)減速如圖2-2所示，
圖2-2一級(jí)減速器傳動(dòng)方案
當(dāng)速度降低后 ，此時(shí)的扭矩就會(huì)變大，也就能夠給主鉤通過(guò)足夠的扭矩，此時(shí)就會(huì)出現(xiàn)二級(jí)減速器傳動(dòng)方案，如圖2-3所示，
圖2-3 二級(jí)減速器出動(dòng)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(duì)傳動(dòng)比進(jìn)行分配，在這里，我們一級(jí)減速的傳動(dòng)比取值為i1=5.2，然后根據(jù)公式i2=i總i1，代入數(shù)值計(jì)算可得i2=18.1。
2.4 本章小結(jié)
在本章中，我們主要完成了以下工作內(nèi)容：一、對(duì)氣動(dòng)單軌吊的總體方案設(shè)計(jì)，其中確定方案設(shè)計(jì)細(xì)節(jié)；二、完成了對(duì)氣動(dòng)單軌吊設(shè)計(jì)參數(shù)計(jì)算，其中包括：牽引力計(jì)算、單軌吊功率、氣動(dòng)馬達(dá)選型等；三、我們完成了對(duì)氣動(dòng)單軌吊的減速方案設(shè)計(jì)，其中闡述主要機(jī)械傳動(dòng)中的減速方式以及特點(diǎn)，根據(jù)使用要求確定本文中的減速方案，并且計(jì)算相應(yīng)的總傳動(dòng)比以及分配相應(yīng)各級(jí)減速器上的傳動(dòng)比。
3 單極減速器相關(guān)設(shè)計(jì)
3.1 計(jì)算傳動(dòng)裝置參數(shù)
本節(jié)中我們要對(duì)單極減速器中傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)參數(shù)進(jìn)行計(jì)算，主要包括：1、各傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速、功率以及扭矩等。
1 各傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速參數(shù)
Ⅰ軸因?yàn)榕c氣動(dòng)馬達(dá)相連，因此其轉(zhuǎn)速就是氣動(dòng)馬達(dá)的輸出軸的轉(zhuǎn)速，因此n1=nq=3000r/min，因此傳動(dòng)軸Ⅱ經(jīng)過(guò)減速后的轉(zhuǎn)速就應(yīng)該利用公式以及傳動(dòng)比進(jìn)行計(jì)算可得，n2=n1i1=30005.2=576.9r/min。
2 各傳動(dòng)軸的功率計(jì)算
在這里，我們也是主要計(jì)算Ⅰ軸和Ⅱ軸的功率，其中，Ⅰ軸與氣動(dòng)馬達(dá)相連接，在這里假設(shè)沒(méi)有其他損耗情況的發(fā)生，那么Ⅰ軸的功率就是氣動(dòng)馬達(dá)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(guò)，其經(jīng)過(guò)減速裝置減速后，就要一定的功率增加，因此在這里，我們經(jīng)過(guò)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(dòng)裝置中嚙合齒輪的傳動(dòng)效率，在這里我們的取值為0.97。
3 各軸的扭矩計(jì)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(zhuǎn)速，單位為r/min；代入相應(yīng)的數(shù)值進(jìn)行計(jì)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(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
在本節(jié)中，我們應(yīng)該對(duì)一級(jí)齒輪傳動(dòng)中的齒輪的材料、熱處理方式以及精度進(jìn)行確定，其中，我們?cè)谶@里采用的齒輪為斜齒圓柱齒輪，因此對(duì)于兩個(gè)傳動(dòng)齒輪的設(shè)計(jì)如下：
齒輪1我們采用的材料為S34CrNiMo，熱處理工藝為調(diào)質(zhì)處理，其材料的品質(zhì)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(diào)質(zhì)處理，其材料的品質(zhì)為ME，硬度值在179-241HBS的區(qū)間內(nèi)，因?yàn)辇X輪2相對(duì)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(duì)較低的材料進(jìn)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(shù)z=17，齒輪2的齒數(shù)z=58，根據(jù)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB/T10095－1998的規(guī)定，我們的精度等級(jí)為7級(jí)，并且防止斷齒現(xiàn)象的發(fā)生，我們對(duì)齒根進(jìn)行噴丸強(qiáng)化處理，以增強(qiáng)其強(qiáng)度。
1 齒輪傳動(dòng)的主要尺寸
一、 依照齒面接觸強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算
根據(jù)公式3.2可以計(jì)算得出，
d1t≥32KtK1Φ1εα×u±1u×(ZHZEσH)2 (3-2)
其中，對(duì)公式3.2 中的相對(duì)應(yīng)的參數(shù)進(jìn)行確定，其中在這里，我們Kt=1.6，經(jīng)過(guò)查詢機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可知區(qū)域系數(shù)ZH=2.32，εα1=0.68，εα2=0.78.因此εα=0.68+0.78=1.46。再經(jīng)過(guò)查詢機(jī)械手冊(cè)，可以計(jì)算出應(yīng)力值環(huán)數(shù)，如下式：
60×1440×1×(3×365×8）=7.5686×10h
2.2218×10h (為齒數(shù)比,即)；
查詢機(jī)械手冊(cè)可知，KHN1=1.11 KHN2=1.07；
接下來(lái)，我們對(duì)齒輪的疲勞極限進(jìn)行取值，然后利用它們的疲勞極限進(jìn)行計(jì)算其相應(yīng)的許用應(yīng)力值，經(jīng)過(guò)查詢相關(guān)的國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)以及機(jī)械手冊(cè)可知，根據(jù)齒面硬度對(duì)應(yīng)表格可知，齒輪1的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1的取值為820MPa;齒輪2的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2的取值為640MPa。在氣動(dòng)單軌吊工作時(shí)，也會(huì)存在失效的情況，我們?nèi)∈У牡陌l(fā)生概率為1%，安全系數(shù)S取1，則利用公式3-3代入得：
σH=KHNσHlimS （3-3）
可得：
繼續(xù)計(jì)算可得齒輪的許用應(yīng)力為：
σH=(σH1+σH2)/2=(910.2+684.8)/2=797.4MPa。
根據(jù)材料的彈性系數(shù)對(duì)應(yīng)表格，我們可以查詢得出齒輪所采用材料的彈性影響系數(shù)ZE為188.9MPa，Φd的取值為0.55。
確定以上所需數(shù)值后，我們就將所有的數(shù)值代入公式后就可以得到
=95.5×10×=4.874Nmm
二、 齒輪的尺寸設(shè)計(jì)計(jì)算
第一步：輪1的分度圓直徑d1t
將相應(yīng)的數(shù)值代入公式3.2可得，
=
第二步：確定與計(jì)算齒輪的圓周速度V
第三步：利用相關(guān)數(shù)據(jù)計(jì)算齒輪的齒寬數(shù)b以及模數(shù)mn
b==
根據(jù)螺旋角度=24，以及分度圓直徑d1t還有齒數(shù)Z1就可以計(jì)算出齒輪的模數(shù)mn，計(jì)算過(guò)程如下式所示：
mn=d1tcosβZ1=40.5×cos24o17=2.18mm
第四步：結(jié)合相關(guān)數(shù)據(jù)計(jì)算齒輪1的齒寬高比b/h的數(shù)值。
首先我們利用模數(shù)計(jì)算可知齒高的結(jié)果h=2.25×mn=2.25×2.18=49mm
在上式中，我們已經(jīng)計(jì)算可知齒寬的系數(shù)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(shù)K
查詢機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可知，載荷系數(shù)K與使用系數(shù)KA、動(dòng)載系數(shù)KV、KHα以及KHβ都有關(guān)系，因此在這里如果想求解載荷系數(shù)K，那么就要先把相應(yīng)的系數(shù)計(jì)算求解出來(lái)，然后利用公式3.4就可以計(jì)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(shù)KA=1，由于V=3.2325m/s，齒輪的的制造精度為7級(jí)，我們可以通過(guò)查詢機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可知，動(dòng)力系數(shù)KV的計(jì)算公式為：
KV=1+(K1KAFtb+K2)Z1V100u21+u2 （3-5）
將所有相應(yīng)數(shù)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(guò)查詢相關(guān)機(jī)械手冊(cè)，可知KFβ=1.15；KFα=1.1
求得相關(guān)數(shù)據(jù)后，將所有數(shù)據(jù)都代入公式3.4，就可以計(jì)算得出載荷系數(shù)，K=2.23
第七步：根據(jù)求得的實(shí)際載荷系數(shù)對(duì)分度圓的直徑進(jìn)行校正，以獲得我們?cè)O(shè)計(jì)所需的尺寸。
d1=d1t3KKt （3-7）
經(jīng)過(guò)計(jì)算可得，校正后的分度圓直徑為47.3mm
第八步：計(jì)算校正后的mn
mn=d1cosβZ1 （3-8）
代入數(shù)據(jù)計(jì)算可知，校正后的模數(shù)為2.54mm
三 對(duì)齒輪的齒根彎曲強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算
首先，查詢機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可知，齒輪的齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)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(gè)值，也就是我們要確定其最小值，只能能夠保證這個(gè)數(shù)值比最小值大，也就能夠滿足我們的設(shè)計(jì)要求。
第一步，我們要查詢或者計(jì)算公式3.9中各個(gè)系數(shù)的具體大小數(shù)值。
在上文中，我們已經(jīng)將齒輪1的具體扭矩值計(jì)算出來(lái)了 ，因此T1的數(shù)值為48.74，齒數(shù)Z也是已知數(shù)值，分別為Z1為17，Z2為58。這些齒數(shù)為理論設(shè)計(jì)齒數(shù)。
利用上述齒數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)，利用公式3.10可知：
zv1=Z1cosβ3 （3-10）
其中螺旋角為24o，代入計(jì)算可得，當(dāng)量齒數(shù)分布為Zv1=17.52，Zv2=59.77。
確定齒輪的齒寬系數(shù)φd
經(jīng)過(guò)查詢機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，根據(jù)其齒輪的放置方式，我們?cè)谶@里選擇懸臂方式，因此可知φd為0.55。
螺旋角度，我們?cè)谶@里的螺旋角度取值為24o
齒輪的載荷系數(shù)K，在上文中，我們已經(jīng)對(duì)齒輪的載荷系數(shù)進(jìn)行計(jì)算，在這里，我們直接采用計(jì)算所得的載荷系數(shù)K=1.514
對(duì)齒輪的齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)進(jìn)行查詢，我們經(jīng)過(guò)查詢機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可知，齒形系數(shù)分別為2.97和2.2.應(yīng)力校正系數(shù)為1.52和1.73。
求解齒輪的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度極限，經(jīng)過(guò)查詢可知齒輪1的強(qiáng)度極限為650MPa,齒輪2的強(qiáng)度極限為530MPa。
查詢齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)：KFN1為0.95，KFN2為0.98。其彎曲疲勞的安全系數(shù)S在這里我們?nèi)≈禐?.4。
σF=KFNσFFS (3-11)
根據(jù)上式代入數(shù)據(jù)計(jì)算可知 ，σF1的取值為441.1MPa，σF2的取值為371MPa。
第二步，對(duì)上述數(shù)值所設(shè)計(jì)的尺寸進(jìn)行計(jì)算，
1、 求解齒輪模數(shù)
將相應(yīng)數(shù)據(jù)代入公式3.9后，我們計(jì)算得出其模數(shù)為：
mn≥1.69mm
根據(jù)相關(guān)的設(shè)計(jì)手冊(cè)要求，我們對(duì)于齒輪設(shè)計(jì)中所涉及的齒面接觸疲勞強(qiáng)度的法面模數(shù)mn要保證其始終大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的法面模數(shù)，根據(jù)GB/T1357-1987的相關(guān)固定，我們對(duì)求得的結(jié)果進(jìn)行取整處理后，去模數(shù)mn為2.5mm。但是，在我們的實(shí)際計(jì)算中，為了同時(shí)滿足兩者的疲勞強(qiáng)度的要求，我們還是應(yīng)當(dāng)使用接觸疲勞強(qiáng)度所求解出的分度圓直徑d1=47.3mm進(jìn)行求解相應(yīng)的齒數(shù)，故應(yīng)有接下來(lái)的計(jì)算結(jié)果為：Z1=17.3取整后為17，Z2=58。
求解齒輪的幾何尺寸
首先計(jì)算中心距，公式如下：
a=Z1+Z2mn2α （3-12）
代入計(jì)算得，中心距為102.62mm，經(jīng)過(guò)取整處理后，我們?nèi)?shù)值為103mm。
按照取整后的齒輪中心距數(shù)值對(duì)螺旋角校正。公式如下：
β=cos-1Z1+Z2mn2α （3-13）
將數(shù)值代入公式3.13中，我們求得結(jié)果為23o5915011
這個(gè)數(shù)值與我們初定的螺旋角24o相差甚小，因此與其相關(guān)的數(shù)據(jù)我們就不用一一校正了，如：εα、Kβ以及Zh等數(shù)值。
已知上述數(shù)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(shù)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(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
經(jīng)過(guò)對(duì)一級(jí)齒輪的計(jì)算，我們就要對(duì)二級(jí)齒輪進(jìn)行設(shè)計(jì)與計(jì)算。二級(jí)齒輪傳動(dòng)中也是兩個(gè)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(zhì)登記以及齒面硬度等方面進(jìn)行選擇。首先，經(jīng)過(guò)查詢相關(guān)的國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)以及機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，我們?cè)谶@里選擇小齒輪的材料為S34CrNi3Mo鋼，熱處理方式采用調(diào)質(zhì)處理，齒輪的品質(zhì)等級(jí)為ML，齒輪的齒面硬度為248HBS，齒數(shù)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(zhì)等級(jí)為MQ，大齒輪的齒面硬度在163~197HBS的范圍內(nèi)選取，齒輪的齒數(shù)Z2為52。其中為了保證齒輪嚙合的精度要求，我們根據(jù)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB/T10095－1998的相關(guān)規(guī)定，在這里我們的齒輪精度等級(jí)為7級(jí)，而且還要對(duì)齒輪的齒根進(jìn)行噴丸強(qiáng)化處理，增強(qiáng)其強(qiáng)度，保證齒輪的工作安全，增加齒輪的使用壽命。
1 根據(jù)齒輪齒面的接觸強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)
d1t≥32KtK1Φ1εα×u±1u×(ZHZEσH)2
第一步，根據(jù)公式中所涉及的參數(shù)進(jìn)行求解與查詢
選取Kt的數(shù)值為1.5；查詢相關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，可知區(qū)域系數(shù)ZH的數(shù)值為2.32；在這里，我們對(duì)螺旋角的角度選取為β為24o，然后根據(jù)查詢機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可知，=0.758 =0.765 =0.758+0.765=1.523。
對(duì)于齒輪的應(yīng)力循環(huán)值進(jìn)行計(jì)算，根據(jù)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(shù):KHN1=1.075；KHN2=1.09。
根據(jù)齒輪的齒面硬度進(jìn)行對(duì)大小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限進(jìn)行求解，可得：
小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1為502.5MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2為298MPa。
在完成強(qiáng)度極限的計(jì)算后，我們緊接著就要對(duì)齒輪的許用應(yīng)力進(jìn)行極端，其中所設(shè)計(jì)的參數(shù)我們?nèi)“踩禂?shù)S為1，失效的概率為1%，利用公式3.3，進(jìn)行計(jì)算，如下所示：
σH=KHNσHlimS
其齒輪的接觸疲勞許用應(yīng)力分別為540.2MPa、324.82MPa，加權(quán)平均可得432.5MPa。
根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)及相關(guān)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)查詢可知，材料的彈性影響系數(shù)ZE為188.9MPa，齒輪的齒寬系數(shù)Φd為0.95。
扭矩計(jì)算公式為：T=9550P3n3代入數(shù)值計(jì)算結(jié)果為1597.1N.m。
利用上述數(shù)值以及公式可以求解出分度圓的直徑，代入計(jì)算得d1t應(yīng)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(yīng)為81.9mm。
第二步，求解齒輪的圓周速度V
已經(jīng)齒輪轉(zhuǎn)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(jì)算齒輪模數(shù)：mnt=d1tcosβZ1=2.34mm
然后利用公式計(jì)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(shù)據(jù)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(shù)K
其求解過(guò)程可以依據(jù)一級(jí)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(shù)K為1.846。
第七步，根據(jù)實(shí)際工作中的載荷系數(shù)去校對(duì)設(shè)計(jì)中的分度圓的直徑，以期達(dá)到實(shí)際設(shè)計(jì)中的分度圓直徑數(shù)值d1。
計(jì)算公式為：d1=d1tKkt，其中，代入所有數(shù)值后，可得d1值為87.77mm。
緊接著計(jì)算齒輪的模數(shù)：mn=d1cosβZ1將數(shù)值代入計(jì)算后得結(jié)果為2.51mm。
2 根據(jù)齒輪的齒根彎曲強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)求解
≥
第一步，求解公式中所有參數(shù)的數(shù)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(jù)相關(guān)規(guī)定，對(duì)齒輪的齒數(shù)進(jìn)行求解可得：Z1=32，Z2=52。其兩者之間的傳動(dòng)誤差為u=1.625。
對(duì)齒輪的齒寬系數(shù)Φd進(jìn)行選擇，因?yàn)辇X輪的裝置的布置形式為對(duì)稱分布，因此其齒寬系數(shù)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(shù)K，其計(jì)算工程如上文中所述，在這里，我們直接給出其計(jì)算結(jié)果，載荷系數(shù)K為1.68。
求解齒數(shù)的當(dāng)量齒數(shù)，計(jì)算過(guò)程同上，故在此給出其計(jì)算結(jié)果，Zv1為39.81，Zv2的計(jì)算結(jié)果為64.69。
查詢機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可知，齒輪的齒形系數(shù)為2.28以及應(yīng)力校正系數(shù)為1.73。
求解兩個(gè)齒輪的經(jīng)過(guò)計(jì)算可得，分別為0.015和0.016。
因?yàn)榇簖X輪的數(shù)值較大，因此在這里我們采用大齒輪的尺寸數(shù)據(jù)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，
求解齒輪模數(shù)，利用公式計(jì)算后可得，齒輪的模數(shù)最小取值為2.12mm，因此我們?cè)谠O(shè)計(jì)齒輪時(shí)，其模數(shù)取值應(yīng)該大于2.12mm。
經(jīng)過(guò)對(duì)求解的結(jié)果進(jìn)行對(duì)比可知，因?yàn)楦鶕?jù)齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn比根據(jù)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度而計(jì)算得來(lái)的法面模數(shù)大，因此在這里我們根據(jù)GB/T1357-1987的相關(guān)規(guī)定對(duì)模數(shù)進(jìn)行取整處理，在這里我們?nèi)∧?shù)的數(shù)值為4mm，但是，在實(shí)際的齒輪工作中，我們?yōu)榱藵M足接觸疲勞強(qiáng)度的要求，應(yīng)該使用根據(jù)接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算所得的分度圓直徑d1=70.5mm進(jìn)行計(jì)算齒輪的齒數(shù)。
經(jīng)過(guò)公式計(jì)算可得，齒數(shù)Z1為16，Z2為43。
接下來(lái)，我們對(duì)一些主要的尺寸進(jìn)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(gè)求解得出的數(shù)值與我們初定的螺旋角24 o相差不大，因此我們對(duì)與之相關(guān)的系數(shù),,等都不予校正。
3）求解齒輪的分度圓直徑d
d=Zmncosβ
將數(shù)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(guān)數(shù)據(jù)代入求得，B1為62mm，B2為60mm。
3.4三級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
在氣動(dòng)單軌吊的傳動(dòng)裝置中，三級(jí)齒輪中的小齒輪采用的材料為35CrMn鋼，熱處理工藝為調(diào)質(zhì)處理，其齒面的硬度范圍為207~269HBS，齒輪的品質(zhì)等級(jí)為ML，在本次設(shè)計(jì)中我們?nèi)⌒↓X輪的齒數(shù)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(zhì)等級(jí)為ME，其齒面的硬度范圍為163~197HBS，齒數(shù)Z2為43。根據(jù)其工作環(huán)境以及要求，依照GB/T10095－1998的相關(guān)規(guī)定，我們本次設(shè)計(jì)中精度等級(jí)為8級(jí)，對(duì)其齒根進(jìn)行強(qiáng)度增強(qiáng)處理工藝為噴丸強(qiáng)化。
因?yàn)辇X輪的設(shè)計(jì)過(guò)程以及相關(guān)的計(jì)算公式都與以上兩種齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算過(guò)程相同，因此在這里我們就直接給出相關(guān)的設(shè)計(jì)計(jì)算結(jié)果。
1 根據(jù)齒輪的齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
第一步，對(duì)于公式中所設(shè)計(jì)的參數(shù)進(jìn)行確定具體數(shù)值。
首先，我們選擇Kt為1.6，經(jīng)過(guò)查詢機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可得區(qū)域系數(shù)ZH為2.32，對(duì)于齒輪的螺旋角我們還是依舊選取24 o，然后根據(jù)螺旋角進(jìn)行計(jì)算可知εα1為066，εα2為1.25，εα為1.91。齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1為1.36×10，N2為0.508×10。接著，經(jīng)過(guò)查詢相關(guān)的機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)我們可以等到齒輪接觸疲勞壽命系數(shù)為K=1.1，K= 1.13，經(jīng)過(guò)籍貫可得小齒輪與大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限分別為490MPa、490MPa。在這里對(duì)齒輪的疲勞許用應(yīng)力計(jì)算得539MPa、502MPa以及520.7MPa。查詢可知齒輪的材料的彈性影響系數(shù)ZE為188.9MPa，齒寬系數(shù)Φd為1.2。
將上述數(shù)據(jù)代入公式可得：
d1t≥69.67mm
第二步，根據(jù)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(jìn)行求解齒輪的圓周速度V。
計(jì)算得V=0.947m/s
第三步，根據(jù)分度圓直徑進(jìn)行計(jì)算齒輪的齒寬b。
代入公式進(jìn)行計(jì)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(jì)算模數(shù)可得，mnt=3.98mm，齒高h(yuǎn)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(jīng)過(guò)公式計(jì)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(shù)K。
在這里，如果我們要求解齒輪的載荷系數(shù)K，就要先知道使用系數(shù)KA、以及KV、KHβ、KHα等值。經(jīng)過(guò)查詢計(jì)算后，齒輪的實(shí)際載荷系數(shù)K為1.66。
第七步，根據(jù)上面求得的實(shí)際載荷系數(shù)進(jìn)行對(duì)齒輪的分度圓直徑進(jìn)行求解。
求解可知，校正后的分度圓直徑d1為70.5mm。
第八步，已知實(shí)際分度圓直徑后，求解模數(shù)mn。
經(jīng)過(guò)公式計(jì)算可得，模數(shù)mn為4.03mm。
2 根據(jù)齒輪齒根的彎曲強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算與設(shè)計(jì)
第一步，對(duì)公式中所涉及的參數(shù)進(jìn)