機械設計爬坡加料機的設計

機械設計說明書設計題目：爬坡加料機設計目錄摘要3一、機械設計任務書41.1設計題目簡介41.2設計任務4二、傳動方案的擬定及選擇52．1傳動方案分析52．2傳動方案確定5三、電動機的選擇63．1電動機類型63．2電動機功率選擇63．3電動機轉速的選擇73．4電動機型號的選擇7四、傳動裝置的相關計算74．1傳動比的分配74．2各個軸的轉速計算74．3各個軸的輸出功率計算74．4各個軸的輸出轉矩計算8五、V帶傳動的設計及計算85.1確定計算功率85.2確定V帶的帶型及帶速85.3確定V帶的中心距a和基準長度95.4驗算小帶輪上的包角95.5計算帶的根數(shù)95.6計算單根帶初拉力的最小值105.7計算帶傳動的壓軸力105.8確定V帶截面尺寸10六、V帶帶輪的設計及計算106.1選擇帶輪材料106.2選擇帶輪結構形式106.3確定帶輪的輪槽12七、齒輪傳動127.1高速級齒輪計算127.2低速級齒輪計算15八、軸的設計18九、軸承的校核21十、聯(lián)軸器設計22十一、卷揚機設計2211．1鋼絲繩的選擇2211．2卷筒的結構設計及計算23十二、小車的設計2712.1軌道2712.2車輪2712.3車輪直徑28十三、制動器的選擇28十四、Pro/E三維建模及仿真2914.1電動機模型2914.2帶傳動模型2914.3減速器模型2914.4聯(lián)軸器模型3014.5卷揚機模型3014.6小車模型3214.7制動器模型3314.8運動仿真34十五、ANSYS有限元分析35十六、結論36十七、參考文獻36摘要生產(chǎn)流程中，爬坡加料機可把塊狀、顆粒狀物料從貯料倉中均勻、定時、連續(xù)地給到受料裝置中去，在砂石生產(chǎn)線中可為破碎機械連續(xù)均勻地喂料，并對物料進行粗篩分，廣泛用于冶金、煤礦、選礦、建材、化工、磨料等行業(yè)的破碎、篩分聯(lián)合設備中。本文首先分析了爬坡加料機的工作原理，確定了傳遞方案并畫出了它的機構運動簡圖，結合題目中所提供的數(shù)據(jù)確定了電動機的功率和轉速,然后運用齒輪傳動原理,設計并計算了減速傳遞裝置，其次綜合各機構設計了卷揚機的結構,最后利用AutoCAD繪制了減速傳動裝置裝配圖及各零件圖，通過Pro/E建立了爬坡加料機的三維模型并進行了運動仿真。關鍵字：AutoCAD、Pro/E、運動仿真一、機械設計任務書設計題目：爬坡加料機設計1．1設計題目簡介1—卷揚機2—傳動裝置3—滑輪4—小車5—電動機6—導軌〔〕如圖為爬坡加料機的工作示意圖。電動機通過傳動裝置實現(xiàn)減速后驅動卷揚機工作，卷揚機通過鋼纜拖動小車沿導軌做往復運動。原動機為三相交流電動機，單班制間歇運轉，輕微振動，較大灰塵，小批量生產(chǎn)。設計參數(shù)與要求：題號裝料所受重力G(N)導軌長度L(mm)運行速度(m/s)輪距(mm)340006600.45001．2設計任務1、確定傳動方案，繪制機構運動簡圖。2、確定電動機的功率和轉速。3、設計減速傳動裝置。4、設計卷揚機結構。5、繪制減速傳動裝置裝配圖。6、繪制主要零件圖。7、利用Pro/E軟件建立三維模型并仿真。8、編寫設計計算說明書。二、傳動方案的擬定及選擇2．1傳動方案分析根據(jù)任務書的要求，傳動裝置應滿足工作可靠、傳動效率高、結構簡單、尺寸緊湊、本錢低廉、使用和維護方便的要求。2．2傳動方案確定為了確定傳動方案，由條件計算出卷揚機的轉速：選用同步轉速為1000r/min或1500r/min的電機，那么可估算出傳動裝置的總傳動比：根據(jù)算出的傳動比，我們想到了三種傳動方案：方案一：帶-單級圓柱齒輪減速器圖一方案一：傳動裝置簡單，采用帶傳動，安裝維修方便，且有緩沖過載作用，噪聲較低，但不適合高速重載。方案二：單級蝸桿減速器圖二方案二：結構緊湊，傳動平穩(wěn)，噪聲較低，但傳動效率低，而且蝸輪市場價格高，生產(chǎn)成品高。方案三：二級圓柱齒輪減速器圖三方案三：齒輪相對于軸承對稱布置，載荷分布均勻，齒輪傳動具有交大的承載能力、效率高、尺寸緊湊，帶傳動傳動平穩(wěn)、又能吸振，綜合考慮了上前兩方案的優(yōu)缺點，使本方案到達了最正確的效果。因此我們決定采用方案三作為爬式加料機傳動裝置的設計方案。三、電動機的選擇3．1電動機類型與單相異步電動機相比，三相異步電動機運行性能好，并可節(jié)省各種材料，卷揚機工作需要頻繁變向，因此選用Y系列三相異步電動機。3．2電動機功率選擇卷揚機工作的有效功率為：傳動裝置總效率：——聯(lián)軸器的傳動效率；——二級圓柱齒輪傳動的傳動效率；——滾動軸承的傳動效率；——V帶傳動的傳動效率；——卷揚機的傳動效率。查閱資料書得，，那么傳動裝置總效率為：那么電動機所需功率為：因此，選用額定功率為3Kw的電動機。3．3電動機轉速的選擇由前面知，選擇同步轉速為1500r/min或1000r/min的電動機。3．4電動機型號的選擇查閱資料書可知，同步轉速為1500r/min或1000r/min的電動機為Y100L2-4和Y132S-6，它們的具體參數(shù)查閱資料可得下表：電動機型號額定功率〔Kw〕同步轉速〔r/min〕滿載轉速〔r/min〕總傳動比軸外伸軸徑軸外伸長度Y100L2-431500143095.562860Y132S-63100096062.833860綜合上表，選擇電動機型號為Y100L2-4?？倐鲃颖葹?。四、傳動裝置的相關計算4．1傳動比的分配根據(jù)前面選擇的電動機的型號以及傳動方案，查閱資料，取帶傳動的傳動比，那么二級減速器的總傳動比為：將二級圓柱齒輪減速器分為高速級和低速級，那么其高速級的傳動比為：低速級的傳動比為：4．2各個軸的轉速計算小帶輪轉速：大帶輪轉速：4．3各個軸的輸出功率計算A軸的輸出頻率：B軸的輸出頻率：C軸的輸出頻率：D軸的輸出頻率：4．4各個軸的輸出轉矩計算五、V帶傳動的設計及計算帶傳動是一種撓性傳動，因具有結構簡單、傳動平穩(wěn)、價格低廉和緩沖吸振等特點，可以通過打滑，提高設備的防過載能力，在機械傳動中得到了廣泛應用。V帶傳動是靠V帶的兩側面與輪槽側面壓緊產(chǎn)生摩擦力進行動力傳遞的。與平帶傳動比擬，V帶傳動的摩擦力大，因此可以傳遞較大功率。V帶較平帶結構緊湊，而且V帶是無接頭的傳動帶，所以傳動較平穩(wěn)，是帶傳動中應用最廣的一種傳動。5．1確定計算功率查閱資料書得：計算功率為：式中：——工作情況系數(shù)；——計算功率；——所需傳遞的功率，等于電動機額定功率。5．2確定V帶的帶型及帶速由及小帶輪轉速，選擇V帶帶型為B帶。查機械設計手冊得：由于，初選小帶輪的基準直徑：式中，——滑動率，一般為1%~2%，可忽略不計；——大帶輪的基準直徑。那么，V帶帶速：由于，驗算的帶速適宜。5．3確定V帶的中心距a和基準長度初選中心距：計算所需的基準長度：選擇帶的基準長度：計算實際中心距：5．4驗算小帶輪上的包角小帶輪的包角小于大帶輪的包角，小帶輪上的摩擦力也相應的小于大帶輪上的摩擦力，因此打滑只會發(fā)生在小帶輪上，為了提高帶傳動的工作能力，有：包角大小適宜。5．5計算帶的根數(shù)為了使各根V帶受力均勻，V帶數(shù)量應少于10根。根據(jù)小帶輪的基準直徑和轉速，查閱資料得：，根據(jù)，和B型帶，查得：，，，那么：單根V帶的額定功率為那么V帶的根數(shù)為：所以取Z=3。5．6計算單根帶初拉力的最小值查得B型V帶單位長度質量為：。那么單根V帶所需的最小初拉力為：所以應使帶的實際初拉力：。5．7計算帶傳動的壓軸力壓軸力的最小值為：5．8確定V帶截面尺寸根據(jù)確定的B型V帶，那么其尺寸參數(shù)為：節(jié)寬，頂寬，高度，橫截面積，棱角。六、V帶帶輪的設計及計算6．1選擇帶輪材料常用的帶輪材料為HT150或HT200，轉速較高時可選擇鑄鋼或鋼板沖壓焊接而成，小功率可采用鑄鋁或塑料。此題選擇HT200為帶輪材料。6．2選擇帶輪結構形式對于小帶輪，由于，選擇V帶輪為腹板式，如下列圖。6．3確定帶輪的輪槽查閱資料得：。七、齒輪傳動7.1高速級齒輪計算7.1.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)已選直齒圓柱齒輪傳動，爬式加料機數(shù)度不高，應選用8級精度選擇小齒輪材料為〔調質〕，齒心硬度為280HBS，齒面硬度為50HRC，大齒輪材料為45鋼〔調質〕，齒心硬度為240HBS，齒面硬度為45HRC。選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取整。按齒面接觸強度設計試選載荷系數(shù)為小齒輪的轉矩：選取齒寬系數(shù)查得材料的彈性影響系數(shù)查得：小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。應力循環(huán)次數(shù)：取接觸疲勞壽命系數(shù)：取失效率為1%，平安系數(shù)。那么：試計算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值：計算圓周速度：計算齒寬：計算齒寬齒高之比：根據(jù)，級精度，查得動載系數(shù)：直齒輪，，使用系數(shù)根據(jù)級精度，小齒輪相對支承對稱布置時，由，，查得。故載荷系數(shù)：按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑：計算模數(shù)：按齒根彎曲強度設計查得小齒輪的彎曲疲勞極限：查得大齒輪的彎曲疲勞極限：取疲勞壽命系數(shù)：計算彎曲疲勞許用應力：取彎曲疲勞平安系數(shù)，得：計算載荷系數(shù)：查得齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)：取數(shù)值較大的，即。設計計算：比照計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m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，僅與齒輪直徑有關，可取標準值。算出小齒輪齒數(shù)：，取整得。取整得：。7.1.4幾何尺寸計算計算分度圓直徑：計算中心距：計算齒輪寬度：取，7.2低速級齒輪計算已選直齒圓柱齒輪傳動，爬式加料機的速度要求不高，應選用8級精度選擇小齒輪材料為40Cr〔調質〕，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼〔調質〕，硬度為240HBS。選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù)取整。按齒面接觸強度設計試選載荷系數(shù)小齒輪的轉矩選取齒寬系數(shù)查得材料的彈性影響系數(shù)查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的解除疲勞強度極限。應力循環(huán)次數(shù)：取接觸疲勞壽命系數(shù)：計算接觸疲勞許用應力：〔取失效率為1%，平安系數(shù)為S=1.1〕試計算小齒輪分度圓直徑:計算圓周速度：計算齒寬：計算齒寬齒高之比：根據(jù)，8級精度，查得動荷載系數(shù)，直齒輪，,使用系數(shù)。根據(jù)8級精度，小齒輪相對支承對稱布置時，。由，查得，故載荷系數(shù)：按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑：計算模數(shù)：7.2.2按齒根彎曲強度設計查得小齒輪的彎曲疲勞極限：查得大齒輪的彎曲疲勞極限：取疲勞壽命系數(shù)：計算彎曲疲勞許用應力：取彎曲疲勞平安系數(shù):,得：計算載荷系數(shù)：查得齒形系數(shù)和應力校正系數(shù):取數(shù)值較大值0.01467取標準值，算出小齒輪齒數(shù)，取整，，取整。7.2.3幾何尺寸計算計算分度圓直徑：計算中心距：計算齒輪寬度：取，。軸的設計〔輸出軸〔C軸〕的設計〕1、輸出軸上的功率，轉速，轉矩。2、求作用在齒輪上的力3、擬定軸上零件的裝配方案通過對傳動裝置的分析初步擬定輸出軸的裝配方案如下列圖：4、初步確定軸的最小直徑取軸的材料為45鋼，調質處理，查表取，那么：軸上會有兩平鍵用來定位，會削減軸的承載能力，應適當放大軸徑，輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需要同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，考慮到轉矩變化比擬小，故取，那么：按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，選用WH8型滑塊聯(lián)軸器，其公稱轉矩。半聯(lián)軸器的孔徑可以取55mm。故最小直徑取55mm,半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。5、軸的結構設計根據(jù)裝配方案圖可畫出軸的簡圖如下列圖：已經(jīng)確定，為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，AB軸段右端需制出一軸肩，故取BC段的直徑，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故取AB段得長度應比略短一些，現(xiàn)取。因軸承只承受徑向力作用，應選用深溝球軸承，根據(jù)，選用深溝球軸承6212，其尺寸為：，故：，而。右端滾動軸承采用軸肩定位，故取查得6212的軸肩定位高度為5mm,因此?。骸Ｈ“惭b齒輪處的軸徑。齒輪左端與軸承之間采用套筒定位，該段直徑，長度。齒輪寬度為100mm，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，因此軸肩處的直徑，軸肩寬度。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，故取。至此，已初步確定了軸的各段長度和直徑。齒輪與軸的周向定位均采用雙圓頭平鍵。按查得平鍵尺寸：，鍵槽用鍵槽銑刀加工；同時為了保證良好的對中性，應選擇齒輪與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸選用半圓頭平鍵，尺寸為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。對所選的平鍵進行校核：，其中：，。根據(jù)軸的材料為45鋼，查得，故所選平鍵適宜。查得F、G、H處軸肩圓角半徑為2.5，其余均為2.0。首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。算出簡支梁軸的支撐跨度，再做出彎矩圖、扭矩圖。如下列圖所示：從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面W是軸的危險截面。計算得出軸上載荷參數(shù)，如下表。載荷水平面H垂直面V支座反力彎矩總彎矩扭矩按彎扭組合應力校核軸的強度，通常只校核承受最大彎矩和扭矩的截面〔即危險截面〕的強度。取，軸的計算應力：根據(jù)已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查得，，故平安。九、軸承的校核1、軸承的受力徑向力：軸向力等于零。2、求軸承擔量載荷查得在軸向力為零時，徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)分別為，。查得，取。那么：3、驗算軸承壽命計算預期壽命:選用大的當量載荷驗算，查得，那么：軸承滿足使用要求。十、聯(lián)軸器設計聯(lián)軸器用來可用來傳遞運動和轉矩，能夠有效消除由于制造及安裝誤差、承載后的變形以及溫度變化的影響，使軸與軸之間的傳動更加平穩(wěn)?；瑝K聯(lián)軸器屬于無彈性元件的撓性聯(lián)軸器，由于中間滑塊的質量減小且具有彈性，因而有較高的極限轉速，該聯(lián)軸器結構簡單、尺寸緊湊，符合此題要求。根據(jù)已經(jīng)計算出的減速器輸出功率選擇WH8型滑塊聯(lián)軸器。選擇公稱轉矩。十一、卷揚機設計電動卷揚機由于操作方法不同，其結構相差很大。我們將其分為電控卷揚機和溜放型卷揚機兩類。電控卷揚機通過通電或斷電以實現(xiàn)卷揚機的工作或制動。物料的提升或下降由電動機的正反轉來實現(xiàn)，操作簡單方便。此題采用電控卷揚機。11．1鋼絲繩的選擇11.1.1鋼絲繩的種類和構造鋼絲繩的種類．根據(jù)鋼絲繩中鋼絲與鋼絲的接觸狀態(tài)不同又可分為：〔1〕點接觸鋼絲繩各層鋼絲直徑均相同，而內外各層鋼絲的節(jié)距不同，因而相互交叉形成點接觸。其特點是接觸應力高、外表粗糙、鋼絲易折斷、使用壽命低。但制造工藝簡單，價格廉價。這種鋼絲繩在受拉、尤其是受彎時由于鋼絲間的點接觸、造成應力集中而產(chǎn)生嚴重壓痕導致鋼絲疲勞斷裂?！?〕線接觸鋼絲繩由不同直徑的鋼絲統(tǒng)制而成，每一層鋼絲的節(jié)距相等，由于外層鋼絲位于內層鋼絲之間的溝槽內，因此內外層鋼絲間形成線接觸。這種鋼絲繩的內層鋼絲雖承受比外層鋼絲稍大的應力，但它防止了應力集中，減少了鋼絲間的摩擦阻力，使鋼絲繩在彎曲上有較大的自由度，從而顯著提高了抗疲勞強度；線接觸鋼絲繩比點接觸鋼絲繩的有效鋼絲總面積大，因而承載能力高。卷楊機優(yōu)先選用線接觸鋼絲繩。11.1.2鋼絲繩直徑的選擇鋼絲繩選擇多采用平安系數(shù)法：式中，——整條鋼絲繩的破斷拉力，單位N；——卷揚機工作級別規(guī)定的最小平安系數(shù)；——鋼絲繩的額定拉力，單位N。鋼絲繩直徑：式中，——鋼絲繩最大靜拉力，N；——鋼絲繩選擇系數(shù)。由于負載G=4000N，采用單滑輪組，那么鋼絲繩承受載荷：該卷揚機工作級別為M7，查閱資料得：鋼絲繩系數(shù)選擇c＝0.123，那么：選擇d=8mm。鋼絲繩最小拉斷力：式中，n——平安系數(shù)，查機械設計手冊選n=7。查閱資料，此題目中鋼絲繩選用鋼芯鋼絲繩，鋼絲繩型號選擇：6×19〔a〕類6-19S-8。11．2卷筒的結構設計及計算11.2.1卷筒的分類按照鋼絲繩在卷筒上的卷繞層數(shù)分，卷筒分單層繞和多層繞兩種。一般起重機大多采用單層繞卷筒。只有在繞繩量特別大或特別要求機構緊湊的情況下，為了縮小卷筒的外形尺寸，才采用多層繞的方式。本設計采用單層繞。11.2.2卷筒繩槽確實定為了防止使用過程中鋼絲繩脫槽，此題選用深槽，鋼絲繩直徑選用8mm，那么：式中，R——槽底半徑；——槽深；——槽的節(jié)距；——鋼絲繩直徑。，那么：R=4.32~4.8，取R=4.5mm；c=4.8~5.6mm，取c=5mm；t=14~16mm，取t=14mm。11.2.3卷筒的設計此題采用花鍵連接卷筒。為了延長鋼絲繩的壽命，采用鑄鐵卷筒。卷筒的設計主要尺寸有節(jié)徑、卷筒長度、卷筒壁厚。式中，——與機構工作級別和鋼絲繩結構有關的系數(shù)；根據(jù)工作環(huán)境級別為M7，查機械設計手冊得：，又，那么：選擇。此題采用單滑輪傳動，那么：式中，——卷筒總長度；——繩槽局部長度，；——固定鋼絲繩所需要的長度，一般?。弧獌啥说倪吘夐L度，??；——卷筒無繩槽局部長度，取100mm；——最大起升高度，取5000mm；——滑輪組倍率，取2；——槽的節(jié)距；——附加平安圈數(shù)，通常取n＝1.5~3圈，這里取2。所以，選取。對于鑄鐵筒壁根據(jù)鑄造工藝的要求，鑄鐵卷筒的壁厚不應小于12mm，取。11.2.4卷筒強度計算卷筒材料一般采用不低于HT200的鑄鐵，此題的卷筒無特殊需要，額定起重重量不是很大，所以選擇材料為HT200。此題中L=400mm，=230mm，符合3的要求，所以只計算壓應力：式中，——鋼絲繩單層卷繞時卷筒所受壓應力；——鋼絲繩最大拉力；——卷筒壁厚；——應力減小系數(shù)，取A=0.8。——許用壓力，對于鑄鐵，——鑄鐵抗壓強度極限，查資料得，那么。那么：符合強度要求。11.2.5卷筒軸的計算繩的額定拉力＝3460N，卷筒直徑230mm，鋼絲繩的直徑8mm，查機械傳動設計手冊，軸的材質選擇45鋼，調制處理，軸承選用型號為61911深溝球軸承。卷筒軸是不動的心軸，根據(jù)受力分析可知，當鋼絲繩位于右極限位置時，心軸受力較大，因此應按有極限位置進行軸的強度計算。計算時，卷筒支承作用到心軸的力，可簡化為作用于軸承寬度中點的集中力。1、按扭轉強度條件計算式中：——扭轉切應力，Mpa；——軸所受的扭矩，N.mm；——軸的抗扭截面系數(shù)，；——軸的轉速，r/min；P——軸傳遞的功率，Kw；d——計算截面處的直徑，mm；——許用扭轉切應力，查閱資料得45號鋼：；由于，，，那么：符合要求2、按彎扭合成強度條件計算取卷筒自重F=500N，由得：所以。所以做出彎矩圖，扭矩圖，如下列圖。所以，那么軸的應力為：式中，——軸的計算應力，Mpa；——軸所受的彎矩，N.mm；——軸所受的扭矩，N.mm；——軸的抗彎截面系數(shù)，；——折合系數(shù)，取0.3；——軸的許用彎曲應力。，查資料得：，，所以：符合條件。3、按疲勞強度計算卷筒軸的疲勞強度，即式中，——鋼絲繩的當量拉力；——當量拉力系數(shù)。為使計算簡便，可假設＝1。由前述可知，心軸的應力性質可認為是按脈動循環(huán)規(guī)律變化，那么，彎曲應力為：平均應力和應力幅為＝35.9Mpa查資料得：＝1.88，＝0.92，＝0.78，＝0.34，那么平安系數(shù)為：＝2.1式中，——有效應力集中系數(shù)；——外表狀態(tài)系數(shù)；——絕對尺寸系數(shù)；——等效系數(shù)。一般疲勞強度平安系數(shù)，所以該軸的疲勞強度足夠。4、按靜強度計算卷筒軸的靜強度計算，需要用靜強度計算拉力，可按下式求得：式中——靜強度計算最大拉力；——動載荷系數(shù)，查手冊：取。查資料得：材料的抗彎屈服極限那么靜強度計算平安系數(shù)：綜上，該軸符合本設計要求。十二、小車的設計12.1軌道橋式起重機所用的軌道有鐵路鋼軌〔P型〕、起重機專用鋼軌〔QU型〕以及方鋼或扁鋼，本設計采用起重機專用鋼軌〔QU型〕。12.2車輪車輪材料一般選用ZG55Ⅱ鑄鋼，對于輪壓較大的車輪可采用合金鋼。此題目中，材料選用45號鋼。為了提高車輪的使用壽命，車輪的踏面應進行熱處理，外表硬度為HB300～350。淬火深度不小于15mm，并均勻的過渡到未淬火層。12.3車輪直徑車輪的最大輪壓：小車自重取，負載，假設輪壓均布，那么：，載荷率查起重機課程設計，當運行速度小于60m/min，時工作類型為中級，車輪直徑選為D=350mm。十三、制動器的選擇按照制動器構造特征，可分為帶式制動器、塊式制動器、蹄式制動器和盤式制動器四種。與其他制動器相比，盤式制動器具有散熱快、重量輕、制動迅速、調整方便的優(yōu)點。特別是高負載時耐高溫性能好，制動效果穩(wěn)定，受外界環(huán)境因素的影響更小，在嚴寒氣候和極限駕駛狀態(tài)下開車，盤式制動器更容易在短時間內讓車停下來。盤式制動器分為固定鉗式和浮動鉗式。固定鉗式雖易于保證鉗的剛度，容易實現(xiàn)從鼓式到盤式的改型，能適應不同回路驅動系統(tǒng)的要求，但液壓缸較多，使制動鉗結構復雜；熱負荷大時，液壓缸和跨越制動盤的油管或油道中的制動液容易受熱汽化。相對于固定鉗式，浮動鉗式本錢低、制動效果更好。此題選擇滑動鉗盤式制動器。制動鉗可以相對于制動盤做軸向滑動，其中只在制動盤的內側置有液壓缸，外側的制動塊固裝在鉗體上。制動時活塞在液壓作用下使活動制動塊壓靠到制動盤。而反作用力那么推動制動鉗體連同固定制動塊壓向制動盤的另一側，直到兩制動塊受力均勻為止。十四、Pro/E三維建模及仿真14.1電動機模型14.2帶傳動模型大帶輪小帶輪皮帶14.3減速器模型高速軸中間軸