塔式起重机行走部减速器装置设计

机械设计课程设计说明书题目塔式起重机行走部减速器装置设计姓名学号班级2012年1月目录一、设计任务书11、设计条件12、设计任务二、机械传动装置的设计计算21、确定传动方案22、电动机的选择23、传动装置总传动比的分配及其计算24、计算传动装置的运动和动力参数三、传动零件的设计计算31、高速级圆柱齿轮设计32、低速级圆柱齿轮设计33、开式齿轮设计四、轴系零件的设计计算41、轴的设计计算42、轴承使用寿命计算43、键的校核五、减速器的设计计算51、箱体结构尺寸的设计52、齿轮与轴承的润滑六、参考资料目录设计任务书11、设计条件1机器功用塔式起重机有较大的工作空间，用于高层建筑施工和安装工程起吊物料用，起重机可在专用钢轨上水平行走；2工作情况减速装置可以正反转，载荷平稳，环境温度不超过40；3运动要求运动速度误差不超过54工作能力启动系数取16DK5使用寿命忙闲程度中等，工作类型中等，传动零件工作总时数小时。滚动轴承寿命4104000小时；6检修周期500小时小修；2000小时大修；7生产批量单件小批量生产；8生产厂型中型机械制造厂9原始数据（H9）运行阻力20KN运行速度05M/S车轮直径400MM12、设计任务1设计内容电动机的选型；减速器的设计；开式齿轮传动设计；传动轴设计；联轴器选型设计；车轮及其轴系计算。2设计工作量传动系统安装图1张；减速器装配图1张；零件图2张；设计计算说明书一份。13、设计要求1要求减速器齿轮设计成直齿轮；斜齿轮；直齿、斜齿由设计者自定。2要求减速器中齿轮设计成变位齿轮；标准齿轮；变位与否由设计者自定。图11塔式起重机行走部示意图1电动机；2减速器；3传动轴；4齿轮传动；5车轮；6轨道计算结果1、机械传动装置的设计计算21、确定传动方案从电动机到工作机构的传动系统由展开式圆柱齿轮减速器和开式齿轮传动组成。22、电动机的选择已知工作机的阻力F和速度V，则工作机功率WP10WVP式中2KN5/VMS则01WFP传动装置总效率362145查表91得弹性联轴器的效率109滚动轴承（对）的效率2开式圆柱齿轮效率095（加工齿，脂润滑）3闭式圆柱齿轮效率097精度等级8级4闭式圆柱斜齿轮效率097精度等级8级5则3620909709电动机输出功率WDDPK式中是考虑起动惯性，电动机功率增大的倍数，DK16DK16075DP查表162得Y系列1000R/MIN电动机的具体牌号为Y132S6型，额定功率3，满载转速960R/MIN。KW23、总传动比的分配及其计算1WPKW0752064PKW车轮转速601VND式中车轮直径D400MM则60154N总传动比9602387I123II式中是减速器第一级的传动比，是减速器第二级的传动比，2I是开式齿轮的传动比3I选，则3192I124039I减速器为二级圆柱齿轮减速器，故，取1234II123I则122643I24、计算传动装置的运动和动力参数从减速器高速轴开始各轴命名为轴、轴、轴，开式齿轮轴为轴，车轮轴为V轴。A各轴转速计算0/96/1INI142II/857/3IIVII3691INB各轴功率计算120IP5947II289II1/0/2IVIPN2387R/MIN402I3192I62I14960R/MININ2857I1R/II69NIVN2387R/MI4IPKWI271IK3IVP5KW321095VIPC各轴转矩计算9504/6IITN528/57IIP901/69IITN553/7IVIVP9012/8VVTN将数据汇总列表如下表电动机各轴转速、功率及扭矩计算数据列表轴号转速NR/MIN输出功率P（KW）输出扭矩TNM传动比I电机轴96032984196029429234222857282117823761927133968319276191331667车轮轴2387125500113、传动零件的设计计算31、高速级齿轮传动设计2923NMIT11782NMI33968NMI1667NMIVT5001NMA选择齿轮材料，确定许用应力由机械设计课本表62选小齿轮40CR调质大齿轮45正火许用接触应力HLIMNZS接触疲劳强度查课本图64LI接触强度寿命系数应力循环次数NN411609601HNJL82/57/2I查课本图65得，1NZ2接触强度的最小安全系数HLIMS则1705/1H2许用弯曲应力LIMFNXYS弯曲疲劳极限，查课本图67，双向传动乘以07LIF弯曲强度寿命系数，查课本图68NY弯曲强度尺寸系数，查课本图69（设模数小于5MM）X弯曲强度最小安全系数LIMFS则1378/14F29B齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度31102/VNP1HBS2602HLIM170N/LI2581760N2315NZ2HLIMS21735/260NH2/2LIM1378N/FLI2941NYXLIM4FS2170/2NF公差组9级，参考课本表67、表68选取13M/SV小齿轮分度圆直径1D2131EHDZKTUD齿宽系数查课本表69，按齿轮相对于轴承为非对称布置D小齿轮齿数在推荐值2040中选取1Z大齿轮齿数圆整取22154210ZI齿数比U/U传动比误差/小齿轮转矩1T1I载荷系数KAVK使用系数查课本表63A动载系数由推荐值10514V齿间载荷分配系数由推荐值1012K齿向载荷分配系数由推荐值1012载荷系数121AVK材料弹性系数查课本表64EZ节点区域系数查课本图63（B12，）H120X重合度系数由推荐值075088螺旋角系数由ZCOSZ故2131233894507894529104268EHDKTUD法面模数取标准NM11COS/3COS1/MDZ08D125Z2105Z4U合适1293NMT12AVK145K289N/MEZH079Z13589MD中心距12/COS2510/2COS139MNAMZ圆整分度圆螺旋角12ARCOS/ARCOS2510/2319NZ分度圆直径D19COSMZ圆周速度V/606/齿宽B圆整18542D大齿轮齿宽2B小齿轮齿宽120C齿根弯曲疲劳强度校核计算1FAS2FFNKTYBDM当量齿数VZ331/COS25/CS19Z20O齿形系数查课本表65小齿轮FAYFA1Y大齿轮2应力修正系数查课本表65小齿轮SASA1大齿轮2Y不变位时，端面啮合角ARCTN0/COS9042T端面模数/OS1916MTM重合度A1122TNTATANT20465COS045RCOSTAN20493TAN212TTZZ重合度系数057/AY213A121915MD27/SV4B16MV1267Z4FA1258YSA1972Y182A螺旋角系数由推荐值085092Y故311FAS221459102589706896FNKTBDM312FAS214591025879068FNYBD满足要求。D齿轮其他主要尺寸计算大齿轮分度圆直径2D2/COS2105/COS9NMZ齿根圆直径FF1F5HF2F48齿顶圆直径ADA1A512H2481低速级齿轮传动设计A选择齿轮材料，确定许用应力由课本表62选小齿轮40CR调质大齿轮45正火许用接触应力HLIMNZS接触疲劳强度查课本图64LI接触强度寿命系数应力循环次数NN43360285710HNJL212/I查课本图65得，3NZ406Y892143596N/MF2246/F2148MDF65F209A15MD28434260HBS12HLIM370N/LI4583170N453NZ接触强度的最小安全系数HLIMS则3701/H452许用弯曲应力LIMFNXYS弯曲疲劳极限，查课本图67，双向传动乘以07LIF弯曲强度寿命系数，查课本图68NY弯曲强度尺寸系数，查课本图69（设模数小于5MM）X弯曲强度最小安全系数LIMFS则3781/4F429E齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速31220/VNP度，参考课本表67、表68选取139M/SV小齿轮分度圆直径3D231EHDZKTUD齿宽系数查课本表69，按齿轮相对于轴承为非对称布置D小齿轮齿数在推荐值2040中选取3Z大齿轮齿数圆整取4432781ZI齿数比U4/3U传动比误差/0小齿轮转矩3T3I载荷系数KAVK4125NZHLIMS2370/4685H2N/2LIM378/FLI49N31YXLIM4FS2370N/41F公差组8级08D327Z41U合适使用系数查课本表63AK动载系数由推荐值10514V齿间载荷分配系数由推荐值1012齿向载荷分配系数由推荐值1012K载荷系数12AVK材料弹性系数查课本表64EZ节点区域系数查课本图63（B0，）H120X重合度系数由推荐值085092故233233118950457821067EHDZKTUD齿轮模数取标准M3/5604/273MDZ中心距圆整428150A分度圆直径33Z圆周速度V/60728/6DN齿宽B30876540MD大齿轮齿宽4B小齿轮齿宽341F齿根弯曲疲劳强度校核计算3FAS2FFNKTYBDM31782TNM1AKV21K452189N/MEZ5H03604MD25130A67MD08/SV与估值接近45MB39齿形系数查课本表65小齿轮FAYFA3Y大齿轮4应力修正系数查课本表65小齿轮SASA3大齿轮4Y重合度A33441TNTATANT2257COS207TRCOSTAN58181TANTZZ重合度系数0257/AY故333FAS31482105760865FKTBDM334FA4S22742FYG齿轮其他主要尺寸计算大齿轮分度圆直径4D4581MZ齿根圆直径FF3F26725HF4F0齿顶圆直径ADA3A5422H2开式齿轮传动设计计算1选择材料，确定精度等级由课本表62选小齿轮材料QT6002正火大齿轮材料QT5005正火355012/76917690328M/SVNP参考课本表67、表68选取FA3257Y4SA316047Y173A068Y2349N/MF241087/F425MDF361F49A3725D40M1280HBS3许用弯曲应力由课本式612，FLIMFNXYS弯曲疲劳强度极限查课本图67，双向传动乘07LIM弯曲强度寿命系数查图68NY弯曲强度尺寸系数查图69X弯曲强度最小安全系数MINFS则56371/4F2按齿根弯曲强度设计尺寸53D2SAFKTYMZ齿宽系数查表69，按齿轮相对轴承为悬臂布置初选模数M4小齿轮转矩51670NMT小轮齿数在推荐值1725中选Z大轮齿数圆整取60539264IZ传动比误差/U/重合度5162TANTTANT2ZZ49COS09TRCST61267TANROTAN重合度系数025/Y载荷系数KAVK使用系数查课本表63A公差组8级2LIM537N/FLI6121NYXMIN4FS04D519Z6Z1752动载系数由推荐值10514VK齿间载荷分配系数由推荐值1012齿向载荷分布系数由推荐值1012载荷系数K12AVK齿形系数查课本表65小轮FAY1FAY大轮2应力修正系数查课本表65小轮SAY1SAY大轮2计算大小，将大小齿轮其中的大值带入设计公式SAF则35332D21456710867359SAFKTYMZ将模数增大1020考虑磨损的影响，取标准值3齿轮其他主要要尺寸计算小轮分度圆直径1D5419MZ大轮分度圆直径6中心距A56/262/AZ根圆直径FD7154FDH66FF顶圆直径A52AA64DH齿宽B21076B15综上，得三组齿轮的相关几何参数067Y1AKV12K458FAY62514SA673Y4M576D24M160A5FD6234F58MA高速级齿轮参数第二级齿轮参数开式齿轮参数M22541D5115675762214842025244AM1331351601FD46156125662F20984196252341AM5515725842D2188420752521B46593624154314、轴系零件的设计计算传动零件设计计算完成后，就可算出作用于轴上载荷的大小，但由于轴支承位置未定，这些载荷相对于轴支承的作用位置也就无法确定，这样，轴的支支反力无法求出，轴弯矩图无法确定。为此，首先要估算出轴的跨度和确定轴上载荷的作用位置。41、轴的设计计算411、高速轴的设计A联轴器选择，电机轴直径1568NMT28MD则选择2HL钢制型联轴器B初步估算轴的直径选取40CR钢作为轴的材料，调质处理625MAD31B由式82计算轴的最小直径并加大3以考虑键槽的影3NPAD响查课本表86取外伸轴A11232941056DC轴的结构设计1确定轴的结构方案如下图示2）确定各轴段直径和长度1段根据圆整，并由、和电动机转轴选择联轴器型号MIND1TNHL3联轴器，比毂孔长度短作为1254/09858JCGB14M段长度。2段为使半联轴器定位，轴肩高度，孔倒角C23HC取1MM（GB6403386）,且符合标准密封圈内径。取度端盖宽21D度38MM，端盖外端面与半联轴器右端面26MM。3段为便于装拆轴承内圈，且符合标准轴承内径。查32DGB/T29794，暂选角接触球轴承型号7009C，,其宽度40M，轴承润滑方式选择。15BM轴肩段L15,D504段由于本轴属于齿轮轴，取该段直径为，长度为452D46L5段轴承宽,，同时为使挡油环定位，540MD15B8FMMIN167D130DM7L26L35MD340MD8L452D5ML40D确定轴承支撑位置及齿轮作用查7008C轴承，其支点尺寸，因此轴的支点到齿轮载荷147MA作用点的距离。120,LLABBCE轴所受的力及受力分析转矩12930TNM圆周力2114295TFND21TAN/COSTAN0/COS14257RN轴向力21TA1429689F绘制轴的弯矩图和扭矩图求轴承反力H水平面12365,81HHRNV垂直面9730VV求齿宽中点处弯矩H水平面385HMNMV垂直6912ADF1,35489VVNM合成弯矩234,06N扭矩290TMG按弯矩合成强度校核轴的强度当量弯矩，取折合系数，则齿宽中点处当22CAM06量弯矩2213964093418CA257轴的材料为45号钢，调质处理。由课本表查得46ML50DL120,L47ABMC2149TFN57R2168A123658970HVRN1238596,4,09HVMNM2930TNM2160/BNM材料许用应力则轴的计算应力为故满足强度要求。CACA1134579BMW412、低速级轴轴II的设计计算A计算作用在齿轮上的力转矩2178TNM12495TTRRF圆周力436TN径向力128RFB初步估算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理12498507CAMNM2160/BNM由式82计算轴的最小直径并加大3以考虑键槽的影3NPAD响查表86取A110328105617DC轴的结构设计1）确定轴的结构方案如下图所示2）确定各轴段直径和长度1段根据轴承内径的标准，按（）暂选角接触/586320GBT球轴承7007C。，其宽度B14MM。轴承润滑方式选择脂润滑，135DM。162段，轴长度2140240LM3段该段轴其定位作用，325D315L4段,40DM48LM5段该轴段直径，513D540L3）确定轴承级齿轮作用力位置查7008C轴承，其支点尺寸，因此轴的支点到齿轮载荷135MA作用点的距离。12357,6,48LABLBCLDM2178TNM12124957TRFN436T8RFMIN2618D135DM1L4D绘制轴的弯矩图和扭矩图求轴承反力H水平面12538,19576HHRNV垂直面679VV求齿宽中点处弯矩H水平面32145098HMMNV垂直面3267,31897VVN合成弯矩1504扭矩82TNME按弯矩合成强度校核轴的强度当量弯矩，取折合系数，则齿宽中点处当22CAM06量弯矩2978CA3150轴的材料为45钢，调质处理。查表得2160/BNM材料许用应力则轴的计算应力为CACA213524BMW故满足强度要求。240DML345D31LM40D458L53DM540L1237,648LABCMD12538976HVRN323214507986,1504,978HVMNM32150978CAMNM413、输出轴（轴III）的设计计算（A）计算作用在齿轮上的力转矩3968TNM圆周力33424TFD径向力34TAN0128R（B）轴的结构设计1）确定轴的结构方案2）确定各轴段直径和长度1段根据圆整，并选择联轴器型号联轴器MIND3HL，比长度短米作为1段长度。451/5014232JCGBT141130,7DML2段为使半联轴器定位，轴肩高度，孔倒角C取23HCM（GB6403386）,且符合标准密封圈内径。取端盖宽度221D35，端盖外端面与半联轴器右端面353段根据轴承内径的标准，暂选深沟球轴承61908，其宽度。轴承润滑方式选择，选择脂润滑。340DM12BM4段该轴段直径。43105D5段轴长度，起轴承定位作用,5L5DM6段该轴段直径，64DM61L7段该轴段直径，740D72L8段该轴段直径，835M86L9段该轴段直径，910D8172LM（C）绘制轴的弯矩图和扭矩图315690TNM47TF3R求轴承反力H水平面120957,509HHRNV垂直面3813VV求齿宽中点处弯矩H水平面2547HMNMV垂直面06V合成弯矩8319扭矩TD按弯扭合成强度校核轴的强度轴的材料为45号钢，调质处理。由课本表89查得材料许用应力2160/BNM；3298CAM由式84得轴的计算应力为233406/15CACANMD26/CANM所以，此处满足强度要求，安全。13072DML235DM68L340D1LM453L5D1LM64L70DM2L8356LM90D72L12095HRN42、轴承的使用寿命计算421、轴I上的轴承的选择和寿命计算查表选择角接触球轴承7008C,该轴承参数如下D40MM,D68MM,B15MM,采用脂润滑,极20RCKN152ORK限转速为8000R/MIN。求轴承支反力水平支反力123658HNR12398VRN54317HMM06VN2893T垂直支反力12973058VRN合成支反力2114HV228762RN计算轴承所受当量动载荷派生轴向力112205438SR轴承所受的轴向载荷因1212697149AAFSS1295438N轴承受中等载荷冲击，取载荷系数13PF计算判断系数E19250261ORIAC24388R查课本表105，用插值法求得12304E插值法得11057AER11,7XY插值法得222则当量载荷11130414795617PPFXRYAN2228620382因，故应按计算，由课本表103取温度系数1PTF则36601020648985THFCLN422、轴II上的轴承选择和寿命计算查表选择角接触球轴承7007C,该轴承参数如下D35MM,D62MM,B14MM,采用脂润滑,极195RCKN142ORK限转速为8500R/MIN。求轴承支反力水平支反力12538976HNR垂直支反力1235V合成支反力21167HVRN22908计算轴承所受当量动载荷派生轴向力11225360984SRN轴承所受的轴向载荷因2121602789AAFSS1230679AN轴承受中等载荷冲击，取载荷系数13PF计算判断系数E130609214ORIC27286RA查课本表106，用插值法求得1240E插值法得11049ER11,3XY插值法得2A224则当量载荷11130617310659PPFXRYN2221304968123793084PPFXRYAN因，故应按计算，由课本表103取温度系数1P1TF则36601095018427287THFCLHN423、轴III上轴承的选择和寿命计算轴III上的轴承只受径向力的作用，选择深沟球轴承6011，故当量动载荷PPFR轴承受中等载荷冲击，取载荷系数13PF合成支反力222115093859HVRN224N则312PPF366100019526794THCLHN43、键的选择和强度校验选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键。I轴与联轴器相连的键，由轴径选择键30DM8763C挤压强度条件为4PPTHL其中2930NDM7H/263459LLBM由课本表32查得280/PN则满足强度要求。493075PPTDHLII轴与轮毂相连的键，由轴径选择键和键40DM12830A12845A挤压强度条件为4PPTDHL其中17820NMH130128LLB245M由表32查得28/PN则满足强度要求。14701PTDHL则满足强度要求。2483PIII轴与联轴器相连的键，由轴径选择键。轴与轮30DM863A毂相连的键，由轴径选择键50D1495A挤压强度条件为PPTHL其中167TN30DM250D18B6LL245129M由表32查得80/PN则满足强度要求。16735PTDHL则满足强度要求。2410902P5、减速器的设计计51、箱体的设计计算减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合76HI1机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12M/S，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为50MM。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创。3机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为10，圆角半径为R3。机体外型简单，拔模方便4对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作