起重机行走部减速器的设计书.doc

起重机行走部减速器的设计方案一 、 设计任务书1、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5%；4）使用寿命 忙闲程度中等，工作类型中等，传动零件工作总数小时，滚动轴承寿命4000小时；5）检修周期 500小时小修；2000小时大修；6）生产批量 单件小批量生产；7）生产厂型 中型机械制造厂。2、原始数据题 号运行阻力(KN)运行速度(m/s)车轮直径(mm)启动系数kdH81.80.74001.63、设计任务1）设计内容 电动机选型；减速机设计；开式齿轮传动设计；传动轴设计；轴承选择计算；键、联轴器选型设计。2）设计工作量 减速器装配图一张（A1）；零件图2张（A3），分别为高速级输入轴和输出轴上大齿轮；设计说明书一份。3)设计要求 至少一对斜齿。二、传动方案的拟定1） 行走部由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至开式齿轮5，带动车轮6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。2）根据机构工作计算车轮转速备用1500r/min的Y系列电动机，因此初步计算总传动比。查设计书表5-1选用二级分流式圆柱齿轮减速器。3）为加工方便采用水平剖分式。4）由于高速级转速较高且无轴向力，故选用深沟球轴承；中速级选用圆柱滚子轴承,低速级选用圆锥滚子轴承。5)电动机和输入轴，工作机构和输出轴均选用弹性套柱销联轴器。 h=10000hf=1800Nv=0.7m/sI=44.91三、电动机的选择查得公式（kw）式中,式中为总效率。查表9-1知：滚动轴承效率，齿轮效率，联轴器效率，车轮效率。得总效率。故kw由题目一直条件取K=1.6，则电动机所需额定功率kw查表16-2得：Y系列1500r/min电动机的具体牌号为Y100L2-4型，额定功率为3kw,满载转速为1420r/min。四、计算总传动比及其各传动比分配已知: 运行速度v=0.7m/s 满载转速为1420r/min则：利用公式计算工作机的转速为=33.439r/min 故总传动比为：=42.47对于分流式减速机，起传动比应逐级递减，故高速级传动比、中速级传动比，低速级传动比。五、计算传动装置运动参数1）各轴转速计算从减速器的高速轴开始各轴命名为1轴、2轴、3轴，电动机轴记为0轴，输出轴为4轴，连接车轮的轴记为5轴。=83.5r/min2）各轴功率计算 （KW） (KW) (KW) (KW) (KW) (KW)3）各轴扭矩计算 =9500 /=19.97(N.m) =9500 /=19.57(N.m) =9500 / =93.95(N.m) =9500 / =306.86(N.m) =9500 / =690.82(N.m) =9500 / =707.88N.m)4)各轴转速、功率、扭矩列表轴号转速n(r/min)输出功率P(KW)输出扭矩T(N.m)014202.9719.97114202.9119.5722842.79493.95383.52.683306.86483.52.577294.73533.412.475707.88六、传动零件的设计计算1、高速级齿轮设计：1）选择齿轮材料，确定许用应力 由教材表6.2选 小齿轮40cr调质 大齿轮45正火2)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V=3.27m/s查表6.7、表6.8（教材）选取小轮分度圆直径，由式6-15（教材）得齿宽系数参考表6.9（教材）=1.2按齿轮相对轴承为非对称布置小轮齿数=28大轮齿数=.=140 齿数比u=/=5小轮转矩 =/2=p.785初定螺旋角载荷系数-使用系数查表6.3(教材).25-动载系数 由推荐值 1.051.4-齿间载荷分配系数 1.01.2-齿向载荷分布系数 由推荐值1.01.2=1.815材料弹性系数查表6.4（教材） 锻钢 节点区域系数查图6-3（教材）重合度系数 由推荐值0.750.88 ，螺旋角系数 =0.985许用接触应力 由式6-6（教材），=接触疲劳极限 查图6-4（教材）小齿=760大齿=700接触强度寿命系数应力循环次数N由式6-7（教材）得小齿轮循环次数N1=60.nj.=8.52=1.7查图6-5（教材）得=1.08=1.15接触强度最小安全系数=1则=1.08/1=820.8=1.15/1=805取较小的一个，即 =805综上，=17.65 cm法面模数取标准中心距=129.9圆整a=130分度圆螺旋角=分度圆直径mm，圆整取42mm齿宽b=52.23圆整取55mm大轮齿宽=55mm小轮齿宽 mm由式6-16(教材)得3）齿根弯曲疲劳强度校核计算当量齿数 查表6.5 （教材） 应力修正系数 齿形系数小轮 大轮 不变位时，端面啮合角端面模数mm重合度重合度系数螺旋角系数，推荐0.850.92选0.89 许用弯曲应力 由式6-12（教材），弯曲疲劳极限 查图6-7（教材），双向传动乘以0.7=420=371弯曲强度寿命系数查图6-8（教材）弯曲强度尺寸系数查图6-9（教材）(设模数m小于5mm)=1弯曲强度最小安全系数=1.4则=300=265综上知，齿轮弯曲强度满足大齿分度圆直径，圆整取218mm根圆直径 顶圆直径 2、低速级齿轮设计：由表6.2（教材）选 小齿轮40cr 调质 大齿轮45 正火许用接触应力由式6-6（教材），=解除疲劳极限 查图6-4（教材）=700接触强度寿命系数应力循环次数N由式6-7（教材）得小齿轮循环次数查图6-5（教材）得=1.15=1.11接触强度最小安全系数取=1则=805=610.5则 =610.5许用弯曲应力 由式6-12（教材），弯曲疲劳极限 查图6-7（教材），双向传动乘以0.7弯曲强度寿命系数查图6-8（教材）弯曲强度尺寸系数（由机械设计课本）查图6-9(设模数m小于5mm)=1弯曲强度最小安全系数=1.4则因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度参考表6.7、表6.8（教材）选取公差组8级小轮分度圆直径，由式6-15(教材)得齿宽系数（由机械设计课本）参考表6.9（1）按齿轮相对轴承为对称布置（2）小轮齿数（3）大轮齿数， 取（4）齿数比（5）小轮转矩（6）初定螺旋角（7）载荷系数-使用系数查表6.3(教材)-动载系数 由推荐值 1.051.4=0.761V=3.27m/s=1.2=28=140K=1.815N1=8.521.7a=130=42mmb=55mmmm=1.55mm=1.74=218mm公差组8级-齿间载荷分配系数 1.01.2-齿向载荷分布系数 由推荐值1.01.2材料弹性系数查表6.4(教材) 锻钢 节点区域系数查图6-3 重合度系数 由推荐值0.750.88 ，故法面模数取标准分度圆直径，圆整取70mm中心距齿宽，圆整取100mm大轮齿宽 =100mm小轮齿宽 由式6-16(教材)得查表6.5 （教材） 应力修正系数 齿形系数 小轮 小轮大轮 大轮重合度重合度系数故根圆直径 顶圆直径 =1.45=70mm=234mma=152mm =100mm=1.583、开式齿轮计算：表6.2（教材）选 小齿轮40cr 表面淬火 大齿轮45 表面淬火由于是开式齿轮传动，主要形式是疲劳打断和齿面磨损，所只能进行弯曲疲劳强度计算，并将模数增加10%20%考虑磨损的影响。许用弯曲应力 由式6-12（教材），弯曲疲劳极限 （教材）查图6-7，双向传动乘以0.7 弯曲强度寿命系数查图6-8（教材）弯曲强度尺寸系数查图6-9（教材）=1（初设模数小于5）弯曲强度最小安全系数=2则因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。确定齿轮传动精度等级，按=0.471估取圆周速度参考表6.7、表6.8（教材）选取公差组8级小轮分度圆直径，由式6-15（教材）得齿宽系数参考表6.9（教材）由于齿轮为非对称布置选小轮齿数大轮齿数， 齿数比小轮转矩载荷系数-使用系数查表6.3（）教材.25-动载系数 由推荐值 1.051.4取-齿间载荷分配系数 1.01.2取-齿向载荷分布系数 由推荐值1.01.2取材料弹性系数查表6.4（教材） 锻钢 节点区域系数查图6-3（教材） 重合度系数 由推荐值0.850.92，取故齿轮模数m =4.001 加大15%，即=4.602 取标准m=5小轮分度圆直径=140大齿分度圆直径圆周速度标准中心距齿宽给b=110mm大轮齿宽=110mm小轮齿宽=115mm 由式6-10(教材)得查表6.5 （教材）应力修正系数 齿形系数 小轮 小轮大轮 大轮 重合度重合度系数故根圆直径 顶圆直径 七、轴的设计计算轴的设计（一）.高速轴设计已知n=1420r/min ， T=19.57 T=T/2=9.7851. 求作用在齿轮上的力（斜齿） 圆周力KN 径向力KN 轴向力KN 法向力KN 圆周力 ，径向力及轴向力的方向如图所示1 初步确定轴的最小直径。公式(教材) 初选轴的材料为45#，调质处理。查表8.6（教材）=110，得 13.97mm因为要在最小轴径处开联轴器固定键槽，故最小轴径应加大3%输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为 （11） 查表14-1（教材），取=1.3，则=1.319.57 =22.5 根据=22.5及电动机轴径D=28mm，查标准GB4323-1984，选用TL5型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径=25 mm2 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。经分析比较，选用如图所示的装配方案（1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 联轴器采用轴肩定位，I-II段=25mm ，查GB联轴器尺寸可知=42mm，又因联轴器采用轴肩定位，肩高3.5mm，所以=32mm2） 有前面传动方案分析知，初选深沟球轴承。根据=32mm，查GB276-89初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承61907， 故=35mm3） 取=37mm，根据小斜齿齿宽取=76mm 4） 由于箱体内壁到轴承座孔端面的距离mm（教材） ，取=45mm，采用凸缘式轴承盖，则=53mm5） 选定齿轮端面到箱体内壁的距离为16mm。根据深沟球轴承尺寸标准可知=31 mm（轴承多出轴外端面=3mm）34mm6） 根据总的传动方案，参考大小斜齿齿宽及中速轴上直齿齿宽选定L=115mm3.轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用普通C型平键连接，按=25 =mm，=42mm 查GB/T1095-2003取=8mm7mm33mm 。校核： 4）绘制轴的弯矩图与扭矩图载荷水平面H垂直面V支反力F470N190N弯矩=27260=13570总弯矩M=30531.5扭矩TT=19570当量弯矩=36265.1N.mm（教材）取=1 根据扭力弯矩图确定危险面并根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力4.9MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表8.2，8.9（教材），得=60MPa，因此，故轴安全。（二）中速轴的设计与校核 已知T=93.95 ，n=284r/min 1求作用在齿轮上的力 =470N ，=190N，=130N =2684.3N=977 N轴上力的方向如下图所示初步确定轴的最小直径 初步确定轴的最小直径，方法同上，选取轴的材料为45钢，调质处理。查表8.6（教材），取=110 ，于是得Amm=24.64mm 。该轴的最小直径为安装轴承处的直径，参考GB，取=30mm3轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，如图（2）确定轴的各段直径和长度 1）根据=30mm 取=30mm，轴承与齿轮1，3之间采用挡油环定位，取=36mm，齿轮1与齿轮2之间用套筒定位，取=42mm ，齿轮2与3之间采用轴环定位，查阅资料取h=5mm ，则=52mm ，查资料知两齿轮之间间隙为10mm，计算得出7.5mm 取=105-3=102 mm ，则62.5mm 52mm 2）根据GB/T283-1994选NF206型圆柱滚子轴承，初步选取0组游隙，0级公差的，则取=42.5mm ， 3）轴上零件的周向定位 齿轮的周向定位都采用普通A平键连接 查GB/T1095-2003取各键的尺寸为 1、bhL=10mm8mm40mm 2、bhL=10mm8mm70mm 3、bhL=10mm8mm30mm中速轴的校核： 4）绘制轴的弯矩图与扭矩图 载荷水平面H垂直面V支反力F872.15N298.5N弯矩=365262.675=47080.75总弯矩M=368284.4扭矩TT=93950按弯扭合成应力校核轴的强度 根据扭力弯矩图确定危险面，并根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力51.2MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表8.2（教材）得=60MPa，因此，故轴安全。（三）低速轴（轴III）的设计 已知T=306860 1求作用在轴上的力 =2684.3N =977N 2初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢调质处理。查表8.6（教材）取=110，于是得 Amm=37.66mm 。该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，根据GB选取联轴器的型号为TL8型。选取轴孔直径d=40mm，其轴孔长度L=84mm，则轴的最小直径=40mm3轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案。经比较，选取如下图所示的方案（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 1）取d-= d-=40mm，L-= L-=81mm，考虑到避免干涉现象，联轴器采用套筒定位。因此取d-=43mm。联轴器外部用轴端挡圈固定。 2）查GB，初选NF209型圆柱滚子轴承，故d-=d-=45mm 3）轴承采用嵌入式端盖定位。考虑到端盖的轴肩定位，取d-=60. 4）考虑到齿轮采用轴肩定位，给d-=55mm，L-=100-3=97mm。齿轮的另一端采用轴套定位。给d-=50mm5）因为箱体内壁轴的长度应相等，根据结构图，确定L-=86.5mm L-=83.5mm6）参考轴承宽度，以及轴承到箱体内壁的距离取8mm.确定L-=25mm3）轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器采用普C连接，轴的周向定位采用普A连接，查GB得： 1、3：bhL=16mm10mm60mm 2：bhL=14mm9mm50mm 校核： 4）绘制轴的弯矩图与扭矩图载荷水平面H垂直面V支反力F1342.15N488.5N弯矩=202664=73763.5总弯矩M=215638.6扭矩TT=306860按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力22.49MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表8.2（教材）得=60MPa，因此，故轴安全。八、轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为=2000h1输入轴承的选择与计算由轴的设计知，初步选用深沟球轴承，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=506.95 N，=0，=3 ，转速n=1420r/min1）查GB知深沟球轴承的基本额定动载荷C=9500N，基本额定静载荷=6800N 2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，查表13-6（教材），取=1.2，则 P=（X+Y）=228 3）验算轴承寿命 =849000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承619072轴II上的轴承选择与计算由轴II的设计已知，初步选用圆柱滚子轴承NF206型，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力=298.5N，=0，=10/3，n=284r/min1）查GB知圆柱滚子轴承的基本额定动载荷C=19500N，基本额定静载荷=18200N2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，查表13-6（教材），取P=（X+Y）=298.5N3）验算轴承寿命 66000000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用圆柱滚子轴承NF206型。3输出轴上的轴承选择与计算由轴的设计知，初步选用圆锥滚子轴承30209型，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=488.5 N，=0，=10/3 ，转速n=83.5/min1）查GB知圆锥滚子轴承30209的基本额定动载荷C=67800N，基本额定静载荷=83500N，y=1.9 2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=0.4，轴向载荷系数Y=1.6，按表13-6（教材），取=1.5，则 P=（X+Y）=246.12N3）验算轴承寿命 =41000000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用圆锥滚子轴承30209型。九、键连接的选择与校核计算1高速轴与联轴器的键连接 1) 由前面的设计知初步选用键C8X7X25，=19.57 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表11.1(教材)查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b/2=21mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.57mm=3.5mm。由式可得 =21MPa 可见连接的强度足够，故选用。2中速轴上（代号在上图体现） 1) C:10X8X40，=93.95 校核键连接的强度 方法如上。L=35mm，K=4 =37MPa 可见连接的强度足够，故选用2) C:10X8X70，=93.95 校核键连接的强度 方法如上。L=65mm，K=4 =17.3MPa 可见连接的强度足够，故选用1) C:10X8X30，=93.95 校核键连接的强度 方法如上。L=25mm，K=4 =62.63MPa 可见连接的强度足够，故选用3低速轴上键的校核 1) A:16X10X60，=306860 校核键连接的强度 方法如上。L=52mm，K=5 =42MPa2) C:14X9X50，=306860 校核键连接的强度 方法