大红鹰5t桥式起重机小车运行机构设计带机械图
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大红鹰5t桥式起重机小车运行机构设计带机械图,大红,桥式起重机,小车,运行,机构,设计,机械
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分 类 号 密 级 宁宁波大红鹰学院毕业设计(论文)5t桥式起重机小车运行机构设计所在学院机械与电气工程学院专 业机械设计制造及其自动化班 级xx机自x班姓 名学 号指导老师 2017 年 3 月 31 日诚 信 承 诺我谨在此承诺：本人所写的毕业设计（论文）5t桥式起重机小车运行机构设计均系本人独立完成，没有抄袭行为，凡涉及其他作者的观点和材料，均作了注释，若有不实，后果由本人承担。 承诺人（签名）： (手签) (手签) 2017 年 3 月 31 日摘 要桥式起重机由桥架、大车运行机构、小车运行机构和电气设备构成。在系统整体设计中采用传统布局的典型结构，桥式起重机是一种提高劳动生产率重要物品搬运设备，主要适应车间物品搬运、设备的安装与检修等用途。起升机构滑轮组采用双联滑轮组，重物在升降过程中没有水平移动，起升过程平稳，且钢丝绳的安装和更换容易。相应的卷绕装置采用单层卷筒，有与钢丝绳接触面积大，单位压力低的优点。在起升机构中还涉及到钢丝绳、减速器、联轴器、电动机和制动器的选择等。5t桥式起重机小车运行机构主要由减速器，运行机构，卷筒装置，吊钩装置，联轴器，限位器，锥形转子电动机等部分组成。本文根据设计任务书要求，主要对5t桥式起重机小车运行机构的总体方案选择和确定，然后对传动系统进行设计。根据设计要求和目的，参考5t桥式起重机小车运行机构首先对5t桥式起重机小车运行机构进行工艺分析，选择合理机构及装配方案，然后对减速器和电动机进行外形设计，钢丝绳的选用及强度验算，卷筒的参数计算及验算，再计算齿轮的传动比，确定各个齿轮的参数，进行强度计算,选择合理的轴承、键、轴套等各种零部件，画出总体装配图。最后对齿式弹性联轴器作了一些简明的阐述。关键词：5t桥式起重机小车运行机构，卷筒装置，吊钩3AbstractThe bridge from the bridge crane traveling mechanism the car running mechanism and an electric apparatus. The traditional layout of the typical structure used in the whole system design, bridge crane is a kind of important goods handling equipment to improve labor productivity, mainly to carry goods workshops, equipment installation and maintenance, etc. The pulley block of the lifting mechanism adopts a double pulley block, and the weight is not moved horizontally during the lifting process. The corresponding winding device adopts a single-layer drum, which has the advantages of large contact area with the steel wire rope and low unit pressure. The hoisting mechanism is also related to the selection of wire rope, reducer, coupling, motor and brake. 5T bridge crane trolley is mainly composed of a speed reducer, running mechanism, reel device, hook device, coupling, limiter, conical rotor motor and other components. In this paper, according to the requirements of the design task book, mainly to the 5T bridge crane trolley running mechanism of the overall scheme selection and determination, and then the transmission system design.According to the design requirements and objectives, refer to the 5T bridge crane trolley first analysis of the technology of 5t bridge crane trolley, choose the reasonable organization and assembly scheme, then design the shape of the reducer and the motor, the selection and strength of wire rope checking, calculation and calculation of drum parameters, then calculate the gear ratio sure, the parameters of each gear strength calculation, selection of bearings, sleeve button, reasonable and other components to draw general assembly. At last, the author gives a brief description of the elastic coupling.Keywords: 5T bridge crane trolley, reel, hook目 录摘 要IAbstractII目 录III第1章 绪论11.1 简介11.2 国内外发展现状11.3 本次设计的任务2第2章 机构工作级别和钢丝绳选择32.1机构利用等级32.2机构载荷状态32.3机构工作级别32.4钢丝绳的选用32.4.1钢丝绳的选择32.4.2钢丝绳直径的计算3第3章 卷筒的设计53.1卷筒几何尺寸53.2卷筒强度计算73.3吊钩的选择83.4滑轮结构和材料8第4章 起升电动机的选择94.1电动机类型的选择94.2电动机参数的确定94.3联轴器的选择10第5章 传动比的分配及运动和动力参数115.1计算总传动比115.2分配减速器的各级传动比115.3传动装置的运动和动力参数11第6章 减速器齿轮的设计136.1第一级齿轮的参数设计计算136.2第二级齿轮的参数设计计算176.3第三级齿轮的参数设计计算21第7章 减速器轴及其装配的设计267.1第一轴的设计及其装配267.2 第二轴的设计297.3第三轴的设计337.4润滑与密封36第8章 行车机构的设计378.1轮压计算378.2车轮选择378.3阻力计算388.4电机的计算与选择388.4.1静功率计算388.4.2电动机过载能力校验398.4.3电动机发热校验408.5行车电动机的选择408.6运动参数及传动比的分配408.7齿轮参数设计计算418.8主动轮和被动轮的设计48结 论49致 谢50参考文献51第1章 绪论1.1 简介以5t桥式起重机小车运行机构作为起升机构的起重机统称为单梁桥吊起重机。这种起重机的核心是5t桥式起重机小车运行机构，并多为钢丝绳5t桥式起重机小车运行机构和环链式5t桥式起重机小车运行机构，以往5t桥式起重机小车运行机构除了作为单轨架空悬挂轨道起重运输设备用之外，多用来与电动单梁起重机和电动单梁悬挂起重机配套，用于车间，仓库等场所，随着5t桥式起重机小车运行机构性能参数的扩展，从80年代开始，这种葫芦式起重机已不再局限于作为轻小起重设备，大起重量的5t桥式起重机小车运行机构桥式起重机有代替起重量100t以下的轻，中工作级别的普通桥式起重机的趋势，因为这种起重机自重轻，建筑高度低。随着5t桥式起重机小车运行机构结构形式的更新，特别是5t桥式起重机小车运行机构运行小车出现了多种形式的支撑和悬挂方式，大大促进了葫芦式起重机的品种类型的增多与应用范围的扩大，80 年代在国外，特别是德国，芬兰，日本，英国，法国及保加利亚等国家的厂家，不禁相继研制生产出性能新进的电动单梁，悬挂和5t桥式起重机小车运行机构桥式起重机，还派生出先进适用的葫芦门式起重机，葫芦式抓斗起重机，葫芦吊钩抓斗两用起重机，葫芦吊钩抓斗电磁三用起重机，葫芦式旋臂起重机葫芦式壁行起重机，葫芦桥式堆垛起重机及立体仓库用葫芦式巷道堆垛起重机。葫芦式起重机品种，类型，规格的不断扩展及在起重运输设备中所占比例的增加，将使各种类型的葫芦式起重机形成一种独立而重的起重运输设备体系。1.2 国内外发展现状80 年代在国外，特别是德国，芬兰，日本，英国，法国及保加利亚等国家的厂家，不禁相继研制生产出性能新进的电动单梁，悬挂和5t桥式起重机小车运行机构桥式起重机，还派生出先进适用的葫芦门式起重机，葫芦式抓斗起重机，葫芦吊钩抓斗两用起重机，葫芦吊钩抓斗电磁三用起重机，葫芦式旋臂起重机葫芦式壁行起重机，葫芦桥式堆垛起重机及立体仓库用葫芦式巷道堆垛起重机。葫芦式起重机品种，类型，规格的不断扩展及在起重运输设备中所占比例的增加，将使各种类型的葫芦式起重机形成一种独立而重的起重运输设备体系。国产5t桥式起重机小车运行机构是从上世纪50年代以仿造形式开始生产与发展的。1949年7月上海最先试制成功仿德国公司1.5t和3t一般用途钢丝绳5t桥式起重机小车运行机构，并投入小批量生产。从上世纪70年代末到80年代初，葫芦式起重机已进入到一个引进开发的新阶段。特别是5t桥式起重机小车运行机构运行小车出现了多种形式的支撑和悬挂方式，大大增加了葫芦式起重机的类型，和扩大应用范围。70年代初我国自行设计了钢丝绳5t桥式起重机小车运行机构取代TV型钢丝绳5t桥式起重机小车运行机构，至目前为止5t桥式起重机小车运行机构在国内生产制造，使用已达30多年历史。5t桥式起重机小车运行机构是将电动机、减速器、卷筒、制动器和运行小车等紧凑地合为一体的起重机械，由于它轻巧、灵活、成本较低，且安全可靠，零部件通用程度大，互换性强，单重起重能力高，维护方便等特点，是目前用途广泛，深受欢迎的轻型起重设备。5t桥式起重机小车运行机构可以式固定的也可以通过小车和桥梁组成电动单梁桥式起重机、简单双梁桥式起重机和简单龙门式起重机等，稍加改动，还可作卷扬作用。1.3 本次设计的任务本次设计的5t桥式起重机小车运行机构必须达到以下要求：设计参数（参考）：（1）驱动方式：电力驱动；（2）桥机跨度：31.5m；（3）额定起重量：5T；（4）起升高度：12m；（5）起升速度：14m/min；（6）小车运行速度：45m/min；（7）大车运行速度：60m/min；（8）工作环境：室内；（9）机构工作级别：M6.为达到高度要求，需考虑钢丝绳的直径问题；为达到提升速度要求，需考虑电动机转速与卷筒直径问题；为达到提升重量要求，需考虑电动机的扭矩与功率、及轴的弯扭合矩承载能力、钢丝绳的抗拉强度问题。第2章 机构工作级别和钢丝绳选择2.1机构利用等级 机构利用等级按机构总设计寿命分为十级，总设计寿命规定为机构假定约使用年数内处于运转的总小时数，它仅作为零件的设计基础，而不能视为保用期，5t桥式起重机小车运行机构一般处于清闲的使用状态，根据GB/T3811-1983,机构利用等级如下：机构工作级别：M62.2机构载荷状态载荷状态是表明机构承受最大载荷及载荷变化程度，5t桥式起重机小车运行机构一般在低于额定载荷的状态下工作，并且也不经常的使用，根据GB/T3811-1983,由于5t桥式起重机小车运行机构经常工作在中等载荷，较少承受最大的载荷，所以机构载荷状态选为L2-中。2.3机构工作级别 根据机构利用等级和机构载荷状态，依据GB/T3811-1983，机构的工作级别选为M32.4钢丝绳的选用 钢丝绳是起重设备不可缺少的关键件，也是易损件，正确选择及合理使用，按要求进行维护、保养。可提高钢丝绳的使用寿命，避免事故发生。2.4.1钢丝绳的选择钢丝绳是起重机械及起重运输、吊装捆绑作业不可缺少的主要零部件，被广泛的应用作为起升绳、变幅绳、牵引绳、吊装绳等不论作为哪一种用途的钢丝绳，如果选用类型不当，使用方法不合理，缺乏安全检查，又不重视保养，更为重要的是已达报废还继续使用，都有可能发生因钢丝绳的损伤或破断而产生的重大事故。2.4.2钢丝绳直径的计算钢丝绳直径可由钢丝绳最大工作静压力按式d=c确定式中d-钢丝绳最小直径 mm c-选择系数 mm/Ns-钢丝绳最大工作静压力钢丝绳最大静压力：在起升机构中，钢丝绳最大工作静拉力是由起升载荷考虑滑轮组效率和承载分支最后确定，起升载荷是指起升质量的重力。起升质量包括允许起升的最大有效物品，取物装置（下滑轮组，吊钩，吊梁，抓斗，容器，起重机磁铁等），悬挂挠性件及其他在升降中的设备质量。起升高度小于50m的起升钢丝绳的重量可以不计。5t电动葫芦的起升载荷可以只考虑起升的最大有效物品，其他的忽略不计，所以S=（5t1000kg/t9.8N/kg）/2=24500N选择系数c选择系数c的取值与机构的工作级别有关，依据GB/T38111983,选取c=0.093.由钢丝绳最大静拉力s和选择系数c得：d=0.093=14.557mm15mm第3章 卷筒的设计第3章 卷筒的设计3.1卷筒几何尺寸卷筒名义直径 D=h.d式中：d-钢丝绳直径 h-与机构工作级别和钢丝绳机构有关的系数 选择系数h：根据GB/T 3811-1983、h=14式中d=15mm 所以 D=h.d =1415 =210mm考虑到各方面的因素 取D=220mm 绳槽半径 R=（0.530.56）d =0.5515mm =8mm 绳槽深度（标准槽） H=（0.250.4）d =0.415mm =6mm 绳槽节距（标准槽） P=d+（24） =15mm+（24）mm =19mm 卷筒厚度 钢卷筒：d 15mm卷筒长度：（单联卷筒） 图3-1卷筒长度示意图 L=L+2L+L 式中：L-无绳槽的卷筒端部尺寸，按需而定 L-固定绳尾所需长度，L3P L=（+Z）其中：H-最大起升高度，H=6500mm； m-滑轮组倍数，5t桥式起重机小车运行机构中m=2； P-绳槽节距，P=19mm所以： L= （+Z）P =（19 =368mm L按需而定，取： L=25mm L3P =319mm =57mm所以 ： L= L+2L+L =368+50+57 =475mm3.2卷筒强度计算 由机械设计手册单行本表8155得L3D，所以只需校核由弯曲产生的拉应力，计算公式： =（MP）M-由钢丝绳最大拉力引起的卷筒的最大弯矩N.mmW抗弯截面模数 （mm）D卷筒绳槽底径，mmD-卷筒内径，mm-许用拉应力，Mpa钢：=，-屈服强度 =194217.3mmM=7350000N.mm =7350N.m =37.8Mpa=225Mpa =112.5Mpa 所以可以选用3.3吊钩的选择根据机械性能和实际经验选其强度等级选M级，查机械设计手册钩号选5。3.4滑轮结构和材料绳索滑轮一般用来导向和支承，以改变绳索及其传递拉力的方向或平衡绳索分支的拉力。滑轮直径Dhd=1415mm=210mm，采用Q235。小型铸造滑轮的强度尺寸决定于铸造工艺条件，一般不进行强度计算。75t桥式起重机小车运行机构设计第4章 起升电动机的选择4.1电动机类型的选择系列电动机是5t桥式起重机小车运行机构的起升电机，或用于要求起动较大及制动力矩较大的驱动装置，也可以在起重运输机械，机床，生产流水线和其它需要迅速制动的场合中使用，本系列电机采用50Hz、380V电源，基准工作制S3，负载持续率25%，通电启动次数是每小时120 次。本系列电机为卧式电动机，采用圆锥面制动器，输出端轴伸为矩形花键，机座不带底脚，前端盖有凸缘（法兰式）安装孔在前端盖凸缘上，本系列电动机为封闭式结构，防护等级为IP44，冷却方式为自扇冷式ICO141，绝缘等级为B级4.2电动机参数的确定由文献3.式5-2、5-7和5-8可得，起升速度：14m/min；起升机构的静功率为 （4-1）总起重量为起升机构总效率为根据式（4-1）kw又由文献3知，工作类型为中级的5t桥式起重机小车运行机构用电机，负载持续率FC=25%。于是按文献3表5-9选型锥型转子电动机，功率P=13kw,转速1400r/min。4.3联轴器的选择起重机用联轴器常用的有齿式联轴器、梅花弹性联轴器、弹性柱销联轴器、万向联轴器、耦合器等。由于钢丝绳5t桥式起重机小车运行机构有其特殊性，电机和减速器的输出轴的距离较远及两轴的平行误差较大，查文献1需要满足以下强度公式： （4-2） = 式中： 理论转矩， 驱动功率，KW，=13KW 工作转速，r/min，=1400r/min 电动机系数，=1.0 工况系数，=1.75 启动系数，=1.0 温度系数，=1.0 公称转矩 根据式（4-2） = （）由文献1选择型齿式联轴器，公称转矩47第5章 传动比的分配及运动和动力参数5.1计算总传动比卷筒转速已选定电动机型号为，满载转速为1400r/min i=1400/15.92=87.945.2分配减速器的各级传动比由文献3，表5-8，分配传动比 由于传动装置的实际传动比只有在传动件的参数确定后才能准确计算，故工作机的实际转速只能在传动件设计计算完成后进行核算，一般允许与设计要求的转速有（3-5）%的误差。5.3传动装置的运动和动力参数 1.各轴转速轴：轴：轴：轴： 2.各轴的输入功率由第五章得知=12.6kw式中： 电动机的输出功率 轴的输入功率 轴的输入功率 轴的输入功率 轴的输入功率电动机与、轴间的传动效率 3.各轴转矩 T= T= T= T=第6章 减速器齿轮的设计第6章 减速器齿轮的设计6.1第一级齿轮的参数设计计算 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）材料及热处理，由文献2表10-1选得，大小齿轮的材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48-55HRC（2）5t桥式起重机小车运行机构是特种重工机械，精度等级选7级（3）选小齿轮齿数,大齿轮齿数取（4）选取螺旋角，初选螺旋角。 2.按齿面接触强度设计 （6-1） （1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数由文献2图10-30选取区域系数由文献2表10-7选取齿宽系数由文献2图10-26查得，由文献2表10-6查得材料的弹性影响系数按齿面硬度查得小齿轮的接触强度极限，大齿轮的疲劳接触强度极限。由文献2式10-13计算应力循环次数由第1章机构利用等级知道，总设计寿命=12500h由文献2图10-19查得接触疲劳寿命系数，计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由文献2式10-12得 （2)试算小齿轮的分度圆直径，根据式（6-1） 计算圆周速度 （3）计算齿宽b及模数m （4）计算纵向重合度 根据纵向重合度，从文献2图10-28查得螺旋角影响系数 （5）计算载荷系数K由文献2表10-2，使用系数根据V=2.35m/s，7级精度，由文献2图10-8查得动载系数K=1.13，由文献2表10-3查K=K=1.2,从文献2表10-4中，综合考虑取 另由文献2图10-13查得 （6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 （7）计算模数 3.按齿根弯曲强度设计 （6-2） （1）确定公式的各计算数值1）计算载荷系数 2）根据纵向重合度，由文献2图10-28查得螺旋角影响系数0.96由文献2图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳极限 弯曲疲劳寿命系数及安全系数分别为 , ， 3) 计算当量齿数 由文献2表10-5查得 ， ，计算弯曲疲劳许用应力 计算大小齿轮的并加以比较 小齿轮的数值较大。 （2）设计计算根据式（6-2） 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数得出，取标准值，取分度圆直径 取，则，取 4.几何尺寸计算计算中心距圆整后 将圆整后的中心距修正螺旋角=因值改变不多，故各个参数不必修正。计算大小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 圆整后取，。6.2第二级齿轮的参数设计计算 1.选精度等级，材料及齿数（1）材料及热处理，由文献2表10-1选得，大小齿轮的材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48-55HRC（2）起重机为特种机械，故精度等级选7级精度（3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数取（4）选取螺旋角，初选螺旋角。 2.按齿面接触强度设计 （6-3） （1）确定公式内的各计算数值试选由文献2图10-30选取区域系数=2.425由文献2表10-7选取齿宽系数由文献2图10-26查得，由文献2表10-6查得材料的弹性影响系数按齿面硬度查得小齿轮的接触强度极限，大齿轮的疲劳接触强度极限。由文献2式10-13计算应力循环次数由第一级计算得：由文献2图10-19查得接触疲劳寿命系数,计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由文献2式10-12得 （2）试算小齿轮的分度圆直径根据式（6-3） （3）计算圆周速度 （4）计算齿宽及模数 （5）计算纵向重合度 根据纵向重合度，从文献2图10-28查得螺旋角影响系数 （7）计算载荷系数K根据，7级精度，由文献2图10-8查得动载系数，由文献2表10-3查得，从文献2表10-4中，综合考虑取=1.29 另由文献2图10-13查得 （8）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 = =53.78=54.06mm （9）计算模数 3.按齿根弯曲强度设计 （6-4） （1）确定计算参数1）计算载荷系数 2）由文献2图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳极限。由N1,N2,通过文献2图10-18查得弯曲疲劳寿命系数及安全系数分别为,，。由文献2表10-5查得，Y，。计算弯曲疲劳许用应力 计算大小齿轮的并加以比较 小齿轮的数值较大。 （2）设计计算根据式（6-4） 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值，取分度圆直径 取，则 4.几何尺寸计算 （1）计算中心距 圆整为132mm （2）将圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos=arccos=因值改变不多，故各个参数不必修正。 （3）计算大小齿轮的分度圆直径=52.80mm=211.20mm （4）计算齿轮宽度 =0.852.80=42.088mm圆整后=43mm,=48mm.6.3第三级齿轮的参数设计计算 1.选精度等级，材料及齿数 （1）材料及热处理，由文献2表10-1选得，大小齿轮的材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48-55HRC （2）起重机为特种机械，故精度等级选7级精度 （3）选小齿轮齿数=20，大齿轮齿数取204=80 （4）选取螺旋角，初选螺旋角。 2.按齿面接触强度设计 （6-5） （1）确定公式内的各计算数值试选=1.6由文献2图10-30选取区域系数由文献2表10-7选取齿宽系数由文献2图10-26查得，由文献2表10-6查得材料的弹性影响系数按齿面硬度查得小齿轮的接触强度极限，大齿轮的疲劳接触强度极。由文献2式（10-13）计算应力循环次数由第二级计算得 =由文献2图10-19查得接触疲劳寿命系数，。计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得 （2）试算小齿轮的分度圆直径根据式（6-5） （3）计算圆周速度 （4）计算齿宽b及模数m （5）计算纵向重合度 根据纵向重合度，从文献2图10-28查得螺旋角影响系数。 （6）计算载荷系数根据V=0.26m/s，7级精度，由文献2图10-8查得动载系数，由文献2表10-3查得,从文献2表10-4中，综合考虑取 另由文献2图10-13查得 （7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 （8）计算模数 3.按齿根弯曲强度设计 （6-6） （1）确定计算参数计算载荷系数 由文献2图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳极限。由文献2图10-18查得，弯曲疲劳寿命系数及安全系数分别为，由文献2表10-5查得，计算弯曲疲劳许用应力 计算大小齿轮的并加以比较 小齿轮的数值较大。 （2）设计计算根据式（6-6） 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值=4，取分度圆直径 取=，则Z 4.几何尺寸计算 （1）计算中心距 圆整后将圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故各个参数不必修正。 （2）计算大小齿轮的分度圆直径 （3）计算齿轮宽度圆整后，。第7章 减速器轴及基装配的设计第7章 减速器轴及其装配的设计7.1第一轴的设计及其装配 1.求第一轴的功率、转速、和转矩 由前面第6章已经算出数据得知： 2.求作用在齿轮上的力第一轴上的小齿轮分度圆直径。 3.估计最小轴颈先按文献2式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr,调质处理。根据文献2表15-3，取A=112，于是得 4.轴的结构设计考虑到实际情况，所定方案如图7-1所示：图7-1第一轴的尺寸 1轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径，为了使所选的轴直径与轴承的孔径相适应，故需同时选取轴承的型号，初选轴承为N6305的深沟球轴承，所以轴的最小直径为。根据轴向定位要求，确定轴的各段直径与长度：为了满足轴承的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，查轴承的装配，取2-3段的直径。轴承与轴配合的孔长度为18mm，故。取轴肩。为保证齿轮的轮齿的加工，取。4-5段为齿轮轴直径，分度圆，。5-6段直径应比齿轮的齿根略小一点，故取，。因为轴比较长，所以适当增加6-7的直径，。由右端试选轴承，取，。根据所选择的联轴器的花键尺寸，与联轴器配合的轴的直径尺寸；与联轴器轮毂配合的尺寸L=42mm，轴的长度略长点，为满足整体尺寸合理，取。在装配图中取适当尺寸,，第一轴总长度L=525mm。至此初步确定了轴的各段直径与长度。 5.轴的强度校核 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承支点位置时应从手册中查取值，对于两边都是深沟球轴承来说，查文献1得，跨距可直接在轴的尺寸图上量取为395mm。左端轴承力臂长，右端力臂长。由于齿轮受力已经算出，则经计算得出受力简图图7-2，弯扭矩图图7-3：图7-2受力简图图7-3弯扭矩图M=138081N.mm按弯扭合成应力校核轴的强度： 进行校核时，通常只校核最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据以上数据，取=0.6，轴的计算应力： =Mpa = =90.7Mpa 前已确定轴的材料为40Cr钢，调质处理，由文献2表15-1查得，因此：，故该轴是安全的。7.2 第二轴的设计 1.求2轴的功率P，转速n和转矩T 2.求作用在齿轮上的力第二轴上的小齿轮分度圆直径第二轴上大齿轮与第一级小齿轮配合，故受力相等，方向相反。 由三个轴的角度关系确定受力角度关系，三个轴的角度关系由中心距确定见图7-4图7-4轴的中心角度关系 3.初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为40Cr，调质处理，根据表15-3取，于是得 轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径，为了使所选的轴直径与轴承的孔径相适应，故需同时选取轴承的型号，初选轴承为61806，深沟球轴承，所以轴的最小直径为。 4.轴的结构设计轴的结构及装配见图7-5。 图7-5第二轴的结构1-2段，由于左端轴承可以略小于最小直径，试选深沟球轴承N6306，所以，装配中为了满足上下级齿轮的正确啮合，左端轴承右定位套筒长度取为35mm，因此2-3轴段与第一级齿轮传动的大齿轮轮毂配合为，所以；由于第一级大齿轮轮毂长,所以2-3段长应略短,取。3-4段设一轴肩来对第一级大齿轮右端定位，根据装配尺寸需求取，。4-5段同理第一轴，取，。5-6段是齿轮轴齿轮，已在齿轮设计中计算，取(齿顶圆)， 。6-7段是为了保持齿轮与箱体壁保持一定的距离,根据装配要求，取，。7-8段同样是轴承配合，直径尺寸与1-2段相同，配合为，根据轴承，取。至此初步确定了轴的各段直径与长度。 5.轴的强度校核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承支点位置时应从手册中查取a值，对于两边都是深沟球轴承来说，查文献1得，跨距可直接在轴的尺寸图上量取为395mm。左端轴承力臂长=45mm，右端力臂长=350mm。由于齿轮受力已经在8.1.2算出，第二轴的的受力见图7-6。图7-6第二轴的受力简图图7-5 第二轴弯扭矩 按弯扭合成应力校核轴的强度：进行校核时，通常只校核最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据以上数据，取=0.6，轴的计算应力： 前已确定轴的材料为40Cr钢，调质处理，由文献2表15-1查得，因此：，故该轴是安全的。7.3第三轴的设计 1.求第三轴的功率，转速和转矩 2.求作用在齿轮上的力第三轴上大齿轮为第二级齿轮传动，受力大小等于第二级小齿轮，受力方向相反：第三轴上小齿轮是齿轮轴上的齿轮 3.初步确定轴的最小直径先按文献2式15-2初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为40Cr，调质处理，根据文献2表15-3取=112,于是得 4.轴的结构设计根据轴向定位要求，确定轴的各段直径与长度，轴的定位见图8-6。图7-6第三轴的结构及装配 1-2段，由于左端轴承可以略小于最小直径，试选深沟球轴承N6306，所以，。2-3段要起到对左端轴承轴向定位的作用，所以，为满足装配要求。3-4轴段与第二级齿轮传动的大齿轮轮毂配合为，所以；第二级大齿轮轮毂长,由于要设立轴用当圈,取。 4-5段设一轴肩来对第二级大齿轮右端定位，根据装配尺寸需求取，。5-6段同理第一轴，取，。6-7段是齿轮轴齿轮，已在齿轮设计中计算，取(齿顶圆)， 。7-8段是为了保持齿轮与箱体壁保持一定的距离,根据装配要求，取，。8-9段同样是轴承配合，直径尺寸与1-2段相同，配合为，根据轴承，取。至此初步确定了轴的各段直径与长度。 5.轴的强度校核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承支点位置时应从手册中查取值。轴所受力见图7-7，轴所受弯扭矩见图7-8。 进行校核时，通常只校核最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据以上数据，取，轴的计算应力 =Mpa = =51.9Mpa轴的材料为40Cr钢，调质处理，由2表15-1查得=100Mpa。因此：，故该轴是安全的。图7-8 第三轴的受力简图图7-8第三轴弯扭矩图7.4润滑与密封1.润滑 查参考文献，齿轮采用浸油润滑；当齿轮圆周速度时，圆柱齿轮浸油深度以一个齿高、但不小于10mm为宜，大齿轮的齿顶到油底面的距离3050mm。轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的约2/5，采用稠度较小润滑脂。2.密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。查参考文献3表7-3-44，高低速轴密封圈为毡圈密封。箱体与箱座接合面的密封采用密封胶进行密封。第8章 行车机构的设计8.1轮压计算按照图3.1所示的重量分布,计算大车车轮的最大轮压和最小轮压，小车运行极限位置距轨道中心线距离l=2m。图8.1轮压重量分布满载最大轮压：=159.05kN空载最大轮压：=72.25kN空载最小轮压：=36.25kN式中：起重机自重；q小车自重；起升载荷；桥架跨度；8.2车轮选择使用双轮缘车轮，轮缘高为25mm30mm。选择的工作级别M4，=0.72，大车运行速度3m/s，初选车轮踏面直径，车轮材料，轨道及其材料。根据表3-8-12查得：车轮直径700mm，轨道型号QU70，许用轮压30.7t，车轮材料ZG310-570、HB320。轴承型号为7524车轮踏面疲劳验算：按照点接触验算疲劳计算载荷：118.116kN535.4kN式中。与材料有关的许用点接触应力常数（N/mm2）；根据表3-8-6选取，K2=0.1；R曲率半径，取车轮曲率半径与轨面曲率半径中之大值（mm），R=700mm；m有轨道顶面与车轮的曲率半径之比（r/R）所确定的系数，根据表3-8-9选取，m=0.468。转速系数，根据表3-8-7选取，C1=1；工作级别系数，根据表3-8-8选取，C2=1.12。故车轮的踏面的疲劳强度满足要求。8.3阻力计算只考虑摩擦阻力。（300+217+120）*0.08=4969N式中G桥架自重载荷；Q起升载荷；q小车自重载荷；摩擦阻力系数，初步计算时按表3.1选取，=0.08。表8.1摩擦系数选取表车轮直径mm500600700800900滚动摩擦系数0.060.080.080.100.128.4电机的计算与选择8.4.1静功率计算M静=W静（kgm）（4）电动机轴到车轮中间的传动比i电动机轴到车轮中间的传动比机构效率 取=0.9N静=（kw） （5）n电预选电动机的额定转数或N静=（kw）（6）V起重机移动速度（m/min）空载时的W摩及M静对室内工作的起重机取满载时的倍根据N静的计算值，取其2倍左右，初步选择电动机功率。静功率：=6.37kWm驱动电动机总数，m=2；v初选运行速度，3m/s；运行机构传动的总机械效率，=0.9Fj起重机（小车）只考虑摩擦阻力运行时的静阻力，Fj=3822N初选：=12.74kW室内工作及装卸桥小车运行机构的，取1.22.6（对应速度30180m/min）采用YZR系列电机。JC%=40%。选取机座号为180L-6电机，额定功15kW，额定转速n=970r/min，最大转矩倍数2.08.4.2电动机过载能力校验式中：m电动机个数，m=2；平均启动转矩标准值，=1.7；Fj只考虑摩擦阻力运行时的静阻力，Fj=3822NV运行速度，m/s机构传动效率；n电动机额定转速r/min机构总传动惯量：电动机初选启动时间，可根据运行速度确定，=8s；式中k：考虑其他传动件飞轮矩影响的系数，折算到电动机轴上可取1.11.2；J1：电动机转子转动惯量kg.m2;J2:电动机轴上制动轮和联轴器的转动惯量；0.05kgm28.4.3电动机发热校验对于运行机构绕线式电动机的发热验算，按稳态平均功率校核，即式中。G稳态负载平均系数，见表8-15.取G=0.95。故初选电动机发热条件满足要求8.5行车电动机的选择根据起重量为5t，中级FC=25%，单边驱动，这一条件，结合文献3表5-7和表5-12.选择型号为的电动机。功率0.8kw,转速1380r/min。8.6运动参数及传动比的分配选用热轧普通工字钢（GB/T706-1988）由起重机设计手册选5t的运行速度是45m/min，小车运行速度：45m/min；通过起重量5t查文献1表8-1-129得知工作主动轮D=154mm，则转速总传动比根据实际尺寸要求确定分配方案如下分配传动比：取得 8.7齿轮参数设计计算a第一级齿轮的参数设计计算 1.选精度等级，材料及齿数（1）材料及热处理，由文献210-1选得，大小齿轮的材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48-55HRC（2）起重机为特种机械，精度等级选7级精度（3）选小齿轮齿数,大齿轮齿数取 2.按齿面接触强度设计 （8-1） （1）确定公式内的各计算数值试选计算小齿轮传递的转矩。 由文献2表10-7选取齿宽系数由文献2表10-6查得材料的弹性影响系数按齿面硬度查得小齿轮的接触强度极限，大齿轮的疲劳接触强度极限。由文献2式10-13计算应力循环次数(已知=12500h) 由文献2图10-19查得接触疲劳寿命系数，。计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得 （2）试算小齿轮的分度圆直径根据式（8-1） 根据实际尺寸需求，取40mm （3）计算圆周速度 （4）计算齿宽b及模数m （5）计算载荷系数K：查文献2表10-2，使用系数根据V=1.58m/s，7级精度，由文献2图10-8查得动载系数，由文献2表10-3查，从文献2表10-4中，综合考虑取 另由文献2图10-13查得 （6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 （7）计算模数 3.按齿根弯曲强度设计 （8-2） （1）确定计算参数计算载荷系数 S=1.4由文献2图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳极限由，通过文献2图10-18查得弯曲疲劳寿命系数及安全系数分别为，由文献2表10-5查得，。计算弯曲疲劳许用应力 a 计算大小齿轮的并加以比较 小齿轮的数值较大。 （2）设计计算根据式（8-2） 取标准值，取分度圆直径 取，则 （3）几何尺寸计算计算中心距 计算大小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 圆整后，。 b第二级齿轮的参数设计计算 1.选精度等级，材料及齿数材料及热处理，由文献
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