A大车运行机构及轴的有限元分析（完整说明书）.doc
50 10t-22.5双梁式起重机大车运行机构设计【含CAD图纸、说明书】
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10t-22.5双梁式起重机大车运行机构设计【含CAD图纸、说明书】
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IV50/10t-22.5双梁式起重机大车运行机构设计及轴的有限元分析摘 要双梁式起重机是一种以主要应用于工作车间，以间歇作业方式对物料进行水平移动的搬运机械。双梁式起重机主要是由大车运行机构、小车运行机构、起升机构和电气部分组成。本次设计的内容为双梁式起重机大车运行机构的设计和减速器轴的有限元分析。主要的设计计算内容为大车运行机构，即主动、被动车辆组、减速器的设计计算和电动机的选择。通过ANSYS 10.0对减速器承受扭矩最大的轴进行静态有限元分析。最后使用AutoCAD 2007软件绘制大车运行机构的装配图，减速器图，主动、被动车轮组图和其他零件图。关键词：双梁式起重机，大车运行机构，有限元分析ABSTRACTDouble beam crane is a kind of moving machinery which is mainly used in the work shop, and the material is carried by the intermittent operation. Double beam type crane is mainly composed of a cart running mechanism, a trolley running mechanism, a lifting mechanism and an electric part. The content of this design is the design of double girder crane and the finite element analysis of the reducer shaft. The main content of the design calculation for the cart running mechanism, that is, active, passive vehicle group, reducer design calculation and the choice of the motor. Static finite element analysis of the axle bearing torque of the reducer by ANSYS 10. Finally software AutoCAD 2007 assembly drawing for crane traveling mechanism, reducer figure, active and passive wheel of photos and other parts of the map.Key words: Double beam crane, Crane operating mechanism, Finite element analysis目 录1.绪论12.国内外研究现状与发展趋势22.1国外起重机械发展状况22.2国内起重机械发展状况22.3 起重机目前的发展趋势23.研究内容43.1起重机介绍43.2 大车运行机构53.3车轮组64.大车运行机构设计计算74.1确定传动机构方案74.2选择车轮与轨道，并验算其强度74.3运行阻力计算94.4选择电动机104.5验算电动机发热条件114.6计算减速器传动比114.7验算起动时间114.8验算起动不打滑条件124.9选择制动器144.10选择联轴器154.11浮动轴的验算165.减速器设计计算175.1电动机参数：175.2分配各级传动比175.3计算传动系统的运动和动力参数175.4高速级齿轮传动设计计算185.5低速级齿轮传动225.6 I轴的设计计算265.7 II轴的设计计算305.8 III轴的设计计算355.9齿轮结构设计395.10润滑和密封406.III轴的有限元分析426.1 ANSYS有限元分析426.2中间轴的有限元分析427.啃轨现象及解决办法447.1啃轨的概念及现象447.2啃轨的不良后果447.3啃轨的解决办法448.起重机大车运行机构布置图的绘制459.小结46参考文献47致谢485050/10t-22.5双梁式起重机大车运行机构设计及轴的有限元分析1.绪论 11本课题来源于企业50/10t-22.5双梁式起重机大车运行机构设计参数如表1-1 ：表1-1 设计参数 机构名称 项目机构名称 机构名称 项目大车运行机构主起升副起升起重量t5010轨距mm22500起升速度m/min6.113.1运行速度m/min59最大起升高度m1418轮距mm5500电源三相交流 50Hz 380V要求：设计说明书一份（不少于1.5万字）；双梁式起重机大车运行机构总装图（A0图纸）和减速器、主被动车轮组以及部分零件图（A1或A2图纸）；设计计算（大车运行机构的总体设计计算、减速器设计计算等）；减速器轴的有限元分析；外文技术资料翻译不少于2万印刷符号。1.2目标和意义：双梁桥式起重机适用于机械加工与装配车间、金属结构车间、机械维修车间、冶金与铸造车间以及仓库的吊运工作等，其可以有效减少工人劳动量，提高生产效率，提升企业的机械化水平。本课题尝试进行桥式起重机大车的运行机构设计。通过本课题设计，使学生熟悉和掌握桥式起重机大车运行机构的设计方法。掌握起重机大车车轮设计、减速器的设计等，学会电动机、制动器、缓冲器等部件的选择。并进行减速器轴的有限元分析。进一步巩固掌握机械设计、机械制图、CAD等课程内容，体会所学课程在起重机设计中的应用。2.国内外研究现状与发展趋势2.1国外起重机械发展状况欧美作为桥式起重机的发源地，代表了桥式起重机的最高水平，其中具有代表性的生产厂家主要有马尼托瓦克、利勃海尔和德马克。其次日本也紧随其后，主要生产厂家是神钢等。他们生产的产品型号种类丰富，技术先进，具有很高的市场占有率。这些外国厂家生产的桥式起重机在整体上代表了国际的先进水平，不仅满足了一些工作条件下大吨位的需要，而且安全性能可靠、结构设计领先、设备稳定性高，这些是其他国家无法比及的。2.2国内起重机械发展状况随着我国重工业的快速发展，在桥式起重机方面也取得了显著的成绩，并具有了较强的桥式起重机制造能力。我国在小吨位的起重机设计制造领域已经处于世界领先水平，但是在大型起重机的研发设计制造方面，我们和国外还存在不小的差距，在设计水平和起重机的稳定性和可靠性等方面也有一定的差距。桥式起重机被广泛地应用在经济建设的各个领域，随着经济的发展， 用户对其性能要求越来越高， 但是国内桥式起重机的结构型式比较落后，国内桥式起重机生产厂商的质量、 产品规模和开发能力与国外存在着相当大的差距。在整个桥式起重机设计中， 大车占据极其重要的地位， 它是桥式起重机设计的基础。本研究对于提高桥式起重机的设计效率和设计水平，有效的降低生产成本，提升企业的市场竞争力具有重要的实际意义。2.3 起重机目前的发展趋势 随着生产规模的不断扩大，自动化程度的不断提高，起重机在现代化生产过程中的应用越来越广，作用也越来越大，对桥式起重机的设计和使用要求也越来越高。桥式起重机在保证设备安全使用、可靠运行的前提下，实际生产顶用户普遍要求提高桥式起重吊车的功课效率、自动化程度、节能效果和减少维修量。而桥式起重机作为物流系统中的一种重要设备，在企业生产活动中作用广泛应用显著，所以对于提高桥式起重机的运行效率，提高运行安全，降低物流运输成本是非常重要的。目前，桥式起重机正朝着以下方向发展：（1）起重机的大型化这些年来，火电发电机组的功率不断增大，由以前的30万KW为主提高到以60万KW甚至100万KW为主，所以对起重机的提升重量的吨位需求越来越大。由于美国核电技术的推广应用，使起重机大件吊装量大幅增加，从而产生了大型起重机市场的需求。因为工业生产规模的不断扩大，生产效率日益提高，以及产品生产过程中物料装卸搬运费用所占比例的不断增加，所以促使大型起重机的需求量不断增长。起重量越来越大，工作效率越来越高，并对能耗和可靠性提出更高的要求。（2）创新设计对起重机结构构造的创新、传动型式的创新和功能原理的创新等方面的理论及技术基础加以研究，为此需要着重研究新材料、新的传动装置、新工艺，从而通过对不同设计方案的分解、优选和组合来产生新的设计方案，不断推出创新设计成果。（3）核心技术化各大企业均具有其特有的核心技术，并不断创新，始终保持在起重机行业的领先地位。现在各大公司均大力开发研究自己的核心技术，以不断提升自己的产品质量和竞争能力。（4）模块化和组合化用模块化的设计代替传统的整机的设计方法，将桥式起重机上功能基本相同的零件、部件和构件制成多种用途和可互换的标准模块，通过不同模块的相互组合，形成不同类型和规格的起重机。对起重机进行改进，只需针对某几个模块。设计新型起重机，只需选用不同模块重新进行组合。可使单件小批量生产的起重机改换成具有大批量的模块生产，从而实现高效率的专业化生产，企业的生产组织也可由产品管理变为模块管理。达到改善性能，降低成本，提高通用化程度，用较少规格数的零部件组成多品种、多规格的产品，充分满足需求。（5）新型化和实用化由于钢铁工业新型技术的应用，钢材质量得到提高，在设计起重机主梁时，可适当使用较高的许用力而不需要很高的安全系数，在保证安全的前提下能有效减少起重机的材料用量，从而降低设备的重量和成本，因桥式起重机重量的减小，可使用功率较小的驱动装置驱动，因此减少电力的使用，节省开支。在机加工方面，尽管采用少切削的精密铸件；加工设备大量采用高效的加工中心，数控自动机床等。既能保证加工质量，又能提高了生产效率、降低成本。在机构设计方面，需要进一步设计新型传动零部件，简化机构。需要减轻自重，提高承载能力，改善加工工艺，增加产品质量。此外，各机构采用的电动机都向高转速发展，从而减轻重量与减小外形尺寸，并可用制动力矩小的制动器。在电控方面开发性能好、成本低、可靠性高的电控系统。采用机电仪液一体化技术，提高使用性能和可靠性，增加起重机的功能。3.研究内容3.1起重机介绍 3.1.1起重机的定义起重机械是一种以间歇作业方式对物料进行提升、下降和水平移动的搬运机械。起重机械的作业通常带有重复循环的性质，一个完整的作业循环一般包括取物、起升、平移、下降、卸载等环节。经常起动、制动、正反向运动是起重机的基本特点。桥式起重机一般由主桥架、装有起升下降机构和小车、大车运行机构、操纵室、小车导电装置、起重机总电源、导电装置等组成。 3.1.2起重机的工作原理起升机构通过取物装置从取物地点把重物提起，经过运转、回转或变幅机构把重物移位，在指定地点下放重物后返回到原位。起重机在吊具取料之后即开始垂直或水平的工作行程，到达目的地后卸载，再空行程回到取料原点，完成一个工作循环，然后再进行第二次吊运。3.1.3桥式起重机的特点 桥架的两端通过运行机构直接支撑在高架轨道上的桥架型起重机，称为“桥式起重机”,如图3-1所示。图3-1桥式起重机示意图桥式起重机一般由载有大车运行机构的桥架、装有起升下降机构和小车运行机构的起重小车、电气设备、司机控制室等几个大部分组成。桥架和大车运行机构用来将物品作水平移动。3.1.4桥式起重机的一般构造桥式起重机按照结构特点分类分为金属结构、机械传动、电气部分：(1)金属结构包括桥架和小车架。(2)机械传动部分由起升机构、大车运行机构和小车运行机构组成。(3)电气部分由电气设备和电气线路组成。桥式起重机上主要的两大部分：(1)凡是由电机带动而运转的机构都称为工作机构。(2)电动机与其所带动的工作机械共同构成的传动系统称为电动机的电力拖动系统。 桥式起重机构造：沿建筑物较长方向的两壁设置为承轨梁，在梁上铺设大车运行轨道，并将装有4个车轮的桥架安装在轨道上。在桥架轨道上运行的机构称为大车运行机构。在桥架的两端装有大车运行电动机，从电动机的输出轴输出动力，经过减速器和制动器后，驱动车轮。一般来说，在起重量越小和使用越频繁时，选取的电动机转速越高。3.2 大车运行机构3.2.1大车运行机构传动方案分类大车运行机构传动方案分两种，即分别传动和集中传动。分别驱动：两套驱动装置分别同时驱动两侧车轮。集中驱动：由同一套驱动装置，通过中间轴来同时驱动两边的主动轮。3.2.2大车运行机构组成大车运行机构的功能是驱动大车的车轮沿轨道运行。大车运行机构由电动机、减速器、传动轴、联轴器、浮动轴、制动器、主动车轮组和被动车轮组等零部件组成，车轮组通过角型轴承箱固定在桥架的端梁上。3.2.3大车运行机构设计的基本要求(1)机构要紧凑，重量要轻；(2)和桥架配合要合适；(3)尽量减轻主梁的扭转载荷，达到不影响桥架刚度的程度；(4)为便于维护检修，需要合理机构布置，方便司机从驾驶室上、下走台，装卸零件及操作起重机方便。3.3车轮组桥式起重机的大车采用双轮缘，车轮踏面和轮缘内侧面硬度应为；硬度为HB260时的深度。在桥式起重机中车轮都是安装在特制的角形轴承箱上，组成独立的部件，以便于安装和拆卸。4.大车运行机构设计计算起重量；桥架跨度；大车运行速度；工作级别为M5级，机构接电持续率JC%=25%；起重机估计总重（包括小车重量）G=480kN；小车自重Gxc=180kN；桥架采用箱形梁式结构。大车运行机构示意图如图4-1所示。图4-1 大车运行机构示意图4.1确定传动机构方案跨度22.5m为中等跨度，为减轻重量，现决定采用图4-1的传动方案4.2选择车轮与轨道，并验算其强度按照图4-2所示的重量分布，分别计算大车车轮的最大轮压和最小轮压图4-2 轮压计算图 满载时，最大轮压：e为主钩中心线到端梁的中心线的最小距离空载时，最小轮压：车轮踏面疲劳计算载荷载荷率：Q/G=500/490=1.02大车车轮使用双轮缘车轮，轮缘高为25mm30mm。根据工作级别、运行速度和Q/G的值，初选车轮踏面直径，车轮材料，轨道及其材料。车轮材料：采用ZG340-640（调质），b=700MPa,s=380MPa,由参考文献7附表18选择车轮直径，轨道为QU80的许用轮压为33.2t，轨道型号为P38。按照车轮与轨道为点接触和线接触两种情况来验算车轮的接触强度点接触局部挤压强度验算：式中：k2许用点接触应力常数（N/mm2),由参考文献1表5-2 取；R曲率半径，由车轮和轨道两者曲率半径中取最大值，取Qu70轨道的曲率半径为；m由轨顶和车轮的曲率半径之比（r/R）所确定的系数，由参考文献1表5-5查得c1转速系数，车轮转速由参考文献1表5-3，；c2工作级别系数，由参考文献1表5-4查得，当M5级时Pc”Pc 故验算通过线接触局部挤压强度验算：式中：k1许用线接触应力常数（N/mm2），由参考文献1表5-2查得，;l车轮与轨道的有效接触长度，Qu80轨道的l=80mm；c1，c2同前PcPc 故验算通过4.3运行阻力计算摩擦总阻力矩：由参考文献3查得车轮的轴承型号为7530E，轴承内径和外径的平均值为由参考文献1表7-1表7-3：滚动摩擦系数k=0.0006m；轴承摩擦系数=0.02；附加阻力系数=1.5。代入上式得：当满载时的运行阻力矩运行摩擦阻力：当空载时运行摩擦阻力：4.4选择电动机电动机用于各种类型的起重机及其他类似设备的电力传动，具有较高的过载能力和机械强度，适用于短时或断续周期性工作制。电动机静功率：式中 满载运行时的静阻力；m=2驱动电动机台数；=0.95机构传动效率；初选电动机功率：式中kd电动机功率增大系数，由参考文献1表7-6查得 由参考文献7附表30选用电动机JZR2-22-6：电动机质量115kg4.5验算电动机发热条件等效功率：式中k25工作级别系数，由参考文献1查得 当JC%=25%时， k25=0.75；由参考文献1得，按起重机工作场所得查得=1.3。由此可知，故初选电动机发热通过；4.6计算减速器传动比车轮转速机构传动比：4.7验算起动时间起动时间式中m=2（驱动电动机台数）；满载运行时的静阻力矩：空载运行时的静阻力矩：初步估算高速轴上的联轴器的飞轮矩：机构总飞轮矩（高速轴）：满载起动时间空载起动时间：起动时间在允许范围（小于810s）之内，故合适4.8验算起动不打滑条件由于桥式起重机是在室内使用，故坡度阻力及风阻力均不予考虑。所以以下按三种工况进行验算4.8.1二台电动机空载时同时起动：式中 主动轮轮压和；从动轮轮压和；f=0.2室内工作的粘着系数；防打滑的安全系数nnz,故两台电动机空载起动不会打滑4.8.2事故状态：当只有一个驱动装置工作，而无载小车位于工作者的驱动装置这一边时，则式中 工作的主动轮轮压；非主动轮轮压之和；一台电动机工作时的空载起动时间：nnz,故不会打滑4.8.3事故状态：当只有一个驱动装置工作，而无载小车远离工作着的驱动装置这一边时，则，与第二种工况相同nnz,故也不会打滑起动不打滑验算通过4.9选择制动器由参考文献1得制动时间，按空载计算制动力矩，即Q=代入参考文献1的（7-16）式：式中坡度阻力；m=2制动器台数，两套驱动装置工作现选用两台YWZ5200/23制动器，查参考文献7附表15得其额定制动力矩Mez=112Nm，为避免打滑，使用时需将其制动力矩调至39.7Nm以下。考虑到所取的制动时间tztq（Q=0），在验算起动不打滑条件时已知是足够安全的，故制动不打滑验算从略。4.10选择联轴器根据机构传动方案，每套机构的高速轴和低速轴都采用浮动轴4.10.1机构高速轴上的计算扭矩：式中M1联轴器的等效力矩：1等效系数，见参考文献7表2-7取1=2由参考文献7附表31查得，电动机JZR2-22-6，轴端为圆柱形，d1=40mm，E=110m，减速器高速轴端为圆柱形d=40mm，l=50mm，故在靠近电动机端从附表44中选带200制动轮的半齿联轴器S119（靠电动机一侧为圆柱形孔，浮动轴端d=40mm）Ml=710Nm；(GD2)zl=0.36kgm2；重量G=15kg。在靠减速器端，由机械设计手册选用半齿联轴器CLZ1（靠减速器端为圆柱形，浮动轴端直径d=40mm）；其Ml=710Nm；(GD2)l=0.532kgm2；重量G=12.8kg高速轴上传动零件的飞轮矩之和为：与原估计基本相符，故有关计算则不需要重复4.10.2低速轴的计算扭矩：减速器低速轴端为圆柱形，d=75mm，l=140mm由附表19查得Dc=800mm的主动车轮的伸出轴为圆柱形，d=95mm，l=130mm故从附表42中选用4个联轴节：其中两个为：（靠减速器端）另两个为：（靠车轮端）所有的Ml=3150Nm，(GD2)=0.0149kgm2，重量G=25.5kg（在联轴器型号标记中，分子均为表示浮动轴端直径）4.11浮动轴的验算4.11.1疲劳强度验算：式中1等效系数，由参考文献7查表2-6查得1=1.4由上节已取浮动轴直径d=85mm，故其扭转应力为：由于浮动轴载荷变化为对称循环变化（因为浮动轴在运行过程中正反转的扭矩相同），故许用扭转应力为：式中材料用45号钢，取b=600MPa；s=300MPa。所以，考虑零件的几何形状和表面状况的应力集中系数。由参考文献2第四章查得：nI=1.4安全系数（由表2-18查得）n-1k,故疲劳强度验算通过4.11.2静强度验算：计算静强度扭矩：式中 cII动力系数，查参考文献7表2-7得 cII=2.5扭转应力：许用扭转剪应力：0.07d+3=5mm，故b-c段轴的直径如下图示意图图5-1 I轴结构尺寸示意图2）考虑轴的结构工艺性，在轴的两端均制成C2倒角。3）轴承的初选因为轴承所受到的径向力很小，所以选用角接触球轴承；轴承处轴径d=50mm，故选用角接触球轴承7010C，其基本尺寸为D=80mm，B=16mm。4）键的选择联轴器端轴径为，由参考文献4表15-1，故选择圆头平键（A），其尺寸为：键宽b键高h=128，键长为l=45mm，有效工作长度L=45-12=33mm。（4） 轴的强度验算经结构设计之后，各轴段作用力的大小和作用点的位置、轴承跨距、各段轴径等参数均已知，通过计算作出弯扭矩图，并进行危险截面安全系数校核。先作出轴的受力计算示意图（即力学模型），如下图所示，取集中载荷作用于齿轮。图5-2 I轴的受力计算简图1）求齿轮上作用力大小转矩为T=75470Nm齿轮端面分度圆直径为圆周力为径向力为2）求铅垂面上轴承的支反力及主要截面的弯矩支反力为则3）求水平面上轴承的支反力及主要截面的弯矩支反力为则4）截面C处铅垂面和水平面的合成弯矩合成弯矩为5）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，取=0.6，该截面上的计算应力为前面已选定轴的材料为45钢，调质处理由参考文献4表10-1得，由于，故安全6）I轴的弯矩和扭矩图I轴的弯矩和扭矩图如下图所示图5-3 I轴的弯矩和扭矩图6）联轴器处键校核 K键与轮毂槽的接触高度L键的工作长度键所在位置轴的直径故，验算通过。7）轴承的校核由于I轴存在传动零件处于外伸端，实际支点跨距变大，故选用角接触球轴承7010C反装； C轴承7010C的额定动载荷，C=26.5KNP轴承7010C的载荷，P=0.36KN故，满足要求5.7 II轴的设计计算已知：传递功率为6.99kW，转速为124.83r/min，传递转矩为534760Nmm，高速级圆柱齿轮传动的主要参数z1=30，z2=224，模数mn=2，b1=66mm，b2=60mm，n=20（齿轮压力角，标准值）；低速级圆柱齿轮传动的主要参数z1=27，z2=144，法面模数mn=4，b1=112mm，b2=108mm，n=20（1）选择轴的材料该轴无特殊要求，选用45钢制造，调质处理，得。（2） 初步估算轴径按按扭转强度估算输入端联轴器处的最小轴径。由参考文献4表10-2，对于45钢，取C=112，则取dmin=60mm。（3） 轴的结构设计1）确定各段轴径和长度考虑轴的结构工艺性，在轴的两端均制成C2倒角；为便于加工，键槽布置在同一母线上。为了满足联轴器和轴承的轴向定位要求，a-b轴段右端、b-c轴段右端、d-e轴段左端、e-f轴段左端需要制出轴肩，轴肩高度a0.07d+3=5mm，故直径图5-4 II轴的结构尺寸示意图2）轴承的初选因为轴承所受到的径向力很小，所以选用角接触球轴承；轴承处轴径d=60mm，故选用角接触球轴承7012C，其基本尺寸为D=95mm，B=18mm。3）键的选择高速级大齿轮端轴径为，由参考文献4表15-1，故选择圆头平键（A），其尺寸为：键宽b键高h=1811，键长为l=56mm，有效工作长度L=56-18=38mm。低速级小齿轮端轴径为，由参考文献4表15-1，故选择圆头平键（A），其尺寸为：键宽b键高h=1811，键长为l=100mm，有效工作长度L=100-18=82mm。（4）轴的强度验算经结构设计之后，各轴段作用力的大小和作用点的位置、轴承跨距、各段轴径等参数均已知，通过计算作出弯扭矩图，并进行危险截面安全系数校核。先作出轴的受力计算简图（即力学模型），如下图所示，取集中载荷作用于齿轮。图5-5 II轴的受力计算简图求齿轮上作用力大小转矩为T=534760Nmm齿轮端面分度圆直径为圆周力为径向力为求铅垂面上轴承的支反力及主要截面的弯矩支反力为则求水平面上轴承的支反力及主要截面的弯矩支反力为则截面B处铅垂面和水平面的合成弯矩为截面A处铅垂面和水平面的合成弯矩为按弯扭合成应力校核轴的强度B截面的抗弯截面系数进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，取=0.6，B截面上的计算应力为A截面的抗弯截面系数进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，取=0.6，A截面上的计算应力为前面已选定轴的材料为45钢，调质处理由参考文献4表10-1得，由于，故安全键的校核高速级大齿轮处的键的校核： 低速级小齿轮处的键的校核： K键与轮毂槽的接触高度L键的工作长度键所在位置轴的直径故，验算通过。轴承的校核由于II轴传动零件位于两支承之间，实际支点跨距小，故选用角接触球轴承7012C正装； C轴承7012C的额定动载荷，C=38.2KNP轴承7012C的载荷，P=1.02KN故，满足要求轴的弯矩和扭矩图II轴的弯矩和扭矩图如下图所示图5-6 II轴的弯矩和扭矩图5.8 III轴的设计计算已知：轴端用CLZ6半齿轮联轴器通过浮动轴与车轮组相连，传递功率为6.64kW，转速为23.48r/min，传递转矩为2700680Nmm，低速级圆柱齿轮传动的主要参数z1=27，z2=144，法面模数mn=4，b2=108mm，n=20（齿轮压力角，标准值）（1）选择轴的材料该轴无特殊要求，选用45钢制造，调质处理，得。（2）初步估算轴径按扭转强度估算输入端联轴器处的最小轴径。由参考文献4表10-2，对于45钢，取C=112，则由于最小轴径处存在联轴器，且联轴器为标准件和轴径圆整，得。（3）轴的结构设计1）确定各段轴径和长度为了满足联轴器、轴套和轴承的轴向定位要求，a-b轴段右端、b-c轴段右端、e-f轴段左端、g-h轴段左端需要制出轴肩，轴肩高度a0.07d+3=5mm，故直径如下图示意图图5-7 III轴结构尺寸示意图2）考虑轴的结构工艺性，在轴的两端均制成C2倒角。3）轴承的初选因为轴承所受到的径向力很小，所以选用角接触球轴承；轴承处轴径d=85mm，故选用角接触球轴承7017C，其基本尺寸为D=130mm，B=22mm。4）键的选择联轴器端轴径为，由参考文献4表15-1，故选择圆头平键（A），其尺寸为：键宽b键高h=2012，键长为l=125mm，键的有效工作长度为L=125-20=105mm。低速级大齿轮端轴径为，由参考文献4表15-1，故选择圆头平键（A），其尺寸为：键宽b键高h=2514，键长为l=100mm，有效工作长度L=100-25=75mm。（4）轴的强度验算经结构设计之后，各轴段作用力的大小和作用点的位置、轴承跨距、各段轴径等参数均已知，通过计算作出弯扭矩图，并进行危险截面安全系数校核。先作出轴的受力计算简图（即力学模型），如下图所示，取集中载荷作用于齿轮。图5-8 III轴的受力计算简图求齿轮上作用力大小转矩为T=2700680Nmm齿轮端面分度圆直径为圆周力为径向力为求铅垂面上轴承的支反力及主要截面的弯矩支反力为则求水平面上轴承的支反力及主要截面的弯矩支反力为则截面B处铅垂面和水平面的合成弯矩合成弯矩为按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，取=0.6，该截面上的计算应力为B截面的抗弯截面系数进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，取=0.6，B截面上的计算应力为前面已选定轴的材料为45钢，调质处理由参考文献4表10-1得，由于，故安全5）键的校核 K键与轮毂槽的接触高度L键的工作长度键所在位置轴的直径故，验算通过。6）轴承的校核由于III轴存在传动零件处于外伸端，实际支点跨距变大，故选用角接触球轴承7017C反装； C轴承7017C的额定动载荷，C=60.2KNP轴承7017C的载荷，P=1.07KN故，满足要求7）轴的弯矩和扭矩图III轴的弯矩和扭矩图如下图所示图5-9 III轴的弯矩和扭矩图5.9齿轮结构设计高速级小齿轮由于键槽底面到齿根的距离em，所以采用齿轮轴结构。高速级大齿轮采用腹板式结构，结构尺寸按机械设计手册计算，如下图所示：图5-10 高速级大齿轮结构尺寸低速级小齿轮采用实体式结构（d160mm），结构尺寸按机械设计手册计算，如下图所示：图5-11 低速级小齿轮结构尺寸低速级大齿轮采用腹板式结构，结构尺寸按机械设计手册计算，如下图所示：图5-12 低速级大齿轮结构尺寸5.10润滑和密封（1）齿轮的润滑经过计算高速级圆周速度为2.77m/s,因为齿轮的转速v12m/s，可选择浸油润滑。由23，表10-12得齿轮传动润滑油黏度，推荐用值为150est(40度)，齿轮用润滑油选用工业闭式齿轮油（GB/T5903-1995）。（2）轴承的润滑轴承采用润滑脂润滑，在装配时填入轴承室，其装配室不超过轴承室空间的1/3-1/2，以后每年添加12次，添加时拆去轴承盖，由24表8-15选用钠基润滑脂（GB/T492-1989）以适中载荷，在轴承与内壁设置挡油环，以使轴承室与箱体内部隔开，防止油脂漏进箱内及箱内润滑油溅入轴承室而稀释和带走油脂。（3）减速器的密封选择毡圈式密封，利用矩形截面的毛毡圈嵌入梯形槽中所产生的对轴的压紧作用，防止润滑油漏出和外界杂志、灰尘等进入轴承室。密封形式和尺寸根据4表712选择毡圈55、毡圈90（JB/ZQ4606-1997）。（4）箱盖和箱座合面的密封在箱盖和箱座结合面上涂密封胶密封（5）其他密封情况检查孔盖板，排油螺塞与箱体的结合面间均采用石棉橡胶纸材料的封油垫片密封，轴承端盖与箱体之间需加密封垫片图5-13 减速器6.III轴的有限元分析6.1 ANSYS有限元分析为了更能直观的反映构件的受力性能及机构的安全及稳定性，本设计采用ANSYS有限元分析软件，对机构中主要零件进行有限元分析，为了得到保证机构正常运行的有效参数。6.2中间轴的有限元分析和材料力学校核一样，对轴进行有限元分析，并将有限元分析的结果与材料力学的校核结果进行对比。（1）用SolidWorks创建模型,保存成.x_t格式，并导入ANSYS有限元软件。（2）进行单元类型的设定，为Solid 10node 92。（3）材料性质的设定，由于轴采用45钢查的杨氏弹性模量EX=21011pa，密度为=7800kg/m3 泊松比为0.3，采用自由网格划分方式。 （4）施加约束，限制自由度。（5）施加载荷，求解。（6）浏览运算结果图6-1轴的应力图图6-1为轴的应力图，反映了零件受力之后的应力分布情况。从图5-1中，可以发现轴端的受力最大，及为危险截面。最大值为0.718E8Pa，即71.8MPa，而45钢的屈服强度极限355Mpa，故强度在允许的范围内，最大位移量为0.953E-4m可以忽略。根据材料力学的计算与ANSYS有限元分析的结果对比之后，两者的结果是相差不大，通过上述两种方法的计算之后，验证了两者计算结果的正确性。7.啃轨现象及解决办法7.1啃轨的概念及现象桥式起重机大车或小车运行过程中，车轮轮缘与轨道侧面接触产生水平侧向推力，使车轮不能在轨道踏面中间运行，引起轮与轨道的摩擦及磨损称为啃轨。7.2啃轨的不良后果 （1）降低车轮的使用寿命（2）磨损轨道（3）增加运行阻力（4）造成脱轨7.3啃轨的解决办法 （1）严格控制车轮的安装精度车轮水平和垂直方向偏斜的调整车轮直线度和跨度的调整（2）严格控制轨道的安装精度（3）严格控制传动系统的安装要求检查车轮轴承的损坏和润滑情况，及时润滑或更滑调整两台制动器间隙，使其同步制动检查各部件与其他部件连接情况两台电动机转速差别过大时，及时更换（4）找到适合现场的解决方法8.起重机大车运行机构布置图的绘制绘制大车运行机构布置图的目的就是确定电动机、制动器、减速器、联轴器、车轮的安装位置、确定平台的高度和大小。绘制布置图时要注意：1）安装联轴器处，两端轴要留有空隙，此间隙决定于联轴器的型号，可由表中查出；2）电动机、减速器和制动器的安装位置要适当；3）平台的高度要低于电动机、制动器和减速器三者底座平面中的最低者10mm以上，以便安放垫板。图8-1 大车运行机构总装图9.小结随着毕业的临近，毕业设计也接近了尾声。经过三个月的努力，我的毕业设计也终于完成了。在老师的细心和耐心指导下，对此次的毕业设计进行了思考和探究，锻炼了我的运用知识的能力和对一些新的知识的学习能力，使我受益匪浅。通过这次毕业设计，使我明白了自己之前所学的专业知识欠缺和不牢固，自己需要学习的东西还有很多，我还明白了学习是一个不断积累的过程，我以前所懂的都只是停留在表面，并且让我深刻体会到，在以后的工作和生活中都应不断的努力学习，努力的充实自己。这次毕业设计的主要内容为要求设计50/10t-22.5双梁式起重机大车运行机构及轴的有限元分析，这次设计对于我来说是非常困难的，只能借助图书馆的资料，并且在此基础上近一步突破，这对于我来说是一种挑战，同时也是一种考验。于是本次设计过程中按照设计的要求来进行，从而进一步掌握设计的流程，使自己达到学习的目的。首先，我从这次设计中发现了很多的问题，比如，电动机的选择，减速器的设计计算，起动时间和电动机发热条件的验算，验算起动不打滑条件等。这样很多都是在我们
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