中國礦業(yè)大學機械設計-塔式起重機行走部減速裝置設計

機械設計課程設計計算說明書學院設計者：學號：指導老師：2012年1月13日中國礦業(yè)大學目錄一、設計任務書二、傳動方案擬定三、電動機的選擇四、計算總傳動比及分配各級的傳動比五、運動參數及動力參數計算六、傳動零件的設計計算七、軸的設計計算八、角接觸球軸承軸承的選擇及校核算九、鍵聯接的選擇及計算十、潤滑與密封十一、參考文獻計算及說明結果一、設計任務書1、設計條件1）機器功用塔式起重機有較大的工作空間，用于高層建筑施工和安裝工程起吊物料用，起重機可在專用鋼軌上水平行走。2）工作情況減速裝置可以正反轉，載荷平穩(wěn)，環(huán)境溫度不超過40℃3）運動要求運動速度誤差不超過5%；4）使用壽命忙閑程度中等，工作類型中等，傳動零件工作總數小時，滾動軸承壽命4000小時；5）檢修周期500小時小修；2000小時大修；6）生產批量單件小批量生產；7）生產廠型中型機械制造廠。2、原始數據題號運行阻力(KN)運行速度(m/s)車輪直徑(mm)啟動系數kdH23503、設計任務1）設計內容電動機選型；減速機設計；開式齒輪傳動設計；傳動軸設計；軸承選擇計算；鍵、聯軸器選型設計。2）設計工作量減速器裝配圖一張（A1）；零件圖2張（A3），分別為高速級輸入軸和輸出軸上大齒輪；設計說明書一份。3)設計要求至少一對斜齒。4.傳動裝置總圖1132546電動機；2—減速器；3—傳動軸；4—開式齒輪傳動；5—車輪；6—軌道二、傳動方案的擬定1）行走部由電動機驅動，電動機1通過聯軸器2將動力傳入減速器3，在經聯軸器4傳至開式齒輪5，帶動車輪6工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級分流式圓柱齒輪減速器結構較復雜，高速級齒輪相對于軸承位置對稱，沿齒寬載荷分布較均勻，高速級和低速級分別為斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪傳動。2）根據機構工作計算車輪轉速備用1500r/min的Y系列電動機，因此初步計算總傳動比。查設計書表5-1選用二級分流式圓柱齒輪減速器。3）為加工方便采用水平剖分式。4）由于高速級轉速較高且無軸向力，故選用深溝球軸承；中、低速級選用圓柱滾子軸承。5)電動機和輸入軸，工作機構和輸出軸均選用彈性套柱銷聯軸器。=10000hF=1600NV=0.7mD=350mm分流式二級圓柱齒輪減速器三、電動機的選擇查得公式（kw）式中,式中η為總效率。查表9-1知：滾動軸承效率，齒輪效率，聯軸器效率，車輪效率。得總效率。故kw由題目一直條件取，則電動機所需額定功率kw查表16-2得：Y系列1500r/min電動機的具體牌號為Y100L2-4型，額定功率為3kw,滿載轉速為1420r/min。四、計算總傳動比及其各傳動比分配已知:運行速度v=0.7m/s滿載轉速為1420r/min則：利用公式計算工作機的轉速為r/min故總傳動比為：=對于分流式減速機，起傳動比應逐級遞減，故高速級傳動比.05、中速級傳動比，低速級傳動比。五、計算傳動裝置運動參數1）各軸轉速計算從減速器的高速軸開始各軸命名為1軸、2軸、3軸，電動機軸記為0軸，輸出軸為4軸，連接車輪的軸記為5軸。=79r/min2）各軸功率計算（KW）(KW)(KW)(KW)(KW)(KW)3）各軸扭矩計算=9500/=(N.m)=9500/=(N.m)=9500/=(N.m)=9500/=359(N.m)=9500/=301(N.m)=9500/=592.4(N.m)4)各軸轉速、功率、扭矩列表軸號轉速n(r/min)輸出功率P(KW)輸出扭矩)01420419.77114202.7918.7622812.679932.57335942.496301532.397六、傳動零件的設計計算1、高速級齒輪設計：1）選擇齒輪材料，確定許用應力由教材表6..2選小齒輪40cr調質大齒輪45正火2)齒面接觸疲勞強度設計計算確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度=3.56m/s查（教材）選取小輪分度圓直徑，由式6-15（教材）得齒寬系數（教材）=按齒輪相對軸承為非對稱布置小輪齒數=27大輪齒數=.=齒數比u’=/=5.07小輪轉矩=/2=初定螺旋角載荷系數(教材)材料彈性系數（教材）鍛鋼節(jié)點區(qū)域系數查圖6-3（教材）重合度系數由推薦值0.75~0.88，螺旋角系數許用接觸應力[]由式6-6（教材），[]=接觸疲勞極限查圖6-4（教材）小齒=750大齒=700接觸強度壽命系數應力循環(huán)次數N由式6-7（教材）得小齒輪循環(huán)次數N1=60.nj.2查圖6-5（教材）得=1.18=1.02接觸強度最小安全系數=1.2則[]=8/1.2=625[]=/1=595取較小的一個，即=595綜上，=27.54mm法面模數取標準中心距=125圓整a=130分度圓螺旋角=分度圓直徑mm，圓整取42mm齒寬b=ψ=5圓整取55mm大輪齒寬=55mm小輪齒寬mm由式6-16(教材)得3）齒根彎曲疲勞強度校核計算當量齒數查表6.5（教材）應力修正系數齒形系數小輪大輪不變位時，端面嚙合角端面模數mm重合度重合度系數螺旋角系數許用彎曲應力[]由式6-12（教材），[]彎曲疲勞極限=420=371彎曲強度壽命系數查圖6-8（教材）彎曲強度尺寸系數查圖6-9（教材）(設模數m小于5mm)=1彎曲強度最小安全系數則[]=300[]=265綜上知，齒輪彎曲強度滿足大齒分度圓直徑，圓整取218mm根圓直徑頂圓直徑2、低速級齒輪設計：由（教材）選小齒輪40cr調質大齒輪45正火許用接觸應力[]由式6-6（教材），[]=解除疲勞極限查圖6-4（教材）=700接觸強度壽命系數應力循環(huán)次數N由式6-7（教材）得小齒輪循環(huán)次數查圖6-5（教材）得==1.11接觸強度最小安全系數取=1則[]==826[]==666則=666許用彎曲應力[]由式6-12（教材），[]彎曲疲勞極限查圖6-7（教材）彎曲強度壽命系數查圖6-8（教材）彎曲強度尺寸系數（由機械設計課本）查圖6-9(設模數m小于5mm)=1彎曲強度最小安全系數=則因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度（教材）選?、蚬罱M8級小輪分度圓直徑，由式6-15(教材)得齒寬系數（1）按齒輪相對軸承為對稱布置（2）小輪齒數25（3）大輪齒數，取（4）齒數比（5）小輪轉矩（6）載荷系數(教材)=3.56m/s=27=137u’=5.07==1.18=1.02=1.2=595a=130b=55mmmmmm,滿足218mm==666Ⅱ公差組8級90086(教材)鍛鋼節(jié)點區(qū)域系數查圖6-3重合度系數由推薦值0.75~0.88，故法面模數取標準分度圓直徑，圓整取70mm中心距齒寬大輪齒寬=80mm小輪齒寬由式6-16(教材)得查表6.5（教材）應力修正系數齒形系數小輪小輪大輪大輪重合度重合度系數故根圓直徑頂圓直徑15075=75滿足強度65mm245mm3、開式齒輪計算：（教材）選小齒輪40cr表面淬火大齒輪45表面淬火由于是開式齒輪傳動，主要形式是疲勞打斷和齒面磨損，所只能進行彎曲疲勞強度計算，并將模數增加10%~20%考慮磨損的影響。許用彎曲應力[]由式6-12（教材），[]彎曲疲勞極限（教材）彎曲強度壽命系數查圖6-8（教材）彎曲強度尺寸系數查圖6-9（教材）=1（初設模數小于5）彎曲強度最小安全系數=2則因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。確定齒輪傳動精度等級，按=0.418估取圓周速度（教材）選取Ⅱ公差組8級小輪分度圓直徑，由式6-15（教材）得齒寬系數（教材）由于齒輪為非對稱布置選小輪齒數大輪齒數，齒數比小輪轉矩載荷系數-使用系數（）教材.25取取取（教材）鍛鋼節(jié)點區(qū)域系數查圖6-3（教材）重合度系數由推薦值0.85~0.92，取故齒輪模數m==加大15%，即=取標準m=小輪分度圓直徑=126大齒分度圓直徑圓周速度標準中心距齒寬給b=100mm大輪齒寬=100mm小輪齒寬=105mm由式6-10(教材)得查表6.5（教材）應力修正系數齒形系數小輪小輪大輪大輪重合度重合度系數故根圓直徑頂圓直徑七、軸的設計計算軸的設計（一）.高速軸設計已知n=1420r/min，T=19.77T’=T/2=851.求作用在齒輪上的力（斜齒）圓周力KN徑向力KN軸向力KN法向力KN圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖所示初步確定軸的最小直徑。公式(教材)初選軸的材料為45#（教材）=110，得mm因為要在最小軸徑處開聯軸器固定鍵槽，故最小軸徑應加大3%輸入軸的最小直徑是安裝聯軸器處的直徑。選取聯軸器的型號。聯軸器的計算轉矩公式為（11）查表14-1（教材），取=1.3，則×=根據=及電動機軸徑D=28mm，查標準GB4323-1984，選用TL5型彈性套柱銷聯軸器。確定軸最小直徑=25mm軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案。經分析比較，選用如圖所示的裝配方案根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度聯軸器采用軸肩定位，查GB聯軸器尺寸可知=42mm，有前面?zhèn)鲃臃桨阜治鲋?，初選深溝球軸承。根據=30mm，查GB276-89初步取0組游隙，0級公差的深溝球軸承61907，故=35mm取=37mm，根據小斜齒齒寬取=76mm由于箱體內壁到軸承座孔端面的距離mm（教材），取=45mm，采用凸緣式軸承蓋，則=53mm選定齒輪端面到箱體內壁的距離為16mm。根據角接觸球軸承尺寸標準可知=25mm（軸承多出軸外端面=2mm）25mm根據總的傳動方案，參考大小斜齒齒寬及中速軸上直齒齒寬選定Lv~LⅥ=115mm半聯軸器與軸的周向定位采用普通C型平鍵連接，按=25=mm，=42mm查GB/T1095-2003取=8mm×7mm×33mm。校核：4）繪制軸的彎矩圖與扭矩圖載荷水平面H垂直面V支反力F470N190N彎矩=27260=13570總彎矩M=扭矩TT=19570當量彎矩=36265.1N.mm（教材）取α=1根據扭力彎矩圖確定危險面并根據上表對危險截面進行校核，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6，軸的計算應力MPa，8.9（教材），得=60MPa，因此＜，故軸安全。（二）中速軸的設計與校核已知TⅡ=91.8，nⅡ=281r/min1．求作用在齒輪上的力=N，=106N，=130N=2937.3N=1069N軸上力的方向如下圖所示初步確定軸的最小直徑初步確定軸的最小直徑，方法同上，選取軸的材料為45鋼，調質處理。查表8.6（教材），取=110，于是得A×mm=mm。該軸的最小直徑為安裝軸承處的直徑，參考GB，取=30mm3．軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖（2）確定軸的各段直徑和長度1）根據=30mm取=30mm，軸承與齒輪1，3之間采用擋油環(huán)定位，取=36mm，齒輪1與齒輪2之間用套筒定位，取=42mm，齒輪2與3之間采用軸環(huán)定位，查閱資料取h=5mm，則=52mm，查資料知兩齒輪之間間隙為10mm，計算得出mm取=105-3=102mm，則mm52mm2）根據GB/T283-1994選NF206型圓柱滾子軸承，初步選取0組游隙，0級公差的，則取=mm，3）軸上零件的周向定位齒輪的周向定位都采用普通A平鍵連接查GB/T1095-2003取各鍵的尺寸為1、b×h×L=10mm×8mm×40mm2、b×h×L=10mm×8mm×70mm3、b×h×L=10mm×8mm×30mm中速軸的校核：4）繪制軸的彎矩圖與扭矩圖載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩總彎矩M扭矩TT=93950按彎扭合成應力校核軸的強度根據扭力彎矩圖確定危險面，并根據上表對危險截面進行校核，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6，軸的計算應力MPa（教材）得=60MPa，因此＜，故軸安全。（三）低速軸（軸III）的設計已知TⅢ=3590001．求作用在軸上的力=2N=1055N2．初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼調質處理。查表（教材）取=110，于是得A×mm=mm。該軸的最小直徑為安裝聯軸器處的直徑，根據GB選取聯軸器的型號為TL8型。選取軸孔直徑d=62mm，其軸孔長度L=84mm，則軸的最小直徑=40mm3．軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案。經比較，選取如下圖所示的方案（2）根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度1）取dⅨ-Ⅹ=dⅠ-Ⅱ=40mm，LⅨ-Ⅹ=LⅠ-Ⅱ=81mm，考慮到避免干涉現象，聯軸器采用套筒定位。因此取dⅥ-Ⅶ=43mm。聯軸器外部用軸端擋圈固定。2）查GB，初選NF209型圓柱滾子軸承，故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=45mm3）軸承采用嵌入式端蓋定位?？紤]到端蓋的軸肩定位，取dⅣ-Ⅴ=60.4）考慮到齒輪采用軸肩定位，給dⅢ-Ⅳ=55mm，LⅢ-Ⅳ=100-3=97mm。齒輪的另一端采用軸套定位。給dⅡ-Ⅲ=50mm5）因為箱體內壁軸的長度應相等，根據結構圖，確定LⅡ-Ⅲ=LⅣ-Ⅴ=6）參考軸承寬度，以及軸承到箱體內壁的距離取8mm.確定LⅤ-Ⅵ=25mm3）軸上零件的周向定位齒輪，半聯軸器采用普C連接，軸的周向定位采用普A連接，查GB得：1、3：b×h×L=16mm×10mm×60mm2：b×h×L=14mm×9mm×50mm校核：4）繪制軸的彎矩圖與扭矩圖載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩=202664總彎矩M扭矩TT=306860按彎扭合成應力校核軸的強度根據上表對危險截面進行校核，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6，軸的計算應力MPa（教材）得=60MPa，因此＜，故軸安全。八、軸承的選擇和校核計算已知軸承的預計壽命為=2000h1．輸入軸承的選擇與計算由軸Ⅰ的設計知，初步選用深溝球軸承，由于受力對稱，只需要計算一個，其受力==N，=0，ε=3，轉速n=1420r/min1）查GB知深溝球軸承的基本額定動載荷C=9500N，基本額定靜載荷=6800N2）求軸承當量動載荷P因為=0，徑向載荷系數X=1，軸向載荷系數Y=0，因工作情況平穩(wěn)，查表13-6（教材），取=1.2，則P=（X+Y）=2283）驗算軸承壽命=849000h>故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用角接觸球軸承7007AC2．軸II上的軸承選擇與計算由軸II的設計已知，初步選用角接觸球軸承7010AC型，由于受力對稱，故只需要校核一個。其受力=N，=0，ε=10/3，n=281r/min1）查GB知圓柱滾子軸承的基本額定動載荷C=19500N，基本額定靜載荷=18200N2）求軸承當量動載荷P因為=0，徑向載荷系數X=1，軸向載荷系數Y=0，因工作情況平穩(wěn)，查表13-6（教材），取P=（X+Y）=N3）驗算軸承壽命66000000h>故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用角接觸軸承7010AC型。3．輸出軸上的軸承選擇與計算由軸Ⅲ的設計知，初步選角接觸球軸承7010型，由于受力對稱，只需要計算一個，其受力==N，=0，ε=10/3，轉速n=/min1）查GB知角接觸7010AC的基本額定動載荷C=25800N，基本額定靜載荷=41000N2）求軸承當量動載荷P因為=0，徑向載荷系數X=1，軸向載荷系數Y=0，因工作情況平穩(wěn)，按表13-6（教材），取=1.0，則P=（X+Y）=N3）驗算軸承壽命=41000000h>故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用角接觸球軸承型。九、鍵連接的選擇與校核計算1．高速軸與聯軸器的鍵連接1)由前面的設計知初步選用鍵C8X7X25，=2)校核鍵連接的強度(教材)查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b/2=30×7mm=4mm。由式可得=21MPa<可見連接的強度足夠，故選用。2．中速軸上（代號