1、 機械設計課程設計計算說明書設計題目H.塔式起重機行走部減速裝置設計學院設計者：學號：指導老師：2012 年 1 月 13 日 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，環境溫度不超過40；3）

2、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kdH21.60.73501.43、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.

3、 傳動裝置總圖1325461 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

4、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=0.7m/sD=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K=1.4，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=38.2r

5、/min 故總傳動比為：=37.17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 /=19.77(N.m) =9500 /=18.76(N.m) =9500 / =91.08(N.m) =9500 / =359(N.m) =9500 / =301(N.m) =9500 / =592.4(N.m

6、)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T(N.m)014202.9419.77114202.7918.7622812.67991.8371.12.573359471.12.496301538.212.397592.4六、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查表6.7、表6.8（教材）選取小輪分度圓直徑，由式6-15（教材）得齒寬系數參考表6.9（教材）=1.2按齒輪相對軸承為非對稱布置小輪

7、齒數=27大輪齒數=.=136.3 齒數比u=/=5.07小輪轉矩 =/2=198.77 初定螺旋角載荷系數-使用系數查表6.3(教材)-動載系數 由推薦值 1.051.4-齒間載荷分配系數 1.01.2-齒向載荷分布系數 由推薦值1.01.2=1.452材料彈性系數查表6.4（教材） 鍛鋼 節點區域系數查圖6-3（教材）重合度系數 由推薦值0.750.88 ，螺旋角系數 =0.972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次數N由式6-7（教材）得小齒輪循環次數N1=60.nj.=8.82=1.7查圖6-5（教材）得

8、=1.18=1.02接觸強度最小安全系數=1.2則=1.18/1.2=625=1.11/1=595取較小的一個，即 =595綜上，=27.54 mm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= =50.4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，推薦0.850.92選0.89 許用彎曲應力 由式6-12（教材），彎曲疲勞極限 查圖6-7（教材），雙向傳動乘以0.7=4

9、20=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=1.4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：由表6.2（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次數N由式6-7（教材）得小齒輪循環次數查圖6-5（教材）得=1.18=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-

10、7（教材），雙向傳動乘以0.7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=1.5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，按估取圓周速度參考表6.7、表6.8（教材）選取公差組8級小輪分度圓直徑，由式6-15(教材)得齒寬系數（由機械設計課本）參考表6.9（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-使用系數查表6.3(教材)-動載系數 由推薦值 1.051.4 =3.56m/s=1.2=27=137 u =5.0

11、7=198.77 =0.972=1.18=1.02=1.2=595a=130b=55mm mmmm=0.694 ,滿足218mm=1.18=1.11=666公差組8級3.96 90086-齒間載荷分配系數 1.01.2-齒向載荷分布系數 由推薦值1.01.2材料彈性系數查表6.4(教材) 鍛鋼 節點區域系數查圖6-3 重合度系數 由推薦值0.750.88 ，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 1.3243.79mm 62.5

12、15075=75=1.120.694滿足強度 53.5mm233.75mm65mm245mm3、開式齒輪計算：表6.2（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）查圖6-7，雙向傳動乘以0.7 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

13、參考表6.7、表6.8（教材）選取公差組8級小輪分度圓直徑，由式6-15（教材）得齒寬系數參考表6.9（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-使用系數查表6.3（）教材.25-動載系數 由推薦值 1.051.4取-齒間載荷分配系數 1.01.2取-齒向載荷分布系數 由推薦值1.01.2取材料彈性系數查表6.4（教材） 鍛鋼 節點區域系數查圖6-3（教材） 重合度系數 由推薦值0.850.92，取故齒輪模數m =3.64 加大15%，即=4.19 取標準m=4.5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

14、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=19.77 T=T/2=9.8851. 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1 初步確定軸的最小直徑。公式(教材) 初選軸的材料為45#，調質處理。查表8.6（教材）=110，得 14.77mm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

15、號。聯軸器的計算轉矩公式為 （11） 查表14-1（教材），取=1.3，則=1.318.76 =24.38 根據=22.5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=25 mm2 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（1） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 聯軸器采用軸肩定位 ，查GB聯軸器尺寸可知=42mm，又因聯軸器采用軸肩定位，肩高3.5mm，2） 有前面傳動方案分析知，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=35mm3）

16、 取=37mm，根據小斜齒齒寬取=76mm 4） 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=53mm5） 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=25 mm（軸承多出軸外端面=2mm）25mm6） 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LvL=115mm3.軸上零件的周向定位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=8mm7mm33mm 。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=1357

17、0總彎矩M=30531.5扭矩TT=19570當量彎矩=36265.1N.mm（教材）取=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變應力，取=0.6，軸的計算應力4.9MPa前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查表8.2，8.9（教材），得=60MPa，因此，故軸安全。（二）中速軸的設計與校核 已知T=91.8 ，n=281r/min 1求作用在齒輪上的力 =293.7N ，=106N，=130N =2937.3N=1069 N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

18、.6（教材），取=110 ，于是得Amm=24.64mm 。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7.5mm 取=105-3=102 mm ，則62.5mm 52mm 2）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

19、=42.5mm ， 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、bhL=10mm8mm40mm 2、bhL=10mm8mm70mm 3、bhL=10mm8mm30mm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F872.15N298.5N彎矩=365262.675=47080.75總彎矩M=368284.4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變應力，取=0.6，軸的計算應力51.2MPa前已選定軸的材料

20、為45鋼，調質處理，查表8.2（教材）得=60MPa，因此，故軸安全。（三）低速軸（軸III）的設計 已知T=359000 1求作用在軸上的力 =2901.1N =1055N 2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8.6（教材）取=110，于是得 Amm=36.4mm 。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d-= d-=40mm，L-= L-

21、=81mm，考慮到避免干涉現象，聯軸器采用套筒定位。因此取d-=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d-=d-=45mm 3）軸承采用嵌入式端蓋定位。考慮到端蓋的軸肩定位，取d-=60. 4）考慮到齒輪采用軸肩定位，給d-=55mm，L-=100-3=97mm。齒輪的另一端采用軸套定位。給d-=50mm5）因為箱體內壁軸的長度應相等，根據結構圖，確定L-=86.5mm L-=83.5mm6）參考軸承寬度，以及軸承到箱體內壁的距離取8mm.確定L-=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、

22、3：bhL=16mm10mm60mm 2：bhL=14mm9mm50mm 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F1342.15N488.5N彎矩=202664=73763.5總彎矩M=215638.6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變應力，取=0.6，軸的計算應力22.49MPa前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查表8.2（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的設計知，初步選用深溝球軸承，由于受力對稱，只

23、需要計算一個，其受力=506.95 N，=0，=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=6800N 2）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，查表13-6（教材），取=1.2，則 P=（X+Y）=228 3）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=298.5N，=0，=10/3，n=281r/min1）查GB知圓柱滾

24、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，查表13-6（教材），取P=（X+Y）=298.5N3）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=488.5 N，=0，=10/3 ，轉速n=91.8rad/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=41000N 2）求軸承當量動載荷P

25、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，按表13-6（教材），取=1.0，則 P=（X+Y）=488.5N3）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，=19.57 2) 校核鍵連接的強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表11.1(教材)查得許用應力=100-120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度=L-b/2=30mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.57mm=4mm。由式可得 =21MPa 可見連接的強度足夠，故選用。2中速軸上（代號在上圖