塔式起重機變幅機構設計摘要本畢業設計是一個塔式起重機變幅機構設計。首先，對塔式起重機變幅機構設計作了簡單的概述；接著分析和塔式起重機變幅機構綜合設計計算方法的選擇原則；然后根據這些設計準則與計算基礎的設計。本次設計中的QTZ50塔式起重機是一種常見的起重機構，廣泛應用于我國施工現場。布局合理，結構干凈整潔，使用方便，工作效率高。QTZ50塔式起重機的主要的變幅方式是通過對變幅小車的牽引，實現塔式起重機工作幅度的變化，從而改變作業半徑。這種變幅方式的特點是反應速度相對較快，更節省動力。但缺點是只能進行水平方向的變幅。變幅機構主要由減速器，電機，工作機組成。其中減速器為本次設計計算的主要設計部分。變幅機構設計：1.鋼絲繩的設計。2工作機（卷筒）設計。3電動機的選擇。4減速器設計計算與校核。5變幅小車的尺寸設計和強度校核。這次變幅機構設計代表了設計的一般過程，也是對我專業知識的考驗，對今后的設計工作的選擇有一定的參考價值。關鍵詞：塔式起重機；變幅；牽引小車目錄TOC\o"1-3"\h\u7013摘要 113606引言 1117781緒論 2304571.1塔式起重機的定義 26091.2塔式起重機國內發展概況 2272491.3未來發展趨勢 371311.4設計內容 3290552變幅機構設計計算 4324772.1設計要求 420692.1.1初始參數 49932.1.2變幅結構設計 420032.2變幅機構變幅力計算 474052.2電機的選擇 697253變幅機構主要零件設計計算 7287083.1變幅小車的車輪與軌道 7261953.2變幅機構鋼絲繩的選擇 8142843.2.1鋼絲繩的型號選擇 8208683.2.2鋼絲繩具體參數確定 870153.3卷筒設計計算 9297723.3.1卷筒尺寸設計 948323.3.2卷簡長度的計算 952553.4減速器參數設計 10112283.4.1確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 10132353.4.2減速器各軸功率計算 1027173.5傳動齒輪的設計 12293743.5.1高速級齒輪傳動的設計計算 1228623.5.2低速級齒輪傳動的設計計算 16187103.6傳動軸和傳動軸承及聯軸器的設計 21196233.6.1輸入軸的設計 21208123.6.2中間軸的設計 22327083.6.3輸出軸的設計 26163373.7減速器密封 28233504強度校核 28318924.1驗算車輪的疲勞強度 28274614.2鋼絲繩的校核選定 29241974.3卷筒校核 29245114.4減速器校核 30164634.4.1輸入軸鍵選擇與校核 30210794.4.2中間軸鍵選擇與校核 3081344.4.3輸出軸鍵選擇與校核 3143054.5軸承的選擇及校核計算 31178834.5.1輸入軸的軸承計算與校核 3145254.5.2中間軸的軸承計算與校核 3289804.5.3輸出軸的軸承計算與校核 32120934.6聯軸器的選擇與校核 32114784.6.1輸入軸處聯軸器 32256644.6.2輸出軸處聯軸器 33107654.7齒輪校核 33241854.7.1校核高速級齒輪齒根彎曲疲勞強度 3345884.7.2校核低速級齒根彎曲疲勞強度 3579004.8軸校核 37301764.8.1輸入軸的受力分析和校核 37236224.8.2中間軸的受力分析和校核 38307014.8.3輸出軸的受力分析和校核: 40176315經濟技術性分析 416405設計總結 4323441參考文獻 43––PAGE24–引言本次設計計算的題目是QTZ50塔式起重機變幅機構的設計。本次的設計方案大體為變幅機構的結構設計，變幅機構的零部件設計，以及變幅機構的主體設計，最后進行整體到局部的強度校核。本次主要使用的設計方法是是根據傳統的設計理論進行設計。主要是通過經驗來判斷，以標準的公式，長期的實踐理論得出來的圖表以及設計手冊為基礎，進行類比式的設計計算。設計之前，我需要先弄清楚塔式起重機中變幅機構的基礎概念：變幅機構的改變起重機的幅度，也就是改變起吊位置（吊鉤）和起重機回轉中心的間距，從而改變起重機作業半徑的改變。至此，我們需要通過查詢資料，進一步了解現在市面上普遍的塔式起重機的變幅機構的基本模式。通過信息的檢索，了解變幅機構的設計需求，分析變幅機構的工作原理。通過經驗公式和資料的分析，進行合理的結構設計，同時需要兼顧機械的可靠性和合理性。例如強度校核，失效性分析等計算。本次設計計算的重點為變幅機構的主體設計。其中，主體部分的減速器為主要設計對象。其設計難點是多個軸的尺寸設計以及受力分析，強度校核，以及齒輪的參數設計等較為復雜而繁瑣的計算。較為可靠的解決方法是通過對于設計手冊的合理利用，學習參考，正確引證，加上自身的盡可能精確的計算過程，以及通過其他手段，例如求助畢業導師來獲得正確的思路和合理的引導。通過這些方式，這個難題便可迎刃而解。對于本次設計計算的理解，我認為塔式起重機，作為工程機械中不可或缺的一員，而且國內基礎建設飛速發展的同時，都起著至關重要的作用。不論是過去，我國對國外的塔吊進行仿測與學習，還是如今國力增強，自主研發，我國在塔式起重機上一直在進步。所以塔式起重機上重要的變幅機構，也是未來我國大力發展的對象之一。相信在未來，我國的工程機械會蓬勃發展，縮短與發達國家的差距，突破技術瓶頸，打破西方國家的技術封鎖。最后，關于本次畢業設計，我認為是對我四年學習的檢驗，也是一次新的學習和對機械這個學科的一次新的認知。1緒論1.1塔式起重機的定義塔式起重機簡稱塔機,亦可直接簡稱塔吊,起源于西歐。是一種擁有高達幾十米的塔身且配有極長動臂的起重機。作業設備場地廣且空間大,主要功能是通過自身的高度優勢和強力的起升機構，對數量大，重量大的材料進行長距離和極高高度的運輸和吊裝。塔機主體采用鋼結構，主要控制，傳動機構，電氣系統三個大部分組成。塔的主體部分包括塔身、動臂和位于主塔身的底座等。工作臺的傳動控制機構主要組成有起升、變幅、回轉和自動高速行走四個軸三大部分。電氣系統主要產品包括使用燃氣灶的電動機、控制器、配電柜、連接器的供電線路、信號及開關燈光燈的照明以及控制驅動裝置等。換言之，隨著國內科技的迅速發展,國內各種先進的電氣和機械技術正漸漸應用在起重機上,塔式起重機的自動化程度越來越高,結構也越發簡單,性能愈加可靠,起重量越來越大,品種也越來越全。1.2塔式起重機國內發展概況到今天，中國的塔式起重機產業與創新研發已有40多年的發展歷史,經歷了一個從無到有，從有到自主研發，從學習到自主設計，從模仿到走出國門，從追趕西方發達國家的腳步到支援外國基礎建設的時代。上世紀開國初期,為滿足發展中國家國民經濟基礎社會建設,中國通過學習前蘇聯及歐洲發達國家的塔式起重機,進行了大量仿制。這段時期中國工廠還不具備生產整個塔式起重機的能力。改革開放前期,由于我國高層建筑的逐漸增多，國內的塔式起重機開始使用了內部自動爬升式和外部附著式的模式,并在各種工作機構中廣泛學習了國外比較先進的制動技術,如直流高壓電機自動調速、可控多晶硅電機調速、渦流電機制動器。在回轉和高速運行傳動機構中還可安裝液力耦合器等。改革開放時期，塔式起重機的作用逐漸增多。塔式起重機的最大起升高度，最大起吊量有了顯著的提高。為了充分滿足不同市場個體各方面的不同要求,塔式起重機又向一種機器多種用途型的方向迅速發展。改革開放后期，中國塔式汽車起重機已經進入創新領域不斷擴大、新品種不斷增多的新發展階段。––PAGE24–上世紀末，中國塔式復合起重機相繼逐步發展成如今多種類型，并出現了不少的最新技術產品,主要機型有qtz100、qtz120等自動快速爬升式塔式起重機,這些最新技術產品在機體結構設計性能以及質量控制方面已基本完全接近國外70年代的最新產品設計水平,這一時期的最高計劃年產量已發展到達1400臺?，F如今，國內的塔式起重機已經走出了國門，走向了世界，例如阿拉伯進口我國的T2850-120V超大型塔式起重機，是目前國內最大噸位出口塔式起重機。1.3未來發展趨勢現在的塔吊技術最新的發展方向是控制電子化，操作數字化，控制智能化，功能多樣化。設計上的發展方向是中小型塔式起重機逐漸平頭化，變幅機構使用牽引式變幅小車；而大中型，大型塔式起重機則逐漸動臂化，因為大負載情況下，動臂變幅可以讓塔身受到的力矩變小。稱量裝置是用來象是起重機吊物品具體重量的裝置。1.從橋架上講有正軌箱形梁和斜軌箱形梁兩種。2.從傳動機構上講，老式的傳動機構是采用齒輪連接，新式的傳動機構采用的是梅3.梅花狀彈性聯軸器，直接與車輪聯接，中間加個方向聯軸節。4.新型操縱方式：如遙控吊車，人可以無線操縱起升高度過高，可直接地面操縱。5.自動取物裝置采用計算機控制，傳感器控制。6.設計采用ZAD縮短設計周期。1.4設計內容本次畢業設計的主要內容是QTz50塔式起重機的變幅機構的設計計算。首先需要對變幅機構的整體進行結構設計，其次需要進行零部件設計，然后對變幅機構的主體，即減速器，電機，工作機（卷筒）三合一的機構進行設計計算，最后通過經驗公式最全部設計內容進行強度校核。2變幅機構設計計算2.1設計要求2.1.1初始參數最大起重量：5t最大起升高度：50m額定起重力矩：500t.m變幅自重小車：230kg變幅運行速度：36.8m/min整機工作級別：A4變幅機構工作級別利用等級:M32.1.2變幅結構設計變幅機構由牽引機構和牽引小車組成，其中牽引機構由電動機帶動卷筒轉動，通過減速器使電機與卷筒相連，帶動滾筒上的鋼絲繩，控制變幅小車在起重吊臂的軌道上進行移動，從而實現起重機作業半徑的改變。已知QTZ50塔式起重機變幅速度為36.8m/min，設計牽引機構具體參數與變幅小車結構參數2.2變幅機構變幅力計算（1）變幅機構鋼絲繩受力計算P=式中：P-為鋼絲繩所受變幅力P0-為P阻-為P風-P回轉-P坡-（2）小車滿載運行時的最大摩擦阻力P0=式中：Q-小車的重量K-附加摩擦阻力系數=1.5q-起升載荷重量=5tk-滾動摩擦系數(k=0.025)d-軸承內徑(d=2.5cm)μ-軸承摩擦系數(μ=0.015)D-車輪直徑=250mm實際計算得：`P0=27.5kg（3）P阻為滑輪組效率導致的阻力：

P式中：α-為起升滑輪組的倍率=4o-為起升滑輪組的效率=0.95n-為導向滑輪的效率=0.98實際計算得：P阻=7.38kg（4）P風為風致載荷：

P式中：c-風載體型系數取1.3p-工作狀態時標準風壓10mpaA-為正面迎風面=F式中：F1-第一片枯架的輪廓面積計算取0.04m2F2-第二片析架的輪廓面積0.2m2Ψ1-第一片析架的充滿系數0.61Ψ2-第二片格架的充滿系數0.48y-折減系數0.063計算得正面迎風面積A=F1φ吊物擋風面積取2m2計算得：P風=1.3x10x2.0852=56.51kg（5）塔吊回轉時臂架系統的徑向離心力引起的變幅阻力P式中：n為回轉速度0.7r/minR為變幅輻度50mL為臂展計算得：P回轉=0.0748kg（6）坡度阻力

P式中：k坡為坡度阻力系數=0.002計算得：P坡=0.055kg綜上：鋼絲繩所受變幅力P=92.4kg2.2電機的選擇（1）計算傳動裝置總效率a=0.994×0.992×0.992=0.92式中：1為軸承的效率2為齒輪嚙合傳動的效率,3為聯軸器的效率v為圓周速度=36.8m/min工作機卷筒的功率

P計算得：Pw電動機所需工作功率為

P計算得：Pd工作機的轉速為

n=計算得：n=56.6查《機械設計手冊》后，設二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i=8~40，傳動比適合的范圍為ia=8~40，電動機轉速的建議范圍為nd=ia×n=452.8~2268r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，選定型號為Y132M1-6的三相異步電動機，額定功率為4KW,滿載轉速nm=960r/min，同步轉速1000r/min。3變幅機構主要零件設計計算3.1變幅小車的車輪與軌道根據《起重機設計手冊》，選用踏面車輪，因吊臂本身結構特殊，選擇單輪緣車輪，采用圓柱形設計。根據經驗，設計取輪直徑250mm。為了提高車輪的使用壽命，車輪踏面與輪緣內側需要進行熱處理，表面強度能夠達到300-380HB，處理的深度則必須要大于15-20mm。綜上所述，最終考慮選擇ZG310-570材料，其硬度可達HB=320。又因為車輪壓Pmax＝5230kg，所以選擇使用p24式軌道，又因為鋼軌頂部安裝車輪傾斜的圓弧，且起重機存在水平偏差的情況下具有達標的強度，使用壽命長，同時軌道頂部應具有足夠的寬度，以減少對壓力帶來的壓強，使整體具有足夠的強度，所以不再檢查強度。3.2變幅機構鋼絲繩的選擇3.2.1鋼絲繩的型號選擇根據《起重機設計手冊》表3-1-1，本次設計計算為QTZ50變幅機構設計計算，通過表格，選用6W19鋼絲繩。3.2.2鋼絲繩具體參數確定（1）通過安全系數計算鋼絲繩型號，計算公式為：F=S·n/Ψ

式中：F-鋼絲繩破斷力的總和S:鋼絲工作時所受最大拉力Nn:安全系數=4.0（根據《起重機設計手冊》表3-1-2）Ψ:鋼絲繩破斷力換算系數=0.85計算鋼絲繩拉力可視小車在連接鋼絲繩時為滑輪組，拉力公式為：S=式中：m-小車滑輪組倍率=4P-鋼絲繩最大載荷=100kgS=100×g/4=250kg所以計算得Fs≥4×250/0.85=1176kgf（2）查表選鋼絲繩直徑14.5鋼絲1.1mm,鋼絲繩公稱拉強度為1550kgf/mm2，破斷力總和為1380kgf，所以選定鋼絲繩6W19-14.5-1550-右交。3.3卷筒設計計算3.3.1卷筒尺寸設計（1）設計計算卷簡直徑D，已知QTZ50塔式起重機變幅機構工作級別為M3，所以根據《起重機設計手冊》，筒繩直徑比取e=14.（2）卷筒的名義直徑：D=（e-1）d=188.5mm，取200mm式中：e-卷筒直徑與鋼絲繩直徑比d-鋼絲繩真徑（3）繩槽半徑：R=0.56d=8mm（4）標準槽深：C=0.3d=5mm（5）標準節距：p=d+（2-4mm）=15mm（6）卷簡厚度：δ=d=14.5m3.3.2卷簡長度的計算（1）因為小車需要來回移動，故要選用雙聯滾筒，所以鋼絲繩長度應約等于2倍臂展。L=2設鋼絲繩卷揚余量為5m，則L=10500mm鋼絲繩卷繞公式：L=圈數：E=L/單層鋼絲繩纏繞直徑:D計算得E=16圈（2）變幅機構采用雙聯卷筒L=2(L0+L1+LL2-固定鋼絲繩所需長度取3dL0-卷繞長度=31dLρ-左右螺旋槽卷繞長度其中：Lρ=L?2式中：Hmax=50mm:滑輪組倍率=4其中Lp計算后取20mm，允許偏角不大于3.5°，取2°計算卷筒設計長度：L=74p+20=1100mm3.4減速器參數設計3.4.1確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比：由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為

i計算得：13.4（2）分配傳動裝置傳動比:取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為

i計算得4.15則低速級的傳動比為

i計算得減速器各軸功率計算（1）各軸轉速:輸入軸：

n中間軸：

n輸出軸：

n工作機軸：

n（2)各軸輸入功率:輸入軸：

P中間軸：

P輸出軸：

P工作機軸：

P（3）各軸輸出功率：輸入軸：

P中間軸：

P輸出軸：

P工作機軸：

P（4）各軸輸入轉矩:電動機軸輸出轉矩：

T輸入軸：

T中間軸：

T輸出軸：

T工作機軸：

T（5）各軸輸出轉矩為：輸入軸：

T中間軸：

T輸出軸：

T工作機軸：

T3.5傳動齒輪的設計3.5.1高速級齒輪傳動的設計計算1.選精度等級、材料及齒數（1）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調質處理，硬度設計為280HBS，大齒輪材料為45鋼調質處理，硬度設計為240HBS。（2）一般工作機器，選用8級精度（3）選小齒輪齒數Z1=25，大齒輪齒數Z2=25×4.17=104.25，取Z2=104（4）初選螺旋角=16°（5）壓力角=20°2.按齒面接觸疲勞強度設計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d1）確定公式中的各參數值。①試選載荷系數KHt=1.3。②計算小齒輪傳遞的轉矩T計算得：34.42Nm③選取齒寬系數φd=1。④由圖查取區域系數ZH=2.44。⑤查《機械設計手冊》得材料的彈性影響系數Z⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數Zε。端面壓力角：α計算得：20.561°端面重合度：ε計算得1.67軸向重合度：ε計算得1.98重合度系數：Z計算得0.654⑦由式可得螺旋角系數Z計算得0.985⑧計算接觸疲勞許用應力[H]查《機械設計手冊》得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。計算應力循環次數：N計算得：2.76×N計算得：6.63×查取接觸疲勞壽命系數:KHN1=0.87、KHN2=0.89。取失效概率為1%,安全系數S=1,許用應力公式為:σ計算得：522MPaσ計算得：489.5MPa取[H]1和[H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即σ2）試算小齒輪分度圓直徑d計算得：34.542mm（2）調整小齒輪分度圓直徑計算實際載荷系數前的數據準備①圓周速度vv=計算得:1.74m╱s②齒寬bb=計算得：34.542mm計算實際載荷系數KH①由表查得使用系數KA=1.25。②根據v=1.74m/s、8級精度，由圖查得動載系數KV=1.1。③齒輪的圓周力F計算得：1992.936NK查表得齒間載荷分配系數KH=1.4。④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KH=1.252。則載荷系數為：K=計算得2.4可得按實際載荷系數算的的分度圓直徑d計算得：42.433mm及相應的齒輪模數m計算得：1.647mm模數取為標準值mn=2mm。3.幾何尺寸計算（1）計算中心距a=計算得：132.945mm中心距經過圓整后，設為a=135mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角β=arccos計算得：17.155°換算得：=17°9′18″（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑d計算得：52.d計算得：217.（4）計算齒輪寬度b=計算得：52.326mm取b2=53mm、b1=58mm。4.設計結論齒數Z1=25、Z2=104，模數mn=2mm，壓力角=20°，螺旋角=17.155°=17°9′18″，中心距a=135mm，齒寬b1=58mm、b2=53mm。整體設計尺寸見表3.1。表3.1高速級齒輪參數代號名稱高速級小齒輪高速級大齒輪模數m2mm2mm齒數z25104螺旋角β左17°9′18″右17°9′18″齒寬b58mm53mm分度圓直徑d53.576mm217.415mm齒頂高系數ha1.01.0頂隙系數c0.250.25齒頂高ha2mm2mm齒根高hf2.5mm2.5mm全齒高h4.5mm4.5mm齒頂圓直徑da56.576mm221.415mm齒根圓直徑df47.576mm212.415mm3.5.2低速級齒輪傳動的設計計算1.選精度等級，材料及齒數（1）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調質處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調質處理，硬度范圍取為240HBS。（2）一般工作機器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數Z3=26，大齒輪齒數Z4=26×3.21=83.5，取Z4=83。（4）初選螺旋角=13°。（5）壓力角=20°。2.按齒面接觸疲勞強度設計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d3確定公式中的各參數值。①試選載荷系數KHt=1.3。②計算小齒輪傳遞的轉矩T計算得：137.72Nm③選取齒寬系數φd=1。④由圖查取區域系數ZH=2.45。⑤查表得材料的彈性影響系數Z⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數Zε。端面壓力角：α計算得：20.482°端面重合度：ε計算得：=1.664軸向重合度：ε計算得：1.911重合度系數：Z計算得：0.663⑦由式可得螺旋角系數Z計算得：0.987⑧計算接觸疲勞許用應力[H]查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。計算應力循環次數：N計算得：6.63×N計算得：2.07×查取接觸疲勞壽命系數:KHN1=0.89、KHN2=0.91。取失效概率為1%，安全系數S=1，得:σ計算得：534MPaσ計算得：500.5MPa取[H]1和[H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即σ試算小齒輪分度圓直徑d3計算得：55.784mm（2）調整小齒輪分度圓直徑計算實際載荷系數前的數據準備①圓周速度vv=計算得：0.67m②齒寬bb=計算得：55.784mm計算實際載荷系數KH①由表查得使用系數KA=1.25。②根據v=0.67m/s、8級精度，由圖查得動載系數KV=1.05。③齒輪的圓周力F計算得：4937.617NK查表得齒間載荷分配系數KH=1.4。④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KH=1.455。則載荷系數為：K=計算得：2.674可得按實際載荷系數算的的分度圓直徑d計算得：70.944mm及相應的齒輪模數m計算得：2.659mm模數取為標準值mn=3mm。3.幾何尺寸計算（1）計算中心距a=計算得：167.796mm，中心距圓整為a=170mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角β=arccos計算得：15.903°即：=15°54′11″（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑d計算得：81.101mmd計算得：258.899mm（4）計算齒輪寬度b=取b4=82mm、b3=87mm。4.主要設計結論齒數Z3=26、Z4=83，模數mn=3mm，壓力角=20°，螺旋角=15.903°即15°54′11″，中心距a=170mm，齒寬b3=87mm、b4=82mm。具體參數如表3.2表3.2低速級齒輪參數代號名稱低速級小齒輪低速級大齒輪模數m3mm3mm齒數z2683螺旋角β左15°54′11″右15°54′11″齒寬b87mm82mm分度圓直徑d81.101mm258.899mm齒頂高系數ha1.01.0頂隙系數c0.250.25齒頂高ha3mm3mm齒根高hf3.75mm3.75mm全齒高h6.75mm6.75mm齒頂圓直徑da87.101mm264.899mm齒根圓直徑df73.601mm251.399mm3.6傳動軸和傳動軸承及聯軸器的設計3.6.1輸入軸的設計1.輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1P1=3.5KWn1=960r/minT1=34.42Nm2.求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d1=52.326mm則:F計算得：1315.6NF計算得：501.1NF計算得：405.9N3.初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據表，取:A0=112，于是得d計算得：17.2mm輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩Tca=KAT1，查表，考慮轉矩變化小，故取KA=1.5，則:T按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩的條件，同時兼顧電機軸直徑38mm，查標準GB/T4323-2002或手冊，選用LT5型聯軸器。半聯軸器的孔徑為32mm故取d12=32mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為60mm。4.軸的結構設計圖5.軸的尺寸設計因為在輸入軸上我們需要放置一個聯軸器，并將其進行定位,在輸入軸的右側設計一個軸肩,設計軸肩尺寸為直徑38mm。為方便軸承處的端蓋便于拆卸，擋圈處的軸端設計為50mm，此設計的目的是為了使端蓋與聯軸器有一定間距。半聯軸器與軸配合長度取l=60mm,,所以輸入軸部分稍微取短，所以取58mm，來保證擋圈與軸有一定間隙，不會導致擋圈接觸到軸而影響軸的轉動。初步設計選擇的是滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故一般選用角接觸球軸承。參照軸承尺寸設計軸承段的軸，由于在軸承廠的產品目錄中可以選擇角度為接觸型和球型的軸承7208c,其連接尺寸為c×d×d×t=40×80×18mm,所以軸承段直徑取40mm。軸承的軸向定位，需要根據擋油環來進行。由于在《機械設計》上可以查得7208c型滾動軸承的軸承定位高度h=3.5mm,因此,根據軸承端的尺寸，軸中間部分設計為直徑47mm。由于本次設計的傳動齒輪相當于傳動軸來說直徑較小,為了能夠充分保證兩個傳動齒有著足夠的強度，故應將齒輪與軸互相組合起來，做成兩個連為一體的齒輪軸。所以齒輪處的軸設計為長58mm，直徑54mm在減速器的箱體中，軸與箱體需要有一定間距，齒輪也需要有足夠的空間。低速與高速的小齒輪間距設計為12mm。考慮到箱體為鑄造成型，精細度不足，需要額外的余量來保證間距。設軸承余量為8mm，設齒輪余量為16mm。軸中間長設計為87+12+16+8-15=108mm（15為油環寬）至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。3.6.2中間軸的設計1.求中間軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2P2=3.32KWn2=230.22r/minT2=137.72Nm2.求作用在齒輪上的力已知高速級大齒輪的分度圓直徑為：d2=217.675mm則:F計算得：1265.4NF計算得：482NF計算得：390.4N已知低速級小齒輪的分度圓直徑為：d3=81.101mm則:F計算得：3396.3NF計算得：1285.3NF計算得：967.1N3.初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據表，?。篈0=107，得:d4.軸的結構設計圖5.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度初步設計選擇的是滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故一般選用角接觸球軸承。參照軸承尺寸設計軸承段的軸，由于在軸承廠的產品目錄中可以選擇角度為接觸型和球型的軸承72098c,其連接尺寸為c×d×d×t=45×85×19mm，所以兩端軸承段直徑取45mm。軸承的軸向定位，需要根據擋油環來進行。由于在《機械設計》上可以查得7209C型滾動軸承的軸承定位高度h=3.5mm,因此,根據軸承端的尺寸，軸中間部分設計為直徑47mm。由于本次設計的傳動齒輪相當于傳動軸來說直徑較小,為了能夠充分保證兩個傳動齒有著足夠的強度，故應將齒輪與軸互相組合起來，做成兩個連為一體的齒輪軸。所以齒輪處的軸設計為長87mm，直徑85mm在減速器的箱體中，軸與箱體需要有一定間距，齒輪也需要有足夠的空間。低速與高速的小齒輪間距設計為12mm。考慮到箱體為鑄造成型，精細度不足，需要額外的余量來保證間距。設軸承余量為8mm，設齒輪余量為16mm。軸中間段設計為19+16+8+2=45mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。3.6.3輸出軸的設計1.求輸出軸上的功率P3、轉速n3和轉矩T3P3=3.19KWn3=71.72r/minT3=424.77Nm2.求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:d4=258.899mm則:F計算得：3281.4NF計算得：1241.8NF計算得：934.4N3.初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據表，取:A0=112，于是得d輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩Tca=KAT3，查表，考慮轉矩變化小，故取KA=1.5，則:T按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T4323-2002或手冊，選用LT8型聯軸器。半聯軸器的孔徑為45mm故取d12=45mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。4.軸的結構設計圖5.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度因為在輸出軸上我們需要放置一個聯軸器，并將其進行定位,在輸出軸的右側設計一個軸肩,設計軸肩尺寸為直徑51mm。為方便軸承處的端蓋便于拆卸，擋圈處的軸端設計為55mm，此設計的目的是為了使端蓋與聯軸器有一定間距。半聯軸器與軸配合長度取l=84mm,,所以輸入軸部分稍微取短，所以取82mm，來保證擋圈與軸有一定間隙，不會導致擋圈接觸到軸而影響軸的轉動。初步設計選擇的是滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故一般選用角接觸球軸承。參照軸承尺寸設計軸承段的軸，由于在軸承廠的產品目錄中可以選擇角度為接觸型和球型的軸承7211C,其連接尺寸為c×d×t=55mm×100mm×21mm,所以軸承段直徑取55mm。軸承的軸向定位，需要根據擋油環來進行。由于在《機械設計》上可以查得7211C型滾動軸承的軸承定位高度h=4.5mm,因此,根據軸承端的尺寸，軸中間部分設計為直徑64mm。由于本次設計的傳動齒輪相當于傳動軸來說直徑較小,為了能夠充分保證兩個傳動齒有著足夠的強度，故應將齒輪與軸互相組合起來，做成兩個連為一體的齒輪軸。所以齒輪處的軸設計為長58mm，直徑54mm在減速器的箱體中，軸與箱體需要有一定間距，齒輪也需要有足夠的空間。低速與高速的小齒輪間距設計為12mm?？紤]到箱體為鑄造成型，精細度不足，需要額外的余量來保證間距。設軸承余量為8mm，設齒輪余量為16mm。軸中間長設計為53+12+5+2.5+16+8-12-1569.5mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。3.7減速器密封因為根據低速大齒輪的轉速，最終選擇了對減速器進行脂潤滑，其優點是不容易流失，容易密封。但為了防止潤滑脂的外泄和其他雜物進入到減速器箱體內部，造成減速器工作效率下降，甚至影響減速器工作，需要對減速器進行密封處理。例如減速器的箱蓋與箱體，軸承端蓋和軸之間等連接密切的部位，都需要進行處理。考慮到本次設計的減速器密封部位相對位移或相對速度較小，根據《機械設計》選擇用羊毛氈密封。4強度校核4.1驗算車輪的疲勞強度由于車輪在使用中失效的主要原因是踏面疲勞損壞，車輪的計算主要的方向是踏面疲勞強度的計算。根據《起重機設計手冊》，踏面疲勞計算載荷：PC=式中：PC-車輪他民疲勞計算載荷（N）Pmax-起重機正常工作時的最大輪壓=5230kgPmin-起重機正常工作時的最小輪壓=230kg故PC=（2×5230﹢230）÷3=3.56KN因圓柱形踏面與圓弧頂鋼軌為點接觸所以車輪踏面的疲勞計算載荷應滿足：PC≤C式中：C1-轉速系數，因n=VkπD=35÷3.14C1=0.969（插值法計算）C2-運行機構工作級別系數C2=1.25（工作級別為M3）K2-與車輪材料有關的點接觸應力常數，得：K2=0.08查得：σb=570MPaR-曲率半徑，P15型軌道頂面曲率半徑，R=300mm，取車輪半徑與軌道頂曲面曲率半徑中之大值，故取R=300mmm-由軌道頂面曲率半徑與車輪半徑之比所確定的系數：=125/300=0.417式中：r-為兩者最小值R-為兩者最大值根據比值，查表得：m=0.52則：PC≤0.969×1.25×0.08×3002÷0.523=62KNPC=44.56KN＜C1C2K2R2m3所以車輪疲勞強度校核通過。4.2鋼絲繩的校核選定破斷力校核公式：F0=式中：F0-鋼絲繩最小破斷力（KND-鋼絲繩公稱直徑（mm）R0-鋼絲繩公稱抗拉強度（MPaK'-某一指定鋼絲繩的最小破斷力系數(目前常用的鋼絲繩，該系數取值為4)。Fs-為鋼絲繩的拉力大小（KN）n-為安全系數計算鋼絲繩破斷力：F綜上所述，選用的鋼絲繩合適。4.3卷筒校核由于L<3D所以應計算卷簡壁抗壓穩定性.σ式中：s-靜拉力=2Q/mμδ-卷筒壁厚p-卷筒鋼絲繩節距A1-應力減小系數取0.75A2-多層卷繞系數取2[σ]-許用應力=計算得：σ=28.69<235/2=117.5卷筒校核合格4.4減速器校核4.4.1輸入軸鍵選擇與校核校核聯軸器處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=10mm×8mm×50mm，接觸長度:l'=50-10=40mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T=0.25T≥T1，故鍵滿足強度要求。4.4.2中間軸鍵選擇與校核（1）中間軸與高速大齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=14mm×9mm×45mm，接觸長度:l'=45-14=31mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T=0.25T≥T2，故鍵滿足強度要求。（2）中間軸與低速小齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=14mm×9mm×80mm，接觸長度:l'=80-14=66mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T=0.25T≥T2，故鍵滿足強度要求。4.4.3輸出軸鍵選擇與校核（1）輸出軸與低速大齒輪處的鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=18mm×11mm×70mm，接觸長度:l'=70-18=52mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T=0.25T≥T3，故鍵滿足強度要求。（2）輸出軸與聯軸器處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=14mm×9mm×70mm，接觸長度:l'=70-14=56mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T=0.25T≥T3，故鍵滿足強度要求。4.5軸承的選擇及校核計算根據條件，軸承預計壽命：L4.5.1輸入軸的軸承計算與校核（1）初步計算當量動載荷P:因該軸承只受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數X和軸向動載荷系數Y分別為：X=1，Y=0所以:P=（2）求軸承應有的基本額定載荷值C為:C=P（3）選擇軸承型號:查課本表11-5，選擇:7208C軸承，Cr=36.8KN，由課本式11-3有：L所以軸承預期壽命足夠。4.5.2中間軸的軸承計算與校核（1)初步計算當量動載荷P:因該軸承只受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數X和軸向動載荷系數Y分別為：X=1，Y=0所以:P=（2）求軸承應有的基本額定載荷值C為:C=P（3）選擇軸承型號:查課本表11-5，選擇:7209C軸承，Cr=38.5KN，由課本式11-3有：L所以軸承預期壽命足夠。4.5.3輸出軸的軸承計算與校核(1)初步計算當量動載荷P:因該軸承只受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數X和軸向動載荷系數Y分別為：X=1，Y=0所以:P=（2）求軸承應有的基本額定載荷值C為:C=P（3）選擇軸承型號:查課本表11-5，選擇:7211C軸承，Cr=52.8KN，由課本式11-3有：L所以軸承預期壽命足夠。4.6聯軸器的選擇與校核4.6.1輸入軸處聯軸器1.載荷計算公稱轉矩：T=由表查得KA=1.5，故得計算轉矩為：T2.型號選擇選用LT5型聯軸器，聯軸器許用轉矩為T=125Nm，許用最大轉速為n=4600r/min，軸孔直徑為32mm，軸孔長度為60mm。Tn聯軸器滿足要求，故合用。4.6.2輸出軸處聯軸器1.載荷計算公稱轉矩：T=由表查得KA=1.5，故得計算轉矩為：T2.型號選擇選用LT8型聯軸器，聯軸器許用轉矩為T=710Nm，許用最大轉速為n=3000r/min，軸孔直徑為45mm，軸孔長度為84mm。Tn聯軸器滿足要求，故合用。4.7齒輪校核4.7.1校核高速級齒輪齒根彎曲疲勞強度（1）齒根彎曲疲勞強度條件σ確定公式中各參數值①計算當量齒數Z計算得：28.653Z計算得：119.197②計算彎曲疲勞強度的重合度系數Y基圓螺旋角：β計算得：16.122°當量齒輪重合度：ε計算得：1.8軸向重合度：ε計算得：2.456重合度系數：Y計算得：0.667③計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數YY計算得：0。649④由當量齒數，查圖得齒形系數和應力修正系數YFa1=2.54YFa2=2.17YSa1=1.63YSa2=1.83⑤計算實際載荷系數KF由表查得齒間載荷分配系數KF=1.4根據KH=1.252，結合b/h=11.78查圖得KF則載荷系數為K計算得：2.352⑥計算齒根彎曲疲勞許用應力[F]查《機械設計》得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.83、KFN2=0.85。取安全系數S=1.4，得σ計算得：296.43MPaσ計算得：230.71MPa齒根彎曲疲勞強度校核σ計算得：σσ計算得：σ齒根彎曲疲勞強度滿足要求。4.7.2校核低速級齒根彎曲疲勞強度（1）齒根彎曲疲勞強度條件σ確定公式中各參數值①計算當量齒數Z計算得：29.226Z計算得：93.298②計算彎曲疲勞強度的重合度系數Y基圓螺旋角：β計算得：14.945°當量齒輪重合度：ε計算得：1.782軸向重合度：ε計算得：2.358重合度系數：Y計算得：0.671③計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數YY計算得：0.688④由當量齒數，查圖得齒形系數和應力修正系數YFa1=2.54YFa2=2.21YSa1=1.63YSa2=1.8⑤計算實際載荷系數KF由表查得齒間載荷分配系數KF=1.4根據KH=1.455，結合b/h=12.15查《機械設計》得KF則載荷系數為K⑥計算齒根彎曲疲勞許用應力[F]查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.85、KFN2=0.87取安全系數S=1.4，得σ計算得：303.57MPaσ計算得：236.14MPa齒根彎曲疲勞強度校核σ計算得：σσ計算得：σ齒根彎曲疲勞強度滿足要求。4.8軸校核4.8.1輸入軸的受力分析和校核（1）作軸的計算設計:根據7208C軸承查手冊得a=17mm第一段軸中點距左支點距離L1=58/2+50+17=96mm齒寬中點距左支點距離L2=58/2+33+108-17=153mm齒寬中點距右支點距離L3=58/2+9+33-17=54mm（2）計算軸的支反力：水平面支反力：F計算得：343.2NF計算得：972.4N垂直面支反力：F計算得：182NF計算得：?319.1N（3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：M計算得：52510Nmm截面C處的垂直彎矩：M計算得：27846NmmM計算得：?17231Nmm分別作水平面彎矩圖和垂直面彎矩圖截面C處的合成彎矩：M計算得：59437NmmM計算得：55265Nmm作合成彎矩圖（4）作轉矩圖按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據參考資料取=0.6，則有：σ故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：4.8.2中間軸的受力分析和校核（1）作軸的計算簡圖根據7209C軸承查手冊得a=11.5mm高速大齒輪齒寬中點距左支點距離L1=(53/2-2+47.5-11.5)mm=60.5mm中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2=(53/2+14.5+87/2)mm=84.5mm低速小齒輪齒寬中點距右支點距離L3=(87/2-2+45-11.5)mm=75mm（2）計算軸的支反力：水平面支反力F計算得：2075.2NF計算得：2586.5N垂直面支反力F計算得：282.7NF計算得：?1086N（3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：齒輪根處的水平彎矩：M計算得：125550NmmM計算得：193988Nmm齒輪根處的垂直彎矩：M計算得：17103NmmM計算得：?81450Nmm分別作水平面彎矩圖和垂直面彎矩圖齒輪根處的合成彎矩：M計算得：126710NmmM計算得：210394Nmm作合成彎矩圖（4）作轉矩圖（5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面B）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取=0.6，則有：σ故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度。軸的彎扭受力圖如下：4.8.3輸出軸的受力分析和校核:（1）作軸的計算簡圖根據7211C軸承查手冊得a=20.9mm第一段軸中點距左支點距離L1=(82/2+50+20.9)mm=111.9mm齒寬中點距左支點距離L2=(82/2+12+69.5+36-20.9)mm=137.6mm齒寬中點距右支點距離L3=(82/2-2+49.5-20.9)mm=67.6mm（2）計算軸的支反力：水平面支反力F計算得：1081NF計算得：2200.4N垂直面支反力F計算得：998.6NF計算得：?243.2N（3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：大齒輪水平彎矩：M計算得：148746Nmm垂直彎矩：M計算得：137407NmmM計算得：?16440Nmm分別作水平面彎矩圖和垂直面彎矩圖截面C處的合成彎矩：M計算得：202500NmmM計算得：149652Nmm作合成彎矩圖（4）作轉矩圖（5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取=0.6，則有：σ故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。強度校核5經濟技術性分析塔式起重機對于我國的基礎建設起著至關重要的作用，上至雷火神山抗擊疫情，下到民用建筑發展基建，塔吊都是不可或缺的基礎工程作業機械。現如今，隨著新中國的快速發展，國內基礎設施的建設也在穩步向前。但由于我國工業起步較晚，工程機械的發展相比于國外還有著些許不足。新時代的以塔式起重機為首的工程機械也面臨著創新發展的重任?，F如今，塔式起重機的需求仍在上升。塔吊需求主要集中于基礎建設，2017-2019年塔式起重機的市場進入復蘇階段，雖然相對歷史最高點仍有一定差距。根據市場調查2013年達到頂點6.37萬臺，2014年銷量大幅下滑，直到2016年市場銷量僅僅只有7000臺，2017年以來塔機行