毕业设计单梁起重机大梁驱动装置设计

1、设计项目计算及说明主要结果一、 单梁起重机大梁驱动装置设计说明书1）驱动装置的传动方案的确定2）传动机构总体参数设计计算 3)每一级传动机构的主要参数的设计计算1.选出电动机的型号2.计算驱动装置的总传动比并分配各级传动比3.计算驱动装置的运动参数4） 传动零件的结构设计1. 齿轮的结轴构设计 轴和轴相啮合的一对齿轮的设计a选择材料及热处理方法b按齿面接触疲劳强度设计载荷系数k转矩t许用接触应力齿宽系数求d1c确定主要参数，计算主要几何尺寸齿数模数分度圆直径中心距齿宽d校核弯曲疲劳强度e确定小齿轮的精度等级f确定小齿轮公差组的检验组g确定小齿轮最小极限侧隙及极限偏差代号a确定最小极限侧隙b 选

2、择齿厚上偏差代号c选择齿厚下偏差代号d确定侧隙评定指标h确定大齿轮的精度等级i确定大齿轮各公差组的检验项目j确定大齿轮最小极限侧隙及极限偏差代号a确定最小极限侧隙b确定齿厚上偏差代号 c选择齿厚下偏差代号d确定侧隙评定指标 轴和轴相啮合的一对齿轮的设计a选择材料及热处理的方法b校核弯曲疲劳强度5） 轴的结构设计 轴i的设计a选择轴的材料，确定许用应力b按扭转强度估算最小轴径c轴的结构设计a确定轴上零件的位置及轴上零件的固定方式b确定轴的各段的直径c确定各段长度d校核轴的强度 a轴的空间受力图b根据垂直面受力，求垂直面的约束反力c根据水平面受力，求水平面的约束反力d求合成弯矩e扭矩f求当量弯矩，

3、作当量当量弯矩图g校核轴的强度轴的设计a选择轴的材料，确定许用应力b按钮强度估算最小轴径c轴的结构设计a确定轴上零件的位置及轴上零件的固定方式b 确定轴的各段直径c确定轴的各段长度d校核轴的强度a画出轴的空间受力图b根据垂直面受力图，求垂直面的约束反力c 根据水平面受力，求水平面的约束反力d求合成弯矩e求截面上的扭矩f求当量弯矩g校核轴的强度轴的设计 a选择轴的材料，确定许用应力b按钮强度估算最小轴径c轴的结构设计a确定轴上零件的位置及轴上零件的的固定方式b确定轴的各段直径c确定轴的各段长度d校核轴的强度a画出轴的空间受力图b根据垂直面受力图，求垂直面支座约束反力c 根据水平面受力，求水平面的

4、约束反力d求合成弯矩e求截面上的扭矩f求当量弯矩，作当量弯矩图g校核轴的强度平键联接校核a类型及尺寸选择a类型选择b尺寸选择b强度校核a确定许用应力b确定键的工作长度c强度计算矩形花键联接校核a挤压强度校核b进行校核轴上轴承的校核a计算当量动载荷b计算轴承的寿命6)减速箱体的结构设计1.主要的结构尺寸大车运行机构有分别驱动和集中驱动之分。分别驱动是指桥架式起重机大车运行机构是由两套相同但没有任何联系的驱动装置驱动的。其优点是省去中间的传动轴，起重机自重减轻。分别驱动装置采用“三合一”的的驱动方式，即将电动机、制动器及减速器合成一个整体，使其体积小、重量轻、结构紧凑等优点更为显著。分别驱动在现代

5、桥式起重机上得到广泛的应用。 别驱动的桥架运行机构中，两侧的主动车轮都有各自的电动机通过制动器、减速器和联轴器等部件来驱动。两台电动机之间可以采用专门的电气联锁来保持同步工作，但是目前的多数情况下不采用电气联锁的方法，而是利用感应电动机的机械特性和桥架结构的刚性。 分别驱动桥架运行机构的传动方案见图所示：1. 电动机 2.制动器 3.联轴器 4.减速箱 5.齿轮 6.车轮 机构中的车轮轴端直接与低速齿轮相接。1.总体方向： 起重机的跨度20m. 减速器输出轴齿轮的线速度为0.5m/s. 起重量10t.2. 运行阻力的计算跨度l=10m 起重量q=10t 总重（加上起重重量）g=14t 车轮的直

6、径d=270mn(圆柱形双轮缘钢轮，材料45钢，表面淬火) 轴径的直径d=60mm 车轮装在滚珠轴承上f=0.015 系数 滚动摩擦系数=0.05cm 起重机轨道的计算坡度a=0.001(适用于铺设在钢筋混泥土基础的金属梁上的轨道)满载起重机的运行阻力为：=(q+g)=(10000+14000)(3. 电动机的功率的计算求满载起重机的运行阻力 +（1.11.3）=277.3+1.2根据输出轴齿轮的线速度为0.5m/s可以计算出车轮的线速度 车轮的线速度为：v=dn=0.275m/s 为电动机至车轮轴传动装置的的总效率，其值为： =3cr3 查表可得：g=0.97 c=0.99 r=0.99 因

7、此 =0.8767考虑惯性载荷的电动机的计算功率按下式确定：p计= 分别驱动的一台电动机的功率 p=（0.550.65）p计=0.601.6627按手册推荐的各种传动机构的传动比的范围，单级减速器传动比，则总传动比的范围：(3355)=925电动机可选择的转速范围相应为：n=inw=781.72171.39r/min查表可得，选择电动机的型号为：jdo2-32-6/4功率为1.0kw 额定转速940r/min 电动机的轴直径为18mm.驱动装置的传动比 940/86.397分配各级传动比 有式g1g2 该减速器为同轴减速器通常g1g2= 所以g1=g2 各轴的转速 轴：i=940r/min 轴

8、：=940/3.297r/min 轴：=940/10.88r/min 车轮：轮=86.39711/49r/min 各轴的功率 轴：pi=pmc=10.99轴: p=rg轴: p= prg车轮：p轮= prg 各轴的转矩 轴：t=9550p/i 轴: t=9550 p/ 轴: t=9550 p/车轮:t轮 =9550 p轮/轮 将以上算得的运动参数和动力参数列表如下：参数轴号轴轴轴车轮转速n/(rmin-1)940285.0286.39719.395功率p/（kw）0.990.950.9120.875转矩t/（nm）10.0531.83100.8430.845传动比i3.2983.2984.45

9、5效率0.990.960.96 所设计的齿轮属于闭式传动，通常采用软齿面的钢制齿轮，查表可知选用价格便宜的便于制造的材料： 小齿轮选用45钢，调质处理，硬度为217255hbs； 大齿轮选用45钢，正火处理，硬度为162217hbs。 本传动为软齿面的闭式齿轮传动，故按接触疲劳强度设计1(21/3查表可得：k=1.1t=11005nmm查表可得：1=530mpa 2=490mpa查表可得：=1.1d1(21/3=27.789mm取z1=20 z2=203.298=65.96 取z2=66验算传动比误差：=0.6%-0.5%0.5%合适查表取标准模数m=21=m z1=220mm2=mz2=26

10、6mm= (z1+ z2)/2mm=0.3586取2=30mm1=2+(510)=38mm查表可得：yfs1=4.3yfs2=3.96 bb1=310mpa bb2=295mpabb1=mpabb2=bb1因为bb1bb1 bb2bb2 小齿轮分度圆的直径1=40mm大齿轮分度圆的直径2=132mm中心距a=132 mm 传递动力的齿轮一般可按其分度圆的圆周速度来确定第公差组的等级精度。齿轮的圆周速度为:v=3.144010-3740/60=1.55m/s。 查表可知，第公差组的等级精度选用8级，该驱动装置做传递功率用，其载荷分布均匀性的要求要高些，故第公差组的精度等级选用7级。该驱动装置对传

11、递功率的准确性要求不高，故第公差组的精度等级可以选与第公差组的等级精度相同。因此该齿轮的精度登记为：8-8-7。 参考表可得：第公差组的评定指标选用fr。 第公差组的评定指标宜用和。 第公差组的评定指标选用。 各公差组检验项目的公差值或极限偏差为： 第公差组：fr=0.045mm 第公差组:=0.020mm =0.014mm 第公差组: =0.011mm补偿热变形所需的侧隙为： -式中 分别为齿轮和箱体的线胀系数a 为传动的中心距 为齿轮和箱体对的偏差 所以86（11.510-625-10.510-610）0.684 查表可知，保证正常润滑条件所需要的侧隙为：0.02mm 最小极限侧隙为： +

12、=0.02+0.011mm 查表可得： 则 k = 查表可得：=0.027mm - =-0.027 将计算得到的齿厚偏差侧隙除以 -0.041/0.020mm查表可得：齿厚上偏差代号e=-2 g=-6为了保证最小极限侧隙要求，齿厚上偏差代号为g即齿厚上偏差为-6=-60.02mm. 查表可得：0.045 1.26it9=1.260.062 =0.078mm 则齿厚公差为： 计算的到的齿厚下偏差为： -=（-0.12-0.058） =-0.178mm 查表可得：齿厚下偏差代号为h， 即齿厚下偏差为 -8=-80.020 侧隙评定选用 上偏差 - =（-0.12- 下偏差+ =（-0.169sin

13、20） 跨齿数k和公法线长度公称值w为： k=z=20 取k=3 w=m1.476(2k-1)+0.014z =27.38-0.25 =14.2mm 由此得公法线长度的标注为：mm. 考虑到齿轮副中的两个齿轮一般相同的精度等级，也取8-8-7。 参考表可得：第公差组的评定指标选用fr。 第公差组的评定指标宜用和。 第公差组的评定指标选用。 各公差组检验项目的公差值或极限偏差为： 第公差组：fr=0.063mm 第公差组:=0.022mm =0.018mm 第公差组: =0.011mm=0.031mm已求得齿厚上偏差的计算值为=-0.041mm-0.041/0.022=1.86mm同理为了保证最

14、小极限侧隙要求，取齿厚上偏差代号为g -=-40.022=-0.088mm0.063 查表可得：=0.126mm则齿厚公差为： =0.091mm齿厚下偏差为：-=-0.179mm由此得 -0.179/-0.022=8.136mm同理，取齿厚下偏差代号为h。即齿厚下偏差为： -8=-80.022=-0.176mm侧隙评定指标选用公法线平均长度极限偏差为：上偏差- =（-0.88cos20-0.720.63sin20） =-0.098mm下偏差+ =（-0.176os20+0.720.63sin20） =-0.150mm跨齿数k和公法线长度公称值w为： k=z=66跨齿数k和公法线长度公称值为：

15、k=z=66+0.5=7.83取k=8 w=m1.476(2k-1)+0.014z =21.476（28-1）+0.1466 =71.28 由此得公法线长度的标注为：mm.根据前面g1=g2，它们的传动比相等，又因为该驱动装置减速器为同轴二级减速器，所以这对齿轮的齿数、模数和前面所设计的那对齿轮相同。这对齿轮传递的转矩要大些，为了增加齿轮的强度，选用40cr并调质处理，两齿轮的硬度为240286hbs。本传动为软齿面的闭式齿轮传动，校核弯曲疲劳强度。查表可得：yfs1=4.8 yfs2=4.0 bb1=410mpa bb2=410mpabb1=95.43mpabb2=bb1=79.575mpa

16、因为bb1bb1 bb2bb2所以强度足够。该轴为齿轮轴。材料由前面齿轮设计已经选出，45钢调质处理由表查得其硬度为217255hbs，抗拉强度为650mpa，许用弯曲应力60mpa.查表可得c=110。 已知=0.99kw =940r/min d110=110=10.1mm根据电动机和联轴器来选择最小轴径，=18mm轴的结构设计是必需绘出轴系的结构草图，一方面考虑轴上零件的固定方式，逐步定出各部分的尺寸。因为减速器是双级同轴剖分式的减速器。该轴为齿轮轴，轴承对称分布在齿轮的两边，轴的外伸端安装联轴器。轴承靠封油环实现轴向定位，靠过盈配合实现周向定位。轴通过端盖和轴承端盖实现轴向定位。联轴器靠

17、轴肩，平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向固定。外伸端是安装联轴器，所以直径为18mm为了使联轴器能够轴向定位，在轴的外伸端需要轴肩。所以通过轴承透盖，右端轴承的轴段的直径取20mm。考虑到轴承能够便于安装和拆卸轴承透盖那部分轴段的公差带取，其比安装轴承处的直径（该处的公差带为）稍微少点。考虑到在下面的轴承的轴段的加工，该处要在磨床上进行磨削。为了便于加工测量，所以需要轴肩。选用两个6104型滚动轴承，故上面的轴承处的轴径为20mm.为了便于封油环的轴向定位，需要轴肩，齿轮的两边的轴肩的直径为28mm.齿轮的宽度为38mm,有标准查得6104型轴承的宽度为12mm.轴承到轴承座内壁的距离取8m

18、m. 轴承座内壁到齿轮的长度取12mm.因此，上面轴承处的轴径长度为26mm,两轴肩的宽度为6mm.按照联轴器的标准，联轴器的轴头长度取42mm. 联轴器到透盖的长度取15mm.有上面的图可知，轴的支承跨距l=90mm轴i：切向力=210050/40=502.5n 径向力=163.27n空间受力图：垂直面受力图：/2=81.635n最大的弯矩在d截面上，其数值为： =3673.575n垂直面的弯矩图，如图所示： 水平面受力图： 251.25n最大的弯矩在d截面上，其数值为： 251.2545=11306.25n水平面的弯矩图，如图所示：最大的合成弯矩在d截面上，其数值为： 11888.08nm

19、m合成的弯矩图，如图所示：扭矩为： 如图所示： d截面最危险，其当量弯矩为： 由于轴的应力为脉动循环应力，取0.6，则 =13329.94n当量弯矩图：轴的材料选用45钢调质处理，查表可知60mpa.按第三强度理论校核轴的强度，即13329.94/（0.1=0.6831mpa因为，所以轴的强度足够。对于传递动力较大并要求减少尺寸与质量，提高轴径的耐磨度。轴常用合金钢，该轴为齿轮轴，所以选用材料为20crmnti并渗碳淬火处理。抗拉强度1060mpa,硬度为5662hrc，90mpa.查表可得c=100 已知=0.912kw =86.397r/min=100=21.6mm根据轴承的型号 d取25

20、mm轴的结构设计是必需绘出轴系的结构草图，一方面考虑轴上零件的固定方式，逐步定出各部分的尺寸。 将轴上的大齿轮布置在轴承座的中央，轴承对称布置在齿轮的两边。轴的外端是一个小齿轮（该轴为齿轮轴）。大齿轮靠两个封油环实现轴向定位和轴向固定，靠平键和过盈配合实现轴向固定。轴承靠轴承端盖和封油环实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定。轴通过轴承端盖和端盖实现轴向定位。下端轴承端的直径取25mm.所以该轴承的型号取6205。为了使封油环能够轴向定位，在轴上做一个台阶。该段轴的直径取27mm,因此大齿轮的轴径取27mm.考虑到轴承的拆装能够通过轴上的台阶再根据轴承的型号，因此该段轴径取30mm.该轴径处的轴

21、承型号取为6201。该轴为齿轮轴，其中分度圆的直径为：d=55mm.外面的齿轮的宽度为65mm,齿轮到箱体的距离取19mm.装齿轮轴段的长度33mm.查表可知6205型号的轴承的宽度为15mm,轴承座到齿轮的长度取13mm,轴承到箱体内壁的长度取8mm. 查表可知6206型号的轴承的宽度为16mm.轴装在两个轴承的跨度90.5mm,外伸端的长度为79.5mm.根据作用力与反作用力大小相等方向相反。 小齿轮：切向力=2100800/55=3665.45n 径向力=1190.97n大齿轮：切向力=2t /40=231830/40=1591.5n 径向力=517.1n轴空间受力图： 垂直面受力图：

22、2495.73n =-891.84n（负号代表与假设的方向相反）ac截面上弯矩，其数值为： =-94682.115nmm =-35641.72 nmm垂直面的弯矩图，如图所示：水平面受力图：6089.62n 4015.67nac截面上弯矩，其数值为：=291403.275 nmm181709.5 nmm水平面的弯矩图，如图所示： a截面上的弯矩最大，其数值为：=306399.3 nmm合成的弯矩图，如图所示：=185172 nmm t=10080 nmm 当量弯矩图，如图所示： 由图可见，a截面最危险，其当量弯矩为： 由于轴的应力为脉动应力，取=0.6，则 =312311.3 nmm轴的材料为

23、20crmnti渗碳淬火处理，由查表可得=90mpa 按第三强度理论校核轴的强度，即 16mpa因为，所以轴的强度足够。 对于传递动力较大并要求减少尺寸与质量，提高轴径的耐磨度。轴常用合金钢，因此选用40cr钢并调质处理。由表查得硬度为240286mpa,抗拉强度=735mpa,许用弯曲应力=70mpa0.7=49mpa查表可得c=105。 已知p=0.95kw n=285.02r/min d105=105=15.68mm根据轴承的型号d=20mm 轴的结构设计是必需绘出轴系的结构草图，一方面考虑轴上零件的固定方式，逐步定出各部分的尺寸。按照前面所设计的两根轴来布置该轴上零件的位置。大齿轮靠轴

24、肩和花键分别实现轴向定位和周向固定。轴靠两轴承端盖实现轴向定位。轴承靠封油环实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定。两轴承的型号为5104型滚动轴承，所以该轴段的直径取20mm.花键的型号为：-87，所以该轴的大径为26mm.为了便于齿轮的轴向固定，需要轴肩，该段的直径取30mm.按照前面所设计的两根轴来设计该轴各段的长度。从左到右的轴的各段长度分别为：35mm、33mm 61mm 12mm 38mm 28mm.轴的跨度为200mm. 根据作用力与反作用力大小相等方向相反。 大齿轮：切向力=210050/40=502.5n 径向力=163.27n小齿轮：切向力=2t /40=231830/40=

25、1591.5n 径向力=517.1n 轴的空间受力图 垂直面受力图： 434.08n 246.28n dc截面上弯矩，其数值为： =19967.68nmm =11665.68nmm 垂直面的弯矩图，如图所示：水平面受力图： 1418.41n 0.415ndc截面上弯矩，其数值为：=65246.86 nmm47937.86 nmm水平面的弯矩图，如图所示：c上的弯矩最大，其数值为：= 68233.8nmm合成的弯矩图，如图所示：=49336.8nmmt=31830 nmm 当量弯矩图，如图所示： 右图可见，c截面最危险，其当量矩图为 由于轴的应力为脉动循环应力，取0.6，则 =70856.087

26、n轴的材料为40cr调质处理，由查表可得=49mpa 按第三强度理论校核轴的强度，即 3.63mpa因为，所以轴的强度足够。该联接为静联接，为了便于装配和固定，选用圆头平键（a型）。根据轴径的直径d=27mm,由查表得，键宽b=8mm,键高h=7mm.根据轮毂长度l=29-（510）mm=2419mm.查表可得，取键长l=24mm查表得：联接中轮毂材料的强度最弱，从表中查得=140mpa键的工作长度l=24-8=16mm =133.3mpa所选的键连接强度足够。键的标记：键824gb/t1096-2003。矩形花键联接校核按挤压强度条件进行校核。 为传递的扭矩。载荷分布不均匀系数。z花键齿数。

27、-c-r) l 花键的工作面积 d-花键轴内径cm c r-花键齿顶倒角和齿根圆半径cm = 中间半径 （34）hb=（34）560620=168248mpa 因此=13.669mpa所以，所以轴的强度足够。花键的型号为：-87.当量动载荷，其计算的公式为： p=x是轴承所承受的径向载荷，是轴承所承受的轴向载荷；x y 分别是径向载荷系数和轴向载荷系数。 p=x=11483.34nx=1 y=0 轴承工作的温度是正常的，=1.0；因为有轻微的冲击，查表取=1.1；寿命指数，对于球轴承，；基本额定动载荷c=9.38kn= 所以，轴承的寿命足够。设计铸造箱体结构时，应该考虑箱体的刚度，结构工艺性等

28、几个方面。箱座的壁厚=10mm. 箱盖的壁厚=9mm.箱座、箱盖的凸缘厚度b=15mm =15mm箱座的凸缘厚度=25mm地脚螺栓的直径及数目 =12mm n=6个轴承旁联接螺栓直径=8mm箱盖、箱座联接螺栓直径=6mm检查孔盖螺钉直径=6mm轴承座外径=79mm轴承旁联接螺栓的距离s=83mm轴承旁凸台半径=12mm轴承旁凸台高度h=29mm箱外壁至轴承座的距离=24mm大齿轮顶圆与箱内壁间的距离=12mm大车运行机构采用分别驱动装置采用“三合一”的的驱动方式跨度20m.减速器输出轴齿轮的线速度为0.5m/s起重量10t.=277.3kg865.055kg0.99762kw=1.6627kw

29、p=0.99762kw电动机的型号为jdo2-32-6/410.88g1=g2=3.298转速i=940r/min=285.02r/min=86.397r/min轮=19.395r/min功率pi=0.99kwp0.95kwp=0.912kwp轮=0.875kw转矩t=10.05nmt=31.83 nmt=100.8 nmt轮=430.845 nm小齿轮选用45钢，调质处理，硬度为217255hbs； 大齿轮选用45钢，正火处理，硬度为162217hbs。k=1.1t=11005nmm1=530mpa 2=490mpa=1.1d127.789mmz1=20z2=66m=21=40mm2=132mm=86mm2=30mm1=38mmyfs1=4.3yfs2=3.96bb1=310mpabb2=295mpabb1=27mpabb2=24.865mpa所以强度足够第公差组选用fr第公差组用和第公差组选用=0.011mm最小极限侧隙