桥式起重机主起升机构设计

随着现代科学技术的迅速发展，工业生产规模的扩大和自动化程度的提高，起重机在现代化生产过程中应用越来越广，作用愈来愈大，对起重机的要求也越来越高。尤其是计算机技术的广泛应用，许多跨学科的先进设计方法出现，这些都促使起重机的技术进入崭新的发展阶段。本起重机为250/50/10t水电站桥式起重机，安装于丰满水电站扩建工程厂房内，用于水轮发电机组及其附属设备的安装和检修工作。本课题主要对起重机的起升机构进行总体设计，主、副起升机构分别有一台电动机，-台减速器，一台轮式制动器，一套卷筒装置和上滑轮装置构成。要求起重设备运行平稳，定位准确，安全可靠，技术性能先进。本文简要地介绍了起重机的性能、结构、发展状况等，并参照《起重机设计规范》(GB3811-83)及《起重机设计手册》对起重机起升机构及其零部件进行设计计算，从方案论证到具体设计计算，充分发挥了计算机在整体设计中的作用，从而提高了设计质量、缩短了设计周期，提高了工作效率。关键词：起重机，桥式起重机，起升机构设计TheDesignoftheHoistingMechanismofBridgeCraneABSTRACTWithfastdevelopmentsofthemoderntechnology,theexpansionofindustrialproductionandthegrowthoftheautomaticlevel,applicationsofthecarnesinthemodemmanufacturehasbeenmoreandmoreextensive,theeffecthasbeenbiggerandbigger.Higherandhigherrequirementhasbeencaused.Especially,withthebroadapplicationofcomputertechnologyandtheappearanceoftheadvanceddesignmethodofalotofinterdiscipline,whichurgethetechnologyofthecarneintoabrand-newseedtime.Thiscarneisakindof250/50/lOtbridgecarnesforhydropowerstation,buildedintheworkshopofFengmanhydropowerstationfortheextendproject.Itisusedtoinstall,examineandrepairofsetsofwater-turbinegenerator.Thispaperfocusesondesignofhoistingmechanismofthecarne,includingthemainandassistanthoistingmechanismwithelectromotors,reducers,brakestaffs,drumdevicesandpulleygears.Thecarneisrequiredtobestables,highaccuracy,safety,reliabilityandadvancedtechnology.Thistextbrieflyintroducetheearnedcapability,structure,theactualityofdevelopment,andsoon,referringto“Designcriterionofcame”(GB3811-83)anddesignandcalculateofthehoistingmechanismanditsaccessoryin“Designhandbookofcarne^^.Fromschemedemonstratingtodesigningandcalculating,ittakesfulladvantageofthecomputerinthewholedesigntoraisethequalityofthedesign,cutthecycleofthedesign,improvetheworkefficiency.Keywords:came,BridgeCrane,designofthehoistingmechanism桥式起重机主起升机构设计0引言人类在生产活动中，必然要进行物料搬运。一个现代化的大型钢铁联合企业或者一个现代化的港口，每年通过的各种物料有几千万吨乃至上亿吨。大量的物料搬运在建筑工地、铁路枢纽和工厂企业中存在。在一个水电站的闸门启闭或水轮发电机厂房内，都有庞大的起重机械。所以各部门的生产要得到维持和发展，都离不开起重机械。在许多场合下，如淬火起重机，安装起重机和炼铁厂装卸桥，它们不仅是进行装卸搬运工作，而且还进行工艺操作，实际上还是工艺机械的一部分。因此，起重机械在现代化的生产过程中不再只是在生产过程中起辅助作用，而是成了国民经济的所有主要部门中合理组织大批生产和流水作业的工艺过程的基础。此外，还可以用来满足人们物质和文化生活的需要，例如，建筑物中的电梯或自动扶梯。1起重机概述起重机械是一种循环、间歇运动的机械，主要用于物品的装卸。一个工作循环一般包括：取物装置从取物地点由起升机构把物品提起，运行、旋转或变幅机构把物品移位，然后物品在指定地点下降；接着进行反向运动，使取物装置回到原位，以便进行下一次的工作循环。在两个工作循环之间，一般有短暂的停歇。由此可见，起重机械工作时，各机构经常是处于起动、制动以及正向、反向等相互交替的运动状态中的。起重机的用途，工作特点起重机械是用来对物料作起重、运输、装卸和安装等作业的机械设备,它可以减轻体力劳动、提高劳动生产率或在生产过程中进行某些特殊的工艺操作，实现机械化和自动化。起重机械运送的物料可以是成件物品，也可以是散料或者是液态的。升降机还可以进行人员的运送。起重机在搬运物料时，经历着上料、运送、卸料以及回到原位的过程。因此，起重机受的载荷是变化的，是一种间歇动作的机械。起重机一般由机械、金属结构和电气等三大部分组成，机械方面是指起升、运行、变幅和旋转等机构，即起重机一般是多动作的。轻小型起重设备和升降机一般是单动作的。起重机的分类起重机械多为通用式的，如桥式起重机、龙门起重机、汽车起重机等;但也有为某种工艺服务的，如装料起重机、脱锭起重机等冶金桥式起重机。起重机的种类如图1.1所示

图L1起重机的分类2起重机的发展概况在古代已经有起升和移动重量较大的物品的需要，因此就采用起重装置来进行这个工作。在公元前五千年到四千年的新石器时代的末期，我国古代劳动人民已能开凿和搬运巨石到远处，砌成石棺石台等来埋葬和纪念死者。在商朝(公元前1765到1760年之间)，我国劳动人民就用了汲水的桔棒，这是一种用杠杆、对重和取物装置组成的起重装置。以后到公元前1115年至1079年之间，又有辘静的发明。在古代埃及建造金字塔时，广泛采用滚子、斜面和杠杆来起升大石块、石碑和雕像，这些物品的重量有的甚至达到1000吨。那时候起重机械都是人力驱动。公元前120年，在盖隆的著作中描述了幅度不变的起重机和幅度可变的起重机。这些书籍中记载了下列零部件的采用。自锁式蜗轮传动装置、齿轮、起重卷筒等。后来陆续地出现了一些不同类型的起重机，例如在阿格里高拉(1490〜1550年)的著作中，曾经描述了旋转起重机。工业中蒸气机的出现大大地推动了起重机械的发展和改善。1827年,出现了第一台用蒸汽驱动的固定式旋转起重机。1846年，第一次制成了用液压驱动的起重机。工业中电力驱动的出现是起重机械进一步蓬勃发展的转折点。1880年，出现了第一台用电力驱动的载客升降机。1885年制成了电力驱动的旋转起重机，接着制成电力驱动的桥式起重机和门座起重机。随着冶金工业、煤炭和采矿工业、机器制造业、海港和内河码头的装备和建筑工程等发展，起重机械的品种和参数都大大增多。起重机械制造已经成长成一门独立的机械制造部门。第二次世界大战以后的几十年，起重机械获得极其迅速的发展。由于机械制造技术的提高，起重机的质量，产量和品种得到大大的发展。例如,由于焊接技术的发展，箱形结构的桥式起重机得到广泛的应用；由于金属材料的改善和加工技术的改进，起重机零部件的寿命也提高；由于电机和控制技术的发展，大大提高了起重机电力驱动的品质和自动化水平。1.2.1国外起重机的发展动向(1)简化设备结构，减轻自重，降低生产成本芬兰Kone公司为某火力发电厂生产的起重机就是一个典型的例子。其中起升机构减速器的外壳与小车架一端梁合二为一,卷筒一端与减速器相连，另一端支撑于小车架的另一端梁上。定滑轮组与卷筒组连成一体，省去了支撑定滑轮组的支承梁，简化了小车架的整体结构。同时，小车运行机构采用三合一驱动装置，即减轻了小车架和小车的自重。副起升机构为电动葫芦置一台车上，由主起升小车牵引。小车自重的减轻使起重机主梁截面亦随之减小，因而整机自重大幅度减轻。法国Patain公司采用了一种以板材为基本构件的小车架结构，其重量轻，加工方便，适用于中、轻级中小吨位的起重机。该结构要求起升机构采用行星一圆锥齿轮减速器，不直接与车架相连接，以此来降低小车架的刚度要求，减化小车架结构，减轻自重。Patain公司的起重机大小车运行机构采用“三合一”驱动装置，结构较紧凑，自重较轻，简化了总体布置。此外，由于运行机构与起重机走台没有联系，走台的振动也不会影响传动机构。(2)更新零部件，提高整机性能法国Patain公司采用窄偏轨箱形梁作主梁，其高、宽比为4〜315左右，大筋板间距为梁高的2倍。主梁与端梁的连接采用搭接方式，使垂直力直接作用于端梁上盖板，由此可降低端梁的高度，便于运输。在电控系统上该公司采用涡流联轴器和涡流制动器多电机调速系统，可实现有载及空载的有级或无级调速。变频调速在国外起重机上已开始应用，ABB公司、日本富士、奥地利伊林公司已广泛采用。该调速方案具有高调速比,甚至可达到无级调速，并可节能等优点。另外，遥控装置用于起重机在国外也已普遍化，特别是在大型钢铁厂的广泛使用。(3)设备大型化随着世界经济的发展，起重机械设备的体积和重量越来越趋于大型化，起重量和吊运幅度也有所增大，为节省生产和使用费用，其服务场地和使用范围也随之增大。例如新加坡裕廊船厂要求岸边的修船门座起重机能为并排的两条大油轮服务，其吊运幅度为105m,且在70m幅度时能起吊100t；我国三峡工程中使用的1200t桥式起重机就对调速要求很高，为三维坐标动态控制。(4)机械化运输系统的组合应用国外一些大厂为了提高生产率，降低生产成本，把起重运输机械有机地组合在一起，构成先进的机械化运输系统。德国Demag公司在飞机制造厂中采用了一套先进的单轨或悬挂式运输系统，大大简化了运输环节。将所运物品装入专用集装箱内(有单轨系统的轨道)由码头运至工厂，厂内的单轨系统与集装箱内的轨道对接，物品进入厂房，并由单轨运输系统按计算机的指令入库或进入工位，实现门对门的运输。1.2.2国内起重机的发展动向（1）改进起重机械的结构，减轻自重国内起重机多已采用计算机优化设计，以此提高整机的技术性能和减轻自重，并在此前提下尽量采用新结构。如5〜50t通用桥式起重机中采用半偏轨的主梁结构，与正轨箱形梁相比，可减少或取消主梁中的小加筋板，取消短加筋板，减少结构重量，节省加工工时。（2）充分吸收利用国外先进技术起重机大小车运行机构采用了德国Demag公司的“三合一”驱动装置,吊挂于端梁内侧，使其不受主梁下挠和振动的影响，提高了运行机构性能与寿命，并使结构紧凑，外形美观，安装维修方便。随着国内机械加工能力的提高，大车端梁和小车架整体像孔成为可能，因而45°剖分和车轮组或圆柱形的轴承箱将有可能代替角形轴承箱，装在车轮轴上的车轮轴孔中心线与端梁中心线构成标准的90°,于是车轮的水平和垂直偏斜即可严格控制在规定范围内，避免发生啃轨现象。由于小车架为焊后一次像孔成形，使四个车轮孔的中心线在同一平面内，故成功地解决了三点落地的问题。（3）吸收消化了国外电气控制方面的先进技术，采用了新颖的节能调速系统。如晶闸管串级开环或闭环系统，调整比可达1：30o随着对调速要求的提高，变频调速系统也将使用于起重机上。同时，微机控制也将在起重机上得到应用，如三峡工程600t坝顶门式起重机要求采用变频调速系统,微机自动纠偏，以及大扬程高精度微机监测系统。遥控起重机随着生产发展需要量也越来越大，宝钢在考察了国外钢厂起重机之后，提出了大力发展遥控起重机的建议，以提高安全性，减少劳动力。（4）向大型化发展由于国家对能源工业的重视和资助，建造了许多大中型水电站，发电机组越来越大。特别是长江三峡工程的建设对大型起重机的需要量迅速上升。三峡电厂需要1200t桥式起重机，2000t大型塔式起重机。目前在建设中的大、中型水电站还有很多，例如广西岩滩、龙滩、清江隔河岩、福建水口电站等等；还有很多核电站和大、中型火力发电厂需要建设，可以预计，大吨位高性能起重机的需要量是非常大的。2桥式起重机概述桥式起重机的分类桥式起重机架设在车间或仓库等建筑物上空，沿建筑物的纵向设有两条钢轨，桥架在钢轨上运行。桥架上面有小车。它有起升，横行（小车运行），走行（大车运行）三种运动。根据作业条件分为高速型、普通型及低速型三类，以普通型的使用量为最多。至于桥式起重机的名称，将根据其构造特征取名如下：梁式起重机通用桥式起重机龙门起重机装卸桥♦冶金桥式起重机♦缆索起重机2.2桥式起重机的结构桥式起重机大体可分为小车、桥架两大部分。详细划分则有起升机构,小车运行机构，大车运行机构，桥架组件等部分，如图2.1和2,2所示。图2.1电动双梁桥式起重机1.主梁2.19%3.16栏杆4.5.6平台7.轴段8.操纵左9.吊告1。.小车11.12.主副吊具18.安全尺14.集电福15.导电电缜架图2.2桥式起重机结构的组成2.1小车运行机构在桥式起重机里，小车承担主要任务。因此小车的设计决定整个起重机的好坏，为了起吊一定的载荷，小车必须利用许多机械部件承受起重机起升额定载荷时所需的各种作用力。小车以小车架为基础其上有起升电动机、起升减速机、卷筒、小车运行机构的运行电动机、运行减速机等。小车利用小车架下面的小车轮在起重机桥架上的轨道上运行。桥式起重机所采用的小车，起重量小的为3吨，大的已做到200吨，小车以往称作“起重小车”，小车的设计应该把起升机构和运行机构合理而有效的布置在小车架上，维护检修应该方便。2.2桥架桥式起重机的钢结构部分是由起重机的主要部分如大梁，横梁装置所构成。这一部分占有起重机百分之八十左右的重量，应按起重机结构标准及起重机钢结构计算规程进行设计。桥式起重机的大梁是由用角钢等型钢组成的平面结构的主粱与副梁构成的。主梁承受垂直载荷、自重及水平载荷，副梁承受自重和水平载荷。主梁由上弦杆、下弦杆、斜杆、竖杆等组成。连接主粱与副梁的杆件是水平杆、斜杆等。各杆件用钾钉或电焊相连接，也可以考虑螺栓连接。各杆件上作用有轴向应力，即拉应力和压应力。主粱的形状有鱼腹型和直线型。对于承受自重、动载荷及弯曲力矩等外力，前者是最理想的结构形式。但这种形式对于材料利用和组装存在有困难。后者是通常采用的形式，目前几乎都采用后一种形式。桥式起重机除承受因垂直载荷产生的弯矩外，还承受因风载及行走运动的水平载荷所产生的弯矩。因此在主粱的侧面设置与主粱形状相同的副桁架。副桁架与主梁的结合是用水平杆、斜杆构成框形，以防受载变形。在水平杆上装设着走台、电动机、行走机构的长轴、轴承。横梁与主桁架和副桁架装在一起，把两根主桁架连接起来。它与主桁架是用坚固的连接板，以精制螺栓装在一起。桥式起重机上的载荷和冲击较大，行走驱动装置的车轮装在横粱上。由轮距为1单位的横梁来承受最大载荷，由小车产生的载荷作用在小车横行轨道上。对普通桥式起重机轮距1取为跨度的1/5〜1/7较好。小重量起重机的横梁通常采用槽钢，大起重量起重机的横梁通常用钢板作成槽形或箱形。3桥式起重机起升机构3.1起升机构的组成在起重机中，用以提升或下降货物的机构称为起升机构，一般采用卷扬式。起升机构是起重机中最重要、最基本的机构，其工作的好坏直接影响整台起重机的工作性能。起升机构一般由驱动装置、钢丝绳卷绕系统、取物装置和安全保护装置等组成。驱动装置包括电动机、联轴器、制动器、减速器、卷筒等部件。钢丝绳卷绕系统包括钢丝绳、卷筒、定滑轮和动滑轮。取物装置有吊钩、吊环、抓斗、电磁吸盘、吊具、挂梁等多种型式。安全保护装置有超负荷限制器、起升高度限位器、下降深度限位器、超速保护开关等，根据实际需要配用。起升机构有内燃机驱动、电动机驱动和液压驱动三种驱动方式。内燃机驱动的起升机构，其动力由内燃机经机械传动装置集中传给包括起升机构在内的各个工作机构。这种驱动方式的优点是具有自身独立的能源，机动灵活，适用于流动作业的流动式起重机。为保证各机构的独立运动，整机的传动系统复杂笨重。由于内燃机不能逆转，不能带载起动，需依靠传动环节的离合实现起动和换向.这种驱动方式调速困难，操纵麻烦.属于淘汰类型。目前只在现有的少数履带起重机和铁路起重机上应用。电动机驱动是起升机构主要的驱动方式。直流电动机的机械特性适合起升机构工作要求，调速性能好，但获得直流电源较为困难。在大型的工程起重机上，常常用内燃机和直流发电机实现直流传动。交流电动机驱动能直接从电网取得电能.操纵简单，维护容易，机组重量轻，工作可靠，在电动起升机构中被广泛采用。本起重机起升机构采用的启动方式也为电动机驱动。液压驱动的起升机构，由原动机带动液压泵.将工作油液输入执行构件（液压缸或液压马达）使机构动作，通过控制输入执行构件的液体流量实现调速。液压驱动的优点是传动比大，可以实现大范围的无级调速，结构紧凑，运转平稳，操作方便，过载保护性能好。缺点是液压传动元件的制造精度要求高，液体容易泄漏。目前液压驱动在流动式起重机上获得日益广泛的应用。3.2起升机构的结构简图图2.3为动机驱动的起升机构的结构简图。电动机1通过联轴器2与减速器4的高速轴相连。机构工作时，减速器的低速轴带动卷筒7,将钢丝绳5卷上或放出，经过滑轮组系统，使吊钩实6现上升或下降。机构停止工作时，制动器3使吊钩连同货物悬吊在空中。吊钩的升降靠电动机改变转向来达到。i—2—3—Nttv4-wtas1雷丝绳6—7—图2.3起升机构简图为了安装方便与避免高速轴在小车架受载变形时发生弯曲，联轴器2应是带有补偿性能的，通常采用弹性柱销联轴器或齿轮联轴器。前者构造简单并能缓冲，但弹性橡皮圈的寿命不长；后者坚固耐用，应用最广。齿轮联轴器的寿命与安装质量有关，并且需要经常润滑。为使布置更方便并增高补偿能力，降低磨损，常将齿轮联轴器制成两个半齿轮联轴器，中间用浮动轴或补偿轴连起来。制动器通常装在高速轴上，以减小其尺寸，如图2.3所示位置。经常利用联轴器的一个半体兼作制动轮。带制动轮的联轴器半体应当安装在减速器轴上，这样，即使联轴器损坏，制动器仍能起作用，保证了安全。有时在高速轴上需要装设两个制动器，则第二个制动器可装在减速器高速轴的另一端,如图2.3虚线所示,或者装在浮动轴的另一个联轴器上。也可以把制动器装设在电动机的尾部输出轴上，但这时需要有两端出轴的电动机，所以一般尽量避免。目前也有将制动器放在电动机尾部的壳体内,制成一个组合部件，从而使机构简化紧凑。起升机构的制动器应是常闭式的。采用块式制动器，装有电磁铁或电动推杆作为自动的松闸装置，与电动机电气联锁。制动器的制动力矩应保证有足够的制动安全系数。在要求紧凑的情况下，也有采用带式制动器的。减速器常用封闭式的标准两级圆柱齿轮减速器。在起重量较大（超过80t）的情况下，为得到低速并增大卷筒与电动机间的尺寸，常采用标准的封闭式两级减速器，再增加一对开式齿轮作最后级传动。在要求紧凑的起升机构中，也有采用蜗轮减速器的，其缺点是机械效率低。有时采用蜗轮减速器是为了尽量减少噪声，例如在载客电梯中。近年来还有采用行星齿轮减速器的，减速器（如3K或摆线、渐开线齿形的少齿差行星减速器）装在卷筒的内腔中，电动机和卷筒成同轴线布置，其特点是十分紧凑，但维修不太方便。卷筒通常装在转轴上，使轴承的检查与更换都较方便。卷筒与减速器低速轴可通过特种联轴器相连接，卷筒轴用自位轴承支承于减速器轴的内腔和轴承座中，扭矩由齿轮连接来传递。这种方法紧凑,可靠，分组性好，能补偿减速器轴与卷筒轴间的角度偏差，但减速器低速轴需带特殊齿形轴端，加工时较为复杂。国外有采用鼓形滚子联轴器的，它利用鼓形滚子与两个半圆凹槽的配合实现补偿。由于它不仅能传递扭矩，同时还能承受很大的径向力，故省去了一个径向支承装置。这种布置还省去了卷筒长轴，使重量减轻。当卷筒与开式传动的大齿轮相连接时，卷筒端面与齿轮间用沿圆周布置的螺钉联接。为承受剪切力和传递扭矩，可以用精制的钱制孔用螺栓，也可以在螺孔中配一个受剪套筒而采用普通螺栓。在某些需要能进行货物自由下降的起升机构中，卷筒与减速传动装置间装有摩擦离合器。这时，制动器应装在卷筒上，用来控制自由下降的速度，它应当是可操纵的。卷筒的直径一般尽量选用许用的最小值，因为随着卷筒直径的增加，转矩与减速器的传动比也增大了，会引起整个机构的体积过大。但在起升高度较大时，往往增加卷筒直径以求限制其长度。滑轮组型式（单式或双联的）和它的倍率对起升机构的尺寸也有很大的影响。在桥式类三起重机中采用双联滑轮组，单式滑轮组只宜用于有导向滑轮的臂架式起重机。滑轮组倍率的选定对钢丝绳中的拉力、卷筒直径与长度、减速器的传动比及总体尺寸都有关系。大起重量采用较大的倍率，可以避免采用过粗的钢丝绳。有时采用增大滑轮组倍率同时相应地降低起升速度的方式来提高起重量，可以使起升机构达到通用性，即将同一起升机构用于不同的起重量，这是在系列设计时常采用的方法。在某些情况下，还可能出于其它原因而适当地选用较小的倍率，如在臂架式起重机中选用较小的倍率可以减少臂架端部的定滑轮数目。在设计大起升高度的起升机构时，也可以采用减小滑轮组倍率的方法来减少卷筒绕绳量，从而避免多层卷绕或过长的卷筒。3起升机构设计计算设计起升机构时需给定的主要参数有：起重量、工作级别、起升高度和起升速度。起重量对起升机构的组成型式、传动部件的型号尺寸和电动机的驱动功率都有重要的影响。在起重机系列设计时，合理选择起重量系列是重要的环节。一般情况下，当起重量超过10t时，常设两个起升机构，即主起升机构和副起升机构。主起升机构的起重量大，用以起吊重的货物。副起升机构的起重量小，但速度较快，用以起吊较轻的货物或作辅助性工作,提高工作效率。起升速度的选择与起重量、起升高度、工作级别和使用要求有关.中、小起重量的起重机选用高速以提高生产率：大起重量的起重机选用低速以降低驱动功率，提高工作的平稳性和安全性。工作级别高、经常使用、要求生产率高的起重机宜选用高速；反之.工作级别低、用于辅助性工作的起重机可选用低速。用于安装与设备维修的起重机除应选用低速外，还可备有微速或调速功能。大起升高度的起重机为了提高工作效率.除适当提高起升速度外，还可备有空载快速升降功能。本起重机起升机构主要参数见表3.1：表3.1本起重机起升机构主要参数参数主起升机构副起升机构额定起重量（t）25050工作级别M3M5起升高度（m）2632起升速度（m/min）14起升机构的典型形式1.1起升机构驱动装置的布置方式(1)平行轴线布置大多数起重机起升机构的驱动装置都采取电动机轴与卷筒轴平行布置。起升机构的基本驱动型式见图3.10当起升机构用于吊运液态金属及其他危险物品时.需采用双制动器.按图3.1中的点划线选择布置。1-减速器；2-制动器，3一带制动轮的联轴器;”浮动轴;5—联轴器；6—电动机〃一卷筒；8一卷筒支座.图3.1起升机构的驱动装置上述起升机构方案中，各部件都是分别支承、固定在小车架上。要求小车架有足够的精度和刚度，从而使小车架的自重增大，加工制造及安装调整也很麻烦。为了减轻和简化这样的小车架，可采用带有制动器的电动机，并将其直接套装在减速器上，使整个传动机构形成一个独立的整体。通过减速器的两个支承点和卷筒支承座的一个支承点形成稳定支承，可降低对小车架安装精度的要求。此外还可将定滑轮直接套装在卷筒上，并使卷简直接作为小车架的主体，在两端安装行走端梁构成整个起重小车，使结构大为简化，见图3.2。但这种方案只适合于中、小吨位的起重机。1-带制动器的电动机;2—减速器；3一卷筒;4一定滑轮；5一端梁;6〜运行驱动装置.图3.2简易起重小车（2）同轴线布置将电动机、减速器和卷筒成直线排列，电动机和卷筒分别布置在同轴线减速器（常为普通行星减速器或少齿差行星减速器）的两端，或者把减速器布置在卷筒内部。为使机构紧凑和提高组装性能.可采用带制动器的端面安装型式的电动机。同轴线布置的起升机构横向尺寸紧凑，但加工精度和安装要求较高.维修不太方便。本起重机起升机构设主、副两个起升机构，起升重量分别为250t和50to驱动装置采用平行轴线布置，布置方式见图3.3。

图3.3本起重机驱动装置布置方式2起升机构钢丝绳卷绕系统设计卷绕系统的典型形式卷绕系统是传动系统的组成部分，起着运动形式的转换作用。图3.4是桥式起重机广泛采用的起升卷绕系统。图3.4桥式起重机起身卷绕系统在卷绕系统设计时，应尽量避免钢丝绳反向弯折，或尽可能减少反向弯折的次数。出现反向弯折时，可用增大滑轮直径、提高滑轮直径与钢丝绳直径的比值来减缓钢丝绳的疲劳损伤。大起升高度卷绕系统方案设计当桥架类型起重机起升高度超过20m时，钢丝绳卷绕系统一般要特殊考虑.采取合适的方案，（1）加大卷筒直径或长度此方案简单易行。但过分加大卷筒直径会带来起升机构高度尺寸的增加；过度增加卷筒长度会导致钢丝绳对滑轮和卷筒绳槽偏斜角的增大，加剧磨损，甚至引起滑轮绳槽的破坏或钢丝绳跳槽，这种方案局限性较大。（2）减小滑轮组倍率此方案简单可行。适当减小倍率能减少钢丝绳在卷简上的绕绳量，并不增加机构外形尺寸，在对起升机构外形尺寸有限制的场合更为有利。但卷筒受力增加，钢丝绳直径增大，减速器传动比也要增加，有一定的使用局限性。（3）普通双层卷绕将钢丝绳端固定于卷筒中部，起升时钢丝绳从中间向两头绕于卷筒绳槽中，绕满碰到端壁时，由于钢丝绳拉力的水平分力指向当中，钢丝绳向当中返回绕第二层。这种方案构造简单，但钢丝绳的偏斜角不能大于3°,否则第二层钢丝绳排列不整齐，磨损也厉害，适用于不频繁使用的场合。（4）双卷筒卷绕由两个卷筒同时卷绕，可使起升高度增加一倍，但是机构的外形尺寸

较大。（5）多层卷绕多层卷绕时为使钢丝绳在卷筒上排列整齐，通常采取以下措施：卷筒壁开螺旋绳槽，保证第一层钢丝绳整齐排列，同时需要采用压绳器和排绳希O本起重机安装于水电站工程厂房内，用于设备安装及检修工作，不频繁使用，厂房也有足够大的空间，为了简化设计，便于安装和维修保养,本起重机采用加大卷筒直径的方案。3.2主起升机构的计算根据任务书，已知本起重机主起升机构主要参数：额定起重量Qo=25Ot；工作级别M3；主钩起升高度H=26m；主钩起升下降速度V=lm/min。3.2.1钢丝绳与卷筒的选择1.钢丝绳计算1）钢丝绳的最大工作静拉力当滑轮组形式和倍率确定之后，绕入卷筒钢丝绳端头的最大工作静拉(3.1)力，用总起重量G,按公式（3.1）(3.1)mar}"式中:$由一钢丝绳最大工作拉力，N；G1一总起重量，Gt=Q°+q,Q。为额定起重量，q为取物装置的重量，可m一滑轮组倍率；a一滑轮组上钢丝绳绕入卷筒上的根数；g一重力加速度，gMX9.81m/s"；J一卷筒装置的传动效率，见表3.4；L一滑轮组的传动效率，见表3.5。表3.3吊钩自重q与额定起升重量Q。的关系额定起升重量Q0（t） 吊钩自重（t）3〜82%Q012.5—202.5%Q032-503%Q080~1253.5%Q0160~2504%Q0表3.4卷筒装置传动效率轴承形式传动效率滚动轴承0.98滑动轴承0.96表3.5滑轮组的传动效率轴承轴承钢丝绳支数形式234567891011121314滑动0.980.960.960.920.910.890.870.850.840.820.810.790.78滚动0.990.980.970.980.950.940.930.920.910.910.90.890.88根据表3-3,Gt=250X（1+0.04）=2601；滑轮组采用双联滑轮组（a=2）,倍率m=8；

Hd=0.98；Hd=0.98；nq=0.93o1000x260x9.81根据表3-5,m0 1000G,g贝Smax= -= =1/4yuy.4suiNma力叫8x2x0.98x0.932）钢丝绳直径的选择钢丝绳直径不应小于按公式（3.2）计算的最小直径：dmin=CjSmax （ 3・2）式中：①汨一计算的钢丝绳最小直径，mm；C一钢丝绳的选择系数，见表3.6。表3.6钢丝绳选择系数C及许用安全系数n机构工作级别旋转或轻微旋转的钢丝绳不旋转的钢丝绳安全系数n纤维芯钢丝芯纤维芯或者钢丝芯钢丝绳公称抗拉强度N/nun2157016701770157016701770157016701770Ml〜M30.08790.08520.08280.08460.08200.07970.08950.08680.084324.0M40.09320.09040.08780.08970.08700.08450.09490.09210.089424.5M50.09820.09530.09250.09460.09460.08910.10010.09700.0943力5.0M60.10760.10430.10140.10360.10050.09760.10960.10630.103226.0M70.11620.11270.10950.11190.10850.10540.11840.11480.111527.0M80.13180.12780.12410.12690.12300.11950.13430.13430.126829.0选用钢丝绳公称抗拉强度为1770N/mrn?的纤维芯钢丝绳，工作级别为M3,故C取0.0828。贝Idmin=Cy[s^=0.0828xJ174909.480=34.629mm,取钢丝绳直径d=36mmo2.卷筒计算1）卷筒直径选择钢丝绳绕入卷筒或绕过滑轮时，钢丝绳中的钢丝产生的附加弯曲应力大小与卷绕直径对绳径之比D/d有关，钢丝绳使用寿命随D/d的增大而增大。试验还表明钢丝绳的使用寿命与在一次升降中通过的弯曲次数，形式和次序有关。为使机构设计得紧凑，忽略弯曲次数和方向对寿命得影响后,钢丝绳得卷绕直径不应小于按公式（3.3）计算的最小直径：Dcp>hd （3. 3）式中：以一以钢丝绳中心线计算的钢丝绳卷绕直径，mm。卷筒标准直径见表3.8；h-与机构工作级别和钢丝绳结构形式有关的系数，见表3.7；d一机构中实际选用的钢丝绳直径，mm。表3.7系数h值工作级别卷筒滑轮旋转钢丝绳不旋转钢丝绳旋转钢丝绳不旋转钢丝绳Ml11.212.512.514M212.5141416M314161618M416181820M518202022.4M62022.422.425M722.4252528M825282831.5

根据工作级别M3,钢丝绳为旋转钢丝绳，选取h=14；贝ijDcpN/rd=14x36=504mm。因为主起升机构起升高度26m,为大起升高度卷绕系统，采用增大卷筒直径的方案，根据表3.8,选取卷筒直径D=1400mm。表3.8卷筒直径系列D(mm)355400450500560630690800900100011201250132014001500160017001800190020002120224023602500注：1.卷筒直径D指卷筒绳槽底处的直径：2.本系列试用于铸造卷筒和焊接卷筒。2)卷筒转速计算单层卷绕卷筒转速为：60/77-Vnt= 皿式中：山一卷筒转速，min'：v一起升速度，m/s；Do一卷筒卷绕直径(D°=D+d),mo则n,=606则n,=606•v60x8x1/603.14x(1400+36)/1000=1.7733min-13.2.2设计减速器1）减速器传动比起升机构的传动比i°按下式计算:式中：n-电动机的额定转速，r/min；八一卷筒转速，r/min。贝小小君…482）减速器设计详见3.3.3o3主起升机构零部件设计3.1钢丝绳3.1.1钢丝绳的特性及种类钢丝绳是起重机上应用最广泛的挠性构件，其优点是：卷挠性好；承载能力大，对于冲击载荷的承受能力也强；卷绕过程中平稳，即使在卷绕速度高的情况下也无噪音；由于绳股钢丝断裂是逐渐发生的，一般不会突然发生整根钢丝绳断裂，故工作时比较可靠。钢丝绳股内相邻层钢丝的接触状态有三种（图3.15）：.点接触一一股内各层之间钢丝互相交叉，呈点接触；.线接触——股内各层之间钢丝在全长上平行捻制，呈线接触；.面接触——股内钢丝形状特殊，呈面接触。

图3.15点、线、面接触的钢丝绳起重机上采用的钢丝绳主要有下面几种：.点接触钢丝绳（图3.16）,因单股挠性差又不能承受横向压力，故仅作拉索用。多股性能比单股性好，故应用稍广泛。图3.16点接触钢丝绳.线接触钢丝绳（图3.17）,包括外粗式（X型）、粗细式（W型）及填充式（T型），其优点是：消除了点接触钢丝绳所具有二次弯曲应力，能降低工作时总的弯曲应力，抗疲劳性能好；结构紧密，金属断面利用系数高,

使用寿命比普通的点接触钢丝绳要高1〜2倍。图3.17线接触钢丝绳.多股不扭转钢丝绳（图3.18）,其优点是：因各相邻层股的捻向相反，故钢丝绳受力时其自由端不会发生旋转；在卷筒上的接触表面较大,抗挤压强度高，工作时不易变形；总破断拉力大，寿命比普通的高很多。图3.18多股不扭转钢丝绳.异形股钢丝绳（图3.19）,其优点是：接触表面大（比普通的大3〜4倍），耐磨性好，不易断丝，寿命比普通的约高3倍；钢丝绳结构密度大（在相同绳径和强度条件下，总破断拉力大于圆股钢丝绳）。图3.19异形股钢丝绳钢丝绳的选用线接触钢丝绳绳股中各层钢丝的捻距相同，外层钢丝位于里层各钢丝之间的沟槽里，内外层钢丝互相接触在一条螺旋线上，使接触情况改善，增长了钢丝绳的使用寿命。同时，线接触也有利于钢丝之间互相滑动，改善了挠性。相同直径的钢丝绳，线接触型比点接触型的金属总横断面积大,因而破断力大。采用线接触钢丝绳时，有可能选用较小的直径，从而可以选用较小的卷筒与滑轮。卷筒小使减速器的输出轴的力矩小，因之可用较小的减速器，从而减小起升机构的尺寸与重量。由于它有这一系的优点，故采用线接触钢丝绳。纤维芯优点是挠性和弹性较好，缺点是承受横向压力差。本起重机卷绕系统不采用多层卷绕，故绳芯材料选用纤维芯。钢丝绳捻向采用交互捻钢丝绳，由于绳与股的扭转趋势相反，互相抵消，没有扭转打结的趋势，使用方便，如果没有特殊要求，一般用右捻绳。由于本起重机在室内工作，故选用一般的光面钢丝绳。根据前面计算所得，卷筒直径为1400mm,钢丝绳直径为36mm,所以e=1400/36=38,89>20,根据表3.18,初选型号6X(19),见图3.20。6x19S+FC图6x19S+FC图3.206X(19)钢丝绳表3.18钢丝绳的使用场合及其结构形式使用场合常用型号单层卷沅吊钩及抓斗起重机e<206X(31)6X(37)6X(36)6T(25)8T(25)2206X(19)6W(19)8X(19)8W(19)起升高度大的起重机多股不扭转18X718X19多层卷绕6X(19)6W(19)金属芯钢丝绳破断拉力校验所选用的钢丝绳的破断拉力应满足下面条件：4〃绳 (3. 10)°max式中：S绳一钢丝绳的破断拉力，见表3-17,N；S四一钢丝绳工作时所承受的最大静拉力，N；n绳一钢丝绳的安全系数，见表3-6。表3.19线接触钢丝绳6X(19)主要性能钢丝绳公称直径RopeDia(nun)钢丝绳近似，重里ApproxWeightkg/lOOm钢丝绳公称抗拉强度TensilestrengthMpa14701570167017701870钢丝绳最小破断力MinimumBreakingloadKN天然纤维芯钢丝绳合成纤维芯钢丝绳钢芯钢丝绳纤维芯钢丝绳钢芯钢丝绳纤维芯钢丝绳钢芯钢丝绳纤维芯钢丝绳钢芯钢丝绳纤维芯钢丝绳！钢芯钢丝绳纤维芯钢丝绳钢芯钢丝绳928.0027.3030.9036.5039.5039.0042.2041.5044.9044.0047.5046.5050.201034.6033.7038.1045.1048.8048.1052.1051.2055.4054.3058.7057.4062.001141.9040.8046.1054.6059.0058.3063.0062.0067.0065.7071.1069.4075.101249.8048.5054.9064.9070.2069.4075.0073.8079.8078.2084.6082.6089.401358.5057.0064.4076.2082.4081.4088.0086.6093.7091.8099.3097.00104.001467.8066.1074.7088.4095.6094.40102.00100.00108.00106.00115.00112.00121.001688.6086.3097.50115.00124.00123.00133.00131.00141.00139.00150.00146.00158.0018112.00109.00123.00146.00158.00156.00168.00166.00179.00176.00190.00186.00201.0020138.00135.00152.00180.00195.00192.00208.00205.00221.00217.00235.00229.00248.0022167.00163.00184.00218.00236.00233.00252.00248.00268.00263.00284.00277.00300.0024199.00194.00219.00259.00281.00277.00300.00295.00319.00312.00238.00330.00357.0026234.00228.00258.00305.00329.00325.00352.00346.00374.00367.00397.00388.00419.0028271.00264.00299.00353.00382.00377.00408.00401.00434.00426.00460.00450.00486.0030311.00303.00343.00406.00439.00433.00469.00461.00498.00489.00528.00516.00558.0032354.00345.00390.00462.00499.00493.00533.00524.00567.00556.00601.00587.00635.0034400.00390.00440.00521.00564.00557.00602.00592.00640.00628.00679.00663.00717.0036448.00437.00494.00584.00632.00624.00675.00664.00718.00704.00761.00744.00804.0038500.00487.00550.00651.00704.00695.00752.00740.00800.00784.00848.00828.00896.0040554.00539.00610.00722.00780.00771.00833.00820.00887.00869.00940.00918.00993.0042610.00594.00672.00796.00860.00850.00919.00904.00978.00958.001030.001010.001090.00根据表3.19,公称抗拉强度为1770Mpa,公称直径为36mm的钢丝绳,最小破断拉力为704kN；根据式（3.1）计算所得，钢丝绳工作时所承受的最大静拉力为174909.48N；根据表3.6,由本起重机主起升机构工作级别为M3,得钢丝绳安全系数为4.0o则Smax则Smax704000174909.48所以选用钢丝绳型号为6X（19）-36-1770-1-光-右交GB1102-74。3.3.2卷筒组卷筒组的结构卷筒组是起升机构和牵引机构中卷绕钢丝绳的部件。常用卷筒组类型由齿轮联接盘式、周边大齿轮式、短轴式和内装行星齿轮式。齿轮联接盘式卷筒组为封闭式传动，分组性好，卷筒轴不承受扭矩，缺点式检修时需沿轴向外移卷筒。周边大齿轮式卷筒组多用于传动速比大、转速低的场合，一般为开式传动，卷筒轴只受弯矩。短轴式卷筒组采用分开的短轴代替整根卷筒长轴，其优点是构造简单，调整安装比较方便。内装行星齿轮式卷筒组输入轴与卷筒同轴线布置，行星减速器置于卷筒内腔，结构紧凑，重量较轻，但制造与装配精度要求较高，维修不便。本起重机的卷筒组采用短轴式卷筒组（图3.21）,其卷筒与减速器输

出轴用法兰盘刚性联接，并采用分开的短轴代替整根卷筒长轴。减速器的短轴采用键配合与卷筒的法兰盘联接，支撑座侧采用与法兰盘整体焊接的转轴式结构，见图3.22。图3.21短轴式卷筒组

图3.22支撑座侧转轴结构卷筒体为双联单层卷绕，卷筒由焊接经机加工后制成，采用Q345钢板弯卷焊接而成，卷筒构造见图3.23。国图国图3.23卷筒构造卷筒几何尺寸的计算卷筒绳槽尺寸按表3.20计算，卷筒表面的导向螺旋槽采用标准槽,符号意义见图3.25 表3.20卷:绳槽尺寸(mm) 钢丝绳直径d| 绳槽半径I标准槽形| 加深槽形

R极限偏差Plh,P2h?r2>32〜3318.0+0.4037.012.51.344.020.00.8>33〜3438.013.0>34-3519.039.013.546.021.0>35-3640.014.047.0>36〜3720.041.014.548.022.0>37〜3842.015.050.023.01.350°50°图3.25卷筒标准槽尺寸符号意义由钢丝绳直径为36mm,根据表3.20,得卷筒槽尺寸为R=19mm,Pi=40mm,hi=14mm,Ri=l.3mm0卷筒工作圈数按式(3.11)计算:(3.11)Hm

nB=~ (3.11)式中:zi一固定钢丝绳的安全圈数(21.5)m.iHm 26x8贝IIn= +Z\= +Z|=48Dp-n1.436x3.14卷筒上有螺旋槽的部分长度为：Lo=%.P]=48x40=1920/w”卷筒强度计算卷筒在钢丝绳拉力作用下，产生压缩，弯曲和扭转剪应力，其中压缩应力最大。当LW3D时，弯曲和扭转的合成应力不超过压缩应力的10%〜15%,只计算压应力即可。卷筒筒壁的最大压应力出现在筒壁的内表面，压应力々按下式计算:%=4出＞4回] （3-12）o-p式中：q一卷筒壁压应力，Mpa；6一卷筒壁厚；P一卷筒绳槽节距；Ai—多层卷绕系数，单层时取1;A2一应力减小系数，考虑绳圈绕入时对筒壁应力有减小作用，一般取0.75；[/]一许用压应力,对钢9"="]/2。卷筒材料采用Q345,所以[oj=345/2=172.5Mpa,卷筒壁厚为30mm。,4Smax,c”174909.48 、cr,=A,A,—=1x0.75x =109.32<[cr,.]c1~8p 30x40 '3.3.3减速器设计传动比分配根据3.2.3计算所得，总传动比为i=414.48。本减速器采用四级圆柱斜齿轮传动方式,各级传动比分配为，ii=5.389,i2=4.789,i3=4.368,i4=3.66o设：从减速器输入轴到输出轴依次为第0、I、II、III、IV轴（见图3.26）O1）各轴的理论转速第0轴劭=735r/min,第I轴n.=—=-"5=I36.39r/min,1 5.389第II轴nu=—=J"））=28.48r/min,i24.789第III轴nlu=板=2848=6.52i7min,1,1i34.368第IV轴n,v=^iL=-=1.78r/minoi43.662）各轴的输入功率第0轴Pn=Pd=45kw,第I轴片=《）•〃=45x0.98=44.1kw,第H轴Pa=/»-7/=44.1x0.98=43.218kw,

第111轴Pin=PU-7=43.218x0.98=42.35kw,齿轮传动设计.1第一级齿轮传动设计设计该带式输送机减速器的高速级齿轮传动。已知输入功率P=3.4kw,小齿轮转速n=685.7r/min,齿数比i=4.66,由电动机驱动，工作寿命8年(设每年工作260天)两班制，带式传输机工作平稳，转向不变。.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。精度等级为7级初选螺旋角6=14°选小齿轮齿数4=21大齿轮齿数Z2=必=4.66x21=97.86,取Z?=98大小齿轮都选用软齿面，小齿轮材料为40Cr调质处理，硬度HBS尸280,大齿轮材料为45号调质处理，硬度HBSz=240。.按齿面接触强度设计根据资料[14]P.216式(10-21)J、12K,7]i+1(匐一•(苦旦)团由V中心a1 匕]〃1)确定公式内的各计算数值(1)试选K,=1.6(2)由资料[14]P.215图10-30选取区域系数Z〃=2.43由资料[14]P.214图10-26查得端面重合度％al=0.76,al=0.76,a2=0.87贝Ijea=£ai+£a2=0.76+0.87=1.63(3)计算小齿轮传递的转矩下95.5x105P95.5x105x3.4 .T.= = =47353N,mn 685.7(4)因为是软齿面传动，由资料[14]P.201表10-7选取为=1(5)由资料[14]P.198表10-6查得材料的弹性影响系数ZF=189.8MPa"2(6)由资料[14]P.207图10-21d查得大小齿轮接触疲劳强度极限b/nimi=680MPa，<rWIim2=550MPa(7)计算应力循环次数根据资料[14]P.202式（10-13）N、=60〃必=60x685.7xlx（2x8x260x8）=1.37xlO9（次）(8)按资料[14]P.203图10-19查接触疲劳寿命系数KHNi=0.90,KHN2=0.95（9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S.F1⑸叫।=0.9x680=6i2MPaw,S 1⑻ K.23=895x550=522.5MPa2S 1[a]=Min\㈤〃L[叫2,1.23[<t]hiI=Mini + x522.51=567.25MPa2)计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d“由计算公式得2x1.6x473534.66+1,2.433x189.8,2x( )-567.25=42.14mm(2),2.433x189.8,2x( )-567.25=42.14mm(2)计算圆周速度7nLtnv= -60x1000 60x1000x42.14x685.7 5]/S计算齿宽b及模数mnlb=(pd•dXt=1x42.14=42.14机机du-cos342.14xcos14°〔__21 = =i.yjmm21h=2.25mnt=2.25x1.95=4.96mmb4214-=-=8.49h4.96(4)计算纵向重合度与(4)计算纵向重合度与£p=0.318^2^=0.318x1x21x^14°=1.665(5)计算载荷系数(5)计算载荷系数K1）因为电动机驱动，查资料[14]P.190表10-2得3=12）根据v=1.51m/s,7级精度，由资料[14]P.192图10-8查得动载系数Kv=L083）根据K』2KH

bdK』2KH

bdx,b2x1x4735342.14x42.14=53.33<100由资料[14]P.193表料-3查得K'JKfJI.44)由资料[14]P.194表10-4查得K郎=1.418,KFfi=1.3故载荷系数

Kh=K,KvK„KHft=1x1.08x1.4x1.418=2.14n f\vnanpKf=Ka-Kv-KFa-Kfp=1x1.08x1.4x1.3=1.97(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径It'Kh 2.14It'Kh 2.14——=42.14x3 =46.43mmK,1.63.按齿根弯曲强度设计/2KTJ0cos2―」匕m>3————1)确定计算参数(1)载荷系数K-=1.97(2)根据纵向重合度£0=1.83由资料[14]P.215图10-28查得螺旋角影响系数〃=0.88(3)计算当量齿数(4)查取齿形系数由资料[14]P.197表10-5查得^Fa\~2.69,YFa2=2.18(5)查取应力校正系数由资料[14]P.197表10-5查得L=L575,YSa2=1.796(6)查取大小齿轮的弯曲疲劳强度极限，由资料[14]P.205图10-20得(jfex=500MP。,(rFE2=38OMP。(7)查取弯曲疲劳寿命系数由资料[14]P.202图10-18得G=685,Kfn2=0-88（8）计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=L25皿=5=¥=303.57MPa°3廿=¥=238.86Mpa（9）计算大小齿轮的好口并加以比较

【叫>=Max'2.69x1.5752.18x1,79303.57'238.86=0.0l633MPa2）设计计算2x1.97x47353x0.88xcos214°lx212xl.63x0.01633=1.52mm对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的法向模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数,取外=2mm。可满足弯曲疲劳强度。为满足接触疲劳强度，按接触疲劳算得的分度圆直径4=46.43mm〜d.cosB46.43xcos140“一丽7cuZ.=———-= =22.53,取Zi=25mnz2=iZt=4.66x25=116.5,MXZ2=1174.几何尺寸计算1）计算中心距(Z,+Z2>„(25+117)x2-二

a=—!——-~~-= -=146.35mm2cos02xcos14°将中心距圆整到147nnn2）按圆整后的中心距修正螺旋角p=arccos©+Z2）叫=…（25+117）x2=Li?la2x134因B值改变不多故参数％,Kp,Zh等不必修正。3）计算大小齿轮分度圆直径-=51.76mmcos夕COS14°59'12"mnZ22x117d、=----= =242.24mm2cos/COS14°59'12"4）计算齿轮宽度b-（pdd{=1x51.76=51.76mtn圆整后取Bi=53mmB2=58mm=2x47351cosacos/3 /-51.76x1.61cos/7- /51.76-cos20°-coscos14°59'12''=20i5JN/ =87.34mmcosl4°59,12"-2.14x2015.7/ =49.39N/mmo/.34一万x685.7x51.76xlOOO- /60xl000=L86m/.2第二级齿轮传动设计设计该带式输送机减速器的高速级齿轮传动。已知输入功率P=44.Ikw,小齿轮转速n=136.39r/min,齿数比i=4.789,由电动机驱动，工作寿命5年（设每年工作2000h）,带式传输机工作平稳，转向不变。.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。精度等级为8级初选螺旋角B=14。选小齿轮齿数4=17大齿轮齿数Z2=iZ,=4.789x17=81.41,取Z?=82大小齿轮都选用软齿面，小齿轮材料为34CrNi3Mo调质处理,硬度HBS尸341,大齿轮材料为40CrNiMo号调质处理，硬度HBS2=308o热处理质量级别MQ。.按齿面接触强度设计根据资料[14]P.216式(10-21)1)确定公式内的各计算数值(1)试选&=1.6(2)由资料[14]P.215图10-30选取区域系数Z〃=2.43由资料[14]P.214图10-26查得端面重合度％£aX=0.75,£al=0.88贝£a=£ai+ea2=0.75+0.88=1.63(3)计算小齿轮传递的转矩. 95.5x105P95.5xl05x44.1、―力一2T.= = =3087873.01N•mmn 136.39(4)因为是软齿面传动，由资料［14］匕201表10-7选取内=1(5)由资料［14］P.198表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MR//2(6)由资料[14]P.207图10-21d查得大小齿轮接触疲劳强度极限

分1加1=823.9MPa，(THli,n2=778.5M汽（7）计算应力循环次数根据资料[14]P.202式(10-13)N,=60nJLh=60xl36.39xlx(5x2000)=8.18xl07(次)力券（次）（8）按资料［14］P.203图10T9查接触疲劳寿命系数K“ni=0-98，K“n2=0・99（9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S,rl团 K叫3=0,98x823.9=8074MPaHlS 1r^.i K9r^.i K92bHiin?BL= [a]=Min她吟叫.23［叫=Min807.4+770,7……r ,1.23x770.7[a]=Min她吟叫.23［叫=Min807.4+770,7……r ,1.23x770.7=789.IMP。2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径的由计算公式得ir2x1.6x3087873.014.789+1z2.43x189.8x2 03 x x( )2=135.78mmV1x1.63 4.789 789.1（2）计算圆周速度7tdun

60x1000ixl35.78xl36.3960x1000=0.97m/s（3）计算齿宽b及模数mn,b=(pd-du=1x135.78=135.78mmd..-cos/3b=(pd-du=1x135.78=135.78mmd..-cos/3135.78xcosl40___ = =1.15mm17h=2.25mnl=2.25x7.75=11A4mnib135.78h17.44(4)计算纵向重合度力£p=0.31^>(pdZxtg/3=0.318x1x17xrg140=1.35(5)计算载荷系数K1)因为电动机驱动，查资料口4]P.190表10-2得3=12)根据v=0.97m/s，8级精度，由资料[14]P.192图10-8查得动载系数Kv=1.063)根据£^=2^7；=2x1x3087873.01=33498>10Qbdub135.78x135.784)由资料[14]P.193^10-3^KHa^KFa=\A4)由资料[14]P.194表10-4查得K叼=1.48,K%=1.44故载荷系数Kh=KaKvKhKhr=1x1.06x1.4x1.48=2.19tl nVti(Xnp"=KaKv-KFa-KFp=1x1.06x1.4x1.44=2.13(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径4 —=135.78x3—=150.76mmA|K, V1.6.按齿根弯曲强度设计>3mm>31)确定计算参数(1)载荷系数Kf=2.13(2)根据纵向重合度为=1.35由资料[14]P.215图10-28查得螺旋角影响系数〃=0.88(3)计算当量齿数zvl=-^—=-7—=1861cos3(3cos3140Z,82 ,,ZV2= =—= =89.76-cospcos14°(4)查取齿形系数由资料[14]P.197表10-5查得丫Fai=2.97， YFa2=2.22(5)查取应力校正系数由资料[14]P.197表10-5查得丫$41=1.52> 工%2=L77(6)查取大小齿轮的弯曲疲劳强度极限，由资料[14]P.205图10-20得crm=645.8A/P。,aFE2=621Mpa(7)查取弯曲疲劳寿命系数由资料[14]P.202图10-18得KFNl=0.98,Kfn2=0.99(8)计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=L4[a]Fl=型=098x645.8=45206Mpa1 S 1.4⑻=KfnRfez=099x621=439.MPaF2 S 1.4(9)计算大小齿轮的它并加以比较[叫

^i露｛嘿等，嗡丹=°.（-2）设计计算mnx0.0089=5.91mmJ2X2.13X3087873.01X088Xcos：mnx0.0089=5.91mmV 1X172xl.63对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的法向模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数，取心=8mm。可满足弯曲疲劳强度。为满足接触疲劳强度，按接触疲劳算得的分度圆直径4=150.16mm*2J50.76xc°s"=]&29,取Zi=19Z2=iZ[=4.789x19=90.991,取Z2=914.几何尺寸计算1）计算中心距(Z,+Z,)mn(19+91)x8a=- = -=453.47mm2cos尸2xcos14°将中心距圆整到450mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角p=arccosp=arccos2a2x450因B值改变不多故参数％,Kp,Zh等不必修正。3）计算大小齿轮分度圆直径8x19 =155.45mmcosl206'5"cos夕COS12°6'5"cos夕COS12°6'5"8-91-=144.55mm4)计算齿轮宽度b=(pdd}=1x155.45=155.45mm圆整后取B尸180mmB2=160mm=2x3087873.01!=2x3087873.01!cosacosp /J… … ……,=4323869N155.45cos20°-cosl26'5"短12"=259.14,加/短12"=259.14,加L~7cos,一 /m.vi= 1=m.vi= 160xl000=60xl000=llbn/5xlOOO- /第三级齿轮传动设计设计该带式输送机减速器的高速级齿轮传动。已知输入功率P=43.218kw,小齿轮转速n=28.48r/min,齿数比i=4.368,由电动机驱动，工作寿命5年(设每年工作2000h),带式传输机工作平稳，转向不变L选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。精度等级为8级初选螺旋角8=14。选小齿轮齿数4=17大齿轮齿数Z2=iZ,=4.368x17=74.25,取Z?=75大小齿轮都选用软齿面，小齿轮材料为34CrNi3Mo调质处理，硬度HBS尸341,大齿轮材料为40CrNiMo号调质处理，硬度HBS2=312O热处理质量级别MEo

.按齿面接触强度设计根据资料[14]P.216式(10-21)2K//2K//+1ZtZH)2nun1)确定公式内的各计算数值(1)试选K,=1.6(2)由资料[14]P.215图10-30选取区域系数Zh=2.43由资料[14]P.214图10-26查得端面重合度£。eaX—0.75,sal—0.88则ea=£aX+ca2=0.75+0.88=1.63(3)计算小齿轮传递的转矩95.5x105P95.5xl05x43.218一，2—小工T.= = =14491990.87N•mmn 28.48(4)因为是软齿面传动，由资料[14]P.201表10-7选取为=l(5)由资料[14]P.198表10-6查得材料的弹性影响系数ZF=189.8MPa1/2r.(6)由资料[14]P.207图10-21d查得大小齿轮接触疲劳强度极限(TwlimI=902.1MPa,crHlim2=861Mpa(7)计算应力循环次数根据资料[14]P.202式(10-13)M=60〃.=60x28.48xlx(5x2000)=1.71X107(次)N, = =3.91x106(次)2 4 4.368(8)按资料[14]P.203图10T9查接触疲劳寿命系数

[cr]=Min2）计算(1)(4)Khn\=0.98,计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S.F1HN\^HIM

sKHN2bHim2

s+[b]〃20.98x902.7cc“、e =884.6MPa[cr]=Min2）计算(1)(4)Khn\=0.98,计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S.F1HN\^HIM

sKHN2bHim2

s+[b]〃20.98x902.7cc“、e =884.6MPa0.99x861cuccc.E =852.39MPa=Min884.6+852.39,1.23x852.39卜=868.5MP。试算小齿轮分度圆直径八由计算公式得du>\2x1.6x14491990.874.368+1