中国矿业大学机械设计-塔式起重机行走部减速装置设计

机械设计课程设计计算说明书学院设计者：学号：指导老师：2012年1月13日中国矿业大学目录一、设计任务书二、传动方案拟定三、电动机的选择四、计算总传动比及分配各级的传动比五、运动参数及动力参数计算六、传动零件的设计计算七、轴的设计计算八、角接触球轴承轴承的选择及校核算九、键联接的选择及计算十、润滑与密封十一、参考文献计算及说明结果一、设计任务书1、设计条件1）机器功用塔式起重机有较大的工作空间，用于高层建筑施工和安装工程起吊物料用，起重机可在专用钢轨上水平行走。2）工作情况减速装置可以正反转，载荷平稳，环境温度不超过40℃3）运动要求运动速度误差不超过5%；4）使用寿命忙闲程度中等，工作类型中等，传动零件工作总数小时，滚动轴承寿命4000小时；5）检修周期500小时小修；2000小时大修；6）生产批量单件小批量生产；7）生产厂型中型机械制造厂。2、原始数据题号运行阻力(KN)运行速度(m/s)车轮直径(mm)启动系数kdH23503、设计任务1）设计内容电动机选型；减速机设计；开式齿轮传动设计；传动轴设计；轴承选择计算；键、联轴器选型设计。2）设计工作量减速器装配图一张（A1）；零件图2张（A3），分别为高速级输入轴和输出轴上大齿轮；设计说明书一份。3)设计要求至少一对斜齿。4.传动装置总图1132546电动机；2—减速器；3—传动轴；4—开式齿轮传动；5—车轮；6—轨道二、传动方案的拟定1）行走部由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至开式齿轮5，带动车轮6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。2）根据机构工作计算车轮转速备用1500r/min的Y系列电动机，因此初步计算总传动比。查设计书表5-1选用二级分流式圆柱齿轮减速器。3）为加工方便采用水平剖分式。4）由于高速级转速较高且无轴向力，故选用深沟球轴承；中、低速级选用圆柱滚子轴承。5)电动机和输入轴，工作机构和输出轴均选用弹性套柱销联轴器。=10000hF=1600NV=0.7mD=350mm分流式二级圆柱齿轮减速器三、电动机的选择查得公式（kw）式中,式中η为总效率。查表9-1知：滚动轴承效率，齿轮效率，联轴器效率，车轮效率。得总效率。故kw由题目一直条件取，则电动机所需额定功率kw查表16-2得：Y系列1500r/min电动机的具体牌号为Y100L2-4型，额定功率为3kw,满载转速为1420r/min。四、计算总传动比及其各传动比分配已知:运行速度v=0.7m/s满载转速为1420r/min则：利用公式计算工作机的转速为r/min故总传动比为：=对于分流式减速机，起传动比应逐级递减，故高速级传动比.05、中速级传动比，低速级传动比。五、计算传动装置运动参数1）各轴转速计算从减速器的高速轴开始各轴命名为1轴、2轴、3轴，电动机轴记为0轴，输出轴为4轴，连接车轮的轴记为5轴。=79r/min2）各轴功率计算（KW）(KW)(KW)(KW)(KW)(KW)3）各轴扭矩计算=9500/=(N.m)=9500/=(N.m)=9500/=(N.m)=9500/=359(N.m)=9500/=301(N.m)=9500/=592.4(N.m)4)各轴转速、功率、扭矩列表轴号转速n(r/min)输出功率P(KW)输出扭矩)01420419.77114202.7918.7622812.679932.57335942.496301532.397六、传动零件的设计计算1、高速级齿轮设计：1）选择齿轮材料，确定许用应力由教材表6..2选小齿轮40cr调质大齿轮45正火2)齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度=3.56m/s查（教材）选取小轮分度圆直径，由式6-15（教材）得齿宽系数（教材）=按齿轮相对轴承为非对称布置小轮齿数=27大轮齿数=.=齿数比u’=/=5.07小轮转矩=/2=初定螺旋角载荷系数(教材)材料弹性系数（教材）锻钢节点区域系数查图6-3（教材）重合度系数由推荐值0.75~0.88，螺旋角系数许用接触应力[]由式6-6（教材），[]=接触疲劳极限查图6-4（教材）小齿=750大齿=700接触强度寿命系数应力循环次数N由式6-7（教材）得小齿轮循环次数N1=60.nj.2查图6-5（教材）得=1.18=1.02接触强度最小安全系数=1.2则[]=8/1.2=625[]=/1=595取较小的一个，即=595综上，=27.54mm法面模数取标准中心距=125圆整a=130分度圆螺旋角=分度圆直径mm，圆整取42mm齿宽b=ψ=5圆整取55mm大轮齿宽=55mm小轮齿宽mm由式6-16(教材)得3）齿根弯曲疲劳强度校核计算当量齿数查表6.5（教材）应力修正系数齿形系数小轮大轮不变位时，端面啮合角端面模数mm重合度重合度系数螺旋角系数许用弯曲应力[]由式6-12（教材），[]弯曲疲劳极限=420=371弯曲强度寿命系数查图6-8（教材）弯曲强度尺寸系数查图6-9（教材）(设模数m小于5mm)=1弯曲强度最小安全系数则[]=300[]=265综上知，齿轮弯曲强度满足大齿分度圆直径，圆整取218mm根圆直径顶圆直径2、低速级齿轮设计：由（教材）选小齿轮40cr调质大齿轮45正火许用接触应力[]由式6-6（教材），[]=解除疲劳极限查图6-4（教材）=700接触强度寿命系数应力循环次数N由式6-7（教材）得小齿轮循环次数查图6-5（教材）得==1.11接触强度最小安全系数取=1则[]==826[]==666则=666许用弯曲应力[]由式6-12（教材），[]弯曲疲劳极限查图6-7（教材）弯曲强度寿命系数查图6-8（教材）弯曲强度尺寸系数（由机械设计课本）查图6-9(设模数m小于5mm)=1弯曲强度最小安全系数=则因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度（教材）选取Ⅱ公差组8级小轮分度圆直径，由式6-15(教材)得齿宽系数（1）按齿轮相对轴承为对称布置（2）小轮齿数25（3）大轮齿数，取（4）齿数比（5）小轮转矩（6）载荷系数(教材)=3.56m/s=27=137u’=5.07==1.18=1.02=1.2=595a=130b=55mmmmmm,满足218mm==666Ⅱ公差组8级90086(教材)锻钢节点区域系数查图6-3重合度系数由推荐值0.75~0.88，故法面模数取标准分度圆直径，圆整取70mm中心距齿宽大轮齿宽=80mm小轮齿宽由式6-16(教材)得查表6.5（教材）应力修正系数齿形系数小轮小轮大轮大轮重合度重合度系数故根圆直径顶圆直径15075=75满足强度65mm245mm3、开式齿轮计算：（教材）选小齿轮40cr表面淬火大齿轮45表面淬火由于是开式齿轮传动，主要形式是疲劳打断和齿面磨损，所只能进行弯曲疲劳强度计算，并将模数增加10%~20%考虑磨损的影响。许用弯曲应力[]由式6-12（教材），[]弯曲疲劳极限（教材）弯曲强度寿命系数查图6-8（教材）弯曲强度尺寸系数查图6-9（教材）=1（初设模数小于5）弯曲强度最小安全系数=2则因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。确定齿轮传动精度等级，按=0.418估取圆周速度（教材）选取Ⅱ公差组8级小轮分度圆直径，由式6-15（教材）得齿宽系数（教材）由于齿轮为非对称布置选小轮齿数大轮齿数，齿数比小轮转矩载荷系数-使用系数（）教材.25取取取（教材）锻钢节点区域系数查图6-3（教材）重合度系数由推荐值0.85~0.92，取故齿轮模数m==加大15%，即=取标准m=小轮分度圆直径=126大齿分度圆直径圆周速度标准中心距齿宽给b=100mm大轮齿宽=100mm小轮齿宽=105mm由式6-10(教材)得查表6.5（教材）应力修正系数齿形系数小轮小轮大轮大轮重合度重合度系数故根圆直径顶圆直径七、轴的设计计算轴的设计（一）.高速轴设计已知n=1420r/min，T=19.77T’=T/2=851.求作用在齿轮上的力（斜齿）圆周力KN径向力KN轴向力KN法向力KN圆周力，径向力及轴向力的方向如图所示初步确定轴的最小直径。公式(教材)初选轴的材料为45#（教材）=110，得mm因为要在最小轴径处开联轴器固定键槽，故最小轴径应加大3%输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为（11）查表14-1（教材），取=1.3，则×=根据=及电动机轴径D=28mm，查标准GB4323-1984，选用TL5型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径=25mm轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。经分析比较，选用如图所示的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度联轴器采用轴肩定位，查GB联轴器尺寸可知=42mm，有前面传动方案分析知，初选深沟球轴承。根据=30mm，查GB276-89初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承61907，故=35mm取=37mm，根据小斜齿齿宽取=76mm由于箱体内壁到轴承座孔端面的距离mm（教材），取=45mm，采用凸缘式轴承盖，则=53mm选定齿轮端面到箱体内壁的距离为16mm。根据角接触球轴承尺寸标准可知=25mm（轴承多出轴外端面=2mm）25mm根据总的传动方案，参考大小斜齿齿宽及中速轴上直齿齿宽选定Lv~LⅥ=115mm半联轴器与轴的周向定位采用普通C型平键连接，按=25=mm，=42mm查GB/T1095-2003取=8mm×7mm×33mm。校核：4）绘制轴的弯矩图与扭矩图载荷水平面H垂直面V支反力F470N190N弯矩=27260=13570总弯矩M=扭矩TT=19570当量弯矩=36265.1N.mm（教材）取α=1根据扭力弯矩图确定危险面并根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力MPa，8.9（教材），得=60MPa，因此＜，故轴安全。（二）中速轴的设计与校核已知TⅡ=91.8，nⅡ=281r/min1．求作用在齿轮上的力=N，=106N，=130N=2937.3N=1069N轴上力的方向如下图所示初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径，方法同上，选取轴的材料为45钢，调质处理。查表8.6（教材），取=110，于是得A×mm=mm。该轴的最小直径为安装轴承处的直径，参考GB，取=30mm3．轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图（2）确定轴的各段直径和长度1）根据=30mm取=30mm，轴承与齿轮1，3之间采用挡油环定位，取=36mm，齿轮1与齿轮2之间用套筒定位，取=42mm，齿轮2与3之间采用轴环定位，查阅资料取h=5mm，则=52mm，查资料知两齿轮之间间隙为10mm，计算得出mm取=105-3=102mm，则mm52mm2）根据GB/T283-1994选NF206型圆柱滚子轴承，初步选取0组游隙，0级公差的，则取=mm，3）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位都采用普通A平键连接查GB/T1095-2003取各键的尺寸为1、b×h×L=10mm×8mm×40mm2、b×h×L=10mm×8mm×70mm3、b×h×L=10mm×8mm×30mm中速轴的校核：4）绘制轴的弯矩图与扭矩图载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩总弯矩M扭矩TT=93950按弯扭合成应力校核轴的强度根据扭力弯矩图确定危险面，并根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力MPa（教材）得=60MPa，因此＜，故轴安全。（三）低速轴（轴III）的设计已知TⅢ=3590001．求作用在轴上的力=2N=1055N2．初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢调质处理。查表（教材）取=110，于是得A×mm=mm。该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，根据GB选取联轴器的型号为TL8型。选取轴孔直径d=62mm，其轴孔长度L=84mm，则轴的最小直径=40mm3．轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。经比较，选取如下图所示的方案（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1）取dⅨ-Ⅹ=dⅠ-Ⅱ=40mm，LⅨ-Ⅹ=LⅠ-Ⅱ=81mm，考虑到避免干涉现象，联轴器采用套筒定位。因此取dⅥ-Ⅶ=43mm。联轴器外部用轴端挡圈固定。2）查GB，初选NF209型圆柱滚子轴承，故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=45mm3）轴承采用嵌入式端盖定位。考虑到端盖的轴肩定位，取dⅣ-Ⅴ=60.4）考虑到齿轮采用轴肩定位，给dⅢ-Ⅳ=55mm，LⅢ-Ⅳ=100-3=97mm。齿轮的另一端采用轴套定位。给dⅡ-Ⅲ=50mm5）因为箱体内壁轴的长度应相等，根据结构图，确定LⅡ-Ⅲ=LⅣ-Ⅴ=6）参考轴承宽度，以及轴承到箱体内壁的距离取8mm.确定LⅤ-Ⅵ=25mm3）轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器采用普C连接，轴的周向定位采用普A连接，查GB得：1、3：b×h×L=16mm×10mm×60mm2：b×h×L=14mm×9mm×50mm校核：4）绘制轴的弯矩图与扭矩图载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩=202664总弯矩M扭矩TT=306860按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力MPa（教材）得=60MPa，因此＜，故轴安全。八、轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为=2000h1．输入轴承的选择与计算由轴Ⅰ的设计知，初步选用深沟球轴承，由于受力对称，只需要计算一个，其受力==N，=0，ε=3，转速n=1420r/min1）查GB知深沟球轴承的基本额定动载荷C=9500N，基本额定静载荷=6800N2）求轴承当量动载荷P因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，查表13-6（教材），取=1.2，则P=（X+Y）=2283）验算轴承寿命=849000h>故所选用轴承满足寿命要求。确定使用角接触球轴承7007AC2．轴II上的轴承选择与计算由轴II的设计已知，初步选用角接触球轴承7010AC型，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力=N，=0，ε=10/3，n=281r/min1）查GB知圆柱滚子轴承的基本额定动载荷C=19500N，基本额定静载荷=18200N2）求轴承当量动载荷P因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，查表13-6（教材），取P=（X+Y）=N3）验算轴承寿命66000000h>故所选用轴承满足寿命要求。确定使用角接触轴承7010AC型。3．输出轴上的轴承选择与计算由轴Ⅲ的设计知，初步选角接触球轴承7010型，由于受力对称，只需要计算一个，其受力==N，=0，ε=10/3，转速n=/min1）查GB知角接触7010AC的基本额定动载荷C=25800N，基本额定静载荷=41000N2）求轴承当量动载荷P因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按表13-6（教材），取=1.0，则P=（X+Y）=N3）验算轴承寿命=41000000h>故所选用轴承满足寿命要求。确定使用角接触球轴承型。九、键连接的选择与校核计算1．高速轴与联轴器的键连接1)由前面的设计知初步选用键C8X7X25，=2)校核键连接的强度(教材)查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b/2=30×7mm=4mm。由式可得=21MPa<可见连接的强度足够，故选用。2．中速轴上（代号