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IV
50/10t-22.5雙梁式起重機(jī)大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)及軸的有限元分析
摘 要
雙梁式起重機(jī)是一種以主要應(yīng)用于工作車間，以間歇作業(yè)方式對物料進(jìn)行水平移動的搬運(yùn)機(jī)械。雙梁式起重機(jī)主要是由大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)、小車運(yùn)行機(jī)構(gòu)、起升機(jī)構(gòu)和電氣部分組成。本次設(shè)計(jì)的內(nèi)容為雙梁式起重機(jī)大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)和減速器軸的有限元分析。主要的設(shè)計(jì)計(jì)算內(nèi)容為大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)，即主動、被動車輛組、減速器的設(shè)計(jì)計(jì)算和電動機(jī)的選擇。通過ANSYS 10.0對減速器承受扭矩最大的軸進(jìn)行靜態(tài)有限元分析。最后使用AutoCAD 2007軟件繪制大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的裝配圖，減速器圖，主動、被動車輪組圖和其他零件圖。
關(guān)鍵詞：雙梁式起重機(jī)，大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)，有限元分析
ABSTRACT
Double beam crane is a kind of moving machinery which is mainly used in the work shop, and the material is carried by the intermittent operation. Double beam type crane is mainly composed of a cart running mechanism, a trolley running mechanism, a lifting mechanism and an electric part. The content of this design is the design of double girder crane and the finite element analysis of the reducer shaft. The main content of the design calculation for the cart running mechanism, that is, active, passive vehicle group, reducer design calculation and the choice of the motor. Static finite element analysis of the axle bearing torque of the reducer by ANSYS 10. Finally software AutoCAD 2007 assembly drawing for crane traveling mechanism, reducer figure, active and passive wheel of photos and other parts of the map.
Key words: Double beam crane, Crane operating mechanism, Finite element analysis
目 錄
1.緒論 1
2.國內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢 2
2.1國外起重機(jī)械發(fā)展?fàn)顩r 2
2.2國內(nèi)起重機(jī)械發(fā)展?fàn)顩r? 2
2.3 起重機(jī)目前的發(fā)展趨勢 2
3.研究內(nèi)容 4
3.1起重機(jī)介紹 4
3.2 大車運(yùn)行機(jī)構(gòu) 5
3.3車輪組 6
4.大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算 7
4.1確定傳動機(jī)構(gòu)方案 7
4.2選擇車輪與軌道，并驗(yàn)算其強(qiáng)度 7
4.3運(yùn)行阻力計(jì)算 9
4.4選擇電動機(jī) 10
4.5驗(yàn)算電動機(jī)發(fā)熱條件 11
4.6計(jì)算減速器傳動比 11
4.7驗(yàn)算起動時(shí)間 11
4.8驗(yàn)算起動不打滑條件 12
4.9選擇制動器 14
4.10選擇聯(lián)軸器 15
4.11浮動軸的驗(yàn)算 16
5.減速器設(shè)計(jì)計(jì)算 17
5.1電動機(jī)參數(shù)： 17
5.2分配各級傳動比 17
5.3計(jì)算傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù) 17
5.4高速級齒輪傳動設(shè)計(jì)計(jì)算 18
5.5低速級齒輪傳動 22
5.6 I軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 26
5.7 II軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 30
5.8 III軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 35
5.9齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 39
5.10潤滑和密封 40
6.III軸的有限元分析 42
6.1 ANSYS有限元分析 42
6.2中間軸的有限元分析 42
7.啃軌現(xiàn)象及解決辦法 44
7.1啃軌的概念及現(xiàn)象? 44
7.2啃軌的不良后果 44
7.3啃軌的解決辦法 44
8.起重機(jī)大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)布置圖的繪制 45
9.小結(jié) 46
參考文獻(xiàn) 47
致謝 48
50
50/10t-22.5雙梁式起重機(jī)大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)及軸的有限元分析
1.緒論
1．1本課題來源于企業(yè)
50/10t-22.5雙梁式起重機(jī)大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)如表1-1 ：
表1-1 設(shè)計(jì)參數(shù)
機(jī)構(gòu)名稱
項(xiàng)目
機(jī)構(gòu)名稱
機(jī)構(gòu)名稱
項(xiàng)目
大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)
主起升
副起升
起重量
t
50
10
軌距
mm
22500
起升速度
m/min
6.1
13.1
運(yùn)行速度
m/min
59
最大起升高度
m
14
18
輪距
mm
5500
電源
三相交流 50Hz 380V
要求：設(shè)計(jì)說明書一份（不少于1.5萬字）；雙梁式起重機(jī)大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)總裝圖（A0圖紙）和減速器、主被動車輪組以及部分零件圖（A1或A2圖紙）；設(shè)計(jì)計(jì)算（大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的總體設(shè)計(jì)計(jì)算、減速器設(shè)計(jì)計(jì)算等）；減速器軸的有限元分析；外文技術(shù)資料翻譯不少于2萬印刷符號。
1.2目標(biāo)和意義：
雙梁橋式起重機(jī)適用于機(jī)械加工與裝配車間、金屬結(jié)構(gòu)車間、機(jī)械維修車間、冶金與鑄造車間以及倉庫的吊運(yùn)工作等，其可以有效減少工人勞動量，提高生產(chǎn)效率，提升企業(yè)的機(jī)械化水平。本課題嘗試進(jìn)行橋式起重機(jī)大車的運(yùn)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)。
通過本課題設(shè)計(jì)，使學(xué)生熟悉和掌握橋式起重機(jī)大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)方法。掌握起重機(jī)大車車輪設(shè)計(jì)、減速器的設(shè)計(jì)等，學(xué)會電動機(jī)、制動器、緩沖器等部件的選擇。并進(jìn)行減速器軸的有限元分析。進(jìn)一步鞏固掌握機(jī)械設(shè)計(jì)、機(jī)械制圖、CAD等課程內(nèi)容，體會所學(xué)課程在起重機(jī)設(shè)計(jì)中的應(yīng)用。
2.國內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢
2.1國外起重機(jī)械發(fā)展?fàn)顩r
歐美作為橋式起重機(jī)的發(fā)源地，代表了橋式起重機(jī)的最高水平，其中具有代表性的生產(chǎn)廠家主要有馬尼托瓦克、利勃海爾和德馬克。其次日本也緊隨其后，主要生產(chǎn)廠家是神鋼等。他們生產(chǎn)的產(chǎn)品型號種類豐富，技術(shù)先進(jìn)，具有很高的市場占有率。
這些外國廠家生產(chǎn)的橋式起重機(jī)在整體上代表了國際的先進(jìn)水平，不僅滿足了一些工作條件下大噸位的需要，而且安全性能可靠、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)領(lǐng)先、設(shè)備穩(wěn)定性高，這些是其他國家無法比及的。
2.2國內(nèi)起重機(jī)械發(fā)展?fàn)顩r?
隨著我國重工業(yè)的快速發(fā)展，在橋式起重機(jī)方面也取得了顯著的成績，并具有了較強(qiáng)的橋式起重機(jī)制造能力。我國在小噸位的起重機(jī)設(shè)計(jì)制造領(lǐng)域已經(jīng)處于世界領(lǐng)先水平，但是在大型起重機(jī)的研發(fā)設(shè)計(jì)制造方面，我們和國外還存在不小的差距，在設(shè)計(jì)水平和起重機(jī)的穩(wěn)定性和可靠性等方面也有一定的差距。
橋式起重機(jī)被廣泛地應(yīng)用在經(jīng)濟(jì)建設(shè)的各個(gè)領(lǐng)域，隨著經(jīng)濟(jì)的發(fā)展， 用戶對其性能要求越來越高， 但是國內(nèi)橋式起重機(jī)的結(jié)構(gòu)型式比較落后，國內(nèi)橋式起重機(jī)生產(chǎn)廠商的質(zhì)量、 產(chǎn)品規(guī)模和開發(fā)能力與國外存在著相當(dāng)大的差距。
在整個(gè)橋式起重機(jī)設(shè)計(jì)中， 大車占據(jù)極其重要的地位， 它是橋式起重機(jī)設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)。本研究對于提高橋式起重機(jī)的設(shè)計(jì)效率和設(shè)計(jì)水平，有效的降低生產(chǎn)成本，提升企業(yè)的市場競爭力具有重要的實(shí)際意義。
2.3 起重機(jī)目前的發(fā)展趨勢
隨著生產(chǎn)規(guī)模的不斷擴(kuò)大，自動化程度的不斷提高，起重機(jī)在現(xiàn)代化生產(chǎn)過程中的應(yīng)用越來越廣，作用也越來越大，對橋式起重機(jī)的設(shè)計(jì)和使用要求也越來越高。橋式起重機(jī)在保證設(shè)備安全使用、可靠運(yùn)行的前提下，實(shí)際生產(chǎn)頂用戶普遍要求提高橋式起重吊車的功課效率、自動化程度、節(jié)能效果和減少維修量。而橋式起重機(jī)作為物流系統(tǒng)中的一種重要設(shè)備，在企業(yè)生產(chǎn)活動中作用廣泛應(yīng)用顯著，所以對于提高橋式起重機(jī)的運(yùn)行效率，提高運(yùn)行安全，降低物流運(yùn)輸成本是非常重要的。
目前，橋式起重機(jī)正朝著以下方向發(fā)展：
（1）起重機(jī)的大型化
這些年來，火電發(fā)電機(jī)組的功率不斷增大，由以前的30萬KW為主提高到以60萬KW甚至100萬KW為主，所以對起重機(jī)的提升重量的噸位需求越來越大。由于美國核電技術(shù)的推廣應(yīng)用，使起重機(jī)大件吊裝量大幅增加，從而產(chǎn)生了大型起重機(jī)市場的需求。因?yàn)楣I(yè)生產(chǎn)規(guī)模的不斷擴(kuò)大，生產(chǎn)效率日益提高，以及產(chǎn)品生產(chǎn)過程中物料裝卸搬運(yùn)費(fèi)用所占比例的不斷增加，所以促使大型起重機(jī)的需求量不斷增長。起重量越來越大，工作效率越來越高，并對能耗和可靠性提出更高的要求。
（2）創(chuàng)新設(shè)計(jì)
對起重機(jī)結(jié)構(gòu)構(gòu)造的創(chuàng)新、傳動型式的創(chuàng)新和功能原理的創(chuàng)新等方面的理論及技術(shù)基礎(chǔ)加以研究，為此需要著重研究新材料、新的傳動裝置、新工藝，從而通過對不同設(shè)計(jì)方案的分解、優(yōu)選和組合來產(chǎn)生新的設(shè)計(jì)方案，不斷推出創(chuàng)新設(shè)計(jì)成果。
（3）核心技術(shù)化
各大企業(yè)均具有其特有的核心技術(shù)，并不斷創(chuàng)新，始終保持在起重機(jī)行業(yè)的領(lǐng)先地位?，F(xiàn)在各大公司均大力開發(fā)研究自己的核心技術(shù)，以不斷提升自己的產(chǎn)品質(zhì)量和競爭能力。
（4）模塊化和組合化
用模塊化的設(shè)計(jì)代替?zhèn)鹘y(tǒng)的整機(jī)的設(shè)計(jì)方法，將橋式起重機(jī)上功能基本相同的零件、部件和構(gòu)件制成多種用途和可互換的標(biāo)準(zhǔn)模塊，通過不同模塊的相互組合，形成不同類型和規(guī)格的起重機(jī)。對起重機(jī)進(jìn)行改進(jìn)，只需針對某幾個(gè)模塊。設(shè)計(jì)新型起重機(jī)，只需選用不同模塊重新進(jìn)行組合?？墒箚渭∨可a(chǎn)的起重機(jī)改換成具有大批量的模塊生產(chǎn)，從而實(shí)現(xiàn)高效率的專業(yè)化生產(chǎn)，企業(yè)的生產(chǎn)組織也可由產(chǎn)品管理變?yōu)槟K管理。達(dá)到改善性能，降低成本，提高通用化程度，用較少規(guī)格數(shù)的零部件組成多品種、多規(guī)格的產(chǎn)品，充分滿足需求。
（5）新型化和實(shí)用化
由于鋼鐵工業(yè)新型技術(shù)的應(yīng)用，鋼材質(zhì)量得到提高，在設(shè)計(jì)起重機(jī)主梁時(shí)，可適當(dāng)使用較高的許用力而不需要很高的安全系數(shù)，在保證安全的前提下能有效減少起重機(jī)的材料用量，從而降低設(shè)備的重量和成本，因橋式起重機(jī)重量的減小，可使用功率較小的驅(qū)動裝置驅(qū)動，因此減少電力的使用，節(jié)省開支。
在機(jī)加工方面，盡管采用少切削的精密鑄件；加工設(shè)備大量采用高效的加工中心，數(shù)控自動機(jī)床等。既能保證加工質(zhì)量，又能提高了生產(chǎn)效率、降低成本。
在機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)方面，需要進(jìn)一步設(shè)計(jì)新型傳動零部件，簡化機(jī)構(gòu)。需要減輕自重，提高承載能力，改善加工工藝，增加產(chǎn)品質(zhì)量。此外，各機(jī)構(gòu)采用的電動機(jī)都向高轉(zhuǎn)速發(fā)展，從而減輕重量與減小外形尺寸，并可用制動力矩小的制動器。
在電控方面開發(fā)性能好、成本低、可靠性高的電控系統(tǒng)。采用機(jī)電儀液一體化技術(shù)，提高使用性能和可靠性，增加起重機(jī)的功能。
3.研究內(nèi)容
3.1起重機(jī)介紹
3.1.1起重機(jī)的定義
起重機(jī)械是一種以間歇作業(yè)方式對物料進(jìn)行提升、下降和水平移動的搬運(yùn)機(jī)械。起重機(jī)械的作業(yè)通常帶有重復(fù)循環(huán)的性質(zhì)，一個(gè)完整的作業(yè)循環(huán)一般包括取物、起升、平移、下降、卸載等環(huán)節(jié)。經(jīng)常起動、制動、正反向運(yùn)動是起重機(jī)的基本特點(diǎn)。
橋式起重機(jī)一般由主橋架、裝有起升下降機(jī)構(gòu)和小車、大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)、操縱室、小車導(dǎo)電裝置、起重機(jī)總電源、導(dǎo)電裝置等組成。
3.1.2起重機(jī)的工作原理
起升機(jī)構(gòu)通過取物裝置從取物地點(diǎn)把重物提起，經(jīng)過運(yùn)轉(zhuǎn)、回轉(zhuǎn)或變幅機(jī)構(gòu)把重物移位，在指定地點(diǎn)下放重物后返回到原位。起重機(jī)在吊具取料之后即開始垂直或水平的工作行程，到達(dá)目的地后卸載，再空行程回到取料原點(diǎn)，完成一個(gè)工作循環(huán)，然后再進(jìn)行第二次吊運(yùn)。
3.1.3橋式起重機(jī)的特點(diǎn)
橋架的兩端通過運(yùn)行機(jī)構(gòu)直接支撐在高架軌道上的橋架型起重機(jī)，稱為“橋式起重機(jī)”,如圖3-1所示。
圖3-1橋式起重機(jī)示意圖
橋式起重機(jī)一般由載有大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的橋架、裝有起升下降機(jī)構(gòu)和小車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的起重小車、電氣設(shè)備、司機(jī)控制室等幾個(gè)大部分組成。橋架和大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)用來將物品作水平移動。
3.1.4橋式起重機(jī)的一般構(gòu)造
橋式起重機(jī)按照結(jié)構(gòu)特點(diǎn)分類分為金屬結(jié)構(gòu)、機(jī)械傳動、電氣部分：
(1)金屬結(jié)構(gòu)包括橋架和小車架。
(2)機(jī)械傳動部分由起升機(jī)構(gòu)、大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)和小車運(yùn)行機(jī)構(gòu)組成。
(3)電氣部分由電氣設(shè)備和電氣線路組成。
橋式起重機(jī)上主要的兩大部分：
(1)凡是由電機(jī)帶動而運(yùn)轉(zhuǎn)的機(jī)構(gòu)都稱為工作機(jī)構(gòu)。
(2)電動機(jī)與其所帶動的工作機(jī)械共同構(gòu)成的傳動系統(tǒng)稱為電動機(jī)的電力拖動系統(tǒng)。
橋式起重機(jī)構(gòu)造：沿建筑物較長方向的兩壁設(shè)置為承軌梁，在梁上鋪設(shè)大車運(yùn)行軌道，并將裝有4個(gè)車輪的橋架安裝在軌道上。在橋架軌道上運(yùn)行的機(jī)構(gòu)稱為大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)。在橋架的兩端裝有大車運(yùn)行電動機(jī)，從電動機(jī)的輸出軸輸出動力，經(jīng)過減速器和制動器后，驅(qū)動車輪。一般來說，在起重量越小和使用越頻繁時(shí)，選取的電動機(jī)轉(zhuǎn)速越高。
3.2 大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)
3.2.1大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)傳動方案分類
大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)傳動方案分兩種，即分別傳動和集中傳動。
分別驅(qū)動：兩套驅(qū)動裝置分別同時(shí)驅(qū)動兩側(cè)車輪。
集中驅(qū)動：由同一套驅(qū)動裝置，通過中間軸來同時(shí)驅(qū)動兩邊的主動輪。
3.2.2大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)組成
大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的功能是驅(qū)動大車的車輪沿軌道運(yùn)行。大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)由電動機(jī)、減速器、傳動軸、聯(lián)軸器、浮動軸、制動器、主動車輪組和被動車輪組等零部件組成，車輪組通過角型軸承箱固定在橋架的端梁上。
3.2.3大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)的基本要求
(1)機(jī)構(gòu)要緊湊，重量要輕；
(2)和橋架配合要合適；
(3)盡量減輕主梁的扭轉(zhuǎn)載荷，達(dá)到不影響橋架剛度的程度；
(4)為便于維護(hù)檢修，需要合理機(jī)構(gòu)布置，方便司機(jī)從駕駛室上、下走臺，裝卸零件及操作起重機(jī)方便。
3.3車輪組
橋式起重機(jī)的大車采用雙輪緣，車輪踏面和輪緣內(nèi)側(cè)面硬度應(yīng)為；硬度為HB260時(shí)的深度。在橋式起重機(jī)中車輪都是安裝在特制的角形軸承箱上，組成獨(dú)立的部件，以便于安裝和拆卸。
4.大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算
起重量；橋架跨度；大車運(yùn)行速度；工作級別為M5級，機(jī)構(gòu)接電持續(xù)率JC%=25%；起重機(jī)估計(jì)總重（包括小車重量）G=480kN；小車自重Gxc=180kN；橋架采用箱形梁式結(jié)構(gòu)。
大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)示意圖如圖4-1所示。
圖4-1 大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)示意圖
4.1確定傳動機(jī)構(gòu)方案
跨度22.5m為中等跨度，為減輕重量，現(xiàn)決定采用圖4-1的傳動方案
4.2選擇車輪與軌道，并驗(yàn)算其強(qiáng)度
按照圖4-2所示的重量分布，分別計(jì)算大車車輪的最大輪壓和最小輪壓
圖4-2 輪壓計(jì)算圖
滿載時(shí)，最大輪壓：
e為主鉤中心線到端梁的中心線的最小距離
空載時(shí)，最小輪壓：
車輪踏面疲勞計(jì)算載荷
載荷率：Q/G=500/490=1.02
大車車輪使用雙輪緣車輪，輪緣高為25mm—30mm。根據(jù)工作級別、運(yùn)行速度和Q/G的值，初選車輪踏面直徑，車輪材料，軌道及其材料。
車輪材料：采用ZG340-640（調(diào)質(zhì)），σb=700MPa,σs=380MPa,由參考文獻(xiàn)[7]附表18選擇車輪直徑，軌道為QU80的許用輪壓為33.2t，軌道型號為P38。
按照車輪與軌道為點(diǎn)接觸和線接觸兩種情況來驗(yàn)算車輪的接觸強(qiáng)度
點(diǎn)接觸局部擠壓強(qiáng)度驗(yàn)算：
式中：
k2——許用點(diǎn)接觸應(yīng)力常數(shù)（N/mm2),由參考文獻(xiàn)[1]表5-2 ?。?
R——曲率半徑，由車輪和軌道兩者曲率半徑中取最大值，取Qu70軌道的曲率半徑為；
m——由軌頂和車輪的曲率半徑之比（r/R）所確定的系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[1]表5-5查得
c1——轉(zhuǎn)速系數(shù)，車輪轉(zhuǎn)速
由參考文獻(xiàn)[1]表5-3，；
c2——工作級別系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[1]表5-4查得，當(dāng)M5級時(shí)
Pc”>Pc 故驗(yàn)算通過
線接觸局部擠壓強(qiáng)度驗(yàn)算：
式中：
k1——許用線接觸應(yīng)力常數(shù)（N/mm2），由參考文獻(xiàn)[1]表5-2查得，;
l——車輪與軌道的有效接觸長度，Qu80軌道的l=80mm；
c1，c2——同前
Pc’>Pc 故驗(yàn)算通過
4.3運(yùn)行阻力計(jì)算
摩擦總阻力矩：
由參考文獻(xiàn)[3]查得車輪的軸承型號為7530E，軸承內(nèi)徑和外徑的平均值為
由參考文獻(xiàn)[1]表7-1~表7-3：滾動摩擦系數(shù)k=0.0006m；軸承摩擦系數(shù)μ=0.02；附加阻力系數(shù)β=1.5。代入上式得：
當(dāng)滿載時(shí)的運(yùn)行阻力矩
運(yùn)行摩擦阻力：
當(dāng)空載時(shí)
運(yùn)行摩擦阻力：
4.4選擇電動機(jī)
電動機(jī)用于各種類型的起重機(jī)及其他類似設(shè)備的電力傳動，具有較高的過載能力和機(jī)械強(qiáng)度，適用于短時(shí)或斷續(xù)周期性工作制。
電動機(jī)靜功率：
式中
——滿載運(yùn)行時(shí)的靜阻力；
m=2——驅(qū)動電動機(jī)臺數(shù)；
η=0.95——機(jī)構(gòu)傳動效率；
初選電動機(jī)功率：
式中
kd——電動機(jī)功率增大系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[1]表7-6查得
由參考文獻(xiàn)[7]附表30選用電動機(jī)JZR2-22-6：
電動機(jī)質(zhì)量115kg
4.5驗(yàn)算電動機(jī)發(fā)熱條件
等效功率：
式中
k25——工作級別系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[1]查得
當(dāng)JC%=25%時(shí)， k25=0.75；
γ——由參考文獻(xiàn)[1]得，按起重機(jī)工作場所得
查得γ=1.3。
由此可知，，故初選電動機(jī)發(fā)熱通過；
4.6計(jì)算減速器傳動比
車輪轉(zhuǎn)速
機(jī)構(gòu)傳動比：
4.7驗(yàn)算起動時(shí)間
起動時(shí)間
式中
m=2（驅(qū)動電動機(jī)臺數(shù)）；
滿載運(yùn)行時(shí)的靜阻力矩：
空載運(yùn)行時(shí)的靜阻力矩：
初步估算高速軸上的聯(lián)軸器的飛輪矩：
機(jī)構(gòu)總飛輪矩（高速軸）：
滿載起動時(shí)間
空載起動時(shí)間：
起動時(shí)間在允許范圍（小于8~10s）之內(nèi)，故合適
4.8驗(yàn)算起動不打滑條件
由于橋式起重機(jī)是在室內(nèi)使用，故坡度阻力及風(fēng)阻力均不予考慮。所以以下按三種工況進(jìn)行驗(yàn)算
4.8.1二臺電動機(jī)空載時(shí)同時(shí)起動：
式中
——主動輪輪壓和；
——從動輪輪壓和；
f=0.2——室內(nèi)工作的粘著系數(shù)；
——防打滑的安全系數(shù)
n>nz,故兩臺電動機(jī)空載起動不會打滑
4.8.2事故狀態(tài)：
當(dāng)只有一個(gè)驅(qū)動裝置工作，而無載小車位于工作者的驅(qū)動裝置這一邊時(shí)，則
式中
——工作的主動輪輪壓；
——非主動輪輪壓之和；
——一臺電動機(jī)工作時(shí)的空載起動時(shí)間：
n>nz,故不會打滑
4.8.3事故狀態(tài)：
當(dāng)只有一個(gè)驅(qū)動裝置工作，而無載小車遠(yuǎn)離工作著的驅(qū)動裝置這一邊時(shí)，則
，與第二種工況相同
n>nz,故也不會打滑
起動不打滑驗(yàn)算通過
4.9選擇制動器
由參考文獻(xiàn)[1]得制動時(shí)間，
按空載計(jì)算制動力矩，即Q=代入?yún)⒖嘉墨I(xiàn)[1]的（7-16）式：
式中
——坡度阻力；
m=2——制動器臺數(shù)，兩套驅(qū)動裝置工作
現(xiàn)選用兩臺YWZ5200/23制動器，查參考文獻(xiàn)[7]附表15得其額定制動力矩Mez=112N·m，為避免打滑，使用時(shí)需將其制動力矩調(diào)至39.7N·m以下。?
考慮到所取的制動時(shí)間tz≈tq（Q=0），在驗(yàn)算起動不打滑條件時(shí)已知是足夠安全的，故制動不打滑驗(yàn)算從略。
4.10選擇聯(lián)軸器
根據(jù)機(jī)構(gòu)傳動方案，每套機(jī)構(gòu)的高速軸和低速軸都采用浮動軸
4.10.1機(jī)構(gòu)高速軸上的計(jì)算扭矩：
式中
M1——聯(lián)軸器的等效力矩：
φ1——等效系數(shù)，見參考文獻(xiàn)[7]表2-7取φ1=2
由參考文獻(xiàn)[7]附表31查得，電動機(jī)JZR2-22-6，軸端為圓柱形，d1=40mm，E=110m，減速器高速軸端為圓柱形d=40mm，l=50mm，故在靠近電動機(jī)端從附表44中選帶Φ200制動輪的半齒聯(lián)軸器S119（靠電動機(jī)一側(cè)為圓柱形孔，浮動軸端d=40mm）[Ml]=710N·m；(GD2)zl=0.36kg·m2；重量G=15kg。在靠減速器端，由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》選用半齒聯(lián)軸器CLZ1（靠減速器端為圓柱形，浮動軸端直徑d=40mm）；其[Ml]=710N·m；(GD2)l=0.532kg·m2；重量G=12.8kg
高速軸上傳動零件的飛輪矩之和為：
與原估計(jì)基本相符，故有關(guān)計(jì)算則不需要重復(fù)
4.10.2低速軸的計(jì)算扭矩：
減速器低速軸端為圓柱形，d=75mm，l=140mm
由附表19查得Dc=800mm的主動車輪的伸出軸為圓柱形，d=95mm，l=130mm
故從附表42中選用4個(gè)聯(lián)軸節(jié)：
其中兩個(gè)為：（靠減速器端）?
另兩個(gè)為：（靠車輪端）?
所有的[Ml]=3150N·m，(GD2)=0.0149kg·m2，重量G=25.5kg（在聯(lián)軸器型號標(biāo)記中，分子均為表示浮動軸端直徑）
4.11浮動軸的驗(yàn)算
4.11.1疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算：
式中
φ1——等效系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[7]查表2-6查得φ1=1.4
由上節(jié)已取浮動軸直徑d=85mm，故其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為：
由于浮動軸載荷變化為對稱循環(huán)變化（因?yàn)楦虞S在運(yùn)行過程中正反轉(zhuǎn)的扭矩相同），故許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為：
式中材料用45號鋼，取σb=600MPa；σs=300MPa。所以，
——考慮零件的幾何形狀和表面狀況的應(yīng)力集中系數(shù)。由參考文獻(xiàn)[2]第四章查得：
nI=1.4——安全系數(shù)（由表2-18查得）τn<[τ-1k],故疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算通過
4.11.2靜強(qiáng)度驗(yàn)算：?
計(jì)算靜強(qiáng)度扭矩：
式中
ΦcII——?jiǎng)恿ο禂?shù)，查參考文獻(xiàn)[7]表2-7得 ΦcII=2.5扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：
許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力：
τ<[τ]II ，故靜強(qiáng)度驗(yàn)算通過
高速軸所受扭矩雖然比低速軸小（二者相差i0·η倍），但強(qiáng)度還是足夠的，故此處高速軸的強(qiáng)度驗(yàn)算從略
5.減速器設(shè)計(jì)計(jì)算
5.1電動機(jī)參數(shù)：
電動機(jī)JZR2-22-6； ；電動機(jī)質(zhì)量115kg
5.2分配各級傳動比
總傳動比i=39.6；主動車輪組
對于兩級齒輪傳動，,取，其中i1為減速器高速級傳動比，i2為減速器低速級傳動比，故取i1=7.45，i2=5.32。
5.3計(jì)算傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)
（1）計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速
從電動機(jī)到主動車輪組，依次為電動機(jī)軸、I軸、II軸、III軸和主動車輪組軸，轉(zhuǎn)速分別為
該轉(zhuǎn)速處在允許的工作機(jī)轉(zhuǎn)速與要求轉(zhuǎn)速的誤差在±（3~5）%之間。
（2）計(jì)算各軸的輸入功率
（N為初選電動機(jī)功率）
式中 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》和《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》得：各聯(lián)軸器的傳動效率η1=0.99；每對滾動軸承傳動效率η2=0.98；各對齒輪傳動效率η3=0.97（8級精度，稀油潤滑）。
從電動機(jī)到主動輪之間的傳動總效率為
（3）計(jì)算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩
以上各軸的計(jì)算結(jié)果如表5-1所示
表5-1 各軸計(jì)算結(jié)果
軸 名
功率 P/kW
轉(zhuǎn)矩 T/(N·m)
轉(zhuǎn)速n/(r/min)
電動機(jī)軸
7.5
77.02
930
I軸
7.35
75.47
930
II軸
6.99
534.76
124.83
III軸
6.64
2700.68
23.48
車輪軸
6.44
2619.33
23.48
5.4高速級齒輪傳動設(shè)計(jì)計(jì)算
1、定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。
1）根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。
2）起重機(jī)為一般工作機(jī)械，運(yùn)行速度不高，故選用8級精度。
3）材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為285HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為245HBS，二者材料硬度差為40HBS。
4）選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)，取，
2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由于高速級為閉式軟齒面，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，由下式得
（1）確定上式各參數(shù)值
1）載荷系數(shù)Kt=1.3
2）小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩由前面得T1=75470N·m
3）由參考文獻(xiàn)[4]表7-5選取齒寬系數(shù)Φd=1
4）由參考文獻(xiàn)[4]表7-4查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2
（2）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。
1）由參考文獻(xiàn)[4]表7-16按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限
2）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為
由參考文獻(xiàn)[4]圖7-19取接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)，
3） 計(jì)算
取安全系數(shù)SH=1
（3）確定傳動尺寸
1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。
2）計(jì)算圓周速度v
3）計(jì)算齒寬b
4）初步計(jì)算模數(shù)
5）算載荷系數(shù)
由參考文獻(xiàn)[4]查得：，，，。
故載荷系數(shù)為
6）計(jì)算修正d1t
7）確定模數(shù)
3、按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算
齒根彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為
（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
1）由參考文獻(xiàn)[4]，圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限；
2）由參考文獻(xiàn)[4]，圖10-18取彎曲疲勞壽命
3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得
4）計(jì)算載荷系數(shù)K
5）查取齒形系數(shù)
由參考文獻(xiàn)[4]，表10-5查得
6）查取應(yīng)力校正系數(shù)
由參考文獻(xiàn)[4]，表10-5查得
7）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較
大齒輪的數(shù)值大
8）代入齒根彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式，得
對于計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取有彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.88并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)
大齒輪齒數(shù)
4、幾何尺寸計(jì)算
（1）分度圓直徑
（2）計(jì)算中心距
mm
（3）計(jì)算齒輪寬度
取
（4）計(jì)算齒高齒根
小齒輪：
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
大齒輪：
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
5.5低速級齒輪傳動
1、定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。
1）根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。
2）起重機(jī)為一般工作機(jī)械，速度不高，故選用8級精度
3）材料選擇。小齒輪材料40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為285HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為245HBS，二者材料硬度差為40HBS。
4）選小齒輪齒數(shù)z1=30，z2=i1×z1=5.32×30=159.6 取z2=160，u=160/30=5.33。
2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
（1）確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值
1）試選載荷系數(shù)Kt=1.3
2）計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩
3）選取齒寬系數(shù)
4）材料的彈性影響系數(shù)
5）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。
6）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
取接觸疲勞壽命系數(shù)。
7）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。
取安全系數(shù)S=1，得
（2）計(jì)算
1） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。
2） 計(jì)算圓周速度v
3） 計(jì)算齒寬b
4)初步計(jì)算模數(shù)
5） 算載荷系數(shù)
根據(jù),8級精度，由參考文獻(xiàn)[4]，圖10-8查得動載系數(shù);
直齒輪；
由參考文獻(xiàn)[4]，表10-2查得使用系數(shù)KA=1；
由參考文獻(xiàn)[4]，表10-4查得8級精度、小齒輪相對軸承非對稱布置時(shí)，。
故載荷系數(shù)
6） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由[23]式10-10a得
10）計(jì)算模數(shù)m
3、按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算
彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為
（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
1）由參考文獻(xiàn)[4]，圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限；
2）由參考文獻(xiàn)[4]，圖10-18取彎曲疲勞壽命
3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得
4）計(jì)算載荷系數(shù)K
5）查取齒形系數(shù)
由參考文獻(xiàn)[4]圖7-15查得
6）查取應(yīng)力校正系數(shù)
由參考文獻(xiàn)[4]圖7-14查得
7）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較
大齒輪的數(shù)值大
（2）設(shè)計(jì)計(jì)算
對于計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取有彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)3.12并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=4,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出齒數(shù)
取
4、幾何尺寸計(jì)算
（1）算分度圓直徑
（2）計(jì)算中心距
(3)計(jì)算齒輪寬度
取。
（4）計(jì)算齒高齒根
小齒輪：
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
大齒輪：
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
高速級齒輪
表5-2 高速級齒輪設(shè)計(jì)參數(shù)
齒數(shù)
z1=30
z2=224
模數(shù)
m=2
分度圓直徑
d1=60mm
d2=448mm
中心距
a=254mm
低速級齒輪
表5-3 低速級齒輪設(shè)計(jì)參數(shù)
齒數(shù)
z1=27
z2=144
模數(shù)
m=4
分度圓直徑
d1=108mm
d2=576mm
中心距
a=342mm
5.6 I軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
已知：軸端用CLZ1半齒聯(lián)軸器通過浮動軸與電動機(jī)相連，傳遞功率為7.35kW，轉(zhuǎn)速為930r/min，傳遞轉(zhuǎn)矩為75470N· mm，高速級圓柱齒輪的主要參數(shù)z1=30，z2=224，法面模數(shù)mn=2，，b1=65mm，αn=20°（齒輪壓力角，標(biāo)準(zhǔn)值）
（1）選擇軸的材料
該軸無特殊要求，選用45鋼制造，調(diào)質(zhì)處理，得。
（2）初步估算軸徑
按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算輸入端聯(lián)軸器處的最小軸徑。由參考文獻(xiàn)[4]表10-2，對于45鋼，取C=112，則
由于最小軸徑處存在聯(lián)軸器，且聯(lián)軸器為標(biāo)準(zhǔn)件和軸徑圓整，得。
（3） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1）確定各段軸徑和長度
①由于從鍵槽底面到齒根的距離e過小，且為了便于裝配，所以齒輪與軸應(yīng)做成一體，成為齒輪軸。
②為了滿足聯(lián)軸器和軸承的軸向定位要求，a-b軸段右端、c-d軸段右端、g-h軸段左端需要制出軸肩，軸肩高度a>0.07d+3=5mm，故b-c段軸的直徑
如下圖示意圖
圖5-1 I軸結(jié)構(gòu)尺寸示意圖
2）考慮軸的結(jié)構(gòu)工藝性，在軸的兩端均制成C2倒角。
3）軸承的初選
因?yàn)檩S承所受到的徑向力很小，所以選用角接觸球軸承；軸承處軸徑d=50mm，故選用角接觸球軸承7010C，其基本尺寸為D=80mm，B=16mm。
4）鍵的選擇
聯(lián)軸器端軸徑為，由參考文獻(xiàn)[4]表15-1，故選擇圓頭平鍵（A），其尺寸為：鍵寬b×鍵高h(yuǎn)=12×8，鍵長為l=45mm，有效工作長度L=45-12=33mm。
（4） 軸的強(qiáng)度驗(yàn)算
經(jīng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)之后，各軸段作用力的大小和作用點(diǎn)的位置、軸承跨距、各段軸徑等參數(shù)均已知，通過計(jì)算作出彎扭矩圖，并進(jìn)行危險(xiǎn)截面安全系數(shù)校核。
先作出軸的受力計(jì)算示意圖（即力學(xué)模型），如下圖所示，取集中載荷作用于齒輪。
圖5-2 I軸的受力計(jì)算簡圖
1）求齒輪上作用力大小
轉(zhuǎn)矩為
T=75470N·m
齒輪端面分度圓直徑為
圓周力為
徑向力為
2）求鉛垂面上軸承的支反力及主要截面的彎矩
支反力為
則
3）求水平面上軸承的支反力及主要截面的彎矩
支反力為
則
4）截面C處鉛垂面和水平面的合成彎矩
合成彎矩為
5）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度，取α=0.6，該截面上的計(jì)算應(yīng)力為
前面已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由參考文獻(xiàn)[4]表10-1得，由于，故安全
6）I軸的彎矩和扭矩圖
I軸的彎矩和扭矩圖如下圖所示
圖5-3 I軸的彎矩和扭矩圖
6）聯(lián)軸器處鍵校核
K——鍵與輪轂槽的接觸高度
L——鍵的工作長度
——鍵所在位置軸的直徑
故，驗(yàn)算通過。
7）軸承的校核
由于I軸存在傳動零件處于外伸端，實(shí)際支點(diǎn)跨距變大，故選用角接觸球軸承7010C反裝；
C——軸承7010C的額定動載荷，C=26.5KN
P——軸承7010C的載荷，P=0.36KN
故，滿足要求
5.7 II軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
已知：傳遞功率為6.99kW，轉(zhuǎn)速為124.83r/min，傳遞轉(zhuǎn)矩為534760N·mm，高速級圓柱齒輪傳動的主要參數(shù)z1=30，z2=224，模數(shù)mn=2，，b1=66mm，b2=60mm，αn=20°（齒輪壓力角，標(biāo)準(zhǔn)值）；低速級圓柱齒輪傳動的主要參數(shù)z1=27，z2=144，法面模數(shù)mn=4，b1=112mm，b2=108mm，αn=20°
（1）選擇軸的材料
該軸無特殊要求，選用45鋼制造，調(diào)質(zhì)處理，得。
（2） 初步估算軸徑
按按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算輸入端聯(lián)軸器處的最小軸徑。由參考文獻(xiàn)[4]表10-2，對于45鋼，取C=112，則
取dmin=60mm。
（3） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1）確定各段軸徑和長度
①考慮軸的結(jié)構(gòu)工藝性，在軸的兩端均制成C2倒角；為便于加工，鍵槽布置在同一母線上。
②為了滿足聯(lián)軸器和軸承的軸向定位要求，a-b軸段右端、b-c軸段右端、d-e軸段左端、e-f軸段左端需要制出軸肩，軸肩高度a>0.07d+3=5mm，故直徑
圖5-4 II軸的結(jié)構(gòu)尺寸示意圖
2）軸承的初選
因?yàn)檩S承所受到的徑向力很小，所以選用角接觸球軸承；軸承處軸徑d=60mm，故選用角接觸球軸承7012C，其基本尺寸為D=95mm，B=18mm。
3）鍵的選擇
高速級大齒輪端軸徑為，由參考文獻(xiàn)[4]表15-1，故選擇圓頭平鍵（A），其尺寸為：鍵寬b×鍵高h(yuǎn)=18×11，鍵長為l=56mm，有效工作長度L=56-18=38mm。
低速級小齒輪端軸徑為，由參考文獻(xiàn)[4]表15-1，故選擇圓頭平鍵（A），其尺寸為：鍵寬b×鍵高h(yuǎn)=18×11，鍵長為l=100mm，有效工作長度L=100-18=82mm。
（4）軸的強(qiáng)度驗(yàn)算
經(jīng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)之后，各軸段作用力的大小和作用點(diǎn)的位置、軸承跨距、各段軸徑等參數(shù)均已知，通過計(jì)算作出彎扭矩圖，并進(jìn)行危險(xiǎn)截面安全系數(shù)校核。
先作出軸的受力計(jì)算簡圖（即力學(xué)模型），如下圖所示，取集中載荷作用于齒輪。
圖5-5 II軸的受力計(jì)算簡圖
①求齒輪上作用力大小
轉(zhuǎn)矩為
T=534760N·mm
齒輪端面分度圓直徑為
圓周力為
徑向力為
②求鉛垂面上軸承的支反力及主要截面的彎矩
支反力為
則
③求水平面上軸承的支反力及主要截面的彎矩
支反力為
則
④截面B處鉛垂面和水平面的合成彎矩為
截面A處鉛垂面和水平面的合成彎矩為
⑤按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
B截面的抗彎截面系數(shù)
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度，取α=0.6，B截面上的計(jì)算應(yīng)力為
A截面的抗彎截面系數(shù)
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度，取α=0.6，A截面上的計(jì)算應(yīng)力為
前面已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由參考文獻(xiàn)[4]表10-1得，由于，故安全
⑥鍵的校核
高速級大齒輪處的鍵的校核：
低速級小齒輪處的鍵的校核：
K——鍵與輪轂槽的接觸高度
L——鍵的工作長度
——鍵所在位置軸的直徑
故，驗(yàn)算通過。
⑦軸承的校核
由于II軸傳動零件位于兩支承之間，實(shí)際支點(diǎn)跨距小，故選用角接觸球軸承7012C正裝；
C——軸承7012C的額定動載荷，C=38.2KN
P——軸承7012C的載荷，P=1.02KN
故，滿足要求
⑧軸的彎矩和扭矩圖
II軸的彎矩和扭矩圖如下圖所示
圖5-6 II軸的彎矩和扭矩圖
5.8 III軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
已知：軸端用CLZ6半齒輪聯(lián)軸器通過浮動軸與車輪組相連，傳遞功率為6.64kW，轉(zhuǎn)速為23.48r/min，傳遞轉(zhuǎn)矩為2700680N·mm，低速級圓柱齒輪傳動的主要參數(shù)z1=27，z2=144，法面模數(shù)mn=4，，b2=108mm，αn=20°（齒輪壓力角，標(biāo)準(zhǔn)值）
（1）選擇軸的材料
該軸無特殊要求，選用45鋼制造，調(diào)質(zhì)處理，得。
（2）初步估算軸徑
按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算輸入端聯(lián)軸器處的最小軸徑。由參考文獻(xiàn)[4]表10-2，對于45鋼，取C=112，則
由于最小軸徑處存在聯(lián)軸器，且聯(lián)軸器為標(biāo)準(zhǔn)件和軸徑圓整，得。
（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1）確定各段軸徑和長度
為了滿足聯(lián)軸器、軸套和軸承的軸向定位要求，a-b軸段右端、b-c軸段右端、e-f軸段左端、g-h軸段左端需要制出軸肩，軸肩高度a>0.07d+3=5mm，故直徑
如下圖示意圖
圖5-7 III軸結(jié)構(gòu)尺寸示意圖
2）考慮軸的結(jié)構(gòu)工藝性，在軸的兩端均制成C2倒角。
3）軸承的初選
因?yàn)檩S承所受到的徑向力很小，所以選用角接觸球軸承；軸承處軸徑d=85mm，故選用角接觸球軸承7017C，其基本尺寸為D=130mm，B=22mm。
4）鍵的選擇
聯(lián)軸器端軸徑為，由參考文獻(xiàn)[4]表15-1，故選擇圓頭平鍵（A），其尺寸為：鍵寬b×鍵高h(yuǎn)=20×12，鍵長為l=125mm，鍵的有效工作長度為L=125-20=105mm。
低速級大齒輪端軸徑為，由參考文獻(xiàn)[4]表15-1，故選擇圓頭平鍵（A），其尺寸為：鍵寬b×鍵高h(yuǎn)=25×14，鍵長為l=100mm，有效工作長度L=100-25=75mm。
（4）軸的強(qiáng)度驗(yàn)算
經(jīng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)之后，各軸段作用力的大小和作用點(diǎn)的位置、軸承跨距、各段軸徑等參數(shù)均已知，通過計(jì)算作出彎扭矩圖，并進(jìn)行危險(xiǎn)截面安全系數(shù)校核。
先作出軸的受力計(jì)算簡圖（即力學(xué)模型），如下圖所示，取集中載荷作用于齒輪。
圖5-8 III軸的受力計(jì)算簡圖
①求齒輪上作用力大小
轉(zhuǎn)矩為
T=2700680N·mm
齒輪端面分度圓直徑為
圓周力為
徑向力為
②求鉛垂面上軸承的支反力及主要截面的彎矩
支反力為
則
③求水平面上軸承的支反力及主要截面的彎矩
支反力為
則
④截面B處鉛垂面和水平面的合成彎矩
合成彎矩為
⑤按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度，取α=0.6，該截面上的計(jì)算應(yīng)力為
B截面的抗彎截面系數(shù)
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度，取α=0.6，B截面上的計(jì)算應(yīng)力為
前面已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由參考文獻(xiàn)[4]表10-1得，由于，故安全
5）鍵的校核
K——鍵與輪轂槽的接觸高度
L——鍵的工作長度
——鍵所在位置軸的直徑
故，驗(yàn)算通過。
6）軸承的校核
由于III軸存在傳動零件處于外伸端，實(shí)際支點(diǎn)跨距變大，故選用角接觸球軸承7017C反裝；
C——軸承7017C的額定動載荷，C=60.2KN
P——軸承7017C的載荷，P=1.07KN
故，滿足要求
7）軸的彎矩和扭矩圖
III軸的彎矩和扭矩圖如下圖所示
圖5-9 III軸的彎矩和扭矩圖
5.9齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
高速級小齒輪由于鍵槽底面到齒根的距離e
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