50 10t-22.5雙梁式起重機大車運行機構(gòu)設(shè)計【含CAD圖紙、說明書】

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減速器設(shè)計計算 4.1電動機參數(shù)： 電動機JZR2-22-6； ；電動機質(zhì)量115kg 4.2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位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。 4.3計算傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù) （1）計算各軸轉(zhuǎn)速 從電動機到主動車輪組，依次為電動機軸、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轉(zhuǎn)速與要求轉(zhuǎn)速的誤差在±（3~5）%之間。 （2）計算各軸的輸入功率 （N為初選電動機功率） 式中 查《機械設(shè)計手冊》和《機械設(shè)計課程設(shè)計》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）。 從電動機到主動輪之間的傳動總效率為 （3）計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 以上各軸的計算結(jié)果如下表所示 軸 名 功率 P/kW 轉(zhuǎn)矩 T/(N·m) 轉(zhuǎn)速n/(r/min) 電動機軸 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 4.4高速級齒輪傳動設(shè)計計算 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）起重機為一般工作機械，運行速度不高，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280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，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、按齒面接觸強度設(shè)計 由于高速級為閉式軟齒面，故按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，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[4]表7-5選取齒寬系數(shù)Φd=1 4）由參考文獻[4]表7-4查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2 （2）計算接觸疲勞許用應力。 1）由參考文獻[4]表7-16按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限 2）計算應力循環(huán)次數(shù)為 由參考文獻[4]圖7-19取接觸疲勞強度壽命系數(shù)， 3） 計算 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）計算圓周速度v 3）計算齒寬b 4）初步計算模數(shù) 5）算載荷系數(shù) 由參考文獻[4]查得：，，，。 故載荷系數(shù)為 6）計算修正d1t 7）確定模數(shù) 3、按齒根彎曲強度計算 齒根彎曲強度的設(shè)計公式為 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）由參考文獻[4]，圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限； 2）由參考文獻[4]，圖10-18取彎曲疲勞壽命 3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得 4）計算載荷系數(shù)K 5）查取齒形系數(shù) 由參考文獻[4]，表10-5查得 6）查取應力校正系數(shù) 由參考文獻[4]，表10-5查得 7）計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 8）代入齒根彎曲強度的設(shè)計公式，得 對于計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強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)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)1.88并就近圓整為標準值m=2mm,按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 4、幾何尺寸計算 （1）分度圓直徑 （2）計算中心距 mm （3）計算齒輪寬度 取 （4）計算齒高齒根 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 4.4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）起重機為一般工作機械，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280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，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、按齒面接觸強度設(shè)計 （1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)Kt=1.3 2）計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度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。 6）計算應力循環(huán)次數(shù) 取接觸疲勞壽命系數(shù)。 1） 計算接觸疲勞許用應力。 取安全系數(shù)S=1，得 （2） 計算 1） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 2） 計算圓周速度v 3） 計算齒寬b 4)初步計算模數(shù) 5） 算載荷系數(shù) 根據(jù)v=0.65m/s,8級精度，由參考文獻[4]，圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.12; 直齒輪； 由參考文獻[4]，表10-2查得使用系數(shù)KA=1； 由參考文獻[4]，表10-4查得8級精度、小齒輪相對軸承非對稱布置時，。 故載荷系數(shù) 6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由[23]式10-10a得 10）計算模數(shù)m 3、按齒根彎曲強度計算 彎曲強度的設(shè)計公式為 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）由參考文獻[4]，圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限； 2）由參考文獻[4]，圖10-18取彎曲疲勞壽命 3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得 4）計算載荷系數(shù)K 5）查取齒形系數(shù) 由參考文獻[4]圖7-15查得 6）查取應力校正系數(shù) 由參考文獻[4]圖7-14查得 7）計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 （2）設(shè)計計算 對于計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強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)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)3.12并就近圓整為標準值m=4,按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒齒數(shù) 取 4、幾何尺寸計算 （1）算分度圓直徑 （2）計算中心距 (3)計算齒輪寬度 取。 （4）計算齒高齒根 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 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 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 4.5 I軸的設(shè)計計算 已知：軸端用CLZ1半齒聯(lián)軸器通過浮動軸與電動機相連，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，標準值） （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)強度估算輸入端聯(lián)軸器處的最小軸徑。由參考文獻[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)軸器為標準件和軸徑圓整，得。 （3） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 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 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 因為軸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[4]表15-1，故選擇圓頭平鍵（A），其尺寸為：鍵寬b×鍵高h=12×8，鍵長為l=45mm，有效工作長度L=45-12=33mm。 （4） 軸的強度驗算 經(jīng)結(jié)構(gòu)設(shè)計之后，各軸段作用力的大小和作用點的位置、軸承跨距、各段軸徑等參數(shù)均已知，通過計算作出彎扭矩圖，并進行危險截面安全系數(shù)校核。 先作出軸的受力計算示意圖（即力學模型），如下圖所示，取集中載荷作用于齒輪。 圖 I軸的受力計算簡圖 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）按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，取α=0.6，該截面上的計算應力為 前面已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由參考文獻[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 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，實際支點跨距變大，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 4.6 II軸的設(shè)計計算 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，標準值）；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)強度估算輸入端聯(lián)軸器處的最小軸徑。由參考文獻[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 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 II軸的結(jié)構(gòu)尺寸示意圖 2）軸承的初選 因為軸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[4]表15-1，故選擇圓頭平鍵（A），其尺寸為：鍵寬b×鍵高h=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[4]表15-1，故選擇圓頭平鍵（A），其尺寸為：鍵寬b×鍵高h=18×11，鍵長為l=100mm，有效工作長度L=100-18=82mm。 （4）軸的強度驗算 經(jīng)結(jié)構(gòu)設(shè)計之后，各軸段作用力的大小和作用點的位置、軸承跨距、各段軸徑等參數(shù)均已知，通過計算作出彎扭矩圖，并進行危險截面安全系數(shù)校核。 先作出軸的受力計算簡圖（即力學模型），如下圖所示，取集中載荷作用于齒輪。 圖 II軸的受力計算簡圖 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按彎扭合成應力校核軸的強度 B截面的抗彎截面系數(shù) 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，取α=0.6，B截面上的計算應力為 A截面的抗彎截面系數(shù) 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，取α=0.6，A截面上的計算應力為 前面已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由參考文獻[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，實際支點跨距小，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 II軸的彎矩和扭矩圖 4.7 III軸的設(shè)計計算 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，標準值） （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)強度估算輸入端聯(lián)軸器處的最小軸徑。由參考文獻[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)軸器為標準件和軸徑圓整，得。 （3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 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 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 因為軸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[4]表15-1，故選擇圓頭平鍵（A），其尺寸為：鍵寬b×鍵高h=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[4]表15-1，故選擇圓頭平鍵（A），其尺寸為：鍵寬b×鍵高h=25×14，鍵長為l=100mm，有效工作長度L=100-25=75mm。 （4）軸的強度驗算 經(jīng)結(jié)構(gòu)設(shè)計之后，各軸段作用力的大小和作用點的位置、軸承跨距、各段軸徑等參數(shù)均已知，通過計算作出彎扭矩圖，并進行危險截面安全系數(shù)校核。 先作出軸的受力計算簡圖（即力學模型），如下圖所示，取集中載荷作用于齒輪。 圖 III軸的受力計算簡圖 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按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，取α=0.6，該截面上的計算應力為 B截面的抗彎截面系數(shù) 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，取α=0.6，B截面上的計算應力為 前面已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由參考文獻[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，實際支點跨距變大，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 III軸的彎矩和扭矩圖 4.8齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 高速級小齒輪由于鍵槽底面到齒根的距離e

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