桥式起重机运行机构设计_毕业设计(编辑修改稿)

桥式起重机运行机构设计_毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

m 由于所选联轴器 GICL1 的飞轮矩为 22 ( ) 0 .0 0 9lGD kg m，因此以上联轴器与制动轮飞轮矩之和为： 2 2 2 ( ) ( ) 0 .2 0 9zlG D G D kg m  ，与原估计 2 m 基本相符，故以上计算不需要修改。 4 减速器的设计及计算 机构传动效率的选择 根据表 [3]17 ，查得机构传动效率： 很好跑合的 6 级精度和 7 级精度齿轮传动（油润滑） 1   齿式联轴器 2  滚动球轴承 3  在本设计中取 1  传动比分配 车轮转速： 45 4 5 . 5 m i n0 . 3 1 5cccv rn D   机构总传动比： 10 910 cni n   由于减速器采用二级展开式，则有 12( )ii 在本设计中取  ，则有 20 1 .5 2 0 1 .5 3 .6 5ii    12 运动及动力参数 （ 1）各轴转速  轴转速： 1 910 n r min  轴转速： 121910= 1 6 6 .0 6 5 .4 8nn r m ini  轴转速： 2321 6 6 .0 6= = 4 5 .5 0 3 .6 5nn r m ini V 轴转速 4 n r min 速度偏差几乎为零，所以可行。 （ 2）各轴输入功率  轴输入功率： 11 =3. 5 0. 99 =3. 47 eP N k W    轴输入功率： 2 1 2 3= 3 .4 7 0 .9 9 0 .9 9 = 3 .4 0 P P k W     轴输入功率： 3 2 2 3= 3 . 4 0 0 . 9 9 0 . 9 9 = 3 . 3 3 P P k W    V 轴输入功率： 4 3 2 = 3. 33 0. 99 = 3. 30 P P k W   （ 3）各轴的转矩  轴转矩： 1113 . 4 79 5 5 0 9 5 5 0 3 6 . 4 2 910PT N mn      轴转矩： 22 2 3 . 4 09 5 5 0 9 5 5 0 1 9 5 . 5 3 1 6 6 . 0 6PT N mn      轴转矩： 33 3 3 . 3 39 5 5 0 9 5 5 0 6 9 8 . 9 3 4 5 . 5 0PT N mn     13 V 轴转矩： 44 4 3 . 3 09 5 5 0 9 5 5 0 6 9 2 . 6 4 4 5 . 5 0PT N mn     齿轮传动设计 已知输入功率 1 P kW ，小齿轮转速 2 16 6. 06 m innr ，齿数比 2  ，由电动机驱动，工作寿命 15 年（设每年工作 300 天），两班制。 （ 1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1） 选用直 齿圆柱齿轮传动 2） 起重机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ GB 1009588） 3） 材料选择：由表 [4]10 1 选择小齿轮材料为 40Cr （调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS 4） 选小齿轮齿数 3 29z  ，大齿轮齿数 43 29    ，取 4 106z  （ 2）按齿面接触强度设计 由设计计算公式 [4](10 9 )a 进行计算，即 2231 12 .3 2 ( )[]EtdHK T Zud u （ 7） 1）确定公式内的各计算数值 ①试选载荷系数  ②小齿轮的转矩 32 1 9 5 . 5 3 1 9 5 . 5 3 1 0 T N m N m m     ③由表 [14]10 7 选取齿宽系数 1d ④由表 [4]10 6 查得材料的弹性影响系数 MPaEZ  ⑤由图 [4]10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim 1 600 MPaH  ；大齿轮的接触疲劳强度极限 lim 2 55 0 M P aH  ⑥由式 [4]10 13 计算应力循环次数： 8316 0 6 0 1 6 6 . 0 6 1 ( 1 5 3 0 0 2 8 ) 7 . 1 7 3 1 0hN n jL          8 834 73 10 65 5NN u     ⑦由图 [4]10 19 取接触疲劳寿命系数 3  ； 4  14 ⑧计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式 [4]10 12 得 3 l i m 33 0 . 9 6 0 0[ ] 5 4 0 M P a1H N HH K S    4 l i m 44 1 . 0 3 5 5 0[ ] 5 6 6 . 5 M P a1H N HH K S    2）计算 ①试算小齿轮分度圆直径 3td ，代入 []H 中较小的值 223332312 .3 2 ( )[]1 .3 1 9 5 .5 3 1 0 3 .6 5 1 1 8 9 .8 2 .3 2 ( ) 7 3 .5 5 6 m m 1 .1 3 .6 5 5 4 0EtdHKT Zudu     ②计算圆周速度 v 32 7 3 . 5 5 6 1 6 6 . 0 6 0 . 6 3 9 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s     ③计算齿宽 3 1 73 .5 56 73 .5 56 m mdtbd     ④计算齿宽与齿高之比 模数 337 3 . 5 5 6 2 .5 3 6 m m29tt dm z   齿高 2 .2 5 2 .2 5 2 .5 3 6 5 .7 0 7 m mthm    7 3 . 5 5 6 1 0 .8 8 95 . 7 0 7bh  ⑤计算载荷系数 根据 v m s ， 7 级精度，由图 [4]10 8 查得动载系数  ； 直齿轮， 1HFKK； 由表 [4]10 2 查得使用系数  ； 由表 [4]10 4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时   ； 由  ，   查图 [4]10 13 得   ；故载荷系数 1 . 2 5 1 . 0 5 1 1 . 4 2 5 1 . 8 7 0A V H HK K K K K      15 ⑥按实际 的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 [4]10 10a 得 3333 1 . 8 7 07 3 . 5 5 6 8 3 . 0 3 3 m m 1 . 3ttKdd K   ⑦计算模数 m 338 3 .0 3 3 2 .8 6 3 m m 29dm z   （ 3）按齿根弯曲强度设计 由式 [4]10 5 得弯曲强度的设计公式为 13 212 ()[]Fa SadFYYKTm z （ 8） 1）确定公式内的各计算数值 ①由图 [4]10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 3 50 0 M PaFE  ；大齿轮的弯曲强度极限 4 38 0 M PaFE  ； ②由图 [4]10 18 取弯曲疲劳寿命系数 3  ； 4  ； ③计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=，由式 [4]10 12 得 333 0 . 8 5 5 0 0[ ] 3 0 3 . 5 7 M Pa1 . 4F N F EF K S    444 0 . 9 3 8 0[ ] 2 4 4 . 2 8 9 M P a1 . 4F N F EF K S    ④计算载荷系数 K 1 . 2 5 1 . 0 5 1 1 . 3 7 5 1 . 8 0 5A V F FK K K K K      ⑤查取齿形系数 由表 [4]10 5 查得 3  ； 4  （线性插值法） ⑥查取应力校正系数 由表 [4]10 5 查得 3  ； 4  （线性插值法） ⑦大、小齿轮的[]Fa SaFYY并加以比较 3332 . 5 3 1 . 6 2 0 . 0 1 3 5 0[ ] 3 0 3 . 5 7F a S aFYY  16 4442 . 1 7 5 1 . 7 9 5 0 . 0 1 5 9 8[ ] 2 4 4 . 2 8 9F a S aFYY  经过比较，大齿轮的数值大 2）设计计算 3322 1 . 8 0 5 1 9 5 . 5 3 1 0 0 . 0 1 5 9 8 2 . 3 7 6 m m1 2 9m      对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m的 大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数 并就近圆整为标准值 mmm ，按接触强度算得的分度圆直径 3 mmd  ，算出小齿轮齿数 33 8 3 .0 3 3 342 .5dz m   则有大齿轮齿数： 43 3 .6 5 3 4 1 2 4 .1z u z   ，取 4 124z  （ 4）几何尺寸计算 ①计算 分度圆直径 33 3 4 2 .5 8 5 m md z m    44 12 4 2. 5 31 0 m md z m    ②计算中心距 34 8 5 3 1 0= = 1 9 7 . 5 m m22dda   ③计算齿轮齿宽 1 1 8 5 8 5 m mdbd    取 4 85 mmB  ， 3 90 mmB  （ 5）结构设计 由于小齿轮的直径较小且齿顶圆直径小于 160 mm，可以做成实心结构的齿轮；大齿轮的直径比较大 但其齿顶圆直径小于 500 mm，可做成腹板式结构，具体尺寸可参考图 [4]10 39a。 轴的结构设计及计算 高速轴设计及校核 （ 1）材料及热处理 考虑到是高速轴以及材料后，选此轴材料为 45，调质处理。 17 （ 2）初步确定轴的最小直径 按式 [4]15 2 初步估算轴的最小直径。 根据轴的材料和表 [4]15 3 ，取 0 149A ，所以根据公式有： 31min 0 1 1d A P n （ 9） 即 31 m i n 1 2 6 3 . 4 7 9 1 0 1 9 . 6 8 4 m md    由于此轴上开有一个键槽，所以应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱；再者直径小于 100 mm，因此 1 m i n 1 m i n (1 7 % ) 2 1 . 0 6 2 m mdd    。 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 1d （图 4）。 为了使所选的轴径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴 器型号。 联轴器的计算转矩 1ca AT KT ，查表 [4]14 1 ，考虑到转矩变化和冲击载荷大（如织布机、挖掘机、起重机、碎石机），故取  ，则： 2. 3 36 .4 2 83 .7 66 N mcaT     按照计算转矩 caT 应小于联轴器公称转矩的条件并且考虑到补偿两轴综合位移，查表 [3]83 ，选用 GICL1 鼓形齿式联轴器，其公称转矩为 800 Nm。 半联轴器的孔径为30 mm，故取 1 30 mmd  ，半联轴器与轴配合的长度为 82 mm。 （ 3）轴的结构设计 由于此轴是装有联轴器的齿轮轴，所以结构采用外伸梁布局，外伸部分装联轴器，两轴承布置在齿轮的两端，轴系采用两端单向固定布置，为避免因温度升高而卡死，轴承端盖与轴承外圈端面留出 mm 的热补偿间隙，。