5T双梁吊钩桥式起重机大学毕业论文.doc

贵州大学本科毕业论文（设计） 第 56 页 目 录摘 要IIIAbstractIV第一章 概述11.1 概述11.2 桥式起重机发展概述11.2.1 国内外现状21.2.2国外现状21.2.3国内桥式起重机发展动向21.2.4国外桥式起重机发展动向31.3 现代双梁桥式起重机设计的目的、内容和要求41.3.1 设计目的41.3.2 设计内容51.3.3 设计要求5第二章 起升机构的计算62.1确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组62.2选择钢丝绳72.3确定滑轮主要尺寸72.4确定卷筒尺寸，并验算强度82.5选择电动机92.6减速器的设计102.6.1传动比的分配102.6.2计算传动装置的运动和动力参数112.6.3齿轮传动设计132.6.4轴的设计232.6.5轴的校核262.6.6键的选择和校核322.6.7滚动轴承的选择和校核332.7.选择制动器362.8选择联轴器362.9验算启动时间372.10 制动时间的验算372.11 高速浮动轴计算38第三章 吊钩组的计算403.1 吊钩的计算403.2吊钩横轴的计算413.3滑轮轴计算423.4拉板的强度验算443.5 滑轮轴承的选择45第四章 卷筒部件计算464.1 卷筒芯轴的设计计算464.2 选择轴承474.3绳端固定装置的计算48第五章 结论50致 谢51参考文献52附 录535t双梁吊钩桥式起重机小车起升机构设计摘 要起重机的出现大大提高了人们的劳动效率和经济效益，以前需要很多人力物力才能搬动的大型物件现在用起重机就能轻易达到效果，尤其是在小范围的搬动过程中起重机的作用是相当明显的。像在工厂的厂房内搬运大型零件或重型装置时，桥式起重机所起到的作用就很明显。我们这次设计的是桥式起重机。桥式起重机是一种工作性能比较稳定，工作效率比较高的起重机。桥式起重机小车主要包括起升机构、小车架、小车运行机构、吊具等部分。其中的小车运行机构主要由减速器、主动轮组、从动轮组、传动轴和一些连接件组成。因为不要对小车进行设计。所以，我们这次的设计对于减速器不是直接取标准件，而是自己重新设计。主要的设计部件是卷筒、吊钩、钢丝绳、滑轮和减速器。在我们将所有的部件都设计出来之后，我们将要对它们进行cad的绘制，是我们能够更好的表达出我们所做的东西。最后，通过这次设计，我们对桥式起重机有了更进一步的了解，认识到了它的现状和发展趋势，这对我们以后从事机械行业方面的工作有很大的益处。关键词：桥式起重机，起升机构，减速器，卷筒5 t Bouble Beam Bridge Crane Hook Car Lifting Mechanism DesignAbstract Crane appear greatly improved peoples labor efficiency and economic benefit, previous need a lot of manpower to move large objects now used cranes can easily achieve effects, especially in small range of move process crane effect is quite obvious. Like in the factory workshop of handling large parts or heavy device, bridge crane that play the role is very obvious. We this design is bridge crane. Bridge crane is a kind of performance is stable, the working efficiency is relatively high crane. Bridge crane car mainly includes hoisting mechanism, car frame, car mechanism, sling etc parts. One of the car mechanism mainly by the reducer, initiative, driven wheels, transmission shaft and some fittings wheelset composed. Because dont design of car. So, we this design for reducer is not directly fetch standard, but oneself redesigned. The design of the main parts is drum, hooks, wire rope, pulley and reducer. All the parts in we will all come out later, we will design cad drawing on them, we will be better able to express what we do things.Finally, through the design of a bridge crane, we have furtherunderstanding, recognized its status and development trend, and this for our future work in machinery industry has huge benefits. Key words: bridge crane,hoisting mechanism,the reducer，coiling block第一章 概述1.1 概述 桥式起重机是桥架在高架轨道上运行的一种桥架型起重机，又称天车。桥式起重机的桥架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行，同时起重小车沿铺设在桥架上的轨道横向运行，所以可以覆盖很宽的面积，就可以充分利用桥架下面的空间吊运物料，不受地面设备的阻碍。普通桥式起重机一般由起重小车、桥架运行机构、桥架金属等结构组成。起重小车又由起升机构、小车运行机构和小车架三部分组成。桥式起重机应用范围广泛，在室内外仓库、厂房、码头和露天贮料场等处都可应用,可以很好很快的完成工作任务，具有很高的工作效率和经济效益。桥式起重机可分为普通桥式起重机、简易粱桥式起重机和冶金专用桥式起重机三种。起升机构包括电动机、制动器、减速器、卷筒和滑轮组。电动机通过减速器，带动卷筒转动，使钢丝绳绕上卷筒或从卷筒放下，以升降重物。小车架是支托和安装起升机构和小车运行机构等部件的机架，通常为焊接结构。桥架的金属结构由主梁和端梁组成，分为单主梁桥架和双梁桥架两类。单主梁桥架由单根主梁和位于跨度两边的端梁组成，双梁桥架由两根主梁和端梁组成。桥架主梁的结构类型较多比较典型的有箱形结构、四桁架结构和空腹桁架结构。本文设计研究的是吊钩箱型双梁桥式起重机。起重机运行机构的驱动方式可分为两大类：一类为集中驱动，即用一台电动机带动长传动轴驱动两边的主动车轮；另一类为分别驱动、即两边的主动车轮各用一台电动机驱动。中、小型桥式起重机较多采用制动器、减速器和电动机组合成一体的“三合一”驱动方式，大起重量的普通桥式起重机为便于安装和调整，驱动装置常采用万向联轴器。起重机的产品型号表示为：类、组、型代号 特征代号 主参数代号 更新代号例如：QD25/5桥式起重机表示为，吊钩桥式起重机，主钩25t，副钩5t。1.2 桥式起重机发展概述自有人类文明以来，物料搬运便成为了人类活动的重要组成部分，距今已有五千多年的发展历史。随着生产规模的扩大，自动化程度的提高，作为物料搬运重要设备的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，特别是产品生产过程中物料装卸搬运费用所占比例缓慢增加，促进了大型或高速起重机的需求量不断增长。科学技术的飞速发展，推动了现代设计和制造能力的提高，激烈的国际市场竞争也越来越依赖于技术的竞争。这些都促使起重机的技术性能进入崭新的发展阶段，起重机正经历着一场巨大的变革。1.2.1 国内外现状国内现状：目前，国内专业的生产大型起重机的厂家很多。其中一中联重科、三一重工、抚挖等企业为代表。这是由于这些公司的产品系列较全，市场占有率较高。中联重科在2007年12月宣布实行品牌的统一战略后，现已成功的开发出50t600t的履带式起重机产品系列。而作为中国起重机行业的领头羊，徐州重型机械有限公司现在已经形成以汽车起重机为主导，履带式起重机和全路面起重机为侧翼的庞大的谱群。最后，抚挖在2007年推出了QUY350型起重机，填补了国内350t履带式起重机的产品型谱的空白。1.2.2国外现状:目前，国外的专业生产起重机的厂家也有很多。其中，以利勃海尔、特雷克斯-德马格、马尼托瓦克与神钢等公司为主。主要是和国内原因一样，产品系列较全，市场占有率较高。利勃海尔公司的产品技术先进、宫缩可靠，其生产的LR系列履带起重机的最大起重量已经达到1200t。在2007年又推出了新产品LR1600/2，使产品的型谱更加的完善。1.2.3国内桥式起重机发展动向加入世贸组织后，虽然国内市场(特别是配套件)将受到较大冲击，但同时也给我们带来新技术的应用以及新的发展契机，在这种情况下使国内主机和配套件企业更清晰认识到自己与国外同行的差距，更多地了解国产产品存在的致命问题，这使得国内的企业有一种危机感，从而将导致主机和配套件企业不得不在技术创新和技术进步上下功夫，从而缩小这种差距。国内工程机械产品近十年来随着技术的引进、消化、吸收，有了长足的进步，产品性能、可靠性、外观都有较大幅度的提高，但同国外工程机械比较来看，还存在较大差距，就工程起重机而言，今后的发展主要表现在如下几个方面： l、整机性能：由于先进技术和新材料的应用，同种型号的产品，整机重量要轻20%左右。随着结构分析应用和先进设备的使用，结构形式更加合理，工作效率有了显著提高；2、高性能、高可靠性的配套件，从而使选择余地大、适应性好,性能得到充分发挥； 3、电液比例控制系统和智能控制显示系统的推广应用；4、操作更方便、舒适、安全，保护装置更加完善； 5、向吊重量大、起升高度、幅度更大的大吨位方向发展。1.2.4国外桥式起重机发展动向（1）大型化和专用化由于工业生产规模的不断扩大，生产效率日益提高，以及产品生产过程中物料装卸搬运费用所占比例逐渐增加，促使大型或高速起重机的需求量不断增长。起重量越来越大，工作速度越来越高，并对能耗和可靠性提出更高的要求。（2）模块化和组合化用模块化设计代替传统的整机设计方法，将起重机上功能相同的构件、部件和零件制成有多种用途，有相同连接要素和可互换性的标准模块，通过不同模块的相互组合，形成不同类型和规格的起重机。对起重机进行改进，只需针对莫几个模块。设计新型起重机，只需选用不同模块重新进行组合。可是单件小批量生产的起重机改换成具有相当规模的模块生产，实现高效率的专业化生产，企业的生产组织也可由产品管理变成模块管理。达到改善整机性能，降低制造成本，提高通用化程度，用少量规格数量的零部件组成多品种、多规格的系列产品，充分满足用户需求。 组合化，则是所有部件都可以实现大批量生产，再根据用户的不同需求和具体物料搬运线路在短时间内将各种部件组合搭配即成，这种起重机组合性非常好，操作方便，能充分利用空间，运行成本低。有手动、自动多种形式，还能组成悬挂系统、单梁悬挂起重机、双梁悬挂起重机、悬臂起重机、轻型门式起重机及手动堆垛起重机，甚至能组成大型自动化物料搬运系统。（3）轻型化和核心技术化有相当批量的起重机是在通用的场合使用，工作并不很繁重。这类起重机批量大、用途广考虑综合效益，要求其终极尽量降低外形高度，简化结构，减小自重和轮压，也可使整个建筑物高度下降，建筑结构轻型化，降低造价。各大知名企业都有自己的独特的核心技术，并不断的改进创新，以此保持自己在同行的领先地位。现在各大公司都在研究开发自己的核心技术，以提高自己的产品档次和竞争能力。（4）自动化和智能化起重机的更新和发展，在很大程度上取决与电气与控制的改进。将机械技术和电机技术相结合，将先进的计算机技术、微电子技术、电力电子技术、光缆技术、液压技术、模糊控制技术应用到机械的驱动和控制系统，实现起重机的自动化和智能化。（5）成套化和系统化在起重机单机自动化的基础上，通过计算机把各种起重运输机组成一个物料搬运集成系统，通过中央控制其控制，与生产设备有机结合，与生产系统协调配合。这类起重机自动化程度高，具有信息处理功能，可将传感器检测出来的各种信息实施储存、运算、逻辑判断、变换等处理加工，进而向执行机构发出控制指令。这类起重机还具有较好的信息输入、输出接口，实现信息全部、准确、可靠的在整个物料搬运集成系统中的传输。起重机通过系统集成，能形成不同机种的最佳匹配和组合，取长补短，发挥最佳效用。（6）新型化和实用化结构方面采用薄壁型材和异型钢、减少结构的拼接焊缝，提高疲劳性能。在机构方面进一步开发新型传动零部件。在电控方面开发性能好、成本低、可靠性高的调速系统和电控系统，发展半自动和全自动操纵。1.3 现代双梁桥式起重机设计的目的、内容和要求1.3.1 设计目的1）通过对桥式起重机的滚筒的设计和减速器的设计，使之具备对较复杂机械进行设计 力。2.）通过设计过程的计算以及出现的各种问题的处理，使之具备解决工程技术问题的能力。3.）在完成设计任务之后，要对涉及的内容进行绘图，这就要我们要具有熟练应用计算机绘图软件的能力。1.3.2 设计内容1.）确定起升机构的传动方案；2.)设计滑轮组和吊钩组，计算选择钢丝绳；3.)设计卷筒部件，并验算强度；4.)选择电动机，验算电动机的发热条件；5.)设计减速器，校核减速器输出轴强度；6.)选择制动器和设计联轴器，验算启动时间与制动时间，对高速浮动轴进行计算。1.3.3 设计要求在设计的过程中应该尽量的很实际情况相结合，是各个部分的配合要恰当。选用的零件应尽量使用标准件，以提高设计与制造的工作效率，降低生产成本。同时各个部件在设计的时候应考虑制造，安装和维护检修的方便，尽量保证各部件拆下修理时而不需要移动邻近的部件。总之，要考虑到到各个部分的相互关系，做到各个部分配合良好。第二章 起升机构的计算2.1确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组 按照布置宜紧凑的原则，决定采用下图1的方案。如图所示，采用双联滑轮组。按起重量Q=5T, 图1.1查【1】表4-1取滑轮组倍率=3，承载绳分支数：Z=2=6. 图1.2查【1】附表8选图号为 吊钩组，得其质量：=99kg，两动滑轮间距L=162mm2.2选择钢丝绳若滑轮组采用滚动轴承，查【1】表4-2得=3，查【2】得滑轮组效率：=0.985钢丝所受的最大拉力： 查【2】表8-1-8，中级工作类型（工作级别）时，安全系数n=5.钢丝绳计算破断拉力： 查【2】表8-1-10选用瓦林吞型纤维钢丝绳，钢丝公称抗拉强度1670MPa，光面钢丝，左交互捻，直径11mm，钢丝最小破断拉力=66.68kN，标记如下：11NAT2.3确定滑轮主要尺寸滑轮的许用最小直径：D式中e为中级工作类型时的系数，取e=25. 所以=264mm。由（2）表8-1-65选用滑轮直径D=280mm，取平衡滑轮的直径=0.6264=158.4.由表8-1-65选用=225mm。滑轮的绳槽部分尺寸可由表8-1-66查得。由（1）附表4选用钢丝绳直径d=11mm，D=280mm，滑轮轴直径=90mm。 型滑轮标记为：滑轮11280-80 ZB J80 006.8-87；由（2）附表选用d=11mm，D=225，滑轮轴直径 =45mm。标记为： F11225-45 ZB J180 006.8-872.4确定卷筒尺寸，并验算强度：卷筒直径： =264mm,由（2）表8-1-60选A型卷筒模式，D=315mm，由（2）表8-1-59得槽底半径R=7，槽距=14mm。 卷筒尺寸由下列公式得： 取L=1100mm 上式中 钢丝绳安全圈数，一般为23.这里取=2； 卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，即=L=162mm，实际长度在绳偏斜角允许范围内可适当增减； 卷筒计算直径=D+d=315+11=326mm 卷筒壁厚：取为13mm 卷筒应力验算： 卷筒的长度L=964,而3倍D为945mm。 L3D，验算由弯曲和扭转的复合应力。如下图所示，卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时：=4042780Nmm卷筒断面抗弯模数： 合成应力：式中：由于选用HT200，此材料的最小抗拉强度=198Mpa，因此，许用拉应力 ， ，在此安全系数取n=5，=195/5=39Mpa卷筒壁压应力-许用压应力，n取1.5，所以=195/1.5=130 卷筒验算通过。因此选择卷筒直径D=315mm，长度L=1100mm，r=7mm，t=13mm。倍率为3。靠近减速器一段的卷筒槽为左的A型卷筒：A3151100-713-203左2.5选择电动机：电动机的静功率：式中 -机构总效率，一般为0.8-0.9，在此取0.85电动机的计算功率：式中 由【2】查得，对于M5机构，取0.8查【1】附表30选用电动机,其飞轮矩1.06Kg验算电动机的发热条件：求JC=25时所需的等效功率：因此所选的发动机满足发热条件2.6减速器的设计：2.6.1传动比的分配。，分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承的效率，取=0.99，=0.96，=0.98=四、计算传动装置 总传动比和分配各级传动比 （1）传动装置总传动比=710/26.0 =27.3 （2）分配各级传动比 取高速级的圆柱齿轮传动比=5.91 ，则低速级的圆柱齿轮的传动比 =4.622.6.2计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速电动机轴为轴，减速器高速级轴为轴，中速轴为轴，低速级轴为轴，带轮轴为轴，则 =710 r/min 710/5.91 r/min=120.14 r/min 120.14/4.62 r/min =26.0 r/min2. 按电动机额定功率计算各轴输入功率 =11 kw =110.99 kw=10.89 kw =10.890.960.98 kw =10.25 kw =10.250.960.98 kw =9.64 kw3. 各轴转矩 =955011/710 =147.96 =955010.89/710 =146.48 =955010.25/120.14 =814.8 =95509.64/26 =3540.8 将计算结果汇总列表如下 表 2.1 项目电动机轴I高速级轴II中间轴III低速级轴IV转速（r/min）710710120.1426.0功率（kw）1110.8910.259.64转矩()147.96146.48814.83540.8传动比15.914.62效率0.990.940.942.6.3齿轮传动设计 1.高速级齿轮传动设计 （1）选择材料、精度及参数 a. 按图1所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动 b. 选用7级精度（GB10095-85） c. 材料选择 小齿轮：40Cr（调质），硬度为285HBS 大齿轮：45钢（调质），硬度为40HBS d. 初选小齿轮齿数=25 ， 255.91=147.75取148 e. 选取齿宽系数=1.2（2）按齿面接触强度设计 按下式试算1） 确定公式内各计算数值a. 试选=1.3b. 确定小齿轮传递的转矩=147.96 =1.4796c. 由【11】 查图表（P表10-6）选取弹性影响系数=189.8d. 由【11】 查图表（P图10-21d）得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa ，=530MPae. 由【11】查图表（P图10-19）取接触疲劳寿命系数=0.90 ，=0.95f. 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由式得=0.9600MPa=540MPa=0.95530MPa=503.4MPa2）计算 a. 由式试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值=503.4MPa得 b. 计算圆周速度 =3.1469.32710/60000m/s=2.58 m/s c. 计算齿宽 =1.269.32 mm=83.184 mm d. 计算模数、齿宽高比 模数 =/=69.32/25 mm=2.77 mm 齿高 =2.25=2.252.77 mm=6.23 mm 则 /=83.184/6.23=13.35 e. 计算载荷系数 根据=2.58m/s ，7级精度，查图表（P图10-8）得动载荷系数=1.1 ，直齿轮=1 ，由=1.2和=83.184 mm ，根据式得=1.398 由/=13.35和=1.398查图表（P图10-13）得=1.38 故根据式得=1.538 f. 按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。由式得=73.32mm g. 计算模数 =73.32/25 mm=2.93mm（3） 按齿根弯曲强度设计计算公式为1） 确定公式内各计算数值a. 由【11】查图表（P图10-20c）得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa 。b. 由【11】查图表（P图10-18）取弯曲疲劳寿命系数=0.85 ， =0.88c. 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数=1.4 ，由式得 =0.85500/1.4MPa=303.57MPa d. =0.88380/1.4MPa=236.86MPae. 计算载荷系数。由式得=11.111.38=1.518f. 查取齿形系数。由【11】查图表（P表10-5）得=2.62 =2.16g. 查取应力校正系数。由【11】查图表（P表10-5）得 =1.59 ，=1.81h. 计算大、小齿轮的，并加以比较 =2.621.59/303.57 =0.01372 =2.2161.81/236.86=0.01634 大齿轮的数值大2） 设计计算3） 4） 由以上计算结果，取模数=2.5按分度圆直径=73.32mm计算应有的齿数得=73.32/2.5=29.33，=30=5.9130=177.3 取=178（4） 几何尺寸计算1） 计算中心距=3（30+178）/2 =312 mm2） 计算分度圆直径 mm=75 mm mm=445m3） 计算齿轮宽度 =1.275 mm=90 mm 取=95 mm ， =90 mm2. 低速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数 a. 按图1所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动 b. 选用7级精度（GB10095-85） c. 材料选择 小齿轮：40Cr（调质），硬度为280HBS 大齿轮：45钢（调质），硬度为240HBS d. 初选小齿轮齿数=25 ，=254.62=115.5 取=116 e. 选取齿宽系数=1（2）按齿面接触强度设计 按下式试算 2） 确定公式内各计算数值a. 试选=1.3b. 确定小齿轮传递的转矩=814.8 =8.148c. 由【11】查图表（P表10-6）选取弹性影响系数=189.8d. 由【11】查图表（P图10-21d）得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa ，=530MPa e. 由【11】 查图表（P图10-19）取接触疲劳寿命系数=0.90 ，=0.95f. 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由式得 =0.9600MPa=540MPa =0.95530MPa=503.4MPa2）计算 a. 由式试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值=503.4MPa得 =mm =124.03 mm b. 计算圆周速度=3.14124.03120.14/60000m/s=0.78 m/s c. 计算齿宽=1.2124.03mm=148.84 mm d. 计算模数、齿宽高比模数 =/=124.03/25 mm=4.96 mm齿高 =2.25=2.254.96mm=11.16mm则 /=148.84/11.16=13.34 e. 计算载荷系数 根据=0.78 m/s ，7级精度，由【11】查图表（P图10-8）得动载荷系数=1.05 ，直齿轮=1 ，由=1.2和=83.06 mm ，根据式得=1.398 由/=13.33和=1.398查图表（P图10-13）得=1.352 故根据式得=1.468 f. 按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。由式得=129.16 mm g. 计算模数 =129.16/25 mm=5.16 mm（5） 按齿根弯曲强度设计计算公式为5） 确定公式内各计算数值a. 查图表（P图10-20c）得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa 。b. 由【11】查图表（P图10-18）取弯曲疲劳寿命系数=0.85 ，=0.88c. 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数=1.4 ，由式得=0.85500/1.4MPa=303.57MPa =0.88380/1.4MPa=236.86MPad. 计算载荷系数。由式得=11.0511.352=1.420e. 查取齿形系数。由【11】查图表（P表10-5）得=2.62 =2.19f. 查取应力校正系数。由【11】查图表（P表10-5）得 =1.59 ，=1.80g. 计算大、小齿轮的，并加以比较 =2.621.59/303.57 =0.01372=2.191.80/236.86=0.01664大齿轮的数值大6） 设计计算由以上计算结果，取模数=4mm。按分度圆直径=129.16mm计算应有的齿数得=129.16/4=32.29取=33 ，则=4.6233=152.46取=153（6） 几何尺寸计算4） 计算中心距=4（33+153）/2 mm=372mm5） 计算分度圆直径 =132 mm =612mm6） 计算齿轮宽度 =1.2132mm=158.4mm取=159 取=164 mm ，=159mm（5）结构设计 小齿轮（齿轮3）采用实心结构 大齿轮（齿轮4）采用腹板式结构 高速轴齿轮的参数 表 2.2名称计算公式结果/mm模数m2.5压力角齿数30178传动比i5.91分度圆直径75445齿顶圆直径80450齿根圆直径68438中心距312 齿宽95 90高速大齿轮结构参数如下表表 2.3名称结构尺寸经验计算公式结果/mm毂孔直径d65轮毂直径D3104轮毂宽度L97.5取85腹板最大直径D0取420板孔分布圆直径D1262板孔直径D2取80腹板厚度C40 低速齿轮参数 表 2.4名称计算公式结果/mm模数m4压力角齿数33153传动比i4.62分度圆直径132612齿顶圆直径137617齿根圆直径125605中心距372齿宽164159减速器的装配设计草图2.1 2.6.4轴的设计（一）、轴的材料选择和最小直径估计 根据工作条件，初定轴的材料为45钢，调质处理。轴的最小直径计算公式 Ao的值由表15-3确定为：高速轴， 中间轴 ，低速轴。1、 高速轴 =30.42mm 因为高速轴最小直径处装大带轮，设一个键槽，因此=32.5mm 取33mm2、 中间轴 =52.8mm 根据后面轴承的选择，取55mm3、 低速轴 =80.5mm 安装联轴器设一个键槽， =86.1mm再根据后面密封圈的尺寸，取85mm（三）、轴的结构设计1、高速轴1）高速轴的直径的确定：最小直径处 安装大带轮的外伸轴段，因此=33mm：密封处轴段 根据大带轮的轴向定位要求，定位高度 以及密封圈的标注，取=36mm：滚动轴承轴段 由【10】表5.9选 滚动轴承选取6308 ：dDB=40mm90mm23mm:过渡段，滚动轴承采用脂润滑，考虑挡油盘的轴向定位，取齿轮轴段：由于齿轮直径较小，所以采用齿轮轴结构。：滚动轴承段，=40mm2）高速轴各段长度的确定：由于大带轮的毂孔宽度B=63mm，确定：由箱体结构，轴承端盖、装配关系等确定=60mm：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定：由装配关系、箱体结构确定=172mm：由高速齿轮宽度B=95 确定=95mm：滚动轴承轴段，由装配关系，和箱体结构确定mm2、中间轴1）中间轴各轴段的直径确定：最小直径处 滚动轴承轴段，因此=55mm.由【10】表5.9选滚动轴承选取6211 dDB=55mm100mm21mm。：低速齿轮轴段 取= 65mm： 轴环，根据齿轮的轴向定位要求 取=75mm:高速带齿轮轴段=65mm：滚动轴承段，=55mm2）中间轴各轴段长度的确定：由滚动轴承，挡油盘及装配关系 取=60mm：由低速小齿轮轮宽B=164mm 取=164mm：轴环，：由高速齿轮大齿轮轮宽B=90mm取=88mm：= =60mm3.低速轴1) 低速轴各轴段的直径确定： 滚动轴承轴段，因此=100mm. 【10】表5.9选滚动轴承选取6220 dDB=100mm180mm34mm。：低速大齿轮轴段 取=105mm：轴环，根据齿轮的轴向定位要求 取 =120mm: 过度段取，考虑挡油盘的轴向定位：=110mm：滚动轴承段， =100mm：封密轴段处，根据联轴器的定位要求以及封面圈的的标注，取=90mm：最小直径，安装联轴器的外伸轴段=85mm 2）低速轴各轴段长度的确定：由滚动轴承、挡油盘以及装配关系等确定取=63.5mm：由低速大齿轮轮宽B=159mm 取=157mm：轴环，：由由装配关系和箱体结构取：滚动轴承、挡油盘以及装配关系 ：由联轴器的孔毂L=142 取mm2.6.5轴的校核C126085.5（一）、高速轴的校核1、高速轴上作用力的计算因为采用的是直齿圆柱齿轮，图2.2 所以轴向力 如下图2.1，高速轴的力学模型：齿轮1 f-4=N1421.7N2、支反力的计算由上面数学模型图知 图2.3 260mm85.5 总长L=345.5mm1)垂直面受力如右图2.3：对于点得： N 方向向下。对于点得： =-1069.9N 方向向下。 由上轴的合力 ，校核 计算无误2）水平支反力水平面受力如右图2.4对于点 图2.4=966.6N 对于点得：=2939.5N 由上轴的合力 ，校核：计算无误。M914683）A1 点总支反力图2.5=1028.6N B1 点总支反力 =3128.2N 3、绘转矩、弯矩图1）垂直平面内的转矩图如右图2.5：C1点 =-351.8260=91468N.m M2513162）水平面弯矩图如右图2.6： 图2.6C1点 =966.6260=251316N.m267443.7M3)合成弯矩图如右图2.7：C1点 图2.7 M146480=267443.7N.m4、转矩图高速轴的转矩图如右图2.8图2.8T=146480N.m 5、弯矩强度校核由上面可知C1处截面的转矩最大，是危险截面，但由于轴和齿轮是采用轴结构，d 和d14=50根相差太大，危险截面可能会出现在D1处，如图图2.9：据选定的轴材料45钢，调质处理，由【11】表15-1查得当危险截面是C1处时：齿根图2.9 86.25图f-12 可见是安全的。当危险截面是D1处时：垂直平面的弯矩 =78275.5N.m水平面的弯矩=215068.5N.m 合成力矩=228870N.m 于是：=18.3MPa也安全。6、安全系数法疲劳强度校核1）由上面可知，所以D1处是危险截面2）根据选定轴45钢，调质处理，查【11】表15-1确定材料性能：3） 抗弯截面系数：4） 抗扭截面系数： 弯曲应力:=18.66MPa, 扭转应力: = 4)影响系数 截面上由于轴肩引起的理论应力集中系数和由【11】按表3-2查取。由 取=2.12 =1.70 由附图3-1可得轴的材料的敏性系数 故有效应力集中系数：由附图3-2的尺寸系数 由附图3-4得的扭转系数轴按磨削加工 由【11】附图3-4得表面质量系数轴未经表面强化处理，即 则可得综合系数：取钢的特性系数：则安全系数如下：S =1.4故 设计的轴安全。2.6.6键的选择和校核（一）、高速轴上键的选择和校核 高速轴上只有安装大带轮的键。根据安装大带轮处直径d=33，查【10】表6.1选择普通平键。因为带轮的轮毂宽B=63mm，所以选择的键尺寸：bhl=10856 （t=5.0r=0.25）。标记：键10856 GB/T1096-2003。键的工作长度L=l-b=56-10=46mm,键的接触高度k=0.5h=0.58=4mm，传递的转矩。按表查得键的静连接时需用应力 则 故高速轴上的键强度足够。（二）、中间轴上的键选择和校核 中间轴上的键是用来安装齿轮的，因此选用圆头普通平键。因为高速轴上大齿轮的轮宽B=90mm ，轴段直径d=65mm，所以查【10】表6.1选用bhl=181180（t=6.0，r=0.3），标记：键181180GB/T10956-1990 。低速轴上小齿轮的轮宽B=164 ，轴段直径d=65，所以选用bhl=1811140（t=6.0，r=0.3），标记：键1811140 GB/T10956-1990 。短键的工作长度L=l-b=80-118=62mm,键的接触高度k=0.5h=0.511=5.5mm（三）、低速轴的键选择和校核低速上有两个键，一个是用来安装低速级大齿轮，另一个是用来安装联轴器。齿轮选用圆头普通平键，齿轮的轴段的直径d=105mm，轮宽B=159mm 查【10】表6.1选键的参数：bhl=2816140（t=9.0，r=0.5）标记键2816140 GB/T10956-1990 。键的工作长度 L=l-b=140-28=112mm,键的接触高度k=0.5h=0.516=8mm， 轴孔长度L=142 又因为轴直径d=85mm，所以选键bhl=1811125。标记：键C2212120 GB/T10956-1990。键的工作长度 L=l-b=120-22=98mm,键的接触高度k=0.5h=0.512=6mm，2.6.7滚动轴承的选择和校核（一）、高速轴轴承的选择和校核1、滚动轴承的选择 根据载荷及速度情况，选用深沟球轴承。由高速轴的设计，根据=40mm，查【10】表5.9选轴承型号为6308，其基本参数：轴承1轴承2图2.101轴承受力图如图2.102、 滚动轴承的校核(1)820N2548N2）当量动载荷 根据工作情况（无冲击或轻微冲击），由【11】表13-6查得载荷系数3）验算轴承的寿命 因为，所以，只需验算轴承3，轴承预期寿命与整机相同，l=1030010=48000h48000h所以，轴承寿命足够。 减速器箱体参数如下：表 2.7名称符号尺寸关系mm箱座壁厚12箱盖壁厚110箱盖凸缘厚度b118箱座凸缘厚度b30地脚螺钉直径dfM20地脚螺钉数量n6轴承旁联结螺栓直径d1M16盖与座联接螺栓直径d2M10联接螺栓d2的间距L轴承端盖螺钉直径d3M10检查孔盖螺钉直径d4 M5定位销直径d8大齿轮齿顶圆与箱体壁的距离L115轴承座轴承盖外径D1D2D3140150200箱体外壁到轴承座端面的距离L250凸缘尺寸C1C22420沉头座直径D22通气孔直径D418箱坐上的肋厚m1142.7.选择制动器所需的的制动力矩：式中 由【1】附表15选用制动器其制动力矩（140-225）N.m制动轮直径250mm质量37.6kg2.8选择联轴器电动机的额定转矩高速轴联轴器的计算转矩1.51.8151=408N.mn联轴器安全系数，取1.5刚性动载系数，一般在1.52.0间，取1.8 由【1】附表查得电动机的轴端为d=65mm，l=105mm由上面的设计得减速器的高速轴的=42mm，=85mm1） 电动机端得联轴器 由【1】附表43选用半联轴器，其最大容许转矩为3150N.mMd飞轮力矩为0.403 质量为23.6kg2） 减速器端的联轴器 由【1】附表45选带的制动轮半齿联轴器，S385型，最大容许转矩为1400N。m飞轮矩0.33 质量为=18.4kg为与所选制动器适用，修正其2.9验算启动时间启动时间：式中静阻力矩：=1.40平均启动转矩：因此通常起升机构起动时间为15s，故所选电动机合适。2.10 制动时间的验算 式中 由【1】表6-6查的许用减速度，所以 故合适2.11 高速浮动轴计算 1）疲劳计算轴受脉动扭转载荷，其等效扭矩为：式中等效系数，由【1】表2-7查得；由上节选择联轴器中，已确定浮动轴的直径d=42mm因此扭转应力：许用扭转应力由【1】（2-11）、（2-14）式得：轴的材料为45号钢，；，。考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数; 与零件几何形状有关，对于零件表面有急剧过渡和开有键槽及紧配合区段，； 与零件表面加工光洁度有关，取；此处取；考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，对于碳钢，低合金钢；安全系数，查【1】表2-21得；因此：故，通过。2）静强度计算轴的最大扭矩：式中 动力系数，由起重机课程设计表2-5查得。最大扭转力矩：许用扭转应力，式中 安全系数，由【1】表2-21查得。，故合适。第三章 吊钩组的计算3.1 吊钩的计算因为本设计采用3倍率双联滑轮组，起重量为5t，查【2】表8-1-81，选用钩号为4、短型的吊钩。 材料选用20号钢，2.5钩号用M42的螺纹，在此处的拉伸应力为：式中-M42的小径，查得=37.5mm-载荷动力系数，查【1】图2-2得=1.10.查表得轴颈拉伸许用应力，故强度够。吊钩的示意图如下图所示：图3.1确定吊钩螺母的尺寸： 螺母的最小工作高度 H=考虑设置防松螺栓，实际高度H=60mm螺母外径 D=（1.82）d=（1.8-2）37.5=（67.575）mm 取75mm止推轴承的选择由于轴承很少转动，因此可根据额定静负荷来选择由【2】表7-2-83选51208型推力球轴承其额定静负荷=98.2KN,载荷当量静负荷 所以轴承内部轴向力式中n=1.5 由【2】表7-1-4查出3.2吊钩横轴的计算 由【1】附图25，横轴间距由两滑轮尺寸决定,L= 314mm，横轴可做以简支梁来计算横轴的计算载荷： 横轴最大弯矩： 中间断面的截面模数