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IV
50/10t-22.5雙梁式起重機大車運行機構設計及軸的有限元分析
摘 要
雙梁式起重機是一種以主要應用于工作車間，以間歇作業(yè)方式對物料進行水平移動的搬運機械。雙梁式起重機主要是由大車運行機構、小車運行機構、起升機構和電氣部分組成。本次設計的內容為雙梁式起重機大車運行機構的設計和減速器軸的有限元分析。主要的設計計算內容為大車運行機構，即主動、被動車輛組、減速器的設計計算和電動機的選擇。通過ANSYS 10.0對減速器承受扭矩最大的軸進行靜態(tài)有限元分析。最后使用AutoCAD 2007軟件繪制大車運行機構的裝配圖，減速器圖，主動、被動車輪組圖和其他零件圖。
關鍵詞：雙梁式起重機，大車運行機構，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.國內外研究現狀與發(fā)展趨勢 2
2.1國外起重機械發(fā)展狀況 2
2.2國內起重機械發(fā)展狀況? 2
2.3 起重機目前的發(fā)展趨勢 2
3.研究內容 4
3.1起重機介紹 4
3.2 大車運行機構 5
3.3車輪組 6
4.大車運行機構設計計算 7
4.1確定傳動機構方案 7
4.2選擇車輪與軌道，并驗算其強度 7
4.3運行阻力計算 9
4.4選擇電動機 10
4.5驗算電動機發(fā)熱條件 11
4.6計算減速器傳動比 11
4.7驗算起動時間 11
4.8驗算起動不打滑條件 12
4.9選擇制動器 14
4.10選擇聯軸器 15
4.11浮動軸的驗算 16
5.減速器設計計算 17
5.1電動機參數： 17
5.2分配各級傳動比 17
5.3計算傳動系統(tǒng)的運動和動力參數 17
5.4高速級齒輪傳動設計計算 18
5.5低速級齒輪傳動 22
5.6 I軸的設計計算 26
5.7 II軸的設計計算 30
5.8 III軸的設計計算 35
5.9齒輪結構設計 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.啃軌現象及解決辦法 44
7.1啃軌的概念及現象? 44
7.2啃軌的不良后果 44
7.3啃軌的解決辦法 44
8.起重機大車運行機構布置圖的繪制 45
9.小結 46
參考文獻 47
致謝 48
50
50/10t-22.5雙梁式起重機大車運行機構設計及軸的有限元分析
1.緒論
1．1本課題來源于企業(yè)
50/10t-22.5雙梁式起重機大車運行機構設計參數如表1-1 ：
表1-1 設計參數
機構名稱
項目
機構名稱
機構名稱
項目
大車運行機構
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：設計說明書一份（不少于1.5萬字）；雙梁式起重機大車運行機構總裝圖（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）；設計計算（大車運行機構的總體設計計算、減速器設計計算等）；減速器軸的有限元分析；外文技術資料翻譯不少于2萬印刷符號。
1.2目標和意義：
雙梁橋式起重機適用于機械加工與裝配車間、金屬結構車間、機械維修車間、冶金與鑄造車間以及倉庫的吊運工作等，其可以有效減少工人勞動量，提高生產效率，提升企業(yè)的機械化水平。本課題嘗試進行橋式起重機大車的運行機構設計。
通過本課題設計，使學生熟悉和掌握橋式起重機大車運行機構的設計方法。掌握起重機大車車輪設計、減速器的設計等，學會電動機、制動器、緩沖器等部件的選擇。并進行減速器軸的有限元分析。進一步鞏固掌握機械設計、機械制圖、CAD等課程內容，體會所學課程在起重機設計中的應用。
2.國內外研究現狀與發(fā)展趨勢
2.1國外起重機械發(fā)展狀況
歐美作為橋式起重機的發(fā)源地，代表了橋式起重機的最高水平，其中具有代表性的生產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，主要生產廠家是神鋼等。他們生產的產品型號種類豐富，技術先進，具有很高的市場占有率。
這些外國廠家生產的橋式起重機在整體上代表了國際的先進水平，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、結構設計領先、設備穩(wěn)定性高，這些是其他國家無法比及的。
2.2國內起重機械發(fā)展狀況?
隨著我國重工業(yè)的快速發(fā)展，在橋式起重機方面也取得了顯著的成績，并具有了較強的橋式起重機制造能力。我國在小噸位的起重機設計制造領域已經處于世界領先水平，但是在大型起重機的研發(fā)設計制造方面，我們和國外還存在不小的差距，在設計水平和起重機的穩(wěn)定性和可靠性等方面也有一定的差距。
橋式起重機被廣泛地應用在經濟建設的各個領域，隨著經濟的發(fā)展， 用戶對其性能要求越來越高， 但是國內橋式起重機的結構型式比較落后，國內橋式起重機生產廠商的質量、 產品規(guī)模和開發(fā)能力與國外存在著相當大的差距。
在整個橋式起重機設計中， 大車占據極其重要的地位， 它是橋式起重機設計的基礎。本研究對于提高橋式起重機的設計效率和設計水平，有效的降低生產成本，提升企業(yè)的市場競爭力具有重要的實際意義。
2.3 起重機目前的發(fā)展趨勢
隨著生產規(guī)模的不斷擴大，自動化程度的不斷提高，起重機在現代化生產過程中的應用越來越廣，作用也越來越大，對橋式起重機的設計和使用要求也越來越高。橋式起重機在保證設備安全使用、可靠運行的前提下，實際生產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。而橋式起重機作為物流系統(tǒng)中的一種重要設備，在企業(yè)生產活動中作用廣泛應用顯著，所以對于提高橋式起重機的運行效率，提高運行安全，降低物流運輸成本是非常重要的。
目前，橋式起重機正朝著以下方向發(fā)展：
（1）起重機的大型化
這些年來，火電發(fā)電機組的功率不斷增大，由以前的30萬KW為主提高到以60萬KW甚至100萬KW為主，所以對起重機的提升重量的噸位需求越來越大。由于美國核電技術的推廣應用，使起重機大件吊裝量大幅增加，從而產生了大型起重機市場的需求。因為工業(yè)生產規(guī)模的不斷擴大，生產效率日益提高，以及產品生產過程中物料裝卸搬運費用所占比例的不斷增加，所以促使大型起重機的需求量不斷增長。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)新設計
對起重機結構構造的創(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基礎加以研究，為此需要著重研究新材料、新的傳動裝置、新工藝，從而通過對不同設計方案的分解、優(yōu)選和組合來產生新的設計方案，不斷推出創(chuàng)新設計成果。
（3）核心技術化
各大企業(yè)均具有其特有的核心技術，并不斷創(chuàng)新，始終保持在起重機行業(yè)的領先地位?，F在各大公司均大力開發(fā)研究自己的核心技術，以不斷提升自己的產品質量和競爭能力。
（4）模塊化和組合化
用模塊化的設計代替?zhèn)鹘y(tǒng)的整機的設計方法，將橋式起重機上功能基本相同的零件、部件和構件制成多種用途和可互換的標準模塊，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。對起重機進行改進，只需針對某幾個模塊。設計新型起重機，只需選用不同模塊重新進行組合?？墒箚渭∨可a的起重機改換成具有大批量的模塊生產，從而實現高效率的專業(yè)化生產，企業(yè)的生產組織也可由產品管理變?yōu)槟K管理。達到改善性能，降低成本，提高通用化程度，用較少規(guī)格數的零部件組成多品種、多規(guī)格的產品，充分滿足需求。
（5）新型化和實用化
由于鋼鐵工業(yè)新型技術的應用，鋼材質量得到提高，在設計起重機主梁時，可適當使用較高的許用力而不需要很高的安全系數，在保證安全的前提下能有效減少起重機的材料用量，從而降低設備的重量和成本，因橋式起重機重量的減小，可使用功率較小的驅動裝置驅動，因此減少電力的使用，節(jié)省開支。
在機加工方面，盡管采用少切削的精密鑄件；加工設備大量采用高效的加工中心，數控自動機床等。既能保證加工質量，又能提高了生產效率、降低成本。
在機構設計方面，需要進一步設計新型傳動零部件，簡化機構。需要減輕自重，提高承載能力，改善加工工藝，增加產品質量。此外，各機構采用的電動機都向高轉速發(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)。采用機電儀液一體化技術，提高使用性能和可靠性，增加起重機的功能。
3.研究內容
3.1起重機介紹
3.1.1起重機的定義
起重機械是一種以間歇作業(yè)方式對物料進行提升、下降和水平移動的搬運機械。起重機械的作業(yè)通常帶有重復循環(huán)的性質，一個完整的作業(yè)循環(huán)一般包括取物、起升、平移、下降、卸載等環(huán)節(jié)。經常起動、制動、正反向運動是起重機的基本特點。
橋式起重機一般由主橋架、裝有起升下降機構和小車、大車運行機構、操縱室、小車導電裝置、起重機總電源、導電裝置等組成。
3.1.2起重機的工作原理
起升機構通過取物裝置從取物地點把重物提起，經過運轉、回轉或變幅機構把重物移位，在指定地點下放重物后返回到原位。起重機在吊具取料之后即開始垂直或水平的工作行程，到達目的地后卸載，再空行程回到取料原點，完成一個工作循環(huán)，然后再進行第二次吊運。
3.1.3橋式起重機的特點
橋架的兩端通過運行機構直接支撐在高架軌道上的橋架型起重機，稱為“橋式起重機”,如圖3-1所示。
圖3-1橋式起重機示意圖
橋式起重機一般由載有大車運行機構的橋架、裝有起升下降機構和小車運行機構的起重小車、電氣設備、司機控制室等幾個大部分組成。橋架和大車運行機構用來將物品作水平移動。
3.1.4橋式起重機的一般構造
橋式起重機按照結構特點分類分為金屬結構、機械傳動、電氣部分：
(1)金屬結構包括橋架和小車架。
(2)機械傳動部分由起升機構、大車運行機構和小車運行機構組成。
(3)電氣部分由電氣設備和電氣線路組成。
橋式起重機上主要的兩大部分：
(1)凡是由電機帶動而運轉的機構都稱為工作機構。
(2)電動機與其所帶動的工作機械共同構成的傳動系統(tǒng)稱為電動機的電力拖動系統(tǒng)。
橋式起重機構造：沿建筑物較長方向的兩壁設置為承軌梁，在梁上鋪設大車運行軌道，并將裝有4個車輪的橋架安裝在軌道上。在橋架軌道上運行的機構稱為大車運行機構。在橋架的兩端裝有大車運行電動機，從電動機的輸出軸輸出動力，經過減速器和制動器后，驅動車輪。一般來說，在起重量越小和使用越頻繁時，選取的電動機轉速越高。
3.2 大車運行機構
3.2.1大車運行機構傳動方案分類
大車運行機構傳動方案分兩種，即分別傳動和集中傳動。
分別驅動：兩套驅動裝置分別同時驅動兩側車輪。
集中驅動：由同一套驅動裝置，通過中間軸來同時驅動兩邊的主動輪。
3.2.2大車運行機構組成
大車運行機構的功能是驅動大車的車輪沿軌道運行。大車運行機構由電動機、減速器、傳動軸、聯軸器、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大車運行機構設計的基本要求
(1)機構要緊湊，重量要輕；
(2)和橋架配合要合適；
(3)盡量減輕主梁的扭轉載荷，達到不影響橋架剛度的程度；
(4)為便于維護檢修，需要合理機構布置，方便司機從駕駛室上、下走臺，裝卸零件及操作起重機方便。
3.3車輪組
橋式起重機的大車采用雙輪緣，車輪踏面和輪緣內側面硬度應為；硬度為HB260時的深度。在橋式起重機中車輪都是安裝在特制的角形軸承箱上，組成獨立的部件，以便于安裝和拆卸。
4.大車運行機構設計計算
起重量；橋架跨度；大車運行速度；工作級別為M5級，機構接電持續(xù)率JC%=25%；起重機估計總重（包括小車重量）G=480kN；小車自重Gxc=180kN；橋架采用箱形梁式結構。
大車運行機構示意圖如圖4-1所示。
圖4-1 大車運行機構示意圖
4.1確定傳動機構方案
跨度22.5m為中等跨度，為減輕重量，現決定采用圖4-1的傳動方案
4.2選擇車輪與軌道，并驗算其強度
按照圖4-2所示的重量分布，分別計算大車車輪的最大輪壓和最小輪壓
圖4-2 輪壓計算圖
滿載時，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，最小輪壓：
車輪踏面疲勞計算載荷
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。根據工作級別、運行速度和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（調質），σb=700MPa,σs=380MPa,由參考文獻[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接觸和線接觸兩種情況來驗算車輪的接觸強度
點接觸局部擠壓強度驗算：
式中：
k2——許用點接觸應力常數（N/mm2),由參考文獻[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，由參考文獻[1]表5-5查得
c1——轉速系數，車輪轉速
由參考文獻[1]表5-3，；
c2——工作級別系數，由參考文獻[1]表5-4查得，當M5級時
Pc”>Pc 故驗算通過
線接觸局部擠壓強度驗算：
式中：
k1——許用線接觸應力常數（N/mm2），由參考文獻[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 故驗算通過
4.3運行阻力計算
摩擦總阻力矩：
由參考文獻[3]查得車輪的軸承型號為7530E，軸承內徑和外徑的平均值為
由參考文獻[1]表7-1~表7-3：滾動摩擦系數k=0.0006m；軸承摩擦系數μ=0.02；附加阻力系數β=1.5。代入上式得：
當滿載時的運行阻力矩
運行摩擦阻力：
當空載時
運行摩擦阻力：
4.4選擇電動機
電動機用于各種類型的起重機及其他類似設備的電力傳動，具有較高的過載能力和機械強度，適用于短時或斷續(xù)周期性工作制。
電動機靜功率：
式中
——滿載運行時的靜阻力；
m=2——驅動電動機臺數；
η=0.95——機構傳動效率；
初選電動機功率：
式中
kd——電動機功率增大系數，由參考文獻[1]表7-6查得
由參考文獻[7]附表30選用電動機JZR2-22-6：
電動機質量115kg
4.5驗算電動機發(fā)熱條件
等效功率：
式中
k25——工作級別系數，由參考文獻[1]查得
當JC%=25%時， k25=0.75；
γ——由參考文獻[1]得，按起重機工作場所得
查得γ=1.3。
由此可知，，故初選電動機發(fā)熱通過；
4.6計算減速器傳動比
車輪轉速
機構傳動比：
4.7驗算起動時間
起動時間
式中
m=2（驅動電動機臺數）；
滿載運行時的靜阻力矩：
空載運行時的靜阻力矩：
初步估算高速軸上的聯軸器的飛輪矩：
機構總飛輪矩（高速軸）：
滿載起動時間
空載起動時間：
起動時間在允許范圍（小于8~10s）之內，故合適
4.8驗算起動不打滑條件
由于橋式起重機是在室內使用，故坡度阻力及風阻力均不予考慮。所以以下按三種工況進行驗算
4.8.1二臺電動機空載時同時起動：
式中
——主動輪輪壓和；
——從動輪輪壓和；
f=0.2——室內工作的粘著系數；
——防打滑的安全系數
n>nz,故兩臺電動機空載起動不會打滑
4.8.2事故狀態(tài)：
當只有一個驅動裝置工作，而無載小車位于工作者的驅動裝置這一邊時，則
式中
——工作的主動輪輪壓；
——非主動輪輪壓之和；
——一臺電動機工作時的空載起動時間：
n>nz,故不會打滑
4.8.3事故狀態(tài)：
當只有一個驅動裝置工作，而無載小車遠離工作著的驅動裝置這一邊時，則
，與第二種工況相同
n>nz,故也不會打滑
起動不打滑驗算通過
4.9選擇制動器
由參考文獻[1]得制動時間，
按空載計算制動力矩，即Q=代入參考文獻[1]的（7-16）式：
式中
——坡度阻力；
m=2——制動器臺數，兩套驅動裝置工作
現選用兩臺YWZ5200/23制動器，查參考文獻[7]附表15得其額定制動力矩Mez=112N·m，為避免打滑，使用時需將其制動力矩調至39.7N·m以下。?
考慮到所取的制動時間tz≈tq（Q=0），在驗算起動不打滑條件時已知是足夠安全的，故制動不打滑驗算從略。
4.10選擇聯軸器
根據機構傳動方案，每套機構的高速軸和低速軸都采用浮動軸
4.10.1機構高速軸上的計算扭矩：
式中
M1——聯軸器的等效力矩：
φ1——等效系數，見參考文獻[7]表2-7取φ1=2
由參考文獻[7]附表31查得，電動機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，故在靠近電動機端從附表44中選帶Φ200制動輪的半齒聯軸器S119（靠電動機一側為圓柱形孔，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《機械設計手冊》選用半齒聯軸器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：
與原估計基本相符，故有關計算則不需要重復
4.10.2低速軸的計算扭矩：
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個聯軸節(jié)：
其中兩個為：（靠減速器端）?
另兩個為：（靠車輪端）?
所有的[Ml]=3150N·m，(GD2)=0.0149kg·m2，重量G=25.5kg（在聯軸器型號標記中，分子均為表示浮動軸端直徑）
4.11浮動軸的驗算
4.11.1疲勞強度驗算：
式中
φ1——等效系數，由參考文獻[7]查表2-6查得φ1=1.4
由上節(jié)已取浮動軸直徑d=85mm，故其扭轉應力為：
由于浮動軸載荷變化為對稱循環(huán)變化（因為浮動軸在運行過程中正反轉的扭矩相同），故許用扭轉應力為：
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力集中系數。由參考文獻[2]第四章查得：
nI=1.4——安全系數（由表2-18查得）τn<[τ-1k],故疲勞強度驗算通過
4.11.2靜強度驗算：?
計算靜強度扭矩：
式中
ΦcII——動力系數，查參考文獻[7]表2-7得 ΦcII=2.5扭轉應力：
許用扭轉剪應力：
τ<[τ]II ，故靜強度驗算通過
高速軸所受扭矩雖然比低速軸?。ǘ呦嗖頸0·η倍），但強度還是足夠的，故此處高速軸的強度驗算從略
5.減速器設計計算
5.1電動機參數：
電動機JZR2-22-6； ；電動機質量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計算傳動系統(tǒng)的運動和動力參數
（1）計算各軸轉速
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，轉速分別為
該轉速處在允許的工作機轉速與要求轉速的誤差在±（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《機械設計手冊》和《機械設計課程設計》得：各聯軸器的傳動效率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）計算各軸的輸入轉矩
以上各軸的計算結果如表5-1所示
表5-1 各軸計算結果
軸 名
功率 P/kW
轉矩 T/(N·m)
轉速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
5.4高速級齒輪傳動設計計算
1、定齒輪類型、精度等級、材料及齒數。
1）根據傳動方案，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（調質），硬度為285HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為245HBS，二者材料硬度差為40HBS。
4）選小齒輪齒數z1=24，大齒輪齒數，取，
2、按齒面接觸強度設計
由于高速級為閉式軟齒面，故按齒面接觸疲勞強度進行設計，由下式得
（1）確定上式各參數值
1）載荷系數Kt=1.3
2）小齒輪的傳遞轉矩由前面得T1=75470N·m
3）由參考文獻[4]表7-5選取齒寬系數Φd=1
4）由參考文獻[4]表7-4查得材料的彈性影響系數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)次數為
由參考文獻[4]圖7-19取接觸疲勞強度壽命系數，
3） 計算
取安全系數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
5）算載荷系數
由參考文獻[4]查得：，，，。
故載荷系數為
6）計算修正d1t
7）確定模數
3、按齒根彎曲強度計算
齒根彎曲強度的設計公式為
（1）確定公式內的各計算數值
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S=1.4，得
4）計算載荷系數K
5）查取齒形系數
由參考文獻[4]，表10-5查得
6）查取應力校正系數
由參考文獻[4]，表10-5查得
7）計算大、小齒輪的并加以比較
大齒輪的數值大
8）代入齒根彎曲強度的設計公式，得
對于計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數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（即模數與齒數的乘積）有關，可取有彎曲強度算得的模數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
大齒輪齒數
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
5.5低速級齒輪傳動
1、定齒輪類型、精度等級、材料及齒數。
1）根據傳動方案，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（調質），硬度為285HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為245HBS，二者材料硬度差為40HBS。
4）選小齒輪齒數z1=30，z2=i1×z1=5.32×30=159.6 取z2=160，u=160/30=5.33。
2、按齒面接觸強度設計
（1）確定公式內各計算數值
1）試選載荷系數Kt=1.3
2）計算小齒輪傳遞的扭矩
3）選取齒寬系數
4）材料的彈性影響系數
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
取接觸疲勞壽命系數。
7）計算接觸疲勞許用應力。
取安全系數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
5） 算載荷系數
根據,8級精度，由參考文獻[4]，圖10-8查得動載系數;
直齒輪；
由參考文獻[4]，表10-2查得使用系數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
6） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由[23]式10-10a得
10）計算模數m
3、按齒根彎曲強度計算
彎曲強度的設計公式為
（1）確定公式內的各計算數值
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S=1.4，得
4）計算載荷系數K
5）查取齒形系數
由參考文獻[4]圖7-15查得
6）查取應力校正系數
由參考文獻[4]圖7-14查得
7）計算大、小齒輪的并加以比較
大齒輪的數值大
（2）設計計算
對于計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數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（即模數與齒數的乘積）有關，可取有彎曲強度算得的模數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，算出齒數
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
表5-2 高速級齒輪設計參數
齒數
z1=30
z2=224
模數
m=2
分度圓直徑
d1=60mm
d2=448mm
中心距
a=254mm
低速級齒輪
表5-3 低速級齒輪設計參數
齒數
z1=27
z2=144
模數
m=4
分度圓直徑
d1=108mm
d2=576mm
中心距
a=342mm
5.6 I軸的設計計算
已知：軸端用CLZ1半齒聯軸器通過浮動軸與電動機相連，傳遞功率為7.35kW，轉速為930r/min，傳遞轉矩為75470N· mm，高速級圓柱齒輪的主要參數z1=30，z2=224，法面模數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，調質處理，得。
（2）初步估算軸徑
按扭轉強度估算輸入端聯軸器處的最小軸徑。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軸器，且聯軸器為標準件和軸徑圓整，得。
（3） 軸的結構設計
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軸結構尺寸示意圖
2）考慮軸的結構工藝性，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
經結構設計之后，各軸段作用力的大小和作用點的位置、軸承跨距、各段軸徑等參數均已知，通過計算作出彎扭矩圖，并進行危險截面安全系數校核。
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5-2 I軸的受力計算簡圖
1）求齒輪上作用力大小
轉矩為
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，調質處理由參考文獻[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5-3 I軸的彎矩和扭矩圖
6）聯軸器處鍵校核
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
5.7 II軸的設計計算
已知：傳遞功率為6.99kW，轉速為124.83r/min，傳遞轉矩為534760N·mm，高速級圓柱齒輪傳動的主要參數z1=30，z2=224，模數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z1=27，z2=144，法面模數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，調質處理，得。
（2） 初步估算軸徑
按按扭轉強度估算輸入端聯軸器處的最小軸徑。由參考文獻[4]表10-2，對于45鋼，取C=112，則
取dmin=60mm。
（3） 軸的結構設計
1）確定各段軸徑和長度
①考慮軸的結構工藝性，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軸的結構尺寸示意圖
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
經結構設計之后，各軸段作用力的大小和作用點的位置、軸承跨距、各段軸徑等參數均已知，通過計算作出彎扭矩圖，并進行危險截面安全系數校核。
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5-5 II軸的受力計算簡圖
①求齒輪上作用力大小
轉矩為
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
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
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，調質處理由參考文獻[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5-6 II軸的彎矩和扭矩圖
5.8 III軸的設計計算
已知：軸端用CLZ6半齒輪聯軸器通過浮動軸與車輪組相連，傳遞功率為6.64kW，轉速為23.48r/min，傳遞轉矩為2700680N·mm，低速級圓柱齒輪傳動的主要參數z1=27，z2=144，法面模數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，調質處理，得。
（2）初步估算軸徑
按扭轉強度估算輸入端聯軸器處的最小軸徑。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軸器，且聯軸器為標準件和軸徑圓整，得。
（3）軸的結構設計
1）確定各段軸徑和長度
為了滿足聯軸器、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軸結構尺寸示意圖
2）考慮軸的結構工藝性，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
經結構設計之后，各軸段作用力的大小和作用點的位置、軸承跨距、各段軸徑等參數均已知，通過計算作出彎扭矩圖，并進行危險截面安全系數校核。
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5-8 III軸的受力計算簡圖
①求齒輪上作用力大小
轉矩為
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
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，調質處理由參考文獻[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5-9 III軸的彎矩和扭矩圖
5.9齒輪結構設計
高速級小齒輪由于鍵槽底面到齒根的距離e
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