机械设计课程设计-塔式起重机行走部减速器装置设计(编辑修改稿)

机械设计课程设计-塔式起重机行走部减速器装置设计(编辑修改稿)内容摘要：

d m   2/N mm 12 2 2212 1 2 8 . 8 0 1F F a S anKT Y Y Yb d m  2/N mm 大齿分度圆直径 22237d m z mm 根圆直径 fd 11 2 6 8 .5ffd d h m m   22 2 2 2 9 .5ffd d h m m   顶圆直径 ad 11 2 81aad d h m m   22 2 24 3aad d h mm   1  2  1  2  0. 25 0. 75 / 0. 67 11aY    22237d m z mm 11 2 d h mm  22 2 d h mm   11 2 81aad d h mm   22 2 24 3aad d h mm   计 算 及 说 明 结 果 开式齿轮计算： （由机械设计课本）表 选 小齿轮 40cr 钢表面淬火 大齿轮 45 钢表面淬火 由于是开式齿轮传动所以只校核弯曲疲劳强度，并将模数增加 10%~20% 许用弯曲应力 [ F ] （由机械设计课本）由式 612， [ F ] limminF NXF YYS 弯曲疲劳极限 limF （ 由机械设计课本）查图 67，双向传动乘以 lim1F 378 2/N mm lim2F 294 2/N mm 弯曲强度寿命系数 NY （由机械设计课本）查图 68 121NNYY 弯曲强度尺寸系数 XY （由机械设计课本）查图 69(设模数 m 小于 5mm) XY =1 弯曲强度最小安全系数 minFS minFS =2 则 1 2[ ] 378 1 1 / 2245 /F N mm    2 2[ ] 294 1 1 / 2210 /F N mm    因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。 确定齿轮传动精度等级，按 31 1 1/vP（ ） nn估取圆周速度1t /v m s （由机械设计课本）参考表 、表 选取 Ⅱ公差组 8 级 lim1F 378 2/N mm lim2F 294 2/N mm 121NNYY XY =1 minFS =2 1 2[ ] 378 1 1 / 2245 /F N mm    2 2[ ] 294 1 1 / 2210 /F N mm    计 算 及 说 明 结 果 小轮分度圆直径 1d ，（由机械设计课本）由式 615 得    3 211 12EHHduZ Z Z KTdu   齿宽系数 d （由机械设计课本）参考表 d  按齿轮相对轴承为非对称布置 小轮齿数 1 28z 大轮齿数 2 1 1 2 28 56z i z   ， 取 2 56Z 齿数比 21/2u z z 传动误差比 /uu 小轮转矩 10 /360260 /T P nN mm 载荷系数 AVK K K K K AK 使用系数（由机械 设计课本）查表 1AK .25 VK 动载系数 由推荐值 ~  K 齿间载荷分配系数 ~  K 齿向载荷分布系数 由推荐值 ~  d  1 28z 2 1 1 2 28 56z i z    10 /360260 /T P nN mm 计 算 及 说 明 结 果 1 .2 5 1 .2 1 .1 1 .1 1 .8 1 5AVK K K K K     材料弹性系数（由机械设计课本）查表 锻钢 mmNZ E  节点区域系数 HZ 查图 63  重合度系数 Z 由推荐值 ~，   故    3 2 1112 111 .37EHHduZ Z Z KTd m mu  齿轮模数 m = 11/dz= 取标准 m39。  =5 小轮分度圆直径 11d mz =140mm 圆周速度 11/ 60 00 0v d n /v m s 标准中心距 12( ) / 2 213a m z z m m   齿宽 1 89db d mm 大轮齿宽 bb2 89mm 小轮齿宽 )10~5(21  bb 1 95b mm （由机械设计课本） 由式 610 得  112F F a Sa FKT Y Y Ybd m  应力修正系数 （由机械设计课本） 查表 小轮 1  大轮 2  齿形系数 K K K K     mmNZ E  m = 11/dz= m39。  =5 11d mz =140mm 12( ) / 2 213a m z z mm   1 89db d mm 1 95b mm 1  2  计 算 及 说 明 结 果 小轮 1  大轮 2  重合度    1 1 2 21 / 2 t a n t a n t a n t a n1 . 7 0 7a a az a a z a a    重合度系数 /     故 11 1 1112 1 3 3 .8 2F F a S aKT YYb d m 2/N mm 12 2 2212 1 2 2 .6 7F F a S aKT YYb d m 2/N mm 大齿分度圆直径 22280d mz mm 根圆直径 fd 11 2 2 6 7 .5ffd d h m m   22 2 1 2 7 .5ffd d h m m   顶圆直径 ad 11 2 15 0aad d h m m   22 2 28 0aad d h mm   七、轴的设计计算 轴的设计 （一） .高 速轴设计 已知 n=960r/min ， T= T’=T/2= Nm 1. 求作用在齿轮上的力 11 12 cost TF d = 11 tancostnr FF  tan11 ta FF  = 115N 1  2  /     22280d mz mm 11 2 d h mm   22 2 d h mm   11 2 15 0aad d h mm   22 2 28 0aad d h mm   1112 cost TF d  =142 11 tancostnr FF 53 计 算 及 说 明 结 果 圆 周 力 1tF ，径向力 1rF 及轴向力 1aF 的方向如图所示 1． 初步确定轴的最小直径。 先按式 30 PdAn(有机械设计课本 ) 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 号钢 r，调质处理。 查表 0A =110，得 3min PdAn 该轴直径 d≤ 100mm，有一个键槽，轴颈增大 5%～ 7%,安全起见，取轴颈增大 5%则 m in m in1 .0 5 1 8d d m m  。 输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。 选取联轴器的型号。 联轴器的计算转矩公式为 ca AT KT （ 11） 查图表（ P351 表 141），取 AK =，则 caT =  = Nm 根据 caT = 及电动机轴径 D=38mm，查标准 GB432384，选用 HL2 型弹性套柱销联轴器。 确定轴最小直径 mind =25 mm 2． 轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案。 经分析比较，选用如图所示的装配方案 tan11 ta FF  = 115N 3min PdAn8mm m in m 18d d mm   计 算 及 说 明 结 果 （ 1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1） 联轴器采用轴肩定位， III 段 IId =25mm ， 由联轴器可知IIL =56mm，又因为 IId — IIIIId =5~12mm ， 所以 IIIIId =30mm 2） 初步选择滚动轴承。 该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。 根据 IIIIId =30mm，查 GB27689 初步取0 组游隙， 0 级公差的深沟球轴承 60907， 故 III IV VII VIIIdd =35mm 3） 取 VVId =37mm， IV V VI VIILL =36mm 4） 由 课 程 设 计 指 导 书 知 箱 体 内 壁 到 轴 承 座 孔 端 面 的 距 离1 1 2 ( 5 10 )L C C   mm ，取 1L =45mm，采用凸缘式轴承盖，则 IIIIIL =50mm 由深沟球轴承可知 VI I VI II III IVLL =10 mm 5） 取小齿轮距箱体内壁的距离为 1a =15mm，滚动轴承端面距箱体内壁1S =5mm LⅥ ~LⅦ =177mm 半联轴器与轴的周向定位采用普通 A 型平键连接，按 IId =25 =mm， IIL =56mm 查课程设计指导书（表 ） b h l =10mm 8mm。