桥式起重机大车行进机构设计

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毕业设计(论文)

桥式起重机大车行进机构设计

学生姓名 学院名称 专业名称 指导教师

陈振宇 电气信息学院 机械电子工程 张玉林

2015年 4月 25日

摘要

当今社会产品更新换代越来越快，为降低生产成本、节约能源、提高生产效率，随着科学技术的发展，先进的电气控制技术和机械技术逐渐应用到起重机械上，使起重机械的自动化程度更加完善、结构日趋简单、性能更加可靠、品种也越来越全。起重机械是以间歇、重复的工作方式，通过取物装置的起升、下降或升降与运移物料的设备。在其工作过程中，经历上料、运送、卸料及返回原处的过程，工作范围较大，危险因素很多。如施工电梯和升降机在用吊笼（或轿厢）输送人员和物料时，被提升在空中的人员、物料等的安全取决于提升钢丝绳和一些安全装置的有效性、可靠性 ，本文设计一种桥式起重机的大车行进机构的设计，本书收集了有关桥式起重机的各种常用数据和必要的简易计算公式与图表。主要内容包括：起重绳索，辅助工具，电机选择、滑车组，绞车及锚碇，等等。 常用数据等

关键词 ：桥式起重机；行进机构；大车机构

Abstract

In today's society, product updates faster and faster, in order to reduce the production cost, save energy, improve the production efficiency, with the development of science and technology, advanced electrical control technology and mechanical technology has been gradually applied to the hoisting machinery, the degree of automation of hoisting machinery is more perfect, the structure becomes more simple, more reliable performance, variety more and the more full. The hoisting machinery is to batch, repeated work, rise, fall or the lifting and transport of materials through the feeding device of the equipment. In the course of their work experience, feeding, transportation, unloading and return process, scope is larger, the risk factors of many. As the construction elevator and lift in the cage (or car) transportation of personnel and material, was raised in the air, the security personnel of material depends on the hoisting rope and safety device of validity, reliability, design the cart traveling machine this paper designs a kind of bridge crane structure, the book collection a variety of commonly used data on the bridge crane and simple calculation formula and chart the necessary. The main contents include: the lifting rope, auxiliary tools, motor selection, tackle, winch and anchorage, etc.. Common data etc.

Keywords ： bridge crane traveling mechanism; cart mechanism;

目 录

摘要 . ................................................................................................................................................. I Abstract .......................................................................................................................................... II 1 绪论 . ............................................................................................................................................ 1 1.1起重机的概述 . ....................................................................................................................... 1 1.2起重机现状 . ........................................................................................................................... 2 2. 大车行进机构的设计 . ................................................................................................................. 4 2.1 桥式起重机的参数 . .............................................................................................................. 4 2.2运行阻力的计算 . ................................................................................................................... 4 2.2.1静阻力 W j ...................................................................................................................... 4 2.2.2、运行惯性阻力 . .............................................................................................................. 5 2.2.3、总的阻力距 . .................................................................................................................. 5 2.3电动机的选择 . ....................................................................................................................... 5 2.4打滑验算 . ............................................................................................................................... 8 2.4.1粘着摩檫系数 0 . ............................................................................................................ 8 2.4.2驱动轮比与加速度 . ......................................................................................................... 9 2.5 减速器计算 . .......................................................................................................................... 9 2.5.1速比 . ................................................................................................................................. 9 2.5.2选用减速器功率 . ........................................................................................................... 10 2.6制动器的选择 . ..................................................................................................................... 10 2.6.1制动惯性力矩M a .......................................................................................................... 10 2.6.2最小静阻力矩M jmin ...................................................................................................... 11 2.7联轴器的选择 . ..................................................................................................................... 11 2.7.1 联轴器传递扭矩的确定 . .............................................................................................. 11 2.7.2 缓冲器的选择 . .............................................................................................................. 12 2.8 减速器的设计 . .................................................................................................................... 12 3. 传动系统的设计与校核 . .......................................................................................................... 14 3.1高速级齿轮的计算 . ............................................................................................................. 14 3.2中速级齿轮的计算 . ............................................................................................................. 18 3.3低速级齿轮的计算 . ............................................................................................................. 22 3.5减速器箱体及其附件 . ........................................................................................................ 26 3.5.1 减速器箱体设计 . .......................................................................................................... 26 3.5.2 减速器附件设计 . .......................................................................................................... 26

致谢 . .............................................................................................................................................. 28 参考文献 . ...................................................................................................................................... 29

1 绪论

1.1起重机的概述

起重机是现代工业在实现生产过程机械化、自动化，改善物料搬运条件，提高劳动生产率必不可少的重要机械设备。它对于发展国民经济，改善人们的物质、文化生活的需要都起着重要的作用。随着经济建设的迅速发展，机械化、自动化程度也在不断提高，与此相适应的起重机技术也在高速发展，产品种类不断增加，使用范围越来越广。

一些企业由于没有起重机械，不仅工作效率低，劳动强度大，甚至难以工作。高层建筑的施工，上万吨级或几十万吨级的大型船舶的建造，火箭和导弹的发射，大型电站的施工和安装，大重件的装卸与搬运等，都离不开起重机的作业。

起重机不仅可以作为辅助的生产设备，完成原料、半成品、产品的装卸、搬运，进行机电设备、船体分段的吊运与安装，而且也是一些生产过程及工艺操作中的必须的装备。再如冶金工业生产中的炉料准备、加料、钢水浇铸成锭、脱模取锭等，必须依靠起重机进行生产作业。据统计，在国内的冶金、煤炭部门的机械设备总数量或总自重中，起重运输机械约占。

起重机是机械化作业的重要的物质基础，是一些工业企业中主要的固定资产。对于工矿企业、港口码头、车站库场、建筑施工工地，以及海洋开发、宇宙航行等部门，起重机已成为主要的生产力要素，在生产中进行着高效的工作，构成合理组织批量生产和机械化流水作业的基础，是现代化生产的重要标志之一。

现代企业管理，也应该重视围绕生产力管理这个中心。起重机的管理与正确使用，就是按照这种生产力本身的客观规律，运用组织、计划、指导、监督、检查等基本活动，科学地对起重机、人员和资金等因素进行综合管理，充分发挥起重机效能，努力提高这种装备的技术素质和作业水平，高效、优质、低消耗地完成施工、生产、装卸作业任务，追求其寿命周期费用最经济，获取最佳的经济投资效益，促进企业生产持续发展，增强企业活力。

1.2起重机现状

发达国家的起重机现代管理状况是强调理论性、科学性、全面性、经济性、综合性、生产性和全员性。我国起重机管理现状正处在传统管理向现代化管理过渡的阶段。

（一）理论性

我国起重机管理与其他机械管理一样，以磨损理论为基础，以传统的科学管理理论为指导思想，以预防维修和生产维修方式等管理理论指导起重机管理。

（二）科学性

在科学性方面，起重机的管理方法比较落后，目前正在开始学习和应用先进的理论、方法、技术和设备，如电子计算机技术、网络计划技术、系统工程、价值工程、概率论、线性规划、以及状态监测和故障诊断技术及设备。

（三）全面性

起重机管理大多数是由选型开始，包括运输、安装调试、使用、维修、改造至报废为止，其现状实际上是大多数使用部门只管了起重机的后半生，设计部门和使用单位往往分工分家，各行其事，在管理工作上造成片面性，各管一段。使用部门只注重购买与使用，忽视合理选型，择优购置等管理过程。没有或极少有关于起重机使用管理的信息向设计制造部门反馈。近年来，行业开始强调产品售后跟踪服务，有的设计部门和制造厂走访用户和开展质量跟踪、信函或登门访问，使用部门也开始参与选型等管理，起重机管理工作正向着全面性迈开步伐。（四）经济性

目前，许多部门对起重机投资的经济效益不够重视，基本上是以能够完成生产任务为目标。起重机的技术经济性指标主要以完好率、利用率、生产率、机械效率为基本内容。然而，这些指标缺乏科学性与经济性，一般多为静态指标，强调经济论证和经济效益不够。起重机的来源主要的还是依靠购置，自有率接近百分之百。更新时间一般为年，基本折旧只考虑到起重机的有形磨损，没有考虑无形磨损，每年只按均衡比例提取折旧费用。起重机经济性管理指标有待审定评议。

（五）综合性

所谓综合性即技术、经济、组织管理紧密结合。我国起重机管理现状中存在着技术管理与经济管理相脱离的现象。有些只重视技术管理、忽视经济管理，随着企业经营机制的转换与社会观念的变革，目前已有所改进，尤其以港口、冶金部门起重机管理的步伐扭转较快。对起重机进行技术、组织、经济等方面的综合管理，在技术方面，把机械、电气、

电子、化学、环保、安全、人机学等专门科学技术横向联系起来研究；在组织方面，运用管理工程、系统工程、价值工程、质量控制管理方法；在经济性方面，周密计算与起重机、人员、物质有关的各种经济数据。

（六）生产性

目前，起重机管理与生产相脱离，推行定期保养、计划修理，开始推广状态监测与故障诊断技术，而且存在着只用不养，养修不分，过度修理或过剩修理两种极端，也不太重视技术改造。这些现象主要是偏重生产、疏于管理所致。

（七）全员性

全员性即全员参与的起重机管理体制。国内一些企业中，只有部分部门和少数人参加机械管理，不能最大限度地动员所有人员参与管理。

国有企业目前对起重机的管理现状出现过渡、转轨、强化意识，对综合管理认识提高了，尤其是在以下几个方面有了新的开端，即：

（1）注重起重机前半生管理与后半生管理相结合。 （2）注重技术管理与经济管理相结合。 （3）注重维修专业化与协作化相结合。 （4）注重专业队伍的技术素质与培训教育。

2. 大车行进机构的设计

桥式起重机大车运行机构由减速器、电动机、车轮、联轴器、传动轴以及一些附件所组成。

大车运行机构的传动方式有两种．即减速器位于大车主动轮中间或减速器位于大车主动轮一侧。减速器位于大车主动轮中间的大车传动方式．使大车减速器输出轴及两侧传动轴所承受的扭矩比较均匀。减速器位于大车主动轮一侧的传动方式，安装和维修比较方便。

2.1 桥式起重机的参数

这次设计的起重机为桥式起重机，建工程厂房内，用于厂房内设备的作业。

起升高度：10m ； 起升重量：5t ； 起升速度：11m/s； 横梁跨距：16.5 m； 大车运行速度：75m/min ； 工作级别: M5； 接电持续率：25%。

2.2运行阻力的计算

2.2.1静阻力 W j 初选车轮 D =710mm

摩檫阻力系数 ω=0. 008 (表3.1)

表3.1 摩檫阻力系数ω的平均值

250 315 400 500 630 710 800 900

1000

70 90 100 130 170 190 200 220 240

0.0125 0.0112 0.0095 0.0090 0.0085 0.0080 0.0075 0.0071 0.0071

W j =(G n +G z )⨯g ⨯ω=(250+65)⨯9. 81⨯0. 008=24. 721KN 式中：W j —运行机构静阻力，KN ；

G n —额定起重量，t ；

G z —起重机或小车的自重，t ；

g —重力加速度，9. 81m /s 2。

2.2.2、运行惯性阻力

a =0. n =0. =0. 045m /s 2

W a =K ⨯(G n +G z )⨯a =1. 1⨯(250+65)⨯0. 045=15. 593KN 式中：W a —机构起动时的惯性阻力，KN ；

K —考虑旋转件的惯性阻力系数，取K =1. 1-1. 2； a —起动平均加速度，m /s 2。

2.2.3、总的阻力距

W z =W j +W a =24. 721+15. 593=4. 0314KN

2.3电动机的选择

P n ≥K n ⨯K t ⨯K s ⨯K a ⨯(G n +G z )⨯=0. 94⨯0. 00138⨯(250+65)⨯

式中：P n —电动机在基准制时的功率，KW ；

V n ηg ⨯Z m

12

=5. 373KW 3

0. 97

K n —海拔高度系数； K t —工作环境的温度系数； K s —操作频繁程度系数，见表3.2； K a —运行阻力系数，见表3.3；

ηg —齿轮传动效率；

Z m —电动机数目。

表3.3 运行阻力系数

运 行 阻 力 系 数 Ka

车轮直径（mm ） 静阻力系数ω 机 构 加 速 度 a

0.041 0.058 0.065 0.074 0.082 0.100 0.113

≤315 0.0125 0.00170 0.00186 0.00195 0.00204 0.00213 0.00233 0.00248

>315-710 0.0095 0.00138 0.00156 0.00165 0.00175 0.00184 0.00204 0.00219

>710-100 0.0075 0.00118 0.00138 0.00146 0.00156 0.00165 0.00185 0.00199

表3.2 操作频繁程度系数Ks

Ks 机构工作级别M ~M3 M4~M5 M6 M7~M8 机构作业持续JC 15% 25% 40% 60% 1.20 1.38 1.55 1.82 电动机接电持续率FC

15%

25%

40%

60%

100%

1.05 1.20 1.35 1.58 0.94 1.07 1.20 1.40 0.82 0.93 1.03 1.20 0.72 0.81 0.90 1.04

m/min 0.126 0.141 0.158

0.00263 0.00280 0.00290

0.00234 0.00250 0.00270

0.00215 0.00231 0.00251

续表3.3 运行阻力系数

运 行 阻 力 系 数 Ka

车轮直径（mm ） 静阻力系数ω 机 构 加 速 度 a m/min

0.179 0.200 0.224 0.237 0.254 0.286 0.320 0.358 0.379 0.405 0.429 0.453 0.480 0.509 0.544

电动机型号 YZP 160 大连伯顿 电动机功率 P (KW ) 7.5 电动机额定转速 N m (n /min ) 970 转动惯量 J m Kg ⋅m 2 0.1325 输出轴 d (mm ) 38

≤315 0.0125 0.00323 0.00346 0.00373 0.00388 0.00407 0.00443 0.00482 0.00525 0.00549 0.00578 0.00605 0.00632 0.00663 0.00695 0.00735

>315-710 0.0095 0.00294 0.00317 0.00345 0.00359 0.00378 0.00414 0.00453 0.00496 0.00520 0.00549 0.00576 0.00603 0.00634 0.00667 0.00706

>710-100 0.0075 0.00274 0.00298 0.00325 0.00340 0.00359 0.00395 0.00434 0.00477 0.00500 0.00530 0.00557 0.00584 0.00615 0.00647 0.00687

()

2.4打滑验算

2.4.1粘着摩檫系数μ0

粘着摩檫系数μ0值对于在室内工作的起重机取μ0=0. 15

μ0⨯∑Pi ≥K 0⨯(G ⨯a +W j +W f )

P i =

G ⨯g 315⨯9. 81

==772. 538KN n 4

式中：P i —第i 个驱动车轮的轮压，KN ；

K 0—粘着摩檫安全系数，取K 0=1. 05-1. 2；

G —起重机或小车的运动质量，t ；

a —平均起动加速度，m /s 2，见表3.4。

μ0⨯∑Pi =0. 15⨯772. 538=115. 881

)=77. 293 K 0⨯(G ⨯a +W j +W f )=1. 2⨯(315⨯0. 126+24. 721

115. 881>77. 293，故打滑实验通过。

表3.4 机构加速度和机构加速时间

速度

Ⅰ

Ⅱ

Ⅲ

Ⅳ

m/min 加速度 加速时加速度 加速时加速度 加速时加速度 加速时

m/s2

10 20 25 32 40 50 63 80 100

0.041 0.058 0.065 0.074 0.082 0.092

间s 4.1 5.8 6.3 7.3 8.2 9.1

m/s2 0.063 0.089 0.100 0.113 0.126 0.141 0.158 0.179 0.200

间s 2.6 3.7 4.2 4.7 5.3 5.9 6.6 7.4 8.3

m/s2 0.202 0.226 0.254 0.286 0.320

间s 3.3 3.7 4.1 4.6 5.2

m/s2

间s

125 140 160 180 200 225

0.224 0.237

9.3 9.9

0.358 0.379 0.405 0.429 0.453 0.480

5.8 6.1 6.5 6.9 7.3 7.7

0.481 0.509 0.544 0.577 0.608 0.645

4.3 4.6 4.9 5.2 5.5 5.9

2.4.2驱动轮比与加速度 驱动车轮数量 n 1=2

n 11= n 2

需满足条件

⎡n ⨯μ0⎤⎛2⨯0. 15⎫a mix =⎢1-ω⎥⨯g = -0. 008⎪⨯9. 81=0. 535≤0. 544

⎝4⨯1. 2⎭⎣n ⨯k 0⎦

满足要求（表3.5）

表3.5 驱动轮比与允许的最大加速度

驱动轮比 ni :n

1:6 1:4 1:3 1:2 1:1

允许的最大加速度 m/s2

≤0.135 ≤0.238 ≤0.340 ≤0.544 ≤0.645

2.5 减速器计算

2.5.1速比

车轮的踏面直径 D 轮=710mm 减速器速比 i =N ⨯D 轮⨯

π

V n

=4⨯710⨯

3. 14

=180. 301 12

2.5.2选用减速器功率 减速器数量 Z g =2 等效系数K g =1. 25

P K a ⨯(G n +G z )⨯V n 0. g =

μ=00138⨯315⨯12

0. 973⨯2⨯1. 25

=2. 286KW

g Z g K g 2.6制动器的选择

M z ≥M a +M f +M j min

式中：M z —制动器的制动力矩，N ⋅m ；

M a —机构制动时需制动的惯性力矩；

M j min —有利于机构制动的最小静阻力矩；

2.6.1制动惯性力矩M a

M 2. 65⨯(G n +G z )⨯V 2

k ⨯ηg

J m +J i )⨯n m

a =Z z ⨯n +

K ⨯(m ⨯t

9. 55⨯t

2. 65⨯(250+65)⨯11. 0402

=

⨯0. 973

1. 1⨯0970⨯4. 1+. 265⨯970

9. 55⨯4. 1

=30. 569

式中：Z z —制动器数量；

n m —电动机的额定转速，r /min ；

t —制动时间，s ；

K —计入其他旋转件的转动惯量系数，取1. 1-1. 2； J 2m —电动机转子的转动惯量，Kg ⋅m ；

J i —高速轴上除去电动机转子以外的其它旋转件的转动惯量，V k —机构的额定运行速度，m /min ；

V k =π⨯D ⨯n

0. 90. 9

i =3. 14⨯0. 71⨯970195. 88

=11. 040m /min D —车轮踏面直径，m ； n —电动机的同步转速，r /min ；

i —从车轮轴到高速轴的传动比。

Kg ⋅m 2, J m =J i ；

2.6.2最小静阻力矩M jmin

M j min =

6. 25⨯(G n +G Z )⨯V k ⨯ηg

Z z ⨯n m

6. 25⨯315⨯11. 040⨯0. 973==20. 450N ⋅m

970

制动器的制动力矩

M z =M a -M j min =30. 569-20. 450=10. 119N ⋅m

2.7联轴器的选择

2.7.1 联轴器传递扭矩的确定

M t ≥n t ⨯Φ8⨯M i =9550⨯n t ⨯Φ8⨯P n ⨯i ⨯

ηg

n m

式中：M t —标准联轴器给出的许用公称扭矩，N ⋅m ；

n t —联轴器的选用安全系数，取n t =1. 35；

Φ8—刚性振动系数，取Φ8=1. 75-1. 85；

M i —被联结轴上的扭矩，N ⋅m ；

P n —电动机在基准值时的额定功率，KW ； n m —电动机的额定转速，N ⋅m ；

i —从电动机到计算件的传动比。

高速联轴器应能传递的扭矩

M t g

0. 973

≥9550⨯n t ⨯Φ8⨯P n ⨯i ⨯=9550⨯1. 35⨯1. 85⨯7. 5⨯=168. 311N ⋅m

n m 970

ηg

型号 Q /ZB 104. 2. 00A 传递力矩 M a =1400 样本 低速联轴器应能传递的扭矩

M t d ≥9550⨯n t ⨯Φ8⨯P n ⨯i ⨯

ηg

n m

0. 97

=24058. 344N ⋅m 970

3

=9500⨯1. 35⨯1. 35⨯7. 5⨯195. 88⨯型号 Q /ZB 105. 7. 00A 传递力矩 M a =18000 样本

2.7.2 缓冲器的选择

G H =

G P 65000

==32500Kg Z H 2

式中：G H —一个缓冲器所承受的碰撞质量，Kg ；

G P —参与碰撞的总质量，Kg ； Z H —碰撞侧缓冲器的数目。

G 32500⎛11. 040⎫⎛V ⎫W =H ⨯ ⎪=⨯ ⎪=550. 12N ⋅m

2⎝60⎭260⎝⎭式中：W —每个缓冲器应吸收的功能，N ⋅m ；

V —起重机或小车碰撞时的碰撞计算速度，m /min 。

22

P P =

2⨯W 2⨯550. 12

==10187. 407N S ⨯ηH 0. 12⨯0. 90

式中：P P —每个缓冲器的碰撞力，N ；

S —缓冲器的缓冲行程，m ；

ηH —缓冲器效率，对弹簧缓冲器取ηH =0. 90；

缓冲器的型号 JHQ -C -5 缓冲器的尺寸 D 100

H 100

缓冲器的行程 75

2.8 减速器的设计

减速器传动比的分配

由于减速器采用的是三级斜齿圆柱立式减速器，所以传动比的分配为：i =i 高⨯i 中⨯i 低=181 令i 高=1. 3⨯i 中，i 中=1. 3i 低

计算得到：i 高=7. 367，i 中=5. 667，i 低=4. 359

表3.6 总传动比及其分配

高速级齿轮传动传动比

总传动比i

i 1

中速级齿轮传动传动比

i 2

低速级齿轮传动传动比

i 3

181

7.367 5.667 4.359

2

n =970r /min 转动惯量 0. 1325Kg ⋅m P =5. 373KW 电动机

（1）各轴的输入功率

P KW 1=P 电动机η=5. 373⨯0. 99=5. 319

P 2=P KW 1⨯η滚⨯η齿=5. 319⨯0. 98⨯0. 96=5. 004P 3=P 2⨯η滚⨯η齿=5. 004⨯0. 98⨯0. 96=4. 708KW P 4=P 3⨯η滚⨯η齿=4. 708⨯0. 98⨯0. 96=4. 429KW P 5=P 4⨯η滚⨯η联=4. 429⨯0. 98⨯0. 99=4. 297KW （2）各轴的转速

n 1=970r /min

n 2=n 3=n 4=

n 1970

==131. 668r /min i 17. 367

n 2131. 668==23. 234r /min i 25. 667n 323. 234==131. 668r /min i 34. 359

（3）各轴的输入扭矩

T 1=9500⨯T 2=9500⨯

P 15. 319

=9550⨯=52. 367N ⋅m n 1970P 25. 004=9550⨯=362. 945N ⋅m n 2131. 668

P 34. 708

T 3=9500⨯=9550⨯=1935. 155N ⋅m

n 323. 234T 4=9500⨯

P 44. 429=9550⨯=7935. 638N ⋅m n 45. 33

3. 传动系统的设计与校核

3.1高速级齿轮的计算

P KW ，n 1=970r /min ，i 1=7. 367，T 1=52. 367N ⋅m 1=5. 319

材料：大小齿轮采用的材料为40Cr ，并经过调质和表面淬火，硬度为48-55HRC 闭式传动，精度7级，初选材料螺旋角β=12︒使用期6年，每年工作300天，每天8小时。 1、选用小齿轮齿数Z 1=19，得Z 2=iZ 1=7. 367⨯19=139. 973，取Z 2=140。 2、由公式

d 1t ≥2K t T 1⨯(u +1) ⨯(Z H Z E ) 2

φd εα⨯u ⨯[σH ]2

①试选载荷系数K t =1. 6。

②小齿轮传递扭矩T 1=52. 367⨯103N ⋅mm 。 ③由表10.7取齿宽系数φd =0. 8。

④由表10.6查得，材料的弹性影响系数Z E =189. 8MPa 1/2。 ⑤由图10.30选取区域系数Z H =2. 450。 ⑥由图10.26查得εα1=0. 76 εα2=0. 88 εα=εα1+εα2=1. 64

⑦由图10.21e 查得，大小齿轮σH Lim 1=σH Lim 2=1100Mpa 。 ⑧应力循环系数

N 1=60⨯n 1⨯j ⨯L h =60⨯970⨯8⨯300⨯6=8. 381⨯108

N 2=

N 1

=1. 138⨯108 i 1

⑨由图10.19[5]查得接触疲劳寿命系数

K HN 1=0. 92 K HN 2=0. 98 ⑩计算疲劳许用应力

取失效率为1%，安全系数S=1。

[σH ]1=K HN 1⨯σHLim 1

S

=0. 92⨯1100=1012Mpa

[σH ]2=K HN 2⨯σHLim 2

S

=0. 98⨯1100=1078Mpa

许用接触应力

[σH ]=

[σH ]1+[σH ]2

2

=

1012+1078

=1045Mpa 2

[σH ]

（2）计算 ①d 1t ≥2K t T 1⨯(u +1) ⨯(Z H Z E ) 2

2

φd εα⨯u ⨯[σH ]

2

2⨯1. 6⨯52367⨯8. 367⨯（2. 450⨯189. 8）==30. 625mm

0. 8⨯1. 64⨯7. 367⨯10452

②计算圆周速度

V =

π⨯d 1t ⨯n 1

60000

=

π⨯30. 625⨯970

60000

=1. 555m /s

③计算齿宽及模数m nt

b =φd ⨯d 1t =24. 5mm m nt =

d 1t ⨯cos β24. 5⨯cos 12︒

==1. 261mm Z 119

h =2. 25⨯m nt =2. 25⨯1. 261=2. 837mm

b 24. 5

==8. 636mm h 2. 837

④计算载荷系数K 查表10.2得K A =1. 5

根据V =1. 555m /s ，7级精度，由图10.8查得动载系数K V =1. 08 由表10.4查得，6级精度

K H β=1. 05+0. 261+0. 6φd φd +0. 16⨯10-3b =1. 05+0. 23+0. 004=1. 284

(

2

)

2

考虑齿轮为7级精度，取 K H β=1. 294 由图10.13查得 K F β=1. 24 假设

K A ⨯F t

≥100N ⋅m ，由表10.3[5]查得 K H α=K F α=1. 2 b

K =K A ⨯K V ⨯K H α⨯K H β=1. 5⨯1. 08⨯1. 2⨯1. 294=2. 516 ⑤计算纵向重合度

εβ=0. 318⨯φd ⨯Z 1⨯tg β=0. 318⨯0. 8⨯19⨯0. 213=1. 027

⑥d 1=d 1t ⨯2. 516K

=30. 625⨯=35. 613mm

1. 6K t

⑦计算模数m n

m n =

d 1⨯cos β35. 613⨯cos 12︒

==1. 833mm

Z 119

(3)按齿轮弯曲强度计算

m n ≥2KT 1Y βcos 2β⨯Y Fa Y Sa

φd Z 1εα⨯[σF ]

2

①计算载荷系数

K =K A ⨯K V ⨯K F α⨯K F β=1. 5⨯1. 08⨯1. 2⨯1. 24=2. 411

②根据纵向重合度εβ=1. 027，从图10.28[5]查得螺旋角影响系数Y β=0. 90 ③计算当量齿数

Z V 1=Z V 2=

Z 119

==20. 302 cos 3βcos 312︒

Z 2140

==149. 594 33

cos βcos 12︒

④查取齿形系数由表10.5查得Y F α1=2. 79 Y F α2=2. 14 查取应力校正系数由表10.5查得Y S α1=1. 55 Y S α2=1. 83 ⑤计算弯曲疲劳许用应力

由图10.20d 查得σFE 1=σFE 2=620Mpa

由图10.18查得弯曲疲劳寿命系数K FN 1=0. 86 K FN 2=0. 90 ⑥取弯曲疲劳安全系数S=1.4

[σF ]1=K KN 1⨯σFE 1

S

==

0. 86⨯620

=380. 857Mpa

1. 40. 90⨯620

=398. 571Mpa

1. 4

[σF ]2=K KN 2⨯σFE 2

S

⑦计算大小齿轮的

Y F α⨯Y S α

σF ，并加以比较。

Y F α1⨯Y S α1

σF 1

=

2. 79⨯1. 55

=0. 01135

380. 857

Y F α2⨯Y S α2

σF 2

=

2. 14⨯1. 83

=0. 00983

398. 571

小齿轮的数值大

m n ≥3

2KT 1Y βcos 2β⨯Y Fa Y Sa

φd Z 1εα⨯[σF ]

2

=

2⨯2. 411⨯0. 90⨯cos 212⨯0. 01135

=1. 735mm 2

0. 8⨯19⨯1. 64

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值m n =2mm ，取分度圆直径 d 1=35. 613mm 。

Z 1=

d 1⨯cos β35. 613⨯cos 12︒

==17. 417 取 Z 1=20 m n 2

Z 2=i ⨯Z 1=7. 367⨯20=147. 34 取 Z 2=147 （4）几何尺寸计算 ①计算中心距

a =

(Z 1+Z 2)⨯m n

2⨯cos β

=

167⨯2

=170. 721mm

2⨯cos 12︒

取 a =170mm

②按圆整后中心距修正螺旋角

β=(Z 1+Z 2)⨯m n

2⨯a

167

==10. 780︒

170

β角改变不多，故参数εα, K β, Z H 不必修正。 ③计算大小齿轮的分度圆直径

d 1=d 2=

Z 1⨯m n 20⨯2

==40. 719mm cos βcos 10. 780︒Z 2⨯m n 147⨯2

==299. 282mm

cos βcos 10. 780︒

④计算齿宽

b =φd ⨯d 1=0. 8⨯40. 719=32. 575mm 圆整后 B 2=35mm B 1=40mm

验算 F t =

2⨯T 12⨯52367

==2572. 116N d 140. 719

K A ⨯F t 1. 5⨯2572. 116==118. 440>100N /mm b 32. 575

所以，满足齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度。

3.2中速级齿轮的计算

P 2=5. 004KW ，N 2=131. 668r /min ，i 2=5. 667，T 2=362. 945N ⋅m

材料：大小齿轮采用的材料为40Cr ，并经过调质和表面淬火，硬度为48-55HRC 闭式传动，精度7级，初选材料螺旋角β=12︒使用期6年，每年工作300天，每天8小时。 1、选用小齿轮齿数Z 3=18，得Z 4=i ⨯Z 3=5. 667⨯18=102. 006，取Z 4=102 2、由公式

d 3t ≥2K t T 2⨯(u +1) ⨯(Z H Z E ) 2

φd εα⨯u ⨯[σH ]2

①试选载荷系数K t =1. 6。

②小齿轮传递扭矩T 2=362. 945⨯103N ⋅mm 。 ③由表10.7取齿宽系数φd =0. 8。

④由表10.6查得，材料的弹性影响系数Z E =189. 8MPa 1/2。 ⑤由图10.30选取区域系数Z H =2. 450。 ⑥由图10.26查得εα3=0. 77 εα4=0. 87 εα=εα3+εα4=1. 64

⑦由图10.21e 查得，大小齿轮σH Lim 3=σH Lim 4=1100Mpa ⑧应用循环系数

N 3=60⨯n 2⨯j ⨯L h =60⨯131. 668⨯8⨯300⨯6=1. 138⨯108 N 4=

N 3

=2. 007⨯107 i 2

⑨由图10.19查得接触疲劳寿命系数

K HN 3=0. 98 K HN 4=1. 1 ⑩计算疲劳许用应力

取失效率为1%，安全系数S=1

[σH ]3=K HN 3⨯σHLim 3

S

=0. 98⨯1100=1078Mpa

[σH ]4=K HN 4⨯σHLim 4

S

=1. 1⨯1100=1210Mpa

许用接触应力

[σH ]=

[σH ]3+[σH ]4

2

=

1078+1210

=1144Mpa 2

[σH ]

（2）计算 ①d 3t ≥2K t T 2⨯(u +1) ⨯(Z H Z E ) 2

φd εα⨯u ⨯[σH ]2

2

2⨯1. 6⨯362668⨯6. 667⨯（189. 8⨯2. 450）==55. 606mm 2

0. 8⨯1. 64⨯5. 667⨯1144②计算圆周速度

V =

π⨯d 3t ⨯n 2

60000

=

π⨯55. 606⨯131. 668

60000

=0. 383m /s

③计算齿宽及模数m nt

b =φd ⨯d 3t =0. 8⨯55. 606=44. 485mm m nt =

d 3t ⨯cos β55. 606⨯cos 12︒

==3. 022mm Z 318

h =2. 25⨯m nt =2. 25⨯3. 022=6. 80mm

b 44. 485

==6. 542mm h 6. 80

④计算载荷系数K 查表10.2得 K A =1. 5

根据V =0. 383m /s ，7级精度，由图10.8查得动载系数K V =1. 04 由表10.4查得，6级精度

K H β=1. 05+0. 261+0. 6φd φd +0. 16⨯10-3b =1. 05+0. 23+0. 007=1. 287

(

2

)

2

考虑齿轮为7级精度，取K H β=1. 297 由图10.13查得K F β=1. 24

假设

K A ⨯F t

≥100N ⋅m ，由表10.3查得 K H α=K F α=1. 2 b

K =K A ⨯K V ⨯K H α⨯K H β=1. 5⨯1. 04⨯1. 2⨯1. 297=2. 428 ⑤计算纵向重合度

εβ=0. 318⨯φd ⨯Z 3⨯tg β=0. 318⨯0. 8⨯18⨯0. 213=0. 973

⑥d 3=d 3t 2. 428K =63. 880mm =55. 606

1. 6K t

⑦计算模数m n

m n =

d 3⨯cos β63. 880⨯cos 12︒

==3. 471mm

Z 318

(3)按齿轮弯曲强度计算

m n ≥2KT 2Y βcos 2β⨯Y Fa Y Sa

φd Z 3εα⨯[σF ]

2

①计算载荷系数

K =K A ⨯K V ⨯K F α⨯K F β=1. 5⨯1. 04⨯1. 2⨯1. 24=2. 321

②根据纵向重合度εβ=0. 973，从图10.28查得螺旋角影响系数Y β=0. 90 ③计算当量齿数

Z V 3=

Z 318

==19. 234 cos 3βcos 312︒

Z V 4=

Z 4102

==108. 99 cos 3βcos 312︒

④查取齿形系数由表10.5查得Y F α3=2. 84 Y F α4=2. 17 查取应力校正系数由表10.5查得Y S α3=1. 54 Y S α4=1. 80 ⑤计算弯曲疲劳许用应力

由图10.20e 查得 σFE 3=σFE 4=620Mpa

由图10.18查得弯曲疲劳寿命系数K FN 3=0. 90 K FN 4=0. 95 ⑥取弯曲疲劳安全系数S=1.4

[σF ]3=K KN 3⨯σFE 3

S

=

0. 90⨯620

=398. 571Mpa

1. 4

[σF ]4=K KN 4⨯σFE 4

S

=

0. 95⨯620

=420. 714Mpa

1. 4

⑦计算大小齿轮的

Y F α⨯Y S α

σF ，并加以比较。

Y F α3⨯Y S α3

σF 3

=

2. 84⨯1. 54

=0. 01097

398. 571

2. 17⨯1. 80

=0. 00928

420. 714

Y F α4⨯Y S α4

σF 4

=

小齿轮的数值大

m n ≥3

2KT 2Y βcos 2β⨯Y Fa Y Sa

φd Z 3εα⨯[σF ]

2

2

2⨯2. 321⨯362945⨯0. 9⨯cos 12⨯0. 01097==3. 345mm 2

0. 8⨯18⨯1. 64

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值m n =4mm ，取分度圆直径 d 3=63. 880mm 。

Z 3=

d 3⨯cos β63. 880⨯cos 12︒

==15. 621 取Z 3=17 m n 4

Z 4=i ⨯Z 3=5. 667⨯17=96. 339 取Z 4=98 （4）几何尺寸计算 ①计算中心距

a =

(Z 3+Z 4)⨯m n

2⨯cos β

=

115⨯4

=235. 138mm

2⨯cos 12︒

取 a =236mm

②按圆整后中心距修正螺旋角

β=(Z 3+Z 4)⨯m n

2⨯a

230

==12. 947︒

236

β角改变不多，故参数εα, K β, Z H 不必修正。 ③计算大小齿轮的分度圆直径

d 3=

Z 3⨯m n 17⨯4

==69. 773mm cos βcos 12. 947︒

d 4=

Z 4⨯m n 98⨯4

==402. 225mm

cos βcos 12. 947︒

④计算齿宽

b =φd ⨯d 3=0. 8⨯69. 773=55. 818mm 圆整后 B 4=60mm B 3=65mm 验算 F t =

2⨯T 22⨯362945

==10403. 595N d 369. 773

K A ⨯F t 1. 5⨯10403. 595==279. 576>100N /mm b 55. 818

所以，满足齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度。

3.3低速级齿轮的计算

. 155N ⋅m P 3=4. 708KW ，n 1=23. 234r /min ，i 3=4. 359，T 1=1935

材料：大小齿轮采用的材料为40Cr ，并经过调质和表面淬火，硬度为48-55HRC 闭式传动，精度7级，初选材料螺旋角β=12︒使用期6年，每年工作300天，每天8小时。 1、选用小齿轮齿数Z 5=19，得Z 6=i ⨯Z 6=4. 359⨯19=82. 821，取Z 6=83 2、由公式

d 5t ≥2K t T 3⨯(u +1) ⨯(Z H Z E ) 2

φd εα⨯u ⨯[σH ]2

①试选载荷系数K t =1. 6

②小齿轮传递扭矩T 3=1935. 155⨯103N ⋅mm ③由表10.7[5]取齿宽系数φd =0. 8

④由表10.6[5]查得，材料的弹性影响系数Z E =189. 8MPa 1/2 ⑤由图10.30选取区域系数Z H =2. 450 ⑥由图10.26[5]查得εα5=0. 77 εα6=0. 87 εα=εα5+εα6=1. 64

⑦由图10.21e [5]查得，大小齿轮σH Lim 5=σH Lim 6=1100Mpa ⑧应力循环系数

[5]

N 5=60⨯n 3⨯j ⨯L h =60⨯23. 234⨯8⨯300⨯6=2. 007⨯107

N 6=

N 5

=4. 605⨯106 i 3

⑨由图10.19[5]查得接触疲劳寿命系数

K HN 5=1. 1 K H N 6=1. 2 ⑩计算疲劳许用应力 取失效率为1%，安全系数S=1

[σH ]5=K HN 5⨯σHLim 5

S

=1. 1⨯1100=1210Mpa =1. 2⨯1100=1320Mpa

[σH ]6=K HN 6⨯σHLim 6

S

许用接触应力

[σH ]=

[σH ]5+[σH ]6

2

=

1210+1320

=1265Mpa 2

[σH ]

(2)计算 ①d 5t ≥3

2K t T 3⨯(u +1) ⨯(Z H Z E ) 2

2

φd εα⨯u ⨯[σH ]

32

2⨯1. 6⨯1935. 155⨯10⨯5. 359⨯（189. 8⨯2. 450）==92. 213mm

0. 8⨯1. 64⨯4. 359⨯12652

②计算圆周速度

V =

π⨯d 5t ⨯n 3

60000

=

π⨯92. 213⨯23. 234

60000

=0. 112m /s

③计算齿宽及模数m nt

b =φd ⨯d 5t =73. 770mm m nt =

d 5t ⨯cos β92. 213⨯cos 12︒

==4. 747mm

Z 519

h =2. 25⨯m nt =2. 25⨯4. 747=10. 681mm

b 73. 770

==6. 907mm h 10. 681

④计算载荷系数K 查表10.2[5]得K A =1. 5

根据V =0. 120m /s ，7级精度，由图10.8查得动载系数K V =1. 01 由表10.4[5]查得，6级精度

K H β=1. 05+0. 261+0. 6φd φd +0. 16⨯10-3b =1. 05+0. 23+0. 013=1. 292

[5]

(

2

)

2

考虑齿轮为7级精度，取K H β=1. 302 由图10.13查得K F β=1. 22 假设

K A ⨯F t

≥100N ⋅m ，由表10.3查得K H α=K F α=1. 2 b

K =K A ⨯K V ⨯K H α⨯K H β=1. 5⨯1. 01⨯1. 2⨯1. 302=2. 367 ⑤计算纵向重合度

εβ=0. 318⨯φd ⨯Z 5⨯tg β=0. 318⨯0. 8⨯19⨯0. 213=1. 027

⑥d 5=d 5t 2. 367K

=105. 071mm =92. 1. 6K t

⑦计算模数m n

m n =

d 5⨯cos β105. 071⨯cos 12︒

==5. 409mm

Z 519

(3)按齿轮弯曲强度计算

m n ≥2KT 3Y βcos 2β⨯Y Fa Y Sa

φd Z 5εα⨯[σF ]

2

①计算载荷系数

K =K A ⨯K V ⨯K F α⨯K F β=1. 5⨯1. 01⨯1. 2⨯1. 22=2. 218

②根据纵向重合度εβ=1. 027，从图10.28[5]查得螺旋角影响系数Y β=0. 90 ③计算当量齿数

Z V 5=Z V 6=

Z 519

==20. 302 33

cos βcos 12︒

Z 683

==88. 688 33

cos βcos 12︒

④查取齿形系数由表10.5查得Y F α5=2. 79 Y F α6=2. 22 查取应力校正系数由表10.5查得Y S α5=1. 54 Y S α6=1. 78 ⑤计算弯曲疲劳许用应力

由图10.20e 查得σFE 5=σFE 6=620Mpa

由图10.18查得弯曲疲劳寿命系数K FN 5=0. 95 K FN 6=0. 98 ⑥取弯曲疲劳安全系数S=1.4

[σF ]5=K KN 5⨯σFE 5

S

==

0. 95⨯620

=420. 714Mpa

1. 40. 98⨯620

=434Mpa

1. 4

[σF ]6=K KN 6⨯σFE 6

S

⑦计算大小齿轮的

Y F α⨯Y S α

σF ，并加以比较。

Y F α5⨯Y S α5

σF 5

=

2. 79⨯1. 54

=0. 01021

420. 714

2. 22⨯1. 78

=0. 00911

434

Y F α6⨯Y S α6

σF 6

=

小齿轮的数值大

m n ≥2KT 3Y βcos 2β⨯Y Fa Y Sa

φd Z 5εα⨯[σF ]

2

2⨯2. 218⨯0. 9⨯cos 212⨯0. 01021==5. 421 2

0. 8⨯19⨯1. 64

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值m n =6mm ，取分度圆直径 d 5=105. 071mm 。

Z 5=

d 5⨯cos β105. 071⨯cos 12︒

==17. 129 取Z 5=20 m n 6

Z 6=i ⨯Z 5=4. 359⨯20=87. 180 取Z 6=89 (4)几何尺寸计算 ①计算中心距

a =

(Z 5+Z 6)⨯m n

2⨯cos β

=

109⨯6

=334. 305mm

2⨯cos 12︒

取a =335mm

②按圆整后中心距修正螺旋角

β=(Z 5+Z 6)⨯m n

2⨯a

654

==12. 547︒

670

β角改变不多，故参数εα, K β, Z H 不必修正。

③计算大小齿轮的分度圆直径

d 5=Z 5⨯m n 20⨯6==122. 936mm cos βcos 12. 547︒

d 6=Z 6⨯m n 89⨯6==547. 065mm cos βcos 12. 547︒

④计算齿宽

b =φd ⨯d 5=0. 8⨯122. 936=98. 349mm

圆整后 B 6=100mm B 5=105mm

验算 F t =2⨯T 32⨯1935155==31482. 316N d 5122. 936

K A ⨯F t 1. 5⨯31482. 316==480. 162>100N /mm b 98. 349

所以，满足齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度。

3.4齿轮的结构形式

小齿轮 齿轮轴—直径较小的钢质齿轮，当齿根圆直径与轴径接近时，可以将齿轮和轴做

成一体，成为齿轮轴。

大齿轮 腹板式—顶圆直径d a ≤500mm 的齿轮可以是锻造的或铸造的，通常采用腹板式结

构。

3.5减速器箱体及其附件

3.5.1 减速器箱体设计

减速器箱体多采用剖分式结构。剖分式箱体由箱座与箱盖两部分组成，用螺栓联接起来构成一个整体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合，有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分结合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体的刚度，在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定的宽度和厚度，以保证安装稳定性与刚度。

减速器箱体一半多用HT150、HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。

3.5.2 减速器附件设计

（1）窥视孔和视孔盖

窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置，其大小以手能伸入箱体进行检查操作为宜。窥视孔处应设计凸台以便于加工。视孔盖可用螺钉紧固在凸台上，并应考虑密封。

（2）油面指示器

油面指示器应设置在便于观察且油面较稳定的部位，如低速轴部位。油标尺的结构简单，在减速器中较常采用。油标尺上有表示最高及最低油面的刻线。装有隔离套的油尺，可以减轻油搅动的影响。油标尺安装位置不能太低，以避免油溢出油标尺座孔。

（3）放油孔和螺塞

放油孔应设置在油池的最低处，平时用螺塞堵住。采用圆柱螺塞时，箱座上装螺塞处应设置凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以避免油排不净。

（4）通气器

通气器应设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器内部制成一定曲路，并设置金属网。选择通气器类型时应考虑器对环境的适应性，其规格尺寸应与减速器大小相适应。

（5）定位销

常采用圆锥销做定位销。两定位销间的距离越远越可靠，因此，通常将其设置在箱体凸缘的对角处，并应作非对称布置。

致谢

纸上得来终觉浅，须知此事要躬行。短短几个月的毕业设计，是一次对我们四年来所学知识的综合性考验，是一次在实践中检验学习成果进而完善知识结构, 提高理论联系实际能力的机会。

本次毕业设计，从开始选题，经过调研并进行可行性分析，到总体方案的制定及具体的设计过程，经历了近三个月的时间，最后才得以顺利完成。在这期间通过自己的努力以及在老师、同学的帮助下，如期完成了本次的毕业设计，感谢学院能够给我这个自我锻炼的平台！特别是老师给了我精心的指导和热情的帮助，在此我向老师表示忠心的感谢！并向四年来精心培育我的所有老师致谢！

通过本次毕业设计，四年来所学到的理论知识得到了具体的运用并加以强化，实现了理论与实践的结合，我非常感谢毕业设计给了我一个锻炼自我，提高自我的机会，在这期间所学到的知识对我以后的学习和生活都有重要的指导意义，我们能综合运用已学课程的有关理论和知识进行工程设计，培养了设计能力，培养了理论联系实际的能力，培养了独立工作的能力，培养了使用资料进行计算，绘图和数据处理的能力，为今后进行设计工作奠定了基础。

总之，此次毕业设计，使我们学会了如何综合运用理论知识去分析和解决机械设计问题，为今后的工作打下了坚实的基础。在今后的学习和生活中，我将时时牢记老师的谆谆教导，继续加强学习，完善知识结构，不断改进和完善自我，给老师，也给自己一份满意的人生答卷。

再此感谢老师的指导，谢谢！

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