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摘 要
起重機的出現大大提高了人們的勞動效率和經濟效益，以前需要很多人力物力才能搬動的大型物件現在用起重機就能輕易達到效果，尤其是在小范圍的搬動過程中起重機的作用是相當明顯的。像在工廠的廠房內搬運大型零件或重型裝置時，橋式起重機所起到的作用就很明顯。
我們這次設計的是橋式起重機。橋式起重機是一種工作性能比較穩(wěn)定，工作效率比較高的起重機。橋式起重機小車主要包括起升機構、小車架、小車運行機構、吊具等部分。其中的小車運行機構主要由減速器、主動輪組、從動輪組、傳動軸和一些連接件組成。
因為不要對小車進行設計。所以，我們這次的設計對于減速器不是直接取標準件，而是自己重新設計。主要的設計部件是卷筒、吊鉤、鋼絲繩、滑輪和減速器。在我們將所有的部件都設計出來之后，我們將要對它們進行cad的繪制，是我們能夠更好的表達出我們所做的東西。
最后，通過這次設計，我們對橋式起重機有了更進一步的了解，認識到了它的現狀和發(fā)展趨勢，這對我們以后從事機械行業(yè)方面的工作有很大的益處。
關鍵詞：橋式起重機，起升機構，減速器，卷筒
ABSTRACT
Crane appear greatly improved people's 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 don't 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
目 錄
摘要 I
ABSTRACT II
第一章 概述 1
1.1 概述 1
1.2 橋式起重機發(fā)展概述 2
1.2.1 國內外現狀 2
1.2.2國外現狀: 2
1.2.3國內橋式起重機發(fā)展動向 2
1.2.4國外橋式起重機發(fā)展動向 3
1.3 現代雙梁橋式起重機設計的目的、內容和要求 5
1.3.1 設計目的 5
1.3.2 設計內容 5
1.3.3 設計要求 5
第二章 起升機構的計算 6
2.1確定起升機構傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組 6
2.2選擇鋼絲繩 6
2.3確定滑輪主要尺寸 7
2.4確定卷筒尺寸，并驗算強度： 7
2.5選擇電動機： 9
2.6減速器的設計： 10
2.6.1傳動比的分配。 10
2.6.2計算傳動裝置的運動和動力參數 11
2.6.3齒輪傳動設計 12
2.6.4軸的設計 23
2.6.5軸的校核 26
2.6.6鍵的選擇和校核 32
2.6.7滾動軸承的選擇和校核 33
2.7.選擇制動器 35
2.8選擇聯軸器 36
電動機的額定轉矩 36
2.9驗算啟動時間 37
2.10 制動時間的驗算 37
2.11 高速浮動軸計算 38
第三章 吊鉤組的計算 40
3.1 吊鉤的計算 40
3.2吊鉤橫軸的計算 41
3.3滑輪軸計算 43
3.4拉板的強度驗算 44
3.5 滑輪軸承的選擇 45
第四章 卷筒部件計算 46
4.1 卷筒芯軸的設計計算： 46
4.2 選擇軸承 47
4.3 繩端固定裝置的計算 48
第五章 結論 50
參考文獻 51
致謝 52
第一章 概述
1.1 概述
橋式起重機是橋架在高架軌道上運行的一種橋架型起重機，又稱天車。橋式起重機的橋架沿鋪設在兩側高架上的軌道縱向運行，同時起重小車沿鋪設在橋架上的軌道橫向運行，所以可以覆蓋很寬的面積，就可以充分利用橋架下面的空間吊運物料，不受地面設備的阻礙。
普通橋式起重機一般由起重小車、橋架運行機構、橋架金屬等結構組成。起重小車又由起升機構、小車運行機構和小車架三部分組成。
橋式起重機應用范圍廣泛，在室內外倉庫、廠房、碼頭和露天貯料場等處都可應用,可以很好很快的完成工作任務，具有很高的工作效率和經濟效益。橋式起重機可分為普通橋式起重機、簡易粱橋式起重機和冶金專用橋式起重機三種。
起升機構包括電動機、制動器、減速器、卷筒和滑輪組。電動機通過減速器，帶動卷筒轉動，使鋼絲繩繞上卷筒或從卷筒放下，以升降重物。小車架是支托和安裝起升機構和小車運行機構等部件的機架，通常為焊接結構。
橋架的金屬結構由主梁和端梁組成，分為單主梁橋架和雙梁橋架兩類。單主梁橋架由單根主梁和位于跨度兩邊的端梁組成，雙梁橋架由兩根主梁和端梁組成。橋架主梁的結構類型較多比較典型的有箱形結構、四桁架結構和空腹桁架結構。本文設計研究的是吊鉤箱型雙梁橋式起重機。
起重機運行機構的驅動方式可分為兩大類：一類為集中驅動，即用一臺電動機帶動長傳動軸驅動兩邊的主動車輪；另一類為分別驅動、即兩邊的主動車輪各用一臺電動機驅動。中、小型橋式起重機較多采用制動器、減速器和電動機組合成一體的“三合一”驅動方式，大起重量的普通橋式起重機為便于安裝和調整，驅動裝置常采用萬向聯軸器。
起重機的產品型號表示為：
類、組、型代號 特征代號 主參數代號 更新代號
例如：QD25/5橋式起重機表示為，吊鉤橋式起重機，主鉤25t，副鉤5t。
1.2 橋式起重機發(fā)展概述
自有人類文明以來，物料搬運便成為了人類活動的重要組成部分，距今已有五千多年的發(fā)展歷史。隨著生產規(guī)模的擴大，自動化程度的提高，作為物料搬運重要設備的起重機在現代化生產過程中應用越來越廣，作用愈來愈大，對起重機的要求也越來越高，特別是產品生產過程中物料裝卸搬運費用所占比例緩慢增加，促進了大型或高速起重機的需求量不斷增長?？茖W技術的飛速發(fā)展，推動了現代設計和制造能力的提高，激烈的國際市場競爭也越來越依賴于技術的競爭。這些都促使起重機的技術性能進入嶄新的發(fā)展階段，起重機正經歷著一場巨大的變革。
1.2.1 國內外現狀
國內現狀：
目前，國內專業(yè)的生產大型起重機的廠家很多。其中一中聯重科、三一重工、撫挖等企業(yè)為代表。這是由于這些公司的產品系列較全，市場占有率較高。中聯重科在2007年12月宣布實行品牌的統一戰(zhàn)略后，現已成功的開發(fā)出50t~600t的履帶式起重機產品系列。而作為中國起重機行業(yè)的領頭羊，徐州重型機械有限公司現在已經形成以汽車起重機為主導，履帶式起重機和全路面起重機為側翼的龐大的譜群。最后，撫挖在2007年推出了QUY350型起重機，填補了國內350t履帶式起重機的產品型譜的空白。
1.2.2國外現狀:
目前，國外的專業(yè)生產起重機的廠家也有很多。其中，以利勃海爾、特雷克斯-德馬格、馬尼托瓦克與神鋼等公司為主。主要是和國內原因一樣，產品系列較全，市場占有率較高。利勃海爾公司的產品技術先進、宮縮可靠，其生產的LR系列履帶起重機的最大起重量已經達到1200t。在2007年又推出了新產品LR1600/2，使產品的型譜更加的完善。
1.2.3國內橋式起重機發(fā)展動向
加入世貿組織后，雖然國內市場(特別是配套件)將受到較大沖擊，但同時也給我們帶來新技術的應用以及新的發(fā)展契機，在這種情況下使國內主機和配套件企業(yè)更清晰認識到自己與國外同行的差距，更多地了解國產產品存在的致命問題，這使得國內的企業(yè)有一種危機感，從而將導致主機和配套件企業(yè)不得不在技術創(chuàng)新和技術進步上下功夫，從而縮小這種差距。
國內工程機械產品近十年來隨著技術的引進、消化、吸收，有了長足的進步，產品性能、可靠性、外觀都有較大幅度的提高，但同國外工程機械比較來看，還存在較大差距，就工程起重機而言，今后的發(fā)展主要表現在如下幾個方面：
l、整機性能：由于先進技術和新材料的應用，同種型號的產品，整機重量要輕20%左右。隨著結構分析應用和先進設備的使用，結構形式更加合理，工作效率有了顯著提高；
2、高性能、高可靠性的配套件，從而使選擇余地大、適應性好,性能得到充分發(fā)揮；
3、電液比例控制系統和智能控制顯示系統的推廣應用；
4、操作更方便、舒適、安全，保護裝置更加完善；
5、向吊重量大、起升高度、幅度更大的大噸位方向發(fā)展。
1.2.4國外橋式起重機發(fā)展動向
（1）大型化和專用化
由于工業(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逐漸增加，促使大型或高速起重機的需求量不斷增長。起重量越來越大，工作速度越來越高，并對能耗和可靠性提出更高的要求。
（2）模塊化和組合化
用模塊化設計代替?zhèn)鹘y的整機設計方法，將起重機上功能相同的構件、部件和零件制成有多種用途，有相同連接要素和可互換性的標準模塊，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，只需針對莫幾個模塊。設計新型起重機，只需選用不同模塊重新進行組合?？墒菃渭∨可a的起重機改換成具有相當規(guī)模的模塊生產，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成模塊管理。達到改善整機性能，降低制造成本，提高通用化程度，用少量規(guī)格數量的零部件組成多品種、多規(guī)格的系列產品，充分滿足用戶需求。
組合化，則是所有部件都可以實現大批量生產，再根據用戶的不同需求和具體物料搬運線路在短時間內將各種部件組合搭配即成，這種起重機組合性非常好，操作方便，能充分利用空間，運行成本低。有手動、自動多種形式，還能組成懸掛系統、單梁懸掛起重機、雙梁懸掛起重機、懸臂起重機、輕型門式起重機及手動堆垛起重機，甚至能組成大型自動化物料搬運系統。
（3）輕型化和核心技術化
有相當批量的起重機是在通用的場合使用，工作并不很繁重。這類起重機批量大、用途廣考慮綜合效益，要求其終極盡量降低外形高度，簡化結構，減小自重和輪壓，也可使整個建筑物高度下降，建筑結構輕型化，降低造價。
各大知名企業(yè)都有自己的獨特的核心技術，并不斷的改進創(chuàng)新，以此保持自己在同行的領先地位?，F在各大公司都在研究開發(fā)自己的核心技術，以提高自己的產品檔次和競爭能力。
（4）自動化和智能化
起重機的更新和發(fā)展，在很大程度上取決與電氣與控制的改進。將機械技術和電機技術相結合，將先進的計算機技術、微電子技術、電力電子技術、光纜技術、液壓技術、模糊控制技術應用到機械的驅動和控制系統，實現起重機的自動化和智能化。
（5）成套化和系統化
在起重機單機自動化的基礎上，通過計算機把各種起重運輸機組成一個物料搬運集成系統，通過中央控制其控制，與生產設備有機結合，與生產系統協調配合。這類起重機自動化程度高，具有信息處理功能，可將傳感器檢測出來的各種信息實施儲存、運算、邏輯判斷、變換等處理加工，進而向執(zhí)行機構發(fā)出控制指令。這類起重機還具有較好的信息輸入、輸出接口，實現信息全部、準確、可靠的在整個物料搬運集成系統中的傳輸。起重機通過系統集成，能形成不同機種的最佳匹配和組合，取長補短，發(fā)揮最佳效用。
（6）新型化和實用化
結構方面采用薄壁型材和異型鋼、減少結構的拼接焊縫，提高疲勞性能。
在機構方面進一步開發(fā)新型傳動零部件。
在電控方面開發(fā)性能好、成本低、可靠性高的調速系統和電控系統，發(fā)展半自動和全自動操縱。
1.3 現代雙梁橋式起重機設計的目的、內容和要求
1.3.1 設計目的
1．）通過對橋式起重機的滾筒的設計和減速器的設計，使之具備對較復雜機械進行設計 力。
2.）通過設計過程的計算以及出現的各種問題的處理，使之具備解決工程技術問題的能力。
3.）在完成設計任務之后，要對涉及的內容進行繪圖，這就要我們要具有熟練應用計算機繪圖軟件的能力。
1.3.2 設計內容
1.）確定起升機構的傳動方案；
2.)設計滑輪組和吊鉤組，計算選擇鋼絲繩；
3.)設計卷筒部件，并驗算強度；
4.)選擇電動機，驗算電動機的發(fā)熱條件；
5.)設計減速器，校核減速器輸出軸強度；
6.)選擇制動器和設計聯軸器，驗算啟動時間與制動時間，對高速浮動軸進行計算。
1.3.3 設計要求
在設計的過程中應該盡量的很實際情況相結合，是各個部分的配合要恰當。選用的零件應盡量使用標準件，以提高設計與制造的工作效率，降低生產成本。同時各個部件在設計的時候應考慮制造，安裝和維護檢修的方便，盡量保證各部件拆下修理時而不需要移動鄰近的部件?？傊?，要考慮到到各個部分的相互關系，做到各個部分配合良好。
第二章 起升機構的計算
2.1確定起升機構傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組
按照布置宜緊湊的原則，決定采用下圖1的方案。如圖所示，采用雙聯滑輪組。按起重量Q=5T,
查（1）表4-1取滑輪組倍率=3，承載繩分支數：Z=2=6.
鋼絲繩的纏繞方式如圖2所示。
查（1）附表8選圖號為 吊鉤組，得其質量：=99kg，兩動滑輪間距L=162mm
2.2選擇鋼絲繩
若滑輪組采用滾動軸承，當=3，
表 2.1
查上表得滑輪組效率：=0.985
鋼絲所受的最大拉力：862kg=8.62kN
查(2)表8-1-8，中級工作類型（工作級別）時，安全系數n=5.
鋼絲繩計算破斷拉力：58.62=43.1kN
查（2）表8-1-10選用瓦林吞型纖維鋼絲繩，鋼絲公稱抗拉強度1670MPa，光面鋼絲，左交互捻，直徑11mm，鋼絲最小破斷拉力=66.68kN，標記如下：
11NAT
2.3確定滑輪主要尺寸
滑輪的許用最小直徑：
D
式中e為中級工作類型時的系數，取e=25. 所以=264mm。由（2）表8-1-65選用滑輪直徑D=280mm，取平衡滑輪的直徑=0.6264=158.4.由表8-1-65選用=225mm。滑輪的繩槽部分尺寸可由表8-1-66查得。由（1）附表4選用鋼絲繩直徑d=11mm，D=280mm，滑輪軸直徑=90mm。
型滑輪標記為：滑輪11280-80 ZB J80 006.8-87；
由（2）附表選用d=11mm，D=225，滑輪軸直徑 =45mm。標記為：
F11225-45 ZB J180 006.8-87
2.4確定卷筒尺寸，并驗算強度：
卷筒直徑：
=264mm,由（2）表8-1-60選A型卷筒模式，D=315mm，由（2）表8-1-59得槽底半徑R=7，槽距=14mm。
卷筒尺寸由下列公式得：
==1089.1mm
取L=1100mm
上式中 ——鋼絲繩安全圈數，一般為2~3.這里取=2；
——卷槽不切槽部分長度，取其等于吊鉤組動滑輪的間距，即=L=162mm，實際長度在繩偏斜角允許范圍內可適當增減；
——卷筒計算直徑=D+d=315+11=326mm
卷筒壁厚：
=12.3~16.3mm，取為13mm
卷筒應力驗算：
卷筒的長度L=964,而3倍D為945mm。 L＞3D，驗算由彎曲和扭轉的復合應力。
如下圖所示，卷筒的最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中間時：
===4042780N`mm
卷筒斷面抗彎模數：
=
合成應力：
式中：
由于選用HT200，此材料的最小抗拉強度=198Mpa，
因此，許用拉應力 ， ，在此安全系數取n=5，
=195/5=39Mpa
卷筒壁壓應力
---許用壓應力
，n'取1.5，所以=195/1.5=130
卷筒驗算通過。
因此選擇卷筒直徑D=315mm，長度L=1100mm，r=7mm，t=13mm。倍率為3。
靠近減速器一段的卷筒槽為左的A型卷筒：
A315×1100--7×13--20×3左
2.5選擇電動機：
電動機的靜功率：
= 7.84kw
式中 ------機構總效率，一般為0.8--0.9，在此取0.85
電動機的計算功率：
式中 由（2）查得，對于M5機構，取0.8
查（1）附表30
選用電動機,
其
飛輪矩1.06Kg
驗算電動機的發(fā)熱條件：
求JC=25％時所需的等效功率：
因此所選的發(fā)動機滿足發(fā)熱條件
2.6減速器的設計：
2.6.1傳動比的分配。
，，分別為傳動系統中聯軸器，齒輪傳動及軸承的效率，取=0.99，=0.96，=0.98
=四、計算傳動裝置
總傳動比和分配各級傳動比
（1）傳動裝置總傳動比
=710/26.0
=27.3
（2）分配各級傳動比
取高速級的圓柱齒輪傳動比=5.91 ，則低速級的圓柱齒輪的傳動比 =4.62
2.6.2計算傳動裝置的運動和動力參數
1. 各軸轉速
電動機軸為軸Ⅰ，減速器高速級軸為軸Ⅱ，中速軸為軸Ⅲ，低速級軸為軸Ⅳ，帶輪軸為軸Ⅴ，則
=710 r/min
710/5.91 r/min=120.14 r/min
120.14/4.62 r/min
=26.0 r/min
2. 按電動機額定功率計算各軸輸入功率
=11 kw
=11×0.99 kw=10.89 kw
=10.89×0.96×0.98 kw
=10.25 kw
=10.25×0.96×0.98 kw
=9.64 kw
3. 各軸轉矩
=9550×11/710
=147.96
=9550×10.89/710
=146.48
=9550×10.25/120.14
=814.8
=9550×9.64/26
=3540.8
將計算結果匯總列表如下
項目
電動機軸I
高速級軸II
中間軸III
低速級軸IV
轉速（r/min）
710
710
120.14
26.0
功率（kw）
11
10.89
10.25
9.64
轉矩()
147.96
146.48
814.8
3540.8
傳動比
1
5.91
4.62
效率
0.99
0.94
0.94
2.6.3齒輪傳動設計
1.高速級齒輪傳動設計
（1）選擇材料、精度及參數
a. 按圖1所示方案，選用直齒圓柱齒輪傳動
b. 選用7級精度（GB10095-85）
c. 材料選擇 小齒輪：40Cr（調質），硬度為285HBS
大齒輪：45鋼（調質），硬度為40HBS
d. 初選小齒輪齒數=25 ， 25×5.91=147.75
取148
e. 選取齒寬系數==1.2
（2）按齒面接觸強度設計
按下式試算
……………… ⑧
1） 確定公式內各計算數值
a. 試選=1.3
b. 確定小齒輪傳遞的轉矩=147.96
=1.4796×
c. 查圖表（P表10-6）選取彈性影響系數=189.8
d. 查圖表（P圖10-21d）得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa ，=530MPa
e. 查圖表（P圖10-19）取接觸疲勞壽命系數
=0.90 ，=0.95
f. 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數S=1，由式得
=0.9×600MPa=540MPa
=0.95×530MPa=503.4MPa
2）計算
a. 由式⑧試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值=503.4MPa得
=mm
=69.32 mm
b. 計算圓周速度
=3.14×69.32×710/60000m/s=2.58 m/s
c. 計算齒寬
==1.2×69.32 mm=83.184 mm
d. 計算模數、齒寬高比
模數=/=69.32/25 mm=2.77 mm
齒高=2.25=2.25×2.77 mm=6.23 mm
則/=83.184/6.23=13.35
e. 計算載荷系數
根據=2.58m/s ，7級精度，查圖表（P圖10-8）得動載荷系數=1.1 ，直齒輪==1 ，由=1.2和=83.184 mm ，根據式得=1.398
由/=13.35和=1.398查圖表（P圖10-13）得=1.38
故根據式④得=1.538
f. 按實際載荷系數系數校正所得分度圓直徑。由式⑤得=73.32mm
g. 計算模數
=73.32/25 mm=2.93mm
（3） 按齒根彎曲強度設計
計算公式為
……………… ⑨
1） 確定公式內各計算數值
a. 查圖表（P圖10-20c）得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa ，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa 。
b. 查圖表（P圖10-18）取彎曲疲勞壽命系數=0.85 ， =0.88
c. 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數=1.4 ，由式得=0.85×500/1.4MPa=303.57MPa =0.88×380/1.4MPa=236.86MPa
d. 計算載荷系數。由式⑥得=1×1.1×1×1.38=1.518
e. 查取齒形系數。查圖表（P表10-5）得=2.62 =2.16
f. 查取應力校正系數。查圖表（P表10-5）得 =1.59 ，=1.81
g. 計算大、小齒輪的，并加以比較
=2.62×1.59/303.57 =0.01372
=2.216×1.81/236.86=0.01634
大齒輪的數值大
2） 設計計算
3） =2.14mm
由以上計算結果，取模數=2.5按分度圓直徑=73.32mm
計算應有的齒數得=73.32/2.5=29.33，=30=5.91×30=177.3 取=178
（4） 幾何尺寸計算
1） 計算中心距
=3×（30+178）/2 =312 mm
2） 計算分度圓直徑
mm=75 mm
mm=445m
3） 計算齒輪寬度
=1.2×75 mm=90 mm
取=95 mm ， =90 mm
2. 低速級齒輪傳動設計
（1）選擇材料、精度及參數
a. 按圖1所示方案，選用直齒圓柱齒輪傳動
b. 選用7級精度（GB10095-85）
c. 材料選擇 小齒輪：40Cr（調質），硬度為280HBS
大齒輪：45鋼（調質），硬度為240HBS
d. 初選小齒輪齒數=25 ，=25×4.62=115.5
取=116
e. 選取齒寬系數=1
（2）按齒面接觸強度設計
按下式試算
……………… ⑧
2） 確定公式內各計算數值
a. 試選=1.3
b. 確定小齒輪傳遞的轉矩=814.8
=8.148×
c. 查圖表（P表10-6）選取彈性影響系數=189.8
d. 查圖表（P圖10-21d）得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa ，=530MPa
e. 查圖表（P圖10-19）取接觸疲勞壽命系數
=0.90 ，=0.95
f. 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數S=1，由式⑦得
=0.9×600MPa=540MPa
=0.95×530MPa=503.4MPa
2）計算
a. 由式⑧試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值=503.4MPa得
=mm
=124.03 mm
b. 計算圓周速度
=3.14×124.03×120.14/60000m/s=0.78 m/s
c. 計算齒寬
=1.2×124.03mm=148.84 mm
d. 計算模數、齒寬高比
模數=/=124.03/25 mm=4.96 mm
齒高=2.25=2.25×4.96mm=11.16mm
則/=148.84/11.16=13.34
e. 計算載荷系數
根據=0.78 m/s ，7級精度，查圖表（P圖10-8）得動載荷系數=1.05 ，直齒輪=1 ，由=1.2和=83.06 mm ，根據式③得=1.398
由/=13.33和=1.398查圖表（P圖10-13）得=1.352
故根據式④得=1.468
f. 按實際載荷系數系數校正所得分度圓直徑。由式⑤得=129.16 mm
g. 計算模數
=129.16/25 mm=5.16 mm
（5） 按齒根彎曲強度設計
計算公式為
……………… ⑨
4） 確定公式內各計算數值
a. 查圖表（P圖10-20c）得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa ，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa 。
b. 查圖表（P圖10-18）取彎曲疲勞壽命系數=0.85 ，=0.88
c. 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數=1.4 ，由式得=0.85×500/1.4MPa=303.57MPa =0.88×380/1.4MPa=236.86MPa
d. 計算載荷系數。由式⑥得=1×1.05×1×1.352=1.420
e. 查取齒形系數。查圖表（P表10-5）得=2.62 =2.19
f. 查取應力校正系數。查圖表（P表10-5）得 =1.59 ，=1.80
g. 計算大、小齒輪的，并加以比較
=2.62×1.59/303.57 =0.01372
=2.19×1.80/236.86=0.01664
大齒輪的數值大
5） 設計計算
mm=3.72mm
由以上計算結果，取模數=4mm。按分度圓直徑=129.16mm計算應有的齒數得=129.16/4=32.29取=33 ，則=4.62×33=152.46取=153
（6） 幾何尺寸計算
4） 計算中心距
=4×（33+153）/2 mm=372mm
5） 計算分度圓直徑
==132 mm
==612mm
6） 計算齒輪寬度
=1.2×132mm=158.4mm取=159
取=164 mm ，=159mm
（5）結構設計
小齒輪（齒輪3）采用實心結構
大齒輪（齒輪4）采用腹板式結構
高速軸齒輪的參數
名稱
計算公式
結果/mm
模數
m
2.5
壓力角
齒數
30
178
傳動比
i
5.91
分度圓直徑
75
445
齒頂圓直徑
80
450
齒根圓直徑
68
438
中心距
312
齒寬
95
90
高速大齒輪結構參數如下表
名稱
結構尺寸經驗計算公式
結果/mm
轂孔直徑d
65
輪轂直徑D3
104
輪轂寬度L
97.5
取85
腹板最大直徑D0
取420
板孔分布圓直徑D1
262
板孔直徑D2
取80
腹板厚度C
40
低速齒輪參數
名稱
計算公式
結果/mm
模數
m
4
壓力角
齒數
33
153
傳動比
i
4.62
分度圓直徑
132
612
齒頂圓直徑
137
617
齒根圓直徑
125
605
中心距
372
齒寬
164
159
減速器的裝配草圖設計
2.6.4軸的設計
（一）、軸的材料選擇和最小直徑估計
根據工作條件，初定軸的材料為45鋼，調質處理。軸的最小直徑計算公式 Ao的值由表15-3確定為：高速軸， 中間軸 ，低速軸。
1、 高速軸 ==30.42mm 因為高速軸最小直徑處裝大帶輪，設一個鍵槽，因此=32.5mm 取33mm
2、 中間軸 ==52.8mm 根據后面軸承的選擇，取55mm
3、 低速軸 ==80.5mm 安裝聯軸器設一個鍵槽， =86.1mm再根據后面密封圈的尺寸，取85mm
（三）、軸的結構設計
1、高速軸
1）高速軸的直徑的確定
：最小直徑處 安裝大帶輪的外伸軸段，因此=33mm
：密封處軸段 根據大帶輪的軸向定位要求，定位高度 以及密封圈的標注，取=36mm
：滾動軸承軸段 滾動軸承選取6308 ：d×D×B=40mm×90mm×23mm
:過渡段，滾動軸承采用脂潤滑，考慮擋油盤的軸向定位，取
齒輪軸段：由于齒輪直徑較小，所以采用齒輪軸結構。
：滾動軸承段，==40mm
2）高速軸各段長度的確定
：由于大帶輪的轂孔寬度B=63mm，確定
：由箱體結構，軸承端蓋、裝配關系等確定=60mm
：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等確定
：由裝配關系、箱體結構確定=172mm
：由高速齒輪寬度B=95 確定=95mm
：滾動軸承軸段，由裝配關系，和箱體結構確定
mm
2、中間軸
1）中間軸各軸段的直徑確定
：最小直徑處 滾動軸承軸段，因此=55mm.滾動軸承選取6211 d×D×B=55mm×100mm×21mm。
：低速齒輪軸段 取= 65mm
： 軸環(huán)，根據齒輪的軸向定位要求 取=75mm
:高速帶齒輪軸段=65mm
：滾動軸承段，=55mm
2）中間軸各軸段長度的確定
：由滾動軸承，擋油盤及裝配關系 取=60mm
：由低速小齒輪輪寬B=164mm 取=164mm
：軸環(huán)，
：由高速齒輪大齒輪輪寬B=90mm取=88mm
：= =60mm
3.低速軸
1) 低速軸各軸段的直徑確定
： 滾動軸承軸段，因此=100mm.滾動軸承選取6220 d×D×B=100mm×180mm×34mm。
：低速大齒輪軸段 取=105mm
：軸環(huán)，根據齒輪的軸向定位要求 取 =120mm
: 過度段取，考慮擋油盤的軸向定位：=110mm
：滾動軸承段， ==100mm
：封密軸段處，，根據聯軸器的定位要求以及封面圈的的標注，取=90mm
：最小直徑，安裝聯軸器的外伸軸段=85mm
2）低速軸各軸段長度的確定
：由滾動軸承、擋油盤以及裝配關系等確定取=63.5mm
：由低速大齒輪輪寬B=159mm 取=157mm
：軸環(huán)，
：由由裝配關系和箱體結構取
：滾動軸承、擋油盤以及裝配關系
：由聯軸器的孔轂L=142 取mm
2.6.5軸的校核
C1
260
85.5
（一）、高速軸的校核
1、高速軸上作用力的計算
因為采用的是直齒圓柱齒輪，所以軸向力
圖2.1
如下圖f-4，高速軸的力學模型：
齒輪1
f-4
=N
1421.7N
2、支反力的計算
由上面數學模型圖知
圖2.2
260mm85.5
總長L=345.5mm
1)垂直面受力如右圖f-5：
對于點得：
N 方向向下。
對于點得：==-1069.9N
方向向下。
由上軸的合力 ，校核
計算無誤
2）水平支反力
水平面受力如右圖2.3
對于點
圖2.3
==966.6N
對于點得：
==2939.5N
由上軸的合力 ，校核：
計算無誤。
M
91468
3）A1 點總支反力
圖2.4
=1028.6N
B1 點總支反力
=3128.2N
3、繪轉矩、彎矩圖
1）垂直平面內的轉矩圖如右圖f-7：
C1點 =-351.8260=91468N.m
M
251316
2）水平面彎矩圖如右圖2.5：
圖2.5
C1點 =966.6260=251316N.m
267443.7
M
3)合成彎矩圖如右圖2.6：
C1點
圖2.6
M
146480
=267443.7N.m
4、轉矩圖
高速軸的轉矩圖如右圖2.7
圖2.7
T==146480N.m
5、彎矩強度校核
由上面可知C1處截面的轉矩最大，是危險截面，但由于軸和齒輪是采用軸結構，d 和d14=50根相差太大，危險截面可能會出現在D1處，如圖f-11：
據選定的軸材料45鋼，調質處理，由表15-1查得
圖2.8
當危險截面是C1處時：齒根圓
圖2.8
86.25
圖f-12
可見是安全的。
當危險截面是D1處時：
垂直平面的彎矩
=78275.5N.m
水平面的彎矩
=215068.5N.m
合成力矩
==228870N.m
于是：
=18.3MPa
也安全。
6、安全系數法疲勞強度校核
1）由上面可知，所以D1處是危險截面
2）根據選定軸45鋼，調質處理，查表15-1確定材料性能：
3） 抗彎截面系數：
4）
抗扭截面系數：
彎曲應力:
==18.66MPa,
扭轉應力: =
4)影響系數
截面上由于軸肩引起的理論應力集中系數和按表3-2查取。由 取=2.12 =1.70
由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數
故有效應力集中系數：
由附圖3-2的尺寸系數 由附圖3-4得的扭轉系數
軸按磨削加工 由附圖3-4得表面質量系數
軸未經表面強化處理，即 則可得綜合系數：
取鋼的特性系數：
則安全系數如下：
>S =1.4故 設計的軸安全。
2.6.6鍵的選擇和校核
（一）、高速軸上鍵的選擇和校核
高速軸上只有安裝大帶輪的鍵。根據安裝大帶輪處直徑d=33㎜，查（機械設計課程設計）表6-1選擇普通平鍵。因為帶輪的輪轂寬B=63mm，所以選擇的鍵尺寸：b×h×l=10×8×56 （t=5.0r=0.25）。標記：鍵10×8×56 GB/T1096-2003。鍵的工作長度L=l-b=56-10=46mm,鍵的接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm，傳遞的轉矩
。按表查得鍵的靜連接時需用應力 則
故高速軸上的鍵強度足夠。
（二）、中間軸上的鍵選擇和校核
中間軸上的鍵是用來安裝齒輪的，因此選用圓頭普通平鍵。因為高速軸上大齒輪的輪寬B=90mm ，軸段直徑d=65mm，所以選用b×h×l=18×11×80（t=6.0，r=0.3），標記：鍵18×11×80GB/T10956-1990 。低速軸上小齒輪的輪寬B=164 ，軸段直徑d=65，所以選用b×h×l=18×11×140（t=6.0，r=0.3），標記：鍵18×11×140 GB/T10956-1990 。短鍵的工作長度L=l-b=80-118=62mm,鍵的接觸高度k=0.5h=0.5×11=5.5mm
（三）、低速軸的鍵選擇和校核
低速上有兩個鍵，一個是用來安裝低速級大齒輪，另一個是用來安裝聯軸器。齒輪選用圓頭普通平鍵，齒輪的軸段的直徑d=105mm，輪寬B=159mm 查表（機械設計課程設計）選鍵的參數：b×h×l=28×16×140（t=9.0，r=0.5）標記鍵28×16×140 GB/T10956-1990 。鍵的工作長度 L=l-b=140-28=112mm,鍵的接觸高度k=0.5h=0.5×16=8mm， 軸孔長度L=142 又因為軸直徑d=85mm，
所以選鍵b×h×l=18×11×125。標記：鍵C22×12×120 GB/T10956-1990。鍵的工作長度 L=l-b=120-22=98mm,鍵的接觸高度k=0.5h=0.5×12=6mm，
2.6.7滾動軸承的選擇和校核
（一）、高速軸軸承的選擇和校核
1、滾動軸承的選擇
根據載荷及速度情況，選用深溝球軸承。由高速軸的設計，根據==40mm，選軸承型號為6308，其基本參數：
軸承1
軸承2
圖2.9
1軸承受力圖如右圖
2、 滾動軸承的校核
(1)820N
2548N
2）當量動載荷
根據工作情況（無沖擊或輕微沖擊），由表13-6查得載荷系數
3）驗算軸承的壽命
因為，所以，只需驗算軸承3，軸承預期壽命與整機相同，l=10×300×10=48000h
>48000h
所以，軸承壽命足夠。
減速器箱體參數如下：
名稱
符號
尺寸關系mm
箱座壁厚
δ
12
箱蓋壁厚
δ1
10
箱蓋凸緣厚度
b1
18
箱座凸緣厚度
b
30
地腳螺釘直徑
df
M20
地腳螺釘數量
n
6
軸承旁聯結螺栓直徑
d1
M16
蓋與座聯接螺栓直徑
d2
M10
聯接螺栓d2的間距
L
軸承端蓋螺釘直徑
d3
M10
檢查孔蓋螺釘直徑
d4
M5
定位銷直徑
d
8
大齒輪齒頂圓與箱體壁的距離
L1
15
軸承座軸承蓋外徑
D1
D2
D3
140
150
200
箱體外壁到軸承座端面的距離
L2
50
凸緣尺寸
C1
C2
24
20
沉頭座直徑
D
22
通氣孔直徑
D4
18
箱坐上的肋厚
m1
14
2.7.選擇制動器
所需的的制動力矩：
式中
由（1）附表15選用制動器
其制動力矩（140-225）N.m
制動輪直徑250mm
質量37.6kg
2.8選擇聯軸器
電動機的額定轉矩
高速軸聯軸器的計算轉矩
1.5×1.8×151=408N.m
n——聯軸器安全系數，取1.5
——剛性動載系數，一般在1.5~2.0間，取1.8
由（1）附表查得電動機的軸端為d=65mm，l=105mm
由上面的設計得減速器的高速軸的=42mm，=85mm
1） 電動機端得聯軸器
由（1）附表43選用半聯軸器，其最大容許轉矩為3150N.m＞Md
飛輪力矩為0.403 質量為23.6kg
2） 減速器端的聯軸器
由（1）附表45選帶的制動輪半齒聯軸器，S385型，
最大容許轉矩為1400N。m
飛輪矩0.33 質量為=18.4kg
為與所選制動器適用，修正其
2.9驗算啟動時間
啟動時間：
式中
靜阻力矩：
=1.40
平均啟動轉矩：
因此
通常起升機構起動時間為1～5s，故所選電動機合適。
2.10 制動時間的驗算
式中
由【1】表6-6查的許用減速度，
所以
故合適
2.11 高速浮動軸計算
1）疲勞計算
軸受脈動扭轉載荷，其等效扭矩為：
式中——等效系數，由《起重機課程設計》表2-7查得；
由上節(jié)選擇聯軸器中，已確定浮動軸的直徑d=42mm
因此扭轉應力：
許用扭轉應力由《起重機課程設計》（2-11）、（2-14）式得：
軸的材料為45號鋼，，；
，。
——考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應力集中系數;
——與零件幾何形狀有關，對于零件表面有急劇過渡和開有鍵槽及緊配合區(qū)段，；
——與零件表面加工光潔度有關，?。?
此處??；
——考慮材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數，對于碳鋼，低合金鋼；
——安全系數，查《起重機課程設計》表2-21得；
因此：
故，通過。
2）靜強度計算
軸的最大扭矩：
式中 ——動力系數，由《起重機課程設計》表2-5查得。
最大扭轉力矩：
許用扭轉應力，
式中 ——安全系數，由《起重機課程設計》表2-21查得。
，故合適。
第三章 吊鉤組的計算
3.1 吊鉤的計算
因為本設計采用3倍率雙聯滑輪組，起重量為5t，查（2）表8-1-81，選用鉤號為4、短型的吊鉤。
材料選用20號鋼，2.5鉤號用M42的螺紋，在此處的拉伸應力為：
式中
-----M42的小徑，查得=37.5mm
-----載荷動力系數，查（1）圖2-2得=1.10.
查表得軸頸拉伸許用應力，，故強度夠。
吊鉤的示意圖如下圖所示：
圖3.1
確定吊鉤螺母的尺寸：
螺母的最小工作高度
H=
考慮設置防松螺栓，實際高度
H=60mm
螺母外徑
D=（1.8~2）d=（1.8-2）×37.5=（67.5~75）mm 取75mm
止推軸承的選擇
由于軸承很少轉動，因此可根據額定靜負荷來選擇
由（2）表7-2-83選51208型推力球軸承
其額定靜負荷=98.2KN,載荷當量靜負荷
所以軸承內部軸向力
式中n=1.5 由（2）表7-1-4查出
3.2吊鉤橫軸的計算
由（1）附圖25，橫軸間距由兩滑輪尺寸決定,L= 314mm，
橫軸可做以簡支梁來計算
橫軸的計算載荷：
橫軸最大彎矩：
中間斷面的截面模數
彎曲應力：
軸的材料是45號鋼，許用應力
-----45鋼的屈服極限，=290Mpa
n-----安全系數，取為2.4
因此軸強度足夠
圖3.2
圖3.3
3.3滑輪軸計算
滑輪軸是是一簡支梁，支點距離L=314mm。為方便計算，如下圖所示，把三力集中起來
滑輪的作用力：
圖3.4
1-1,2-2斷面上的彎矩為：
1-1,2-2截面模數：
彎曲應力：
45號鋼的＜=120Mpa。
所以強度足夠
3.4拉板的強度驗算
拉板的尺寸如下圖所示：
圖3.5