起重機傳動裝置畢業(yè)設計

起重機傳動裝置畢業(yè)設計,起重機,傳動,裝置,畢業(yè)設計 畢 業(yè) 設 計 輪胎式起重機起升機構(gòu)傳動裝置設計 姓 名 班 級 專 業(yè) 時 間 指導老師 目 錄 摘要 4 Abstract 4 1 前言 5 1.1設計目的 5 1.2傳動方案 5 1.3減速器的設計 5 2 起重機傳動裝置的選擇 6 2.1起升機構(gòu)方案 6 2.2已知條件 6 2.3 選用傳動方案 6 3 電動機的選擇與運動參數(shù)計算 7 3.1電動機的選擇 7 3.2計算傳動比及分配各級傳動比 8 4 傳動零件的計算 9 4.1高速級齒輪傳動 9 4.1.1選擇齒輪材料及精度等級 9 4.1.2按齒面接觸疲勞強度設計 9 4.1.3按齒根彎曲強度設計 11 4.1.4幾何尺寸計算 13 4.2低速級齒輪傳動 13 4.2.1選擇齒輪材料及精度等級 13 4.2.2按齒面接觸疲勞強度設計 14 4.2.3按齒根彎曲強度設計 15 4.2.4幾何尺寸計算 17 5 軸的設計用較核 17 5.1 高速軸的計算 17 5.1.1 初步確定軸的最小直徑 17 5.1.2軸的結(jié)構(gòu)設計 18 5.2中間軸的計算 19 5.2.1初步確定軸的最小直徑 19 5.2.2軸的結(jié)構(gòu)設計 19 5.3低速軸的計算 20 5.3.1初步確定軸的最小值徑 20 5.3.2軸的結(jié)構(gòu)設計 21 6 鍵的選擇與校核 22 6.1 高速軸上鍵的選擇 22 6.1.1 高速軸與半聯(lián)軸器鏈接的選擇 22 6.1.2 高速軸與齒輪1鏈接的選擇 23 6.2中間軸上鍵的選擇 23 6.2.1齒輪2與軸鏈接鍵的選擇 23 6.2.2齒輪3與軸鏈接鍵的選擇 23 6.3 低速軸上鍵的選擇 24 6.3.1低速軸與聯(lián)軸器鏈接鍵的選擇 24 6.3.2 低速軸與齒輪4鏈接的選擇 24 7 聯(lián)軸器的選擇與校核 24 7.1 高速軸上聯(lián)軸器的選擇 24 7.2 低速軸上聯(lián)軸器的選擇 25 8 減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇 25 8.1 潤滑方式的選擇 25 8.2 潤滑油的選擇 26 8.3 密封方式的選擇 26 設計總結(jié) 26 致 謝 27 參考文獻 27 摘要 起重機在港口的重要大型機械裝備在港口貨場得到廣泛使用。起重機的起升機構(gòu)由驅(qū)動裝置、制動裝置、傳動裝置、卷繞系統(tǒng)等組成。 輪胎式起重機起升機構(gòu)傳動裝置設計，可以對學生創(chuàng)新思維，綜合素質(zhì)與工程實踐能力培養(yǎng)效果進行全面的校驗，使學生受到設計，生產(chǎn)，管理等第一線所必需的崗位能力訓練。是學生從學校走向作崗位的重要過渡環(huán)節(jié)。 關(guān)鍵詞：輪胎式起重機；傳動裝置；機構(gòu)設計 Abstract Crane in the port of large machinery and equipment is widely used in port yard. Crane hoisting mechanism is made up of drive, brake device, transmission device and winding system, etc. Wheeled crane hoisting mechanism transmission device design, can creative thinking of students, comprehensive quality and engineering practice ability training effect thorough check, so that the students from design, production, management and so on the first line of necessary ability of post training. Is one of the important transition of students from the school to make post link. Keywords: Wheeled crane ；Gearing ；Mechanism design 1 前言 1.1設計目的 本次課程設計的任務是起重機傳動裝置的設計，其中最主要是減速器部分的設計。本課程的設計學生須熟悉課本知識，理論與實際相結(jié)合。提高了學生的計算與分析能力，同時也培養(yǎng)學生的創(chuàng)新能力。 1.2傳動方案 我們都知道我國的減速器的種類是比較多的，其中以齒輪傳動和蝸桿傳動為主，存在的問題也是比較明顯的，如：體積大、質(zhì)量大，或者是傳動比大而機械效率低等。本次我們課程設計的所研究的是減速器的設計。減速機是一種相對精密的機械，使用它的目的是降低轉(zhuǎn)速，增加轉(zhuǎn)矩。它的種類繁多，型號各異，不同種類有不同的用途選用減速器時應根據(jù)工作機的選用條件，技術(shù)參數(shù)，動力機的性能，經(jīng)濟性等因素，比較不同類型、品種減速器的外廓尺寸，傳動效率，承載能力，質(zhì)量，價格等，選擇最適合的減速器。 1.3減速器的設計 減速器是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來減低轉(zhuǎn)速和增大轉(zhuǎn)矩以滿足各種工作機械的需要。原動機和工作機之間用來提高轉(zhuǎn)速的獨立的閉式傳動裝置稱為增速器。減速器的種類很多，按照傳動形式不同可分為齒輪減速器，蝸桿減速器和行星減速器；按照傳統(tǒng)的級數(shù)可分為單級和多級減速器；按照傳統(tǒng)的布置形式又可分為展開式，分流式和同軸式減速器。我們設計齒輪減速器的目的在于使高速運轉(zhuǎn)的零件降低其遠轉(zhuǎn)速度，它與國內(nèi)外已有的齒輪減速器相比較，有如下特點： （1）傳動比范圍大。 （2）傳遞功率范圍大：并可與電動機連成一體制造。 （3）結(jié)構(gòu)簡單、體積小、重量輕。比現(xiàn)有的齒輪減速器減少1/3 左右。 （4）機械效率高，嚙合效率達到95%，整體效率在85%以上，且減速器的效率將不隨傳動比的增大而降低，這是別的許多減速器所不及的。 （5）本減速器的輸入軸和輸出軸式在同一直線上。 我們這次設計的減速器裝置及其功能良好且安全、可靠、經(jīng)濟，耐用。減速器應用非常廣泛，對我們生活中的作用顯著。 2 起重機傳動裝置的選擇 2.1起升機構(gòu)方案 圖1起升機構(gòu)方案 1—電動機 2－聯(lián)軸器 3－減速器 4－制動器 5－聯(lián)軸器 6－卷筒支承 7－鋼絲繩 8－吊鉤 9－卷筒 2.2已知條件 項目 單位 性能參數(shù)要求 起重量 t 5 起升高度 m 12.000 起升速度 m/min 7.8 運行速度 m/min 75 工作級別 A5 供電電源 三相交流380V 50Hz 環(huán)境溫度 30℃--40℃ 工作環(huán)境 室外作業(yè) 2.3 選用傳動方案 A 方案：采用二級圓柱齒輪減速器，使用于繁重及惡劣條件下長期工作，使用維護方但結(jié)構(gòu)尺寸較大使用壽命長，潤滑方便維護性好。 B 方案：蝸桿減速器，結(jié)構(gòu)緊湊，但傳動效率低，長期使用時就不經(jīng)濟，使用壽命短成本也高。 C 方案：一級圓柱齒輪減速器和開式齒輪傳動，成本低但使用壽命短，維護費用高。 由上述可得應選用A 方案。 3 電動機的選擇與運動參數(shù)計算 3.1電動機的選擇 1. 工作機所需要的功率: 2. 傳動裝置的總效率： 為卷筒的效率,取0.96； 為滾動軸承的效率，取0.98； 為彈性聯(lián)軸器的效率，取0.993； 為閉式齒輪（7級精度）的傳動效率，取0.98； 3. 電機所需的功率： 由，可選取電動機功率 4. 確定電動機轉(zhuǎn)速： 對于卷筒，這里選擇黎巴斯式卷筒；由于批量生產(chǎn)，故采用鑄造結(jié)構(gòu)；材料取Q235，選取卷筒直徑D=220mm。 計算滾筒工作轉(zhuǎn)速： 取二級圓柱斜齒輪減速器傳動比范圍，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為： 5. 確定電動機型號 電動機型號 額定功率（Kw) 滿載轉(zhuǎn)速（r/min) 額定轉(zhuǎn)矩(N?m) Y180L-8 11 730 2.0 3.2計算傳動比及分配各級傳動比 1. 總傳動比為: 2.分配各級傳動比 分別是高速級和低速級的傳動比，?。? 3.3運動參數(shù)計算 1.計算各軸轉(zhuǎn)速 A軸： B軸： C軸： D軸： 2.計算各軸的功率 A軸： B軸： C軸： D軸： 3.計算各軸扭矩 A軸： B軸： C軸： D軸： 4 傳動零件的計算 4.1高速級齒輪傳動 4.1.1選擇齒輪材料及精度等級 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪?？紤]工作機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）。兩支承相對于小齒輪做不對稱布置。 小齒輪選用40鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為280HBS；大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。 選小齒輪數(shù)，則大齒輪數(shù)。選取螺旋角：初選螺旋角 4.1.2按齒面接觸疲勞強度設計 1. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （1） 試選； （2） 選取區(qū)域系數(shù)； （3） 查得； （4） 選取齒寬系數(shù)； （5） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （6）查表得材料的彈性影響系數(shù)； （7）計算應力循環(huán)次數(shù) （8）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； （9）計算接觸疲勞許用應力 取接觸疲勞壽命系數(shù)；取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，可得： 所以許用接觸應力為： 2.計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑： （2） 計算圓周速度： （3）計算齒寬及模數(shù)： （4） 計算縱向重合度： （5）計算載荷系數(shù)K 查表得使用系數(shù)；根據(jù)v=2.15m/s，7級精度，查圖得動載系數(shù)；查表得齒間載荷分配系數(shù)；用插值法查表得齒向載荷分布系數(shù)，再查圖可得。故載荷系數(shù)： （6） 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： （7）計算模數(shù)： 4.1.3按齒根彎曲強度設計 1.確定計算參數(shù) （1）計算載荷系數(shù)： （2） 根據(jù)縱向重合度，查圖得螺旋角影響系數(shù)； （3） 計算當量齒數(shù)： （4）查取齒形系數(shù)：查表得 （5）查取應力校正系數(shù)： （6）查圖得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限； （7）查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) （8）計算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，可得： （9） 計算大、小齒輪的并加以比較： 得大齒輪的數(shù)值大； （10）設計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取，以可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按解除疲勞強度算得的分度圓直徑 來計算應有的齒數(shù)。于是由： 取，則。 4.1.4幾何尺寸計算 1.計算中心距 將中心距圓整為222mm。 2. 按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 3.計算大、小齒輪分度圓直徑 4.計算齒輪寬度 圓整后取。 4.2低速級齒輪傳動 4.2.1選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面直齒輪。考慮工作機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）。兩支承相對于小齒輪做不對稱布置。 小齒輪選用40（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為280HBS。大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS； 選小齒輪數(shù)，則大齒輪齒數(shù)； 4.2.2按齒面接觸疲勞強度設計 1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （1）試選； （2）選取齒寬系數(shù)； （3）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （4）查表得材料的彈性影響系數(shù)； （5）計算應力循環(huán)次數(shù) （6）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； （7）計算接觸疲勞許用應力 取接觸疲勞壽命系數(shù)；取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，可得： 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： （3）計算齒寬及模數(shù)： （4）計算載荷系數(shù)K 查表得使用系數(shù)；根據(jù)v=0.17m/s，7級精度，查圖得動載系數(shù)； 查表得齒間載荷分配系數(shù)； 用插值法查表得齒向載荷分布系數(shù)，再查圖可得。故載荷系數(shù)： （5）按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： （6）計算模數(shù)： 4.2.3按齒根彎曲強度設計 1.確定計算參數(shù) （1）計算載荷系數(shù)： （2）查圖得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限； （3）查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) （4）計算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，可得： （5）查取齒形系數(shù)：查表得 （6）查取應力校正系數(shù)： （7）計算大、小齒輪的并加以比較： 得大齒輪的數(shù)值大； （8）設計計算 對比計算結(jié)果，由齒輪接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)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有關(guān)，可取。按接觸強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由： 取，則，取。 4.2.4幾何尺寸計算 1. 計算分度圓直徑： 2.計算中心距 3.計算齒輪寬度 圓整后取。 5 軸的設計用較核 5.1 高速軸的計算 5.1.1 初步確定軸的最小直徑 因為軸的受力大，對材料的強度和硬度比較高，又齒輪與軸是一體的，可選取軸的材料為40鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表，取，于是得： 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖3），為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，考慮到轉(zhuǎn)矩變化較小，故可查表得，則： 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查，選用TL5型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，許用轉(zhuǎn)速為 。 半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度 5.1.2軸的結(jié)構(gòu)設計 （1） 擬定軸上零件的裝配方案如圖2所示： 圖2 軸上零件的裝配方案 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（如圖2所示） 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，故取段的直徑；而段套筒的長度為60mm，所以 。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中選取30206型軸承，其尺寸為，故 ；而段的長度應該稍小于軸承的長度，因此。軸承端蓋的長度為36mm，。 左、右端滾動軸承均采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得30206型軸承的定位軸肩高度，因此，取，。 3)齒輪的直徑為56mm，即齒輪輪轂寬為56mm,則??；至此，以初步確定了軸的各段直徑和長度。 （3） 軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按查表得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為60mm。同時為了保證聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑為R2。 5.2中間軸的計算 5.2.1初步確定軸的最小直徑 5.2.2軸的結(jié)構(gòu)設計 1.擬定軸上零件的裝配方案如圖3所示： 圖3 中間軸裝配方案 2.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （1）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。 為了所選軸的直徑與軸承相配合，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取7211C型軸承。其尺寸為，故。 （2）根據(jù)需要，軸段右端需制出一軸肩，故取段的直徑；而段套筒的長度為20mm，所以 。取安裝齒輪3的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為150mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度取h=10mm，故軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度b，取。 （3）取安裝齒輪2處的軸段Ⅵ-Ⅶ處的直徑，齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為100mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。至此，以初步確定了軸的各段直徑和長度。 （4）軸上零件的軸向定位 齒輪1和2均采用平鍵連接。按d查表得平鍵截面和，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長分別為100mm，70mm。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪1、2輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的軸向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （5）確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑為R2。 5.3低速軸的計算 5.3.1初步確定軸的最小值徑 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取=1.3，則： 按照計算轉(zhuǎn)矩，應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件選用HL8型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為10000000，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度。 5.3.2軸的結(jié)構(gòu)設計 1.擬定軸上零件的裝配方案如圖4所示 圖4低速軸上零件的裝配方案 2.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，故取段的直徑；而段套筒的長度為80mm，所以 。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中選取軸承6323，其尺寸為，右端套筒長度為30mm，， 。 3）取安裝齒輪4處的軸段Ⅵ-Ⅶ處的直徑，齒輪輪轂的寬度為300mm，為了使套筒端面可靠地要緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h=10mm，取，軸環(huán)寬度b，取，。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 3.軸上零件的軸向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。按可查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長度為80mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器語軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是有過渡配合來實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 4.確定軸上圓角和倒角尺寸 查表可知，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑r=2。 6 鍵的選擇與校核 6.1 高速軸上鍵的選擇 6.1.1 高速軸與半聯(lián)軸器鏈接的選擇 1）由與此軸與半聯(lián)軸器鏈接，故選用圓頭普通平鍵(A)。 根據(jù)d=25mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高度h=6mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度L=36mm。 2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由《機械設計》表6-2查得需用擠壓力為=100～120MPa。鍵的工作長度=30mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=3.5mm，可得 (合適) 鍵的標記：鍵6×6×36 GB/T1096—2003. 6.1.2 高速軸與齒輪1鏈接的選擇 1）由與此軸與齒輪1鏈接，故選用圓頭普通平鍵(A)。 根據(jù)d=66mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高度h=6mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度L=36mm。 2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由《機械設計》表6-2查得需用擠壓力為=100～120MPa。鍵的工作長度=30mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=3mm，可得 (合適) 鍵的標記：鍵6×6×36 GB/T1096—2003 6.2中間軸上鍵的選擇 6.2.1齒輪2與軸鏈接鍵的選擇 1) 由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵(A)。 根據(jù)d=50mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=10mm，高度h=8mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度L=36mm。 2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由《機械設計》表6-2查得需用擠壓力為=100～120MPa。鍵的工作長度=24mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=4mm，可得 =54.38<(合適) 鍵的標記為：鍵10×8×36 GB/T1096—2003. 6.2.2齒輪3與軸鏈接鍵的選擇 1) 由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵(A)。 根據(jù)d=45mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=10mm，高度h=8mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度L=36mm。 2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由《機械設計》表6-2查得需用擠壓力為=100～120MPa。鍵的工作長度=24mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=4mm，可得 =60.43<(合適) 鍵的標記為：鍵10×8×36 GB/T1096—2003. 6.3 低速軸上鍵的選擇 6.3.1低速軸與聯(lián)軸器鏈接鍵的選擇 1）由與此軸與半聯(lián)軸器鏈接，故選用圓頭普通平鍵(A)。 根據(jù)d=18mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高度h=6mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度L=40mm。 2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，查得需用擠壓力為=100～120MPa。鍵的工作長度=34mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=3mm，可得 =600.13<(合適) 鍵的標記：鍵6×6×40 GB/T1096—2003. 6.3.2 低速軸與齒輪4鏈接的選擇 1）由與此軸與齒輪1鏈接，故選用圓頭普通平鍵(A)。 根據(jù)d=66mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高度h=6mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度L=36mm。 2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由《機械設計》表6-2查得需用擠壓力為=100～120MPa。鍵的工作長度=30mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=3mm，可得 =185.49<(合適) 鍵的標記：鍵6×6×40 GB/T1096—2003 7 聯(lián)軸器的選擇與校核 7.1 高速軸上聯(lián)軸器的選擇 1) 類型選擇 為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。 2) 載荷計算 由《機械設計》表14-1查得Ka=2.3 N·m 3) 型號的選擇 從GB/T 5014—2003中查得TL5型彈性套柱銷聯(lián)軸器的需用轉(zhuǎn)矩為2500N·m，許用最大轉(zhuǎn)速為3870r/min，軸頸為40—63mm之間，故合用。 7.2 低速軸上聯(lián)軸器的選擇 1) 類型選擇 為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。 2) 載荷計算 由《機械設計》表14-1查得Ka=2.3 N·m 3) 型號的選擇 從GB/T 5014—2003中查得HL8型彈性柱銷聯(lián)軸器的需用轉(zhuǎn)矩為2500N·m，許用最大轉(zhuǎn)速為3870r/min，軸頸為40—63mm之間，故合用。 8 減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇 8.1 潤滑方式的選擇 在減速器中，良好的潤滑可以減少相對運動表面間的摩擦﹑磨損和發(fā)熱，還可起到冷卻﹑散熱﹑防銹﹑沖洗金屬磨粒和降低噪聲的作用，從而保證減速器的正常工作及壽命。 齒輪圓周速度： 高速齒輪： 低速齒輪： 1.95m/s 中間軸齒輪： 2.17m/s 、1.95m/s 當齒輪的圓周速率小于12m/s時，通常采用浸油潤滑，浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為80mm。再加上齒輪到箱底的距離30～50mm，所以油深120mm。 8.2 潤滑油的選擇 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-CKC90～110潤滑油。 8.3 密封方式的選擇 輸入軸和輸出軸的外伸處，為防止?jié)櫥饴┘巴饨绲幕覊m等造成軸承的磨損或腐蝕，要求設置密封裝置。因用脂潤滑，所以采用毛氈圈油封，即在軸承蓋上開出梯形槽，將毛氈按標準制成環(huán)形，放置在梯形槽中以與軸密合接觸；或在軸承蓋上開缺口放置氈圈油封，然后用另一個零件壓在氈圈油封上，以調(diào)整毛氈密封效果，它的結(jié)構(gòu)簡單，所以用氈圈油封。 設計總結(jié) 在已度過的大三的時間里我們大多數(shù)接觸的是專業(yè)基礎課。 作為一名機械設計制造及自動化大三的學生，我覺得能做類似的課程設計是十分有意義，而且是十分必要的。我們在課堂上掌握的僅僅是專業(yè)基礎課的理論面，如何去鍛煉我們的實踐面？如何把我們所學到的專業(yè)基礎理論知識用到實踐中去呢？我想做類似的大作業(yè)就為我們提供了良好的實踐平臺。在做本次課程設計的過程中，我感觸最深的當數(shù)查閱大量的設計手冊了。為了讓自己的設計更加完善，更加符合工程標準，一次次翻閱機械設計手冊是十分必要的，同時也是必不可少的。我們是在作設計，但我們不是藝術(shù)家。他們可以拋開實際，盡情在幻想的世界里翱翔，我們是工程師，一切都要有據(jù)可依.有理可尋，不切實際的構(gòu)想永遠只能是構(gòu)想，永遠無法升級為設計。 作為一名專業(yè)學生掌握一門或幾門制圖軟件同樣是必不可少的，由于本次大作業(yè)要求用 auto CAD制圖，因此要想更加有效率的制圖，我們必須熟練的掌握它。 雖然過去從未獨立應用過它，但在學習的過程中帶著問題去學我發(fā)現(xiàn)效率好高，記得大二學CAD時覺得好難就是因為我們沒有把自己放在使用者的角度，單單是為了學而學，這樣效率當然不會高。邊學邊用這樣才會提高效率，這是我作本次課程設計的第二大收獲。但是由于水平有限，難免會有錯誤，還望老師批評指正。 致 謝 在本次論文的撰寫中，我得到了教授的精心指導，從剛開始定方向和搜查資料做前期準備到后來正式設計計算畫圖并完成論文撰寫的過程中，他一直都耐心地教導我，給予我意見和幫助，使我在設計及撰寫論文方面的專業(yè)能力都有了較大提高，在此，我對教授表示誠摯的謝意與真心的祝福。 我要深切感謝我的指導教師，從剛開始非常粗糙漏洞百出的初稿到最后較為完善通順流暢的定稿，他絲毫沒有表現(xiàn)出不耐煩，，給與我們充分的信任與信心，各種論文及圖紙中出現(xiàn)的大的錯誤與小的瑕疵，他都一一向我們指出并督導我們及時修改按時完成。老師們給了我們很多指導和幫助。在此，我對所有的機械工程學院的老師表示感謝，祝你們身體健康，工作順利！另外，我還要特別感謝我的室友對我的CAD制圖的指導，最后，再次對關(guān)心、幫助我的老師和同學表示衷心地感謝。 最后向我的父母和家人表示最誠摯的感謝，他們是我生命中最重要的動力源泉和永遠的依靠，父母的關(guān)懷與呵護，是我更加努力更加勇于創(chuàng)造的動力；他們的殷殷希望，激發(fā)我不斷前行。 參考文獻 [1] 成大先主編. 機械設計手冊起重運輸件單行本.北京：化學出版社，2010 [2] 李谷音主編.港口起重機械.北京：人民交通出版社，2010 [3] 嚴大考、顧蘭霞主編.起重機械.鄭州:鄭州大學出版社,2003 [4] 顧迪民主編.工程起重機.北京:中國建筑工業(yè)出版社,1988 [5] 胡宗武主編.起重機設計與實例 .北京：機械工業(yè)出版社,2003 [6] 張質(zhì)文主編.起重機設計手冊. 北京：中國鐵道出版社，1999 [7] 胡宗武、顧迪民主編.起重機設計計算.北京：北京科學技術(shù)出版社，1989 [8] 濮良貴主編.機械設計.北京：高等教育出版社，1997