毕业设计论文蜗轮箱式旋转机构的传动装置设计.doc

1、 本 科 毕 业 设 计 (论 文)蜗轮箱式旋转机构的传动装置设计Design of Gearing of Worm gear box rotating mechanism 学 院： 机械工程学院 专业班级： 机械设计制造及其自动化 学生姓名： 学 号： 指导教师： 2014 年 05 月毕业设计（论文）中文摘要蜗轮箱式旋转机构的传动装置设计摘 要：通用门座式起重机蜗轮箱式回转机构的驱动装置的传动装置的设计与计算是本次设计的主要介绍内容。门座起重机的回转机构可以采用转柱式、定柱式、滚动轴承式等支承机构型式，其中应用最为广泛的回转机构是转柱式回转机构，它具有结构简单、可承受极大弯曲力矩、操作室视

2、野广阔等有优点。起重机的支承装置一般尺寸比较大，所用的构造多数采用滚轮方式，下支承多采用向心推力轴承方式。回转驱动装置有立式回转，根据设计要求，此次所采用的传动装置是用蜗轮减速箱，然后通过最后一级大齿轮内啮合传动实现减速的；此外还介绍了一些关键部件的选择，比如蜗轮蜗杆的设计；依据齿根弯曲强度对最后一级齿轮进行设计计算；轴承当量动载荷的预算和轴承寿命的验算；螺栓组连接机构的计算和强度分析等。 关键词： 门座起重机；回转机构；蜗轮箱式毕业设计（论文）外文摘要Spiral mixing conveyorAbstract: This paper mainly introduces the design

3、 and calculation of the drive device general portal crane slewing mechanism of the worm gear box. The slewing mechanism of portal crane can actually column, use pillar, rolling bearing type, bearing configurations, and the application of the slewing mechanism widely is the pillar slewing mechanism,

4、it has to withstand maximum bending moment, simple structure, wide field of vision, has the advantages of operating room. The supporting device of crane with large size, structure used on the use of roller, bearing the radial thrust bearing way. Rotary drive device with vertical rotary, the driving

5、device is used in worm gear reducer, and then through the last big internal gear transmission to realize deceleration; part of the key components of selection are also introduced, such as the design of worm wheel and worm; according to the last stage of gear tooth bending strength of bearing design;

6、 equivalent dynamic budget and the life of the bearing load calculation; the bolt group connection mechanism calculation and strength analysis.Keywords: Portal cranes; Slewing mechanism; Worm gear box目录1 绪论11.1 通用门座起重机的特点11.2 门坐式起重机的结构11.3 门坐式起重机的现状及发展趋势11.4 设计任务内容与设计要求22 旋转驱动装置22.1 旋转驱动装置的型式与构造33 旋

7、转驱动装置的设计计算53.1 门座起重机的基本参数53.2 起重机旋转部分相关载荷分析计算63.3 回转机构等效静阻力矩的计算：83.4 计算静功率，电机的选择113.5 减速器的选择123.6 制动器的选择133.7 联轴器的选择144 蜗轮蜗杆设计164.1 蜗轮蜗杆类型、精度等级、材料及齿数的选用164.2 进行设计时根据齿面接触疲劳强度大小164.3 蜗轮与蜗杆的主要参数与几何尺寸174.4 蜗轮蜗杆的结构设计185 最后一级大齿轮的设计195.1 齿轮类型，精度等级，材料以及齿数的选定195.2 按齿根弯曲强度设计计算195.2.2 设计计算205.3 几何尺寸计算205.4 齿轮结

8、构设计216 螺栓组连接的设计226.1 螺栓组的结构设计226.2 螺栓组连接的受力分析227 轴的设计248 键的设计278.1 蜗轮与轴的键的选择278.2 轴与小齿轮间键的选择279 润滑与密封299.1 润滑剂299.2 密封方式选择29结论 30致谢 31参考文献321 绪论1.1 通用门座起重机的特点轨运转式的起重装置，它是很有代表性的。起重机是用于材料的运输、起吊、安装与装卸等进行工作的机械设备，它是一种简单运动的机械，且式循环运动的，可以有效减轻工人体力劳动、提高工人劳动生产效率，也能够完成生产过程中进行某些特殊的不能轻易达成的工艺操作，从而完成起重机的机械化和自动化工作。门

9、座起重机械，它运送的物料范围很广，可以为散的物料，也能为成件的物品或者为液态的物料。另外起重机的升降机的运载是很平稳的，可以让职员们乘坐升降机。提取出去，水平移动，物料到指定地点放下，紧接着将提取装置往回运行，直到设备回到原处，可以方便的进行下一次循环。所以，门座起重机受的载荷同样是改变的，这是一种间歇性动作的机器。门座起重机的组成主要分为三个部分：机械部分、电气部分与金属结构部分，而在机械方面，起重机正常是由多个机构组成，正常是指起升机构、运行机构、变幅机构和旋转等机构。门座起重可以通过起升、运行、变幅、旋转，这四个部分之间的相互协作，来达到物品的起落、转载（一般是两个或两个以上机构同时作业

10、这种起重机因运输车可以从门架结构通过得名。对于有些起重机要提取其中大重量的物料，考虑起重机满载工作的次数会特别频繁，起重机可按照需求，沿运转的轨道从一个工地活动到另一个工地，一方面扩大了其应用范围，另一方面也实现了经济的运转，为工程带来便利的同时节约了成本。现在为了更好更方便地加强起重机的使用，一般设计在装有起吊额定起重量的主起升部分外，另外装了1到2个起重能力稍小一些的副起升机构，来达到目的。1.2门坐式起重机的结构门座起重机在构造上大体上有两个局部组成：上部旋转和下部运转两个局部。其中对下部旋转与上部旋转部分操作，可以实现整体的旋转（旋转360度） 。通过升降，变幅和回转这三种运动的组

11、合可实现提升项目在环形空间内实现升降 。门架底部可以让火车顺利通行，一般分为单线门架，双线门架和三线门架，根据工作条件的不同，确定为单线门架，双线门架还是三线门架，其静态空间尺寸满足车辆顺利通行要求。1.3 门坐式起重机的现状及发展趋势最近20年来，起重机这个行业在世界各国发生了一些变化。世界市场渐渐的趋向一体化发展。目前世界上工程起重机顶级公司有10多家，生产国家基本为美国、日本、德国等国家，世界市场主要聚集在美国北部、日本/亚洲和欧洲。现今，起重机行业展现出日渐繁盛的状态，引发了越来越多的人关注，发展的也愈来愈好。我国起重机的发展潜力巨大，同时我国起重行业存在许多问题：首先是整体技术含量偏

12、低，核心技术缺乏，制造的起重机性能，可靠性等性能指标低于发达国家。其次，知名品牌很少，能打进国际市场的更是少之又少，严重制约了我国起重机行业的发展。1.4设计任务内容与设计要求1.4.1设计任务内容涡轮箱式旋转机构的传动装置设计是本次设计的内容，它是起重机的回转机构，是起重机的一部分相对于另一部分旋转运动的装置。回转机构作为起重机的几个主要工作机构之一，包括了支承装置和驱动机构两部分，支承装置给起重机提供了稳固的支撑，而驱动装置提供了起重机的动力装置，实现回转机构的驱动。使其能对已被起升的物料在三维空间里绕着门座起重机的垂直轴线作圆弧运动，也可以在起重机水平面上完成搬运物料的任务。当旋转机构与

13、变幅机构配合动作时，起重机在内外半径因环面范围内振幅，运动的阻力较小。但是它的缺点也有很多：移动范围小，结构特别复杂。1.4.2设计要求主要设计任务是分析和比较旋转机构的传动装置的设计方案，包括涡轮箱式旋转驱动装置的结构设计及回转动力设计，具体要求如下：(1)工作机构传动方案分析和设计；(2)对机构进行静力分析；(3)电机的选定和传动装置的设计计算，标准件选型合理；(4)传动零件的设计；(5)轴承部件的计算和组合部件的设计计算；(6)制动器、联轴器以及减速器的选择；(7)图纸的绘制与国家标准相符，布局合理；(8)设计计算合理正确，说明书的编写。2 旋转驱动装置2.1旋转驱动装置的型式与构造 一

14、般来说门座起重机的回转驱动装置全装在它的回转机构上，而它型式与结构的确定主要有以下几个影响原因：用途、工作特点和起重量的大小。较多的旋转机构驱动方案已经在起重机中被采用，在这些方案中机械驱动是现在被采用最最后一级大齿轮传动这四部分是组成多数旋转起重机的机械驱动装置。传动系统中一般装有极限力矩联轴器来防止旋转机构的过载以及保证其在工作当中的可靠性。一般来说，电动机可以充当原动机。旋转驱动装置的方案布置可以按照起重机的用途和构造来进行布置，起重机的旋转部分用来安装驱动部分，非旋转部分则进行最后一级大齿圈的固定安装。完成安装后，驱动旋转机构正常运行时，与牢固在门框上的大齿轮啮合的小齿轮绕着本身轴线旋

15、转，同时也围着大齿圈的固定轴线作行星运动，以这种运行方式来实现起重机回转部分的驱动并进行旋转。依据毕业设计任务的要求，还有这次设计所选用的电动机，减速器以及旋转原件，此次设计的关于门座起重机驱动装置的具体传动设计方案为：卧式电动机带制动轮的联轴器制动器带极限力矩联轴器的蜗轮减速器最后一级大齿轮传动。图2.1 驱动装置分布方案紧凑的结构是这种结构的最大优点，但是这种结构也存在一定的问题，比如：效率低下。正是因为存在这样的优缺点，导致该结构只能用在结构紧凑的、中型的、旋转起重机上。3 旋转驱动装置的设计计算3.1 门座起重机的基本参数 根据毕业设计所要求的主要任务以及所给的数据资料，知道我们要设计

16、的是门坐式起重机，根据查阅的一些相关资料可知，门座式起重机为港口通用门座起重机，通常它都有很大的吊重吨位，但是都能保证吊装的位置很精确，工作性能可靠，因此门座起重机的设计要求严格。门坐式起重机的几个重要技术参数有起重量，升起高度，幅度，轨距，轮压，形状尺寸等等。这些主要指标是进行起重机设计的主要技术依据。对他们相应的要求有：（1）此类港口门座起重机一般都在船厂使用，设计时应该根据环境的需要，严格按照要求，充分利用起重机的回转幅度，结合操作室视野开阔对起重机进行（2）设计时具有针对性，根据不同的吊中对象，和他们各自的使用特性进行设计。主钩的起重量随着旋转幅度的大小而变得大小，前提是保证载重力矩不

17、变的情况下。（3）安装前要进行精确地计算，要有准确设计要求。根据起重机一般情况下的起重量大小，通常起升速度的范围为120m/h-270m/h。根据门座起重机回转机构的工作级别，查机械设计手册表8-1-4得此次设计的门座起重机型式为装卸用抓斗式，回转机构的载荷情况为L3，利用等级为T6.机的技术指标，根据技术指标选取门座起重机的起重能力为10吨，工作幅度在800cm到2500cm之间。查门座起重机设计表1-6可知门座起重机的装卸用抓斗式旋转机构一般工作类型为重级，根据已知数据，由表1-5得JC=40%，K=0.75。，额定起重量的等效吊重为： 起重重量。 所以 3.2 起重机旋转部分相关载荷分析

18、计算 图3.1a 旋转机构示意简图图3.1b 旋转机构示意简图根据上图3.1a，3.1b所示旋转机构的钢丝绳的偏斜水平力为： =3930N旋转机构的旋转离心力：查看门座起重机设计表2-10，选r=0.153mm，则旋转离心力： 选取坐标原点为上支承滚轮中心，选取坐标。类载荷等效载荷总垂直力：870+75kN=945kN总水平力：=3.93+0.33kN=4.26kN总力偶矩： =3.9315+750.725+0.334.83+8700.153kN =1506.15（取）式中旋转制动惯性力（垂直臂架方向）。 式中 旋转制动时间，初步计算时可取为3s至5s 。 上支承水平滚轮轮压: = 水平轮滚摩

19、擦力矩： 式中: f摩擦阻力系数，最小可为0.005的滚动轴承，最大可取0.009，摩擦力系数在0.007。下支承推力轴承的垂直支承力为： 下支承径向支承力为：回转下支承推力轴承的选用:设计要求所选用的轴承轴向载荷、径向载荷以及联合载荷，根据这些要求，选取下支承推力轴承，所以设计时应用的轴承选择了推力调心滚子轴承。径向力：轴承的支承力：(1)轴向当量动载荷：当时， 轴向当量静载荷：当时， (2)轴承应有的基本额定动载荷值C： = =1592.4kN (3)按照轴承手册表3.1-25选择39272型轴承。(4)验算轴承寿命：29842h20000h根据上述计算可得，选用的轴承满足寿命。 表3-1

20、 轴承选择参数基本尺寸mm基本额定载荷KN 轴承代号dDT36050012217968412392723.3 回转机构等效静阻力矩的计算： 风力阻力矩； 坡道阻力矩。3.3.1 摩擦阻力矩（1）摩擦阻力矩的旋转支承装置计算如下： 式中: 水平滚轮支承中的摩擦阻力矩。 径向轴承所受水平力； 摩擦系数，对滚动轴承取=0.015； 滚动轴承内径。（2）水平滚轮摩擦力矩： 摩擦阻力系数；滚动轴承可取0.0050.009。 =10.143.3.2 等效风阻力矩 风阻力矩是因为风吹到货物上和起重机的回转部分引发的，当门座起重机的臂架与风向形成90度时，旋转阻力矩就会达到最大值，此时，等效风阻力矩一般取为最

21、大值的0.7，即： 根据公式中的参数，查看起重机械表4-3可知=0.15kN/， 物品迎风面积查起重机械表4-7得=7，因为旋转机构总迎风面积为：查起重机械表4-6得C=1.4，暂取机构挡风面积为F=1257得 =49.47 根据始终未知参数，查起重机械表4-3得0.25， =117.793.3.3 坡道阻力矩 坡道倾斜阻力矩是由于起重机坡度角形成的，计算起重机的倾斜阻力矩一般要先考虑的是起重机在陆地上有坡度的地方进行吊货回转，这种情况下旋转轴线的倾角通常来讲是可以当做固定不变的；此外还有一种情况就是浮游起重机，它与前者的表现形式是不同的，它的旋转轴线是随着起重机的旋转运动而改变的。陆地用门座

22、起重机的倾斜阻力矩计算： = =5.61 起升重量； 幅度； 道路坡角。3.3.4旋转阻力矩的组合各项阻力矩直接相加可以计算电动机平稳动作的时候的工作载荷 实际上，这些阻力有时相加、有时相减，更合理采用 =50.863.4计算静功率，电机的选择（1）首先确定电动机的容量=12.29kW考虑到电动机启动的时间影响，所以电机应选用较大的功率，最大可以取1.2，最小值可取1.8。 公式中未知参数注释：回转机构的等效阻力矩，单位为牛米（Nm）； 回转机构传动效率。查找机械设计手册，再根据前面所给技术参数静功率以及旋转机构接电率取JC=40%，可以选取相应的JC%值的电动机，所以选型电机采用JZR2-5

23、2-8型电动机。在选用电动机方面，同时使用两套回转电机驱动装置的运转。 表5-1 电动机参数型号额定功率KW额定电压V额定频率Hz负载持续率额定负载时转子数据绝缘等级绕组温升电流转速效率功率因素接法电压电流JZR222380502553730850.74Y21766E75 （2）验算起动时间真实的起动时间与预算的不一样，在很大范围内是变动不一的，所以我们要取出典型的起动时间来验证，现在就计算一个比较具有典型意义的起动时间来进行验算。 = =27.36上述公式中：J折合转动惯量； R吊重的幅度，按计算； = 式中： 电动机JC25%时的容许功率（kW）； 电动机JC25%时的转速。 = 起动时间

24、 因为，所以起动时间合与要求。3.5 减速器的选择根据此次设计任务要求，应当选用的减速器类型是蜗轮减速器，蜗轮减速器的计算应当遵循等效功率来进行，减速器的运行特点为：一般来说，回转机构的减速器的设计寿命是与该机构的工作级别所对应使用登记是相一致的，但对于一些工作量很大的工作来说，是准许回转机构在起重机使用时间范围内更换减速器的，因此选则的减速器设计预期寿命可小于回转机构的实际工作寿命。传动比的分配：总传动比 : 取 : 式中 计算 输入功率； 实际 输入功率； 使用系数，取； 选用CWS-400型蜗轮减速器。3.6 制动器的选择制动装置是组成起重机的一个重要组成部分，它保证起重机安全、可靠的

25、进行工作，是实现起重机间歇运动动作与制动动作的必备装置。制动器主要是依靠那些安置在固定机架、机构传动轴上的装置之间的摩擦而实现制动的，因此产生的磨损也会比较大。它的主要作用有三个方面：第一点就是使处在运动状态的机构实现减速然后一直到机构停止运转。第二就是能够阻止已经停止的机构因为外界因素的作用发生运动，造成不必要的损失。第三是能够控制机构的运动速度。选用的是常开式制动器，并且在制动器上还装有锁紧装置，运用制动器上的锁紧装置来锁住机构，能够保证回转机构不工作的时候不会因为外力的作用自己运动。本次设计根据设计任务的要求选用块式制动器，块式制动器的原理是利用其瓦块压紧制动轮，使制动轮因为瓦块的压力产

26、生制动力矩，该机构有着简单的构造，因为成对瓦块压力的作用，平衡性能也比较好，而它的制动轮轴也很好的避免了弯曲载荷的作用。为了有效地缩小制动力矩，可以把制动器的长度缩短，同时在它运行速度较高的轴上安装上制动器，简单来说，也就是在带有高速轴的减速器上运行。计算的方法是根据极限力矩联轴器来选择计算。极限力矩联轴器传递力矩： = 25.8制动力矩取 = =571.2 式中： 来说。根据上述公式中未知参数查现代机械设备设计手册表17.4-27，选择TYWZ300型液压块式制动器，D=300mm。该制动器使用条件为：环境温度最低-40，最高达到50。相对湿度小于90；电源使用的三相交流频率为50（60）H

27、z；电压等级为380.440V；制动器能够适3.7联轴器的选择极限力矩联轴器在电动机的运行时起到保护电动机和传动零件的安全工作的作用，设计时应保证其在打滑时的传动力矩不大于电动机的最大力矩。但是当极限力矩联轴器的力矩过小时该机构容易出现一个弊端，在电动机和零件所允许的力矩作用之下，由于力矩的作用机构就会出现打滑的现象，这将促使起动和制动时的力矩不能最大限度的发挥出作用，这样直接导致了起动和制动时间的滞后，降低了生产效率。不仅在这样的情况下装置会打滑，有时在正常起动和制动过程中也产生打滑的现象，这样加快了极限力矩联轴器的磨损，间接增加了大量的使用成本。故当选择极限联轴器时，考虑到起动和制动时由于

28、加速度等原因会产生滑动，所以首先应该使极限力矩联轴器在正常起动和制动过程中的正常范围内不产生打滑，只有在其过载的情况下才会开始打滑。按照上面描述的这个原则， 式中参数： 电动机系数，取1； 工况系数，取1.2； 起动系数，取1； 温度系数，取1.5. 依据上述计算的数据，选择ZLL3型联轴器，轴孔的直径为40mm。制动盘安装在从动端，工作温度最低为-30，最高位150，跨度较大。带制动轮联轴器有很多好处，比如维修比较容易，简单，结构构造简单，使用寿命长，传动转矩大，并且能够在一定程度上对两轴相对偏移和一般减振进行补充，防止出现过载现象。4 蜗轮蜗杆设计4.1 蜗轮蜗杆类型、精度等级、材料及齿数

29、的选用（1）根据本次任务设计的传动方案，采用蜗轮蜗杆传动装置。（2）（3）选择材料。蜗杆速度中等，采用45号钢，螺旋齿面要求淬火，硬度为45-55HRC，涡轮采用ZCuSn10P1,金属模铸造，为了节省成本，减少用贵重的有4.2进行设计时根据齿面接触疲劳强度大小按照疲劳强度设计公式为（1）式中作用于蜗轮上的转矩：按,估取效率=0.8，则转矩计算： =9.55（2）式中载荷系数K的确定械设计表11-5，根据相关数据，使用系数为，动载荷系数。 （3）弹性影响系数 接触系数 蜗轮的基本许用应力=268MPa(4)应力循环次数 =（5）寿命系数 则（6）计算中心距 选取中心距a=400mm。因i=40

30、根据机械传动装置设计手册中表5-8，选取参数m=16,.4.3蜗轮与蜗杆的主要参数与几何尺寸（1）蜗杆轴向齿距： 直径系数： 齿顶圆直径： =齿根圆直径 ： = =100mm（2）蜗轮蜗轮分度圆直径 ：蜗轮喉圆直径： =692mm齿根圆直径 ： =蜗轮咽喉母圆半径： 4.4蜗轮蜗杆的结构设计 图4.1 蜗轮图4.2 蜗杆5 最后一级大齿轮的设计5.1齿轮类型，精度等级，材料以及齿数的选定（1）根据精度登记表，选择7级精度（GB1009588）。（2）材料的选择。小齿轮的材料采用40Cr（调质），硬度为480HBS，大齿轮的材料选为45钢（调质），硬度为440HBS，两者之间材料硬度相差为40

31、HBS。5.2按齿根弯曲强度设计计算 5.2.1 确定公式内的各计算参数的数值（1）通过查机械设计，小齿轮的弯曲疲劳强度极限可取：；大齿轮的弯曲强度极限。 （4）计算载荷系数K，如下：（5）查机械设计手册的齿形系数，如下：。 。（7）计算大齿轮和小齿轮的数值，比较两者之间大小。 （8）计算转矩 = = 式中：轴承，取0.98； 蜗轮蜗杆传动效率，取0.97。5.2.2设计计算 圆整取标准值m=12mm。5.3几何尺寸计算（1）计算分度圆直径： （2）计算中心距： （3）计算齿轮宽度： 5.4齿轮结构设计图5.1 小齿轮图5.2大齿轮6 螺栓组连接的设计6.1 螺栓组的结构设计螺栓组在排列时间距

32、要合理，保证在螺栓布置时留有足够的空间。根据扳手在结构上不但要保证载荷不偏心，而且还应该确保被螺母、螺栓头部和连接件保持支承面的平整，并且其支承面与螺栓轴线是彼此垂直的。螺栓组还要选取放松装置，选取时根据连接的工作条件合理选用。6.2螺栓组连接的受力分析当普通螺栓组连接部件承受横向载荷时，螺栓组这时会受到预紧力的压迫，结合面之间会发生摩擦出现摩擦力，与工作载荷相抵。这时，螺栓只受到预紧力的作用，但预紧力是不随着工作载荷的变化而变化的影，在连接承受工作载荷后仍能保持不变。假设各螺栓所需要的预紧力螺栓数目分别为,。它的平衡条件为 式中：接合面的摩擦系数； 接合面数，； 防滑系数，。由此得预紧力为初

33、选螺栓等级12.9级。 式中： 螺栓小径， 式中：螺栓结合件材料的屈服极限，可取 安全系数，取。拉伸强度校核 所以螺栓符合强度要求。7 轴的设计轴的材料主要是碳钢和合金钢组成，碳钢相比于合金钢较为价廉，但碳钢较之合金钢性能不好，对应力集中的敏感度较低，可以采用化学方法提高它的耐磨性和抗疲劳强度，比如用热处理或者化学热处理的办法。所以用碳钢轴，一般45钢。图8.1齿轮轴的弯矩图轴的材料选取45， （1）轴的尺寸初定： 有一个键槽，要增大5%，得d=77.2mm。取轴d=80mm。具体的长度和直径是依照实际情况具体确定。（2）校核轴的强度：根据弯矩图来选择危险截面来进行轴的校核，根据以上数据和轴的

34、单向旋转可以看出套蜗轮的截面危险，故对此截面进行校核。轴的计算应力 将相关参数代入上式，得式中 M轴所受的弯矩；T轴所受的扭矩；W轴的抗弯截面系数，； 之前已选定轴材料为45钢，进行调质处理，机械设计手册表15-1查得许用弯曲应力，因此，故安全。（3）轴上轴承的选择 设计要求所选用轴承是承受以轴向载荷为主的轴向、径向联合载荷，故采用调心滚子轴承。 轴向当量动载荷：当时， 轴向当量静载荷：当时， =159.4kN 按照轴承手册表3.1-25选择22218型轴承。 验算轴承寿命： 29842h20000h 所以轴承满足寿命要求。表7-1 轴承选择参数 dDB9016040168272222188

35、键的设计8.1蜗轮与轴的键的选择根据上述数据，轴的直径为80mm，查看机械设计实践与创新表18-16查得：键的公称尺寸，采用普通圆头平键，键的长度L=90mm（1）强度的校核与计算普通平键联接（静联接）是按照标准尺寸来选的，用它与采用的常见的材料去组合，通常工作面承受不了压力而被压溃是它的主要失效型式。于是，只要对工作表面上所受到的挤压应力，针对这个力检查强度校核计算就可以了。如果在键的工作表面上的载荷是分布均匀的，那么普通平键的连接条件的计算：得，许用挤压应力的范围是，故满足强度校核的要求。（2）键和槽的配合的选择与计算轴的配合为，键与榖的配合为。键槽表面粗糙度：一般联接，工作表面，非工作表

36、面。8.2 轴与小齿轮间键的选择根据轴的直径d=72mm，查得：键的公称尺寸为，采用普通圆头平键，键的长度L=80mm。（1）校核强度依据标准选取大小的普通平键联接（静联接），加上一般采取的材料组合，假定载荷均匀分布地分布在键的工作表面，将相关参数代入下式式中，键与轮毂键槽的接触高度，由表6-28查得，许用挤压应力这样计算，故满足要求（2）键和槽配合的选择与计算般键联接，键与轴的配合为10N9/h8，键与榖的配合为10Js9/h8。9 润滑与密封9.1 润滑剂由于起重机开式齿轮传动有着负荷高、压力高、速度低等特点的机械润滑，因此润滑剂采用的是通用锂基润滑脂润滑，这样可以保证耐潮湿性；因为旋转下

37、支承是封闭的空间，所以取用浸油润滑。对于滚轮装配滚动轴承润滑并无特别的要求，所以使用滚珠轴承脂润滑。9.2 密封方式选择回转下支承装置的密封：通用门座式起重机多的工作环境一般都有大风、扬尘等，因此要求回转下支承的空间要避免大颗粒污染物进入回转空间。由于回转支承密封空间是大尺寸的动密封，相对比较大，因此选择迷宫密封的方式，这样以来可以减少外界对其进行污染，使轴承的使用寿命提高了。因为滚轮轴承密封并无特别要求，因此选择的是毡圈油封结 论蜗轮箱式回转机构的驱动装置是本次设计的主要设计对象，这次设计对通用门座起重机回转机构驱动装置的型式进行了分析，同时也对它工作的特点和计算载荷进行了介绍，通过这些内容

38、是设计和计算，证明本次设计还是有一定的可行度的。在此次设计的过程中，运用了转柱式回转结构，使得起重机的传动效率大大提高，并且能够平稳的运行，同时增加了其设计寿命。采用紧凑的回转机构支承，臂架方向双滚轮方式让其抗倾覆力矩能力明显增强，从而拥有更平稳的回转运动。在本次的设计里，支承运用的滚动轴承能够自动调位，以便保障转柱能够稳定。 起重机的传动方式是按照给定的门座式起重机的参数信息、性能要求来设计的，保证了设计的正确率，按照方案选择的驱动电机、滚动轴承、减速器等必要组成部件同时对蜗轮和齿轮的传动等方面进行了设计与校核，严格按照设计的要求进行。本次设计的结构突破以往，采用的结构都有快速高效的优点，设

39、计中尽量采用标准元件和标准结构，达到了集结构的简单性、制造的容易性，制造成本的低价性，综合性能的良好性为一体的设计模型。当完成标准件的选择后，都对标准件进行校核，以便能够掌握其工作的环境与工作的效率，而就非标准件来说，在掌握了所用的材料之后，也对其进行了校核。致 谢大学的时光一晃而过，这次的设计是大学生涯中最后一次也是最困难的一次设计。首先设计的题目让我感觉到压力很大，因为看过之后我脑海里完全没有设计的概念，不知道要如何完成这样的一次设计，甚至在想是不是可以换一个简单的题目来设计，很庆幸这次指导我毕业设计的老师李贵三教授曾经带过我们的课程，我知道他在我们机械方面有着很深的功底和渊博的知识，在我的毕业设计中，无论