塔式起重機行走部減速裝置的研究

塔式起重機行走部減速裝置的研究摘要塔式起重機是我國工業(yè)化建設必不可少的大型器械設備，而其工作效率和工作性能也直接體現了一個國家的工業(yè)化程度。塔式起重機的這些工作要求與塔機行走部減速裝置的性能好壞又有直接的關系，而零件的設計和選擇決定著減速器的性能，因此，合理的減速器的設計是提升塔式起重機性能的最有效途徑之一。減速器作為傳動裝置，作用于工作機和原動機之間，可以通過增大轉矩和降低轉速來滿足工作需求。結合塔式起重機行走部工作要求，對塔機行走部的減速器的傳動零件進行參數設計計算，選用更加合理的參數設計計算來提高減速器承載能力、減輕質量、減少成本和增加壽命，經過準確合理的參數設計計算和選擇，再通過二維、三維等機械制圖軟件進行繪制設計，確保減速器的合理性和實用性，滿足實際情況中的零件的標準化、通用化以及減速器本身的易維修性。本文僅對減速器進行基于數學規(guī)劃的方法達到合理參數設計計算，結合塔式起重機實際作業(yè)情況考慮設計，隨著中國工業(yè)化發(fā)展和塔機的更新換代，該課題還有很多后續(xù)的優(yōu)化設計工作需要完成。關鍵詞：減速器；參數設計計算；零件TowercraneofwalkingspeedreducerResearchAbstractTowercraneisanessentialpartofourcountryindustrializationconstructionoflargeequipment,anditsefficiencyandworkingperformancealsodirectlyreflectsthedegreeofacountry'sindustrialization.Towercraneofthejobrequirementsandwalkingspeedofreductiongearperformanceisgoodorbadhasadirectrelationship,andthedesignofthepartsandchoicedecidestheperformanceofreducer,therefore,reasonabledesignofgearreducerisoneofthemosteffectivewaytoimprovetheperformanceoftowercrane.Reducerasactuator,rolebetweentheworkingmachineandprimemover,canreducethespeedbyincreasingthetorqueandtomeetthejobrequirements.Combiningtowercranetraveldepartmentwork,walkforthedepartmentofreducerforparameterdesignandcalculationofthetransmissionparts,choosemorereasonableparameterdesignandcalculationtoimprovethequalityofgearreducerbearingcapacityandreduce,reducecostsandincreaselongevity,throughaccurateandreasonableparameterdesigncalculationandselection,through2dand3dmechanicaldrawingsoftwaresuchasdrawingdesign,ensuretherationalityandpracticabilityofthespeedreducer,meettheactualsituationofthepartsofstandardization,generalizationandeasymaintainabilityreduceritself.Thisarticleonlyforthegearreducerbasedonthemathematicalprogrammingmethodtoachievetheparameteroptimizationdesign,incombinationwiththepracticalassignmentconsiderdesignoftowercrane,asChina'sindustrialdevelopmentandupgradingoftowercrane,theoptimizationdesignofthesubjectandmanysubsequentworkneedstobedone.KeyWords：Reducer；Designvalue；Parts目錄1緒論 12設計任務書 32.1設計條件 32.2原始數據 32.3傳動裝置總圖 33機械傳動裝置的設計計算 43.1傳動方案的擬定 43.2電動機的選擇 43.3傳動比的計算與分配 54計算傳動裝置運動參數 64.1計算各軸轉速 64.2計算各軸功率 64.3計算各軸扭矩 65傳動零件的設計計算 85.1高速級齒輪設計 85.2低速級齒輪設計 135.3開式齒輪設計計算 186軸系零件的設計計算 236.1高速軸的設計計算 236.2中速軸的設計計算 266.3低速軸的設計計算 297軸承的選擇和校核計算 328鍵的選擇和校核計算 349減速器附件的設計 3610潤滑與密封 37總結 38致謝 39參考文獻 41緒論本文主要研究的是塔式起重機行走部減速裝置，塔式起重機在高層建筑工地施工和安裝工程起吊物料中的應用十分廣泛。隨著中國工業(yè)化進程的快速發(fā)展，塔式起重機市場也越來越大，塔機的更新換代也十分迅速，能否滿足高效率的工作要求將是檢驗塔式起重機性能的唯一標準。塔式起重機行走部減速裝置是塔機重要的工作組成部分，而減速器正是其核心部件。減速器在各行各業(yè)中都有著廣泛運用，減速器的類別、型式有很多。一般可以根據減速器中所采用的齒輪齒形和輪廓曲線來劃分減速器的類別；而從結構上劃分減速器，又可以根據齒面硬度、傳動級數、聯接型式等因素來設計不同性能的減速器。由于目前生產的減速器還存在著承載能力低、體積大、壽命短及其成本高等問題，若要滿足塔式起重機的工作強度和需求，一般的減速器必然不能達到，因此，本文對二級齒輪減速器進行了參數優(yōu)化設計和選擇，盡可能滿足塔機行走部的性能需求。對塔式起重機市場所需求的各品種塔機的多樣化有著重要的意義。綜合來看，我國塔機產品的技術性能、制作質量和產品型號規(guī)格，與發(fā)達國家相比，仍然存在較大的差距，因此，對減速器進行改進優(yōu)化，選擇更適合的參數勢在必行，只要我們敢于創(chuàng)新，很快便可超越其他國家，讓我國塔機制造生產技術走在世界前線。2設計任務書2.1設計條件塔式起重機的工作空間一般較大，在高層建筑建設以及安裝工程中起吊物料的運用十分廣泛且重要。起重機可在專用鋼軌上水平行走。行走部減速裝置可正反轉，載荷平穩(wěn)；運動速度允許誤差±5%；傳動零件工作總時數10000h，大修2000h；由中型機械廠制造，小批量生產。2.2原始數據表1塔式起重機行走部原始數據題號運動阻力F/Kn運行速度n/m·sˉ1車輪直徑D/mm起動系數Kd11.60.583501.32.3傳動裝置總圖電動機；2-減速器；3傳動軸；4-齒輪傳動；5-車輪；6-軌道圖1傳動簡圖3機械傳動裝置的設計計算3.1傳動方案的擬定由設計任務書可知，電動機通過聯軸器將動力傳入減速器，再經過聯軸器傳給齒輪從而帶動車輪工作。傳動系統中使用二級分流式圓柱齒輪減速器。計算車輪工作轉速n采用水平剖分式是為了方便加工。因為高速級軸轉速較高并且無軸向力，所以在軸承的選擇上暫選擇深溝球軸承；而低速級軸選擇圓柱滾子軸承。聯軸器全部選擇彈性套柱銷聯軸器。3.2電動機的選擇計算工作機所需功率Pw，查機械設計課程設計書［4］得公式（3-1）：P式中Fw=1.6Kn,vw=0.58m/s,查表得：滾動軸承效率η1=0.98，齒輪效率車輪效率η4η可得：P已知起動系數K所需電動機額定功率P≥K查機械設計課程設計書表17-7可知：選擇Y系列1500r/min電動機具體牌號為Y100L1-4型，額定功率為2.2kw,滿載轉速為1430r/min。3.3傳動比的計算與分配計算總傳動比，查機械設計課程設計書公式（3-5）：i=i二級圓柱減速器，選擇兩級的大齒輪的直徑相近，從而達到相近的浸油深度。查機械設計課程設計書公式（3-7）：iiii可得高速級傳動比i1=7.66,中速級傳動比i2=3.16,低速級傳動比4計算傳動裝置運動參數4.1計算各軸轉速高速軸Ⅰ轉速n中間軸Ⅱ轉速n低速軸Ⅲ轉速n輸出軸Ⅳ轉速n車輪軸Ⅴ轉速n4.2計算各軸功率電動機軸功率P高速軸Ⅰ功率P中間軸Ⅱ功率P低速軸Ⅲ功率P輸出軸Ⅳ功率P車輪軸Ⅴ功率P4.3計算各軸扭矩電動機軸扭矩T高速軸Ⅰ扭矩T中間軸Ⅱ扭矩T低速軸Ⅲ扭矩T輸出軸Ⅳ扭矩T車輪軸Ⅴ扭矩T表2各軸轉速、功率、扭矩軸轉速n(r/min)輸出功率P（kw）輸出扭矩T（N·m）電動機軸14302.1614.3高速軸Ⅰ14302.0513.6中間軸Ⅱ1871.97100.1低速軸Ⅲ591.89304.3輸出軸Ⅳ591.83294.7車輪軸Ⅴ191.768805傳動零件的設計計算5.1高速級齒輪設計(1)選擇齒輪材料，確定許用應力。小齒輪40Cr調質HBS大齒輪45正火HBS查機械設計課本［1］式12.15可知，許用接觸應力[由機械設計課本圖12.17可得：小齒輪σ大齒輪σ應力循環(huán)次數NNN接觸壽命系數ZN，查機械設計課本圖12.18可得：Z接觸疲勞強度最小安全系數SHmin，查機械設計課本表12.14可得：則σσ許用彎曲應力σ彎曲疲勞極限σFlimσσ彎曲疲勞強度最小安全系數SFmin,查機械設計課本圖12.18可得：彎曲疲勞強度壽命系數YN,查機械設計課本圖12.24可得：彎曲疲勞強度尺寸系數YX，查機械設計課本圖12.25可得：則σ(2)齒面接觸疲勞強度計算確定齒輪傳動精度等級，按v1=(0.013~0.022)n小齒輪分度圓直徑d1,查機械設計課本［1］式12.30得：齒寬系數ψd，按照齒輪相對于軸承為非對稱分布。查機械設計課本表12.13?。盒↓X輪齒數Z1，根據推薦值20～40，選取大齒輪齒數Z2，Z2齒數比μ，μ傳動比誤差Δμμ小齒輪轉矩Td1載荷系數K，KKA—使用系數，查機械設計課本表12.9?。篕V—動載系數，查機械設計課本圖12.9?。篕α—齒間載荷分布系數，機械設計課本表12.10取：Kβ—齒向載荷分布系數，查機械設計課本圖12.14?。嚎傻茫篕材料彈性系數ZE,查機械設計課本表12.12?。汗?jié)點區(qū)域系數ZH，查機械設計課本圖12.16可得：重合度系數Zε,根據推薦值0.75～0.88，選取螺旋角系數Zβ，由則：d=法向模數mn,mn中心距α，α=3×=分度圓螺旋角β，β=arc=12°分度圓直徑d1,圓周速度v,v齒寬b,b=ψ大齒輪齒寬b2,小齒輪齒寬b1,b1(3)齒根彎曲疲勞強度校核計算斜齒圓柱齒齒根彎曲疲勞強度σF,查機械設計課本式12.33σ當量齒數Zv，Z應力修正系數YSa，查機械設計課本小輪Y大輪Y齒形系數YFa，查機械設計課本圖小輪Y大輪Y不變位時，計算端面嚙合角arc端面模數mt，重合度εα，查機械設計課本式12.6知：==1.68重合度系數Yε，螺旋角系數Yβ,查機械設計課本式12.35和12.36知：Y取Y驗算：σ====68.8綜上，齒輪彎曲疲勞強度滿足條件。大齒輪分度圓直徑d齒根圓直徑df,d齒頂圓直徑da,d5.2低速級齒輪設計(1)選擇齒輪材料，確定許用應力。小齒輪40Cr調質處理HBS大齒輪45正火處理HBS查機械設計課本式12.15可知，許用接觸應力[由機械設計課本圖12.17可得：小齒輪σ大齒輪σ應力循環(huán)次數NNN接觸壽命系數ZN，查機械設計課本圖12.18可得：Z接觸疲勞強度最小安全系數SHmin，查機械設計課本表12.14可得：則σσ許用接觸應力σ接觸疲勞極限σFlimσσ接觸疲勞強度最小安全系數SFmin,查機械設計課本圖12.18可得：接觸疲勞強度壽命系數YN,查機械設計課本圖12.24可得：接觸疲勞強度尺寸系數YX，查機械設計課本圖12.25可得：則σ(2)齒面接觸疲勞強度計算確定齒輪傳動精度等級，按v1=(0.013~0.022)n小齒輪分度圓直徑d1,查機械設計課本式12.30得：齒寬系數ψd，按照齒輪相對于軸承為非對稱分布。查機械設計課本表12.13取：小齒輪齒數Z1，根據推薦值20～40，選取大齒輪齒數Z2，Z2齒數比μ，μ傳動比誤差Δμμ小齒輪轉矩Td2載荷系數K，KKA—使用系數，查機械設計課本表12.9?。篕V—動載系數，查機械設計課本圖12.9?。篕Kα—齒間載荷分布系數，查機械設計課本表12.10?。篕β—齒向載荷分布系數，查機械設計課本圖12.14?。篕可得：K材料彈性系數ZE,查機械設計課本表12.12?。汗?jié)點區(qū)域系數ZH，查機械設計課本圖12.16可得：重合度系數Zε,根據推薦值0.75～0.88，選取螺旋角系數Zβ，由則：d=法向模數mn,mn中心距α，α=3×=156分度圓螺旋角β，β=arc=12°分度圓直徑2,d圓周速度v,v齒寬b,b=ψ大齒輪齒寬b2,小齒輪齒寬b1,b1(3)齒根接觸疲勞強度校核計算斜齒圓柱齒齒根彎曲疲勞強度σF,查機械設計課本式12.33σ當量齒數Zv，Z應力修正系數YSa，查機械設計課本小輪Y大輪Y齒形系數YFa，查機械設計課本圖小輪Y大輪Y不變位時，計算端面嚙合角arc端面模數mt，重合度εα，查機械設計課本式12.6知：==1.82重合度系數Yε，螺旋角系數Yβ,查機械設計課本式12.35和12.36知：Y取Y驗算：σ====128.23綜上，齒輪接觸疲勞強度滿足條件。大齒輪分度圓直徑d齒根圓直徑df,d齒頂圓直徑da,d5.3開式齒輪設計計算(1)選擇齒輪材料，確定許用應力。小齒輪40Cr表面淬火大齒輪45表面淬火因為開式齒輪傳動的主要形式為齒面磨損和疲勞打斷，所以進行彎曲疲勞強度的計算，并且考慮磨損的影響，需要將模數增加10%～20%。許用彎曲應力σF，查機械設計課本式12.19可知：彎曲疲勞極限σFlimσσ彎曲強度壽命系數YN，查機械設計課本圖12.24?。篩彎曲強度尺寸系數YX，查機械設計課本圖12.25(設模數m小于5)?。簭澢鷱姸茸钚“踩禂礢Fmin,查機械設計課本表12.24可得：S則σσ因為設計開式齒輪是軟齒面閉式傳動，所以按照齒面接觸疲勞強度進行設計。確定齒輪傳動精度等級，按v4=0.013~0.022查機械設計課本表1.7選?、蚬罱M8級。小齒輪分度圓直徑d1,查機械設計課本式12.30得：齒寬系數ψd，按照齒輪相對于軸承為非對稱分布。查機械設計課本表12.13?。盒↓X輪齒數Z1，根據推薦值20～40，選取大齒輪齒數Z2，Z2齒數比μ，μ傳動比誤差Δμμ小齒輪轉矩Td，載荷系數K，KKA—使用系數，查機械設計課本表12.9?。篕V—動載系數，查機械設計課本圖12.9?。篕Kα—齒間載荷分布系數，查機械設計課本表12.10?。篕β—齒向載荷分布系數，查機械設計課本圖12.14?。嚎傻茫篕材料彈性系數ZE,查機械設計課本表12.12?。汗?jié)點區(qū)域系數ZH，查機械設計課本圖12.16可得：重合度系數Zε,根據推薦值0.75～0.88，選取則：d=法向模數mn,mn小輪分度圓直徑d1，中心距α，α=5×=213圓周速度v,v齒寬b,b=ψ大齒輪齒寬b2,小齒輪齒寬b1,b1(3)齒根彎曲疲勞強度校核計算斜齒圓柱齒齒根彎曲疲勞強度σF,查機械設計課本式12.33σ應力修正系數YSa，查機械設計課本小輪Y大輪Y齒形系數YFa，查機械設計課本圖小輪Y大輪Y不變位時，計算端面嚙合角arc端面模數mt，重合度εα，查機械設計課本式12.6知：==1.71重合度系數Yε，螺旋角系數YβYY取Y驗算：σ====122.7綜上，齒輪彎曲疲勞強度滿足條件。大齒輪分度圓直徑d齒根圓直徑df,d齒頂圓直徑da,d6軸系零件的設計計算6.1高速軸的設計計算已知n=1430r/min，T=14.3N?m，1.計算作用在齒輪上的力。圓周力F徑向力F軸向力F法向力F圓周力、徑向力、及軸向力的方向如圖2所示：圖2高速齒輪受力分析2.初步確定軸的最小直徑。查機械設計課本式12.6可知：d≥C3初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45號鋼，采取調質處理。查機械設計課本表16.2可知C=110，得：d因為該軸的直徑d≤100mm，所以要在最小軸徑處開一個聯軸器固定鍵槽，一般軸頸增大5%～7%,這里選擇軸頸增大5%則因為輸入軸的最小直徑即是安裝聯軸器處的直徑。所以選取聯軸器的型號，聯軸器的計算轉矩公式為；T查機械設計課本圖表14.1，取KA=1.3根據Tca=185.2N?m,以及電動機軸徑D3.軸的結構設計計算。擬定軸上零件的裝配方案。經過分析和比較，選用如下圖3所示的裝配方案：圖3高速軸裝配方案簡圖確定軸的各段直徑和長度：聯軸器采用軸肩定位，I-II段d=1\*ROMANI-=2\*ROMAN根據前面的傳動方案分析可初步選擇滾動軸承。傳動方案設計中沒有軸向力、載荷不大并且高速軸轉速較高，所以選用深溝球軸承。根據dⅡ-Ⅲ取d=5\*ROMAN箱體內壁到軸承座孔端面的距離：L1取L1=45mm,因為采取凸緣式軸承蓋，則L取小齒輪距箱體內壁的距離為a1=15mm根據總傳動方案的擬定，選定L4.軸上零件的周向定位。半聯軸器與軸的周向定位都采取普通A型平鍵連接，按d=1\*ROMAN所以，b×h×l5.繪制軸的彎矩圖與扭矩圖。圖5彎矩、扭矩表3彎矩、扭矩載荷水平面H垂直面V支反力FFF彎矩MM總彎矩MM扭矩TT按照彎扭合成應力進行軸強度校核：根據表3對危險截面進行校核，取α=0.6σ根據所選軸的材料，查機械設計課本表8.2可得σ-1=60MPa,因此σ中速軸的設計計算已知T=2\*ROMAN1.求作用在齒輪上的力。圓周力F徑向力F軸向力F圓周力F徑向力F中速軸上的力的方向如下圖6所示:圖6中速軸齒輪受力分析2.初步確定軸的最小直徑。查機械設計課本式12.6可知：d≥初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45號鋼，采取調質處理。查機械設計課本表16.2可知C=110，得：d因為該軸的最小直徑即為安裝軸承處的直徑，所以取d3．軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如下圖圖7中速軸裝配簡圖（2）確定軸的各段直徑和長度1）根據d=2\*ROMANIImin=30mm可取d=1\*ROMANI-=2\*ROMANII=30mm，軸承與高速齒輪之間采用套筒定位，取d2）初步選擇滾動軸承初步選取型號為32006的圓錐滾子軸承，初步選取0組游隙和0級公差，則取L3）軸上零件的周向定位齒輪的周向定位都采用普通平鍵連接，前面已知：d=3\*ROMANd=2\*ROMAN查機械設計課程設計書表11.1取各鍵的尺寸為：III-IV段：b×h×LII-III段以及V-VI段：b×h×L4）繪制軸的彎矩圖與扭矩圖圖8彎矩、扭矩表4彎矩、扭矩載荷水平面H垂直面V支反力FFF彎矩MMV總彎矩MM扭矩TT按照彎扭合成應力校核軸的強度：根據表4對危險截面進行校核，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6，軸的計算應力:σ前面已選定軸的材料為45鋼，并進行調質處理，查機械設計課本表8.2可得σ-1=60MPa,因此σ6.3低速軸的設計計算已知T=3\*ROMAN1．求作用在軸上的力圓周力Ft4=2．初步確定軸的最小直徑查式12.6可知：d≥C3初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45號鋼，采取調質處理。查機械設計課本表16.2可知C=110dmin該軸的最小直徑即為安裝聯軸器處的直徑，來選取聯軸器的型號。查機械設計課本表14.6，考慮到運轉平穩(wěn)以及帶具有緩沖的性能，則選用HL4型彈性柱銷聯軸器。選取軸孔直徑d=42mm，其軸孔長度L=90mm，則軸的最小直徑3．軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案。經比較，選取如圖9所示的方案圖9低速軸裝配簡圖（2）根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度1）取d取d2）初步選擇滾動軸承根據軸上受力及軸頸，初步選用0組游隙、0級公差的32011圓錐滾子軸承，故d3）軸承采用套筒定位，取d4）根據軸頸查圖表（機械設計課本圖15-2，機械設計課本表13-21）取安裝齒輪處軸段d=4\*ROMANd=5\*ROMANV-5）取d=3\*ROMANIII-=4\*ROMAN6）根據軸II，軸III的設計，取滾動軸承與內壁之間的距離S3=15mm，則：L=1\*ROMANI-=2\*ROMAN(3）軸上零件的周向定位齒輪、半聯軸器與軸的周向定位都采用普通平鍵連接，前面已知：d=1\*ROMANd=5\*ROMAN查機械設計課程設計書表11.1取各鍵的尺寸為：I-=2\*ROMANII段：b×h×L=12mm×8mm×80mm=5\*ROMANV-=6\*ROMANVI段以及V-VI段：b×h×L=18mm×11mm×52mm（4）繪制軸的彎矩圖與扭矩圖圖10彎矩、扭矩表5彎矩、扭矩載荷水平面H垂直面V支反力FFF彎矩MMV總彎矩MM扭矩TT按照彎扭合成應力校核軸的強度：根據表5對危險截面進行校核，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6，軸的計算應力:σ前面已選定軸的材料為45鋼，并進行調質處理，查機械設計課本表8.2可得σ-1=60MPa,因此σ7軸承的選擇和校核計算已知軸承的預計壽命為Lh1.輸入軸軸承的選擇與計算由高速軸Ⅰ的設計可知，初步選用深溝球軸承61907，因為受力對稱，所以只需要計算一個，其受力Fr=Fr12+Fr21）查滾動軸承樣本，由機械課程設計書表13.3知深溝球軸承61907的基本額定動載荷C=9500N，基本額定靜載荷C2）求軸承當量動載荷P因為Fa=0，徑向載荷系數X=1穩(wěn)，查機械設計課本表13-6，取fPP3）驗算軸承壽命L所以，選用的軸承滿足壽命要求，確定使用深溝球軸承61907。2.軸II上的軸承選擇與計算由中間軸II的設計已知，初步選用圓錐滾子軸承32006，因為受力對稱，故只需要校核一個。其受力Fr=Fr12+Fr21）查滾動軸承樣本，由機械課程設計書表13.3知圓錐滾子軸承32006的基本額定動載荷C=35800N，基本額定靜載荷C2）求軸承當量動載荷P因為Fa=0，徑向載荷系數X=1穩(wěn)，按機械設計課本表13-6，取fPP3）驗算軸承壽命L所以，選用的軸承滿足壽命要求,確定使用圓錐滾子軸承32006。3．輸出軸上的軸承選擇與計算由低速軸Ⅲ的設計知，初步選用圓錐滾子軸承32011，由于受力對稱，所以只需要計算一個，其受力Fr=Fr12+Fr21）查滾動軸承樣本，由機械課程設計書表13.3知圓錐滾子軸承32011的基本額定動載荷C=80200N，基本額定靜載荷C2）求軸承當量動載荷P因為Fa=0，徑向載荷系數X=1平穩(wěn)，按機械設計課本表13-6，取fPP3）驗算軸承壽命L所以，選用的軸承滿足壽命要求,確定使用圓錐滾子軸承32011。8鍵的選擇和校核計算1．高速軸與聯軸器的鍵連接1)由前面的高速軸設計知可初步選用鍵A8×50,T1=28.952)校核鍵連接的強度鍵、軸以及輪轂的材料都是鋼，由機械課程設計書表11.1可查得許用應力σP=100~120MPa，取σP=110MPa。鍵的工作長度l=Lσ所以鍵連接的強度足夠，故選用鍵A8×50。2．齒輪1與中速軸II的鍵連接1)由中速軸II的設計可初步選用鍵A10×25,T2=60.612)校核鍵連接的強度鍵、軸以及輪轂的材料都是鋼，由機械課程設計書表11.1可查得許用應力σP=100~120MPa，取σP=110MPa。鍵的工作長度l=Lσ所以鍵連接的強度足夠，故選用鍵A10×25。3．齒輪2與中速軸=2\*ROMANII的鍵連接1)由中速軸=3\*ROMANII的設計知初步選用鍵A10×60,T2=121.22N?m。2)校核鍵連接的強度鍵、軸以及輪轂的材料都是鋼，由機械課程設計書表11.1可查得許用應力σP=100~120MPa，取σP=110MPa。鍵的工作長度l=Lσ所以鍵連接的強度足夠，故選用鍵A10×60。4．齒輪3與低速軸III的鍵連接1)由低速軸III的設計知初步選用鍵A18×52,T22)校核鍵連接的強度鍵、軸以及輪轂的材料都是鋼，由機械課程設計書表11.1可查得許用應力σP=100~120MPa，取σP=110MPa。鍵的工作長度l=Lσ所以鍵連接的強度足夠，故選用鍵A18×50。5．聯軸器與低速軸III的鍵連接1)由低速軸III的設計知初步選用鍵A12×80,T22)校核鍵連接的強度鍵、軸以及輪轂的材料都是鋼，由機械課程設計書表11.1可查得許用應力σP=100~120MPa，取σP=110MPa。鍵的工作長度l=Lσ所以鍵連接的強度足夠，故選用鍵A12×80。9減速器附件的設計1．視孔蓋選用A=120mm的視孔蓋。2．通氣器選用通氣器（經兩次過濾）M27×1.5。3．油面指示器根據機械課程設計書表15.9，選用2型油標尺M16。4．油塞根據機械課程設計書表15.12，選用M14×1.5型油塞和墊片。5．起吊裝置根據機械課程設計書表15.13，箱蓋選用吊耳d=18mm6．定位銷根據機械設計課本表14.28，選用銷GB117-86A6×30。7．起蓋螺釘選用螺釘M8×20。10潤滑與密封1．齒輪的潤滑齒輪的潤滑采用浸油潤滑，因為高速級大齒輪浸油深度不小于10mm，取油深為h=75mm。，選用全損耗系統用油L-AN22。2．滾動軸承的潤滑由于軸承的ddd故選用脂潤滑，選用滾動軸承脂ZGN69-23．密封方法的選取由于使用凸緣式軸承端蓋便于調整軸向游隙，所以高速軸I，中速軸II及低速軸III的軸承兩端采均用凸緣式端蓋?？偨Y從2016年11月開始，我開始了本篇畢業(yè)論文的撰寫工作，至今完成之際，驀然回首，感慨萬千。從最初的迷茫，到對課題的了解，再到思路的逐漸清晰，整個過程恍若昨日。16年11月初，在與導師交流討論后定下了題目——塔式起重機行走部減速裝置的設計。選題定下之后，張老師讓我多閱讀與課題相關的資料和書籍然后確定設計的方案，但當時沒有經驗的我不知從何著手，十分茫然。在導師的悉心指導下，終于使我對自己的論文工作有了了解。之后我便專心進入論文的工作中去，也在張導師的教導下克服了各種困難。在對塔式起重機行走部減速器的選擇上，我選擇了二級分流式減速器，相比于一級減速器它運轉平穩(wěn)并且無軸向力，完全可以滿足塔式起重機行走部的工作性能要求。減速器的設計過程是循序漸進的，我在擬定完成了傳動方案后，認真的確保了方案的合理性，才開始了計算傳動裝置的運動參數?；ㄙM我最多精力和時間的是齒輪和軸系零件部分的設計計算，二級分流式減速器由高速齒、低速齒、一對開式齒輪以及三根軸組成，這些傳動零件的設計計算是否合理將直接決定減速器的性能好壞，所以，我閱讀了大量文獻資料以及結合所學的機械設計專業(yè)課知識，每一個齒輪和軸的參數計算也都進行了校核計算，才完成了減速器的最重要環(huán)節(jié)。最后的軸承、鍵以及減速器附件等部分，我也在計算的同時參照了國家標準進行合理的選擇，最終完成了減速器的全部設計。幾個月的時間，不能說是嘔心瀝血，但本文二級分流式減速器的設計相對細致，最后在導師的指導下也進行了完善。本文對二級分流式減速器在尺寸和運動參數上進行了全面的設計計算，進一步運用到塔式起重機行走部中去，相信一定能實現推動塔式起重機的發(fā)展，但是，由于本人才學疏淺，論文設計若存在不合理的地方還要請讀者們積極指出和改正，在此致謝。致謝時光飛逝，當我寫到這段致辭時，才意識到四年的大學生涯不覺間已走到了盡頭。從拉著行李箱踏入校門的第一步開始，從宿舍一起吃飯學習開始，從全班軍訓一起歡笑流汗開始，從聽老師們兢兢業(yè)業(yè)的講授開始……而這一切都在彈指一揮間變得十分遙遠。而感慨之余，更加重要的是我該為這一段美好時光寫下一個美好的結局了。大學里我選擇了機械設計制造及其自動化專業(yè)，內心里真誠的希望將來能為國建的建設貢獻綿薄之力。四年的學習中，我加深了對機械專業(yè)的了解，在各科老師們無私的教導下，學習了豐富的專業(yè)課知識和素養(yǎng)，才能完成本篇論文的撰寫。這也是在即將畢業(yè)之際，對我自身專業(yè)知識的總結和檢驗，也將以此開啟我走入社會在機械行業(yè)新的篇章。論文的撰寫從2016年11月份開始，到如今即將完成已過去數月的時間，而在這段時間里，我最應該感謝和敬佩的是我的導師張倩倩老師。從論文的選材、報告的填寫等工作開始，張老師就積極認真的指導我認真完成，而我最初也犯過各種小錯誤，老師卻不厭其煩的幫助我解決，也讓我更加仔細地去對待每一件事情。她完全地向我展示了什么是博學淵識、嚴于律己、誨人不倦、治學嚴謹的崇高的師德，而她在嚴厲的同時又顯得那么平易近人，讓我自然而又認真的向她請教和探討每一個難題，才能完成本篇論文的所有工作。從她身上為我?guī)淼姆e極影響可以說是將讓我受益一生，不僅讓我學習到了很多研究方法、樹立的遠大積極的學習目標、開闊了人生的視角和眼界，更加重要的是讓我明白了許多人生哲理，對我將來的為人處事、工作生活都意義非凡。所以，在此我由衷地向您說一聲：“感謝您，張老師！”春夢秋云，轉眼踏過了四座春秋，在這短暫而又快樂的時光里，我該多幸運才能遇見這么多的良師益友，所以在慶幸的同時，我也該真心的感謝你們，感謝這個幸福的機械1班大家庭。是你們，在生活里給我?guī)須g笑，是你們，在學習上為我提供幫助，是你們，將在未來給我?guī)泶髮W里最美好的回憶。再多的話語，也不能詮釋我內