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湘潭大學 畢業(yè)論文說明書 題 目：2TL立柱式懸臂起重機的設計與分析 學 院： 機械工程學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 號： XXXXX 姓 名： XXXXX 指導教師： XXXXX 完成日期： 2014年5月15日 2T 立柱式旋臂起重機的設計 摘要：起重機是工程實際中廣泛應用的特種設備。而旋臂起重機是近年發(fā)展起來的中小型起重裝備，安全可靠，具備高效、節(jié)能、省時省力、靈活和結構獨特等特點.根據旋臂起重機的整體結構特點和規(guī)范規(guī)定，了解起重機的發(fā)展現狀、分析起重機的工作原理、系統(tǒng)組成、所要求實現的功能和相應的結構上必不可少的。該設計主要針對起升機構選擇相應的零部件及技術參數，使其既能很好的實現起重機的運行還不互相干涉且配合良好，也對回轉機構做了詳細的分析介紹。傳統(tǒng)設計的定柱式旋臂起重機，存在著結構笨重和剛度不足的缺陷，隨著市場競爭激烈，對產品提出了更高的要求，采用現代設計對傳統(tǒng)設計和計算方法技術提升，已迫在眉睫。 關鍵詞：起重機；起升機構；回轉機構 The Design Of 2-Ton Column Jib Crane Abstract: Crane is widely applied in engineering, Slewing crane is small and medium lifting equipment which developed in recnt years,the characteristics of which are safe and reliable、 with high efficiency、 energy saving、time-saving、flexible 、unique structure,etc.According to the feature of completed structure for slewing jib crane and the rule of design.Understand the development of the crane’status、analyse its operation principle、system configuration、the function and relative structure that the crane required is indispensable.thus this paper put its emphasis on the design of main hoisting mechanism,choosing the approprite spare parts and technical parameters for it in order to be good for crane operation and non-interference.the slewing mechanism analysis is introduced in detail too.the structure of crane designed with tradition method is overdesigned in strength and not enough in stiffness,and with firce competition in the market a higher requirement for product has been brought forward.So using modern design technology to upgrade traditional design and calculation method is extremely urgent. Keywords：crane；hoisting mechanism；Slewing mechanism 目錄 前言 1 第一章 起重機設計總則 1 1.1 我國起重機械行業(yè) 1 1.2 國際起重機械行業(yè) 1 1.3 起重機的作用、作業(yè)特點 2 1.4 起重機的組成 2 1.5 起重機的類型 3 1.6旋臂起重機介紹 4 第二章 起升機構的設計 4 2.1 確定起升機構的傳動方案 4 2.2 電動葫蘆的選擇 6 2.3 鋼絲繩的選擇與使用 6 2.4 確定滑輪的參數 7 2.5 確定卷筒尺寸并驗算其強度 8 2.6 電動機的選擇 11 2.7 驗算起升速度和實際所需功率 12 2.8減速器的設計 12 2.9開式齒輪的設計 35 2.10卷筒心軸的設計及強度計算 38 2.11 取物裝置計算 40 2.12 鋼絲繩在卷筒上的固定及計算 41 2.13驗算啟動、制動時間 42 第三章 運行機構與變幅機構 44 3.1 運行機構 44 3.2變幅機構 44 第四章 回轉機構的設計 45 4.1回轉機構的組成及常用形式 45 4.2載荷計算 47 4.3回轉驅動裝置計算 48 4.4 電動機的選擇與校驗 51 4.5確定機構速比選擇聯(lián)軸器 52 4.6制動器的選擇 52 4.7減速器的選擇 53 4.8 螺栓組連接的設計 53 4.9 強度的校核 55 第五章 金屬結構的設計 56 5.1 設計起重機金屬結構的基本要求 56 5.2 立柱的設計計算 57 5.3 橫梁設計計算 58 總結 59 致謝 60 參考文獻 61 文獻翻譯 61 英文原文 61 前言 起重機是一種非標準機械設備，通常是按訂單生產的。一般情況是，首先根據用戶對設備提出的性能參數、外形尺寸、質量、價格等方面的要求進行設計，然后開始生產。 起重機械種類繁多，應用十分廣泛。近年來，工程起重機械異常迅猛，持續(xù)火爆，新理念、新技術、新材料不斷給予起重機械新的活力，因而起重機械行業(yè)的工程技術人員隨之面臨著新的挑戰(zhàn)和考驗。 起重機是一種循環(huán)、間歇運動的機械，主要用于物品的裝卸。一個工作循環(huán)一般包括：取物裝置從取物地點由起升機構把物品提起，運行、旋轉或變幅機構把物品移位，然后物品在指定地點下降；接著進行反向運動，使取物裝置回到原位，以便進行下一次的工作循環(huán)。在兩個工作循環(huán)之間，一般有短暫的停歇。由此可見，起重機械工作時，各機構經常是處于起動、制動以及正向、反向等相互交替的運動狀態(tài)中的。起重機是各種工程建設廣泛應用的重要起重設備，它對減輕勞動強度，節(jié)省人力，降低建設成本，提高勞動生產率，加快建設速度，實現工程施工機械化起著十分重要的作用。針對這一需求，本設計以立柱式旋臂起重機的設計計算、三維建模和有限元仿真為主要內容。 第一章 起重機設計總則 1.1 我國起重機械行業(yè)[5] 起重機與工程機械一樣，是真正具有中國特色的名稱與概念。我國起重機主要包括塔式起重機、汽車起重機、履帶式起重機、施工升降機、門式起重機、門座起重機、輪胎起重機、桅桿式起重機和攬索式起重機等。 我國工程機械行業(yè)已經發(fā)展成機械工業(yè)10大行業(yè)之一，我國也進入了工程機械生產大國之列。工程起重機械用途廣泛，市場遍布國民經濟各個部門，其中主要有交通運輸、能源、 原材料、農林水利、城鄉(xiāng)發(fā)展以及現代化國防六大領域。工程起重機械是保證各種工程建設實現高速度、高質量和低成本的重要手段。 隨著我國深化改革，擴大開放和發(fā)展社會主義市場經濟等一系列重大政策的貫徹實施， 起重機械行業(yè)在技術水平、科研條件、品種數量、產品質量、專業(yè)化生產程度、生產規(guī)模、出口創(chuàng)匯、用戶服務、企業(yè)組織結構優(yōu)化、高等教育及人才培養(yǎng)諸方面，均獲得了很大進步，在國民經濟各領域和國防現代化建設中正發(fā)揮著舉足輕重的作用。我國已經成為世界貿易組織正式成員國，這也為起重機械的更大發(fā)展提供了新的機遇。 1.2 國際起重機械行業(yè)[中國百科網] 　歐洲作為工程起重機的發(fā)源地，也是經濟非常發(fā)達的地區(qū)，代表輪式起重機的最高水平，最負盛名的生產企業(yè)有利勃海爾、德馬克，同時還有森內博根、德國格魯夫、多田野·法恩、波塔恩、奧米格、里格、PPM等著名企業(yè)，該地區(qū)主要現狀為：主要生產全地面起重機、履帶式起重機，緊湊型輪胎起重機，也生產少量汽車起重機。其中全路面起重機、履帶起重機以中大噸位為主；緊湊型輪胎起重機則以小噸位為主；汽車起重機一般為通用底盤組裝全地面上車，即以改裝為主。其產品技術先進、性能高、可靠性高，產品遍布全球。美國工程起重機相對落后于歐洲水平。近年來，通過收購和合并的手段，先是格魯夫收購了歐洲老牌起重機企業(yè)克虜伯公司，然后特雷克斯收購了德國德馬克；隨后，馬尼托瓦克兼并了包括美國格魯夫公司在內的國內大部分工程起重機企業(yè)，使美國工程起重機行業(yè)得以蓬勃發(fā)展。目前該地區(qū)主要生產輪胎起重機、履帶式起重機、全路面起重機和汽車起重機。主要生產企業(yè)為馬尼托瓦克，特點是技術較先進、性能較高、可靠性能高，其中汽車底盤技術和全路面技術領先于歐洲，產品主要銷往美州地區(qū)和亞太地 區(qū)。 　　日本作為二戰(zhàn)后崛起的經濟強國，輪式起重機開發(fā)生產雖然起步較晚（起步于20世紀70年代），但發(fā)展很快，很受亞太市場的歡迎；同時，日本通過收購的手段來更新技術，加快發(fā)展速度，如日本多田野收購德國法恩底盤公司來發(fā)展其全路面技術。日本主要生產汽車起重機、履帶起重機、越野輪胎起重機、全路面起重機，其中越野輪胎起重機產量最大，汽車起重機的產量次之，呈減少趨勢，全路面起重機的產量最少，呈上升趨勢，主要生產企業(yè)為多田野、加藤、神鋼、日立、小松等。產品特點是技術水平、性能、可靠性落后于歐美水平，40%的產品用于出口。 1.3 起重機的作用、作業(yè)特點[1] 起重機械作用主要表現在減輕工人的繁重體力勞動，加快施工與作業(yè)進度，提高勞動生產率，降低施工與作業(yè)成本、提高質量等方面。 起重機是以反復的循環(huán)方式完成貨物裝卸或設備安裝作業(yè)的。一個工作循環(huán)包括：取物、貨物上升、水平運動、下降、卸載，然后空吊具返回原地。一個工作循環(huán)時間一般從幾分鐘到二三十分鐘，其間各機構在不同時刻有短暫的停歇時間。這一特點決定了電動機的選擇和發(fā)熱計算方法；由于反復起動和制動，各機構和結構將受到強烈的震動和沖擊，載荷是正反向交替作用的。許多重要構件承受不穩(wěn)定變幅應力的作用，這些都對構件的強度產生較大的影響。 起重機屬于危險性作業(yè)的設備，它發(fā)生事故造成的損失將是巨大的。所以起重機設計和制造一定要嚴格按照國家標準和有關規(guī)定進行。 1.4 起重機的組成[9] 起重機由產生運動的機構、承受載荷的金屬結構、提供動力和起控制作用的電氣設備及各種指示裝置等四大部分組成。 起重機機構有四類，即：使貨物升降的起升機構；做平面運動的運行機構；使起重機旋轉的回轉機構；改變回轉半徑的變幅機構。每一機構均由電動機、減速傳動系統(tǒng)及執(zhí)行裝置等組成。 1.5 起重機的類型[9] 可根據使用要求，設計任何合適的起重機形式。但從構造特征來看，種類繁多的起重設備可歸納為三大類。 1. 單動作起重設備 這類起重設備是使貨物作升降運動的起升機構。常見有下列幾種： 1）千斤頂 一種升降行程很小，舉升能力較大的小型起重設備。螺旋千斤頂或齒條千斤頂可用于汽車維修；液壓千斤頂可將大型起重機頂起以跟換車輪。 2）滑車（俗稱葫蘆） 一種用鏈條或鋼絲繩與滑輪構成的省力滑輪組，結構緊湊，質量輕，是一種可攜帶的起重工具，有手動和電動兩種。電動葫蘆則是一種電動起升機構，配有運行小車后可在空間布置的工字鋼軌上運行，構成單軌架空道，是一種生產流水線上空的自動運貨車。電動葫蘆可作為梁式起重機的起升機構。 3）絞車 由電動機經減速器、卷筒、驅動鋼絲繩滑輪組成的起重設備，用以起吊重物或產生牽引力。在礦山、建筑工地及艦船等處應用。各類起重機的起升機構都是一種絞車。絞車也有液壓或內燃機驅動的。 4）升降機 一種由絞車拖動吊箱，吊箱延軌道升降的起重設備。在建筑工地上應用的建筑升降機是一種典型的形式。在高層建筑中應用的電梯是供人員上下樓梯使用的，是一種安全信號設備齊全，自動控制的、且制造很精良的載人升降機。礦山使用的礦井提升機與電梯類似，單更加大型化。 2. 橋式類型起重機 依靠運行機構和運行小車運行機構組成，使起重的貨物做平面運動，再加上置于小車上的起升機構，作業(yè)的范圍是長方形空間。根據結構形式不同有下列幾種： 1）橋式起重機。 2）門式起重機，包括裝卸橋，岸邊集裝箱起重機。 3）纜索起重機 纜索起重機是一種特殊類型的橋式類型起重機，它的小車在特制的承載鋼索上運行，承載鋼索支承于兩個塔架的頂端，跨度在100m以上，通常在大型建設工程中使用，如大型水電工程的大壩施工等。岸邊集裝箱起重機也是門式類型起重機，它的特點是有很長的伸臂，可以跨越大型船舶進行集裝箱裝卸，門架的跨度不大，但可以通過集裝箱汽車。其他起重機特點將在下詳述。 3. 回轉類型起重機 依靠起重機的回轉和變幅機構運動的組合，使起吊的貨物作水平運動，作業(yè)范圍是圓柱形空間，由于起重機整體還可以延一定軌道運行，所以，這類起重機的作業(yè)范圍是比較大的，它又可分為如下幾種： 1）塔式起重機。 2）門座起重機。 3）流動起重機。 4）浮式起重機。 浮式起重機是以自行船舶為行駛裝置的起重機，設計時要時要考慮起重機在水上會搖擺的特點。 1.6旋臂起重機介紹[百度百科] 1.懸臂起重機是近年發(fā)展起來的中小型起重裝備，結構獨特，安全可靠，具備高效、節(jié)能、省時省力、靈活等特點，三維空得內隨意操作，在段距、密集性調運的場合，比其它常規(guī)性吊運設備更顯示其優(yōu)越性。本產品廣泛用于各種行業(yè)的不同場所。懸臂起重機工作強度為輕型，起重機由立柱，回轉臂回轉驅動裝置及電動葫蘆組成，立柱下端通過地腳螺栓固定在混凝土基礎上，由擺線針輪減速裝置來驅動旋臂回轉，電動葫蘆在旋臂工字鋼上作左右直線運行，并起吊重物。起重機旋臂為空心型鋼結構，自重輕，跨度大，起重量大，經濟耐用。內置式行 旋臂吊MODE型走機構，采用帶滾動軸承的特種工程塑料走輪，摩擦力小，行走輕快；結構尺寸小，特別有利于提高吊鉤行程。 懸臂起重機系列可分為： 1)定柱式懸臂起重機； 2)JKBK定柱式懸臂起重機； 3)移動式懸臂起重機； 4)墻壁式懸臂起重機； 5)臂行式懸臂起重機； 6)輕型龍門式懸臂起重機； 7)曲臂式懸臂起重機； 8)雙臂式懸臂起重機。 2.定柱式旋臂起重機 定柱式懸臂起重機又稱立柱式懸臂起重機，起重量在125Kg-5000Kg，是凱力起重自行研制的產品，可以根據客戶需求設計定制的專用起重設備。 立柱式旋臂吊具有結構新穎、合理、簡單、操作方便、回轉靈活、作業(yè)空間大等優(yōu)點，是節(jié)能高效的物料吊運設備，可廣泛適用于廠礦、車間的生產線、裝配線和機床的上、下工作及倉庫、碼頭等場合的重物吊運。定柱式旋臂吊根據其旋臂所使用型鋼的不同可以分為：BZD型和BZD-JKBK型。 本機由立柱、回轉旋臂及電動葫蘆等組成。立柱下端固定于混泥土基礎上，旋臂回轉，可根據用戶需求進行回轉?；剞D部分分為手動和電動回轉（擺線針輪減速劑安裝與上托板或者下托板上帶動轉管旋臂回轉）。電動葫蘆安裝在旋臂軌道上，用于起吊重物。 第二章 起升機構的設計 2.1 確定起升機構的傳動方案 起升機構包括：取物裝置，鋼絲繩卷繞系統(tǒng)及驅動裝置等部分，用來實現物品的上升與下降動作。 根據設計要求所給參數，起重量Q=2t,屬于小起重量旋臂起重機。主要技術要求參數如下： 表2-1 起重機主要技術參數 起重量Q 起升高度H 跨度L 起升速度V 回轉速度 轉角范圍 2t 10m 6m 8m/min 1rad/min 傳動裝置中廣泛采用減速器，它是原動機和工作機之間獨立的閉合傳動裝置，用來降低轉速和增大轉矩以滿足各種工作機的需要。根據設計要求及分析，給出如下兩個傳動方案： 圖2-1 第一種傳動方案 1—電動機；2、5—聯(lián)軸器;3—減速器；4—開式齒輪；6—卷筒 圖2-2 第二種傳動方案 1—電動機；2—聯(lián)軸器；3—減速器；4—開式齒輪；5—卷筒 圖2—1這種方案是最簡單也是最通用的一種傳動方式，電動機1通過聯(lián)軸器2與減速器3聯(lián)系，減速器的低速軸與開始齒輪連接再與卷筒連接。在這一傳動方式中，由于電動機緊靠減速器，為了補償電動機及減速器高程誤差，或底架受力時的變形，聯(lián)軸器需要采用調節(jié)性能較好的彈性聯(lián)軸器或雙齒輪聯(lián)軸器。聯(lián)軸器靠減速器側帶有制動輪，以便使制動器能可靠地制動住懸掛的貨物。這種方案結構簡單，安裝及維修比較方便。適合于與小型起升機構。 圖2-2這種方案中，最后一級齒輪做成開式齒輪傳動，這種與卷筒的連接方式比較容易，減速器低速軸的伸出軸帶有外齒輪，與卷筒法蘭內齒輪嚙合，起到聯(lián)軸器的作用，另外，伸出軸還有支承座。卷筒的左端伸出軸通過滾動軸承支承在減速器伸出軸的支承座上。這種結構非常緊湊，但是安裝需要起重工具給予協(xié)助。這種方案適用于起重量較大時。 2.2 電動葫蘆的選擇 由額定起重量為2t,起升高度為10米，通過查閱“龍馬起重”（靖江市龍馬起重設備有限公司http://www.qzjweixiu.cn/Ch/About.asp）選擇電動葫蘆為MD1,型號為MD10.5-12，其技術性能如下表： 表2—2 MD1電動葫蘆技術參數 技術性能 參數 單位 起重量 2 噸 起升高度 12 米 起重速度 8/0.8 米/分 運行速度 20 米/分 鋼絲繩繩經 11 毫米 鋼絲繩規(guī)格 GB1102-74 6×37-11 工字鋼軌道型號（GB706-88） 20a-32c 運行軌道最小半徑 2 米 起升電動機型號 ZD131-4 額定功率 3 千瓦 額定速度 1380 轉/分 額定電流 7.6 安 運行電機型號 ZDY112-4 額定功率 6.4 千瓦 額定轉速 1380 轉/分 額定電流 1.25 安 機構工作級別 M5 重量（D型） 295 千克 2.3 鋼絲繩的選擇與使用 鋼絲繩是起重機機械的重要零件之一，它是一種易于彎曲的撓性件。具有強度高、撓型好、自重輕、運行平穩(wěn)，極少突然斷裂等特點，因而廣泛用于起重機的起升機構、變幅機構、運行機構，也可用于旋轉機構。它還用作捆綁物件的繩索、桅桿起重機的張緊繩、纜索起重機和空氣索道的牽引繩、承載繩等。 鋼絲繩受力復雜，受載時，鋼絲繩中有拉升應力、彎曲應力、擠壓應力及鋼絲繩捻制下的殘余應力。當鋼絲繩繞過滑輪時，受到變應力作用使材料產生疲勞，最終由于鋼絲繩與繩槽、鋼絲繩之間磨損而破斷。 因為在起升過程中，鋼絲繩的安全至關重要，所以要保證鋼絲繩的使用壽命，為此我們采用一下措施： 1）盡量減少鋼絲繩的彎曲次數； 2）高安全系數，即降低鋼絲繩的應力； 3）選用較大的滑輪與卷筒直徑。 滑輪槽的尺寸與材料對鋼絲繩的壽命有很大的關系，其太大會使鋼絲繩與滑輪接觸面積減小，太小會使鋼絲繩與槽壁間的摩擦劇烈，甚至會卡死。 1. 鋼絲繩破斷拉力計算 由《起重吊裝簡易計算》[2]可知，鋼絲繩破斷拉力計算公式如下： （2-1） 式中 —鋼絲繩的破斷拉力（N） —鋼絲繩中每一根鋼絲的直徑 —鋼絲繩中每一根鋼絲的總根數 —鋼絲繩中鋼絲的抗拉強度（Pa) —鋼絲繩中鋼絲的總斷面面積 —鋼絲繩中的搓捻不均勻引起的受載不均勻系數 （當鋼絲繩為6×37+1時，=0.82；當鋼絲繩為6×19+1時，=0.85） 本設計選用6×37+1型鋼絲繩，與以同徑者6×19+1型相比較，鋼絲多且細，則繩的撓性好，而耐磨性稍差，在此基礎上還能滿足我們的需求。所以我們選用6×37+1型鋼絲繩（GB1102-74）。 驗算6×37+1型 (2-2） 驗算6×19+1型 （2-3） 2. 鋼絲繩允許拉力的計算 通過查閱《起重吊裝簡易計算》[2]表1—8，用于機動起重設備的安全系數K為5～6，我們選用較大的安全系數K=6，滑輪組倍率，則可以的鋼絲繩的允許拉力為： （2-4） 2.4 確定滑輪的參數 1. 滑輪 滑輪是是起重機的承載零件，可以引導和改變繩索拉力方向，用以支承鋼絲繩，平衡鋼絲繩分支的拉力，組成滑輪組，達到勝利和增速的作用。滑輪繩槽尺寸應保證鋼絲繩順利繞過且接觸面積應盡可能大，以避免產生鋼絲繩與滑輪輪緣的摩擦甚至是跳槽。滑輪由輪緣、輪輻和輪轂三部分組成的?；喌木唧w尺寸，可按鋼絲繩直徑由起重機設計手冊查得。 鋼絲繩繞過滑輪尺寸時要產生橫向變形，故滑輪槽底半徑應稍大于鋼絲繩半徑，鋼絲繩直徑小時R大些，鋼絲繩直徑大時R取小些。 2. 滑輪的尺寸 滑輪的主要尺寸是換輪直徑D，輪轂寬度B和繩槽尺寸，起重機常用鑄造滑輪已標準化（ZBJ8006.3—87）。滑輪結構尺寸可按鋼絲繩直徑進行選定。 1） 工作滑輪直徑 （2-5） 式中 —按鋼絲繩中心計算的滑輪直徑（鋼絲繩卷繞直徑）mm; —鋼絲繩直徑，mm; —輪繩直徑比。 查《機械設計手冊》表2—3，根據機構工作級別，取繩經比系數e=16,則可得 查附表選用滑輪直徑D=280，由附表選用鋼絲繩直徑為d=11mm,滑輪直徑D=280，滑輪軸直徑為D5為80mm的E1滑輪，滑輪標記為ZBJ8006.3—87—11×280-80。 2.5 確定卷筒尺寸并驗算其強度 1. 卷筒類型及構造 卷筒是起升機構和牽引機構中卷繞鋼絲繩的部件。起升機構的卷筒是用來卷繞并儲存鋼絲繩的，卷筒大多用鑄鐵鑄造：大卷筒和單件生產的卷筒，用鋼板焊接。卷筒承受起升載荷的作用，應有做狗剛性的底座予以支承，而卷筒的軸應該是靜定支承。 根據鋼絲繩在卷筒卷繞層數分為單層卷筒和多層卷筒，卷筒材料采用不低于HT20—40的鑄鐵，特殊是可采用ZG25II、ZG35II鑄鋼或3號鋼板焊成。 2. 卷筒直徑 卷筒直徑的大小直接影響鋼絲繩的彎曲程度，為保證鋼絲繩壽命，卷筒直徑不能太小，卷筒直徑必須大于鋼絲繩直徑的一點倍數，卷筒直徑一般為： （2-6） 式中 —卷筒卷繞直徑（鋼絲繩中心所在直徑），mm； —與機構工作級別和鋼絲有關的系數； —鋼絲繩直徑，mm。 帶入數字得 為了適當的減少卷筒的長度，則應該選用較大直徑的卷筒，根據《起重機設計手冊》[7]表14—1，選用直徑D=300的卷筒，卷筒槽尺寸由表14—3得t1=14,槽底半徑R=6.7（標準槽）。 3. 卷筒長度 圖2—3是卷筒的大體形狀及尺寸。 圖2—3 單層繞卷筒長度 （2-7） 式中 —卷筒上車螺旋槽部分的長度，； —無繩槽卷筒端部尺寸，根據構造需要選定，； —固定鋼絲繩所需要的查長度，，。 （2-8） 式中 —最大起升高度，； —滑輪組倍率； —卷繞計算直徑，由鋼絲繩中心算起的直徑，； —為固定鋼絲繩的安全圈數，； —繩槽節(jié)距—。 綜上，帶入數得： （2-14） 取。 3. 卷筒壁厚 （ 2-9） 取 5.強度計算 卷筒壁中承受復雜的應力，包括起升鋼絲繩拉力纏繞而產生的壓應力，鋼絲繩拉力產生的扭轉和彎曲應力，根據分析扭轉產生的應力非常小，可忽略不計，卷筒壁中的應力主要是鋼絲繩在卷筒壁上產生的壓縮應力。而當卷筒的長度小于或等于3倍卷筒直徑，即當時，主要計算壓應力，彎曲和扭轉的合成應力一般不大于壓應力的，所以只計算壓應力是合理的，此時卷筒內表面上的最大壓應力為 （2-10） 式中 —多層卷繞系數，該值與鋼絲繩卷繞層數有關； —應力減小系數，考慮繩圈繞入時對筒壁有減小作用，一般可取=0.75； —鋼絲繩中最大靜拉力； —卷筒壁厚，可按下列初選： 鑄鋼卷筒 鑄鐵卷筒 —卷筒繩槽節(jié)距； —許用壓應力 對 鋼 （—屈服強度） 對鑄鐵 （—抗壓強度） 所以 （2-11） 選用灰鑄鐵HT200.最小抗拉強度，許用壓應力為 因為，所以抗彎強度符合要求。 2.6 電動機的選擇 1. 電動靜功率的計算 (2-12） 式中 —起升載荷重量，Kg； V—物品上升速度（米/分）； —機構總效率，一般取0.8～0.9。 為了滿足電動機起動時間不過熱要求，對起升機構，可按下式初選相應于機構的值的電動機功率： （2-13） 式中 —系數。 由《起重機設計手冊》[7]表8—10，取，則 查《機械設計基礎》[4]附表6—3選擇電動機型號，選用電動機為YZ系列冶金及起重三相異步電動機。電動機型號為YZ132M2—6，電動機工作制為S2（短時工作制），工作定額為30分，額定功率為4KW，額定轉速為915r/min。 2. 電動機發(fā)熱驗算 電動機工作因為溫升而發(fā)熱，過高的溫升會使繞組的絕緣材料加速老化，故需要對按靜功率選擇的電動機進行發(fā)熱驗算，以控制電動機溫升在容許的范圍內。 按照工作類型系數法，由《起重機設計與實例》[9]表2—9可知的等效功率為 （2-14） 的值結合《起重機設計手冊》[7]表8—14和圖8—37得，則 綜合以上的計算結果，，所以所選電動機滿足要求。 2.7 驗算起升速度和實際所需功率 驅動裝置總傳動比 （2-15） 式中 —電動機額定轉速（轉/分） —穩(wěn)定時卷筒的轉速 （2-16） 式中 —滑輪組倍率； —物品上升速度（米/分）； 所以 實際起升速度： 誤差： 所以速度與傳動比符合要求。 實際所需等效功率： （2-17） ，驗算合格。 2.8減速器的設計 因為電動機到減速器高速軸用聯(lián)軸器連接，其傳動比為1。 本設計采用二級圓柱斜齒輪減速器，減速器傳動比為20，開式齒輪傳動比為2.791. 1. 分配減速器各級傳動比 對于兩級圓柱齒輪減速器，一般按齒輪浸油高度要求，即按各級齒輪直徑相近的條件分配傳動比，，所以這里分配的，。 2. 各軸輸入轉速 (2-18） 3.各軸輸入功率 （2-19） 其中、、依次為電動機與Ⅰ軸，Ⅱ軸與軸，Ⅲ 軸與3軸間的傳遞效率，所以帶入數字得 （2-20） 4. 各軸輸入轉矩 電動機的輸入轉矩 其余各軸的輸入轉速為 （2-21） 表2-3 各軸的運動及動力參數 軸 名 功率P（KW） 轉矩T（） 轉速n(r/min) 傳動比 效率 電機軸 3.27 915 1 0.96 Ⅰ 軸 3.14 915 5.125 0.96 Ⅱ 軸 3.02 178.54 0.96 3.9 Ⅲ 軸 2.96 45.78 0.99 2.791 卷筒軸 2.82 16.40 0.98 5. 圓柱齒輪的設計計算 1） .選定齒輪類型、精度等級、材料。 本設計采用斜齒輪。 起重機為一般機械，速度不高，故選用7級精度（GB10095—88）。 材料選擇，由《機械設計》[8]表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr(調制），硬度為280HBS，大齒輪的材料為45鋼（調制）硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。 2） 設起重機工作壽命為15年，（每年工作300天）每天工作8小時。 計算應力循環(huán)次數 3） 計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1%，安全系數，由《機械設計》式（10-12）得 第一級傳動 初選小齒輪，大齒輪齒數，螺旋角。 1） 按齒面接觸強度計算 （2-22） 確定公式內的各計算數值 選取、齒寬系數、材料的彈性影響系數、區(qū)域系數、由圖10-26查得、、所以 許用接觸應力 試算小齒輪的分度圓直徑，由計算公式得 計算圓周速度 計算齒寬及模數 計算縱向重合度 計算縱向重合度。 已知使用系數，根據，7級精度，由圖10-8查得動載 ；由表10-4查得;由圖10-13查得;由表10-3查得。故載荷系數 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑 計算模數 2）按齒根彎曲強度設計 （2-23） 計算載荷系數。 根據縱向重合度為，由圖查得螺旋角影響系數為。 計算當量齒數 由表查得齒形系數 ； 應力校正系數 ； 計算大小齒輪的并加以比較 （2-24） 大齒輪的數值較大，則 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的疲勞強度計算的發(fā)面模數大于彎曲疲勞強度計算的的發(fā)面模數，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有齒數。于是由 兩齒輪齒數最好互質，所以。 3）幾何尺寸計算 計算中心距 （2-25） 將中心句圓整為。 按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數、、等不必修正。 計算大、小齒輪分度圓直徑 （2-26） 計算尺寬寬度 圓整后取。 第二級傳動 初選小齒輪，大齒輪齒數，螺旋角。 2） 按齒面接觸強度計算 （2-27） 確定公式內的各計算數值 選取、尺寬系數、材料的彈性影響系數、區(qū)域系數、由圖10-26查得、、所以 許用接觸應力 試算小齒輪的分度圓直徑，由計算公式得 計算圓周速度 計算齒寬及模數 計算縱向重合度 計算縱向重合度。 已知使用系數，根據，7級精度，由圖10-8查得動載；由表10-4查得;由圖10-13查得;由表10-3查得。故載荷系數 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑 計算模數 2）按齒根彎曲強度設計 （2-28） 計算載荷系數。 根據縱向重合度為，由圖查得螺旋角影響系數為。 計算當量齒數 由表查得齒形系數 ； 應力校正系數 ； 計算大小齒輪的并加以比較 大齒輪的數值較大，則 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的疲勞強度計算的發(fā)面模數大于彎曲疲勞強度計算的的發(fā)面模數，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有齒數。于是由 兩齒輪齒數最好互質，所以。 3）幾何尺寸計算 計算中心距 （2-29） 將中心句圓整為。 按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數、、等不必修正。 計算大、小齒輪分度圓直徑 計算尺寬寬度 圓整后取。 6. 軸的設計 1）高速軸的設計 由已知條件知減速器傳遞的功率為小功率，對材料五特殊要求，把告訴軸設計成齒輪軸，選擇軸的材料為45剛，調制處理。 求作用在齒輪上的力 由前面計算可知小齒輪分度圓直徑為，。則可得 （2-30） 初算軸的最小直徑 （2-31） 直徑比較小，考慮到之前計算的齒輪的分度圓直徑也較小，所以應該設計成齒輪軸，減速器高速軸外伸軸用聯(lián)軸器與電動機相連，為使所選直徑與聯(lián)軸器孔 相適應，故需考慮聯(lián)軸器型號，同時考慮鍵槽對軸強度的削弱，應將軸直徑增大5%圓整后，。 聯(lián)軸器的計算轉矩,查表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取則： 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件,查《機械設計課程設計手冊》[3]選用LT25型帶制動輪彈性套柱銷軸聯(lián)軸器，其公稱轉矩為。半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的彀孔長度。 軸的結構設計 圖2-4 高速軸的結構 根據軸向定位和周向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2段右端需要制出一軸肩，故取2-3段直徑，3-4段為齒輪軸段取直徑，4-5段軸承位置的直徑與2-3段相同。 1-2段半聯(lián)軸器的長度，因為2-3段有軸承端蓋，加上軸承端蓋的距離取1-2段長度，2-3段和4-5段為軸承的寬度加擋油環(huán)的寬度取，3-4段為高速級小齒輪的齒寬和低速級小齒輪的尺寬加上兩個齒輪之間的距離取10故，，這樣軸的大體尺寸已基本確定，畫出軸的結構簡圖如圖2-4。 根據2-3段的直徑查《機械設計課程設計手冊》[3]選擇圓錐滾子軸承30205，其尺寸為，。 軸的支座反力計算 確定了軸承的位置齒輪的位置及軸承的值，找到了軸承力的作用點求出各段的長度就可以計算軸的支座反力。 水平支座反力 （2-32） 帶入各值后可得軸的支反力 鉛垂支座反力 （2-33） 帶入各值后得 其中為軸向力產生的力偶分配到鉛垂面的。 水平面的彎矩 鉛垂面的彎矩 求出軸的水平面彎矩及鉛垂面的彎矩后，根據彎矩扭矩值畫出軸在水平面和鉛垂面的彎矩扭矩圖如圖2-5所示。 圖2-5 高速軸的水平和垂直彎矩圖 校核軸的強度 已知軸的彎矩和扭矩后，可針對某些危險截面，（即彎矩和扭矩大而軸徑可能不足的截面）做彎扭合成強度校核計算。所以我們取最大彎矩和最大扭矩合成校核。 總彎矩 （2-30） 取最大彎矩扭矩帶入后得 由前面已知高速軸的扭矩，則 （2-34） 前已選定軸的材料為45鋼，調制處理，由《機械設計》查得。因此，故安全。 校核軸承和計算壽命 圓錐滾子軸承30205的基本額定動載荷，基本額定靜載荷。 求兩軸承受到的徑向載荷和 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面。 水平面軸承支承反力 鉛垂面軸承支承反力 徑向載荷 （2-35） 求兩軸承受到的軸向力和 對與圓錐滾子軸承軸承派生軸向力，則 （2-36) 軸承2被放松，只承受本身派生軸向力，軸承1被壓緊，則 求軸承當量動載荷和 因為 由《機械設計》[8]表13-5查表的徑向和軸向載荷系數為 因軸承運轉中有中等沖擊載荷，按表13-6,,取。則 （2-37） 代入數據得 計算軸承壽命因為，所以按照軸承1的受力大小驗算 所以軸承壽命滿足要求。 鍵連接強度的檢核 假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵連接強度條件為 （2-38） 式中 —傳遞的轉矩，； —鍵與輪轂鍵槽的高度，； —鍵的工作長度，； —軸的直徑，； —鍵、槽、輪轂中最弱材料的許用應力。 由表得知，故鍵的強度足夠。 2） 中間軸的設計 中間軸已知的參數；； 選擇軸的材料為45剛，調制處理。 求作用在齒輪上的力 由前面計算可知小齒輪分度圓直徑為，。則可得 （2-39） 初算軸的最小直徑 取 （2-40） 考慮鍵槽對軸強度的削弱，應將軸直徑增大10%圓整后，。 軸的結構的設計 圖2—6 中間軸的結構 根據齒輪的布置以及軸的軸向和徑向定位要求確定軸的各段長度和直徑。軸的最小直徑直徑，查《機械設計課程設計手冊》[3]表6-7選擇圓錐滾子軸承30207，其尺寸為，。在1-2段除了軸承的寬度之外還有軸承擋圈的長度，取軸承擋圈的長度為15mm，則可得，因為要求軸承與齒輪之間的軸向定位，取，對于中間軸2-3段的長度，2-3段為高速級大齒輪的位置，但是為了軸承擋圈可靠的壓緊齒輪，它的長度應比大齒輪尺寬略小，取，另外齒輪要進行軸向定位，根據軸的直徑，查《機械設計課程設計手冊》[3]表4-1，選擇平鍵，其尺寸為，取3-4段直徑，。4-5段為低速級小齒輪的位置，為了滿足軸承擋圈能可靠的壓緊固定它，所以長度略小于低速級小齒輪尺寬，取，，至此，軸的各段長度和直徑已確定好。 軸的支座反力計算 確定了軸承的位置 齒輪的位置及軸承的值，找到了軸承力的作用點求出各段的長度就可以計算軸的支座反力。 水平支座反力 （2-41） 帶入各值后可得軸的支反力 鉛垂支座反力 （2-42） 帶入各值后得 式中 式2-104為高速級大齒輪和低速級小齒輪的軸向力分別在軸上產生的轉矩。 水平面的彎矩 鉛垂面的彎矩 式2-105求出的僅僅是鉛垂力產生的彎矩，下面要校核軸，還要求出它們的最大彎矩相比較。 求出軸的水平面彎矩及鉛垂面的彎矩后，根據彎矩扭矩值畫出軸在水平面和鉛垂面的彎矩扭矩圖如圖2-7所示。 圖2-7 中間軸的水平彎矩和垂直彎矩圖 軸的校核 已知軸的彎矩和扭矩后，可針對某些危險截面，（即彎矩和扭矩大而軸徑可能不足的截面）做彎扭合成強度校核計算。所以我們取最大彎矩和最大扭矩合成校核。 總最大彎矩 （2-43） 取最大彎矩扭矩帶入后得 由前面已知高速軸的扭矩，有兩個齒輪，按照最保守的方法來校核，取，則 前已選定軸的材料為45鋼，調制處理，由《機械設計》[8]查得。因此，故安全。 校核軸承和計算壽命 圓錐滾子軸承30207的基本額定動載荷，基本額定靜載荷。 求兩軸承受到的徑向載荷和 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面。前面已求得軸承的支座反力所以得 （2-44） 求兩軸承受到的軸向力和 對與圓錐滾子軸承軸承派生軸向力，則 軸承2被放松，只承受本身派生軸向力，軸承1被壓緊，則 求軸承當量動載荷和 因為 由《機械設計》[8]表13-5查表的徑向和軸向載荷系數為 因軸承運轉中有中等沖擊載荷，按表13-6,,取。則 （2-45） 代入數據得 計算軸承壽命因為，所以按照軸承1的受力大小驗算 故軸承壽命符合要求。 鍵連接強度的檢核 假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵連接強度條件為 （2-46） 式中 —傳遞的轉矩，； —鍵與輪轂鍵槽的高度，； —鍵的工作長度，； —軸的直徑，； —鍵、槽、