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畢 業(yè) 設 計 (論 文)
小型懸臂起重吊設計
系 名：
專業(yè)班級：
學生姓名：
學 號：
指導教師姓名：
指導教師職稱：
年 月
目 錄
摘 要 III
Abstract IV
第一章 緒論 1
1.1設計的背景及意義 1
1.2起重機的分類 1
1.3國內(nèi)外研究及發(fā)展現(xiàn)況 2
1.4本次設計的主要內(nèi)容 3
第二章 總體方案設計 4
2.1設計要求及分析 4
2.2方案設計 4
2.2.1起升機構 4
2.1.2運行機構 4
2.1.3旋轉機構 4
第三章 起升機構的設計 7
3.1電動葫蘆的選擇 7
3.2鋼絲繩的選擇 7
3.2.1鋼絲繩破斷拉力計算 8
3.2.2鋼絲繩允許拉力的計算 8
3.3卷筒尺寸設計及校核 8
3.3.1卷筒類型及構造 9
3.3.2卷筒直徑 9
3.3.3卷筒長度 9
3.3.4卷筒壁厚 10
3.3.5強度計算 10
3.4電動機的選擇 11
3.4.1電動靜功率的計算 11
3.4.2電動機發(fā)熱驗算 12
3.5卷筒軸的設計及校核 12
3.5.1初算卷筒軸最小直徑 12
3.5.2確定各段軸的直徑、長度 13
3.5.3計算支座反力 13
3.5.4疲勞計算 13
3.5.5靜強度計算 14
3.6取物裝置設計 14
3.7懸臂梁的設計 15
3.7.1計算條件 15
3.7.2受力計算 15
第四章 運行機構的設計 18
4.1選電動機 18
4.1.1運行阻力 18
4.1.2計算靜功率 18
4.2驗算電動機發(fā)熱條件 18
4.3驗算啟動時間 18
4.4選擇制動 19
4.5驗算制動時間 19
4.6選擇減速器 19
第五章 回轉機構的設計 20
5.1載荷計算 20
5.2回轉驅動裝置計算 22
5.2.1摩擦阻力矩 22
5.2.2坡道阻力矩 23
5.2.3慣性阻力矩 23
5.3電動機的選擇 24
5.4聯(lián)軸器的選擇 25
5.5制動器的選擇 26
5.6減速器的選擇 26
5.7開式齒輪的選擇與設計 26
5.7.1選定齒輪類型及基本參數(shù) 26
5.7.2按齒面接觸強度計算 27
5.7.3按齒根彎曲強度設計計算 29
5.7.4幾何尺寸計算 30
總 結 31
參考文獻 32
致 謝 33
摘 要
本課題的任務是小型懸臂起重吊，懸臂起重機是懸臂可繞固定于基座上的定柱回轉，或者是懸臂與轉柱剛接，在基座支承內(nèi)一起相對于垂直中心線轉動的由立柱和懸臂組成的懸臂起重機。主要由電起升機構、運行機構、旋轉機構等構成。
本次設計首先，通過對懸臂起重吊結構及原理進行分析，在此分析基礎上提出了懸臂起重吊的設計方案；接著，對主要技術參數(shù)進行了計算選擇；然后，對各主要零部件進行了設計與校核；最后，通過AutoCAD制圖軟件繪制了懸臂起重吊總裝圖及主要零部件圖。
通過本次設計，鞏固了大學所學專業(yè)知識，如：機械原理、機械設計、材料力學、公差與互換性理論、機械制圖等；掌握了普通機械產(chǎn)品的設計方法并能夠熟練使用AutoCAD制圖軟件，對今后的工作于生活具有極大意義。
關鍵詞：懸臂起重吊，起升機構，運行機構，旋轉機構
Abstract
The task of this project is a small cantilever lifting, boom boom cranes are available in a given column rotation around a fixed pedestal, or cantilever column and turn rigid, support within the base together with respect to the vertical centerline of rotation by consisting of columns and cantilever cranes. Mainly by electric lifting mechanism, traveling mechanism, rotation mechanism and the like.
The design is first, by making the lifting of the cantilever structure and principles of analysis presented in this analysis lifting cantilever design basis; Next, the main technical parameters were calculated choice; then, for all the major components has been designed and checked; Finally, AutoCAD drawing software to draw a cantilever lifting assembly diagram and main parts diagram.
Through this design, the consolidation of the university is expertise, such as: mechanical principles, mechanical design, mechanics of materials, tolerances and interchangeability theory, mechanical drawing, etc; mastered the design method of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD drawing software for the future work of great significance in life.
Keywords:Cantilever Lifting, Hoisting mechanism, Traveling mechanism, Rotating mechanism
IV
第一章 緒論
1.1設計的背景及意義
起重機械是一種循環(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(jīng)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(chǎn)率，加快建設速度，實現(xiàn)工程施工機械化起著十分重要的作用。
1.2起重機的分類
起重機根據(jù)結構的不同分成以下三類：
（1）梁式型起重機
可在長方形場地及其上空作業(yè)，多用于車間、倉庫、露天堆場等處的物品裝卸，有梁式起重機、橋式起重機、龍門起重機、纜索起重機、運載橋等。
（2）懸臂起重機（旋臂起重機）
懸臂起重機有立柱式、壁掛式、平衡起重機三種形式。
①柱式懸臂起重機是懸臂可繞固定于基座上的定柱回轉，或者是懸臂與轉柱剛接，在基座支承內(nèi)一起相對于垂直中心線轉動的由立柱和懸臂組成的懸臂起重機。它適用于起重量不大，作業(yè)服務范圍為圓形或扇形的場合。一般用于機床等的工件裝卡和搬運。
②壁掛起重機是固定在墻壁上的懸臂起重機，或者可沿墻上或其他支承結構上的高架軌道運行的懸臂起重機。壁行起重機的使用場合為跨度較大、建筑高度較大的車間或倉庫，靠近墻壁附近處吊運作業(yè)較頻繁時最適合。
③平衡起重機俗稱平衡吊，它是運用四連桿機構原理使載荷與平衡配重構成一平衡系統(tǒng)，可以采用多種吊具靈活而輕松地在三維空間吊運載荷。平衡起重機輕巧靈活，是一種理想的吊運小件物品的起重設備，被廣泛用于工廠車間的機床上下料，工序間、自動線、生產(chǎn)線的工件、砂箱吊運、零部件裝配，以及車站、碼頭、倉庫等各種場合平衡吊
（3）門式起重機
門式起重機一般根據(jù)門架結構形式、主梁形式、吊具形式來進行分類。
按門框結構形式分：（a）全門式起重機，（b）半門式起重機，（c）雙懸臂門式起重機，（d）單懸臂門式起重機。
按主梁結構形式分：（a）單主梁門式起重機，(b)雙梁橋式起重機。
1.3國內(nèi)外研究及發(fā)展現(xiàn)況
（1）國內(nèi)起重機研究及發(fā)展現(xiàn)況
中國古代灌溉農(nóng)田用的桔槔是臂架型起重機的雛形。14世紀，西歐出現(xiàn)人力和畜力驅動的轉動臂架型起重機。19世紀前期，出現(xiàn)了橋式起重機；起重機的重要磨損件如軸、齒輪和吊具等開始采用金屬材料制造，并開始采用水力驅動。19世紀后期，蒸汽驅動的起重機逐漸取代了水力驅動的起重機。20世紀20年代開始，由于電氣工業(yè)和內(nèi)燃機工業(yè)迅速發(fā)展，以電動機或內(nèi)燃機為動力裝置的各種起重機基本形成。
自1999年，沉寂了多年的中國起重機行業(yè)猶如火山爆發(fā)，呈現(xiàn)出快速發(fā)展的勢頭，一發(fā)不可收拾，出現(xiàn)了連年增長、一浪高過一浪的態(tài)勢，即使是在被稱為宏觀調(diào)控年的2004年也不例外。
2006年5月，國內(nèi)企業(yè)制造的最大噸位履帶式起重機——三一重工的SCC4000(400t)成功下線，但這個紀錄將會在2006年11月在上海舉辦的bauma China工程機械展會上被打破。今后5年，我國電網(wǎng)建設總投資將超過１萬億元，期間，電網(wǎng)建設投資將占到電力行業(yè)總投資的50％以上，能基本滿足新建電源輸配電的需求。在這些大型項目對起重機的大量需求下，加速了國內(nèi)起重機市場向大型化發(fā)展的勢頭。
（2）國外起重機研究及發(fā)展現(xiàn)況
（a）發(fā)展超大型起重機
由于各重點工程向大型化發(fā)展，所需構件和配套設備重量不斷增加，對超大型起重設備的需求日趨增長。利渤海爾LTM1800型是目前世界最大的AT產(chǎn)品，起重量800t，安裝超起裝置后型號變更為LTM11000D型，最大起重量增至1000t。1998年推出的LTM1500型(起重量500t)。
（a）“迷你”起重機大量涌現(xiàn)
起重機向微型化發(fā)展，是適應現(xiàn)代建設要求而出現(xiàn)的新趨勢。10年前開發(fā)的神鋼RK70(7t)是世界首臺裝有下俯式吊臂的“迷你”(Mini) RT產(chǎn)品。目前下俯式吊臂已成為“迷你”起重機的重要標志。這種新概念設計已成功移植到德馬泰克AC25(25t)和加藤CR-250(25t)等較大噸位起重機上。
（b）伸縮臂結構不斷改進
利渤海爾LTM1090/2(90t)和LTM1160/2型(160t)AT產(chǎn)品，采用了裝有“Telematik”單缸自動伸縮系統(tǒng)的卵圓形截面主臂。這種卵圓形截面主臂在減輕結構重量和提高起重性能方面具有良好效果。目前卵圓形吊臂已列入利勃海爾新產(chǎn)品標準部件，裝有世界最長的7節(jié)84m卵圓形截面主臂的LTM1500型(500t)AT產(chǎn)品，也采用這種單缸伸縮系統(tǒng)。
（c）數(shù)據(jù)總線技術得到應用
利渤海爾LTM1030/2型(30t)是世界首臺裝有數(shù)據(jù)總線管理系統(tǒng)的高技術雙軸AT產(chǎn)品。該機采用CANBUS(控制域網(wǎng)總線)技術，完成發(fā)動機－傳動系統(tǒng)各功能塊之間的數(shù)字式數(shù)據(jù)傳輸和電子控制。采用數(shù)據(jù)總線管理系統(tǒng)，可降低起重機油耗及排放值，簡化布線，提高整機可靠性與維修方便性。目前已有多種新機型裝有LSB系統(tǒng)數(shù)據(jù)總線。
（d）靜液壓傳動起重機進入市場
首臺靜液壓傳動起重機是原克虜伯公司1992年研制的雙軸KMK2035型(35t)AT產(chǎn)品。瑞士Compact Truck公司1993年推出的雙軸CT2(35t)AT產(chǎn)品是世界第一臺投放市場的靜液壓傳動起重機。意大利Rigo公司在1994年推出了RT200(20t)靜液壓傳動RT起重機。據(jù)介紹，某些機型采用靜液壓傳動后，可大約減重1/3。
（e）混合型起重機得到發(fā)展
過去10年中日本RT產(chǎn)品居世界領先地位，許多產(chǎn)品裝有傳統(tǒng)型號不具備的適于公路行駛的驅動裝置，因而可在日本公路合法行駛。這樣就促使用戶對歐美制造廠商也提出了新要求。據(jù)報道，1997年世界RT產(chǎn)品總銷量達5000臺，其中日本生產(chǎn)了2800臺，美國為1250臺。
1.4本次設計的主要內(nèi)容
第二章 總體方案設計
2.1設計要求及分析
設計一小型懸臂起重吊，用于貨場裝卸物料作業(yè)。要求結構簡單可靠，移動方便，懸臂能繞鉛垂軸在180°范圍內(nèi)轉動，電動機能電動升降，最大起重重量為250Kg。
2.2方案設計
起重機根據(jù)功能不同，可分為以下幾個機構：起升機構、運行機構、旋轉機構。
2.2.1起升機構
起升機構包括:取物裝置、鋼絲繩卷繞系統(tǒng)以及驅動裝置等部分，用來實現(xiàn)物品上升與下降動作。不同的物品，需用不同的取物裝置，其驅動裝置亦稍有不同，但布置方式基本上相同。
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(xiàn)物品的上升與下降動作。
根據(jù)設計要求所給參數(shù)，起重量Q=2t,屬于小起重量旋臂起重機。主要技術要求參數(shù)如下：
表2-1 起重機主要技術參數(shù)
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
250Kg
4m
3m
8m/min
30rad/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(jù)設計要求及分析，直接選用電動葫蘆為起升機構。
2.1.2運行機構
運行機構主要用作水平運移物品以及調(diào)整起重機（小車）的工作位置。通用橋式起重機和龍門起重機運行機構的用途往往是屬于前者，而門座起重機和裝卸橋的運行機構往往是屬于后者。
運行機構有下列部件組成：電動機、傳動裝置（傳動軸、聯(lián)軸器和減速器等），制動器和車輪組等。在大型起重機中，為了降低車輪的壓力，提高傳動件和支承件的通用化程度，便于裝配和維修，常采用帶有平衡梁的車輪組。運行機構的工作速度隨起重機的用途而定。
2.1.3旋轉機構
回轉機構由回轉支承裝置和回轉驅動裝置兩大部分組成，前者用來將起重機旋轉部分支承在固定部位上，后者用來驅動回轉部分相對于固定部分的回轉。驅動裝置的形式與支承裝置形式有一定的的關系?；剞D起重機的回轉支承方式有定柱式、轉柱式、轉盤式等幾種。
全回轉機構由三部分組成（a）旋轉機構的原動機：他是整機的傳動分流裝置中的一個傳動元件，在機械傳動中是某根軸，在電力傳動中是電動機，在液壓傳動中是液壓馬達。它的動力是由起重機的總動力源—內(nèi)燃機供給，并經(jīng)過機械傳動、或電能、或液壓能變換而來的。（b）旋轉機構的傳動裝置，一般是其減速作用。（c）旋轉小齒輪，回轉機構通過它和回轉支承裝置上的大齒圈嚙合，以實現(xiàn)回轉平面的回轉運動。
（1）回轉支承裝置
回轉支承裝置簡稱回轉支承，為起重機回轉部分提供穩(wěn)定、牢固的支承，并將回轉部分的載荷傳遞給固定部分。在起重機主要使用柱式和滾動軸承式回轉支承裝置。下面介紹滾動軸承式和柱式回轉支承裝置。
1）滾動軸承式回轉支承裝置 起重機回轉部分固定在大軸承的回轉座圈上，而大軸承的固定座圈則與底架或門座的頂面相固結。
2）柱式回轉支承裝置 柱式回轉支承裝置又可分為轉柱式和定柱式兩類,圖6-1表示定柱式支承，定柱2固定在起重機底座上，起重機回轉部分支承在定柱頂部的推力兼徑向軸承1上，并可繞定柱中心回轉，回轉部分的下部分由4個水平滾輪支承在定柱下部圓形滾道上。定柱式回轉支承裝置結構簡單，制造方便，起重機回轉部分轉動慣量小，自重和驅動功率較小，能使起重機重心降低。轉柱式是將定柱式支承的定柱作為起重機回轉部分，把其回轉部分作為固定機架。轉柱式回轉支承裝置結構簡單，制造方便，適用于起升高度和工作幅度較大的起重機。
綜合比較以上各種回轉支承裝置，本設計屬于小型起重機，所以采用定柱式支承裝置。
（2）回轉驅動裝置
回轉驅動裝置一般安裝在起重機的回轉部分，電動機經(jīng)減速器帶動最后一級小齒輪，小齒輪與裝在起重機回轉固定部分上的大齒圈相嚙合，以實現(xiàn)回轉運動，下面是常見的兩種形式的機械傳動裝置。
圖2-1為臥式電動機與與蝸桿減速器傳動，回轉機構由電動機1，經(jīng)聯(lián)軸器2，由蝸輪蝸桿3及極限力矩聯(lián)軸器組成的減速器后，經(jīng)中間齒輪4傳動，最后通過回轉小齒輪5帶動整個旋轉架以上部分繞大齒圈回轉。這種傳動方式優(yōu)點是工作平穩(wěn)，結構緊湊，傳動比大，缺點是傳動效率低。
圖2-2表示立式電動機與立式圓柱齒輪減速器傳動。優(yōu)點是平面尺寸緊湊，傳動效率高。
比較兩種傳動方式，本設計選擇圖2-1所示傳動方式。
圖2-1 臥式電機與蝸桿減速器傳動
1—電動機；2—聯(lián)軸器；3—蝸輪；4—大、小齒輪；5—小齒輪；6—大齒圈
圖2-2 立柱式電動機與圓柱齒輪減速器傳動
1—電動機；2—聯(lián)軸器；3—減速器；4—小齒輪；5—大齒圈
第三章 起升機構的設計
3.1電動葫蘆的選擇
由額定起重量為0.25t,起升高度為4米，通過查閱《CD1型電動葫蘆主要技術參數(shù)》，選擇電動葫蘆的型號為CD8-8，其技術性能為下表所示：
表3-1 CD8-8電動葫蘆技術參數(shù)
技術性能 單位 參數(shù)
起重量 噸 0.25
起升高度 米 4
起重速度 米/分 8
運行速度 米/分 20
鋼絲繩直徑 毫米 8
鋼絲繩規(guī)格（GB1102-74） 6*37-8
鋼絲繩長度 米 18
工字梁軌道型號（GB706-88） 20a-32c
環(huán)形軌道最小曲率半徑 米 2.0
工作級別 M3
結合次數(shù) 120/min
起重電機型號 ZDY31-4
額定功率 千瓦 1.5
額定轉速 轉/分 1380
額定電流 安培 7.6
運行電動機型號 ZDY12-4
額定功率 千瓦 0.4
額定轉速 轉/分 1380
電流 安培 1.25
基本尺寸（電動小車式）
L1 毫米 205
L2 毫米 290
f 毫米 956
Bmax 毫米 935
電動小車型總重 千克 65
3.2鋼絲繩的選擇
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。
3.2.1鋼絲繩破斷拉力計算
由《起重吊裝簡易計算》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(shù)
—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(shù)
（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）
3.2.2鋼絲繩允許拉力的計算
通過查閱《起重吊裝簡易計算》，用于機動起重設備的安全系數(shù)K為5～6，我們選用較大的安全系數(shù)K=6，滑輪組倍率，則可以的鋼絲繩的允許拉力為：
（2-4）
3.3卷筒尺寸設計及校核
3.3.1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(chǎn)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(jù)鋼絲繩在卷筒卷繞層數(shù)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。
3.3.2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(shù)，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(shù)；
—鋼絲繩直徑，mm。
帶入數(shù)字得
為了適當?shù)臏p少卷筒的長度，則應該選用較大直徑的卷筒，根據(jù)《起重機設計手冊》[7]表14—1，選用直徑D=200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）。
3.3.3卷筒長度
圖3-1是卷筒的大體形狀及尺寸。
圖3-1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(jù)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(shù)，；
—繩槽節(jié)距—。
綜上，帶入數(shù)得：
取。
3.3.4卷筒壁厚
（ 2-9）
取
3.3.5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(chǎn)生的壓應力，鋼絲繩拉力產(chǎn)生的扭轉和彎曲應力，根據(jù)分析扭轉產(chǎn)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(chǎn)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(nèi)表面上的最大壓應力為
（2-10）
式中 —多層卷繞系數(shù)，該值與鋼絲繩卷繞層數(shù)有關；
—應力減小系數(shù)，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。
3.4電動機的選擇
3.4.1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(shù)。
由《起重機設計手冊》，取，則
查《機械設計基礎》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。
3.4.2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(nèi)。
按照工作類型系數(shù)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。
3.5卷筒軸的設計及校核
由于卷筒軸的可靠性對起重機的安全、可靠的工作非常重要，因此應十分重視卷筒軸的結構設計和強度、剛度計算。卷筒軸的結構，應盡可能簡單、合理，應力集中應盡可能小。卷筒軸不僅要計算疲勞強度，而且還要計算靜強度；此外，對較長的軸還需校核軸的剛度。
由前面的設計可知：卷筒的名義，取卷筒長度，卷筒槽形槽底半徑，繩槽尺寸，鋼絲繩允許拉力為。其它參數(shù)有，，。
選取軸的材料為45剛，調(diào)制處理。
3.5.1初算卷筒軸最小直徑
（2-18）
取軸的最小直徑圓整為。
圖3-2 卷筒心軸結構圖
3.5.2確定各段軸的直徑、長度
1-2段和6-7段為軸承的位置，直徑，其它各部分直徑按照結構來取，，，，。確定卷筒心軸各段長度時，應根據(jù)軸承寬度、卷筒長度和端蓋長度來確定。,
,,,6-7段為套筒長度,取.
3.5.3計算支座反力
心軸右輪轂支承處最大彎矩：
3.5.4疲勞計算
對于疲勞計算采用等效彎矩，查《起重機設計手冊》得知等效系數(shù) =1.1
等效彎矩：
彎曲應力：
心軸的載荷變化為對稱循環(huán)。由上式知許用彎曲應力：軸材料用45號鋼，其中，；。
式中 n=1.6—安全系數(shù)
K—應力集中系數(shù)
—與零件幾何形狀有關的應力集中系數(shù)，當零件表面形狀劇烈過渡和
零件上開有溝槽時，以及緊配合區(qū)段，本處取
—與零件表面加工粗糙度有關的應力集中系數(shù)，，本處
取。
<通過
3.5.5靜強度計算
卷筒軸屬于起升機構低速軸零件，其動力系數(shù)可由表查得，=1.2。
許用應力：
<通過，故卷筒軸的疲勞和靜強度計算通過
3.6取物裝置設計
取物裝置能使起重機順利安全和高效率的工作，應盡可能構造簡單，質(zhì)量輕。由搬運物品形狀不同，取物裝置分為通用專用兩類。通用取無裝置有吊鉤、吊環(huán)；專用取物裝置由抓斗、電磁吸盤、夾鉗等。對于本設計，我們選擇吊鉤作取無裝置。
吊鉤是起重機上極其重要的零件。吊鉤的突然斷裂將造成人身及設備事故，因此對吊鉤的材料和加工，國家有嚴格規(guī)定，吊鉤按制造方法分鍛造吊鉤和片式吊鉤，中小起重量的吊鉤一般用優(yōu)質(zhì)碳素鋼鍛造而成，大型起重量的吊鉤一般用片式吊鉤。吊鉤的專用材料有：20、20Mn、34CrMo、34CrNiMo等。鍛造吊鉤必須經(jīng)過熱處理。以達到規(guī)定的機械性能。片式吊鉤要求鋼板軋制方向與吊鉤受力方向一致，片式吊鉤比鍛造吊鉤可靠，一般不會不會產(chǎn)生突然斷裂。因強度和材料引起的斷裂只限于起重個別鋼板，因此易發(fā)現(xiàn)并跟換，也同樣由于強度和材料不確定性的吊鉤不允許鑄造、焊接制造和修復。吊鉤的型號可查相應國家標準。
吊鉤的主要尺寸
圖3-3是吊鉤鉤身主要尺寸圖
圖3-3 吊鉤鉤深主要尺寸
吊鉤的主要尺寸是由勾孔直徑D來決定的。
勾孔直徑
式中 —額定起重量，。
帶入數(shù)據(jù)得
（2-19）
取。
其它尺寸
3.7懸臂梁的設計
3.7.1計算條件
吊重為0.25噸，懸臂梁為工字鋼，長度為3米。選擇工字鋼材料為Q235，其許用應力[δ]=100MPa。
3.7.2受力計算
想求出cd桿的長度為
L==4527.7mm （3.1）
ac桿的受力分析簡圖如圖3-4所示。
圖3-4 ac桿受力分析圖
設cd桿拉力為F,由平衡方程=0，得
F·×4500mm-4900×4000=0 （3.2）
F=39441N （3.3）
把F分解為沿ac桿軸線的分量和垂直于ac桿軸線的分量,可見ac桿在ab段內(nèi)產(chǎn)生壓縮與彎曲的組合變形。
=F×4500/4527.7=39200N (3.4)
=F×500/4527.7=4355N (3.5)
作ac桿的彎矩圖和ab段的軸力圖如3-5所示。從圖中可以看出，在b點左側的截面上彎矩為最大，而軸力與其他截面相同，故為危險截面。
圖3-5 ac桿彎矩圖和ab段軸力圖
開始計算時，可以先不考慮軸力發(fā)熱影響，只根據(jù)彎曲強度條件選取工字鋼。
W≥=19.6×/100×=196 （3.6）
查型鋼表，選取20a號工字鋼，W=237，A=35.5。選定工字鋼后，同時考慮軸力及彎矩的影響，再進行強度校核。在危險截面b的下邊緣各點上發(fā)生最大壓應力，且為
==84MPa （3.7）
結果表明，最大壓應力小于許用應力，故無需重新選擇截面的型號。
第四章 運行機構的設計
運行機構主要有下列不見組成：電動機、傳動裝置、（傳動軸聯(lián)軸器和減速器等），制動器和車輪組等。
4.1選電動機
4.1.1運行阻力
P靜=P摩+P坡+P風 （公斤）
P靜——小車運行靜阻力
室內(nèi)運行，所以 P坡=P風=0
P靜=P摩=（Q+G0)K附（2K+μμd)/D輪=22.95公斤
其中K附=1.2
μ=0.015
d=45mm
D輪=100mm
4.1.2計算靜功率
N靜=（P靜v）/120η=0.08kw （3-1）
式中η—機構傳動功率，取η=0.9
由于選用的電動葫蘆為小車式，配用的電機功率滿足，所以直接選用。型號為ZDY12-4。技術參數(shù)，
4.2驗算電動機發(fā)熱條件
按照等效功率法，求JC=25％時所需的等效功率：
N≥k×r=0.85×0.87×0.08=0.06kW
式中k—工作級別系數(shù)。對于M3級，k=0.85
r—系數(shù)，根據(jù)機構平均起動時間與平均工作時間的比值（t/t）查得，一般起升機構t/t=0.1，查得r=0.87
由以上計算結果 N，故初選電動機能滿足.
4.3驗算啟動時間
滿載運行時電機的靜力矩：
=0.07kg/m
啟動時間：
（3-2）
其中
平均啟動轉矩：
(3-3)
4.4選擇制動
=0.65kg/m
式中 k取1.15，查《起重機設計手冊》，選用型號CL4
4.5驗算制動時間
制動時間：=6.5s
4.6選擇減速器
減速器總傳動比：
（3-4）
i = 22
查《起重機設計手冊》選用ZQA25型的減速器，當中級工作類型時，=25，自重=100kg，輸出軸直徑為=200mm，軸端長=101mm。
第五章 回轉機構的設計
起重機的回轉機構，在于擴大機械的工作范圍，當?shù)跤形锲返钠鹬乇奂芾@起重機的回轉中心的回轉時，就能使物品吊運到回轉圓所及的范圍以內(nèi)。這種回轉運動是通過回轉機構來實現(xiàn)的。
本設計選擇圖5-1所示傳動方式。
圖5-1 臥式電機與蝸桿減速器傳動
1—電動機；2—聯(lián)軸器；3—蝸輪；4—大、小齒輪；5—小齒輪；6—大齒圈
5.1載荷計算
作用在回轉部分上的外載荷包括：回轉部分自身重力，起升載荷及其載荷Q及其載荷影響，貨載擺動時的水平載荷，各機構制動時的慣性載荷等?；剞D機構傳動零件的計算決定于電動機工作轉矩。
不管作用在起重機回轉部分的外載荷有多少，（包括若干個向下的載荷和若干個水平載荷），總可以簡化成四個力：一個沿回轉中型鉛垂項下的力，一個沿水平支承輪（滾子）的水平力，一個繞回轉中型的力偶及一個作用在某一鉛垂面的力偶矩，其中繞回轉中心的力偶，由回轉機構的電動機轉矩或制動器的轉矩平衡，鉛垂力以及力偶由回轉裝置支承。各力的分析計算如下。1.起重機自重的計算
（1）總質(zhì)量
(4-1)
旋轉臂架重量
.
（2）垂直力及傾覆力矩的計算
圖5-2 回轉臂簡圖
因為在確定回轉支承裝置的動態(tài)容量計算載荷時，要選取最不利工況?；剞D支承裝置的靜態(tài)容量按起重機靜載荷試驗工況進行計算，此時不計風力，僅考慮125%試驗載荷時的最大工作載荷，水平載荷較小忽略不計，所以有
（4-2）
（ 4-3）
式中 —最大額定載荷，；
—旋臂重力，；
—其它回轉部分重力， 。
帶入?yún)?shù)到公式中得
（3）支承反力的計算
采用定柱支承裝置，支承高，滾道直徑，采用前后兩組滾輪裝置，前后兩組滾輪的中心夾角為。每組兩只滾輪，計八支。上支承采用球面推力軸承。
推力軸承的載荷
式中 —為水平力，此時水平力只計風力，假設室內(nèi)無風，所以。
每一組水平滾輪的反力
（4-4）
（4-5）
5.2回轉驅動裝置計算
回轉機構的驅動計算包括：回轉阻力矩計算及驅動電動機功率的計算。
回轉阻力包括支承回轉裝置中的摩擦力矩、風阻力矩、坡道阻力矩、慣性阻轉矩等。
5.2.1摩擦阻力矩
柱式起重機摩擦阻力包括推力軸承中的摩擦阻轉矩、徑向軸承中的摩擦阻轉矩及水平輪的摩擦阻轉矩，把這些阻力相加的：
（4-6）
1）推力軸承的摩擦組轉矩
選用單向推力求軸承51230，，額定載荷。
式中 —推力軸承所受的軸向力；
—推力軸承的內(nèi)外平均直徑；
—推力軸承的摩擦系數(shù)，滾動軸承，滑動軸承。
2）水平滾輪的摩擦阻轉矩按下式計算：
（5-11）
式中 —水平滾輪壓力之和；
—水平滾輪的當量摩擦系數(shù)，對使用滾動軸承和對使用滑動軸承 分別取 ；；
—滾道計算直徑。當滾道固定、水平滾輪沿滾道滾動時：
式中 —水平滾輪直徑；
—滾道直徑。
當滾輪的回轉中心固定、滾道沿水平滾輪滾動時，。
3）徑向軸承摩擦阻力計算
選用雙列向心球面滾子軸承3003126，。
所以總的摩擦力矩為：
（4-7）
5.2.2坡道阻力矩
陸地上起重機由于滾道鋪設不平或土壤地基沉陷，起重機的回轉中心與鉛垂線成一夾角。
（4-8）
式中 G—回轉部分總重力(N)；
—相對于上述重量的重心到起重機旋轉軸線的距離；
—起重機傾斜角（由地形坡度、土壤沉陷或轉柱傾斜等引起）；
—起重機旋轉角度。
當時坡道阻轉矩達到最大值。
5.2.3慣性阻力矩
起重機回時的慣性阻力矩，由繞回轉中心線回轉的物品慣性阻力矩和回轉部分的慣性阻力矩，以及機構傳動部分旋轉零件的慣性阻力矩組成。
1）物品繞起重機起重機回轉時的慣性阻力矩
式中 —起重機的額定載荷，N；
—起吊物品的質(zhì)心至回轉中心的水平距離，；
—起重機回轉速度，；
—回轉機構的啟動時間，,通?？扇?。
2）回轉部分慣性阻力矩
（4-9）
式中 —起重機部件至回轉中心的轉動慣量，。
（4-10）
3）作用在電動機軸上的機構傳動部分的慣性阻力矩
（5-18）
式中 —電動機軸上電動機轉子、聯(lián)軸器、制動輪轉動慣量，；
—考慮除電動機以外其他轉動零件轉動慣量系數(shù)；
—電動機額定轉速，；
—機構啟動時間，。
綜上，總的慣性阻力矩為：
（4-11）
5.3電動機的選擇
計算電動機功率的等效載荷是將各種等效轉矩予以合成，，他們包括：摩擦阻轉矩、坡道阻轉矩、風力等效轉矩及貨載擺動的等效轉矩。
電動機的等效功率為：
（4-12）
式中 —由貨載擺角為產(chǎn)生的回轉阻力矩；
—起重機回轉速度；
—機構效率，當采用齒輪傳動時。
按照上式，帶入數(shù)值后可得：
根據(jù)的值初選電動機，查《機械設計課程設計手冊》[3]表12—7選擇YZR電動機，額定功率為，機座號為132M2，同步轉速為，轉子轉動慣量為0.07，轉子繞組開路電壓為185。
電動機過載能力計算
(4-13)
式中 —考慮電壓降及最大力矩誤差的系數(shù)；
—機構電動機的個數(shù)；
—基準接電持續(xù)率下允許的過載轉矩倍數(shù)。
帶入值后的得：
所以電動機過載能力足夠。
5.4聯(lián)軸器的選擇
機構的總速比為：
（4-14）
式中 —機構總的傳動比；
—電動機同步轉速；
—回轉速度。
以上的速比僅為大約值，因為在選擇減速器時還要做些調(diào)整，因此這里電動機的速度用同步轉速。高速軸的聯(lián)軸器可根據(jù)電動機輸出尺寸選擇然后校驗，123M電動機的輸出軸為圓柱形，直徑為，根據(jù)《起重機設計與實例》選擇MLLE梅花帶制動輪聯(lián)軸器，聯(lián)軸器型號為MLL25-200，允許的最大的轉矩，轉動慣量為。
電動機額定轉矩為：
回轉機構的總速比是很大的。除去低速及針輪傳動和開式齒輪傳動，（一般此級速比為6～10）也還是比較大的，對本例，若取低速級的速比為，則減速器總速比為，由上面可知，聯(lián)軸器的允許轉矩為電動機額定轉矩的11倍多，因此強度是足夠的。
5.5制動器的選擇
（4-15）
式中 —制動器的轉矩；
—電動機最大轉矩，。
則可得
（4-16）
制動轉矩為
查《起重機設計與實例》選擇型液力推桿制動器，制動輪直徑為，最大制動轉矩為。
5.6減速器的選擇
從5.4的計算中得出減速器的傳動比，上網(wǎng)查詢選擇減速器型號為SF87R57DT80N4，此減速器采用模塊化設計，傳動比覆蓋范圍廣，分配精細合理，外形設計適合全方位的萬能安裝配置。其傳動比為113.3，公稱轉速，公稱輸入功率為。
5.7開式齒輪的選擇與設計
5.7.1選定齒輪類型及基本參數(shù)
1）選擇直齒圓柱齒輪傳動：
2）根據(jù)懸臂起重機工作環(huán)境，選擇4級精度（GB10095-88）;
3)材料選擇。小齒輪材料選40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為241-269HB；大齒輪的外形比較大選用鑄鋼ZG310-570, 調(diào)質(zhì)處理，硬度為175-210HB；
4)初選小齒輪齒數(shù)。開式齒輪傳動，由于齒數(shù)主要為磨損失效，為使輪齒不止過小，故小齒輪不宜選用過多的齒數(shù)，一般可取Z=17～25，取Z=20，則大齒輪的齒數(shù)Z= 6、75×20=135，取Z=135。
m：齒輪是抗彎能力的重要標志，根據(jù)經(jīng)驗暫初選m=4
5.7.2按齒面接觸強度計算
根據(jù)參考文獻[6]公式：
（1）確定公式中的各計算設置
1）選載荷系數(shù)常用值為1.2～2，取K = 1.2
2）計算小齒輪傳遞的轉矩
已知F = 10 KN 減速機
T=10×10×4m=4×10
小齒輪轉矩可按下式計算：
T =
3）取齒寬系數(shù) 根據(jù)參考文獻[6]第3卷，齒輪非對稱布置，的推薦值，選用=0.6
4）齒數(shù)比u=傳動比i
5）查參考[4]表11-6的材料的彈性影響系數(shù)Z=188.9Mpa
6）查參考文獻［3］圖10-21按齒面硬度查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）查參考文獻［3］式10-13 計算應力循環(huán)次數(shù)，按工作壽命15年，每年工作300天，每天5小時計算：
小齒輪的轉速
式中：
J—齒輪每轉一周時，同一齒輪面嚙合的次數(shù)
查參考文獻［3］，查的接觸疲勞壽命,;
8) 計算接觸疲勞許用應力
取失效率為1%，安全系數(shù)S=1. 由參考文獻［3］式中10-12得
；
（2）設計計算
1）計算小齒輪圓直徑，代入中較小的值。
3）計算齒寬b
4）計算齒寬與齒高之比
模數(shù):=；齒高:h=2.25m=2.25×3.7=8.325mm
所以：=
5)計算載荷系數(shù)K
根據(jù)V=1.48m/s, 4級精度，由參考文獻[4]表11-5查的動載荷系數(shù);直齒輪；
由表11-4查的使用系數(shù)；
由表11-7查的齒向載荷分布系數(shù)；
由查圖10-13得；
故載荷系數(shù)。
6) 按實際的載荷系數(shù)校正分度圓：由參考文獻［3］式10-10a得
7) 計算模數(shù)
5.7.3按齒根彎曲強度設計計算
由文獻[4]11-14公式得彎曲強度的設計公式為
（1）確定公式中的各計算數(shù)值
1）由文獻[4]圖11-14查得小齒輪彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限為
2）由文獻[1]查得彎曲疲勞壽命系數(shù),;
3) 計算彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由文獻[1]式得
4）計算載荷系數(shù)
由表10-5查得；
5）查取齒形系數(shù)
由表10-5查得；
6）查取應力校正系