汽車隨車起重機(jī)設(shè)計(jì)【6.3噸】【架型起重機(jī)】

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This product has features of compact structure, easy operation. It is suitable for wide use in traffic transportantion,dock warehouse and all small-sized industries for goods loading loading and unloading and long distance transportation. Its main content includes the following aspects: The design for winch mechanism The winch mechanism consists of hydraulic motor, reducer, ratchet wheel stop and winch drum.Reducer lowers the speed of hydraulic motor for driving the winch drum to wind or unwind the load hoisting wire rope. When working, the motor drives reducer and bring along winch drum rotation, then the wire rope is wound or unwound ,the load will be lift or lowered through pulley block system. Lifting or lowering of the load will be controlled by the rotation direction of the motor. Ratchet wheel stop is used to stop the motion of the drum, holding the load in the air. The design of boom The boom adopts flexible type and box-shaped structure.Cylinder bodies are fitted on the boom. There are slide supports at outsides of every section of booms. The working range of TMC can outsides of every are fitted on the boom.There are slide supports at outsides of every section of booms. The working range of TMC can be realized by the extension or retraction of cylinder body. It uses different steel products in different positions for decrcasing boom’s weight and fully developing steel products’ function. The design of swing mechanism Swing mechanism contains swing bearing and swing driver, the same is, no-oil lubricated bearings, worm-and-wheel steering gear and gydraulic motor. This structure has the advantages of light weight, reliable force on it and smooth action. It can make the load transported in the horizontal plane. Key words TruckMounted Crane ；winch mechanism；Boom ；swing mechanism；Swing bearing 目 錄 1 起升機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)……………………………………………………………1 1.1 起升機(jī)構(gòu)的基本參數(shù)計(jì)算…………………………………………1 1.1.1傳動(dòng)方案 ……………………………………………………1 1.1.2基本參數(shù)的計(jì)算 ……………………………………………1 1.2 鋼絲繩的設(shè)計(jì)與選用 ……………………………………………3 1.3 滑輪及滑輪組設(shè)計(jì) ………………………………………………4 1.3.1 選材與材料…………………………………………………4 1.3.2 滑輪直徑D …………………………………………………5 1.3.3 繩最大偏角…………………………………………………5 1.3.4 滑輪軸設(shè)計(jì)…………………………………………………5 1.3.5 滑輪軸承的設(shè)計(jì)與校核……………………………………6 1.4 吊鉤的設(shè)計(jì)與選用 ………………………………………………6 1.4.1 選材…………………………………………………………6 1.4.2 構(gòu)造…………………………………………………………6 1.4.3 吊鉤掛架……………………………………………………6 1.4.4 橫梁…………………………………………………………6 1.5 卷筒設(shè)計(jì) …………………………………………………………7 1.5.1 名義直徑……………………………………………………7 1.5.2 卷筒的長(zhǎng)度…………………………………………………7 1.5.3 卷筒厚度……………………………………………………8 1.5.4 卷筒強(qiáng)度校核………………………………………………8 1.6 減速器設(shè)計(jì) ………………………………………………………8 1.6.1 總傳動(dòng)比及其分配…………………………………………8 1.6.2 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算…………………………………8 1.6.3 齒輪設(shè)計(jì)……………………………………………………9 1.6.4 棘輪設(shè)計(jì)……………………………………………………15 1.6.5 軸的設(shè)計(jì)……………………………………………………16 2 起重臂的設(shè)計(jì)………………………………………………………………25 2.1 三鉸點(diǎn)設(shè)計(jì)…………………………………………………………25 2.2 起重臂設(shè)計(jì)…………………………………………………………26 2.2.1 起重臂基本參數(shù)計(jì)算與選用 ………………………………26 2.2.2 起重臂的形狀及主要計(jì)算參數(shù) ……………………………27 3 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)……………………………………………………………32 3.1 回轉(zhuǎn)支承的選用……………………………………………………32 3.1.1 簡(jiǎn)介 …………………………………………………………32 3.1.2 載荷計(jì)算 ……………………………………………………32 3.1.3 阻力矩計(jì)算 …………………………………………………33 3.1.4 校核 …………………………………………………………34 3.1.5 回轉(zhuǎn)減速機(jī)輸出扭矩 ………………………………………34 3.2 回轉(zhuǎn)減速器的選用…………………………………………………35 3.3 支腿反力的計(jì)算……………………………………………………36 參考文獻(xiàn) ………………………………………………………………………37 設(shè)計(jì)總結(jié) ………………………………………………………………………38 致謝 ……………………………………………………………………………39 1起升機(jī)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 1.1 起升機(jī)構(gòu)的基本參數(shù)計(jì)算 1.1.1 傳動(dòng)方案 起升機(jī)構(gòu)是起升貨物并使它產(chǎn)生升降運(yùn)動(dòng)的機(jī)構(gòu)，它是起重機(jī)中最主要和最基本的機(jī)構(gòu)。本設(shè)計(jì)采用液壓起升機(jī)構(gòu)，簡(jiǎn)圖如下所示： 2 3 5 7 7 8 6 6 1 1 1.高速油馬達(dá) 2.一級(jí)閉式齒輪傳動(dòng) 3.棘輪停止器 4.輸出小齒輪 5.開式大齒輪 6.卷筒 7.鋼絲繩 8.吊鉤 油馬達(dá)經(jīng)過(guò)減速后，驅(qū)動(dòng)滾筒旋轉(zhuǎn)，使鋼絲繩繞進(jìn)卷筒或由卷筒放出，從而使吊鉤升降。卷筒的正反向轉(zhuǎn)動(dòng)是通過(guò)改變馬達(dá)的轉(zhuǎn)向達(dá)到的，而機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)的停止或使貨物保持在懸吊狀態(tài)是依靠棘輪停止器來(lái)實(shí)現(xiàn)的。 1.1.2基本參數(shù)的計(jì)算 (1)起升速度，由已知得 (2)鋼絲繩速度：V繩＝V升×ɑ a：滑輪組倍率，a=6 V繩＝12×6=72m/min (3)鋼絲繩速度（按纏繞時(shí)第三層計(jì)算）： n卷＝V繩／[（D+4+d）×π] ==114.6r/min D：卷筒直徑 d：鋼絲繩直徑 (4)初步選定減速比為i＝26.18，則馬達(dá)轉(zhuǎn)速 n馬＝n卷×i＝26.18×114.6=3000r/min (5)卷筒扭矩（按最大計(jì)算） M卷＝S×[D＋9×d]／[2×η卷] S：鋼絲繩單繩拉力,取標(biāo)準(zhǔn)值11052.6N η卷：卷筒的效率，0.98 M卷＝11052.6×[(160+6×10)×10-3]／2×0.98=1410Nm (6)馬達(dá)扭矩： M馬=M卷／(i×η) η=η卷×η軸承3×η開齒×η閉齒 η卷：卷筒效率, 0.98 η軸承：軸承傳動(dòng)效率, 0.99 η開齒：開式齒輪傳動(dòng)效率 0.94 η閉齒：閉式齒輪傳動(dòng)效率 0.99 η=0.98×0.993×0.94×0.99=0.89 M==60.5Nm 由馬達(dá)轉(zhuǎn)速、扭矩選用 馬達(dá)M-MFB20-US 排量：qm=21.10ml/r 轉(zhuǎn)速 100r/min~3200r/min 最大輸出扭矩 64N/min (7) 由馬達(dá)轉(zhuǎn)速，得出油泵的容量： Q= n馬：馬達(dá)轉(zhuǎn)速已知為3000r/min q：馬達(dá)排量, qm=21.10ml/r η馬容：馬達(dá)容積效率,0.96 Q==65937.5ml/min (8)重物提升功率 N重=V升×Q起=12×6300×6.8／60=12.348kw (9)油泵驅(qū)動(dòng)功率 N泵=N重／η η=η卷×η輪組×η減×η馬總×η泵總 η卷：卷筒效率,0.98 η輪組：滑輪組效率,0.95 η輪：導(dǎo)向輪效率,0.96 η減：減速機(jī)效率,0.94 η馬總：馬達(dá)總效率,0.87 η泵總：油泵總效率,0.8 則：η=0.98×0.95×0.96×0.94×0.87×0.8=0.585 N泵= =21.12kw (10)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速,標(biāo)準(zhǔn)值n發(fā)=2600r/min (11)泵的排量 q===23.63ml/r Q：油泵容量=65937.5ml/min η容：容積效率=0.93 q= 由泵的排量、驅(qū)動(dòng)功率選用： 泵 CB-B-32 排量 qm=32ml/r 1.2鋼絲繩的設(shè)計(jì)與選用 鋼絲繩受力復(fù)雜，內(nèi)部應(yīng)力難以計(jì)算。設(shè)計(jì)規(guī)范規(guī)定，可按鋼絲繩在工作狀態(tài)下的最大靜拉力計(jì)算，其公式為： d = c d：鋼絲繩最小直徑mm c：選擇系數(shù)。它的取值與機(jī)構(gòu)工作級(jí)別和鋼絲繩抗拉強(qiáng)度有關(guān) c= n：安全系數(shù) 由工作級(jí)別（M4）選取n=4.5 k：鋼絲繩繞制折減系數(shù)，一般取k=0.82 σb：鋼絲繩的抗拉強(qiáng)度σb=1850N/mm2 w：鋼絲繩充滿系數(shù)，為繩斷面積與毛面積之比,計(jì)算得w=0.46 c = =0.0906 s = s：最大單繩拉力 （N） Q：起升重量 63000N a：滑輪組倍率 a = 6 η：滑輪組效率 d=0.0906×≈9.53取d=10mm 查標(biāo)準(zhǔn)圓整選?。轰摻z繩 69370-10-1850-特-光-右交GB1102-74 鋼絲繩在使用時(shí)需要與其他承載零件連接以傳遞載荷。 本設(shè)計(jì)采用楔形套筒法，查取選用： 楔 10#GB5973-86 HT200 楔套 10#GB5973-86 ZG200 楔形接頭 10#GB5973-86 ZG270-500 1.3滑輪及滑輪組設(shè)計(jì) 1.3.1選型與材料 采用HT150，工藝性好，易于加工、價(jià)廉，對(duì)鋼絲繩壽命有利。采用單聯(lián)滑輪組，它結(jié)合導(dǎo)向滑輪使用，倍率為6，這樣可以用較小的拉力吊起較重的物品。如圖所示單聯(lián)滑輪組展開的情況。考慮到滑輪組的效率： S= S：?jiǎn)卫K拉力 a：滑輪組倍率 6 ：滑輪組的效率 ==0.95 ：采用滾動(dòng)軸承時(shí)為0.98 = S= =11052.6N 1.3.2滑輪直徑D 為了提高繩的壽命，必須降低繩經(jīng)過(guò)滑輪時(shí)的彎曲應(yīng)力的擠壓應(yīng)力，因此滑輪直徑不有過(guò)不小。 D（h－1）×d d：鋼絲繩直徑,d=10mm h：與機(jī)構(gòu)工作級(jí)別和鋼絲繩有關(guān)的系數(shù)取18 D（18－1）×10=170mm 采用繩槽斷面 5.5－2ZBJ80006.1-87 1.3.3 繩最大偏角γ0 鋼絲繩進(jìn)出滑輪繩槽的偏斜角不能過(guò)大，否則會(huì)增加鋼絲繩阻力，加快鋼絲繩和滑輪的磨損，嚴(yán)重時(shí)，還可能使鋼絲繩跳槽。因此一般情況下γ0=4~6。本設(shè)計(jì)取繩槽兩側(cè)面夾角2β=35~45取γ0=5；2β= 45 平衡滑輪直徑Dp=170mm 1.3.4滑輪軸設(shè)計(jì) 采用45鋼，滑輪組工作時(shí)只承受彎矩，是心軸。 RA= = =33158N RB=6×S－RA=33158N MC=RA×74－2×S×42=1525Nm [σ]對(duì)固定心軸，載荷無(wú)變化時(shí)==95N/mm2 d=21.68 d=21.68 ≈55mm 1.3.5滑輪軸承的設(shè)計(jì)與校核 各軸承受力相同均勻?yàn)?S=22105.2N，選用軸承圓柱滾子32511E，校核： L= = =7339h合格 1.4吊鉤的設(shè)計(jì)與選用 1.4.1選材 吊鉤的斷裂可能導(dǎo)致重大的人身及設(shè)備事故，因此吊鉤的材料要求沒有突然斷裂的危險(xiǎn)，從減輕吊鉤重量出發(fā)，要求吊鉤的材料具有足夠的強(qiáng)度。本吊鉤采用DG20Mn。 1.4.2構(gòu)造 采用鍛造的單鉤，制造與使用方便，梯形斷面，受力情況合理。選取鉤號(hào)LYD6-MGB10051.5強(qiáng)度等級(jí)M6 1.4.3吊鉤掛架 采用長(zhǎng)型號(hào)鉤組，吊鉤支承在單獨(dú)的滑輪軸上。為了便于工作，吊鉤應(yīng)能繞垂直軸線和水平軸線旋律，為此吊鉤螺母與橫梁之間采用止推軸承，吊鉤尾部的螺母壓在其上。吊鉤橫梁的軸端與定軸擋板相配處形成環(huán)形槽，容許橫梁轉(zhuǎn)動(dòng)。推力球軸承選：GB301-84.8310 校核： C0=S0×P0﹤C0a S0：安全系數(shù),為2 P0：對(duì)a=90°的推力軸承P0a=Fa=63000N C0=2×6300=126KN﹤Coa合格 1.4.4橫梁 只受彎矩，不受轉(zhuǎn)矩的心軸，采用45鋼 R==31500N Mc=Ra×=31500×=23310Nm W= a為 ： ==0.4167 W= (1－0.41674)=164533 σ= = =14.2N/mm2 h=30mm b==45mm 取b=50mm 1.5卷筒設(shè)計(jì) 本設(shè)計(jì)采用多層繞卷筒，其容繩量大。隨著起升高度的增加。起升機(jī)構(gòu)中卷筒的繞繩量相應(yīng)增加。采用尺寸較小的多層繞卷筒對(duì)少機(jī)構(gòu)尺寸是很有利的。其表面做成螺旋繩槽，兩邊有側(cè)板以防鋼絲脫出，二級(jí)減速大齒輪與卷旋繩槽，兩邊有側(cè)板以防鋼絲繩脫出，二級(jí)減速大齒輪與卷筒連接在一起。 1.5.1名義直徑： 其名義直徑是繩槽底的直徑 D1=hd d：鋼絲繩直徑10mm h：與機(jī)構(gòu)工作級(jí)別和鋼絲繩結(jié)構(gòu)有關(guān)，查表h=16 D1=16×10=160mm 1.5.2卷筒的長(zhǎng)度 L=1.1 n：卷繞層數(shù)N=5 a：滑輪組倍率a=6 D：卷筒直徑160mm H：起升高度10mm D：鋼絲繩直徑10mm L=1.1×=200.08mm 1.5.3卷筒厚度 本卷筒為鋼卷筒ZG230-450，可由經(jīng)驗(yàn)公式確定δ≈d，考慮到工藝要求， 取=15mm 1.5.4卷筒強(qiáng)度校核 最大拉力為Smax的鋼絲繩繞上卷筒后，把卷筒箍緊，使卷筒產(chǎn)生壓縮、彎曲和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，其中壓縮應(yīng)力最大，當(dāng)L3D時(shí)，彎曲和扭轉(zhuǎn)的合成應(yīng)力不超過(guò)壓縮應(yīng)力的30%，因此彎曲和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力可忽略。 =A A：原與卷筒層數(shù)有關(guān)的系數(shù), A=2 S：鋼絲繩最大拉力 P：卷筒節(jié)距11.5mm δ：卷筒厚度15mm [σy]：許用壓應(yīng)力==153N/mm 2 σs=230N/mm2 σ1=2×=128N/mm<合格 1.6減速器設(shè)計(jì) 起升結(jié)構(gòu)的減速器傳動(dòng)采用一級(jí)懸掛閉式減速器與一級(jí)開式齒輪傳動(dòng)相結(jié)合。為了減小尺寸、節(jié)省材料、延長(zhǎng)齒輪壽命，本設(shè)計(jì)采用硬齒面。 1.6.1總傳動(dòng)比及其分配 (1)總傳動(dòng)比:已知馬達(dá)轉(zhuǎn)速及卷筒轉(zhuǎn)速，所以總傳動(dòng)比為 i===26.18 (2)傳動(dòng)比分配:傳動(dòng)比分配的合理，傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊、重量輕、成本低，潤(rùn)滑條件好。由i1=(1.3~1.4)i2 取i2=4.407; i1=5.94 1.6.2 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算 從減速器的高速軸開始各軸命名為Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸。 (1)各軸轉(zhuǎn)速計(jì)算 第Ⅰ軸轉(zhuǎn)速 =3000r/min 第Ⅱ軸轉(zhuǎn)速 = ==505r/min 第Ⅲ軸轉(zhuǎn)速 ==114.6r/min (2)各軸功率計(jì)算 馬達(dá)功率： =19.01Kw 第Ⅰ軸功率： PⅠ=P馬×η軸承=19.01×0.99=18.82Kw 第Ⅱ軸功率：PⅡ=PⅠ×η閉齒=18.82×0.99×0.99=18.44Kw 第Ⅲ軸功率：PⅢ=PⅡ×η開齒×η軸承×η卷×軸承 =18.84×0.96×0.99×0.99×0.975 =16.92Kw (3)各軸扭矩計(jì)算 第Ⅰ軸扭矩：TⅠ=9.55×106×=9. 55×106=59904Nmm 第Ⅱ軸扭矩：TⅡ=9.55×106×=9.55×106 =348758Nmm 第Ⅲ軸扭矩：TⅢ=9.55×106×=9.55×106 =1410Nmm 1.6.3 齒輪設(shè)計(jì) Ⅰ級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) (1)齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級(jí)及齒的選用 本設(shè)計(jì)采用硬齒面，采用輪齒彎曲疲勞強(qiáng)度強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，再進(jìn)行接觸疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算。由于配對(duì)小齒輪齒根薄弱，彎曲應(yīng)力也較大，且應(yīng)力循環(huán)次數(shù)多，所以小齒輪的強(qiáng)度比大齒輪的硬度高些。 小齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC=59 大齒輪 40Cr 表面淬火 HRC=52 由于采用淬火，齒輪變形小，不易摩削，所以采用8級(jí)精度。 小齒輪數(shù)Z1在推薦值20~40中選取21 大齒輪數(shù)Z2： Z2=Z1×i=21×5.94=124.7 取Z2=125 齒數(shù)比μ： μ==5.95 傳動(dòng)比誤差Δμ：Δμ= =0.00168﹤0.05合格 (2)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算 由式得 M T1：小輪轉(zhuǎn)矩 ψd：齒寬系數(shù) ψd=0.5 K：載荷系數(shù) K=KA×Kν×Kβ×Kα ：使用系數(shù) KA=1 ：動(dòng)載荷系數(shù)處估其值1.14 ：齒向載荷分布系數(shù) =1.13 Kα：齒間載荷分配系數(shù) Kα=1.05 則載荷初值 Kt=1×1.14×1.13×1.05=1.353 ：應(yīng)力修正系數(shù) ：齒形系數(shù) ：重合度由式 =[1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）] =[1.88-3.2×(+)] =1.702 =0.25+0.75/ =0.25+=0.691 = ：彎曲疲勞極限，雙向傳動(dòng)乘以0.7 =920×0.7=644Mpa =760×0.7=532Mpa ：彎曲最小安全系數(shù)1.4 YST：試驗(yàn)齒輪應(yīng)力修正系數(shù)2 YN：彎曲壽命系數(shù) 按每天工作8小時(shí)，每年300天，預(yù)期壽命10年計(jì)算： N1=60×n1×j× =60×3000×1×10×300×8 =4.32×109 N2= = 4.32×109／5.95=7.26×108 =×2×1=920Mpa =×2×1=760Mpa 則 ===0.0047 =0.0037 小齒輪的大，按小齒輪估算： =1.34mm 按表 第一系列圓整考慮到傳遞動(dòng)力的模數(shù)一般大于1.5~2，取m=2mm (3)驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度 σH=ZH×Zε×ZE× 小輪圓周速率： V===6.6m/s Kv：動(dòng)載荷系數(shù) 1.15 由 ν×Z1／100= =1.386 K：載荷系數(shù) K= =1.365 ZH：節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 2.5 Zε：重合度系數(shù) 由 Zε==0.875 大齒輪齒寬 b=ψd×d1=0.5×42=21mm 為了保證足夠的齒寬接觸,補(bǔ)償軸向安裝誤差,大齒輪齒寬 b1=b+(5~10) =28mm ZE：彈性系數(shù) 189.8 N/mm2 [σH]：許用接觸應(yīng)力 [σH]=σHlim×ZN×ZW/SHlim ZW：硬化系數(shù)均勻硬齒面 1 SHlim：接觸最小安全系數(shù) 1 σHlim：接觸疲勞極限 [σH]1= =1480Mpa [σH]2= =1200Mpa 故 σH=2.5×189.8×0.875× =945Mpa<1200Mpa合格 (4)尺寸計(jì)算（主要幾何尺寸） 小輪分度圓直徑 d1=m×Z1=2×21=42mm 大輪分度圓直徑 d=m×Z=2×125=250mm 根圓直徑 df1=d1－2.5×m=42－2.5×2=37mm df2=d1－2.5×m=250－2.5×2=245mm 中心距 a = ×(d1+d2)=×(42+250) =146mm Ⅱ級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) (1)齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級(jí)及齒數(shù) 本設(shè)計(jì)采用硬齒面 小齒輪40Cr 調(diào)質(zhì)及表面淬火HRC=59 大齒輪45鋼 調(diào)質(zhì)及表面淬火HRC=52 由于采用淬火，輪齒變形小，不易摩削，所以采用8級(jí)精度。 小輪齒數(shù)Z1在推薦值20~40中選取23 大齒輪數(shù)： Z2=Z1×i=23×4.407=101.36 取Z2=101 齒數(shù)比μ： μ=Z2／Z1= =4.391 傳動(dòng)比誤差Δμ： Δμ= =0.0036<0.05合格 (2)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算 由式得： m T2：小輪轉(zhuǎn)矩 Ψd：齒寬系數(shù) 0.4 K：載荷系數(shù) K=KA×Kν×Kβ×Kα KA：使用系數(shù)1 Kν：動(dòng)載荷系數(shù) ，初估其值1.12 Kβ：齒向載荷分布系數(shù) 1.13 Kα：齒向載荷分配系數(shù) 1.04 則載荷初值 Kt=1×1.12×1.13×1.14=1.316 Y：應(yīng)力修正系數(shù) Y：齒形系數(shù) Y0：重合度由式 εa=[1.88－3.2(1／Z1+1／Z2)] =[1.88－3.2×(1／21+1／125)] =1.709 Y0=0.25+0.75／εa=0.25+ =0.688 σ=σ／S×Yst×Yn σ：彎曲疲勞極限，雙向傳動(dòng)乘以0.7 σ1=760×0.7=532Mpa σ2=740×0.7=518Mpa S：彎曲最小安全系數(shù)1.4 Yst：試驗(yàn)齒輪應(yīng)力修正系數(shù)2 Yn：彎曲壽命系數(shù) 按每天工作8小時(shí)，每年300天，預(yù)期壽命10年計(jì)算： N1=60×n1×j×Ln =60×505.05×11×0300×8 =7.27×108 N2=N1／μ=7.27×108／4.407=1.65×108 σFp1= ×2×1=760Mpa σFP2= ×2×1=740Mpa 則 ==0.00568 小齒輪的模數(shù)，按小齒輪估算： m=2.56mm 差表，第一系列圓整，取m=3mm (3)驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度 σH=ZH×Zε×ZE× 小輪圓周速度： V==1.98m/s Kv：動(dòng)載荷系數(shù)由 VZ／100=1.98／100=0.455 K：動(dòng)載系數(shù) K= =1.316 數(shù)模仍取3mm ZH：節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 2.5 Zε：重合度系數(shù) 由 Zε==0.873 大齒輪齒寬 b=ψd×d1=0.4×69=27.6=28mm 為了保證足夠的齒寬接觸，補(bǔ)償軸向安裝誤差 小齒輪齒寬 b=b+(5~10) =34mm ZE：彈性系數(shù) ZE=189.8N／mm2 [σH]許用接觸應(yīng)力 [σH]=σ×Zn×Zw/S ZW：硬化系數(shù) 均為硬齒面 ZW=1 SHlim：接觸最小安全系數(shù) 1 σHlim：接觸疲勞極限 σHlim1=1200Mpa [σH]1= =1480Mpa σHlim2=1150Mpa [σH]2= =1480Mpa [σH]=2.5×189.8×0.873×=1200Mpa (4)尺寸計(jì)算（主要幾何尺寸） 小輪分度圓直徑 d1=m×Z1=3×23=69mm 大輪分度圓直徑 d2=m×Z2=3×101303mm 根圓直徑 df1=d1－2.5×m=69－2.5×3=61.5mm df2=d2－2.5×m=303－2.5×3=295.5mm 頂圓直徑 da1=d1+2×m=69+2×3=75mm da2=d2+2×m=303+2×3=309mm 中心距 a= ×(d+d)= ×(69+303)=186mm 1.6.4 棘輪設(shè)計(jì) 為了防止逆轉(zhuǎn)，本設(shè)計(jì)在齒輪軸Ⅱ上安裝棘輪停止器。棘輪的齒形已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，周節(jié)t根據(jù)齒頂圓來(lái)考慮，步數(shù)越多，沖擊越小，但尺寸越大。設(shè)計(jì)齒形時(shí)，要保證棘爪嚙合性能可靠，通常將齒輪工作齒面做成與棘輪半徑成(15%~20%）的夾角，本設(shè)計(jì)=180。棘輪的材料選為Q235 由表8-6-22齒數(shù)取為20 (1)棘輪模數(shù)按齒受彎曲計(jì)算確定 m M：所傳遞的力矩M=348758Nmm C= =1.5 B：棘輪的寬度 C：1~2 [σw]：棘輪的許用彎曲應(yīng)力 m 取m=10mm (2)棘輪模數(shù)按齒受擠壓進(jìn)行驗(yàn)算 [p]許用單位線壓力, [P]=35N/m2 滿足強(qiáng)度要求 1.6.5 軸的設(shè)計(jì) 從高速到低速各軸命名為Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸。 齒輪軸Ⅰ的設(shè)計(jì) (1)軸材料 由于做成齒輪軸，材料與小齒輪相同 (2)作用在齒輪上的力 T1：小輪轉(zhuǎn)矩59904Nmm 齒輪分度圓直徑 d1=m×Z1=2×21=42mm 圓周力 Ft1=2×T／d1=2×59904／42=－Ft2 徑向力 F (3)初步估算軸的直徑 最小值徑dmin計(jì)算并加大30%（考慮鍵槽的影響）即 dmin=1.03×A× A：系數(shù)107~98 dmin=1.03×170×=20.3mm (4)確定軸各段直徑和長(zhǎng)度 <1>段：馬達(dá)的輸出軸和<1>段通過(guò)鍵相連，馬達(dá)的輸出軸直徑為φ25，所以取L1=43.5mm d1=40mm <2>段：定位軸 L2=3mm d2=47mm <3>段：軸 L3=27.5mm d3=37mm <4>段：小齒輪 L4=28mm d4=42mm <5>段：右軸承定位 L5=13mm d5=37mm <6>段：軸承定位的地方 L6=16mm d6=30mm (5)繪制軸的彎矩和扭矩圖 計(jì)算軸承反力 H平面： RAH=Frl×L2／(L+L)=1038×35／71=512N RBH=Frl－RAH=1038－512=516N V平面： RAV=F×L2／(L+L)=2852×35／71=1406N 齒寬中點(diǎn)彎矩 n T A 36 35 B RAH RBH L1 L2 H平面 L1 L2 RBV R V平面 H平面： MH=RAH×l1=512×36=18432Nmm V平面： MV=RAV×l1=51406×3650616Nmm 合成彎距： M==53868Nmm 按彎矩合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度由式9-3，當(dāng)量彎距 Me= M為合成彎矩 a：考慮到彎矩大小有變化取0.6 Me==64758Nmm 公式: σe=Me/W W=0.1×d3=0.1×423=7409 則 σe==8.74N/mm2 20CrMnTi滲碳淬火、回火σB=600 N/mm 2 轉(zhuǎn)動(dòng)軸以[σ]-1為許用應(yīng)力[σe]=70 N/mm2＜σB,安全 (6)軸承校核 預(yù)選左軸承為 208 Cr=22.8KN 右軸承為 32206 Cr=15KN RA= ==1496N RB= ==1539N 壽命計(jì)算 Lh= ft：溫度系數(shù) 工作溫度＜120°取1 fp：載荷系數(shù) 中等沖擊 取1.5 ε：壽命指數(shù) 對(duì)球軸承ε=3 LhA=[106/(60×3000)]×[(1×22800)/(1.5×1496)]3=5872h LhB=[106/(60×3000)]×[(1×36200)/(1.5×1539)]3=21411h (7)鍵的校核 馬達(dá)和小齒輪軸上的鍵，由馬達(dá)型號(hào)決定，鍵B8×25，沖擊載荷 σP=σP =54.8 N/mm2<[σP]合格 軸II的設(shè)計(jì) (1)軸材料 軸II與二級(jí)轉(zhuǎn)動(dòng)小齒輪為齒輪軸，材料為40Cr (2)作用在齒輪2上的力 T2：轉(zhuǎn)矩T2=348758Nmm 由作用在齒輪I上的力得 圓周力Ft2=2852N 徑向力Fr2=1038N (3)作用在齒輪3上的力 齒輪分度圓直徑 d3=m×Z3=3×23=69mm 齒輪受力 圓周力 Ft3=2×T/d3=2×348758/69==2852N 徑向力 Fr3= Ft3×tga=10109×tg200=3679N (4)初步估算軸的直徑 最小直徑dmin： 即 dmin= A：系數(shù)107~98 dmin=107=235.5mm (5)確定軸各段直徑和長(zhǎng)度 <1>段：根據(jù)dmin圓整，并考慮到軸承的裝配取d1=40mm <2>段：上面裝有擋盤、棘輪、磨擦片， 為使軸承定位,取d2=47mm <3>段：為使擋盤定位，便于安裝大齒輪II,取d3=56mm <4>段：左軸承定位，且大齒輪與箱體應(yīng) 有一段距離,取d 4=97mm <5>段：軸承安裝的地方d5=80mm <6>段：小齒輪III外徑較小，取d6=60mm (6)繪制軸的彎矩和扭矩圖 計(jì)算軸承反力 H平面： RAH===6833N RBH= RAH－Fr3－Fr2=6833－3679－1038=2116N V平面： RAV===15086N RBV=Ft2+RAV－Ft3=15086+2852－10109=7829N 求大齒寬中點(diǎn)彎矩 Fr3 Fr2 RBH RAH L1=63.5 L2=38.5 L3=53 H平面 Fr3 RAV RBV V平面 H平面： M大H=RAH×l2－Fr3×(l1+l2) =6833×38.5－3679×(63.5+38.5) =－112188Nmm V平面：M大V=RBV×l3=7829×53=414937Nmm 合成彎矩： M ==429836Nmm 求軸承處彎矩 H平面： MAH=－Fr3×l1=－3679×63.5=－233617Nmm V平面： MAV= Ft3×l1=10109×63.5=641922Nmm 合成彎矩： MA= =68311Nmm 按彎矩合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度由式9-3，當(dāng)量彎距 Me= M為合成彎矩 a：考慮到彎矩大小有變化取0.6 Me大==64758Nmm MeA==714443Nmm 查表 40Cr 表面淬火σB=750N/mm2 查表 轉(zhuǎn)動(dòng)軸以[σb]－1為許用應(yīng)力70N/mm2 由式9-3 σe= W=0.1×d3 則σe大=478065/(0.1×563) =27N/mm2 σeA=714443/(0.1×803) =14N/mm2 (7)精確校核軸的強(qiáng)度 a、軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 圓角半徑：各軸肩處圓角半徑均采用r=2.5mm，既滿足定位面接觸高度h＞2~3mm的要求，又小于孔的倒角的要求。 鍵：棘輪的轉(zhuǎn)盤與軸承之間有雙鍵連接，選取1425 選擇危險(xiǎn)剖面：大齒輪外既有軸肩又有螺紋，GB1095-79 螺紋為 M56×4－L 中徑d2=53.4mm b、計(jì)算危險(xiǎn)剖面工作應(yīng)力σa、σm、τa、τm 彎矩 M=M大×（l2－）/ l2 =478065×=347684N/mm 抗彎剖面模量W與抗扭模量WT W=π×d3/32=π×53.4023/32=14951 WT=π×d3/16=π×53.4023/16=29902 彎曲應(yīng)力： σ==23.26 N/mm2 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： τ=T/WT==11.66 N/mm2 彎曲應(yīng)力幅： σa=σ=23.26 N/mm2 彎曲平均應(yīng)力： σm=0 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅τa和平均應(yīng)力幅τm相等τa=τm==5.83 N/mm2 c、確定軸材料機(jī)械性能σ－1、τ－1、Ψσ、Ψτ 彎曲疲勞極限σ－1 剪切疲勞極限τ－1 合金鋼材料的彎曲應(yīng)力、扭轉(zhuǎn)應(yīng)力特性系數(shù) Ψτ=0.5×Ψσ=0.125 d、確定綜合影響系數(shù)Kσ和Ψτ Kσ=kσ/(εσ×βσ) Kτ=kτ/(ετ×βτ) 軸肩角處有效應(yīng)力集中系數(shù)Kσ和Kτ由 σB=750N/mm2 配合處kσ/εσ和kτ和ετ根據(jù)d、σB配合處，尺寸系數(shù)εσ、ετ，由d=56mm，表面狀況系數(shù)βσ、βτ 得：kσ/εσ=2.11 kτ/ετ=1.52 kσ/εσ=3.67 kτ/ετ=2.75 εσ=0.72 ετ=0.85 βσ=0.86 βτ=0.86 由σB=750N/mm2，表面加工方法為精車，則綜合影響系數(shù) Kσ=3.41 Kτ =2.45 Kσ=4.27 Kτ =3.2 e、計(jì)算安全系數(shù)S： S= Sσ=（KN×σ-1）/（Kσ×σσ+Ψσ×σm） = =3.52 Sτ=（KN×σ-1）/（Kτ×τσ+Ψτ×τm） = =10.31 S==3.33>[S] 安全 (8)軸承校核 預(yù)選左軸承為32213E ，Cr=102kN 右軸承為32208E，Cr=51.5kN a、 RA= ==16561N RB= ==8110N b、壽命計(jì)算 Lh= ft：溫度系數(shù) 工作溫度＜1200 ，取1 fp：載荷系數(shù) 中等沖擊，1.2 ε：壽命指數(shù) ε=10/3 LhA==7697h LhB==8522h (9)鍵的校核 擋盤處雙鍵B14×25 GB1095-79，沖擊載荷 σp=σp=85N/mm2<[σp] =90N/mm2合格 軸III的設(shè)計(jì) (1)軸材料 軸III材料為45調(diào)質(zhì) (2)繪制軸的彎矩圖 大齒輪與卷筒用螺栓相連，卷筒與軸用軸承支承，所以軸是心軸。根據(jù)安裝分析，軸處于如下位置時(shí)最危險(xiǎn)。 L1=17 RA RB S Ft Fr L2=225.5 a、計(jì)算軸承反力 H平面： RAH=(S×l2)/(l1+l2)= =10278N RBH=RAH+Ft－S =10109+10278－11052.6=9334N V平面： RBV=Fr=3679N 合成： RA= ==10278N RB= ==10033N b、求鋼絲繩處彎矩 H平面： MAH =RAH×L1=10278×242.5=2492415Nmm V平面： MAV =0 合成彎矩： MA= =2492415Nmm [σ]對(duì)固定心軸，載荷無(wú)變化時(shí)[σ]= [σ0]=295N/mm2 d=21.68×=21.68=44.15mm 取d=50mm (4)減速器附件的設(shè)計(jì) a、地腳螺釘直徑 df=0.036a+12 =0.036×146+12=17.526 取df=20mm b、地腳螺釘數(shù)目 當(dāng)a＜250mm時(shí)n=4個(gè) c、箱體壁厚 δ=0.025×a+1＞8=0.025×146+1 取δ=8mm d、二級(jí)齒輪軸上的油封取內(nèi)包骨架唇開密封 65 GB9877.1-88 e、通氣塞 M12×1.25 f、油標(biāo)： 管理油標(biāo) g、放油螺塞： 六角螺塞 M14×1.5Q/ZB220.77 2起重臂的設(shè)計(jì) 吊臂是隨車起重機(jī)的主要受力構(gòu)件，吊臂的設(shè)計(jì)合理與否直接影響著起重機(jī)的承載能力、整機(jī)穩(wěn)定性和自重。為了提高產(chǎn)品的競(jìng)爭(zhēng)力，吊臂截面的選擇與外觀均要合理。本設(shè)計(jì)采用箱形結(jié)構(gòu)伸縮式吊臂。 2.1三鉸點(diǎn)設(shè)計(jì) 2.2.1三鉸點(diǎn)定位 在計(jì)算臂前，首先要確定三鉸點(diǎn)的位置。已知條件起升高度是10m，最大工作幅度為7.7m。暫定汽車從地面到臂的后鉸點(diǎn)距離為2.9m，臂后鉸點(diǎn)距回轉(zhuǎn)中心的距離為a=0.2m，起升角θ=75。其參數(shù)暫定如下： L1：變幅缸原始長(zhǎng)度800mm a：起重臂后鉸點(diǎn)距回轉(zhuǎn)中心的距離200mm b：變幅缸下鉸點(diǎn)距回轉(zhuǎn)中心的距離220mm c：變幅缸上鉸點(diǎn)距臂后鉸點(diǎn)的距離240mm 其中：A是起重臂后鉸點(diǎn) B是變幅缸下鉸點(diǎn) C是變幅缸上鉸點(diǎn) 由圖可得： e===483.7mm ?=arcsin=29.74 δ=arcsin(c+l1)/d==67.96 其中 : d= ==1122mm L2為變幅缸全伸時(shí)的長(zhǎng)度 l2= ==1385.9mm l2/l1=1.732 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，l2/l1=1.7~1.8之間，液壓缸做的方便實(shí)用，符合實(shí)際，所選值合適。 2.2起重臂設(shè)計(jì) 2.2.1起重臂基本參數(shù)計(jì)算與選用 (1)起重臂基本尺寸 根據(jù)起升高度H和工作幅度R，并參考現(xiàn)有起重機(jī)的相關(guān)尺寸，初步估計(jì)出臂的基本尺寸如下 基本臂 3170 mm 二節(jié)臂 3025 mm 三節(jié)臂 2940 mm 總臂 3360(7900) mm 表1 起重臂基本工況組合 工況 L(mm) R(mm) Q(kg) i 1 3360 2100 6300 6 2 3360 3160 4000 6 3 5680 2600 5000 6 4 5680 5480 2500 6 5 7900 2100 3000 6 6 7900 7900 1500 6 其中： L：各種工況下的臂長(zhǎng) R：各種工況下的工作幅度 Q：起重量（包括吊鉤、吊具重量） i：起升滑輪倍率 (2) 起重臂材料性能參數(shù)其它參數(shù)的選擇 臂的不同部位可采用不同強(qiáng)度的鋼材，以減輕吊臂自重，充分發(fā)揮鋼材的作用。 a、吊臂底板選用材料HQ70 查表得 σB=700Mpa 取安全系數(shù)為1.33 [σ]=σS/n=<σs=540Mpa 合格 b、吊臂其它選用材料為HQ60 ，查表得 σB=600Mpa 取安全系數(shù)為1.33 [σ]=σS/n=<σs合格 c、其他參數(shù) 滑輪組效率η=0.95 吊臂內(nèi)側(cè)與滑塊之間的間隙為ε=3mm 動(dòng)載系數(shù)φ=1.25 水平載荷系數(shù)Ψ=0.08 2.2.2 起重臂的形狀及主要計(jì)算參數(shù) (1)起重臂計(jì)算參數(shù)： 表2 起重臂截面參數(shù)（mm） 基本臂 二節(jié)臂 三節(jié)臂 B1 200 182 b1b2b3 4(b3=5) 4 4 H 328 280 242 H1 286 243 215 LB1 34 27 25 LB2 42 53 46 LB3 106 95 67 0 22.5 22.5 22.5 截面參數(shù)計(jì)算： 截面面積F（忽略圓弧） F=B1×b+2×(H1+LB1+LB2) ×b+2×LB3×b 其中b1=b2=b3=b 形心計(jì)算： SY=B1×b× (H－ ） 形心位置： HY= 載面的慣性矩： Ix=B1×(b3/12)+B1×b×(HY－)2+2×b×H13/12+ 2×[LB1×b3+LB1×b×(HY－)2]+2×[LB2 ×sinθ×(b3/12)+LB2×sinθ×b×(H1－HY+LB2 ×sin)2]+2×[LB3×sinθ×b3/12+LB3×sinθ×(H－ HY－LB3×sin)2] 截面的抗彎模量：由分析可知，位置2受拉應(yīng)力最大，位置5受壓應(yīng)力最大，只需校核該位置即可： Wx2=Ix/HY Wx5=Ix/H-HY 表3 起重臂截面計(jì)算結(jié)果 基本臂 二節(jié)臂 三節(jié)臂 F(mm) 4738 3784 3352 HY(mm) 147.4 129.6 115.7 I(mm) 69258761 38537826 25661102 W 471469 297360 221790 W 383493 256235 201580 (2) 截面強(qiáng)度計(jì)算： 對(duì)起重臂：每節(jié)臂的交界處為受力最危險(xiǎn)截面，A-A，B-B，C-C依次為從基本臂到三節(jié)臂的最危險(xiǎn)的截面，只需驗(yàn)算這些截面即可： A-A截面： MA=PQ×S5×cosa+G1×(k1+S3+S4)×Cosa+G2× (k2+S4)×cosa+G3×k3×cosa NA=(PQ+G1+G2+G3)×sina+S B-B截面： MB=PQ×S2×cosa+G1×(k1+S3)×cosa+G2×k2×cosa NA=(PQ+G1+G2)×sina+S C-C截面： MB=PQ×S1×cosa+G1×k1×cosa NA=(PQ+G1)×sina+S 表4 截面強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果(mm) 基本臂 二節(jié)臂 三節(jié)臂 L 8100(3000) 5680(4500) 3360(6300) S 2