汽車隨車起重機設(shè)計【6.3噸】【架型起重機】

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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 booms 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 起升機構(gòu)的設(shè)計11.1 起升機構(gòu)的基本參數(shù)計算1 1.1.1傳動方案 1 1.1.2基本參數(shù)的計算 11.2 鋼絲繩的設(shè)計與選用 31.3 滑輪及滑輪組設(shè)計 4 1.3.1 選材與材料41.3.2 滑輪直徑D 51.3.3 繩最大偏角51.3.4 滑輪軸設(shè)計51.3.5 滑輪軸承的設(shè)計與校核61.4 吊鉤的設(shè)計與選用 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61.5 卷筒設(shè)計 7 1.5.1 名義直徑7 1.5.2 卷筒的長度7 1.5.3 卷筒厚度8 1.5.4 卷筒強度校核81.6 減速器設(shè)計 8 1.6.1 總傳動比及其分配8 1.6.2 傳動裝置的運動參數(shù)計算8 1.6.3 齒輪設(shè)計9 1.6.4 棘輪設(shè)計15 1.6.5 軸的設(shè)計162 起重臂的設(shè)計252.1 三鉸點設(shè)計252.2 起重臂設(shè)計26 2.2.1 起重臂基本參數(shù)計算與選用 26 2.2.2 起重臂的形狀及主要計算參數(shù) 273 回轉(zhuǎn)機構(gòu)的設(shè)計323.1 回轉(zhuǎn)支承的選用32 3.1.1 簡介 32 3.1.2 載荷計算 32 3.1.3 阻力矩計算 33 3.1.4 校核 34 3.1.5 回轉(zhuǎn)減速機輸出扭矩 343.2 回轉(zhuǎn)減速器的選用353.3 支腿反力的計算36參考文獻 37設(shè)計總結(jié) 38致謝 391起升機機構(gòu)設(shè)計1.1 起升機構(gòu)的基本參數(shù)計算1.1.1 傳動方案 起升機構(gòu)是起升貨物并使它產(chǎn)生升降運動的機構(gòu)，它是起重機中最主要和最基本的機構(gòu)。本設(shè)計采用液壓起升機構(gòu)，簡圖如下所示：2357 78 6 61 11.高速油馬達 2.一級閉式齒輪傳動 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.吊鉤油馬達經(jīng)過減速后，驅(qū)動滾筒旋轉(zhuǎn)，使鋼絲繩繞進卷筒或由卷筒放出，從而使吊鉤升降。卷筒的正反向轉(zhuǎn)動是通過改變馬達的轉(zhuǎn)向達到的，而機構(gòu)運動的停止或使貨物保持在懸吊狀態(tài)是依靠棘輪停止器來實現(xiàn)的。1.1.2基本參數(shù)的計算(1)起升速度，由已知得(2)鋼絲繩速度：V繩V升a：滑輪組倍率，a=6V繩126=72m/min(3)鋼絲繩速度（按纏繞時第三層計算）：n卷V繩（D+4+d）=114.6r/minD：卷筒直徑 d：鋼絲繩直徑(4)初步選定減速比為i26.18，則馬達轉(zhuǎn)速n馬n卷i26.18114.6=3000r/min(5)卷筒扭矩（按最大計算）M卷SD9d2卷S：鋼絲繩單繩拉力,取標(biāo)準(zhǔn)值11052.6N卷：卷筒的效率，0.98M卷11052.6(160+610)10-320.98=1410Nm(6)馬達扭矩：M馬=M卷(i)=卷軸承3開齒閉齒卷：卷筒效率, 0.98軸承：軸承傳動效率, 0.99開齒：開式齒輪傳動效率 0.94閉齒：閉式齒輪傳動效率 0.99=0.980.9930.940.99=0.89M=60.5Nm由馬達轉(zhuǎn)速、扭矩選用馬達M-MFB20-US排量：qm=21.10ml/r轉(zhuǎn)速 100r/min3200r/min最大輸出扭矩 64N/min(7) 由馬達轉(zhuǎn)速，得出油泵的容量：Q=n馬：馬達轉(zhuǎn)速已知為3000r/minq：馬達排量, qm=21.10ml/r馬容：馬達容積效率,0.96Q=65937.5ml/min(8)重物提升功率N重=V升Q起=1263006.860=12.348kw(9)油泵驅(qū)動功率N泵=N重=卷輪組減馬總泵總卷：卷筒效率,0.98 輪組：滑輪組效率,0.95輪：導(dǎo)向輪效率,0.96減：減速機效率,0.94馬總：馬達總效率,0.87泵總：油泵總效率,0.8則：=0.980.950.960.940.870.8=0.585N泵= =21.12kw(10)發(fā)動機轉(zhuǎn)速,標(biāo)準(zhǔn)值n發(fā)=2600r/min(11)泵的排量q=23.63ml/rQ：油泵容量=65937.5ml/min容：容積效率=0.93q= 由泵的排量、驅(qū)動功率選用： 泵 CB-B-32排量 qm=32ml/r1.2鋼絲繩的設(shè)計與選用鋼絲繩受力復(fù)雜，內(nèi)部應(yīng)力難以計算。設(shè)計規(guī)范規(guī)定，可按鋼絲繩在工作狀態(tài)下的最大靜拉力計算，其公式為：d = c d：鋼絲繩最小直徑mmc：選擇系數(shù)。它的取值與機構(gòu)工作級別和鋼絲繩抗拉強度有關(guān)c=n：安全系數(shù) 由工作級別（M4）選取n=4.5k：鋼絲繩繞制折減系數(shù)，一般取k=0.82b：鋼絲繩的抗拉強度b=1850N/mm2w：鋼絲繩充滿系數(shù)，為繩斷面積與毛面積之比,計算得w=0.46c = =0.0906s = s：最大單繩拉力 （N）Q：起升重量 63000Na：滑輪組倍率 a = 6：滑輪組效率 d=0.09069.53取d=10mm查標(biāo)準(zhǔn)圓整選?。轰摻z繩69370-10-1850-特-光-右交GB1102-74 鋼絲繩在使用時需要與其他承載零件連接以傳遞載荷。本設(shè)計采用楔形套筒法，查取選用：楔 10#GB5973-86 HT200楔套 10#GB5973-86 ZG200楔形接頭 10#GB5973-86 ZG270-5001.3滑輪及滑輪組設(shè)計1.3.1選型與材料采用HT150，工藝性好，易于加工、價廉，對鋼絲繩壽命有利。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：單繩拉力 a：滑輪組倍率 6 ：滑輪組的效率 =0.95：采用滾動軸承時為0.98 =S= =11052.6N1.3.2滑輪直徑D為了提高繩的壽命，必須降低繩經(jīng)過滑輪時的彎曲應(yīng)力的擠壓應(yīng)力，因此滑輪直徑不有過不小。D（h1）dd：鋼絲繩直徑,d=10mmh：與機構(gòu)工作級別和鋼絲繩有關(guān)的系數(shù)取18D（181）10=170mm采用繩槽斷面5.52ZBJ80006.1-871.3.3 繩最大偏角0鋼絲繩進出滑輪繩槽的偏斜角不能過大，否則會增加鋼絲繩阻力，加快鋼絲繩和滑輪的磨損，嚴(yán)重時，還可能使鋼絲繩跳槽。因此一般情況下0=46。本設(shè)計取繩槽兩側(cè)面夾角2=3545取0=5；2= 45平衡滑輪直徑Dp=170mm1.3.4滑輪軸設(shè)計采用45鋼，滑輪組工作時只承受彎矩，是心軸。RA= = =33158NRB=6SRA=33158NMC=RA742S42=1525Nm對固定心軸，載荷無變化時=95N/mm2d=21.68d=21.68 55mm 1.3.5滑輪軸承的設(shè)計與校核各軸承受力相同均勻為2S=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，從減輕吊鉤重量出發(fā)，要求吊鉤的材料具有足夠的強度。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LYD6-MGB10051.5強度等級M61.4.3吊鉤掛架采用長型號鉤組，吊鉤支承在單獨的滑輪軸上。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。推力球軸承選：GB301-84.8310校核： C0=S0P0C0aS0：安全系數(shù),為2P0：對a=90的推力軸承P0a=Fa=63000NC0=26300=126KNCoa合格1.4.4橫梁只受彎矩，不受轉(zhuǎn)矩的心軸，采用45鋼R=31500NMc=Ra=31500=23310NmW=a為 ： =0.4167W= (10.41674)=164533= = =14.2N/mmh=30mmb=45mm 取b=50mm1.5卷筒設(shè)計 本設(shè)計采用多層繞卷筒，其容繩量大。隨著起升高度的增加。起升機構(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少機構(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=hdd：鋼絲繩直徑10mmh：與機構(gòu)工作級別和鋼絲繩結(jié)構(gòu)有關(guān)，查表h=16D1=1610=160mm1.5.2卷筒的長度L=1.1n：卷繞層數(shù)N=5a：滑輪組倍率a=6D：卷筒直徑160mmH：起升高度10mmD：鋼絲繩直徑10mmL=1.1=200.08mm1.5.3卷筒厚度本卷筒為鋼卷筒ZG230-450，可由經(jīng)驗公式確定d，考慮到工藝要求， 取=15mm1.5.4卷筒強度校核最大拉力為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，彎曲和扭轉(zhuǎn)的合成應(yīng)力不超過壓縮應(yīng)力的30%，因此彎曲和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力可忽略。=AA：原與卷筒層數(shù)有關(guān)的系數(shù), A=2S：鋼絲繩最大拉力P：卷筒節(jié)距11.5mm：卷筒厚度15mmy：許用壓應(yīng)力=153N/mm s=230N/mm21=2=128N/mm合格1.6減速器設(shè)計起升結(jié)構(gòu)的減速器傳動采用一級懸掛閉式減速器與一級開式齒輪傳動相結(jié)合。為了減小尺寸、節(jié)省材料、延長齒輪壽命，本設(shè)計采用硬齒面。1.6.1總傳動比及其分配(1)總傳動比:已知馬達轉(zhuǎn)速及卷筒轉(zhuǎn)速，所以總傳動比為i=26.18(2)傳動比分配:傳動比分配的合理，傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊、重量輕、成本低，潤滑條件好。由i1=(1.31.4)i2 取i2=4.407; i1=5.941.6.2 傳動裝置的運動參數(shù)計算從減速器的高速軸開始各軸命名為軸、軸、軸。(1)各軸轉(zhuǎn)速計算第軸轉(zhuǎn)速 =3000r/min第軸轉(zhuǎn)速 = =505r/min第軸轉(zhuǎn)速 =114.6r/min(2)各軸功率計算馬達功率：=19.01Kw第軸功率： P=P馬軸承=19.010.99=18.82Kw第軸功率：P=P閉齒=18.820.990.99=18.44Kw第軸功率：P=P開齒軸承卷軸承=18.840.960.990.990.975 =16.92Kw (3)各軸扭矩計算第軸扭矩：T=9.55106=9. 55106=59904Nmm第軸扭矩：T=9.55106=9.55106 =348758Nmm 第軸扭矩：T=9.55106=9.55106 =1410Nmm1.6.3 齒輪設(shè)計級齒輪傳動設(shè)計(1)齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級及齒的選用本設(shè)計采用硬齒面，采用輪齒彎曲疲勞強度強度進行設(shè)計計算，再進行接觸疲勞強度驗算。由于配對小齒輪齒根薄弱，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級精度。小齒輪數(shù)Z1在推薦值2040中選取21大齒輪數(shù)Z2：Z2=Z1i=215.94=124.7 取Z2=125齒數(shù)比： =5.95傳動比誤差：= =0.001680.05合格(2)齒根彎曲疲勞強度設(shè)計計算由式得MT1：小輪轉(zhuǎn)矩d：齒寬系數(shù) d=0.5K：載荷系數(shù) K=KAKKK ：使用系數(shù) KA=1：動載荷系數(shù)處估其值1.14：齒向載荷分布系數(shù) =1.13K：齒間載荷分配系數(shù) K=1.05則載荷初值 Kt=11.141.131.05=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，雙向傳動乘以0.7=9200.7=644Mpa=7600.7=532Mpa：彎曲最小安全系數(shù)1.4YST：試驗齒輪應(yīng)力修正系數(shù)2YN：彎曲壽命系數(shù) 按每天工作8小時，每年300天，預(yù)期壽命10年計算：N1=60n1j =6030001103008=4.32109N2= = 4.321095.95=7.26108=21=920Mpa=21=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力的模數(shù)一般大于1.52，取m=2mm(3)驗算齒面接觸疲勞強度H=ZHZZE小輪圓周速率：V=6.6m/sKv：動載荷系數(shù) 1.15 由 Z1100= =1.386 K：載荷系數(shù) K= =1.365ZH：節(jié)點區(qū)域系數(shù) 2.5 Z：重合度系數(shù) 由 Z=0.875大齒輪齒寬 b=dd1=0.542=21mm為了保證足夠的齒寬接觸,補償軸向安裝誤差,大齒輪齒寬 b1=b+(510) =28mmZE：彈性系數(shù) 189.8 N/mm2 H：許用接觸應(yīng)力 H=HlimZNZW/SHlimZW：硬化系數(shù)均勻硬齒面 1SHlim：接觸最小安全系數(shù) 1Hlim：接觸疲勞極限 H1= =1480MpaH2= =1200Mpa故 H=2.5189.80.875 =945Mpa1200Mpa合格(4)尺寸計算（主要幾何尺寸）小輪分度圓直徑 d1=mZ1=221=42mm大輪分度圓直徑 d=mZ=2125=250mm根圓直徑 df1=d12.5m=422.52=37mmdf2=d12.5m=2502.52=245mm中心距 a = (d1+d2)=(42+250) =146mm級齒輪傳動設(shè)計(1)齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級及齒數(shù)本設(shè)計采用硬齒面小齒輪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級精度。小輪齒數(shù)Z1在推薦值2040中選取23大齒輪數(shù)： Z2=Z1i=234.407=101.36 取Z2=101齒數(shù)比： =Z2Z1= =4.391傳動比誤差： = =0.00360.05合格(2)齒根彎曲疲勞強度設(shè)計計算由式得：mT2：小輪轉(zhuǎn)矩d：齒寬系數(shù) 0.4 K：載荷系數(shù) K=KAKKKKA：使用系數(shù)1 K：動載荷系數(shù) ，初估其值1.12K：齒向載荷分布系數(shù) 1.13 K：齒向載荷分配系數(shù) 1.04 則載荷初值Kt=11.121.131.14=1.316Y：應(yīng)力修正系數(shù) Y：齒形系數(shù) Y0：重合度由式a=1.883.2(1Z1+1Z2)=1.883.2(121+1125) =1.709 Y0=0.25+0.75a=0.25+ =0.688=SYstYn：彎曲疲勞極限，雙向傳動乘以0.71=7600.7=532Mpa2=7400.7=518MpaS：彎曲最小安全系數(shù)1.4Yst：試驗齒輪應(yīng)力修正系數(shù)2Yn：彎曲壽命系數(shù) 按每天工作8小時，每年300天，預(yù)期壽命10年計算：N1=60n1jLn=60505.051103008=7.27108N2=N1=7.271084.407=1.65108Fp1= 21=760MpaFP2= 21=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)驗算齒面接觸疲勞強度H=ZHZZE小輪圓周速度：V=1.98m/sKv：動載荷系數(shù)由VZ100=1.98100=0.455 K：動載系數(shù) K= =1.316數(shù)模仍取3mmZH：節(jié)點區(qū)域系數(shù) 2.5 Z：重合度系數(shù) 由Z=0.873大齒輪齒寬b=dd1=0.469=27.6=28mm為了保證足夠的齒寬接觸，補償軸向安裝誤差小齒輪齒寬 b=b+(510) =34mmZE：彈性系數(shù) ZE=189.8Nmm2 H許用接觸應(yīng)力 H=ZnZw/SZW：硬化系數(shù) 均為硬齒面 ZW=1SHlim：接觸最小安全系數(shù) 1Hlim：接觸疲勞極限 Hlim1=1200Mpa H1= =1480MpaHlim2=1150Mpa H2= =1480MpaH=2.5189.80.873=1200Mpa(4)尺寸計算（主要幾何尺寸）小輪分度圓直徑 d1=mZ1=323=69mm大輪分度圓直徑 d2=mZ2=3101303mm根圓直徑 df1=d12.5m=692.53=61.5mmdf2=d22.5m=3032.53=295.5mm頂圓直徑 da1=d1+2m=69+23=75mmda2=d2+2m=303+23=309mm中心距 a= (d+d)= (69+303)=186mm1.6.4 棘輪設(shè)計為了防止逆轉(zhuǎn)，本設(shè)計在齒輪軸上安裝棘輪停止器。棘輪的齒形已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，周節(jié)t根據(jù)齒頂圓來考慮，步數(shù)越多，沖擊越小，但尺寸越大。設(shè)計齒形時，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=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)按齒受彎曲計算確定mM：所傳遞的力矩M=348758NmmC= =1.5B：棘輪的寬度C：12w：棘輪的許用彎曲應(yīng)力m 取m=10mm(2)棘輪模數(shù)按齒受擠壓進行驗算p許用單位線壓力, P=35N/m2 滿足強度要求1.6.5 軸的設(shè)計從高速到低速各軸命名為軸、軸、軸。齒輪軸的設(shè)計(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=mZ1=221=42mm圓周力 Ft1=2Td1=25990442=Ft2 徑向力 F(3)初步估算軸的直徑最小值徑dmin計算并加大30%（考慮鍵槽的影響）即dmin=1.03AA：系數(shù)10798dmin=1.03170=20.3mm(4)確定軸各段直徑和長度段：馬達的輸出軸和段通過鍵相連，馬達的輸出軸直徑為25，所以取L1=43.5mm d1=40mm段：定位軸 L2=3mm d2=47mm段：軸 L3=27.5mm d3=37mm段：小齒輪 L4=28mm d4=42mm段：右軸承定位 L5=13mm d5=37mm段：軸承定位的地方 L6=16mm d6=30mm(5)繪制軸的彎矩和扭矩圖計算軸承反力H平面： RAH=FrlL2(L+L)=10383571=512NRBH=FrlRAH=1038512=516NV平面： RAV=FL2(L+L)=28523571=1406N齒寬中點彎矩n TA3635BRAHRBHL1L2H平面L1L2RBVRV平面H平面： MH=RAHl1=51236=18432NmmV平面： MV=RAVl1=514063650616Nmm合成彎距： M=53868Nmm 按彎矩合成強度校核軸的強度由式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0.6Me=64758Nmm公式: e=Me/WW=0.1d3=0.1423=7409則 e=8.74N/mm220CrMnTi滲碳淬火、回火B(yǎng)=600 N/mm 轉(zhuǎn)動軸以-1為許用應(yīng)力e=70 N/mmB,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= =1496NRB= =1539N壽命計算Lh=ft：溫度系數(shù) 工作溫度120取1fp：載荷系數(shù) 中等沖擊 取1.5：壽命指數(shù) 對球軸承=3LhA=106/(603000)(122800)/(1.51496)3=5872hLhB=106/(603000)(136200)/(1.51539)3=21411h(7)鍵的校核馬達和小齒輪軸上的鍵，由馬達型號決定，鍵B825，沖擊載荷P=P =54.8 N/mm2P合格軸II的設(shè)計(1)軸材料軸II與二級轉(zhuǎn)動小齒輪為齒輪軸，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=mZ3=323=69mm齒輪受力 圓周力 Ft3=2T/d3=2348758/69=2852N徑向力 Fr3= Ft3tga=10109tg200=3679N(4)初步估算軸的直徑最小直徑dmin：即 dmin=A：系數(shù)10798dmin=107=235.5mm(5)確定軸各段直徑和長度段：根據(jù)dmin圓整，并考慮到軸承的裝配取d1=40mm段：上面裝有擋盤、棘輪、磨擦片，為使軸承定位,取d2=47mm段：為使擋盤定位，便于安裝大齒輪II,取d3=56mm段：左軸承定位，且大齒輪與箱體應(yīng)有一段距離,取d 4=97mm段：軸承安裝的地方d5=80mm段：小齒輪III外徑較小，取d6=60mm (6)繪制軸的彎矩和扭矩圖計算軸承反力H平面： RAH=6833NRBH= RAHFr3Fr2=683336791038=2116NV平面： RAV=15086N RBV=Ft2+RAVFt3=15086+285210109=7829N求大齒寬中點彎矩Fr3Fr2RBHRAHL1=63.5L2=38.5L3=53H平面Fr3RAVRBVV平面H平面： M大H=RAHl2Fr3(l1+l2)=683338.53679(63.5+38.5) =112188NmmV平面：M大V=RBVl3=782953=414937Nmm合成彎矩：M =429836Nmm求軸承處彎矩H平面： MAH=Fr3l1=367963.5=233617NmmV平面： MAV= Ft3l1=1010963.5=641922Nmm合成彎矩：MA= =68311Nmm按彎矩合成強度校核軸的強度由式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0.6Me大=64758NmmMeA=714443Nmm查表 40Cr 表面淬火B(yǎng)=750N/mm2查表 轉(zhuǎn)動軸以b1為許用應(yīng)力70N/mm2由式9-3 e=W=0.1d3 則e大=478065/(0.1563) =27N/mm2 eA=714443/(0.1803) =14N/mm2(7)精確校核軸的強度a、軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計圓角半徑：各軸肩處圓角半徑均采用r=2.5mm，既滿足定位面接觸高度h23mm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選擇危險剖面：大齒輪外既有軸肩又有螺紋，GB1095-79螺紋為 M564L 中徑d2=53.4mmb、計算危險剖面工作應(yīng)力a、m、a、m彎矩 M=M大（l2）/ l2=478065=347684N/mm抗彎剖面模量W與抗扭模量WTW=d3/32=53.4023/32=14951WT=d3/16=53.4023/16=29902彎曲應(yīng)力： =23.26 N/mm2扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： =T/WT=11.66 N/mm2彎曲應(yīng)力幅： a=23.26 N/mm2彎曲平均應(yīng)力： m=0扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅a和平均應(yīng)力幅m相等a=m=5.83 N/mm2c、確定軸材料機械性能1、1、 彎曲疲勞極限1剪切疲勞極限1合金鋼材料的彎曲應(yīng)力、扭轉(zhuǎn)應(yīng)力特性系數(shù)=0.5=0.125d、確定綜合影響系數(shù)K和 K=k/()K=k/()軸肩角處有效應(yīng)力集中系數(shù)K和K由 B=750N/mm2 配合處k/和k和根據(jù)d、B配合處，尺寸系數(shù)、，由d=56mm，表面狀況系數(shù)、得：k/=2.11 k/=1.52 k/=3.67 k/=2.75=0.72 =0.85 =0.86 =0.86由B=750N/mm2，表面加工方法為精車，則綜合影響系數(shù)K=3.41K =2.45 K=4.27K =3.2 e、計算安全系數(shù)S： S=S=（KN-1）/（K+m）= =3.52S=（KN-1）/（K+m）= =10.31 S=3.33S 安全(8)軸承校核預(yù)選左軸承為32213E ，Cr=102kN右軸承為32208E，Cr=51.5kNa、 RA=16561NRB=8110Nb、壽命計算Lh=ft：溫度系數(shù) 工作溫度1200 ，取1fp：載荷系數(shù) 中等沖擊，1.2：壽命指數(shù) =10/3LhA=7697hLhB=8522h(9)鍵的校核擋盤處雙鍵B1425 GB1095-79，沖擊載荷p=p=85N/mm2p =90N/mm2合格軸III的設(shè)計(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，軸處于如下位置時最危險。L1=17RARBSFtFrL2=225.5a、計算軸承反力H平面： RAH=(Sl2)/(l1+l2)= =10278NRBH=RAH+FtS=10109+1027811052.6=9334NV平面：RBV=Fr=3679N合成： RA= =10278NRB= =10033Nb、求鋼絲繩處彎矩H平面： MAH =RAHL1=10278242.5=2492415NmmV平面： MAV =0合成彎矩： MA= =2492415Nmm對固定心軸，載荷無變化時= 0=295N/mm2d=21.68=21.68=44.15mm 取d=50mm(4)減速器附件的設(shè)計a、地腳螺釘直徑 df=0.036a+12=0.036146+12=17.526 取df=20mmb、地腳螺釘數(shù)目 當(dāng)a250mm時n=4個c、箱體壁厚 =0.025a+18=0.025146+1 取=8mmd、二級齒輪軸上的油封取內(nèi)包骨架唇開密封65 GB9877.1-88e、通氣塞 M121.25f、油標(biāo)： 管理油標(biāo)g、放油螺塞： 六角螺塞 M141.5Q/ZB220.772起重臂的設(shè)計吊臂是隨車起重機的主要受力構(gòu)件，吊臂的設(shè)計合理與否直接影響著起重機的承載能力、整機穩(wěn)定性和自重。為了提高產(chǎn)品的競爭力，吊臂截面的選擇與外觀均要合理。本設(shè)計采用箱形結(jié)構(gòu)伸縮式吊臂。2.1三鉸點設(shè)計2.2.1三鉸點定位在計算臂前，首先要確定三鉸點的位置。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距離為2.9m，臂后鉸點距回轉(zhuǎn)中心的距離為a=0.2m，起升角=75。其參數(shù)暫定如下：L1：變幅缸原始長度800mma：起重臂后鉸點距回轉(zhuǎn)中心的距離200mmb：變幅缸下鉸點距回轉(zhuǎn)中心的距離220mmc：變幅缸上鉸點距臂后鉸點的距離240mm其中：A是起重臂后鉸點B是變幅缸下鉸點C是變幅缸上鉸點由圖可得： e=483.7mm=arcsin=29.74=arcsin(c+l1)/d=67.96其中 : d=1122mmL2為變幅缸全伸時的長度l2=1385.9mml2/l1=1.732根據(jù)經(jīng)驗，l2/l1=1.71.8之間，液壓缸做的方便實用，符合實際，所選值合適。2.2起重臂設(shè)計2.2.1起重臂基本參數(shù)計算與選用(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)有起重機的相關(guān)尺寸，初步估計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)i133602100630062336031604000635680 26005000645680 54802500657900 21003000667900 790015006其中：L：各種工況下的臂長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B=700Mpa取安全系數(shù)為1.33=S/n=s=540Mpa 合格b、吊臂其它選用材料為HQ60 ，查表得B=600Mpa取安全系數(shù)為1.33=S/n=s合格c、其他參數(shù)滑輪組效率=0.95吊臂內(nèi)側(cè)與滑塊之間的間隙為=3mm動載系數(shù)=1.25水平載荷系數(shù)=0.082.2.2 起重臂的形狀及主要計算參數(shù)(1)起重臂計算參數(shù)：表2 起重臂截面參數(shù)（mm）基本臂二節(jié)臂三節(jié)臂 B1 200182b1b2b34(b3=5)44H328280242H1286243215LB1342725LB2425346LB31069567022.522.522.5截面參數(shù)計算：截面面積F（忽略圓?。〧=B1b+2(H1+LB1+LB2) b+2LB3b其中b1=b2=b3=b形心計算：SY=B1b(H）形心位置： HY=載面的慣性矩：Ix=B1(b3/12)+B1b(HY)2+2bH13/12+ 2LB1b3+LB1b(HY)2+2LB2 sin(b3/12)+LB2sinb(H1HY+LB2 sin)2+2LB3sinb3/12+LB3sin(H HYLB3sin)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 起重臂截面計算結(jié)果基本臂二節(jié)臂三節(jié)臂F(mm)47383784 3352HY(mm)147.4 129.6115.7I(mm)692587613853782625661102W471469297360221790W 383493256235 201580(2) 截面強度計算： 對起重臂：每節(jié)臂的交界處為受力最危險截面，A-A，B-B，C-C依次為從基本臂到三節(jié)臂的最危險的截面，只需驗算這些截面即可：A-A截面：MA=PQS5cosa+G1(k1+S3+S4)Cosa+G2 (k2+S4)cosa+G3k3cosaNA=(PQ+G1+G2+G3)sina+SB-B截面：MB=PQS2cosa+G1(k1+S3)cosa+G2k2cosaNA=(PQ+G1+G2)sina+SC-C截面：MB=PQS1cosa+G1k1cosaNA=(PQ+G1)sina+S表4 截面強度計算結(jié)果(mm)基本臂二節(jié)臂三節(jié)臂L 8100(3000) 5680(4500)3360(6300) S 2