0.8T手推式簡易小吊車的設計【含CAD圖紙、說明書】
學生畢業(yè)設計中期檢查表學生姓名課題名稱 0.8T 手推式簡易小吊車設計難易程度 偏難 適中 偏易選題情況工作量 較大 合理 較小任務書 有 無開題報告 有 無符合規(guī)范化 的要求外文翻譯質量 優(yōu) 良 中 差學習態(tài)度、出勤情況 好 一般 差工作進度 快 按計劃進行 慢中期工作匯報及解答問題情況優(yōu) 良 中 差中期成績評定：所在專業(yè)意見：負責人： 年 月 日 畢業(yè)設計（說明書）任務書系 部： 機械工程系 專 業(yè)： 機械制造及自動化 學 生 姓 名 : 設計(論文) 題目：0.8T 手推式簡易小吊車的設計 起 迄 日 期: 指 導 教 師: 年 3 月 15 日畢 業(yè) 設 計（說明書）任 務 書1本畢業(yè)設計（論文）課題來源及應達到的目的：本設計來源于某廠，需要對其進行結構分析與設計。設計要滿足安全可靠、結構簡單等要求。 通過設計以達到考察學生的機械設計能力，提高學生機械制造方面知識的目的。2本畢業(yè)設計（論文）課題任務的內容和要求（包括原始數據、技術要求、工作要求等）：原始數據：提升最大重量為 800kg，提升的線速度為 V0=0.25m/s,提升的最大高度為 H=3m,適用于機械加工車間的小范圍的起重和搬運。設計內容：1. 工作機構的設計2. 傳動裝置的設計與計算3. 結構設計4. 軸的設計與校核5. 機架的設計 工作要求：畢業(yè)設計說明書一份，總裝配圖一張，零件圖一套。所在專業(yè)審查意見：負責人： 年 月 日系部意見：系領導： 年 月 日 畢 業(yè) 設 計 說 明 書設計題目： 0.8T 手推式簡易小吊車設計系 部:專 業(yè):班 級:學生姓名:學 號:指導教師:摘要簡易吊車，用于機械加工車間小范圍內的搬運和起吊，對機械車間來說，即使上小物件也有上百斤重甚至上千斤重，工人是無法搬運和搬起的，此時，車間如果有一輛此種簡易吊車，這種問題便迎刃而解了，它的使用，既不耽誤大吊車的工作，又解決了上述問題，可以提高車間的生產效率。簡易吊車由電動機經帶傳動和一對開式齒輪傳動，將運動和動力傳給卷筒，再通過鋼絲繩和滑輪組提升重物。其工作機構包括卷筒、鋼絲繩和滑輪組。傳動機構包括電動機、帶輪、齒輪和軸。因起吊時物件需要在空中停留故需要設計一制動裝置。提升或降低物件是靠電動機的正反轉，使物件停留在空中是靠制動裝置的。對原始數據和工作原理進行分析，確定出大致的傳動方案。根據大致的傳動方案圖確定所要設計的部分有工作機構、傳動機構、制動裝置、機架等，然后查閱相關資料對其進行計算和校核.因其為手推式移動吊車，故要求小吊車要有很高的靈活性，在此，把小吊車的兩后輪設計為萬向輪，可以在任意方向運動。對小吊車整體要求是工作時穩(wěn)定可靠，故設計完成后要對小吊車的整體穩(wěn)定性進行分析和校核，力求穩(wěn)定、安全、可靠。關鍵詞：電動機； 卷筒； 齒輪； 滑輪組； 軸IABSTRACTSimple cable car, used for machining workshop small range handling and lifting , and this time, the workshop if there is such a simple cable car, this problem is solved, and its use, does not delay the work of large cranes, but also to solve the above problems, can improve plant productivity. Summary by cable car from the motor and a belt drive transmission gear off, will be sports and power to the reel, and then through the rope and pulley upgrade the heavy group. Its work, including the drum, wire rope and pulley blocks. Transmission mechanism including motor、pulleys、and gear shaft. When lifting objects because of the need to stay in the air it needs a brake. Raise or lower the object is positive on the motor so that the object is to stay in the air brakes on. On the working principle of the original data and analysis, to determine the transmission program in general. Transmission scheme in accordance with general plans to be designed to identify some of the work of agencies, transmission, brakes, chassis, etc., and then access to relevant information and check their calculation. Because of their push for mobile cranes, and called for a small a very high flexibility of the cable car in the rear two small cranes designed to Caster, you can in any direction. The overall requirements for small cable car is stable and reliable work, so after the completion of the design to the overall stability of the small cable car to carry out the analysis and verification to stability, security and reliable. Key words: Motor; Drum; Gear; Pulley systems; Axis. II目 錄摘要. I緒論.1第 1 章 工作機構的設計21.1 鋼絲繩的選擇21.2 卷筒和滑輪直徑的選取.4第 2 章 傳動裝置的設計和計算.52.1 卷筒功率和轉速的計算.52.2 電動機和制動器的選取.52.3 傳動機構的設計和計算11第 3 章 結構設計173.1 初算各軸的最小直徑173.2 帶輪的結構設計173.3 齒輪的結構設計183.4 卷筒的機構設計183.5 滑輪結構設計223.6 伸臂桿和支撐桿結構的設計22第 4 章 軸的設計與計算274.1 小齒輪軸的設計274.2 卷筒軸的設計.29第 5 章 機架的設計.33機架設計的一般準則33第 6 章 吊車的穩(wěn)定問題34結論35致謝36參考文獻37編號： 機械制造與自動化專業(yè)畢業(yè)設計答辯記錄課題名稱: 0.8 噸手推式簡易小吊車設計班 級 學 號 姓 名 答 辯 記 錄記錄人： 年 月 日1緒 論簡易吊車，適用于機械加工車間小范圍內的搬運和起重。此次設計，主要是針對一些中型機械加工車間而言的，尤其是不發(fā)達的地區(qū)，此種吊車非常經濟實用。雖然現在的機加工車間都配有大航車，大吊車，但大吊車起吊小物件是不是大材小用了呢？可如果不用大吊車起吊，對機械車間來說，即使上小物件也有上百斤重甚至上千斤重，工人是無法搬運和搬起的，此時，車間如果有一輛此種簡易吊車，這種問題便迎刃而解了，它的使用，既不耽誤大吊車的工作，又解決了上述問題，可以提高車間的生產效率。有些人或許會認為，此種小吊車應該被淘汰了，因為現在的企業(yè)正在向自動化靠近了，可誰能保證所有的機械行業(yè)都能達到自動化的程度呢？所以我認為此種吊車的設計好事非常有必要的。簡易吊車的工作原理：由電動機經帶傳動和一對開式齒輪傳動，將運動和動力傳給卷筒，在通過鋼絲繩和滑輪組提升物體。雖然是簡易吊車，但它有的工作機構，傳動裝置和制動裝置等多個部分，故其設計任務量也是很大的，需要借取大量的知識手冊，而此次的設計時間短，故在此只是把簡易吊車的重要部分設計出來，其他的小細節(jié)只是提提而已或者一筆帶過了。2第 1 章 工作機構的設計原始數據：提升的最大重量為 800kg，提升的線速度為 V0=0.25m/s，提升的最大高度為H=3m，適用于機構加工車間小范圍內的起重和搬運。工作原理：由電動機經帶傳動和一對開式齒輪傳動，將運動和動力傳給卷筒，再通過鋼絲繩和滑輪組提升重物。傳動方案如圖 1-1 所示：圖 1-1 工作機構的傳動示意圖這里的工作機構是指小吊車的起升機構，即包括卷筒、滑輪和鋼絲繩。1.1 鋼絲繩的選擇1.1.1 鋼絲繩的種類和型號（1） 按鋼絲繩繩股數量的不同可分為單股和多股，在起重機械中以六股和八股的鋼絲繩應用最多。（2）按鋼絲繩繩芯材料的不同可分為用油浸的纖維芯、石棉芯和金屬芯，它們各有其優(yōu)缺點。（3）按鋼絲繩的搓捻方向不同可分為右同向捻、左同向捻、右交互捻、左交互捻和混合捻等幾種3考慮到此種小吊車的起升重量不是太大，再結合鋼絲繩的優(yōu)缺點，在此選擇纖維芯的交互捻鋼絲繩。國產標準鋼絲繩品種型號較多，按抗拉強度分為140kg/mm2、155kg/mm 2、 170kg/mm2、185kg/mm 2、200kg/mm 2等五個等級。標記示范為： 6x37+1-85GB024kg/m表 1-1 鋼絲繩的標記樣式1.1.2 鋼絲繩直徑的選取根據經驗公式 PlaxSP 破 （1）式中 Plax單根鋼絲繩的最大工作拉力（公斤）P 破 鋼絲繩破斷拉力總和（公斤）S鋼絲繩安全系數以知 G=800kg，圖 I-II 為吊重時滑輪組的受力情況，G 將由兩根鋼絲繩分擔，因此得到：P lax=G/2 （2）式中 為滑輪組的效率（因摩擦力所產生的損失） ，一般為 94%，即 =0.9則 Plax=800/2x0.94425.5 公斤即需要大約 425.5 公斤的力才能提升 800 公斤的重物。查文獻1，安全系數S=5則 PlaxS=425.5x5=2127.5 公斤4G/2Pmax圖 1-2 滑輪組的受力分析查文獻1 表 24-9“圓股鋼絲繩”得到大于 2127.5 公斤的數值是 2210 公斤的鋼絲破斷拉力總和，由此向上查對，得到 155kg/mm2抗拉強度向左查對，得到由0.4mm 的鋼絲擰成的 6.2mm 的鋼絲繩，因此所選鋼絲繩的標記為：鋼絲繩 6x37+6.2-155-1-光-右交 GB1102-74。1.2 卷筒和滑輪直徑的選取由文獻1表示 24-19“卷筒幾何尺寸計算”得卷筒名義直徑的計算公式為：D=(e-1)d式中：D卷筒名義直徑（卷筒槽底直徑）mmd鋼絲繩直徑 mme輪繩直徑比（查文獻1表 24-7 得 e=16）現在知 d=6.2mm,e=16則 D=（16-1）x6.2=93mm為安全起見，在此初取 D 滑 =100mm,考慮到提升速度和傳動比的要求，初取卷筒直徑 D 卷 =180mm.5第 2 章 傳動裝置的設計和計算機加絞車，其動力一般為電動機，要設計機動絞車，就需要知道工作機構在提升最大重量時所需要的功率，并由此選擇電動機，設計傳動裝置。2.1 卷筒功率和轉速的計算由式 N 卷 =pv/102 千瓦式中 p卷筒鋼絲繩的拉力（p=425.5 公斤）V卷筒鋼絲繩的線速度，此設計中 V 為吊鉤運動速度的 2 倍，即V=2X0.25=0.5m/s。則 N 卷 =425.5x0.5/102=1.92 千瓦根據卷筒的速度公式 smDnV106=得卷筒的轉速： irn卷式中：D 0卷筒的計算直徑(mm)即： =108+6.2=186.2mmdO+=則： minr3.512.8614.3=卷n2.2 電動機和制動器的選取（1）電動機類型和結構形式按工作要求和工作條件來講，從類型方面，此設計宜選用 JZ 型三相異步電動機（2）電動機容量傳動裝置的總功率 總 = 1 2 23 式中： 1V 型帶傳動效率 2圓柱齒輪傳動效率 3卷筒軸滾動軸承傳動效率查文獻4表 2-4 得： 1=0.96、 2=0.95、 3=0.99則 總 =0.96 0.95 0.9920.896由 總 =N 卷 /N 電輸 得 N 電輸 = N 卷/ 總 =1.92/0.89=2.1 千瓦（3）電動機額定功率查文獻1 表 26-6“JZ2、 JZH2 電動機技術數據” ，當電動機負荷持續(xù)率JC=25%時，選 JC2-11-6 型電動機，其額定功率 N 電額 =2.2 千瓦（4）電動機轉速為了便于電動機轉速的選擇，可以選推算出電動機轉速的可選范圍。由文獻4表 2-1“常用機械傳動的單級傳動比推薦值”得 V 帶傳動常用傳動比范圍 =24。vi單級圓柱齒輪傳動比范圍 =36，則電動機轉速可選范圍為：齒i 123r/min07.8 451. 2.=齒電電 inV可見，電動機轉速在 307.81231r/min 均符合要求，但考慮到傳遞裝置尺寸大小及經驗性問題，決定選用由佳木斯電機生產的電動機，其數據可查文獻3表 33-5“JZ2 系列電動機基本數據” ，外形及安裝尺寸可查圖 33-2。由文獻3 表 33-5 可查出 JZ2-11-6 型電動機有佳木斯電機場生產的，有上海起重電機廠生產的，有大連第二電機廠生產的。其功率都為 2.2 千瓦，其中佳木斯：n 轉 =937r/min,m=49kg,上海：n 轉 =910r/min,m=50kg,大連：n 轉=875r/min,m=60kg,考慮到傳動裝置結構尺寸大小及經濟性原則，最后決定選用由佳木斯電機廠生產的 JZ2-11-6 型電動機，起基本數據見文獻3表 33-5。（5）計算總傳動比 18.25397=卷電總 Ni（6）確定傳動方案，畫出傳動示意圖。為了獲得 的降速比，可采用標準的兩級圓柱齒輪減速器，查文獻1表.總i17-25，比較接近的只有名義傳動比為 18 的，其減速器高速軸許用功率 N1=3.05kw,總中心距為 250mm，屬于重型減速器，其標記為如表 2-1 所示：7ZL25-9-II第二種裝配型查文獻1表 17-25 傳動比一攔為第 9 種總中心距 a=250mm表示雙級傳動的圓柱齒輪減速器表 2-1 減速機標注樣式畫出傳動示意圖如圖-（b）所示，得到第一個傳動方案，由于 ZL25 的實際傳動比為 20.17，比要求的偏大。故在此選用一個由帶傳動和開式齒輪傳動組成的傳動示意圖，其傳動示意圖如圖-（b）所示。傳動示意圖-（b）見傳動方案草圖。（7）分配傳動比查文獻4 表 2-1“常用機械傳遞的單級傳動比范圍” ，可將總傳動 分配18.2=i為 使齒輪的傳動比稍大于帶的傳動比，這樣可經濟一些，考5.34iV=Vii、 齒慮到齒輪的均勻摩擦，增加小帶輪的包角等問題，最后決定選用第二組傳動比。即。7.5.3齒帶 、 ii（8）計算效率，驗算電動機的功率。由文獻4 表 2-4“機械傳動的效率概略值”查得 V 帶傳動效率為 ,齒0.96=滾輪傳動效率 ，滾動軸承傳動效率 ，0.96=齒 0.9=滾則 8.9.052滾齒總 V此 千 瓦總 卷電 1.89.02N這說明前面選擇電動機的功率是足夠的（9）計算各軸的轉速，功率和轉矩。已知 N 電 千 瓦電 2.=min937rn=電5.3帶i .5齒896.0=帶 95.0=總 9.0滾P圖 2-1 傳動示意圖設電動機軸為 1 軸，小齒輪軸為 2 軸，卷桶軸為 3 軸。軸為 1 軸，小齒輪軸為 2 軸，卷桶軸為 3 軸。則 n 1=n 電 =973r/minn2=m/r 帶=937/3.5=267.7r/minn3=n1/i 齒 =267.7/5.77=46.4r/min各軸功率為：N1=N 電=2.2kwN2=N1 帶 =2.2 0.96 2.1kwN3= N2 滾 齒 =2.11 0.99 0.95 1.98kwN3 比此卷筒實際所需要的功率 N 卷 =1.92 要大一些，因此能保證正常的工作。各軸轉矩：吊車在起重時，卷筒的受力情況如下圖所示：在鋼絲繩最大拉力 Pmax 的作用產生的轉矩為：M 轉卷 =PmaxDO/2=425.5 186.2 2=39614.05 公斤/毫米,方向為順時針，但是吊車要提升重物，卷筒應該逆時針轉動才行，因此必須使小齒輪給大齒輪施加一個作用力 F，使大齒輪產生逆時針方向的轉矩并且還要使 M 大齒輪 大于 M 轉卷，才能提升重物，而這個 F 力是由電動機的額定功率 N=2.2kw 傳遞的。9即電動機軸轉矩 M 轉電 =975000N 電 /n 電 =975000X2.2/937=2289.2kg/mm975000N 電 /n 電 =975000 2.2/937=2289.2kg/mm小齒輪軸轉矩 mkg7691.8=0. 35289.M小 齒 輪電小 齒 輪卷筒軸轉矩 .40761=滾齒小 齒 輪大 齒 輪 Vi計算結果表明，M 轉大齒輪 大于 M 轉卷 ，能使卷筒得到逆時針方向的轉動，達到提升重物的目的。將以上表值列成表 2-2，以備后用。電動機軸 小齒輪 卷筒軸傳動比 i 3.5 5.77轉速 n(r/min)937 267.7 51.3功率 N（KW）2.2 2.11 1.98轉矩 M（公斤/厘米）228.92 769.18 4174表 2-2 傳動系統設計數據表此次設計的吊車是靠電動機的反正轉來實現提升和卸下重物的，考慮到工作中的必要性停止，應設計一個制動裝置（包括制動器及其附件） ，制動裝置是用來對運動著的軸產生阻力矩，使軸很快地減速或停止轉動的裝置。制動器的選擇是根據吊車提升最大重量的制動力矩要大于軸上的最大力矩的原則進行的，既：M 制 K 制 K 扭最大式中： K 制 制動安全系數，查文獻（ 5）表 21-3“制動安全系數”得 K 制=1.5，因此此次設計屬于輕級工作類型。M 扭最大 為制動軸的最大轉矩（公斤/厘米）因此此次設計中有三根軸，即電動機軸、卷筒軸、小齒輪軸，此三根軸都可被制動，那么就有三種制動方案進行分析，擇優(yōu)選用。 （見下頁）10方案比較 優(yōu)缺點PI-(b) 電動機轉速高，轉矩小，制動力矩也小可小型電磁閘瓦型制動器。制動輪和小帶輪可做成一體。但缺點是電動機軸懸重大，更主要的是制動輪表面線速度較高，在制動過程中發(fā)熱嚴重，會降低制動輪覆面摩擦系數，影響制動器的壽命。PI-(b)卷筒軸轉速低，轉矩大，制動力矩也大，高達 6261公斤/厘米。所選用較大的電磁閘瓦型制動器。所需的制動輪直徑和寬度也都較大，裝配時受到相鄰兩軸空間位置的限制，結構上可能無法實現。 I-(b)小齒輪轉速介于上面兩者之間，位置也足夠大，且布置均勻，結構緊湊。表 2-3 三種制動方案的分析11通過上述三種方案分析，決定采用第三種，即以小齒輪軸作為被制動的軸，此軸的轉矩由表 212 可以知道 ，其制動力矩為 毫 米公 斤扭 小 齒 輪 769.18=M1.5769.18=1153.77 公斤/厘米，查文獻（ 1）表 2444，可選用電磁閘瓦制M型制動器 ZWZ-200，其產生的制動力矩，當負荷持續(xù)率 JC=25%時，為 = 1600制M公斤/厘米，大于 1153.77 公斤/厘米，完全能達到制動的目的，其標記為 ZWZ-200制動器 ZB113-62。2.3 傳動機構的設計和計算2.3.1 帶傳動的設計(1) 確定設計功率 Pd：設 P 為帶傳動所需傳遞的功率，單位為 KW，KA 為工作情況系數，則設計功率Pd=KAP（KA 由文獻（6）表 5-10“況系數 KA”查得為 1.3） 。已知 P=2.2KW，則Pd=1.32.2=2.86KW。(2) 選擇帶的型號：根據 Pd=2.86KW 和 n 電=937r/min ,由文獻（6）圖 5-10“普通 V 帶選型圖”選A 型膠帶。(3) 確定帶輪基準直徑 d1、d2,并驗算帶速。小帶輪基準直徑的確定：參考文獻（5）表 7-3“三角帶傳動小帶輪最小計算直徑”和表 7-6“三角帶輪計算直徑” ，選擇小帶輪直徑 d1 =130mm,則大帶輪直徑 d2= d1 =3.5 130=455mm。帶i驗算帶速 V： V= =6.37m/s 在 525m/s 范圍內，故合適。1069374.(4) 確定中心距 a 和帶的基準長度 Ld：初選中心距：初定中心距可按下列經驗公式定：經驗公式：0.7（d1 d2）ao2（d1 d2）+即：0.7（130 455）ao2（130 455）409.5ao1170 從結構上考慮，取 ao=820mm初算 V 帶基準長度 Ld：12Ao初定后，可按下式初算帶的基準長度 LdLd2 （d1 d2）+0214)(a即 Ld=2 820 （130+455）.3+8204)135(=1640 918.45 32.2+=2590.65mm由文獻（5）7-7“三角長度系列和長度系數 K 帶長 ”中選取 A 型帶相近的計算長度 L 計=2555mm ，其內周長 L 內=2500mm。確定中心距 a 實：a 實= ao =820 =802.2mm+2-dl計 265.90-(5) 驗算小帶輪包角a = - = - =1o80l21o3.571802.13045o.7o9.156大于 120 度故合適(6) 確定 V 帶的根數查文獻（5）表 7-8“單根三角帶所能傳遞的功率 N”和 V=6.37m/s，d1=130mm得單根膠帶所能傳遞的功率 N0=1.05KW，當 a=156.790時，由表 7-9“包角系數 K a=0.95，由表 7-7 查得 K=0.93，從而得到：Z =3.083 取 Z=4 根，符合要求93.05.1862(7) 確定帶的初拉力 F單根普通 V 帶的初拉力可用下式計算：= 2)15.2(0VqZPKFdO= N06.37.10437.682)195.0( 2=式中 K 由表 7-9 查得為 0.95，q 由文獻（5）表 5-1“V 帶的截面尺寸”查出a為 0.11。(8) 壓軸力 FQ13FQ=2ZF0 sin =2 4 96.03 sin( )=753.08N21a156.792(9) 帶輪結構尺寸設計帶輪結構尺寸見零件圖.2.3.2 齒輪傳動的設計1. 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數。(1) 由傳動方案圖，選用直齒圓柱齒輪傳動(2) 簡易吊車為一般工作機器，速度不高，故齒輪選用 8 級精度。(3) 齒輪選用便于制造且價格便宜的材料，由文獻（6）表 3-2“常用齒輪材料及其機械特征”選小齒輪材料為 45鋼（調質）HBS 1 =240，大齒輪材料也為 45#鋼（ 常化） ，HBS 1=200。(4) 初選小齒輪齒數 Z1=22，則大齒輪齒數 Z1=Z， =225.77=126.941271i實際傳動比 = 127/22=5.7731i誤差為( - )/ 100（5.773-5.77）/5.773100=0.051%I小于 4%是允許的因齒面硬度小于 350HBS 的開式傳動，所以按齒面接觸疲勞強度設計，然后校核齒根彎曲疲勞強度。2. 按齒面接觸疲勞強度設計由齒面接觸疲勞強度公式得設計公式為：D1t=2.32 mm2)(1HedtZuKT(1) 確定公式內個參數數值 選載荷系數 K=1.3 計算小齒輪傳遞的轉矩: m7.52.671.205.9105.91 NnNT小 齒 輪小 齒 輪 由文獻6表 3-9“圓柱齒輪的寬度系數”選 d=0.8 由文獻6表 3-7“彈性影響系數”查得 ZE=189.8Mpa 由文獻6圖 3-59“齒輪的接觸疲勞強度極限 ，由圖 3-59baMHp5901lim14查得 。aMHp4702lim= 由式 計算應力循環(huán)系數hLjnN6則 =60 267.7 1 (8 2 300 15)=11.561810812 7.405.=n 由文獻6圖 3-57“接觸疲勞壽命系數”查得壽命系數 121=HNK 計算接觸疲勞許用應力取失敗概率為 1%，安全系數 S=1由式 MpaSHKN590111lim=H4722li(2) 計算 計算小齒輪分度圓直徑 tdmZuKTdHedtt 34.6)(132. 2= 計算圓周速度 snVt 93.01607234160小 齒 輪 計算載荷系數根據 ，由文獻6圖 3-10“動載荷系數 KV值”查得smdt 8.10293.=KV=1.02，因是直齒圓柱齒輪，取 Ka=1,同時由表 3-5“使用系數 KA”查得 KA=1.00，由圖 3-12“圓柱齒輪傳動的載荷分布不均系數 KB值得 KHB=1.12，K FB=1.25，故載荷系數 K 為： 142.02.1=BaVA 按實際的載荷系數校正所計算的分度圓直徑 mdt 5.63.14231=計算模數15mZdm8.25631=圓整取模數為標準值 m=3。計算分度圓直徑mzd38127621= 計算中心距： mda5.23862 計算齒輪寬度： db8.56.01=圓整取 B2=53mm，B 1=58mm。將以上所得數值列為表 3，以備后用。(am 17852表 2-4 大小齒輪主要的幾何尺寸c.較核齒根彎曲疲勞強度：由齒根彎曲疲勞強度公式得較核公式為： bmYKFsat=1d.確定公式內的各參數數值 計算圓周力 NdTFt 9.28067521=16 查取應力校正系數由文獻6表 3-8“齒形系數 及應力校正系數 ”查得 ，FaYsaY72.1=Fa=1.57, , 。1saY16.2=Fa81.2s 計算載荷系數62.75.0.=FBaVAK 查取彎曲疲勞強度極限及壽命由文獻6圖 3-58 查得 ，由圖 3-58b 查得MpaF41lim MpaF3902lim=由圖 3-56 查得 。21=N 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數為 S= =1.5，則由式FSMpaSKFNFF2605.139.42lim21li1 = 校核計算： MpapaYbmFFasFsaFt 2605.71.72861. 3.835.09.122 111 =17第 3 章 結構設計3.1 初算各軸的最小直徑小齒輪軸的直徑：該軸選用材料為 45 鋼，調質處理，由文獻5表 13-2“軸常用材料的 A 值” ，對于 45 號鋼，取 A=12，則由公式：得，3nPd=md207.6123=考慮到鍵槽對軸強度的削弱，適當增大軸徑，取標準直徑為 。28dm小 齒 輪 軸md28小 齒 輪 軸卷筒軸的直徑：該軸材料也選用 45 號鋼，調質處理，取 A=12，則同樣得考慮鍵槽對軸強度的削弱，則取 。md45=卷 筒 軸3.2 帶輪的結構設計已知選用 A 型膠帶，根據文獻5表 7-10“三角帶輪輪緣尺寸”計算可得：當小帶輪計算直徑 d=130mm 時： 4,.13,8,93.05265.30min =Zmbf eHho頂則輪寬 B=（Z-1）e+2f=(4-1) 15+2 10=65mm外徑 hd75.21頂頂孔徑 d 等于電動機軸直徑，由文獻3圖 33-2 查得 JZ2-11-6 型電動機軸直徑d=35mm,故孔徑 d=35mm.帶輪材料選用 HT200 灰鑄鐵， （根據 V30m/s 時，一般選 HT150 或 HT200） 。小帶輪結構形式由文獻6表 7-11“三角帶帶輪的結構形式和軸板厚度”查得為實心輪。當大帶輪計算直徑 d=45mm 時， 和小帶輪孔徑 d 等BzbfeHh、頂 于和它裝配的軸頭直徑，由前面計算可知，應為 28mm,因帶輪較大，而孔徑太小，結構上不相稱，故取 d=38mm,其材料亦選用 HT200，大帶輪結構形式由表 7-11 查得為四橢圓輪輻，輪緣內徑: mHd42614622=頂緣18輪轂外徑 60mL765382.128.1 =， ?。ǎ?軸轂 dd對于四橢圓輪輻的帶輪， 1nNh式中 N-帶所傳遞的功率（N=2.11KW）n-帶輪的轉速 （n=267.7r/min）代入式中得： ，則：mnNh427.6182133=mhfah72.641.06.82.3408.2112=3.3 齒輪的結構設計小齒輪，由于 160mm ，故做成實心結構，材料選用 45 鋼，正火處理。1d頂大齒輪，由于 160mm 500mm,故做成復板式結構，材料選 45 鋼，正火處理。2頂其尺寸如下：=（2.54）m=（2.54）3=7.512,取 =12mm,輪緣內徑 md5.34915.37=根緣取 =350mm緣齒輪孔徑 d 等于與相配的軸徑，由軸的結構設計決定，由前面計算知，卷筒軸最小直徑為 45mm，故在此取齒輪孔徑處軸徑 =55mm,d軸則輪轂外徑 856.1.=軸轂輪轂寬度 L=（1.21.5） =（1.21.5） 55=6682.5d軸 取 L=66mm輻板厚度 C=（0.20.3）B=（0.20.3） 53=10.615.9mm,取 C=12，輻板上的孔數由齒輪的結構尺寸決定，考慮到大齒輪要和卷筒筒體組裝，不能按一般的經驗公式計算，故在此初步確定孔數為八個，孔徑為 =50mm，孔的圓周定位尺寸至0d少要大于卷筒擋板的直徑，故初步確定為 340mm，以上所選數值，如畫卷筒組裝圖時發(fā)現不合適，需另行設計。3.4 卷筒的結構設計卷筒通常為圓柱形卷筒，可以做成鑄造的、焊接的、組合式的三種形式，考慮19到此吊車要求不高，起重量不大，故在此選用組合式卷筒，沿卷筒軸向連接的結構.卷筒繩槽斷面如下圖 3-1 所示：圖 3-1 卷筒繩槽斷面其幾何尺寸可由文獻1表 24-19“卷筒幾何尺寸計算”求出。由前面計算可知：d=6.2mm，D 卷 =180mm，D 0=186.2mmh=（0.250.4）d=（0.250.4）6.2=1.552.48mm取標準值 h=2.7mmP=d+（24）mm=2+（24）=8.210.2mm取標準值 P=8mmR=（0.530.56）d=（0.530.56）6.2=3.2863.472mm取標準值 R=3.8mm，r 由標準取 r=0.5mm?？紤]到卷筒工作時鋼絲繩纏繞有可能發(fā)生疏密不均可亂扣的現象，故要求鋼絲繩在卷筒表面的偏斜角不能太大，對于螺旋槽面卷筒偏斜角不得大于 ，即045也就是卷筒前面安裝的第一個轉向滑輪中心線的距離 A 要大于卷筒1.0tanL長度 L 地倍,如下圖 3-2 所示:由文獻1表 24-19 知:L=L0+2L1+L2-式中 L0-卷筒上有螺旋槽部分的有效長度（mm）其中 L0=HmaxP/D 0（*）*式中 Hmax-吊車起升最大高度，由原始數據知 Hmax=3000mmP-卷筒繩槽節(jié)距，由前面計算知 P=8mm20L1-卷筒端部無繩槽部分的長度，此結構需要決定考慮到卷筒設計為組合式，兩端要留出做軸向連接用的凸緣和安裝螺栓的位置，初選 L1=60mm，L 2 附加長度，初選 L2=85mm 。將具體數值代入式中得：圖 3-2 卷筒的工作示意圖mL24685018624.30=卷筒壁厚按下式確定：鑄造卷筒 0.02D 卷 +（610）0.02180+10=13.6mm鋼絲繩末端在卷筒上的固定要求牢固可靠，便于裝拆、檢查，其中最常用的方法就是用壓板和螺栓進行固接。卷筒的結構型式的確定：考慮到卷筒一端和大齒輪作軸向連接，另一端和端蓋連接，故可把其設計為下圖 3-3 所示型式：21圖 3-3 卷筒示意圖其具體結構尺寸見卷筒零件圖卷筒材料的選擇：考慮到該吊車的起重量不大，僅為 0.8 噸，屬于輕型級工作類型，故卷筒材料可選用不低于 HT150HT350 的灰鑄鐵，在此選 HT200。強度計算：當 L3D 時，彎矩和扭矩的合成應力一般不超過應力的 1015，所以尺寸計算壓應力是允許的，此時，卷筒壁內表面上的最大壓應力為： tPAmax21=壓式中：A 1多層卷繞系數，該值與鋼絲繩卷繞層數有關，其值見下表：表 3-1 多層卷系數 A1卷繞層數 1 2 3 4A1 1.0 1.4 1.8 2A2應力減少系數，一般取 A20.75Pmax鋼絲繩最大靜應力卷筒壁厚（13.6mm）t卷筒繩槽節(jié)距（t=8mm）則： MpatPA74.286.139547.01max21 =壓對鑄鐵： 查 HT200 最小抗壓強度為 195Mpa 則： )(5為 抗 壓 強 度壓壓 y22Mpa3951=壓由計算可知：卷筒壁的最大壓應力 壓 壓 ，強度足夠。3.5 滑輪結構設計結構：滑輪尺寸不大時做成實心體的或鑄造的，尺寸較大（800mm）時，由輪緣，帶肋板的輪輻和輪殼焊接而成，由前知 d 滑 100mm,故做成實心輪。材料：在輕級和中級工作類型起重機上可采用鑄鐵滑輪，在重級和超重級工作類型起重機上宜采用鑄鋼滑輪或球墨鑄鐵滑輪，因此吊車為輕型工作類型，故滑輪材料選 HT200 灰鑄鐵?；喞K槽斷面的形狀和尺寸，由實際結構決定。3.6 伸臂桿和支撐桿結構的設計3.6.1 伸臂桿和支撐桿的尺寸計算 GPmaxBANMCEDBCB1ENACBDABC圖 3-4 伸臂桿和支撐桿的結構示意由上圖 3-4 所示，由于起升最大高度 Hmax=3000mm,再考慮活動滑輪裝置對起升高度的影響，初步估計伸臂桿頂端離地面的高度為 38004000mm，初取 3800mm，設伸臂桿傾斜角為 60，則在直角三角形 ACM 中，23Sin60=CMAC AC=CMSin60=3800 =4387.9mm32取 AC4400mm，這個長度按卷筒設計中提到的 A 要超過卷筒長度 L 的 5 倍以上也是合適的。假設支撐桿的頂端 B 點約位于 AC 的 2/3 處，則 AB 約為 2933mm，圖中 20為BA，BD 的投影角度，即 BA 與 BN 的夾角，在ABN 中，利用正弦定理可求出：oNA60sinsi=180-（A+B ）=180-(60+20)= 100BBN oNsisinbF在直角三角形 B1 D1 N1 中，B1 D1B 1 E1 2670mm965.027cos=3.6.2 根據強度條件，決定伸臂桿的材料和斷面尺寸根據力學知識，由圖 3-5 可分析出伸臂桿的受力情況，為分析問題的方便，在此可將伸臂桿放手畫出，A 點和 B 點畫成固定支座，如下圖所示，此處的伸臂桿相當于二支座懸臂梁，為平面任意力系作用在上面的外力，已知有 G、P max,若取 XOY直角坐標系，就可利用平衡條件，求出桿見 A 點和 B 點的之反力。YOGyPXxmaFbxyFaxyXC圖 3-5 伸臂桿的受力分析為了求 Fb，可設各力對 A 點的力矩之和為零，見圖 3-6，即24PmaxCGBAL32Fb1圖 3-6 A 點的力矩分析GL1-PmaxL2- FbL3=0式中 L1、 L2、 L3 為 A 點到 G、 P max、F b 各力作用線的距離，也就是力臂之長，即：L1ACsin30=44001/2=2200mmL2=ACsin70=44000.1219=536.2mmL3=ABsin20=29330.3420=1003.1mm所以得到 8002200425.5536.2F b1003.10 于是 Fb1527.1 公斤現按 XOP 直角坐標系，將各力分解為 X 和 Y 軸坐標的分力得到：Fbx=Fbcos20=1527.10.94=1435.5 公斤Fby=FbSin30=522.3 公斤Gx=Gcos30=8000.866=692.8 公斤Gy=Gsin30=8000.5=400 公斤Px= Pmaxcos7=425.50.9925=422.3 公斤Py= Pmaxsin7=425.50.1219=51.8 公斤根據 Y 軸方向分力和為零的平衡條件得：GyP y+ Fby + Fay0F ay= Gy- Py- Fby=400-51.8-522.3-174.1 公斤負號說明 Fby 方向與圖中假設方向相反。從圖 6-1 可以看出，伸臂桿 AC 在外力作用下，將同時承受拉壓、剪切和彎矩，但以彎矩為主，其最大彎矩及相應的截面位置，經分析應在 B 處，即25M 彎 max=( Gy- Py)BC =(400-51.8)(4400-2933)=348.21467=510809.4 公斤/毫米選用熱軋方鋼，其材料為 A3，由文獻5 表 25“查得 A3 鋼許用彎曲應力 彎1500 公斤/厘米 3，考慮到起升重物開始和停止的瞬間有沖擊載荷，應適當降低其許用彎曲應力，現取 彎 1000 公斤/厘米 3，根據強度條件公式 彎 M max/W 彎式中 W 彎 抗彎斷面系數（cm 3）與斷面開關和中性軸的位置有關，又有 W 彎a 3/6而 W 彎 M max/ 彎 =51081/1000=51.08 cm3則 a36 W 彎 651.08306.48a=6.74cm查文獻7 表 222，取邊長 a=68mm,長度為 4400mm 的熱軋方鋼，其標記684400GB702-723.6.3 根據強度條件，確定支撐桿的材料和斷面尺寸如圖 3-7 所示，支撐桿受到一個與 Fb 大小相等，方向相反的作用力 Fb 作用，利用平行四邊形法則，將 Fb 分解為AB1D1ENaeCAB圖 3-7 B 點的受力分析相等的 Fa 、F e 兩個力，即兩個支撐桿受到兩個相等的壓力，已知二支撐桿的夾角為 30，根據余弦定理得：Fb2 = Fd2 +Fe2 -2Fd Fe cos150又 Fd =Fe26于是有 Fb2 2F d2 -2 Fd2 cos150=2 Fd2 (1- cos150)=2 Fd2 (1+0.87)=3.74Fd2 F d2 =794 公斤若支撐桿也選用熱軋方鋼，其材料為 A3，許用應力按表 22 選取，則 壓 1600 公斤/厘米 2，根據強度公式 壓 max=P 壓 /A 壓式中 A鋼材的橫截面積（cm 2）,對于方鋼，其邊長也為 a，則 Aa 2 cma7.04963.=查文獻7 表 222，只要選取 70mm 的熱軋方鋼，就能承受 794 公斤的壓力，但考慮到支撐桿還受到一個與 Fby 大小相等、方向相反的作用力，F by 也將由BE、BD 兩桿分擔各為 Fby /2，是兩桿的彎矩力，兩桿相當于懸臂梁，最大的彎矩在固定端 D 和 E 處，其最大值為 Fby /2 乘以 D（或 E）點到 Fby 的作用線的距離DK（EK） ，在直角三角形 中，DK EK=B1Dcos20,則11()BKE或20522.3/2 26700.94655434 公斤/毫米1maxcos2byM彎同伸臂桿分析相同，取 彎 1000 公斤/厘米 2，根據彎曲強度條件公式： 彎 M max/W 彎 得 W 彎 M max/ 彎 65543.4/100065.5434a365.54346=393.2598 a7.326mm查文獻7 表 222，取邊長為 75mm，長為 2670mm 的熱軋方鋼作支撐桿，其標記為：752670GB70272 由上述計算和分析知，這兩支撐桿主要承受彎矩力，只要彎曲強度足夠壓縮強度就不成問題，故不必較核壓縮強度。22dc4963.1壓壓壓 FP27第 4 章 軸的設計與計算4.1 小齒輪軸的設計(1)軸的常用材料主要是碳素鋼和合金鋼，對于某些結構外姓復雜的軸，還常用鑄鐵，而一般機器中的軸可選用優(yōu)質中碳鋼制造，如 35、40、45、50 等型號的優(yōu)質鋼，故此設計中小齒輪軸的材料選用 45 鋼正火處理。(2)擬定軸上的零件的裝拆方案由傳動方案圖可知小齒輪、右軸承、套筒、大齒輪依次由右端裝配和拆卸，僅左端軸承和只動輪由端裝配和拆卸。(3)定軸的各段直徑和長度畫出各齒輪的裝配簡圖和受力圖，見下頁段由計算可知，為軸上的最小直徑，即 d1=28mm，因該段位于軸端，要與軸端擋圈和端蓋配合，壓裝大開輪，初步確定段長度為 40mm，段的軸徑的確定：因該段軸要與大帶輪配合，其軸徑應按大帶輪內孔徑確定，因 d 大帶輪=38mm ，故在此取 d=38 mm.段長度的確定，由前計算知，大帶輪寬度為 65 mm,因第三段是與軸承配合的故在大帶輪和軸承 之間可用一套筒對其進行定位和固定。初選套筒長度為 76 mm故初步確定段軸長度為 65+76+2=143mm,即 L=143mm.段軸徑的:去頂因該段是與軸承配合的，故在尺應先把軸承的型號選擇出來，軸承選擇分析：因此設計中的兩根軸是支撐在軸承座撒謊能夠的，由于安裝時不可能絕對保證兩頭的軸承座的同軸度，因此軸承應優(yōu)先選用 1000 型滾動軸承。該軸承能夠自動調心，允許內圈（軸）相對外圈（外殼）在傾斜 2-3的條件下工作。又由前面計算知，卷筒舟 6 最小距離為 45 mm，而卷筒軸最小直徑處（即軸端）是與軸承配合的，故可根據 d 卷筒軸來選擇軸承的尺寸，查文獻(4)表 15-4，由 d=45mm 決定選擇 1209 型雙列向心球軸承的尺寸，由表 15-4 軸承內徑為 45 mm 寬度為 19 mm 故此處初步決定把第三段軸徑也設為 45 mm，這樣方便軸承的選擇，即 dm=45 mm。段長度的確定：依次段僅與軸承配合，故可取 Lm=17 mm，因為要在軸承方向上把軸承固定緊，此段軸的長度應比軸承寬度?。?-3）mm，在此取 2 mm，這也就是在第段軸的長度的設計加 2 mm 的原由，軸上面既然已經把軸承的型號和尺28寸已經選擇出來的，在此一起把軸承座及端蓋、透蓋一并選擇出來，滾動軸承座的選取：根據軸承外徑 D=8 mm，可以選擇 GZ2-85 軸承座， （查文獻1第一版表 19-42） 。悶蓋的選擇：查表 19-46，選擇悶蓋 85X35（35 悶蓋和軸承座孔配合部分的長度） 。透蓋的選擇：查表 19-47，透蓋選擇 DXdB=85x46x20 mm 的。直徑的確定：該段軸是與小齒輪配合，方便齒輪裝拆，在此段設置過濾軸肩。取過濾肩高 h=3.5mm，則 段直徑確定為 dm=d+2h=45+3.5x2=52mm.段長度的確定：從軸承左端到透蓋左端一段距離為：85/2-19/2+2+10=46mm 透蓋左端與小齒輪之間應留有一定的距離，初步確定為 28 mm，小齒輪寬為 58 mm。小赤磷左端軸段與卷筒相對應，由前計算可知，卷筒和長度為 26 mm，卷筒長度為 246 mm，卷筒左端有一端蓋，選端寬度為 15 mm，剩下一段即是從制動輪處 mNMCHVC = 8.2190.209877421(5) 繪制轉矩圖 轉矩：nPT 6.752.6105.9105.96(6) 繪制當量彎矩圖為此應先計算當量彎矩 ，根據合成彎矩圖可知，截面 C 為危險截面，則Me2)6.0(TMCec=轉矩產生的切應力，按脈動循環(huán)變化則 mNec =8.236).75.(8.192(7) 校核軸的長度 Mpadec 9.15)2.0(82361.03=文獻6 表 10-1 查得： 強度足夠。4=29圖 4-1 小齒輪軸的受力分析4.2 卷筒軸的設計(1)選擇軸的材料，并確定許用應力由于該軸傳遞加功率不大，熱切對其重量和尺寸無特素要求，故選用常用材料45 號鋼，正火處理。(2)擬定軸上的零件和裝拆方案由傳動示意圖知，該軸上的零件有大齒輪，卷筒端蓋，此處還有軸承，故初步確定卷筒端蓋、卷筒、大齒輪、右軸承，依次由右端裝配口拆卸，左軸承由右端裝配口拆卸。(3)確定軸的各段直徑和長度30段直徑的確定：因該段與軸承配合，故確定其直徑為 45mm。段長度的確定：右軸承與大齒輪之間用一套對其進行定位和固定，處選套筒長度為 62mm，該段軸長度為 L1=2+62+19+2=85mm段長度的確定：該段軸長度 66mm，大齒輪矩（2-3）mm 即可故取 L=66-2=64 mm。段直徑的確定：為了固定軸承，適當增大軸徑，處取段軸徑為 50 mm。段長度的確定：卷筒長度為 246 mm，減去大齒輪轂寬度的一半，再減去卷筒端蓋與軸配合處寬度的一半，即為該段候的長度，卷筒杜鵑呆與軸配合處的寬度應與大齒輪論 寬度差不多，取為 68 mm，故取 Lm=246-33-34=179 mm段直徑的確定：此段軸與卷筒配合，dm=45 mm段直徑與大齒輪處軸徑相等，即 d=55 mm段長度的確定：取該段軸的長度與卷筒處長度相等，即 L=68 mm段直徑的確定：該段軸為一軸環(huán)，軸環(huán)設立是為了卷筒端蓋的固定，軸高度h=(0.07-0.1)d 取 h=0.07則 h=0.07d=3.85 mm 圓整取 h=4 mm 則d=55+2h=55+2x4=63 mm 軸環(huán)的寬度 b=1.4h=1.4x4=5.6 mm,圓整 b=6 mm,即該段軸的長度為 6 mm。段軸徑的確定：該段軸不與其他零件配合，且第段為一軸環(huán)，故可取d=55 mm,這樣左端還可以對軸承起定位和固定作用，不再選用其他零件對軸承進行固定了所以取 d=55 mm。段長度的確定：小齒輪軸與該段軸相對應的是制動器，由選取的制動器數據知，制動器的最寬處是 185 mm，即 L=185 mm。段軸徑的確定：該段與軸承的配合，故取 d=45 mm,其長度為 19+2=21 mm，即 L=21 mm。根據以上計算的各段軸的直徑和長度，繪制出軸的結構草圖，如圖 7-2 可得： L 卷筒軸總= L1 +L+L+ L+L(4)按彎矩組合強度校核軸的強度繪制出軸的計算簡圖（見圖 4-2）繪制錢錘面彎矩圖A 畫鉛垂面受力圖，計算鉛垂面支反力大齒輪圓周力
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