1500KG移動式旋臂起重機設(shè)計-定柱式旋臂起重機-懸臂式【6張CAD圖紙+說明書完整資料】

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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 KEY WORDS Cantilever Lifting Hoisting mechanism Traveling mechanism Rotating mechanism 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 III 目 錄 第 1 章 緒論 1 1 1 設(shè)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(shè)計的主要內(nèi)容 4 第 2 章 總體方案設(shè)計 5 2 1 設(shè)計要求及分析 5 2 2 方案設(shè)計 5 2 2 1 起升機構(gòu) 5 2 2 2 運行機構(gòu) 5 2 2 3 旋轉(zhuǎn)機構(gòu) 6 第 3 章 起升機構(gòu)的設(shè)計 8 3 1 電動葫蘆的選擇 8 3 2 鋼絲繩的選擇 9 3 2 1 鋼絲繩破斷拉力計算 9 3 2 2 鋼絲繩允許拉力的計算 9 3 3 卷筒尺寸設(shè)計及校核 10 3 3 1 卷筒類型及構(gòu)造 10 3 3 2 卷筒直徑 10 3 3 3 卷筒長度 10 3 3 4 卷筒壁厚 11 3 3 5 強度計算 12 3 4 電動機的選擇 13 3 4 1 電動靜功率的計算 13 3 4 2 電動機發(fā)熱驗算 13 3 5 卷筒軸的設(shè)計及校核 13 3 5 1 初算卷筒軸最小直徑 14 3 5 2 確定各段軸的直徑 長度 14 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 IV 3 5 3 計算支座反力 14 3 5 4 疲勞計算 14 3 5 5 靜強度計算 15 3 6 取物裝置設(shè)計 15 3 7 懸臂梁的設(shè)計 17 3 7 1 計算條件 17 3 7 2 受力計算 17 第 4 章 運行機構(gòu)的設(shè)計 19 4 1 選電動機 19 4 1 1 運行阻力 19 4 1 2 計算靜功率 19 4 2 驗算電動機發(fā)熱條件 19 4 3 驗算啟動時間 19 4 4 選擇制動 20 4 5 驗算制動時間 20 4 6 選擇減速器 20 第 5 章 回轉(zhuǎn)機構(gòu)的設(shè)計 21 5 1 載荷計算 21 5 2 回轉(zhuǎn)驅(qū)動裝置計算 23 5 2 1 摩擦阻力矩 23 5 2 2 坡道阻力矩 24 5 2 3 慣性阻力矩 24 5 3 電動機的選擇 25 5 4 聯(lián)軸器的選擇 26 5 5 制動器的選擇 27 5 6 減速器的選擇 27 5 7 開式齒輪的選擇與設(shè)計 27 5 7 1 選定齒輪類型及基本參數(shù) 27 5 7 2 按齒面接觸強度計算 28 5 7 3 按齒根彎曲強度設(shè)計計算 30 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 V 5 7 4 幾何尺寸計算 31 結(jié) 論 32 謝 辭 33 參考文獻 34 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 1 第 1 章 緒論 1 1 設(shè)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(gòu)把物品提起 運行 旋轉(zhuǎn)或變幅機 構(gòu)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(gòu)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(shè)廣泛應(yīng)用的重要起重設(shè)備 它對 減輕勞動強度 節(jié)省人力 降低建設(shè)成本 提高勞動生產(chǎn)率 加快建設(shè)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(jié)構(gòu)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 柱式懸臂起重機是懸臂可繞固定于基座上的定柱回轉(zhuǎn) 或者是懸臂與轉(zhuǎn)柱 剛接 在基座支承內(nèi)一起相對于垂直中心線轉(zhuǎn)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(wù)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 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(jié)構(gòu) 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 平衡起重機俗稱平衡吊 它是運用四連桿機構(gòu)原理使載荷與平衡配重構(gòu)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(shè)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 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 2 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(jié)構(gòu)形式 主梁形式 吊具形式來進行分類 按門框結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jì) 西歐出現(xiàn)人力 和畜力驅(qū)動的轉(zhuǎn)動臂架型起重機 19 世紀(jì)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(qū)動 19 世紀(jì)后期 蒸汽驅(qū)動的起重機逐漸取代了水力驅(qū)動的起重機 20 世紀(jì) 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(jì)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(shè)總投資將超過 萬億元 期間 電網(wǎng)建設(shè)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(gòu)件和配套設(shè)備重量不斷增加 對超大 型起重設(shè)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) 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 3 起重機向微型化發(fā)展 是適應(yīng)現(xiàn)代建設(shè)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(biāo)志 這種新概念設(shè)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(jié)構(gòu)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(jié) 構(gòu)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(biāo)準(zhǔn)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(shù)得到應(yīng)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(shù)雙軸 AT 產(chǎn)品 該機采用 CANBUS 控制域網(wǎng)總線 技術(shù) 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(lǐng)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(qū)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(shè)計的主要內(nèi)容 本次是對一移動式旋臂起重機進行設(shè)計主要內(nèi)容有 首先 調(diào)查懸臂起重機國內(nèi)外研究現(xiàn)況并對其結(jié)構(gòu)及原理進行分析 在此分 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 4 析基礎(chǔ)上提出了懸臂起重吊的總體設(shè)計方案 接著 其構(gòu)成的三大主要機構(gòu) 起升機構(gòu) 運行機構(gòu) 旋轉(zhuǎn)機構(gòu)的各零部件 進行了詳細(xì)的設(shè)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 并且編制本設(shè)計論文 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 5 第 2 章 總體方案設(shè)計 2 1 設(shè)計要求及分析 設(shè)計一臺 1500KG 移動式旋臂起重機 設(shè)計參數(shù)及技術(shù)要求 1 額定起重重量 1500KG 2 回轉(zhuǎn)角度 360 3 提升速度 5m min 高度 5m 4 移動方式 手動 自動 2 2 方案設(shè)計 起重機根據(jù)功能不同 可分為以下幾個機構(gòu) 起升機構(gòu) 運行機構(gòu) 旋轉(zhuǎn)機 構(gòu) 2 2 1 起升機構(gòu) 起升機構(gòu)包括 取物裝置 鋼絲繩卷繞系統(tǒng)以及驅(qū)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(qū)動裝置亦稍有不同 但布置方式基本上相同 起升機構(gòu)包括 取物裝置 鋼絲繩卷繞系統(tǒng)及驅(qū)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(shè)計要求所給參數(shù) 起重量 Q 1 5t 屬于小起重量旋臂起重機 主要技術(shù) 要求參數(shù)如下 表 2 1 起重機主要技術(shù)參數(shù) 起重量 Q 起升高度 H 跨度 L 起升速度 V 回轉(zhuǎn)速度 轉(zhuǎn)角范圍 1500Kg 5m 3m 5m min 30rad min 360 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(zhuǎn)速和增大轉(zhuǎn)矩以滿足各種工作機的需要 根據(jù)設(shè)計要求及分析 直接 選用電動葫蘆為起升機構(gòu) 2 2 2 運行機構(gòu) 運行機構(gòu)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(gòu)的用途往往是屬于前者 而門座起重機和裝卸 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 6 橋的運行機構(gòu)往往是屬于后者 運行機構(gòu)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(gòu)的 工作速度隨起重機的用途而定 2 2 3 旋轉(zhuǎn)機構(gòu) 回轉(zhuǎn)機構(gòu)由回轉(zhuǎn)支承裝置和回轉(zhuǎn)驅(qū)動裝置兩大部分組成 前者用來將起重機 旋轉(zhuǎn)部分支承在固定部位上 后者用來驅(qū)動回轉(zhuǎn)部分相對于固定部分的回轉(zhuǎn) 驅(qū) 動裝置的形式與支承裝置形式有一定的的關(guān)系 回轉(zhuǎn)起重機的回轉(zhuǎn)支承方式有定 柱式 轉(zhuǎn)柱式 轉(zhuǎn)盤式等幾種 全回轉(zhuǎn)機構(gòu)由三部分組成 a 旋轉(zhuǎn)機構(gòu)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(zhuǎn)機構(gòu)的傳動裝置 一般是其減速 作用 c 旋轉(zhuǎn)小齒輪 回轉(zhuǎn)機構(gòu)通過它和回轉(zhuǎn)支承裝置上的大齒圈嚙合 以實 現(xiàn)回轉(zhuǎn)平面的回轉(zhuǎn)運動 1 回轉(zhuǎn)支承裝置 回轉(zhuǎn)支承裝置簡稱回轉(zhuǎn)支承 為起重機回轉(zhuǎn)部分提供穩(wěn)定 牢固的支承 并 將回轉(zhuǎn)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(zhuǎn)支 承裝置 下面介紹滾動軸承式和柱式回轉(zhuǎn)支承裝置 1 滾動軸承式回轉(zhuǎn)支承裝置 起重機回轉(zhuǎn)部分固定在大軸承的回轉(zhuǎn)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(jié) 2 柱式回轉(zhuǎn)支承裝置 柱式回轉(zhuǎn)支承裝置又可分為轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn) 回轉(zhuǎn)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(zhuǎn)支承裝置結(jié)構(gòu)簡單 制造方便 起重機回轉(zhuǎn)部分轉(zhuǎn)動慣量小 自重和驅(qū)動功率較小 能使起重機重心降低 轉(zhuǎn)柱 式是將定柱式支承的定柱作為起重機回轉(zhuǎn)部分 把其回轉(zhuǎn)部分作為固定機架 轉(zhuǎn) 柱式回轉(zhuǎn)支承裝置結(jié)構(gòu)簡單 制造方便 適用于起升高度和工作幅度較大的起重 機 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 7 綜合比較以上各種回轉(zhuǎn)支承裝置 本設(shè)計屬于小型起重機 所以采用定柱式 支承裝置 2 回轉(zhuǎn)驅(qū)動裝置 回轉(zhuǎn)驅(qū)動裝置一般安裝在起重機的回轉(zhuǎn)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(zhuǎn)固定部分上的大齒圈相嚙合 以實現(xiàn)回轉(zhuǎn)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(zhuǎn)機構(gòu)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(zhuǎn)小齒輪 5 帶動整個旋轉(zhuǎn)架以上部分繞大齒圈回轉(zhuǎn) 這種傳動方式優(yōu)點是 工作平穩(wěn) 結(jié)構(gòu)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(shè)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 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 8 第 3 章 起升機構(gòu)的設(shè)計 3 1 電動葫蘆的選擇 由額定起重量為 1 5t 起升高度為 5 米 通過查閱 CD1 型電動葫蘆主要技術(shù) 參數(shù) 選擇電動葫蘆的型號為 CD8 8 其技術(shù)性能為下表所示 表 3 1 CD8 8 電動葫蘆技術(shù)參數(shù) 技術(shù)性能 單位 參數(shù) 起重量 噸 1 5 起升高度 米 5 起重速度 米 分 5 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(jié)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(zhuǎn)速 轉(zhuǎn) 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(zhuǎn)速 轉(zhuǎn) 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 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 9 技術(shù)性能 單位 參數(shù) 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(gòu) 變幅機構(gòu) 運行機構(gòu) 也可用于旋轉(zhuǎn)機構(gòu) 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 biibnFds 4 2 式中 鋼絲繩的破斷拉力 N 鋼絲繩中每一根鋼絲的直徑i 鋼絲繩中每一根鋼絲的總根數(shù)n 鋼絲繩中鋼絲的抗拉強度 Pa b 鋼絲繩中鋼絲的總斷面面積iF2m 鋼絲繩中的搓捻不均勻引起的受載不均勻系數(shù) 當(dāng)鋼絲繩為 6 37 1 時 0 82 當(dāng)鋼絲繩為 6 19 1 時 0 85 本設(shè)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(xì) 則繩的撓性好 而耐磨性稍差 在此基礎(chǔ)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 KNs 73 60482 1702 105 4 3 33max 驗算 6 19 1 型 2 3 s 36 0485 170 17 0 4 3 323max 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(shè)備的安全系數(shù) K 為 5 6 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 10 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2 m 為 2 4 KNK Spb1 0673 3 3 卷筒尺寸設(shè)計及校核 3 3 1 卷筒類型及構(gòu)造 卷筒是起升機構(gòu)和牽引機構(gòu)中卷繞鋼絲繩的部件 起升機構(gòu)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(yīng)有做狗剛性的底座予以支承 而卷筒的軸應(yīng)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 deD10 式中 卷筒卷繞直徑 鋼絲繩中心所在直徑 mm 0 與機構(gòu)工作級別和鋼絲有關(guān)的系數(shù) 1e 鋼絲繩直徑 mm d 帶入數(shù)字得 m1980 為了適當(dāng)?shù)臏p少卷筒的長度 則應(yīng)該選用較大直徑的卷筒 根據(jù) 起 重機設(shè)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(biāo)準(zhǔn)槽 3 3 3 卷筒長度 圖 3 1 是卷筒的大體形狀及尺寸 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 11 圖 3 1 單層繞卷筒長度 2 7 210L 式中 卷筒上車螺旋槽部分的長度 m 無繩槽卷筒端部尺寸 根據(jù)構(gòu)造需要選定 1 固定鋼絲繩所需要的查長度 2 pL32 2 8 pZDmHL 10ax0 式中 最大起升高度 ax 滑輪組倍率 卷繞計算直徑 由鋼絲繩中心算起的直徑 0 m 為固定鋼絲繩的安全圈數(shù) 1Z5 1 Z 繩槽節(jié)距 pmp 4 2 綜上 帶入數(shù)得 L315 314 0 21 m2 mL4128315210 取 5 3 3 4 卷筒壁厚 2 9 D16 2 06 2 0 取 14 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 12 3 3 5 強度計算 卷筒壁中承受復(fù)雜的應(yīng)力 包括起升鋼絲繩拉力纏繞而產(chǎn)生的壓應(yīng)力 鋼絲 繩拉力產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)和彎曲應(yīng)力 根據(jù)分析扭轉(zhuǎn)產(chǎn)生的應(yīng)力非常小 可忽略不計 卷筒壁中的應(yīng)力主要是鋼絲繩在卷筒壁上產(chǎn)生的壓縮應(yīng)力 而當(dāng)卷筒的長度小于 或等于 3 倍卷筒直徑 即當(dāng) 時 主要計算壓應(yīng)力 彎曲和扭轉(zhuǎn)的合成應(yīng)力DL3 一般不大于壓應(yīng)力的 所以只計算壓應(yīng)力是合理的 此時卷筒內(nèi)表面 15 0 上的最大壓應(yīng)力為 2 10 Smax21pAt壓壓 式中 多層卷繞系數(shù) 該值與鋼絲繩卷繞層數(shù)有關(guān) 應(yīng)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2 0 75 2A 鋼絲繩中最大靜拉力 maxs 卷筒壁厚 可按下列初選 鑄鋼卷筒 d 鑄鐵卷筒 0 1 6 02 D 卷筒繩槽節(jié)距 t 許用壓應(yīng)力 壓 對 鋼 屈服強度 2s 壓 s 對鑄鐵 抗壓強度 5 y 壓 y 所以 2 11 MpaAt 72 389 3872401 4 70Smax21 壓 選用灰鑄鐵 HT200 最小抗拉強度 許用壓應(yīng)力為Pasb M52壓 因為 所以抗彎強度符合要求 壓壓 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 13 3 4 電動機的選擇 3 4 1 電動靜功率的計算 2 12 3 27KW0 8612596120VQ 起靜N 式中 起升載荷重量 Kg 起 V 物品上升速度 米 分 機構(gòu)總效率 一般取 0 8 0 9 0 為了滿足電動機起動時間不過熱要求 對起升機構(gòu) 可按下式初選相應(yīng)于機 構(gòu)的 值的電動機功率 jc 2 13 千 瓦 靜電 Nkj 式中 系數(shù) 電 由 起重機設(shè)計手冊 取 則1 電k KWjc27 3 查 機械設(shè)計基礎(chǔ) 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(zhuǎn)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(shè)計與實例 9 表 2 9 可知 的等效 25jc 功率為 2 14 靜等 效 N 的值結(jié)合 起重機設(shè)計手冊 7 表 8 14 和圖 8 37 得 則 87 0 2 75kw3 0 等 效 綜合以上的計算結(jié)果 所以所選電動機滿足要求 額等 效 3 5 卷筒軸的設(shè)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(yīng)十分重 視卷筒軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和強度 剛度計算 卷筒軸的結(jié)構(gòu) 應(yīng)盡可能簡單 合理 應(yīng)力集中應(yīng)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 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 14 對較長的軸還需校核軸的剛度 由前面的設(shè)計可知 卷筒的名義 取卷筒長度 卷筒槽形mD20 70 L 槽底半徑 繩槽尺寸 鋼絲繩允許拉力為 其它mr7 6 t14KNp12 參數(shù)有 28KW卷PT N6 3卷 in 16 4rn卷 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 mnAd18 624 13mi 取軸的最小直徑圓整為 d3 圖 3 2 卷筒心軸結(jié)構(gòu)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md63721 結(jié)構(gòu)來取 確定卷筒心md7032 d8043 5405 軸各段長度時 應(yīng)根據(jù)軸承寬度 卷筒長度和端蓋長度來確定 mL3621 6 7 段為套筒長度 取 L1532 L9543 L54 07 3 5 3 計算支座反力 NRA 13490032513210 NB68492 心軸右輪轂支承處最大彎矩 mRMBw 03130 3 5 4 疲勞計算 對于疲勞計算采用等效彎矩 查 起重機設(shè)計手冊 得知等效系數(shù) j 1 1 等效彎矩 Nwd 3 976801 彎曲應(yīng)力 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 15 MPadMw71 58 10396 3 心軸的載荷變化為對稱循環(huán) 由上式知許用彎曲應(yīng)力 軸材料用 45 號鋼 其中 Pab60 Par 43 1 w Pankw8 96 725 81 式中 n 1 6 安全系數(shù) K 應(yīng)力集中系數(shù) 與零件幾何形狀有關(guān)的應(yīng)力集中系數(shù) 當(dāng)零件表面形狀劇烈過x 渡和 零件上開有溝槽時 以及緊配合區(qū)段 本處取5 2 1 xK5 1 xK 與零件表面加工粗糙度有關(guān)的應(yīng)力集中系數(shù) mK 0m 本處 取 15 通過w 3 5 5 靜強度計算 卷筒軸屬于起升機構(gòu)低速軸零件 其動力系數(shù)可由表查得 1 2 c mNMwcw 6 105382 max MPad 4 06153 3axa 許用應(yīng)力 anrw5 1876 通過 故卷筒軸的疲勞和靜強度計算通過max w 3 6 取物裝置設(shè)計 取物裝置能使起重機順利安全和高效率的工作 應(yīng)盡可能構(gòu)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(shè)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(shè)備事故 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 16 因此對吊鉤的材料和加工 國家有嚴(yán)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(fù) 吊鉤的型號可查相應(yīng)國家標(biāo)準(zhǔn) 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 mCp35 0 式中 額定起重量 pCt 帶入數(shù)據(jù)得 2 19 D49 2 35 0 取 m4 其它尺寸 mhl DS5 2 05 12 904 753 7 121 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 17 3 7 懸臂梁的設(shè)計 3 7 1 計算條件 吊重為 1 5 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(yīng)力 100MPa 3 7 2 受力計算 想求出 cd 桿的長度為 L 4527 7mm 3 1 2450 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(shè) cd 桿拉力為 F 由平衡方程 0 得AM F 4500mm 4900 4000 0 3 2 2504 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xFyF ab 段內(nèi)產(chǎn)生壓縮與彎曲的組合變形 F 4500 4527 7 39200N 3 4 x F 500 4527 7 4355N 3 5 y 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(cè)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 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 18 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NF 鋼 W 19 6 100 196 3 6 maxM 31063cm 查型鋼表 選取 20a 號工字鋼 W 237 A 35 5 選定工字鋼后 32c 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NF 發(fā)生最大壓應(yīng)力 且為 84MPa 3 7 maxmaxcMAW 3426901 035 7Nm 結(jié)果表明 最大壓應(yīng)力小于許用應(yīng)力 故無需重新選擇截面的型號 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 19 第 4 章 運行機構(gòu)的設(shè)計 運行機構(gòu)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(fēng) 公斤 P 靜 小車運行靜阻力 室內(nèi)運行 所以 P 坡 P 風(fēng) 0 P 靜 P 摩 Q G0 K 附 2K d D 輪 22 95 公斤 其中 K 附 1 2 0 015 d 45mm D 輪 100mm 4 1 2 計算靜功率 N 靜 P 靜 v 120 0 08kw 3 1 式中 機構(gòu)傳動功率 取 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(shù)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 06kWx25j 式中 k 工作級別系數(shù) 對于 M3 級 k 0 8525 25 r 系數(shù) 根據(jù)機構(gòu)平均起動時間與平均工作時間的比值 t t 查得 qg 一般起升機構(gòu) t t 0 1 查得 r 0 87qg 由以上計算結(jié)果 N 故初選電動機能滿足 ex 4 3 驗算啟動時間 滿載運行時電機的靜力矩 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 20 0 07kg m i DPMj2輪靜 啟動時間 3 2 GnmkoQjq375 975 01t 其中 22212509 38 07 kgDGDzid 平均啟動轉(zhuǎn)矩 3 3 mnNMe 4 15 q s58 6tq 4 4 選擇制動 0 65kg m 375nknv2o975 0t1j GDQ 制制 式中 k 取 1 15 查 起重機設(shè)計手冊 選用型號 CL4 4 5 驗算制動時間 制動時間 6 5s 靜制靜制制 MMGD n2vo975 0 3752kt 4 6 選擇減速器 減速器總傳動比 3 4 輪n ii min r64D0vn 輪輪 i 22 查 起重機設(shè)計手冊 選用 ZQA25 型的減速器 當(dāng)中級工作類型時 25 自重 100kg 輸出軸直徑為 200mm 軸端長 101mm 0igG1d1l 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 21 第 5 章 回轉(zhuǎn)機構(gòu)的設(shè)計 起重機的回轉(zhuǎn)機構(gòu) 在于擴大機械的工作范圍 當(dāng)?shù)跤形锲返钠鹬乇奂芾@起 重機的回轉(zhuǎn)中心的回轉(zhuǎn)時 就能使物品吊運到回轉(zhuǎn)圓所及的范圍以內(nèi) 這種回轉(zhuǎn) 運動是通過回轉(zhuǎn)機構(gòu)來實現(xiàn)的 本設(shè)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(zhuǎn)部分上的外載荷包括 回轉(zhuǎn)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(gòu)制動時的慣性載荷等 回轉(zhuǎn)機2 構(gòu)傳動零件的計算決定于電動機工作轉(zhuǎn)矩 不管作用在起重機回轉(zhuǎn)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(zhuǎn)中型鉛垂項下的力 一個V 沿水平支承輪 滾子 的水平力 一個繞回轉(zhuǎn)中型的力偶 及一個作用在某一HT 鉛垂面的力偶矩 其中繞回轉(zhuǎn)中心的力偶 由回轉(zhuǎn)機構(gòu)的電動機轉(zhuǎn)矩或制動MT 器的轉(zhuǎn)矩平衡 鉛垂力 以及力偶 由回轉(zhuǎn)裝置支承 各力的分析計算如下 V 1 起重機自重的計算 總質(zhì)量 4 1 kgtHCaRmp 631 105 63 0232 旋轉(zhuǎn)臂架重量 kgb8 1 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 22 2 垂直力及傾覆力矩的計算 圖 5 2 回轉(zhuǎn)臂簡圖 因為在確定回轉(zhuǎn)支承裝置的動態(tài)容量計算載荷時 要選取最不利工況 回轉(zhuǎn) 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(fēng)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 bQGFV 125 4 3 LRM 式中 最大額定載荷 N 旋臂重力 b 其它回轉(zhuǎn)部分重力 1 帶入?yún)?shù)到公式中得 KNV13 0295138025 mM 2780471 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mh3 D 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 60 用球面推力軸承 推力軸承的載荷 KNhMFr 45 6932087 Hh 式中 為水平力 此時水平力只計風(fēng)力 假設(shè)室內(nèi)無風(fēng) 所以 0 H 每一組水平滾輪的反力 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 23 4 4 KNFNh796 382 164530cos2 4 5 7980 5 2 回轉(zhuǎn)驅(qū)動裝置計算 回轉(zhuǎn)機構(gòu)的驅(qū)動計算包括 回轉(zhuǎn)阻力矩計算及驅(qū)動電動機功率的計算 回轉(zhuǎn)阻力包括支承回轉(zhuǎn)裝置中的摩擦力矩 風(fēng)阻力矩 坡道阻力矩 fT wT 慣性阻轉(zhuǎn)矩 等 wT iT 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(zhuǎn)矩 徑向軸承中的摩擦 fv 阻轉(zhuǎn)矩 及水平輪的摩擦阻轉(zhuǎn)矩 把這些阻力相加的 fr fhT 4 6 fhfrfvfT 1 推力軸承的摩擦組轉(zhuǎn)矩 選用單向推力求軸承 51230 額定載荷 mDd215 150 KNCr24 NdVTvfv 32 35 0 式中 推力軸承所受的軸向力 推力軸承的內(nèi)外平均直徑 v 推力軸承的摩擦系數(shù) 滾動軸承 滑動軸承 015 15 0 6 2 水平滾輪的摩擦阻轉(zhuǎn)矩按下式計算 5 11 mNNfDTfr 07 169452 0 5 式中 水平滾輪壓力之和 水平滾輪的當(dāng)量摩擦系數(shù) 對使用滾動軸承和對使用滑動軸承 f 分別取 08 5 032 f 滾道計算直徑 當(dāng)滾道固定 水平滾輪沿滾道滾動時 12D 式中 水平滾輪直徑 1D 滾道直徑 2 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 24 當(dāng)滾輪的回轉(zhuǎn)中心固定 滾道沿水平滾輪滾動時 2D 3 徑向軸承摩擦阻力計算 選用雙列向心球面滾子軸承 3003126 md0 13 NTfh 62 01 06945 所以總的摩擦力矩為 4 7 fhfrfvf 35 10 37 3 5 2 2 坡道阻力矩 陸地上起重機由于滾道鋪設(shè)不平或土壤地基沉陷 起重機的回轉(zhuǎn)中心與鉛垂 線成一夾角 4 8 mNGlT 28 961sin0 295318 sin0 式中 G 回轉(zhuǎn)部分總重力 N 相對于上述重量的重心到起重機旋轉(zhuǎn)軸線的距離 0l 起重機傾斜角 由地形坡度 土壤沉陷或轉(zhuǎn)柱傾斜等引起 起重機旋轉(zhuǎn)角度 當(dāng) 時坡道阻轉(zhuǎn)矩達到最大值 09 5 2 3 慣性阻力矩 起重機回時的慣性阻力矩 由繞回轉(zhuǎn)中心線回轉(zhuǎn)的物品慣性阻力矩 和回gQT 轉(zhuǎn)部分的慣性阻力矩 以及機構(gòu)傳動部分旋轉(zhuǎn)零件的慣性阻力矩 組成 gGT m 1 物品繞起重機起重機回轉(zhuǎn)時的慣性阻力矩 gQT NmNtnRFQg 93 215 97205 92 式中 起重機的額定載荷 N 起吊物品的質(zhì)心至回轉(zhuǎn)中心的水平距離 m 起重機回轉(zhuǎn)速度 n in r1 回轉(zhuǎn)機構(gòu)的啟動時間 通?？扇?t sst6 3 2 回轉(zhuǎn)部分慣性阻力矩 4 9 mNtnJTGgQ 1425 967845 9 式中 起重機部件至回轉(zhuǎn)中心的轉(zhuǎn)動慣量 2kg 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 25 4 10 2 22678430184mkggGlJ 3 作用在電動機軸上的機構(gòu)傳動部分的慣性阻力矩 5 18 NtnJTmg 94 15 9215 式中 電動機軸上電動機轉(zhuǎn)子 聯(lián)軸器 制動輪轉(zhuǎn)動慣量 2k 考慮除電動機以外其他轉(zhuǎn)動零件轉(zhuǎn)動慣量系數(shù) 2 1 電動機額定轉(zhuǎn)速 mnmin r 機構(gòu)啟動時間 ts 綜上 總的慣性阻力矩 為 iT 4 11 NTgmGgQi 94 3075 14293 1 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(zhuǎn)矩予以合成 他們包括 摩擦 阻轉(zhuǎn)矩 坡道阻轉(zhuǎn)矩 風(fēng)力等效轉(zhuǎn)矩及貨載擺動的等效轉(zhuǎn)矩 電動機的等效功率為 4 12 aIwfceq TTnP mxa7 095 式中 由貨載擺角為 產(chǎn)生的回轉(zhuǎn)阻力矩 aI 起重機回轉(zhuǎn)速度 cn in r 機構(gòu)效率 當(dāng)采用齒輪傳動時 85 0 按照上式 帶入數(shù)值后可得 kwPeq 93 362 9567 03158 90 根據(jù) 的值初選電動機 查 機械設(shè)計課程設(shè)計手冊 3 表 12 7 選擇 YZRe 電動機 額定功率為 機座號為 132M2 同步轉(zhuǎn)速為 轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)KW7 min 10r 動慣量為 0 07 轉(zhuǎn)子繞組開路電壓為 185 電動機過載能力計算 4 13 aIwfMcn TTmHP mxa095 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 26 式中 考慮電壓降及最大力矩誤差的系數(shù) H 機構(gòu)電動機的個數(shù) m 基準(zhǔn)接電持續(xù)率下允許的過載轉(zhuǎn)矩倍數(shù) M 帶入值后的得 KWPP en 7 35 13608 956273 1085 2901 所以電動機過載能力足夠 5 4 聯(lián)軸器的選擇 機構(gòu)的總速比為 4 14 100 nim 式中 機構(gòu)總的傳動比 i 電動機同步轉(zhuǎn)速 mmin r 回轉(zhuǎn)速度 ni 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(zhuǎn)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(shè)計與實例 選擇38 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(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)動慣量為 mNT 40205 mkg 電動機額定轉(zhuǎn)矩為 NnPTm 35 17 9 回轉(zhuǎn)機構(gòu)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8 1 i 減速器總速比為 由上面可知 聯(lián)軸器的允許轉(zhuǎn)矩為電動機額定轉(zhuǎn)矩36 12 i 的 11 倍多 因此強度是足夠的 5 5 制動器的選擇 4 15 max1 Tb 式中 制動器的轉(zhuǎn)矩 電動機最大轉(zhuǎn)矩 ax nTT4 3 82max 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 27 則可得 4 16 mNTn 58 163 3 max 制動轉(zhuǎn)矩為 b 23 查 起重機設(shè)計與實例 選擇 型液力推桿制動器 制動輪直 08EYWZ 徑為 最大制動轉(zhuǎn)矩為 20N 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63 12 i 為 SF87R57DT80N4 此減速器采用模塊化設(shè)計 傳動比覆蓋范圍廣 分配精細(xì) 合理 外形設(shè)計適合全方位的萬能安裝配置 其傳動比為 113 3 公稱轉(zhuǎn)速 公稱輸入功率為 min 1460rn KW6 4 5 7 開式齒輪的選擇與設(shè)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11 齒輪的齒數(shù) Z 75 20 135 取 Z 135 22 m 齒輪是抗彎能力的重要標(biāo)志 根據(jù)經(jīng)驗暫初選 m 4mza310 5 4 21 5 7 2 按齒面接觸強度計算 根據(jù)參考文獻 6 公式 321 2 HEdaZuKTd 1 確定公式中的各計算設(shè)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(zhuǎn)矩 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 28 已知 F 10 KN 減速機e T 10 10 4m 4 10大 34mN 小齒輪轉(zhuǎn)矩可按下式計算 T 小 10 54 73 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 d d 選用 0 6d 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 9MpaE2 1 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 MPa01lim MPa502lim 7 查參考文獻 3 式 10 13 計算應(yīng)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(zhuǎn)速 in r846 1930i 減電n7105 60 hiijLN 式中 J 齒輪每轉(zhuǎn)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5 72 10 24 0 i 97 1HNK2HN 8 計算接觸疲勞許用應(yīng)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 MPaSHN5826097 1lim1 K 2li2H 2 設(shè)計計算 1 計算小齒輪圓直徑 代入 中較小的值 td1 H 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 29 mZuKTdHEdt 74 5 918 6 0123 132 2721 3 計算齒寬 b mbt 4 76 01 4 計算齒寬與齒高之比 h 模數(shù) 齒高 h 2 25m 2 25 3 7 8 325mmtm7 32041 z t 所以 hb 5 8 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) 1 VK 直齒輪 1 FaH 由表 11 4 查的使用系數(shù) 1 A 由表 11 7 查的齒向載荷分布系數(shù) 31 HK 由 查圖 10 13 得 3 5 HKhb 25 F 故載荷系數(shù) 41 31 HVA 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 mKidt 7 82 14731 7 計算模數(shù) 93 2081zmt 5 7 3 按齒根彎曲強度設(shè)計計算 由文獻 4 11 14 公式得彎曲強度的設(shè)計公式為 321 FYdZKTSa 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 501MPaFE 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 30 彎曲疲勞強度極限為 3802MPaFE 2 由文獻 1 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 86 01 FNK8 02FN 3 計算彎曲疲勞安全系數(shù) S 1 4 由文獻 1 式得 PaSKFFEN 34 1508611 M86 2 22 4 計算載荷系數(shù) OK34 1 1 FVAK 由表 10 5 查得 972aY82Fa 5 查取齒形系數(shù) 由表 10 5 查得 5 1Sa9 12sa 6 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表 10 5 查得 1 saY7 2sa 7 計算大小齒輪的 并加以比較 FS 0147 375291 FSa 01634 8 23791 YSaF 大齒輪的數(shù)值比較大 2 設(shè)計計算 8 30164 176 04852 32321 FYdZKTmSa 對比計算結(jié)果 由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度 計算的模數(shù) 由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力 而齒 面接觸疲勞強度所決定的承載能力 僅與齒輪直徑有關(guān) 可取由彎曲強度所得的 模數(shù) 4 14 并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m 4mm 按彎曲疲勞強度算得的分度圓直徑 算得 小齒輪齒數(shù) 取 zmd7 81 68 1947 1 mdZ 20 大齒輪齒數(shù) 135207 62 Z 取 Z 135 2 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 31 這樣設(shè)計的齒輪傳動 既滿足了齒面接觸疲勞強度 又滿足了齒根彎曲疲勞 強度 并做到結(jié)構(gòu)緊湊 避免浪費 5 7 4 幾何尺寸計算 1 計算分度圓直徑 mZd80241 mZd540132 2 計算齒頂圓直徑 1 aah 54822 aah 3 計算中心距 31025481 d 4 計算齒輪寬度 由于減速機的輸出軸長 50 所以選擇 取 501mB 51 mB02 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 論文 32 結(jié) 論 這次畢業(yè)設(shè)計幾乎用到了我們大學(xué)所學(xué)的所有專業(yè)課程 可以說是我們大學(xué)所 學(xué)專業(yè)知識的一次綜合考察和評定 通過這次畢業(yè)設(shè)計 使我們對以前所學(xué)的專業(yè) 知識有了一個總體的認(rèn)識與融會貫通 例如我們在設(shè)計過程當(dāng)中需要用到所學(xué)的工 程制圖 材料力學(xué) 機械工程材料 機械設(shè)計 極限配合與公差以及CAD計算機 輔助制圖等基礎(chǔ)的專業(yè)知識 在做畢業(yè)設(shè)計的過程中 不僅使我們熟悉了舊的的知 識點 還使我們發(fā)現(xiàn)了許多以前沒有注意的細(xì)節(jié)問題 而這些細(xì)節(jié)問題恰恰是決定 我們是否能夠成為一名合格的機械技術(shù)人才的關(guān)鍵所在 此外 我感覺兩個月的畢業(yè)設(shè)計極大的豐富了我們的知識面 使我學(xué)到了許多 知識 不僅僅局限于多學(xué)的專業(yè)知識 在做設(shè)計的過程中 由于需要用到課本外的知 識 這要求我們上網(wǎng)或者到圖書館等查閱資料 例如在設(shè)計傳動方案時就需要我們 對提升裝置的工作環(huán)境和工作能力等由一定的了解才能選擇合適的傳動方式 由于 以前沒有注意此方面的問題 所以必須通過實踐認(rèn)識和查閱資料才能做到更好 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計論文 33 謝 辭 從基礎(chǔ)課到專業(yè)課四五十門 但這都是零散的 成塊吸收 而最終的畢業(yè)設(shè) 計就是把這些零散 成塊的知識有條理 系統(tǒng)化 綜合運用 達到檢驗所學(xué)程度 的目的 既是對綜合運用知識的能力的培養(yǎng) 又是為將來走上工作崗位的做的一 次實戰(zhàn)模擬 課題對我來說是陌生的 因為平時接觸這方面的知識很少 在整個設(shè)計過程 中 我學(xué)會了如何把所學(xué)的知識應(yīng)用到設(shè)計中去 不是單一的設(shè)計一件東西 而 是要靈活運用 舉一反三 能運用到別的設(shè)計中去 不過 在設(shè)計上還有很多缺 陷 需要進一步完善 希望各位領(lǐng)導(dǎo)和老師提出意見 批評指正 使以后不在犯 同樣的錯誤 不斷成熟 進步 在此我感謝各位領(lǐng)導(dǎo)和老師的孜孜不倦的教悔和 熱心幫助 經(jīng)過了近 3 個月的時間 我的畢業(yè)設(shè)計終于作完了 在整個設(shè)計過程中我尊 敬的老師們和我的同學(xué)給予了我很大的幫助 在此我深表感謝 沒有他們的幫助 我很難將這次畢業(yè)設(shè)計做好 我更加感謝的我的指導(dǎo) 在我的整個設(shè)計過程中都 給予了我很大的支持和幫助 在此 我對老師衷心的說一聲謝謝 我還要感謝院 里的領(lǐng)導(dǎo) 因為是他們?yōu)槲姨峁┝诉@