1緒 論簡易吊車，適用于機械加工車間小范圍內(nèi)的搬運和起重。此次設(shè)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(jīng)濟實用。雖然現(xiàn)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(chǎn)效率。有些人或許會認為，此種小吊車應(yīng)該被淘汰了，因為現(xiàn)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(shè)計好事非常有必要的。簡易吊車的工作原理：由電動機經(jīng)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(gòu)，傳動裝置和制動裝置等多個部分，故其設(shè)計任務(wù)量也是很大的，需要借取大量的知識手冊，而此次的設(shè)計時間短，故在此只是把簡易吊車的重要部分設(shè)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(gòu)的設(shè)計原始數(shù)據(jù)：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(gòu)加工車間小范圍內(nèi)的起重和搬運。工作原理：由電動機經(jīng)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(gòu)的傳動示意圖這里的工作機構(gòu)是指小吊車的起升機構(gòu)，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(shù)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(yīng)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(jié)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(chǎn)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+1-85∠GB024∠kg/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(jù)經(jīng)驗公式 Plax?S≤P 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(shù)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/2η （2）式中 η 為滑輪組的效率（因摩擦力所產(chǎn)生的損失） ，一般為 94%，即 η=0.9則 Plax=800/2x0.94≈425.5 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(shù)S=5則 Plax·S=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(shù)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(xiàn)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(shè)計和計算機加絞車，其動力一般為電動機，要設(shè)計機動絞車，就需要知道工作機構(gòu)在提升最大重量時所需要的功率，并由此選擇電動機，設(shè)計傳動裝置。2.1 卷筒功率和轉(zhuǎn)速的計算由式 N 卷 =p·v/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(shè)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(jù)卷筒的速度公式 smDnV106π×=得卷筒的轉(zhuǎn)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?。?）電動機類型和結(jié)構(gòu)形式按工作要求和工作條件來講，從類型方面，此設(shè)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 η 總 =η 1η 2η 23 式中：η 1—V 型帶傳動效率η 2—圓柱齒輪傳動效率η 3—卷筒軸滾動軸承傳動效率查文獻[4]表 2-4 得：η 1=0.96、η 2=0.95、η 3=0.99則 η 總 =0.96 0.95 0.992≈0.89×6由 η 總 =N 卷 /N 電輸 得 N 電輸 = N 卷/ η 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(shù)數(shù)據(jù)” ，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(zhuǎn)速為了便于電動機轉(zhuǎn)速的選擇，可以選推算出電動機轉(zhuǎn)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 =2～4。vi單級圓柱齒輪傳動比范圍 =3～6，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為：齒i 123r/min∠07.8 451.∠ 2.××=齒電電 inV可見，電動機轉(zhuǎn)速在 307.8～1231r/min 均符合要求，但考慮到傳遞裝置尺寸大小及經(jīng)驗性問題，決定選用由佳木斯電機生產(chǎn)的電動機，其數(shù)據(jù)可查文獻[3]表 33-5“JZ2 系列電動機基本數(shù)據(jù)” ，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(chǎn)的，有上海起重電機廠生產(chǎn)的，有大連第二電機廠生產(chǎn)的。其功率都為 2.2 千瓦，其中佳木斯：n 轉(zhuǎn) =937r/min,m=49kg,上海：n 轉(zhuǎn) =910r/min,m=50kg,大連：n 轉(zhuǎn)=875r/min,m=60kg,考慮到傳動裝置結(jié)構(gòu)尺寸大小及經(jīng)濟性原則，最后決定選用由佳木斯電機廠生產(chǎn)的 JZ2-11-6 型電動機，起基本數(shù)據(jù)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Ⅱ-Ⅱ（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Ⅱ-Ⅱ（b）所示。傳動示意圖Ⅱ-Ⅱ（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(jīng)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η輪傳動效率 ，滾動軸承傳動效率 ，0.96η=齒 0.9η=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(zhuǎn)速，功率和轉(zhuǎn)矩。已知 N 電 千 瓦電 2.=min937rn=電5.3帶i .5齒η896.0η=帶 95.0η=總 9.0η滾P圖 2-1 傳動示意圖設(shè)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 η 帶 =2.2 0.96≈ 2.1kw×N3= N2 η 滾 η 齒 =2.11 0.99 0.95≈ 1.98kw×N3 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(zhuǎn)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(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩為：M 轉(zhuǎn)卷 =Pmax·DO/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(yīng)該逆時針轉(zhuǎn)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(chǎn)生逆時針方向的轉(zhuǎn)矩并且還要使 M 大齒輪 大于 M 轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩 M 轉(zhuǎn)電 =975000·N 電 /n 電 =975000X2.2/937=2289.2kg/mm975000·N 電 /n 電 =975000 2.2/937=2289.2kg/mm×小齒輪軸轉(zhuǎn)矩 mkg7691.8=0. 35289.Mη小 齒 輪電小 齒 輪卷筒軸轉(zhuǎn)矩 .40761==滾齒小 齒 輪大 齒 輪 Vi計算結(jié)果表明，M 轉(zhuǎn)大齒輪 大于 M 轉(zhuǎn)卷 ，能使卷筒得到逆時針方向的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速 n(r/min)937 267.7 51.3功率 N（KW）2.2 2.11 1.98轉(zhuǎn)矩 M（公斤/厘米）228.92 769.18 4174表 2-2 傳動系統(tǒng)設(shè)計數(shù)據(jù)表此次設(shè)計的吊車是靠電動機的反正轉(zhuǎn)來實現(xiàn)提升和卸下重物的，考慮到工作中的必要性停止，應(yīng)設(shè)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(chǎn)生阻力矩，使軸很快地減速或停止轉(zhuǎn)動的裝置。制動器的選擇是根據(jù)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(shù)，查文獻（ 5）表 21-3“制動安全系數(shù)”得 K 制=1.5，因此此次設(shè)計屬于輕級工作類型。M 扭最大 為制動軸的最大轉(zhuǎn)矩（公斤/厘米）因此此次設(shè)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Ⅰ∠∠PI-(b)∠ 電動機轉(zhuǎn)速高，轉(zhuǎn)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(shù)，影響制動器的壽命。ⅡPI-(b)卷筒軸轉(zhuǎn)速低，轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)上可能無法實現(xiàn)。Ⅲ I-(b)小齒輪轉(zhuǎn)速介于上面兩者之間，位置也足夠大，且布置均勻，結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)矩由表 21—2 可以知道 ，其制動力矩為 毫 米公 斤扭 小 齒 輪 769.18=M≥1.5×769.18=1153.77 公斤/厘米，查文獻（ 1）表 24—44，可選用電磁閘瓦制M型制動器 ZWZ-200，其產(chǎn)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(gòu)的設(shè)計和計算2.3.1 帶傳動的設(shè)計(1) 確定設(shè)計功率 Pd：設(shè) P 為帶傳動所需傳遞的功率，單位為 KW，KA 為工作情況系數(shù)，則設(shè)計功率Pd=KAP（KA 由文獻（6）表 5-10“Ⅰ況系數(shù) KA”查得為 1.3） 。已知 P=2.2KW，則Pd=1.3×2.2=2.86KW。(2) 選擇帶的型號：根據(jù) 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 5～25m/s 范圍內(nèi)，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(jīng)驗公式定：經(jīng)驗公式：0.7（d1 d2）≤ao≤2（d1 d2）++即：0.7（130 455）≤ao≤2（130 455）409.5≤ao≤1170 從結(jié)構(gòu)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 LdLd≈2 （d1 d2）+π+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(shù) K 帶長 ”中選取 A 型帶相近的計算長度 L 計=2555mm ，其內(nèi)周長 L 內(nèi)=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 = - = - =1o80l21?×o3.571802.13045×o.7o9.156大于 120 度故合適(6) 確定 V 帶的根數(shù)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(shù) 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( )°=753.08N×21a×156.792(9) 帶輪結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計帶輪結(jié)構(gòu)尺寸見零件圖.2.3.2 齒輪傳動的設(shè)計1. 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)。(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(diào)質(zhì)）HBS 1 =240，大齒輪材料也為 45#鋼（ ?；?，HBS 1=200。(4) 初選小齒輪齒數(shù) Z1=22，則大齒輪齒數(shù) Z1=Z， =22×5.77=126.94≈1271i實際傳動比 = 127/22=5.7731i誤差為( - )/ ·100％＝（5.773-5.77）/5.773·100％=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(shè)計，然后校核齒根彎曲疲勞強度。2. 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由齒面接觸疲勞強度公式得設(shè)計公式為：D1t=2.32 mm[]2)σ(1φHedtZuKT±(1) 確定公式內(nèi)個參數(shù)數(shù)值① 選載荷系數(shù) K=1.3② 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩: m7.52.671.205.9105.91 ?????? NnNT小 齒 輪小 齒 輪③ 由文獻[6]表 3-9“圓柱齒輪的寬度系數(shù)”選 φ d=0.8④ 由文獻[6]表 3-7“彈性影響系數(shù)”查得 ZE=189.8Mpa⑤ 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=⑥ 由式 計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)hLjnN?6則 =60 267.7 1 (8 2 300 15)=11.561×××810812 7.405.=÷=n⑦ 由文獻[6]圖 3-57“接觸疲勞壽命系數(shù)”查得壽命系數(shù) 121=HNK⑧ 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失敗概率為 1%，安全系數(shù) S=1由式 []MpaSHKN5901σ11lim=×=H4722li(2) 計算① 計算小齒輪分度圓直徑 td[]mZuKTdHedtt 34.6)σ(1φ32. 2=?±×=② 計算圓周速度 snVt 93.01607234160××小 齒 輪π③ 計算載荷系數(shù)根據(jù) ，由文獻[6]圖 3-10“動載荷系數(shù) 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(shù) 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(shù) KB值得 KHB=1.12，K FB=1.25，故載荷系數(shù) K 為： 142.02.1=×=BaVA④ 按實際的載荷系數(shù)校正所計算的分度圓直徑 mdt 5.63.14231=⑤計算模數(shù)15mZdm8.25631=圓整取模數(shù)為標準值 m=3。⑥計算分度圓直徑mzd38127621=×⑦ 計算中心距： mda5.23862×⑧ 計算齒輪寬度： db8.56.01=×?=φ圓整取 B2=53mm，B 1=58mm。將以上所得數(shù)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=1σd.確定公式內(nèi)的各參數(shù)數(shù)值① 計算圓周力 NdTFt 9.28067521=×=16② 查取應(yīng)力校正系數(shù)由文獻[6]表 3-8“齒形系數(shù) 及應(yīng)力校正系數(shù) ”查得 ，F(xiàn)aYsaY72.1=Fa=1.57, , 。1saY16.2=Fa81.2s③ 計算載荷系數(shù)62.75.0.=×FBaVAK④ 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MpaF41limσ MpaF390σ2lim=由圖 3-56 查得 。21=N⑤ 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)為 S= =1.5，則由式FS[]MpaSKFNFF2605.139σ.42lim21li1 =×=⑥ 校核計算：[] []MpapaYbmFFasFsaFt 260σ5.71.72861.σ 3.835.09.122 111 =≤=×==17第 3 章 結(jié)構(gòu)設(shè)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(diào)質(zhì)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(diào)質(zhì)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(jié)構(gòu)設(shè)計已知選用 A 型膠帶，根據(jù)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 eHhoφδ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(jù) V≤30m/s 時，一般選 HT150 或 HT200） 。小帶輪結(jié)構(gòu)形式由文獻[6]表 7-11“三角帶帶輪的結(jié)構(gòu)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 σφ于和它裝配的軸頭直徑，由前面計算可知，應(yīng)為 28mm,因帶輪較大，而孔徑太小，結(jié)構(gòu)上不相稱，故取 d=38mm,其材料亦選用 HT200，大帶輪結(jié)構(gòu)形式由表 7-11 查得為四橢圓輪輻，輪緣內(nèi)徑: mHd42614622=×=σ頂緣18輪轂外徑 60mL76~5382.12~8.1 ==×=， 取）（）（ 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(zhuǎn)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(jié)構(gòu)設(shè)計小齒輪，由于 〈160mm ，故做成實心結(jié)構(gòu)，材料選用 45 鋼，正火處理。1d頂大齒輪，由于 160mm 500mm,故做成復(fù)板式結(jié)構(gòu)，材料選 45 鋼，正火處理。2頂其尺寸如下：δ=（2.5～4）·m=（2.5～4）·3=7.5～12,取 δ=12mm,輪緣內(nèi)徑 md5.34915.37=×=σ根緣取 =350mm緣齒輪孔徑 d 等于與相配的軸徑，由軸的結(jié)構(gòu)設(shè)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=（1.2～1.5） =（1.2～1.5） 55=66～82.5d軸 ×取 L=66mm輻板厚度 C=（0.2～0.3）B=（0.2～0.3） 53=10.6～15.9mm,取 C=12，輻板上的孔數(shù)由齒輪的結(jié)構(gòu)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(jīng)驗公式計算，故在此初步確定孔數(shù)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(shù)值，如畫卷筒組裝圖時發(fā)現(xiàn)不合適，需另行設(shè)計。3.4 卷筒的結(jié)構(gòu)設(shè)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(jié)構(gòu).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=186.2mm∴h=（0.25～0.4）d=（0.25～0.4）×6.2=1.55~2.48mm取標準值 h=2.7mmP=d+（2～4）mm=2+（2～4）=8.2～10.2mm取標準值 P=8mmR=（0.53～0.56）d=（0.53～0.56）×6.2=3.286～3.472mm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(xiàn)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(zhuǎn)向滑輪中心線的距離 A 要大于卷筒1.0tan≤σL長度 L 地倍,如下圖 3-2 所示:由文獻[1]表 24-19 知:L=L0+2L1+L2----①式中 L0----卷筒上有螺旋槽部分的有效長度（mm）其中 L0=Hmax·P/π·D 0（*）*式中 Hmax-----吊車起升最大高度，由原始數(shù)據(jù)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(jié)構(gòu)需要決定考慮到卷筒設(shè)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(shù)值代入①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 δ＝0.02D 卷 +（6～10）＝0.02×180+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(jié)構(gòu)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(shè)計為下圖 3-3 所示型式：21圖 3-3 卷筒示意圖其具體結(jié)構(gòu)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 HT150～HT350 的灰鑄鐵，在此選 HT200。強度計算：當 L≤3D 時，彎矩和扭矩的合成應(yīng)力一般不超過應(yīng)力的 10～15％，所以尺寸計算壓應(yīng)力是允許的，此時，卷筒壁內(nèi)表面上的最大壓應(yīng)力為： tPAδσmax21=壓式中：A 1――――多層卷繞系數(shù)，該值與鋼絲繩卷繞層數(shù)有關(guān)，其值見下表：表 3-1 多層卷系數(shù) A1卷繞層數(shù) 1 2 3 ≥4A1 1.0 1.4 1.8 2A2――――應(yīng)力減少系數(shù)，一般取 A2＝0.75Pmax――――鋼絲繩最大靜應(yīng)力δ――――卷筒壁厚（δ＝13.6mm）t――――－卷筒繩槽節(jié)距（t=8mm）則： MpatPA74.286.139547.01δσmax21 =×=壓對鑄鐵： 查 HT200 最小抗壓強度為 195Mpa 則： )(5為 抗 壓 強 度壓壓 σy22Mpa3951=壓σ由計算可知：卷筒壁的最大壓應(yīng)力 σ 壓 ≤[σ] 壓 ，強度足夠。3.5 滑輪結(jié)構(gòu)設(shè)計結(jié)構(gòu)：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(jié)構(gòu)決定。3.6 伸臂桿和支撐桿結(jié)構(gòu)的設(shè)計3.6.1 伸臂桿和支撐桿的尺寸計算 GPmaxBANMCEDBCB1ENA∠CBDA∠BC圖 3-4 伸臂桿和支撐桿的結(jié)構(gòu)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 3800～4000mm，初取 3800mm，設(shè)伸臂桿傾斜角為 60°，則在直角三角形 ACM 中，23Sin60°=CM／AC→ AC=CM／Sin60=3800／ =4387.9mm32取 AC＝4400mm，這個長度按卷筒設(shè)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(shè)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°)= 100°B∴BN＝ ＝oNsisinbF在直角三角形 B1 D1 N1 中，B1 D1＝B 1 E1＝ ≈2670mm965.027cos=3.6.2 根據(jù)強度條件，決定伸臂桿的材料和斷面尺寸根據(jù)力學(xué)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(shè)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G·L1-Pmax·L2- Fb·L3=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：L1＝AC·sin30°=4400×1/2=2200mmL2=AC·sin70°=4400×0.1219=536.2mmL3=AB·sin20°=2933×0.3420=1003.1mm所以得到 800×2200－425.5×536.2－F b×1003.1＝0 于是 Fb＝1527.1 公斤現(xiàn)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=Fb·cos20°=1527.1×0.94=1435.5 公斤Fby=Fb·Sin30°=522.3 公斤Gx=G·cos30°=800×0.866=692.8 公斤Gy=G·sin30°=800×0.5=400 公斤Px= Pmax·cos7°=425.5×0.9925=422.3 公斤Py= Pmax·sin7°=425.5×0.1219=51.8 公斤根據(jù) Y 軸方向分力和為零的平衡條件得：Gy＋P y+ Fby + Fay＝0→F 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(shè)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(yīng)的截面位置，經(jīng)分析應(yīng)在 B 處，即25M 彎 max=( Gy- Py)·BC =(400-51.8)×(4400-2933)=348.2×1467=510809.4 公斤/毫米選用熱軋方鋼，其材料為 A3，由文獻[5] 表 2－5“查得 A3 鋼許用彎曲應(yīng)力[σ] 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(yīng)適當降低其許用彎曲應(yīng)力，現(xiàn)取[σ] 彎 ＝1000 公斤/厘米 3，根據(jù)強度條件公式σ 彎 ＝M max/W 彎式中 W 彎 ——抗彎斷面系數(shù)（cm 3）與斷面開關(guān)和中性軸的位置有關(guān)，又有 W 彎＝a 3/6而 W 彎 ≥M max/[σ] 彎 =51081/1000=51.08 cm3則 a3＝6 W 彎 ＝6×51.08＝306.48→a=6.74cm查文獻[7] 表 2－22，取邊長 a=68mm,長度為 4400mm 的熱軋方鋼，其標記□68×4400GB702-723.6.3 根據(jù)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A∠B1D1ENaeCAB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(jù)余弦定理得：Fb′2 = Fd′2 +Fe′2 -2Fd′ ·Fe′ ·cos150°又 Fd′ =Fe′26于是有 Fb′2 ＝2F d′2 -2 Fd′2 ·cos150°=2 Fd′2 (1- cos150°)=2 Fd′2 (1+0.87)=3.74Fd′2→ F d′2 =794 公斤若支撐桿也選用熱軋方鋼，其材料為 A3，許用應(yīng)力按表 2－2 選取，則[σ 壓 ]＝1600 公斤/厘米 2，根據(jù)強度公式σ 壓 max=P 壓 /A≤[σ] 壓式中 A——鋼材的橫截面積（cm 2）,對于方鋼，其邊長也為 a，則 A＝a 2∴ cma7.04963.≥=查文獻[7] 表 2－22，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(xiàn) 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=B1D·cos20°,則11()BKE或20°＝522.3/2 ×2670×0.94＝655434 公斤/毫米1maxcos2byM???′彎同伸臂桿分析相同，取[σ] 彎 ＝1000 公斤/厘米 2，根據(jù)彎曲強度條件公式：σ 彎 ＝M max/W 彎 得 W 彎 ≥M max/[σ] 彎 ＝65543.4/1000＝65.5434a3≥65.5434×6=393.2598 →a≥7.326mm查文獻[7] 表 2－22，取邊長為 75mm，長為 2670mm 的熱軋方鋼作支撐桿，其標記為：75×2670GB702－72 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。[]22dc4963.1σ壓壓壓 FP27第 4 章 軸的設(shè)計與計算4.1 小齒輪軸的設(shè)計(1)軸的常用材料主要是碳素鋼和合金鋼，對于某些結(jié)構(gòu)外姓復(fù)雜的軸，還常用鑄鐵，而一般機器中的軸可選用優(yōu)質(zhì)中碳鋼制造，如 35、40、45、50 等型號的優(yōu)質(zhì)鋼，故此設(shè)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Ⅰ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Ⅰ段長度為 40mm，Ⅱ段的軸徑的確定：因該段軸要與大帶輪配合，其軸徑應(yīng)按大帶輪內(nèi)孔徑確定，因 d 大帶輪=38mm ，故在此取 d=38 mm.Ⅱ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Ⅱ段軸長度為 65+76+2=143mm,即 L=143mm.Ⅲ段軸徑的:去頂因該段是與軸承配合的，故在尺應(yīng)先把軸承的型號選擇出來，軸承選擇分析：因此設(shè)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(yīng)優(yōu)先選用 1000 型滾動軸承。該軸承能夠自動調(diào)心，允許內(nèi)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(jù) 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(nèi)徑為 45 mm 寬度為 19 mm 故此處初步?jīng)Q定把第三段軸徑也設(shè)為 45 mm，這樣方便軸承的選擇，即 dm=45 mm。Ⅲ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(yīng)比軸承寬度?。?-3）mm，在此取 2 mm，這也就是在第Ⅱ段軸的長度的設(shè)計加 2 mm 的原由，軸上面既然已經(jīng)把軸承的型號和尺28寸已經(jīng)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(jù)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。Ⅳ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(shè)置過濾軸肩。取過濾肩高 h=3.5mm，則 Ⅲ段直徑確定為 dm=d+2h=45+3.5x2=52mm.Ⅳ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(yīng)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(yīng)，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 ?=×== 8.2190.20987742''1'(5) 繪制轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩：nPT ?×6.752.6105.9105.96(6) 繪制當量彎矩圖為此應(yīng)先計算當量彎矩 ，根據(jù)合成彎矩圖可知，截面 C 為危險截面，則Me2')6.0(TMCec=轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的切應(yīng)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÷=σ文獻[6] 表 10-1 查得： 強度足夠。[]4=≤σ29圖 4-1 小齒輪軸的受力分析4.2 卷筒軸的設(shè)計(1)選擇軸的材料，并確定許用應(yīng)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30Ⅰ段直徑的確定：因該段與軸承配合，故確定其直徑為 45mm。Ⅰ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=85mmⅡ段長度的確定：該段軸長度 66mm，大齒輪矩（2-3）mm 即可故取 LⅡ=66-2=64 mm。Ⅱ段直徑的確定：為了固定軸承，適當增大軸徑，處?、蚨屋S徑為 50 mm。Ⅲ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(yīng)與大齒輪論 寬度差不多，取為 68 mm，故取 Lm=246-33-34=179 mmⅢ段直徑的確定：此段軸與卷筒配合，dm=45 mmⅣ段直徑與大齒輪處軸徑相等，即 dⅣ=55 mmⅣ段長度的確定：取該段軸的長度與卷筒處長度相等，即 LⅣ=68 mmⅤ段直徑的確定：該段軸為一軸環(huán)，軸環(huán)設(shè)立是為了卷筒端蓋的固定，軸高度h=(0.07-0.1)dⅣ 取 h=0.07Ⅳ則 h=0.07dⅣ=3.85 mm 圓整取 h=4 mm 則dⅤ=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。Ⅵ段軸徑的確定：該段軸不與其他零件配合，且第Ⅴ段為一軸環(huán)，故可取dⅥ=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 dⅥ=55 mm。Ⅵ段長度的確定：小齒輪軸與該段軸相對應(yīng)的是制動器，由選取的制動器數(shù)據(jù)知，制動器的最寬處是 185 mm，即 LⅥ==185 mm。Ⅶ段軸徑的確定：該段與軸承的配合，故取 dⅦ=45 mm,其長度為 19+2=21 mm，即 LⅦ=21 mm。根據(jù)以上計算的各段軸的直徑和長度，繪制出軸的結(jié)構(gòu)草圖，如圖 7-2 可得： L 卷筒軸總= L1 +LⅡ+L+ LⅣ+L(4)按彎矩組合強度校核軸的強度①繪制出軸的計算簡圖（見圖 4-2）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