简易吊车回转部分设计（修改）-含装配图零件图CAD图纸和说明书
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中文摘要 I 摘要 本课题的目的就是设计一简易吊车来代替人力实现重物的搬运。该吊车的工作原理是 :由电动机经带轮传动和一对开式齿轮传动 ,将运动和动力传给卷筒 ,再通过钢丝绳和滑轮组来提升重物。通过任务书中的条件参数，设计计算相关的数据，选择钢丝绳的种类和型号，进而计算出卷筒和滑轮的直径，确定一些其他的标准零部件。在此基础上进行传动装置的设计和计算，完成其进行结构设计，工作主要包括完成了轴的设计、确定了带轮的结构、齿轮的结构、卷筒的结构、滑轮的结构、伸臂杆和支撑杆的结构，绘制了吊车的总装配图、制动轮装置和卷筒装置的结构图，完成 部分零件工作图的设计。 关键词： 简易吊车；设计计算；结构设计 目 录 录 1 引 言 错误 !未定义书签。 车的历史 错误 !车国内外的研究现状 错误 !未定义书签。 车的发展趋势 2 2 回转部分设计方案 4 3 回转部分主要零件分析计算 5 动机的功率及轴承的选择与计算 5 选圆锥滚子轴承的型号 5 转部分受力分析 5 算径向力 向力 5 入轴及轴上零件的设计计算 输入轴的设计 6 入轴中各轴上零件的设计 8 入轴上键的确定 1错误 ! 未定义书签。 出轴及轴上零件的设计计算 14 出轴的设计 14 出轴中各轴上零件的设计 15 出轴上键的确定 17 结 论 18 致 谢 19 参考文献 20 目 录 波工程学院毕业设计（论文） 1 1 引言 吊车是在一定范围内垂直提升和水平搬运重物的多动作起重机械，又称起重机。它主要用来吊运成件物品，配备适当吊具后也可吊运散状物料和液态物料。起重机的工作特点是作间歇性运动，即在一个工作循环中取料、运移、卸载等动作的相应机构是交替工作的。各机构经常处于起动、制动和正反方向运转的工作状态。起重机通常按结构分为臂架型起重机 和桥架型起重机。臂架型起重机包括塔式起重机、门座起重机、浮游起重机、自行式起重机、由桅杆和臂架组成的桅杆起重机、沿墙壁运行的壁型起重机和装在船舶甲板上的甲板起重机等；桥架型起重机包括桥式起重机、龙门起重机、运载桥和缆索起重机等。随着我国机械化的发展，中、大型机械设备越来越多的运用于各行各业。由于人力资源有限以及人力的局限性，在很多人力无法完成搬运的时候，我们更多的会想起用一种机器代替人力，其中设备就孕育而出。吊车作为其中设备的一种，它具有操作简单、易于移动、使用灵活方便、适应性强等优点，简单吊车有电动机经常 传动和一对开式齿轮传动，将运动和动力传给卷筒，再通过钢丝绳和滑动组提升重物。但如何发展大起重量的起重机、提高电气设备的可靠性和使用寿命逐步成为研究热点。 吊车的历史 中国古代灌溉农田用的桔槔是臂架型起重机的雏形； 14 世纪，西欧出现人力和畜力驱动的转动臂架型起重机； 19世纪前期，出现了桥式起重机；起重机的重要磨损件如轴、齿轮和吊具等开始采用金属材料制造，并开始采用水力驱动；到了 19 世界后期，蒸汽驱动的起重机逐渐取代了水力驱动的起重机； 20世纪 20年代开始，由于电气工业和内燃机工业的迅速发展， 以电动机或内燃机为动力装置的各种起重机基本形成。到如今，吊车的种类、外形和结构越来越多样化，用途越来越细化，已经形成了一个单独的产业。 吊车国内外的研究现状 目前，在工程起重机领域，欧洲、美国和日本处于领先地位。欧洲作为工程起重机的发源地，轮式起重机生产技术水平最高，该地区工程起重机械业主要生产全地面起重机、腰带式起重机和紧凑型轮胎起重机，也生产少量汽车起重机。其中，全路面起重机、腰带起重机以中大吨位为主；紧凑型轮胎起重机则以小吨位为主；汽车起重机一般为通用底盘组装全地面上车，即以改装为主。其产品 技术先进、性能高、可靠性高，产品销往全球。 美国工程起重机行业技术水平相对落后于欧洲。不过近年来，美国工程起重机械业通过收购合并手段，得意蓬勃发展。目前该地区主要生产轮胎起重机、腰带式起重机、全路面起重机和汽车起重机。主要生产企业为马尼托瓦克公司，特点是技术较先进、性能较高、可靠性能高，起重汽车底盘技术和全路面技术领先于欧洲，产品主要销往美洲地区和亚太地宁波工程学院毕业设计（论文） 2 区。 日本作为二战崛起的经济强国，轮式起重机开发生产虽然起步较晚（起步于 20 世纪70年代），但是发展速度很快，很受压塌市场欢迎。此外，日本还通过收购手段更新 生产技术。如日本多田野通过收购德国法恩底盘公司，发展全路面技术。日本工程起重机械业主要生产汽车起重机、腰带起重机、越野轮胎起重机和全路面起重机。其中越野轮胎起重机的产量最大，汽车起重机的产量次之，呈减少趋势，全路面起重机的产量最少，呈上升趋势。主要生产企业包括多田野、加藤、神钢、日立和小松等。产品特点是技术水平和性能较高，但可靠性落后于欧美。 我国随车起重机行业从 70 年代到今天，有了长足的发展和壮大，取得了令国人为之振奋的成绩。但目前在发展过程中所体现的共性是生产规模小、生产不规范，产品中所体现的共性问题是 生产规模小、生产不规范和产品质量不稳定等。同时，由于市场竞争的不规范又形成了价格大战，一些企业未来蝇头小利，采用低配置的办法“以小充大，以次充好”，既损害了消费者的权益又扰乱了正常的市场竞争。 吊车的发展趋势 随着科技化进程的逐步推进，高科技的运用越来越多，大型设备、高精度、高要求的机器的需求量也逐步上升。以前的吊车也已经满足不了工厂和社会的要求了，为此，吊车业的改革和技术创新势在必行。 吊车创新设计的理论、方法与工具是基于现代设计理论和发放，应用微电子、信息、管理等现代科学技术，以提高产品质量、 用户满意的价格和造型、提高产品的功能、缩短产品开发周期为目的而进行的相应工作。吊车创新理论、方法与技术研究的宗旨是从吊车作为特种设备所要求的安全性和可靠性的工作目标出发，在特定技术性、经济性约束条件下，创造性的完成吊车的创新设计，使其在满足用户交货期和性能要求的前提下做到技术性与经济性最佳搭配。 吊车运输（物料搬运）机械随着国际市场竞争加剧的驱动，其科技含量明显提高，近年来主要工业国家的发展趋势如下： 采用新理论、新技术和新手段。进一步开展物料搬运机械的载荷变化规律、动态特性、疲劳特性和可靠性的实验研究；推 广采用优化设计、可靠性概率设计、极限状态设计、虚拟样机设计、 向自动、智能和信息化，向成套、系统和规模化发展。将各种物料搬运机械单机组合为成套系统，使生产设备与物料搬运机械有机结合，即通过计算机对物料搬运系统进行动态模拟仿真，寻求最佳匹配组合，并将这类自动、智能的设备纳入到系统的多级计算机信息控制与管理网络，并配有自监测、自诊断维护装置。 中国的吊车设计的发展经历了一个曲折的过程。以前多是以模仿原苏联的设计为主，凭借设计者的经验，产品设计的局限性很大。从 60 年代起 ，开始了新产品、新部件的开发设计与实验研究工作，从而使设计从仿制和经验设计逐渐走向实验研究和计算分析阶宁波工程学院毕业设计（论文） 3 段。到了 80 年代，随着宝钢等一些超大型企业对国外起重机的引进及与国外进行联合设计、国内制造等形式的采用，开始在国内引入了一些国际上的先进技术与设计方法。同时将计算机应用技术引入设计领域，对吊车设计工作的发展起了很大的推动作用。 但是，中国吊车设计领域仍存在不少问题，主要是大多中小企业对设计研究分析不够，资金投入少，人员培训工作跟不上发展的需要，一直没形成开发新产品或更新老产品的设计和应变能力，对引进 的先进技术和产品，没有从设计的角度进行消化，更没有能力进行再创新工作。没有形成合理的设计人员梯队，产品仍然是几十年不变样，目前仍以照抄照搬为生存方式，没有自己的知识产权，只是在应付低价拿来的合同。为数不多的几个大型企业则在创新设计中快速发展，使得国内吊车设计能力和水平逐步与国外的先进设计缩短了距离。这些企业已大量采用新的计算机新技术，二维 维设计已推广。电气设计采用 先进设计手段，引入定子调压和变频调速， 与系统控制，采用了大量高新传感元器件，实现了定位准确，操控方便，其安全可靠性 也逐步提高。通过专家系统的应用，极大的推进了创新设计的进程，并且利用系统和信息论等现代计算机应用技术研究成果，使得吊车的创新设计开始向智能化方向发展。 宁波工程学院毕业设计（论文） 4 回转部分采用两个斜齿轮来进行传动，输入输出轴的上下支承都采用圆锥滚子轴承，来承受径向力、轴向力，通过联轴器由电动机直接与输入轴连接，从而带动回转体，实现360回转。 宁波工程学院毕业设计（论文） 5 3 回转部分主要零件分析计算 动 机的功率及轴承的选择与计算。 选圆锥滚子轴承的型号 根据回转部分的作用及特性 查手册得：选用轴承型号为 30309（ 297； 滚动轴承的接触角 = 转部分 受力分析 在回转部分的整体受力简图，如图 3知 右平衡。 图 3 计算径向力 向力 图 3 图 31)、 根据选择的材料 初估回转台的总重量为 150 500/101 5 0 k 得 正压力为： r 5 5 0 0s a 1 3 9 o 0 0c o 宁波工程学院毕业设计（论文） 6 （ 2）、查手册的摩擦系数为 全系数为 5 实际的轴向力与径向力为： 5 5 1 3 9 （ 3）、计算齿轮所受的径向力 在同一轴上所受的扭矩相同来计算齿轮所受的径向力： ,2 r：轴承的半径， R：齿轮的最大半径； = （ 4）、确定电动机的理论功率与实际所需要的功率： 由 T = 9550 P/N = F r 可得： P = 955029550 2 5 0 3 000 82 根据实际的变频要求，取变频系数为： ， 又知：实际变频 的功率范围为： 所以电动机选用：型号 为 P = n = 910r/ 综合上述： 经过计算后可得知 通过斜齿轮减速后的 传动轴 转速为 325r/ 入轴及轴上零件的设计计算。 入轴的设计 根据设计回 转机构的输入轴结构如图 3 宁波工程学院毕业设计（论文） 7 图 3 1）、最小轴直径的设计： 由公式 3 609 . 5 5 n 3 用强度 T=35； 由前知： ， m i n （ 2） 、各轴段直径的设计： 1）、因回转电机的输出轴径为 24为制造方便 242）、根据轴肩高度 4) 得 ： 与初选轴承 30306 内径相配，取 ；固 03 该轴段上因安装轴承、衬套、端盖，故可根据实际装配情况变动。 3）、同样方法得 ； 固 62 ； 4）、同样方法取 31 ； 5）、根据初选轴承 30306取 00 ； （ 3） 、各轴段长 度的设计： 宁波工程学院毕业设计（论文） 8 1）、根据初选的圆锥滚子轴承 30306查得 ： 又因该轴段超出轴承 3取 41 2）、根据公式 固取 2 ； 3）、根据实际的齿轮宽度 25b ，为紧固方便，对于轴段 入 2 固取 33 ； 4）、根据所设计的衬套、圆锥滚子轴承、轴承端盖 、轴承座的宽度及伸出的轴段长度，综合 计算 得： 14 ； 5）、根据所选择的联轴器及实际所许长度查的 2 ； 又知 080 ； 为使加工方便，取 55 ； 6）、综合上述得：输入轴的总长度为 172 入轴中各轴上零件的设计： （ 1）、联轴器的基本参数的确定 联轴器的左半部分如图 3示 ： 图 3 联轴器为凸缘联轴器，有关的基本参数根据 d= 24 1） 49 80 100 2） 5 15 56 3） 在一端设计一紧定螺钉 12。 （ 2） 联轴器的右半部分如图 3： 宁波工程学院毕业设计（论文） 9 图 3本参数也同上方法查手册得： 1） D = 24 49 80 100 2） =7=15=52 3） 在一端设计一紧定螺钉 4） 因两联轴器采用 螺栓连接，固 9使加工方便，采用 4个 5） 在两联轴器中孔 24和 49都采用过渡连接： H8/ 6） 对于该联轴器的扭矩的校核：查得联轴器许用转矩 T=40N m，起重机 工作情况系数 知 P=n = 910r/ 根据公式 9500 A c a ； 该联轴器可以适用。 （ 3） 、轴承端盖基本参数的确定，如图 3示： 宁波工程学院毕业设计（论文） 10 图 3)根据初选的圆锥滚子轴承 30306查手册得： 5m 、 2 ， 固取 31 ， 22 ； 取 于轴承的外径即 003 ； 2)根据实际安装尺寸取 1 22 3)其中 72872。 (4)、衬套基本参数的确定，如图 3 图 3)根据圆锥滚子轴承 30306查手册得： 37取 38据 轴肩高度取 48 2)同时根据实际安装尺寸取 5以根据实际适当变动取 0 (5)小斜齿轮的基本参数的确定 , 因小齿轮有实际的实物，固就按实际的测绘所得如下（在测绘的同时大齿轮也同时宁波工程学院毕业设计（论文） 11 进行）： 1)根据测量得： 501 Z ， 1402 Z ， ， 固 5.2b ， 251 b ， 初选 12 n 4050(12c o c o 1 ； 圆整 44 ； 即 : 14050(r c c o (a r c c o s 21 a n 615113 2)有关参数的计算： 分度圆直径： s s 111 s s 222 齿顶圆直径： 2 8211 7 9222 齿根圆直径： 7 n 3 2 宁波工程学院毕业设计（论文） 12 3)、小齿轮在零件图上的有关参数 如表 3 模 数 5.2齿 数 501 z 压力角 20 齿顶高系数 1顶隙系数 螺旋角 615113 轮齿倾斜方向 右旋 变为系数 0X 齿轮精度等级 8 全齿高 625.5h 相应啮合齿轮的齿数 1402 Z 中心距及偏差 a 齿圈径向跳动公差 r 公法线长度变动公差 w 基节极限偏差 齿形公差 018.0跨齿数 6公法线及偏差 表 3 表中：中心距及偏差、齿圈径向跳动公差、公法线长度变动公差、基节极限偏差、齿形公差、精度等级，都根据齿轮的分度圆直径及模数的大小查手册得到； 公法线长度及其偏差的计算： 根据公式： W k k 5 2 其中 据齿数 k k n n 跨齿数的计算，根据公式： ： 取整： 6 6)、小齿轮齿厚偏差及公法线长度极限偏差的计算： ； 小齿轮分度圆直径 ， 模数 5.2 精度等级为 8级，查手册得该齿轮的齿厚偏差代号为 齿厚上偏差 ： ,齿厚下偏差： 2 ； 查手册得： ； 宁波工程学院毕业设计（论文） 13 , 6 ； 齿厚的尺寸为： ； 根据公式：m s s o s ； s o s ； 查手册得： ； mE 140 mE 233 ； 即公法线长度及偏差为： 注：小齿轮要根据 实物进行改装，具体参考零件图。 出 轴 上键的确定 ： 图 3 35 轴段上的键：型号（ 1096； 根据直径查得： 78 同时取 轴 )(9 ； 毂 取标准长度 2 。 图 3图为 号 （ 1096； 根据直径查得： 810 同时取 轴 )(9 ； 毂 取标准长度 4 。 宁波工程学院毕业设计（论文） 14 出 轴及轴上零件的设计计算。 出 轴的设计 图 3 1） 最小轴直径的设计： （ 2） 由公式 336 5 5 根据材料 查手册得：许用强度 35 T ； 由前知： ； m i n (2) 各轴段直径的设计： 为使能与所选用的轴承配合使用，安装方便，选用圆螺母为 5. ， ； 根据初选的圆锥滚子轴承 30306，从而确定 04 ； 根据轴承的安装尺寸查得： 7 ,所以为使轴的结构合理、 安装方便及和所选的圆螺母配合， ； 在设计 考虑到 该轴段为过渡轴段， 宁波工程学院毕业设计（论文） 15 83 ； 为是在 5 ； 根据初选轴承 30309，从而确定 55 ； 根据轴承的安装尺寸： 4, 66 ； 此段轴的设计是为了能更好的与回转台进行连接（连接形式为焊接）， 根据实际的总装图合理的确定为： 67 。 (3) 各轴段长度的设计： 根据双圆螺母的宽度、伸出长度及退刀槽的尺寸得： 90 ； 为在加工螺纹 时，便于退刀， 取 1 ， 即退刀槽为： ； 根据轴承 30306 查手册得： 、 18C 、 21B ,根据部件图 实际尺寸，取 ； 根据双圆螺母、螺纹伸出长度及退刀槽宽度得： ； 为在加工螺纹时，便于退刀，取 4 ， 即退刀槽为： ； 根据大斜齿轮的宽度 6 ， 又知 4 ， 螺纹 此 取 15 ； 根据轴承的有关安装尺寸及安装后轴的伸出长度取 ； 为使轴承安装方便，故轴段 去小点，取该段长度为： 06 ； 根据轴肩高度 , 根据实际要求取 08 ； 根据所设计法兰盘的宽度及为使焊接方便取： 89 。 入轴中各轴上零件的设计： (1) 小圆螺母：型号 812合轴的设计选用： ； (2) 小圆锥滚子轴承：型号 297据在设计轴段时已经确定了该轴承的大小，即选用中载系列的圆锥滚子轴承： 30306； (3) 大圆螺母 ：型号 812合轴的设计选用： ； (4) 大齿轮的设计：大齿轮因已经加工出来了，便于设计，已经在设计小齿轮时同时测得有关基本参数； (5) 法兰盘的设计及尺寸的确定，如图 3 图 3波工程学院毕业设计（论文） 16 78 即 61 ； 根据实际装配取 122 , 503 ,同时取 0 ； 为连接可靠及加工方便取： 043 。 (6) 大齿轮在零件图上的有关参数 如表 3 模 数 5.2齿 数 1401 Z 压力角 20 齿顶高系数 1顶隙系数 螺旋角 615113 轮齿倾斜方向 左旋 变为系数 0X 齿轮精度等级 8 全齿高 625.5h 相应啮合齿轮的齿数 502 Z 中心距及偏差 a 齿圈径向跳动公差 r 公法线长度变动公差 w 基节极限偏差 形公差 018.0跨齿数 6 公法线及偏差 表 3 3心距及偏差、齿圈径向跳动公差、公法线长度变动公差、基节极限偏差、齿形公差、精度等级，都根据齿轮的分度圆直径及模数的大小查手册得到； 公法线长度及其偏差的计算： 根据公式 ： W k k 5 2 中 据齿数 ； k k n n 97 1 。 跨齿数的计算，根据公式： ： 因此 取整： 16 (7) 大齿轮齿厚偏差及公法线长度极限偏差的计算： ； 根据大齿轮分度圆直径 ， 模数 5.2 精度等级为 8 级，查手册得该齿轮的齿厚偏差代号为 因此 齿厚上偏差 为 ： ,齿厚下偏差 为 ： 6 ； 查手册得： ； 宁波工程学院毕业设计（论文） 17 7 ， 齿厚的尺寸为： ； 根据公式： m s s o s s o s 查 手册得： ； mE 180 mE 316 即公法线长度及偏差为： n 。 注：大齿轮要根据实物
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