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学生毕业设计中期检查表学生姓名选题情况课题名称0.8T手推式简易小吊车设计难易程度偏难适中偏易工作量较大合理较小符合规范化的要求任务书有无开题报告有无外文翻译质量优良中差学习态度、出勤情况好一般差工作进度快按计划进行慢中期工作汇报及解答问题情况优良中差中期成绩评定：所在专业意见： 负责人： 年 月 日 毕业设计（说明书）任务书系 部： 机械工程系 专 业： 机械制造及自动化 学生姓名: 设计(论文)题目：0.8T手推式简易小吊车的设计 起 迄 日 期: 指 导 教 师: 年3 月15日毕 业 设 计（说明书）任 务 书1本毕业设计（论文）课题来源及应达到的目的： 本设计来源于某厂，需要对其进行结构分析与设计。设计要满足安全可靠、结构简单等要求。 通过设计以达到考察学生的机械设计能力，提高学生机械制造方面知识的目的。2本毕业设计（论文）课题任务的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）：原始数据： 提升最大重量为800kg，提升的线速度为V0=0.25m/s,提升的最大高度为H=3m,适用于机械加工车间的小范围的起重和搬运。设计内容：1. 工作机构的设计2. 传动装置的设计与计算3. 结构设计4. 轴的设计与校核5. 机架的设计 工作要求： 毕业设计说明书一份，总装配图一张，零件图一套。所在专业审查意见：负责人： 年 月 日系部意见：系领导： 年 月 日 毕业设计说明书设计题目：0.8T手推式简易小吊车设计系 部:专 业:班 级:学生姓名:学 号:指导教师: 摘要摘要 简易吊车，用于机械加工车间小范围内的搬运和起吊，对机械车间来说，即使 上小物件也有上百斤重甚至上千斤重，工人是无法搬运和搬起的，此时，车间如果 有一辆此种简易吊车，这种问题便迎刃而解了，它的使用，既不耽误大吊车的工作， 又解决了上述问题，可以提高车间的生产效率。简易吊车由电动机经带传动和一对 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提升重物。其工作 机构包括卷筒、钢丝绳和滑轮组。传动机构包括电动机、带轮、齿轮和轴。因起吊 时物件需要在空中停留故需要设计一制动装置。提升或降低物件是靠电动机的正反 转，使物件停留在空中是靠制动装置的。对原始数据和工作原理进行分析，确定出 大致的传动方案。根据大致的传动方案图确定所要设计的部分有工作机构、传动机 构、制动装置、机架等，然后查阅相关资料对其进行计算和校核.因其为手推式移动 吊车，故要求小吊车要有很高的灵活性，在此，把小吊车的两后轮设计为万向轮， 可以在任意方向运动。对小吊车整体要求是工作时稳定可靠，故设计完成后要对小 吊车的整体稳定性进行分析和校核，力求稳定、安全、可靠。 关键词：电动机； 卷筒； 齿轮； 滑轮组； 轴 I ABSTRACT Simple 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. KeyKey words:words: Motor; Drum; Gear; Pulley systems; Axis. II 目 录摘要. I绪论.1第1章 工作机构的设计.21.1钢丝绳的选择.21.2卷筒和滑轮直径的选取.4第2章 传动装置的设计和计算.52.1卷筒功率和转速的计算.52.2电动机和制动器的选取.52.3传动机构的设计和计算11第3章 结构设计173.1初算各轴的最小直径173.2带轮的结构设计173.3齿轮的结构设计183.4卷筒的机构设计183.5滑轮结构设计223.6伸臂杆和支撑杆结构的设计22第4章 轴的设计与计算274.1小齿轮轴的设计274.2 卷筒轴的设计.29第5章 机架的设计.33机架设计的一般准则.33第6章 吊车的稳定问题34结论.35致谢.36参考文献.37编号： 机械制造与自动化专业毕业设计答辩记录课题名称: 0.8吨手推式简易小吊车设计 班 级 学 号 姓 名 答 辩 记 录 记录人： 年 月 日绪 论简易吊车，适用于机械加工车间小范围内的搬运和起重。此次设计，主要是针对一些中型机械加工车间而言的，尤其是不发达的地区，此种吊车非常经济实用。虽然现在的机加工车间都配有大航车，大吊车，但大吊车起吊小物件是不是大材小用了呢？可如果不用大吊车起吊，对机械车间来说，即使上小物件也有上百斤重甚至上千斤重，工人是无法搬运和搬起的，此时，车间如果有一辆此种简易吊车，这种问题便迎刃而解了，它的使用，既不耽误大吊车的工作，又解决了上述问题，可以提高车间的生产效率。有些人或许会认为，此种小吊车应该被淘汰了，因为现在的企业正在向自动化靠近了，可谁能保证所有的机械行业都能达到自动化的程度呢？所以我认为此种吊车的设计好事非常有必要的。简易吊车的工作原理：由电动机经带传动和一对开式齿轮传动，将运动和动力传给卷筒，在通过钢丝绳和滑轮组提升物体。虽然是简易吊车，但它有的工作机构，传动装置和制动装置等多个部分，故其设计任务量也是很大的，需要借取大量的知识手册，而此次的设计时间短，故在此只是把简易吊车的重要部分设计出来，其他的小细节只是提提而已或者一笔带过了。第1章 工作机构的设计原始数据：提升的最大重量为800kg，提升的线速度为V0=0.25m/s，提升的最大高度为H=3m，适用于机构加工车间小范围内的起重和搬运。工作原理：由电动机经带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提升重物。传动方案如图1-1所示： 图1-1 工作机构的传动示意图这里的工作机构是指小吊车的起升机构，即包括卷筒、滑轮和钢丝绳。1.1 钢丝绳的选择1.1.1 钢丝绳的种类和型号（1） 按钢丝绳绳股数量的不同可分为单股和多股，在起重机械中以六股和八股的钢丝绳应用最多。（2）按钢丝绳绳芯材料的不同可分为用油浸的纤维芯、石棉芯和金属芯，它们各有其优缺点。（3）按钢丝绳的搓捻方向不同可分为右同向捻、左同向捻、右交互捻、左交互捻和混合捻等几种考虑到此种小吊车的起升重量不是太大，再结合钢丝绳的优缺点，在此选择纤维芯的交互捻钢丝绳。 国产标准钢丝绳品种型号较多，按抗拉强度分为140kg/mm2、155kg/mm2、170kg/mm2、185kg/mm2、200kg/mm2等五个等级。标记示范为： 表1-1 钢丝绳的标记样式1.1.2 钢丝绳直径的选取根据经验公式PlaxSP破 （1）式中Plax单根钢丝绳的最大工作拉力（公斤）P破钢丝绳破断拉力总和（公斤）S钢丝绳安全系数以知G=800kg，图I-II为吊重时滑轮组的受力情况，G将由两根钢丝绳分担，因此得到：Plax=G/2 （2）式中为滑轮组的效率（因摩擦力所产生的损失），一般为94%，即=0.9则Plax=800/2x0.94425.5公斤即需要大约425.5公斤的力才能提升800公斤的重物。查文献1，安全系数S=5则PlaxS=425.5x5=2127.5公斤图1-2 滑轮组的受力分析查文献1 表24-9“圆股钢丝绳”得到大于2127.5公斤的数值是2210公斤的钢丝破断拉力总和，由此向上查对，得到155kg/mm2抗拉强度向左查对，得到由0.4mm的钢丝拧成的6.2mm的钢丝绳，因此所选钢丝绳的标记为：钢丝绳6x37+6.2-155-1-光-右交GB1102-74。1.2 卷筒和滑轮直径的选取由文献1表示24-19“卷筒几何尺寸计算”得卷筒名义直径的计算公式为：D=(e-1)d式中：D卷筒名义直径（卷筒槽底直径）mm d钢丝绳直径mm e轮绳直径比（查文献1表24-7得e=16）现在知d=6.2mm,e=16则D=（16-1）x6.2=93mm为安全起见，在此初取D滑=100mm,考虑到提升速度和传动比的要求，初取卷筒直径D卷=180mm.第2章 传动装置的设计和计算机加绞车，其动力一般为电动机，要设计机动绞车，就需要知道工作机构在提升最大重量时所需要的功率，并由此选择电动机，设计传动装置。2.1 卷筒功率和转速的计算由式N卷=pv/102千瓦式中p卷筒钢丝绳的拉力（p=425.5公斤）V卷筒钢丝绳的线速度，此设计中V为吊钩运动速度的2倍，即V=2X0.25=0.5m/s。则N卷=425.5x0.5/102=1.92千瓦根据卷筒的速度公式得卷筒的转速：式中：D0卷筒的计算直径(mm)即：=108+6.2=186.2mm则：2.2 电动机和制动器的选取（1）电动机类型和结构形式按工作要求和工作条件来讲，从类型方面，此设计宜选用JZ型三相异步电动机（2）电动机容量 传动装置的总功率总 =1223 式中：1V型带传动效率 2圆柱齿轮传动效率 3卷筒轴滚动轴承传动效率查文献4表2-4得：1=0.96、2=0.95、3=0.99则总=0.960.950.9920.89由总=N卷/N电输 得N电输= N卷/总=1.92/0.89=2.1千瓦（3）电动机额定功率查文献1 表26-6“JZ2、 JZH2电动机技术数据”，当电动机负荷持续率JC=25%时，选JC2-11-6型电动机，其额定功率N电额=2.2千瓦（4）电动机转速为了便于电动机转速的选择，可以选推算出电动机转速的可选范围。由文献4表2-1“常用机械传动的单级传动比推荐值”得V带传动常用传动比范围=24。单级圆柱齿轮传动比范围=36，则电动机转速可选范围为：可见，电动机转速在307.81231r/min均符合要求，但考虑到传递装置尺寸大小及经验性问题，决定选用由佳木斯电机生产的电动机，其数据可查文献3表33-5“JZ2系列电动机基本数据”，外形及安装尺寸可查图33-2。由文献3 表33-5可查出JZ2-11-6型电动机有佳木斯电机场生产的，有上海起重电机厂生产的，有大连第二电机厂生产的。其功率都为2.2千瓦，其中佳木斯：n转=937r/min,m=49kg,上海：n转=910r/min,m=50kg,大连：n转=875r/min,m=60kg,考虑到传动装置结构尺寸大小及经济性原则，最后决定选用由佳木斯电机厂生产的JZ2-11-6型电动机，起基本数据见文献3表33-5。（5）计算总传动比（6）确定传动方案，画出传动示意图。 为了获得的降速比，可采用标准的两级圆柱齿轮减速器，查文献1表17-25，比较接近的只有名义传动比为18的，其减速器高速轴许用功率N1=3.05kw,总中心距为250mm，属于重型减速器，其标记为如表2-1所示：ZL25-9-II第二种装配型查文献1表17-25传动比一拦为第9种总中心距a=250mm表示双级传动的圆柱齿轮减速器表2-1 减速机标注样式画出传动示意图如图-（b）所示，得到第一个传动方案，由于ZL25的实际传动比为20.17，比要求的偏大。故在此选用一个由带传动和开式齿轮传动组成的传动示意图，其传动示意图如图-（b）所示。传动示意图-（b）见传动方案草图。（7）分配传动比 查文献4 表2-1“常用机械传递的单级传动比范围”，可将总传动分配为使齿轮的传动比稍大于带的传动比，这样可经济一些，考虑到齿轮的均匀摩擦，增加小带轮的包角等问题，最后决定选用第二组传动比。即。（8）计算效率，验算电动机的功率。由文献4 表2-4“机械传动的效率概略值”查得V带传动效率为,齿轮传动效率，滚动轴承传动效率，则此这说明前面选择电动机的功率是足够的（9）计算各轴的转速，功率和转矩。已知N电 图2-1 传动示意图设电动机轴为1轴，小齿轮轴为2轴，卷桶轴为3轴。轴为1轴，小齿轮轴为2轴，卷桶轴为3轴。则 n1=n电=973r/min n2=m/r带=937/3.5=267.7r/min n3=n1/i齿=267.7/5.77=46.4r/min 各轴功率为： N1=N电=2.2kw N2=N1带=2.20.962.1kw N3= N2滚齿=2.110.990.951.98kwN3比此卷筒实际所需要的功率N卷=1.92要大一些，因此能保证正常的工作。各轴转矩：吊车在起重时，卷筒的受力情况如下图所示：在钢丝绳最大拉力Pmax的作用产生的转矩为：M转卷=PmaxDO/2=425.5186.22=39614.05公斤/毫米,方向为顺时针，但是吊车要提升重物，卷筒应该逆时针转动才行，因此必须使小齿轮给大齿轮施加一个作用力F，使大齿轮产生逆时针方向的转矩并且还要使M大齿轮大于M转卷，才能提升重物，而这个F力是由电动机的额定功率N=2.2kw传递的。即电动机轴转矩 M转电=975000N电/n电=975000X2.2/937=2289.2kg/mm975000N电/n电=9750002.2/937=2289.2kg/mm小齿轮轴转矩卷筒轴转矩计算结果表明，M转大齿轮大于M转卷，能使卷筒得到逆时针方向的转动，达到提升重物的目的。将以上表值列成表2-2，以备后用。电动机轴小齿轮卷筒轴传动比i3.55.77转速n(r/min)937267.751.3功率N（KW）2.22.111.98转矩M（公斤/厘米）228.92769.184174表2-2传动系统设计数据表此次设计的吊车是靠电动机的反正转来实现提升和卸下重物的，考虑到工作中的必要性停止，应设计一个制动装置（包括制动器及其附件），制动装置是用来对运动着的轴产生阻力矩，使轴很快地减速或停止转动的装置。制动器的选择是根据吊车提升最大重量的制动力矩要大于轴上的最大力矩的原则进行的，既：M制K制K扭最大式中： K制制动安全系数，查文献（5）表21-3“制动安全系数”得K制=1.5，因此此次设计属于轻级工作类型。M扭最大为制动轴的最大转矩（公斤/厘米）因此此次设计中有三根轴，即电动机轴、卷筒轴、小齿轮轴，此三根轴都可被制动，那么就有三种制动方案进行分析，择优选用。（见下页）方案比较优缺点电动机转速高，转矩小，制动力矩也小可小型电磁闸瓦型制动器。制动轮和小带轮可做成一体。但缺点是电动机轴悬重大，更主要的是制动轮表面线速度较高，在制动过程中发热严重，会降低制动轮覆面摩擦系数，影响制动器的寿命。卷筒轴转速低，转矩大，制动力矩也大，高达6261公斤/厘米。所选用较大的电磁闸瓦型制动器。所需的制动轮直径和宽度也都较大，装配时受到相邻两轴空间位置的限制，结构上可能无法实现。小齿轮转速介于上面两者之间，位置也足够大，且布置均匀，结构紧凑。表2-3 三种制动方案的分析通过上述三种方案分析，决定采用第三种，即以小齿轮轴作为被制动的轴，此轴的转矩由表212可以知道，其制动力矩为 1.5769.18=1153.77公斤/厘米，查文献（1）表2444，可选用电磁闸瓦型制动器ZWZ-200，其产生的制动力矩，当负荷持续率JC=25%时，为 = 1600公斤/厘米，大于1153.77公斤/厘米，完全能达到制动的目的，其标记为ZWZ-200制动器ZB113-62。2.3 传动机构的设计和计算2.3.1 带传动的设计(1) 确定设计功率Pd：设P为带传动所需传递的功率，单位为KW，KA为工作情况系数，则设计功率Pd=KAP（KA由文献（6）表5-10“况系数KA”查得为1.3）。已知P=2.2KW，则Pd=1.32.2=2.86KW。(2) 选择带的型号：根据Pd=2.86KW和n电=937r/min ,由文献（6）图5-10“普通V带选型图”选A型胶带。(3) 确定带轮基准直径d1、d2,并验算带速。小带轮基准直径的确定：参考文献（5）表7-3“三角带传动小带轮最小计算直径”和表7-6“三角带轮计算直径”，选择小带轮直径d1 =130mm,则大带轮直径d2=d1 =3.5130=455mm。验算带速V： V= =6.37m/s在525m/s范围内，故合适。(4) 确定中心距a和带的基准长度Ld：初选中心距：初定中心距可按下列经验公式定：经验公式：0.7（d1d2）ao2（d1d2）即：0.7（130455）ao2（130455）409.5ao1170 从结构上考虑，取ao=820mm初算V带基准长度Ld：Ao初定后，可按下式初算带的基准长度LdLd2（d1d2）即Ld=2820（130+455）=1640918.4532.2=2590.65mm由文献（5）7-7“三角长度系列和长度系数K带长”中选取A型带相近的计算长度 L计=2555mm ，其内周长L内=2500mm。确定中心距a实：a实= ao=820=802.2mm(5) 验算小带轮包角a=-=-=大于120度故合适(6) 确定V带的根数查文献（5）表7-8“单根三角带所能传递的功率N”和V=6.37m/s，d1=130mm得单根胶带所能传递的功率N0=1.05KW，当a=156.790时，由表7-9“包角系数K =0.95，由表7-7查得K=0.93，从而得到：Z=3.083取Z=4根，符合要求(7) 确定带的初拉力F单根普通V带的初拉力可用下式计算：= 式中K 由表7-9查得为0.95，q由文献（5）表5-1“V带的截面尺寸”查出为0.11。(8) 压轴力FQFQ=2ZF0sin=2496.03sin()=753.08N(9) 带轮结构尺寸设计带轮结构尺寸见零件图.2.3.2 齿轮传动的设计1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数。(1) 由传动方案图，选用直齿圆柱齿轮传动(2) 简易吊车为一般工作机器，速度不高，故齿轮选用8级精度。(3) 齿轮选用便于制造且价格便宜的材料，由文献（6）表3-2“常用齿轮材料及其机械特征”选小齿轮材料为45钢（调质）HBS1 =240，大齿轮材料也为45#钢（ 常化），HBS1=200。(4) 初选小齿轮齿数Z1=22，则大齿轮齿数Z1=Z， =225.77=126.94127实际传动比= 127/22=5.773误差为(-)/100（5.773-5.77）/5.773100=0.051%小于4%是允许的因齿面硬度小于350HBS的开式传动，所以按齿面接触疲劳强度设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度。2. 按齿面接触疲劳强度设计 由齿面接触疲劳强度公式得设计公式为：D1t=2.32mm(1) 确定公式内个参数数值 选载荷系数K=1.3 计算小齿轮传递的转矩: 由文献6表3-9“圆柱齿轮的宽度系数”选d=0.8 由文献6表3-7“弹性影响系数”查得ZE=189.8Mpa 由文献6图3-59“齿轮的接触疲劳强度极限，由图3-59b查得。 由式计算应力循环系数 则=60267.71(8230015)=11.56 由文献6图3-57“接触疲劳寿命系数”查得寿命系数 计算接触疲劳许用应力 取失败概率为1%，安全系数S=1 由式 (2) 计算 计算小齿轮分度圆直径 计算圆周速度 计算载荷系数根据，由文献6图3-10“动载荷系数KV值”查得KV=1.02，因是直齿圆柱齿轮，取Ka=1,同时由表3-5“使用系数KA”查得KA=1.00，由图3-12“圆柱齿轮传动的载荷分布不均系数KB值得KHB=1.12，KFB=1.25，故载荷系数K为： 按实际的载荷系数校正所计算的分度圆直径计算模数圆整取模数为标准值m=3。计算分度圆直径 计算中心距： 计算齿轮宽度： 圆整取B2=53mm，B1=58mm。将以上所得数值列为表3，以备后用。 表2-4 大小齿轮主要的几何尺寸c.较核齿根弯曲疲劳强度：由齿根弯曲疲劳强度公式得较核公式为：d.确定公式内的各参数数值 计算圆周力 查取应力校正系数由文献6表3-8“齿形系数及应力校正系数”查得，=1.57,。 计算载荷系数 查取弯曲疲劳强度极限及寿命由文献6图3-58查得，由图3-58b查得由图3-56查得。 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数为S=1.5，则由式 校核计算： 第3章 结构设计3.1 初算各轴的最小直径小齿轮轴的直径：该轴选用材料为45钢，调质处理，由文献5表13-2“轴常用材料的A值”，对于45号钢，取A=12，则由公式： 得，考虑到键槽对轴强度的削弱，适当增大轴径，取标准直径为。卷筒轴的直径：该轴材料也选用45号钢，调质处理，取A=12，则同样得考虑键槽对轴强度的削弱，则取。3.2带轮的结构设计 已知选用A型胶带，根据文献5表7-10“三角带轮轮缘尺寸”计算可得： 当小带轮计算直径d=130mm时：则轮宽B=（Z-1）e+2f=(4-1)15+210=65mm外径孔径d等于电动机轴直径，由文献3图33-2查得JZ2-11-6型电动机轴直径d=35mm,故孔径d=35mm. 带轮材料选用HT200灰铸铁，（根据V30m/s时，一般选HT150或HT200）。 小带轮结构形式由文献6表7-11“三角带带轮的结构形式和轴板厚度”查得为实心轮。当大带轮计算直径d=45mm时，和小带轮孔径d等于和它装配的轴头直径，由前面计算可知，应为28mm,因带轮较大，而孔径太小，结构上不相称，故取d=38mm,其材料亦选用HT200，大带轮结构形式由表7-11查得为四椭圆轮辐，轮缘内径:轮毂外径对于四椭圆轮辐的带轮， 式中N-带所传递的功率（N=2.11KW） n-带轮的转速 （n=267.7r/min）代入式中得：，则：3.3 齿轮的结构设计 小齿轮，由于160mm，故做成实心结构，材料选用45钢，正火处理。 大齿轮，由于160mm 500mm,故做成复板式结构，材料选45钢，正火处理。其尺寸如下：=（2.54）m=（2.54）3=7.512,取=12mm,轮缘内径 取=350mm 齿轮孔径d等于与相配的轴径，由轴的结构设计决定，由前面计算知，卷筒轴最小直径为45mm，故在此取齿轮孔径处轴径=55mm,则轮毂外径轮毂宽度L=（1.21.5）=（1.21.5）55=6682.5取L=66mm辐板厚度C=（0.20.3）B=（0.20.3）53=10.615.9mm,取C=12，辐板上的孔数由齿轮的结构尺寸决定，考虑到大齿轮要和卷筒筒体组装，不能按一般的经验公式计算，故在此初步确定孔数为八个，孔径为=50mm，孔的圆周定位尺寸至少要大于卷筒挡板的直径，故初步确定为340mm，以上所选数值，如画卷筒组装图时发现不合适，需另行设计。3.4卷筒的结构设计卷筒通常为圆柱形卷筒，可以做成铸造的、焊接的、组合式的三种形式，考虑到此吊车要求不高，起重量不大，故在此选用组合式卷筒，沿卷筒轴向连接的结构.卷筒绳槽断面如下图3-1所示：图3-1 卷筒绳槽断面其几何尺寸可由文献1表24-19“卷筒几何尺寸计算”求出。由前面计算可知：d=6.2mm，D卷=180mm，D0=186.2mmh=（0.250.4）d=（0.250.4）6.2=1.552.48mm取标准值h=2.7mmP=d+（24）mm=2+（24）=8.210.2mm取标准值P=8mmR=（0.530.56）d=（0.530.56）6.2=3.2863.472mm取标准值R=3.8mm，r由标准取r=0.5mm。考虑到卷筒工作时钢丝绳缠绕有可能发生疏密不均可乱扣的现象，故要求钢丝绳在卷筒表面的偏斜角不能太大，对于螺旋槽面卷筒偏斜角不得大于，即也就是卷筒前面安装的第一个转向滑轮中心线的距离A 要大于卷筒长度L地倍,如下图3-2所示:由文献1表24-19知:L=L0+2L1+L2-式中L0-卷筒上有螺旋槽部分的有效长度（mm）其中L0=HmaxP/D0（*）*式中Hmax-吊车起升最大高度，由原始数据知Hmax=3000mmP-卷筒绳槽节距，由前面计算知P=8mmL1-卷筒端部无绳槽部分的长度，此结构需要决定考虑到卷筒设计为组合式，两端要留出做轴向连接用的凸缘和安装螺栓的位置，初选L1=60mm，L2附加长度，初选L2=85mm 。将具体数值代入式中得：图3-2 卷筒的工作示意图卷筒壁厚按下式确定：铸造卷筒0.02D卷+（610）0.02180+10=13.6mm钢丝绳末端在卷筒上的固定要求牢固可靠，便于装拆、检查，其中最常用的方法就是用压板和螺栓进行固接。卷筒的结构型式的确定：考虑到卷筒一端和大齿轮作轴向连接，另一端和端盖连接，故可把其设计为下图3-3所示型式：图3-3 卷筒示意图其具体结构尺寸见卷筒零件图卷筒材料的选择：考虑到该吊车的起重量不大，仅为0.8吨，属于轻型级工作类型，故卷筒材料可选用不低于HT150HT350的灰铸铁，在此选HT200。强度计算：当L3D时，弯矩和扭矩的合成应力一般不超过应力的1015，所以尺寸计算压应力是允许的，此时，卷筒壁内表面上的最大压应力为：式中：A1多层卷绕系数，该值与钢丝绳卷绕层数有关，其值见下表：表3-1 多层卷系数A1卷绕层数1234A11.01.41.82A2应力减少系数，一般取A20.75Pmax钢丝绳最大静应力卷筒壁厚（13.6mm）t卷筒绳槽节距（t=8mm）则： 对铸铁： 查HT200最小抗压强度为195Mpa则： 由计算可知：卷筒壁的最大压应力压压，强度足够。3.5 滑轮结构设计结构：滑轮尺寸不大时做成实心体的或铸造的，尺寸较大（800mm）时，由轮缘，带肋板的轮辐和轮壳焊接而成，由前知d滑100mm,故做成实心轮。材料：在轻级和中级工作类型起重机上可采用铸铁滑轮，在重级和超重级工作类型起重机上宜采用铸钢滑轮或球墨铸铁滑轮，因此吊车为轻型工作类型，故滑轮材料选HT200灰铸铁。滑轮绳槽断面的形状和尺寸，由实际结构决定。3.6伸臂杆和支撑杆结构的设计3.6.1 伸臂杆和支撑杆的尺寸计算图3-4 伸臂杆和支撑杆的结构示意 由上图3-4所示，由于起升最大高度Hmax=3000mm,再考虑活动滑轮装置对起升高度的影响，初步估计伸臂杆顶端离地面的高度为38004000mm，初取3800mm，设伸臂杆倾斜角为60，则在直角三角形ACM中，Sin60=CMAC AC=CMSin60=3800=4387.9mm取AC4400mm，这个长度按卷筒设计中提到的A要超过卷筒长度L的5倍以上也是合适的。假设支撑杆的顶端B点约位于AC的2/3处，则AB约为2933mm，图中20为BA，BD的投影角度，即BA与BN的夹角，在ABN中，利用正弦定理可求出：180-（A+B）=180-(60+20)= 100BN在直角三角形B1 D1 N1中，B1 D1B1 E12670mm3.6.2根据强度条件，决定伸臂杆的材料和断面尺寸根据力学知识，由图3-5可分析出伸臂杆的受力情况，为分析问题的方便，在此可将伸臂杆放手画出，A点和B点画成固定支座，如下图所示，此处的伸臂杆相当于二支座悬臂梁，为平面任意力系作用在上面的外力，已知有G、Pmax,若取XOY直角坐标系，就可利用平衡条件，求出杆见A点和B点的之反力。图3-5 伸臂杆的受力分析为了求Fb，可设各力对A点的力矩之和为零，见图3-6，即图3-6 A点的力矩分析GL1-PmaxL2- FbL3=0式中L1、L2、L3为A点到G、 Pmax、Fb各力作用线的距离，也就是力臂之长，即：L1ACsin30=44001/2=2200mmL2=ACsin70=44000.1219=536.2mmL3=ABsin20=29330.3420=1003.1mm所以得到8002200425.5536.2Fb1003.10 于是Fb1527.1公斤现按XOP直角坐标系，将各力分解为X和Y轴坐标的分力得到：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公斤根据Y轴方向分力和为零的平衡条件得：GyPy+ Fby + Fay0Fay= Gy- Py- Fby =400-51.8-522.3 -174.1公斤负号说明Fby方向与图中假设方向相反。从图6-1可以看出，伸臂杆AC在外力作用下，将同时承受拉压、剪切和弯矩，但以弯矩为主，其最大弯矩及相应的截面位置，经分析应在B处，即M弯max=( Gy- Py)BC =(400-51.8)(4400-2933)=348.21467=510809.4公斤/毫米选用热轧方钢，其材料为A3，由文献5 表25“查得A3钢许用弯曲应力弯1500公斤/厘米3，考虑到起升重物开始和停止的瞬间有冲击载荷，应适当降低其许用弯曲应力，现取弯1000公斤/厘米3，根据强度条件公式弯Mmax/W弯式中W弯抗弯断面系数（cm3）与断面开关和中性轴的位置有关，又有W弯a3/6而 W弯Mmax/弯=51081/1000=51.08 cm3则a36 W弯651.08306.48a=6.74cm查文献7 表222，取边长a=68mm,长度为4400mm的热轧方钢，其标记684400GB702-723.6.3根据强度条件，确定支撑杆的材料和断面尺寸如图3-7所示，支撑杆受到一个与Fb大小相等，方向相反的作用力Fb作用，利用平行四边形法则，将Fb分解为图3-7 B点的受力分析相等的Fa、Fe两个力，即两个支撑杆受到两个相等的压力，已知二支撑杆的夹角为30，根据余弦定理得： Fb2= Fd2 +Fe2 -2FdFecos150又Fd=Fe于是有Fb22Fd2-2 Fd2 cos150=2 Fd2(1- cos150) =2 Fd2(1+0.87) =3.74Fd2 Fd2=794公斤若支撑杆也选用热轧方钢，其材料为A3，许用应力按表22选取，则压1600公斤/厘米2，根据强度公式压max=P压/A压式中A钢材的横截面积（cm2）,对于方钢，其边长也为a，则Aa2查文献7 表222，只要选取70mm的热轧方钢，就能承受794公斤的压力，但考虑到支撑杆还受到一个与Fby大小相等、方向相反的作用力，Fby也将由BE、BD两杆分担各为Fby/2，是两杆的弯矩力，两杆相当于悬臂梁，最大的弯矩在固定端D和E处，其最大值为Fby/2乘以D（或E）点到Fby的作用线的距离DK（EK），在直角三角形中，DKEK=B1Dcos20,则20522.3/2 26700.94655434公斤/毫米同伸臂杆分析相同，取弯1000公斤/厘米2，根据弯曲强度条件公式：弯Mmax/W弯得W弯Mmax/弯65543.4/100065.5434a365.54346=393.2598 a7.326mm查文献7 表222，取边长为75mm，长为2670mm的热轧方钢作支撑杆，其标记为：752670GB70272 由上述计算和分析知，这两支撑杆主要承受弯矩力，只要弯曲强度足够压缩强度就不成问题，故不必较核压缩强度。第4章 轴的设计与计算4.1 小齿轮轴的设计(1)轴的常用材料主要是碳素钢和合金钢，对于某些结构外姓复杂的轴，还常用铸铁，而一般机器中的轴可选用优质中碳钢制造，如35、40、45、50等型号的优质钢，故此设计中小齿轮轴的材料选用45钢正火处理。(2)拟定轴上的零件的装拆方案由传动方案图可知小齿轮、右轴承、套筒、大齿轮依次由右端装配和拆卸，仅左端轴承和只动轮由端装配和拆卸。(3)定轴的各段直径和长度画出各齿轮的装配简图和受力图，见下页段由计算可知，为轴上的最小直径，即d1=28mm，因该段位于轴端，要与轴端挡圈和端盖配合，压装大开轮，初步确定段长度为40mm，段的轴径的确定：因该段轴要与大带轮配合，其轴径应按大带轮内孔径确定，因d大带轮=38mm，故在此取d=38 mm.段长度的确定，由前计算知，大带轮宽度为65 mm,因第三段是与轴承配合的故在大带轮和轴承 之间可用一套筒对其进行定位和固定。初选套筒长度为76 mm故初步确定段轴长度为65+76+2=143mm,即L=143mm.段轴径的:去顶因该段是与轴承配合的，故在尺应先把轴承的型号选择出来，轴承选择分析：因此设计中的两根轴是支撑在轴承座撒谎能够的，由于安装时不可能绝对保证两头的轴承座的同轴度，因此轴承应优先选用1000型滚动轴承。该轴承能够自动调心，允许内圈（轴）相对外圈（外壳）在倾斜2-3的条件下工作。又由前面计算知，卷筒舟6最小距离为45 mm，而卷筒轴最小直径处（即轴端）是与轴承配合的，故可根据d卷筒轴来选择轴承的尺寸，查文献(4)表15-4，由d=45mm决定选择1209型双列向心球轴承的尺寸，由表15-4轴承内径为45 mm宽度为19 mm故此处初步决定把第三段轴径也设为45 mm，这样方便轴承的选择，即dm=45 mm。段长度的确定：依次段仅与轴承配合，故可取Lm=17 mm，因为要在轴承方向上把轴承固定紧，此段轴的长度应比轴承宽度小（2-3）mm，在此取2 mm，这也就是在第段轴的长度的设计加2 mm的原由，轴上面既然已经把轴承的型号和尺寸已经选择出来的，在此一起把轴承座及端盖、透盖一并选择出来，滚动轴承座的选取：根据轴承外径D=8 mm，可以选择GZ2-85轴承座，（查文献1第一版表19-42）。闷盖的选择：查表19-46，选择闷盖85X35（35闷盖和轴承座孔配合部分的长度）。透盖的选择：查表19-47，透盖选择DXdB=85x46x20 mm的。直径的确定：该段轴是与小齿轮配合，方便齿轮装拆，在此段设置过滤轴肩。取过滤肩高h=3.5mm，则段直径确定为dm=d+2h=45+3.5x2=52mm.段长度的确定：从轴承左端到透盖左端一段距离为：85/2-19/2+2+10=46mm透盖左端与小齿轮之间应留有一定的距离，初步确定为28 mm，小齿轮宽为58 mm。小赤磷左端轴段与卷筒相对应，由前计算可知，卷筒和长度为26 mm，卷筒长度为246 mm，卷筒左端有一端盖，选端宽度为15 mm，剩下一段即是从制动轮处(5) 绘制转矩图 转矩： (6) 绘制当量弯矩图为此应先计算当量弯矩，根据合成弯矩图可知，截面C为危险截面，则转矩产生的切应力，按脉动循环变化则(7) 校核轴的长度文献6 表10-1查得： 强度足够。 图4-1 小齿轮轴的受力分析4.2卷筒轴的设计(1)选择轴的材料，并确定许用应力由于该轴传递加功率不大，热切对其重量和尺寸无特素要求，故选用常用材料45号钢，正火处理。(2)拟定轴上的零件和装拆方案由传动示意图知，该轴上的零件有大齿轮，卷筒端盖，此处还有轴承，故初步确定卷筒端盖、卷筒、大齿轮、右轴承，依次由右端装配口拆卸，左轴承由右端装配口拆卸。(3)确定轴的各段直径和长度段直径的确定：因该段与轴承配合，故确定其直径为45mm。段长度的确定：右轴承与大齿轮之间用一套对其进行定位和固定，处选套筒长度为62mm，该段轴长度为L1=2+62+19+2=85mm段长度的确定：该段轴长度66mm，大齿轮矩（2-3）mm即可故取L=66-2=64 mm。段直径的确定：为了固定轴承，适当增大轴径，处取段轴径为50 mm。段长度的确定：卷筒长度为246 mm，减去大齿轮毂宽度的一半，再减去卷筒端盖与轴配合处宽度的一半，即为该段候的长度，卷筒杜鹃呆与轴配合处的宽度应与大齿轮论 宽度差不多，取为68 mm，故取Lm=246-33-34=179 mm段直径的确定：此段轴与卷筒配合，dm=45 mm段直径与大齿轮处轴径相等，即d=55 mm段长度的确定：取该段轴的长度与卷筒处长度相等，即L=68 mm段直径的确定：该段轴为一轴环，轴环设立是为了卷筒端盖的固定，轴高度h=(0.07-0.1)d取h=0.07则h=0.07d=3.85 mm圆整取h=4 mm则d=55+2h=55+2x4=63 mm轴环的宽度b=1.4h=1.4x4=5.6 mm,圆整b=6 mm,即该段轴的长度为6 mm。段轴径的确定：该段轴不与其他零件配合，且第段为一轴环，故可取d=55 mm,这样左端还可以对轴承起定位和固定作用，不再选用其他零件对轴承进行固定了所以取d=55 mm。段长度的确定：小齿轮轴与该段轴相对应的是制动器，由选取的制动器数据知，制动器的最宽处是185 mm，即L=185 mm。段轴径的确定：该段与轴承的配合，故取d=45 mm,其长度为19+2=21 mm，即L=21 mm。根据以上计算的各段轴的直径和长度，绘制出轴的结构草图，如图7-2可得： L卷筒轴总= L1 +L+L+ L+L(4)按弯矩组合强度校核轴的强度绘制出轴的计算简图（见图4-2）绘制钱锤面弯矩图A 画铅垂面受力图，计算铅垂面支反力大齿轮圆周力 径向力对A点取矩，由对B点取矩，由B 画铅垂面弯矩图计算弯矩图值：截面C右侧弯矩：截面C左侧弯矩：绘制水平弯矩图a 画出水平受力图，计算不平支反力对A点取矩，由：对B点取矩，由：b 画出水平弯矩 计算截面C处弯矩图值： 截面C处右侧弯矩： 截面C处左侧弯矩： 绘制合成弯矩图计算合成弯矩值：绘制当量弯矩图根据合成弯矩图可知，截面C为危险截面此处切应力按脉动循环变化，故取则 绘制转矩图转矩： 校核轴的强度 故强度足够。图4-2 卷筒轴的受力图第5章 机架的设计机架在一台机器的总质量中占有很大的比例，同时在很大程度上影响的工作精度及抗振性能。机架设计的一般准则：1. 一般的机架零件都应有足够的刚度和强度，在满足刚度和强度的前提下，机架的质量应要求小、成本低。2. 受压结构及受压弯结构的机架应有足够的稳定性，高速机器的机架零件还应有足够的振动稳定性。3. 内应力及温度变化引起的结构变形应力最小。4. 结构设计合理，具有良好的工艺性，便于铸造，焊接和机构加工。5. 带有导轨的机架要求导轨面受力合理，耐磨性良好。6. 结构力求便于安装与调整，方便修理和更换零部件。7. 形状简单，造型美观。焊接机架具有制造周期性短，重量轻和成本低等优点，故此吊车的机架选用焊接机架，可用槽钢和角钢焊接而成，其具体结构尺寸见总装配图。第6 章 起重机的稳定问题对于移式起重机，为安全起见，还要进行稳定计算，也就是计算吊车在提升重物时，整个吊车装置和机架的重量，要使吊车保持稳定的力矩（又称抗倾力矩），一定要大于重物力矩（又称倾复力矩）。通常前者约大于后者1.4倍才算是稳定。即稳定条件：抗倾力矩/倾覆力矩1.4此吊车设计中属于倾复的力矩：提升的最大重量G，伸臂杆的重量G和支撑杆的重量G2，当这些力要使吊车倾复时，均是以上前轮作为支点向前倾倒的。要求出这个总的倾复力矩，就是分别求出这倾复力对于前轮之矩，然后相加，即：M前轮=GL+G1L1+G2L2式中，L、L1、L2分别是这些倾复力的作用线（通过重心）到前轮的距离，即力臂之长。属于抗倾的力有：卷筒装置（即卷筒轴系）的重量W，制动装置（包括小齿轮轴承）的重量 W2，电动机装置（包括小带轮）的重量W3以及整个机架的重量W，这些重量均需现场称出。要求出总的