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楼房用微型吊车的设计10张CAD图,楼房,微型,吊车,设计,10,CAD
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楼房用微型吊车的设计摘要本课题的目的就是设计一微型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，确定一些其它的标准零部件。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：微型吊车;设计计算;结构设计40AbstractThe purpose of this project is to design miniature crane to replace the human handling of heavy weights. The working principle of the cable car is: by the motor via a pulley drive and gear drive off, the movement and momentum to the drum, and then through the rope and pulleys to raise heavy objects group. Conditions through the parameters of the task book, design and calculation of relevant data, select the type and model of wire rope, and then calculated the diameter of the drum and pulley, to identify a number of other parts of the standards. Carried out on the basis of gear design and calculation, to complete its structural design, primarily include the completion of the design of the shaft to determine the structure of the pulley, the gear structure of the drum structure, block structure, under and the supporting bar of the structure, rendering a total mapping of the crane assembly, brake drum round of devices and device structure, the completion of the work of some parts of the design plans.Keyword: miniature crane; Calculation; Structural Design目录摘要1ABSTRACT2目录3第 1 章 绪论61.1 吊车的历史61.2 吊车国内外的研究现状61.3 吊车的发展趋势7第 2 章 工作机构的设计92.1 钢丝绳的选择92.1.1 钢丝绳的种类92.1.2 钢丝绳的型号102.1.3 钢丝绳直径的选择102.2 卷筒和滑轮直径的选择11第 3 章 传动装置的设计和计123.1 计算卷筒的功率123.2 计算卷筒的转速123.3 电动机的选择123.3.1 电动机类型的选择123.3.2 电动机转速的选择133.3.3 电动机功率的选择133.4 计算总传动比143.5 确定传动方案，画出传动示意图143.6 分配传动比153.7 计算效率,验算电动机的功率153.8 计算各轴的转速、功率和转矩163.9 制动器的选择183.10 传动机构的设计和计算183.10.1 带传动193.10.2 齿轮传动223.11 画出总体结构方案图23第 4 章 结构设计244.1 初算各轴的最小直径244.2 带轮的结构244.3 齿轮的结构254.4 卷筒的结构264.5 滑轮的结构274.6 升臂杆和支撑杆的结构274.6.1 升臂杆和支撑杆的尺寸274.6.2 根据强度条件、决定升臂杆的材料和断面尺寸284.6.3 根据强度条件，决定支撑杆的材料和断面尺寸314.7 画制动轮装置和卷同装置的结构图324.8 绘制吊车的总装配图334.9 拆画重要零件图33第 5 章 设计小结345.1 结论345.2 设计心得34参考文献36致 谢37附录一38附录二51第 1 章 绪论1.1 研究的目的和意义：起重机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，又称吊车。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、沿墙壁运行的壁行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，起重设备就孕育而出。吊车作为起重设备的一种，它具有操作简单、易于移动、使用灵活方便、适应性强等优点，简易吊车由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，再通过钢丝绳和滑轮组提升重物。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。1.2 国内外的发展现状分析及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方法，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，创造性地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：（1） 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试验研究；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、CAD/CAE 设计等现代设计方法。（2） 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 CAD 早已普及，三维设计已推广。电气设计采用 ED等先进设计手段，引入定子调压和变频调速，PLC 参与系统控制，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，极大地推进了创新设计的进程，并且利用系统论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。 2 工作机构的设计 这里的工作机构是指吊车的起升机构，即包括卷筒、滑轮和钢丝绳。1.3 本课题研究内容本课题设计通过对小型吊车的运行机构部分的总体设计计算。设计一辆小型吊车， 能应用于安装、维修、运输、建筑等方面。完成总装图和规定的零部件图，并写出设计 说明书。要求方案可行、结构合理、经济实用，并满足给定的设计技术条件。1载荷： 700kg；2. 吊钩最大高度：2m；3. 整车重量：200kg；4升降速度：0.25 m/s；5、采用电动，一人即可操作；6. 车体移动、转向灵活；7. 起吊工作中可自由停顿并能适当的调节速度；8. 保证操作安全、方便。第 2 章 工作机构的设计这里的工作机构是指吊车的起升机构，即包括钢丝绳,卷筒和滑轮。2.1 钢丝绳的选择2.1.1 钢丝绳的种类钢丝绳又叫钢索，是用优质高强度碳素钢丝制成的。钢丝绳拉力强度高，耐磨损，是起重工作中最常用的绳索之一。它的种类有很多：（1） 按钢丝绳绳股数量的不同可分为单股和多股。单股钢丝绳刚性较大， 不易挠曲。多股钢丝绳是先由钢丝拧成股，再由股拧成绳，随着股数的增加，股内的钢丝愈细愈多，加上中间有个柔软的芯子，挠曲性也就愈好。这种钢丝绳可以通过直径较小的滑轮或卷筒工作。在其重机械中，以六股和八股的钢丝绳应用较多。（2） 按钢丝绳绳芯材料的不同可分为纤维芯（如用剑麻、棉纱等制成）、石棉芯和金属芯三种。它们各有其优缺点：用油浸的纤维芯钢丝绳，比较柔软， 容易弯曲，绳芯中含油较多，能润滑钢丝并能起到防止锈蚀的作用，但不能在较高的温度下工作，不能承受横向重压（如在卷筒上缠绕多层钢索）。用石棉芯的钢丝绳，除了比较柔软，容易弯曲外，还可适应在较高温度下工作，但是也不能承受横向重压。金属芯钢丝绳，强度较大，能承受横向重压，并可在较高温度下工作，但是钢丝绳太硬，不易弯曲。（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。在钢丝绳中，钢丝搓捻方向和钢丝股搓捻方向一致的称为同向捻，不一致的称为交互捻。相邻两股钢丝的捻向相反，则称为混合捻。同向捻钢丝绳表面平整，比较柔软，易于弯曲。它与滑轮槽接触面积大，单位面积的压力小，磨损也小，比交互捻钢丝绳耐用。但由于绳股与钢丝都以相同方向扭转一定角度，使钢丝绳在受力后具有一个反向回捻的趋势，吊重物时会使重物旋转。其次，同向捻钢丝绳还易于扭结、纠缠，给工作带来不便，故一般只用于拖拉绳和牵引装置上，不宜用于起重机和滑轮组的吊装工作。交互捻钢丝绳性能与同向捻钢丝绳相反，虽然耐用程度较差，但使用比较方便，故多用于起重机和滑轮组上的吊装工作。综上所述，此例决定采用纤维芯的交互捻钢丝绳。2.1.2 钢丝绳的型号国产标准钢丝绳品种型号较多，按抗拉强度分为 140 公斤/ 毫米2 、155 公斤/ 毫米2 、170 公斤/ 毫米2 、185 公斤/ 毫米2 、200 公斤/ 毫米2 五个等级。标记示范为：185 / 237+11-185-I- -GB1102- - 7437d=112.1.3 钢丝绳的直径选择根据经验公式：P最大 S P破（1）式中P最大 单根钢丝绳的最大工作拉力，N；P破 钢丝绳的破断拉力总和，N；S 钢丝绳安全系数。已知 G=750 公斤，图 1 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P最大= G / 2 gh式中h滑轮组的效率（因摩擦力所产生的损失），一般为 94%，即h=0.94滑轮组受力情况则P最大= 750 / 2 9.8 3910N 0.94也就是说，需要大约 3910N 的力才能提升 750 公斤的重物。再查得安全系数 S=5P最大 S = 3910 5 = 19550N按表 21-1 查得，此钢丝绳的标记为：钢丝绳 6*37+6.2-140-光-右交 GB1102-74图 1 .钢丝受力图2.2 卷筒和滑轮的选择卷筒在吊车中起到省力的作用。在此简易吊车中，运用了一组简单的滑轮组装置：一个定滑轮和一个动滑轮。动滑轮可以省一半的力，而定滑轮可以改变力的方向。而当他们同时使用时，既可以省力，又可以改变力的方向。人民经过长期的实践，对于卷筒和滑轮直径的计算，现已总结成了经验公式：D (e -1)d（2）式中D卷筒和滑轮的名义直径，即槽底直径，毫米；d钢丝绳直径，即绳的外接圆直径，毫米；e由钢丝绳用途和工作类型决定的系数。现已知 d=6.2 毫米，由冶金工业出版社出版的机械零件设计手册第二版中册表 24-7 查得，属于轻级的，取 e=16，则D (16 -1) 6.2 = 93毫米取滑轮的直径 D滑 = 120毫米。考虑到提升速度和传动比的要求，取卷筒的直径为 D卷 = 200毫米。第 3 章 传动装置的设计和计算手动绞车是以人力做动力，但对于起重量大的起重机械，人的力量是有限的， 且效率很低，于是就出现了机动绞车，它的动力一般是电动机。要设计这种机动绞车，就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。3.1 计算卷筒的功率N卷=PV（3）式中P卷筒钢丝绳的拉力，此例为 P最大 =3910N；u卷筒钢丝绳的线速度，此例为吊钩运动速度的 2 倍u=046米/秒。则N卷=3910 0.46KW=1.8KW3.2 计算卷筒的转速根据卷筒的速度为u= pD0n卷 米/ 秒，得到卷筒的转速为：60 1000卷n= 60 1000upD0转/ 分式中D0 卷筒的计算直径是指按钢丝绳横截面中心量得的直径，单位：毫米此例为 D0 = D卷 + d = 200 + 6.2 = 206.2毫米则n= 60 1000 0.46 42.6转/ 分卷3.14 206.23.3 电动机的选择3.3.1 电动机类型的选择电动机是已经系列化了的标准产品。在设计中，主要根据所需电动机的输出功率、工作条件及经济要求，从产品目录中选择其类型、结构形式、容量（功率） 和转速、并确定其型号。因为三相交流异步电动机（特别是鼠笼式感应电动机）具有结构简单，工作可靠，价格便宜和维护方便等优点，所以应用广泛。尤其在中小功率，无须调速而又长期带动稳定或变动载荷的设备中用得较多。在选择电动机的类型时，主要考虑的是：静载荷或惯性载荷的大小，工作机械长期连续工作还是重复短时工作，工作环境是否多灰尘或水土飞溅等方面。对于一般用途，无特殊要求的工作机械（如机床，鼓风机，水泵等）通常选用 J2 或 JO2 型电动机。对于灰尘较多或水土飞溅的地方（如磨粉机，碾米机， 农用机械，矿山机械等）则必须选用 JO2 型封闭自冷式电动机。对于起动载荷或惯性载荷较大的机械（如连续运输机械，压缩机，锤击机， 柱塞式泵等），则宜选用 JO3 或 JO2 型电动机。对于各种型式的起重机，牵引机和冶金机械设备等，必须选用 JZ，JZR 型起重及冶金用三相异步电动机。3.3.2 电动机转速的选择同一功率的异步电动机有每分钟转速为 3000，1500，1000，750 的几种。当工作机械（如鼓风机，压缩机等）转速较高时，一般选用同步转速为 3000 转/ 分的电动机较为经济。如果工作机械的转速太低（即传动装置的总传动比太大）， 将导致传动装置机构复杂，价格较高，所以需要全面考虑。在一般机械中 1500 和 1000 转/分的电动机用得最多。它们适应性大，供应普遍。同步转速为 750 转/分的电动机，只有要求低转速，在功率较大，起动次数频繁等情况下才使用。3.3.3 电动机功率的选择从类型来讲，此例宜选用 JZ 型三相异步电动机，因为这类电动机具有较高的机械强度及过载能力，能承受经常的机械冲击及振动，转动惯量小，过载能力大，适用于经常快速起动及机械制动的场合；从转速来讲，为了使传动装置不至于太复杂，电动机的转速不宜太高；从功率来讲，若考虑机械传动的总效率在h总 = 0.8 左右，则所需要电动机的功率为i总 = 19.6 。根据以上分析，查机械设计手册知，选择 JZ-11-6 型电动机，其额定功率 N电 =2.2 千瓦，满载转速n电 =837转/分。据以上选择所得的电动机型号查得相应的机座型号，从而可得相关的安装尺寸和电动机的尺寸参数，电动机选用 B3 式的机座，型号为 JZ-11-6，相关尺寸参数如下：A=190，B=140，C=70，D=28，E=60，F=8，G=24，H=112，K=12，AB=245，AC=230，AD=190，HD=265，L=400，单位为 mm。3.4 计算总传动比总i = n电 n卷= 83742.6 19.6（4）图 2电动机的安装及外形尺寸3.5 确定传动方案，画出传动示意图为了获得i总 = 19.6 的降速比，可以采用标准的两级圆柱齿轮减速器，按冶金工业出版社出版的机械零件设计手册第二版中册表 17-25 查得，比较接近的只有名义传动比为 20，减速器高速轴许用功率 N1 =2.68 千瓦，总中心距为 250 毫米，属于重型减速器。其标记为：画出传动示意图得到第一个传动方案，由于减速器的实际传动比为 20.17， 比要求的偏大，但又找不到其它更合适的减速器，因此决定自行设计一个传动装置的方案，由带传动和开式齿轮传动组成，其传动示意图如图 3 所示。3.6 分配传动比根据冶金工业出版社出版的机械设计自学入门表 19-2 推荐的各类传动机构单级传动比的范围，可将总传动比i总 =19.6 分配为i带 =4， i齿 =4.9 或i带 =3.4， i齿 =5.76，使齿轮的传动比稍大于带轮的传动比，这样可经济一些。一对啮合齿轮的传动比最好不是整数，这样有利齿轮均匀磨损。同时考虑到要增加小带轮的包角，最后决定采用第二组传动比。 图 3 传动示意图3.7 计算效率、验算电动机的功率推荐的各类传动机构效率和其它资料，可以得到：h带 =0.96 ，h齿 =0.94，h滚 0.99则h = h h h2= 0.96 0.94 0.992 0.88总带齿滚（5）因此hN= N卷 = 1.80 2.05千瓦（6）总电0.88这说明前面所选的电动机的功率是足够的。3.8 计算各轴的转速、功率和转矩已知 N电 =2.2 千瓦、n电 =837 转/分， i带 =3.4，i齿 =5.76，h带 =0.96，h齿 =0.94，h滚 =0.99，则各轴的转速为：电动机轴转速n1 = n电 = 837转/ 分小齿轮轴转速n2= n1 i带= 837 = 246.2转/ 分； 3.43卷筒轴转速n = n2 = 246.2 42.7转/ 分。i齿5.76各轴的功率为：电动机轴功率 N1 = N电 = 2.2千瓦小齿轮轴功率 N2 = N1 h带 = 2.2 0.96 2.1千瓦卷筒轴功率 N3 = N2 h滚 h齿 = 2.1 0.99 0.94 2千瓦N3 比卷筒实际所需要的功率 N卷 =1.8 千瓦要大一些，因此能保证正常工作。各轴的转矩为：吊车在起重时，卷筒的受力情况如图 3.3 所示，在钢丝绳最大拉力 P最大 的作用下产生的转矩为：M 卷筒= P最大 D02= 3910 206.2 = 403J 2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 扭大齿轮 大于 M 扭卷 ，才能提升起重物。而这个 F 力是由电动机的额定功率 N电 =2.2 千瓦传递来的，即电动机轴转矩M扭电= 9550 N 电n电= 9550 2.2837= 25.1J小齿轮轴转矩M 扭小齿 = M 扭电 i带 h带 = 25.1 3.4 0.96 81.93J卷筒轴转矩M 扭大齿轮 = M 扭小齿 i齿 h齿 h滚 = 81.93 5.76 0.94 0.99 439.2J计算结果表明，M 扭大齿轮 大于M 扭卷 ，能够使卷筒得到逆时针方向的转动，达到提升起重物的目的。现将以上计算所得数值列于下表，以备后面进行结构设计和计算时使用。图 4卷筒的受力分析表 1传动系统设计数据表电动机轴小齿轮轴卷筒轴传 动 比 i3.45.76转速 n,转/分837246.242.7功率 N，千瓦2.22转矩M 扭 ，J25.181.93439.23.9 制动器的选择此吊车是靠电动机的正反转来实现提升和卸下重物的。考虑到工作中的必要停止，应设有一个制动装置（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，并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物时的制动力矩要大于轴上的最大转矩的原则进行的。即M 制 K制 M 扭最大（7）式中K制 制动安全系数，见表 2。此例属于轻级工作类型，取K制 =1.5；M 扭最大 被制动轴的最大转矩，J,表 2制动安全系数工作类型K制轻级1.5中级1.75重级2特重级2.5那么被制动的轴要选哪一根好呢？本例中有三根轴，可有三个不同的方案。它们的优缺点比较，见表 3.3通过表 3.3 三种方案分析，决定采用第三种方案，即以小齿轮轴作为被制动的轴，此轴的转矩表 3.1 可以知道M 小齿 = 81.93J ，其制动力矩为：M 制 1.5 M 小齿 = 1.5 81.93 122.9J按冶金工业出版社出版的机械零件设计手册第二版中册表 24-44 查得， 可选用电磁闸瓦制动器 JWZ200。其产生的制动力矩，当负荷持续率为JC=25% 时，为M 制 =156.8J，正好大于 122.9J，完全能够达到制动的目的。这个制动器的标记为：JWZ-200 制动器 ZB112-62。3.10 传动机构的设计和计算3.10.1 带传动已知带所传递的名义功率 N电 =2.2 千瓦，参考冶金工业出版社出版的机械设计自学入门表 7-4，其具体计算步骤如下：选取工作情况系数 K工=1.3，则计算功率为： N计 = K工 N电 = 1.3 2.2 = 2.86千瓦根据 N计 =2.86 千瓦和n电 =837 转/分，查得为 A 型胶带；参考冶金工业出版社出版的机械设计自学入门表 7-3 和 7-6，选取小带轮直径为d1 =125 毫米；大带轮直径d2 = i带 d1 = 3.4 125 = 425毫米，符合标准值；验算带速度为u=pd1n1= 3.14 125 837 5.48米/ 秒，小于25米/ 秒，故合用；60 100060 1000表 3方案比较序方案优缺点号电动机转速高，转矩小，制动力矩也小，可选用小型电磁闸1瓦制动器，制动轮能和小带轮做成一体，但缺点是电动机轴悬重较大，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，会降低制动轮带面的摩擦系数，影响制动轮的寿命。卷筒轴转速低， 转矩大，制动力矩也大，高达 M 制 1.5 4484 6726 公斤厘米，要选用较大的电磁闸瓦制动器，所需的制动轮直径（400 毫米）和宽度（190 毫2米）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。续表 3序方案优缺点号3初定中心距a0小齿轮轴转速介于上面两者之间，位置也足够， 且布置均匀，结构紧凑。0.7(d1 + d2 ) a0 2(d1 + d2 )0.7(125 + 425) a0 2(125 + 425)385 a0 1100从结构上考虑，取a0 =800 毫米；三角胶带计算长度为p（d - d ）2L0计= 2a0 +(d1 + d2 ) + 21 24a0= 2 800 +3.14（425 -125）2(125 + 425) +24 800=1600+863.5+28.13=2491.63 毫米选取 A 型带相近的计算长度 L计 =2533 毫米，其内周长 L内 =2500 毫米； 实际中心距a应为：a=a + L计 - L0计 = 800 + 2533 - 2491.63 = 800 + 20.69 = 820.69毫米022验算小带轮包角a1a 180 - d2 - d1 57.3 = 180 - 425 -125 57.31a821= 180 - 20.9 = 159.1大于120 ，故合用计算三角胶带根数z.,当u=5.48 米/秒，A 型胶带小带轮直径d1 =125 毫米时，查得单根胶带所能传递的功率 N =0.95 千瓦；当a = 159.1 时，查得 K= 0.95 ；0再查得 K带长 = 1.09 从而得到z =N计=12.86包角 2.9N0 K包角 K带长取 z =3 根3.10.2 齿轮传动0.95 0.951.09首 先 确 定 齿 数 。 已 知 i齿 =5.7 ， 初 选Z1 =22 ， 则Z = i Z = 5.7 22 = 125,实际传动比i= Z2 = 125 5.68误差 0.35%，小于 4%12齿1齿22Z是允许的。再确定模数。已知Z1 =22， n2 =246.2 转/分， N2 =2.1 千瓦，若大，小齿轮选用材料为 45 号钢，调质处理。查冶金工业出版社出版的机械设计自学入门表 8-7 得当Z1 =22 时，齿形系数为 Y=0.270；再查表 8-6 得双向工作的许用弯曲11应力s/ = 15.2 80% = 12.16公斤/ 毫米2，Ys/ = 0.27 12.16 3.28公斤/ 毫米2 ， 取开式齿轮传动齿宽系数ym = 12 、载荷系数 K=1.4，计算模数为：m 1253KN2Zy s/ n1.4 2.1= 1253 22 12 3.28 246.21 m2= 125 0.024 3毫米（8）而按冶金工业出版社出版的机械设计自学入门图 8-24 查得 m=3.25 毫米， 为安全起见，决定取标准模数为 m=3.5 毫米。计算齿轮的几何尺寸如下：小齿轮分度圆直径d1 = mZ1 = 3.5 22 = 77毫米大齿轮分度圆直径d2 = mZ2 = 3.5125 = 437.5毫米小齿轮齿顶圆直径d顶1 = m（Z1 +2）= 3.5（22+2）= 84毫米大齿轮齿顶圆直径d顶2 = m（Z2 +2）= 3.5（125+2）= 444.5毫米 小齿轮齿根圆直径d根1 = m（Z1 -2.5）= 3.5（22-2.5）= 68.25毫米大齿轮齿根圆直径d根2 = m（Z2 -2.5）= 3.5（125-2.5）= 428.75毫米中心距a = 1 m(Z + Z ) = 1 3.5(22 +125) = 257.25毫米2122大、小齿轮齿宽 B =ym m = 12 3.5 = 42毫米。3.11 画出总体结构方案图总体结构方案图如图 5 所示图 5 总体结构方案图第 4 章 结构设计4.1 初算各轴的最小直径轴是组成机器的主要零件之一。一切作回转运动的传动零件（例如齿轮、蜗轮等），都必须安装在轴上才能进行运动及动力传递。因此轴的主要功用是支承回转零件及传递运动和动力。小齿轮轴的直径：该轴选用材料为 45 号钢，调质处理。由于小齿轮齿根到键槽底部的距离 e 2mt ,所以齿轮和轴得做成一体，叫做齿轮轴。卷筒轴的直径：该轴选用材料为 45 号钢，调质处理，取 A=12。则N3nd3 A33= 123242.7= 12 0.36 4.3厘米取标准直径为d3 =45 毫米。4.2 带轮的结构已知选用 A 型胶带，查冶金工业出版社出版的机械设计自学入门中表7-10 计算得： ha min =3.5 毫米dmin =7.5 毫米hf min =12 毫米e = 19 0.4 毫米f =12.5 毫米j = 34bd =14 毫米；0轮槽数 z =3;轮宽 B= (z -1)e + 2 f= (3 -1) 19 + 2 12.5 = 63 毫米；外径d顶1 = d1 + 2ha min = 125 + 2 3.5 = 132 毫米；孔径 d 等于电动机轴直径，查得 JZ-11-6 型电动机轴直径d轴 =35 毫米； 带轮材料选为 HT20-40 灰铸铁；带轮结构型式查得为实心轮。当大带轮计算直径d2 =425 毫米时，ha min ， dmin ，hf min ， e ，f ，j0 ， bd ,z,B等，都和小带轮一样；外径d顶2 = d2 + 2ha min = 425 + 2 3.5 = 432 毫米；孔径 d 等于和它装配的轴头直径，由前面计算得。应为 28 毫米，因带轮较大，而孔径较小，结构上不相称，故取d轴 =38 毫米；大带轮材料也选 HT20-40 灰铸铁； 大带轮结构型式查得为四椭圆轮辐；轮缘内径d缘 = d2 - （2 hf min +dmin）= 425 - 2 (12 + 7.5) = 386 毫米；轮毂外径d毂 =（1.82）d轴 =（1.82） 38=68.476，取d毂 = 76 毫米；轮毂宽度 L =（1.52）d轴 =（1.52） 38=5776，取L = 70 毫米；对于四椭圆轮辐的带轮，h1 = 1823N 毫米（9）n式中N 胶带所传递的功率，此例 N2 =2.1 千瓦； n 带轮的转速，此例n2 =246.2 转/分。2.1代入上式得到：Nh1 = 1823 n= 1823= 182 0.204 37 毫米； 246.2然后计算得到：h2 = 0.8h1 = 0.8 37 = 29.6毫米b1 = 0.4h1 = 0.4 37 = 14.8毫米b2 = 0.3h1 = 0.3 37 = 11.1毫米f1 = 0.2h1 = 0.2 37 = 7.4毫米f2 = 0.16h1 = 0.16 37 = 5.92毫米4.3 齿轮的结构小齿轮，由于d顶1 160 毫米，做成实心结构，材料用 45 号钢，正火处理。大齿轮，由于 160 毫米d顶2500 毫米，做成腹板式结构，材料用 45 号钢，正火处理。d=（2.54）m=（2.54） 3.5=8.7514，取d=12毫米 轮缘内径d缘 = d根2 - 2d0 = 428.75 - 2 12 = 404.75，取d缘 = 405毫米齿轮孔径 d 等于与其相配的轴径，由轴的结构设计决定，现确定d轴 =55 毫米；轮缘外径d毂 = 1.6d轴 = 1.6 55 = 88毫米轮缘宽度 L = (1.2 1.5)d轴 =（1.21.5） 55=6682.5，取L=66毫米辐板厚度C = 0.2B = 0.2 42 = 8.4,去C = 10毫米。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卷体组装，不能按一般的经验公式计算，只好初步确定孔数为八个，孔径d0 = 30毫米 孔的圆周定位尺寸至少要大于卷筒挡板的直径，故确定为 355 毫米。4.4 卷筒的结构通常采用圆柱形卷筒，可以做成整体铸造的、焊接的或组合的三种型式。焊接卷筒与铸造卷筒相比，能减轻重量 30%40%，特别是单件生产时，用焊接卷筒可不用木模，还能降低成本。此例采用组合卷筒，沿卷筒轴向联接的结构。在大多数情况下，钢丝绳在卷筒上只绕一层。为了引导绳索，以免钢丝绳缠绕时互相摩擦，卷筒的表面做成螺旋槽面。只有用手驱动的卷筒或因结构上的原因，而必须用多层缠绕时才允许用光面卷筒。卷筒的绳槽面如图所示。其几何尺寸可参照冶金工业出版社出版的机械零件设计手册第二版中册表 24-19 进行设计计算。此例，d=6.2 毫米， D卷 =200 毫米， D0 =206.2 毫米，h=2.5 毫米，p=8 毫米，R=4 毫米，r=0.5 毫米。由于此吊车要求不高，为简化工艺也可做成光面卷筒。工作时，钢丝绳在卷筒表面的偏斜角不能太大，否则缠绕的钢丝绳将发生疏密不均或乱扣的现象。为此，当钢丝绳绕到卷筒两侧时，对于光面卷筒偏斜角不得大于130/ ，即Ltga= 2 0.025 ，A也就是卷筒前面安装的第一个转向滑轮中心线到卷筒中心线的距离 A 要大于卷筒长度 L 的 5 倍。L = L0 + 2L1 + L2式中L0 卷筒上有螺旋槽部分的有效长度，毫米；0L = H最大 PpD0（10）H最大 最大提升高度， H最大 =2500 毫米； P 卷筒绳槽节距， P =8 毫米；L1 卷筒端部无绳槽部分的长度，可有结构需要决定 L1 =59 毫米；L2 附加长度，包括固定钢丝绳所需要的长度和为减少钢丝绳末端在卷筒上固定处（接头）的作用力的必要长度。 L2 =81 毫米。将具体数据代入上式。得到：L = H最大 P + L + L =2500 8 +118 + 81 230毫米pD0123.14 206.2卷筒的壁厚按下列公式确定：铸造卷筒d= 0.02D卷 +（610）mm焊接卷筒d= d毫米此例确定为铸造卷筒，d= 0.02 200 + 8 = 12毫米钢丝绳末端在卷筒上的固定要求牢固可靠，便于装拆，检查。其中最常用的方法是用压板和螺栓进行固接。考虑到卷筒一端和大齿轮作轴向联接，另一端和端盖作轴向联接，故把卷筒设计成所示结构形式，其材料为 ZG354.5 滑轮的结构此例做成实体轮。D滑 滑轮的名义直径， D滑 =120 毫米；D0 滑轮的计算直径是指从钢丝绳横截面中心量得的直径，D0 = D滑 + d = 120 + 6.2 = 126.2毫米a滑轮的绳槽角，一般为a= 30 50 。4.6 升臂杆和支撑杆的结构4.6.1 升臂杆和支撑杆的尺寸如图 4.1 所示，由于起升最大高度 H最大 = 2500毫米，再考虑活动滑轮装置对起升高度的影响，估计升臂杆顶端离地面的高度约为 3230 毫米，若升臂杆的倾斜角为60 ，则在直角三角形 ACM 中，sin 60 = CMAC（11）AC =CMsin 60= 30300.866 3499 ，取 AC=3500 毫米。这个长度，经校核，也使 A 超过卷筒长度的五倍以上。支撑杆的顶端 B 点约位于 AC 的 2/3 处，现取 AB=2250 毫米，图中20 为 BA、BD 的投影角度，即 BA 与 BN 夹角。在D ABN 中，可利用正弦定理求出：ANB = 180 - (A + B) = 180 - (60 + 20 ) = 100- BN =ABsin100 sin 60 =22500.9848 0.866 1978.57毫米图 6 求升臂杆、支撑杆的长度在直角三角形 B1 D1 N1 中，B D = B E =B1 N1= 1978.57 2048.42毫米1 11 1cos150.9659圆整后取 B1D1 = B1E1 = 2050毫米。4.6.2 根据强度条件、决定升臂杆的材料和断面尺寸根据力学常识，由图 4.2 可以分析出升臂杆的受力情况。这里为分析问题的方便，我们将升臂杆放平画出，A 点和 B 点画成固定支座，如图所示。此处的升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，已知的有 G、P最大 ，若取 XOY 直角坐标系，就可以利用平衡条件。求出杆件 A 点和 B 点的支反力。为了求 Fb ，可设各力对 A 点的力矩之和为零，见图 7即：G l1 - P最大 l2 - Fb l3 = 0图 7 升臂杆的受力分析图 8求力 Fb式中l1 、l2 、l3 为 A 点到 G、 P最大 、 Fb 各力作用线的距离，也就是力臂之长。1l = AC sin 30 = 3500 0.5 = 1750毫米2l = AC sin 7 = 3500 0.12185 426.5毫米3l = AB sin 20 = 2250 0.342 = 769.5毫米所以得到 750*9.8*1750-399*9.8*426.5- Fb *769.5=0F = 1312500 - 170173.5 * 9.8 14548.1Nb769.5现按 XOY 直角坐标系，将各力分解为 X 和 Y 坐标的分力，得到：Fbx = Fb cos 20 = 14548.1 0.94 = 13675.214N;Fby= Fb sin 20 = 14548.1 0.342 4975.4502N;Gx = G cos 30 = 7350 0.866 6365.1N;。GY = G sin 30 = 7350 0.5 = 3675N;PX = P最大 cos 7 = 3910.2 0.9925 3880.8735NPY = P最大 sin 7 = 3910.2 0.1219 476.65N根据 X 方向分力的和为零的平衡条件，可得：GXFaX- FbX= FbX+ FaX- GX+ PX- PX= 0= 13675.214 - 6365.1 - 3880.8735 = 3429.2405N根据 Y 方向分力的和为零的平衡条件，可得：- GY + PY + FbY + FaY = 0FaY= GY - PY - FbY= 3675 - 476.65 - 4975.4502 = -1777.1N负号说明 Fay 与图上假设的方向相反。从图 4.3 可以看出，升臂杆 AC 在外力作用下，将同时承受拉压、剪切和弯矩，但是以弯矩为主。其最大弯矩及相应的截面位置，根据材料力学相关知识可知，最大弯矩在 B 之座处：M 弯最大 =（GY - PY） BC = (3675 - 476.65) (3500 - 2250) = 3998N m若升臂杆选用热扎方钢，其材料为 A3，参考冶金工业出版社出版的机械设计自学入门表 2-5，查得许用弯曲应力s = 1500公斤/ 厘米2 ，考虑到提升重物开始和停止的瞬间有冲击载荷， 应适当降低许用弯曲应力， 现取s = 1000公斤/ 厘米2 ，根据强度条件o= M 弯最大 s （12）W最大弯弯式中W弯抗弯断面系数， 厘米3 ，与断面形状和中性轴的位置a3有关。对于热方钢，若边长为a ,则W弯 = 6 。所以W弯 M 弯最大 = 40800 = 40.8厘米3 s弯1000a3 40.8 6 244.8a 6.26厘米按冶金工业出版社出版的机械零件设计手册第二版上册表 2-22，选取边长a =65 毫米，长度为 3550 毫米的热扎方钢。4.6.3 根据强度条件，决定支撑杆的材料和断面尺寸由于支撑杆受到一个与 F 大小相等，方向相反的作用力 F / 作用，利用平行bb四边形法则，将 F / 分解为相等的 F / 和 F / 两个力，即两个支撑杆受到两个相等bde的压力。已知二支撑杆的夹角为30 ，根据余弦定理得到：bdedeF / 2 = F / 2 + F / 2 - 2F / F / cos150de因F / = F /则bdddddF / 2 = 2F / 2 - 2F / 2 cos150 = 2F / 2 (1- cos150 ) = 2(1- 0.87)F / 2 = 3.74F / 2F / 2F / 2 = b d3.74dbF / =F / = 0.52 1484.5 9.8 7565N若选支撑杆为热扎方钢，其材料为 A3 许用压力应按冶金工业出版社出版的压机械设计自学入门表 2-2，选取，则s = 1600公斤/ 厘米2 。根据强度条件公式o= P 压 s （13）压最大A压式中A钢材的横截面积， 厘米2 。对于方钢，其边长为 a ，则A= a2 。PP /772因此，A 压= d = 0.4825s压 s压1600所以a 0.69厘米按冶金工业出版社出版的机械零件设计手册第二版上册表 2-22 查得， 只要选取a =7 毫米的热扎方钢，就能承受得起 772 公斤的压力。与此同时，支撑杆还受到一个与 F 大小相等、方向相反的作用力 F / 。它将由 BD、BE 两个支撑杆分担，各为by/Fby/2by，是两个杆的弯矩力，两个杆相当于悬臂梁，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 Fby1 1力作用线的距离 DK（或 EK）。在直角三角形 B1D1K 中。DK=EK= B D cos 20 ，即F /507.7 9.8-M= bY B D cos 20 = 2050 0.94 10 3 = 4794N m弯最大21 12弯若已知 A3 钢的许用弯曲应力s = 1000公斤/ 厘米2 ，根据弯曲强度条件公式o= M 弯最大 s W最大弯弯则W M 弯 最 大 = 489169 48.9169 s弯1000弯a3 48.9169 6 293.5014a 6.65厘米按冶金工业出版社出版的机械零件设计手册第二版上册表 2-22 查得， 选取边长a =68 毫米，长为 2050 毫米的热扎方钢。从以上计算可以看出，这两根支撑杆只要承受弯矩力，只要弯曲强度足够，压缩强度是不成问题的。4.7 画制动轮装置和卷同装置的结构图在已知制动轮、卷筒、齿轮、带轮的结构尺寸和轴的最小直径的前提下， 就可以进行制动装置和卷筒装置的结构设计和画图工作。它涉及到轴承的选择和轴的结构设计。本例中的两根轴是支承在轴承座上，由于安装时不可能绝对保证两头的轴承座的同轴性，因此轴承宜选用 1000 型滚动轴承。按冶金工业出版社出版的机械零件设计手册第一版表 19-9 查得，可选择 1209 型双列向心球面轴承。再根据它的外径 D=85 毫米，按该手册表 19-42 选择 GZ-85 轴承座，按表 19-46 选择闷盖85 35 ,按该手册表 24-9 选择螺纹联接部分尺寸为M14 1.5 的旋盖式油杯。透盖有标准可查，根据轴承座孔径和透盖孔的轴径选取。4.8 绘制吊车的总装配图机架都是钢结构的，可用槽钢和角钢焊接而成，在画总装图时，还要考虑带的张紧方式，此例是用螺栓来调节电动机的位置。4.9 拆画重要零件图为了便于制造，必须根据总装图和部件装配图，来拆画重要零件图。如大齿轮、大带轮、小齿轮轴、卷筒轴，制动轮等零件。第 5 章 设计小结5.1 小结本次设计的主题为简易吊车，在很多任务厂的车间中经常会用到的一种简易小车，用于起吊、搬运一些小型的机械设备。此简易吊车主要由减速器、吊挂系统和带轮传动构成。该简易吊车的工作原理是：带轮将发动机的动能传递到齿轮在传动到齿轮上，最终带动卷筒旋转，拉动钢丝绳克服重物的重力使重物垂直上升，达到起升物体的目的。在设计之初，我们利用已知的数据条件，对传动方案的选择，确定了总体结构方案和对相关参数的设计计算,其中包括选择合适的传动方案和对吊车各个零件的设计计算以及校核。在根据计算和查得的数据和尺寸，画出简易吊车的总装配图，在对一些主要的零件进行拆画，如制动器，绘制零件图。我们设计都是以已知条件作为基础，严格按照要求计算和查阅相关资料，可以保证其的准确性。但百密难有一疏，在工作中难免会出现差错，而且实际操作的环境比较复杂，各零件的工作状态不知，而且由于时间有限，
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