2吨电动葫芦毕业设计论文

1、2吨电动葫芦设计及卷筒参数化设计图0.1 CD电动葫芦电动葫芦构造电动葫芦是一种采用常规方法设计的起重设备，它的技术并不是很复杂。以前的电动葫芦没有充分发挥其产品性能，是因为设计是被落后的设计思想所影响，而设计中的失误又造成极为严重的损失。一般说来，产品通常可以通过一定措施补救、修复或避免使用不当或制造中的质量问题。1 传动方案本次设计的起重机本着结构紧凑，灵活的原则。首先，起重机分为减速箱，卷扬筒装配，电机三个部分。其中电机输出转速，通过联轴器与轴I连接，轴I上的齿轮I再将转速传递给在轴II上的齿轮II，同轴上的齿轮III再将转速传递给轴III上的齿轮IV，与齿轮IV同轴的齿轮V再将转速传递

2、给通过花毽联接在空心轴（轴IV）上的齿轮VI，同时空心轴的另一头通过花毽链接在卷扬筒上，卷扬筒转动。此结构紧凑，简单，并且能够实现。1.1 电动葫芦技术要求（1）负载2吨;（2）起升速度8米/分;（3）起升高度12米;（4）移动速度20米/秒1.2 钢丝绳的选择由参考文献3P8-6表（8.1-5），选用圆股钢丝绳(6x37)，GB/T8919-1996根据设计需要选用直径11mm，光面钢丝，右向捻。由参考文献6x37S+FC 如图所示 根据设计要求，起重重量为2T吊钩上使用一个动滑轮，因此滑轮倍率:a=2钢丝绳的最大拉力为查参考文献3P8-6(8.1-5)选用钢丝绳的型号为:6x37-11-1

3、55-1，右向捻。由参考文献3P8-41表(8.1-52),选用C型卷筒结构 （GB/T9006.2-1999）图1.3卷筒结构示意图根据参考文献3P8-38，表(8.1-47) 卷筒上有螺旋槽部分长L0卷筒长度：选用单层单联卷筒由于起升速度为8m/min，且是单滑轮吊钩，所以钢丝绳在卷筒上的线速度为16m/min。取卷筒直径，则卷筒转速（1.1）卷筒壁厚卷筒壁的压应力验算:（1.2） <对于HT200,查参考文献7表4-5得=1000; 故强度足够。根据参观起重机厂的调查与了解，电动机大部分采用ZD型电机。这种电动机被广泛应用在大型机床、卷扬机、起重设备等需要广泛调速，具有较大的过载能

4、力的场所，有较高的启动转矩和过载能力、较小的启动电流、较小的飞轮矩和足够的制动力矩、较高的机械强度。本次设计所选用的ZD系列电动机内部结构见图1.4。图1.4 ZD系列电动机内部结构1) 卷筒所需功率计算 本电动葫芦额定起升重量为2T，取安全系数，故卷筒起升所需最少功率如下（）2) 电动机输出功率由参考文献2p.7式（2-4）（）传动装置总效率为（）钢丝绳传动效率 ；滚动轴承的效率 ；圆柱斜齿轮传动的效率 ；联轴器的效率 ；故电动机输出功率为：由于接电持续率，故，取故电动机额定功率的选择：根据 ，故选取ZD131-4锥形转子电动机，额定输出功率为3kw，额定转速为1380转/分。1.5 传动比

5、分配电动机的转速；（1）理论总传动比 式中 （满载转速）（2）各级传动比的分配传动比： 2.第一级减速传动比： 传动比： 传动比： 1.6 减速箱各轴转速、转矩及传递功率 （1）各轴转速计算（）电机轴转速 轴I 转速 轴II转速 轴III转速 轴IV转速 （2）各轴输入输出功率计算轴I 输入功率 输出功率 轴II 输入功率 输出功率 轴III 输入功率 输出功率 轴IV 输入功率 输出功率 （3）各轴输入输出转矩计算（）电机轴输出转矩 轴I 输入转矩 输出转矩 轴II 输入转矩 输出转矩 轴III 输入转矩 输出转矩 轴IV 输入转矩 输出转矩 1.7 联轴器1.7.1 选型说明参考参考文献1

6、得知，联轴器对各种相对位移有无补偿能力（即能否在相对位移条件下保持连接的功能）可分两大类：一类为无补偿能力刚性联轴器，另外一类为有补偿能力挠性联轴器。挠性联轴器又可按有无弹性元件分为无弹性元件的挠性联轴器和有弹性元件的挠性联轴器。本次设计的电动葫芦卷扬筒为非封闭结构，所以会由于个别车间的具体情况（多尘，潮湿等）。所以本次所选用的是一种LB型高弹性联轴器，具有良好的减震缓冲和优越的轴间偏移补偿性能，适于潮湿、多尘、有冲击、振动、正反转多变和起动频繁的工作条件。并且由于弹性元件是一整体的轮胎体，拆装维修方便、不需润滑。综合以上的优点，本次设计所选用的联轴器有很强的泛用性，能基本适合各种不同车间的恶

7、劣情况。而且本次设计的减速器属于中小型减速器，并且轴的联接部分离支承点比较远，所以为了能够使传送平稳，必须使传送装置具有缓冲,吸振的特性，因此选此类高弹性联轴器。联轴器具体结构如图。图1.5 轮胎型橡胶联轴器2 各级传动2.1 齿轮传动2.1.1 第一级齿轮传动计算 r/min, ,1）设计准备（1）传递转矩 （2）齿面类型根据设计要求，取硬齿面传动（3）材料根据硬齿面传动，两齿轮均用40Cr制造 调质后齿面硬度 ：主动轮硬度HRC1=55 从动轮硬度 HRC2=50（4）齿数根据闭式硬齿面取高速级小齿轮齿数, 取（5）根据加工需要 选螺旋角（6） 齿宽系数 查参考文献1表10-7 按不对称布

8、置硬齿面，取（7）精度等级 估计齿轮圆周速度v及单位计算载荷均不大，初选8级精度（8）安全系数S 根据99%可靠度取：接触强度安全系数弯曲强度安全系数（9）寿命系数 根据工作要求，工作寿命4年（设每年工作250天），每天工作6小时预期寿命：齿面作用系数：=1小齿轮上应力变化次数大齿轮上应力变化次数查参考文献1图10-19 按、可得接触疲劳强度寿命系数查参考文献1图10-18按、可得弯曲疲劳强度寿命系数（10） 齿轮的疲劳强度极限 查参考文献1图10-21e按40Cr，HRC1=55 和HRC2=50 可得齿轮的接触疲劳强度极限=1210 MPa=1150 MPa查参考文献1图10-20d 按4

9、0Cr，HRC1=55和HRC2=50可得齿轮的弯曲疲劳强度极限=720 Mpa=715 Mpa（11） 齿轮的许用接触应力 （12） 齿轮的许用弯曲应力2）按齿面接触强度设计（2.1）（1） 公式内的各数值计算及确定, 查参考文献1图10-26 得：, 则 参考文献1表10-6， 得材料弹性影响系数 e.,由<，故 （2）计算 b及模数3） 修正设计（1）使用系数 由起重机具有轻微冲击，查参考文献1，表10-2，得 ：（2）动载系数 查参考文献1，图10-8，按8级精度并由得：（3）齿间载荷分配系数，查参考文献1，表10-3根据表面硬化斜齿轮8级精度：得：（4）齿向载荷分配系数，查参考

10、文献1，表10-4,按8级精度,硬齿面,斜齿轮非对称布置， =0.8,b=14.5， 计算得：根据 ，参考参考文献1（P195）图10-13查得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数：（5）载荷系数（6）计算实际载荷系数校正所算得的分度圆直径：4）计算模数按齿根弯曲强度设计：（2.2）（1）根据纵向重合系数<1，由参考文献1图1028查得螺旋角影响系数：（2）当量齿数 （3）齿形系数 按参考文献1，表10-5, 按,得： , 应力校正系数： , 计算：为同时满足两种强度的要求，取=2mm。分度圆直径来计算应有的齿数。 由 取 则 取595）几何尺寸计算（1）计算中心矩 （2）计算大小齿轮的分度圆

11、直径（3）计算齿轮宽度 圆整后 验算：按参考文献1图10-22a，按和v，应取精度等级8-7-7，与初选等级相符。此时，2.1.2 第二级齿轮传动计算,1）设计准备（1）传递转矩 （2）齿面类型根据设计要求，取硬齿面传动（3）材料根据硬齿面传动，两齿轮均用40Cr制造 调质后齿面硬度 ：主动轮硬度HRC3=55 从动轮硬度 HRC4=50（4）齿数根据闭式硬齿面取高速级小齿轮齿数, 取（5）根据加工需要 选螺旋角（6） 齿宽系数 查参考文献1表10-7 按不对称布置硬齿面，取（7）精度等级 估计齿轮圆周速度v及单位计算载荷均不大，初选8级精度（8）安全系数S 根据99%可靠度取：接触强度安全系

12、数弯曲强度安全系数（9）寿命系数 根据工作要求，工作寿命4年（设每年工作250天），每天工作6小时预期寿命：齿面作用系数：=1小齿轮上应力变化次数大齿轮上应力变化次数查参考文献1图10-19 按、可得接触疲劳强度寿命系数查参考文献1图10-18按、可得弯曲疲劳强度寿命系数（10） 齿轮的疲劳强度极限 查参考文献1图10-21e按40Cr，HRC3=55 和HRC4=50 可得齿轮的接触疲劳强度极限=1210 MPa=1150 MPa查参考文献1图10-20d 按40Cr，HRC3=55和HRC4=50可得齿轮的弯曲疲劳强度极限=720 Mpa=715 Mpa（11） 齿轮的许用接触应力 （12

13、） 齿轮的许用弯曲应力2）按齿面接触强度设计（1） 公式内的各数值计算及确定, 查参考文献1图10-26 得：, 则参考文献1表10-6， 得材料弹性影响系数 e.,由<，故 （2）计算 b及模数3） 修正设计（1）使用系数 由起重机具有轻微冲击，查参考文献1，表10-2，得 ：（2）动载系数 查参考文献1，图10-8，按8级精度并且得：（3）齿间载荷分配系数，查参考文献1，表10-3根据表面硬化斜齿轮8级精度：得：（4）齿向载荷分配系数，查参考文献1，表10-4,按8级精度,硬齿面,斜齿轮非对称布置， =0.8,b=22.82， 计算得：根据 ，参考参考文献1（P195）图10-13查

14、得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数：（5）载荷系数（6）计算实际载荷系数校正所算得的分度圆直径：4）计算模数按齿根弯曲强度设计：（1）根据纵向重合系数<1，由参考文献1图1028查得螺旋角影响系数：（2）当量齿数 （3）齿形系数 按参考文献1，表10-5, 按,得： , 应力校正系数： , 计算：为同时满足两种强度的要求，取=3mm。分度圆直径来计算应有的齿数。 由 取 则 取445）几何尺寸计算（1）计算中心矩 （2）计算大小齿轮的分度圆直径（3）计算齿轮宽度 圆整后 验算：按参考文献1图10-22a，按和v，应取精度等级8-7-7，与初选等级相符。此时，2.1.3 第三级齿轮传动计算,

15、1）设计准备（1）传递转矩（2）齿面类型根据设计要求，取硬齿面传动（3）材料根据硬齿面传动，两齿轮均用40Cr制造 调质后齿面硬度 ：主动轮硬度HRC5=55 从动轮硬度 HRC6=50（4）齿数根据闭式硬齿面取高速级小齿轮齿数, 取（5）根据加工需要 选螺旋角（6） 齿宽系数 查参考文献1表10-7 按不对称布置硬齿面，取（7）精度等级 估计齿轮圆周速度v及单位计算载荷均不大，初选8级精度（8）安全系数S 根据99%可靠度取：接触强度安全系数弯曲强度安全系数（9）寿命系数 根据工作要求，工作寿命4年（设每年工作250天），每天工作6小时预期寿命：齿面作用系数：=1小齿轮上应力变化次数大齿轮上

16、应力变化次数查参考文献1图10-19 按、可得接触疲劳强度寿命系数查参考文献1图10-18按、可得弯曲疲劳强度寿命系数（10） 齿轮的疲劳强度极限 查参考文献1图10-21e按40Cr，HRC5=55 和HRC6=50 可得齿轮的接触疲劳强度极限=1210 MPa=1150 MPa查参考文献1图10-20d 按40Cr，HRC5=55和HRC6=50可得齿轮的弯曲疲劳强度极限=720 Mpa=715 Mpa（11） 齿轮的许用接触应力 （12） 齿轮的许用弯曲应力2）按齿面接触强度设计（1） 公式内的各数值计算及确定, 查参考文献1图10-26 得：, 则 参考文献1表10-6， 得材料弹性影

17、响系数 e.,由<，故 （2）计算 b及模数3） 修正设计（1）使用系数 由起重机具有轻微冲击，查参考文献1，表10-2，得 ：（2）动载系数 查参考文献1，图10-8，按8级精度并得：（3）齿间载荷分配系数，查参考文献1，表10-3根据表面硬化斜齿轮8级精度：得：（4）齿向载荷分配系数，查参考文献1，表10-4,按8级精度,硬齿面,斜齿轮非对称布置， =0.8,b=32.58， 计算得：根据 ，参考参考文献1（P195）图10-13查得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数：（5）载荷系数（6）计算实际载荷系数校正所算得的分度圆直径：4）计算模数按齿根弯曲强度设计：（1）根据纵向重合系数<

18、;1，由参考文献1图1028查得螺旋角影响系数：（2）当量齿数 （3）齿形系数 按参考文献1，表10-5, 按,得： , 应力校正系数： , 计算：为同时满足两种强度的要求，取=4mm。分度圆直径来计算应有的齿数。 由 取 则 取5）几何尺寸计算（1）计算中心矩 （2）计算大小齿轮的分度圆直径（3）计算齿轮宽度 圆整后 验算如下。按参考文献1图10-22a，按和v，应取精度等级8-7-7，与初选等级相符。此时，2.2 各轴、齿轮参数整理表2.1 齿轮详细参数汇总表第一级第二级第二级齿轮(mm)2342020208°6'34"8°6'34"

19、8°6'34"(mm)145914441447(mm)(mm)(mm)(mm)171223183430旋向左旋右旋右旋左旋左旋右旋精度8882) 根据计算所得实际传动比，重新计算各轴实际参数（1）各轴转速计算电机轴转速 轴I 转速 轴II转速 轴III转速 轴IV转速 （2）各轴功率计算轴I 输入功率 输出功率 轴II 输入功率 输出功率 轴III 输入功率 输出功率 轴IV 输入功率 输出功率 （3）各轴转矩计算电机轴输出转矩 轴I 输入转矩 输出转矩 轴II 输入转矩 输出转矩 轴III 输入转矩 输出转矩 轴IV 输入转矩 输出转矩 表2.2 各轴转速、转矩及

20、功率汇总表项目电机轴轴I轴II轴III轴IV转速 r/m13801380输入功率 kw输出功率 kw3输入转矩 输出转矩 传动比 ; ; 3轴的结构设计3.1 轴I结构设计1）第一轴上的功率、转速、转矩分别为材料为40Cr调至处理，两端滚动轴承支承。2）确定轴的最小直径 由1P362表15-3， 取A 0 =112，由公式（15-2）得（3.1）由于考虑轴上需要套用花键，故轴径适当放大7%，得3）轴的各段长度设计图3.1 轴I简图 根据轴向定位与轴承安装要求确定轴的各段直径和长度。（1）L1段根据计算所得最小轴径，并根据GB/T276-1994选取合适轴承,所选轴承型号为6303,内圈直径为1

21、7mm，宽度为14mm，所 以取L1段直径d1=17mm，长度L1=14mm。（2）L2段为轴承定位轴肩，根据滚动轴承6303安装标准取d2=20mm，长度L2=4mm。（3）L3段为齿轮I，计算所得尺宽为25mm，齿顶圆直径为29.76mm。所以L3段直径d3=29.76mm，长度L3=25mm。（4）L4段根据所选的轴承6305，内径为25mm，与骨架油封B16307，基本内径mm，所以确定d4=25mm，由于轴I要与电机轴相连，考虑到卷筒的结构，所以取长度L=356mm。（5）L5段根据随选花键大径D=22mm，所以取d5=22mm，取长度为37mm。所以，轴I的最终长度定为356mm。

22、3.2 轴II结构设计(1) L1段上要安装轴承，根据轴承的型号，确定轴L1段的直径为25mm，长度为17mm。(2) L2段根据齿轮的安装尺寸来确定，齿轮的安装尺寸为26mm，所以轴段的长度定为26mm，直径根据轴承的安装尺寸，定为28mm。(3) L3段为齿轮轴的结合部分，此部分的尺寸为：齿顶园为44.64mm，齿宽为30mm。(4) L4段于L1段对称，也是安装轴承的轴段，直径为25mm，长度为17mm。(5) 其余各段为倒角部分，在L2与L3段之间的距离是因为制造齿轮轴时，为滚刀预留出的空间。(6) 综合以上的各个因素，所以这里决定将轴II的总长定为95mm。3.3 轴III结构设计(

23、1) L1段上需要安装轴承，所以L1段的尺寸为直径等于25mm，长度为17mm。(2) L2段为了在空间上与其他齿轮错开，以及根据轴承的安装尺寸，所以决定了该轴段的外形尺寸，该轴段长度为29mm，直径为35mm。(3) L3段根据齿轮的安装尺寸35.5mm，所以将该长度定为38mm，直径也与齿轮匹配，定为40mm。(4) L4段为齿轮轴，直径为67.77mm，长度为52mm。(5) L5段上安装轴承，直径定为35mm，长度为21mm。(6) 齿轮轴左右两边的余量均是为齿轮滚刀预留的尺寸。(7) 综上所述，遂将轴III的总长定为173mm。4 轴的强度校核4.1 轴I强度校核1）轴I受力情况分析

24、轴I传递的转矩：齿轮上的圆周力：齿轮上的径向力：齿轮上的轴向力 ：2）求支反力a.在水平平面内的支反力（h表示水平方向）由得 由得b.在垂直平面内的支反力（V表示垂直方向）由得由得3）作轴的载荷分析图由于齿轮作用力在C截面，作出最大合成弯矩 图4.1 轴I载荷分析图4）确定危险截面根据轴的结构尺寸及载荷分析图，截面C处受到的弯矩最大且有齿轮配合，故属于危险截面，下面对C截面进行强度校核。5）安全系数校核由于该减速机轴转动，弯矩引起对称循环的弯应力，转矩引起的为脉动循环的切应力。弯曲应力副为：（4.1）式中 抗弯截面系数由于是对称循环弯曲应力，故平均应力（4.2）式中： ； ，按配合，查得；故取

25、； ； 。切应力副为： 式中 ：（4.3）式中： ； ，按配合，故取； ； 。 平均应力折算系数，由表19.3-13查得，。 ，故轴I的C截面是安全的。经计算，其余轴均符合强度要求，所以以下省略其余各轴计算过程。5 键联接工作能力验算轴键尺寸普通平键（b×h×L）矩形花键（N×d×D×B）轴I矩形花键6×12×18×5轴II普通平键（A型）8×7×23轴III普通平键（A型）12×8×35轴IV矩形花键8×52×60×10矩形花键8×6

26、2×72×12 普通平键强度计算参考参考文献1，P103，公式（6-1）（5.1）式中： 键,轴,轮毂中最弱材料的许用挤压应力,单位MPa见1表6-2； T 传递的转矩,单位 K 键与轮毂键槽的接触高度,k=0.5h,h为键的高度,单位mm, L 键的工作长度,单位mm。花键联接强度计算参考1,P107公式（6-5）（5.2）式中 ： 花键联接的许用挤压应力，单位MPa，见1表6-3； 载荷分配不均系数，与齿数多少有关，一般取0.70.8； 花键齿数； 齿的工作长度； 花键工作高度； 花键平均直径。1）轴I与电机轴的花键联接 ，根据1表6-3，取140Mpa。所以，键符合强

27、度要求。2）轴II平键联接 , l=L-b=23-8=15mm, ,根据1表6-2，取150Mpa。所以，键满足要求。 3）轴III平键联接, k=4mm , l=L-b=35-12=23mm, ,根据1表6-2，取200Mpa。所以，键满足要求。4）轴IV小花键联接 ，根据1表6-3，取140MPa。所以，花键满足要求。5）轴IV大花键联接 ，根据1表6-3，取140MPa。所以，花键满足要求。6 轴承的选用轴承型号d(mm)D(mm)B(mm)轴6303174714轴I63052562176305256217轴II63052562176305256217轴IIIN3073580214084

28、106275523轴IV621260110227 电动小车此电动葫芦的水平运行速度是20米/分，钢轮尺寸大小参考参考文献3,P8-83,表8.1-110，按2t3t系列，压力角为，材料为45，调制硬度235260HBS。 车轮组参考参考文献3,P8-84,表8.1-112，按2t3t系列选取轮组尺寸大小，适用钢轨GB/T706-1988，20a32c。详细结构、尺寸见图纸。图7.1 电动小车传动结构示意图8 MD型电动葫芦的设计方案及计算8.1 MD型电动葫芦的结构图8.1 MD型电葫芦结构图8.2 MD型电动葫芦与CD型电动葫芦的不同MD型电动葫芦相比CD型电动葫芦多了一个辅助电机及一个慢速

29、驱动装置。8.3.1工作机（卷筒）所需得功率 式中：， （8.1） ， 代入得： （8.2） 按参考文献3P7式2-4 （8.3）式中：联轴器的效率 取 一对滚动轴承的效率 取 一对齿轮的效率 取 代入得： （8.4） （8.5）根据 取型号为ZD21-4电动机1. 电动机数据汇总表表8.1 电动机数据汇总表电动机型号额定功率Kw额定电流A额定转速转速r/min质量kgZD21-4138030 2. 电动机外形示意图8.2 电动机外形示意图1. 慢速驱动部分理论传动比 （8.6）2. 慢速驱动部分高低速级理论传动比的分配，取，得传动设计级齿轮设计计算， （8.7）级齿轮设计计算， （8.8）

30、表8.2 慢速驱动装置部分齿轮参数汇总表第一级第二级齿轮01020203202015636314035035730282828精度889 吊钩的选用根据吊钩起重量，查参考文献3表8.1-84（摘自GB/T10051.1-1988）选取吊钩。查参考文献3表8.1-85 直柄单钩毛胚件结构型式及尺寸（摘自GB/T10051.4-1988）,取MMD型。 大致结构见图9.1。图9.1 吊钩示意图10 参数化设计 参数化设计也叫尺寸驱动，参数驱动基于特征的操作。用过定义或修改每一个特征主要构成的参数来实现参数化设计。零件的每一个特征都可以看成由多个参数构成，通过参数驱动对特征进行修改。由用户实际控制并

31、能够独立变化的参数一般只有几个，用场称之为主参数或主约束；与特征、主约束有关联的约束，称之为次约束。用户在修改主约束后，次约束通常会依照约束间的关系进行联动修改，而不需要用户手动修改，从而提高了用户的工作效率，降低了开发成本。参数化设计带来的参数、自动、智能等特性使程序操作变的更具有亲和力。在参数化设计系统中，设计人员根据工程关系和几何关系来指定设计要求。要满足这些设计要求，不仅需要考虑尺寸或工程参数的初值，而且要在每次改变这些设计参数时来维护这些基本关系，即将参数分为两类：其一为各种尺寸值，称为可变参数；其二为几何元素间的各种连续几何信息，称为不变参数。参数化设计的本质是在可变参数的作用下，

32、系统能够自动维护所有的不变参数。因此，参数化模型中建立的各种约束关系，正是体现了设计人员的设计意图。10.1 参数化设计的意义 参数化设计可以大大提高模型的生成和修改的速度，在产品的系列设计、相似设计及专用CAD系统开发方面都具有较大的应用价值。目前，参数化设计中的参数化建模方法主要有变量几何法和基于结构生成历程的方法，前者主要用于平面模型的建立，而后者更适合于三维实体或曲面模型10.2 建立系列零件设计表 图10.1 建立系列零件设计表 先建立系列零件设计表图10.2 系列零件设计表 图10.2所示的系列零件设计表类似于数据库中的一张表，A3、A4、A5、A6 表示实体，B， C、D等字段表

33、示属性，零件的不同配置就是表中的纪录。因此通过配置建立系列零件设计表，就相当于建立了该零件的参数数据库，通过选取、修改、增加数据库中的参数，就可以实现组合夹具元件的参数化设计。如果元件不同配置的特征稍有差别，还可以通过压缩、隐藏特征的功能实现。10.3 卷筒的参数化设计根据客户的要求，可以在表格中输入不同的参数，以到达零件的不同配置图10.3 卷筒1图10.4 卷筒2图10.5 卷筒311 结论1、 本次设计为2吨的葫芦及卷筒的参数化设计，根据要求首先确定了三个基本参数，起重量2吨，起重速度8，起升高度12米，根据这些然后确定了电动机的型号。2、 根据基本参数等可以确定钢丝绳的型号，根据钢丝绳可以确定卷筒的尺寸。3、 根据电动机的转速可以确