三轴立式加工中心毕业设计

1、（2010 届） 毕业设计（论文）题 目 名 称：三轴立式高速加工中心X、Y工作台 学 院（部）： 机械工程学院 专 业： 机械设计与制造 学 生 姓 名：周啸 班 级：机制一班 指导教师姓名：李忠群 职称 最终评定成绩： 2013 年 03 月 摘 要 工作台是机床上必不可少的部件，因此工作台的设计具有重要意义，工作台的自动化能大大减轻劳动强度，提高劳动生产效率。三轴立式高速加工中心X、Y工作台机电系统设计是一个开环控制系统，其结构简单，实现方便而且能保证一定的精度。降低成本，是微机控制技术的最简单的应用，它充分的利用了微机的软硬件功能以实现对机床的控制，使机床的加工范围扩大，精度和可靠性进

2、一步提高。随着经济的发展，机械行业的许多普通机床和闲置设备，经过数控改造以后，不但可以提高加工精度和劳动生产率，而且能有效的适应多品种，小批量的市场经济的需要，使之更有效的发挥经济效益和社会效益。本文主要介绍了三轴立式高速加工中心X、Y工作台的整体设计理论和设计过程，其中重点设计了三轴立式高速加工中心导轨机构、传动类型、驱动系统、控制系统等类型关键词：三轴立式 高速加工中心 刀架 主轴功率 目 录第一章 概述取物装置悬挂在可沿桥架运行的起重小车或运行式葫芦上的起重机，称为“桥架型起重机”。 桥架两端通过运行装置直接支承在高架轨道上的桥架型起重机，称为“桥式起重机”。 桥式起重机一般由装有大车运

3、行机构的桥架、装有起升机构和小车运行机构的起重小车、电气设备、司机室等几个大部分组成。外形像一个两端支承在平行的两条架空轨道上平移运行的单跨平板桥。起升机构用来垂直升降物品，起重小车用来带着载荷作横向运动；桥架和大车运行机构用来将起重小车和物品作纵向移动，以达到在跨度内和规定高度内组成三维空间里作搬运和装卸货物用。 桥式起重机是使用最广泛、拥有量最大的一种轨道运行式起重机，其额定起重量从几吨到几百吨。最基本的型式是通用吊钩桥起重机，其他型式的桥式起重机基本上都是在通用吊钩桥式的基础上派生发展出来的。因1确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组 2选择钢丝绳 =1390.6kg=13.91kN查

4、7表2-4，中级工作类型（工作类别M5）时，安全系数n=5.5。.钢丝绳计算破断拉力Sb：Sb=nSmax=5.513.91=76.5kN查7附表1选用瓦林吞型纤维钢丝绳619W+FC，钢丝公称抗拉强度1670MPa，光面钢丝，右交互捻，直径d =14mm，钢丝绳最小破断拉力Sb=108KN，标记如下：钢丝绳 14NAT619W+FC1770ZS108 GB8918-88 3 确定滑轮主要尺寸d（e-1）=14（25-1）=336mm式中系数e=25由表2-4查得。由4附表2查得滑轮直径D=355mm，平衡滑轮直径Dp0.6D=0.6x355=213mm，由4附表2选用Dp=225mm。滑轮的

5、绳槽部分尺寸可由4附表3查得。由4附表4选用钢绳直径d=14mm，D=355mm，滑轮轴直径D5=90mm的E1型滑轮标记为： 滑轮E1435590 ZB J80 006.8-87由附表5平衡滑轮选用d=14mm，D=225mm，滑轮轴直径D5=45mm的F型滑轮标记为：滑轮F1422545 ZB J80 006.9-874 确定卷筒尺寸并验算强度d(e-1)=14(25-1)=336mm由7附表13选用D=400mm，卷筒绳槽尺寸由3附表14-3查得槽距，t=16mm，槽底半径r=8mm。卷筒尺寸：L=2（+4）t+L1 =2（）16+185 =1115.48mm 取L=1200mm式中 附

6、加安全系数，取=2； L1卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距 L1=A=185mm（图4-23），实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减； D0卷筒计算直径D0=D+d=400+14=414mm卷筒壁厚：=0.02D+（610）=0.02400+(610)=1418mm取 =15mm卷筒壁压应力验算：选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度=195MPa，许用压应力：y=130MPa3D，尚应校验由弯矩产生的拉应力，卷筒弯矩图示于 图2-2）=13910 =7059325Nmm卷筒断面系数：W=0.1=0.1 =1714597.5mm3式中 D卷筒外径，D=400mm； Di卷筒内径，

7、Di=D-2=400-215=370mm于是l=6.63MPa合成应力：l=l+ =6.63+ =28.2MPa式中许用拉应力 =39MPa l 卷筒强度验算通过。故选定卷筒直径D=400mm，长度L=1500mm；卷筒槽形的槽底半径r=8mm，槽距t=16mm，起升高度H=10mm，倍率ih=3；靠近减速器一端的卷筒槽向为左的A型卷筒，标记为：卷筒 A4001500-816-103 左 ZB J80 007.2-875 电动机的选择=18.96kW式中机构总效率，一般=0.80.9，取=0.85 电动机计算功率： NekdNj=0.818.96=15.17kW式中 系数Kd由表6-1查得，对

8、于M1M6级机构，Kd=0.750.85，取Kd=0.8查7附表30选用电动机JZR2-42-8，其Ne（25%）=16kW，n1=715rpm，GD2d=1.465kgm2,其质量Gd=260kg6 验算发电机的发热条件 18.967 选择减速器=27.69r/min 减速器总传动比：io=25.82查5附表35选 ZQ-500-3CA减速器，当工作类型为中级（相当工作级别为M5级）时，许用功率N=15.1kW，i0=23.34，质量Gg=345kg（见7附表33），入轴直径d1=50mm，轴端长l1=85mm（锥形）8 验算起升速度和实际所需功率=12=13.27m/min误差：=100%

9、=100%=10%=15%实际所需等效功率：=Nx=12.37=13.68kWNe(25%)=16kW9 校核减速器的输出强度（27.82+4.56）=16.19kNR=20.5kN由公式（6-17）得输出轴最大扭矩：Mmax=（0.70.8）maxMei00M式中 Me=9750=9750=218Nm电动机轴额定力矩； max=2.8当JC=25%时电动机最大力矩倍数由7附表33查得； 0=0.95减速器传动效率； M=26500Nm减速器输出轴最大容许转矩，由附表736查得。Mmax=0.82.821831.50.95 =14612.976NmMc值，飞轮力矩（GD2）l=0.403kgm

10、2,质量Gl=23.6kg。浮动轴的两轴端为圆柱形d=45mm，l=85mm。靠减速器轴端联轴器，由3附表45选用带=300mm制动轮的半轴联轴器，其图号为S124，最大容许转矩Mt=3150Nm，飞轮矩（GD2）z=1.8kg，质量Gz=38.5kg。为与制动器YWZ5-315/30相适应，将S124联轴器所带300mm制动轮，修改为315mm应用。12 验算启动时间式中（GD2）1=（GD2）d+（GD2）l+（GD2）z =1.465+0.403+1.8 =3.668kg静阻力距：Mj= =28.59kgm=285.9Nm平均启动转矩：Mq=1.5Me=1.5218=327Nm tq=1

11、.39s 通常起升机构起动时间为15s，此处tq在次范围内，故所选电动机合适。13 验算制动时间 = =1.30s式中 Mj= =0.85 =20.65kgm=206.5Nm由4表6-6查得许用减速度，a0.2，a=，故tz= =1.11s 由于tz，虽不完全符合tz,但这么小的时间差完全可以在电气设计时，在整流装置的电路中增加特殊装置来缩短这微小的制动时间差。故选此电动机合适。14 高速浮动轴计算66（1+2）=（1+1.12） =1.06； 2起升载荷动载系数（物品起升或下降制动的 动载效应），2=1+0.71v=1+0.71 =1.15 。由.前节已选定轴径d=45mm，因此扭转应力：n

12、=12.68106N/=12.68MPa轴材料用45号钢，b=600MPa，s=300MPa。 弯曲-1：-1=0.27（b+s）=0.27（600+300）=243MPa扭矩：-1=140MPas=0.6s=0.6300=180MPa轴受脉动循环的许用扭矩应力：0k=式中 k=kxkm考虑零件几何形状和零件表面状况的 应力集中系数； Kx与零件几何形状有关，对于零件表面有 急剧过渡和开有键槽及紧配合区段， kx=1.52.5； Km与零件表面加工粗糙度有关，对于粗糙 度为3.2，km=1.151.2；对于粗糙度为 12.5，km=1.251.35 。 此处取 k=21.25=2.5。 考虑材

13、料对应力循环不对称的敏感系 数，对碳钢及低合金钢=0.2； 安全系数，=1.25（由7表30查得）。 0k= =88.9MPa故 n0k 通过Me=1.12218=244.16MPa最大扭转应力：max=13.40MPa许用扭转应力：=120MPa式中 安全系数，=1.5max 故通过浮动轴的构造如图2-3所示，中间轴径d1=d+（510）=5055mm，取d1=55mm 。3.1桥式起重机小车运行传动机构小车的传动方式有两种即减速器位于小车主动轮中间或减速器位于小车主动轮一侧。减速器位于小车主动轮中间的小车传动方式使小车减速器输出轴及两侧传动轴所承受的扭矩比较均匀。减速器位于小车主动轮一侧的

14、传动方式，安装和维修比较方便，但起车时小车车体有左右扭摆现象。3.2运行机够设计的目的、内容和要求1、设计目的现代桥式起重机设计是在学完起重机械课程之后的一个重要实践性教学环节。其目的在于通过桥式起重机设计，使学生在拟订传动结构方案、结构设计和装配、制造工艺以及零件设计计算、机械制图和编写技术文件等方面得到综合训练；并对已经学过的基本知识、基本理论和基本技能进行综合运用。从而培养学生具有结构分析和结构设计的初步能力；使学生树立正确的设计思想、理论联系实际和实事求是的工作作风2、设计内容a) 起重小车总体设计（1）、小车运行机构计算b) 起升机构卷筒组的设计计算。c) 吊钩组或动滑轮组（包括悬挂

15、装置）的设计计算。d) 起重机总体方案设计（2）、大车运行机构的方案设计，主要包括：a) 确定大车运行机构的传动方案b) 进行大车运行机构的主要计算c) 选择主要零部件3、设计要求在设计过程中，结合起重机的实际工作条件，注意了以下几方面的要求：整台起重机与厂方建筑物的配合，以及小车与桥架的配合要恰当。小车与桥架的相互配合，主要在于：小车轨距（车轮中心线间的水平距离）和桥架上的小车轨距应相同，其次，在于小车的缓冲器与桥架上的挡铁位置要配合好，小车的撞尺和桥架上的行程限位装置要配合好。小车的平面布置愈紧凑小车愈能跑到靠近桥架的两端，起重机工作范围也就愈大。小车的高度小，相应的可使起重机的高度减小，

16、从而降低了厂房建筑物的高度。小车上机构的布置及同一机构中各零件间的配合要求适当。起升机构和小车平面的布置要合理，二者之间的距离不应太小，否则维修不便，或造成小车架难以设计。但也不应太大，否则小车就不紧凑。小车车轮的轮压分布要求均匀。如能满足这个要求，则可以获得最小的车轮，轮轴及轴承箱的尺寸，并且使起重机桥架主梁上受到均匀的载荷。一般最大轮压不应该超过平均轮压得20%。小车架上的机构与小车架配合要适当。为使小车上的起升、运行机构与小车架配合得好，要求二者之间的配合尺寸相符；连接零件选择适当和安装方便。在设计原则上，要以机构为主，尽量用小车架去配合机构；同时机构的布置也要尽量使钢结构的设计制造和运

17、行机构的要求设计，但在不影响机构的工作的条件下，机构的布置也应配合小车架的设计，使其构造简单，合理和便于制造。尽量选用标准零部件，以提高设计与制造的工作效率，降低生产成本。小车各部分的设计应考虑制造，安装和维护检修的方便，尽量保证各部件拆下修理时而不需要移动邻近的部件。总之，要兼顾各个方面的相互关系，做到各部分之间的配合良好。3.3小车运行机构设计与计算=40m/min，工作级别均为中级，机构接电持续率JC=25%，小车质量估计=5t。1、确定机构传动方案经比较后，确定采用如图3-1所示的传动方案图3-1 小车运行机构传动简图1、 选择车轮与轨道并验算其强度车轮最大轮压：小车质量估计取。假设压

18、轮均布：车轮最小轮压：初选车轮：由2附表17可知，当运行速度60m/min时，1.6，工作级别为中级时，车轮直径，轨道型号为，18kg/m（P24）的许用轮压为11.8t4.375t，根据GB4628-84规定，直径系列为=250、315、400、500、630mm，故初步选定车轮直径为。而后校核强度强度校核：按车轮与轨道为线接触及点接触两种情况验算车轮接触强度。车轮踏面疲劳强度计算载荷：车轮材料，取ZG340-640，MPa，MPa线接触局部挤压强度：N式中许用线接触应力常数（N/mm）, 由1表5-2查得；车轮与轨道有效接触强度，对于轨道（由2附表22），转速系数，由1表5-3，车轮转速p

19、m时，；工作级别系数，由1表5-4，当为级时。 故通过点接触局部挤压强度：N式中许用点接触应力常数，由1表5-2查得； 曲率半径，车轮与轨道曲率半径中的大值，车轮,轨道曲率半径（由1附表22查得），故取； 由比值（、中的小值）所确定的系数，,由1表5-5查得 故通过根据以上计算结果，选定直径的单轮缘车轮，标记为：车轮 DYL-315 GB 4528-842、 运行阻力计算摩擦阻力矩：查3附表19，由mm车轮组的轴承型号为7518，据此选mm车轮组轴承亦为7518。轴承内径和外径的平均值mm。由1表7-1表7-3查得滚动摩擦系数，轴承摩擦系数，附加阻力系数代入上式的满载时运行阻力矩： 42kgm

20、420Nm运行摩擦阻力：N无载荷时： 17.5kgm175NmN3、 选电动机电动机静功率：kW式中满载时静阻力；机构传动效率； 驱动电动机台数。 初选电动机功率：Kw式中电动机功率增大系数，由1表7-6查得，由2附表30选择电动机JZR,kW，r/min, kgm；电动机质量kg4、 验算电动机发热条件等效功率：kW式中工作级别系数，由1查得，当时，；由1表6-5查得，查1图6-6得，故所选电动机能满足发热条件5、 选择减速器车轮转速：机构传动比：查2附表40选用ZSC-400-I-2减速器：；kW（当输入轴转速为1000r/min时），6、 验算运行速度和实际所需功率实际运行速度：误差：合

21、适，实际所需电动机等效功率：故适合7、 验算起动时间起动时间： 式中 ；m=1驱动电动机台数；Nm满载运行时折算到电动机上的运行静阻力矩：Nm空载运行时折算到电动机上的运行静阻力矩初步估计制动轮和联轴器的飞轮矩=0.26kg机构总飞轮矩1.15（0.1105 +0.26）=0.426 kg满轴启动时间：s无载启动时间s由1表7-6查得当时，推荐值为5.5s，故电动机能满足快速启动要求8、 按起动工况校核减速器功率起动状况减速器传递的功率：kW式中=2667+为计算载荷 运行机构中同一级传动减速器的个数=1。所用减速器的N=2.8kWN,如改选大一号，则中心距由400增至600 N=23.8，相

22、差太大，考虑到减速器由一定过载能力（如NkW）故不再变动9、 验算起动不打滑条件因室内使用，故不计风阻及坡度阻力矩，只验算空载及满载起动时两种工况。在空载起动时，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力：=320kg=3200N 式中 车轮与轨道黏着力：，故可能打滑。解决办法是在空载起动时增大电阻，延长起动时间满载起动时，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力： = =360kg=3600N车轮与轨道的黏着力：故满载起动时不会打滑，因此所选电动机合适10、 选择制动器由1查得，对于小车运行机构制动时间34s，取=3s。因此，所需制动力矩：=38Nm由附表15查得选用其制动转矩考虑到所取制动时间与起动很接近，

23、故略去制动不打滑条件验算11、 选择高速联轴器及制动轮高速联轴器计算转矩，由1（6-26）式：式中-电动机额定转矩；联轴器的安全系数，运行机构n=1.35；机构刚性懂载系数，=1.22.0取=1.8由2附表31电动机JZR-12-6两端伸出轴各为圆柱形d=35mm。=80mm，由2附表37查ZSC-400减速器高速轴端为圆柱形，所以2附表41选择GCL鼓式齿式联轴器，主动端A型键槽=40mm。=80mm；从动端A型键槽，。标记为GICL联轴器ZBJ19013-89其公称转矩630Nm=91Nm,飞轮矩质量 =5.9kg高速轴端制动轮：根据制动器已经选定为YWZ，由2附表16选制动轮直径，圆柱形

24、轴孔，标记为：制动轮200-Y JB/ZQ4389-86 ,其飞轮矩为=0.2kgm 质量=10kg以上飞轮矩估计制动轮和联轴器的飞轮矩=0.209kg与原估计值0.26 kgm基本相符，故以上计算不需要修改12、 选择低速联轴器低速轴联轴器计算转矩，可由前面的计算转矩求出由2附表37电动机ZSC-400减速器低速轴端为圆柱形d=65mm。=85mm，取浮动轴装联轴器径,由2附表42选用两个GICLZ鼓形齿式联轴器。其主动端：Y型轴孔，A型键槽，。从动端：Y型轴孔，A型键槽，标记为：标记为GICLZ联轴器ZBJ19014-89由前节已选定车轮直径，由2表19参考车轮组，取车轮轴安装联轴器出直径

25、同样选用两个选用两个GICLZ鼓形齿式联轴器。其主动端：Y型轴孔，A型键槽，。从动端：Y型轴孔，A型键槽，标记为：标记为GICLZ联轴器ZBJ19014-8913、 验算低速浮动轴强度（1）疲劳计算 由于运行既有疲劳计算基本载荷：Nm由前节已选定浮动轴端直径，其扭转应力：浮动轴的载荷变化为对称循环（因运行机构正反转扭矩值相同），材料45钢，由起升机构高速浮动轴计算得许用扭转应力：式中、与起升机构浮动轴计算相同， 通过2强度验算 由2运行机构工作最大载荷式中 考虑到弹性振动的力矩增大系数，对突然起动的机构，=1.51.7这里选择=1.7刚性动载系数，此处取。最大扭转应力许用扭转应力 故通过浮动轴

26、直径：=19790N RB=21729019790=14790N心轴右轮毂支承处最大弯矩： Mw=RB20=1479020=295800N 疲劳计算：对于疲劳计算采用等效弯矩，由表2-7查得等效系数=1.1，等效弯矩：Md=kdMw=1.1295800=325380Ncm弯曲应力：w=94.9MPa心轴的载荷变化为对称循环。由上式式知许用弯曲应力：轴材料用45号钢，其b=600MPa； s=300MPa；-1w=0.43b=258MPa；-1w=式中 n=1.6安全系数 K应力集中系数，K=KxKm=1.41.15=1.61； Kx=1.4与零件几何形状有关的应力集中系 数（=1.11，=0.

27、1， Km=1.15与零件表面加工粗糙度有关的应力集中系 数，按粗糙度为5查得。故： -1w=100MPa w-1w 通过静强度计算：卷筒轴属于起升机构低速轴零件，其动力系数可由表2-5查得，c=1.2M =c=1.2295800=354960Ncmmax=103.5MPa许用应力：w=187.5MPamax 通过故卷筒轴的疲劳和静强度计算通过。由于卷筒轴心轴上的左轴承的内、外座圈以同样转速转动，故无相对运动，可按照额定静载荷来选择。右轴承的外座圈固定，内座圈与心轴一同旋转，应按照额定动载荷来选择。左端轴承轴承的额定静负荷C0n0P0式中 C0额定静负荷； P0当量静负荷； N0安全系数，由表

28、19-7取n0=1.04.参考3附表8，选用中型双排滚珠轴承，型号1311，由表19-9查得轴承的额定静负荷C0=22900N,左轴承的当量静负荷：P0=fd RA=1.119790=21770N式中 fd=1.1动负荷系数，由表19-6选取n0 P0=1.0421770=22640NC, 安全。右端轴承：令右端轴承也采用1311.其额定动负荷C=40300N右轴承的径向负荷 Fr=fdRB=1.114790=16270N轴向负载Fa=0设M5级工作类型的轴承工作时数Lh=4000h，由表19-16查得1311轴承的e=0.23，令=0e，故x=1，y=2.7，当量动负荷：P=xFr+yFa=

29、116270+2.70=16270N由（19-2）式：Lh= =1.607故动负荷C=P=1.60716270=26150NC 安全根据钢丝绳直径为13.5mm，由表23-11选择压板固定装置（图4-1）并将压板的绳槽改用=40梯形槽。双头螺柱的直径M16。 图4-1绳端固定装置已知卷筒长度计算中采用的附加圈数Z0=2，绳索与卷筒绳槽间的摩擦系数f=0.15。则在绳端固定处的作用力：S=2630N 压板螺栓所受之拉力：P=7560N式中 f1压板梯形槽与钢绳的换算摩擦系数。当=40时：f1=0.198螺柱由拉力和弯矩作用的合成应力：式中 Z=2（螺柱数）d1=13.8mm（螺纹内径） M=S

30、l=26301.8=4730Ncm（弯矩） 螺柱材料为Q-235，屈服极限s=240MPa，则许用拉伸应力为：（由3表2-21取安全系数n=1.6）l=150MPa l 通过吊钩装置时起重机最重要的一个承载部件。它要求强度足够，工作安全可靠，转动灵活，不会发生突然和钢丝绳脱槽或楔在罩壳中等现象。吊钩装置有长型和短型两种。长型吊钩装置的构造特点是：吊钩装在横轴上，滑轮装在单独的心轴上；而短型吊钩装置的特点是：吊钩横轴和滑轮心轴合二为一。长型吊钩装置的吊钩较短；而短型吊钩装置的吊钩较长。长型吊钩装置两滑轮间距离要比短型吊钩装置的小些，故其卷筒也可以短些。由于长型吊钩装置上可装平衡滑轮，故滑轮组的倍

31、率可为偶数，也可为奇数。而短型吊钩装置上不能装平衡滑轮，故其上的滑轮仅为偶数。由于长型吊钩装置本身的长度较大，故在相同条件，起升高度比短型的要小些。吊钩穿过横轴与特制的圆螺母相连。在螺母与横轴之间有推力滚动轴承，以保证吊钩可绕其本身的垂直轴线转动。螺母的下凸缘要罩住推力轴承，并与横轴上平面的凸环形成迷宫式密封，以防止灰尘等污物的侵入。吊钩横轴支撑在两边的拉板上，两端用轴盖或其他方式使横轴固定，以防止横轴沿轴向串动。但横轴在两侧拉板孔内可绕自身轴线自由转动。在滑轮和心轴之间安装有滚动轴承，滑动轴承只有在平衡滑轮中才采用。一般在每个滑轮轮毂内装有两个滚动轴承，这两个滚动轴承可以使向心轴承也可以是向

32、心推力轴承。优势在一个滑轮内装有一个螺旋滚柱轴，这种轴承更能吸收冲击和振动。在滑轮的两个向心滚动轴承的内外座圈之间，装有两个定位环。装在轴上的定位环内开有环形槽和几个径向通孔。装在轮毂孔上的定位环，是用来确定轴承在滑轮轮毂内的位置，其侧面与轴承外座断面间应留有0.5mm的间隙。平衡滑轮因为不经常转动，一般不用滚动轴承而用滑动轴承。到那在一些大起重的吊钩装置中，考虑到平衡滑轮的频繁摆动，因此也有采用滚动轴承，并且滑轮直径也和其他工作滑轮一样大。润滑油可通过心轴的油孔，进入轮毂与心轴的接触表面。在滑轮心轴的两端设有端盖或止动插板，用来防止心轴的轴向串动。将滑轮心轴与吊钩轴连接起来的是拉板2，它是受

33、力很大的钢板条。在拉板之内有夹板3，挡在滑轮的外侧面。在两夹板的中间滑轮外围有防护罩，罩壳出用于放置滑轮上的钢丝绳脱槽外，还有房子滑轮免受碰撞的作用。为了使钢丝绳在滑轮与罩壳之间不致楔住，又不能使滑轮磨碰罩壳，因此在滑轮轮缘与罩壳之间留有间隙。间隙大小视钢丝绳直径而定，一般取钢丝绳直径的0.30.5倍。 滑轮的材料和卷筒的材料相同，一般用HT150，HT200或ZG230-450,有时也用Q-235的钢板和型钢焊接而成。1、用于长型吊钩装置的吊钩横轴和拉板吊钩横轴的计算：吊钩横轴的初步确定：通孔直径： d1=d0+（25）mm式中d0吊钩颈部上端的直径。座坑直: 式中D推力轴承的外径。最大宽度

34、：强度校核：横轴受力按简支梁及均布载荷考虑（如7图5-12），并只进行静强度校核。横轴中部最大计算弯矩为；横轴轴颈处的计算弯矩为： 式中Qj=2Q计算载荷；2动载荷系数，可由第二章图2-2查得。横轴中部危险截面的曲应力为：横轴轴颈处截面的弯曲应力为：式中W1,W2分别为计算截面处的抗弯截面模数；w对于45号钢可取（s为屈服限）。为简化计算起见，在进行横轴静强度校核时，也可以按简支梁及集中载荷来确定最大计算弯矩。轴颈和拉板之间的挤压强度校核（夹板较薄可忽略不计），拉板和轴颈的平均挤压应力为：式中j为许用挤压应力，可取：工作时有相对转动时j=；工作时无相对转动时j=。对中小起重量取较小值，对大起重

35、量可取较大值。（2）拉板的计算 因夹板较薄，其承载作用可忽略不计，即假定全部拉力由拉板承受，则A1-A2截面的平均拉应力为：式中k应力集中系数，可从图5-13中曲线查得；l许用拉应力，对于Q-235可取l=（s为材料屈服限）。B1-B2截面按照厚壁筒公式计算，轴孔内表面拉应力（切向）为：式中= 。2、用于短型吊钩装置的横轴两个滑轮的短型吊钩装置的横轴。工作时钢丝绳将滑轮提起，钢丝绳的拉力经滑轮传到横轴上。强度计算时，考虑横轴承受均布载荷，其横轴中间的弯矩为： 横轴轴颈根部的计算弯矩为 截面模数W1,W2仍和长型吊钩装置的横轴相同，其余的计算也和长型吊钩装置的横轴类似。至于推力轴承和向心轴承可按

36、照机械零件课程介绍的方法进行。5.3吊钩装置的计算题目：设计计算一套8t电动桥式起重机的吊钩装置。已知数据：起重量Q=8；起升速度V=12m/min，双联滑轮组，倍率ih=3；工作级别为M5（JC%=25）。（1）确定吊钩装置构造方案已知吊钩装置用于三倍率双联滑轮组，所以必须采用长型的构造方案(2)由3表15-12选择一个8t锻造单面吊钩，其基本尺寸如图所示（图5-1），材料采用20号钢图5-1 8.5t吊钩1吊钩轴颈螺纹M64处拉伸应力：式中d1螺纹内径，由3表6-3查得M64，d1=57.5mm2动力系数，由3图2-2查得2=1.1。由1查得轴颈拉伸许用应力：l=50MPa，ll故强度足够

37、2.吊钩弯曲部分A-A断面的验算：（1）图解法求断面重心，首先按比例绘出吊钩的截面形状图及其曲率中心位置，并在下边做出相应的LGK坐标。用垂线将截面分为许多小格。再划一垂线在断面上均得两个变数x和y。若把每根垂线所得变数乘积S=XY为纵坐标，X为横坐标，绘出一点，并把各点连接起来，即得一条曲线。令在曲线下面的面积为，则重心C的横坐标为： （2）图解法求系数K，（如7 5-16图）由曲率中心S点与所作曲线上的A点相连，再由重心点做的平行线，使其与相应的垂线AD相交于B点。如此，可将许多类似的B点连成曲线，得面积1各2，即可算出系数k： （3）计算A-A截面上1点的最大拉伸应力： 对于20号钢，由2表15-1： 式中 s=220MPa20号钢屈服限；n=1.30.9安全系数（其中0.9是考虑M5级工作级别系数）。故1验算通过（B-B截面验算从略）3确定吊钩螺母尺寸1.螺母的最不工作高度 考虑设置防松螺栓，实际取螺纹高度：H=761. 螺母外径 4止推轴承的选择 由于轴承在工作过程中很少转动，故可根据额定静负荷来选择由本书附表5，选择8217推力轴承，由4表19-21，表19-6查得其额定静负荷C0=239000N，动负荷系数d=1.15轴承当量静负荷： 式中 n0=1.25安全系数由4