毕业设计（论文）-小型悬臂起重吊设计说明书

小型悬臂起重吊设计第一章绪论1.1设计的背景及意义起重机械是一种循环、间歇运动的机械，主要用于物品的装卸。一个工作循环一般包括：取物装置从取物地点由起升机构把物品提起，运行、旋转或变幅机构把物品移位，然后物品在指定地点下降；接着进行反向运动，使取物装置回到原位，以便进行下一次的工作循环。在两个工作循环之间，一般有短暂的停歇。由此可见，起重机械工作时，各机构经常是处于起动、制动以及正向、反向等相互交替的运动状态中的。起重机是各种工程建设广泛应用的重要起重设备，它对减轻劳动强度，节省人力，降低建设成本，提高劳动生产率，加快建设速度，实现工程施工机械化起着十分重要的作用。1.2起重机的分类起重机根据结构的不同分成以下三类：（1）梁式型起重机可在长方形场地及其上空作业，多用于车间、仓库、露天堆场等处的物品装卸，有梁式起重机、桥式起重机、龙门起重机、缆索起重机、运载桥等。（2）悬臂起重机（旋臂起重机）悬臂起重机有立柱式、壁挂式、平衡起重机三种形式。①柱式悬臂起重机是悬臂可绕固定于基座上的定柱回转，或者是悬臂与转柱刚接，在基座支承内一起相对于垂直中心线转动的由立柱和悬臂组成的悬臂起重机。它适用于起重量不大，作业服务范围为圆形或扇形的场合。一般用于机床等的工件装卡和搬运。②壁挂起重机是固定在墙壁上的悬臂起重机，或者可沿墙上或其他支承结构上的高架轨道运行的悬臂起重机。壁行起重机的使用场合为跨度较大、建筑高度较大的车间或仓库，靠近墙壁附近处吊运作业较频繁时最适合。③平衡起重机俗称平衡吊，它是运用四连杆机构原理使载荷与平衡配重构成一平衡系统，可以采用多种吊具灵活而轻松地在三维空间吊运载荷。平衡起重机轻巧灵活，是一种理想的吊运小件物品的起重设备，被广泛用于工厂车间的机床上下料，工序间、自动线、生产线的工件、砂箱吊运、零部件装配，以及车站、码头、仓库等各种场合平衡吊（3）门式起重机门式起重机一般根据门架结构形式、主梁形式、吊具形式来进行分类。按门框结构形式分：（a）全门式起重机，（b）半门式起重机，（c）双悬臂门式起重机，（d）单悬臂门式起重机。按主梁结构形式分：（a）单主梁门式起重机，(b)双梁桥式起重机。1.3国内外研究及发展现况（1）国内起重机研究及发展现况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。19世纪后期，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。自1999年，沉寂了多年的中国起重机行业犹如火山爆发，呈现出快速发展的势头，一发不可收拾，出现了连年增长、一浪高过一浪的态势，即使是在被称为宏观调控年的2004年也不例外。2006年5月，国内企业制造的最大吨位履带式起重机——三一重工的SCC4000(400t)成功下线，但这个纪录将会在2006年11月在上海举办的baumaChina工程机械展会上被打破。今后5年，我国电网建设总投资将超过１万亿元，期间，电网建设投资将占到电力行业总投资的50％以上，能基本满足新建电源输配电的需求。在这些大型项目对起重机的大量需求下，加速了国内起重机市场向大型化发展的势头。（2）国外起重机研究及发展现况（a）发展超大型起重机由于各重点工程向大型化发展，所需构件和配套设备重量不断增加，对超大型起重设备的需求日趋增长。利渤海尔LTM1800型是目前世界最大的AT产品，起重量800t，安装超起装置后型号变更为LTM11000D型，最大起重量增至1000t。1998年推出的LTM1500型(起重量500t)。（a）“迷你”起重机大量涌现起重机向微型化发展，是适应现代建设要求而出现的新趋势。10年前开发的神钢RK70(7t)是世界首台装有下俯式吊臂的“迷你”(Mini)RT产品。目前下俯式吊臂已成为“迷你”起重机的重要标志。这种新概念设计已成功移植到德马泰克AC25(25t)和加藤CR-250(25t)等较大吨位起重机上。（b）伸缩臂结构不断改进利渤海尔LTM1090/2(90t)和LTM1160/2型(160t)AT产品，采用了装有“Telematik”单缸自动伸缩系统的卵圆形截面主臂。这种卵圆形截面主臂在减轻结构重量和提高起重性能方面具有良好效果。目前卵圆形吊臂已列入利勃海尔新产品标准部件，装有世界最长的7节84m卵圆形截面主臂的LTM1500型(500t)AT产品，也采用这种单缸伸缩系统。（c）数据总线技术得到应用利渤海尔LTM1030/2型(30t)是世界首台装有数据总线管理系统的高技术双轴AT产品。该机采用CANBUS(控制域网总线)技术，完成发动机－传动系统各功能块之间的数字式数据传输和电子控制。采用数据总线管理系统，可降低起重机油耗及排放值，简化布线，提高整机可靠性与维修方便性。目前已有多种新机型装有LSB系统数据总线。（d）静液压传动起重机进入市场首台静液压传动起重机是原克虏伯公司1992年研制的双轴KMK2035型(35t)AT产品。瑞士CompactTruck公司1993年推出的双轴CT2(35t)AT产品是世界第一台投放市场的静液压传动起重机。意大利Rigo公司在1994年推出了RT200(20t)静液压传动RT起重机。据介绍，某些机型采用静液压传动后，可大约减重1/3。（e）混合型起重机得到发展过去10年中日本RT产品居世界领先地位，许多产品装有传统型号不具备的适于公路行驶的驱动装置，因而可在日本公路合法行驶。这样就促使用户对欧美制造厂商也提出了新要求。据报道，1997年世界RT产品总销量达5000台，其中日本生产了2800台，美国为1250台。1.4本次设计的主要内容第二章总体方案设计2.1设计要求及分析设计一小型悬臂起重吊，用于货场装卸物料作业。要求结构简单可靠，移动方便，悬臂能绕铅垂轴在180°范围内转动，电动机能电动升降，最大起重重量为250Kg。2.2方案设计起重机根据功能不同，可分为以下几个机构：起升机构、运行机构、旋转机构。2.2.1起升机构起升机构包括:取物装置、钢丝绳卷绕系统以及驱动装置等部分，用来实现物品上升与下降动作。不同的物品，需用不同的取物装置，其驱动装置亦稍有不同，但布置方式基本上相同。起升机构包括：取物装置，钢丝绳卷绕系统及驱动装置等部分，用来实现物品的上升与下降动作。根据设计要求所给参数，起重量Q=2t,属于小起重量旋臂起重机。主要技术要求参数如下：表2-1起重机主要技术参数起重量Q起升高度H跨度L起升速度V回转速度转角范围250Kg4m3m8m/min30rad/min传动装置中广泛采用减速器，它是原动机和工作机之间独立的闭合传动装置，用来降低转速和增大转矩以满足各种工作机的需要。根据设计要求及分析，直接选用电动葫芦为起升机构。2.1.2运行机构运行机构主要用作水平运移物品以及调整起重机（小车）的工作位置。通用桥式起重机和龙门起重机运行机构的用途往往是属于前者，而门座起重机和装卸桥的运行机构往往是属于后者。运行机构有下列部件组成：电动机、传动装置（传动轴、联轴器和减速器等），制动器和车轮组等。在大型起重机中，为了降低车轮的压力，提高传动件和支承件的通用化程度，便于装配和维修，常采用带有平衡梁的车轮组。运行机构的工作速度随起重机的用途而定。2.1.3旋转机构回转机构由回转支承装置和回转驱动装置两大部分组成，前者用来将起重机旋转部分支承在固定部位上，后者用来驱动回转部分相对于固定部分的回转。驱动装置的形式与支承装置形式有一定的的关系。回转起重机的回转支承方式有定柱式、转柱式、转盘式等几种。全回转机构由三部分组成（a）旋转机构的原动机：他是整机的传动分流装置中的一个传动元件，在机械传动中是某根轴，在电力传动中是电动机，在液压传动中是液压马达。它的动力是由起重机的总动力源—内燃机供给，并经过机械传动、或电能、或液压能变换而来的。（b）旋转机构的传动装置，一般是其减速作用。（c）旋转小齿轮，回转机构通过它和回转支承装置上的大齿圈啮合，以实现回转平面的回转运动。（1）回转支承装置回转支承装置简称回转支承，为起重机回转部分提供稳定、牢固的支承，并将回转部分的载荷传递给固定部分。在起重机主要使用柱式和滚动轴承式回转支承装置。下面介绍滚动轴承式和柱式回转支承装置。1）滚动轴承式回转支承装置起重机回转部分固定在大轴承的回转座圈上，而大轴承的固定座圈则与底架或门座的顶面相固结。2）柱式回转支承装置柱式回转支承装置又可分为转柱式和定柱式两类,图6-1表示定柱式支承，定柱2固定在起重机底座上，起重机回转部分支承在定柱顶部的推力兼径向轴承1上，并可绕定柱中心回转，回转部分的下部分由4个水平滚轮支承在定柱下部圆形滚道上。定柱式回转支承装置结构简单，制造方便，起重机回转部分转动惯量小，自重和驱动功率较小，能使起重机重心降低。转柱式是将定柱式支承的定柱作为起重机回转部分，把其回转部分作为固定机架。转柱式回转支承装置结构简单，制造方便，适用于起升高度和工作幅度较大的起重机。综合比较以上各种回转支承装置，本设计属于小型起重机，所以采用定柱式支承装置。（2）回转驱动装置回转驱动装置一般安装在起重机的回转部分，电动机经减速器带动最后一级小齿轮，小齿轮与装在起重机回转固定部分上的大齿圈相啮合，以实现回转运动，下面是常见的两种形式的机械传动装置。图2-1为卧式电动机与与蜗杆减速器传动，回转机构由电动机1，经联轴器2，由蜗轮蜗杆3及极限力矩联轴器组成的减速器后，经中间齿轮4传动，最后通过回转小齿轮5带动整个旋转架以上部分绕大齿圈回转。这种传动方式优点是工作平稳，结构紧凑，传动比大，缺点是传动效率低。图2-2表示立式电动机与立式圆柱齿轮减速器传动。优点是平面尺寸紧凑，传动效率高。比较两种传动方式，本设计选择图2-1所示传动方式。图2-1卧式电机与蜗杆减速器传动1—电动机；2—联轴器；3—蜗轮；4—大、小齿轮；5—小齿轮；6—大齿圈图2-2立柱式电动机与圆柱齿轮减速器传动1—电动机；2—联轴器；3—减速器；4—小齿轮；5—大齿圈第三章起升机构的设计3.1电动葫芦的选择由额定起重量为0.25t,起升高度为4米，通过查阅《CD1型电动葫芦主要技术参数》，选择电动葫芦的型号为CD8-8，其技术性能为下表所示：表3-1CD8-8电动葫芦技术参数技术性能单位参数起重量吨0.25起升高度米4起重速度米/分8运行速度米/分20钢丝绳直径毫米8钢丝绳规格（GB1102-74）6*37-8钢丝绳长度米18工字梁轨道型号（GB706-88）20a-32c环形轨道最小曲率半径米2.0工作级别M3结合次数120/min起重电机型号ZDY31-4额定功率千瓦1.5额定转速转/分1380额定电流安培7.6运行电动机型号ZDY12-4额定功率千瓦0.4额定转速转/分1380电流安培1.25基本尺寸（电动小车式）L1毫米205L2毫米290f毫米956Bmax毫米935电动小车型总重千克653.2钢丝绳的选择钢丝绳是起重机机械的重要零件之一，它是一种易于弯曲的挠性件。具有强度高、挠型好、自重轻、运行平稳，极少突然断裂等特点，因而广泛用于起重机的起升机构、变幅机构、运行机构，也可用于旋转机构。3.2.1钢丝绳破断拉力计算由《起重吊装简易计算》可知，钢丝绳破断拉力计算公式如下：（2-1）式中—钢丝绳的破断拉力（N）—钢丝绳中每一根钢丝的直径—钢丝绳中每一根钢丝的总根数—钢丝绳中钢丝的抗拉强度（Pa)—钢丝绳中钢丝的总断面面积—钢丝绳中的搓捻不均匀引起的受载不均匀系数（当钢丝绳为6×37+1时，=0.82；当钢丝绳为6×19+1时，=0.85）本设计选用6×37+1型钢丝绳，与以同径者6×19+1型相比较，钢丝多且细，则绳的挠性好，而耐磨性稍差，在此基础上还能满足我们的需求。所以我们选用6×37+1型钢丝绳（GB1102-74）。验算6×37+1型(2-2）验算6×19+1型（2-3）3.2.2钢丝绳允许拉力的计算通过查阅《起重吊装简易计算》，用于机动起重设备的安全系数K为5～6，我们选用较大的安全系数K=6，滑轮组倍率，则可以的钢丝绳的允许拉力为：（2-4）3.3卷筒尺寸设计及校核3.3.1卷筒类型及构造卷筒是起升机构和牵引机构中卷绕钢丝绳的部件。起升机构的卷筒是用来卷绕并储存钢丝绳的，卷筒大多用铸铁铸造：大卷筒和单件生产的卷筒，用钢板焊接。卷筒承受起升载荷的作用，应有做狗刚性的底座予以支承，而卷筒的轴应该是静定支承。根据钢丝绳在卷筒卷绕层数分为单层卷筒和多层卷筒，卷筒材料采用不低于HT20—40的铸铁，特殊是可采用ZG25II、ZG35II铸钢或3号钢板焊成。3.3.2卷筒直径卷筒直径的大小直接影响钢丝绳的弯曲程度，为保证钢丝绳寿命，卷筒直径不能太小，卷筒直径必须大于钢丝绳直径的一点倍数，卷筒直径一般为：（2-6）式中—卷筒卷绕直径（钢丝绳中心所在直径），mm；—与机构工作级别和钢丝有关的系数；—钢丝绳直径，mm。带入数字得为了适当的减少卷筒的长度，则应该选用较大直径的卷筒，根据《起重机设计手册》[7]表14—1，选用直径D=200的卷筒，卷筒槽尺寸由表14—3得t1=14,槽底半径R=6.7（标准槽）。3.3.3卷筒长度图3-1是卷筒的大体形状及尺寸。图3-1单层绕卷筒长度（2-7）式中—卷筒上车螺旋槽部分的长度，；—无绳槽卷筒端部尺寸，根据构造需要选定，；—固定钢丝绳所需要的查长度，，。（2-8）式中—最大起升高度，；—滑轮组倍率；—卷绕计算直径，由钢丝绳中心算起的直径，；—为固定钢丝绳的安全圈数，；—绳槽节距—。综上，带入数得：取。3.3.4卷筒壁厚（2-9）取3.3.5强度计算卷筒壁中承受复杂的应力，包括起升钢丝绳拉力缠绕而产生的压应力，钢丝绳拉力产生的扭转和弯曲应力，根据分析扭转产生的应力非常小，可忽略不计，卷筒壁中的应力主要是钢丝绳在卷筒壁上产生的压缩应力。而当卷筒的长度小于或等于3倍卷筒直径，即当时，主要计算压应力，弯曲和扭转的合成应力一般不大于压应力的，所以只计算压应力是合理的，此时卷筒内表面上的最大压应力为（2-10）式中—多层卷绕系数，该值与钢丝绳卷绕层数有关；—应力减小系数，考虑绳圈绕入时对筒壁有减小作用，一般可取=0.75；—钢丝绳中最大静拉力；—卷筒壁厚，可按下列初选：铸钢卷筒铸铁卷筒—卷筒绳槽节距；—许用压应力对钢（—屈服强度）对铸铁（—抗压强度）所以（2-11）选用灰铸铁HT200.最小抗拉强度，许用压应力为因为，所以抗弯强度符合要求。3.4电动机的选择3.4.1电动静功率的计算(2-12）式中—起升载荷重量，Kg；V—物品上升速度（米/分）；—机构总效率，一般取0.8～0.9。为了满足电动机起动时间不过热要求，对起升机构，可按下式初选相应于机构的值的电动机功率：（2-13）式中—系数。由《起重机设计手册》，取，则查《机械设计基础》选择电动机型号，选用电动机为YZ系列冶金及起重三相异步电动机。电动机型号为YZ132M2—6，电动机工作制为S2（短时工作制），工作定额为30分，额定功率为4KW，额定转速为915r/min。3.4.2电动机发热验算电动机工作因为温升而发热，过高的温升会使绕组的绝缘材料加速老化，故需要对按静功率选择的电动机进行发热验算，以控制电动机温升在容许的范围内。按照工作类型系数法，由《起重机设计与实例》[9]表2—9可知的等效功率为（2-14）的值结合《起重机设计手册》[7]表8—14和图8—37得，则综合以上的计算结果，，所以所选电动机满足要求。3.5卷筒轴的设计及校核由于卷筒轴的可靠性对起重机的安全、可靠的工作非常重要，因此应十分重视卷筒轴的结构设计和强度、刚度计算。卷筒轴的结构，应尽可能简单、合理，应力集中应尽可能小。卷筒轴不仅要计算疲劳强度，而且还要计算静强度；此外，对较长的轴还需校核轴的刚度。由前面的设计可知：卷筒的名义，取卷筒长度，卷筒槽形槽底半径，绳槽尺寸，钢丝绳允许拉力为。其它参数有，，。选取轴的材料为45刚，调制处理。3.5.1初算卷筒轴最小直径（2-18）取轴的最小直径圆整为。图3-2卷筒心轴结构图3.5.2确定各段轴的直径、长度1-2段和6-7段为轴承的位置，直径，其它各部分直径按照结构来取，，，，。确定卷筒心轴各段长度时，应根据轴承宽度、卷筒长度和端盖长度来确定。,,,,6-7段为套筒长度,取.3.5.3计算支座反力心轴右轮毂支承处最大弯矩：3.5.4疲劳计算对于疲劳计算采用等效弯矩，查《起重机设计手册》得知等效系数=1.1等效弯矩：弯曲应力：心轴的载荷变化为对称循环。由上式知许用弯曲应力：轴材料用45号钢，其中，；。式中n=1.6—安全系数K—应力集中系数—与零件几何形状有关的应力集中系数，当零件表面形状剧烈过渡和零件上开有沟槽时，以及紧配合区段，本处取—与零件表面加工粗糙度有关的应力集中系数，，本处取。<通过3.5.5静强度计算卷筒轴属于起升机构低速轴零件，其动力系数可由表查得，=1.2。许用应力：<通过，故卷筒轴的疲劳和静强度计算通过3.6取物装置设计取物装置能使起重机顺利安全和高效率的工作，应尽可能构造简单，质量轻。由搬运物品形状不同，取物装置分为通用专用两类。通用取无装置有吊钩、吊环；专用取物装置由抓斗、电磁吸盘、夹钳等。对于本设计，我们选择吊钩作取无装置。吊钩是起重机上极其重要的零件。吊钩的突然断裂将造成人身及设备事故，因此对吊钩的材料和加工，国家有严格规定，吊钩按制造方法分锻造吊钩和片式吊钩，中小起重量的吊钩一般用优质碳素钢锻造而成，大型起重量的吊钩一般用片式吊钩。吊钩的专用材料有：20、20Mn、34CrMo、34CrNiMo等。锻造吊钩必须经过热处理。以达到规定的机械性能。片式吊钩要求钢板轧制方向与吊钩受力方向一致，片式吊钩比锻造吊钩可靠，一般不会不会产生突然断裂。因强度和材料引起的断裂只限于起重个别钢板，因此易发现并跟换，也同样由于强度和材料不确定性的吊钩不允许铸造、焊接制造和修复。吊钩的型号可查相应国家标准。吊钩的主要尺寸图3-3是吊钩钩身主要尺寸图图3-3吊钩钩深主要尺寸吊钩的主要尺寸是由勾孔直径D来决定的。勾孔直径式中—额定起重量，。带入数据得（2-19）取。其它尺寸3.7悬臂梁的设计3.7.1计算条件吊重为0.25吨，悬臂梁为工字钢，长度为3米。选择工字钢材料为Q235，其许用应力[δ]=100MPa。3.7.2受力计算想求出cd杆的长度为L==4527.7mm（3.1）ac杆的受力分析简图如图3-4所示。图3-4ac杆受力分析图设cd杆拉力为F,由平衡方程=0，得F·×4500mm-4900×4000=0（3.2）F=39441N（3.3）把F分解为沿ac杆轴线的分量和垂直于ac杆轴线的分量,可见ac杆在ab段内产生压缩与弯曲的组合变形。=F×4500/4527.7=39200N(3.4)=F×500/4527.7=4355N(3.5)作ac杆的弯矩图和ab段的轴力图如3-5所示。从图中可以看出，在b点左侧的截面上弯矩为最大，而轴力与其他截面相同，故为危险截面。图3-5ac杆弯矩图和ab段轴力图开始计算时，可以先不考虑轴力发热影响，只根据弯曲强度条件选取工字钢。W≥=19.6×/100×=196（3.6）查型钢表，选取20a号工字钢，W=237，A=35.5。选定工字钢后，同时考虑轴力及弯矩的影响，再进行强度校核。在危险截面b的下边缘各点上发生最大压应力，且为==84MPa（3.7）结果表明，最大压应力小于许用应力，故无需重新选择截面的型号。第四章运行机构的设计运行机构主要有下列不见组成：电动机、传动装置、（传动轴联轴器和减速器等），制动器和车轮组等。4.1选电动机4.1.1运行阻力P静=P摩+P坡+P风（公斤）P静——小车运行静阻力室内运行，所以P坡=P风=0P静=P摩=（Q+G0)K附（2K+μμd)/D轮=22.95公斤其中K附=1.2μ=0.015d=45mmD轮=100mm4.1.2计算静功率N静=（P静v）/120η=0.08kw（3-1）式中η—机构传动功率，取η=0.9由于选用的电动葫芦为小车式，配用的电机功率满足，所以直接选用。型号为ZDY12-4。技术参数，4.2验算电动机发热条件按照等效功率法，求JC=25％时所需的等效功率：N≥k×r=0.85×0.87×0.08=0.06kW式中k—工作级别系数。对于M3级，k=0.85r—系数，根据机构平均起动时间与平均工作时间的比值（t/t）查得，一般起升机构t/t=0.1，查得r=0.87由以上计算结果N，故初选电动机能满足.4.3验算启动时间满载运行时电机的静力矩：=0.07kg/m启动时间：（3-2）其中平均启动转矩：(3-3)4.4选择制动=0.65kg/m式中k取1.15，查《起重机设计手册》，选用型号CL44.5验算制动时间制动时间：=6.5s4.6选择减速器减速器总传动比：（3-4）i=22查《起重机设计手册》选用ZQA25型的减速器，当中级工作类型时，=25，自重=100kg，输出轴直径为=200mm，轴端长=101mm。第五章回转机构的设计起重机的回转机构，在于扩大机械的工作范围，当吊有物品的起重臂架绕起重机的回转中心的回转时，就能使物品吊运到回转圆所及的范围以内。这种回转运动是通过回转机构来实现的。本设计选择图5-1所示传动方式。图5-1卧式电机与蜗杆减速器传动1—电动机；2—联轴器；3—蜗轮；4—大、小齿轮；5—小齿轮；6—大齿圈5.1载荷计算作用在回转部分上的外载荷包括：回转部分自身重力，起升载荷及其载荷Q及其载荷影响，货载摆动时的水平载荷，各机构制动时的惯性载荷等。回转机构传动零件的计算决定于电动机工作转矩。不管作用在起重机回转部分的外载荷有多少，（包括若干个向下的载荷和若干个水平载荷），总可以简化成四个力：一个沿回转中型铅垂项下的力，一个沿水平支承轮（滚子）的水平力，一个绕回转中型的力偶及一个作用在某一铅垂面的力偶矩，其中绕回转中心的力偶，由回转机构的电动机转矩或制动器的转矩平衡，铅垂力以及力偶由回转装置支承。各力的分析计算如下。1.起重机自重的计算（1）总质量(4-1)旋转臂架重量.（2）垂直力及倾覆力矩的计算图5-2回转臂简图因为在确定回转支承装置的动态容量计算载荷时，要选取最不利工况。回转支承装置的静态容量按起重机静载荷试验工况进行计算，此时不计风力，仅考虑125%试验载荷时的最大工作载荷，水平载荷较小忽略不计，所以有（4-2）（4-3）式中—最大额定载荷，；—旋臂重力，；—其它回转部分重力，。带入参数到公式中得（3）支承反力的计算采用定柱支承装置，支承高，滚道直径，采用前后两组滚轮装置，前后两组滚轮的中心夹角为。每组两只滚轮，计八支。上支承采用球面推力轴承。推力轴承的载荷式中—为水平力，此时水平力只计风力，假设室内无风，所以。每一组水平滚轮的反力（4-4）（4-5）5.2回转驱动装置计算回转机构的驱动计算包括：回转阻力矩计算及驱动电动机功率的计算。回转阻力包括支承回转装置中的摩擦力矩、风阻力矩、坡道阻力矩、惯性阻转矩等。5.2.1摩擦阻力矩柱式起重机摩擦阻力包括推力轴承中的摩擦阻转矩、径向轴承中的摩擦阻转矩及水平轮的摩擦阻转矩，把这些阻力相加的：（4-6）1）推力轴承的摩擦组转矩选用单向推力求轴承51230，，额定载荷。式中—推力轴承所受的轴向力；—推力轴承的内外平均直径；—推力轴承的摩擦系数，滚动轴承，滑动轴承。2）水平滚轮的摩擦阻转矩按下式计算：（5-11）式中—水平滚轮压力之和；—水平滚轮的当量摩擦系数，对使用滚动轴承和对使用滑动轴承分别取；；—滚道计算直径。当滚道固定、水平滚轮沿滚道滚动时：式中—水平滚轮直径；—滚道直径。当滚轮的回转中心固定、滚道沿水平滚轮滚动时，。3）径向轴承摩擦阻力计算选用双列向心球面滚子轴承3003126，。所以总的摩擦力矩为：（4-7）5.2.2坡道阻力矩陆地上起重机由于滚道铺设不平或土壤地基沉陷，起重机的回转中心与铅垂线成一夹角。（4-8）式中G—回转部分总重力(N)；—相对于上述重量的重心到起重机旋转轴线的距离；—起重机倾斜角（由地形坡度、土壤沉陷或转柱倾斜等引起）；—起重机旋转角度。当时坡道阻转矩达到最大值。5.2.3惯性阻力矩起重机回时的惯性阻力矩，由绕回转中心线回转的物品惯性阻力矩和回转部分的惯性阻力矩，以及机构传动部分旋转零件的惯性阻力矩组成。1）物品绕起重机起重机回转时的惯性阻力矩式中—起重机的额定载荷，N；—起吊物品的质心至回转中心的水平距离，；—起重机回转速度，；—回转机构的启动时间，,通常可取。2）回转部分惯性阻力矩（4-9）式中—起重机部件至回转中心的转动惯量，。（4-10）3）作用在电动机轴上的机构传动部分的惯性阻力矩（5-18）式中—电动机轴上电动机转子、联轴器、制动轮转动惯量，；—考虑除电动机以外其他转动零件转动惯量系数；—电动机额定转速，；—机构启动时间，。综上，总的惯性阻力矩为：（4-11）5.3电动机的选择计算电动机功率的等效载荷是将各种等效转矩予以合成，，他们包括：摩擦阻转矩、坡道阻转矩、风力等效转矩及货载摆动的等效转矩。电动机的等效功率为：（4-12）式中—由货载摆角为产生的回转阻力矩；—起重机回转速度；—机构效率，当采用齿轮传动时。按照上式，带入数值后可得：根据的值初选电动机，查《机械设计课程设计手册》[3]表12—7选择YZR电动机，额定功率为，机座号为132M2，同步转速为，转子转动惯量为0.07，转子绕组开路电压为185。电动机过载能力计算(4-13)式中—考虑电压降及最大力矩误差的系数；—机构电动机的个数；—基准接电持续率下允许的过载转矩倍数。带入值后的得：所以电动机过载能力足够。5.4联轴器的选择机构的总速比为：（4-14）式中—机构总的传动比；—电动机同步转速；—回转速度。以上的速比仅为大约值，因为在选择减速器时还要做些调整，因此这里电动机的速度用同步转速。高速轴的联轴器可根据电动机输出尺寸选择然后校验，123M电动机的输出轴为圆柱形，直径为，根据《起重机设计与实例》选择MLLE梅花带制动轮联轴器，联轴器型号为MLL25-200，允许的最大的转矩，转动惯量为。电动机额定转矩为：回转机构的总速比是很大的。除去低速及针轮传动和开式齿轮传动，（一般此级速比为6～10）也还是比较大的，对本例，若取低速级的速比为，则减速器总速比为，由上面可知，联轴器的允许转矩为电动机额定转矩的11倍多，因此强度是足够的。5.5制动器的选择（4-15）式中—制动器的转矩；—电动机最大转矩，。则可得（4-16）制动转矩为查《起重机设计与实例》选择型液力推杆制动器，制动轮直径为，最大制动转矩为。5.6减速器的选择从5.4的计算中得出减速器的传动比，上网查询选择减速器型号为SF87R57DT80N4，此减速器采用模块化设计，传动比覆盖范围广，分配精细合理，外形设计适合全方位的万能安装配置。其传动比为113.3，公称转速，公称输入功率为。5.7开式齿轮的选择与设计5.7.1选定齿轮类型及基本参数1）选择直齿圆柱齿轮传动：2）根据悬臂起重机工作环境，选择4级精度（GB10095-88）;3)材料选择。小齿轮材料选40Cr，调质处理，硬度为241-269HB；大齿轮的外形比较大选用铸钢ZG310-570,调质处理，硬度为175-210HB；4)初选小齿轮齿数。开式齿轮传动，由于齿数主要为磨损失效，为使轮齿不止过小，故小齿轮不宜选用过多的齿数，一般可取Z=17～25，取Z=20，则大齿轮的齿数Z=6、75×20=135，取Z=135。m：齿轮是抗弯能力的重要标志，根据经验暂初选m=45.7.2按齿面接触强度计算根据参考文献[6]公式：（1）确定公式中的各计算设置1）选载荷系数常用值为1.2～2，取K=1.22）计算小齿轮传递的转矩已知F=10KN减速机T=10×10×4m=4×10小齿轮转矩可按下式计算：T=3）取齿宽系数根据参考文献[6]第3卷，齿轮非对称布置，的推荐值，选用=0.64）齿数比u=传动比i5）查参考[4]表11-6的材料的弹性影响系数Z=188.9Mpa6）查参考文献［3］图10-21按齿面硬度查小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限；7）查参考文献［3］式10-13计算应力循环次数，按工作寿命15年，每年工作300天，每天5小时计算：小齿轮的转速式中：J—齿轮每转一周时，同一齿轮面啮合的次数查参考文献［3］，查的接触疲劳寿命,;8)计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1.由参考文献［3］式中10-12得；（2）设计计算1）计算小齿轮圆直径，代入中较小的值。3）计算齿宽b4）计算齿宽与齿高之比模数:=；齿高:h=2.25m=2.25×3.7=8.325mm所以：=5)计算载荷系数K根据V=1.48m/s,4级精度，由参考文献[4]表11-5查的动载荷系数;直齿轮；由表11-4查的使用系数；由表11-7查的齿向载荷分布系数；由查图10-13得；故载荷系数。6)按实际的载荷系数校正分度圆：由参考文献［3］式10-10a得7)计算模数5.7.3按齿根弯曲强度设计计算由文献[4]11-14公式得弯曲强度的设计公式为（1）确定公式中的各计算数值1）由文献[4]图11-14查得小齿轮弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限为2）由文献[1]查得弯曲疲劳寿命系数,;3)计算弯曲疲劳安全系数S=1.4,由文献[1]式得4）计算载荷系数由表10-5查得；5）查取齿形系数由表10-5查得；6）查取应力校正系数由表10-5查得；7）计算大小齿轮的并加以比较。；大齿轮的数值比较大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的