毕业设计（论文）-楼房用微型吊车的设计

PAGEPAGE10楼房用微型吊车的设计摘 要滑轮的结构、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AbstractThepurposeofthisprojectistodesignminiaturecranetoreplacethehumanhandlingofheavyweights.Theworkingprincipleofthecablecaris:bythemotorviaapulleydriveandgeardriveoff,themovementandmomentumtothedrum,andthenthroughtheropeandpulleystoraiseheavyobjectsgroup.Conditionsthroughtheparametersofthetaskbook,designandcalculationofrelevantdata,selectthetypeandmodelofwirerope,andthencalculatedthediameterofthedrumandpulley,toidentifyanumberofotherpartsofthestandards.Carriedoutonthebasisofgeardesignandcalculation,tocompleteitsstructuraldesign,primarilyincludethecompletionofthedesignoftheshafttodeterminethestructureofthepulley,thegearstructureofthedrumstructure,blockstructure,underandthesupportingbarofthestructure,renderingatotalmappingofthecraneassembly,brakedrumroundofdevicesanddevicestructure,thecompletionoftheworkofsomepartsofthedesignplans.Keyword:miniaturecrane;Calculation;StructuralDesign目 录摘要 1ABSTRACT 2目录 3第1章绪论 6吊车的历史 6吊车国内外的研究现状 6吊车的发展趋势 7第2章工作机构的设计 9钢丝绳的选择 9钢丝绳的种类 9钢丝绳的型号 10钢丝绳直径的选择 10卷筒和滑轮直径的选择 第3章传动装置的设计和计 12计算卷筒的功率 12计算卷筒的转速 12电动机的选择 12电动机类型的选择 12电动机转速的选择 13电动机功率的选择 13计算总传动比 14确定传动方案，画出传动示意图 14分配传动比 15计算效率,验算电动机的功率 15计算各轴的转速、功率和转矩 16制动器的选择 18传动机构的设计和计算 18带传动 19齿轮传动 22画出总体结构方案图 23第4章结构设计 24初算各轴的最小直径 24带轮的结构 24齿轮的结构 25卷筒的结构 26滑轮的结构 27升臂杆和支撑杆的结构 27升臂杆和支撑杆的尺寸 27根据强度条件决定升臂杆的材料和断面尺寸 28根据强度条件，决定支撑杆的材料和断面尺寸 31画制动轮装置和卷同装置的结构图 32绘制吊车的总装配图 33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。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。（物料搬运高，近年来主要工业国家的发展趋势如下：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。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6080吊车设计工作的发展起了很大的推动作用。CAD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。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；吊钩最大高度：2m；整车重量： 200kg；4．升降速度： 0.25m/s；5、采用电动，一人即可操作；车体移动、转向灵活；起吊工作中可自由停顿并能适当的调节速度；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。钢丝绳的种类磨损，是起重工作中最常用的绳索之一。它的种类有很多：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，较多。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）、如在卷筒上缠绕多层钢索为同向捻，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。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。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/2、170/2、185/2、200/2五个等级。标记示范为：6185/26- -37d=11钢丝绳的直径选择根据经验公式：

最大S破

（1）式中 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

G/2g式中 滑轮组的效率（因摩擦力所产生的损失），一般为94%，即=0.94滑轮组受力情况则

750/29.83910N0.943910N750S=5P最大S3910519550N按表21-1查得，此钢丝绳的标记为：6*37+6.2-140-Ⅰ-GB1102-741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(e1)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。d=6.224-7e=16，则D(161)6.293毫米滑120卷200毫米。第3章传动装置的设计和计算N卷=PV （3）式中 P————卷筒钢丝绳的拉力，此例为最大=3910N；————卷筒钢丝绳的线速度，此例为吊钩运动速度的2倍=046米/秒。则

N卷=39100.46KW=1.8KW0卷米/秒，得到卷筒的转速为：601000卷n 60卷D0

转/分式中 ————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D0D卷d2006.2206.2毫米则n 6010000.4642.6转/分卷 3.14206.2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和转速、并确定其型号。（特别是鼠笼式感应电动机而又长期带动稳定或变动载荷的设备中用得较多。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。J2JO2（农用机械，矿山机械等）JO2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。重及冶金用三相异步电动机。电动机转速的选择工作机械（如鼓风机，压缩机等）3000/（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。15001000/750/数频繁等情况下才使用。电动机功率的选择JZ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总0.8左右，则所需要电动机的功率为总19.6。根据以上分析，查《机械设JZ-11-6=2.2转/分。B3JZ-11-6，相关尺寸参数如下：AD=190，HD=265，L=400，单位为mm。

总i总

83742.6

19.6（4）图2 电动机的安装及外形尺寸为了获得19.617-2520，N1=2.68250毫米，属于重型减速器。其标记为：319-2传动机构单级传动比的范围，可将总传动比=19.6分配为=4=4.9=3.4，=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。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传动示意图推荐的各类传动机构效率和其它资料，可以得到：=0.960.99则 =2

0.960.940.9920.88总 带 齿 滚（5）因此N N卷1.80千瓦 （6）总电 0.88总这说明前面所选的电动机的功率是足够的。电=2.2电=837/带=3.4齿=5.76带=0.96齿=0.94，=0.99，则各轴的转速为：电动机轴转速n1n电837转/分小齿轮轴转速n2

837246.2转/分；3.43卷筒轴转速nn2246.242.7转/分。3齿 5.76各轴的功率为：电动机轴功率N1N电2.2千瓦N2N1带2.20.96千瓦N3N2齿2.10.990.94千瓦N3N=1.8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

2

3910206.2403J2方向为顺时针。F，M大MF=2.2M扭电

电

95502.2837

25.1J小齿轮轴转矩

M扭小齿Mi带带25.13.40.9681.93J卷筒轴转矩M扭大齿轮Mi滚81.935.760.940.99439.2J计算结果表明，M大于M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i 3.4 5.76转速n,转/分 837 246.2 42.7功率N，千瓦 2.2 2转矩M扭，J 25.1 81.93 439.2包括制动器及其附件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————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3.33.33.1M小齿81.93J，其制动力矩为：M制1.5M小齿1.581.93122.9J24-44JWZ—200。其产生的制动力矩，当负荷持续率为JC=25%时，为M=156.8J122.9J，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。带传动=2.27-4，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1.32.22.86千瓦根据N计=2.86千瓦和n电=837转/分，查得为A型胶带；7-3轮直径为=125大带轮直径d2i带d13.4125425毫米，符合标准值；验算带速度为

d1n1

3.141258375.48米/秒，小于25米/秒，故合用；

601000 601000表3 方案比较序 方 案 优 缺 点号1 数，影响制动轮的寿命。卷筒轴转速低，转矩M1.544846726斤径（400）和宽度（1902米能无法实现。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(1d2)02(1d2)0.712542)0212542)38501100从结构上考虑，取a0=800毫米；三角胶带计算长度为

（dd2L0计

0

(d1d2)2 12 4a02800

3.14

（425122(125425)2 4800=1600+863.5+28.13=2491.63毫米A=2533=2500实际中心距应为：L计L0计80025332491.6380020.69820.69毫米0 2 21180d2d157.318042512557.31 82118020.9159.1大于120，故合用计算三角胶带根数z.,=5.48米/秒A型胶带小带轮直径1=125毫米时，查得单根胶带所能传递的功率N=0.95千瓦=时查得K 0.950再查得K带长1.09从而得到z N计

12.86

包角2.9N0K包角K带长取z=3根齿轮传动

0.950.951.09首先确定齿数。已知i齿=5.7，初选

22，则i5.722125,实际传动比i

21255.68

误差0.35%，小于4%12 齿 11

齿 22是允许的。再确定模数。已知=22=246.2/N2=2.1458-7=22Y=0.2708-61 应力15.280%公斤/毫米0.2712.16公斤/毫米2，121 m1253

KN2[]/n

1.42.11253 22123.28246.21m 2

1250.024毫米 （8）8-24m=3.25m=3.5计算齿轮的几何尺寸如下：小齿轮分度圆直径d1m13.52277毫米大齿轮分度圆直径d2m23.5125437.5毫米小齿轮齿顶圆直径d1（1+23.5（22+28毫米大齿轮齿顶圆直径d顶2（2+23.5（125+2444.毫米小齿轮齿根圆直径d根1（1-2.53.5（22-2.568.2大齿轮齿根圆直径d根2（2-2.53.5（125-2.5428.7毫米中心距

a1m()13.5(22125257.25毫米2 1 2 2Bm123.542毫米。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（轮等回转零件及传递运动和动力。45e<,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N3nd3A3N3n3

123

242.7

120.364.3厘米取标准直径为d3=45毫米。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7-10min=3.5

in=7.5

hfmin=12毫米

e190.4毫米f=12.5

=34

bd=14毫米；0轮槽数z=3;0

(z1)e2

(31)19212.563毫米；外径d顶1=d12hamin12523.5132毫米；dJZ-11-6d=35HT20-40带轮结构型式查得为实心轮。当大带轮计算直径d2=425aininhfine，f0d,z,B等，都和小带轮一样；外径d顶2d22hamin42523.5432毫米；d28大，而孔径较小，结构上不相称，故取d=38HT20-40轮缘内径d缘d22hfini4252127.386毫米；轮毂外径d毂（1.8~2）d轴（1.8~238=68.4~76，取d毂76L（1.5~2）d轴（1.5~238=57~76，取L70毫米；对于四椭圆轮辐的带轮，1823

N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=246.2转/分。2.1代入上式得到：2.1Nh11823nN

1823 1820.20437246.2然后计算得到：0.83729.60.43714.8毫米0.337毫米f10.2377.4毫米f20.16h10.16375.92毫米小齿轮，由于d1〈16045160d顶2〈50045正火处理。（2.5~4）m=（2.5~43.5=8.75~14，=12毫米轮缘内径d缘d根20428.75212404.7，取d缘40毫米dd=55轮缘外径d毂1.6d轴1.65588毫米L1.2~1.)d轴（1.2~1.555=66~82.5，取L=66辐板厚度C0.2B0.2428.4,去C10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d030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。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，结构。的原因，而必须用多层缠绕时才允许用光面卷筒。24-19d=6.2=200毫米，=206.2吊车要求不高，为简化工艺也可做成光面卷筒。得大于130/，即Ltg20.025，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。LL02L1L2式中 ————卷筒上有螺旋槽部分的有效长度，毫米；0LH最大P0D0

（10）HH=2500PP=8L1————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：LH最大PLL

2500

811881230毫米D0

1 2 3.14206.2卷筒的壁厚按下列公式确定：铸造卷筒0.02D卷（6～10）mm焊接卷筒d毫米此例确定为铸造卷筒，

0.02200812毫米方法是用压板和螺栓进行固接。ZG35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，

D0D滑d1206.2126.2毫米————滑轮的绳槽角，一般为30~50。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3230倾斜角为60ACMsin60CM（11）AC

CMsin

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。BAC2/3AB=225020BABDBABNABNANB180(AB)180(6020)100-BN

ABsin100

sin60

22500.9848

0.8661978.57毫米图6求升臂杆、支撑杆的长度在直角三角形B1D1N1中，BDBE

1978.572048.42毫米11 11

cos15

0.9659圆整后取B1D1=B1E1=2050毫米。根据强度条件、决定升臂杆的材料和断面尺寸4.2BGXOYAB力。为了求，可设各力对A点的力矩之和为零，见图7 即：Gl1P最大l2Fbl30图7升臂杆的受力分析图8 求力式中 、l2、为A点到G、最大、各力作用线的距离，也就是力臂之长。1lACsin3035000.51750毫米12lACsin735000.12185426.5毫米23lABsin2022500.342769.5毫米3750*9.8*1750-399*9.8*426.5-*769.5=0F=1312500170173.5*9.814548.1Nb 769.5现按XOY直角坐标系，将各力分解为X和Y坐标的分力，得到：FbxFbcos2014548.10.9413675.214N;Fby

Fbsin2014548.10.3424975.4502N;GxGcos3073500.8666365.1N;。GYGsin3073500.53675N;PXP最大cos73910.20.99253880.8735NPYP最大sin73910.20.1219476.65N根据X方向分力的和为零的平衡条件，可得：GXGX

013675.2146365.13880.87353429.2405N根据Y方向分力的和为零的平衡条件，可得：GY0FaY

GYPYFbY

3675476.654975.45021777.1N负号说明Fay与图上假设的方向相反。4.3ACBM弯最大（YYBC3675476.635002250)3998NmA3，参考冶金工业出版社出版的《机械公斤/厘米2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，现取公斤/厘米2，根据强度条件 M弯最大]

（12）W最大 弯W弯式中

————抗弯断面系数，厘米3，与断面形状和中性轴的位置a3a有关。对于热方钢，若边长为a,则W弯6。所以

M弯最大40800厘米弯] 1000a340.86244.8a6.26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。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b bF/F/F/两个力，即两个支撑杆受到两个相等b d e的压力。已知二支撑杆的夹角为30，根据余弦定理得到：b d e d F/2F/2F/22b d e d d 因 F/Fd 则b d d d d F/22F/22F/2cos1502F/2(1cos150)b d d d d F/2F/2bd 3.7413.74dbF/ F/0.521484.59.8756513.74db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[]1600公斤/厘米2。根据强度条件公式压 压]

（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。P P/ 772因此，

A压

d 0.4825压] 压] 16000.4825所以 a 0.69厘米0.48252-22只要选取a=7772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BD、BE

by/Fby//2/

by，是两个杆的弯矩力，两个杆相当于悬DE

Fby/2/

乘以D（或E）点到Fby11力作用线的距离DK（或EK）。在直角三角形B1D1K中。DK=EK=BDcos20，即11F/ 507.79.8 M bYBDcos20 20500.941034794Nm弯最