汽车随车起重机设计【6.3吨】【架型起重机】

喜欢这套资料就充值下载吧。资源目录里展示的都可在线预览哦。下载后都有，请放心下载，文件全都包含在内，有疑问咨询QQ:414951605 或 1304139763 湖南工学院2011届毕业设计（论文）课题任务书 系： 机械工程系 专业：机械设计制造及其自动化 指导教师 冯晓康 学生姓名 莫健超 课题名称 汽车随车起重机设计 内容及任务 设计一台汽车随车起重机 任务: 1.起升机构的设计 2.起重臂的设计 3.回转机构的设计 4.绘制总装图 5.绘制非标零件图 6.编写设计计算说明书 拟达到的要求或技术指标 （1）统一要求： 按任务书要求完成规定的任务，撰写设计说明书（论文），一律采用计算机编辑。内容包括设计的意义与作用、设计方案选择和计算、主要零件的受力分析和强度校核、经济技术分析等。 写出不少于400字的中文摘要；至少翻译一篇本专业外文文献（10000个以上印刷符号），并附译文。 需完成不少于3张零号图纸的结构设计图、装配图和零件图，有折合1号图幅以上的图纸用手工绘制，查阅到10篇以上与题目相关的文献，按要求格式独立撰写不少于12000字的设计说明书。 （2）技术指标： 起吊重量：6.3T 提升速度：v=12m/min 起升高度：10m 最大工作幅度：7.7m 起升角θ=75 进度安排 起止日期 工作内容 备注 第4至5周 第6至8周 第9至13周 第14至15周 第16周 布置任务，方案设计 设计计算和工艺编制 结构设计和绘图 编写毕业设计说明书 毕业答辩 主要参考资料 [1] 杨长骙、傅东明等主编：《起重机械（第二版）》，机械工业出版社，1989 [2] 倪庆兴、王焕勇等主编：《起重机械》上海交通大学出版社，1990 [3] 成大先主编：《机械设计手岫（第三版）》，化学工业出版社，1993 [4] 成大先主编：《机械设计图册》，化学工业出版社，1993 [5] 杨黎明主编：《机械设计》，兵器工业出版社，1998 [6] 徐格宁主编：《起重运输机金属结构设计》，机械工业出版社，1986 [7] 东北大学编写组编：《机械零件设计手册（第三版）》，冶金工业出版社，1995 [8] 邹慧君主编：《机械原理设计院》，上海交通大学出版社，1995 [9] 章玉麟主编：《互换性与测量技术》，中国林业出版社，1992 [10] 李昌熙、乔石主编：《矿山机械液压传动》（修订版），煤炭工业出版社，1992 [11] 吴相宪等主编：《实用机械设计手册》，中国矿业大学出版社，1995 [12] 大连理工大学工程画教研室编：《机械制图》（第四版），高等教育出版社，1993 教研室 意见 年 月 日 系主管领导意见 年 月 日 2011年2月18日 星期五 晴 盼望已久的毕业实习终于要开始了，虽然刚刚过完春节！一大早我就踏上了去广州番禺的车程。初春的天气，暖洋洋的让人很舒服，不过一路颠簸，近12小时的车程，还是让人很疲惫的。 赶到公司已是晚上8点多，接待我的夏经理还没下班，正跟一个老外洽谈业务。看她用英语和老外熟练自然的交流，各种专业英语脱口而出，很是羡慕。突然觉得说英语也很容易，不过，这只是在心里想想，我依然“有口难开”。 晚上9点多，客户终于走了，夏经理接着安排了我的住宿。 刚到第一天，就小小的体验了一把公司紧密的工作节奏，对接下来的实习有点小小的紧张及惶恐，不过没什么，路都是杀出来的！ 晚了！睡觉！ 2011年2月19日 星期六 晴 今天是实习正式开始的第一天，我被安排在注塑车间实习。 车间主管肖亮很年轻，待人也很热情。我对公司有了第2个了解：浓浓的人情味，浓浓的关心。实习第一天，没什么具体的工作任务，就是安排在车间到处参观学习，了解工作流程，了解注意事项。说实话，注塑车间的空气实在不怎么好，像PU、PVC等胶料，气味很刺鼻。 下午，生产组长安排我实际操作，新手上路就是杀手，浪费N多材料以后终于让我做出一个勉勉强强的成品，高兴之余略带惭愧。同事告诉我，这是必经的路程，慢慢熟练就好了。 总的来说，实习第一天过得还算满意，公司除了车间环境其他地方都做得很到位，对完成一个月的实习任务还是信心满满的！！！！ 2011年2月21日 星期一 晴 广州的天气，没什么晴雨的，都是来得快去得快，让人难以判断。上周提交的调到注塑机装配车间申请表通过了，今天第一天来车间报道，这是夏经理直接管理的车间，就几个装配师傅和一个自动化软件管理的工程师。 嘿嘿，申请到装配车间，一来，更接近我的专业，二来，公司在广州春季展览会申请到了一个展览机会……我就是奔这个去的。 2011年2月22日 星期二 晴 展览会如期举行，我刚来装配车间的第2天…… 脖子上挂上“参展人员”的牌子，感觉无比神气，生平第一次参加这么大规模的展览会，虽然是被安排来打杂的。展厅分为小型机械，皮具，服装等六大区域，大大小小展位300多个，是众多厂家和商家的集合。我们的展位在机械区靠前的地方，人流量很大的，我被安排做一些资料整理等杂物。工作之余我一边学习公司产品的特点，一边向夏经理学习对待客户需要注意的问题及一些业务洽谈的技巧，收益颇多！中午休息期间，我还去其他展位做了参观，了解了许多和我们公司同类产品的一些基本情况，对明天的展厅接待工作信心更足了。现代商场，知己知彼已经是必须的条件。 2011年2月26日 星期六 阴 光阴似箭，毕业实习以接近尾声，回想这段时间的忙忙碌碌，往事一点一滴成我心间流过。些许失落和感慨，些许兴奋及期待。但现在充斥我心间的是拼搏奋斗不轻言放弃的激情。 毕业了，我们开始走向社会，而这次实习，是我们走出校园，踏入社会的第一步，这个阶段是我们不如职场的重要过度，是一个人人生的又一重大转折，这个月最终会让我受益终生。 实习虽然苦点，累点，这些对我们年轻人来说都无所谓，重要的是通过实习我们有了收获。实习让我明确了目标，了解了什么是工作，工作是怎么回事，什么样的工作适合自己，以及处理人际关系的更多方法。实习让我对自己全面的了解了一次，对自己职业生涯有了设计规划和调整。 公司的领导，同事都对我很关心，整个实习过程完成的很顺利，尤其是夏经理，教我很多……感谢！！！ 实习时间是有限的，但我觉得自己从头到脚整体锻造了一遍，不仅进一步巩固了自己课本所学，更重要的是提高了自己的实践能力及分析问题解决问题的能力，通过这次实习，我深深的融入了公司的企业文化中，融入了这个集体里。 马上步入职场，短暂浓缩的实习将会是我人生的一个重要起点。最后再次感谢公司领导对我的重视及关心，感谢各位师傅们对我的悉心指导。 湖南工学院毕业设计(论文)开题报告 题　　目 汽车随车起重机设计 学生姓名 莫健超 班级学号 机本0703班14号 专业 机械设计制造及自动化 ：一、设计课题：汽车随车起重机设计 随车起重机是安放在载货汽车上的一种附加起重设备。它属于臂架型起重机，其运行支承装置采用气轮胎，可以在无轨路面上行走。与其他起重机相比，随车起重机把起重和运输功能结合起来，不仅节省劳动力，而且节约能源、减少费用，也由于设计和制造随车起重机的技术进步，使其生产有了较大的发展。 随车起重机在搬动物料时，经历上料、运送、卸料和回到原处的过程，是一种间歇动作的机械。 按照设计任务书的要求，本次设计主要对起升机构、回转机构、起重臂和液压系统进行了分析与计算 二、课题关键问题及难点： 1. 起升机构设计 起升机构是起重机中最重要与基本的部分。其工作的好坏，直接影响到整台机构的工作性能。起升机构主要由驱动装置、传动装置、卷绕系统、取物装置与制动装置等组成。起升结构采用液压马达一减速机一卷筒的传动方案。 2.起重臂的设计 起重臂是随车起重机的主要受力构件，直接影响着起重机的承载能力、整机稳定性和自重。吊臂是以受弯为主的双向压弯构件，其长度可以变化。 采用伸缩式直臂箱形结构，具有良好的抗弯与抗扭刚度等优点。适用于中小吨位轮式的起重机。 3.回转机构设计 回转机构是臂架型起重机的主要工作机构之一，它的作用是使已被升在空间的货物绕起重机的垂直轴线作圆弧运动，以达到在水平面内运输货物的目的。回转机构主要由两部分组成：回转支承装置与回转驱动装置。 4设计总结 小型起重机以灵巧方便占有市场，须操作简单。起重机的布局及个机构材料选择很重要，起重机属于典型的机械产品，根据其使用环境的不同，起重机的设计要具有不同特性作为毕业设计的选题不仅可以检验自己的机械专业能力还可以考察创新创造能力。 三、参考文献调研综述 1、此次设计为起重机械 [1] 杨长骙、傅东明等主编：《起重机械（第二版）》，机械工业出版社，1989 [2] 倪庆兴、王焕勇等主编：《起重机械》上海交通大学出版社，1990 [3] 成大先主编：《机械设计手岫（第三版）》，化学工业出版社，1993 [4] 成大先主编：《机械设计图册》，化学工业出版社，1993 [5] 杨黎明主编：《机械设计》，兵器工业出版社，1998 [6] 徐格宁主编：《起重运输机金属结构设计》，机械工业出版社，1986 [7] 东北大学编写组编：《机械零件设计手册（第三版）》，冶金工业出版社，1995 [8] 邹慧君主编：《机械原理设计院》，上海交通大学出版社，1995 [9] 章玉麟主编：《互换性与测量技术》，中国林业出版社，1992 [10] 李昌熙、乔石主编：《矿山机械液压传动》（修订版），煤炭工业出版社，1992 [11] 吴相宪等主编：《实用机械设计手册》，中国矿业大学出版社，1995 [12] 大连理工大学工程画教研室编：《机械制图》（第四版），高等教育出版社，1993 四、执行方案 1.起升机构的设计 设计参数 起吊重量：6.3T 提升速度：v=12m/min 起升机构的传动设计方案： 马达——一级闭式此轮——输出小齿轮——滚筒——钢丝绳——吊钩 2.起重臂的设计 考虑起重机的承载能力，总机稳定性及吊臂自重，采用箱形结构伸缩式吊臂。 设计参数 起升高度：10m 最大工作幅度：7.7m 起升角θ= 3.回转结构的设计 采用滚动轴承式回转支承装置。 回转结构的传动设计方案： 马达——蜗轮、蜗杆减速器——齿轮——回转支承 设计图纸： 1、总装图1张； 2、卷筒轴装配图1张 3、起重机构装配图1张 4、回转机构装配图1张 5、零件图：各非标件零件图。 （图纸量不少于3张A0） 五、毕业设计进度安排： 1 布置任务，方案设计 时间2周 2 设计计算和工艺编制 时间3周 3 结构设计和绘图 时间5周 4 编写毕业设计说明书 时间2周 指导教师批阅意见 指导教师(签名)： 年 月 日 注：可另附A4纸 湖南工学院2011届毕业设计（论文）指导教师评阅表 系： 机械工程系 专业：机械设计制造及其自动化 学生姓名 莫健超 学 号 214070314 班 级 机本0703 专 业 机械设计制造及其自动化 指导教师姓名 冯晓康 课题名称 汽车随车起重机设计 评语：（包括以下方面，①学习态度、工作量完成情况、材料的完整性和规范性；②检索和利用文献能力、计算机应用能力；③学术水平或设计水平、综合运用知识能力和创新能力；） 是否同意参加答辩： 是□ 否□ 指导教师评定成绩 分值： 指导教师签字： 年 月 日 湖南工学院2011届毕业设计（论文）答辩及最终成绩评定表 系： 机械工程系 专业：机械设计制造及其自动化 学生姓名 莫健超 学号 214070314 班级 机本0703 答辩 日期 课题名称 汽车随车起重机设计 指导 教师 冯晓康 成 绩 评 定 分值 评 定 小计 课题介绍 思路清晰，语言表达准确，概念清楚，论点正确，实验方法科学，分析归纳合理，结论严谨，设计（论文）有应用价值。 30 答辩 表现 思维敏捷,回答问题有理论根据，基本概念清楚，主要问题回答准确大、深入,知识面宽。 必 答 题 40 自 由 提 问 30 合 计 100 答 辩 评 分 分值： 答辩小组长签名： 答辩成绩a： ×40％＝ 指导教师评分 分值： 指导教师评定成绩b： ×40％＝ 评阅教师评分 分值： 评阅教师评定成绩c： ×20％＝ 最终评定成绩： 分数： 等级： 答辩委员会主任签名： 年 月 日 说明：最终评定成绩＝a+b+c，三个成绩的百分比由各系自己确定，但应控制在给定标准的10％左右。 湖南工学院毕业设计(论文)工作中期检查表 题目 汽车随车起重机设计 学生姓名 莫健超 班级学号 机本0703 专业 机械设计制造及其自动化 指 导 教 师 填 写 学生开题情况 学生调研及查阅文献情况 毕业设计（论文）原计划有无调整 学生是否按计划执行工作进度 学生是否能独立完成工作任务 学生的英文翻译情况 学生每周接受指导的次数及时间 毕业设计（论文）过程检查记录情况 学生的工作态度在相应选项划“√” □认真 □一般 □较差 尚存在的问题及采取的措施： 指导教师签字： 年 月 日 系部意见： 负责人签字： 年 月 日 湖南工学院毕业设计（论文）答辩资格审查表 题 目 汽车随车起重机设计 学生姓名 莫健超 学    号 214070314 专 业 机械设计制造及其自动化 指导教师 冯晓康 尊敬的答辩委员会： 我的设计课题是汽车随车起重机设计，从毕业设计任务布置到设计说明说的编写及最终定稿审核，前前后后11周的忙碌，毕业设计基本完成。本次设计主要针对汽车随车起重机设计的起升机构，吊臂及回转机构的设计。 起升机构包括液压马达、减速机、棘轮停止器和卷筒。减速机用来降低液压马达驱动速度，卷筒用于绕进或放出钢丝绳。机构工作时，液压马达驱动减速机，减速机的低速轴带动卷筒，将钢丝绳卷上或放出，经过滑轮组系统使载荷实现上升或下降，其升降由马达的旋转方向而定，通过棘轮停止器实现制动。 起重臂采用伸缩式、箱形结构。箱形结构内装有伸缩油缸，臂的每个外节段内装有滑块支座，因此起重机的变幅可通过液压缸实现。为了减轻吊臂自重，充分发挥钢材的作用，吊臂的不同部位采用不同强度的钢材。 回转机构由回转支承装置和回转驱动装置组成。即一对脂润滑的回转支承装置、蜗轮旋杆减速机和液压马达。这种结构自重轻、受力合理、运行平稳，可以使机构在水平面内运输货物。 主要完成任务：开题报告一份，任务书一份，翻译与设计有关的英文文献一份，设计说明书一份，实习报告及日记一份 现在毕业设计的各项工作已经完成，我向毕业答辩委员会申请进行答辩。     申请人签名： 日期： 资  格  审  查  项  目 是 否 01 工作量是否达到所规定要求     02 文档资料是否齐全（任务书、开题报告、外文资料翻译、定稿论文及其相关附件资料等）     03 是否完成任务书规定的任务     04 完成的成果是否达到验收要求     05 是否剽窃他人成果或者直接照抄他人设计（论文） 指导教师签名： 毕业设计（论文）答辩资格审查小组意见： 符合答辩资格，同意答辩 □      不符合答辩资格，不同意答辩□ 审查小组成员签名：       年    月    日 注：此表中内容综述由学生填写，资格审查项目由指导教师填写。 湖南工学院毕业设计（论文）评阅评语表 题　　目 汽车随车起重机设计 学生姓名 莫健超 班级学号 机本0703班 专业 机械设计制造及其自动化 评阅 教师姓名 职称 工作单位 评分内容 具 体 要 求 总分 评分 开题情况 调研论证 能独立查阅文献资料及从事其他形式的调研，能较好地理解课题任务并提出实施方案，有分析整理各类信息并从中获取新知识的能力。 10 外文翻译 摘要及外文资料翻译准确，文字流畅，符合规定内容及字数要求。 10 设计质量 论证、分析、设计、计算、结构、建模、实验正确合理。 35 创新 工作中有创新意识，有重大改进或独特见解，有一定实用价值。 10 撰写质量 结构严谨，文字通顺，用语符合技术规范，图表清楚，书写格式规范，符合规定字数要求。 15 综合能力 能综合运用所学知识和技能发现与解决实际问题。 20 总评分 评阅教师 评阅意见 评阅成绩 总评分ⅹ20% 评阅教师签名 日期 摘 要 6.3吨随车起重机属于架型起重机，它将起重和运输相结合，不仅节省劳动力，而且极大的减小了工作强度、提高了工作效率。本次毕业设计在6.3吨随车起重机上首次采用了伸缩臂型结构，并对起重机臂进行了优化设计。它具有结构紧凑、易于操作的特点，可广泛用于交通运输、港口、仓库、以及所有中小型工业货物装卸与远距离运输之中。 本文主要内容如下： 起升机构设计 起升机构包括液压马达、减速机、棘轮停止器和卷筒。减速机用来降低液压马达驱动速度，卷筒用于绕进或放出钢丝绳。机构工作时，液压马达驱动减速机，减速机的低速轴带动卷筒，将钢丝绳卷上或放出，经过滑轮组系统使载荷实现上升或下降，其升降由马达的旋转方向而定，通过棘轮停止器实现制动。 起重臂设计 起重臂采用伸缩式、箱形结构。箱形结构内装有伸缩油缸，臂的每个外节段内装有滑块支座，因此起重机的变幅可通过液压缸实现。为了减轻吊臂自重，充分发挥钢材的作用，吊臂的不同部位采用不同强度的钢材。 回转机构设计 回转机构由回转支承装置和回转驱动装置组成。即一对脂润滑的回转支承装置、蜗轮旋杆减速机和液压马达。这种结构自重轻、受力合理、运行平稳，可以使机构在水平面内运输货物。 [关键词]: 随车起重机;起升机构;起重臂;回转机构;回转支承 Abstract 6.3Truck Mounted Crane (abbreviation TMC) belongs to boom-Crane .It combines the advantages .So it can greatly decrease labor intensity, increase working I use flexible boom in TMC for the first time and have a optimization design. This product has features of compact structure, easy operation. It is suitable for wide use in traffic transportantion,dock warehouse and all small-sized industries for goods loading loading and unloading and long distance transportation. Its main content includes the following aspects: The design for winch mechanism The winch mechanism consists of hydraulic motor, reducer, ratchet wheel stop and winch drum.Reducer lowers the speed of hydraulic motor for driving the winch drum to wind or unwind the load hoisting wire rope. When working, the motor drives reducer and bring along winch drum rotation, then the wire rope is wound or unwound ,the load will be lift or lowered through pulley block system. Lifting or lowering of the load will be controlled by the rotation direction of the motor. Ratchet wheel stop is used to stop the motion of the drum, holding the load in the air. The design of boom The boom adopts flexible type and box-shaped structure.Cylinder bodies are fitted on the boom. There are slide supports at outsides of every section of booms. The working range of TMC can outsides of every are fitted on the boom.There are slide supports at outsides of every section of booms. The working range of TMC can be realized by the extension or retraction of cylinder body. It uses different steel products in different positions for decrcasing boom’s weight and fully developing steel products’ function. The design of swing mechanism Swing mechanism contains swing bearing and swing driver, the same is, no-oil lubricated bearings, worm-and-wheel steering gear and gydraulic motor. This structure has the advantages of light weight, reliable force on it and smooth action. It can make the load transported in the horizontal plane. Key words TruckMounted Crane ；winch mechanism；Boom ；swing mechanism；Swing bearing 目 录 1 起升机构的设计……………………………………………………………1 1.1 起升机构的基本参数计算…………………………………………1 1.1.1传动方案 ……………………………………………………1 1.1.2基本参数的计算 ……………………………………………1 1.2 钢丝绳的设计与选用 ……………………………………………3 1.3 滑轮及滑轮组设计 ………………………………………………4 1.3.1 选材与材料…………………………………………………4 1.3.2 滑轮直径D …………………………………………………5 1.3.3 绳最大偏角…………………………………………………5 1.3.4 滑轮轴设计…………………………………………………5 1.3.5 滑轮轴承的设计与校核……………………………………6 1.4 吊钩的设计与选用 ………………………………………………6 1.4.1 选材…………………………………………………………6 1.4.2 构造…………………………………………………………6 1.4.3 吊钩挂架……………………………………………………6 1.4.4 横梁…………………………………………………………6 1.5 卷筒设计 …………………………………………………………7 1.5.1 名义直径……………………………………………………7 1.5.2 卷筒的长度…………………………………………………7 1.5.3 卷筒厚度……………………………………………………8 1.5.4 卷筒强度校核………………………………………………8 1.6 减速器设计 ………………………………………………………8 1.6.1 总传动比及其分配…………………………………………8 1.6.2 传动装置的运动参数计算…………………………………8 1.6.3 齿轮设计……………………………………………………9 1.6.4 棘轮设计……………………………………………………15 1.6.5 轴的设计……………………………………………………16 2 起重臂的设计………………………………………………………………25 2.1 三铰点设计…………………………………………………………25 2.2 起重臂设计…………………………………………………………26 2.2.1 起重臂基本参数计算与选用 ………………………………26 2.2.2 起重臂的形状及主要计算参数 ……………………………27 3 回转机构的设计……………………………………………………………32 3.1 回转支承的选用……………………………………………………32 3.1.1 简介 …………………………………………………………32 3.1.2 载荷计算 ……………………………………………………32 3.1.3 阻力矩计算 …………………………………………………33 3.1.4 校核 …………………………………………………………34 3.1.5 回转减速机输出扭矩 ………………………………………34 3.2 回转减速器的选用…………………………………………………35 3.3 支腿反力的计算……………………………………………………36 参考文献 ………………………………………………………………………37 设计总结 ………………………………………………………………………38 致谢 ……………………………………………………………………………39 1起升机机构设计 1.1 起升机构的基本参数计算 1.1.1 传动方案 起升机构是起升货物并使它产生升降运动的机构，它是起重机中最主要和最基本的机构。本设计采用液压起升机构，简图如下所示： 2 3 5 7 7 8 6 6 1 1 1.高速油马达 2.一级闭式齿轮传动 3.棘轮停止器 4.输出小齿轮 5.开式大齿轮 6.卷筒 7.钢丝绳 8.吊钩 油马达经过减速后，驱动滚筒旋转，使钢丝绳绕进卷筒或由卷筒放出，从而使吊钩升降。卷筒的正反向转动是通过改变马达的转向达到的，而机构运动的停止或使货物保持在悬吊状态是依靠棘轮停止器来实现的。 1.1.2基本参数的计算 (1)起升速度，由已知得 (2)钢丝绳速度：V绳＝V升×ɑ a：滑轮组倍率，a=6 V绳＝12×6=72m/min (3)钢丝绳速度（按缠绕时第三层计算）： n卷＝V绳／[（D+4+d）×π] ==114.6r/min D：卷筒直径 d：钢丝绳直径 (4)初步选定减速比为i＝26.18，则马达转速 n马＝n卷×i＝26.18×114.6=3000r/min (5)卷筒扭矩（按最大计算） M卷＝S×[D＋9×d]／[2×η卷] S：钢丝绳单绳拉力,取标准值11052.6N η卷：卷筒的效率，0.98 M卷＝11052.6×[(160+6×10)×10-3]／2×0.98=1410Nm (6)马达扭矩： M马=M卷／(i×η) η=η卷×η轴承3×η开齿×η闭齿 η卷：卷筒效率, 0.98 η轴承：轴承传动效率, 0.99 η开齿：开式齿轮传动效率 0.94 η闭齿：闭式齿轮传动效率 0.99 η=0.98×0.993×0.94×0.99=0.89 M==60.5Nm 由马达转速、扭矩选用 马达M-MFB20-US 排量：qm=21.10ml/r 转速 100r/min~3200r/min 最大输出扭矩 64N/min (7) 由马达转速，得出油泵的容量： Q= n马：马达转速已知为3000r/min q：马达排量, qm=21.10ml/r η马容：马达容积效率,0.96 Q==65937.5ml/min (8)重物提升功率 N重=V升×Q起=12×6300×6.8／60=12.348kw (9)油泵驱动功率 N泵=N重／η η=η卷×η轮组×η减×η马总×η泵总 η卷：卷筒效率,0.98 η轮组：滑轮组效率,0.95 η轮：导向轮效率,0.96 η减：减速机效率,0.94 η马总：马达总效率,0.87 η泵总：油泵总效率,0.8 则：η=0.98×0.95×0.96×0.94×0.87×0.8=0.585 N泵= =21.12kw (10)发动机转速,标准值n发=2600r/min (11)泵的排量 q===23.63ml/r Q：油泵容量=65937.5ml/min η容：容积效率=0.93 q= 由泵的排量、驱动功率选用： 泵 CB-B-32 排量 qm=32ml/r 1.2钢丝绳的设计与选用 钢丝绳受力复杂，内部应力难以计算。设计规范规定，可按钢丝绳在工作状态下的最大静拉力计算，其公式为： d = c d：钢丝绳最小直径mm c：选择系数。它的取值与机构工作级别和钢丝绳抗拉强度有关 c= n：安全系数 由工作级别（M4）选取n=4.5 k：钢丝绳绕制折减系数，一般取k=0.82 σb：钢丝绳的抗拉强度σb=1850N/mm2 w：钢丝绳充满系数，为绳断面积与毛面积之比,计算得w=0.46 c = =0.0906 s = s：最大单绳拉力 （N） Q：起升重量 63000N a：滑轮组倍率 a = 6 η：滑轮组效率 d=0.0906×≈9.53取d=10mm 查标准圆整选取：钢丝绳 69370-10-1850-特-光-右交GB1102-74 钢丝绳在使用时需要与其他承载零件连接以传递载荷。 本设计采用楔形套筒法，查取选用： 楔 10#GB5973-86 HT200 楔套 10#GB5973-86 ZG200 楔形接头 10#GB5973-86 ZG270-500 1.3滑轮及滑轮组设计 1.3.1选型与材料 采用HT150，工艺性好，易于加工、价廉，对钢丝绳寿命有利。采用单联滑轮组，它结合导向滑轮使用，倍率为6，这样可以用较小的拉力吊起较重的物品。如图所示单联滑轮组展开的情况。考虑到滑轮组的效率： S= S：单绳拉力 a：滑轮组倍率 6 ：滑轮组的效率 ==0.95 ：采用滚动轴承时为0.98 = S= =11052.6N 1.3.2滑轮直径D 为了提高绳的寿命，必须降低绳经过滑轮时的弯曲应力的挤压应力，因此滑轮直径不有过不小。 D（h－1）×d d：钢丝绳直径,d=10mm h：与机构工作级别和钢丝绳有关的系数取18 D（18－1）×10=170mm 采用绳槽断面 5.5－2ZBJ80006.1-87 1.3.3 绳最大偏角γ0 钢丝绳进出滑轮绳槽的偏斜角不能过大，否则会增加钢丝绳阻力，加快钢丝绳和滑轮的磨损，严重时，还可能使钢丝绳跳槽。因此一般情况下γ0=4~6。本设计取绳槽两侧面夹角2β=35~45取γ0=5；2β= 45 平衡滑轮直径Dp=170mm 1.3.4滑轮轴设计 采用45钢，滑轮组工作时只承受弯矩，是心轴。 RA= = =33158N RB=6×S－RA=33158N MC=RA×74－2×S×42=1525Nm [σ]对固定心轴，载荷无变化时==95N/mm2 d=21.68 d=21.68 ≈55mm 1.3.5滑轮轴承的设计与校核 各轴承受力相同均匀为2S=22105.2N，选用轴承圆柱滚子32511E，校核： L= = =7339h合格 1.4吊钩的设计与选用 1.4.1选材 吊钩的断裂可能导致重大的人身及设备事故，因此吊钩的材料要求没有突然断裂的危险，从减轻吊钩重量出发，要求吊钩的材料具有足够的强度。本吊钩采用DG20Mn。 1.4.2构造 采用锻造的单钩，制造与使用方便，梯形断面，受力情况合理。选取钩号LYD6-MGB10051.5强度等级M6 1.4.3吊钩挂架 采用长型号钩组，吊钩支承在单独的滑轮轴上。为了便于工作，吊钩应能绕垂直轴线和水平轴线旋律，为此吊钩螺母与横梁之间采用止推轴承，吊钩尾部的螺母压在其上。吊钩横梁的轴端与定轴挡板相配处形成环形槽，容许横梁转动。推力球轴承选：GB301-84.8310 校核： C0=S0×P0﹤C0a S0：安全系数,为2 P0：对a=90°的推力轴承P0a=Fa=63000N C0=2×6300=126KN﹤Coa合格 1.4.4横梁 只受弯矩，不受转矩的心轴，采用45钢 R==31500N Mc=Ra×=31500×=23310Nm W= a为 ： ==0.4167 W= (1－0.41674)=164533 σ= = =14.2N/mm² h=30mm b==45mm 取b=50mm 1.5卷筒设计 本设计采用多层绕卷筒，其容绳量大。随着起升高度的增加。起升机构中卷筒的绕绳量相应增加。采用尺寸较小的多层绕卷筒对少机构尺寸是很有利的。其表面做成螺旋绳槽，两边有侧板以防钢丝脱出，二级减速大齿轮与卷旋绳槽，两边有侧板以防钢丝绳脱出，二级减速大齿轮与卷筒连接在一起。 1.5.1名义直径： 其名义直径是绳槽底的直径 D1=hd d：钢丝绳直径10mm h：与机构工作级别和钢丝绳结构有关，查表h=16 D1=16×10=160mm 1.5.2卷筒的长度 L=1.1 n：卷绕层数N=5 a：滑轮组倍率a=6 D：卷筒直径160mm H：起升高度10mm D：钢丝绳直径10mm L=1.1×=200.08mm 1.5.3卷筒厚度 本卷筒为钢卷筒ZG230-450，可由经验公式确定δ≈d，考虑到工艺要求， 取=15mm 1.5.4卷筒强度校核 最大拉力为Smax的钢丝绳绕上卷筒后，把卷筒箍紧，使卷筒产生压缩、弯曲和扭转应力，其中压缩应力最大，当L3D时，弯曲和扭转的合成应力不超过压缩应力的30%，因此弯曲和扭转应力可忽略。 =A A：原与卷筒层数有关的系数, A=2 S：钢丝绳最大拉力 P：卷筒节距11.5mm δ：卷筒厚度15mm [σy]：许用压应力==153N/mm ² σs=230N/mm2 σ1=2×=128N/mm<合格 1.6减速器设计 起升结构的减速器传动采用一级悬挂闭式减速器与一级开式齿轮传动相结合。为了减小尺寸、节省材料、延长齿轮寿命，本设计采用硬齿面。 1.6.1总传动比及其分配 (1)总传动比:已知马达转速及卷筒转速，所以总传动比为 i===26.18 (2)传动比分配:传动比分配的合理，传动系统结构紧凑、重量轻、成本低，润滑条件好。由i1=(1.3~1.4)i2 取i2=4.407; i1=5.94 1.6.2 传动装置的运动参数计算 从减速器的高速轴开始各轴命名为Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴。 (1)各轴转速计算 第Ⅰ轴转速 =3000r/min 第Ⅱ轴转速 = ==505r/min 第Ⅲ轴转速 ==114.6r/min (2)各轴功率计算 马达功率： =19.01Kw 第Ⅰ轴功率： PⅠ=P马×η轴承=19.01×0.99=18.82Kw 第Ⅱ轴功率：PⅡ=PⅠ×η闭齿=18.82×0.99×0.99=18.44Kw 第Ⅲ轴功率：PⅢ=PⅡ×η开齿×η轴承×η卷×轴承 =18.84×0.96×0.99×0.99×0.975 =16.92Kw (3)各轴扭矩计算 第Ⅰ轴扭矩：TⅠ=9.55×106×=9. 55×106=59904Nmm 第Ⅱ轴扭矩：TⅡ=9.55×106×=9.55×106 =348758Nmm 第Ⅲ轴扭矩：TⅢ=9.55×106×=9.55×106 =1410Nmm 1.6.3 齿轮设计 Ⅰ级齿轮传动设计 (1)齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿的选用 本设计采用硬齿面，采用轮齿弯曲疲劳强度强度进行设计计算，再进行接触疲劳强度验算。由于配对小齿轮齿根薄弱，弯曲应力也较大，且应力循环次数多，所以小齿轮的强度比大齿轮的硬度高些。 小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC=59 大齿轮 40Cr 表面淬火 HRC=52 由于采用淬火，齿轮变形小，不易摩削，所以采用8级精度。 小齿轮数Z1在推荐值20~40中选取21 大齿轮数Z2： Z2=Z1×i=21×5.94=124.7 取Z2=125 齿数比μ： μ==5.95 传动比误差Δμ：Δμ= =0.00168﹤0.05合格 (2)齿根弯曲疲劳强度设计计算 由式得 M T1：小轮转矩 ψd：齿宽系数 ψd=0.5 K：载荷系数 K=KA×Kν×Kβ×Kα ：使用系数 KA=1 ：动载荷系数处估其值1.14 ：齿向载荷分布系数 =1.13 Kα：齿间载荷分配系数 Kα=1.05 则载荷初值 Kt=1×1.14×1.13×1.05=1.353 ：应力修正系数 ：齿形系数 ：重合度由式 =[1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）] =[1.88-3.2×(+)] =1.702 =0.25+0.75/ =0.25+=0.691 = ：弯曲疲劳极限，双向传动乘以0.7 =920×0.7=644Mpa =760×0.7=532Mpa ：弯曲最小安全系数1.4 YST：试验齿轮应力修正系数2 YN：弯曲寿命系数 按每天工作8小时，每年300天，预期寿命10年计算： N1=60×n1×j× =60×3000×1×10×300×8 =4.32×109 N2= = 4.32×109／5.95=7.26×108 =×2×1=920Mpa =×2×1=760Mpa 则 ===0.0047 =0.0037 小齿轮的大，按小齿轮估算： =1.34mm 按表 第一系列圆整考虑到传递动力的模数一般大于1.5~2，取m=2mm (3)验算齿面接触疲劳强度 σH=ZH×Zε×ZE× 小轮圆周速率： V===6.6m/s Kv：动载荷系数 1.15 由 ν×Z1／100= =1.386 K：载荷系数 K= =1.365 ZH：节点区域系数 2.5 Zε：重合度系数 由 Zε==0.875 大齿轮齿宽 b=ψd×d1=0.5×42=21mm 为了保证足够的齿宽接触,补偿轴向安装误差,大齿轮齿宽 b1=b+(5~10) =28mm ZE：弹性系数 189.8 N/mm2 [σH]：许用接触应力 [σH]=σHlim×ZN×ZW/SHlim ZW：硬化系数均匀硬齿面 1 SHlim：接触最小安全系数 1 σHlim：接触疲劳极限 [σH]1= =1480Mpa [σH]2= =1200Mpa 故 σH=2.5×189.8×0.875× =945Mpa<1200Mpa合格 (4)尺寸计算（主要几何尺寸） 小轮分度圆直径 d1=m×Z1=2×21=42mm 大轮分度圆直径 d=m×Z=2×125=250mm 根圆直径 df1=d1－2.5×m=42－2.5×2=37mm df2=d1－2.5×m=250－2.5×2=245mm 中心距 a = ×(d1+d2)=×(42+250) =146mm Ⅱ级齿轮传动设计 (1)齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿数 本设计采用硬齿面 小齿轮40Cr 调质及表面淬火HRC=59 大齿轮45钢 调质及表面淬火HRC=52 由于采用淬火，轮齿变形小，不易摩削，所以采用8级精度。 小轮齿数Z1在推荐值20~40中选取23 大齿轮数： Z2=Z1×i=23×4.407=101.36 取Z2=101 齿数比μ： μ=Z2／Z1= =4.391 传动比误差Δμ： Δμ= =0.0036<0.05合格 (2)齿根弯曲疲劳强度设计计算 由式得： m T2：小轮转矩 Ψd：齿宽系数 0.4 K：载荷系数 K=KA×Kν×Kβ×Kα KA：使用系数1 Kν：动载荷系数 ，初估其值1.12 Kβ：齿向载荷分布系数 1.13 Kα：齿向载荷分配系数 1.04 则载荷初值 Kt=1×1.12×1.13×1.14=1.316 Y：应力修正系数 Y：齿形系数 Y0：重合度由式 εa=[1.88－3.2(1／Z1+1／Z2)] =[1.88－3.2×(1／21+1／125)] =1.709 Y0=0.25+0.75／εa=0.25+ =0.688 σ=σ／S×Yst×Yn σ：弯曲疲劳极限，双向传动乘以0.7 σ1=760×0.7=532Mpa σ2=740×0.7=518Mpa S：弯曲最小安全系数1.4 Yst：试验齿轮应力修正系数2 Yn：弯曲寿命系数 按每天工作8小时，每年300天，预期寿命10年计算： N1=60×n1×j×Ln =60×505.05×11×0300×8 =7.27×108 N2=N1／μ=7.27×108／4.407=1.65×108 σFp1= ×2×1=760Mpa σFP2= ×2×1=740Mpa 则 ==0.00568 小齿轮的模数，按小齿轮估算： m=2.56mm 差表，第一系列圆整，取m=3mm (3)验算齿面接触疲劳强度 σH=ZH×Zε×ZE× 小轮圆周速度： V==1.98m/s Kv：动载荷系数由 VZ／100=1.98／100=0.455 K：动载系数 K= =1.316 数模仍取3mm ZH：节点区域系数 2.5 Zε：重合度系数 由 Zε==0.873 大齿轮齿宽 b=ψd×d1=0.4×69=27.6=28mm 为了保证足够的齿宽接触，补偿轴向安装误差 小齿轮齿宽 b=b+(5~10) =34mm ZE：弹性系数 ZE=189.8N／mm2 [σH]许用接触应力 [σH]=σ×Zn×Zw/S ZW：硬化系数 均为硬齿面 ZW=1 SHlim：接触最小安全系数 1 σHlim：接触疲劳极限 σHlim1=1200Mpa [σH]1= =1480Mpa σHlim2=1150Mpa [σH]2= =1480Mpa [σH]=2.5×189.8×0.873×=1200Mpa (4)尺寸计算（主要几何尺寸） 小轮分度圆直径 d1=m×Z1=3×23=69mm 大轮分度圆直径 d2=m×Z2=3×101303mm 根圆直径 df1=d1－2.5×m=69－2.5×3=61.5mm df2=d2－2.5×m=303－2.5×3=295.5mm 顶圆直径 da1=d1+2×m=69+2×3=75mm da2=d2+2×m=303+2×3=309mm 中心距 a= ×(d+d)= ×(69+303)=186mm 1.6.4 棘轮设计 为了防止逆转，本设计在齿轮轴Ⅱ上安装棘轮停止器。棘轮的齿形已经标准化，周节t根据齿顶圆来考虑，步数越多，冲击越小，但尺寸越大。设计齿形时，要保证棘爪啮合性能可靠，通常将齿轮工作齿面做成与棘轮半径成(15%~20%）的夹角，本设计=180。棘轮的材料选为Q235 由表8-6-22齿数取为20 (1)棘轮模数按齿受弯曲计算确定 m M：所传递的力矩M=348758Nmm C= =1.5 B：棘轮的宽度 C：1~2 [σw]：棘轮的许用弯曲应力 m 取m=10mm (2)棘轮模数按齿受挤压进行验算 [p]许用单位线压力, [P]=35N/m2 满足强度要求 1.6.5 轴的设计 从高速到低速各轴命名为Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴。 齿轮轴Ⅰ的设计 (1)轴材料 由于做成齿轮轴，材料与小齿轮相同 (2)作用在齿轮上的力 T1：小轮转矩59904Nmm 齿轮分度圆直径 d1=m×Z1=2×21=42mm 圆周力 Ft1=2×T／d1=2×59904／42=－Ft2 径向力 F (3)初步估算轴的直径 最小值径dmin计算并加大30%（考虑键槽的影响）即 dmin=1.03×A× A：系数107~98 dmin=1.03×170×=20.3mm (4)确定轴各段直径和长度 <1>段：马达的输出轴和<1>段通过键相连，马达的输出轴直径为φ25，所以取L1=43.5mm d1=40mm <2>段：定位轴 L2=3mm d2=47mm <3>段：轴 L3=27.5mm d3=37mm <4>段：小齿轮 L4=28mm d4=42mm <5>段：右轴承定位 L5=13mm d5=37mm <6>段：轴承定位的地方 L6=16mm d6=30mm (5)绘制轴的弯矩和扭矩图 计算轴承反力 H平面： RAH=Frl×L2／(L+L)=1038×35／71=512N RBH=Frl－RAH=1038－512=516N V平面： RAV=F×L2／(L+L)=2852×35／71=1406N 齿宽中点弯矩 n T A 36 35 B RAH RBH L1 L2 H平面 L1 L2 RBV R V平面 H平面： MH=RAH×l1=512×36=18432Nmm V平面： MV=RAV×l1=51406×3650616Nmm 合成弯距： M==53868Nmm 按弯矩合成强度校核轴的强度由式9-3，当量弯距 Me= M为合成弯矩 a：考虑到弯矩大小有变化取0.6 Me==64758Nmm 公式: σe=Me/W W=0.1×d3=0.1×423=7409 则 σe==8.74N/mm2 20CrMnTi渗碳淬火、回火σB=600 N/mm ² 转动轴以[σ]-1为许用应力[σe]=70 N/mm²＜σB,安全 (6)轴承校核 预选左轴承为 208 Cr=22.8KN 右轴承为 32206 Cr=15KN RA= ==1496N RB= ==1539N 寿命计算 Lh= ft：温度系数 工作温度＜120°取1 fp：载荷系数 中等冲击 取1.5 ε：寿命指数 对球轴承ε=3 LhA=[106/(60×3000)]×[(1×22800)/(1.5×1496)]3=5872h LhB=[106/(60×3000)]×[(1×36200)/(1.5×1539)]3=21411h (7)键的校核 马达和小齿轮轴上的键，由马达型号决定，键B8×25，冲击载荷 σP=σP =54.8 N/mm2<[σP]合格 轴II的设计 (1)轴材料 轴II与二级转动小齿轮为齿轮轴，材料为40Cr (2)作用在齿轮2上的力 T2：转矩T2=348758Nmm 由作用在齿轮I上的力得 圆周力Ft2=2852N 径向力Fr2=1038N (3)作用在齿轮3上的力 齿轮分度圆直径 d3=m×Z3=3×23=69mm 齿轮受力 圆周力 Ft3=2×T/d3=2×348758/69==2852N 径向力 Fr3= Ft3×tga=10109×tg200=3679N (4)初步估算轴的直径 最小直径dmin： 即 dmin= A：系数107~98 dmin=107=235.5mm (5)确定轴各段直径和长度 <1>段：根据dmin圆整，并考虑到轴承的装配取d1=40mm <2>段：上面装有挡盘、棘轮、磨擦片， 为使轴承定位,取d2=47mm <3>段：为使挡盘定位，便于安装大齿轮II,取d3=56mm <4>段：左轴承定位，且大齿轮与箱体应 有一段距离,取d 4=97mm <5>段：轴承安装的地方d5=80mm <6>段：小齿轮III外径较小，取d6=60mm (6)绘制轴的弯矩和扭矩图 计算轴承反力 H平面： RAH===6833N RBH= RAH－Fr3－Fr2=6833－3679－1038=2116N V平面： RAV===15086N RBV=Ft2+RAV－Ft3=15086+2852－10109=7829N 求大齿宽中点弯矩 Fr3 Fr2 RBH RAH L1=63.5 L2=38.5 L3=53 H平面 Fr3 RAV RBV V平面 H平面： M大H=RAH×l2－Fr3×(l1+l2) =6833×38.5－3679×(63.5+38.5) =－112188Nmm V平面：M大V=RBV×l3=7829×53=414937Nmm 合成弯矩： M ==429836Nmm 求轴承处弯矩 H平面： MAH=－Fr3×l1=－3679×63.5=－233617Nmm V平面： MAV= Ft3×l1=10109×63.5=641922Nmm 合成弯矩： MA= =68311Nmm 按弯矩合成强度校核轴的强度由式9-3，当量弯距 Me= M为合成弯矩 a：考虑到弯矩大小有变化取0.6 Me大==64758Nmm MeA==714443Nmm 查表 40Cr 表面淬火σB=750N/mm2 查表 转动轴以[σb]－1为许用应力70N/mm2 由式9-3 σe= W=0.1×d3 则σe大=478065/(0.1×563) =27N/mm2 σeA=714443/(0.1×803) =14N/mm2 (7)精确校核轴的强度 a、轴的细部结构设计 圆角半径：各轴肩处圆角半径均采用r=2.5mm，既满足定位面接触高度h＞2~3mm的要求，又小于孔的倒角的要求。 键：棘轮的转盘与轴承之间有双键连接，选取1425 选择危险剖面：大齿轮外既有轴肩又有螺纹，GB1095-79 螺纹为 M56×4－L 中径d2=53.4mm b、计算危险剖面工作应力σa、σm、τa、τm 弯矩 M=M大×（l2－）/ l2 =478065×=347684N/mm 抗弯剖面模量W与抗扭模量WT W=π×d3/32=π×53.4023/32=14951 WT=π×d3/16=π×53.4023/16=29902 弯曲应力： σ==23.26 N/mm2 扭转应力： τ=T/WT==11.66 N/mm2 弯曲应力幅： σa=σ=23.26 N/mm2 弯曲平均应力： σm=0 扭转应力幅τa和平均应力幅τm相等τa=τm==5.83 N/mm2 c、确定轴材料机械性能σ－1、τ－1、Ψσ、Ψτ 弯曲疲劳极限σ－1 剪切疲劳极限τ－1 合金钢材料的弯曲应力、扭转应力特性系数 Ψτ=0.5×Ψσ=0.125 d、确定综合影响系数Kσ和Ψτ Kσ=kσ/(εσ×βσ) Kτ=kτ/(ετ×βτ) 轴肩角处有效应力集中系数Kσ和Kτ由 σB=750N/mm2 配合处kσ/εσ和kτ和ετ根据d、σB配合处，尺寸系数εσ、ετ，由d=56mm，表面状况系数βσ、βτ 得：kσ/εσ=2.11 kτ/ετ=1.52 kσ/εσ=3.67 kτ/ετ=2.75 εσ=0.72 ετ=0.85 βσ=0.86 βτ=0.86 由σB=750N/mm2，表面加工方法为精车，则综合影响系数 Kσ=3.41 Kτ =2.45 Kσ=4.27 Kτ =3.2 e、计算安全系数S： S= Sσ=（KN×σ-1）/（Kσ×σσ+Ψσ×σm） = =3.52 Sτ=（KN×σ-1）/（Kτ×τσ+Ψτ×τm） = =10.31 S==3.33>[S] 安全 (8)轴承校核 预选左轴承为32213E ，Cr=102kN 右轴承为32208E，Cr=51.5kN a、 RA= ==16561N RB= ==8110N b、寿命计算 Lh= ft：温度系数 工作温度＜1200 ，取1 fp：载荷系数 中等冲击，1.2 ε：寿命指数 ε=10/3 LhA==7697h LhB==8522h (9)键的校核 挡盘处双键B14×25 GB1095-79，冲击载荷 σp=σp=85N/mm2<[σp] =90N/mm2合格 轴III的设计 (1)轴材料 轴III材料为45调质 (2)绘制轴的弯矩图 大齿轮与卷筒用螺栓相连，卷筒与轴用轴承支承，所以轴是心轴。根据安装分析，轴处于如下位置时最危险。 L1=17 RA RB S Ft Fr L2=225.5 a、计算轴承反力 H平面： RAH=(S×l2)/(l1+l2)= =10278N RBH=RAH+Ft－S =10109+10278－11052.6=9334N V平面： RBV=Fr=3679N 合成： RA= ==10278N RB= ==10033N b、求钢丝绳处弯矩 H平面： MAH =RAH×L1=10278×242.5=2492415Nmm V平面： MAV =0 合成弯矩： MA= =2492415Nmm [σ]对固定心轴，载荷无变化时[σ]= [σ0]=295N/mm2 d=21.68×=21.68=44.15mm 取d=50mm (4)减速器附件的设计 a、地脚螺钉直径 df=0.036a+12 =0.036×146+12=17.526 取df=20mm b、地脚螺钉数目 当a＜250mm时n=4个 c、箱体壁厚 δ=0.025×a+1＞8=0.025×146+1 取δ=8mm d、二级齿轮轴上的油封取内包骨架唇开密封 65 GB9877.1-88 e、通气塞 M12×1.25 f、油标： 管理油标 g、放油螺塞： 六角螺塞 M14×1.5Q/ZB220.77 2起重臂的设计 吊臂是随车起重机的主要受力构件，吊臂的设计合理与否直接影响着起重机的承载能力、整机稳定性和自重。为了提高产品的竞争力，吊臂截面的选择与外观均要合理。本设计采用箱形结构伸缩式吊臂。 2.1三铰点设计 2.2.1三铰点定位 在计算臂前，首先要确定三铰点的位置。已知条件起升高度是10m，最大工作幅度为7.7m。暂定汽车从地面到臂的后铰点距离为2.9m，臂后铰点距回转中心的距离为a=0.2m，起升角θ=75。其参数暂定如下： L1：变幅缸原始长度800mm a：起重臂后铰点距回转中心的距离200mm b：变幅缸下铰点距回转中心的距离220mm c：变幅缸上铰点距臂后铰点的距离240mm 其中：A是起重臂后铰点 B是变幅缸下铰点 C是变幅缸上铰点 由图可得： e===483.7mm ∂=arcsin=29.74 δ=arcsin(c+l1)/d==67.96 其中 : d= ==1122mm L2为变幅缸全伸时的长度 l2= ==1385.9mm l2/l1=1.732 根据经验，l2/l1=1.7~1.8之间，液压缸做的方便实用，符合实际，所选值合适。 2.2起重臂设计 2.2.1起重臂基本参数计算与选用 (1)起重臂基本尺寸 根据起升高度H和工作幅度R，并参考现有起重机的相关尺寸，初步估计出臂的基本尺寸如下 基本臂 3170 mm 二节臂 3025 mm 三节臂 2940 mm 总臂 3360(7900) mm 表1 起重臂基本工况组合 工况 L(mm) R(mm) Q(kg) i 1 3360 2100 6300 6 2 3360 3160 4000 6 3 5680 2600 5000 6 4 5680 5480 2500 6 5 7900 2100 3000 6 6 7900 7900 1500 6 其中： L：各种工况下的臂长 R：各种工况下的工作幅度 Q：起重量（包括吊钩、吊具重量） i：起升滑轮倍率 (2) 起重臂材料性能参数其它参数的选择 臂的不同部位可采用不同强度的钢材，以减轻吊臂自重，充分发挥钢材的作用。 a、吊臂底板选用材料HQ70 查表得 σB=700Mpa 取安全系数为1.33 [σ]=σS/n=<σs=540Mpa 合格 b、吊臂其它选用材料为HQ60 ，查表得 σB=600Mpa 取安全系数为1.33 [σ]=σS/n=<σs合格 c、其他参数 滑轮组效率η=0.95 吊臂内侧与滑块之间的间隙为ε=3mm 动载系数φ=1.25 水平载荷系数Ψ=0.08 2.2.2 起重臂的形状及主要计算参数 (1)起重臂计算参数： 表2 起重臂截面参数（mm） 基本臂 二节臂 三节臂 B1 200 182 b1b2b3 4(b3=5) 4 4 H 328 280 242 H1 286 243 215 LB1 34 27 25 LB2 42 53 46 LB3 106 95 67 0 22.5 22.5 22.5 截面参数计算： 截面面积F（忽略圆弧） F=B1×b+2×(H1+LB1+LB2) ×b+2×LB3×b 其中b1=b2=b3=b 形心计算： SY=B1×b× (H－ ） 形心位置： HY= 载面的惯性矩： Ix=B1×(b3/12)+B1×b×(HY－)2+2×b×H13/12+ 2×[LB1×b3+LB1×b×(HY－)2]+2×[LB2 ×sinθ×(b3/12)+LB2×sinθ×b×(H1－HY+LB2 ×sin)2]+2×[LB3×sinθ×b3/12+LB3×sinθ×(H－ HY－LB3×sin)2] 截面的抗弯模量：由分析可知，位置2受拉应力最大，位置5受压应力最大，只需校核该位置即可： Wx2=Ix/HY Wx5=Ix/H-HY 表3 起重臂截面计算结果 基本臂 二节臂 三节臂 F(mm) 4738 3784 3352 HY(mm) 147.4 129.6 115.7 I(mm) 69258761 38537826 25661102 W 471469 297360 221790 W 383493 256235 201580 (2) 截面强度计算： 对起重臂：每节臂的交界处为受力最危险截面，A-A，B-B，C-C依次为从基本臂到三节臂的最危险的截面，只需验算这些截面即可： A-A截面： MA=PQ×S5×cosa+G1×(k1+S3+S4)×Cosa+G2× (k2+S4)×cosa+G3×k3×cosa NA=(PQ+G1+G2+G3)×sina+S B-B截面： MB=PQ×S2×cosa+G1×(k1+S3)×cosa+G2×k2×cosa NA=(PQ+G1+G2)×sina+S C-C截面： MB=PQ×S1×cosa+G1×k1×cosa NA=(PQ+G1)×sina+S 表4 截面强度计算结果(mm) 基本臂 二节臂 三节臂 L 8100(3000) 5680(4500) 3360(6300) S 2