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 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