湖南工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文）湖南工業(yè)大學本科畢業(yè)設計（論文）8-畢業(yè)設計（論文）說明書課題：15t橋式起重機起升機構和小車運行機構及其部件設計專業(yè)機械制造與設計班級機械0332學號33姓名指導教師完成日期：2009年2月至2009年5月湖南冶金業(yè)職技術學院機械工程系湖南冶金職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）任務書學生姓名鄒志華班級機械0332學號33專業(yè)機械制造與設計畢業(yè)設計題目15t橋式起重機起升機構和小車運行機構及其部件設計要求完成的主要工作量1)15t橋式起重機起升機構和運行機構說明書2)15t電動機吊鉤橋式起重機裝配圖一張3)卷筒裝配圖一張（共2張裝配圖）4)齒輪圖一張5)心軸圖一張6)卷筒圖一張7)軸承座一張（共4張零件圖）畢業(yè)設計(論文)完成日期從2009年2月25日至2009年5月25日指導教師(簽名)教研室主任(簽名)系（部）審核：（簽章）湖南冶金職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）指導教師意見書學生姓名班級機械0332學號33專業(yè)機械制造與設計畢業(yè)設計題目15t橋式起重機起升機構和小車運行機構及其部件設計評語指導教師：（簽名）年月日湖南冶金職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）答辯用紙學生姓名班級機械0332學號33專業(yè)機械制造與設計畢業(yè)設計題目15t橋式起重機起升機構和小車運行機構及其部件設計主答辯委員答辯時間年月日(上、下午)向學生提出的主要問題湖南冶金職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）總成績單學生姓名班級機械0332學號33專業(yè)機械制造與設計畢業(yè)設計題目15t橋式起重機起升機構和小車運行機構及其部件設計序號項目名稱成績比例（%）簽名1指導教師評定502答辯委員會評定50系（部）審核總成績（蓋章）年月日目錄畢業(yè)設計（論文）說明書 -1-目錄 -6-第1章起升機構設計 -8-1.1確定起升機構傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤 -8-1.2選擇鋼絲繩 -8-1.3確定滑輪主尺寸 -9-1.4確定卷筒尺寸，并驗算強度 -9-1.5選電動機 -11-1.6驗算電動機發(fā)熱條件 -11-1.7選擇減速器 -11-1.8驗算起升速和實際所需功率 -11-1.9校核減速器輸出軸強度 -12-1.10選擇制動器 -12-1.11選擇聯(lián)軸器 -13-1.12驗算起動時間 -13-1.13驗算制動時間 -13-1.14高速浮動軸計算 -14-1.14.1疲勞計算 -14-第二章、小車運行機構計算 -17-2.1確定機構傳動方案 -17-2.2選擇車輪與軌道并驗算其強度 -17-2.3運行阻力計算 -18-2.4選電動機 -19-2.5驗算電動機發(fā)熱條件 -19-2.6選擇減速器 -19-2.7驗算運行速度和實際所需功率 -20-2.8驗算起動時間 -20-2.9按起動工況校核減速器功率 -21-2.10驗算起動不打滑條件 -21-2.11選擇制動器 -22-2.12選擇高速軸器及制動輪 -22- -23-2.14驗算 -24-疲勞驗算 -24-2.14.2強度驗算 -24-第三章卷筒部件計算 -25-3.1卷筒心軸計算 -25-3.1.1支座反力 -25-3.1.2疲勞計算 -25-3.1.3靜強度計算 -26-3.2選軸承 -26-3.3繩端固定裝置計算 -27-第四章吊鉤 -29-4.1確定吊鉤裝置構造方案 -29-4.2選擇并驗算吊鉤 -29-4.2.1吊鉤軸頸螺紋M64處拉伸應力: -29-4.2.2吊鉤彎曲部分A-A斷面的驗算 -30-4.3確定吊鉤螺母尺寸 -31-4.4止推軸承的選擇 -31-4.5吊鉤橫軸計算 -32-4.6滑輪軸計算 -33-4.7拉板的強度驗算 -34-4.8滑輪軸承的選擇 -35-結論 -37-參考文獻 -38-HYPERLINK致謝-41-第1章起升機構設計1.1確定起升機構傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤按照布置宜緊湊的原則，決定采用「5」圖4-10的方案。如圖1-1所示，采用了雙聯(lián)滑輪組。按Q=15<<通用機械>>表1—7取滑輪組倍率ih=3，承載繩分支數(shù)；Z=2ih=6如圖1-1起升機構計算簡圖查[2]附表9選圖號G20吊鉤組T1-362.1508得其質量：G0=467kg.兩動滑輪組間距A=185mm.1.2選擇鋼絲繩若滑輪組采用滾動軸承，當ih=3，查[1]表2-1得滑輪組效率：n=0.985,鋼繩所受最大拉力：S==（15000+467）÷（2×3×0.985）=2617kg=26.17kN查[1]表2-4，中級工作類別（工作級別M5）時，安全系數(shù)n=5.5鋼絲繩計算破斷拉力：Sb=n?Smax=5.5×26.17=133.94kN查[2]附表1選用瓦林吞型纖維芯鋼絲繩6×19w+FC.鋼絲公稱抗拉強度1570MPa,光面鋼絲，右交互捻，直徑d=16mm,鋼絲繩最小破斷拉力[Sb]=132.6kN標記如下：鋼絲繩16NAT6×19w+FC1700ZS108GB8918-881.3確定滑輪主尺寸滑輪的許用最小直徑：D≥d（e-1）=20(25-1)=480mm式中系數(shù)e=25由[1]表2-4查的。由附表2選用滑輪直徑D=560mm.取平衡滑輪直徑Dp≈0.6×400=336mm.由附表2選用Dp=355mm.由附表4選用鋼絲繩直徑d=20mm,D=560mm,滑輪軸直徑D5=140mm的E1型滑輪標記為：滑輪F20×560-140ZBJ80006.8-87由[2]附表5平衡滑輪組選用d=20mm,D=355mm,滑輪軸直徑D=75mm的F型滑輪標記為：滑輪F20×355-75ZBJ80006.9-871.4確定卷筒尺寸，并驗算強度卷筒直徑D≥d(e-1)=16(25-1)=480mm由[2]附表13選用D=500mm,卷筒繩槽尺寸由[3]附表14-3查的槽距t=20mm,槽底半徑r=10mm卷筒尺寸=mmZ0―附加安全系數(shù)，取Z0=2L1―卷筒不切槽部分長度，取其等于吊鉤組動滑輪的間距，即L1=A=185mm，實際長度在繩偏斜角允許范圍內可以適當增減。D0―卷筒計算直徑D0=D+d=400+20=420mm卷筒壁厚：δ=0.02D+（6～10)=0.002×400＋(6～10)=14～18mm取δ=16mm卷筒壁壓應力驗算：選用灰鑄鐵HT200最小抗拉強度δb=195MPa許用應力：[δ]y==130MPa故抗壓強度足夠卷筒抗應力驗算：因為卷筒長度L＞3D響應效驗由彎矩產生的拉應力，卷筒彎矩圖示于圖（1-2）圖1-2轉筒彎矩圖發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中間時：卷筒斷面系數(shù)：式中D―卷筒外徑，D=500mm;Di―卷筒內徑，Di=D-2δ=500-2×15=470mm于是合成應力MPa式中許用應力卷筒強度驗算通過故選定卷筒直徑D=500mm,長度L=2000mm,卷筒槽形的槽底半徑r=10mm,槽距t=20mm,起升高度H=8mm,倍率ih=3;靠近減速器一端的卷筒槽向為左的A型卷筒，標記為：卷筒A500×2000－10×20－8×3左ZBJ80007.2－871.5選電動機計算凈功率：Nj=(Q+G0)V/102×60η==35.68kw式中，η——機構的總效率，取η=0.85。電動機的計算功率：Ne≥KdNj=0.8×35.68＝28.544kN式中系數(shù)kd由[1]6－1查得，對于M1～M6級機構，kd=0.75～0.85,取kd=0.8查[2]附表30選用電動機JZR2－42－8，其中Nc﹙25％﹚=16kw,n1=715rpm,[GD2]d=1.46kg.m2,電機質量Gd=260kg1.6驗算電動機發(fā)熱條件按照等效功率法，求JC=25％時，所需要的等效功率：Nx≥k25·r·Nj=0.75×0.87×35.68=23.3kw式中k25―工作系數(shù)k25=0.75r―系數(shù)根據(jù)機構平均起動時間與平均工作時間的比值(tq／tg﹚查得由[1]表6－3，一般起升機構tq／tg=0.1～0.2，取tq／tg=0.1，由[1]圖6－6查得r=0.87由以上計算結果Nx＜Ne故初選電動機能滿足發(fā)熱條件1.7選擇減速器卷筒轉速：n===17.2r／min減速器總傳動比∶===41.6查[2]附表35選ZQ-500-Ⅱ-3CA減速器。當工作類型為中級時，許用功率[N]=12kw,io=40.17,質量Gg=345㎏,入軸直徑d1=50㎜,軸端長l1=85㎜﹙錐形﹚1.8驗算起升速和實際所需功率實際起升速度v′==7.5×=7.77m／min誤差：ξ=x100﹪=3.6﹪<[ξ]=15﹪實際所需等效功率：=9.6×9.95KW≤Ne(25﹪)=16KW符合滿足條件1.9校核減速器輸出軸強度由[1]公式﹙6-16﹚的輸出軸最大徑向力:Rmax=（as+G）≤[R]式中aSmax=2×26170=52340N=34.58kN-卷筒上卷繞鋼絲繩引起的載荷Gj=4.56kN-卷筒及軸自重，參考附表[4]估計[R]=20.5kN-ZQ500減速器輸出軸端最大允許徑向載荷，由附表40查得。∴Rmax=0.5﹙34.58＋4.56﹚=19.57kN＜[R]=20.5kN由[1]公式﹙6-17﹚得出輸出最大扭鉅：Mmax=﹙0.7～0.8﹚ΨmaxMeio′?o≤[M]式中Me=9750=218Nm-電動機軸額定力矩Ψmax=2.8-當JC=25％時，電動機最大力矩倍數(shù)，由附表33查得。?о＝0.95－減速器傳動功率；[M]=26500Nm－減速器輸出軸最大容許轉矩，由附表36查得∴Mmax=0.8×2.8×218×40.17×0.95=18635Nm＜[M]=26500Nm由上計算，所選減速器能滿足需求。1.10選擇制動器所需靜制動力矩：0.85==267Nm 式中K2=1.75=－制動安全系數(shù)，由[1]第六章查得由[2]附表15選用Ywz5－315／23制動器，其制動轉矩Me2=180～280Nm,制動輪直徑D2=315mm,制動器質量G2=41.6Kg1.11選擇聯(lián)軸器高速軸聯(lián)軸器計算轉矩，由[1]﹙16－26﹚式：M=n=1.5×1.8×218=588.6N.m式中Me=218–電動額定轉矩N=1.5-聯(lián)軸器安全系數(shù)Ψ=1.8-剛性動載系數(shù)，一般Ψ8=1.5～2.0由附表31查得JZR2-42-8電動機軸端為圓錐形d=65mm,l=105.從附表34查得ZQ-500減速器的高速軸聯(lián)軸端為圓錐形d=50mm,l=85mm.考電動機軸端聯(lián)軸器，由附表33選用CLZ3半聯(lián)軸器，其圖號為S139，最大容許轉矩[Mt]=3150Nm＞Mc值，飛輪力矩﹙GD2﹚l=0.403kg.m2,質量Gl=23.6kg.浮動軸的兩軸端聯(lián)軸器，由附表45選用Φ300mm制動輪的半齒聯(lián)軸器，其圖號為S124,最大容許轉矩[Mt]=3150Nm,飛輪鉅﹙GD2﹚2=1.8kg·m2,質量G2=38.5kg,為與制動器YWZ5-315／23相適應，將S124聯(lián)軸器所帶Φ300mm制動輪，修改為Φ315mm應用。1.12驗算起動時間起動時間：t=式中(GD)=(GD)十(GD2)十(GD)=1.465十0.403十1．8=3.668kg·m靜阻力矩：Mj=(Q+G)D/2iη=(1500+467)0.416/2ⅹ3ⅹ40.17ⅹ0.85=31.40kg·m=314N·m平均起動轉矩：Mq=1.5Me=1.5×216=327Nm∴通常起升機構起動時間為1～5s,此處tq＜1s,可在電氣設計時，增加起動電阻延長起動時間，故所選電動機適合。1.13驗算制動時間制動時間式中由[1]表6﹣6查得許用減速器，a≤0.2,a=v／t2.故[t]==0.633t2＜[t2]故合適1.14高速浮動軸計算1.14.1疲勞計算起升機構疲勞計算基本載荷=1.045×218=227.8Nm式中－動載系數(shù)，=1/2(1+)=1/2(1+1.09)=1.045－起升載荷動載系數(shù)﹙物品起升或下降制動的動載效應﹚1+0.71v=1+0.71ⅹ7.71/60=1.09由前節(jié)已選定軸徑d=45mm,因此扭轉應力：N/m=12.5MPa軸材料用45號鋼，σ=600MPa,σ=300MPa,彎曲：σ=0.27(=0.27(600+300)=233Mpa扭轉=140Mpa=0.6×300=180MPa軸受脈動循環(huán)的許用扭轉應力：[]=式中K=Kx·Km－考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應力集中系數(shù)；Kx－與零件幾何形狀有關，對于零件表面有急劇過渡和開有鍵槽及緊配合區(qū)段，Kx=1.5～2.5Km－與零件表面加工光潔度有關，對于Km=1.5～1.2,對于，Km=1.25～1.35此處取K=2×1.25=2.5η－考慮材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，對碳鋼及低合金鋼η=0.2nⅠ－安全系數(shù)，nⅠ=1.25﹙由[2]表30查得﹚∴〔〕==88.9MPa故n＜[τok]通過1.14.2強度驗算軸所受最大彎矩：M=Me=1．09ⅹ218=238MPa最大扭矩應力:==13.05MPa許用扭轉應力：〔〕===120MPa式中－安全系數(shù)，=1.5<〔〕故通過浮動軸的構造如圖（1-3）所示，中間軸徑d1=d＋﹙5～10﹚=50～55mm,取d1=55mm圖1-3高速浮動軸構造圖第二章、小車運行機構計算2.1確定機構傳動方案確定機構傳動方案經比較后，確定采用如圖1-4所示的傳動方案圖1-4小車運行機構傳動簡圖2.2選擇車輪與軌道并驗算其強度車輪最大輪壓：小車質量估計取Gxc=5000kg,假定輪壓均布：Pmax==5000kg=50000N車輪最小輪壓：Pmin===1250kg=12500N初選車輪：由[2]附表17可知，當運行速度＜60min時，Q／Gxc=15000／5000=2.5＞1.6工作級別為M5級，車輪直徑Dc=350mm,軌道型號為18kg／m﹙P18﹚的許用輪壓為3.49t≈Pmax=3.5t.根據(jù)GB4628－84規(guī)定，直徑系列為Dc=250.,315,400,500,630mm,初步選定車輪直徑Dc=315mm,而后校核強度。強度驗算：按車輪與軌道為線接觸及點接觸兩種情況驗算車輪接觸度，車輪踏面疲勞計算載荷：Pc===37500N車輪材料，取ZG340-640,σs=340Mpa,σb=640Mpa線接觸局部擠壓強度：==6.0×315×28.2×0.96×1=51166N式中K1－許用線接觸應力常數(shù)﹙N／mm2﹚,由[1]表5-2查得K1=6;L－車輪與軌道有效接觸強度，對于軌道P18﹙由附表22﹚L=b=282mmC1－轉速系數(shù)，由[1]表5-3，車輪轉速n==45.5rmp時，C1=0.96C2－工作級別系數(shù)，由[1]表5-4，當為M5級時C2=1Pc′＜Pc通過點接觸局部擠壓強度=KCC=0.132×157.52／0.4730.96×1=30277N式中K2－許用點接觸應力常數(shù)﹙N／mm2﹚,由[1]表5-2查得K2=0.181;K－曲率半徑，車輪與軌道曲率半徑中的大值，車輪r1=D／2=315／2,軌道曲率半徑r2=90﹙查[2]附表22查得﹚，故取R=315÷2=157.5m－由r／R比值﹙r為r1，r2中的小值﹚所確定的系數(shù)，r／R=90÷157.5=0.57,由[1]表5-5查得m=0.47Pc″＞Pc故通過根據(jù)以上計算結果，選定直徑Dc=315的單輪緣車輪，標記為車輪DYL－315GB4628－842.3運行阻力計算摩擦阻力矩：Mm=(Q+G)(k+)查[2]附表19，由c=350mm車輪組的軸承型號為7518，據(jù)此選Dc=315mm,車輪組軸承亦為7518，軸承內徑和外徑的平均值d=﹙90＋160﹚÷2=125mm,由[1]表7-1～表7-3查得滾動摩擦系數(shù)K=0.0005,軸承摩擦系數(shù)μ=0.02，附加阻力系數(shù)β=2.0，代入上式得滿載時運行阻力矩：Mm﹙Q=Q﹚=﹙15000＋5000﹚﹙0.0005＋0.02×0.125／2﹚2=70kg.m=700N.m運行摩擦阻力:p(Q=Q)==當無載時：M(Q=0)==5000（0.0005+0.022=17.5kg=175NMP(Q=0)===1111.1N2.4選電動機電動機靜功率:N==3.29kw式中Pj=Pm﹙Q=Q﹚－滿載時靜阻力，η=0.9－機構傳動功率；M=1－驅動電動機臺數(shù)初選電動機功率：N=KdNj=1.5×2.59=2.98kw式中Kd－電動機功率增大系數(shù)，由[1]中表7-6查得，Kd=1.5由[2]附表30選用電動機JZR2－12－6,Ne=3.5kw,n1=910r／min,﹙GD2﹚d=0.142kg.m2,電機質量Gd=80kg2.5驗算電動機發(fā)熱條件等效功率：N=kN=0.75×1.12×2.59=2.18kw式中K25－工作級別系數(shù)，由[1]查得，當Jc=25％時，k=0.75－由[1]表6-5查得tq／tg=0.2,查圖6-6得=1.12Nx<N故所選電動機發(fā)熱條件通過2.6選擇減速器車輪轉速：n===40.4r/min機構傳動比：io=N／nc=910÷40.4=22.5查[2]附表40選用ZSC－400－Ⅱ－2減速器，io′=27[N]中級=2.8kw﹙查輸入轉速為1000r／min時﹚，Nx＜[N]中級2.7驗算運行速度和實際所需功率實際運行速度：V==40=33.33r／min誤差:ε===14.6％＜15％合適實際所需電動機等效功率：N=N=2.18ⅹ=1.82＜Ne故適合2.8驗算起動時間起動時間：t=]式中n1=910r／min;m=1－驅動電動機臺數(shù)；Mq=1.5M=1．5ⅹ9550=56.25Nm滿載運行時折算到電動機軸上的運行靜阻力矩：Mj(Q=Q)===38.8Nm空載運行時折算到電動機軸上的運行靜阻力矩：Mj(Q=0)===7.2Nm初步估算制動輪和聯(lián)軸器的飛輪鉅:﹙GD2﹚z＋﹙GD2﹚l=0.26kg.m2機構總飛輪鉅：C﹙GD2﹚1=C[﹙GD2﹚d＋﹙GD2﹚z＋﹙GD2﹚l]=1.15﹙﹙0.142＋0.26﹚=0.466kg.m2滿載起動時間：無載起動時間：由[1]表7-6查得，當Vc=40r／min=0.75m／s時，[tq]推薦值為5.5s,tq﹙Q=Q﹚＜[tq],故所電動機能滿快速起動要求。2.9按起動工況校核減速器功率起動狀況減速器傳遞的功率:N==2.6kw式中Pd=P+Pg=Pj+=N為計算載荷 m′－運行機構中同一級傳動的減速器個數(shù)，m′=1所用減速器的[N]中級=2.8kw＜N,﹙如改選大一號，則中心距將由400增至60[N]中級=23.8，io′=21.15﹚相差太大，考慮到減速器有一定過載能力﹙如[N]輕級=6kw﹚故不再變動。2.10驗算起動不打滑條件因室內使用，故不計風阻及坡度阻力矩，只驗算空載及滿載起動時兩種空況。空載起動時，主動車輪與輪道接觸處的圓周切向里:車輪與軌道的粘著力：F=Pf=2000×0.2=400kg=4000N＜T﹙Q=0﹚,故可能打滑。解決辦法是在空載起動時增大起動電阻，延長起動時間滿載起動時間時，主動車輪與軌道接觸處的周圍切向力：車輪與軌道的粘著力：F=Pf=故滿載起動時不會打滑，因此所選電動機合適。2.11選擇制動器由[1]查得，對于小車運行機構制動起動時間t2≤3～4s,取t2=3s,因此，所需制動轉矩：M==-19.56Nm由[2]附表15選用YWZ5200／23,其制動轉矩Me2=112Nm考慮到所取制動時間t2=3s與起動時間tq=2.64s很接近，故略去制動不打滑條件驗算。2.12選擇高速軸器及制動輪高速軸聯(lián)軸器計算轉矩，由[1]﹙6-26﹚式：M=n=1.35×1.8×37.5=91N.m式中M=9750=37.5Nm－電動機額定轉矩n－聯(lián)軸器的安全系數(shù)，運行機構n=1.35－機構剛性動載系數(shù)，=1.2～2.0，取由[2]附表31查電動機JZR2-12-6兩端伸出軸各為圓柱形d=35mm,l=80mm,由[2]附表37查得ZSZ=400減速器軸端為圓柱形d1=30mm,l=55mm,故從[2]附表41選G1CL鼓形齒式聯(lián)軸器，主動端A型鍵槽d1=35mm,L=80mm,從動端A型鍵槽d2=30mm,L=55mm，標記為：GICL1聯(lián)軸器35×80／30×55ZB19013-89,其公稱轉矩Tn=630N＞MC=91mm,飛輪矩﹙GD2﹚l=0.009kg.m2,質量Gl-5.9kg.高速軸端制動輪，根據(jù)制動器已選定為YWZ5200／23,由[2]附表16選制動輪直徑D2=220,圓柱形軸孔d=35mm,L=80mm.標記為：制動輪200Y=35JB／ZQ3389-86其飛輪矩[GD2]2=0.2kg.m2,質量GZ=10kg.以上聯(lián)軸器與制動輪飛輪之和：﹙GD2﹚l＋﹙GD2﹚2＝0.2009kg.m2與原估計0.26kg.m2基本相等，故以上計算不需要修改低俗聯(lián)軸器計算轉矩，可由前節(jié)的計算轉矩Mc求出Mc′=1/2Mc·i0′==1105.65N由[2]附表37查得ZSC-400減速器低速軸端為圓柱形d=65mm,L=85mm,取浮動軸裝聯(lián)軸器軸徑d=60mm,L=85mm,由附表42選用兩個GICCLZ3彭形齒式聯(lián)軸器，其主動端:Y型軸孔A型鍵槽，d1=65mm.從動端Y型軸孔，A型鍵槽，d2=60mm,L=85=mm,標記為GILZ3聯(lián)軸器ZBJ1904-89由前節(jié)巳選定車輪直徑Dc=315mm，由「5」附表19參考ф350車輪組，取車輪軸安裝聯(lián)軸器處直徑d=65，L=85，同樣選用兩個GICLZ3鼓形齒式聯(lián)軸器。其主動軸端，Y型軸孔，A型鍵槽d1=60mm，L=85mm，從動端：Y型軸孔，A型鍵槽d2=65mm，L=85mm，標記為：GICLZ聯(lián)軸器ZBJl9014—892.14驗算疲勞驗算由運行機構疲勞計算基本載荷：由前節(jié)已選定浮動軸端直徑d=60mm,及扭轉應力:浮動軸的載荷變化為對稱循環(huán)﹙用運行機構反轉轉矩值相同﹚，材料TB選用45鋼，由起升機構高速浮動軸計算，得τ-1=140Mpτs=180Mpa,許用扭轉應力：[式中kn1－與起升機構浮動軸計算相同τn＜[通過2.14.2強度驗算由運行機構工作最大載荷：M=式中－考慮彈性振動的力矩增大系數(shù)，對突然起動的機構，=1.5～1.7，此處取=1.6；－剛性動載系數(shù)，取=1.8最大扭轉應力:30.4Mpa許用扭轉應力：[]===120MPa<[]故通過浮動軸直徑:d=d＋﹙5～10﹚=60＋﹙5～10﹚=65～70mm取d=70mm第三章卷筒部件計算3.1卷筒心軸計算卷筒名義直徑D=500mm,螺旋節(jié)矩t=20mm,卷筒長度L=2000mm,壁厚為δ=16mm通過做草圖得到卷筒心軸的支點位置，并參考有關資料，決定心軸的各段直徑軸的材料用45號鋼。圖2-1卷筒心軸計算簡圖3.1.1支座反力=2×26170-29953.6=22386.4N心軸右輪轂支承處最大彎矩：M=20=447728N·cm3.1.2疲勞計算對于疲勞計算采用等效彎矩，由[2]表2-7查得等效系數(shù)=1.1.等效彎矩：=1.1×44728=492500.8N.cm彎矩應力：=／0.1d3=492500.8／0.1×73=133.6Mpa心軸的載荷變化為對稱循環(huán)。由[2]表2-11，2-13式知許用彎曲應力：軸材料用45號鋼，其=600Mpa,=300Mpa,=0.33,=258Mpa,式中n=1.6－安全系數(shù)﹙見表2-18﹚；Kx=1.4－與零件幾何形狀有關的應力集中系數(shù)﹙﹙D／d=78／70=1.11,r／d=7／70=0.1由[2]表查得﹚；k－應力集中系數(shù)，可參考書本第二章第五節(jié)，k=kx·km=1.4×1.5=1.61;Km=1.15－與零件表面加工光潔度有關的應力集中系數(shù)，按D5查得故：=100Mpa通過3.1.3靜強度計算卷筒軸屬于起升機構低速軸零件，其動力系數(shù)可由[2]表2-5查得，ψcⅡ=1.2,=1.2×447728=537273.6N.cm=537273.6／0.1×73=156.6Mpa許用應力：=300／1.6=187.5MPa通過故卷筒軸的疲勞和靜強度計算通過3.2選軸承因為卷筒心軸上的左軸承的內外座圈以同樣轉速運轉，故無相對運動可按照額定靜載荷來選擇。右軸承的外座固定，內座圈與心軸一同旋轉應按照額定動載荷來選擇。3.2.1左端軸承由[4]﹙19﹣16﹚式軸承的額定靜載荷式中－額定靜負荷；P－當量靜負荷；n－安全系數(shù)，由[4]表19-7取n=1.04.參考由[2]附表8，選用中型雙排滾珠軸承，型號1311.由[4]表19=9查得軸承的額定靜負荷C=2290N.左軸承的當量靜負荷：=1.1×29953.6=32948.96N式中=1.1－動負荷系數(shù)，由[4]表19-6選取nP=1.04×21770=22640N≤C安全3.2.2右軸承右端軸承也采用1311，其額定動負荷[C]=40300N右軸承的徑向負荷=1.1×22386.4=24625.04N軸向負荷Fa=0設中級工作類型的軸承工作時數(shù)L=4000h,由[4]表19-16查得1311軸承的e=0.23,令Fa／Fr=0＜e,故x=1.y=2.7,當量動負荷：=1×24625.04＋2.7×0=24625.04N由[7]﹙19-2﹚式：∴安全3.3繩端固定裝置計算根據(jù)鋼繩直徑為13.5mm,由[4]表23﹣11選擇壓板固定裝置﹙圖﹙2-2﹚并將壓板的繩槽改用β=40梯形槽，雙頭螺柱的直徑M16.圖2-2繩端固定裝置已知卷筒長度計算中采用的附加圈數(shù)Zo=2,繩索與卷筒槽間的摩擦系數(shù)f=0.15,則在繩端固定處的許用力。S=Smax／efa=26170／e壓板螺栓的所受之拉力：P=S／f＋式中f1－壓板梯形槽與鋼繩的換算摩擦系數(shù)，當β=40時，螺柱由拉力和彎矩作用的合成應力：式中Z=2﹙螺栓數(shù)﹚d=13.8﹙螺紋內徑﹚=SLσ==122.8Mpa螺柱材料為Θ﹣235，屈服極限σ=240Mpa,則許用拉伸應力為：﹙由[2]表2-21取安全系數(shù)nⅡ=1.6﹚[σ]=σ／n=240／1.6=150Mpa∵σ＜[σ]∴通過第四章吊鉤4.1確定吊鉤裝置構造方案已知吊鉤裝置用于三倍率雙聯(lián)滑輪組，所以必須采用長型的構造方案4.2選擇并驗算吊鉤由[3]表15-12選擇一個10t鍛造單面吊鉤，其基本尺寸如圖所示（圖5-15），材料采用20號鋼圖3-110t鍛造單面吊鉤4.2.1吊鉤軸頸螺紋M64處拉伸應力:=63.6Mpa式中d－螺紋內徑，由[7]表6-3查得M64,d=57.5mm－動力系數(shù)，由圖2-2查得=1.1由[1]查得軸頸拉伸許用應力：故強度足夠。4.2.2吊鉤彎曲部分A-A斷面的驗算（1）圖解法求斷面重心首先按比例繪出吊鉤的截面形狀圖及曲率中心位置，并在下面做出相應的LGK坐標（圖5-6）用垂線將截面分為許多小格。在劃一垂線在斷面上均得到兩個變數(shù)x和y。若把沒根垂線所得變數(shù)乘積S=xy。y為縱坐標，x為橫坐標，繪出一點，并把個點連接起來，既得一條曲線。令在曲線下的面積為f，則重心C的橫坐標為:(2)圖解法求系數(shù)K由曲率中心S點與所做曲線上A點相連，在有中重心點做的平行線使其與相交的垂線AD相交于B點。如此，可以將許多類型的B點連成曲線，得到面積和，即可算出系數(shù)k:（3)計算A-A截面上1點的最大拉伸應力：對于20號鋼由[2]表15-1：式中：=220Mpa—20號鋼屈服極限n=1.30.9—安全系數(shù)（其中0.9是考慮M級工作級別系數(shù)）。故驗算通過(B-B截面驗算從略)圖3-2系數(shù)K的圖解法4.3確定吊鉤螺母尺寸4.3.1螺母最小工作高度H=0.8d=0.864=51mm考慮設置防松螺栓，實際取螺紋高度：H=784.3.2螺母外徑D=（1.8—2）d=（1.8—2）64=115—128mm4.4止推軸承的選擇因為軸承工作過程中很少轉動，故可根據(jù)額定靜載荷來選擇由[2]附表5，選擇8217推力軸承，由[4]表19-21，表19-6查得其額定靜載荷C=239000N,動負載荷系數(shù)=1.15軸承當量靜載荷：安全式中：=1.25—安全系數(shù)由[4]表19-7選取。4.5吊鉤橫軸計算由[2]附圖25可知，橫軸兩側拉板的間距是由滑輪6和8的尺寸所決定的（即L=304mm）。橫軸可看做一個簡支梁來進行強度計算橫軸的計算載荷（圖3-3a）：橫軸的最大彎矩：中間斷面截面模數(shù)(圖3-3b)：圖3-3吊鉤橫軸和滑輪軸的計算簡圖彎曲應力：橫軸材料用45號鋼，許用應力故橫軸強度足夠。式中:N=2.4為安全系數(shù)[3]4.6滑輪軸計算滑輪軸也是一個簡支梁，支點距離任然是L=304mm。它作用有三個滑輪的壓力為計算簡便起見，把三個力看作集中力（見圖3-3c）滑輪的作用力：軸上的彎矩（1-1和2-2斷面）：1-1和2-2截面模數(shù)：彎曲應力：滑輪軸的材料與吊鉤橫軸相同，亦為45號鋼，故許用應力也相同，強度足夠。4.7拉板的強度驗算拉板尺寸如圖3-4所示，截面a-a的拉伸應力：式中： K=2.2—應力集中系數(shù)，由圖5-13查得。拉板材料為Q-235號鋼，許用拉伸應力圖3-4拉板的計算簡圖軸頸與拉板的單位拉力：拉板軸孔內表面的擠壓應力：拉板許用擠壓應力故和所以強度足夠4.8滑輪軸承的選擇滑輪直徑D=400mm，計算直徑D=D+d=400+13.5=413.5mm圓周速度，則滑輪工作轉速：每個滑輪中采用兩個徑向滾動軸承（見附表25）。由[2]選218，查[4]表19-8其額定動載負荷[C]=75300N額定靜