sq6.3吨随车起重机

1 概述 1.1 随车起重机的概念 随车起重机是指安装在汽车底盘上,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，又称随车吊，属于物料搬运机械。 随车起重机是安装在普通载货汽车上的一种起重设备，主要由稳定支腿、 回转基座、吊臂总成、吊钩等组成。随车起重机和载货汽车操纵系统是完 全分开的，所以随车起重机既能够实现起重作业，又不影响汽车底盘的载 货运输。随车起重机的应用非常广泛，因其机动灵活等特点，在许多工况 下都可代替中小型汽车起重机进行起重作业，深受广大用户的欢迎。 1.2 随车起重机行业发展形势分析 国际环境：近年来，国际工程机械市场需求景气指数一直向好发展。 2005 年全球工程机械整机销售额达到 1350 亿美元，增长 19%。目前国际市 场发展表现主要特征为：一是制造基地和市场明显向中国转移，零部件采 购全球化；二是制造商之间重组整合步伐加快；三是大部分企业变为产品 开发和组装厂，关键零部件均为外包生产采购；四是 100 马力以下的小型 工程机械发展迅速；五是租赁市场增长很快。据工程机械权威机构英国工 程咨询公司预测，全球未来 5-8 年内将继续保持良好的市场发展环境。 汽车行业运行状况。06 年卡车市场在轻微卡市场的带动下稳步增长， 而中重卡市场则还碍着去年调整的余威，在翻身路上举步维艰。今年一季 度卡车市场共计产销 451062 辆和 421211 辆，同比增长 5.37%和 5.5%。其 中，3 月份产销 204014 辆和 207508 辆，同比增长 6.06%和 2.69%，比 2 月 份分别增长了 50.86%和 71.15%。 从市场上不难看出，国家实施的宏观调控压缩基建投资对中重型卡车 的影响的确显著。此外，就是迟迟没有恢复启动的汽车消费信贷对商用车 市场的制约影响。从银行角度来说，商用车消费信贷比轿车消费信贷的情 况更复杂，风险也更大。但是对于越来越趋于高端、同时售价也越来越昂 贵的中重型卡车来说，卡住了信贷的资金流，无疑就是抑制了消费者的消 2 费需求。 影响卡车市场的因素就是执行不力、屡禁不止的超载超限现象。这种 现象的长期存在，始终动摇着用户对现有公告产品的信任，动摇着用户对 运输市场长期投入的信任，进而对卡车的销售直接产生影响。 汽车起重机行业运行状况。据国内主要汽车起重机生产厂家分析， 2009 年汽车起重机市场呈现小幅下滑的发展趋势。其中 8-12 吨等小吨位汽 车起重机市场容量继续保持一定的下降速度，这在一定程度上将有利于大 吨位随车起重机的发展。但据有关人士分析，专业吊装行业的盈利能力相 对高于物流行业，这又是对随车起重机市场发展的不利因素。另外，国内 随车起重机行业起步较晚，目前的产品与同吨位汽车起重机相比，在技术 性能上（如臂长、起升高度等等）还有一定的差距，在一定时期内完全取 代小吨位汽车起重机还不可能。 从国际看，油价的攀升、国外随车起重机企业对国内吞并；从国内看， 国家宏观经济调控的长期持续、固定资产投资结构的持续调整、汽车行业 与起重机行业的低迷、目前随车起重机行业存在的不规范以及随车起重机 企业间产品同质化、不正当竞争等，对随车起重机市场的发展将带来一定 的风险。 随着国家对基础建设投入的增加，特别是劳动力成本的提高，将给随 车起重机发展提供一个机会，其发展的空间将十分广阔。另一方面，目前 我国随车起重机的底盘销量只占卡车销售量的 1，而日本随车起重机底盘 销量占卡车销量的 25%左右，欧美也在 20%左右,，随着我国汽车产业的快 速发展，将给随车起重机行业带来新的发展机遇。 目前国内随车吊的产销量还比较低，从 2001 年到 2003 年产销量一直 在 1200 台左右徘徊。从 2004 年的 1-9 月，据我分会统计，销量已经达到 了 1262 台，比 2003 年同期相比，增长了 30%。可以说这个阶段是随车吊增 速最快的一个时期。那么与其他工程机械以及汽车起重机相比，要受到宏 观调控的影响还是较小的。 工程起重机产品的结构与发达国家相比，有很大的不同。我国目前仍 然是以汽车起重机为主。数据显示，从日本我们了解到各大机型，例如随 车吊、汽车越野吊和轮胎吊来看，日本随车吊占 80%、轮胎吊占 1.9%、越 野吊占 7.6%、履带吊占 2.5%，而在我国今年的市场情况看，今年随车吊占 3 9.8%、汽车吊占 87%、越野轮胎吊占 1.4%、履带吊占 1.5%。这是我国产品 结构的一个缩影。 我国随车起重机的发展并不火爆的原因有以下两点。 1）、我国随车吊的起步比较晚，认识度比较低，宣传力度不大。 2）、我国劳动力成本较低，我国物流发展程度影响我国的产业政策， 对随车吊的发展形成了瓶颈。 但是我相信随车吊这一产业在我国有比较大的发展空间，是一个非常 有前途的产业。那么随着我国经济的发展，随车吊市场会逐步的成熟，会 以较快的速度来发展，现在国外的产品在中国的销售，将有助于提高我国 随车吊产品的档次，促进市场的繁荣。我相信我们国内的随车吊市场会有 一个比较好的市场前景。 1.3 国内随车起重机行业发展的制约因素 技术水平落后：由于我国随车起重机起步相对较晚，最初是湖南专用 汽车制造厂（大汉汽车制造有限公司）引进日本技术开发了国内的产品。 和国外产品相比，还在技术上还存在一定的差距。我国随车起重机现处于 初级发展阶段，品种较少，由于中国载货汽车以 5-8 吨为主，所以国内企 业随车起重机产品主要集中的 3-12 吨的品种，中小吨位重复较多，至今尚 未形成大、中、小完整的系列，年产量只相当于国外一个厂家的生产能力。 起重力矩小，技术水平低。我国随车起重机以直臂卷扬为主，受国内 汽车底盘的限制，起重力矩小，其他性能指标也一般低于国外先进产品。 目前国内企业对随车起重机的研究开发投入很少，液压系统、控制系统的 技术水平也有一定差距。 安全装置不齐全，操作不方便。我国随车起重机仅装有起升高度限位 及平衡阀、溢流阀等一般安全装置，全部为手动操作。而国外早已将电子 技术广泛运用到随车起重机上，如带有微电脑的力矩限制器及防倾翻保护 器等，并且已实现了有线与无线遥控。 功能单一。我国随车起重机以起重作业及运输功能为主，而国外随车 起重机均有多种附具，主要加装在吊臂头部，如工作斗、抓斗、高空作业 平台、各种抓具、夹具、吊篮、螺旋钻、板叉、装轮胎机械手、拔桩器等， 4 使随车起重机具备了一机多用的功能。另外，国外一些厂家进一步开发了 铁路专用随车起重机等专用产品。 外形不美观。我国随车起重机设计单调，忽视了和汽车外形的协调， 而国外对随车起重机的着色非常严格，不仅在外形和着色上实现和卡车的 一体化，还要求和城市的景观相协调。 研发能力薄弱：中国企业还不够重视随车起重机的技术开发投入，没 有哪一个企业愿意花费大的人力、物力去开发和培育市场，这导致随车起 重机的应用价值远未开发出来。 在欧美等发达国家的企业视用户为上帝，不是流于形式，而是通过仔 细的市场研究后，对市场将来需求什么产品有一个预测，然后开发出更加 满足和符合用户需求的产品来引导和指导市场消费。他们想在用户的前面、 走在用户的前面，始终处于主动地位。而国内企业仅仅是被动地跟着用户 走，缺乏市场开拓意识，主动性不强。 随车起重机在产品的研发方面没有取得突破性的进展，其原因主要有： 国内企业制造水平和工艺装备落后，企业对制造水平、工艺装备的投入比 较少，新的产品就算是设计出来了也制造不出来。应该说，国内企业对随 车起重机的研发多数处在产品系列的扩展和功能扩展水平上，产品的研发 同企业的经济效益、国内基础元器件、产品售价、市场需求量等都有密切 的关系。 产业政策制约：随着行业不断发展，目前随车起重机统一执行汽车公 告与“3C”认证管理制度，同时列入特种设备的管理范畴。 国家将随车起重机列入公告管理是一把双刃剑：一方面，提高了进入 门槛，规范了产品市场秩序，保护了现有的随车起重机生产厂商的利益； 另一方面，它影响了随车起重机与汽车底盘的组合，阻碍了随车起重机的 发展，主要体现在：一种规格的随车起重机安装一种载货汽车必须上一个 产品公告和“3C”认证；随车起重机只能进行新车的改装；随车起重机列 入特种设备管理，就面临着多头管理、重复检查。 从国外该产品的行业规范来看，我国实行的政策确实对随车起重机发 展有一定的制约，因此目前没有一个厂家会把所有可用于装配随车起重机 的底盘都拿去完成公告的申报。而检测过程的烦琐、检测费用的昂贵、公 告周期的漫长、效率低下、审批批准的不一致性、执行部门的随意性等问 5 题都影响着随车起重机厂的生产销售和用户的使用。 品牌意识缺失：国内随车起重机企业宣传意识普遍淡薄，很多企业根 本不做宣传或几乎没有什么新的宣传手段。目前很多物流公司对随车起重 机的了解很有限，有的根本不知其为何物。至于市场上目前都有哪些品牌 的随车起重机，就更无从谈起了。 国内随车起重机最大的优势就是价格低廉，但随着国外随车起重机企 业以合资等方式不断入侵，国内企业仅以原有价格优势将难以与之全面抗 衡，国内新兴的随车起重机行业也面临重新洗牌的局面。 目前，全国生产随车起重机的主要企业有徐州徐工随车起重机公司、 石家庄煤矿机械厂、湖北程力起重机有限公司等。另外，近年锦州重型机 械股份有限公司与韩国广林特装车株式会社组建的合资公司开始涉足随车 起重机领域，常林股份有限公司与奥地利的 PALFINGER 公司也将开始合作 生产随车起重机。因此，面对企业利润率不断下降的微利时代，随车起重 机企业必须选择差异化竞争谋求生存发展的空间，抢占市场占有率、扩大 利润空间，而尽快树立起国内随车起重机的自有品牌形象也是当务之急。 1.4 产品介绍 图 1-1 SQ6.3 吨随车起重机 6 SQ6.3SA2 随车提升机具体数据及设计图如下： 表 1-1 SQ6.3SA2 随车提升机具体数据 吊机 型号 最大 起 升质 量 最大 起 重力 矩 推荐 功率 液压系 统 最大流 量 液压系 统 额定压 力 油 箱 容 积 回转 角度 起重机 自重 安 装 空 间 SQ6.3SA 2 6.00 KG 12.6 T.M 15 KW 40 L/MIN 20 MPA 10 0 L 全回转 2250 KG 107 0 MM 图 1-2 SQ6.3SA2 随车起重机技术参数图(参考图） 7 2 随车起重装置设计的可行性分析及方案确定 2.1 可行性分析 可行性研究是运用多种学科的知识，寻求使投资项目达到最好经济效 益的综合研究方法。它的任务是以市场为前提，以技术为手段，以经济效 益为最终目标，对拟建的投资项目，在投资前期，系统地论证该项目的必 要性、可行性、有效性和合理性，做出对项目可行性的评价。总结为三点： 技术适用性、经济合理性、建设上的可能性。 在设计随车起重机之前，有必要对其设计可行性进行一定的分析，鉴 于 所学知识所限，下面仅对技术可行性和经济可行性进行简单的说明。 2.1.1 技术可行性的分析 我国自古就有借助实物来提升物体的起重机的雏形。经过了很长时期 的发展，我国的起重机行业有了长足的发展，起重机的种类日益繁多，再 借助不断发展的新兴科学技术手段，各种各样的起重机能够满足不同场合 的需求，以最少的经济投入实现最大的使用价值。 世界上其它国家的起重机行业也发展极其迅速，其中以欧洲和日本为 主。我国随车起重机行业起步于上世纪 70 年代，在多种起重机不断发展更 新的基础上，于近十年内有了长足的进步。随着我国加入 WTO，各种新技 术不断涌入，我们也不断借鉴了他国起重机设计制造的先进经验，用于弥 补自身起重机行业发展的不足，起到了很好的效果。 我国随车起重机正朝着大型化、多功能化和智能化的方向发展。安装 随车起重机的底盘已不再局限于箱式货车底盘，越来越多的重型平板车也 安装了大吨位随车起重机，以满足其自装卸大型货物的需要。随车起重机 的作业装置也不再局限于吊钩，各种高空作业平台、抓具、夹具、吊篮、 螺旋钻、板叉、装轮胎机械手、拔桩器等已逐渐被采用。随着随车起重机 的吨位越来越大，对安全控制、操作方便舒适性的要求也越来越高，智能 8 化也已被提上日程。 徐州徐工随车起重机有限公司在消化吸收国外先进技术的基础上生产 SQ 系列伸缩臂式、折叠臂式随车起重机，并于 2005 年在行业内率先推出 第二代随车起重机产品，产品技术目前处于行业领先水平，特别在结构设 计、人机工程、产品配套、汽车大梁保护等方面引领行业发展。其产品批 量出口非洲、南美、东南亚、中东等国家和地区。近两年来，依靠技术创 新取得了较快发展，以 33%的市场占有率在国内处于领先地位，成为我国 随车起重机行业的后起之秀。不仅为整个单位创利丰厚，也为我国乃至全 世界积累了起重机设计、制造和生产的宝贵经验。 总结多家企业，可见我国随车起重机在技术方面有如下性能优势： 整机性能：由于先进技术和新材料的应用，同种型号的产品，整机 重量要轻 20%左右。随着结构分析应用和先进设备的使用，结构形 式更加合理； 高性能、高可靠性的配套件，选择余地大、适应性好,性能得到充分 发挥； 电液比例控制系统和智能控制显示系统的推广应用； 操作更方便、舒适、安全，保护装置更加完善； 向吊重量适中、起升高度、幅度相当的中小吨位方向发展。虽然随 车起重机有不少的技术优势，但也不能将我国随车起重机目前的不 足之处视而不见，其中有如下不足的方面： 品种少、产量低。 起重力矩小，技术水平低。 安全装置不齐全，操作不方便。 功能单一。 外形不美观。 由以上可见，在随车起重机的技术方面，我们需要不断的改进和创新， 我国及世界其他国家都日趋成熟和完善，发展起来有了强有力的技术基础， 遇到的技术障碍也相应地容易消除。基于以上各点，本次论文也有了继续 深 9 入的必要，在随车起重机大量参考资料的基础上，才得以饱满充实，而不 会 显得空洞无力。 2.1.2 经济可行性的分析 以前，建筑施工单位较常采用大型的起重设备，例如：桥式起重机、 龙门起重机、塔式起重机等大型起重设备。购买时花费大量的财力，施工 时不仅体积庞大，占用太多的空间，而且在运行中要花费大量的人力和油 耗，即便以上几点都不成大问题，也很难满足工程上的特定要求，很难高 效的完成限期的工作。 而随车起重机恰恰弥补了这一系列的不足，它体积小，重量轻，耗油 量 小，使用起来更加地灵活方便，购买时的成本仅是那些大型起重机的几分 之一，甚至是十几分之一，大大降低了总成本，从而使企业的经济效益得 到了保障。 在市场上，随车起重机 2005 年 1-10 月已销售 1483 台，同比增长 7.3%。上半年由于有关标准的变化，一大批随车起重机产品更换底盘，影 响了生产和销售。徐州徐工随车起重机有限公司是我国最大的随车起重机 生产企业，1-10 月已销售随车起重机 494 台，市场占有率约 33%。合资企 业广林特装车( 锦州) 有限公司销售随车起重机 100 台，已打开了国内市场。 国外随车起重机在起重机产品中占的比例很大，我国目前仅占 10%，可以 预见随车起重机的发展空间是很大的。 从技术和经济上进行可行性分析能够看出，有条件也有必要对现今的 随车起重机进行改造和创新，尤其是对随车起重机上的随车起重装置进行 进一步的更新势在必行。下面就从随车起重机的方案着手，对其进行具体 的设计改造。 10 2.2 随车起重装置方案确定 图 2-1 随车起重装置外形图 1.汽车底盘 2.起升机构 3.起重臂 4.变幅油缸 5.回转机构 6.液压系统 如图 2-1 随车起重装置 随车起重装置（如图 2-1）是安放在载货汽车上面的一种附加起重设 备。 它属于臂架型起重装置，其运行支承装置采用汽轮胎，可以在无轨路面上 行驶，与其他起重装置比较，随车起重装置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 装置技术的进步，使其生产有了较大的发展。它主要服务于港口、机场、 建筑工程、桥梁、隧道工程和国防工程等，是国民经济建设中必不可少的 一种高效、快捷、方便的装卸机械。 随车起重装置在搬运物料时，经历上料、运送、卸料和回到原处的一系 列过程，有时运转，有时停转，是一种间歇动作的机械。 它通常由四部分 11 构成：工作机构、金属机构、动力装置与控制系统。 工作机构指机械传动部分，常见的有：起升机构、运行机构、回转机构 和变幅机构。它们是为了实现起重装置不同运动要求而设置的，依靠这四 个机构的复合运动，可以使起重装置在所需的任何指定位置进行上料和卸 料。 由于设计时间和必要性的限制，此次设计仅就起升机构、回转机构和 变幅机构进行设计，对其进行分析与计算。 12 2.2.1 起升机构 图 2-2 起升机构 起升机构用于实现货物的升降，它是任何起重装置必不可少的部分， 是起重装置中最重要、最基础、最核心的部分。起升机构工作的好坏，直 接影响到整台起重装置的工作性能。 起升机构（如图 2-2）主要由取物装置、钢丝绳卷绕系统、制动装置、 减速装置、驱动装置以及安全装置等部分。其中不少零件采用标准通用零 件。 从发动机到各工作装置间的动力传动，有机械传动、电力传动和液压 传 动三种形式。 机械传动的传动零件都是刚体，传动可靠，效率高，但整个传动装置 复 杂、笨重。 电力传动型式中的机械零件数量少，总体布置方便，操纵轻便，调速 性好。但整个传动装置需要电动机数量多，重量大，价格贵。 液压传动调速方便，传动平稳，操纵方便，结构简单，重量轻。但传 动效率较低。但对于随车起重机来说是较合适的传动类型。 123451.液 压 马 达 2减 速 机 3.棘 轮 停 止 器 4卷 筒 5.钢 丝 绳 13 故起升结构采用液压马达减速机卷筒的传动方案。电动机通过联 轴 器同传动效率较高的渐开线圆柱齿轮减速器相连接，减速器的输出轴上装 有卷筒，它通过钢丝绳和吊钩相联。这种结构紧凑、易于实现。起升时， 马达逆时针旋转，摩擦片被松开，卷筒顺时针旋转放下货物；制动时，马 达停止旋转，卷筒依靠自重顺时针旋转，使二级齿轮轴顺时针旋转，摩擦 片被压紧，棘爪顶住棘轮，卷筒停止转动，重物悬吊不动。吊钩的升降靠 马达改变转向来实现。 2.2.2 回转机构 回转机构（如图 2-3）是使起重装置的回转部分相对于非回转部分实现 图 2-3 起升机构 回转的装置。回转机构包括回转支承装置和回转驱动装置。回转支承 装置为起重机的回转部分提供稳固的支撑，并将来自回转部分的载荷传递 给基础构件。回转驱动装置的作用是绕起重机的垂直轴线在水平平面内沿 圆弧弧线移物品。当起升、变幅和回转三个机构配合动作时，就可以把所 起吊的货物在起重机幅度所能达到的范围内任意移动，从而扩大了作业范 围。 此次设计采用滚动轴承式单排四点接触式回转支承装置。它由两个座 圈 组成，结构简单，重量轻，尺寸小，能同时承受轴向力、径向力和倾覆力 矩。 此次设计采用液压马达驱动，由于低速大扭矩马达成本高，使用可靠性不 如 3121.回 转 支 承 2蜗 轮 蜗 杆 减 速 机 3.液 压 马 达 14 高速液压马达，且其结构紧凑，所以，设计采用：高速液压马达-蜗轮蜗杆 减速机-小齿轮 -回转支承。液压驱动的小起重量的起重装置，通过液压回 路 和换向阀的相应机能，可以使回转机构不装制动器，同时保证回转部分在 任 意位置上停止并避免冲击。 2.2.3 变幅机构 变幅机构用以改变从取物装置中心线到起重机回转中心线之间的水平 距离。其主要部分是起重臂。起重臂是随车起重装置的主要受力构件，吊 臂的设计合理与否，直接影响随车起重装置的承载能力、整机稳定性和自 重。另外为了能给人以安全、稳定、可靠的感觉，吊臂界面的选择与外观 设计都要合理。臂的形式有直臂式和折臂式两种。直臂有良好的通过性， 它适用于中小吨位轮式的起重装置。箱形结构制造简单，具有良好的抗弯 和抗扭等优点。伸缩油缸与前置式变幅油缸相结合，使臂架受力合理，变 幅范围更大。在此选用伸缩式直臂箱形结构。 3 起升机构的设计 起升机构是用来使货物提升或下降的机构,是随车起重机中最基本的机 构。起升机构通常包括：去污装置、钢丝绳卷绕系统、制动装置、减速装 置、驱动装置以及安全装置等部分，其中不少零件采用标准通用零件。 3.1 起升机构的传动方案 此设计中采用液压起升机构。起升机构的简图如下： 15 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 图 3-1 起升机构简图 液压马达的转速通过减速机传递给卷筒,驱动卷筒旋转,吊钩升降，继而 实现提升或放下重物。卷筒的正反方向转动通过改变马达的旋转方向实现， 而运行机构的停止或使货物处于悬吊状态是依靠棘轮停止器来实现的。 3.2 起升机构基本参数计算 设定起升参数： 额定起重量 Q=6300Kg=63000N 起升速度 V 升 15m/min 起升高度 h=11.5m 使用场合和工作要求：中小吨位，行驶速度高，机动性好，可根据工 作需要变更工作地点，投入使用时间短，结构简单。 3.2.1 起升速度 由已知得 V 升 15m/min 3.2.2 钢丝绳速度 V 绳 V 升 a滑轮组倍率 ,取 4 V 绳 60 m/min 3.2.3 卷筒速度（按缠绕时第三层计算）： 16 n 卷 V 绳 （D+d） = =112.4 r/min106 3 D卷筒直径 D钢丝绳直径 3.2.4 初步选定减速比 i26.69，则马达转速 n 马 n 卷 i112.426.693000 r/min 3.2.5 卷筒扭矩（按最大计算） M 卷 S D6d2 卷 S钢丝绳单绳拉力 卷 卷筒的效率 0.98 M 卷 =12820.5(160+610)10-320.981685 Nm 3.2.6 马达扭矩 M 马 =M 卷 (i) = 卷 轴承 3 开齿 闭齿 卷 卷筒效率 轴承 轴承传动效率 开齿 开式齿轮传动效率 闭齿 闭式齿轮传动效率 =0.98 0.9930.940.99 M = 78.3Nm 由马达转速、扭矩选用马 89.06215 马达 M-MFB20-US 排量 qm=32ml/r 转速 100r/min3200r/min 最大输出扭矩 86N/min 3.2.7 油泵的容量 Q= mqn马 n 马 马达转速 q 马达排量 马容 马达容积效率 17 Q= 65937.5 ml/min96.0123 3.2.8 重物提升功率 N 重 =V 升 Q 起 =1563006.86010.7kw 3.2.9 油泵驱动功率 N 泵 =N 重 = 卷 轮组 减 马总 泵总 卷 卷筒效率 轮组 滑轮组效率 轮 导向轮效率 减 减速机效率 马总 马达总效率 泵总 油泵总效率 =0.98 0.950.960.940.870.80.585 N 泵 = 18.31 kw58.071 3.2.10 发动机转速 n 发 =2600r/min 3.2.11 泵的排量 q = = 27.27 ml/rm容发 Q93.02657 Q 油泵容量 65937.5ml/min 容 容积效率 0.93 由泵的排量、驱动功率选用： 泵 CB-B-32 排量 qm=32ml/r 3.3 钢丝绳的设计 钢丝绳是随车起重机的重要零件之一。它具有强度高、自重轻、运行 平稳、弹性较好，极少骤然断裂等优点。因此被广泛用于起升机构、变幅 机构，也用于牵引及回转机构中。 18 3.3.1 钢丝绳结构形式的选择 钢丝绳根据不同的分法有多种具体种类。其中，按钢丝捻成股和股捻 成绳的方向分为： 同向捻它是指丝在股中的捻向与股在绳中的捻向相同。这种绳挠 性好、表面光滑、钢丝绳磨损小，但它有自行扭转和松散的特点，当自由 悬挂重物在绳索一端时，会使重物在空中打转，所以起升机构中不宜采用。 交互捻它的特点是丝在股中的捻向与股在绳中的捻向相反，使绳 和股自行松散的趋势相反，互相抵消，克服了同向捻绳的缺点。 混合捻这种绳是由两种相反捻向的股捻成，即一半同向捻，一半 交互捻，此种绳制造工艺复杂，很少采用。 根据钢丝绳的构造,结合随车起重机的使用条件和要求(如挠性,耐磨性, 抗高温,抗横向拉力和防腐蚀性等),选择中间有合成纤维芯、交互捻钢丝绳。 3.3.2 钢丝绳直径的计算 下面用 C 值法选择钢丝绳的直径，即根据钢丝绳所受的最大工作静拉 力和钢丝绳的抗拉强度来确定钢丝绳的直径。 d = c s 式中，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 S钢丝绳最大工作静拉力(N)，算得为 12820.5N 计算 c c = bwkn4 式中， 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 Smax钢丝绳最大工作静拉力(N)，算得为 12820.5N w钢丝绳充满系数，为绳断面积与毛面积之比，为 0.46 n安全系数 由工作级别（M4）选取 4.5 19 k钢丝绳绕制折减系数，选 0.82 b钢丝绳的抗拉强度，选 1850MPa c = 46.01852. c=0.0906 计算 s s = Q s最大单绳拉力 （N） Q起升重量，63000N a滑轮组倍率 ,4 滑轮组效率,0.975 得 s=12820.5N 计算 d d = 0.0906 10.26mm5.1280 查标准圆整选取：钢丝绳 6 9370-11-1850-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 11#GB5973-86 HT200 楔套 11#GB5973-86 ZG200 楔形接头 11#GB5973-86 ZG270-500 3.3.3 钢丝绳使用注意 要延长钢丝绳的寿命,在设计与使用中应考虑以下因素： A 提高安全系统 n，可降低钢丝绳的应力； B 选用较大的弯曲比（卷筒或滑轮直径比钢丝绳直径），使钢丝绳避 免过分地弯曲，以减少钢丝绳的弯曲应力。但也不能太大，以免使整个机 构尺寸增大； C 卷筒与滑轮的材料硬度要适中，硬度过高或过低都会影响钢丝绳寿 命； D 减小钢丝绳的弯折次数，即不要使钢丝绳通过太多的滑轮（选用滑 20 轮型式与倍率时予以考虑），尤其要避免反向弯折次数，因为反向弯折的 破坏作用比同向弯折大，会降低钢丝绳的寿命； E 钢丝绳的维护保养，应定期润滑防止锈蚀，成卷钢丝绳开卷时应避 免打结扭曲，切断时应有防止绳股松散的措施。 3.4 吊钩的设计 3.4.1 选材 吊钩组通常由钩头、吊钩螺母、推力轴承、横梁、滑轮和拉板等零件 组成。吊钩经常受货载冲击，为保证吊钩工作的安全性，尽量避免人身及 设备事故，故应要求吊钩无突然断裂的危险，重量要尽量轻，有足够的强 度，本次设计中采用 DG20Mn，并主要针对横梁进行设计计算。 3.4.2 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。 3.4.3 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=S0P0C 0a S0 安全系数，取 2 P0 对 a=90的推力轴承 P0a=Q=63000N C0a为 158KN C0=263000=126 KNC 0a =158KN 合格 3.4.4 横梁 只受弯矩，不受转矩的心轴，采用 45 钢 R = =31500 Na263 Mc=Ra =31500 =23310 Nm l2 248.1 21 W= 4 312aD 其中， = = =0.4167adD50120 W= (10.4167 4)=1644493 = = =112.5 N/mm 275 N/mm 合 MW 16985022 格 h=30mm ， 35 N/mm2 b = =35.71mm 取 40mmmins43305 3.5 卷筒的设计 卷筒是在起升机构中用来卷绕绳索并传递动力的转动件。 3.5.1 卷筒的种类的选择 卷筒按绕绳的层次分为单层绕卷筒和多层绕卷筒。 单层绕卷筒表面通常切出螺旋槽，钢丝绳依次卷绕在槽内，使绳索与 卷筒接触面积增大，单位压力降低。因为绳槽节距大于钢丝绳直径，所以 避免了钢丝绳之间的相互摩擦，从而延长了钢丝绳的使用寿命。 多层绕卷筒用于起升高度很大，而卷筒长度又受限制的情况，如汽车 起重机。它的主要缺点是内层钢丝绳受到外层钢丝绳的挤压，在卷绕过程 中相邻绳圈之间有摩擦，使绳索寿命降低。此外，在绳索拉力不变时，载 荷力矩随卷筒上绳索层数的不同而变化，造成载荷力矩不稳定。为改善钢 丝绳在卷筒上的接触状态，提高绳索的寿命，采用切螺旋槽的多层绕卷筒。 起重机大多采用多层绕卷筒，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小机构尺 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 22 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。 3.5.2 卷筒的主要尺寸的确定 卷筒直径 D 卷筒直径的大小影响钢丝绳的弯曲程度。为确保钢丝绳的寿命，卷筒 直径不能太小。按起重机设计规范规定，卷筒的最小卷绕直径： Domin = hd (mm) =1610 =160mm 卷筒的槽底直径（即卷筒名义直径）D 为： D Domin - d = (h-1)d (mm) =150mm 式中，D卷筒槽底直径（mm） Domin按钢丝绳中心计算的卷筒最小卷绕直径 (mm) H与机构工作级别和钢丝绳有关的系数 ,查得为 16 d钢丝绳直径(mm),10mm 算得：卷筒名义直径 D= 160mm 卷筒长度 L L=1.1 )(ndDa n卷绕层数 N=5 a滑轮组倍率 a=4 D卷筒直径 mm H起升高度 10m d钢丝绳直径 10mm L=1.1 =133.45mm)1056(14.3 卷筒厚度 本卷筒为钢卷筒 ZG230-450，可由经验公式确定 d，考虑到工艺要 求，取 15mm。 I 图 3-2 卷筒示意图 23 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 L 3D 时，弯曲和扭转的合成1 应力不超过压缩应力的 30%，因此弯曲和扭转应力可忽略。 =A1yPsmax A原与卷筒层数有关的系数，取 2 S 钢丝绳最大拉力 12820.5Nmax P卷筒节距 11.5mm 卷筒厚度 15mm y许用压应力 = ，其中 s=230N/mm25.1s y=153 N/mm2 1=2 149 N/mm 2.580 1 y 合格 3.6 滑轮组的设计 滑轮组是改变力和速度的滑轮、绳索系统。它一般作为起升机构的一 个组成部分，但也可以单独作为起重装置使用。 3.6.1 滑轮组的种类选用 滑轮组按其构造型式可分为单联滑轮组和双联滑轮组两种。 单联滑轮组的特点是绕入卷筒的钢丝绳为一根，其构造简单，重量轻。 双联滑轮组的特点是绕入卷筒的绳索是两根。它相当于两个相同单联 滑轮组的组合装置。 此设计中，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，这样可以用较小的拉力吊 24 起较重的物品。 3.7 减速器的设计 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。 3.7.1 总传动比及其分配 总传动比 已知马达转速及卷筒转速，所以总传动比为 i= = 26.69卷马n4.1230 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=(1.31.4)i2 取 i1=1.3i2 ， 得： i15.89 i24.531 3.7.2 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轴、轴、轴。 各轴转速计算 第轴转速 =3000r/minIn 第轴转速 = 509 r/minIi189.530 第轴转速 = 112.3 r/minIn.42I 各轴功率计算 马达功率： 19.04 Kw6 36105.9105.9马马马 nTp 第轴功率： P =P 马 轴承 =19.040.99=18.85 Kw 第轴功率： P =P 闭齿 =18.850.990.99=18.47 Kw 第轴功率： P =P 开齿 轴承 卷 轴承 =18.470.960.990.9 90.975=16.94 Kw 各轴扭矩计算 25 第轴扭矩：T =9.55106 =9. 55106 =60006 NmmInp3085.1 第轴扭矩：T =9.55106 =9.55106 = 346539 NmmIP947. 第轴扭矩：T =9.55106 =9.55106 =1440579 NmmInp3.12 3.7.3 齿轮设计 级齿轮传动设计 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 大齿轮 40Cr 表面淬火 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 2040 中选取 Z1 =23 大齿轮数 Z2： Z2=Z1i=235.89=135 齿数比 = = =5.8735 传动比误差 = =0.00340.05 合格89.7 齿根弯曲疲劳强度设计计算 m FpdasZYTK21 3 m模数 T1小轮转矩 60006 Nmm d齿宽系数查表得 0.5 K载荷系数 K=KAK K K 使用系数查表得 1 26 动截荷系数，查表估为 1.14VK 齿向载荷分布系数，查表为 1.13 K 齿间载荷分配系数，查表为 1.05 则载荷初值 Kt=11.141.131.05=1.353 应力修正系数，查图得saY =1.56； =1.8212saY 齿形系数，查图得：Fa YFa1=2.78；Y Fa2=2.18 重合度由式 =1.88-3.2（1/Z 1+1/Z2）a =1.88-3.2( + )35 =1.718 =0.25+0.75/ Ya =0.25+ 718.0 =0.687 =FplimSNSTY 弯曲疲劳极限li 查图得，双向传动乘以 0.7 =9200.7=644Mpa1limF =7600.7=532Mpa2li 弯曲最小安全系数，为 1.4limFS 27 YST试验齿轮应力修正系数，为 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=60n1j nL =6030001103008 =4.32109 N2= = 4.321095.87 = 7.3610 8 N1 YN1=YN2=1 查图得： = 21=920Mpa1Fp6441.4 = 21=760Mpa2Fp 5321.4 则 = =0.00471pSaY92056.78 =0.0052.2Fa 小齿轮的大，按小齿轮估算： 2335.0687.06.1m29. 查表得：第一系列圆整考虑到传递动力的模数一般大于 1.52， 取 m=2mm， d=mz=223=46mm。 验算齿面接触疲劳强度 H=ZHZ ZE 21dbTK 小轮圆周速率： 28 V= = =7.22 m/s106dn10643 Kv动载荷系数，1.15 由 Z 1100= =1.661 2.7 K载荷系数 K= =1.365 1.3531.151.14 ZH节点区域系数，查图得 2.4 Z 重合度系数 Z = =0.872378.4a 大齿轮齿宽 b= dd1=0.546=23mm 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+(510)=30mm ZE弹性系数 ,查表得 195 N/mm2 H许用接触应力 H= HlimZNZW/SHlim ZW硬化系数均匀硬齿面,为 1 SHlim接触最小安全系数，为 1 Hlim接触疲劳极限，查图得： Hlim1=1480Mpa Hlim2=1200Mpa H1= =1480Mpa 1480111 H2= =1200Mpa 1200111 H=2.41950.872 87.54623)1(0. =810 Mpa1200Mpa 合格 尺寸计算（主要几何尺寸） 小轮分度圆直径 d1=mZ1=223=46mm 大轮分度圆直径 d =mZ =2135=270mm22 根圆直径 df1=d12.5m=46 2.52=41mm 29 df2=d12.5m=2702.52=265mm 中心距 a = (d1+d2)= (46+270)=158mm 12 12 级齿轮传动设计 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 大齿轮 45 钢 调质及表面淬火 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 2040 中选取 25 大齿轮数： Z2=Z1i=254.531=113.275113 齿数比 ： =Z 2Z 1= =4.5253 传动比误差 ： = =0.00240.05 合格.4 齿根弯曲疲劳强度设计计算 m 321FpdaSZYTK T2小轮转矩，346539 Nmm d齿宽系数，查表得 0.4 K载荷系数 K=KAK K K KA使用系数，查表得 1 K 动载荷系数，初估其值为 1.12 K 齿向载荷分布系数，查图得为 1.13 K 齿向载荷分配系数，查图得为 1.04 则载荷初值 Kt=11.121.131.14=1.443 Y 应力修正系数，查图 Ysa1=1.56，Y sa2=1.84Sa Y 齿形系数，查图 Y 1=2.75，Y 2=2.18FFaFa 30 Y 重合度 a=1.883.2(1Z 1+1Z 2) =1.883.2(125+1113) =1.724 Y =0.25+0.75 a=0.25+ =0.685724.150 = S YstYnFplimliF 弯曲疲劳极限li 查图并且双向传动乘以 0.7 1=7600.7=532limF 2=7400.7=518li S 弯曲最小安全系数，1.4limF 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 N1=60n1jLn =605091103008 =7.33108 N2=N1=7.3310 84.52 =1.6210 8 查图得： Fp1= 21=760 Mpa4.532 FP2= 21=740 Mpa 5181.4 则 = =0.005641FpSaY760.2 542.48.2a 小齿轮的大，按小齿轮估算： 31 3254.0685.0.639.12m49. 按表第一系列圆整，取 m=3，d=m z=325=75mm 验算齿面接触疲劳强度 H=ZHZ ZE 21)(dbTK 小轮圆周速度： V= =1.998 m/s06759106dn Kv动载荷系数，查表得 1.12 V Z 100=1.99825100=0.4995 1 K动载系数 K= =1.316 1.3161.121.12 M3mm ZH节点区域系数,查图得 2.5 Z 重合度系数 Z = =0.8713724.14a 大齿轮齿宽 b= dd1=0.475=30mm 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+(510)1 =37mm ZE弹性系数 ,查表得 195 N/mm2 H许用接触应力 H= ZnZw/SlimlimH ZW硬化系数，均为硬齿面，为 1 SHlim接触最小安全系数，为 1 Hlim接触疲劳极限 32 Hlim1=1200Mpa Hlim2=1150Mpa H1= =1480 Mpa 1480111 H2= =1480 Mpa 1480111 H=2.51950.871 52.473)1(691.2 =982 Mpa1200 Mpa 尺寸计算（主要几何尺寸） 小轮分度圆直径 d1=mZ1=325=75mm 大轮分度圆直径 d2=mZ2=3113=339mm 根圆直径 df1=d12.5m=75 2.53=67.5mm df2=d22.5m=3392.53=331.5mm 顶圆直径