08T手推式简易小吊车的设计毕业正文

1、122466612错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。因为网速比较漫.所以上传了一部分.更多內容请登录网葩查看 机械毕业论文 机械毕业设计 机械课程设计说明书 http :/www.jixiEshgj 0.8T手推式简易小吊车的设计.、八、-刖言第1章 工作机构的设计 1.1钢丝绳的选择1.2卷筒和滑轮直径的选取 第2章传动装置的设计和计算2

2、.1卷筒功率和转速的计算 2.2电动机和制动器的选取 2.3传动机构的设计和计算 第3章结构设计3.2带轮的结构设计3.3齿轮的结构设计3.4卷筒的结构设计3.5滑轮结构设计3.6伸臂杆和支撑杆结构的设计 第4章轴的设计与计算4.1小齿轮轴的设计4.2卷筒轴的设计第5章机架的设计第6章起重机的稳定问题结论致谢参考文献 简易吊车，适用于机械加工车间小范围内的搬运和起重。此次设计，主要是针对一些中型机械加工车间而言的，尤其是不发达的地区， 此种吊车非常经济实用。虽然现在的机加工车间都配有大航车，大吊车，但大吊车 起吊小物件是不是大材小用了呢？可如果不用大吊车起吊，对机械车间来说，即使 上小物件也有

3、上百斤重甚至上千斤重，工人是无法搬运和搬起的，此时，车间如果 有一辆此种简易吊车， 这种问题便迎刃而解了， 它的使用， 既不耽误大吊车的工作， 又解决了上述问题，可以提高车间的生产效率。有些人或许会认为，此种小吊车应 该被淘汰了，因为现在的企业正在向自动化靠近了，可谁能保证所有的机械行业都 能达到自动化的程度呢？所以我认为此种吊车的设计好事非常有必要的。简易吊车的工作原理：由电动机经带传动和一对开式齿轮传动，将运动和动力 传给卷筒， 在通过钢丝绳和滑轮组提升物体。 虽然是简易吊车， 但它有的工作机构， 传动装置和制动装置等多个部分，故其设计任务量也是很大的，需要借取大量的知 识手册，而此次的设

4、计时间短，故在此只是把简易吊车的重要部分设计出来，其他 的小细节只是提提而已或者一笔带过了。第1章 工作机构的设计原始数据：提升的最大重量为800kg，提升的线速度为V=0.25m/s，提升的最大高度为H=3m 适用于机构加工车间小范围内的起重和搬运。工作原理：由电动机经带传动和一对开式齿轮传动，将运动和动力传给卷筒，再通过钢丝 绳和滑轮组提升重物。传动方案如图1-1所示：图1-1工作机构的传动示意图这里的工作机构是指小吊车的起升机构，即包括卷筒、滑轮和钢丝绳。1.1钢丝绳的选择1.1.1钢丝绳的种类和型号（1）按钢丝绳绳股数量的不同可分为单股和多股，在起重机械中以六股和八 股的钢丝绳应用最多

5、。（2） 按钢丝绳绳芯材料的不同可分为用油浸的纤维芯、石棉芯和金属芯，它们 各有其优缺点。（3） 按钢丝绳的搓捻方向不同可分为右同向捻、左同向捻、右交互捻、左交互捻和混合捻等几种考虑到此种小吊车的起升重量不是太大，再结合钢丝绳的优缺点，在此选择纤 维芯的交互捻钢丝绳。国产标准钢丝绳品种型号较多，按抗拉强度分为140kg/mm、155kg/mm 170kg/mm、185kg/mm、200kg/mni 等五个等级。表示国家标准代号标记示范为：表示抗拉强度为185kg/mm钢丝绳 6x37+11-185-1-光-右交GB1102-74表示六股股中有37根钢丝钢丝直径为11mmI表示右交互捻表示钢丝的

6、表面情况表示钢丝的任性号1.1.2钢丝绳直径的选取根据经验公式Rax SW P破（1）式中Rax 单根钢丝绳的最大工作拉力（公斤）R破一钢丝绳破断拉力总和（公斤）S钢丝绳安全系数以知G=800kg图1-11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：Riax =G/2 n（2）式中n为滑轮组的效率（因摩擦力所产生的损失），一般为94%即n =0.9贝U Plax =800/2x0.94 425.5 公斤即需要大约425.5公斤的力才能提升800公斤的重物。查文献1，安全系数S=5则 Plax S=425.5x5=2127.5 公斤定滑轮图1-2滑轮组的受力分析查文献1表24-9

7、“圆股钢丝绳”得到大于2127.5公斤的数值是2210公斤的 钢丝破断拉力总和，由此向上查对，得到155kg/mm1抗拉强度向左查对，得到由0.4mm 的钢丝拧成的6.2mm的钢丝绳，因此所选钢丝绳的标记为：钢丝绳6x37+6.2-155-1- 光-右交 GB1102-741.2卷筒和滑轮直径的选取由文献1表示24-19 “卷筒几何尺寸计算”得卷筒名义直径的计算公式为：D=(e-1) d式中：D卷筒名义直径(卷筒槽底直径)mmd 钢丝绳直径 mme 轮绳直径比(查文献1表24-7得e=16)现在知 d=6.2mm,e=16则 D= (16-1 ) x6.2=93mm为安全起见，在此初取D滑=1

8、00mm考虑到提升速度和传动比的要求，初取卷筒直径D卷=180mm.第 2 章 传动装置的设计和计算机加绞车，其动力一般为电动机，要设计机动绞车，就需要知道工作机构在提 升最大重量时所需要的功率，并由此选择电动机，设计传动装置。2.1 卷筒功率和转速的计算由式N卷=p v/102千瓦式中p卷筒钢丝绳的拉力(p=425.5公斤)V卷筒钢丝绳的线速度，此设计中V为吊钩运动速度的2倍，即V=2X0.25=0.5m/s。贝U N 卷=425.5x0.5/102=1.92 千瓦根据卷筒的速度公式 V=n D- n/(60x1000)m/s得卷筒的转速：n 卷=60x1000 - v / ( D- n )

9、 r/mi n式中：D0卷筒的计算直径(mm)即： D0=D+d=108+6.2=186.2mm贝U: n 卷=60x1000x0.5/(3.14x186.2)=51.3r/min2.2 电动机和制动器的选取( 1 )电动机类型和结构形式按工作要求和工作条件来讲， 从类型方面， 此设计宜选用 JZ 型三相异步电动机( 2)电动机容量2传动装置的总功率n总=n1 n 2 n 3式中：n 1 V型带传动效率n 2 圆柱齿轮传动效率n3卷筒轴滚动轴承传动效率查文献4表 2-4 得：n 1=0.96、 n 2=0.95、 n 3=0.99r r2贝打 总=0.96x0.95x0.990.89由n总=“

10、卷/N电输 得N电输=N卷/ n总=1.92/0.89=2.1 千瓦(3 )电动机额定功率查文献1表26-6 “ JZ2、JZH2电动机技术数据”，当电动机负荷持续率JC=25% 时，选JC2-11-6型电动机，其额定功率 N电额=2.2千瓦(4) 电动机转速为了便于电动机转速的选择，可以选推算出电动机转速的可选范围。 由文献4 表2-1 “常用机械传动的单级传动比推荐值”得 V带传动常用传动比范围iv=24o 单级圆柱齿轮传动比范围i齿=36,则电动机转速可选范围为：n 电=n 电 i V i 齿=51.3x2x3 51.3x4x6=307.8 1231r/mi n可见，电动机转速在307.

11、81231r/min均符合要求，但考虑到传递装置尺寸大 小及经验性问题，决定选用由佳木斯电机生产的电动机，其数据可查文献3表33-5“JZ2系列电动机基本数据”，外形及安装尺寸可查图 33-2 o由文献3表33-5可查出JZ2-11-6型电动机有佳木斯电机场生产的，有上海 起重电机厂生产的，有大连第二电机厂生产的。其功率都为2.2千瓦，其中佳木斯： n 转=937r/min,m=49kg,上海：n 转=910/min,m=50kg,大连：n 转=875r/min,m=60kg, 考虑到传动装置结构尺寸大小及经济性原则，最后决定选用由佳木斯电机厂生产的 JZ2-11-6型电动机，起基本数据见文献

12、3表33-5 o(5) 计算总传动比i 总=“电/N 卷=937/51.3=18.2(6) 确定传动方案，画出传动示意图。为了获得i总=18.2的降速比，可米用标准的两级圆柱齿轮减速器，查文献1 表17-25，比较接近的只有名义传动比为 18的，其减速器高速轴许用功率 Ni=3.05kw, 总中心距为250mm属于重型减速器，其标记为如图 2-1所示：ZL259-II第二种装配型查文献1表17-25传动比一拦为第 9种 总中心距a=250mm 表示双级传动的圆柱齿轮减速器图2-1减速机标注样式画出传动示意图如图U - H(b)所示，得到第一个传动方案，由于 ZL25的实际传动 比为20.17，

13、比要求的偏大。故在此选用一个由带传动和开式齿轮传动组成的传动 示意图，其传动示意图如图u - n( b)所示。传动示意图u - n( b)见传动方案草图。(7) 分配传动比查文献4图2-1 “常用机械传递的单级传动比范围”，可将总传动i=18.2分配 为i v=4, i齿=5或i v=3.5、i齿=5.77 ,使齿轮的传动比稍大于带的传动比，这样 可经济一些，考虑到齿轮的均匀摩擦，增加小带轮的包角等问题，最后决定选用第 二组传动比。即iv带=3.5， i齿=5.77。(8 )计算效率，验算电动机的功率。由文献4表2-4 “机械传动的效率概略值”查得V带传动效率为n v=0.96,齿轮传动效率n

14、齿=0.95，滚动轴承传动效率n滚=0.99，贝U n 总=n v x n 齿 x n 滚=0.96 x 0.95 x 0.9920.89此 N 电=“卷/ n 总=1.92/0.89=2.15 千瓦这说明前面选择电动机的功率是足够的(9 )计算各轴的转速，功率和转矩。已知N电=2.2千瓦 n 电=973r/mini 带=3.5n 齿=5.77n 带=0.96n 总=0.95 n 滚=0.99图2-2传动示意图设电动机轴为1轴，小齿轮轴为2轴，卷桶轴为3轴。轴为1轴，小齿轮轴为2轴，卷桶轴为3轴。则 n i=n 电=973r/minn 2=m/r 带=937/3.5=267.7r/minn 3

15、=ni/ i 齿=267.7/5.77=46.4r/min各轴功率为：N 1=“电=2.2kwN 2=NiXn 带=2.2X0.96 2.1kwN 3= N2Xn 滚Xn 齿=2.11 X0.99 x 0.95 1.98kwN3比此卷筒实际所需要的功率 N卷=1.92要大一些，因此能保证正常的工作。各轴转矩：吊车在起重时，卷筒的受力情况如下图所示：在钢丝绳最大拉力 Pmax的作用产生的转矩为：M转卷=Rmax- Do/2=425.5 x186.2/2=39614.05 公斤/毫米,方向为顺时针，但是吊车要提升重物，卷筒应该逆时针转动才行，因此必须使小齿轮给大齿轮施加一个作用力F，使大齿轮产生逆

16、时针方向的转矩并且还要使M大齿轮大于M转卷，才能提升重物，而这个F力是由电动机的额定功率 N=2.2kw传递的。即电动机轴转矩 M 转电=975000 N 电/n 电=975000X2.2/937=2289.2kg/mm975000 N 电/ n 电=975000X2.2/937=2289.2kg/mm小齿轮轴转矩 M转小齿轮=M转电 ivn带=2289.2x3.5x0.96=7691.8kg/mm卷筒轴转矩m转大齿轮=皿转小齿轮 i v n齿n滚=7691.8x5.77x0.95x0.99=41740.8kg/mm计算结果表明，M转大齿轮大于M转卷，能使卷筒得到逆时针方向的转动，达到提 升重

17、物的目的。将以上表值列成表 2-1，以备后用。电动机轴小齿轮卷筒轴传动比i3.55.77转速n(r/min)937267.751.3功率N(KW8转矩M（公斤/厘米）228.92769.184174表2-1传动系统设计数据表此次设计的吊车是靠电动机的反正转来实现提升和卸下重物的，考虑到工作中 的必要性停止，应设计一个制动装置（包括制动器及其附件），制动装置是用来对运 动着的轴产生阻力矩，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量的制动力矩要大于轴上的最大力矩的原则进行的，既：M制 K制K扭最大式中：K制一一制动安全系数，查文献（5）表21-3 “制动

18、安全系数”得K制=1.5， 因此此次设计属于轻级工作类型。M扭最大为制动轴的最大转矩（公斤/厘米）因此此次设计中有三根轴，即电动机轴、卷筒轴、小齿轮轴，此三根轴都可被 制动，那么就有三种制动方案进行分析，择优选用。（见下页）表2-2三种制动方案的分析方案比较优缺点I|电动机转速高，转矩 小，制动力矩也小可 小型电磁闸瓦型制动 器。制动轮和小带轮 可做成一体。但缺点 是电动机轴悬重大， 更主要的是制动轮表 面线速度较高，在制 动过程中发热严重， 会降低制动轮覆面摩 擦系数，影响制动器 的寿命。n111IK卷筒轴转速低，转矩 大，制动力矩也大， 高达6261公斤/厘 米。所选用较大的电 磁闸瓦型制

19、动器。所 需的制动轮直径和宽 度也都较大，装配时 受到相邻两轴空间位 置的限制，结构上可 能无法实现。P1ull-ll(b)ll-ll(b)小齿轮转速介于上面 两者之间，位置也足 够大，且布置均匀， 结构紧凑。通过上述三种方案分析，决定采用第三种，即以小齿轮轴作为被制动的轴，此 轴的转矩由表 21 2可以知道 M扭小齿轮=769.18公斤/厘米，其制动力矩为M制1.5 X 769.18=1153.77公斤/厘米，查文献（1）表24 44,可选用电磁闸瓦型制动器ZWZ-20Q其产生的制动力矩，当负荷持续率 JC=25%寸，为M制=1600公 斤/厘米，大于1153.77公斤/厘米，完全能达到制动

20、的目的，其标记为 ZWZ-200制动器 ZB113-62。2.3 传动机构的设计和计算2.3.1带传动的设计（1）确定设计功率Pd:设P为带传动所需传递的功率，单位为KVy KA为工作情况系数，则设计功率Fd=Kv P （KA由文献（6）表5-10 “I况系数 KA”查得为1.3 ）。已知P=2.2KW 则 Pd=1.3 X 2.2=2.86KW。（2）选择带的型号：根据Pd=2.86KW和 n电=937r/min ,由文献（6）图5-10 “普通 V带选型图”选 A型胶带。（3）确定带轮基准直径d1、d2,并验算带速。小带轮基准直径的确定：参考文献（5）表7-3 “三角带传动小带轮最小计算直

21、径”和表7-6 “三角带轮计算直径”，选择小带轮直径d1=130mm则大带轮直径d2=i带 d1 =3.5 X 130=455mm验算带速V:V= 3.14 130 937 =6.37m/s 在 525m/s 范围内，故合适。 60汉1000(4) 确定中心距a和带的基准长度Ld:初选中心距：初定中心距可按下列经验公式定：经验公式：0.7 ( di + d2) ao 2 (di + d2)即：0.7 (130+455)w ao 2 (130+455)409.5 aow 1170从结构上考虑，取ao=820mm初算V带基准长度Ld:Ao初定后，可按下式初算带的基准长度LdLd 2+(d1 + d

22、2)+ (d1 2)24a0即 Ld=2X 820 + 314 X( 130+455)+(455-130)224X820=1640+918.45+32.2=2590.65mm由文献(5) 7-7 “三角长度系列和长度系数 K带长”中选取A型带相近的计算长度L计=2555mm,其内周长L内=2500mm确定中心距a实：a 实=a o + 计_=820+ 2555 -259062 =802.2mm2 2(5) 验算小带轮包角a仁 1800-X 57.3 0=1800- 455 130 X 57.3156.79a8022大于120度故合适(6) 确定V带的根数查文献(5)表7-8 “单根三角带所能传

23、递的功率N和V=6.37m/s , d1=130mm得单根胶带所能传递的功率NF1.05KW当a=156.790时，由表7-9 “包角系数K包角=0.95，由表7-7查得K带长.93，从而得到:2861.05 0.95 0.93=3.083取Z=4根，符合要求(7) 确定带的初拉力F单根普通V带的初拉力可用下式计算：F0 =500( ?-1) 旦 qR2 =500(-25-1) 26 0.11 6.3763.06 N0K包角V Z0.956.37 4式中K包角由表7-9查得为0.95，q由文献(5)表5-1 “V带的截面尺寸”查 出为0.11 o(8) 压轴力FqFq=2Z- F0 x sin

24、 1=2X 4X 96.03 x sin() =753.08N22(9) 带轮结构尺寸设计带轮结构尺寸见零件图.2.3.2齿轮传动的设计1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数。(1) 由传动方案图，选用直齿圆柱齿轮传动(2) 简易吊车为一般工作机器，速度不高，故齿轮选用8级精度。(3) 齿轮选用便于制造且价格便宜的材料，由文献(6)表3-2 “常用齿轮材料及其机械特征”选小齿轮材料为45 #钢(调质)HBS =240，大齿轮材料也为 45#钢(常化)，HBS=200。(4) 初选小齿轮齿数 Z1=22，则大齿轮齿数 Z1= Z, i齿=22X 5.77=126.94127 实际传动比i齿=1

25、27/22=5.773误差为(I 齿轮-I 齿)/1 齿实 100%=( 5.773-5.77 ) /5.773 TOO% =0.051%小于4%是允许的因齿面硬度小于350HBS的开式传动，所以按齿面接触疲劳强度设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度。2. 按齿面接触疲劳强度设计由齿面接触疲劳强度公式得设计公式为:Dt=2.32 KTt u V( Ze)2mmd u ；h(1) 确定公式内个参数数值 选载荷系数K=1.3 计算小齿轮传递的转矩：% =95.5O05xN小齿轮/n小齿轮=95.(5.77 冥77)汇J8%?=66.34 计算圆周速度 计算载荷系数根据V巾打00 =.93 2O1OO =

26、Q.2Q46m/s，由文献图3-1Q “动载荷系数KV 值”查得K/=1.02，因是直齿圆柱齿轮，取 Ka=1,同时由表3-5 “使用系数氐”查得 Ka=1.00 ,由图3-12 “圆柱齿轮传动的载荷分布不均系数 Kb值得Khb=1.12 , =1.25 , 故载荷系数 K为：K 二 Ka KV Ka KB =1 1.02 1 1.12 = 1.1424 按实际的载荷系数校正所计算的分度圆直径d1 二 dt 3 1.142 1.3 = 63.5mm 计算模数m . Z =63.5 22 =2.88圆整取模数为标准值m=3 计算分度圆直径d1 =zm = 22 3 = 66mmd2 二 z2m=127 3 = 381mm 计算齿顶圆直径d顶 1(乙 2九#)m = (222 1) 3 = 72mm#d顶(Z2 2hu ) *m = (127 2 1) 3 = 387mm 计算齿根圆直径小根1(乙2ha 2C )m