机械类毕业设计-汽车随车起重机设计、固定架注射模设计

1、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1起升机机构设计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：.起升机构的设计.起重臂的设计.回转机构的设计.绘制总装图.绘制非标零件图.编写设计计算说明书拟到达的要求或技术指标（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

2、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0 =75起升机构的基本参数计算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，简图如卜.所示：I.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

3、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到达的，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，由得(2)钢丝绳速度：V摊=丫升乂。a：滑轮组倍率，a=6V=12X6=72m/min(3)钢丝绳速度(按缠绕时第三层计算)：n#=V/ (D+4+d) X jt72 x研=7= 114.6r/min(160 + 40)x 乃D：卷筒直径 d：钢丝绳直径(4)初步选定减速比为i=26.18,那么马达转速n 马=n 卷Xi=26.18X U4.6=3000r/min(5)卷筒扭矩(按最大计算)M t = SXD+9X

4、d/l2X n 苍S：钢丝绳单绳拉力，取标准值11052.6Nn卷：卷筒的效率，0.98M = 11052.6X 1(160+6X 10)X 1 O-3 / 2X0.98= 141 ONm(6)马达扭矩：M 马=M u/(iX n)n = n诏x n轴承3乂 n开城义n用为n卷:卷筒效率,0.98n柏承：轴承传动效率,0.99n开齿：开式齿轮传动效率0.94nw：闭式齿轮传动效率0.99q =0.98 X 0.993 x 0 94 X 0.99=0.891410M n =60.5Nm26018x0.89由马达转速、扭矩选用马达 M-MFB20-US排量：qm=21.10ml/r转速 l(X)r

5、/min3200i7min最大输出扭矩64N/min(7)由马达转速，得出油泵的容量：八_ 马x%V-7”n 马达转速为3000i7minq ni ：马达排量,qm=21.1 Oml/rn巧容:马达容积效率,0.96Q=Q=3000 x21.1()0.96=65937.5ml/min(8)重物提升功率N)R=V 升 X Q 笈=12 X 6300 X 6.8 / 60= 12.348kw(9)油泵驱动功率N -N * / nn = n卷x。轮x n m x n马总x。泉总n卷:卷筒效率,0.98n轮组：滑轮组效率,0.95n轮:导向轮效率,0.96Hrt：减速机效率,0.94n -u：马达总效

6、率087n泵总:油泵总效率,0.8那么：n =0.98 X 0.95 X 0.96 X 0.94 X 0.87 X 0.8=0.585z 12.348N圻万寂=2L12kw(10)发动机转速,标准值n , (h-l) Xdd：钢丝绳直径,d=IOmmh：与机构工作级别和钢丝绳有关的系数取18D (18-1) XI0=170mm采用绳槽断面绳最大偏角Yo钢丝绳进出滑轮绳槽的偏斜角不能过大，否那么会增加钢丝绳阻力，加快钢丝绳和滑轮的 磨损，严重时，还可能使钢丝绳跳槽。因此一般情况下丫o=4本设计取绳槽两侧面夹 角 2B=3545 取丫o=5 ； 2 0 = 45：平衡滑轮直径Dp= 170mm4滑

7、轮轴设计采用45钢,滑轮组工作时只承受弯矩,是心轴。2xSx16x2xSx74+2xSx321482x11052.6x(116+74+32)148=33158NRb=6XS-Ra=33I58NMc=Ra X 742 X S X 42= 1525Nm。对固定心轴，载荷无变化时后1%=95N/mm2255mm255mm5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3251 IE,校核:10T 106 ”一。户L = x -60 x 汾枪.P J10_ 0 *( 1x93500 V 一60 x72 x11.5x22100 ,=7339h合格钩的设计与选用选材吊钩的

8、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。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 M63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：Co=SoXP0CoaS（）：平安系数，为2Po：对 a=90 的推

9、力轴承 Poa=Fa=63OOONCo=2X6300=126KN Ca 合格1.44横梁只受弯矩,只受弯矩,不受转矩的心轴，采用45钢63000=315OONMc=Rax1 =31500 X 野=23310Nm乃x。W=324x120.2331000164533= 14.2N/mnrh=30mmb m inb m in3x5 3x 63000Li =45 mm4 x /? x r 4x35x30取 bmin=50mm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显 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。其外表做成螺旋绳槽，两 边有侧板以防钢

10、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。名义直径：其名义直径是绳槽底的直径Di=hdd：钢丝绳直径lOmmh：与机构工作级别和钢丝绳结构有关，查表h=16Di=16X 10=160mm1.5. 2卷筒的长度 x x () + nd)n：卷绕层数N=5a：滑轮组倍率a=6D：卷筒直径160mmH：起升高度10mmD：钢丝绳直径10min6X l()()(X)X 10I =i i *n X5X (160X5X10)3卷筒厚度本卷筒为钢卷筒ZG230-450,司.由经验公式确定8寸d,考虑到工艺要求，取3 = 15mm4卷筒强度校核最大拉力为Sg

11、x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LW3D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。/就他A：原与卷筒层数有关的系数,A=2Smax：钢丝绳最大拉力P：卷筒节距11.5mm3 ：卷筒厚度15nlmoy：许用压应力=%=153N/mm 2 1.5。s=230N/mnr。1=2X isx7s =128N/mm(T J合格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。总传动比及其分配(1)总传动比:马达转速及卷筒转速，所以总传

12、动比为% _ 3000 1-1 o卷 114.6(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、本钱低，润滑条件好。由 ii=(1.3-1.4)i2 取 i2=4.407; ii=5.94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轴转速第I轴转速n, =3000r/min第n轴转速第n轴转速n. 3000.n., = =5O5r/minnn 5.94第in轴转速第in轴转速/505.054.407=114.6r/min(2)各轴功率计算马达功率:60.51x3000 xlO9.55 xl()69.55 x IO63- = 1

13、9.01Kw第 I 轴功率：P 尸P 马 X n =19.01 X 0.99= 18.82Kw第 H 轴功率:Pn=PiX n 闭馈=18.82 X 0.99 X0.99=18.44Kw第III轴功率:Pm=Pii x n开咨x n轴承x n蜃x轴承= 18.84X 0.96 X 0.99 X 0.99 X 0.975= 16.92Kw(3)各轴扭矩计算D18 818第 I 轴扭矩：T i=9.55 X 1。6 x 以=9. 55 X 1。6 x=59904Nmm 为3000p18 444第 1【轴扭矩：Tu=9.55X106x，=9.55X1()6x： =348758Nmm nn505.05

14、第III轴扭矩：Tm=9.55 X 106 X=9.55 X 106 x 16 92 =1410NmmnIH114.60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 外表淬火 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Zi在推荐值20-40中选取21大齿轮数Z2：Z2=ZIX i=2IX 5.94

15、= 124.7 Z2=125Z齿数比 u： n= =5.95 Z5 95 5 95传动比误差A P ： A u=s =0.00168 2 x 1.353 x 59904x 0.0047 x 0.6910.5x212=1.34mm按表第一系列圆整考虑到传递动力的模数一般大于L52,取m=2mm(3)验算齿面接触疲劳强度OH=ZHXZeXZEX小轮圆周速率:7rx. % xdV=!60 x100 x 3000 x42=6.6m/s60 x1000Kv：动载荷系数1.15由 v XZi / 100=色舒* =1.386K：载荷系数 K=雷5 = 365Zh：节点区域系数2.5Z,：重合度系数由=0.

16、875大齿轮齿宽b= 4dX 11=0,5X42=21 mm为了保证足够的齿宽接触，补偿轴向安装误差，大齿轮齿宽bi=b+(5-10) =28mmZE：弹性系数 189.8 N/mm2 oH：许用接触应力 h= 0 Hlim X Zn X Zw/SHlimZW：硬化系数均匀硬齿面1SHlim：接触最小平安系数10 Hlim：接触疲劳极限1480 x1x1。h产 j=1480Mpa。h2=1200 x|xlj = 1200Mpa0 H=2.5 XI 89.8 X 0.875 X2x1.365 x 59904 x(5.76 + 1)一 ； =945Mpa1200Mpa 合格21 x 422 x 5

17、.76(4)尺寸计算(主要几何尺寸)小轮分度圆直径 di=m X Zi=2 X 21 =42mm大轮分度圆直径 d2=mXZ2=2X l25=250mm根圆直径 dn=d|-2.5 X m=422.5 X 2=37mmdf2=di-2.5 X m=250 - 2.5 X 2=245mm中心距 a = z x(d)+d2)=9 x(42+250) = 146mm4乙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 调质及外表淬火HRC=59 大齿轮45钢 调质及外表淬火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Z在推

18、荐值20-40中选取23大齿轮数：Z2=ZiXi=23X 4.407= 101.36 Z2=101齿数比 u： u =Z2 / Zi=嵋*=4.3914 J 4 407-4 3Q1传动比误差 U： U= . 4 4(百=0.0036 32xKxT2xYSaxYFaxYt.T2：小轮转矩Wd：齿宽系数 0.4K：载荷系数K=KaXK. XKpXKaKa：使用系数1Kv：动载荷系数，初估其值1.12Kb:齿向载荷分布系数1.13K,：齿向载荷分配系数1.04那么载荷初值Kt=lX|.12X1.13X1.14=1.316YFa：应力修正系数Y&：齿形系数Y0：重合度由式ea=1.88-3.2(l /

19、Zi+1 / Z2)二1.883.2X(1/21 + 1 / 125)= 1.7090 75Yo=0.25+0.75 / a=0.25+ 丁后=0.6880=0 ri. /Srr XYstXYn Fp Flim r hni。“im：弯曲疲劳极限，双向传动乘以0.7。f|im i=760X0.7=532Mpa。Fiim 2=740 X 0.7=518MpaSFIim：弯曲最小平安系数1.4Ys(：试验齿轮应力修正系数2Y：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:Ni=60XmXjXLn=60X505.05X11X0300X8=7.27 X108N2=N1 / u =7.2

20、7 X 1 ()8 / 4.407= 1.65 X 1085 8o Fpi= Y4 x2xl=760Mpa518o FP2= _ x2xl=740MpaYPa，760760=0.00568aFp%2 x 匕2 = 0Q0531740小齿轮的模数，按小齿轮估算:=2.56mm2x1.316 x 348758 x 0.00568 x 0.690.4x232差表,第一系列圆整，取m=3mm(3)验算齿面接触疲劳强度0H=ZHXZtXZEX0H=ZHXZtXZEX2x Kx7 x( +1)Z? x d; x 小轮圆周速度:小轮圆周速度:v=4 X X 460 x1000n x 505.05 x 23

21、x 2.560 x1000=1.98m/sKv：动载荷系数由VxZ( / 100=1.98/ 100=0.455Kv：动载荷系数由VxZ( / 100=1.98/ 100=0.455K：动载系数K= 日常12 =1 316数模仍取3mmZH：节点区域系数2.5Ze：重合度系数rti4-1.7094-1.709=0.873大齿轮齿宽b=力 d X di=0.4 X 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尸b+(510) =34mmZE：弹性系数 ZE=189.8N/mm2。山许用接触应力0 山=。 im X Zn X Zw/S 1加 Zw：硬化系数均为硬

22、齿面Zw=lSHlim：接触最小平安系数 o Hlim：接触疲劳极限1480 x1x1。Hi=j=1480Mpa1480 x1x1。Hi=j=1480Mpa。Hiimi=1200MpaI480 x|xl h2= j =1480MpaI480 x|xl h2= j =1480Mpa。Hlim2=H50Mpa2x1.316 x 34858 x (4.391 +1)o h=2.5X 189.8 X 0.873 X .1；=1200MpaV 34 x692 x 4.391(4)尺寸计算(主要几何尺寸)小轮分度圆直径di=m X Zi=3 X 23=69mm大轮分度圆直径d2=mXZ2=3X 10130

23、3mm根圆直径dt i=d 12.5 X m=692.5 X 3=61.5mmdf2=d2-2.5 X m=303-2.5 X 3=295.5mm顶圆直径dai=di+2X m=69+2X3=75mm中心距da2=d2+2 X m=303+2 X 3=309mma= ； x(d! +d 2 )= : x(69+303)= 186mm棘轮设计为了防止逆转,本设计在齿轮轴n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0(15%20%)的夹角，本设计0 = 18。棘轮的材料选为Q

24、235由表8-6-22齿数取为20棘轮模数按齿受弯曲计算确定m 1.75x3m 1.75x3cfu,xCxZM：所传递的力矩M=348758NmmC二号=1.5B：棘轮的宽度C： 12Ow：棘轮的许用弯曲应力m 1.75 x3348758 。一 ir =8.54 取 m=10mm 100 x1.5x20(2)棘轮模数按齿受挤压进行验算2xM , ri m ZxCxp旧许用单位线压力，P=35N/m2薪f条=&73M K)满足强度要求轴的设计从高速到低速各轴命名为I轴、n轴、山轴。齿轮轴的设计(D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T)：小轮转矩59904Nmm齿轮分度圆

25、直径di=m X Z|=2 X 21 =42mm圆周力F(i=2XT/dI=2X59904 / 42= 一Fl2径向力Fri= F, xtga = -Fr2(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=l.O3XAX3 18.818=20.3mmA：系数 107-98dmin=1.03X 170X3 V 3000(4)确定轴各段直径和长度段：马达的输出轴和段通过键相连，马达的输出轴直径为小25,所以取Li=43.5mm di=40nim 段:定位轴L2=3mmd2=47mm 段：轴L3=27.5mmd3=37nimv4 段:小齿轮L4=28mmd4=42

26、nini 段：右轴承定位L5=13mmd5=37min 段：轴承定位的地方L= 16mmd6=30mm(5)绘制轴的弯矩和扭矩图计算轴承反力H 平面：RAH=FriXL2 / (Lf +L2 )=1038X35 / 71=512NRBH=Fri- Rah= 1038-512=516NV 平面： RAv=F“ X L2 / (L +L 2 )=2852 X 35 / 71=1406N 齿宽中点弯矩II f n T a3635H 平面：Mh=RAHx 1 i=512X36= 18432NmmV 平面：Mv=Rzv X11 =51406 X 3650616Nmm合成弯距：+M* = 7184322

27、+506162 =53868Nmm按弯矩合成强度校核轴的强度由式9-3,当量弯距 Mc=72+(6fD2M为合成弯矩a：考虑到弯矩大小有变化取0.6Mc= 53868、+(0.6x59904)2 =64758Nmm公式：。e=Me/WW=0.1xd3=0.1x423=7409那么。=8.74N/mm220CrMnTi 渗碳淬火、回火。b=60() N/mm 2转动轴以。J-i为许用应力。c=70 N/mm2 。b,平安(6)轴承校核预选左轴承为 208Cr=22.8KN32206 G=15KN右轴承为+R =V512r+1406r = 1496NRb=J-M +R7=75262 +14462

28、= 1539N 寿命计算Lh=60 xf,：温度系数工作温度工120取1fP：载荷系数中等冲击取1.5 ：寿命指数对球轴承 =3LhA=l 06/(60 x3000)x(| x22800)/( 1.5x 1496)3=5872hLhB=l 06/(60 x3000)x(1 x36200)/(1.5x 1539)3=2141 Ih(7)键的校核马达和小齿轮轴上的键，由马达型号决定，键B8X25,冲击载荷 p关亲=25x35x25 0=54.8 N/mnr。同合格轴II的设计 轴材料轴H与二级转动小齿轮为齿轮轴，材料为40Cr作用在齿轮2上的力T2：转矩 T2=348758Nmm由作用在齿轮I上的

29、力得圆周力F,2=2852N径向力Fr2=1038N(3)作用在齿轮3上的力齿轮分度圆直径 d3=mxZ3=3x23=69mm齿轮受力圆周力FG=2xT/d3=2x348758/69=2852N径向力件3= F,3Xtga= 10109xtg20=3679N(4)初步估算轴的直径 最小直径dmin：dmin= Ax；即A：系数 107-9818.444linin= 107 x 31=235.5mm18.444linin= 107 x 31=235.5mmV 505.05(5)确定轴各段直径和长度段：根据dmin圆整，并考虑到轴承的装配取di=40mm段：上面装有挡盘、棘轮、磨擦片，为使轴承定位

30、，取d2=47mm段：为使挡盘定位，便于安装大齿轮H,取d3=56mm段：左轴承定位，且大齿轮与箱体应有一段距离，取d4=97mm段：轴承安装的地方d5=80mm段：小齿轮HI外径较小,取d6=60mm(6)绘制轴的方矩和扭矩图计算轴承反力H 平面：r“2 M)+ % XQ679XI柒。38x53 -33N/2 + /3川 QRbh= Rah - Fr3 - Fr2=6833 3679 -1038=2116NV平面：_ Fiy x (/1 4- /2 4- /3) - /;2 x /3 10109X151.5-2852X53 _Kav-Qi。- 1 DUoOrJ/ + / I Ql2 十 3R

31、BV=F(2+RAV-Ft3= 15086+2852 - 10109=7829N求大齿宽中点弯矩H平面H 平面： M 大 h=Rah X 12-Fr3 X (h+h) =6833x38.5 3679x(63.5+38.5) =-H2188NmmV 平面：M 大 v:Rbv X b=7829 X 53=414937Nmm 合成弯矩：M = Jl 121882+414937? =429836Nmm求轴承处弯矩H 平面：MAH= -Fr3 X1)=-3679 X 63.5= -233617NmmV 平面：MAv= Ft3X1 j=10109x63.5=641922Nmm合成弯矩：Ma=M：v + 用

32、=V2336172 +6419222 =6831 INmm按弯矩合成强度校核轴的强度由式9-3,当量弯距 Mc=M2+(aT)2M为合成弯矩a：考虑到弯矩大小有变化取0.6Mc 大二)429836?+(0.6x34875旗=64758NmmMcA= J6831F +(0.6x348758)2 =714443Nmm杳表40Cr外表淬火。B=750N/mnr查表 转动轴以。bl 1为许用应力70N/mm2，、M.由式 9-3 。e=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

33、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开展。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：.起升机构设计起升机构是起重机中最重要与基本的局部。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

34、、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。.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。.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，以到达在水平面内运输货物的目的。回转机 构主要由两局部组成：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

35、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W=O.lxd那么。e大=478065/(0.1x563) =27N/mnr。cA=7 14443/(0. 1x803)=1 4N/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hN23mm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14x25选择危险剖面：大齿轮外既有轴肩乂有螺纹，GB

36、1095-79螺纹为 M56X4-L 中径 d2=53.4mmb、计算危险剖面工作应力。a、Om、T”、T m弯矩M=M 大X d2-1 ) /1238 5 21/2=478065x，一 =347684N/mmJo. 3抗弯剖面模量w与抗扭模量WtW=ji Xd3/32=n X 53.4023/32= 14951WT=Ji Xd3/16=n X 53.4023/16=29902,M 347684 “ ” 皿 2弯曲应力：。q = 14951 =23.26 N/mnr扭转应力：t =T/Wt-、299()2 =11 ,66 N/mm2弯曲应力幅：。a= o =23.26 N/mm2弯曲平均应力：

37、om=0扭转应力幅T a和平均应力幅T m相等Ta=Tm=5 =5.83 N/mnrc、确定轴材料机械性能。“、T |甲。、乜弯曲疲劳极限。7剪切疲劳极限T-)合金钢材料的弯曲应力、扭转应力特性系数=0.5x0=0.125d、确定综合影响系数K.和甲，Ko=kc/(oXpa)Kx=kt/(TxpT)轴肩角处有效应力集中系数K”和K,由D 94 d = 56 =L684 = ,rr = 0.0446 d 56o B=750N/mm2配合处k 。和ki和 1根据d、Ob配合处，尺寸系数、由d=56mm,外表 状况系数B八B,得：ko/o=2.11 kT/t=1.52 ko/ETxtm)1x200=

38、 10.31a/3.522 +10.312=3.33S平安(8)轴承校核预选左轴承为32213E , CF102kN右轴承为 32208E, Cr=51.5kNa、= a/68332 +150862 =16561N=a/21162 +78292 =81 IONb、寿命计算ioio60 xnf 1x102000 x 11.2x16561103 =7697h106LhB=60 x 505.0510(1x51500 V11.2x8110 )=8522h后温度系数工作温度至120 ,取1fP：载荷系数中等冲击，1.2 ：寿命指数 =10/3106I -hA- 60 x 505.05(9)键的校核挡盘处

39、双键B14X25 GB1095-79,冲击载荷_ 2x7 _2x348758dxkxl_ 2x7 _2x348758dxkxl。p=85N/mm28=0.025x146+1 取 6 =8mmd、二级齿轮轴上的油封取内包骨架唇开密封65 GB9877.1-88e、通气塞M12X1.25f、油标：管理油标g、放油螺塞：六角螺塞M14X1.5Q/ZB220.772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。2.1三钱点设计2. 2.1三钱点定位在计算臂

40、前，首先要确定三校点的位置。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较点距离为2. 9m,臂后较点距回转中心的距离为a=0. 2m, 起升角0=75。其参数暂定如下：L)：变幅缸原始长度800mma：起重臂后较点距回转中心的距离200mmb：变幅缸下较点距回转中心的距离220mmc：变幅缸.1微点距臂后段点的距离240mm其中：A是起重臂后较点B是变幅缸下较点C是变幅缸上较点由图可得：e= yj(a + b)2+c2 = 7(200 + 220)2 +2402 =483.7mmc740 一=arcsin- = arcsin 而行=29.748 =arcsin(c

41、+h)/d=arcsin=67.96其中： d=J(c + /)2 +(a + ：)2=J(240 +800)2 +(200 + 220)2 = 1122mmL2为变幅缸全伸时的长度+/-2xexdxcos(75 - 29.74 + 67.96)=7483.72 +11222 - 2 x 483.7 x 1122x cos(75 - 29.74 + 67.96) =1385.9mm12/1i=L732根据经验，1训尸1.71.8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

42、相关尺寸， 如F基本皆3170 mm二节臂3025mm三节臂2940mm总臂3360(7900) mm表1起重臂基本工况组合初步估计出臂的基本尺寸工况L(mm)R(inm)Q(kg)i133602100630062336031604000635680260050(X)645680548025(X)6579002KX)3000667900790015006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o

43、B=700Mpa取平安系数为1.33630I o = o s/n=Y = 474MPa 。s=540Mpa 合格 1J Jb、吊臂其它选用材料为HQ60 ,查表得o B=600Mpa取平安系数为1.33o = o s/n-j 23 = 406MPa 406N/mnrS 2max=447.7N/mnr474N/rnnr(4)起升高度计算：根据几何关系可知：起升高度等于地面距离后钦点的距离与臂后皎点与吊具之间的距 离之和。H= 2.9 + Jz?(r + o 2)2 _0.81杨长验、傅东明等主编：起重机械（第二版），机械工业出版社，19892倪庆兴、王焕勇等主编：起重机械上海交通大学出版社，19

44、903成大先主编：机械设计手岫（第三版），化学工业出版社，19934成大先主编：机械设计图册，化学工业出版社，19935杨黎明主编：机械设计，兵器工业出版社，19986徐格宁主编：起重运输机金属结构设计，机械工业出版社，19867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，19958邹慧君主编：机械原理设计院，上海交通大学出版社，19959章玉麟主编：互换性与测量技术，中国林业出版社，199210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，199211吴相宪等主编：实用机械设计手册，中国矿业大学出版社，199512大连理工大学工程画教研室编：机械制图（第四版

45、），高等教育出版社， 1993四、执行方案.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：马达级闭式此轮一一输出小齿轮一一滚筒一一钢丝绳一一吊钩.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。二75。.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：马达一一蜗轮、蜗杆减速器一一齿轮一一回转支承设计图纸：1、总装图1张；2、卷筒轴装配图1张表6起升高度计算结果(mm)回转臂长幅度3.365.688.12.14.557.299.872.63.9

46、67.049.73.03.126.799.543.56.419.314.05.929.034.55.298.75.04.388.315.57.856.07.316.56.657.05.817.73.893回转结构的设计回转支承的选用简介本回转机构采用液压马达驱动。回转机构,由回转支承装置和回转驱动装置两局部组 成。前者将起重机的回转局部支承在固定局部上，后者驱动I可转局部相对于固定局部回转。回转支承装置简称回转支承，它保证起重机回转局部作用于它的垂直力、水平力和倾 覆力矩。本设计采用滚动轴承式回转支承装置，起重机回转局部固定在大轴承的固定座圈 上，而大轴承的固定座圈那么与底架的顶面相固定。采用

47、单排四点接触式回转支承，它出两 个座圈组成，结构紧凑、重量轻、高度尺寸小，内外座圈上的滚道是两个对称的I员I弧面， 钢球与和倾弧面滚道四点接触，能同时承受轴向力、径向力和倾覆力矩。由于低速大扭矩液压马达本钱高，使用可靠性不如高速液压马达，采用高速液压马达 也可以采用结构紧凑、传动比大的蜗轮转动。因此本设计采用：马达一蜗轮、蜗杆减速器 一齿轮一回转支承。液压驱动的小起重量起重机，通过液压回路和换向阀的合适机能，可 以使回转机构不装制动器，同时保证回转局部在任意位置上停住，并防止冲击。载荷计算(1)垂直载荷Gp=KxQ+Gb+G K:超载系数Q:起重量取起重力矩最大时Gb：主起重臂重量G1:上车不

48、回转其他局部的重量290kg那么：Gp=I.1X2500+410+2903450kg水平载荷：因为水平载荷H是由风吹在生物上的力W1,风吹在起重机上的力Wi,重物的离心力P, 回转支承的啮合力R所组成。由于水平力达不到Gp的10%,按H=10%Gp=345kg计算。 弯矩M (倾覆力矩)M=1.2Q R+ Gh Lb-Gi , Gi= 1.2x2.5x5.48+0.41 x 1.2-0.29x0.08= 16.9 Itm其中：Lb：主臂重心到回转中心线距离取Lb=Lw-Cl = 1.4-0.2=1.2mLw：主臂重心到主臂后较点距离1.4m0：主臂仰角0C1：回转中心到吊肾后钦点的距离0.20

49、mL上:上车不回转局部的重量重心到回转中心线距离0.08m(3)偏心距为 16.91 e_M/Gp_. 4, =4.9m(4)考虑风力时最大工作载荷G 产 Q+Gb+G 尸2500+410+290=3200kgM=Qxr+ GbX Lb+H X h-Gi X Li=2.5x5.48+0.41 x 1.2+0.345x6.5-0.29x0.08= 16.4 Itm(5)静态：Fa=1.2x53.45=4.32151M,= L25xl6.91=21.14Nm动态：Fa=1.55x3.2=4.96tM,=1.55xl6.41=25.43Nm由起重机设计手册图2-5-12查得型号为Z=94, m=8,

50、调质后齿轮圆周力F=8.3xl04N阻力矩计算I可转支承装置的摩擦阻力矩力计算MfMi=SN U - Do/ZDo:网转支承装置轨道中心直径0.631 mE N=2.828 XGpXeX Ke/Do=2.828 X 3450 X 4.9 X 1.2/0.631=90917.3kgMt-90917.3x0.01x0.631 /2=2868.4Nm(2)回转平台倾斜引起的阻力矩Ms=Qxrxsina=2.5x5.48xsin3=0.717tm=7170Nm(3)惯性回转阻力矩Mp=935t 烟, R?/3g+4 (Gi Li2/3g)3-Q- x0.41 x5.482/(3x9.8)+4x0.29

51、x0. 182(3x9.8) =4844.7Nmt：起动时间5s(4)风压引起的回转阻力矩：M=qu(1.2AbR-1.2AiLi)Qu：风压值ON/m2Ab：吊臂迎风面积0.6 m2Ai：回转局部迎风面积0.3m?L：回转局部形心离回转中心的距离0.18m?Mn= 15x( 1.2x0.6x5.48 一 1.2x0.3x0.18) =582.12Nm(5)回转时最大阻力矩：M s w=M r+ M s+M p+M ”=2868.4+7170+4844.7+582.12= 15465Nm(6)额定工况F的回转阻力矩当不计风力，惯性阻力矩和倾斜力矩按70%计算：M =Mf+(Ms+Mp)x70%

52、=2868.4+(7170+4844.7)x70%= II 279Nm校核回转支承调质后齿轮所受圆周力为8.3X I04N本设计中：F= =11279X1 ()3/(2 X 9X48) =0.75X104, pa塑料的密度为1.14克/立方厘米, 综合考虑制品的外形尺寸、注射时所需压力等情况。采用一模一腔，那么所需一次 注射量至少约为400疗。故可初步选用国产XS-ZYT25型注射机。该型号注射机 基本参数如下：结构形式：卧式理论注射容量：125 (cm，)螺杆直径：42 (mm)注射压力：120 (Mpa)注射时间：1.6 (s)注射行程：115 (mm)螺杆转速：28 (r/min)合模力

53、：900 (kN)拉杆内间距:260X290 (mm)移模行程：300 (mm)最大模具厚度：300 (mm)最小模具厚度：200 (mm)合模方式：液压.机械模具定位孔直径：100 (mm)喷嘴半径：SR12 (mm)喷嘴孔直径：4 (mm)生产厂家：无锡塑料机械厂4模具结构设计注射模由动模和定模两局部组成。动模安装在注射机的移开工作台面上，定 模安装在注射机的固定工作台面上。动模与定模闭合后已塑化的塑料通过浇注系 统注入到模具型腔中冷却、固化与定型。根据制品结构特点可初步确定，要设计的模具由七大系统组成：1、成形零部件；它包括凹模、凸模、型芯各种成型杆等等。2、浇注系统；浇注系统控制着塑件

54、在注塑成型过程中充模和补料两个重要 阶段，对塑件质量关系极大；3、导向与定位机构；导向机构主要有导向、定位和承受注塑是产生的侧压 力三个作用；4、脱模机构，其作用是把塑件从型芯或型腔脱出来；主要有推杆推出、推 板推出、推管推出等。5、侧向分型抽芯机构,用来成型侧孔侧凹并完成侧抽芯动作；6、温度调节系统，一般有冷却或加热系统；冷却系统一般在模具内开设冷 却水道，加热那么在模具内部或四周安装电加热元件，成型时要求模温稳定、均匀。7、排气系统。下面分别就上述局部进行设计。分型面、排气方式及型腔数目确实定分型面的选择选择分型面时，应该尽量考虑选择在制品的最大截面处，并使制品留在动模 一侧以便于脱模，同

55、时要有利于简化模具结构和便于排气。通过综合考虑，选择 制品的下外表作为分型面，详见装配图。由于采用一模一件，且采用点浇口，故 设计两个分型面。分型面一是为了脱浇道凝料，分型面二是为了脱塑件的。排气方式确实定该制品的尺寸不大，精度要求一般，可直接利用分型面的微小间隙排气，同 时也能利用推杆与孔的间隙排气，而不必再开设专门的排气槽。为了增加分型面 的排气效果，可增加分型面的粗糙度，并使加工的刀痕或磨削痕顺着排气方式。 型腔数目确实定设计模具时，首先必须考虑采用单型腔模还是多型腔模，并决定型腔数量的 多少。影响型腔数目的重要因素有：注射机的锁模力；注射机的注射量；制品精 度以及经济性等。当尺寸精度和

56、重复性精度要求很高或复杂塑件时应尽量减少型 腔的数量。综合考虑塑件形状，该副模具采用一模一件。浇注系统设计浇注系统是引导塑料从注射机喷嘴到模具型腔的进料通道，具有传质、传压 和传热的功能，对制品质量影响很大。该副模具为一模一件，其浇注系统由主流道和浇口组成。主流道与注塑机喷嘴在同一轴线上，物料在主流道中不改变方向。由于采用 的是卧式注塑机，因此主流道应垂直于分型面。为了便于流道凝料的拔出，主流 道设计成具有4锥角，内壁有R0. 8 1n以下的粗糙度。主流道与喷嘴接触处 做成半球形的凹坑。为防止高压塑料熔体溢出，凹坑球半径R2比喷嘴球头半径 R1大12mm,即R2=Rl+l=12+l=13mm(

57、1)主流道小端直径比注塑机喷嘴孔直径大0.5取。5mm。浇口套见图2。因为主流道较长，为防止在模板间的拼缝处溢料，以致主流道凝料无法脱出， 必须采用浇口套。浇口套与定位圈分开加工，用螺钉将定位圈和定模座板联接， 以防止浇口套受到熔体的反压力而脱出。综合考虑各方面的因素，宜采用点浇口。点浇口在开模时容易实现自动切断, 塑件上残留浇口痕迹小，可使塑件有较好的外表质量。3成形零件结构设计注射模具的成形零件是指构成型腔的模具零件，包括凹模、型芯、侧型芯。 凹模用以形成制品的外外表，型芯用以形成成品的内外表，侧型芯用以成形零件 的侧孔、侧凹。制品外形比拟简单，选用整体式凹模，虽然加工比拟困难，需采用电火

58、花 加工，但是整体式凹模强度和刚度高，不会使制品产生拼接缝痕迹。为节省优质模具钢材，便于机加工和热处理，采用整体式型芯，用固定板 和螺钉固定。侧型芯采用螺钉与滑块固定。4导向和定位机构设计塑料模闭合时为保证型腔形状和尺寸的正确性，应按一定的方向和位置合 模，所以必须设有导向定位机构，即在模具型腔周围设有四对配合的导向柱和导 向孔。导向机构主要有导向、定位和承受注塑时产生侧压力三个作用。导柱采用 带轴肩导柱，工作局部直径取16nm1。为防止凸模进入凹模时因方位搞错而损坏模 具或定位不准而相互碰伤，导柱比主型芯至少高出8nini。导柱安装段与模板间采 用过度配合H7/m6,导向段与导向孔间采用动配

59、合H7/f6。导柱应具有硬而耐磨的 外表，选用T8A淬火处理HRC5055。导柱与模板间用轴肩和垫板联接。导套与导 向孔配合加工。导柱位置的相置方式采用长和宽距离不同的对称相置，装配时在 安装位置注明装配方向，以免装备错位。为提高使用寿命和在磨损后便于更换，模具的导向孔镶有导套。采用带头导 套，导套内孔与导柱之间为动配合H7/f7,外表而与模板孔采用较紧的过渡配合 H7/n6o导套材料采用T8A淬火处理HRC5055。为了便于模具在注射机安装以及模具浇口套与注射机的喷嘴孔的精确定位， 应在定模上安装定位圈，用于与注射机定位孔匹配。定位圈除完成浇口套与喷嘴 孔的精确定位外，还可以防止浇口套从模内

60、滑出。根据所选用的注塑机的型号可 见，定位圈的直径取。100mm。5脱模机构设计注塑模必须设有准确可靠的脱模机构，以便在每一循环中将塑件从型腔内或 型芯上自动地脱出模外。因此，对脱模机构有以下要求：.结构优化、运行可靠，机构尽可能简单，零件制造方面，容易替换。机构 动作要准确可靠、运动灵活、机构本身有足够的刚度和硬度，以抵抗脱模阻力。.不影响塑件外观，不造成塑件变形破坏，推出塑件的位置应尽量设在塑件 内部或隐藏处，以免损坏塑件外观，要保证塑件在脱模过程中不变形、不榛伤。.塑件留在动模。模即的结构应保证塑件在开模过程中留在具有脱模装置的 半模，即动模上。9综合考虑以上原那么，该副模具采用顺序分型