【文章內容簡介】 nd? = 100060 ? ?? ≈ 米 /秒 21 小于 25 米 /秒，故合用。 初定中心矩 a0 (d1+d2)＜ a0＜ 2(d1+d2) （式 ） (125+425)＜ a0＜ 2(125+425) 385＜ a0＜ 1100 從結構上考慮，取 a0=800 毫米； 三角膠帶計算長度 L0 計 = 2a0＋ 2? (d1+d2)＋ 0 2)12( 4?dd ? （式 ） L0 計 =2179。 800＋ (125+425)＋ 8004 )125425( 2?? =1600＋ ＋ = 毫米 從表 ??6S 中選取 A型帶相近的計算長度 L 計 =2533 毫米，其內周長 L 內 =2500毫米，實際中心矩 a 應為： a=a0＋ 20計計 LL ? =800+ 2 ? =800+= 毫米 驗算小帶輪包角 a1 a1≈ 1800－ add 12? （式 ） a1≈ 1800－821125425? ≈ 1800－ ≈ 大于 1200，故合用。 計算三角膠帶根數 Z0 根據表 ??7S ，當 V= 米 /秒 ， A 型膠帶小帶輪直徑 d1=125 毫米時，查得單根膠帶所能傳遞的功率 N0= 千瓦； 當 a1=，由表 ??8S 查得 K 包角 =；由表 查得 K 帶長 =，從而得到： Z=帶長包角 計 KKN N ..0 （式 ） 22 Z= ?? ≈ 取 Z=3 根。 齒輪傳動 確定齒數 已知 i 齒 =，初選 Z1=22，則 Z2=i 齒 179。 Z1=179。 22=125 實際傳動比 i 齒 =12zz = 22125 ≈ ，誤差 %，小于 4%是允許的。 確定模數 已知 Z1=22， n2= 轉 /分， N2= 千瓦，若大、小齒輪選用材料為 45號鋼，調質處理。 從表 ??9S 查得：當 Z1=22 時，齒形系數為 Y=； 從表 ? ?10S 中查得：雙向工作的許用彎曲應力 [σ 彎 ]= 公斤 /毫米 2，考慮到開式傳動齒面磨損情 況，許用彎曲應力降低 20%，則實際許用彎曲應力： [σ 彎 ]? =179。 80%= Y[σ 彎 ]? =179。 ≈ 取開式齒輪傳動齒寬系數 ψm=1載荷系數 K=、按式 計算模數為： 3 ][ 21 2125 nYZ KNmm ?? 彎?? （式 ） 3 2 5 ??? ??m ???m 毫米 而按 計算圖 ? ?11S 查得 m= 毫米，為更安全起見，決定取標準模數為： m= 毫米 計算齒輪的幾何尺寸 小齒輪分度圓直徑 d1=mz1=179。 22=77 毫米 。 大齒輪分度圓直徑 d2=mz2=179。 125= 毫米 。 小齒輪齒頂圓直徑 d 頂 1=m（ z1＋ 2） =（ 22+2） =84 毫米 。 大齒輪齒頂圓直徑 d 頂 2=m（ z2＋ 2） =（ 125+2） = 毫米 。 小齒輪齒根圓直徑 d 根 1=m（ ） =（ ） = 毫 米 。 23 大齒輪齒根圓直徑 d 根 2=m（ ） =（ ） = 毫米 。 中心矩 a=21 m（ z1＋ z2） =21 179。 179。（ 22+125） = 毫米 。 大小齒輪齒寬 B=ψm179。 m=12179。 =42 毫米 . 畫出總體結構方案圖 見圖 。 圖 總體結構方案圖 24 8 結構設計 初算各軸的最小直徑 小齒輪軸的直徑 該軸選用材料為 45 號鋼，調質處理，按表 ? ?12S ，對于 45 號鋼，取 A=12，根據公式計算得： 33222 ??? nNAd （厘米） （式 ） 考慮到鍵槽對軸的削弱，適當增大并取標準直徑為 d2=28 毫米。 卷筒軸的直徑 該軸選用材料為 45 號鋼，調質處理，取 A=12，則 33333 ??? nNAd （厘米） 取標準直徑為 d3=45 毫米。 帶輪的結構 已知選用 A 型三角膠帶，當小帶輪計算直徑 d1=125 毫米時，計算得： h 頂 = δ =6mm H=12mm e=15177。 φ0=38 b0= 輪槽數 z=3 輪寬 ? ? ? ? 50102151321 ????????? fezB mm 外徑 1 3 2 5211 ?????? 頂頂 hdd mm 孔徑 d 等于電動機軸直徑，由冶金工業(yè)出版社出版的《機械零件設計手冊》查得 Y132S6 型電動機軸直徑為 d 軸 =38mm； 帶輪材料選用 HT2040 灰口鑄鐵 帶輪結構型式由表 ? ?13S 查 得為四橢圓輪輻； 25 輪緣內徑 ? ? ? ? 396612243222 ???????? ?Hdd 頂緣 mm 輪轂外徑 ? ? ? ? 76~~~ ????軸轂 dd，取 d 轂 =76mm 輪轂寬度 ? ? ? ? 76~57382~~ ????軸dL，取 L=70mm 對于四橢圓輪輻的帶輪 31 182 nNh ? （式 ） 式中： N—— 膠帶所傳遞的功率， N2= 千瓦 n—— 帶輪的轉速， n2= 轉 /分 將數值代入式 得： 33221 ??? nNh 然后計算得到： mmhh 12 ???? mmha 11 ???? mmha 12 ???? mmhf 11 ???? mmhf 12 ???? 齒輪的結構 小齒輪 由于 d 頂 1160mm，做成實心結構，材料選用 45 號鋼，正火處理。 大齒輪 由于 160mm d 頂 2500mm，做成輻板式結構，材料選用 45號鋼，正火處理。結構型式及其尺寸為： ? ? ? ? 14~~~ ???? m? 取 δ =12mm 輪緣內徑 0 2 82 02 ?????? ?根緣 dd mm 齒輪孔徑 d 等于與其相匹配的軸徑，由軸的結構設計決定，現確定 d 軸 =55mm 26 輪轂外徑 mmdd ????軸轂 輪轂寬度 ? ? ? ? ~~~ ????軸dL，取 L=66mm 輻板厚度 C==179。 42=，取 C=10mm 輻板上的孔數由由齒輪的結構尺寸決定。考慮到大齒輪要和卷筒筒體組裝，不能按一般的經驗公式計算，只好初步確定孔數為 8 個，孔徑 d0=50mm，孔的圓周定位尺寸至少要大于卷筒擋板的直徑，故確定為 360mm。 卷筒的結構 通常采用圓柱型卷筒，可以做成整體鑄造的、焊接的或組合的三種型式。焊接卷筒與鑄造卷筒相比，能減輕重量 30~40%，特別是單件生產時，用焊接卷筒可不用木模，還能降低成本。在大多數情況下，鋼絲繩在卷筒上只繞一層，為了引導繩索，以免鋼絲繩纏繞時互相摩擦，卷筒的表面做成螺旋槽面。只有用手動驅動的卷筒或因結構上的原因，而必須用多層纏繞時才允許用光面卷筒。 卷筒的繩槽斷面的幾何尺寸參照冶金工業(yè)出版社出版的《機械零件設計手冊》第二版中冊表進行計算。 D=， D 卷 =200mm， D0=， h=，p=8mm， R=4mm， r=。由于本設計起重機要求不高，為了簡化工藝，也可以做成光面卷筒。 工作時，鋼絲繩在卷筒表面的偏斜角不能太大，否則纏繞的鋼絲繩將發(fā)生疏密不均或亂扣的現象。為此，當鋼絲繩繞到卷筒兩側時，對于光面卷筒偏斜角不得大于 即 tga= AL2/ ≤ 。若用螺旋槽面卷筒，偏斜角不得大于 5186。12ˊ ,即tga= AL2/ ≤ ，也就是卷筒前面安裝的第一個轉向滑輪中心線到卷筒中心線的距離 A 要大于卷筒長度 L 的 5 倍，如圖 所示。 27 AL 2LL 0 L 1L 1α 圖 決定卷筒長度 圖中 L—— 卷筒的長度，毫米 L=L0＋ 2L1＋ L2 （式 ） 式中： L0—— 卷筒上有螺旋槽部分的有效長度，毫米； L0= PH0D?最大 H 最大 —— 最大起升高度， H 最大 =2500 毫米； P—— 卷筒繩槽節(jié)距， P=8 毫米； L1—— 附加長度，包括固定鋼絲繩所需的長度和為減少鋼絲繩末端在卷筒上固定處（接頭）的作用力的必要長度。此處取 L2=81 毫米； 將具體數值代入式 ，得到： L0= PH0D?最大＋ L1＋ L2= 2500? 179。 8＋ 118+81≈ 230 毫米 卷筒的壁厚確定： 鑄造卷筒δ = 卷 ＋（ 6～ 10）毫米 焊接卷筒δ =d 毫米 28 本設計確定為鑄造卷筒， 沿卷筒軸向聯接的結構。 δ =179。 200+8=12 毫米 鋼絲繩末端在卷筒上的固定要求牢固可靠，便于拆卸、檢查。其中最常用的方法是用壓板和螺栓進行固定。考慮到卷筒一端和大齒輪作軸向聯接，另一端和端蓋作軸向聯接，故把卷筒 設計成如圖 所示的結構型式，其材料為 ZG35。 2303001514179。 8=11 24415D0= 181D卷=20086 1125060176。2M10圖 卷筒的結構 滑輪的結構 將直徑小的做成實體輪，直徑較大的做成輻板輪。本設計中： D0=D 滑 ＋ d=120+= 毫米 （式 ） 式中： D 滑 —— 滑輪的名義直徑，本設計 D 滑 =120 毫米； D0—— 滑輪的計算直徑是指從鋼絲繩橫截面中心量得的直徑， α —— 滑輪的繩槽角，一般為α =300450。 伸臂桿和支撐桿的結構 伸臂桿和支撐桿的尺寸 由于起升最大高度 H 最大 =2500 毫米，在考慮活動滑輪裝置對起升高度的影29 響，估計伸臂桿頂端離地面的高度約為 3230 毫米，若伸臂桿的傾斜角為 600，如圖 所示，則在直角三角形 ACM 中， sin600=ACCM AC=060sinCM= ≈ 3499，取 AC=3500 毫米。 這個長度，按圖 進行校核，也使 A 超過卷筒長度 L 的五倍以上。 支撐桿的頂端 B 點約位于 AC 的 2/3 處，現取 AB=2250 毫米，圖 中 200為 BA、BD 的投影角度，即 BA 與 BN 的夾角（參考圖 ）。在 ?ABN 中，可利用正弦定理求出： ANBAB?sin = 060sinBN ∠ ANB=1800－（∠ A＋∠ B） =1800－（ 600＋ 200） =1000 BN=0100sinAB.sin600= ≈ 毫米 在直角三角形 B1D1N1中， B1D1=B1E1=01115cosNB= ≈ 毫米 化整后，取 B1D1=B1E1=2050 毫米。 200308060176。2 0176。GAD(E、N)BP最大CM伸臂桿地面N 130176。D 1E 1B 1A向60176。20176。AD(E、N)BCACDBEANa）求伸臂桿長度 a）求支撐桿長度NAEBDC圖 求伸臂桿、支撐桿的長度 30 根據強度條件、決定伸臂桿的材料和斷面尺寸 根據力學知識，由圖 可以分析出伸臂桿的受力情況。為了分析問題的方便，將伸臂桿放平畫出， A 點和 B 點畫成固定支座 ,如圖 所示。此處的伸臂桿相當于二支座懸臂梁，為平面任意力系。作用在上面的外力，已知的有 G、P 最大 ，若取 XOY 直角坐標系，就可以利用平衡條件，求出桿件 A 點和 B 點的支反力。 22 5035 0030176。7176。20176。rP rOCC r GPxG xP 最大F bxF bxBF bF arF axAX圖 伸臂桿的受力分析 為了求 Fb,可設各力對 A 點的力矩之和為零，如圖 所示，即： － P 最大 .L2－ =0 式中： L L L3為 A 點到 G、 P 最大 、 Fb 各力作用線的距離，也就是力臂之長。 L1==3500179。 =1750 毫米； L2==3500179。 ≈ 毫米； L3==2250179。 = 毫米； 所以得到： 750179。 1750－ 399179。 － Fb179。 =0 31 Fb= ? ≈ 毫米； 現按 XOY 直角坐標系，將各力分解為 X 和 Y 坐標的分力，得到： Fbx=Fbcos200=179。 ≈ 公斤； Fby=Fbsin200=179。 ≈ 公斤； Gx==750179。 ≈ 公斤； Gy==750179。 =375 公斤； P 最大 cos70=399179。 ≈ 396 公斤； Py=P 最大 sin70=399179。 ≈ 公斤； 根據 X 方向分力的和為零的平衡條件，可得： Gx－ Fbx＋ Fax＋ Px=0 Fax=Fbx－ Gx－ Px=－