【文章內(nèi)容簡介】 6? 9370111850特 光 右交 GB110274 18 鋼絲繩在使用時需要與其他承載零件連接以傳遞載荷。本設計采用楔形套筒法，查取選 用： 楔 11GB597386 HT200 楔套 11GB597386 ZG200 楔形接頭 11GB597386 ZG270500 鋼絲繩使用注意 要延長鋼絲繩的壽命 ,在設計與使用中應考慮以下因素： A 提高安全系統(tǒng) n，可降低鋼絲繩的應力； B 選用較大的彎曲比（卷筒或滑輪直徑比鋼絲繩直徑），使鋼絲繩避 免過分地彎曲，以減少鋼絲繩的彎曲應力。但也不能太大，以免使整個機構尺寸增大； C 卷筒與滑輪的材 料硬度要適中，硬度過高或過低都會影響鋼絲繩壽 命； D 減小鋼絲繩的彎折次數(shù)，即不要使鋼絲繩通過太多的滑輪（選用滑輪型式與倍率時予以考慮），尤其要避免反向彎折次數(shù)，因為反向彎折的破壞作用比同向彎折大，會降低鋼絲繩的壽命； E 鋼絲繩的維護保養(yǎng)，應定期潤滑防止銹蝕，成卷鋼絲繩開卷時應避免打結扭曲，切斷時應有防止繩股松散的措施。 吊鉤的設計 選材 吊鉤組通常由鉤頭、吊鉤螺母、推力軸承、橫梁、滑輪和拉板等零件組成。吊鉤經(jīng)常受貨載沖擊，為保證吊鉤工作的安全性，盡量避免人身及設備事故，故應要求吊鉤無突 然斷裂的危險，重量要盡量輕，有足夠的強度，本次設計中采用 DG20Mn，并主要針對橫梁進行設計計算。 構造 采用鍛造的單鉤，制造與使用方便，梯形斷面，受力情況合理。選取鉤號 強度等級 M6。 吊鉤掛架 采用長型號鉤組，吊鉤支承在單獨的滑輪軸上。為了便于工作，吊鉤應能繞垂直軸線和水平軸線旋律，為此吊鉤螺母與橫梁之間采用止推軸承，吊 19 鉤尾部的螺母壓在其上。吊鉤橫梁的軸端與定軸擋板相配處形成環(huán)形槽，容許橫梁轉(zhuǎn)動。推力球軸承選： 校核： C0=S0 P0﹤ C0a S0 — 安全系數(shù)，取 2 P0 — 對 a=90176。的推力軸承 P0a=Q=63000N C0a— 為 158KN C0=2 63000=126 KN﹤ C0a =158KN 合格 橫梁 只受彎矩，不受轉(zhuǎn)矩的心軸，采用 45 鋼 Ra = 263000 =31500 N Mc=Ra l2 =31500 =23310 Nm W= ? ?43 132 aD ???? 其中， a = dD = 50120 = W= 321203?? (1－ )=164449 σ = MW = 16444918500000 = N/mm2 ＜ 275 N/mm2 ＝ ??? 合格 h=30mm ， ??? ＝ 35 N/mm2 bmin ? ?????? h s4 3= 30354 500003 ??? = 取 40mm 卷筒的設計 卷筒是在起升機構中用來卷繞繩索并傳遞動力的轉(zhuǎn)動件。 卷筒的種類的選擇 卷筒按繞繩的層次分為單層繞卷筒和多層繞卷筒。 單層繞卷筒表面通常切出螺旋槽，鋼絲繩依次卷繞在槽 內(nèi)，使繩索與卷 20 筒接觸面積增大，單位壓力降低。因為繩槽節(jié)距大于鋼絲繩直徑，所以避免了鋼絲繩之間的相互摩擦，從而延長了鋼絲繩的使用壽命。 多層繞卷筒用于起升高度很大，而卷筒長度又受限制的情況，如汽車起重機。它的主要缺點是內(nèi)層鋼絲繩受到外層鋼絲繩的擠壓，在卷繞過程中相鄰繩圈之間有摩擦，使繩索壽命降低。此外，在繩索拉力不變時，載荷力矩隨卷筒上繩索層數(shù)的不同而變化，造成載荷力矩不穩(wěn)定。為改善鋼絲繩在卷筒上的接觸狀態(tài)，提高繩索的壽命，采用切螺旋槽的多層繞卷筒。 起重機大多采用多層繞卷筒，其容繩量大。隨著起升高度的增加。 起升機構中卷筒的繞繩量相應增加。采用尺寸較小的多層繞卷筒對小機構尺寸是很有利的。其表面做成螺旋繩槽，兩邊有側(cè)板以防鋼絲脫出，二級減速大齒輪與卷旋繩槽，兩邊有側(cè)板以防鋼絲繩脫出，二級減速大齒輪與卷筒連接在一起。 卷筒的主要尺寸的確定 ⑴ 卷筒直徑 D 卷筒直徑的大小影響鋼絲繩的彎曲程度。為確保鋼絲繩的壽命，卷筒直徑不能太小。按《起重機設計規(guī)范》規(guī)定，卷筒的最小卷繞直徑： Domin = hd (mm) =16 10 =160mm 卷筒的槽底直徑（即卷筒名義直徑） D 為： D ≥ Domin d = (h1)d (mm) =150mm 式中， D— 卷筒槽底直徑（ mm） Domin— 按鋼絲繩中心計算的卷筒最小卷繞直徑 (mm) H— 與機 構工作級別和鋼絲繩有關的系數(shù) ,查得為 16 d— 鋼絲繩直徑 (mm),10mm 算得：卷筒名義直徑 D= 160mm ⑵ 卷筒長度 L L=)( ndDn dHa ??? ??? ? n— 卷繞層數(shù) N=5 21 a— 滑輪組倍率 a=4 D— 卷筒直徑 mm H— 起升高度 10m d— 鋼絲繩直徑 10mm L=)10516 0( 1010 00 04 ???? ??= ⑶ 卷筒厚度δ 本卷筒為鋼卷筒 ZG230450，可由經(jīng)驗公式確定δ≈ d，考慮到 工藝要求，取 15mm。 II 圖 32 卷筒示意圖 ⑷ 卷筒強度校核 最大拉力為 Smax的鋼絲繩繞上卷筒后，把卷筒箍緊，使卷筒產(chǎn)生壓縮、彎曲和扭轉(zhuǎn)應力，其中壓縮應力 1? 最大，當 L? 3D 時，彎曲和扭轉(zhuǎn)的合成應力不超過壓縮應力的 30%，因此彎曲和扭轉(zhuǎn)應力可忽略。 1? =A ? ?yPs ?? ??max A— 原與 卷筒層數(shù)有關的系數(shù)，取 2 Smax — 鋼絲繩最大拉力 P— 卷筒節(jié)距 δ — 卷筒厚度 15mm [σ y]— 許用壓應力 = ? ，其中σ s=230N/mm2 22 [σ y]=153 N/mm2 σ 1=2 ?≈ 149 N/mm2 σ 1＜ [σ y] 合格 滑輪組的設計 滑輪組是改變力和速度的滑輪、繩索系統(tǒng)。它一般作為起升機構的一個組成 部分，但也可以單獨作為起重裝置使用。 滑輪組的種類選用 滑輪組按其構造型式可分為單聯(lián)滑輪組和雙聯(lián)滑輪組兩種。 單聯(lián)滑輪組的特點是繞入卷筒的鋼絲繩為一根，其構造簡單，重量輕。 雙聯(lián)滑輪組的特點是繞入卷筒的繩索是兩根。它相當于兩個相同單聯(lián)滑輪組的組合裝置。 此設計中，采用 HT150，工藝性好，易于加工、價廉，對鋼絲繩壽命有利。采用單聯(lián)滑輪組，它結合導向滑輪使用，這樣可以用較小的拉力吊起較重的物品。 減速器的設計 起升結構的減速器傳動采用一級懸掛閉式減速器與一級開式齒輪傳動相結合。為了 減小尺寸、節(jié)省材料、延長齒輪壽命，本設計采用硬齒面。 總傳動比及其分配 ⑴ 總傳動比 已知馬達轉(zhuǎn)速及卷筒轉(zhuǎn)速，所以總傳動比為 i=卷馬nn = ＝ ⑵ 傳動比分配 傳動比分配的合理，傳動系統(tǒng)結構緊湊、重量輕、成本低，潤滑條件好。由 i1=(~)i2 取 i1= ， 得： i1＝ i2＝ 23 傳動裝置的運動參數(shù)計算 從減速器的高速軸開始各軸命名為Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ 軸。 ⑴ 各軸轉(zhuǎn)速計算 第Ⅰ軸轉(zhuǎn)速 In =3000r/min 第Ⅱ軸轉(zhuǎn)速 IIn =i1In＝＝ 509 r/min 第Ⅲ軸轉(zhuǎn)速 IIIn = ?inII＝ r/min ⑵ 各軸功率計算 馬達功率： 636 ? ????? 馬馬馬 nTp＝ Kw 第Ⅰ軸功率： PⅠ =P 馬 η 軸承 = = Kw 第Ⅱ軸功率： PⅡ =PⅠ η 閉齒 = = Kw 第Ⅲ軸功率： PⅢ =PⅡ η 開齒 η 軸承 η 卷 軸承 = = Kw ⑶ 各軸扭矩計算 第Ⅰ軸扭矩： TⅠ = 106IInp =9. 55 106? =60006 Nmm 第Ⅱ軸扭矩： TⅡ = 106IIInP = 106? = 346539 Nmm 第Ⅲ軸扭矩： TⅢ = 106IIIIIInp = 106? =1440579 Nmm 齒輪設計 ⑴ Ⅰ級齒輪傳動設計 ① 齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級及齒的選用 本設計采用硬齒面，采用輪齒彎曲疲勞強度進行設計計算，再進 行接觸疲勞強度驗算。由于配對小齒輪齒根薄弱，彎曲應力也較大，且應力循環(huán)次數(shù)多，所以小齒輪的強度比大齒輪的硬度高些。 小齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 大齒輪 40Cr 表面淬火 由于采用淬火，齒輪變形小，不易摩削，所以采用 8 級精度。 小齒輪數(shù) Z1在推薦值 20~40 中選取 Z1 =23 24 大齒輪數(shù) Z2： Z2=Z1 i=23 =135 齒數(shù)比μ =12ZZ = 23135 = 傳動比誤差Δμ = ?=＜ 合格 ② 齒根彎曲疲勞強度設計計算 mFpdFasaZ YYYTK ?? ??? ?????? 2113 2 m— 模數(shù) T1— 小輪轉(zhuǎn)矩 60006 Nmm ψ d— 齒寬系數(shù)查表得 K— 載荷系數(shù) K=KA Kν Kβ Kα AK — 使用系數(shù)查表得 1 VK — 動截荷系數(shù)，查表估為 ?K — 齒向載荷分布系數(shù)，查表為 Kα — 齒間載荷分配系數(shù)，查表為 則載荷 初值 Kt=1 = saY — 應力修正系數(shù)，查圖得 1saY =； 2saY = FaY — 齒形系數(shù)，查圖得： YFa1=； YFa2= ?Y — 重合度由式 a? =[（ 1/Z1+1/Z2） ] 25 =[ (231+1351)] = ?Y =+? =+ = Fp? =limlimFFS? NST YY ?? limF? — 彎曲疲勞極限 查圖得，雙向傳動乘以 1limF? =920 =644Mpa 2limF? =760 =532Mpa limFS — 彎曲最小安全系數(shù)，為 YST— 試驗齒輪應力修正系數(shù)，為 2 YN— 彎曲壽命系數(shù) 按每天工作 8 小時，每年 300 天，預期壽命 10 年計算： N1=60 n1 j nL =60 3000 1 10 300 8 = 109 N2= N1μ = 109／ = 108 YN1=YN2=1 查圖得： 1Fp? =644 2 1=920Mpa 2Fp? =532 2 1=760Mpa 則 111FpSaFa YY ?? = 920 ? = 760 22 ???Fp SaFa YY ?= 26 小齒輪的大，按小齒輪估算： 23 ? ?????m ?m 查表得：第一系列圓整考慮到傳遞動力的模數(shù)一般大于 ~2， 取 m=2mm， d=m z=2 23=46mm。 ③ 驗算齒面接觸疲勞強度 σ H=ZH Zε ZE ? ????? ???? 211 12 db TK 小輪圓周速率： V= 100060 11? ?? dn? = 100060 463000? ??? = m/s Kv— 動載荷系數(shù)， 由 ν Z1／ 100= ? = K— 載荷系數(shù) K= = ZH— 節(jié)點區(qū)域系數(shù)，查圖得 Zε — 重合度系數(shù) Zε =3 ??? a?= 大齒輪齒寬 b=ψ d d1= 46=23mm 為了保證足夠的齒寬接觸 ,補償軸向安裝誤差 ,大齒輪齒寬 b1=b+(5~10)=30mm ZE— 彈性系數(shù) ,查表得 195 N/mm2 [σ H]— 許用接觸應力 [σ H]=σ Hlim ZN ZW/SHlim ZW— 硬化系數(shù)均勻硬齒面 ,為 1 SHlim—— 接觸最