【正文】 已知=30，=420 。行星傳動按照兩個齒輪副、分別驗算如下⑴ 齒輪副① 名義切向力中心輪的切向力=，可按下公式計算= （）已知=，=6，=64mm，則===② 有關系數(shù)a. 動載系數(shù)可按下列公式先計算中心輪相對于轉臂的速度，即= （）其中===p—行星架的特性參數(shù)，p=；所以 =已知中心輪和行星輪的精度為6級，即精度系數(shù)C=6。中心輪和行星輪的加工精度為6級，內齒輪采用42CrMo，調質硬度217~259HB，查圖6和圖626，取=780，=400，內齒輪加工精度為7級。再按下公式計算動載系數(shù)，即= （）式中 A=50+56（）=50+56（）=92 B===C—傳動精度系數(shù)，C=6；則得===即中心輪a和行星輪c的動載系數(shù)=；b. 齒向載荷分布系數(shù)齒向載荷分布系數(shù)可按以下公式計算=1+（1）—齒寬和行星輪數(shù)對的影響系數(shù)；=—齒輪相對于轉臂H的圓周速度及大齒輪齒面硬度對的影響系數(shù)，=1；則可得 =1+（1）=1+（）1=c. 齒間載荷分配系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)是考慮同時嚙合的各對齒輪間載荷分配不均勻影響的系數(shù)?！X形系數(shù)，查表得=；—齒寬系數(shù)，=；則得模數(shù)m為：m== =取齒輪模數(shù)m=；⑵ 嚙合參數(shù)計算在兩個嚙合齒輪副ac、bc中，其標準中心距為：=m（）=（20+36）==m（）=（9136）=由此可見兩個齒輪的中心距相等，即=。卷筒的轉速可由下式確定：= （）—起重機額定起升速度； a—滑輪組倍率；—卷筒計算直徑，=D+d；===。兩級行星輪數(shù)都選為=3，高速級行星架浮動，低速級中心輪浮動。圖3—7是2K—H型行星齒輪傳動機構。齒輪材料與JZQ系列齒輪材料相同，高中速軸用45號鋼，調質處理的硬度HB241~HB269；低連軸用40Cr合金鋼，調質處理的硬度為HB241~269。圓弧齒輪傳動的優(yōu)點是：承載能力比漸開線齒輪傳動比高，一般可提高1~；圓弧齒輪有利于形成油膜，因此摩擦損失較小，~，齒面磨損小且均勻，所以很容易跑合，圓弧齒輪無根切現(xiàn)象，小齒輪最小齒數(shù)可小至6~8，所以傳動比大。QJ型減速器有15種名義中心距，每種中心距有14種速比，9種裝配型式，3種輸出軸型式，并且三級減速器有兩種組合（S型和RS型）。共有9中傳動比和9種裝配方式。⑶ 用戶要求起升機構和變幅機構的卷筒采用筒體內無貫通的支承軸的結構時，筒體宜采用鋼材制造。⑴ 卷筒上鋼絲繩尾端的固定裝置，應有防松或自緊的性能。表3—3卷繞層數(shù)1234A② 扭轉應力 （）—鋼絲繩對卷筒的扭矩。t—鋼絲繩卷繞節(jié)距，td。（4）卷筒的強度卷筒壁只要受以下幾種力：① 鋼絲繩纏繞壓緊所產(chǎn)生的壓應力，可根據(jù)（圖3—6）平衡條件求出。 —附加安全系數(shù)，取=2?！硗簿砝@直徑，=D+d=。其中： =（）t （）H—起升高度，H=。e—滑輪直徑與鋼絲繩直徑之比，取=18mmD—卷筒的名義直徑。采用鑄鋼時應不低于ZG25，鑄鋼卷筒工藝復雜，成本較高，鑄造卷筒的壁厚往往不是由強度而是由鑄造工藝條件所決定的。但是多層繞的鋼絲繩所受的擠壓應力大，互相間摩擦力大，使鋼絲繩的壽命降低。 ① 單層卷筒表面通常切有螺旋形的繩槽（圖3—5b）。（1）按照卷筒的外形分類按照卷筒的外形分類可有圓柱形和圓錐形之分?！K內拉力。=K。尼龍滑輪輕而耐磨，但鋼度較低，鋁合金滑輪硬度低，因而對鋼絲繩的磨損較小。鑄鋼滑輪 一般用ZG25Ⅱ和ZG35制造，有較高的強度和沖擊韌性，但工藝性較差，由于表面較硬，對鋼絲繩磨損較嚴重，多用于重級和特重級的工作條件中。根據(jù)制造方法可分為：鑄鐵滑輪、鑄鋼滑輪、焊接滑輪、尼龍滑輪等。用繩卡固定時，繩卡數(shù)量應不少于三個，其間距也應適當；而且繩卡底板應扣在鋼絲繩的工作段上，U形螺栓扣在鋼絲繩的尾段上，固定處的強度約為鋼絲繩自身強度的80%~90%，如繩卡裝反，則固定處的強度降低到75%，甚至更低。常用繩端的固定方法有：⑴ 編結法鋼絲繩一端繞過套環(huán)后與自身編結在一起并用細鋼絲扎緊，固定處的強度約為鋼絲繩自身的75%~90%。計算鋼絲繩應有的破斷拉力： （） ==—鋼絲繩的破斷拉力。⑶ 鋼絲繩的計算根據(jù)設計需要選擇單聯(lián)滑輪組，則繩索的最大張緊力為：（鋼絲繩的最大拉力） （） =12103+%121036 =Q—額定起重量。⑵ 確定尺寸 鋼絲繩的鋼絲在工作中的受力情況是復雜的。⑶ 軟鋼絲芯 能抗高溫和承受大的橫向壓力，用于高溫或多層卷繞的地方。繩芯的作用是：增加撓性、彈性與潤滑。上敘兩種繞繩，按由股捻成繩的方向，又可分為左旋和右旋兩種，若沒有特殊的要求，一般多用右旋繩。雖然這種繩分得撓性很大，且表面平滑，鋼絲磨損小，但它有自行扭轉和松散的缺點，當自由旋掛物品在繩索的一端時，會使物品在空中旋轉。對于用作索道的鋼絲繩，為了使表面光滑耐磨，增加承載能力，專門制造一種封閉式的鋼絲繩。螺紋頸部拉應力： （）==符合強度要求。BB斷面：假定載荷沿兩條與鉛垂線成的方向作用在吊鉤上，那么內側最大拉應力與切應力為： （）—斷面形心距內邊緣的距離， =42mm?！踩禂?shù)用來計及材料的不均性，內部可能存在的缺陷，=?！獢嗝嫘涡木鄡冗吘壍木嚯x，=38mm。對于可、輪胎式起重機，希望吊鉤重量可盡量低一些，故選用時可選低一級的吊鉤。從受力的情況分析，以T字形截面最為合理，但鍛造工藝較為復雜。吊鉤根據(jù)制造方法可分為鍛造吊鉤和片式吊鉤。其計算載荷=φ(φ—動力系數(shù)，—額定動載荷)。電磁推桿4端裝有橫桿，橫桿撥動插銷5落下或抬起。吊鉤自重較大時，建議采用向心推力球面軸承。為使吊鉤轉動不致碰到兩邊滑輪，須選用吊頸較長的吊鉤，但總的高度仍較長型的吊鉤組為短，故稱它為短吊鉤組。吊鉤組有兩種型式：一種是長吊鉤組，一種是短吊鉤組。在實際計算中，中小型輪胎式起重機可以只計算靜穩(wěn)定系數(shù)，所以本次設計中，不必計算動穩(wěn)定系數(shù)。顯然，即： （）而傾翻力矩僅是起重物和吊具所引起的，即： （）則穩(wěn)定系數(shù)K可由下式求得 （）式中：—起重機的穩(wěn)定力矩。顯然，最危險的失穩(wěn)工況是吊臂位在垂直于側方傾翻線的位置上。但有時起重機穩(wěn)定性過大，在沒有起重量指示器的情況下，吊臂也可以由于超載過大而損壞。一般起重機重心離左右輪的距離相同，故在總體布置時已考慮到盡可能對稱布置，故一般不在計算hg=。起重機在側向力作用下有時克服了車輪附著力，從而產(chǎn)生側滑移，或將車輛橫向傾翻。即 全輪驅動時）從圖21上得，則后輪為驅動輪時的打滑極限坡度角為： （） 當全輪驅動時： （）式中為附著系數(shù)。圖21為起重機上坡行駛圖。 輪胎式起重機有兩種穩(wěn)定性：一是轉移時的行駛穩(wěn)定性；二是工作狀態(tài)下的起重機穩(wěn)定性。輪胎式起重機轉彎半徑在米左右。通過性參數(shù)指輪胎式起重機正常行駛時能夠通過各種道路的能力，不同車輛有不同的要求：輪胎式起重機的通過性幾何參數(shù)基本上接近一般公路車輛。變幅速度對生產(chǎn)效率影響不大，而對起重機的平穩(wěn)性和安全性影響較大，故不能取大，幅度時間（從最大臂到最小臂）一般在3060秒左右。雖然，單繩速度和吊鉤速度是差一滑輪組的倍率。根據(jù)以上要求，本機總重為9550公斤，根據(jù)[1]表118查得12噸輪胎式起重機自重18噸，所以合適。輪胎式起重機的自重是指工作狀態(tài)時的機械總重。起重力矩作為比較起重機起重能力的指標比較起重量更合適、更確切。有效幅度A滿足下列公式 （） 查表115 A=但有效幅度不宜規(guī)定過大，因為有效幅度大，意味著最大起重量時的工作幅度也大，吊臂受的力也大。它與吊臂長度L和仰角Q有關，Q可以從—，工作角度在之間。起重機的額定起重量總比臨界起重量小。米／12001400轉／分底盤重量：3375公斤起重機械的基本參數(shù)是用來說明起重機的規(guī)格和性能的一些數(shù)據(jù)，也是提供設計計算和選擇使用起重機械的主要依據(jù)。為使轉彎半徑小，從機動性出發(fā)，軸距要取得小些為好。也可用第一軸距L’,第二軸距L”等于輪胎直徑再加上一定間距。起重機的軸距L的大小直接影響到起重機的行駛性能、重量和總體布置。專用輪胎底盤是專門為輪胎起重機設計的，為提高輪胎起重機的機動性，將底盤設計成短軸距，全輪驅動，甚至全輪轉向的越野型輪胎底盤。專用的汽車底盤是按起重機的要求設計的，軸距較大，車架剛性好。從總的性能上看，可分為：通用汽車底盤、專用汽車底盤和專用的輪胎底盤三種。因為此時行走用的下車發(fā)動機功率很大，發(fā)動機也較昂貴，起重用的功率為其1/3以下，故起重時使用行駛發(fā)動機在功率利用上很不合理。第二種方案在機械傳動和電力傳動的慢速行駛的輪胎起重機中普遍采用的。第一種方案，目前采用得比較廣泛，這是因為：⑴ 上車起重機構采用液壓傳動，動力傳遞比較方便，液壓泵設在下車，高壓油經(jīng)回轉街頭送到上車驅動各個液壓馬達或液壓缸。內燃機——液壓驅動的主要特點是：① 減少了齒輪、軸等機械傳動件，而代之以重量輕、體積小的液壓元件和油管，使起重機的重量大為減輕，結構緊湊，外形尺寸??；② 可以在很大范圍實現(xiàn)無級調速，而且容易變換運動方向；③ 傳動平穩(wěn)，因為作為傳動介質的液壓油具有彈性，通過液壓閥平穩(wěn)而漸進地操作可獲得平穩(wěn)的柔和的工作特性；④ 易于防止過載；⑤ 操作簡單、省力；這種驅動形式的主要缺點是：① 傳動效率低，因為能量經(jīng)過了兩次轉移；② 液壓元件加工精度要求高，因而加工成本大；③ 對密封要求也高，如果制造安裝工藝不完善，常有運轉失靈及漏油現(xiàn)象產(chǎn)生。⑵ 內燃機——液壓驅動在現(xiàn)代工程起重機中內燃機——液壓驅動得到越來越廣泛的應用，其主要原因，一是由于機械能轉化為液壓能后，實現(xiàn)液壓傳動與許多優(yōu)越性；二是由于液壓技術本身發(fā)展很快，使起重機液壓傳動技術日趨完善。但更多的是采用直流發(fā)電機和直流電動機。⑴ 內燃機——電力驅動內燃機——電力驅動與外接電源的電力驅動的主要區(qū)別是動力源不同。如果電動機容量過大，不僅僅是浪費，而且使機構龐大，自重增加，起動過猛，傳動機構載荷增大。只有在內燃機——發(fā)電機——電動機這種內燃機——電力驅動系統(tǒng)中直流電動機才獲得采用。在少數(shù)輪胎起重機中也有采用這種驅動方式。從降低重量和減少外形尺寸考慮工程起重機用的柴油機應該是運輸型的，最好選用工程起重機械用的中轉速的 柴油機以適應工程起重機特點，保證工作可靠性和簡化中間傳動裝置的構造。但內燃機機械驅動與電力機械驅動比較，前者存在不少缺點：①承受載荷能力差，在超負荷運轉時容易熄火，因此不得不選用大一些功率的內燃機，以較大的功率儲備來適應超載的需要；②內燃機不能帶載啟動，因此在內燃機機械傳動系統(tǒng)中，必須設置離合器結構，在啟動時脫開離合器；③內燃機不能運轉，為了保證機構的正向和逆向轉動，在機械傳動的起重機必須設置逆轉機構；④內燃機在嚴寒地區(qū)運轉，要采取措施，改善啟動性能。這種驅動裝置有一個獨立的能源，具有較大的機動性，可滿足工程起重機流動性的要求。為了避免噪聲的危害，要求低噪聲的驅動裝置。而驅動裝置本身的重量和成本，對起重機的技術經(jīng)濟指標也起著顯著的影響，因此設計起重機時，合理選擇驅動裝置和確定驅動形式是很重要的。⑷ 用前后H型支腿，四個支腿可以分別調平，并在現(xiàn)有12噸汽車起重機的基礎上，適當加大支腿的跨距，提高了整機穩(wěn)定性。根據(jù)現(xiàn)有方案的優(yōu)缺點，小組人員的研究分析，本著機動靈活、操作方便、實用可靠的原則，以提高工作作業(yè)效率，我們選用小型汽車起重機做為設計對象。 ⑹ 支腿，胎式起重機為了提高它的起重能力，在車架上裝有支腿。⑵ 吊臂用來支承起升鋼絲繩、滑輪組的鋼結構。這樣吊重負荷經(jīng)由盆形底座直接傳遞給支腿，而起重機底盤支承受行駛時的自重。由于鋼鐵工業(yè)的發(fā)展、合金鋼強度不斷提高，為工程起重機減輕自重、特別是吊臂自重創(chuàng)造了極為有利的條件。自動發(fā)出警報信號；當載荷時，力矩限制器自動切斷起重機工作機構以保證起重機整機穩(wěn)定安全。由于液力變矩器與發(fā)動機配合恰當，使發(fā)動機扭矩自動地適應行駛條件；并還采用動力換擋變速箱，液壓轉向裝置以減輕司機的操作強度。有的還設計成用于建筑基礎工程中，如裝設鉆孔裝置和掀動打樁裝置等一機多用的產(chǎn)品。為了發(fā)展品種、增加產(chǎn)量、提高產(chǎn)品質量和滿足現(xiàn)代化專業(yè)生產(chǎn)的要求，工程起重機的“三化”水平將進一步得到提高。有的國家，設計時要求相近噸級的起重機基本部件通用化。一些國家對自行式起重機制定了國家標準，規(guī)定了起重量系列。目前超過100噸級的輪胎式起重機品種逐漸增多。目前國外普遍采用10~40噸級的工程起重機。目前國外已有200噸級的液壓汽車起重機。我國的主要工程起重機廠，近年來的產(chǎn)品多是液壓起重