【正文】 [13] 羅又新，等．起重運輸機械[M]．第2版，北京：冶金工業(yè)出版社，[14] 廖念釗　—5版[M].北京：中國計量出版社，附 錄工程圖的表格：圖 名 圖 號 吊 鉤A0卷 筒A0減速器A1吊鉤橫梁A3鋼繩壓板A3中間軸大齒輪A3低速軸大齒輪A3高速輪軸A3卷筒芯軸A3。機械制圖[M]。 機械設(shè)計。第2版，重慶，重慶大學(xué)出版社，2207.[11] 濮良貴，季明剛主編。北京：中國鐵道出版社，1997.[4] 舍費爾，帕耶爾，等．起重運輸機械設(shè)計基礎(chǔ)[M]．第6版，北京：機械工業(yè)出版社，~53. [5] 第一機械工業(yè)部起重運輸機械研究所. 機械工程手冊第67篇 起重機械（試用版）[M]. 北京：機械工業(yè)出版社出版，1979.[6] 黃大巍，李風(fēng)，等．現(xiàn)代起重運輸機械[M]．北京：化學(xué)工業(yè)出版社，~3.[7] 孫吉澤．我國橋式起重機的發(fā)展趨勢[D]．北京：北京起重運輸機械研究所，2000．[8] 須雷．21世紀(jì)起重機的特征和發(fā)展趨勢[D]．上海：德馬格起重機械有限公司，2000．[9] 郭少丹．掛梁橋式起重機設(shè)計的新構(gòu)想[D]．大連：大連重工起重集團(tuán)公司設(shè)計院，2002．[10] 周元康，林昌華，張海兵。 參考文獻(xiàn)[1] 陳道南，盛漢中，等．起重機課程設(shè)計[M]．修訂版，北京：冶金工業(yè)出版社，[2] 王文斌，林忠欽，等．機械設(shè)計手冊[M]．北京：機械工業(yè)出版社，.[3] 張質(zhì)文等主編。而且，他們經(jīng)常能給給我不小的幫助。最后，我要感謝我的設(shè)計小組的組員，在這個設(shè)計過程中，我們相互探討，相互研究，相互學(xué)習(xí)，相互幫助，才完成了這次設(shè)計。在這兩個多月的時間里胡浩老師給了我很大的幫助，辛勤的為我們進(jìn)行輔導(dǎo)，在這個過程中給我們解決了很多的問題，是我們的設(shè)計能順利的完成。致 謝經(jīng)過兩個多月的時間，畢業(yè)設(shè)計終于大功告成。同時，通過這次設(shè)計也使自己以前的cad繪圖知識重新溫習(xí)了一遍，并且在此基礎(chǔ)上進(jìn)一步的鞏固和加深了一些。然后，開始進(jìn)行卷筒參數(shù)的確定，吊鉤組的計算和卷筒部件的計算。另外，以往所學(xué)的知有些模糊的地方，在這次設(shè)計過程中，有了進(jìn)一步的掌握。因此，在這個設(shè)計過程中我對我這個專業(yè)所學(xué)習(xí)的知識有了一個新的了解。也應(yīng)此所得到的收獲，也是以往的課程設(shè)計所不能比的。壓板螺栓受的拉力：壓板梯形與鋼絲繩的換算摩擦系數(shù)。軸的材料用45號鋼1)支座力反力查（3）表336得m=162mm,芯軸右輪轂支撐處得最大彎矩：2).疲勞計算等效彎矩：，查【1】表27得彎曲應(yīng)力：查（1）圖211,212得45號鋼的許用彎曲應(yīng)力：所以，驗算通過 選擇軸承由于卷筒芯軸上的左軸承的內(nèi)外座圈以同樣的速度轉(zhuǎn)動，因此無相對運動，可按額定靜載荷來選擇。槽底半徑R=7，槽距=13mm。所以強度足夠拉板的尺寸如下圖所示： 拉板的尺寸如上圖所示，斷面aa的拉伸應(yīng)力： 式中k=——應(yīng)力集中系數(shù)，有【1】圖513查的拉板材料為Q235，許用拉伸應(yīng)力軸頸與拉板的單位壓力：拉板軸孔內(nèi)表面的擠壓應(yīng)力：拉板的許用擠壓力故 所以 強度滿足 滑輪軸承的選擇由于每個滑輪中采用兩個徑向滾動軸承，根據(jù)軸的尺寸由【10】中選取軸承6218就可以滿足要求。吊鉤的示意圖如下圖所示：確定吊鉤螺母的尺寸： 螺母的最小工作高度 H=考慮設(shè)置防松螺栓，實際高度H=60mm螺母外徑 D=（~2）d=（）=（~75）mm 取75mm止推軸承的選擇由于軸承很少轉(zhuǎn)動，因此可根據(jù)額定靜負(fù)荷來選擇由【2】表7283選51208型推力球軸承其額定靜負(fù)荷=,載荷當(dāng)量靜負(fù)荷 所以軸承內(nèi)部軸向力式中n= 由【2】表714查出 由【1】附圖25，橫軸間距由兩滑輪尺寸決定,L= 314mm，橫軸可做以簡支梁來計算橫軸的計算載荷： 橫軸最大彎矩： 中間斷面的截面模數(shù) 彎曲應(yīng)力：軸的材料是45號鋼，許用應(yīng)力45鋼的屈服極限，=290Mpan安全系數(shù)，因此軸強度足夠滑輪軸是是一簡支梁，支點距離L=314mm。第三章 吊鉤組的計算 吊鉤的計算因為本設(shè)計采用3倍率雙聯(lián)滑輪組，起重量為5t，查【2】表8181，選用鉤號為短型的吊鉤。最大扭轉(zhuǎn)力矩：許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，式中 ——安全系數(shù)，由【1】表221查得。 ——與零件幾何形狀有關(guān)，對于零件表面有急劇過渡和開有鍵槽及緊配合區(qū)段，； ——與零件表面加工光潔度有關(guān)，?。淮颂幦?；——考慮材料對應(yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，對于碳鋼，低合金鋼；——安全系數(shù)，查【1】表221得；因此：故，通過。 制動時間的驗算 式中 由【1】表66查的許用減速度，所以 故合適 高速浮動軸計算 1）疲勞計算軸受脈動扭轉(zhuǎn)載荷，其等效扭矩為：式中——等效系數(shù)，由【1】表27查得；由上節(jié)選擇聯(lián)軸器中，已確定浮動軸的直徑d=42mm因此扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力由【1】（211）、（214）式得：軸的材料為45號鋼，；。 減速器箱體參數(shù)如下：表 名稱符號尺寸關(guān)系mm箱座壁厚δ12箱蓋壁厚δ110箱蓋凸緣厚度b118箱座凸緣厚度b30地腳螺釘直徑dfM20地腳螺釘數(shù)量n6軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑d1M16蓋與座聯(lián)接螺栓直徑d2M10聯(lián)接螺栓d2的間距L軸承端蓋螺釘直徑d3M10檢查孔蓋螺釘直徑d4 M5定位銷直徑d8大齒輪齒頂圓與箱體壁的距離L115軸承座軸承蓋外徑D1D2D3140150200箱體外壁到軸承座端面的距離L250凸緣尺寸C1C22420沉頭座直徑D22通氣孔直徑D418箱坐上的肋厚m114所需的的制動力矩：式中 由【1】附表15選用制動器其制動力矩（140225）制動輪直徑250mm電動機的額定轉(zhuǎn)矩高速軸聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩151=n——聯(lián)軸器安全系數(shù)，——剛性動載系數(shù)，~， 由【1】附表查得電動機的軸端為d=65mm，l=105mm由上面的設(shè)計得減速器的高速軸的=42mm，=85mm1） 電動機端得聯(lián)軸器 由【1】附表43選用半聯(lián)軸器，＞Md 2） 減速器端的聯(lián)軸器 由【1】附表45選帶的制動輪半齒聯(lián)軸器，S385型，最大容許轉(zhuǎn)矩為1400N。鍵的工作長度 L=lb=12022=98mm,鍵的接觸高度k==12=6mm，（一）、高速軸軸承的選擇和校核滾動軸承的選擇 根據(jù)載荷及速度情況，選用深溝球軸承。鍵的工作長度 L=lb=14028=112mm,鍵的接觸高度k==16=8mm， 軸孔長度L=142 又因為軸直徑d=85mm，所以選鍵bhl=1811125。短鍵的工作長度L=lb=80118=62mm,鍵的接觸高度k==11=（三）、低速軸的鍵選擇和校核低速上有兩個鍵，一個是用來安裝低速級大齒輪，另一個是用來安裝聯(lián)軸器。因為高速軸上大齒輪的輪寬B=90mm ，軸段直徑d=65mm，所以查【10】hl=181180（t=，r=），標(biāo)記：鍵181180GB/T109561990 。按表查得鍵的靜連接時需用應(yīng)力 則 故高速軸上的鍵強度足夠。標(biāo)記：鍵10856 GB/T10962003。根據(jù)安裝大帶輪處直徑d=33㎜，查【10】。由 取= = 由附圖31可得軸的材料的敏性系數(shù) 故有效應(yīng)力集中系數(shù)：由附圖32的尺寸系數(shù) 由附圖34得的扭轉(zhuǎn)系數(shù)軸按磨削加工 由【11】附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)軸未經(jīng)表面強化處理，即 則可得綜合系數(shù)：取鋼的特性系數(shù)：則安全系數(shù)如下：S = 設(shè)計的軸安全。當(dāng)危險截面是D1處時：垂直平面的彎矩 =水平面的彎矩= 合成力矩== 于是：=也安全。 由上軸的合力 ，校核 計算無誤2）水平支反力對于點 == 對于點得：==