【正文】 至此，再謝！ 45 / 45。除了敬佩賀老師的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹?shù)木褚彩俏矣肋h學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作。盡管賀老師平日里工作繁多，但是對我的畢業(yè)設計相當關心，多次詢問我的設計進程，并為我指點迷津，查漏補缺，幫助我開拓設計思路，精心點撥、熱忱鼓勵。致 謝經(jīng)過近四個月的忙碌和工作，本次畢業(yè)設計已經(jīng)接近尾聲，由于經(jīng)驗的匱乏，及專業(yè)知識的部分空缺，造成設計中許多考慮不周全的地方，如果沒有老師的督促指導，以及一起工作的同學們的支持，想要完成這個設計任務是非常艱巨的。最好是一項一項的檢查：圖、表、公式、字體、行距、對齊。論文提交的前幾天，要不厭其煩的檢查論文，包括內(nèi)容，格式等。脫離實際就等于做的是廢品。需要堅持，需要有顆平常心。3. 毅力的考驗，越挫越勇。 有問題多問導師，不能自己悶頭做，方向偏了仍不知道，多把自己的想法和思路告訴老師。而我的這次畢葉設計，開始沒總體把握好，導致后來多次修改，浪費許多時間。論文完成的有點倉促，在決定定稿后，仍覺得有做的不好的地方，對于論文能不能最后通過，我心里也沒底，下面來對畢設總結一下：1. 總體規(guī)劃，快速入題。從一個學生轉化為一個單位人，在思想的層面上，必須認識到二者的社會角色之間存在著較大的差異。輸出軸轉速 n2=663/40=8. 由表16171查得最接近的減速器為：Cwc16040IVGB914788a=160 T=2772略大于要求值，符合要求1. 按最危險的工況考慮，即起重車的大部分車輪被支承缸頂起，整車成為四點狀態(tài)，則前兩個支腿平均分配載荷Fz=G：k：則Fz==2. 垂直缸計算取缸徑 D=80mm缸截面積 S=πD2/4=π802/4 =5024mm2垂直油缸受的靜壓力為P==10/=3. 垂直缸所需流量計算Q=πD2V/(4η) =π802106/(41) =104m3/s參考文獻[1] 楊長骙、傅東明等主編：《起重機械（第二版）》，機械工業(yè)出版社，1989[2] 倪慶興、王煥勇等主編：《起重機械》上海交通大學出版社，1990[3] 成大先主編：《機械設計手岫（第三版）》，化學工業(yè)出版社，1993[4] 成大先主編：《機械設計圖冊》，化學工業(yè)出版社，1993[5] 楊黎明主編：《機械設計》，兵器工業(yè)出版社，1998[6] 徐格寧主編：《起重運輸機金屬結構設計》，機械工業(yè)出版社，1986[7] 東北大學編寫組編：《機械零件設計手冊（第三版）》，冶金工業(yè)出版社，1995[8] 鄒慧君主編：《機械原理設計院》，上海交通大學出版社，1995[9] 章玉麟主編：《互換性與測量技術》，中國林業(yè)出版社，1992[10] 李昌熙、喬石主編：《礦山機械液壓傳動》（修訂版），煤炭工業(yè)出版社，1992[11] 吳相憲等主編：《實用機械設計手冊》，中國礦業(yè)大學出版社，1995[12] 大連理工大學工程畫教研室編：《機械制圖》（第四版），高等教育出版社，1993設計總結通過這次畢業(yè)設計，我不僅在此項目中學到了技能，更重要的是學到一種分享收獲的喜悅，一個小組一個團隊要有統(tǒng)一的目標，統(tǒng)一的意見，和一個優(yōu)秀的領導人，這樣才能更有效的完成我們前進中遇到的難題和困難。(G1Do/ZDo:ΣN=GPeKe/DO=3450Mf=(2)回轉平臺傾斜引起的阻力矩Ms=Qrsina=sin3==7170Nm(3)慣性回轉阻力矩Mp=[GbG1 =+－=其中：Lb:主臂重心到回轉中心線距離 取Lb=Lw－C1=－=LW:θ：主臂仰角0C1：L上:(3) 偏心距為e=M/GP==(4) 考慮風力時最大工作載荷GP=Q+Gb+G1=2500+410+290=3200kgM=Qr+ GbLb+Hh－G1L1=++－=(5) 靜態(tài)： Fa’==M’==動態(tài)： Fa’==M’==Z=94，m=8,調(diào)質(zhì)后齒輪圓周力F=104 N(1)回轉支承裝置的摩擦阻力矩力計算MfM1=ΣNR+ Gb由于水平力達不到GP的10%，按H=10% GP=345kg計算。液壓驅(qū)動的小起重量起重機，通過液壓回路和換向閥的合適機能，可以使回轉機構不裝制動器，同時保證回轉部分在任意位置上停住，并避免沖擊。由于低速大扭矩液壓馬達成本高，使用可靠性不如高速液壓馬達，采用高速液壓馬達也可以采用結構緊湊、傳動比大的蝸輪轉動。本設計采用滾動軸承式回轉支承裝置，起重機回轉部分固定在大軸承的固定座圈上，而大軸承的固定座圈則與底架的頂面相固定。前者將起重機的回轉部分支承在固定部分上,后者驅(qū)動回轉部分相對于固定部分回轉。H=表6 起升高度計算結果(mm)回轉臂長幅度——————————————3 回轉結構的設計本回轉機構采用液壓馬達驅(qū)動。(1)起重臂基本尺寸根據(jù)起升高度H和工作幅度R，并參考現(xiàn)有起重機的相關尺寸，初步估計出臂的基本尺寸如下 基本臂 3170 mm 二節(jié)臂 3025 mm 三節(jié)臂 2940 mm 總臂 3360(7900) mm表1 起重臂基本工況組合工況 L(mm)R(mm)Q(kg)i133602100630062336031604000635680 26005000645680 54802500657900 21003000667900 790015006其中：L：各種工況下的臂長R：各種工況下的工作幅度Q：起重量（包括吊鉤、吊具重量）i：起升滑輪倍率(2) 起重臂材料性能參數(shù)其它參數(shù)的選擇臂的不同部位可采用不同強度的鋼材，以減輕吊臂自重，充分發(fā)揮鋼材的作用。臂后鉸點距回轉中心的距離為a=，起升角θ=75。在計算臂前，首先要確定三鉸點的位置。為了提高產(chǎn)品的競爭力，吊臂截面的選擇與外觀均要合理。根據(jù)安裝分析，軸處于如下位置時最危險。取1fp：載荷系數(shù) 中等沖擊 ε：壽命指數(shù) 對球軸承ε=3LhA=[106/(603000)][(122800)/(1496)]3=5872hLhB=[106/(603000)][(136200)/(1539)]3=21411h(7)鍵的校核馬達和小齒輪軸上的鍵，由馬達型號決定，鍵B825，沖擊載荷σP=σP = N/mm2[σP]合格軸II的設計(1)軸材料軸II與二級轉動小齒輪為齒輪軸，材料為40Cr(2)作用在齒輪2上的力T2：轉矩T2=348758Nmm由作用在齒輪I上的力得圓周力Ft2=2852N徑向力Fr2=1038N(3)作用在齒輪3上的力齒輪分度圓直徑 d3=mZ3=323=69mm齒輪受力 圓周力 Ft3=2T/d3=2348758/69==2852N徑向力 Fr3= Ft3tga=10109tg200=3679N(4)初步估算軸的直徑最小直徑dmin：即 dmin=A：系數(shù)107~98dmin=107=(5)確定軸各段直徑和長度1段：根據(jù)dmin圓整，并考慮到軸承的裝配取d1=40mm2段：上面裝有擋盤、棘輪、磨擦片，為使軸承定位,取d2=47mm3段：為使擋盤定位，便于安裝大齒輪II,取d3=56mm4段：左軸承定位，且大齒輪與箱體應有一段距離,取d 4=97mm5段：軸承安裝的地方d5=80mm6段：小齒輪III外徑較小，取d6=60mm (6)繪制軸的彎矩和扭矩圖計算軸承反力H平面： RAH===6833NRBH= RAH－Fr3－Fr2=6833－3679－1038=2116NV平面： RAV===15086N RBV=Ft2+RAV－Ft3=15086+2852－10109=7829N求大齒寬中點彎矩Fr3Fr2RBHRAHL1=L2=L3=53H平面Fr3RAVRBVV平面H平面： M大H=RAHl2－Fr3(l1+l2)=6833－3679(+) =－112188NmmV平面：M大V=RBVl3=782953=414937Nmm合成彎矩：M ==429836Nmm求軸承處彎矩H平面： MAH=－Fr3l1=－3679=－233617NmmV平面： MAV= Ft3l1=10109=641922Nmm合成彎矩：MA= =68311Nmm按彎矩合成強度校核軸的強度由式93，當量彎距Me=M為合成彎矩a：Me大==64758NmmMeA==714443Nmm查表 40Cr 表面淬火σB=750N/mm2查表 轉動軸以[σb]－1為許用應力70N/mm2由式93 σe=W=d3 則σe大=478065/(563) =27N/mm2 σeA=714443/(803) =14N/mm2(7)精確校核軸的強度a、軸的細部結構設計圓角半徑：各軸肩處圓角半徑均采用r=，既滿足定位面接觸高度h＞2~3mm的要求，又小