【正文】 20176。 22 5035 0030176。此處的伸臂桿相當于二支座懸臂梁，為平面任意力系。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。D 1E 1B 1A向60176。2 0176。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。 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。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。 8=11 24415D0= 181D卷=20086 1125060176?？紤]到卷筒一端和大齒輪作軸向聯(lián)接，另一端和端蓋作軸向聯(lián)接，故把卷筒 設計成如圖 所示的結構型式，其材料為 ZG35。 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。 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(lián)接的結構。 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。若用螺旋槽面卷筒，偏斜角不得大于 5186。 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。 D=， D 卷 =200mm， D0=， h=，p=8mm， R=4mm， r=。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。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?？紤]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。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。 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。 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。 =42 毫米 . 畫出總體結構方案圖 見圖 。 大小齒輪齒寬 B=ψm179。 179。 23 大齒輪齒根圓直徑 d 根 2=m（ ） =（ ） = 毫米 。 大齒輪齒頂圓直徑 d 頂 2=m（ z2＋ 2） =（ 125+2） = 毫米 。 125= 毫米 。 22=77 毫米 。 80%= Y[σ 彎 ]? =179。 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。 Z1=179。 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。 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。 125=425 毫米 符合表 的標準值。 3= 千瓦 根據 N 計 =3 千瓦和 n 電 =960 轉 /分，由圖 ??3S 查得為 A型膠帶，參考表 ??4S和表 ??5S ，選?。? 小帶輪直徑為： d1=125 毫米 大帶輪直徑為： D=i 帶 179。 操作箱設計如圖 。電氣傳動與控 制原理如圖 。 電氣傳動與控制原理 本設計起重機提升電機傳動方式為直接起動，采用繼電器 —— 接觸器控制，控制原理為：點動正向啟動按鈕 SB1， KM1 得電，電液制動器 M2 打開、電機M1 正向運轉，提升機開始提升；松開 SB1 或按住 SB3， KM1 斷電，制動器 M2抱閘、電機 M1 停止；點動反向啟動按鈕 SB2， KM2 得電，電液制動器 M2 打開、電機 M1 反向運轉，提升機開始下降；松開 SB2 或按住 SB3， KM2 斷電，制動器 M2 抱閘、電機 M1 停止。當電機斷電時，制動器同時斷電，制動閘將電機抱住，通過調整閘皮松緊，實現電機可靠停車。主回路電機配線采用電纜 （ 34+1）， 4 平方毫米的銅芯電纜在25℃ 時安全載流量為 40A，滿足電機安全運行要求。本設計起重機提升電機型號為 Y132S6， 3KW，額定電流是 ，起動電流 7 倍于額定電流，并18 要求直接起動。其優(yōu)點為： ⑴ 動作平穩(wěn)，無噪音； ⑵ 工作可靠，事故少； ⑶ 壽命較長，約為電磁鐵壽命的 3~4 倍； ⑷ 可頻繁操作，如在JC%=25~40%時，可接電 900 次 /小時； ⑸ 能自動補償制動復面材料的磨損，不須經常調整。當負荷持續(xù)率為 JC=25%時，產生的制動力矩 M 制 為1600 公斤 .厘米，正好大于 公斤 .厘米，完全能夠達到制動的目的。厘米，要選用較大的電磁閘瓦制動器，所需的制動輪直徑（4 0 0 毫米）和寬度（190 毫米）也都較大，裝配時受到相鄰兩軸空間位置的限制，結構上可能無法實現 小 齒輪軸轉速介于上面兩者之間，位置也足夠，且布置均勻，結構緊湊 通過上述三種方案分析，決定采用第三種方案，即以小齒輪軸作為被制動的軸，此軸的轉矩由表 可以知道： M 扭 2= 公斤 .厘米，其制動力矩為： M 制 ≥ 179。448 4179。 表 方案比較 17 PPP序號ⅠⅡⅢ方 案 優(yōu) 缺 點 電 動機轉速高，轉矩小，制動力矩也小，可選用小型電磁閘瓦制動器，制動輪能和小帶輪做成一體；但缺點是電動機軸懸重較大，更主要的是制動輪表面線速度（ ν = 米/秒 ）較高，在制動過程中發(fā)熱嚴重，會降低制動輪覆面的摩擦系數，影響制動器的壽命π Dn6 0179。 那么被制動的軸要選哪一根好呢？本例中有三根軸，可有三個不同的方案。為 了保證 安全，制動器的制動力矩要足夠，要求： ⑴ 必須能把物品隨時可靠地支持在空中； ⑵ 必須在不大的制動行程內制動住，也就是制動時間不能太長。因此在起重機械的制動器中，大多采用具有較高的摩擦系數和耐磨性的材料，用作互相接觸的制動零件之一的復面。制動器是用來對運動著的軸產生阻力矩，并使軸很快地減速或停止轉動的裝置。 表 傳動系統(tǒng)設計數據表 電動機軸 小齒輪軸 卷筒軸 傳動比 i 轉速 n，轉 /分 960 16 功率 N，千瓦 3 轉矩 M 扭 ，公斤 .厘米 5331 制動器的選擇 本設計起重機是靠電動機的正反轉來實現提升和卸下重物的。 計算結果表明， M 扭大齒輪 大于 M 扭卷 ，能夠使卷筒得到逆時針方向的轉動，達到提升起重物的目的。 179。 ≈ 公斤 .毫米； 卷筒軸轉矩 =M 扭小齒輪 .i 齒 .η 滾 .η 齒 =179。 9603 ≈ 公斤 .毫米； 小齒輪軸轉矩 M 扭小齒輪 =M 扭電 .i 帶 .η 帶 =179。因此必須使小齒輪給大齒輪施加一個作用力 F，使大齒輪產生逆時針方向的轉矩，并且還要使 M 扭大齒輪 大于 M 扭卷 才能提升起重物。 ≈ 公斤 .毫米 方向為順時針。 ≈ 千瓦 N3比卷筒實際所需的功率 N 卷 = 千瓦要大一些，因此能保證正常工作。 ≈ 千瓦 卷筒軸功率： 15 N3= 滾 . η 齒 =179。 ≈ 因此， N 電 =總卷?N= ≈ 千瓦 這說明前面所選電動機的功率 3 千瓦是足夠的。同時考慮要增加小帶輪的包角，最后決定采用第二組傳動比，即： i 帶 = i 齒 = 計算效率、驗算電動機的功率 根據各類傳動機構效率，查表可以得到： η 帶 = η 齒 = η 滾 = 則： 14 η 總 =η 帶 .η 齒 .η 滾 2=179。 根據各類傳動機構單級傳動比的范圍，可將總傳動比 i 總 = 分配為 i 帶 =4，i 齒 = 或 i 帶 =， i 齒 =，使齒輪的傳動比稍大于帶輪的傳動比，這樣可經濟一些。 i 總 =卷電nn= ≈ 為了獲得 i 總 = 的降速比，可以采用標準的兩級圓柱齒輪減速器，按冶金工業(yè)出版社出版的《機械零件設計手冊》查得，比較接近的只有名義傳動比為20，減速器高速軸許用功率 N1= 千瓦，總中心矩為 250 毫米，屬于重型減速器。 13 本設計起重機若考慮機械傳動總效率在 η 總 = 左右，則所需電動機的功率為 N 電 =總卷?n = = 千瓦。但如功率選擇得過大，則會使設備費和重量增加，降低驅動效率，并對機械的工作性能和零件的強度產生有害影響。 則： 0 0 0 060 ? ???卷n ≈ 轉 /分 起重機械由于其工作特性的需要，對電動機的主要要求是：調速范圍大、過載能力強和經常能負載起動或制動等。如圖 大帶輪 電動機 小帶輪小齒輪制動器 卷筒大齒輪圖 傳動示意圖 傳動裝置的設計計算 102?PN ?卷 千瓦 （式 ） 式中： P —— 卷筒鋼絲繩的拉力，比例為 Pmax =399 公斤； 12 υ —— 卷筒鋼絲繩的線速度，為吊鉤運動速度的 2 倍， υ = 米 /秒?？紤]到提升速度和傳動比的要求，取卷筒的直徑為 D 卷 =200 毫米。因此，對卷筒和滑輪的最小直徑提出了要求，按照如下計算公式： D≥ (e1)d （式 ） 式中： D—— 卷筒和滑輪的名義直徑，即槽底直徑，毫米； d—— 鋼絲繩 直徑，即繩的外接圓直徑，毫米；