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摘 要
6.3噸隨車起重機屬于架型起重機，它將起重和運輸相結合，不僅節(jié)省勞動力，而且極大的減小了工作強度、提高了工作效率。本次畢業(yè)設計在6.3噸隨車起重機上首次采用了伸縮臂型結構，并對起重機臂進行了優(yōu)化設計。它具有結構緊湊、易于操作的特點，可廣泛用于交通運輸、港口、倉庫、以及所有中小型工業(yè)貨物裝卸與遠距離運輸之中。
本文主要內(nèi)容如下：
起升機構設計 起升機構包括液壓馬達、減速機、棘輪停止器和卷筒。減速機用來降低液壓馬達驅動速度，卷筒用于繞進或放出鋼絲繩。機構工作時，液壓馬達驅動減速機，減速機的低速軸帶動卷筒，將鋼絲繩卷上或放出，經(jīng)過滑輪組系統(tǒng)使載荷實現(xiàn)上升或下降，其升降由馬達的旋轉方向而定，通過棘輪停止器實現(xiàn)制動。
起重臂設計 起重臂采用伸縮式、箱形結構。箱形結構內(nèi)裝有伸縮油缸，臂的每個外節(jié)段內(nèi)裝有滑塊支座，因此起重機的變幅可通過液壓缸實現(xiàn)。為了減輕吊臂自重，充分發(fā)揮鋼材的作用，吊臂的不同部位采用不同強度的鋼材。
回轉機構設計 回轉機構由回轉支承裝置和回轉驅動裝置組成。即一對脂潤滑的回轉支承裝置、蝸輪旋桿減速機和液壓馬達。這種結構自重輕、受力合理、運行平穩(wěn)，可以使機構在水平面內(nèi)運輸貨物。
[關鍵詞]: 隨車起重機;起升機構;起重臂;回轉機構;回轉支承
Abstract
6.3Truck Mounted Crane (abbreviation TMC) belongs to boom-Crane .It combines the advantages .So it can greatly decrease labor intensity, increase working I use flexible boom in TMC for the first time and have a optimization design. This product has features of compact structure, easy operation. It is suitable for wide use in traffic transportantion,dock warehouse and all small-sized industries for goods loading loading and unloading and long distance transportation. Its main content includes the following aspects:
The design for winch mechanism The winch mechanism consists of hydraulic motor, reducer, ratchet wheel stop and winch drum.Reducer lowers the speed of hydraulic motor for driving the winch drum to wind or unwind the load hoisting wire rope. When working, the motor drives reducer and bring along winch drum rotation, then the wire rope is wound or unwound ,the load will be lift or lowered through pulley block system. Lifting or lowering of the load will be controlled by the rotation direction of the motor. Ratchet wheel stop is used to stop the motion of the drum, holding the load in the air.
The design of boom The boom adopts flexible type and box-shaped structure.Cylinder bodies are fitted on the boom. There are slide supports at outsides of every section of booms. The working range of TMC can outsides of every are fitted on the boom.There are slide supports at outsides of every section of booms. The working range of TMC can be realized by the extension or retraction of cylinder body. It uses different steel products in different positions for decrcasing boom’s weight and fully developing steel products’ function.
The design of swing mechanism Swing mechanism contains swing bearing and swing driver, the same is, no-oil lubricated bearings, worm-and-wheel steering gear and gydraulic motor. This structure has the advantages of light weight, reliable force on it and smooth action. It can make the load transported in the horizontal plane.
Key words TruckMounted Crane ；winch mechanism；Boom ；swing mechanism；Swing bearing
目 錄
1 起升機構的設計……………………………………………………………1
1.1 起升機構的基本參數(shù)計算…………………………………………1
1.1.1傳動方案 ……………………………………………………1
1.1.2基本參數(shù)的計算 ……………………………………………1
1.2 鋼絲繩的設計與選用 ……………………………………………3
1.3 滑輪及滑輪組設計 ………………………………………………4
1.3.1 選材與材料…………………………………………………4
1.3.2 滑輪直徑D …………………………………………………5
1.3.3 繩最大偏角…………………………………………………5
1.3.4 滑輪軸設計…………………………………………………5
1.3.5 滑輪軸承的設計與校核……………………………………6
1.4 吊鉤的設計與選用 ………………………………………………6
1.4.1 選材…………………………………………………………6
1.4.2 構造…………………………………………………………6
1.4.3 吊鉤掛架……………………………………………………6
1.4.4 橫梁…………………………………………………………6
1.5 卷筒設計 …………………………………………………………7
1.5.1 名義直徑……………………………………………………7
1.5.2 卷筒的長度…………………………………………………7
1.5.3 卷筒厚度……………………………………………………8
1.5.4 卷筒強度校核………………………………………………8
1.6 減速器設計 ………………………………………………………8
1.6.1 總傳動比及其分配…………………………………………8
1.6.2 傳動裝置的運動參數(shù)計算…………………………………8
1.6.3 齒輪設計……………………………………………………9
1.6.4 棘輪設計……………………………………………………15
1.6.5 軸的設計……………………………………………………16
2 起重臂的設計………………………………………………………………25
2.1 三鉸點設計…………………………………………………………25
2.2 起重臂設計…………………………………………………………26
2.2.1 起重臂基本參數(shù)計算與選用 ………………………………26
2.2.2 起重臂的形狀及主要計算參數(shù) ……………………………27
3 回轉機構的設計……………………………………………………………32
3.1 回轉支承的選用……………………………………………………32
3.1.1 簡介 …………………………………………………………32
3.1.2 載荷計算 ……………………………………………………32
3.1.3 阻力矩計算 …………………………………………………33
3.1.4 校核 …………………………………………………………34
3.1.5 回轉減速機輸出扭矩 ………………………………………34
3.2 回轉減速器的選用…………………………………………………35
3.3 支腿反力的計算……………………………………………………36
參考文獻 ………………………………………………………………………37
設計總結 ………………………………………………………………………38
致謝 ……………………………………………………………………………39
1起升機機構設計
1.1 起升機構的基本參數(shù)計算
1.1.1 傳動方案
起升機構是起升貨物并使它產(chǎn)生升降運動的機構，它是起重機中最主要和最基本的機構。本設計采用液壓起升機構，簡圖如下所示：
2
3
5
7 7
8
6 6
1 1
1.高速油馬達 2.一級閉式齒輪傳動 3.棘輪停止器
4.輸出小齒輪 5.開式大齒輪 6.卷筒 7.鋼絲繩 8.吊鉤
油馬達經(jīng)過減速后，驅動滾筒旋轉，使鋼絲繩繞進卷筒或由卷筒放出，從而使吊鉤升降。卷筒的正反向轉動是通過改變馬達的轉向達到的，而機構運動的停止或使貨物保持在懸吊狀態(tài)是依靠棘輪停止器來實現(xiàn)的。
1.1.2基本參數(shù)的計算
(1)起升速度，由已知得
(2)鋼絲繩速度：V繩＝V升×ɑ
a：滑輪組倍率，a=6
V繩＝12×6=72m/min
(3)鋼絲繩速度（按纏繞時第三層計算）：
n卷＝V繩／[（D+4+d）×π]
==114.6r/min
D：卷筒直徑 d：鋼絲繩直徑
(4)初步選定減速比為i＝26.18，則馬達轉速
n馬＝n卷×i＝26.18×114.6=3000r/min
(5)卷筒扭矩（按最大計算）
M卷＝S×[D＋9×d]／[2×η卷]
S：鋼絲繩單繩拉力,取標準值11052.6N
η卷：卷筒的效率，0.98
M卷＝11052.6×[(160+6×10)×10-3]／2×0.98=1410Nm
(6)馬達扭矩：
M馬=M卷／(i×η)
η=η卷×η軸承3×η開齒×η閉齒
η卷：卷筒效率, 0.98
η軸承：軸承傳動效率, 0.99
η開齒：開式齒輪傳動效率 0.94
η閉齒：閉式齒輪傳動效率 0.99
η=0.98×0.993×0.94×0.99=0.89
M==60.5Nm
由馬達轉速、扭矩選用
馬達M-MFB20-US
排量：qm=21.10ml/r
轉速 100r/min~3200r/min
最大輸出扭矩 64N/min
(7) 由馬達轉速，得出油泵的容量：
Q=
n馬：馬達轉速已知為3000r/min
q：馬達排量, qm=21.10ml/r
η馬容：馬達容積效率,0.96
Q==65937.5ml/min
(8)重物提升功率
N重=V升×Q起=12×6300×6.8／60=12.348kw
(9)油泵驅動功率
N泵=N重／η
η=η卷×η輪組×η減×η馬總×η泵總
η卷：卷筒效率,0.98
η輪組：滑輪組效率,0.95
η輪：導向輪效率,0.96
η減：減速機效率,0.94
η馬總：馬達總效率,0.87
η泵總：油泵總效率,0.8
則：η=0.98×0.95×0.96×0.94×0.87×0.8=0.585
N泵= =21.12kw
(10)發(fā)動機轉速,標準值n發(fā)=2600r/min
(11)泵的排量
q===23.63ml/r
Q：油泵容量=65937.5ml/min
η容：容積效率=0.93
q=
由泵的排量、驅動功率選用：
泵 CB-B-32
排量 qm=32ml/r
1.2鋼絲繩的設計與選用
鋼絲繩受力復雜，內(nèi)部應力難以計算。設計規(guī)范規(guī)定，可按鋼絲繩在工作狀態(tài)下的最大靜拉力計算，其公式為：
d = c
d：鋼絲繩最小直徑mm
c：選擇系數(shù)。它的取值與機構工作級別和鋼絲繩抗拉強度有關
c=
n：安全系數(shù) 由工作級別（M4）選取n=4.5
k：鋼絲繩繞制折減系數(shù)，一般取k=0.82
σb：鋼絲繩的抗拉強度σb=1850N/mm2
w：鋼絲繩充滿系數(shù)，為繩斷面積與毛面積之比,計算得w=0.46
c = =0.0906
s =
s：最大單繩拉力 （N）
Q：起升重量 63000N
a：滑輪組倍率 a = 6
η：滑輪組效率
d=0.0906×≈9.53取d=10mm
查標準圓整選取：鋼絲繩
69370-10-1850-特-光-右交GB1102-74
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 10#GB5973-86 HT200
楔套 10#GB5973-86 ZG200
楔形接頭 10#GB5973-86 ZG270-500
1.3滑輪及滑輪組設計
1.3.1選型與材料
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，倍率為6，這樣可以用較小的拉力吊起較重的物品。如圖所示單聯(lián)滑輪組展開的情況。考慮到滑輪組的效率：
S=
S：單繩拉力
a：滑輪組倍率 6
：滑輪組的效率
==0.95
：采用滾動軸承時為0.98
=
S= =11052.6N
1.3.2滑輪直徑D
為了提高繩的壽命，必須降低繩經(jīng)過滑輪時的彎曲應力的擠壓應力，因此滑輪直徑不有過不小。
D（h－1）×d
d：鋼絲繩直徑,d=10mm
h：與機構工作級別和鋼絲繩有關的系數(shù)取18
D（18－1）×10=170mm
采用繩槽斷面
5.5－2ZBJ80006.1-87
1.3.3 繩最大偏角γ0
鋼絲繩進出滑輪繩槽的偏斜角不能過大，否則會增加鋼絲繩阻力，加快鋼絲繩和滑輪的磨損，嚴重時，還可能使鋼絲繩跳槽。因此一般情況下γ0=4~6。本設計取繩槽兩側面夾角2β=35~45取γ0=5；2β= 45
平衡滑輪直徑Dp=170mm
1.3.4滑輪軸設計
采用45鋼，滑輪組工作時只承受彎矩，是心軸。
RA=
=
=33158N
RB=6×S－RA=33158N
MC=RA×74－2×S×42=1525Nm
[σ]對固定心軸，載荷無變化時==95N/mm2
d=21.68
d=21.68 ≈55mm
1.3.5滑輪軸承的設計與校核
各軸承受力相同均勻為2S=22105.2N，選用軸承圓柱滾子32511E，校核：
L=
=
=7339h合格
1.4吊鉤的設計與選用
1.4.1選材
吊鉤的斷裂可能導致重大的人身及設備事故，因此吊鉤的材料要求沒有突然斷裂的危險，從減輕吊鉤重量出發(fā)，要求吊鉤的材料具有足夠的強度。本吊鉤采用DG20Mn。
1.4.2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LYD6-MGB10051.5強度等級M6
1.4.3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，容許橫梁轉動。推力球軸承選：GB301-84.8310
校核： C0=S0×P0﹤C0a
S0：安全系數(shù),為2
P0：對a=90°的推力軸承P0a=Fa=63000N
C0=2×6300=126KN﹤Coa合格
1.4.4橫梁
只受彎矩，不受轉矩的心軸，采用45鋼
R==31500N
Mc=Ra×=31500×=23310Nm
W=
a為 ： ==0.4167
W= (1－0.41674)=164533
σ= = =14.2N/mm2
h=30mm
b==45mm
取b=50mm
1.5卷筒設計
本設計采用多層繞卷筒，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少機構尺寸是很有利的。其表面做成螺旋繩槽，兩邊有側板以防鋼絲脫出，二級減速大齒輪與卷旋繩槽，兩邊有側板以防鋼絲繩脫出，二級減速大齒輪與卷筒連接在一起。
1.5.1名義直徑：
其名義直徑是繩槽底的直徑
D1=hd
d：鋼絲繩直徑10mm
h：與機構工作級別和鋼絲繩結構有關，查表h=16
D1=16×10=160mm
1.5.2卷筒的長度
L=1.1
n：卷繞層數(shù)N=5
a：滑輪組倍率a=6
D：卷筒直徑160mm
H：起升高度10mm
D：鋼絲繩直徑10mm
L=1.1×=200.08mm
1.5.3卷筒厚度
本卷筒為鋼卷筒ZG230-450，可由經(jīng)驗公式確定δ≈d，考慮到工藝要求， 取=15mm
1.5.4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、彎曲和扭轉應力，其中壓縮應力最大，當L3D時，彎曲和扭轉的合成應力不超過壓縮應力的30%，因此彎曲和扭轉應力可忽略。
=A
A：原與卷筒層數(shù)有關的系數(shù), A=2
S：鋼絲繩最大拉力
P：卷筒節(jié)距11.5mm
δ：卷筒厚度15mm
[σy]：許用壓應力==153N/mm 2
σs=230N/mm2
σ1=2×=128N/mm<合格
1.6減速器設計
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。
1.6.1總傳動比及其分配
(1)總傳動比:已知馬達轉速及卷筒轉速，所以總傳動比為
i===26.18
(2)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=(1.3~1.4)i2 取i2=4.407; i1=5.94
1.6.2 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。
(1)各軸轉速計算
第Ⅰ軸轉速 =3000r/min
第Ⅱ軸轉速 = ==505r/min
第Ⅲ軸轉速 ==114.6r/min
(2)各軸功率計算
馬達功率：
=19.01Kw
第Ⅰ軸功率： PⅠ=P馬×η軸承=19.01×0.99=18.82Kw
第Ⅱ軸功率：PⅡ=PⅠ×η閉齒=18.82×0.99×0.99=18.44Kw
第Ⅲ軸功率：PⅢ=PⅡ×η開齒×η軸承×η卷×軸承
=18.84×0.96×0.99×0.99×0.975
=16.92Kw
(3)各軸扭矩計算
第Ⅰ軸扭矩：TⅠ=9.55×106×=9. 55×106=59904Nmm
第Ⅱ軸扭矩：TⅡ=9.55×106×=9.55×106 =348758Nmm
第Ⅲ軸扭矩：TⅢ=9.55×106×=9.55×106 =1410Nmm
1.6.3 齒輪設計
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 HRC=59
大齒輪 40Cr 表面淬火 HRC=52
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21
大齒輪數(shù)Z2：
Z2=Z1×i=21×5.94=124.7 取Z2=125
齒數(shù)比μ： μ==5.95
傳動比誤差Δμ：Δμ= =0.00168﹤0.05合格
(2)齒根彎曲疲勞強度設計計算
由式得
M
T1：小輪轉矩
ψd：齒寬系數(shù) ψd=0.5
K：載荷系數(shù)
K=KA×Kν×Kβ×Kα
：使用系數(shù) KA=1
：動載荷系數(shù)處估其值1.14
：齒向載荷分布系數(shù) =1.13
Kα：齒間載荷分配系數(shù) Kα=1.05
則載荷初值 Kt=1×1.14×1.13×1.05=1.353
：應力修正系數(shù)
：齒形系數(shù)
：重合度由式
=[1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）]
=[1.88-3.2×(+)]
=1.702
=0.25+0.75/ =0.25+=0.691
=
：彎曲疲勞極限，雙向傳動乘以0.7
=920×0.7=644Mpa
=760×0.7=532Mpa
：彎曲最小安全系數(shù)1.4
YST：試驗齒輪應力修正系數(shù)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×
=60×3000×1×10×300×8
=4.32×109
N2= = 4.32×109／5.95=7.26×108
=×2×1=920Mpa
=×2×1=760Mpa
則 ===0.0047
=0.0037
小齒輪的大，按小齒輪估算：
=1.34mm
按表 第一系列圓整考慮到傳遞動力的模數(shù)一般大于1.5~2，取m=2mm
(3)驗算齒面接觸疲勞強度
σH=ZH×Zε×ZE×
小輪圓周速率：
V===6.6m/s
Kv：動載荷系數(shù) 1.15
由 ν×Z1／100= =1.386
K：載荷系數(shù) K= =1.365
ZH：節(jié)點區(qū)域系數(shù) 2.5
Zε：重合度系數(shù) 由
Zε==0.875
大齒輪齒寬 b=ψd×d1=0.5×42=21mm
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) =28mm
ZE：彈性系數(shù) 189.8 N/mm2
[σH]：許用接觸應力
[σH]=σHlim×ZN×ZW/SHlim
ZW：硬化系數(shù)均勻硬齒面 1
SHlim：接觸最小安全系數(shù) 1
σHlim：接觸疲勞極限
[σH]1= =1480Mpa
[σH]2= =1200Mpa
故 σH=2.5×189.8×0.875×
=945Mpa<1200Mpa合格
(4)尺寸計算（主要幾何尺寸）
小輪分度圓直徑 d1=m×Z1=2×21=42mm
大輪分度圓直徑 d=m×Z=2×125=250mm
根圓直徑 df1=d1－2.5×m=42－2.5×2=37mm
df2=d1－2.5×m=250－2.5×2=245mm
中心距 a = ×(d1+d2)=×(42+250) =146mm
Ⅱ級齒輪傳動設計
(1)齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級及齒數(shù)
本設計采用硬齒面
小齒輪40Cr 調(diào)質(zhì)及表面淬火HRC=59
大齒輪45鋼 調(diào)質(zhì)及表面淬火HRC=52
由于采用淬火，輪齒變形小，不易摩削，所以采用8級精度。
小輪齒數(shù)Z1在推薦值20~40中選取23
大齒輪數(shù)： Z2=Z1×i=23×4.407=101.36 取Z2=101
齒數(shù)比μ： μ=Z2／Z1= =4.391
傳動比誤差Δμ： Δμ= =0.0036<0.05合格
(2)齒根彎曲疲勞強度設計計算
由式得：
m
T2：小輪轉矩
Ψd：齒寬系數(shù) 0.4
K：載荷系數(shù)
K=KA×Kν×Kβ×Kα
KA：使用系數(shù)1
Kν：動載荷系數(shù) ，初估其值1.12
Kβ：齒向載荷分布系數(shù) 1.13
Kα：齒向載荷分配系數(shù) 1.04
則載荷初值
Kt=1×1.12×1.13×1.14=1.316
Y：應力修正系數(shù)
Y：齒形系數(shù)
Y0：重合度由式
εa=[1.88－3.2(1／Z1+1／Z2)]
=[1.88－3.2×(1／21+1／125)]
=1.709
Y0=0.25+0.75／εa=0.25+ =0.688
σ=σ／S×Yst×Yn
σ：彎曲疲勞極限，雙向傳動乘以0.7
σ1=760×0.7=532Mpa
σ2=740×0.7=518Mpa
S：彎曲最小安全系數(shù)1.4
Yst：試驗齒輪應力修正系數(shù)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×Ln
=60×505.05×11×0300×8
=7.27×108
N2=N1／μ=7.27×108／4.407=1.65×108
σFp1= ×2×1=760Mpa
σFP2= ×2×1=740Mpa
則 ==0.00568
小齒輪的模數(shù)，按小齒輪估算：
m=2.56mm
差表，第一系列圓整，取m=3mm
(3)驗算齒面接觸疲勞強度
σH=ZH×Zε×ZE×
小輪圓周速度：
V==1.98m/s
Kv：動載荷系數(shù)由
VZ／100=1.98／100=0.455
K：動載系數(shù) K= =1.316
數(shù)模仍取3mm
ZH：節(jié)點區(qū)域系數(shù) 2.5
Zε：重合度系數(shù) 由
Zε==0.873
大齒輪齒寬
b=ψd×d1=0.4×69=27.6=28mm
為了保證足夠的齒寬接觸，補償軸向安裝誤差
小齒輪齒寬 b=b+(5~10) =34mm
ZE：彈性系數(shù) ZE=189.8N／mm2
[σH]許用接觸應力
[σH]=σ×Zn×Zw/S
ZW：硬化系數(shù) 均為硬齒面 ZW=1
SHlim：接觸最小安全系數(shù) 1
σHlim：接觸疲勞極限
σHlim1=1200Mpa [σH]1= =1480Mpa
σHlim2=1150Mpa [σH]2= =1480Mpa
[σH]=2.5×189.8×0.873×=1200Mpa
(4)尺寸計算（主要幾何尺寸）
小輪分度圓直徑 d1=m×Z1=3×23=69mm
大輪分度圓直徑 d2=m×Z2=3×101303mm
根圓直徑 df1=d1－2.5×m=69－2.5×3=61.5mm
df2=d2－2.5×m=303－2.5×3=295.5mm
頂圓直徑 da1=d1+2×m=69+2×3=75mm
da2=d2+2×m=303+2×3=309mm
中心距 a= ×(d+d)= ×(69+303)=186mm
1.6.4 棘輪設計
為了防止逆轉，本設計在齒輪軸Ⅱ上安裝棘輪停止器。棘輪的齒形已經(jīng)標準化，周節(jié)t根據(jù)齒頂圓來考慮，步數(shù)越多，沖擊越小，但尺寸越大。設計齒形時，要保證棘爪嚙合性能可靠，通常將齒輪工作齒面做成與棘輪半徑成(15%~20%）的夾角，本設計=180。棘輪的材料選為Q235
由表8-6-22齒數(shù)取為20
(1)棘輪模數(shù)按齒受彎曲計算確定
m
M：所傳遞的力矩M=348758Nmm
C= =1.5
B：棘輪的寬度
C：1~2
[σw]：棘輪的許用彎曲應力
m 取m=10mm
(2)棘輪模數(shù)按齒受擠壓進行驗算
[p]許用單位線壓力, [P]=35N/m2
滿足強度要求
1.6.5 軸的設計
從高速到低速各軸命名為Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸。
齒輪軸Ⅰ的設計
(1)軸材料
由于做成齒輪軸，材料與小齒輪相同
(2)作用在齒輪上的力
T1：小輪轉矩59904Nmm
齒輪分度圓直徑 d1=m×Z1=2×21=42mm
圓周力 Ft1=2×T／d1=2×59904／42=－Ft2
徑向力 F
(3)初步估算軸的直徑
最小值徑dmin計算并加大30%（考慮鍵槽的影響）即
dmin=1.03×A×
A：系數(shù)107~98
dmin=1.03×170×=20.3mm
(4)確定軸各段直徑和長度
<1>段：馬達的輸出軸和<1>段通過鍵相連，馬達的輸出軸直徑為φ25，所以取L1=43.5mm d1=40mm
<2>段：定位軸 L2=3mm d2=47mm
<3>段：軸 L3=27.5mm d3=37mm
<4>段：小齒輪 L4=28mm d4=42mm
<5>段：右軸承定位 L5=13mm d5=37mm
<6>段：軸承定位的地方 L6=16mm d6=30mm
(5)繪制軸的彎矩和扭矩圖
計算軸承反力
H平面： RAH=Frl×L2／(L+L)=1038×35／71=512N
RBH=Frl－RAH=1038－512=516N
V平面： RAV=F×L2／(L+L)=2852×35／71=1406N
齒寬中點彎矩
n
T
A
36
35
B
RAH
RBH
L1
L2
H平面
L1
L2
RBV
R
V平面
H平面： MH=RAH×l1=512×36=18432Nmm
V平面： MV=RAV×l1=51406×3650616Nmm
合成彎距： M==53868Nmm
按彎矩合成強度校核軸的強度由式9-3，當量彎距
Me=
M為合成彎矩
a：考慮到彎矩大小有變化取0.6
Me==64758Nmm
公式: σe=Me/W
W=0.1×d3=0.1×423=7409
則 σe==8.74N/mm2
20CrMnTi滲碳淬火、回火σB=600 N/mm 2
轉動軸以[σ]-1為許用應力[σe]=70 N/mm2＜σB,安全
(6)軸承校核
預選左軸承為 208 Cr=22.8KN
右軸承為 32206 Cr=15KN
RA= ==1496N
RB= ==1539N
壽命計算
Lh=
ft：溫度系數(shù) 工作溫度＜120°取1
fp：載荷系數(shù) 中等沖擊 取1.5
ε：壽命指數(shù) 對球軸承ε=3
LhA=[106/(60×3000)]×[(1×22800)/(1.5×1496)]3=5872h
LhB=[106/(60×3000)]×[(1×36200)/(1.5×1539)]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B8×25，沖擊載荷
σP=σP =54.8 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=m×Z3=3×23=69mm
齒輪受力
圓周力 Ft3=2×T/d3=2×348758/69==2852N
徑向力 Fr3= Ft3×tga=10109×tg200=3679N
(4)初步估算軸的直徑
最小直徑dmin：
即 dmin=
A：系數(shù)107~98
dmin=107=235.5mm
(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=40mm
<2>段：上面裝有擋盤、棘輪、磨擦片，
為使軸承定位,取d2=47mm
<3>段：為使擋盤定位，便于安裝大齒輪II,取d3=56mm
<4>段：左軸承定位，且大齒輪與箱體應
有一段距離,取d 4=97mm
<5>段：軸承安裝的地方d5=80mm
<6>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===6833N
RBH= RAH－Fr3－Fr2=6833－3679－1038=2116N
V平面：
RAV===15086N
RBV=Ft2+RAV－Ft3=15086+2852－10109=7829N
求大齒寬中點彎矩
Fr3
Fr2
RBH
RAH
L1=63.5
L2=38.5
L3=53
H平面
Fr3
RAV
RBV
V平面
H平面： M大H=RAH×l2－Fr3×(l1+l2)
=6833×38.5－3679×(63.5+38.5)
=－112188Nmm
V平面：M大V=RBV×l3=7829×53=414937Nmm
合成彎矩：
M ==429836Nmm
求軸承處彎矩
H平面： MAH=－Fr3×l1=－3679×63.5=－233617Nmm
V平面： MAV= Ft3×l1=10109×63.5=641922Nmm
合成彎矩：
MA= =68311Nmm
按彎矩合成強度校核軸的強度由式9-3，當量彎距
Me=
M為合成彎矩
a：考慮到彎矩大小有變化取0.6
Me大==64758Nmm
MeA==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9-3 σe=
W=0.1×d3
則σe大=478065/(0.1×563) =27N/mm2
σeA=714443/(0.1×803) =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=2.5mm，既滿足定位面接觸高度h＞2~3mm的要求，又小于孔的倒角的要求。
鍵：棘輪的轉盤與軸承之間有雙鍵連接，選取1425
選擇危險剖面：大齒輪外既有軸肩又有螺紋，GB1095-79
螺紋為 M56×4－L 中徑d2=53.4mm
b、計算危險剖面工作應力σa、σm、τa、τm
彎矩 M=M大×（l2－）/ l2
=478065×=347684N/mm
抗彎剖面模量W與抗扭模量WT
W=π×d3/32=π×53.4023/32=14951
WT=π×d3/16=π×53.4023/16=29902
彎曲應力： σ==23.26 N/mm2
扭轉應力： τ=T/WT==11.66 N/mm2
彎曲應力幅： σa=σ=23.26 N/mm2
彎曲平均應力： σm=0
扭轉應力幅τa和平均應力幅τm相等τa=τm==5.83 N/mm2
c、確定軸材料機械性能σ－1、τ－1、Ψσ、Ψτ
彎曲疲勞極限σ－1
剪切疲勞極限τ－1
合金鋼材料的彎曲應力、扭轉應力特性系數(shù)
Ψτ=0.5×Ψσ=0.125
d、確定綜合影響系數(shù)Kσ和Ψτ
Kσ=kσ/(εσ×βσ)
Kτ=kτ/(ετ×βτ)
軸肩角處有效應力集中系數(shù)Kσ和Kτ由
σB=750N/mm2
配合處kσ/εσ和kτ和ετ根據(jù)d、σB配合處，尺寸系數(shù)εσ、ετ，由d=56mm，表面狀況系數(shù)βσ、βτ
得：kσ/εσ=2.11 kτ/ετ=1.52 kσ/εσ=3.67 kτ/ετ=2.75
εσ=0.72 ετ=0.85 βσ=0.86 βτ=0.86
由σB=750N/mm2，表面加工方法為精車，則綜合影響系數(shù)
Kσ=3.41
Kτ =2.45
Kσ=4.27
Kτ =3.2
e、計算安全系數(shù)S：
S=
Sσ=（KN×σ-1）/（Kσ×σσ+Ψσ×σm）
= =3.52
Sτ=（KN×σ-1）/（Kτ×τσ+Ψτ×τm）
= =10.31
S==3.33>[S] 安全
(8)軸承校核
預選左軸承為32213E ，Cr=102kN
右軸承為32208E，Cr=51.5kN
a、 RA=
==16561N
RB=
==8110N
b、壽命計算
Lh=
ft：溫度系數(shù) 工作溫度＜1200 ，取1
fp：載荷系數(shù) 中等沖擊，1.2
ε：壽命指數(shù) ε=10/3
LhA==7697h
LhB==8522h
(9)鍵的校核
擋盤處雙鍵B14×25 GB1095-79，沖擊載荷
σp=σp=85N/mm2<[σp] =90N/mm2合格
軸III的設計
(1)軸材料
軸III材料為45調(diào)質(zhì)
(2)繪制軸的彎矩圖
大齒輪與卷筒用螺栓相連，卷筒與軸用軸承支承，所以軸是心軸。根據(jù)安裝分析，軸處于如下位置時最危險。
L1=17
RA
RB
S
Ft
Fr
L2=225.5
a、計算軸承反力
H平面： RAH=(S×l2)/(l1+l2)= =10278N
RBH=RAH+Ft－S
=10109+10278－11052.6=9334N
V平面：
RBV=Fr=3679N
合成： RA= ==10278N
RB= ==10033N
b、求鋼絲繩處彎矩
H平面： MAH =RAH×L1=10278×242.5=2492415Nmm
V平面： MAV =0
合成彎矩： MA= =2492415Nmm
[σ]對固定心軸，載荷無變化時[σ]= [σ0]=295N/mm2
d=21.68×=21.68=44.15mm 取d=50mm
(4)減速器附件的設計
a、地腳螺釘直徑 df=0.036a+12
=0.036×146+12=17.526 取df=20mm
b、地腳螺釘數(shù)目 當a＜250mm時n=4個
c、箱體壁厚 δ=0.025×a+1＞8=0.025×146+1 取δ=8mm
d、二級齒輪軸上的油封取內(nèi)包骨架唇開密封
65 GB9877.1-88
e、通氣塞 M12×1.25
f、油標： 管理油標
g、放油螺塞： 六角螺塞 M14×1.5Q/ZB220.77
2起重臂的設計
吊臂是隨車起重機的主要受力構件，吊臂的設計合理與否直接影響著起重機的承載能力、整機穩(wěn)定性和自重。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。本設計采用箱形結構伸縮式吊臂。
2.1三鉸點設計
2.2.1三鉸點定位
在計算臂前，首先要確定三鉸點的位置。已知條件起升高度是10m，最大工作幅度為7.7m。暫定汽車從地面到臂的后鉸點距離為2.9m，臂后鉸點距回轉中心的距離為a=0.2m，起升角θ=75。其參數(shù)暫定如下：
L1：變幅缸原始長度800mm
a：起重臂后鉸點距回轉中心的距離200mm
b：變幅缸下鉸點距回轉中心的距離220mm
c：變幅缸上鉸點距臂后鉸點的距離240mm
其中：A是起重臂后鉸點
B是變幅缸下鉸點
C是變幅缸上鉸點
由圖可得： e===483.7mm
?=arcsin=29.74
δ=arcsin(c+l1)/d==67.96
其中 : d=
==1122mm
L2為變幅缸全伸時的長度
l2=
==1385.9mm
l2/l1=1.732
根據(jù)經(jīng)驗，l2/l1=1.7~1.8之間，液壓缸做的方便實用，符合實際，所選值合適。
2.2起重臂設計
2.2.1起重臂基本參數(shù)計算與選用
(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)
i
1
3360
2100
6300
6
2
3360
3160
4000
6
3
5680
2600
5000
6
4
5680
5480
2500
6
5
7900
2100
3000
6
6
7900
7900
1500
6
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。
a、吊臂底板選用材料HQ70 查表得
σB=700Mpa
取安全系數(shù)為1.33
[σ]=σS/n=<σs=540Mpa 合格
b、吊臂其它選用材料為HQ60 ，查表得
σB=600Mpa
取安全系數(shù)為1.33
[σ]=σS/n=<σs合格
c、其他參數(shù)
滑輪組效率η=0.95
吊臂內(nèi)側與滑塊之間的間隙為ε=3mm
動載系數(shù)φ=1.25
水平載荷系數(shù)Ψ=0.08
2.2.2 起重臂的形狀及主要計算參數(shù)
(1)起重臂計算參數(shù)：
表2 起重臂截面參數(shù)（mm）
基本臂
二節(jié)臂
三節(jié)臂
B1
200
182
b1b2b3
4(b3=5)
4
4
H
328
280
242
H1
286
243
215
LB1
34
27
25
LB2
42
53
46
LB3
106
95
67
0
22.5
22.5
22.5
截面參數(shù)計算：
截面面積F（忽略圓?。?
F=B1×b+2×(H1+LB1+LB2) ×b+2×LB3×b
其中b1=b2=b3=b
形心計算：
SY=B1×b×
(H－
）
形心位置： HY=
載面的慣性矩：
Ix=B1×(b3/12)+B1×b×(HY－)2+2×b×H13/12+
2×[LB1×b3+LB1×b×(HY－)2]+2×[LB2
×sinθ×(b3/12)+LB2×sinθ×b×(H1－HY+LB2 ×sin)2]+2×[LB3×sinθ×b3/12+LB3×sinθ×(H－ HY－LB3×sin)2]
截面的抗彎模量：由分析可知，位置2受拉應力最大，位置5受壓應力最大，只需校核該位置即可：
Wx2=Ix/HY Wx5=Ix/H-HY
表3 起重臂截面計算結果
基本臂
二節(jié)臂
三節(jié)臂
F(mm)
4738
3784
3352
HY(mm)
147.4
129.6
115.7
I(mm)
69258761
38537826
25661102
W
471469
297360
221790
W
383493
256235
201580
(2) 截面強度計算：
對起重臂：每節(jié)臂的交界處為受力最危險截面，A-A，B-B，C-C依次為從基本臂到三節(jié)臂的最危險的截面，只需驗算這些截面即可：
A-A截面：
MA=PQ×S5×cosa+G1×(k1+S3+S4)×Cosa+G2×
(k2+S4)×cosa+G3×k3×cosa
NA=(PQ+G1+G2+G3)×sina+S
B-B截面：
MB=PQ×S2×cosa+G1×(k1+S3)×cosa+G2×k2×cosa
NA=(PQ+G1+G2)×sina+S
C-C截面：
MB=PQ×S1×cosa+G1×k1×cosa
NA=(PQ+G1)×sina+S
表4 截面強度計算結果(mm)
基本臂
二節(jié)臂
三節(jié)臂
L
8100(3000)
5680(4500)
3360(6300)
S
2