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摘 要
橋式起重機是在建筑工地、工廠等場所廣泛使用的一種機械裝置，它的廣泛應用是現(xiàn)代化生產(chǎn)特點的標志。設計一個結(jié)構(gòu)合理、適用方便、工作可靠的橋式起重機起升機構(gòu)在實際生產(chǎn)中具有非常積極的現(xiàn)實意義。
由于現(xiàn)在室內(nèi)運行的橋式起重機基本上是采用電力驅(qū)動，且電動機容量的選擇與各機構(gòu)的尺寸布置和運轉(zhuǎn)的經(jīng)濟性有密切關(guān)系，所以剛開始進行起升機構(gòu)設計，先對動力系統(tǒng)進行計算、選擇及校驗。電動機的選擇主要是熱容量的選擇，而校驗主要是對電動機的過載能力進行校驗和發(fā)熱校驗。橋式起重機起升機構(gòu)設計主要包括鋼絲繩的選取及校核、卷筒的設計選擇、吊鉤的選擇、吊鉤橫軸確定、浮動軸、電動機、滑輪組的設計選擇、減速器和制動器的選取及相關(guān)校核。在設計中，先確定傳動設計方案，再根據(jù)動力傳動方向進行設計和計算，力求工作可靠。
本文完成了橋式起重機起升機構(gòu)動力部分、傳動部分的設計。功能實現(xiàn)合理，結(jié)構(gòu)相對比較簡單，工作比較可靠。
關(guān)鍵詞：橋式起重機；起升機構(gòu)；起升機構(gòu)零部件。
27
Abstract
The bridge-type hoist crane is in place widespread use and so on Construction site, factory one kind of mechanisms, its widespread application is the modernized production characteristic symbol; It liberates the people from the arduous physical labor, raises the productivity. Designs a structure reasonably, to be suitable, the operation reliable the bridge-type hoist crane hoisting mechanism transmission system to have the very positive practical significance conveniently in the actual production.
Because the present indoor movement's bridge-type hoist crane basically uses the electric drive, and the electric motor capacity's choice has the close relation with various organizations' size arrangement and the revolution efficiency, therefore carries on at the beginning of the hoisting mechanism transmission system design, carries on the computation, the choice and the verification first to the dynamic system. Electric motor's choice is mainly the calorific capacity choice, but verifies is mainly verifies to electric motor's overload capacity and gives off heat the verification. The bridge-type hoist crane hoisting mechanism design mainly includes the steel wire the selection and the examination, the reel designated that lift hook's design, the lift hook abscissa axis determined, floats the moving axis, the electric motor, the block and tackle, the reduction gear and brake's selection and the correlation examination. In the design, determined the first transmission design proposal, then carries on the design and the computation according to the power drive direction, makes every effort the operation reliable.
This article has completed the bridge-type hoist crane hoisting mechanism dynamic system, transmission system's design. The function realizes reasonably, the structure is suitable simply, operation reliable.
Keyword: bridge type- hoist crane； lifting equipment；specific parts for cranes .
目 錄
摘 要 1
Abstract 2
目 錄 3
引 言 4
1 起升機構(gòu)傳動設計 6
1.1確定起升機構(gòu)傳動方案 6
1.2鋼絲繩的選用 7
1.3卷筒的設計計算 7
1.4吊鉤及其附件的選擇計算 9
1.4.1吊鉤 9
1.4.2吊鉤螺母 12
1.4.3吊鉤橫梁 12
1.4.4滑輪組的設計計算 14
1.4.5吊鉤拉板的設計計算 15
1.4.6滑輪軸的設計計算 16
1.5電動機選擇計算 17
1.6減速器的選擇計算 18
1.7制動器的選擇 18
1.8聯(lián)軸器的選擇 19
1.9起動和制動時間驗算 19
2 軸的設計計算 23
2.1卷筒軸的設計計算 23
2.2浮動軸的設計計算 24
3 用壓板固定鋼絲繩的計算 25
3.1繩尾固定處的拉力 25
3.2螺旋預緊力P 25
總 結(jié) 27
參考文獻 28
后 記 29
引 言
為了完成將物品從空間的某一地點搬運到另一地點這一作業(yè)，起重機一般有使物品沿空間的三個方向運動的機構(gòu)。其中作上下移動的起升機構(gòu)是不可缺少的。平面運動可以用兩種不同的運動組合來實現(xiàn)。按照這種組合方式不同，起重機可分為兩大類型：橋式起重機和回轉(zhuǎn)類型起重機。驅(qū)動起重機運動的是運行機構(gòu)，用來起吊貨物的是起升機構(gòu)。為了實現(xiàn)這些運動、安放這些機構(gòu)并承受載荷，起重機必須有足夠的強度和剛度的金屬結(jié)構(gòu)，有驅(qū)動機構(gòu)運動并實現(xiàn)運動控制的動力控制系統(tǒng)；以及，為保證起重機安全并可靠運轉(zhuǎn)的安全和信號指示裝置。
橋式起重機的特點在于：它不占建筑物內(nèi)的地面空間，卻能夠在空間的范圍內(nèi)實現(xiàn)一系列的功能，非常的利于對空間的合理應用。此外，橋式起重機可以以較低的價格實現(xiàn)借助控制盤和操縱盤進行自動控制、或半自動控制、內(nèi)撞電腦的程序控制。可以說，設置在室內(nèi)的起重機中，橋式起重機約占90%。
對橋式起重機，特別是大功率的橋式起重機的需要量日以增加。隨著現(xiàn)代科學技術(shù)的發(fā)展，各種新技術(shù)、新材料、新結(jié)構(gòu)、新工藝在橋式起重機上得到廣泛的應用。所有這些因素都有里地促進了工程起重機的發(fā)展。根據(jù)國內(nèi)外現(xiàn)有橋式起重機產(chǎn)品和技術(shù)資料的分析，近年來橋式起重機的發(fā)展趨勢主要體現(xiàn)在以下幾個方面：
1）通用型起重機以中小型為主，專用起重機向大型大功率發(fā)展
為了提高建設工程的裝卸和安裝作業(yè)的機械化程度，工程起重機的發(fā)展，仍然是以輕便靈活的中小型起重機為主。
2）重視“三化”，逐步過渡采用國際標準
三化是指：標準化、系列化、通用化
3）發(fā)展一機多用產(chǎn)品
為了充分發(fā)揮工程起重機的作用，擴大其使用范圍，有的國家在設計起重機是重視了 產(chǎn)品的多用性。
4）采用新技術(shù)、新材料、新結(jié)構(gòu)、新工藝
為了減輕起重機的自重，提高起重機的性能，保證起重機可靠地工作，現(xiàn)在都多采用新技術(shù)、新材料、新結(jié)構(gòu)和新工藝。
1 起升機構(gòu)傳動設計
1.1確定起升機構(gòu)傳動方案
橋式起重機的起升機構(gòu)通常是以省力鋼絲繩滑輪組作為執(zhí)行機構(gòu)，滑輪組采用三個滑輪的形式，從卷筒出來的鋼絲繩直接下放與吊鉤聯(lián)系，這時為了防止吊鉤在鋼絲繩收、放過程中水平移動，通常采用雙聯(lián)滑輪組，滑輪組倍率取為α=3。起升機構(gòu)的傳動形式隨機器房的布置要求而定，一般總是由電動機通過聯(lián)軸器、齒輪減速器帶動卷筒。在高速軸上裝有制動器，以便將貨物安全地停止于懸空狀態(tài)。對于上面的傳動機構(gòu)簡圖，是一種通用的傳動形式。電動機通過聯(lián)軸器與減速器聯(lián)系，減速器的低速軸直接與卷筒聯(lián)系，這樣可以減少在空間上的橫向尺寸。在這一傳動方式中，如果空間上布置的限制，使電動機緊靠減速器，為了補償由于電動機及減速器底座高程誤差或底架受力時的變形，聯(lián)軸器要采用調(diào)節(jié)性能較好的彈性聯(lián)軸器。聯(lián)軸器靠減速器側(cè)帶有制動輪，以便使制動器能可靠的制動住懸掛的貨物。在本次設計時，根據(jù)結(jié)構(gòu)緊湊的原則，起升機構(gòu)采用帶浮動軸的傳動方案，如圖1所示。在布置上有較大的空間，因此可以將電動機與減速器間的距離加大，可以用彈性柱銷齒式聯(lián)軸器和帶制動輪彈性柱銷齒式聯(lián)軸器，兩聯(lián)軸器之間用浮動軸聯(lián)系（見圖1）。這種方式可以允許有較大的安裝誤差。
1-卷筒支座；2-卷筒；3-減速器；4-塊石制動器；5-帶制動輪的聯(lián)軸器；6-浮動軸；7-彈性柱銷齒式聯(lián)軸器；8-電機；9-吊鉤與滑輪組
圖1 起升機構(gòu)計算簡圖
吊鉤組可以查有關(guān)標準選用，因缺乏現(xiàn)成資料，查《起重機械》表3-16得吊鉤組質(zhì)量為： kg (1-1)
與起重量相對應的起升載荷：
N (1-2)
1.2 鋼絲繩的選用
雙聯(lián)卷筒的鋼絲繩最大靜拉力為：
N (1-3)
式中為升降滑輪組的效率，根據(jù)m值的大小查《機械設計手冊輔助資料》表3-3可得。由于中級工作制，查《機械設計手冊》表8.1-8得鋼絲繩的安全系數(shù)n=6 。
鋼絲繩計算用鋼絲破斷拉力的總和Fb為：
KN
查《起重機械》表2-1選用型鋼絲繩。
查《機械設計手冊》GB/T8918-1996，選擇6×37鋼絲繩，公稱抗拉強度1670MPa，直徑為d=14mm，其鋼絲繩最小破斷拉力=108KN，即F0≥Fb。標記如下：
鋼絲繩：14NAT6×37S+FC 1670Z S108 GB/T 8918-1996。
解釋為：公稱直徑為14mm，表面狀態(tài)為光面鋼絲，結(jié)構(gòu)形式為6股，每股37絲西魯式天然纖維芯，鋼絲公稱抗拉強度1670MPa，捻向為右交互捻，鋼絲最小破斷拉力為108KN。
1.3卷筒的設計計算
卷筒最小直徑（槽底）mm ( 1-4 )
式中h1為機構(gòu)工作級別和鋼絲繩結(jié)構(gòu)有關(guān)的系數(shù)，查《機械設計手冊-輔助教材》表3-2。
根據(jù)鋼絲繩直徑，取卷筒直徑=400mm 。 卷槽尺寸：
R=7.5mm，p1=16mm，H1=5.5mm。
卷筒長度：
(1-5)
式中：—卷筒計算直徑，由鋼絲繩中心算起的卷筒直徑；
—卷筒名義直徑（卷筒槽底直徑）；
—滑輪組倍率；
—是卷筒有螺旋部分長；
—無繩槽卷筒端部尺寸，由結(jié)構(gòu)需要決定；
—固定繩所需長度，；
—中間光滑部分長度，實際長度在繩偏角允許范圍內(nèi)可以增減，根據(jù)鋼絲繩允許偏角確定，暫取為100mm；
—為固定鋼繩的安全系數(shù)，，?。?
?。?
mm。
卷筒厚度：
鑄鐵卷筒HT20-40，卷筒壁厚可先按經(jīng)驗公式初步確定，然后進行強度驗算，
δ=0.02D+6︿10=0.02×400+（6︿10）=14︿18mm，取δ=15mm。
材料為HT20-40，厚度為15mm的卷筒，抗壓強度極限750N/mm2，抗拉強度極限250N/mm2。
卷筒壁壓應力驗算：
(1-6)
式中：t—繩槽槽距；
—抗壓強度極限。
N/mm2
故卷筒壓縮強度足夠。
由于，需驗算由彎矩和扭矩產(chǎn)生的應力（因扭轉(zhuǎn)應力很小，一般忽略不計），卷筒受力和所受彎矩如圖2所示。
圖2 卷筒受力和彎矩簡圖
卷筒斷面抗彎模量計算公式:
mm3
N·mm
N/mm2
故卷筒的強度足夠。
卷筒轉(zhuǎn)速：
1.4 吊鉤及其附件的選擇計算
1.4.1吊鉤
根據(jù)《機械設計手冊》表8.1-8.4，相應與M6和起重量為10t的情況，吊鉤用M級強度級別的鋼材（相當于20號優(yōu)質(zhì)鋼），吊鉤號為10，吊鉤尺寸如圖3所示：吊鉤材料采用DG20、強度極限σb=420MPa、屈服強度0極限σs=2
335MPa、耐久極限σ-1=MPa。吊鉤軸徑螺紋尺寸為公制螺紋TY64×8，內(nèi)徑d=55.2mm。驗算吊鉤截面D-D，A-A，B-B處的強度。
截面D-D的拉伸計算：
進行更精確的計算時則驗算吊鉤徑部的疲勞載荷。
圖3直柄吊鉤
鉤身主彎曲截面（水平截面）A-A最危險截面。截面A-A中，內(nèi)外側(cè)邊界最大應力應滿足以下條件：
( 1-7 )
( 1-8 )
式中—截面A-A形心至截面內(nèi)邊的距離（mm）；
—截面A-A形心至截面外邊的距離（mm）；
—截面A-A形心軸線至曲率中心點距離（mm）；
—截面A-A的面積（用等值梯形截面代替實際截面）（mm2）；
—截面A-A的形狀系數(shù)；
[σ]—鍛造吊鉤的許用應力；
mm2；
；
；
；
MPa；
MPa；
因：
即符合要求；
MPa；
同理因：
即符合要求；
當?shù)跛骱豌U垂線成45°角度時求截面B-B處的應力：
吊鉤拉伸力：
N；
截面內(nèi)B-B側(cè)的最大拉伸應力為：
MPa；
因為B-B和截面A-A的尺寸大致相等，所以兩截面的參數(shù)近似相等，取成相等，以簡化計算。
截面B-B處的剪切應力：
MPa
根據(jù)第三強度理論求截面B-B處的合應力；
MPa
有：
可知即滿足要求。
1.4.2 吊鉤螺母
首先，螺母的高度不得不小于H：
( 1-9 )
式中：t—螺距（8mm）
—許用擠壓應力。鋼對鋼時p=30—35MPa（螺母材料采用45號鋼）。
mm
螺母的高度選用60mm
公制螺母的寬為：
D=1.5 mm
考慮放止動片的尺寸，取螺母寬度mm。
1.4.3吊鉤橫梁
吊鉤橫梁采用45鋼，正火處理850°，調(diào)質(zhì)處理硬度230HBS。抗拉強度極限=640MPa，屈服強度極限=355MPa，彎曲疲勞極限=275MPa，剪切疲勞極限=155MPa，許用彎曲應力=60MPa。設計吊鉤橫梁如圖4所示：
下面來驗算該橫梁是否能達到要求:
中間截面B-B的最大彎曲應力的計算公式為:
( 1-10 )
( 1-11 )
式中: —動載系數(shù), ;
—吊鉤拉板中心之間的距離；
—吊鉤與拉板配合的尺寸；
—拉板厚度，δ=30mm；
d——吊鉤孔徑；
—吊鉤與拉板配合的高度；
—橫梁的寬度；
(工作時有相對轉(zhuǎn)動，對中小起重量取小值，大起重量去大值)
(工作時無相對轉(zhuǎn)動，對中小起重量取小值，大起重量去大值)；
圖4吊鉤橫梁
MPa；
即符合要求。
MPa；
MPa；
因為：
綜上可知，該吊鉤橫梁能達到要求。
1.4.4滑輪組的設計計算
滑輪直徑的大小對與鋼絲繩的使用壽命影響很大，增大滑輪直徑可以降低鋼絲的彎曲應力和擠壓應力，有利于提高鋼絲繩的使用壽命。實驗證明，卷筒和松開鋼絲繩時，在鋼絲上產(chǎn)生彎曲疲勞，特別是擠壓疲勞對鋼絲的折斷起了決定性作用。為了提高鋼絲繩的使用壽命，滑輪的直徑不能過小。根據(jù)起重機設計規(guī)范的規(guī)定，滑輪的最小卷筒直徑不能小于下式規(guī)定的數(shù)值：
；
式中：—按鋼絲繩中心計算的滑輪最小卷繞直徑（mm）；
—與機構(gòu)工作級別和鋼絲繩機構(gòu)有關(guān)的系數(shù)，查《起重機械》表3—2選得：；
—鋼絲繩的直徑（mm）。
mm；
圖5滑輪圖
滑輪直徑按下式計算：
；
mm；
取：
mm。
1.4.5吊鉤拉板的設計計算
圖6 拉板簡圖
拉板的簡圖如圖6所示，采用45號鋼的材料，其上有軸孔的水平截面A-A和垂直截面B-B為危險截面。下面對這些截面一一驗證。
水平截面A-A的內(nèi)側(cè)孔邊最大應力為：
( 1-12 )
式中：—截面集中系數(shù)，查《起重機設計手冊》圖3—4—18得，；
—拉板寬度；
—拉板與拉板的配合尺寸；
—拉板厚度；
—拉板的凸臺高度；
MPa
MPa
即：
滿足要求。
水平截面B-B的內(nèi)側(cè)孔邊最大應力為（切向):
式中：—孔中心到拉板底邊的長度；
MPa
MPa
即符號要求。
軸孔處的平均擠壓應力為σbs：
則：
( 1-13 )
MPa
MPa
即：
所以符合要求。
1.4.6滑輪軸的設計計算
根據(jù)滑輪和拉板的尺寸，滑輪軸受力和彎矩圖如圖7所示，則從圖中可以發(fā)現(xiàn)該滑輪軸受彎矩最大為：
因：
所以：
MPa
mm
取：
mm。
圖7滑輪軸受力彎矩圖
1.5電動機選擇計算
電動機靜功率的計算，公式為：
( 1-14 )
式中：為機構(gòu)總效率，。在此，為滑輪組效率；為卷筒效率，導向滑輪效率，見《起重機械》表6-1；為傳動效率，見《起重機械》表6-2。采用閉式圓柱齒輪傳動作初步計算時，。
即：
KW
繞線型異步電動機的穩(wěn)態(tài)平均功率為：
MPa；
式中：為穩(wěn)態(tài)負載平均系數(shù)，見《起重機械》表6-3，6-4查得，,。查《連續(xù)運動機械》表33-3選擇JZR251-8型號，功率17.5KW,同步轉(zhuǎn)速750r/min,滿載轉(zhuǎn)速n=722r/min，最大轉(zhuǎn)矩倍數(shù)1.7，轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動慣量2.64kg·m2，重量340kg。
起升機構(gòu)電動機過載能力按下式進行校驗：
( 1-15 )
式中：—基準接電持續(xù)率時的電動機的額定功率；
u—電動機臺數(shù)；
—基準接電持續(xù)率時，電動機轉(zhuǎn)矩的允許過載倍數(shù)；
—考慮電壓降及轉(zhuǎn)矩允差以及靜載試驗超載的系數(shù)，線繞異步電動機取2.1；
則：
KWKW；
所以該起升機構(gòu)電動機能滿足不過熱條件。
1.6減速器的選擇計算
起升機構(gòu)傳動比：
式中：—電動機額定轉(zhuǎn)速（r/min）；
—卷筒轉(zhuǎn)速（r/min）。
查減速器標準，選擇QJR-D335-40ⅢC減速器（QJ型外嚙合漸開線圓柱齒輪減速器），i=40，極限偏差：(41.73-40)/41.73=4.1%，符合要求。
卷筒實際速度：
m/min。
1.7 制動器的選擇
起升機構(gòu)制動器的制動轉(zhuǎn)矩必須大于由貨物產(chǎn)生的靜轉(zhuǎn)矩，在貨物處于懸吊狀態(tài)時具有足夠的安全裕度，制動器應滿足下式要求：
( 1-16 )
則：
N·m
查《機械設計手冊》表22.13-17選用MW250-315JB/T7685.1-1995的制動器。
1.8聯(lián)軸器的選擇
依據(jù)所傳遞的扭矩、轉(zhuǎn)速和被連接的軸徑等參數(shù)選擇聯(lián)軸器的具體規(guī)格，起升機構(gòu)中的聯(lián)軸器應滿足下式要求：
( 1-17 )
式中：—所傳遞的扭矩的計算值（N·m）；
—按第類載荷計算的傳動軸的最大扭矩。對高速軸；在此為電動機轉(zhuǎn)矩允許過載倍數(shù)為電動機額定轉(zhuǎn)矩，(N·m)，為電動機額定功率（KW），為電動機的額定轉(zhuǎn)速（r/m）。對低速軸TⅡmax=ψ2·T；ψ2為起升載荷動載系數(shù)，查《老師的資料》表1-9得ψ2=1+0.7v；T為鋼絲繩最大靜拉力作用于卷筒的扭矩（N·m）；
—聯(lián)軸器許用扭矩（N·m）；
—聯(lián)軸器重要程度系數(shù)。對起升機構(gòu)，；
—角度偏差系數(shù)。除齒輪聯(lián)軸器外，；
N·m。
查《機械設計手冊》表22.5-42選凸緣聯(lián)軸器和LZZ3型帶制動輪彈性柱銷齒式聯(lián)軸器。LZZ3型接中間軸彈性柱銷齒式聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩=630N·m，轉(zhuǎn)動慣量0.02kg·m2，質(zhì)量8kg，制動輪直徑=250mm的帶制動輪彈性 齒式聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩=1600N·m，轉(zhuǎn)動慣量0.24kg·m2，重量30.4kg。
1.9起動和制動時間驗算
機構(gòu)起動和制動時，產(chǎn)生加速度和慣性力。如起動和制動時間太長，而加速度太小，就會影響到起重機的生產(chǎn)率。如果起動制動時間太短，加速度太大，金屬機構(gòu)和傳動部件就會受到比較大的動載荷，因此，必須把起動時間和制動時間控制在一定的允許值之內(nèi)。
起動時間和起動平均加速度驗算：
(1).起動時間：
( 1-18 )
式中：—電動機的平均啟動轉(zhuǎn)矩（N·m），見《起重機械》6-7；
Tj——電動機靜阻力矩，按下式計算：
（N·m）
—推薦起動時間（s），見《起重機械》表6-8；
—機構(gòu)運動質(zhì)量換算到電動機軸上的總轉(zhuǎn)動慣量（Kg·m2）；按下式計算：
—電動機轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動慣量（Kg·m2），在電動機樣本中查取；
—制動輪聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)動慣量；
—聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)動慣量；
N·m
N·m
s
通常3︿80t通用橋式起重機，起動時間1︿2s，上述起動時間符合電動機起動要求。
(2).起動平均加速度：
(m/s2)
式中:—起動平均加速度(m/s2);
—平均升降加(減)速度推薦值(m/s2),見《起重機械》表6-9,m/s2；
m/s2
所以起動平均加速度符合要求。
(3).制動時間和制動平均減速度驗算：
滿載下制動時間：
式中:—滿載下降時電動機轉(zhuǎn)速（r/min），通常取；
—制動器制動轉(zhuǎn)矩（N·m）；
—滿載下降時制動軸靜轉(zhuǎn)矩（N·m）；按下式計算：
（N·m）
—下降時換算到電動機軸上的機構(gòu)總轉(zhuǎn)動慣量（kg·m2）；按下式計算：
—推薦制動時間（s），可取；
N·m；
=3.363kg·m2；
s
查表知在1︿2s之間，所以符合要求。
制動時間長短與起動機作業(yè)條件有關(guān)。制動時間過短，會引起物件上下跳動，難以準確定位。制動時間過長，會產(chǎn)生“溜鉤”現(xiàn)象，影響吊鉤工作。
制動平均減速度：
(m/s2)
式中：—滿載下降速度（m/s）,可?。?
m/s2
查表6-9得m/s2，所以符合要求。
2軸的設計計算
2.1卷筒軸的設計計算
圖8卷筒軸受力彎矩圖
卷筒軸受力彎矩如圖8所示（由于扭矩很小可以不用考慮），則從圖中可以發(fā)現(xiàn)該滑輪軸受彎矩最大為：
因：
所以：
MPa
即：
mm
?。?
mm。
2.2浮動軸的設計計算
由上節(jié)對電動機的選擇可知浮動軸所傳遞的扭矩為：
N·m
因為浮動軸只承受扭矩，查《機械設計》表15—1，軸的材料為45，調(diào)質(zhì)，硬度230HBS，抗拉強度極限=640MPa，屈服強度極限=355MPa，彎曲疲勞極限=275MPa，剪切疲勞極限=155MPa，許用彎曲應力=60PMa則：
( 2-1 )
式中：—許用扭轉(zhuǎn)切應力，查《機械設計》表15—3得=30MPa；
所以：
取=40mm。
3.用壓板固定鋼絲繩的計算
3.1繩尾固定處的拉力
為了減少鋼絲繩固定處的拉力，鋼絲繩在卷筒上應有1.5︿3圈的安全圈，利用鋼絲繩與卷筒之間的摩擦，減少繩尾固定處的拉力，根據(jù)歐拉公式，繩尾固定處拉力為：
(N) ( 3-1 )
式中：—鋼絲繩與卷筒表面之間的摩擦系數(shù)，=0.12︿0.16；
—安全圈在卷筒上包角（通常取1.5︿3圈）；
—自然對數(shù)的底數(shù)，≈2.718；
?。?；
則：
N
3.2螺旋預緊力
壓板槽為半圓形，若不考慮鋼絲繩與卷筒摩擦力的影響，經(jīng)分析，則壓板固定的實際安全系數(shù)可提高近一倍。
則有：
N
3.3螺旋強度驗算
壓板螺栓除受預緊力P的拉伸作用外，還受由墊圈與壓板之間的摩擦力Pμ1使螺栓彎曲引起的拉力，故螺栓的最大拉力為：
( 3-2 )
式中：—固定鋼絲繩用的螺栓數(shù)量，一般不少于兩個；
—螺栓螺紋內(nèi)徑（mm）；
—墊圈與繩壓板之間的摩擦系數(shù)，可；
—力的作用力臂；
—螺栓許用拉應力，取；
—螺栓屈服強度。
選用螺栓的性能等級為5.6，查《機械設計》表5-8得：抗拉強度極限σs=500MPa，查《機械設計指導》表9-8選GB898-88GM10-M12×30-5.6-ZnD。
則：
MPa；
MPa；
因為：
所以：螺栓強度完全符合要求。
總 結(jié)
經(jīng)過將近幾個月的設計，從毫無頭緒到設計的完成，讓我對自己，對設計有了更新的認識，更加了解設計要做到仔細，要有嚴謹?shù)膽B(tài)度，了解了設計人員的困難與艱辛。設計產(chǎn)品，這一個從無到有的過程，需要參考許多的文獻和大量的計算，你要學會不煩工作量太大、太雜，才能得到來之不易的結(jié)果。
順利如期的完成本次畢業(yè)設計給了我很大的信心，對我以后做關(guān)于設計方面的工作來說有了一個好的開頭。，對自己養(yǎng)成好的學習習慣有很大的促進作用，讓我又熟悉了專業(yè)知識，也對本專業(yè)的發(fā)展前景充滿信心。尤其是那些要求配合和粗糙度以及對材料的要求，我都一一做了比較，使這些零件達到合理的配合。但我也存在些設計上的不足，比如我的設計在成本上上就有很大的不足，在這個節(jié)約成本被高度重視的社會中，我們應該合理控制設計的成本，多接觸新的工藝和生產(chǎn)技術(shù)來達到降低成本的目的。
本文是在吳瑞梅老師的耐心指導下完成的，在設計工作中，吳瑞梅老師都給予了仔細、不厭其煩的指導，在這里向吳老師表示感謝。
參考文獻
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后 記
大學四年就在我的忙碌中，不知不覺的度過了，但我的收獲是非常大的，尤其是老師的諄諄教導，以及對教學的嚴謹求實，使我更深刻的了解到知識的重要性。所有這些都深深的影響了我，熏陶了我，對我將來進一步的學習起到了關(guān)鍵性的作用。慢慢的我也認識到求學應當嚴謹求實，認真細致，還有對知識應該始終抱著強烈的渴望。這次的畢業(yè)設計，時間雖然短暫，但它囊括了我大學四年的知識，把我平時學的零碎的知識系統(tǒng)了起來，同時有些知識學的不是那么深刻，比如那些公差與配合，設計的合理性，以及對材料的合理選用，我又重溫了一遍，對我以前沒有重視的知識點，也認識到了自己的不足，私下里把這些知識又撿了起來。
畢業(yè)設計就在導師的指導下，我的努力下完成了，也是對我大學的最后一個教學任務畫了一個圓滿的句號，非常感謝各位老師對我的批評教育。