可拆装式小吊车设计Word文档格式.docx
《可拆装式小吊车设计Word文档格式.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《可拆装式小吊车设计Word文档格式.docx（27页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。
其拉力强度高，耐磨损，是起重机工作中最常用的材料之一。
其种类很多。
1按钢丝绳的绳股数量不同可分为单股和多股。
单股刚性较强，不易挠曲。
多股是先由钢丝拧成股，再有股拧成绳，随着股数的增加，股内的钢丝愈细愈多，加上中间有个柔软的芯子，其挠曲性也就愈来愈好，其可在直径较小的卷筒和滑轮中工作，在起重机中以6股和8股应用最多。
2按搓捻方向不同可分为右同向捻，左同向捻，右交互捻，左交互捻和混合捻等几种。
钢丝搓捻方向和钢丝股搓捻方向一致的称为同向捻，反之称为交互捻，相邻两股钢丝的捻向相反称为混合捻。
同向捻钢丝绳表面平整，比较柔软，易于弯曲。
它与滑轮槽的接触面积大，因而单位面积压力小，不易磨损，比交互捻钢绳耐用，但由于绳股和钢丝都向一个方向搓捻，因而吊重物时会使重物旋转，而起同捻还易于打结，纠缠给工作带来不便，故不适合用于吊车。
交互捻钢绳的性能却刚好与之相反，虽然耐磨性差点，但可满足吊车工作要求。
3按芯材分可分为纤维芯，石棉芯和金属芯三种。
油浸泡过的纤维芯钢绳比较柔然，易于弯曲，且因油的作用可使钢绳不易生锈，但其不能在高温和横向重压下工作。
石棉芯除了比较柔软，易于弯曲外还可在高温下工作，但不能承受横向重压，金属芯钢绳不易弯曲，太硬。
综上所述，本设计决定采用纤维芯的交互捻钢丝绳。
1.1.2钢丝绳的型号
国产标准钢丝绳型号较多，按抗拉强度分为（140，155,170,185,200）公斤/平方毫米，五个等级。
标记示范为
1.1.3钢丝绳的直径选择
根据经验公式P最大×
S=P破
P最大：
单根钢丝绳的最大工作拉力，N
P破：
钢丝绳的破坏拉力总和，N
S:
钢丝绳的安全系数
已知G=700KG，图表示钢丝绳受力情况，G由两根钢丝绳共同分担。
因而P最大=Gg/2n（n为滑轮组效率，一般为94%）
即P最大=150×
9.8÷
2÷
0.94=3648.9N
即需要3648.9N的力才能拉动700KG的重物
1.2卷筒和滑轮的选择
卷筒和滑轮在吊车中起到省力的作用，在此设计中我们采用滑轮组方式，即一静滑轮和一动滑轮。
前者改变方向后者省一半力。
经过长期实践对于卷筒和滑轮组计算有经验公式D≥（e-1）d
D:
卷筒和滑轮的名义直径，即槽低直径，mm
d：
钢丝绳直径，即其外接圆直径，mm
e：
钢丝绳类型和用途决定的系数
已知d=6.2根据《机械零件设计手册》属轻型的，e取16
则D≥（16-1）×
6.2=93mm
取滑轮直径D滑=120mm，考虑速度和滑动比要求卷筒直径为
D卷=200mm.
2传动装置的设计和计算
为了节省人力，我们的动力源一般为电动机，为了经济的选择电动机我们需要知道工作机构在提升最大重物时所需要的功率。
2.1计算卷筒的功率
N卷=Pυ
P：
卷筒钢丝绳的拉力，此最大为3648.9N
υ：
卷筒钢丝绳的速度，此为重物速度的2倍υ=0.48m/s
则N卷=1.75KW
2.2计算卷筒的转速
卷筒速度υ=πD0n卷/（60×
1000）m/s得卷筒卷速
n卷=60×
1000υ/πD0转/分
式中D0：
卷筒的计算直径是指按钢丝绳横截面中心量得的直径，mm
由此得D0=D卷+d=200+6.2=206.2mm
则n卷=60×
1000×
0.48／（3.14×
206.2）=44转/分
2.3电动机的选择
2.3.1电动机类型的选择
电动机是已经系列化的标准产品。
在设计中主要根据电动机的输出功率，工作条件和经济要求，从产品中选择其类型，结构形式，功率和转速，并确定其型号。
电动机大体分为直流和交流，相对于直流电动机交流异步电动机结构简单，维护容易，运行可靠，价格便宜，且具有较好的稳态和动态特性，非常适合本次设计产品的要求。
因而本次采用三相异步电动机。
2.3.2电动机转速的选择
同功率（50HZ）的异步电动机转速根据其磁极的不同有（3000，1500,1000，750）r/min几种，一般机械中1000,1500所用叫广泛，其适用性大，普遍性强。
根据本次设计产品，考虑节省成本，及传动装置的简单，我们采用1000r/min的转速。
及其磁极为3
2.3.3电动机功率的选择
从类型上讲，此设计宜选用JZ型三相异步电动机，因此电动机具有较高的机械强度和过载能力，能承受经常的机械冲击和振动，转动惯量小，过载能力大，适用于快速启动及经常制动的场合。
从转速来讲，为使传动机构不置太复杂，电动机的转速不已太高，从功率上讲，若考虑传动效率为0.8，且传动比为19的情况下，查《机械设计手册》知，选择JZ-11-6型电动机，其额定功率为2.2KW，满载转速为837r/min。
根据以上所选的电动机型号可以得到所选的机座型号，从而得到相关的安装尺寸和电动机尺寸，电动机选用B3式机座，型号JZ-11-6，相关尺寸参数如下。
A=190mm,B=140mm,C=70mm,D=28mm,E=60mm,F=8mm,G=24mm,H=112mm,K=12mm,AB=245mm,AC=230mm,AD=190mm,HD=265mm,L=400mm.
具体外观如下图所示。
2.4计算总传动比i=837/44=19
2.5确定传动方案画出传动示意图
为了获得传动比i=19我们需要考虑到空间的分配，传动的稳定，经济的合理，由于电动机和卷筒都有一定的体积，因而若只用齿轮传动时就需要制造很大的齿轮因而不现实，于是我们自行设计了一种传动方案，由带传动和开式齿轮传动组成，之所以选用带传动是由于其具有结构简单，传动平稳，能缓冲吸振，可在大的轴间距传递运动和动力，价格低廉使用维护方便。
非常适合本次设计的传动要求。
其传动示意图如下图所示
同时我们还考虑了其他几种传动机构，其优缺点由下图所示
方案比较
优缺点
Ⅰ
小齿轮转速介于上面两者之间，位置也足够大，且布置均匀，结构紧凑。
Ⅱ
卷筒轴转速低，转矩大，制动力矩也大，高达6261公斤/厘米。
所选用较大的电磁闸瓦型制动器。
所需的制动轮直径和宽度也都较大，装配时受到相邻两轴空间位置的限制，结构上可能无法实现。
Ⅲ
电动机转速高，转矩小，制动力矩也小可小型电磁闸瓦型制动器。
制动轮和小带轮可做成一体。
但缺点是电动机轴悬重大，更主要的是制动轮表面线速度较高，在制动过程中发热严重，会降低制动轮覆面摩擦系数，影响制动器的寿命。
根据比较我们得出第一种方案较好，即采用原方案。
2.6分配传动比
由于我们需要获得传动比为i=19，根据经验当齿轮的传动比大于带轮的传动比是可以更加经济，因而我们设定带轮传动比为i带=4，齿轮传动比为i齿=4.75
2.7验算效率，功率
根据经验可得传动机的一般效率即n带=0.96，n齿=0.94，n滚=0.99
则n总=0.96×
0.94×
0.99=0.88
即N电=N卷/n总=1.75/0.88=1.99
这说明电动机功率是足够的。
2.8各轴的转速，功率和转矩。
已知N电=2.2KW，n电=837r/min，i带=4，i齿=4.75，n带=0.96，n齿=0.94，n滚=0.99则各轴的转速为
电动机轴转速n1=837r/min
小齿轮轴转速为n2=n1/i带=837/4=209.25r/min
卷筒轴转速n3=n2/i齿=209.25/4.75=44.1r/min
各轴的功率N1=N电=2.2KW
小齿轮轴的功率N2=N1×
n带=2.2×
0.96=2.112KW
卷筒轴功率Ｎ３＝Ｎ２×
ｎ齿×
ｎ滚＝１.９８ＫＷ
即卷筒轴的额定输出功率比实际的需要更大一些，这样可以保证期正常工作。
各轴的转矩为：
吊车起重时，卷筒的受力情况如下图所示，在钢丝绳的最大拉力作用下产生的转矩为
Ｍ卷＝Ｐ最大×
Ｄ０／２＝３７６．２Ｎ／ｍ 方向为顺时针
为使吊车能提升重物，卷筒应逆时针旋转运动，因此必须使小齿轮给大齿轮施加一个作用力Ｆ，使其能够逆时针转动，同时还要是Ｍ扭大齿轮》Ｍ卷筒，以保证其有足够的转矩提升重物，而这个力由电动机通过传动齿轮提供。
电动机的转矩
Ｍ电＝９５５０×
Ｎ电／ｎ电＝２５．１Ｎ／ｍ
小齿轮轴转矩Ｍ扭小齿轮＝Ｍ扭电×
ｉ带×
ｎ带＝９６．４Ｎ／ｍ
卷筒轴转矩Ｍ卷＝Ｍ扭小齿×
ｉ齿×
ｎ滚＝４２６．１Ｎ／ｍ
计算结果表明Ｍ扭大齿轮大于Ｍ卷筒，即发动机所提供的力Ｆ足够提起重物。
为方便了解先将上述所得数据列成表格，一杯以后计算时使用
2.9制动器的选择
此吊车是依靠电动机的正反转来提升和卸下重物的，因而为了停止需要安装制动器，制动器是对运动者的周产生阻力距，并使轴很快停止的装置。
制动器的选择是根据吊车提升重物时其提供的阻力距大于电动机的作用在轴上的最大力矩为原则进行的。
即M制≥K×
M扭最大
K：
制动安全系数，此处去1.5属轻级
M扭最大：
被制动轴的最大转矩J
由上传动示意图可知本次方案所采用的是小齿轮轴作为被制动的轴，此轴的扭矩由之前计算可知为９６．４Ｎ／ｍ，因而可知其制动力矩
Ｍ制＝１４４．６Ｎ／ｍ
通过查《机械零件设计手册》可知，可采用电磁闸瓦制动器ＪＷＺ－２００。
其产生制动力矩为Ｍ制＝１５６．８Ｎ／ｍ，正好大于１４４．６Ｎ／ｍ，完全能够达到制动目的。
２．１０传动机构的设计和计算
（１）带传动
本次的带传动设计采用普通Ｖ带和Ｖ带轮传动，因其传动应用最广，传动比一般不超过７，带速一般为５—２５ｍ／ｓ。
已知电动机功率Ｐ＝２．２ＫＷ，转速为ｎ＝８３７ｒ／ｍｉｎ，其传动比为４，容许偏差（－５％，+５％），工作情况不过１２小时。
1）选择V带型号
通过工作表可知其工作情况系数为ＫＡ＝１．１,由功率公式得计算功率Pc=KA×
P=1.1×
2.2=2.42KW,根据Pc和n有经验表格可知选用A型普通V带。
2）确定带轮的基准直径d1,d2
由《机械零件设计手册》可以选择小带轮的基准直径d1=118mm,计算大齿轮基准直径d2=id1=118×
4=472mm.由表格其大带轮的基准直径为450mm.
取S=0.015，则实际传动比i=d2/d1/（1-0.015）=3.872,即其传动偏差小于5%，因而满足要求。
3）验算带速v
ν=3.14d1n1/60/1000=5.2m/s,即其满足5-25m/s要求
4）确定中心距a和基准带长Ld
1））初选中心距a0,根据0.7（d1+d2）≤a0≤2（d1+d2）得397.6<
a0<
1136,故初选中心距a0=400mm,复合取值范围。
2））计算初定的带长Ld
Ld1=2a0+π（d1+d2）/2+（d2-d1）×
（d2-d1）/4a0=1760.65mm.
3））其基准带长Ld,由查表可知选取1800mm.
4））实际中心距a=a0+（Ld-Ld1）/2=439.35mm,留出适当的中心调整量。
5））计算小轮包角α1
α1=180-（d2-d1）×
180/3.14a=132.4>
120,即其合适。
6））确定带的根数Z
根据公式z≥Pc/[P0]=KAP/（P0+p1）KαKL
由n和d1查表的P0=1.12KW,P1=0.1,K1=0.88,KL=0.96
算的Z>
2.34
即选用A型普通V带3根。
7））确定带的预拉力F0
由公式计算得F0=500Pc（2.5/Kα-1）/zν+qv2
通过查表得普通V带每米质量q=0.1kg/m
所以经计算F0=145.5N
8））计算作用在轴上的力FQ
由公式得FQ=2zF0sin（α1/2）
经计算得FQ=798.8N
（2）齿轮传动
已知其为开式单级外啮合直齿圆柱齿轮，载荷平稳，双向传送，小齿轮传递功率P１＝2.112KW，转速ｎ１＝209.26r/min，小齿轮传递转矩T1=96.4N/m，传动传动比i=4.75，即其齿数比ｕ＝４。
1）选取齿轮材料
由于传动无特殊要求，为方便制造，采用软齿面齿轮，根据经验及前人研究成果我们采用。
小齿轮选用40MnB钢调质，241-268HBS
大齿轮采用45钢正火，169-217HBS。
2）根据经验我们得知一对钢外啮合齿轮设计公式用
d1≥
1））选择小齿轮的齿数z1=24，则大齿轮的齿数z2=114。
2））转速不高，功率不大，选择齿轮精度为8级。
3））载荷平稳，对称布置，轴的刚度较大，取载荷综合系数K=1.2.
4））齿宽系数取0.9.
5））确定许用接触应力通过查表鸡计算得460MPa。
6））计算小齿轮分度圆直径
由上公式得d1≥69.2mm
7））计算模数m=d1/z1=69.2/24=2.88mm
通过查表的m=3mm
8））计算齿轮主要尺寸及圆周速度
分度圆直径d1=z1m=24×
3=72mm,d2=z2m=114×
3=342mm
齿顶高ha1=ha2=m=3mm,齿根高hf1=hf2=1.25m=3.75mm.
齿顶圆直径da1=d1+2ha1=72+6=78mm,da2=d1+2ha2=342+6=348mm
齿根圆直径df1=d1-2hf1=78-13.5=64.5,df2=d2-2hf2=348-13.5=334.5mm
齿距p1=p2=3.14×
3=9.24mm齿厚s1=s2=p/2=4.52mm
标准中心距a=（d1+d2）/2=207mm
圆周速度v=πd1n1/60×
10003.14×
72×
209.26/60/1000=0.8m/s,由查表可知其精度等级为9级。
3）校核齿根弯曲强度
由于齿轮在啮合过程中其主要受到弯曲应力，尤其是齿的根部受弯曲应力最大，因而要对其齿根部进行弯曲校核。
校核公式用试σF=2KT1Yfs/bm2z1≤[σF]（MPa）
1））复合齿形系数根据z1,z2查表得Yfs1=4.12Yfs2=3.96
2））确定许用弯曲应力【σF】
通过查表得σFliml=530MPa,σFlim2=360MPa.由查表得SFmin=1,故由上式得[σF1]=530MPa，[σF2]=360MPa
2））上述公式中已知K=1.2，T1=96.4N/m，m=3mm,b=58mm.
4））校核计算
σF1=2KT1YFs1/bm2z1=2×
1.2×
96.4×
4.19/58/9/72=25.79MPa<
[σF1]=530MPaYFs1
σF2=σF1YFs2/YFs1=25.79×
3.92÷
4.19=24.12MPa<
[σF2]=360MPa
由上式计算可知校核安全
（3）卷筒结构
一般人们在实际应用中通常采用圆柱形卷筒，可以做到整体铸造的，焊接的或组合的三种形式。
焊接卷筒与铸造卷筒相比，能减轻重量30%-40%，特别是单件生产时，用焊接卷筒可不用木模，还能降低成本。
此例采用组合卷筒，沿卷筒轴向联接的结构。
在大多数情况下，钢丝绳在卷筒上只绕一层。
为了引导绳索，以免钢丝绳缠绕时互相摩擦，卷筒的表面做成螺旋橹面。
只有用手驱动的卷筒或因结构上的原因，而必须用多层缠绕时才允许用光面卷筒。
卷筒的绳槽面如图所示，其几何尺寸可参照冶金工业出版社出版的《机械零件设计手册》第二版中册表24-19进行设计计算。
此例，d=6.2毫米，D卷=200毫米，D0=206.2毫米，h=2.5毫米，p=8毫米，R=4毫米，r=0.5毫米。
由于此吊车要求不高，为简化工艺也可做成光面卷筒。
工作时，钢丝绳在卷筒表面的偏斜角不能太大，否则缠绕的钢丝绳将发生疏密不均或乱扣的现象。
为此，当钢丝绳绕到卷筒两侧是，对于光面卷筒偏斜角不得大于1°
30′，即
Tgα=
也就是卷筒前面安装的第一个转向滑轮中心线到卷筒中心线的距离A要大于卷筒长度L的5倍.
L=L0+2L1+L2
式中L0---------卷筒上有螺旋槽部分的有效长度，毫米；
L0=
H最大--------最大提升高度，H最大=2000毫米；
P------------卷筒绳槽节距，P=8毫米；
L1---------卷筒端部无绳槽部分的长度，可由结构需要决定L1=59毫米。
L2----------附加长度，包括固定钢丝绳所需要的长度和为减少钢丝绳末端在卷筒上固定处（接头）的作用力的必要长度。
L2=81毫米。
L=
+L1+L2=
223.7毫米
卷筒壁厚有下列公式确定
铸造卷筒δ=0.02D卷+（6~10）mm
焊接卷筒δ=d毫米
此例确定为铸造卷筒，
δ=0.02*200+8=12毫米
钢丝绳末端在卷筒上的固定要求牢固可靠，便于装拆检查。
其中最常用的方法就是用压板和螺栓进行固接。
考虑到卷筒一端和大齿轮做轴向联接，另一端和端盖作轴向联接，故把卷筒设计成所示结构形式，其材料为ZG35
滑轮结构
此例做成实体轮。
D滑------------滑轮的名义直径，=120毫米；
D0---------------滑轮的计算直径（从钢丝绳横截面中心量得的直径）。
D0=D滑+d=126.2毫米；
α-------------滑轮的绳槽角,α=30º
~50º
3.11齿轮结构设计
此为小齿轮结构根据上文计算我们已知其分度圆直径d1=72mm，齿顶圆直径da=78mm，模数m=3，齿数z1=24，压力角α=20，内孔直径44（0，+0.03）mm，内孔长47.3mm，内孔粗糙度3.2，b=12（-0.018,-0.016）mm,d+t1=45（0.+0.2）mm,此处所用键为b×
h=12×
8mm，L=50mm
有上述计算可知大齿轮分度圆d=342mm，齿顶圆da=348mm，模数m=3，齿数z2=114,δ0=2.5m=7.5，d2=336-15=321mm,内孔直径d=62.5mm误差（0,0.03）,其内孔总长为d+t1=66.9mm误差为（0，+0.2），b=18mm误差为（-0.0215，+0.0215），此处所用键为b×
h=18×
11mm,L=50mm,d1=100mm,n=m=3mm,da=0.2（d2-d1）=44.2mm,
B=66mm,l=1.2d=120mm,c=0.1B=10mm.D0=0.5（d1+d2）=210.5mm
俩齿轮的装配图为
带轮结构
其基准直径dd2=450mm，有查表可知由于我们选用的是A型V带齿轮，所以
B=（z-1e+2f=（3-1）×
15+2×
10=50mm,da=dd+2ha=450+6=456mm,
δ=6mm,dδ=da-2h-2δ=428mm,初步设定内孔直径d=50mm公差为（0,+0.03）,内孔总长度d+t1=59.3mm公差为（0,0.2），键槽宽度b=16mm公差为（-0.061，-0.018），所选用键b×
h=16×
10mm,L=40mm,则d1=2d=110mm,L=1.5d=75mm,s=0.2B=10mm,dk=（d1+dδ）/2=274mm.
S2=20mm,
小齿轮和带轮的装配图如下图所示
上图为小带轮外形结构设计，由上述所知小带轮基准直径dd=118mm,由于其为普通V带齿轮，则da=dd+2ha=118+12=130mm,
B=（z-1）e+2f=（3-2）×
10=50mm,初步设定其内孔直径大小为d=35mm公差为（0,0.025），内孔总长d+t1=38.5mm公差为（0,0.2）,键槽宽b=10mm公差为（-0.051,-0.015），所选键为b×
h=10×
8mm,L=40mm,且d1=1.8d=1.8×
35=63mm,L=2d=2×
35=70mm,
其整体结构为如下图所示
三传动系统结构的设计
四支架结构的设计
由于我们考虑到吊车的体积比较大因此比较占空间，这一缺点使一般的吊车不适宜像一般家用电器一样被广泛应用。
因而我组设计的题目为：
可拆装式简易吊车。
众所周知，吊车之所以占空间是由于其支架的原因，而支架其绝对体积不大。
因而我们我们选择可拆装的方式主要是支架的拆装。
如有兴趣的话也可使其传动部分也可拆装，不过其传动部分体积变化不是很大而且其拆装原理和支架拆装原理类似，所以在此我们直介绍支架的拆装。
本设计的支架拆装主要采用杆件销钉相连接的方式进行拆装，以保证其简易，可操作且不费时的特点，具体请看下面的分析。
本支架按整体图从上到下大体可分为四部分
1、
上图可为第一部分和第二部分的组合其，中第一部分末端可连接一个定滑轮用以提升重物。
正如整体图所示，由于第一部分和第二部分都有销钉孔因而其可通过销钉铰接在一起。
但是第一部分和第二部分的铰接只可约束第一部分的一个自由度，根据三角形铰接的稳定性原则，我们设计在第一部分和第二部分之间用一连杆和销钉铰接组合，正如主体图所示。
这样可约束其两个自由度，用以保证其稳定性。
还有，考虑到重物的体积大小我们把第一部分设计成如上图所示，这样可以保证该滑轮向外伸出一定的距离，以保证吊车可以提升各种体积的重物。
具体操作只要选取不同的销钉孔和第二部分铰接即可。
考虑到其受力的均匀性及应力不集中的原则，我们把一些销钉孔设计成有倒角的形式，如图所示。
2
其局部装配图如下图所示
由于我组考虑到当把重物提升到所需要的高度时，我们可能会遇到这样的问题：
重物的距离超过我们手臂能达到的范围，我们取下重物不是很方便。
所以我们设计成如上图所示结构。
第三部分部分实际上是一个滑动轴承式的套筒。
第二部分下部可看做成一轴，通过设计成合理的尺寸这样二者就可以结合，类似自行车的前把可自由旋转的结构。
因而该设计也可360度自由旋转。
这样就可保证重物提升到一定高度时，把重物旋转到我们方便提取的位置。
同时为了保证其在工作过程中保持没有相对移动，我们在两个部件上设计了销钉孔，以保证工作要求。
3
由于考虑到支架的支撑问题我们设计了如上图所示的结构。
正如我们在整体图上所看到的那样真个支架是由三条“腿”支撑的，这是因为考虑到三角形的稳定性所以才有此设计。
正如我们的一贯作风，我们喜欢把两个构建通过销钉和销钉孔来铰接这主要是考虑到拆装的方便性和可行性。
同时考虑到其经济性，我们在每个杆件上都打有小孔，这样既可节省材料又可以符合力学要求。
虽然在结构设计上其支撑杆件的受力不存在力矩，但考虑到其在实际操作中可能会受到的弯曲应力，我们把其设计成上图所示的矩形结构。
4
如上图所示，这是
升级会员 