【塔式起重機(jī)變幅機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)15000字（論文）】

塔式起重機(jī)變幅機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)摘要本畢業(yè)設(shè)計(jì)是一個(gè)塔式起重機(jī)變幅機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)。首先，對(duì)塔式起重機(jī)變幅機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)作了簡(jiǎn)單的概述；接著分析和塔式起重機(jī)變幅機(jī)構(gòu)綜合設(shè)計(jì)計(jì)算方法的選擇原則；然后根據(jù)這些設(shè)計(jì)準(zhǔn)則與計(jì)算基礎(chǔ)的設(shè)計(jì)。本次設(shè)計(jì)中的QTZ50塔式起重機(jī)是一種常見(jiàn)的起重機(jī)構(gòu)，廣泛應(yīng)用于我國(guó)施工現(xiàn)場(chǎng)。布局合理，結(jié)構(gòu)干凈整潔，使用方便，工作效率高。QTZ50塔式起重機(jī)的主要的變幅方式是通過(guò)對(duì)變幅小車(chē)的牽引，實(shí)現(xiàn)塔式起重機(jī)工作幅度的變化，從而改變作業(yè)半徑。這種變幅方式的特點(diǎn)是反應(yīng)速度相對(duì)較快，更節(jié)省動(dòng)力。但缺點(diǎn)是只能進(jìn)行水平方向的變幅。變幅機(jī)構(gòu)主要由減速器，電機(jī)，工作機(jī)組成。其中減速器為本次設(shè)計(jì)計(jì)算的主要設(shè)計(jì)部分。變幅機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)：1.鋼絲繩的設(shè)計(jì)。2工作機(jī)（卷筒）設(shè)計(jì)。3電動(dòng)機(jī)的選擇。4減速器設(shè)計(jì)計(jì)算與校核。5變幅小車(chē)的尺寸設(shè)計(jì)和強(qiáng)度校核。這次變幅機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)代表了設(shè)計(jì)的一般過(guò)程，也是對(duì)我專(zhuān)業(yè)知識(shí)的考驗(yàn)，對(duì)今后的設(shè)計(jì)工作的選擇有一定的參考價(jià)值。關(guān)鍵詞：塔式起重機(jī)；變幅；牽引小車(chē)目錄TOC\o"1-3"\h\u7013摘要 113606引言 1117781緒論 2304571.1塔式起重機(jī)的定義 26091.2塔式起重機(jī)國(guó)內(nèi)發(fā)展概況 2272491.3未來(lái)發(fā)展趨勢(shì) 371311.4設(shè)計(jì)內(nèi)容 3290552變幅機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算 4324772.1設(shè)計(jì)要求 420692.1.1初始參數(shù) 49932.1.2變幅結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 420032.2變幅機(jī)構(gòu)變幅力計(jì)算 474052.2電機(jī)的選擇 697253變幅機(jī)構(gòu)主要零件設(shè)計(jì)計(jì)算 7287083.1變幅小車(chē)的車(chē)輪與軌道 7261953.2變幅機(jī)構(gòu)鋼絲繩的選擇 8142843.2.1鋼絲繩的型號(hào)選擇 8208683.2.2鋼絲繩具體參數(shù)確定 870153.3卷筒設(shè)計(jì)計(jì)算 9297723.3.1卷筒尺寸設(shè)計(jì) 948323.3.2卷簡(jiǎn)長(zhǎng)度的計(jì)算 952553.4減速器參數(shù)設(shè)計(jì) 10112283.4.1確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 10132353.4.2減速器各軸功率計(jì)算 1027173.5傳動(dòng)齒輪的設(shè)計(jì) 12293743.5.1高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 1228623.5.2低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 16187103.6傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì) 21196233.6.1輸入軸的設(shè)計(jì) 21208123.6.2中間軸的設(shè)計(jì) 22327083.6.3輸出軸的設(shè)計(jì) 26163373.7減速器密封 28233504強(qiáng)度校核 28318924.1驗(yàn)算車(chē)輪的疲勞強(qiáng)度 28274614.2鋼絲繩的校核選定 29241974.3卷筒校核 29245114.4減速器校核 30164634.4.1輸入軸鍵選擇與校核 30210794.4.2中間軸鍵選擇與校核 3081344.4.3輸出軸鍵選擇與校核 3143054.5軸承的選擇及校核計(jì)算 31178834.5.1輸入軸的軸承計(jì)算與校核 3145254.5.2中間軸的軸承計(jì)算與校核 3289804.5.3輸出軸的軸承計(jì)算與校核 32120934.6聯(lián)軸器的選擇與校核 32114784.6.1輸入軸處聯(lián)軸器 32256644.6.2輸出軸處聯(lián)軸器 33107654.7齒輪校核 33241854.7.1校核高速級(jí)齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 3345884.7.2校核低速級(jí)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 3579004.8軸校核 37301764.8.1輸入軸的受力分析和校核 37236224.8.2中間軸的受力分析和校核 38307014.8.3輸出軸的受力分析和校核: 40176315經(jīng)濟(jì)技術(shù)性分析 416405設(shè)計(jì)總結(jié) 4323441參考文獻(xiàn) 43––PAGE24–引言本次設(shè)計(jì)計(jì)算的題目是QTZ50塔式起重機(jī)變幅機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)。本次的設(shè)計(jì)方案大體為變幅機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，變幅機(jī)構(gòu)的零部件設(shè)計(jì)，以及變幅機(jī)構(gòu)的主體設(shè)計(jì)，最后進(jìn)行整體到局部的強(qiáng)度校核。本次主要使用的設(shè)計(jì)方法是是根據(jù)傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)理論進(jìn)行設(shè)計(jì)。主要是通過(guò)經(jīng)驗(yàn)來(lái)判斷，以標(biāo)準(zhǔn)的公式，長(zhǎng)期的實(shí)踐理論得出來(lái)的圖表以及設(shè)計(jì)手冊(cè)為基礎(chǔ)，進(jìn)行類(lèi)比式的設(shè)計(jì)計(jì)算。設(shè)計(jì)之前，我需要先弄清楚塔式起重機(jī)中變幅機(jī)構(gòu)的基礎(chǔ)概念：變幅機(jī)構(gòu)的改變起重機(jī)的幅度，也就是改變起吊位置（吊鉤）和起重機(jī)回轉(zhuǎn)中心的間距，從而改變起重機(jī)作業(yè)半徑的改變。至此，我們需要通過(guò)查詢(xún)資料，進(jìn)一步了解現(xiàn)在市面上普遍的塔式起重機(jī)的變幅機(jī)構(gòu)的基本模式。通過(guò)信息的檢索，了解變幅機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)需求，分析變幅機(jī)構(gòu)的工作原理。通過(guò)經(jīng)驗(yàn)公式和資料的分析，進(jìn)行合理的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，同時(shí)需要兼顧機(jī)械的可靠性和合理性。例如強(qiáng)度校核，失效性分析等計(jì)算。本次設(shè)計(jì)計(jì)算的重點(diǎn)為變幅機(jī)構(gòu)的主體設(shè)計(jì)。其中，主體部分的減速器為主要設(shè)計(jì)對(duì)象。其設(shè)計(jì)難點(diǎn)是多個(gè)軸的尺寸設(shè)計(jì)以及受力分析，強(qiáng)度校核，以及齒輪的參數(shù)設(shè)計(jì)等較為復(fù)雜而繁瑣的計(jì)算。較為可靠的解決方法是通過(guò)對(duì)于設(shè)計(jì)手冊(cè)的合理利用，學(xué)習(xí)參考，正確引證，加上自身的盡可能精確的計(jì)算過(guò)程，以及通過(guò)其他手段，例如求助畢業(yè)導(dǎo)師來(lái)獲得正確的思路和合理的引導(dǎo)。通過(guò)這些方式，這個(gè)難題便可迎刃而解。對(duì)于本次設(shè)計(jì)計(jì)算的理解，我認(rèn)為塔式起重機(jī)，作為工程機(jī)械中不可或缺的一員，而且國(guó)內(nèi)基礎(chǔ)建設(shè)飛速發(fā)展的同時(shí)，都起著至關(guān)重要的作用。不論是過(guò)去，我國(guó)對(duì)國(guó)外的塔吊進(jìn)行仿測(cè)與學(xué)習(xí)，還是如今國(guó)力增強(qiáng)，自主研發(fā)，我國(guó)在塔式起重機(jī)上一直在進(jìn)步。所以塔式起重機(jī)上重要的變幅機(jī)構(gòu)，也是未來(lái)我國(guó)大力發(fā)展的對(duì)象之一。相信在未來(lái)，我國(guó)的工程機(jī)械會(huì)蓬勃發(fā)展，縮短與發(fā)達(dá)國(guó)家的差距，突破技術(shù)瓶頸，打破西方國(guó)家的技術(shù)封鎖。最后，關(guān)于本次畢業(yè)設(shè)計(jì)，我認(rèn)為是對(duì)我四年學(xué)習(xí)的檢驗(yàn)，也是一次新的學(xué)習(xí)和對(duì)機(jī)械這個(gè)學(xué)科的一次新的認(rèn)知。1緒論1.1塔式起重機(jī)的定義塔式起重機(jī)簡(jiǎn)稱(chēng)塔機(jī),亦可直接簡(jiǎn)稱(chēng)塔吊,起源于西歐。是一種擁有高達(dá)幾十米的塔身且配有極長(zhǎng)動(dòng)臂的起重機(jī)。作業(yè)設(shè)備場(chǎng)地廣且空間大,主要功能是通過(guò)自身的高度優(yōu)勢(shì)和強(qiáng)力的起升機(jī)構(gòu)，對(duì)數(shù)量大，重量大的材料進(jìn)行長(zhǎng)距離和極高高度的運(yùn)輸和吊裝。塔機(jī)主體采用鋼結(jié)構(gòu)，主要控制，傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，電氣系統(tǒng)三個(gè)大部分組成。塔的主體部分包括塔身、動(dòng)臂和位于主塔身的底座等。工作臺(tái)的傳動(dòng)控制機(jī)構(gòu)主要組成有起升、變幅、回轉(zhuǎn)和自動(dòng)高速行走四個(gè)軸三大部分。電氣系統(tǒng)主要產(chǎn)品包括使用燃?xì)庠畹碾妱?dòng)機(jī)、控制器、配電柜、連接器的供電線路、信號(hào)及開(kāi)關(guān)燈光燈的照明以及控制驅(qū)動(dòng)裝置等。換言之，隨著國(guó)內(nèi)科技的迅速發(fā)展,國(guó)內(nèi)各種先進(jìn)的電氣和機(jī)械技術(shù)正漸漸應(yīng)用在起重機(jī)上,塔式起重機(jī)的自動(dòng)化程度越來(lái)越高,結(jié)構(gòu)也越發(fā)簡(jiǎn)單,性能愈加可靠,起重量越來(lái)越大,品種也越來(lái)越全。1.2塔式起重機(jī)國(guó)內(nèi)發(fā)展概況到今天，中國(guó)的塔式起重機(jī)產(chǎn)業(yè)與創(chuàng)新研發(fā)已有40多年的發(fā)展歷史,經(jīng)歷了一個(gè)從無(wú)到有，從有到自主研發(fā)，從學(xué)習(xí)到自主設(shè)計(jì)，從模仿到走出國(guó)門(mén)，從追趕西方發(fā)達(dá)國(guó)家的腳步到支援外國(guó)基礎(chǔ)建設(shè)的時(shí)代。上世紀(jì)開(kāi)國(guó)初期,為滿足發(fā)展中國(guó)家國(guó)民經(jīng)濟(jì)基礎(chǔ)社會(huì)建設(shè),中國(guó)通過(guò)學(xué)習(xí)前蘇聯(lián)及歐洲發(fā)達(dá)國(guó)家的塔式起重機(jī),進(jìn)行了大量仿制。這段時(shí)期中國(guó)工廠還不具備生產(chǎn)整個(gè)塔式起重機(jī)的能力。改革開(kāi)放前期,由于我國(guó)高層建筑的逐漸增多，國(guó)內(nèi)的塔式起重機(jī)開(kāi)始使用了內(nèi)部自動(dòng)爬升式和外部附著式的模式,并在各種工作機(jī)構(gòu)中廣泛學(xué)習(xí)了國(guó)外比較先進(jìn)的制動(dòng)技術(shù),如直流高壓電機(jī)自動(dòng)調(diào)速、可控多晶硅電機(jī)調(diào)速、渦流電機(jī)制動(dòng)器。在回轉(zhuǎn)和高速運(yùn)行傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中還可安裝液力耦合器等。改革開(kāi)放時(shí)期，塔式起重機(jī)的作用逐漸增多。塔式起重機(jī)的最大起升高度，最大起吊量有了顯著的提高。為了充分滿足不同市場(chǎng)個(gè)體各方面的不同要求,塔式起重機(jī)又向一種機(jī)器多種用途型的方向迅速發(fā)展。改革開(kāi)放后期，中國(guó)塔式汽車(chē)起重機(jī)已經(jīng)進(jìn)入創(chuàng)新領(lǐng)域不斷擴(kuò)大、新品種不斷增多的新發(fā)展階段。––PAGE24–上世紀(jì)末，中國(guó)塔式復(fù)合起重機(jī)相繼逐步發(fā)展成如今多種類(lèi)型，并出現(xiàn)了不少的最新技術(shù)產(chǎn)品,主要機(jī)型有qtz100、qtz120等自動(dòng)快速爬升式塔式起重機(jī),這些最新技術(shù)產(chǎn)品在機(jī)體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)性能以及質(zhì)量控制方面已基本完全接近國(guó)外70年代的最新產(chǎn)品設(shè)計(jì)水平,這一時(shí)期的最高計(jì)劃年產(chǎn)量已發(fā)展到達(dá)1400臺(tái)?，F(xiàn)如今，國(guó)內(nèi)的塔式起重機(jī)已經(jīng)走出了國(guó)門(mén)，走向了世界，例如阿拉伯進(jìn)口我國(guó)的T2850-120V超大型塔式起重機(jī)，是目前國(guó)內(nèi)最大噸位出口塔式起重機(jī)。1.3未來(lái)發(fā)展趨勢(shì)現(xiàn)在的塔吊技術(shù)最新的發(fā)展方向是控制電子化，操作數(shù)字化，控制智能化，功能多樣化。設(shè)計(jì)上的發(fā)展方向是中小型塔式起重機(jī)逐漸平頭化，變幅機(jī)構(gòu)使用牽引式變幅小車(chē)；而大中型，大型塔式起重機(jī)則逐漸動(dòng)臂化，因?yàn)榇筘?fù)載情況下，動(dòng)臂變幅可以讓塔身受到的力矩變小。稱(chēng)量裝置是用來(lái)象是起重機(jī)吊物品具體重量的裝置。1.從橋架上講有正軌箱形梁和斜軌箱形梁兩種。2.從傳動(dòng)機(jī)構(gòu)上講，老式的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)是采用齒輪連接，新式的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)采用的是梅3.梅花狀彈性聯(lián)軸器，直接與車(chē)輪聯(lián)接，中間加個(gè)方向聯(lián)軸節(jié)。4.新型操縱方式：如遙控吊車(chē)，人可以無(wú)線操縱起升高度過(guò)高，可直接地面操縱。5.自動(dòng)取物裝置采用計(jì)算機(jī)控制，傳感器控制。6.設(shè)計(jì)采用ZAD縮短設(shè)計(jì)周期。1.4設(shè)計(jì)內(nèi)容本次畢業(yè)設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容是QTz50塔式起重機(jī)的變幅機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算。首先需要對(duì)變幅機(jī)構(gòu)的整體進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，其次需要進(jìn)行零部件設(shè)計(jì)，然后對(duì)變幅機(jī)構(gòu)的主體，即減速器，電機(jī)，工作機(jī)（卷筒）三合一的機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，最后通過(guò)經(jīng)驗(yàn)公式最全部設(shè)計(jì)內(nèi)容進(jìn)行強(qiáng)度校核。2變幅機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算2.1設(shè)計(jì)要求2.1.1初始參數(shù)最大起重量：5t最大起升高度：50m額定起重力矩：500t.m變幅自重小車(chē)：230kg變幅運(yùn)行速度：36.8m/min整機(jī)工作級(jí)別：A4變幅機(jī)構(gòu)工作級(jí)別利用等級(jí):M32.1.2變幅結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)變幅機(jī)構(gòu)由牽引機(jī)構(gòu)和牽引小車(chē)組成，其中牽引機(jī)構(gòu)由電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)卷筒轉(zhuǎn)動(dòng)，通過(guò)減速器使電機(jī)與卷筒相連，帶動(dòng)滾筒上的鋼絲繩，控制變幅小車(chē)在起重吊臂的軌道上進(jìn)行移動(dòng)，從而實(shí)現(xiàn)起重機(jī)作業(yè)半徑的改變。已知QTZ50塔式起重機(jī)變幅速度為36.8m/min，設(shè)計(jì)牽引機(jī)構(gòu)具體參數(shù)與變幅小車(chē)結(jié)構(gòu)參數(shù)2.2變幅機(jī)構(gòu)變幅力計(jì)算（1）變幅機(jī)構(gòu)鋼絲繩受力計(jì)算P=式中：P-為鋼絲繩所受變幅力P0-為P阻-為P風(fēng)-P回轉(zhuǎn)-P坡-（2）小車(chē)滿載運(yùn)行時(shí)的最大摩擦阻力P0=式中：Q-小車(chē)的重量K-附加摩擦阻力系數(shù)=1.5q-起升載荷重量=5tk-滾動(dòng)摩擦系數(shù)(k=0.025)d-軸承內(nèi)徑(d=2.5cm)μ-軸承摩擦系數(shù)(μ=0.015)D-車(chē)輪直徑=250mm實(shí)際計(jì)算得：`P0=27.5kg（3）P阻為滑輪組效率導(dǎo)致的阻力：

P式中：α-為起升滑輪組的倍率=4o-為起升滑輪組的效率=0.95n-為導(dǎo)向滑輪的效率=0.98實(shí)際計(jì)算得：P阻=7.38kg（4）P風(fēng)為風(fēng)致載荷：

P式中：c-風(fēng)載體型系數(shù)取1.3p-工作狀態(tài)時(shí)標(biāo)準(zhǔn)風(fēng)壓10mpaA-為正面迎風(fēng)面=F式中：F1-第一片枯架的輪廓面積計(jì)算取0.04m2F2-第二片析架的輪廓面積0.2m2Ψ1-第一片析架的充滿系數(shù)0.61Ψ2-第二片格架的充滿系數(shù)0.48y-折減系數(shù)0.063計(jì)算得正面迎風(fēng)面積A=F1φ吊物擋風(fēng)面積取2m2計(jì)算得：P風(fēng)=1.3x10x2.0852=56.51kg（5）塔吊回轉(zhuǎn)時(shí)臂架系統(tǒng)的徑向離心力引起的變幅阻力P式中：n為回轉(zhuǎn)速度0.7r/minR為變幅輻度50mL為臂展計(jì)算得：P回轉(zhuǎn)=0.0748kg（6）坡度阻力

P式中：k坡為坡度阻力系數(shù)=0.002計(jì)算得：P坡=0.055kg綜上：鋼絲繩所受變幅力P=92.4kg2.2電機(jī)的選擇（1）計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率a=0.994×0.992×0.992=0.92式中：1為軸承的效率2為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,3為聯(lián)軸器的效率v為圓周速度=36.8m/min工作機(jī)卷筒的功率

P計(jì)算得：Pw電動(dòng)機(jī)所需工作功率為

P計(jì)算得：Pd工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為

n=計(jì)算得：n=56.6查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》后，設(shè)二級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比i=8~40，傳動(dòng)比適合的范圍為ia=8~40，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的建議范圍為nd=ia×n=452.8~2268r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y132M1-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為4KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。3變幅機(jī)構(gòu)主要零件設(shè)計(jì)計(jì)算3.1變幅小車(chē)的車(chē)輪與軌道根據(jù)《起重機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)》，選用踏面車(chē)輪，因吊臂本身結(jié)構(gòu)特殊，選擇單輪緣車(chē)輪，采用圓柱形設(shè)計(jì)。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，設(shè)計(jì)取輪直徑250mm。為了提高車(chē)輪的使用壽命，車(chē)輪踏面與輪緣內(nèi)側(cè)需要進(jìn)行熱處理，表面強(qiáng)度能夠達(dá)到300-380HB，處理的深度則必須要大于15-20mm。綜上所述，最終考慮選擇ZG310-570材料，其硬度可達(dá)HB=320。又因?yàn)檐?chē)輪壓Pmax＝5230kg，所以選擇使用p24式軌道，又因?yàn)殇撥夗敳堪惭b車(chē)輪傾斜的圓弧，且起重機(jī)存在水平偏差的情況下具有達(dá)標(biāo)的強(qiáng)度，使用壽命長(zhǎng)，同時(shí)軌道頂部應(yīng)具有足夠的寬度，以減少對(duì)壓力帶來(lái)的壓強(qiáng)，使整體具有足夠的強(qiáng)度，所以不再檢查強(qiáng)度。3.2變幅機(jī)構(gòu)鋼絲繩的選擇3.2.1鋼絲繩的型號(hào)選擇根據(jù)《起重機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)》表3-1-1，本次設(shè)計(jì)計(jì)算為QTZ50變幅機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算，通過(guò)表格，選用6W19鋼絲繩。3.2.2鋼絲繩具體參數(shù)確定（1）通過(guò)安全系數(shù)計(jì)算鋼絲繩型號(hào)，計(jì)算公式為：F=S·n/Ψ

式中：F-鋼絲繩破斷力的總和S:鋼絲工作時(shí)所受最大拉力Nn:安全系數(shù)=4.0（根據(jù)《起重機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)》表3-1-2）Ψ:鋼絲繩破斷力換算系數(shù)=0.85計(jì)算鋼絲繩拉力可視小車(chē)在連接鋼絲繩時(shí)為滑輪組，拉力公式為：S=式中：m-小車(chē)滑輪組倍率=4P-鋼絲繩最大載荷=100kgS=100×g/4=250kg所以計(jì)算得Fs≥4×250/0.85=1176kgf（2）查表選鋼絲繩直徑14.5鋼絲1.1mm,鋼絲繩公稱(chēng)拉強(qiáng)度為1550kgf/mm2，破斷力總和為1380kgf，所以選定鋼絲繩6W19-14.5-1550-右交。3.3卷筒設(shè)計(jì)計(jì)算3.3.1卷筒尺寸設(shè)計(jì)（1）設(shè)計(jì)計(jì)算卷簡(jiǎn)直徑D，已知QTZ50塔式起重機(jī)變幅機(jī)構(gòu)工作級(jí)別為M3，所以根據(jù)《起重機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)》，筒繩直徑比取e=14.（2）卷筒的名義直徑：D=（e-1）d=188.5mm，取200mm式中：e-卷筒直徑與鋼絲繩直徑比d-鋼絲繩真徑（3）繩槽半徑：R=0.56d=8mm（4）標(biāo)準(zhǔn)槽深：C=0.3d=5mm（5）標(biāo)準(zhǔn)節(jié)距：p=d+（2-4mm）=15mm（6）卷簡(jiǎn)厚度：δ=d=14.5m3.3.2卷簡(jiǎn)長(zhǎng)度的計(jì)算（1）因?yàn)樾≤?chē)需要來(lái)回移動(dòng)，故要選用雙聯(lián)滾筒，所以鋼絲繩長(zhǎng)度應(yīng)約等于2倍臂展。L=2設(shè)鋼絲繩卷?yè)P(yáng)余量為5m，則L=10500mm鋼絲繩卷繞公式：L=圈數(shù)：E=L/單層鋼絲繩纏繞直徑:D計(jì)算得E=16圈（2）變幅機(jī)構(gòu)采用雙聯(lián)卷筒L=2(L0+L1+LL2-固定鋼絲繩所需長(zhǎng)度取3dL0-卷繞長(zhǎng)度=31dLρ-左右螺旋槽卷繞長(zhǎng)度其中：Lρ=L?2式中：Hmax=50mm:滑輪組倍率=4其中Lp計(jì)算后取20mm，允許偏角不大于3.5°，取2°計(jì)算卷筒設(shè)計(jì)長(zhǎng)度：L=74p+20=1100mm3.4減速器參數(shù)設(shè)計(jì)3.4.1確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比：由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為

i計(jì)算得：13.4（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為

i計(jì)算得4.15則低速級(jí)的傳動(dòng)比為

i計(jì)算得減速器各軸功率計(jì)算（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：

n中間軸：

n輸出軸：

n工作機(jī)軸：

n（2)各軸輸入功率:輸入軸：

P中間軸：

P輸出軸：

P工作機(jī)軸：

P（3）各軸輸出功率：輸入軸：

P中間軸：

P輸出軸：

P工作機(jī)軸：

P（4）各軸輸入轉(zhuǎn)矩:電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩：

T輸入軸：

T中間軸：

T輸出軸：

T工作機(jī)軸：

T（5）各軸輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：

T中間軸：

T輸出軸：

T工作機(jī)軸：

T3.5傳動(dòng)齒輪的設(shè)計(jì)3.5.1高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理，硬度設(shè)計(jì)為280HBS，大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度設(shè)計(jì)為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度（3）選小齒輪齒數(shù)Z1=25，大齒輪齒數(shù)Z2=25×4.17=104.25，取Z2=104（4）初選螺旋角=16°（5）壓力角=20°2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d1）確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KHt=1.3。②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T計(jì)算得：34.42Nm③選取齒寬系數(shù)φd=1。④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.44。⑤查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》得材料的彈性影響系數(shù)Z⑥計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。端面壓力角：α計(jì)算得：20.561°端面重合度：ε計(jì)算得1.67軸向重合度：ε計(jì)算得1.98重合度系數(shù)：Z計(jì)算得0.654⑦由式可得螺旋角系數(shù)Z計(jì)算得0.985⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[H]查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N計(jì)算得：2.76×N計(jì)算得：6.63×查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1=0.87、KHN2=0.89。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,許用應(yīng)力公式為:σ計(jì)算得：522MPaσ計(jì)算得：489.5MPa取[H]1和[H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即σ2）試算小齒輪分度圓直徑d計(jì)算得：34.542mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度vv=計(jì)算得:1.74m╱s②齒寬bb=計(jì)算得：34.542mm計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①由表查得使用系數(shù)KA=1.25。②根據(jù)v=1.74m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.1。③齒輪的圓周力F計(jì)算得：1992.936NK查表得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.4。④由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)布置時(shí)，KH=1.252。則載荷系數(shù)為：K=計(jì)算得2.4可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d計(jì)算得：42.433mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)m計(jì)算得：1.647mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值mn=2mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a=計(jì)算得：132.945mm中心距經(jīng)過(guò)圓整后，設(shè)為a=135mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角β=arccos計(jì)算得：17.155°換算得：=17°9′18″（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d計(jì)算得：52.d計(jì)算得：217.（4）計(jì)算齒輪寬度b=計(jì)算得：52.326mm取b2=53mm、b1=58mm。4.設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)Z1=25、Z2=104，模數(shù)mn=2mm，壓力角=20°，螺旋角=17.155°=17°9′18″，中心距a=135mm，齒寬b1=58mm、b2=53mm。整體設(shè)計(jì)尺寸見(jiàn)表3.1。表3.1高速級(jí)齒輪參數(shù)代號(hào)名稱(chēng)高速級(jí)小齒輪高速級(jí)大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z25104螺旋角β左17°9′18″右17°9′18″齒寬b58mm53mm分度圓直徑d53.576mm217.415mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)a2mm2mm齒根高h(yuǎn)f2.5mm2.5mm全齒高h(yuǎn)4.5mm4.5mm齒頂圓直徑da56.576mm221.415mm齒根圓直徑df47.576mm212.415mm3.5.2低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級(jí)，材料及齒數(shù)（1）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)Z3=26，大齒輪齒數(shù)Z4=26×3.21=83.5，取Z4=83。（4）初選螺旋角=13°。（5）壓力角=20°。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d3確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KHt=1.3。②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T計(jì)算得：137.72Nm③選取齒寬系數(shù)φd=1。④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.45。⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)Z⑥計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。端面壓力角：α計(jì)算得：20.482°端面重合度：ε計(jì)算得：=1.664軸向重合度：ε計(jì)算得：1.911重合度系數(shù)：Z計(jì)算得：0.663⑦由式可得螺旋角系數(shù)Z計(jì)算得：0.987⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[H]查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N計(jì)算得：6.63×N計(jì)算得：2.07×查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1=0.89、KHN2=0.91。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得:σ計(jì)算得：534MPaσ計(jì)算得：500.5MPa取[H]1和[H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即σ試算小齒輪分度圓直徑d3計(jì)算得：55.784mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度vv=計(jì)算得：0.67m②齒寬bb=計(jì)算得：55.784mm計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①由表查得使用系數(shù)KA=1.25。②根據(jù)v=0.67m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.05。③齒輪的圓周力F計(jì)算得：4937.617NK查表得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.4。④由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)布置時(shí)，KH=1.455。則載荷系數(shù)為：K=計(jì)算得：2.674可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d計(jì)算得：70.944mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)m計(jì)算得：2.659mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值mn=3mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a=計(jì)算得：167.796mm，中心距圓整為a=170mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角β=arccos計(jì)算得：15.903°即：=15°54′11″（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d計(jì)算得：81.101mmd計(jì)算得：258.899mm（4）計(jì)算齒輪寬度b=取b4=82mm、b3=87mm。4.主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)Z3=26、Z4=83，模數(shù)mn=3mm，壓力角=20°，螺旋角=15.903°即15°54′11″，中心距a=170mm，齒寬b3=87mm、b4=82mm。具體參數(shù)如表3.2表3.2低速級(jí)齒輪參數(shù)代號(hào)名稱(chēng)低速級(jí)小齒輪低速級(jí)大齒輪模數(shù)m3mm3mm齒數(shù)z2683螺旋角β左15°54′11″右15°54′11″齒寬b87mm82mm分度圓直徑d81.101mm258.899mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)a3mm3mm齒根高h(yuǎn)f3.75mm3.75mm全齒高h(yuǎn)6.75mm6.75mm齒頂圓直徑da87.101mm264.899mm齒根圓直徑df73.601mm251.399mm3.6傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)3.6.1輸入軸的設(shè)計(jì)1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1=3.5KWn1=960r/minT1=34.42Nm2.求作用在齒輪上的力已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:d1=52.326mm則:F計(jì)算得：1315.6NF計(jì)算得：501.1NF計(jì)算得：405.9N3.初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取:A0=112，于是得d計(jì)算得：17.2mm輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取KA=1.5，則:T按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩的條件，同時(shí)兼顧電機(jī)軸直徑38mm，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T4323-2002或手冊(cè)，選用LT5型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為32mm故取d12=32mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為60mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.軸的尺寸設(shè)計(jì)因?yàn)樵谳斎胼S上我們需要放置一個(gè)聯(lián)軸器，并將其進(jìn)行定位,在輸入軸的右側(cè)設(shè)計(jì)一個(gè)軸肩,設(shè)計(jì)軸肩尺寸為直徑38mm。為方便軸承處的端蓋便于拆卸，擋圈處的軸端設(shè)計(jì)為50mm，此設(shè)計(jì)的目的是為了使端蓋與聯(lián)軸器有一定間距。半聯(lián)軸器與軸配合長(zhǎng)度取l=60mm,,所以輸入軸部分稍微取短，所以取58mm，來(lái)保證擋圈與軸有一定間隙，不會(huì)導(dǎo)致?lián)跞佑|到軸而影響軸的轉(zhuǎn)動(dòng)。初步設(shè)計(jì)選擇的是滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故一般選用角接觸球軸承。參照軸承尺寸設(shè)計(jì)軸承段的軸，由于在軸承廠的產(chǎn)品目錄中可以選擇角度為接觸型和球型的軸承7208c,其連接尺寸為c×d×d×t=40×80×18mm,所以軸承段直徑取40mm。軸承的軸向定位，需要根據(jù)擋油環(huán)來(lái)進(jìn)行。由于在《機(jī)械設(shè)計(jì)》上可以查得7208c型滾動(dòng)軸承的軸承定位高度h=3.5mm,因此,根據(jù)軸承端的尺寸，軸中間部分設(shè)計(jì)為直徑47mm。由于本次設(shè)計(jì)的傳動(dòng)齒輪相當(dāng)于傳動(dòng)軸來(lái)說(shuō)直徑較小,為了能夠充分保證兩個(gè)傳動(dòng)齒有著足夠的強(qiáng)度，故應(yīng)將齒輪與軸互相組合起來(lái)，做成兩個(gè)連為一體的齒輪軸。所以齒輪處的軸設(shè)計(jì)為長(zhǎng)58mm，直徑54mm在減速器的箱體中，軸與箱體需要有一定間距，齒輪也需要有足夠的空間。低速與高速的小齒輪間距設(shè)計(jì)為12mm?？紤]到箱體為鑄造成型，精細(xì)度不足，需要額外的余量來(lái)保證間距。設(shè)軸承余量為8mm，設(shè)齒輪余量為16mm。軸中間長(zhǎng)設(shè)計(jì)為87+12+16+8-15=108mm（15為油環(huán)寬）至此,已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。3.6.2中間軸的設(shè)計(jì)1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2=3.32KWn2=230.22r/minT2=137.72Nm2.求作用在齒輪上的力已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為：d2=217.675mm則:F計(jì)算得：1265.4NF計(jì)算得：482NF計(jì)算得：390.4N已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為：d3=81.101mm則:F計(jì)算得：3396.3NF計(jì)算得：1285.3NF計(jì)算得：967.1N3.初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，?。篈0=107，得:d4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度初步設(shè)計(jì)選擇的是滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故一般選用角接觸球軸承。參照軸承尺寸設(shè)計(jì)軸承段的軸，由于在軸承廠的產(chǎn)品目錄中可以選擇角度為接觸型和球型的軸承72098c,其連接尺寸為c×d×d×t=45×85×19mm，所以?xún)啥溯S承段直徑取45mm。軸承的軸向定位，需要根據(jù)擋油環(huán)來(lái)進(jìn)行。由于在《機(jī)械設(shè)計(jì)》上可以查得7209C型滾動(dòng)軸承的軸承定位高度h=3.5mm,因此,根據(jù)軸承端的尺寸，軸中間部分設(shè)計(jì)為直徑47mm。由于本次設(shè)計(jì)的傳動(dòng)齒輪相當(dāng)于傳動(dòng)軸來(lái)說(shuō)直徑較小,為了能夠充分保證兩個(gè)傳動(dòng)齒有著足夠的強(qiáng)度，故應(yīng)將齒輪與軸互相組合起來(lái)，做成兩個(gè)連為一體的齒輪軸。所以齒輪處的軸設(shè)計(jì)為長(zhǎng)87mm，直徑85mm在減速器的箱體中，軸與箱體需要有一定間距，齒輪也需要有足夠的空間。低速與高速的小齒輪間距設(shè)計(jì)為12mm?？紤]到箱體為鑄造成型，精細(xì)度不足，需要額外的余量來(lái)保證間距。設(shè)軸承余量為8mm，設(shè)齒輪余量為16mm。軸中間段設(shè)計(jì)為19+16+8+2=45mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。3.6.3輸出軸的設(shè)計(jì)1.求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P3=3.19KWn3=71.72r/minT3=424.77Nm2.求作用在齒輪上的力已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:d4=258.899mm則:F計(jì)算得：3281.4NF計(jì)算得：1241.8NF計(jì)算得：934.4N3.初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取:A0=112，于是得d輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT3，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取KA=1.5，則:T按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T4323-2002或手冊(cè)，選用LT8型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為45mm故取d12=45mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為84mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度因?yàn)樵谳敵鲚S上我們需要放置一個(gè)聯(lián)軸器，并將其進(jìn)行定位,在輸出軸的右側(cè)設(shè)計(jì)一個(gè)軸肩,設(shè)計(jì)軸肩尺寸為直徑51mm。為方便軸承處的端蓋便于拆卸，擋圈處的軸端設(shè)計(jì)為55mm，此設(shè)計(jì)的目的是為了使端蓋與聯(lián)軸器有一定間距。半聯(lián)軸器與軸配合長(zhǎng)度取l=84mm,,所以輸入軸部分稍微取短，所以取82mm，來(lái)保證擋圈與軸有一定間隙，不會(huì)導(dǎo)致?lián)跞佑|到軸而影響軸的轉(zhuǎn)動(dòng)。初步設(shè)計(jì)選擇的是滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故一般選用角接觸球軸承。參照軸承尺寸設(shè)計(jì)軸承段的軸，由于在軸承廠的產(chǎn)品目錄中可以選擇角度為接觸型和球型的軸承7211C,其連接尺寸為c×d×t=55mm×100mm×21mm,所以軸承段直徑取55mm。軸承的軸向定位，需要根據(jù)擋油環(huán)來(lái)進(jìn)行。由于在《機(jī)械設(shè)計(jì)》上可以查得7211C型滾動(dòng)軸承的軸承定位高度h=4.5mm,因此,根據(jù)軸承端的尺寸，軸中間部分設(shè)計(jì)為直徑64mm。由于本次設(shè)計(jì)的傳動(dòng)齒輪相當(dāng)于傳動(dòng)軸來(lái)說(shuō)直徑較小,為了能夠充分保證兩個(gè)傳動(dòng)齒有著足夠的強(qiáng)度，故應(yīng)將齒輪與軸互相組合起來(lái)，做成兩個(gè)連為一體的齒輪軸。所以齒輪處的軸設(shè)計(jì)為長(zhǎng)58mm，直徑54mm在減速器的箱體中，軸與箱體需要有一定間距，齒輪也需要有足夠的空間。低速與高速的小齒輪間距設(shè)計(jì)為12mm?？紤]到箱體為鑄造成型，精細(xì)度不足，需要額外的余量來(lái)保證間距。設(shè)軸承余量為8mm，設(shè)齒輪余量為16mm。軸中間長(zhǎng)設(shè)計(jì)為53+12+5+2.5+16+8-12-1569.5mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。3.7減速器密封因?yàn)楦鶕?jù)低速大齒輪的轉(zhuǎn)速，最終選擇了對(duì)減速器進(jìn)行脂潤(rùn)滑，其優(yōu)點(diǎn)是不容易流失，容易密封。但為了防止?jié)櫥耐庑购推渌s物進(jìn)入到減速器箱體內(nèi)部，造成減速器工作效率下降，甚至影響減速器工作，需要對(duì)減速器進(jìn)行密封處理。例如減速器的箱蓋與箱體，軸承端蓋和軸之間等連接密切的部位，都需要進(jìn)行處理。考慮到本次設(shè)計(jì)的減速器密封部位相對(duì)位移或相對(duì)速度較小，根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》選擇用羊毛氈密封。4強(qiáng)度校核4.1驗(yàn)算車(chē)輪的疲勞強(qiáng)度由于車(chē)輪在使用中失效的主要原因是踏面疲勞損壞，車(chē)輪的計(jì)算主要的方向是踏面疲勞強(qiáng)度的計(jì)算。根據(jù)《起重機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)》，踏面疲勞計(jì)算載荷：PC=式中：PC-車(chē)輪他民疲勞計(jì)算載荷（N）Pmax-起重機(jī)正常工作時(shí)的最大輪壓=5230kgPmin-起重機(jī)正常工作時(shí)的最小輪壓=230kg故PC=（2×5230﹢230）÷3=3.56KN因圓柱形踏面與圓弧頂鋼軌為點(diǎn)接觸所以車(chē)輪踏面的疲勞計(jì)算載荷應(yīng)滿足：PC≤C式中：C1-轉(zhuǎn)速系數(shù)，因n=VkπD=35÷3.14C1=0.969（插值法計(jì)算）C2-運(yùn)行機(jī)構(gòu)工作級(jí)別系數(shù)C2=1.25（工作級(jí)別為M3）K2-與車(chē)輪材料有關(guān)的點(diǎn)接觸應(yīng)力常數(shù)，得：K2=0.08查得：σb=570MPaR-曲率半徑，P15型軌道頂面曲率半徑，R=300mm，取車(chē)輪半徑與軌道頂曲面曲率半徑中之大值，故取R=300mmm-由軌道頂面曲率半徑與車(chē)輪半徑之比所確定的系數(shù)：=125/300=0.417式中：r-為兩者最小值R-為兩者最大值根據(jù)比值，查表得：m=0.52則：PC≤0.969×1.25×0.08×3002÷0.523=62KNPC=44.56KN＜C1C2K2R2m3所以車(chē)輪疲勞強(qiáng)度校核通過(guò)。4.2鋼絲繩的校核選定破斷力校核公式：F0=式中：F0-鋼絲繩最小破斷力（KND-鋼絲繩公稱(chēng)直徑（mm）R0-鋼絲繩公稱(chēng)抗拉強(qiáng)度（MPaK'-某一指定鋼絲繩的最小破斷力系數(shù)(目前常用的鋼絲繩，該系數(shù)取值為4)。Fs-為鋼絲繩的拉力大?。↘N）n-為安全系數(shù)計(jì)算鋼絲繩破斷力：F綜上所述，選用的鋼絲繩合適。4.3卷筒校核由于L<3D所以應(yīng)計(jì)算卷簡(jiǎn)壁抗壓穩(wěn)定性.σ式中：s-靜拉力=2Q/mμδ-卷筒壁厚p-卷筒鋼絲繩節(jié)距A1-應(yīng)力減小系數(shù)取0.75A2-多層卷繞系數(shù)取2[σ]-許用應(yīng)力=計(jì)算得：σ=28.69<235/2=117.5卷筒校核合格4.4減速器校核4.4.1輸入軸鍵選擇與校核校核聯(lián)軸器處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=10mm×8mm×50mm，接觸長(zhǎng)度:l'=50-10=40mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25T≥T1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。4.4.2中間軸鍵選擇與校核（1）中間軸與高速大齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=14mm×9mm×45mm，接觸長(zhǎng)度:l'=45-14=31mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25T≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。（2）中間軸與低速小齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=14mm×9mm×80mm，接觸長(zhǎng)度:l'=80-14=66mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25T≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。4.4.3輸出軸鍵選擇與校核（1）輸出軸與低速大齒輪處的鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=18mm×11mm×70mm，接觸長(zhǎng)度:l'=70-18=52mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25T≥T3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。（2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=14mm×9mm×70mm，接觸長(zhǎng)度:l'=70-14=56mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25T≥T3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。4.5軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：L4.5.1輸入軸的軸承計(jì)算與校核（1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:因該軸承只受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=（2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=P（3）選擇軸承型號(hào):查課本表11-5，選擇:7208C軸承，Cr=36.8KN，由課本式11-3有：L所以軸承預(yù)期壽命足夠。4.5.2中間軸的軸承計(jì)算與校核（1)初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:因該軸承只受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=（2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=P（3）選擇軸承型號(hào):查課本表11-5，選擇:7209C軸承，Cr=38.5KN，由課本式11-3有：L所以軸承預(yù)期壽命足夠。4.5.3輸出軸的軸承計(jì)算與校核(1)初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:因該軸承只受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=（2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=P（3）選擇軸承型號(hào):查課本表11-5，選擇:7211C軸承，Cr=52.8KN，由課本式11-3有：L所以軸承預(yù)期壽命足夠。4.6聯(lián)軸器的選擇與校核4.6.1輸入軸處聯(lián)軸器1.載荷計(jì)算公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩：T=由表查得KA=1.5，故得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為：T2.型號(hào)選擇選用LT5型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T(mén)=125Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n=4600r/min，軸孔直徑為32mm，軸孔長(zhǎng)度為60mm。Tn聯(lián)軸器滿足要求，故合用。4.6.2輸出軸處聯(lián)軸器1.載荷計(jì)算公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩：T=由表查得KA=1.5，故得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為：T2.型號(hào)選擇選用LT8型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T(mén)=710Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n=3000r/min，軸孔直徑為45mm，軸孔長(zhǎng)度為84mm。Tn聯(lián)軸器滿足要求，故合用。4.7齒輪校核4.7.1校核高速級(jí)齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件σ確定公式中各參數(shù)值①計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)Z計(jì)算得：28.653Z計(jì)算得：119.197②計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Y基圓螺旋角：β計(jì)算得：16.122°當(dāng)量齒輪重合度：ε計(jì)算得：1.8軸向重合度：ε計(jì)算得：2.456重合度系數(shù)：Y計(jì)算得：0.667③計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YY計(jì)算得：0。649④由當(dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1=2.54YFa2=2.17YSa1=1.63YSa2=1.83⑤計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.4根據(jù)KH=1.252，結(jié)合b/h=11.78查圖得KF則載荷系數(shù)為K計(jì)算得：2.352⑥計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[F]查《機(jī)械設(shè)計(jì)》得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.83、KFN2=0.85。取安全系數(shù)S=1.4，得σ計(jì)算得：296.43MPaσ計(jì)算得：230.71MPa齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核σ計(jì)算得：σσ計(jì)算得：σ齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。4.7.2校核低速級(jí)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件σ確定公式中各參數(shù)值①計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)Z計(jì)算得：29.226Z計(jì)算得：93.298②計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Y基圓螺旋角：β計(jì)算得：14.945°當(dāng)量齒輪重合度：ε計(jì)算得：1.782軸向重合度：ε計(jì)算得：2.358重合度系數(shù)：Y計(jì)算得：0.671③計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)YY計(jì)算得：0.688④由當(dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1=2.54YFa2=2.21YSa1=1.63YSa2=1.8⑤計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.4根據(jù)KH=1.455，結(jié)合b/h=12.15查《機(jī)械設(shè)計(jì)》得KF則載荷系數(shù)為K⑥計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[F]查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85、KFN2=0.87取安全系數(shù)S=1.4，得σ計(jì)算得：303.57MPaσ計(jì)算得：236.14MPa齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核σ計(jì)算得：σσ計(jì)算得：σ齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。4.8軸校核4.8.1輸入軸的受力分析和校核（1）作軸的計(jì)算設(shè)計(jì):根據(jù)7208C軸承查手冊(cè)得a=17mm第一段軸中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1=58/2+50+17=96mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2=58/2+33+108-17=153mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=58/2+9+33-17=54mm（2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力：F計(jì)算得：343.2NF計(jì)算得：972.4N垂直面支反力：F計(jì)算得：182NF計(jì)算得：?319.1N（3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：M計(jì)算得：52510Nmm截面C處的垂直彎矩：M計(jì)算得：27846NmmM計(jì)算得：?17231Nmm分別作水平面彎矩圖和垂直面彎矩圖截面C處的合成彎矩：M計(jì)算得：59437NmmM計(jì)算得：55265Nmm作合成彎矩圖（4）作轉(zhuǎn)矩圖按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)參考資料取=0.6，則有：σ故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：4.8.2中間軸的受力分析和校核（1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖根據(jù)7209C軸承查手冊(cè)得a=11.5mm高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1=(53/2-2+47.5-11.5)mm=60.5mm中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2=(53/2+14.5+87/2)mm=84.5mm低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=(87/2-2+45-11.5)mm=75mm（2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力F計(jì)算得：2075.2NF計(jì)算得：2586.5N垂直面支反力F計(jì)算得：282.7NF計(jì)算得：?1086N（3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：齒輪根處的水平彎矩：M計(jì)算得：125550NmmM計(jì)算得：193988Nmm齒輪根處的垂直彎矩：M計(jì)算得：17103NmmM計(jì)算得：?81450Nmm分別作水平面彎矩圖和垂直面彎矩圖齒輪根處的合成彎矩：M計(jì)算得：126710NmmM計(jì)算得：210394Nmm作合成彎矩圖（4）作轉(zhuǎn)矩圖（5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面B）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取=0.6，則有：σ故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度。軸的彎扭受力圖如下：4.8.3輸出軸的受力分析和校核:（1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖根據(jù)7211C軸承查手冊(cè)得a=20.9mm第一段軸中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1=(82/2+50+20.9)mm=111.9mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2=(82/2+12+69.5+36-20.9)mm=137.6mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=(82/2-2+49.5-20.9)mm=67.6mm（2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力F計(jì)算得：1081NF計(jì)算得：2200.4N垂直面支反力F計(jì)算得：998.6NF計(jì)算得：?243.2N（3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：大齒輪水平彎矩：M計(jì)算得：148746Nmm垂直彎矩：M計(jì)算得：137407NmmM計(jì)算得：?16440Nmm分別作水平面彎矩圖和垂直面彎矩圖截面C處的合成彎矩：M計(jì)算得：202500NmmM計(jì)算得：149652Nmm作合成彎矩圖（4）作轉(zhuǎn)矩圖（5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取=0.6，則有：σ故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。強(qiáng)度校核5經(jīng)濟(jì)技術(shù)性分析塔式起重機(jī)對(duì)于我國(guó)的基礎(chǔ)建設(shè)起著至關(guān)重要的作用，上至雷火神山抗擊疫情，下到民用建筑發(fā)展基建，塔吊都是不可或缺的基礎(chǔ)工程作業(yè)機(jī)械。現(xiàn)如今，隨著新中國(guó)的快速發(fā)展，國(guó)內(nèi)基礎(chǔ)設(shè)施的建設(shè)也在穩(wěn)步向前。但由于我國(guó)工業(yè)起步較晚，工程機(jī)械的發(fā)展相比于國(guó)外還有著些許不足。新時(shí)代的以塔式起重機(jī)為首的工程機(jī)械也面臨著創(chuàng)新發(fā)展的重任?，F(xiàn)如今，塔式起重機(jī)的需求仍在上升。塔吊需求主要集中于基礎(chǔ)建設(shè)，2017-2019年塔式起重機(jī)的市場(chǎng)進(jìn)入復(fù)蘇階段，雖然相對(duì)歷史最高點(diǎn)仍有一定差距。根據(jù)市場(chǎng)調(diào)查2013年達(dá)到頂點(diǎn)6.37萬(wàn)臺(tái)，2014年銷(xiāo)量大幅下滑，直到2016年市場(chǎng)銷(xiāo)量?jī)H僅只有7000臺(tái)，2017年以來(lái)塔機(jī)行