1、摘要：焦爐是煤化工企業的主體設備，爐頂主要有裝煤車等運行機械及橋管等爐體附件，各類設備檢修頻繁。由于爐頂距地面高35米，每次檢修均需外租汽車吊配合，給檢修帶來極大不便。為解決xxxx煤化工廠這一實際問題，設計一套焦爐爐頂檢修專用起重機。通過對現場進行調研，結合生產現場實際情況，確定專用起重機提升重量、提升線速度、提升最大高度、伸臂桿傾斜角度等參數，擬定傳動方案，進行工作機構、傳動裝置、結構設計、穩定計算等。設計該專用起重機，能有效的解決xxxx煤化工廠焦爐爐頂檢修中，需外租汽車吊給檢修帶來不便等問題，通過設計、自制專用起重機，有利于檢修工作的有效組織，縮短檢修時間，降低生產成本。關鍵詞：焦爐爐

2、頂 檢修起重機工作機構傳動裝置設計目 錄1 前言42 設計參數與要求53 傳動方案64 工作機構的設計74.1 鋼絲繩的選擇74.2 卷筒94.3 滑輪104.4 確定卷筒和滑輪的直徑105傳動裝置的設計計算115.1 計算卷筒的功率115.2 計算卷筒的轉速115.3 電動機的選擇115.4 計算總傳動比125.5 分配傳動比125.6 計算效率125.7 計算各軸的轉速、功率和轉矩125.8 制動器的選擇156 電氣傳動與控制設計166.1 選配電器與導線166.2 電氣傳動與控制原理176.3 電氣操作箱設計與安裝177 傳動機構的設計和計算197.1 帶傳動197.2 齒輪傳動218

3、結構設計238.1 初算各軸的最小直徑238.2 帶輪的結構238.3 齒輪的結構248.4 卷筒的結構258.5 滑輪的結構278.6 伸臂桿和支撐桿的尺寸279 起重機的穩定性校驗3410 結束語4111參考文獻4212附錄431 前言xxxx鋼鐵有限責任公司煤化工廠共有5.5米、6米焦爐8座，年產焦炭能力354萬噸，是西南地區最大的煤化工企業，因而焦爐成為xxxx的主體設備，焦爐的使用壽命，直接影響到煉焦生產。因此，焦爐維護成為該企業的關鍵。焦爐爐頂主要有裝煤車等運行機械，車上有各類電動機、減速機、空壓機、油泵等較大設備，這些設備本身需要檢修，同時安裝在焦爐爐頂的橋管、水封，是煉焦過程中

4、必不可少的煤氣疏導部件，承受著粉塵、氨水腐蝕、煤氣沖刷等侵害，使用壽命一般在3個月左右，因而各類設備檢修頻繁。這些設備單件最重310公斤，而爐頂距地面35米，爐頂端頭雖然設有單臂吊，只能將物件從地面吊至爐頂或從爐頂吊至地面，無法將更換件從爐頂吊至需用位置，因而在檢修作業過程中均需外租吊車配合，且因焦爐高度大，吊裝小件物品必須大吊車配合，才能有足夠的伸臂將更換件吊裝到需用部位，增加了生產成本。同時廠區場地狹小，吊車在地面擺放空間受限，給檢修帶來極大的不便。為解決這一實際問題，設計一套焦爐爐頂檢修專用起重機。設計的起重機由電動機經帶傳動和一對開式齒輪傳動，將運動和動力傳輸給卷筒，再通過鋼絲繩和滑輪

5、組提升物件。設計提升重量為：750公斤，提升的線速度為：0.53米/秒，提升最大高度為：2.5米，伸臂桿的傾斜角度為：60°。設計該起重機為可移動式，擱放在焦爐爐頂，能有效解決爐頂檢修中需外租吊車帶來不便的問題，通過設計、自制專用起重機，有利于檢修工作的有效組織，縮短檢修時間，降低生產成本，具有較強的適用價值。2 起重機的參數設計2.2設計要求焦爐是煤化工企業的主體設備，爐頂主要有裝煤車等運行機械及橋管等爐體附件，各類設備檢修頻繁。由于爐頂距地面高35米，每次檢修均需外租汽車吊配合，給檢修帶來極大不便。為解決xxxx煤化工廠這一實際問題，設計一套焦爐爐頂檢修專用起重機。通過對現場進行

6、調研，結合生產現場實際情況，確定專用起重機提升重量、提升線速度、提升最大高度、伸臂桿傾斜角度等參數，擬定傳動方案，進行工作機構、傳動裝置、結構設計、穩定計算等。設計該專用起重機，能有效的解決xxxx煤化工廠焦爐爐頂檢修中，需外租汽車吊給檢修帶來不便等問題，通過設計、自制專用起重機，有利于檢修工作的有效組織，縮短檢修時間，降低生產成本。由于爐頂溫度一般在60左右，故工作溫度在100以下。焦爐爐頂設備檢修用，自制。穩定性好，可移動式。2.1參數的設計起重機械的基本參數有：起重量、起升高度、跨度、各機構的工作速度及各機構的工作級別。有些起重機械的生產率、軌距、外型尺寸、最大輪壓、幅度、起重力矩等也是

7、重要參數。這些參數說明起重機械的工作性能和技術經濟指標，是設計起重機械的技術依據，也是生產使用中選擇起重機械技術性能的依據。起重量Q指起重機安全工作所允許的最大起吊重物的質量，單位為公斤（kg）或噸（t）。因為起重量的大小直接影響起重機的自重，過小不能滿足生產要求，過大會造成基建投資的浪費，所以應按照實際需要情況考慮。由于爐頂設備主要是裝煤車，其主要易損部件是走行電機、減速機、空壓機、油泵、液壓組件，橋管、水封、水封蓋等，其最大重量為310kg，因此，為滿足實際需要，設計起重量Q至少按部件最大重量的1.5倍考慮，為750kg。起升高度H指起重機取物裝置上下極限位置之間的距離，單位為米（m）。下

8、極限位置為工作場地的地面，吊鉤則從鉤口中心算起，抓斗從最低點算起。在確定起重機的起升高度時，除考慮起吊物品的最大高度以及需要超越地面設施高度外，還應考慮吊具所占的高度。爐頂裝煤車的走行電機、減速機、空壓機、油泵、液壓組件，橋管、水封、水封蓋等，屬橋管所處位置最高，距爐頂1.5m，因此設計起升高度H取2.5米。跨度L特指橋式類型起重機大車運行軌道中心線之間的距離，單位為米（m）。本設計不涉及此參數。工作速度指起重機的各機構（起升、運行、變幅和旋轉）的工作速度，單位為米/秒（m/s），但旋轉機構的旋轉速度用每分鐘的轉數表示，即n（r.p.m）。機構的工作速度是根據工作要求來定的，裝卸工作要求盡可能

9、高的速度；安裝工作要求很低的工作速度；行程短的取較低速度；行程長的取較高速度；一般用途的起重采用中等工作速度。本設計作為一般用途的起重機，設計工作速度取0.53 m/s。外型尺寸和自重它不僅能說明起重機械本身性能優劣的數據，而且直接影響基建費用的投資，因此，應十分重視減輕自重和減小外形尺寸，以達到緊湊而輕便。通過對現場進行調研，結合焦爐爐頂檢修實際情況，本設計確定起重機起重量、起升高度、起升速度、伸臂桿的傾斜角度等參數如表2.1。表2.1 焦爐爐頂檢修起重機設計參數序號設計參數參數值1起重量750Kg2起升高度2.5m3起升速度0.53m/s4伸臂桿的傾斜角度60°3 工作機構的設計

10、工作機構即起重機的起升機構，包括卷筒、滑輪和鋼絲繩，它直接承擔起重任務使吊裝設備作升降運動。4.1鋼絲繩的選擇確定鋼絲繩的種類鋼絲繩是起重機的重要零件之一，通常是用優質高強度碳素鋼絲制成的，它具有強度高、自重輕（與鏈條相比）、彈性較好、極少驟然斷裂和應用在機構上運行平穩、適用于高速傳動等優點。它的種類較多：按鋼絲繩股數量的不同可分為單股和多股，單股鋼絲繩剛性較大，不易撓曲。多股鋼絲繩是先由鋼絲擰成股，再由股擰成繩，隨著股數的增加，股內的鋼絲愈細愈多，加上中間有個柔軟的芯子，撓曲性也就越好。這種鋼絲繩可以通過直徑較小的滑輪或卷筒工作。按鋼絲繩芯材料的不同可分為纖維芯（如用劍麻、棉紗等制成）、石棉

11、芯和金屬芯三種。它們各有其優缺點：用油浸的纖維芯鋼絲繩，比較柔軟，容易彎曲，繩芯中含油較多，能潤滑鋼絲繩并能起到防止銹蝕的作用，但不能在較高溫度下工作，不能承受橫向重壓（如在卷筒上纏繞多層鋼索）。用石棉芯的鋼絲繩，除了比較柔軟，容易彎曲外，還可適應在較高溫度下工作，但是也不能承受橫向重壓。金屬芯鋼絲繩，強度最大，能承受橫向重壓，并可在較高溫度下工作，但是鋼絲繩太硬、不易彎曲。按鋼絲繩的搓捻方向不同可分為右同向捻、左同向捻、右交互捻、左交互捻和混合捻等幾種。在鋼絲繩中，鋼絲搓捻方向和鋼絲股搓捻方向一致的稱為同向捻，不一致的稱為交互捻。相鄰兩股鋼絲的捻向相反，則稱混合捻。同向捻鋼絲繩表面平整，比較

12、柔軟，易于彎曲。它與滑輪槽接觸面積大，單位面積的壓力小，磨損也小，比交互捻鋼絲繩耐用。但由于繩股與鋼絲都以相同方向扭轉一定角度，使鋼絲繩在受力后具有一個反向回捻的趨勢，吊重物時會使重物旋轉。其次，同向捻鋼絲繩還易于扭結、糾纏，給工作帶來不便，故一般只用于拖拉繩和牽引裝置上，不宜用于起重機和滑輪組的吊裝工作。交互捻鋼絲繩性能與同向捻鋼絲繩相反，雖然耐用程度較差，但使用比較方便，故多用于起重機械和滑輪組上的吊裝工作。綜上所述，本設計決定采用纖維芯的交互捻鋼絲繩。確定鋼絲繩型號國產標準鋼絲繩品種型號較多，按抗拉強度分為140kg/mm2、155 kg/mm2、170 kg/mm2、185 kg/mm

13、2、200 kg/mm2等五個等級。在根據要求選定了適用的鋼絲繩型式后，應按鋼絲繩所受的最大靜張力和鋼絲繩的抗拉破壞強度來確定鋼絲繩直徑d，即：Pmax.SPb （式4.1）式中：Pmax單根鋼絲繩的最大工作壓力，公斤；Pb 鋼絲繩斷拉力總和，公斤；S 鋼絲繩安全系數。已知G=750公斤，圖4.1為吊重時滑輪組的受力情況，G將由兩根鋼絲繩分擔，因此：Pmax = （式4.2）式中：滑輪組的效率（因摩擦力產生的損失），一般為94%，故取=0.94則：Pmax =399（公斤）圖4.1 卷筒的受力分析也就是說，鋼絲繩需要大約399公斤的力才能提升750公斤的重物。查得冶金工業出版社機械零件設計手冊

14、，取安全系數S=5（工作類型：輕級）則：Pmax.S=399×5=1995（公斤）由Pmax.S =1995公斤，即鋼絲繩斷拉力總和為1995公斤，查表得：抗拉強度 b=140kg/mm2；鋼絲直徑d0= 0.4mm鋼絲繩直徑d=6.2mm即由0.4mm的鋼絲擰成的6.2mm的鋼絲繩。因此所選鋼絲繩的標記為：鋼絲繩63×376.2-140-I-光-右交GB1102-744.2卷筒根據力矩的平衡條件可得：P.L=G. （式4.3）式中：P人的作用力，公斤；L卷筒曲扭半徑，毫米；G提升的重量，公斤；D卷筒直徑，毫米。由以上可以知道，作用力和提升重量之比是與兩力力臂成反比的。換句

15、話說，當L大于時，P小于G。因此，當曲拐半徑大于轆轤半徑時，搖動曲拐就能省力，而L/的比值越大越省力。4.3滑輪滑輪安裝在固定位置的軸上轉動叫定滑輪，定滑輪能起到改變繩索和拉力方向的作用?；啺惭b在運動著的軸上叫動滑輪，能和牽引的重物一起升降，雖然它不能改變用力的方向，卻能起到省力的作用。因此，把一定數量的定滑輪、動滑輪和鋼絲繩組成滑輪組使用，既能改變繩索和拉力方向的作用，又能起到省力的作用。4.4確定卷筒和滑輪的直徑鋼絲繩的壽命不僅與鋼絲繩張力大小有關，在很大程度上，還決定于它所繞過的卷筒和滑輪的直徑（即彎曲應力的大小）。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(e-1)

16、d （式4.4）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；e由鋼絲繩用途和工作類型決定的系數（或稱輪繩直徑比）現已知d=6.2毫米，工作類型為輕級，查機械零件設計手冊得：e=16則：D（16-1）×6.2=93毫米取滑輪的直徑為D滑=120毫米。考慮到提升速度和傳動比的要求，取卷筒的直徑為D卷=200毫米。4 傳動系統設計 4.1傳動方案設計的檢修起重機由電動機經帶傳動和一對開式齒輪傳動，將運動和動力傳輸給卷筒，再通過鋼絲繩和滑輪組提升橋管。如圖3.1圖3.1 傳動示意圖4.2 傳動裝置的設計計算計算卷筒的功率千瓦 （式5.1）式中：P 卷

17、筒鋼絲繩的拉力，比例為Pmax =399公斤；卷筒鋼絲繩的線速度，為吊鉤運動速度的2倍，=0.53米/秒。則：2.07千瓦卷筒轉速的計算根據卷筒的速度為米/秒，得到卷筒的轉速為：轉/分 （式5.2）式中：D0卷筒的計算直徑，毫米D0=D卷d=2006.2=206.2毫米。則：49.1轉/分電動機的選擇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。從類型來講，本設計宜選用Y型三相異步電動機，因為這類電動機具有較高的機械強度及過載能力，能承受經常的機械沖擊及振動，轉動慣量小，過載能力大，適用于經?？焖倨饎蛹皺C械制動場合；從轉速來講，為了使傳動裝

18、置不至于太復雜，電動機的轉速不宜太高；從功率來講，如果功率選得不足，會使電動機過熱和很快損壞，同時也會影響到起重機的生產率和在滿載情況下起動的可靠性。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。合理選擇電動機功率的基本要求是：在給定的工作類型（JC%）和額定參數下，長期進行重復短暫的工作時，電動機的溫升不超過允許數值，即不過熱；在正常滿載狀態下工作時能進行可靠地起動（即起動時間不過長亦不過短）并在最大工作載荷作用下具有足夠的過載能力（工作中不發生停車現象）。本設計起重機若考慮機械傳動總效率在總=0.8左右，則所需電動機的功率為N電=2.

19、59千瓦。根據以上分析，按冶金工業出版社機械零件設計手冊查得，當電動機負荷持續率JC=25%時，選擇為Y132S-6型電動機，其額定功率N電=3千瓦，滿載轉速n電=960轉/分。計算總傳動比i總=19.6為了獲得i總=19.6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=2.68千瓦，總中心矩為250毫米，屬于重型減速器。其標記為：ZL25-10-II由于ZL25-10-II的實際傳動比為20.17，比要求的偏大，但又找不到其他更合適的減速器，因此決定自行設計一個傳動裝置的方案，由帶傳動和開式齒

20、輪傳動組成，其傳動示意圖如圖3.1所示。分配傳動比根據各類傳動機構單級傳動比的范圍，可將總傳動比i總=19.6分配為i帶=4，i齒=4.9或i帶=3.4，i齒=5.76，使齒輪的傳動比稍大于帶輪的傳動比，這樣可經濟一些。一對嚙合齒輪的傳動比最好不是整數，這樣有利齒輪均勻磨損。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=3.4i齒=5.765.6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：帶=0.96齒=0.94滾=0.99則：總=帶.齒.滾2=0.96×0.94×0.9920.88因此，N電=2.35千瓦這說明前面所選電動機的功率3千瓦

21、是足夠的。5.7計算各軸的轉速、功率和轉矩從前面的計算知道：N電=3千瓦n電=960轉/分i帶=3.4i齒=5.76帶=0.96齒=0.94滾=0.99 各軸的轉速電動機軸轉速：n1=n電 =960轉/分小齒輪軸轉速：n2=282.4轉/分卷筒軸轉速：n3=n卷=49.0轉/分各軸的功率電動機軸功率：N1=N電=3千瓦；小齒輪軸功率：N2=N1.帶=3×0.962.88千瓦卷筒軸功率：N3=N2.滾. 齒=2.88×0.96×0.942.6千瓦N3比卷筒實際所需的功率N卷=2.07千瓦要大一些，因此能保證正常工作。各軸的轉矩起重機提升時，卷筒的受力情況如圖4.2所

22、示，在鋼絲繩最大拉力Pmax的作用下產生的轉矩為：M扭卷= Pmax.=399×41136.9公斤.毫米方向為順時針。但是起重機要提升重物，卷筒應該逆時針轉動才行。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。而這個F力是由電動機的額定功率N電=3千瓦傳遞來的，即：電動機軸轉矩M扭電機=975000=975000×3046.9公斤.毫米；小齒輪軸轉矩M扭小齒輪=M扭電.i帶.帶=3046.9×3.4×0.969945.1公斤.毫米；卷筒軸轉矩=M扭小齒輪.i齒.滾.齒=9945.1&

23、#215;5.76×0.94×0.9953308.3公斤.毫米。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?，F將以上計算所得數值列于表5.1，以備后面進行結構設計和計算時使用。表5.1 傳動系統設計數據表電動機軸小齒輪軸卷筒軸傳動比i3.45.76轉速n，轉/分960282.449.0功率N，千瓦32.882.6轉矩M扭，公斤.厘米304.7994.553315.8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?？紤]到工作中的必要停止，應設有一個制動裝置（包括制動器及其附件）。制動器是用來對運動著的軸產生阻力矩

24、，并使軸很快地減速或停止轉動的裝置。為了使制動器能獲得較大的制動力矩和較小的結構尺寸，提高接觸表面的摩擦系數是最有效的方法。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。設計選擇制動器的主要依據是制動力矩，因而制動力矩是制動器的主要參數。為了保證安全，制動器的制動力矩要足夠，要求：必須能把物品隨時可靠地支持在空中；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。為使所選出的制動器有足夠的可靠性，根據起重機提升最大重量時制動力矩要大于軸上最大轉矩的原則，必須滿足下式，即：M制M制.M扭最大 （式5.3）式中：K制制動安全系數，本設計屬

25、輕級工作類型，取K制=1.5；M扭最大被制動軸的最大轉矩，公斤.厘米。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。它們的優缺點比較，見表5.2。表5.2 方案比較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5.1可以知道：M扭2=994.5公斤.厘米，其制動力矩為：M制1.5×994.5=1491.8公斤.厘米按冶金工業出版社出版的機械零件設計手冊第二版，本設計選用電力液壓推桿制動器YWZ9F-200。當負荷持續率為JC=25%時，產生的制動力矩M制為1600公斤.厘米，正好大于1491.8公斤.厘米，完全能夠達到制動的目

26、的。這個制動器的型號為：YWZ9F-200制動器。其優點為：動作平穩，無噪音；工作可靠，事故少；壽命較長，約為電磁鐵壽命的34倍；可頻繁操作，如在JC%=2540%時，可接電900次/小時；能自動補償制動復面材料的磨損，不須經常調整。5 控制系統設計6.1選配電器與導線當電動機容量確定后，需選配適當電器來控制保護電機。本設計起重機提升電機型號為Y132S-6，3KW，額定電流是7.2A，起動電流7倍于額定電流，并要求直接起動。查電工手冊選用GV2-LS14C+GVAE10型斷路器作電機主回路電源保護開關，考慮電機可頻繁可逆起動，選用LC1-D0910M5C+LA1-DN22C型交流接觸器，為了

27、防止電機過負載，采用LR2-D1312C型熱繼電器作過流保護。主回路電機配線采用電纜VV-0.6/1kV（3×4+1×2.5），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。本設計電力液壓推桿制動器YWZ9F-200（AC380V）與電機接線柱并接，當電機得電時，制動器同時得電，制動閘打開。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?？刂苹芈凡捎肅65N1P/6A型高分斷小型斷路器做防止接地短路保護。6.2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

28、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?？刂苹芈分性O置過熱保護（過熱時KH動作）、互鎖保護（KM2鎖KM1、KM1鎖KM2，以防止主回路相間短路）等。電氣傳動與控制原理如圖6.1。6.3電氣操作箱設計與安裝本設計為可移動式起重機，電氣操作箱宜安裝于起重機上，斷路器、接觸器、熱繼電器等主回路設備安裝于箱內，啟動按鈕、停止按鈕等控制設備安裝于箱

29、體表面，便于檢修人員操作。操作箱設計如圖6.2。圖6.1電氣傳動與控制原理圖6.2操作箱設計7 傳動機構的設計和計算7.1帶傳動帶輪直徑確定已知帶所傳遞的名義功率N電=3千瓦，由表7.1，選取工作情況系數KI=1.3，則計算功率為：N計=KI.N電=1.3×3=3.9千瓦根據N計=3千瓦和n電 =960轉/分，由圖7.1查得為A型膠帶，參考表7.2和表7.3，選?。盒л喼睆綖椋篸1=125毫米大帶輪直徑為：D=i帶×d1=3.4×125=425毫米符合表7.3的標準值。驗算帶速度為：v=6.28米/秒小于25米/秒，故合用。7.1.2初定中心矩a00.7(d1+

30、d2)a02(d1+d2) （式7.1）0.7(125+425)a02(125+425)385a01100從結構上考慮，取a0=800毫米；三角膠帶計算長度L0計= 2a0(d1+d2) （式7.2）L0計=2×800(125+425)=1600863.528.13 =2491.63毫米從表7.4中選取A型帶相近的計算長度L計=2533毫米，其內周長L內=2500毫米，實際中心矩a應為：a=a0=800+=800+20.69=820.69毫米驗算小帶輪包角a1a11800×57.30 （式7.3）a11800×57.30180020.90159.10大于1200，

31、故合用。計算三角膠帶根數Z0根據表7.5，當V=6.28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=0.95千瓦；當a1=159.10時，由表7.6查得K包角=0.95；由表6.4查得K帶長=0.99，從而得到：Z= （式7.4）Z=2.9取Z=3根。7.2齒輪傳動確定齒數已知i齒=5.7，初選Z1=22，則Z2=i齒×Z1=5.7×22=125實際傳動比i齒=5.68，誤差0.35%，小于4%是允許的。確定模數已知Z1=22，n2=282.4轉/分，N2=2.88千瓦，若大、小齒輪選用材料為45號鋼，調質處理。從表7.7查得：當Z1=22

32、時，齒形系數為Y=0.270；從表7.8中查得：雙向工作的許用彎曲應力彎=15.2公斤/毫米2，考慮到開式傳動齒面磨損情況，許用彎曲應力降低20%，則實際許用彎曲應力：彎 =15.2×80%=12.16kg/mm2Y彎 =0.27×12.163.28kg/mm2取開式齒輪傳動齒寬系數m=12、載荷系數K=1.4、按式7.5計算模數為： （式7.5）毫米而按計算圖7.2查得m=3.25毫米，為更安全起見，決定取標準模數為：m=3.5毫米計算齒輪的幾何尺寸小齒輪分度圓直徑d1=mz1=3.5×22=77毫米;大齒輪分度圓直徑d2=mz2=3.5×125=43

33、7.5毫米;小齒輪齒頂圓直徑d頂1=m（z12）=3.5（22+2）=84毫米;大齒輪齒頂圓直徑d頂2=m（z22）=3.5（125+2）=444.5毫米;小齒輪齒根圓直徑d根1=m（z1-2.5）=3.5（22-2.5）=68.25毫米;大齒輪齒根圓直徑d根2=m（z2-2.5）=3.5（125-2.5）=428.75毫米;中心矩 a=m（z1z2）=×3.5×（22+125）=257.25毫米;大小齒輪齒寬 B=m×m=12×3.5=42毫米.畫出總體結構方案圖見圖7.1。圖7.1 總體結構方案圖8 結構設計8.1初算各軸的最小直徑小齒輪軸的直徑該軸

34、選用材料為45號鋼，調質處理，按表8.1，對于45號鋼，取A=12，根據公式計算得：（厘米） （式8.1）考慮到鍵槽對軸的削弱，適當增大并取標準直徑為d2=28毫米。卷筒軸的直徑該軸選用材料為45號鋼，調質處理，取A=12，則（厘米）取標準直徑為d3=45毫米。8.2帶輪的結構已知選用A型三角膠帶，當小帶輪計算直徑d1=125毫米時，計算得：h頂=3.5mm=6mmH=12mme=15±0.3mm0=38b0=13.4mm輪槽數z=3輪寬 mm外徑 mm孔徑d等于電動機軸直徑，由冶金工業出版社出版的機械零件設計手冊查得Y132S-6型電動機軸直徑為d軸=38mm；帶輪材料選用HT20

35、-40灰口鑄鐵帶輪結構型式由表7.2查得為四橢圓輪輻；輪緣內徑 mm輪轂外徑，取d轂=76mm輪轂寬度，取L=70mm對于四橢圓輪輻的帶輪 （式8.2）式中：N膠帶所傳遞的功率，N2=2.88千瓦n帶輪的轉速，n2=282.4轉/分將數值代入式8.2得：然后計算得到：8.3齒輪的結構小齒輪由于d頂1<160mm，做成實心結構，材料選用45號鋼，正火處理。大齒輪由于160mm<d頂2<500mm，做成輻板式結構，材料選用45號鋼，正火處理。結構型式及其尺寸為：取=12mm輪緣內徑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輪轂外徑輪轂寬度，取L=

36、66mm輻板厚度C=0.2B=0.2×42=8.4，取C=10mm輻板上的孔數由由齒輪的結構尺寸決定?？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。8.4卷筒的結構通常采用圓柱型卷筒，可以做成整體鑄造的、焊接的或組合的三種型式。焊接卷筒與鑄造卷筒相比，能減輕重量3040%，特別是單件生產時，用焊接卷筒可不用木模，還能降低成本。在大多數情況下，鋼絲繩在卷筒上只繞一層，為了引導繩索，以免鋼絲繩纏繞時互相摩擦，卷筒的表面做成螺旋槽面。只有用手動驅動的卷筒或因結構上的原因，而必

37、須用多層纏繞時才允許用光面卷筒。卷筒的繩槽斷面的幾何尺寸參照冶金工業出版社出版的機械零件設計手冊第二版中冊表進行計算。D=6.2mm，D卷=200mm，D0=206.2mm，h=2.5mm，p=8mm，R=4mm，r=0.5mm。由于本設計起重機要求不高，為了簡化工藝，也可以做成光面卷筒。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生疏密不均或亂扣的現象。為此，當鋼絲繩繞到卷筒兩側時，對于光面卷筒偏斜角不得大于即tga=0.025。若用螺旋槽面卷筒，偏斜角不得大于5º12,即tga=0.1，也就是卷筒前面安裝的第一個轉向滑輪中心線到卷筒中心線的距離A要大于卷筒長度L

38、的5倍，如圖8.1所示。圖8.1 決定卷筒長度圖中L卷筒的長度，毫米L=L02L1L2 （式8.3）式中：L0卷筒上有螺旋槽部分的有效長度，毫米；L0=H最大最大起升高度， H最大=2500毫米；P卷筒繩槽節距，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。此處取L2=81毫米；將具體數值代入式8.3，得到：L0=L1L2=×8118+81230毫米卷筒的壁厚確定：鑄造卷筒=0.02D卷（610）毫米焊接卷筒=d毫米本設計確定為鑄造卷筒，沿卷筒軸向聯接的結構。=0.02×200+8=12毫米鋼絲繩末端在卷筒上的

39、固定要求牢固可靠，便于拆卸、檢查。其中最常用的方法是用壓板和螺栓進行固定?？紤]到卷筒一端和大齒輪作軸向聯接，另一端和端蓋作軸向聯接，故把卷筒設計成如圖8.2所示的結構型式，其材料為ZG35。圖8.2 卷筒的結構8.5滑輪的結構將直徑小的做成實體輪，直徑較大的做成輻板輪。本設計中：D0=D滑d=120+6.2=126.2毫米 （式8.4）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， 滑輪的繩槽角，一般為=300-450。8.6伸臂桿和支撐桿的結構伸臂桿和支撐桿的尺寸由于起升最大高度H最大=2500毫米，在考慮活動滑輪裝置對起升高度的影響，

40、估計伸臂桿頂端離地面的高度約為3230毫米，若伸臂桿的傾斜角為600，如圖8.3所示，則在直角三角形ACM中，sin600=AC=3499，取AC=3500毫米。這個長度，按圖8.1進行校核，也使A超過卷筒長度L的五倍以上。支撐桿的頂端B點約位于AC的2/3處，現取AB=2250毫米，圖中200為BA、BD的投影角度，即BA與BN的夾角（參考圖8.6）。在ABN中，可利用正弦定理求出：=ANB=1800（AB）=1800（600200）=1000BN=.sin600=×0.8661978.57毫米在直角三角形B1D1N1中，B1D1=B1E1=2048.42毫米化整后，取B1D1=B

41、1E1=2050毫米。圖8.3 求伸臂桿、支撐桿的長度根據強度條件、決定伸臂桿的材料和斷面尺寸根據力學知識，由圖8.3a可以分析出伸臂桿的受力情況。為了分析問題的方便，將伸臂桿放平畫出，A點和B點畫成固定支座,如圖8.4所示。此處的伸臂桿相當于二支座懸臂梁，為平面任意力系。作用在上面的外力，已知的有G、P最大，若取XOY直角坐標系，就可以利用平衡條件，求出桿件A點和B點的支反力。圖8.4 伸臂桿的受力分析為了求Fb,可設各力對A點的力矩之和為零，如圖8.5所示，即：G.L1P最大.L2Fb.L3=0式中：L1、L2、L3為A點到G、P最大、Fb各力作用線的距離，也就是力臂之長。L1=AC.Si

42、n300=3500×0.5=1750毫米；L2=AC.Sin70=3500×0.12185426.5毫米；L3=AB.Sin200=2250×0.342=769.5毫米；所以得到：750×1750399×426.5Fb×769.5=0Fb=1484.5毫米；現按XOY直角坐標系，將各力分解為X和Y坐標的分力，得到：Fbx=Fbcos200=1484.5×0.941395.4公斤；Fby=Fbsin200=1484.5×0.342507.7公斤；Gx=G.cos300=750×0.866649.5公斤；Gy

43、=G.sin300=750×0.5=375公斤；P最大cos70=399×0.9925396公斤；Py=P最大sin70=399×0.121948.6公斤；根據X方向分力的和為零的平衡條件，可得：GxFbxFaxPx=0Fax=FbxGxPx=1395.4649.5396=349.9公斤根據Y方向分力的和為零的平衡條件，可得：GyPyFbyFay=0Fay=GyPyFby=37548.6507.7=181.3公斤負號說明Fay與圖上假設的方向相反。圖8.5 求Fb力從圖8.4可以看出，伸臂桿AC在外作用力下，將同時承受拉壓、剪切和彎矩，但是以彎矩為主。其最大彎矩及

44、相應的截面位置，根據零件強度、剛度及耐磨性的有關知識，最大彎矩在B支座處：M彎最大=（GyPy）.BC=（37548.6）=（37502250）=326.4×1250=408000kg.mm若伸臂桿選用熱軋方鋼，其材料為A3，按表8.3查得：許用彎曲應力彎1500kg/cm2考慮到起升重物開始和停止的瞬間有沖擊載荷，應適當降低許用彎曲應力，取彎=1000kg/cm2，根據強度條件公式:最大=彎式中:W彎抗彎斷面系數，厘米3，與斷面形狀和中性軸的位置有關。對于方鋼，若邊長為a，則W彎=。所以:W彎=40.8厘米3a340.8×6244.8a6.26厘米按冶金工業出版社的機械零

45、件設計手冊第二版上冊，選取邊長a=65毫米，長度為3550毫米的熱軋方鋼，標記為：65×3550GB702-72。根據強度條件，決定支撐桿的材料和斷面尺寸如圖8.6所示，支撐桿受到一個與Fb大小相等，方向相反的作用力Fb作用，利用平行四邊形法則，將Fb分解為相等的Fd和Fe兩個力，即兩個支撐桿受到兩個相等的壓力。已知二支撐桿的夾角為300，根據余弦定理得到：Fb2=Fd2Fe22FdFe.cos1500因 Fd=Fe則：Fb2=2Fd22Fd2.cos1500=2Fd2（1cos1500）=2（10.87）Fd2=3.74Fd2Fd2=Fd= Fb=0.52×1484.57

46、72公斤若選支撐桿為熱軋方鋼，其材料為A3，按表7.3選取，則：許用壓力則壓=1600kg/cm2根據強度條件公式：壓最大=壓式中：A鋼材的橫截面積，厘米2。對于方鋼，其邊長為a，則A=a2。因此：A=0.4825所以a0.69厘米按冶金工業出版社的機械零件設計手冊第二版上冊，只要選取邊長a=7毫米的熱軋方鋼，就能承受得起772公斤的壓力。圖8.6 支撐桿的受力分析與此同時，支撐桿還受到一個與Fby大小相等、方向相反的作用力Fby，它將BD、BE兩個支撐桿分組，各為Fby/2，是兩個桿的彎矩力，兩個桿相當于臂梁，最大的彎矩在固定端D和E處，其最大值為Fby/2乘D（或E）點到Fby力作用線的距

47、離DK（或EK）。在三角形B1D1K（或B1E1K）中：DK=EK=B1D1cos200即：M彎最大=.B1D1cos200=×2050×0.94489169公斤.毫米若已知A3鋼的許用彎曲應力=1000kg/cm2，根據彎曲強度條件公式：彎最大=彎則：W彎48.9169a348.9169×6293.5014a6.65厘米按冶金工業出版社的機械零件設計手冊第二版上冊，取邊長a=68毫米，長為2050毫米的熱軋方鋼，標記為68×2050GB702-72。從以上計算可以看出，這兩根支撐桿主要承受彎矩力，只要彎曲強度足夠，壓縮強度是不成問題的。畫制動輪裝置和卷

48、筒裝置的結構圖在已知制動輪、卷筒齒輪、帶輪的結構尺寸和軸的最小直徑的前提下，就可以進行制動輪裝置和卷筒裝置的結構設計和畫圖工作。它涉及到軸承的選擇和軸的結構設計。本設計中的兩根軸是支承在軸承座上，由于安裝時不可能絕對保證兩頭的軸承座的同軸性，因此軸承宜選用1000型滾動軸承。這種軸承能夠自動調心，允許內圈（軸）相對外圈（外殼）在傾斜2030的條件下工作?？筛鶕S頸直徑選擇軸承的尺寸，再根據所選軸承的外徑選擇滾動軸承座。如制動輪裝置，通過軸的結構設計，已知軸頸為d=45毫米，按冶金工業出版社的機械零件設計手冊第一版，可選擇1209型雙列向心球面軸承，再根據它的外徑D=85毫米，按該手冊選擇GZ2-85軸承座，選擇悶蓋85×35（35是悶蓋和軸承座孔配合部分的長度，單位是毫米），按該手冊選擇螺紋聯接部分尺寸為M14×1.5的旋蓋式油杯。透蓋也通過標準查得，根據軸承座孔徑D和透蓋孔的軸徑選取。通過以上的尺寸就可以畫出制動輪裝置（即小齒輪軸）和卷筒裝置（即卷筒軸）的部件裝配圖，見圖8.7和圖8.8。制動輪寬度一般要比制動輪大510毫米。根據所選YWZ9F-200制動器，其制動瓦塊寬度B1=90毫米，故取制動輪寬度B0=95毫米，材料選取ZG45號鋼，熱處理硬度不低于HRC3545，深度為23毫米，外