《畢業(yè)設(shè)計（論文）-汽車清障車設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《畢業(yè)設(shè)計（論文）-汽車清障車設(shè)計（53頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、摘 要 隨著人們生活水平的提高，汽車也走進(jìn)了人們的生活當(dāng)中，走進(jìn)了家家戶戶。因此由于道路上車輛的增多，車輛之間發(fā)生的事故，車輛發(fā)生故障以及違規(guī)停車的現(xiàn)象也越發(fā)的頻繁。通過查找資料對現(xiàn)有的汽車清障車的了解，大多數(shù)的清障車的清障方式為拖拽且只能由被拖車輛的前面進(jìn)行操作。這種方式在特殊的情況特別是前方有障礙物的情況下尤為不便。 本文通過設(shè)計一種可調(diào)節(jié)支腿的汽車吊架，結(jié)合改造的汽車起重機(jī)配合使用，達(dá)到在多種環(huán)境下都能對事故及違規(guī)車輛進(jìn)行清除的新型汽車清障車。文中將對汽車清障車的起升機(jī)構(gòu)、回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)、起重臂以及吊架和可調(diào)支撐進(jìn)行介紹及設(shè)計。最后使用Solidworks三維軟件及AutoCAD二維繪圖

2、軟件對設(shè)計的內(nèi)容進(jìn)行三維的建模及二維裝配圖及零件圖的繪制。 關(guān)鍵詞: 起升機(jī)構(gòu);起重臂;回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu);清障車；可調(diào)支腿 全套圖紙加扣 3346389411或3012250582 Abstract With the improvement of people’s living standards, cars have also entered the lives of people and entered every household. Therefore, due to the increase of vehicles on

3、the road, accidents between vehicles, vehicle failures and illegal parking are becoming more and more frequent. Through the search for information on the existing car wrecker, most wreckers are dragged and can only be operated by the front of the dragged vehicle. This method is particularly inconven

4、ient in special situations, especially when obstacles are in front of you. This paper designs a new type of automobile wrecker that can adjust the outriggers and use it together with the modified auto cranes to achieve the elimination of accidents and illegal vehicles in various environments. The

5、 paper will introduce and design the hoisting mechanism, swing mechanism, lifting arm, hanger and adjustable support of the wrecker. Finally, using Solidworks three-dimensional software and AutoCAD two-dimensional drawing software to carry out three-dimensional modeling of the contents of the design

6、 and the two-dimensional assembly drawings and parts drawing. Keywords: Lifting mechanism; Lift arm; Slewing mechanism; Wrecker; Adjustable outrigger 目 錄 摘 要 - 1 - 目 錄 - 3 - 1緒論 - 4 - 1.1 課題研究的目的和意義 - 4 - 1.2國內(nèi)外現(xiàn)狀 - 4 - 1.3發(fā)展趨勢 - 5 - 1.4課題設(shè)計內(nèi)容 - 6 - 2起升機(jī)機(jī)構(gòu)設(shè)計 - 7 - 2.1 起升機(jī)構(gòu)的基本參數(shù)計算

7、- 7 - 2.1.1 傳動方案 - 7 - 2.1.2基本參數(shù)的計算 - 7 - 2.2鋼絲繩的設(shè)計與選用 - 9 - 2.3吊鉤的設(shè)計與選用 - 10 - 2.3.1選材 - 10 - 2.3.2構(gòu)造 - 10 - 2.3.3吊鉤掛架 - 10 - 2.3.4橫梁 - 11 - 2.4卷筒設(shè)計 - 11 - 2.4.1名義直徑： - 11 - 2.4.2卷筒的長度 - 12 - 2.4.3卷筒厚度 - 12 - 2.4.4卷筒強(qiáng)度校核 - 12 - 2.5減速器設(shè)計 - 12 - 2.5.1總傳動比及其分配 - 13 - 2.5.2 傳動裝置的運動參數(shù)計算

8、- 13 - 2.5.3 齒輪設(shè)計 - 14 - 2.5.4 棘輪設(shè)計 - 20 - 2.5.5 軸的設(shè)計 - 20 - 3 回轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)的設(shè)計 - 30 - 3.1回轉(zhuǎn)支承的選用 - 30 - 3.1.1載荷計算 - 30 - 3.1.2阻力矩計算 - 31 - 3.1.3校核 - 32 - 3.1.4回轉(zhuǎn)減速機(jī)輸出扭矩： - 32 - 3.2回轉(zhuǎn)減速機(jī)的選用 - 32 - 3.3支腿反力計算 - 33 - 4起重臂的設(shè)計 - 34 - 4.1三鉸點設(shè)計 - 34 - 4.2起重臂設(shè)計 - 35 - 4.2.1起重臂基本參數(shù)計算與選用 - 35 - 4.2.2 起

9、重臂的形狀及主要計算參數(shù) - 36 - 5吊架調(diào)節(jié)支撐腿設(shè)計 - 41 - 5.1支撐機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)設(shè)計 - 41 - 5.2 支撐機(jī)構(gòu)的應(yīng)力校核 - 42 - 5.2.1 校核彎曲切應(yīng)力 - 42 - 5.2.2 校核彎曲正應(yīng)力 - 44 - 6三維建模及裝配 - 45 - 6.1大齒輪盤的三維建模 - 45 - 6.2小齒輪的三維建模 - 46 - 6.3 整體裝配 - 46 - 總結(jié) - 47 - 致謝 - 48 - 參考文獻(xiàn) - 49 - 1緒論 1.1 課題研究的目的和意義 隨著人們生活水平的提高，汽車也走進(jìn)了人們的

10、生活當(dāng)中，走進(jìn)了家家戶戶。因此由于道路上車輛的增多，車輛之間發(fā)生的事故，車輛發(fā)生故障以及違規(guī)停車的現(xiàn)象也越發(fā)的頻繁。通過查找資料對現(xiàn)有的汽車清障車的了解，大多數(shù)的清障車的清障方式為拖拽且只能由被拖車輛的前面進(jìn)行操作。這種方式在特殊的情況特別是前方有障礙物的情況下尤為不便。 本文通過設(shè)計一種可調(diào)節(jié)支腿的汽車吊架，結(jié)合改造的汽車起重機(jī)配合使用，達(dá)到在多種環(huán)境下都能對事故及違規(guī)車輛進(jìn)行清除的新型汽車清障車。 1.2國內(nèi)外現(xiàn)狀 清障車創(chuàng)始于公路交通非常發(fā)達(dá)的國家，早在20世紀(jì)50年代美國就生產(chǎn)出第一輛清障車。當(dāng)時這種車還比較簡單，靠機(jī)械傳動帶動卷揚機(jī)，拉桿支撐，故障車一端被吊起拖離現(xiàn)場；往往采用

11、自制底盤，功能較單一，這是清障車發(fā)展的第一階段。第二階段，以引入液壓傳動與控制技術(shù)為標(biāo)志，20世紀(jì)70年代第一批采用全液壓傳動的清障車生產(chǎn)出來，涌現(xiàn)了一批著名的清障車企業(yè)，如美國的ENTURY，CHALLENGER，JERR-DAN，WRECKER，澳地利的EMPL,日本的TOKYU，加拿大的NRC。這一階段的清障車技術(shù)和生產(chǎn)得到很大的發(fā)展，首先是系列品種、規(guī)模增多，結(jié)構(gòu)形式多樣化，其次是所用專用底盤、二類底盤多樣化。大型清障車最大為4橋。第三階段，結(jié)構(gòu)多樣、功能齊全，具有托舉、起吊、拖曳、牽引、背拖、破折、清潔、維修等功能。第四階段。工作能力更大，拖舉能力最大達(dá)25噸，拖牽能力達(dá)48噸，起吊

12、能力達(dá)40噸。第五階段，操作方式更先進(jìn)，工作環(huán)境更舒適。 我國清障車產(chǎn)業(yè)起步于20世紀(jì)80年代未。近20年來，我國清障車行業(yè)經(jīng)歷了整車引進(jìn)、吸收仿制到自主研發(fā)的過程。隨著我國城市交通與高速公路的快速發(fā)展，國產(chǎn)清障車的技術(shù)水平、制造工藝已取得突破性進(jìn)展，形成了產(chǎn)品多功能化、智能化、人性化的技術(shù)特點，上裝（專用機(jī)構(gòu)）具有采用新材料、模塊化設(shè)計和專用設(shè)備制造的工藝特點。我國一些企業(yè)通過采用專用設(shè)備和模塊化設(shè)計，實現(xiàn)了清障車的流水生產(chǎn)線生產(chǎn)，產(chǎn)量提高，成本下降，并有一定上裝產(chǎn)品出口。 包括國有企業(yè)，目前我國清障車生產(chǎn)企業(yè)有10家左右，生產(chǎn)2—60噸100余個不同型號和規(guī)格的清障車產(chǎn)品。據(jù)悉，國內(nèi)目

13、前最大噸位的清障車為48噸，產(chǎn)品投入市場后很受歡迎。我國自主開發(fā)的60噸級清障車也已實現(xiàn)銷售，80噸級清障車的開發(fā)已開始籌劃?？梢哉f，國內(nèi)清障車的設(shè)計與市場開發(fā)已進(jìn)入一個新的時代。 1.3發(fā)展趨勢 現(xiàn)代汽車工業(yè)具有全球性，是開放性的綜合產(chǎn)業(yè)。汽車工業(yè)的發(fā)展是社會經(jīng)濟(jì)發(fā)展的必然，而經(jīng)濟(jì)社會的發(fā)展對汽車使用功能不斷提出新的要求，是汽車更好的為經(jīng)濟(jì)發(fā)展服務(wù)，在社會經(jīng)濟(jì)不斷發(fā)展和人民生活水平不斷提高的雙重要求下，專用車的出現(xiàn)更好的滿足了客戶的專業(yè)需求。 2002年我國公路通車?yán)锍桃堰_(dá)175.8萬公里，其中高速公路達(dá)2.5萬公里，躍居世界第二。隨著京沈、京滬、西南出海通道等高速公路的開通，我國以五

14、縱七橫國道主干線為重點的國家公路主骨架已初步建成。這為清障車的突飛發(fā)展孕育了廣闊市場，作為“讓大地的脈絡(luò)更暢通”的使者——清障車，要使其更能發(fā)揮安全快捷、強(qiáng)而有力的道路清障優(yōu)勢，那么清障車底盤專用化、重型化、智能化、作業(yè)附件實用性是清障車技術(shù)發(fā)展的必然趨勢。 清障車底盤專用化，是國內(nèi)清障車行業(yè)發(fā)展的必然趨勢。目前，國內(nèi)的清障車全部是利用二類底盤來改裝的。二類底盤的軸荷分布是按載貨車來設(shè)計的，這與清障車托舉作業(yè)時的所要求軸荷分布是不同的。往往會出現(xiàn)清障的托舉機(jī)構(gòu)還有潛力，清障車的總質(zhì)量也小于其最大總質(zhì)量，但其后軸卻已經(jīng)超載了。二類底盤的軸荷分布對清障車是不適用的。由于清障車是種作業(yè)車，其需隨車

15、攜帶許多作業(yè)附件工具?，F(xiàn)在國內(nèi)的二類底盤兩大梁外側(cè)已被燃油箱、電瓶、氣罐占住了空間，這樣就很難再布置工具箱來安放清障車所需的眾多作業(yè)附件。若清障車底盤專用化，就能很好地來解決這些問題。 ? 清障車重型化也是清障車技術(shù)發(fā)展的一個顯著特點。隨著我國汽車噸位重型化的調(diào)整，國家西部開發(fā)、南水北調(diào)和西氣東輸?shù)慕ㄔO(shè)，加上奧運會、上海世博會和廣州亞運會的成功舉辦，道路條件的改善，交通運輸業(yè)的發(fā)展，公路運輸向高速化、集約化、專用化、集裝箱化發(fā)展，必將引起重型汽車業(yè)（包括專用重型汽車）的崛起。作為保證道路暢通的清障車，無凝也必須重型化，才能滿足重型車輛的清障需要?，F(xiàn)在國內(nèi)最大噸位的清障車為48噸。 ?

16、? 清障車智能化，就是從安全、方便、人性化考慮，在系統(tǒng)中裝配一些智能設(shè)備，如遙控系統(tǒng)，機(jī)構(gòu)安全報警系統(tǒng)，緊急拯救系統(tǒng)。 ? ?作業(yè)安全、快速是道路清障拯救的兩項重要指標(biāo)。而專用作業(yè)輔件是作業(yè)安全快速重要的保證。隨著車輛的種類和款式的不斷增多，道路上造成事故與故障的模式也千變?nèi)f化，因此，只有不斷地開發(fā)安全、實用、高效的作業(yè)輔件才能滿足各類清障作業(yè)的需要。 道路清障汽車自上世紀(jì)初誕生以來，不斷發(fā)展，日趨完善。已經(jīng)是專用車中一個大家族，根據(jù)其中作業(yè)能力，清障汽車可分為輕型，重中型及超重型；根據(jù)結(jié)構(gòu)形式區(qū)分，道路清障汽車可分為臂架起重機(jī)型清障汽車，門架叉式清障汽車，簡單叉式清障汽車和背式清障

17、汽車四個基本類型；從吊臂的作業(yè)功能來分，清障汽車有吊臂旋轉(zhuǎn)型清障汽車，托臂負(fù)載折疊型，吊臂滑動型及吊臂固定型。從托臂的作業(yè)功能來分清障汽車有托臂負(fù)載折疊型，托臂折疊型，及托臂不折疊型；從整車結(jié)構(gòu)來分，清障汽車有單功能型，雙功能型及多功能混合型。 1.4課題設(shè)計內(nèi)容 本文通過設(shè)計一種可調(diào)節(jié)支腿的汽車吊架，結(jié)合改造的汽車起重機(jī)配合使用，達(dá)到在多種環(huán)境下都能對事故及違規(guī)車輛進(jìn)行清除的新型汽車清障車。文中將對汽車清障車的起升機(jī)構(gòu)、回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)、起重臂以及吊架和可調(diào)支撐進(jìn)行介紹及設(shè)計。最后使用Solidworks三維軟件及AutoCAD二維繪圖軟件對設(shè)計的內(nèi)容進(jìn)行三維的建模及二維裝配圖及零件圖的繪制。

18、 2起升機(jī)機(jī)構(gòu)設(shè)計 2.1 起升機(jī)構(gòu)的基本參數(shù)計算 2.1.1 傳動方案 起升機(jī)構(gòu)是起升貨物并使它產(chǎn)生升降運動的機(jī)構(gòu)，它是起重機(jī)中最主要和最基本的機(jī)構(gòu)。本設(shè)計采用液壓起升機(jī)構(gòu)，簡圖如下所示： 2 3 5 7 7 8 6 6 1 1 1.高速油馬達(dá) 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(dá)經(jīng)過減速后，驅(qū)動滾筒旋轉(zhuǎn)，使鋼絲繩繞進(jìn)卷筒或由卷筒放出，從而使吊鉤升降。卷筒的正反向轉(zhuǎn)動是通過改變馬達(dá)的轉(zhuǎn)向達(dá)到的，而機(jī)構(gòu)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)

19、的。 2.1.2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(dá)轉(zhuǎn)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(biāo)準(zhǔn)值11052.6N η卷：卷筒的效率，0.98 M卷＝11052.6×[(1

20、60+6×10)×10-3]／2×0.98=1410Nm (6)馬達(dá)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(dá)轉(zhuǎn)速、扭矩選用 馬達(dá)M-MFB20-US 排量：qm=21.10ml/r 轉(zhuǎn)速 100r/min~3200r/min 最大輸出扭矩 64N/min (7) 由馬達(dá)轉(zhuǎn)速，得出油泵的容量： Q= n馬：馬達(dá)轉(zhuǎn)速已知為3

21、000r/min q：馬達(dá)排量, qm=21.10ml/r η馬容：馬達(dá)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(qū)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(dǎo)向輪效率,0.96 η減：減速機(jī)效率,0.94 η馬總：馬達(dá)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

22、 (10)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速,標(biāo)準(zhǔn)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(qū)動功率選用： 泵 CB-B-32 排量 qm=32ml/r 2.2鋼絲繩的設(shè)計與選用 鋼絲繩受力復(fù)雜，內(nèi)部應(yīng)力難以計算。設(shè)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(jī)構(gòu)工作級別和鋼絲繩抗拉強(qiáng)度有關(guān) c= n：安全系數(shù) 由工作級別（M4）選取n=4.5 k：鋼

23、絲繩繞制折減系數(shù)，一般取k=0.82 σb：鋼絲繩的抗拉強(qiáng)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(biāo)準(zhǔn)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(shè)計采用楔形套筒法，查取選用： 楔 10#GB5973-

24、86 HT200 楔套 10#GB5973-86 ZG200 楔形接頭 10#GB5973-86 ZG270-500 2.3吊鉤的設(shè)計與選用 2.3.1選材 吊鉤的斷裂可能導(dǎo)致重大的人身及設(shè)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(qiáng)度。本吊鉤采用DG20Mn。 2.3.2構(gòu)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(qiáng)度等級M6 2.3.3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(yīng)能繞垂直軸線和水平軸線旋律，為

25、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(zhuǎn)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 2.3.4橫梁 只受彎矩，不受轉(zhuǎn)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

26、 h=30mm b==45mm 取b=50mm 2.4卷筒設(shè)計 本設(shè)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(jī)構(gòu)中卷筒的繞繩量相應(yīng)增加。采用尺寸較小的多層繞卷筒對少機(jī)構(gòu)尺寸是很有利的。其表面做成螺旋繩槽，兩邊有側(cè)板以防鋼絲脫出，二級減速大齒輪與卷旋繩槽，兩邊有側(cè)板以防鋼絲繩脫出，二級減速大齒輪與卷筒連接在一起。 2.4.1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(jī)構(gòu)工作級別和鋼絲繩結(jié)構(gòu)有關(guān)，查表h=16 D1=16×10=160mm 2.4.2卷筒的長度 L=1.1 n：卷繞層數(shù)N=5 a：滑

27、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 2.4.3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 2.4.4卷筒強(qiáng)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(zhuǎn)應(yīng)力，其中壓縮應(yīng)力最大，當(dāng)L3D時，彎曲和扭轉(zhuǎn)的合成應(yīng)力不超過壓縮應(yīng)力的30%，因此彎曲和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力可忽略。 =A A：原與卷筒層數(shù)有關(guān)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(yīng)力==

28、153N/mm 2 σs=230N/mm2 σ1=2×=128N/mm<合格 2.5減速器設(shè)計 起升結(jié)構(gòu)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(jié)合。為了減小尺寸、節(jié)省材料、延長齒輪壽命，本設(shè)計采用硬齒面。 2.5.1總傳動比及其分配 (1)總傳動比:已知馬達(dá)轉(zhuǎn)速及卷筒轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)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 2.5.2 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(zhuǎn)

29、速計算 第Ⅰ軸轉(zhuǎn)速 =3000r/min 第Ⅱ軸轉(zhuǎn)速 = ==505r/min 第Ⅲ軸轉(zhuǎn)速 ==114.6r/min (2)各軸功率計算 馬達(dá)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：

30、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 2.5.3 齒輪設(shè)計 Ⅰ級齒輪傳動設(shè)計 (1)齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級及齒的選用 本設(shè)計采用硬齒面，采用輪齒彎曲疲勞強(qiáng)度強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計計算，再進(jìn)行接觸疲勞強(qiáng)度驗算。由于配對小齒輪齒根薄弱，彎曲應(yīng)力也較大，且應(yīng)力循環(huán)次數(shù)多，所以小齒輪的強(qiáng)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

31、 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(qiáng)度設(shè)計計算 由式得 M T1：小輪轉(zhuǎn)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

32、 Kt=1×1.14×1.13×1.05=1.353 ：應(yīng)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(yīng)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(yù)期壽命10年計算： N1=60×n1×j×

33、 =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(qiáng)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

34、 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(bǔ)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(yīng)力 [σH]=σHlim×ZN×Z

35、W/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

36、=250－2.5×2=245mm 中心距 a = ×(d1+d2)=×(42+250) =146mm Ⅱ級齒輪傳動設(shè)計 (1)齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級及齒數(shù) 本設(shè)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

37、勞強(qiáng)度設(shè)計計算 由式得： m T2：小輪轉(zhuǎn)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(yīng)力修正系數(shù)

38、 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(yīng)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(yù)期壽命10年計算： N1=

39、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(qiáng)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)

40、 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(bǔ)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(yīng)力 [σH]=σ×Zn×Zw/S ZW：硬化系數(shù) 均為硬齒面 ZW=1 SHlim：接觸最小

41、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

42、+2×m=69+2×3=75mm da2=d2+2×m=303+2×3=309mm 中心距 a= ×(d+d)= ×(69+303)=186mm 2.5.4 棘輪設(shè)計 為了防止逆轉(zhuǎn)，本設(shè)計在齒輪軸Ⅱ上安裝棘輪停止器。棘輪的齒形已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)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(shè)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(shè)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

43、寬度 C：1~2 [σw]：棘輪的許用彎曲應(yīng)力 m 取m=10mm (2)棘輪模數(shù)按齒受擠壓進(jìn)行驗算 [p]許用單位線壓力, [P]=35N/m2 滿足強(qiáng)度要求 2.5.5 軸的設(shè)計 從高速到低速各軸命名為Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸。 齒輪軸Ⅰ的設(shè)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(zhuǎn)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)

44、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(dá)的輸出軸和<1>段通過鍵相連，馬達(dá)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=

45、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

46、V平面： MV=RAV×l1=51406×3650616Nmm 合成彎距： M==53868Nmm 按彎矩合成強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度由式9-3，當(dāng)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(zhuǎn)動軸以[σ]-1為許用應(yīng)力[σe]=70 N/mm2＜σB,安全 (6)軸承校核 預(yù)選左軸承為

47、 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(dá)和小齒輪軸上的鍵，由馬達(dá)型號決定，鍵B8×25，沖擊

48、載荷 σP=σP =54.8 N/mm2<[σP]合格 軸II的設(shè)計 (1)軸材料 軸II與二級轉(zhuǎn)動小齒輪為齒輪軸，材料為40Cr (2)作用在齒輪2上的力 T2：轉(zhuǎn)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=1010

49、9×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(yīng) 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

50、 (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)

51、 =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(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度由式9-3，當(dāng)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

52、查表 40Cr 表面淬火σB=750N/mm2 查表 轉(zhuǎn)動軸以[σb]－1為許用應(yīng)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(qiáng)度 a、軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)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(zhuǎn)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

53、中徑d2=53.4mm b、計算危險剖面工作應(yīng)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(yīng)力： σ==23.26 N/mm2 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： τ=T/WT==11.66 N/mm2 彎曲應(yīng)力幅： σa=σ=23.26 N/mm2 彎曲平均應(yīng)力： σm=0 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅τa和平均應(yīng)力幅

54、τm相等τa=τm==5.83 N/mm2 c、確定軸材料機(jī)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(yīng)力、扭轉(zhuǎn)應(yīng)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(yīng)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/ε

55、τ=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(yù)選左軸

56、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(shè)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

57、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：

58、 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(shè)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(dāng)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

59、 M12×1.25 f、油標(biāo)： 管理油標(biāo) g、放油螺塞： 六角螺塞 M14×1.5Q/ZB220.77 3 回轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)的設(shè)計 3.1回轉(zhuǎn)支承的選用 3.1.1載荷計算 (1)垂直載荷 Gp=K×Q+Gb+G1 K:超載系數(shù) Q:起重量取起重力矩最大時 Gb:主起重臂重量 G1:上車不回轉(zhuǎn)其他部分的重量290kg 則: GP=1.1×2500+410+2903450kg 水平載荷: 因為水平載荷H是由風(fēng)吹在生物上的力W1,風(fēng)吹在起重機(jī)上的力W1,重物的離心力P1,回轉(zhuǎn)支承的嚙合力Pr所組成。由于水平力達(dá)不到GP的10%，按H=1

60、0% GP=345kg計算。 (2)彎矩M（傾覆力矩） M=1.2Q·R+ Gb·Lb－G1·G1 =1.2×2.5×5.48+0.41×1.2－0.29×0.08=16.91tm 其中： Lb:主臂重心到回轉(zhuǎn)中心線距離 取 Lb=Lw－C1=1.4－0.2=1.2m LW:主臂重心到主臂后鉸點距離1.4m θ：主臂仰角0 C1：回轉(zhuǎn)中心到吊臂后鉸點的距離0.20m L上:上車不回轉(zhuǎn)部分的重量重心到回轉(zhuǎn)中心線距離0.08m (3) 偏心距為 e=M/GP==4.9m (4) 考慮風(fēng)力時最大工作載荷 GP=Q+Gb+G1=2500

61、+410+290=3200kg M=Q×r+ Gb×Lb+H×h－G1×L1 =2.5×5.48+0.41×1.2+0.345×6.5－0.29×0.08=16.41tm (5) 靜態(tài)： Fa’=1.2×53.45=4.3215t M’=1.25×16.91=21.14Nm 動態(tài)： Fa’=1.55×3.2=4.96t M’=1.55×16.41=25.43Nm 由起重機(jī)設(shè)計手冊圖2-5-12查得型號為012.30.630 Z=94，m=8,調(diào)質(zhì)后齒輪圓周力F=8.3×104 N 3.1.2阻力矩計算 (1)回轉(zhuǎn)支承裝置的摩擦阻力

62、矩力計算Mf M1=ΣN·U·Do/Z Do:回轉(zhuǎn)支承裝置軌道中心直徑0.631m ΣN=2.828×GP×e×Ke/DO =2.828×3450×4.9×1.2/0.631=90917.3kg Mf=90917.3×0.01×0.631/2=2868.4Nm (2)回轉(zhuǎn)平臺傾斜引起的阻力矩 Ms=Q×r×sina=2.5×5.48×sin3=0.717tm=7170Nm (3)慣性回轉(zhuǎn)阻力矩 Mp=[Gb·R2/3g+4·(G1·L12/3g)] =×[0.41×5.482/(3×9.8)+4×0.29×0.182(3×9.8)] =4844.7Nm t:起動

63、時間5s (4)風(fēng)壓引起的回轉(zhuǎn)阻力矩： Mn=qu(1.2AbR－1.2A1L1) Qu:風(fēng)壓值0N/m2 Ab:吊臂迎風(fēng)面積0.6 m2 A1：回轉(zhuǎn)部分迎風(fēng)面積0.3m2 L1：回轉(zhuǎn)部分形心離回轉(zhuǎn)中心的距離0.18m2 Mn=15×(1.2×0.6×5.48－1.2×0.3×0.18) =582.12Nm (5)回轉(zhuǎn)時最大阻力矩： MSW=Mf+Ms+Mp+Mn =2868.4+7170+4844.7+582.12=15465Nm (6) 額定工況F的回轉(zhuǎn)阻力矩 當(dāng)不計風(fēng)力，慣性阻力矩和傾斜力矩按70%計算： M額=Mf+(Ms+Mp)×70%

64、 =2868.4+(7170+4844.7)×70%=11279Nm 3.1.3校核 回轉(zhuǎn)支承調(diào)質(zhì)后齒輪所受圓周力為8.3×104N 本設(shè)計中: F==11279×103/(2×9×48) =0.75×104<8.3×104合格 3.1.4回轉(zhuǎn)減速機(jī)輸出扭矩： 選用回轉(zhuǎn)減速機(jī)速比 i= 40 輸出小齒輪 Z=17 回轉(zhuǎn)支承齒數(shù) Z=94 (1)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)輸出扭矩 M回=M額/（Z1/Z2）=11279/（94/17）=2039.8Nm (2)回轉(zhuǎn)馬達(dá)的輸出扭矩 M馬=M回/i=2039.

65、8/40=50.995Nm (3)回轉(zhuǎn)馬達(dá)的輸出轉(zhuǎn)速 n馬=n轉(zhuǎn)×Z1/Z2×40=3×94/17×40663.5r/min 選擇馬達(dá)MFB10 最高工作壓力20.7Mpa 最大輸出扭矩64Nm (4)工作壓力 P=22M馬/（ηmq馬） ηm:馬達(dá)容積效率 q馬:馬達(dá)排量21.9ml/r P=22×50.995/（0.92×21.1）=16.5Mpa 加上背壓10N/cm2 P=16.5+10=17.5Mpa 3.2回轉(zhuǎn)減速機(jī)的選用 1. 原動機(jī)為發(fā)動機(jī),每日工作8小時,工作機(jī)構(gòu)為轉(zhuǎn)臺,屬中等沖擊載荷 查表得f1=1.25 2. 每小時起重次數(shù)為10次，每

66、次運轉(zhuǎn)時間4分鐘 取f2=1 3. 小時負(fù)載率 Jc=(小時負(fù)荷工作的時間/60)×100% =40/60×100%≈67% 4. 工作環(huán)境溫度為30℃ 查表得 f4=1.14 5. 減速機(jī)型號Cws f5=1 6. 風(fēng)扇冷卻 f6=1.5 7. 按機(jī)械強(qiáng)度和熱極限強(qiáng)度公式計算輸出轉(zhuǎn)矩值 T2J=T2×f1×f2=2039.8×1.25×1=2549Nm T2J=T2×f3×f4×f5×f6×=2039.8×0.95×1.14×1×1.5=2209Nm 計算結(jié)果，機(jī)械強(qiáng)度大于熱極限強(qiáng)度，故應(yīng)按T2J=2549Nm,進(jìn)行選擇。 輸出軸轉(zhuǎn)速 n2=663/40=16.575轉(zhuǎn)/分 8. 由表16-1-71查得最接近的減速器為：Cwc-160-40-IV GB9147-88 a=160 T=2772 略大于要求值，符合要求 3.3支腿反力計算 1. 按最危險的工況考慮，即起重車的大部分車輪被支承缸頂起，整