SQ6.3噸隨車起重機畢業(yè)設計說明書

1、 1 概述1.1隨車起重機的概念 隨車起重機是指安裝在汽車底盤上,在一定范圍內垂直提升和水平搬運重物的多動作起重機械，又稱隨車吊，屬于物料搬運機械。隨車起重機是安裝在普通載貨汽車上的一種起重設備，主要由穩(wěn)定支腿、回轉基座、吊臂總成、吊鉤等組成。隨車起重機和載貨汽車操縱系統(tǒng)是完全分開的，所以隨車起重機既能夠實現(xiàn)起重作業(yè)，又不影響汽車底盤的載貨運輸。隨車起重機的應用非常廣泛，因其機動靈活等特點，在許多工況下都可代替中小型汽車起重機進行起重作業(yè)，深受廣大用戶的歡迎。1.2隨車起重機行業(yè)發(fā)展形勢分析 國際環(huán)境：近年來，國際工程機械市場需求景氣指數(shù)一直向好發(fā)展。2005年全球工程機械整機銷售額達到135

2、0億美元，增長19%。目前國際市場發(fā)展表現(xiàn)主要特征為：一是制造基地和市場明顯向中國轉移，零部件采購全球化；二是制造商之間重組整合步伐加快；三是大部分企業(yè)變?yōu)楫a品開發(fā)和組裝廠，關鍵零部件均為外包生產采購；四是100馬力以下的小型工程機械發(fā)展迅速；五是租賃市場增長很快。據(jù)工程機械權威機構英國工程咨詢公司預測，全球未來5-8年內將繼續(xù)保持良好的市場發(fā)展環(huán)境。汽車行業(yè)運行狀況。06年卡車市場在輕微卡市場的帶動下穩(wěn)步增長，而中重卡市場則還礙著去年調整的余威，在翻身路上舉步維艱。今年一季度卡車市場共計產銷451062輛和421211輛，同比增長5.37%和5.5%。其中，3月份產銷204014輛和2075

3、08輛，同比增長6.06%和2.69%，比2月份分別增長了50.86%和71.15%。從市場上不難看出，國家實施的宏觀調控壓縮基建投資對中重型卡車的影響的確顯著。此外，就是遲遲沒有恢復啟動的汽車消費信貸對商用車市場的制約影響。從銀行角度來說，商用車消費信貸比轎車消費信貸的情況更復雜，風險也更大。但是對于越來越趨于高端、同時售價也越來越昂貴的中重型卡車來說，卡住了信貸的資金流，無疑就是抑制了消費者的消費需求。影響卡車市場的因素就是執(zhí)行不力、屢禁不止的超載超限現(xiàn)象。這種現(xiàn)象的長期存在，始終動搖著用戶對現(xiàn)有公告產品的信任，動搖著用戶對運輸市場長期投入的信任，進而對卡車的銷售直接產生影響。汽車起重機行

4、業(yè)運行狀況。據(jù)國內主要汽車起重機生產廠家分析，2009年汽車起重機市場呈現(xiàn)小幅下滑的發(fā)展趨勢。其中8-12噸等小噸位汽車起重機市場容量繼續(xù)保持一定的下降速度，這在一定程度上將有利于大噸位隨車起重機的發(fā)展。但據(jù)有關人士分析，專業(yè)吊裝行業(yè)的盈利能力相對高于物流行業(yè)，這又是對隨車起重機市場發(fā)展的不利因素。另外，國內隨車起重機行業(yè)起步較晚，目前的產品與同噸位汽車起重機相比，在技術性能上（如臂長、起升高度等等）還有一定的差距，在一定時期內完全取代小噸位汽車起重機還不可能。從國際看，油價的攀升、國外隨車起重機企業(yè)對國內吞并；從國內看，國家宏觀經濟調控的長期持續(xù)、固定資產投資結構的持續(xù)調整、汽車行業(yè)與起重機

5、行業(yè)的低迷、目前隨車起重機行業(yè)存在的不規(guī)范以及隨車起重機企業(yè)間產品同質化、不正當競爭等，對隨車起重機市場的發(fā)展將帶來一定的風險。隨著國家對基礎建設投入的增加，特別是勞動力成本的提高，將給隨車起重機發(fā)展提供一個機會，其發(fā)展的空間將十分廣闊。另一方面，目前我國隨車起重機的底盤銷量只占卡車銷售量的1，而日本隨車起重機底盤銷量占卡車銷量的25%左右，歐美也在20%左右,，隨著我國汽車產業(yè)的快速發(fā)展，將給隨車起重機行業(yè)帶來新的發(fā)展機遇。 目前國內隨車吊的產銷量還比較低，從2001年到2003年產銷量一直在1200臺左右徘徊。從2004年的1-9月，據(jù)我分會統(tǒng)計，銷量已經達到了1262臺，比2003年同期

6、相比，增長了30%?？梢哉f這個階段是隨車吊增速最快的一個時期。那么與其他工程機械以及汽車起重機相比，要受到宏觀調控的影響還是較小的。 工程起重機產品的結構與發(fā)達國家相比，有很大的不同。我國目前仍然是以汽車起重機為主。數(shù)據(jù)顯示，從日本我們了解到各大機型，例如隨車吊、汽車越野吊和輪胎吊來看，日本隨車吊占80%、輪胎吊占1.9%、越野吊占7.6%、履帶吊占2.5%，而在我國今年的市場情況看，今年隨車吊占9.8%、汽車吊占87%、越野輪胎吊占1.4%、履帶吊占1.5%。這是我國產品結構的一個縮影。我國隨車起重機的發(fā)展并不火爆的原因有以下兩點。 1）、我國隨車吊的起步比較晚，認識度比較低，宣傳力度不大。

7、2）、我國勞動力成本較低，我國物流發(fā)展程度影響我國的產業(yè)政策，對隨車吊的發(fā)展形成了瓶頸。但是我相信隨車吊這一產業(yè)在我國有比較大的發(fā)展空間，是一個非常有前途的產業(yè)。那么隨著我國經濟的發(fā)展，隨車吊市場會逐步的成熟，會以較快的速度來發(fā)展，現(xiàn)在國外的產品在中國的銷售，將有助于提高我國隨車吊產品的檔次，促進市場的繁榮。我相信我們國內的隨車吊市場會有一個比較好的市場前景。1.3國內隨車起重機行業(yè)發(fā)展的制約因素技術水平落后：由于我國隨車起重機起步相對較晚，最初是湖南專用汽車制造廠（大漢汽車制造有限公司）引進日本技術開發(fā)了國內的產品。和國外產品相比，還在技術上還存在一定的差距。我國隨車起重機現(xiàn)處于初級發(fā)展階段

8、，品種較少，由于中國載貨汽車以5-8噸為主，所以國內企業(yè)隨車起重機產品主要集中的3-12噸的品種，中小噸位重復較多，至今尚未形成大、中、小完整的系列，年產量只相當于國外一個廠家的生產能力。起重力矩小，技術水平低。我國隨車起重機以直臂卷揚為主，受國內汽車底盤的限制，起重力矩小，其他性能指標也一般低于國外先進產品。目前國內企業(yè)對隨車起重機的研究開發(fā)投入很少，液壓系統(tǒng)、控制系統(tǒng)的技術水平也有一定差距。安全裝置不齊全，操作不方便。我國隨車起重機僅裝有起升高度限位及平衡閥、溢流閥等一般安全裝置，全部為手動操作。而國外早已將電子技術廣泛運用到隨車起重機上，如帶有微電腦的力矩限制器及防傾翻保護器等，并且已實

9、現(xiàn)了有線與無線遙控。功能單一。我國隨車起重機以起重作業(yè)及運輸功能為主，而國外隨車起重機均有多種附具，主要加裝在吊臂頭部，如工作斗、抓斗、高空作業(yè)平臺、各種抓具、夾具、吊籃、螺旋鉆、板叉、裝輪胎機械手、拔樁器等，使隨車起重機具備了一機多用的功能。另外，國外一些廠家進一步開發(fā)了鐵路專用隨車起重機等專用產品。外形不美觀。我國隨車起重機設計單調，忽視了和汽車外形的協(xié)調，而國外對隨車起重機的著色非常嚴格，不僅在外形和著色上實現(xiàn)和卡車的一體化，還要求和城市的景觀相協(xié)調。研發(fā)能力薄弱：中國企業(yè)還不夠重視隨車起重機的技術開發(fā)投入，沒有哪一個企業(yè)愿意花費大的人力、物力去開發(fā)和培育市場，這導致隨車起重機的應用價值

10、遠未開發(fā)出來。在歐美等發(fā)達國家的企業(yè)視用戶為上帝，不是流于形式，而是通過仔細的市場研究后，對市場將來需求什么產品有一個預測，然后開發(fā)出更加滿足和符合用戶需求的產品來引導和指導市場消費。他們想在用戶的前面、走在用戶的前面，始終處于主動地位。而國內企業(yè)僅僅是被動地跟著用戶走，缺乏市場開拓意識，主動性不強。隨車起重機在產品的研發(fā)方面沒有取得突破性的進展，其原因主要有：國內企業(yè)制造水平和工藝裝備落后，企業(yè)對制造水平、工藝裝備的投入比較少，新的產品就算是設計出來了也制造不出來。應該說，國內企業(yè)對隨車起重機的研發(fā)多數(shù)處在產品系列的擴展和功能擴展水平上，產品的研發(fā)同企業(yè)的經濟效益、國內基礎元器件、產品售價、

11、市場需求量等都有密切的關系。產業(yè)政策制約：隨著行業(yè)不斷發(fā)展，目前隨車起重機統(tǒng)一執(zhí)行汽車公告與“3C”認證管理制度，同時列入特種設備的管理范疇。國家將隨車起重機列入公告管理是一把雙刃劍：一方面，提高了進入門檻，規(guī)范了產品市場秩序，保護了現(xiàn)有的隨車起重機生產廠商的利益；另一方面，它影響了隨車起重機與汽車底盤的組合，阻礙了隨車起重機的發(fā)展，主要體現(xiàn)在：一種規(guī)格的隨車起重機安裝一種載貨汽車必須上一個產品公告和“3C”認證；隨車起重機只能進行新車的改裝；隨車起重機列入特種設備管理，就面臨著多頭管理、重復檢查。從國外該產品的行業(yè)規(guī)范來看，我國實行的政策確實對隨車起重機發(fā)展有一定的制約，因此目前沒有一個廠家

12、會把所有可用于裝配隨車起重機的底盤都拿去完成公告的申報。而檢測過程的煩瑣、檢測費用的昂貴、公告周期的漫長、效率低下、審批批準的不一致性、執(zhí)行部門的隨意性等問題都影響著隨車起重機廠的生產銷售和用戶的使用。品牌意識缺失：國內隨車起重機企業(yè)宣傳意識普遍淡薄，很多企業(yè)根本不做宣傳或幾乎沒有什么新的宣傳手段。目前很多物流公司對隨車起重機的了解很有限，有的根本不知其為何物。至于市場上目前都有哪些品牌的隨車起重機，就更無從談起了。國內隨車起重機最大的優(yōu)勢就是價格低廉，但隨著國外隨車起重機企業(yè)以合資等方式不斷入侵，國內企業(yè)僅以原有價格優(yōu)勢將難以與之全面抗衡，國內新興的隨車起重機行業(yè)也面臨重新洗牌的局面。目前，

13、全國生產隨車起重機的主要企業(yè)有徐州徐工隨車起重機公司、石家莊煤礦機械廠、湖北程力起重機有限公司等。另外，近年錦州重型機械股份有限公司與韓國廣林特裝車株式會社組建的合資公司開始涉足隨車起重機領域，常林股份有限公司與奧地利的PALFINGER公司也將開始合作生產隨車起重機。因此，面對企業(yè)利潤率不斷下降的微利時代，隨車起重機企業(yè)必須選擇差異化競爭謀求生存發(fā)展的空間，搶占市場占有率、擴大利潤空間，而盡快樹立起國內隨車起重機的自有品牌形象也是當務之急。1.4產品介紹圖1-1 SQ6.3噸隨車起重機SQ6.3SA2隨車提升機具體數(shù)據(jù)及設計圖如下：表1-1 SQ6.3SA2隨車提升機具體數(shù)據(jù)吊機型號最大起升

14、質量最大起重力矩推薦功率液壓系統(tǒng)最大流量液壓系統(tǒng)額定壓力油箱容積回轉角度起重機自重安裝空間SQ6.3SA2 6.00 KG12.6 T.M15 KW40L/MIN20 MPA100L全回轉2250KG1070MM圖1-2 SQ6.3SA2隨車起重機技術參數(shù)圖(參考圖）2 隨車起重裝置設計的可行性分析及方案確定2.1可行性分析可行性研究是運用多種學科的知識，尋求使投資項目達到最好經濟效益的綜合研究方法。它的任務是以市場為前提，以技術為手段，以經濟效益為最終目標，對擬建的投資項目，在投資前期，系統(tǒng)地論證該項目的必要性、可行性、有效性和合理性，做出對項目可行性的評價?？偨Y為三點：技術適用性、經濟合理

15、性、建設上的可能性。在設計隨車起重機之前，有必要對其設計可行性進行一定的分析，鑒于所學知識所限，下面僅對技術可行性和經濟可行性進行簡單的說明。2.1.1技術可行性的分析我國自古就有借助實物來提升物體的起重機的雛形。經過了很長時期的發(fā)展，我國的起重機行業(yè)有了長足的發(fā)展，起重機的種類日益繁多，再借助不斷發(fā)展的新興科學技術手段，各種各樣的起重機能夠滿足不同場合的需求，以最少的經濟投入實現(xiàn)最大的使用價值。世界上其它國家的起重機行業(yè)也發(fā)展極其迅速，其中以歐洲和日本為主。我國隨車起重機行業(yè)起步于上世紀70年代，在多種起重機不斷發(fā)展更新的基礎上，于近十年內有了長足的進步。隨著我國加入WTO，各種新技術不斷涌

16、入，我們也不斷借鑒了他國起重機設計制造的先進經驗，用于彌補自身起重機行業(yè)發(fā)展的不足，起到了很好的效果。 我國隨車起重機正朝著大型化、多功能化和智能化的方向發(fā)展。安裝隨車起重機的底盤已不再局限于箱式貨車底盤，越來越多的重型平板車也安裝了大噸位隨車起重機，以滿足其自裝卸大型貨物的需要。隨車起重機的作業(yè)裝置也不再局限于吊鉤，各種高空作業(yè)平臺、抓具、夾具、吊籃、螺旋鉆、板叉、裝輪胎機械手、拔樁器等已逐漸被采用。隨著隨車起重機的噸位越來越大，對安全控制、操作方便舒適性的要求也越來越高，智能化也已被提上日程。  徐州徐工隨車起重機有限公司在消化吸收國外先進技術的基礎上生產SQ系列伸縮臂式、折疊臂

17、式隨車起重機，并于2005年在行業(yè)內率先推出第二代隨車起重機產品，產品技術目前處于行業(yè)領先水平，特別在結構設計、人機工程、產品配套、汽車大梁保護等方面引領行業(yè)發(fā)展。其產品批量出口非洲、南美、東南亞、中東等國家和地區(qū)。近兩年來，依靠技術創(chuàng)新取得了較快發(fā)展，以33%的市場占有率在國內處于領先地位，成為我國隨車起重機行業(yè)的后起之秀。不僅為整個單位創(chuàng)利豐厚，也為我國乃至全世界積累了起重機設計、制造和生產的寶貴經驗。總結多家企業(yè)，可見我國隨車起重機在技術方面有如下性能優(yōu)勢： 整機性能：由于先進技術和新材料的應用，同種型號的產品，整機 重量要輕20%左右。隨著結構分析應用和先進設備的使用，結構形 式更加合

18、理；  高性能、高可靠性的配套件，選擇余地大、適應性好,性能得到充分 發(fā)揮； 電液比例控制系統(tǒng)和智能控制顯示系統(tǒng)的推廣應用；  操作更方便、舒適、安全，保護裝置更加完善；  向吊重量適中、起升高度、幅度相當?shù)闹行嵨环较虬l(fā)展。雖然隨 車起重機有不少的技術優(yōu)勢，但也不能將我國隨車起重機目前的不 足之處視而不見，其中有如下不足的方面： 品種少、產量低。 起重力矩小，技術水平低。 安全裝置不齊全，操作不方便。 功能單一。 外形不美觀。 由以上可見，在隨車起重機的技術方面，我們需要不斷的改進和創(chuàng)新，我國及世界其他國家都日趨成熟和完善，發(fā)展起來有了強有力的技術基礎，遇到的技

19、術障礙也相應地容易消除?；谝陨细鼽c，本次論文也有了繼續(xù)深入的必要，在隨車起重機大量參考資料的基礎上，才得以飽滿充實，而不會顯得空洞無力。2.1.2經濟可行性的分析以前，建筑施工單位較常采用大型的起重設備，例如：橋式起重機、龍門起重機、塔式起重機等大型起重設備。購買時花費大量的財力，施工時不僅體積龐大，占用太多的空間，而且在運行中要花費大量的人力和油耗，即便以上幾點都不成大問題，也很難滿足工程上的特定要求，很難高效的完成限期的工作。 而隨車起重機恰恰彌補了這一系列的不足，它體積小，重量輕，耗油量小，使用起來更加地靈活方便，購買時的成本僅是那些大型起重機的幾分之一，甚至是十幾分之一，大大降低了總

20、成本，從而使企業(yè)的經濟效益得到了保障。在市場上，隨車起重機2005年1-10月已銷售1483臺，同比增長7.3%。上半年由于有關標準的變化，一大批隨車起重機產品更換底盤，影響了生產和銷售。徐州徐工隨車起重機有限公司是我國最大的隨車起重機生產企業(yè)，1-10月已銷售隨車起重機494臺，市場占有率約33%。合資企業(yè)廣林特裝車(錦州)有限公司銷售隨車起重機100臺，已打開了國內市場。國外隨車起重機在起重機產品中占的比例很大，我國目前僅占10%，可以預見隨車起重機的發(fā)展空間是很大的。從技術和經濟上進行可行性分析能夠看出，有條件也有必要對現(xiàn)今的隨車起重機進行改造和創(chuàng)新，尤其是對隨車起重機上的隨車起重裝置進

21、行進一步的更新勢在必行。下面就從隨車起重機的方案著手，對其進行具體的設計改造。2.2隨車起重裝置方案確定 圖2-1 隨車起重裝置外形圖 1.汽車底盤 2.起升機構 3.起重臂 4.變幅油缸 5.回轉機構 6.液壓系統(tǒng)如圖2-1 隨車起重裝置 隨車起重裝置（如圖2-1）是安放在載貨汽車上面的一種附加起重設備。它屬于臂架型起重裝置，其運行支承裝置采用汽輪胎，可以在無軌路面上行駛，與其他起重裝置比較，隨車起重裝置把起重和運輸功能結合起來，不僅節(jié)省勞動力，而且節(jié)約能源、減少費用，也由于設計和制造隨車起重裝置技術的進步，使其生產有了較大的發(fā)展。它主要服務于港口、機場、建筑工程、橋梁、隧道工程和國防工程等

22、，是國民經濟建設中必不可少的一種高效、快捷、方便的裝卸機械。 隨車起重裝置在搬運物料時，經歷上料、運送、卸料和回到原處的一系列過程，有時運轉，有時停轉，是一種間歇動作的機械。 它通常由四部分構成：工作機構、金屬機構、動力裝置與控制系統(tǒng)。工作機構指機械傳動部分，常見的有：起升機構、運行機構、回轉機構和變幅機構。它們是為了實現(xiàn)起重裝置不同運動要求而設置的，依靠這四個機構的復合運動，可以使起重裝置在所需的任何指定位置進行上料和卸料。由于設計時間和必要性的限制，此次設計僅就起升機構、回轉機構和變幅機構進行設計，對其進行分析與計算。2.2.1起升機構 圖2-2 起升機構起升機構用于實現(xiàn)貨物的升降，它是任

23、何起重裝置必不可少的部分，是起重裝置中最重要、最基礎、最核心的部分。起升機構工作的好壞，直接影響到整臺起重裝置的工作性能。起升機構（如圖2-2）主要由取物裝置、鋼絲繩卷繞系統(tǒng)、制動裝置、減速裝置、驅動裝置以及安全裝置等部分。其中不少零件采用標準通用零件。從發(fā)動機到各工作裝置間的動力傳動，有機械傳動、電力傳動和液壓傳動三種形式。機械傳動的傳動零件都是剛體，傳動可靠，效率高，但整個傳動裝置復雜、笨重。電力傳動型式中的機械零件數(shù)量少，總體布置方便，操縱輕便，調速性好。但整個傳動裝置需要電動機數(shù)量多，重量大，價格貴。液壓傳動調速方便，傳動平穩(wěn)，操縱方便，結構簡單，重量輕。但傳動效率較低。但對于隨車起重

24、機來說是較合適的傳動類型。故起升結構采用液壓馬達減速機卷筒的傳動方案。電動機通過聯(lián)軸器同傳動效率較高的漸開線圓柱齒輪減速器相連接，減速器的輸出軸上裝有卷筒，它通過鋼絲繩和吊鉤相聯(lián)。這種結構緊湊、易于實現(xiàn)。起升時，馬達逆時針旋轉，摩擦片被松開，卷筒順時針旋轉放下貨物；制動時，馬達停止旋轉，卷筒依靠自重順時針旋轉，使二級齒輪軸順時針旋轉，摩擦片被壓緊，棘爪頂住棘輪，卷筒停止轉動，重物懸吊不動。吊鉤的升降靠馬達改變轉向來實現(xiàn)。2.2.2回轉機構回轉機構（如圖2-3）是使起重裝置的回轉部分相對于非回轉部分實現(xiàn)圖2-3 起升機構回轉的裝置。回轉機構包括回轉支承裝置和回轉驅動裝置?；剞D支承裝置為起重機的回

25、轉部分提供穩(wěn)固的支撐，并將來自回轉部分的載荷傳遞給基礎構件?；剞D驅動裝置的作用是繞起重機的垂直軸線在水平平面內沿圓弧弧線移物品。當起升、變幅和回轉三個機構配合動作時，就可以把所起吊的貨物在起重機幅度所能達到的范圍內任意移動，從而擴大了作業(yè)范圍。 此次設計采用滾動軸承式單排四點接觸式回轉支承裝置。它由兩個座圈組成，結構簡單，重量輕，尺寸小，能同時承受軸向力、徑向力和傾覆力矩。此次設計采用液壓馬達驅動，由于低速大扭矩馬達成本高，使用可靠性不如高速液壓馬達，且其結構緊湊，所以，設計采用：高速液壓馬達-蝸輪蝸桿減速機-小齒輪-回轉支承。液壓驅動的小起重量的起重裝置，通過液壓回路和換向閥的相應機能，可以

26、使回轉機構不裝制動器，同時保證回轉部分在任意位置上停止并避免沖擊。2.2.3變幅機構 變幅機構用以改變從取物裝置中心線到起重機回轉中心線之間的水平距離。其主要部分是起重臂。起重臂是隨車起重裝置的主要受力構件，吊臂的設計合理與否，直接影響隨車起重裝置的承載能力、整機穩(wěn)定性和自重。另外為了能給人以安全、穩(wěn)定、可靠的感覺，吊臂界面的選擇與外觀設計都要合理。臂的形式有直臂式和折臂式兩種。直臂有良好的通過性，它適用于中小噸位輪式的起重裝置。箱形結構制造簡單，具有良好的抗彎和抗扭等優(yōu)點。伸縮油缸與前置式變幅油缸相結合，使臂架受力合理，變幅范圍更大。在此選用伸縮式直臂箱形結構。3 起升機構的設計起升機構是用

27、來使貨物提升或下降的機構,是隨車起重機中最基本的機構。起升機構通常包括：去污裝置、鋼絲繩卷繞系統(tǒng)、制動裝置、減速裝置、驅動裝置以及安全裝置等部分，其中不少零件采用標準通用零件。3.1起升機構的傳動方案此設計中采用液壓起升機構。起升機構的簡圖如下： 1.高速油馬達 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.吊鉤圖3-1 起升機構簡圖液壓馬達的轉速通過減速機傳遞給卷筒,驅動卷筒旋轉,吊鉤升降，繼而實現(xiàn)提升或放下重物。卷筒的正反方向轉動通過改變馬達的旋轉方向實現(xiàn)，而運行機構的停止或使貨物處于懸吊狀態(tài)是依靠棘輪停止器來實現(xiàn)的。3.2起升機構基本參數(shù)計

28、算設定起升參數(shù)：額定起重量 Q=6300Kg=63000N起升速度 V升15m/min起升高度 h=11.5m使用場合和工作要求：中小噸位，行駛速度高，機動性好，可根據(jù)工作需要變更工作地點，投入使用時間短，結構簡單。3.2.1起升速度 由已知得V升15m/min3.2.2鋼絲繩速度V繩V升× a滑輪組倍率,取4 V繩60 m/min3.2.3卷筒速度（按纏繞時第三層計算）：n卷V繩（D+d）×=112.4 r/minD卷筒直徑 D鋼絲繩直徑3.2.4初步選定減速比i26.69，則馬達轉速n馬n卷×i112.4×26.693000 r/min3.2.5卷筒

29、扭矩（按最大計算）M卷S×D6×d2×卷S鋼絲繩單繩拉力卷卷筒的效率0.98M卷=12820.5×(160+6×10)×10-32×0.981685 Nm3.2.6馬達扭矩M馬=M卷(i×)=卷×軸承3×開齒×閉齒卷 卷筒效率軸承軸承傳動效率開齒開式齒輪傳動效率閉齒閉式齒輪傳動效率=0.98×0.993×0.94×0.99M=78.3Nm由馬達轉速、扭矩選用馬達M-MFB20-US排量qm=32ml/r轉速 100r/min3200r/min最大輸出扭矩

30、86N/min3.2.7油泵的容量Q=n馬 馬達轉速q 馬達排量馬容馬達容積效率Q=65937.5 ml/min3.2.8重物提升功率N重=V升×Q起=15×6300×6.86010.7kw3.2.9油泵驅動功率N泵=N重=卷×輪組×減×馬總×泵總卷 卷筒效率 輪組滑輪組效率輪 導向輪效率減 減速機效率馬總馬達總效率泵總 油泵總效率=0.98×0.95×0.96×0.94×0.87×0.80.585N泵= 18.31 kw3.2.10發(fā)動機轉速 n發(fā)=2600r/min3.2

31、.11泵的排量q=27.27 ml/rQ 油泵容量65937.5ml/min容 容積效率0.93由泵的排量、驅動功率選用： 泵 CB-B-32排量 qm=32ml/r3.3鋼絲繩的設計鋼絲繩是隨車起重機的重要零件之一。它具有強度高、自重輕、運行平穩(wěn)、彈性較好，極少驟然斷裂等優(yōu)點。因此被廣泛用于起升機構、變幅機構，也用于牽引及回轉機構中。3.3.1鋼絲繩結構形式的選擇鋼絲繩根據(jù)不同的分法有多種具體種類。其中，按鋼絲捻成股和股捻成繩的方向分為：同向捻它是指絲在股中的捻向與股在繩中的捻向相同。這種繩撓性好、表面光滑、鋼絲繩磨損小，但它有自行扭轉和松散的特點，當自由懸掛重物在繩索一端時，會使重物在空中

32、打轉，所以起升機構中不宜采用。交互捻它的特點是絲在股中的捻向與股在繩中的捻向相反，使繩和股自行松散的趨勢相反，互相抵消，克服了同向捻繩的缺點?；旌夏磉@種繩是由兩種相反捻向的股捻成，即一半同向捻，一半交互捻，此種繩制造工藝復雜，很少采用。根據(jù)鋼絲繩的構造,結合隨車起重機的使用條件和要求(如撓性,耐磨性,抗高溫,抗橫向拉力和防腐蝕性等),選擇中間有合成纖維芯、交互捻鋼絲繩。3.3.2鋼絲繩直徑的計算 下面用C值法選擇鋼絲繩的直徑，即根據(jù)鋼絲繩所受的最大工作靜拉力和鋼絲繩的抗拉強度來確定鋼絲繩的直徑。 d = c 式中，d鋼絲繩最小直徑（mm） C選擇系數(shù)，它的取值與機構工作級別和鋼絲繩抗拉強度有關

33、S鋼絲繩最大工作靜拉力(N)，算得為12820.5N 計算cc=式中， d鋼絲繩最小直徑（mm） c選擇系數(shù)。它的取值與機構工作級別和鋼絲繩抗拉強度有關Smax鋼絲繩最大工作靜拉力(N)，算得為12820.5Nw鋼絲繩充滿系數(shù)，為繩斷面積與毛面積之比，為0.46n安全系數(shù) 由工作級別（M4）選取4.5 k鋼絲繩繞制折減系數(shù)，選0.82 b鋼絲繩的抗拉強度，選1850MPa c = c=0.0906 計算s s = s最大單繩拉力 （N）Q起升重量，63000Na滑輪組倍率,4滑輪組效率,0.975 得 s=12820.5N 計算d d = 0.0906×10.26mm查標準圓整選取：

34、鋼絲繩69370-11-1850-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。本設計采用楔形套筒法，查取選用：楔 11#GB5973-86 HT200楔套 11#GB5973-86 ZG200楔形接頭 11#GB5973-86 ZG270-5003.3.3鋼絲繩使用注意 要延長鋼絲繩的壽命,在設計與使用中應考慮以下因素：A 提高安全系統(tǒng)n，可降低鋼絲繩的應力；B 選用較大的彎曲比（卷筒或滑輪直徑比鋼絲繩直徑），使鋼絲繩避免過分地彎曲，以減少鋼絲繩的彎曲應力。但也不能太大，以免使整個機構尺寸增大；C 卷筒與滑輪的材料硬度要適中，硬度過高或過低都會影響鋼絲繩壽命

35、；D 減小鋼絲繩的彎折次數(shù)，即不要使鋼絲繩通過太多的滑輪（選用滑輪型式與倍率時予以考慮），尤其要避免反向彎折次數(shù)，因為反向彎折的破壞作用比同向彎折大，會降低鋼絲繩的壽命；E 鋼絲繩的維護保養(yǎng)，應定期潤滑防止銹蝕，成卷鋼絲繩開卷時應避免打結扭曲，切斷時應有防止繩股松散的措施。3.4吊鉤的設計3.4.1選材吊鉤組通常由鉤頭、吊鉤螺母、推力軸承、橫梁、滑輪和拉板等零件組成。吊鉤經常受貨載沖擊，為保證吊鉤工作的安全性，盡量避免人身及設備事故，故應要求吊鉤無突然斷裂的危險，重量要盡量輕，有足夠的強度，本次設計中采用DG20Mn，并主要針對橫梁進行設計計算。3.4.2構造采用鍛造的單鉤，制造與使用方便，梯

36、形斷面，受力情況合理。選取鉤號LYD6-MGB10051.5強度等級M6。3.4.3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，吊鉤應能繞垂直軸線和水平軸線旋律，為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，容許橫梁轉動。推力球軸承選：GB301-84.8310校核： C0=S0×P0C0aS0 安全系數(shù)，取2P0 對a=90°的推力軸承P0a=Q=63000NC0a為158KNC0=2×63000=126 KNC0a =158KN 合格3.4.4橫梁只受彎矩，不受轉矩的心軸，采用45鋼R

37、=31500 NMc=Ra×=31500×=23310 NmW=其中，= =0.4167W= (10.41674)=164449= = =112.5 N/mm275 N/mm 合格h=30mm ，35 N/mmb=35.71mm 取40mm3.5卷筒的設計 卷筒是在起升機構中用來卷繞繩索并傳遞動力的轉動件。3.5.1卷筒的種類的選擇卷筒按繞繩的層次分為單層繞卷筒和多層繞卷筒。單層繞卷筒表面通常切出螺旋槽，鋼絲繩依次卷繞在槽內，使繩索與卷筒接觸面積增大，單位壓力降低。因為繩槽節(jié)距大于鋼絲繩直徑，所以避免了鋼絲繩之間的相互摩擦，從而延長了鋼絲繩的使用壽命。多層繞卷筒用于起升高度

38、很大，而卷筒長度又受限制的情況，如汽車起重機。它的主要缺點是內層鋼絲繩受到外層鋼絲繩的擠壓，在卷繞過程中相鄰繩圈之間有摩擦，使繩索壽命降低。此外，在繩索拉力不變時，載荷力矩隨卷筒上繩索層數(shù)的不同而變化，造成載荷力矩不穩(wěn)定。為改善鋼絲繩在卷筒上的接觸狀態(tài)，提高繩索的壽命，采用切螺旋槽的多層繞卷筒。起重機大多采用多層繞卷筒，其容繩量大。隨著起升高度的增加。起升機構中卷筒的繞繩量相應增加。采用尺寸較小的多層繞卷筒對小機構尺寸是很有利的。其表面做成螺旋繩槽，兩邊有側板以防鋼絲脫出，二級減速大齒輪與卷旋繩槽，兩邊有側板以防鋼絲繩脫出，二級減速大齒輪與卷筒連接在一起。3.5.2卷筒的主要尺寸的確定卷筒直徑

39、D 卷筒直徑的大小影響鋼絲繩的彎曲程度。為確保鋼絲繩的壽命，卷筒直徑不能太小。按起重機設計規(guī)范規(guī)定，卷筒的最小卷繞直徑： Domin = hd (mm) =16×10 =160mm 卷筒的槽底直徑（即卷筒名義直徑）D為： D Domin - d = (h-1)d (mm) =150mm 式中，D卷筒槽底直徑（mm） Domin按鋼絲繩中心計算的卷筒最小卷繞直徑(mm) H與機構工作級別和鋼絲繩有關的系數(shù),查得為16 d鋼絲繩直徑(mm),10mm 算得：卷筒名義直徑 D= 160mm 卷筒長度LL=1.1n卷繞層數(shù)N=5a滑輪組倍率a=4D卷筒直徑mmH起升高度10md鋼絲繩直徑10

40、mmL=1.1×=133.45mm卷筒厚度本卷筒為鋼卷筒ZG230-450，可由經驗公式確定d，考慮到工藝要求，取15mm。圖3-2 卷筒示意圖卷筒強度校核最大拉力為Smax的鋼絲繩繞上卷筒后，把卷筒箍緊，使卷筒產生壓縮、彎曲和扭轉應力，其中壓縮應力最大，當L3D時，彎曲和扭轉的合成應力不超過壓縮應力的30%，因此彎曲和扭轉應力可忽略。=AA原與卷筒層數(shù)有關的系數(shù)，取2S鋼絲繩最大拉力12820.5NP卷筒節(jié)距11.5mm卷筒厚度15mmy許用壓應力=，其中s=230N/mm2y=153 N/mm21=2×149 N/mm2 1y 合格3.6滑輪組的設計 滑輪組是改變力和速

41、度的滑輪、繩索系統(tǒng)。它一般作為起升機構的一個組成部分，但也可以單獨作為起重裝置使用。3.6.1滑輪組的種類選用 滑輪組按其構造型式可分為單聯(lián)滑輪組和雙聯(lián)滑輪組兩種。 單聯(lián)滑輪組的特點是繞入卷筒的鋼絲繩為一根，其構造簡單，重量輕。 雙聯(lián)滑輪組的特點是繞入卷筒的繩索是兩根。它相當于兩個相同單聯(lián)滑輪組的組合裝置。此設計中，采用HT150，工藝性好，易于加工、價廉，對鋼絲繩壽命有利。采用單聯(lián)滑輪組，它結合導向滑輪使用，這樣可以用較小的拉力吊起較重的物品。3.7減速器的設計起升結構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合。為了減小尺寸、節(jié)省材料、延長齒輪壽命，本設計采用硬齒面。3.7.

42、1總傳動比及其分配總傳動比已知馬達轉速及卷筒轉速，所以總傳動比為i=26.69傳動比分配傳動比分配的合理，傳動系統(tǒng)結構緊湊、重量輕、成本低，潤滑條件好。由i1=(1.31.4)i2 取 i1=1.3i2 ，得： i15.89i24.5313.7.2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軸、軸、軸。 各軸轉速計算第軸轉速 =3000r/min第軸轉速 =509 r/min第軸轉速 =112.3 r/min 各軸功率計算馬達功率：19.04 Kw第軸功率： P=P馬×軸承=19.04×0.99=18.85 Kw第軸功率： P=P×閉齒=18.85

43、5;0.99×0.99=18.47 Kw第軸功率： P=P×開齒×軸承×卷×軸承=18.47×0.96×0.99×0.99×0.975=16.94 Kw 各軸扭矩計算第軸扭矩：T=9.55×106×=9. 55×106=60006 Nmm第軸扭矩：T=9.55×106×=9.55×106= 346539 Nmm第軸扭矩：T=9.55×106×=9.55×106=1440579 Nmm3.7.3齒輪設計 級齒輪傳動設計

44、 齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級及齒的選用本設計采用硬齒面，采用輪齒彎曲疲勞強度進行設計計算，再進行接觸疲勞強度驗算。由于配對小齒輪齒根薄弱，彎曲應力也較大，且應力循環(huán)次數(shù)多，所以小齒輪的強度比大齒輪的硬度高些。小齒輪20CrMnTi 滲碳淬火大齒輪40Cr 表面淬火由于采用淬火，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2040中選取Z1 =23大齒輪數(shù)Z2：Z2=Z1×i=23×5.89=135齒數(shù)比=5.87傳動比誤差= =0.00340.05 合格 齒根彎曲疲勞強度設計計算mm模數(shù)T1小輪轉矩60006 Nmmd齒寬系數(shù)查表得0.5K載荷系數(shù)

45、K=KA×K×K×K使用系數(shù)查表得1動截荷系數(shù)，查表估為1.14齒向載荷分布系數(shù)，查表為1.13K齒間載荷分配系數(shù)，查表為1.05則載荷初值 Kt=1×1.14×1.13×1.05=1.353應力修正系數(shù)，查圖得 =1.56；=1.82齒形系數(shù)，查圖得： YFa1=2.78；YFa2=2.18重合度由式=1.88-3.2（1/Z1+1/Z2） =1.88-3.2×(+) =1.718=0.25+0.75/ =0.25+=0.687=彎曲疲勞極限查圖得，雙向傳動乘以0.7=920×0.7=644Mpa=760

46、5;0.7=532Mpa彎曲最小安全系數(shù)，為1.4YST試驗齒輪應力修正系數(shù)，為2YN彎曲壽命系數(shù) 按每天工作8小時，每年300天，預期壽命10年計算：N1=60×n1×j× =60×3000×1×10×300×8 =4.32×109N2= = 4.32×1095.87 = 7.36×108 YN1=YN2=1查圖得：=×2×1=920Mpa=×2×1=760Mpa則 =0.0047=0.0052小齒輪的大，按小齒輪估算：查表得：第一系列圓整考慮

47、到傳遞動力的模數(shù)一般大于1.52， 取m=2mm，d=m×z=2×23=46mm。 驗算齒面接觸疲勞強度H=ZH×Z×ZE×小輪圓周速率：V=7.22 m/sKv動載荷系數(shù)，1.15 由 ×Z1100= =1.661 K載荷系數(shù) K= =1.365ZH節(jié)點區(qū)域系數(shù)，查圖得2.4 Z重合度系數(shù) Z=0.872大齒輪齒寬 b=d×d1=0.5×46=23mm為了保證足夠的齒寬接觸,補償軸向安裝誤差,大齒輪齒寬 b1=b+(510)=30mmZE彈性系數(shù),查表得195 N/mm2H許用接觸應力 H=Hlim×Z

48、N×ZW/SHlimZW硬化系數(shù)均勻硬齒面,為1SHlim接觸最小安全系數(shù)，為1Hlim接觸疲勞極限，查圖得： Hlim1=1480MpaHlim2=1200MpaH1= =1480MpaH2= =1200MpaH=2.4×195×0.872×=810 Mpa1200Mpa合格 尺寸計算（主要幾何尺寸）小輪分度圓直徑 d1=m×Z1=2×23=46mm大輪分度圓直徑 d=m×Z=2×135=270mm根圓直徑 df1=d12.5×m=462.5×2=41mmdf2=d12.5×m=27

49、02.5×2=265mm中心距 a = ×(d1+d2)=×(46+270)=158mm 級齒輪傳動設計 齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級及齒數(shù)本設計采用硬齒面小齒輪40Cr 調質及表面淬火大齒輪45鋼 調質及表面淬火由于采用淬火，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2040中選取25大齒輪數(shù)： Z2=Z1×i=25×4.531=113.275113齒數(shù)比： =Z2Z1= =4.52傳動比誤差： = =0.00240.05 合格 齒根彎曲疲勞強度設計計算mT2小輪轉矩，346539 Nmmd齒寬系數(shù)，查表得0.4K載

50、荷系數(shù) K=KA×K×K×KKA使用系數(shù)，查表得1K動載荷系數(shù)，初估其值為1.12K齒向載荷分布系數(shù)，查圖得為1.13K齒向載荷分配系數(shù)，查圖得為1.04則載荷初值Kt=1×1.12×1.13×1.14=1.443Y應力修正系數(shù)，查圖Ysa1=1.56，Ysa2=1.84Y齒形系數(shù)，查圖Y1=2.75，Y2=2.18Y重合度a=1.883.2(1Z1+1Z2)=1.883.2×(125+1113) =1.724Y=0.25+0.75a=0.25+ =0.685=S×Yst×Yn彎曲疲勞極限查圖并且雙向傳動

51、乘以0.71=760×0.7=5322=740×0.7=518S彎曲最小安全系數(shù)，1.4Yst試驗齒輪應力修正系數(shù)，2Yn彎曲壽命系數(shù)，按每天工作8小時，每年300天，預期壽命10年N1=60×n1×j×Ln=60×509×1×10×300×8=7.33×108N2=N1=7.33×1084.52 =1.62×108查圖得：Fp1= ×2×1=760 MpaFP2= ×2×1=740 Mpa則 =0.00564 小齒輪的大，按

52、小齒輪估算：按表第一系列圓整，取m=3，d=m×z=3×25=75mm 驗算齒面接觸疲勞強度H=ZH×Z×ZE×小輪圓周速度：V=1.998 m/sKv動載荷系數(shù)，查表得1.12VZ100=1.998×25100=0.4995 K動載系數(shù) K= =1.316M3mmZH節(jié)點區(qū)域系數(shù),查圖得2.5Z重合度系數(shù) Z=0.871大齒輪齒寬b=d×d1=0.4×75=30mm為了保證足夠的齒寬接觸，補償軸向安裝誤差,小齒輪齒寬 b=b+(510)=37mmZE彈性系數(shù),查表得195 N/mm2 H許用接觸應力 H=

53、5;Zn×Zw/SZW硬化系數(shù)，均為硬齒面，為1SHlim接觸最小安全系數(shù)，為1Hlim接觸疲勞極限Hlim1=1200MpaHlim2=1150MpaH1= =1480 MpaH2= =1480 MpaH=2.5×195×0.871×=982 Mpa1200 Mpa 尺寸計算（主要幾何尺寸）小輪分度圓直徑 d1=m×Z1=3×25=75mm大輪分度圓直徑 d2=m×Z2=3×113=339mm根圓直徑 df1=d12.5×m=752.5×3=67.5mmdf2=d22.5×m=3392.5×3=331.5mm頂圓直徑 da1=d1+2×m=75+2×3=81mmda2=d2+2×m=339+2×3=345mm中心距 a= ×(d+d)= ×(75+339)=207mm圖3-4 大齒輪3.7.4棘輪設計 為了防止逆轉，本設計在齒輪軸上安裝棘輪停止器。棘輪的齒形已經標準化，周節(jié)t根據(jù)