液壓絞車設計【W(wǎng)100型號】【4張CAD圖紙】

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畢業(yè)設計（論文）任務書 題 目 W1100型液壓絞車設計 一、設 計（論文） 內(nèi) 容 卷筒底層拉力1100kfg，馬達排量520ml/r，工作壓力16.5MPa，鋼絲 繩線速度60m/min，鋼絲繩直徑8mm，鋼絲繩3層卷筒容繩量27m。 二、設 計 （論文）要 求 　 1、總裝配圖0號1張； 2、零件圖若干張； 3、設計計算說明書2份（打?。?。 三、設計完成后應提交的文件和圖表 （一）計算說明部分 （二）圖紙部分 總裝配圖（0號）1張； 零件圖（A3）2張； 原理圖（A3）1張。 四、設計進度分配及最后完成日期 　第1～3周 查找資料； 第4～5周 確定設計方案； 第6～8周 設計、有關說明及計算； 第9～10周 修改完善圖紙及說明書。 五、主要參考資料 　[1]張質文,虞和謙,王金諾,包起帆主編.起重機設計手冊.北京:中國鐵道出版社,1997 [2]顏榮慶,李自光,賀尚紅主編.現(xiàn)代工程機械液壓與液力系統(tǒng).北京:人民交通出版社,2001 [3]成大先主編.機械設計手冊.第四版.北京:化學工業(yè)出版社,2002 [4]徐灝主編.機械設計手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1991 [5]章日晉主編.機械零件的結構設計.北京:機械工業(yè)出版社,1987 [6]吳宗澤主編.機械結構設計.北京:機械工業(yè)出版社,1988 [7]北京有色冶金設計研究總院主編.機械設計手冊.第三版.北京:化學工業(yè)出版社,1993 [8]汝元功,唐照民主編.機械設計手冊.北京:高等教育出版社,1995 [9]花家壽編.新型聯(lián)軸器與離合器.上海:上海科學技術文獻出版社,1991 [10]機械控制系統(tǒng)設計/中國機械工程學會,中國機械設計大典編委會.中國機械設計大典.南昌:江西科學技術出版社,2002 [11][蘇]隆赫年柯B Л,馬克西莫維奇B A,特羅伊茨基A B,特羅春И Π,波季施柯A B,阿符拉緬柯Л A.機械零件圖冊.吳克敏等譯.北京:人民教育出版社, 六、備 注 指 導 教 師 胡天明 教研室主任 教研室地址 通訊聯(lián)系方式 固定指導時間 固定指導地點 摘 要 本設計是通過對液壓絞車工作原理、工作的環(huán)境和工作的特點進行分析，并結合實際，在進行細致觀察后，對液壓絞車的整體結構進行了設計，對組成的各元件進行了選型、計算和校核。本絞車由進口液壓馬達、進口平衡閥、常閉多片式制動器、離合器、卷筒、支承軸和機架等部件組成，還可根據(jù)需要設計閥組直接集成于馬達配油器上，如帶平衡閥、高壓梭閥、調(diào)速換向閥或其它性能的閥組。在結構上具有緊湊、體積小、重量輕、外型美觀等特點，在性能上則具有安全性好、效率高、啟動扭矩大、低速穩(wěn)定性好、噪音低、操作可靠等特點，在提升和下放工作中運轉相當平穩(wěn)，帶離合器的絞車可實現(xiàn)自由下放工況，廣泛適用于鐵道機車和汽車起重機、船舶、油田鉆采、地質勘探、煤礦、港口等各種起重設備中。 關鍵詞：液壓絞車；計算；校核；閥組 Abstract This design is to analyze the working principle，the working environment and the working characteristic of the hydraulic winch，and union reality，after the careful observation，I design the overall construction，and choose，compute and examine the various parts of the hydraulic winch. The winch is made up of the import hydraulic motor，import balancing valve，the brake of many pieces，coupling，reel，supporting axle and rack . Also we may design the valve group for the distributor of the motor，like with balancing valve，high-pressured shuttle valve，velocity modulation cross valve or other performance valve groups. The characteristic of the construction is compact ，small，light，beautiful and so on，the characteristic of the performance is safe，the high efficiency，the big start torque，the best low-speed stability characteristic，the low noise，the reliable operation. The winch is quite steadily in the work of promotion and relaxation ，The winch with the coupling also may release the things free ，It is popular to the railroad locomotive ，the auto hoist，the ships， the oil field of drills picks，the geological prospecting，the coal mine，the harbor and the each kind of hoisting equipment. Key words：Hydraulic winch；Computation；Examination；Valve group 第一章 緒 論 1.1液壓傳動系統(tǒng)概論 1.1.1傳動類型及液壓傳動的定義 一部完備的機器都是由原動機、傳動裝置和工作機組成。原動機（電動機或內(nèi)燃機）是機器的動力源；工作機是機器直接對外做功的部分；而傳動裝置則是設置在原動機和工作機之間的部分，用于實現(xiàn)動力（或能量）的傳遞、轉換與控制，以滿足工作機對力（或力矩）、工作速度及位置的要求。 按照傳動件（或轉速）的不同，有機械傳動、電器傳動、流體傳動（液體傳動和氣體傳動）及復合傳動等的要求。 液體傳動又包括液力傳動和液壓傳動是以動能進行工作的液體傳動。液壓傳動則是以受壓液體作為工作介質進行動力（或能量）的轉換、傳遞、控制與分配的液體傳動。由于其獨特的技術優(yōu)勢，以成為現(xiàn)代機械設備與裝置實現(xiàn)傳動及控制的重要技術手段之一。 1.1.2 液壓系統(tǒng)的組成部分 液壓傳動與控制的機械設備或裝置中，其液壓系統(tǒng)大部分使用具有連續(xù)流動性的液壓油等工作介質，通過液壓泵將驅動泵的原動機的機械能轉換成液體的壓力能，經(jīng)過壓力、流量、方向等各種控制閥，送至執(zhí)行機器（液壓缸、液壓馬達或擺動液壓馬達）中，轉換為機械能去驅動負載。這樣的液壓系統(tǒng)一般都是由動力源、執(zhí)行器、控制閥、液壓附件幾液壓工作介質的幾部分所組成。 一般而言，能夠實現(xiàn)某種特定功能的液壓元件的組合，稱為液壓回路。為了實現(xiàn)對某一機器或裝置的工作要求，將若干特定的基本回路連接或復合而成的總體稱為液壓系統(tǒng)。 1.1.3 液壓系統(tǒng)的類型 液壓系統(tǒng)可以按多種方式進行分類，見表1.1。 1.1.4 液壓技術的特點 與其它傳動控制方式相比較，液壓傳動與控制技術的特點如下。 （1）優(yōu)點 1）、單位功率的重量輕。 2）、布局靈活方便。 表1-1 液壓系統(tǒng)的分類 3）、調(diào)速范圍大。 4）、工作平穩(wěn)、快速性好。 5）、易于操縱控制并實現(xiàn)過載保護。 6）、易于自動化和機電一體化。 7）、易于操縱控制并實現(xiàn)過載保護。 8）、液壓系統(tǒng)設計、制造和使用維護方便。 （2）缺點 1）、不能保證定比傳動。 2）、傳動效率低。 3）、工作穩(wěn)定性易受溫度影響。 4）、造價較高。 5）、故障診斷困難。 1.2絞車的簡介 在起重機械中，用以提升或下降貨物的機構稱為起升機構，一般采用卷揚式，而這樣的機器叫做卷揚機又叫絞車。 卷揚機的卷揚機構一般由驅動裝置、鋼絲繩卷繞系統(tǒng)、取物裝置和安全保護裝置等組成。驅動裝置包括電動機、聯(lián)軸器、制動器、減速器、卷筒等部件。鋼絲繩卷繞系統(tǒng)包括鋼絲繩、卷筒、定滑輪和動滑輪。取物裝置有吊鉤、吊環(huán)、抓斗、電磁吸盤、吊具掛梁等多種形式。安全保護裝置有超負載限制器、起升高度限位器、下降深度限位器、超速保護開關等，根據(jù)實際需要配用。 卷揚機的驅動方式有三種，分別為內(nèi)燃機驅動、電動機驅動和液壓驅動。 內(nèi)燃機驅動的起升機構，其動力由內(nèi)燃機經(jīng)機械傳動裝置集中傳給包括起升機構在內(nèi)的各個工作機構，這種驅動方式的優(yōu)點是具有自身獨立的能源，機動靈活，適用于流動作業(yè)。為保證各機構的獨立運動，整機的傳動系統(tǒng)復雜笨重。由于內(nèi)燃機不能逆轉，不能帶載起動，需依靠傳動環(huán)節(jié)的離合實現(xiàn)起動和換向，這種驅動方式調(diào)速困難，操縱麻煩，屬于淘汰類型。目前只有少數(shù)地方應用。 電動機驅動是卷揚機的主要驅動方式。直流電動機的機械特性適合起升機構的工作要求，調(diào)速性能好，但獲得直流電源較為困難。在大型的卷揚機中，常采用內(nèi)燃機和直流發(fā)電機實現(xiàn)直流傳動。交流電動機驅動能直接從電網(wǎng)取得電能，操縱簡單，維護容易，機組重量輕，工作可靠，在電動卷揚機中應用廣泛。 液壓驅動的卷揚機，由原動機帶動液壓泵，將工作油液輸入執(zhí)行構件（液壓缸或液壓馬達）使機構動作，通過控制輸入執(zhí)行構件的液體流量實現(xiàn)調(diào)速。液壓驅動的優(yōu)點是傳動比大，可以實現(xiàn)大范圍的無級調(diào)速，結構緊湊，運轉平穩(wěn)，操作方便，過載保護性能好。缺點是液壓傳動元件的制造精度要求高，液體容易泄漏。目前液壓驅動在建筑卷揚機中獲得日益廣泛的應用。 1.3擬定絞車液壓系統(tǒng)圖 系統(tǒng)的工作原理及其特點簡要說明如下：（見圖1.1） 液壓馬達9的排量切換由二位四通電磁換向閥5實現(xiàn)，控制壓力由液壓馬達9自身提供，為了防止下放時因超越負載作用而失速，在馬達回油路上設置了外控式平衡 閥4。另外，為了提高系統(tǒng)工作可靠性，以防污染和過熱造成的故障，在回油路上設置了回油過濾器7及冷卻器8。三位四通電磁換向閥9的中位機能為K型，所以，絞車停止待命時，液壓泵可以中位低壓卸荷，有利于節(jié)能。 表1.2絞車液壓系統(tǒng)電磁鐵動作順序 工 況 電磁鐵 1YA 2YA 3YA 滿載卷揚上升 - + - 空包下放 + - - 停止 - - + 由表1.2可知：當電磁鐵2YA通電時，三位四通電磁換向閥5切換至右位，液壓油經(jīng)過單向閥進入液壓馬達2，驅動滾筒卷揚方向旋轉。當電磁鐵1YA通電時，負載由平衡閥支撐的同時快速下放，當需要制動時，電磁鐵3YA通電，制動器制動 。 圖1.1 多片式摩擦離合器2、液壓馬達3、6、溢流閥4、外控式平衡閥 5、三位四通電磁換向閥7、回油過濾器8冷卻器9、液壓馬達10、油箱 第二章 卷揚機構的方案設計 卷揚機方案設計的主要依據(jù)：機構的驅動方式；安裝位置的限制條件和機型種類與參數(shù)匹配等。 2.1 常見卷揚機構結構方案及分析 2.1.1 非液壓式卷揚機構方案比較 根據(jù)卷揚機構原動機和卷筒組安裝相對位置不同，卷揚機構結構布置方案的基本型有并軸式和同軸式兩種。而這兩種基本型中又有單卷筒和雙卷筒之分。下面介紹幾種常見的卷揚機構結構方案。 圖2.1 并軸布置單卷筒卷揚機構 圖2.1所示為并軸式單卷筒卷揚機構，他們的卷筒軸與原動機軸線并列平行布置，結構簡單、緊湊。 為了提高取物裝置在空載或輕載時的下降速度，有的卷揚機構設置了重力下降裝置（圖2.1b）。在卷筒上裝有帶式制動器和內(nèi)漲式摩擦離合器。當離合器分離時，驅動卷筒的動力源被切斷，卷筒處于浮動狀態(tài)，這時可利用裝在卷筒上的帶式制動器控制取物裝置以重力快速下降。 卷揚機構方案設計中一個重要問題是卷筒軸與減速器輸出軸的連接方式。圖2.1（a）、（b）所示方案，它們是把卷筒安裝在減速器輸出軸的延長部分上，從力學觀點看，屬于三支點的超靜定軸，減小了軸承受的彎矩。但是，這種結構對安裝精度要求很高，而且使的卷筒組和減速器的裝配很不方便，減速器也不能獨立進行裝配和試運轉，更換軸承也較困難。然而，它的外形尺寸小，結構簡單，適用于中小型建筑機械的卷揚機構。 圖2.1（c）、（d）所示方案，卷筒組與減速器輸出端均采用了補償式連接。圖2.1（c）減速器的輸出軸利用齒輪連軸節(jié)與卷筒連接，且直接把動力傳遞給卷筒。圖2.1（d）是采用十字滑塊聯(lián)軸節(jié)將卷筒和減速器輸出軸連成一體，卷筒軸的右端伸入到減速器輸出軸上的聯(lián)軸節(jié)半體中心孔內(nèi)，構成了軸的一個支點，輸出軸和卷筒軸均為筒支結構，構造緊湊，制造、安裝均有良好的分組性。 并軸布置雙卷筒卷揚機構（圖2.2），由一臺液壓馬達通過二級齒輪減速器分別驅動裝在兩根平行軸上的主、副卷筒。在這兩個卷筒上分別裝有離合器和制動器。通過液壓操縱系統(tǒng)的控制可使主、副卷筒獨立動作，并能實現(xiàn)重力下降。 圖2.2 并軸布置雙卷筒卷揚機構 雙卷筒集中驅動，可減少一套液壓馬達及傳動裝置。 2.1.2 卷筒軸與減速器輸出軸連接方式設計的基本原則 綜上所述，卷筒軸與減速器輸出軸連接方式設計的基本原則是： 1． 盡量避免采用多支點的超靜定軸。因為多支承點受力復雜且軸安裝精度 不易保證。 2． 優(yōu)先采用減速器輸出端直接驅動卷筒的連接方式，使卷筒軸不傳遞扭距， 盡可能避免卷筒軸收彎曲和扭轉的復合作用，以減少軸的直徑。 3． 使機構有良好的總成分組行，以利制造、安裝、調(diào)試和維修。 4． 結構緊湊、構造簡單，工作安全可靠。 5． 卷筒組與減速器輸出軸優(yōu)先采用補償式連接，這樣，在安裝時允許總成 間有小量的軸向、徑向和角度位移，以補償安裝位置誤差和機件的變形。 2.1.3 液壓卷揚機構的分類 近年來普遍采用了行星齒輪傳動的多速卷揚機構，利用控制多泵合流和液壓馬達的串并聯(lián)或采用變量液壓馬達實現(xiàn)卷揚機構的多種工作速度，從而實現(xiàn)輕載高速、重載低速，提高工作效率，以滿足各種使用要求。 液壓傳動的起升機構可分為下列幾種形式： 由于選用的液壓馬達的形式不同，液壓起升機構可分為高速液壓馬達傳動和低速大扭矩馬達傳動兩種形式。 高速液壓馬達傳動需要通過減速器帶動起升卷筒。減速器可采用批量生產(chǎn)的標準減速器，通常有圓柱齒輪式，蝸輪蝸桿式和行星齒輪式減速器。這種傳動形式的特點是液壓馬達本身重量輕、體積小，容積效率高，生產(chǎn)成本較低。但整個液壓起升機構重量較重，體積較大。 低速大扭矩馬達傳動可直接或通過一級開式圓柱齒輪帶動起升卷筒。雖然低速馬達本身體積和重量較大，但不用減速器，使整個液壓起升機構重量減輕，體積減小。并使傳動簡單、零件少，起動性能和制動性能好，對液壓油的污染敏感性小。殼轉的內(nèi)曲線徑向柱塞式低速大扭矩馬達，可以裝在卷筒內(nèi)部，由馬達殼體直接帶動卷筒轉動，結構簡單緊湊，便于布置。 圖2.3 液壓卷揚機構布置方案(一) 2.1.4 液壓式行星齒輪傳動卷揚機構布置方案 液壓多速卷揚機構有多種布置方案，如： 1、液壓馬達、制動器和行星減速器分別布置在卷筒的兩側，即對稱布置（圖2.3）。 2、液壓馬達和制動器分別布置在卷筒的兩側，行星減速器裝在卷筒內(nèi)部（圖2.4）。 圖2.4 液壓卷揚機構布置方案(二) 圖2.5 液壓卷揚機構布置方案(三) 3、液壓馬達、制動器布置在卷筒同一側，行星減速器裝在卷筒內(nèi)（圖2.5） 4、 液壓馬達、制動器和行星減速器均裝入卷筒內(nèi)部（圖2.6）。 圖2.6 液壓卷揚機構布置方案(四) 二三方案屬于同一類型，由于行星減速器裝在卷筒內(nèi)，所以體積小，結構較緊湊，但由于卷筒內(nèi)的空間位置受到限制，要求安裝精度高，零件加工工藝復雜，軸承的選擇較困難，維修不方便。它們的不同處是制動器的安裝位置，方案二顯得對稱性好。 方案四顯然較方案二、方案三的外形尺寸更小，結構更加緊湊。但是它除了有二、三方案中的問題外，還存在制動器和液壓馬達的散熱性極差，檢修調(diào)試也很不方便。 圖2.7 液壓卷揚機構布置方案(五) 二、三、四方案均屬同軸式布置，即使液壓馬達和卷筒軸在同一中心線上，總成組裝時要保證規(guī)定的同心度。 5．液壓馬達、制動器和行星減速器都布置在卷筒的同一側（圖2.7）。這種布置形式，機構的軸向尺寸較大，維修不太方便，同時也會給總體布置帶來一定困難。但它易于加工和裝配，總成分組性較好。 2.2 本設計所采用的方案 本設計給出的馬達的排量為520ml/r，工作壓力為16.5MP，因此選用低速大扭矩馬達， 采用低速方案，不選用減速器。傳動方案根據(jù)比較選用如（圖2.8）所示，多片盤式制動器安裝在馬達上，聯(lián)軸器內(nèi)置于卷筒內(nèi)。此方案整體體積小，結構較緊湊。 圖2.8 本設計所采用的方案 2.3 卷揚機構方案設計注意事宜 卷揚機構的方案的設計除認真考慮以上問題外，還要酌情處理好以下事宜。 1、分配機構總傳動比時，級差不宜過大，一般可采取從原動機至卷筒逐級降低傳動比的分配方法。 2、卷筒直徑盡量選取最小許用值，因為隨著卷筒直徑的增加，扭矩和傳動比也隨之增大，引起整個機構的尺寸膨脹。但在起升高度大的情況下，為了不使卷筒長度過大，有時采用加大直徑的辦法來增加卷筒的容繩量。 3、對于具有多種替換工作裝置的機械，卷筒的構造應能提供快速換裝的措施，如制成剖分組合式卷筒等。 4、滑輪組的倍率對機構的影響較大。因此，滑輪組的倍率不宜取得過大。 一般當起升載荷時，滑輪組的倍率宜取2，時，倍率取3~6，載荷量更大時，倍率可取8以上。 5、卷揚機構的制動器是確保工作安全可靠的關鍵部件。支持制動器一般應裝在扭矩最小的驅動軸上，這樣可減少制動器的尺寸。但是若采用制動力矩大、體積小結構簡單的鉗盤式制動器時，可將其裝在卷筒的側板上，以提高卷揚機構的可靠性。 對于起吊危險物品的卷揚機構應設置兩套制動裝置。 第三章 卷揚機構組成及工作過程分析 3.1 卷揚機構的組成 根據(jù)選用的低速方案分析卷揚機由液壓馬達、長閉多片盤式制動器、離 合器、卷筒、支承軸、平衡閥和機架等部件組成。 3.2 卷揚機構工作過程分析 3.2.1 卷揚機構的工作周期 卷揚機構是周期性作業(yè)。一個工作周期為：啟動加速（0→a）、穩(wěn)定運動（a→b）和制動減速（b→c）三個過程（圖2.1）。載荷由靜止狀態(tài)被加速到穩(wěn)定工作速度（穩(wěn)定運動）時，所經(jīng)歷的時間稱為啟動時間，從a到b經(jīng)歷的時間稱為工作時間，從b點的穩(wěn)定運動減速到靜止狀態(tài)時所經(jīng)歷的時間成為制動時間。起動和制動時間直接影響卷揚機的工作過程，設計時可通過計算選取較為適合的時間。 圖3.1 卷揚機構工作過程曲線 3.2.2 載荷升降過程的動力分析 卷揚機構帶載作變速運動（起動或制動）時，作用在機構上的載荷除靜力外，還有作加速運動（或減速運動）質量產(chǎn)生的動載荷。 1．起升起動過程 卷揚機構帶載提升時，載荷從靜止狀態(tài)加速到穩(wěn)定運動速度v的瞬時過程稱為起升起動過程。此時，懸掛載荷的鋼絲繩拉力（圖3.2a）為： 式中 ——起升載荷； ——由加速運動質量產(chǎn)生的慣性力。 在起升起動時，慣性力方向與起升載荷方向相同，使鋼絲繩拉力增加。 圖3.2 重物升降過程的動力分析 （a）起升起動；（b）起升制動；（c）下降起動；（d）下降制動 2、起升制動過程 卷揚機構由勻速運動制動減速到靜止的過程稱為起升制動過程。此時，懸掛重物的鋼絲繩拉力（圖3.2b）。由于減速運動質量產(chǎn)生的慣性力的方向與起升載荷的方向相反，故使鋼絲繩拉力減小。 3、下降啟動過程 將載荷從靜止狀態(tài)加速下降到勻速的過程稱為下降起動過程（圖3.2c）。此時，慣性為的方向與載荷的方向相反，使鋼絲繩拉力減小，即 4.下降制動過程 卷揚機驅動懸吊載荷以勻速下降時，將制動器上閘，使載荷由勻速下降減速到靜止狀態(tài)的過程稱為下降制動過程（圖3.2d）。此時因慣性力的方向與起升載荷的方向一致，故使鋼絲繩拉力增加，即。 綜上分析可得如下結論：起升起動和下降制動是卷揚機構最不利的兩個工作過程，起升起動時原動機要克服的阻力距是靜阻力矩與最大慣性阻力距之和。因此，原動機的起動力矩必須滿足 下降制動是制動器最不利的工作過程，所以，卷揚機構支持制動器的制動力矩應滿足下面條件： 才能將運動的物品在規(guī)定的時間內(nèi)平穩(wěn)的停住。 式中 ——卷揚機構驅動載荷勻速運動時的靜阻力矩； ——卷揚機構起、制動時的最大慣性阻力矩。 顯然，上述兩種工作過程是決定卷揚機原動機和制動器性能以及對機構的零部件進行強度計算的依據(jù)。 第四章 卷揚機卷筒的設計和鋼絲繩的選用 4.1 卷揚機卷筒的設計 4.1.1 卷揚機卷筒組的分類和特點 卷筒是起升機構中卷繞鋼絲繩的部件。常用卷筒組類型有齒輪連接盤式、周邊大齒輪式、短軸式和內(nèi)裝行星齒輪式。 齒輪連接盤式卷筒組為封閉式傳動，分組性好，卷筒軸不承受扭矩，是目前橋式起重機卷筒組的典型結構。缺點是檢修時需沿軸向外移卷筒。 周邊大齒輪式卷筒組多用于傳動速比大、轉速低的場合，一般為開式傳動，卷筒軸只承受彎矩。 短軸式卷筒組采用分開的短軸代替整根卷筒長軸。減速器側短軸采用鍵與過盈配合與卷筒法蘭盤剛性連接，減速器通過鋼球或圓柱銷與底架鉸接；支座側采用定軸式或轉軸式短軸，其優(yōu)點是構造簡單，調(diào)整安裝比較方便。 內(nèi)裝行星齒輪式卷筒組輸入軸與卷筒同軸線布置，行星減速器置于卷筒內(nèi)腔，結構緊湊，重量較輕，但制造與裝配精度要求較高，維修不便，常用于結構要求緊湊、工作級別為M5以下的機構中。 根據(jù)鋼絲繩在卷筒上卷繞的層數(shù)分單層繞卷筒和多層繞卷筒。由于本設計的卷繞層數(shù)為三層，因此采用多層卷筒。根據(jù)鋼絲繩卷入卷筒的情況分單聯(lián)卷筒（一根鋼絲繩分支繞入卷筒）和雙卷筒（兩根鋼絲繩分支同時繞入卷筒）。單聯(lián)卷筒可以單層繞或多層繞，雙聯(lián)卷筒一般為單層繞。起升高度大時，為了減小雙聯(lián)卷筒長度，有將兩個多層繞卷筒同軸布置，或平行布置外加同步裝置的實例。 多層卷筒可以減小卷筒長度，使機構緊湊，但鋼絲繩磨損加快，工作級別M5以上的機構不宜使用。 4.1.2 卷筒設計計算 根據(jù)卷揚機工作狀況和起升載荷確定卷揚機起升機構的工作級別，根據(jù)表查得汽車、輪胎、履帶、鐵路起重機，安裝及裝卸用吊鉤式，利用等級T5，載荷情況L2，工作級別M5。 1． 卷筒名義直徑D 式中——卷筒直徑比，由表選取; ——卷筒名義直徑（卷筒槽底直徑）（mm）; ——鋼絲繩直徑(mm); 根據(jù)卷揚機工作級別M5選用=25，根據(jù)已知得=8mm,把數(shù)值代入式中得 =（25-1）*8=192mm 根據(jù)所得的數(shù)據(jù)選卷筒名義直徑=200mm。 卷筒最小直徑的計算： Dmin=hd 式中 Dmin——按鋼絲繩中心計算的滑輪的最小直徑 mm: d——鋼絲繩直徑 mm; h——系數(shù)值； 根據(jù)機構工作級別為F Dmin=18×8=144 D＞Dmin 所以卷筒直徑符合條件。 2． 卷筒長度L確定 由于采用多層卷繞卷筒L，由下式 式中——多層卷繞鋼繩總長度（mm）； 根據(jù)已知卷筒容繩量為27m，所以=27m， 把數(shù)據(jù)代入式中得 =195.52mm 取多層卷繞卷筒長度=200mm。 3、繩槽的選擇 單層卷繞卷筒表面通常切出導向螺旋槽，繩槽分為標準槽和深槽兩種形式，一般情況都采用標準槽。當鋼絲繩有脫槽危險時（例如起升機構卷筒，鋼絲繩向上引出的卷筒）以及高速機構中，采用深槽。 多層卷繞卷筒表面以往都推薦做成光面，為了減小鋼絲繩磨損。但實踐證明，帶螺旋槽的卷筒多層卷繞時，由于繩槽保證第一層鋼絲繩排列整齊，有利于以后各層鋼絲繩的整齊卷繞。光面卷筒極易使鋼絲繩多層卷繞時雜亂無序，由此導致的鋼絲繩磨損遠大于有繩槽的卷筒。 帶繩槽單層繞雙聯(lián)卷筒，可以不設擋邊，因為鋼絲繩的兩頭固定在卷筒的兩端。多層繞卷筒兩端應設擋邊，以防止鋼絲繩脫出筒外，檔邊高度應比最外層鋼絲繩高出。 （1）繩槽半徑根據(jù)下式 取R=0.5d 把數(shù)值代入得 R=0.5×8=4.4mm 繩槽節(jié)距P=d+（2～4）mm 取P=8+2=10mm 繩槽深度h=（0.25～0.4）d 取h=0.35d=0.35×8=2.8 圖4.1繩槽的放大示意圖 （2）卷筒上有螺旋槽部分長 式中——=，卷筒計算直徑，由鋼絲繩中心算起的卷筒直徑（mm）； ——1.5，為固定鋼絲繩的安全圈數(shù)。取2； 把數(shù)據(jù)代入式中得 =167.8mm 由此可取 =170mm。 （3）繩槽表面精度：2級——值12.5。 4、卷筒壁厚 初步選定卷筒材料為鑄鐵卷筒，根據(jù)鑄鐵卷筒的計算式子： mm 把數(shù)值代入式中有 =0.02D+8=12mm 故選用=12mm。 5、鋼絲繩允許偏角 鋼絲繩繞進或繞出卷筒時，鋼絲繩偏離螺旋槽兩側的角度推薦不大于3.5o。 對于光面卷筒和多層繞卷筒，鋼絲繩與垂直于卷筒軸的平面的偏角推薦不大于 2o，以避免亂繩。 布置卷繞系統(tǒng)時，鋼絲繩繞進或繞出滑輪槽的最大偏角推薦不大于5o，以避免槽口損壞和鋼繩脫槽。 6、卷筒強度計算 卷筒在鋼絲繩拉力作用下，產(chǎn)生壓縮，彎曲和扭轉剪應力，其中壓縮應力最大。當時，彎曲和扭轉的合成應力不超過壓縮應力的，只計算壓應力即可。當時，要考慮彎曲應力。對尺寸較大，壁厚較薄的卷筒還需對筒壁進行抗壓穩(wěn)定性驗算。 由于所設計的卷筒直徑=200mm，=200mm， 。所以只計算壓應力即可。 卷筒筒壁的最大壓應力出現(xiàn)在筒壁的內(nèi)表面壓應力按下式計算： 式中——卷筒壁壓應力（MPa）； ——鋼絲繩最大靜拉力（N）； ——應力減小系數(shù)，在繩圈拉力作用下，筒壁產(chǎn)生徑向彈性變形，使繩圈緊度降低，鋼絲繩拉力減小，一般??； ——多層卷繞系數(shù)。多層卷繞時，卷筒外層繩圈的箍緊力壓縮下層鋼絲繩，使各層繩圈的緊度降低，鋼絲繩拉力減小，筒壁壓應力不與卷繞層數(shù)成正比按表取值； ——許用壓應力，對鑄鐵，為鑄鐵抗壓強度極限，對鋼，為鋼的屈服極限。 取，按表取，根據(jù)已知卷筒底層拉力1100kgf，可算得，把各數(shù)代入式中： =121.36MP 根據(jù)所計算的結果查得卷筒的材料為球墨鑄鐵，其抗壓強度極限，，=121.36MP<,因此材料選用合格。 4.2 鋼絲繩的選擇 鋼絲繩的選擇包括鋼絲繩結構型式的選擇和鋼絲繩直徑的確定 繞經(jīng)滑輪和卷筒的機構工作鋼絲繩應優(yōu)先選用線接觸鋼絲繩。在腐蝕性環(huán)境中應采用鍍鋅鋼絲繩。鋼絲繩的性能和強度應滿足機構安全和正常工作的要求。 鋼絲繩的直徑為已知d=8mm。 第五章 液壓馬達和平衡閥的選擇 5.1 液壓馬達的選用與驗算 5.1.1 液壓馬達的分類及特點 起重機的常用液壓馬達分為高速液壓馬達和低速液壓馬達。高速液壓馬達的主要性能特點是負載速度低、扭矩小、體積緊湊、重量輕，但在機構傳動中需與相應的減速器配套使用，以滿足機構工作的低速重載要求，其他的特點與同類的液壓泵相同，較多應用的有擺線齒輪馬達，軸向柱塞馬達。低速液壓馬達的負載扭矩大、轉速較低、平穩(wěn)性較好，可直接或只需一級減速驅動機構，但體積和重量較大。內(nèi)曲線徑向柱塞或球塞馬達和軸向球塞式馬達是較常用的型式。 液壓馬達在使用中并不是泵的逆運轉，它的效率較高，轉速范圍更大，可正、反向運轉，能長期承受頻繁沖擊，有時還承受較大的徑向負載。因此，應根據(jù)液壓馬達的負載扭矩、速度、布置型式和工作條件等選擇液壓馬達的結構型式、規(guī)格和連接型式等。 5.1.2 液壓馬達的選用 根據(jù)已知液壓馬達的工作壓力為16.5MP，總排量520ml/r，初選液壓馬達的型號為JMQ—23型低速大扭矩葉片馬達，參數(shù)見（表5—1）。 型號 排量 （ml/r） 壓力 （Mp） 轉速（r/min） 效率 轉矩（N/m） JMQ—23 604 額定 最高 額定 最高 容積效率 總效率 1440 16 20 75 400 0.95 0.85 表5-1 YM630型葉片馬達參數(shù) 5.1.3 馬達的驗算 （1） 滿載起升時液壓馬達的輸出功率 （kw） 式中——起升載荷動載系數(shù)，因液壓馬達不具有電動機的過載能力而馬達 工作壓力又受系統(tǒng)壓力限制，一般取=1.15~1.3； ——額定起升載荷（N） ——物品起升速度（m/s） ——機械總效率，初步計算時，取0.8~0.85。 額定起升載荷根據(jù)下式計算 式中——鋼絲繩自由端拉力（N）； ——滑輪組倍率。 根據(jù)已知=10787.7N。一般當起升載荷時，滑輪組倍率宜取2，時，倍率取3~6，載荷量更大時，倍率可取8以上。因此，。 把數(shù)值代入到式子中得： =21575.4N 物品提升速度按下式計算 式中——鋼絲繩線速度（m/min） 由已知得=60m/min，把數(shù)值代入得：=0.5m/s 根據(jù)需要選取=1.3，機械總效率取=0.85，卷筒機械效率=0.97，=0.5m/s， =21575.4N，把數(shù)據(jù)代入式中得： =17.009kw （2） 滿載起升時液壓馬達輸出扭矩 式中——減速器傳動比； ——鋼繩在卷筒上的卷繞層數(shù)。 其余符號同以前式子。 由于已知為大排量馬達，選用低速方案。因此不采用減速器，所以=1。又由已知卷筒鋼絲繩卷繞三層，故=3。 把所有數(shù)值代入式子中得： =1004.845 所選用的馬達的額定轉矩為=1440，因為 ，所以選用的馬達轉矩符合要求。 （3） 計算液壓馬達的轉速和輸入油量 根據(jù) 式中各符號同以前的式子。 把數(shù)值代入式中得： =176.43 r/min 計算馬達的輸入油量用下式 式中——液壓馬達的排量（ml/r）； ——液壓馬達容積效率。 馬達的排量根據(jù)已知得=520 ml/r， 根據(jù)下式計算： 式中——液壓馬達總效率； ——液壓馬達機械效率。 根據(jù)表查得取0.85，取0.9。 把數(shù)代入式中得： =0.95 把所計算的數(shù)據(jù)代入式中得： = 選用的液壓馬達轉速范圍為r/min，由于計算得=88.5 r/min，所以馬達的轉速符合要求。 5.2 平衡閥的計算與選用 5.2.1 平衡閥的功能簡介 平衡閥用于液壓執(zhí)行元件承受物體重力的液壓系統(tǒng)。在物體下降時，重力形成動力性負載，反驅動液壓執(zhí)行元件按重力方向或重力所形成的力矩方向運動，平衡閥在執(zhí)行元件的排油腔產(chǎn)生足夠的背壓，形成制動力或制動力矩，使執(zhí)行元件作勻速運動，以防止負載加速墜下。 5.2.2 平衡閥的選用 根據(jù)已知的馬達的排量、工作壓力和計算所得的泵的流量選用型平衡閥，所代表的意義和閥的外型結構見（圖5.1）和（圖5.2）。 圖5.1 型號所代表的意義 圖5.2 平衡閥的外型結構 1—控制口；2—監(jiān)測口；3—法蘭固定螺釘；4—蓋板； 5—可選擇的B孔；6—標牌；7—O型圈 第六章 制動器的設計與選用 6.1 制動器的作用、特點及動作方式 制動器是用于機構或機器減速或使其停止的裝置，有時也用作調(diào)節(jié)或者限制機構或機器的運動速度，它是保證機構或機器安全正常工作的重要部件。 為了減小制動力矩，縮小制動器尺寸，通常將制動器裝在機構的高速軸上，或減速器的輸入軸上。 按所需應用制動器的機構的工作性質和條件，對于起重機構的起升和變幅機構都必須采用長閉式制動器。卷揚機屬起重類機械的起升機構由于工作需要，因此采用常閉式制動器。 由于卷揚機應用的場合和安裝制動地點的空間受限因此選用盤式制動器。盤式制動器的工作原理是利用軸向壓力使圓盤或圓錐形摩擦表面壓緊，實現(xiàn)制動。制動輪軸不受彎曲。其優(yōu)點是： 1． 制動轉矩大，且可調(diào)范圍大，制動平穩(wěn)可靠，動作靈敏保養(yǎng)維修方便。 2． 頻繁制動時，無沖擊。由于制動襯塊（片）與制動盤接觸面積小，制動盤工作 表面積大部分暴露在大氣中，散熱能力強，特別是采用有通風道的制動盤，效果更顯著，而且制動盤對制動襯塊（片）無摩擦助勢作用，無塊式制動器的熱衰退現(xiàn)象（由于溫升制動轉矩下降），從而得到穩(wěn)定的制動性能。從安全的角度考慮，盤式制動器是最合適的制動器。 3． 防塵和防水性能好，制動盤上的灰塵和水等污物易被制動盤甩掉，當浸水 時制動性能降低，出水后僅制動一、二次就能很快恢復正常。 4． 制動盤沿厚度方向變形量比制動輪徑向變形量小的多，易實現(xiàn)小間隙和磨 損后的制動補償，腳踏式的踏板行程變化也較小。 5． 轉動慣量小，體積小、重量輕。 其主要缺點有：制動襯塊（片）的摩擦面積小，比壓大，對制動襯塊（片） 材質要求較高，徑向（或軸向）尺寸稍大，價格也稍貴。 制動器按動作方式分為自動作用式、操縱式和綜合式三種。常閉制動器在彈簧推力作用下經(jīng)常處于制動狀態(tài)，機構工作時，用松閘裝置松閘或自動通電松閘。本設計的卷揚機借于外形尺寸與價格方面原因采用自動作用式制動器。自動作用式制動器當機構斷電或油路切斷時，不依賴操作人員的意識彈簧使制動器自動抱閘；當機構通電或油路供油時，自動松閘，自動作用式制動器保證機構有更高的安全性。制動轉矩調(diào)定后基本不變，但用于載荷變化大的機構時制動欠平穩(wěn)。 6.2 制動器的設計計算 6.2.1 制動轉矩的計算 制動轉距應滿足以下要求： 式中——制動器制動轉矩; ——制動安全系數(shù)，與機構重要程度和機構工作級別有關； ——卷筒卷繞直徑（mm）。 ——機械效率； 其他各符號同以前的式子。 按表查得1.75，根據(jù)計算得 =208mm，把各數(shù)值代入到式子中得： =1430.45 由此可知制動器制動轉矩應大于1430.45。 6.2.2 制動盤的設計選用 1． 選標準制動盤 根據(jù)主機的具體要求和盤式制動器的類型按表選標準直徑和結構形式的制動 盤。按工作情況選擇有通風道的制動盤。選取型號為： ——型直線通風道制動盤 220——外徑（mm） 30——厚度（mm） 80——軸孔直徑（mm） 50——輪轂長度（mm） 6.2.3 制動盤有效摩擦直徑計算 根據(jù)配套主機的負載所需制動轉矩，校核制動盤的有效摩擦直徑： 式中——制動盤有效摩擦直徑（mm）； ——制動塊的數(shù)目，一對時取2； A——一個制動襯塊（片）的設計面積（mm）； [p]——制動襯塊（片）的許用比壓力； ——動摩擦系數(shù)，根據(jù)摩擦材料選擇； K——制動安全系數(shù)。 根據(jù)工作狀況選用摩擦材料為油浸石棉帶，脂潤滑，潤滑效果好，按表選取=0.1，[p]=0.6，K取1.5，由于制動塊的數(shù)目有6對，所以Z取12，制動片的設計面積按下式計算： 式中——摩擦盤外徑（mm）； ——摩擦盤內(nèi)徑（mm）。 按選用的標準制動盤尺寸把數(shù)值代入式子得 =0.013。 把所有數(shù)值代入式子，得： =90.76mm 6.2.4 制動器散熱的驗算 當制動器摩擦面溫度過高時，摩擦系數(shù)降低，摩擦襯墊加速磨損，不能保持穩(wěn)定和需要的制動力矩。制動器的發(fā)熱驗算在于檢驗制動器在最高許用溫度下散發(fā)的熱量是否大于制動器產(chǎn)生的熱量，即 式中——制動器每小時散發(fā)的熱量（J）； ——制動器每小時產(chǎn)生的熱量（J）。 1、制動器每小時的散熱量 式中——制動輪（盤）制動表面的輻射系數(shù)，可取光亮的鋼表面輻射系數(shù)，； ——制動輪（盤）制動表面以外的表面輻射系數(shù)，可取粗糙氧化的鋼表面輻射系數(shù)，； ——制動輪（盤）制動表面積減去制動襯片的面積； ——制動輪制動表面積以外的表面積； ——制動襯片的許用溫度（）； ——周圍環(huán)境溫度，一般取，高溫車間?。? ——自然對流散熱系數(shù)，； ——扣除制動襯片遮蓋后的制動輪（盤）外露面積； ——機構的接電持續(xù)率； 、、、——制動輪（盤）各部分表面積的強迫散熱系數(shù)，與各部分表面積的圓周速度有關，； 、、、——相對應的制動輪（盤）表面積； ——各部分散熱面積的圓周速度（m/s）。 2． 制動器每小時的發(fā)熱量 起升機構停止式制動器每小時制動的發(fā)熱量 上升制動時，由于物品和吊具的重量起制動作用，制動器的發(fā)熱量很小，通常忽略不計。 下降制動時，機構的全部動能（包括旋轉運動和直線運動的質量）和物品吊具減小的勢能轉換為制動器的發(fā)熱： 式中——換算到制動輪軸的機構轉動慣量（包括所有回轉和直線運動部分）； ——制動輪軸在制動開始時的角速度； P——平均起升重量（N）； S——下降制動距離（m）； ——機構傳動效率； ——機構每小時下降制動次數(shù)； ——熱功當量。 把已知各量和從表中查得的各量代入式中，最后得： =170.435 =156.768 > 驗證發(fā)熱量合格。 圖6.1 盤式制動器制動盤受力圖 6.2.5 全盤式制動器設計計算 根據(jù)公式： 軸向推力 摩擦盤有效面直徑 當時，可取 式中——計算制動轉矩 ； 、——摩擦面的外、內(nèi)半徑cm 全盤式?。? ——軸向推力； ——摩擦副數(shù)目； ——摩擦系數(shù)。 根據(jù)前面的計算=84mm，=56mm，，所以取==7.47cm 把數(shù)值代入前式得： =8.5KN 根據(jù)所計算的軸向推力來取制動所用的電磁鐵和彈簧。 第七章 離合器的設計與選用 7.1 離合器的功用、特點與分類 離合器是一種通過各種操縱方式，實現(xiàn)主從動部分在同軸線上傳遞運動和動力時具有接合或分離功能的裝置。離合器有各種不同的用途，根據(jù)原動機和工作機之間或機械中各部件之間的工作要求，離合器可以實現(xiàn)相對起動或停止，以及改變傳動件的工作狀態(tài)，達到改變傳動比，如傳動件之間相對同步或超越運動。此外，離合器還可以作為起動或過載時控制傳遞轉矩大小的安全保護裝置等。 按離合器接合元件傳動的工作原理，可分為嵌合式離合器和摩擦式離合器，按實現(xiàn)離、合動作的過程可分為操縱式和自控式，按離合器的操縱方式，則可分為機械式、氣壓式、液壓式和電磁式等，按結構還可分為多種不同的形式。 1． 對離合器的基本要求 （1） 離、合迅速，平穩(wěn)無沖擊，分離徹底，動作準確可靠。 （2） 結構簡單，重量輕，慣性小，外形尺寸小，工作安全，效率高。 （3） 接合元件耐磨性高，使用壽命長，散熱條件好。 （4） 操縱方便省力，制造容易，調(diào)整維修方便。 2． 影響離合器選擇的因素 a． 原動機的啟動性能 b． 離合器的受載特性 c． 接合元件的性質 d． 操縱方式 e． 環(huán)境條件 3． 離合器的選擇和工作性能參數(shù) a． 離合器的型式 b． 離合器的工作容量 c． 摩擦功和溫升 d． 接合元件的使用壽命 e． 離合器的轉速和影響性 按要求，本設計采用機械操縱式多片圓盤摩擦離合器，屬摩擦式離合器。 7.2 圓盤離合器主要性能參數(shù)的計算 7.2.1 離合器的計算轉矩 對于摩擦式離合器 式中——離合器的計算轉矩； ——離合器的理論轉矩，對于摩擦式離合器可取運轉中最大工作轉矩或接合過程中工作轉矩與慣性轉矩之和； ——工作情況系數(shù)，其值與原動機和工作機的類型、離合器的結構形式等有關。通常對干式摩擦式離合器，可取較大的值，對濕式摩擦式離合器，可取較小的值； ——離合器接合頻率系數(shù)； ——滑動速度系數(shù)。 根據(jù)以前求得=1004.85，按表取，=1，=1.35，把數(shù)值代入式中得： =930.412 7.2.2 圓盤摩擦片的主要尺寸關系 圖7.1 圓盤摩擦片尺寸圖 摩擦片內(nèi)徑 套裝式 干式 濕式 式中——為軸的直徑（mm）。 由已知得=60mm，代入式中得=110mm 摩擦面外徑 把數(shù)據(jù)代入式中得=220mm 摩擦片數(shù)目 式中——摩擦面對數(shù)修正系數(shù)，對于每小時接合次數(shù)小于50次的干式和濕式離合器取，對于每小時接合次數(shù)超過50次的濕式離合器，按表查。 ——摩擦系數(shù)； ——摩擦面的壓力 ； 按表取0.91，按表查得=0.2，=，把以前計算的各值代入式中得： =5.45 取z=6。 7.2.3 摩擦式離合器的摩擦轉矩 離合器摩擦面上的摩擦轉矩對（圖7.2）所示的摩擦盤為 式中A——摩擦器的總摩擦面積 ； ——摩擦面數(shù)； 、——摩擦盤工作面的內(nèi)、外半徑 mm； ——當量摩擦半徑 mm 圖7.2 摩擦盤尺寸關系 根據(jù)前面計算=92mm，=136mm，=15，把數(shù)值代入式中得： = =82.5mm 按表查得=0.2，=，把取的數(shù)據(jù)和計算的數(shù)據(jù)代入式中得： 離合器的計算轉矩通過計算得，由上式計算得摩擦轉矩。，因此，數(shù)據(jù)選用的合格。 7.2.4 圓盤摩擦離合器壓力的計算 a．摩擦面的壓緊力 式中m——摩擦面對數(shù)，（為摩擦片數(shù)）。 其他符號見以前式子。 按前面計算得，=82.5mm，=0.2，m=6-1=5，把數(shù)據(jù)代入到式子中得： = b．摩擦工作面的平均壓力 式中——摩擦面的寬度 mm，。 經(jīng)計算得，把各項數(shù)值代入式中得： 0.32 根據(jù)，因為，所以校驗合格。 第八章 軸的設計 軸的設計和其他零件的設計相似，包括材料的選用、工作能力的計算和結構設計幾方面的內(nèi)容。 8.1 軸的材料 由于碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故采用碳鋼制造的軸尤為廣泛，因此軸的材料選擇45號鋼并采用正火處理。 8.2 軸的工作能力的計算 軸的工作能力的計算指的是軸的強度、剛度和振動穩(wěn)定性等方面的計算。多數(shù)情況下，軸的工作能力主要取決于軸的強度，這時需對軸進行強度計算，以防止斷裂或塑性變形。而對剛度要求高的軸（如車床主軸）和受力大的細長軸，還應進行剛度計算，以防止工作時產(chǎn)生過大的彈性變形，對高速運轉的軸，還需進行振動穩(wěn)定性計算，以防止發(fā)生共振而破壞。 1、求出軸上的轉速和轉矩 由于軸通過聯(lián)軸器和馬達直接相連，故 ， 式中——馬達的額定轉矩（）； ——馬達的額定轉速（）。 把數(shù)值代入式中得： 2、求作用在軸上的各作用力 由于軸帶動聯(lián)軸器、卷筒轂、和離合器轉動方案見（圖5.1），因此，軸只受扭矩作用，由于軸除受自身重力和軸上各部件的壓力外不再受徑向力作用，因此軸所受的徑向力可忽略不記.分析如圖（8.2） 圖8.1 本設計軸的裝配方案 圖8.2軸的載荷分析圖 3、初步確定軸的最小直徑 根據(jù)式子 式中——扭轉切應力 （）； ——軸所受的扭矩（） ——軸的抗扭截面系數(shù)（）； ——軸的轉速（r/min）； ——軸傳遞的功率（）； ——計算截面處軸的直徑（mm）； ——許用扭轉切應力（）。 由上式得軸的直徑 = 根據(jù)軸的選用材料查表得=，把數(shù)據(jù)代入式中得 =52.47mm 當軸截面上開有鍵槽時，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱，對于直徑的軸如有多個鍵槽時，應增大為，故=59.03mm。 輸出軸的最小直徑顯然是安裝離合器處軸的直徑，為了使所選的軸的直徑與離合器的孔徑及液壓馬達的軸徑相適應，故需同時選取離合器的型號，綜合考慮以上幾種因素選取d=60mm。 5、校核軸的強度 按下式計算 式中——軸的計算應力（）； M——軸所受的彎矩（）； T——軸所受的扭矩（）； W——軸的抗彎截面系數(shù)（）； ——折合系數(shù)； ——對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力。 由于本設計中軸只受扭矩的作用因此，由下式計算： 圖8.3 抗彎、抗扭計算截面圖 軸的抗彎截面系數(shù)依照（圖8.3） 按下式計算： 把數(shù)帶入式中計算得： 其中b=18，t=5.6 = 折合系數(shù)當扭轉切應力為靜應力時，把計算的值和已知的值代入式中得： 根據(jù)軸的材料按表選=255。因此，故安全。 8.3 軸的結構設計 軸的結構設計是根據(jù)軸上零件的安裝、定位以及軸的制造工藝等方面的要求，定出軸的合理外形和全部結構尺寸。 8.3.1 擬定軸上零件的裝配方案 軸的結構形式與軸上主要零件的位置及裝配方案有關。確定裝配方案就是定出軸上主要的裝配方向、順序及相互關系。擬定裝配方案時，一般要考慮幾個方案，分析比較后選定。本設計的方案如（圖8.1）。 裝配方案為摩擦片離合器、軸承、軸承端蓋、支架、卷筒轂、卷筒按從左到右的方向裝配，左端為卷筒、套筒、多盤式摩擦制動器按從左到右方向裝配。 8.3.2 根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 （1）按照計算轉矩及最小軸徑選取孔徑為60mm的多片式摩擦離合器，與之相匹配的選取最小軸徑=60mm，與軸配合的轂孔長度l=70mm，所以取=153mm。 （2）初步選擇滾動軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，根據(jù)軸徑及軸承標準，由設計手冊中初步選取7313C，其尺寸為d×D×B=65×140×33，所以取=65mm，=32mm。 （3）由卷筒轂的寬度及軸承定位需要一定的軸肩，取=84mm，=47mm。同時根據(jù)卷筒的寬度和卷筒轂的寬度取=92mm，=136mm，同理=84mm，=45mm。 （4）根據(jù)選擇的多盤式摩擦制動器及在軸上安裝的位置選取=80mm，=166mm。 （5）根據(jù)軸承取=65mm，=34mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 8.3.3 軸上零件的周向定位 制動器、卷筒輪轂和離合器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由于連接制動器、卷筒輪轂和離合器的軸的工作狀況都一樣，所以采用的鍵的類型都一樣。卷筒輪轂的鍵由設計手冊查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，鍵長32mm（標準鍵長），輪轂與軸的配合公差為H8/f7，離合器與軸聯(lián)接，選用平鍵18mm×11mm×63mm，離合器與軸配合為H8/f7，制動器與軸連接，選用平鍵22mm×12mm×70mm、制動器與軸配合為H8/f7。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為f7。 參考文獻 [1]張質文,虞和謙,王金諾,包起帆主編.起重機設計手冊.北京:中國鐵道出版社,1997 [2]顏榮慶,李自光,賀尚紅主編.現(xiàn)代工程機械液壓與液力系統(tǒng).北京:人民交通出版社,2001 [3]成大先主編.機械設計手冊.第四版.北京:化學工業(yè)出版社,2002 [4]徐灝主編.機械設計手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1991 [5]章日晉主編.機械零件的結構設計.北京:機械工業(yè)出版社,1987 [6]吳宗澤主編.機械結構設計.北京:機械工業(yè)出版社,1988 [7]北京有色冶金設計研究總院主編.機械設計手冊.第三版.北京:化學工業(yè)出版社,1993 [8]汝元功,唐照民主編.機械設計手冊.北京:高等教育出版社,1995 [9]花家壽編.新型聯(lián)軸器與離合器.上海:上海科學技術文獻出版社,1991 [10]機械控制系統(tǒng)設計/中國機械工程學會,中國機械設計大典編委會.中國機械設計大典.南昌:江西科學技術出版社,2002 [11][蘇]隆赫年柯B Л,馬克西莫維奇B A,特羅伊茨基A B,特羅春И Π,波季施柯A B,阿符拉緬柯Л A.機械零件圖冊.吳克敏等譯.北京:人民教育出版社,1959 致 謝 三個月緊張而充實的畢業(yè)設計結束了，在這次設計中我收獲頗多。畢業(yè)設計對于我們每一個大學生來說都是非常重要。它不僅是對我們大學四年學過的各科知識的綜合運用，而且是把我們所學的知識應用于實踐的一次檢驗。通過這次畢業(yè)設計，我重溫了一遍大學的課程如機械制圖、理論力學、機械設計、液壓傳動與氣壓傳動等專業(yè)知識，還涉及了一些以前從未深入了解的知識，使我開闊了眼界，并增長了知識，對自己的所學進一步鞏固，為畢業(yè)后走向社會工作崗位奠定了一定的基礎。 在液壓絞車設計過程中，除了應用到以前學過的專業(yè)知識，我還查閱了大量的相關資料，使我對這一領域有了一定的了解和認識并掌握了查找資料這項基本技能。在設計過程中，第一次將自己所學的理論知識真正運用到實際中，使理論知識在實踐中得到檢驗。使我學會面對設計中出現(xiàn)的各種問題，如何去分析、并最終解決問題。而且培養(yǎng)了我精益求精、科學嚴謹、認真對待問題的工作精神，并且鍛煉了我的創(chuàng)造能力和獨立解決問題的能力。 此次畢業(yè)設計能如此順利的完成，完全得力于指導老師胡天明老師的充分指導，提出了許多寶貴的建議，改正了許多錯誤，使設計更加合理、完善。同時各位同學也給予了很多建議和幫助，在此對老師和同學們表示深切而誠摯的謝意！ 設計者： 2006.06.14 44