15t桥式起重机设计说明书.doc

毕 业 设 计（论文）说 明 书

课题： 15t桥式起重机起升机构和
小车运营机构及其部件设计

专 业 机械制造与设计
班 级 机械0332
学 号 33
姓 名 邹志华
指导教师 赵近谊

完毕日期：2023 年 2 月至2023 年 5 月
湖南冶金业职技术学院机械工程系

湖南冶金职业技术学院
毕业设计（论文）任务书
学 生
姓 名
邹志华
班
级
机械0332
学号
33
专
业
机械制造与设计
毕业设计题 目
15t桥式起重机起升机构和小车运营机构及其部件设计
规定完毕的重要工作量
1) 15t桥式起重机起升机构和运营机构说明书
2) 15t电动机吊钩桥式起重机装配图一张
3) 卷筒装配图一张（共2张装配图）
4) 齿轮图一张
5) 心轴图一张
6) 卷筒图一张
7) 轴承座一张 （共4张零件图）

毕业设计(论文)完毕日期
从 2023 年 2月25日 至 2023 年 5月25日
指导教师

(签 名)
教研室主任

(签 名)
系（部）审核： （签章）

湖南冶金职业技术学院毕业设计（论文）
指 导 教 师 意 见 书
学 生
姓 名
邹志华
班
级
机械0332
学
号
33
专
业
机械制造与设计
毕业设计题 目
15t桥式起重机起升机构和小车运营机构及其部件设计

评 语

指导教师： （署名）

年 月 日

湖南冶金职业技术学院
毕业设计（论文）答辩用纸
学 生
姓 名
邹志华
班
级
机械0332
学
号
33
专
业
机械制造与设计
毕业设计题目
15t桥式起重机起升机构和小车运营机构及其部件设计
主答辩
委员

答辩时间
年 月 日(上、下午)

向学生提出的重要问题

湖南冶金职业技术学院
毕业设计（论文）总成绩单
学 生
姓 名
邹志华
班
级
机械0332
学
号
33
专
业
机械制造与设计
毕业设计题目
15t桥式起重机起升机构和小车运营机构及其部件设计
序号
项 目 名 称
成绩
比例（%）
签 名
1
指导教师评估

50

2

答辩委员会评估

50

系（部）审核
总 成 绩

（盖章）

年 月 日

目录
毕 业 设 计（论文）说 明 书 - 1 -
目录 - 6 -
第1章 起升机构设计 - 8 -
1.1拟定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩 - 8 -
1.2选择钢丝绳 - 8 -
1.3拟定滑轮主尺寸 - 9 -
1.4拟定卷筒尺寸，并验算强度 - 9 -
1.5选电动机 - 11 -
1.6验算电动机发热条件 - 11 -
1.7选择减速器 - 11 -
1.8验算起升速和实际所需功率 - 11 -
1.9校核减速器输出轴强度 - 12 -
1.10选择制动器 - 12 -
1.11选择联轴器 - 13 -
1.12验算起动时间 - 13 -
1.13验算制动时间 - 13 -
1.14高速浮动轴计算 - 14 -
1.14.1疲劳计算 - 14 -
第二章、小车运营机构计算 - 17 -
2.1拟定机构传动方案 - 17 -
2.2选择车轮与轨道并验算其强度 - 17 -
2.3运营阻力计算 - 18 -
2.4选电动机 - 19 -
2.5验算电动机发热条件 - 19 -
2.6选择减速器 - 19 -
2.7验算运营速度和实际所需功率 - 20 -
2.8验算起动时间 - 20 -
2.9按起动工况校核减速器功率 - 21 -
2.10验算起动不打滑条件 - 21 -
2.11选择制动器 - 22 -
2.12选择高速轴器及制动轮 - 22 -
2.13选择低速轴联轴器 - 23 -
2.14验算低速浮动轴强度 - 24 -
2.14.1 疲劳验算 - 24 -
2.14.2 强度验算 - 24 -
第三章 卷筒部件计算 - 25 -
3.1卷筒心轴计算 - 25 -
3.1.1支座反力 - 25 -
3.1.2疲劳计算 - 25 -
3.1.3静强度计算 - 26 -
3.2选轴承 - 26 -
3.3绳端固定装置计算 - 27 -
第四章 吊钩 - 29 -
4.1拟定吊钩装置构造方案 - 29 -
4.2选择并验算吊钩 - 29 -
4.2.1吊钩轴颈螺纹M64处拉伸应力: - 29 -
4.2.2吊钩弯曲部分A-A断面的验算 - 30 -
4.3拟定吊钩螺母尺寸 - 31 -
4.4止推轴承的选择 - 31 -
4.5吊钩横轴计算 - 32 -
4.6滑轮轴计算 - 33 -
4.7拉板的强度验算 - 34 -
4.8滑轮轴承的选择 - 35 -
结 论 - 37 -
参考文献 - 38 -
致 谢................................................................................................................................................- 41-

第1章 起升机构设计
1.1拟定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩
按照布置宜紧凑的原则，决定采用「5」图4-10的方案。如图1-1所示，采用了双联滑轮组。按Q=15<<通用机械>>表1—7取滑轮组倍率 ih=3，承载绳分支数；
Z=2ih =6

如图 1-1 起升机构计算简图
查[2]附表9选图号G20吊钩组T1-362.1508得其质量：G0=467kg.两动滑轮组间距A=185mm.
1.2选择钢丝绳
若滑轮组采用滚动轴承，当ih=3，查[1]表2-1得滑轮组效率：n=0.985,钢绳
所受最大拉力：S = =（15000+467）÷（2×3×0.985）=2617kg =26.17kN
查[1]表2-4，中级工作类别（工作级别M5）时，安全系数n=5.5 钢丝绳计算破断拉力：Sb=n•Smax=5.5×26.17=133.94kN
查[2]附表1选用瓦林吞型纤维芯钢丝绳6×19w+FC.钢丝公称抗拉强度1570MPa,光面钢丝，右交互捻，直径d=16mm,钢丝绳最小破断拉力[Sb]=132.6kN
标记如下： 钢丝绳 16NAT6×19w+FC1700ZS108GB8918-88
1.3拟定滑轮主尺寸
滑轮的许用最小直径： D≥d（e-1）=20(25-1)=480mm
式中系数e=25由[1]表2-4查的。由附表2选用滑轮直径D=560mm.取平衡滑轮直径Dp≈0.6×400=336mm.由附表2选用Dp=355mm.由附表4选用钢丝绳直径d=20mm,D=560mm,滑轮轴直径D5=140mm的E1型滑轮标记为：
滑轮F20×560-140 ZB J80 006.8-87
由[2]附表5平衡滑轮组选用d=20mm,D=355mm,滑轮轴直径D=75mm的F型滑轮标记为：
滑轮F20×355-75 ZB J80 006.9-87
1.4拟定卷筒尺寸，并验算强度
卷筒直径
D≥d(e-1)=16(25-1)=480mm
由[2]附表13选用D=500mm,卷筒绳槽尺寸由[3]附表14-3查的槽距t=20mm,槽底半径r=10mm
卷筒尺寸 L=2=mm
Z0―附加安全系数，取Z0=2
L1―卷筒不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，即L1=A=185mm，实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减。
D0―卷筒计算直径D0=D+d=400+20=420mm
卷筒壁厚：δ=0. 02D +（6～10)=0.002×400＋(6～10)=14～18mm
取δ=16mm
卷筒壁压应力验算：
选用灰铸铁HT200 最小抗拉强度δb=195MPa 许用应力：
[δ]y== 130MPa 故抗压强度足够
卷筒抗应力验算： 由于卷筒长度L＞3D 响应效验由弯矩产生的拉应力，卷筒弯矩图示于图（1-2）
图 1-2 转筒弯矩图
发生在钢丝绳位于卷筒中间时：

卷筒断面系数：
式中 D―卷筒外径，D=500mm;
Di―卷筒内径，Di=D-2δ=500-2×15=470mm
于是
合成应力 MPa

式中许用应力
卷筒强度验算通过
故选定卷筒直径D=500mm,长度L=2023mm,卷筒槽形的槽底半径r=10mm,槽距t=20mm,起升高度H=8mm,倍率ih=3;靠近减速器一端的卷筒槽向为左的A型卷筒，标记为：
卷筒 A500×2023－10×20－8×3 左ZB J80 007.2－87
1.5选电动机
计算净功率：Nj=(Q+G0)V/102×60η==35.68kw
式中，η——机构的总效率，取η=0.85。
电动机的计算功率：Ne≥KdNj=0.8×35.68＝28.544kN
式中 系数kd由[1]6－1查得，对于M1～M6级机构，kd=0.75～0.85,取kd=0.8
查[2]附表30选用电动机JZR2－42－8，其中Nc﹙25％﹚=16kw,n1=715rpm, [GD ²]d=1.46kg.m ²,电机质量Gd=260kg
1.6验算电动机发热条件
按照等效功率法，求JC=25％时，所需要的等效功率：
Nx≥k25·r·Nj=0.75×0.87×35.68=23.3kw
式中 k25― 工作系数k25=0.75
r― 系数 根据机构平均起动时间与平均工作时间的比值(tq／tg﹚
查得 由[1]表6－3，一般起升机构tq／tg=0.1～0.2，
取tq／tg=0.1，由[1]图6－6查得r=0.87
由以上计算结果 Nx＜Ne 故初选电动机能满足发热条件
1.7选择减速器
卷筒转速：
n===17.2r／min
减速器总传动比∶===41.6
查[2]附表35选ZQ-500-Ⅱ-3CA减速器。当工作类型为中级时，许用功率[N]=12kw,io=40.17,质量Gg=345㎏,入轴直径d1=50㎜,轴端长l1=85㎜﹙锥形﹚
1.8验算起升速和实际所需功率
实际起升速度
v′==7.5×=7.77m／min
误差：
ξ=x100﹪=3.6﹪<[ξ]=15﹪
实际所需等效功率：=9.6×9.95KW≤Ne(25﹪)=16KW
符合满足条件
1.9校核减速器输出轴强度
由[1]公式﹙6-16﹚的输出轴最大径向力:
Rmax=（as+G）≤[R]
式中 aSmax=2×26170=52340
N=34.58kN-卷筒上卷绕钢丝绳引起的载荷
Gj=4.56kN-卷筒及轴自重，参考附表[4]估计
[R]=20.5kN-ZQ500减速器输出轴端最大允许径向载荷，由附表40查得。
∴ Rmax=0.5﹙34.58＋4.56﹚=19.57kN＜[R]=20.5kN
由[1]公式﹙6-17﹚得出输出最大扭钜：
Mmax=﹙0.7～0.8﹚Ψmax Meio ′ŋo≤[M]
式中
Me=9750=218
Nm-电动机轴额定力矩
Ψmax=2.8- 当 JC=25％时，电动机最大力矩倍数，由附表33查得。
ŋо＝0.95－减速器传动功率；
[M]=26500 Nm－减速器输出轴最大允许转矩，由附表36查得
∴ Mmax=0.8×2.8×218×40.17×0.95=18635Nm＜[M]=26500Nm
由上计算 ，所选减速器能满足需求。
1.10选择制动器
所需静制动力矩：0.85==267Nm

式中 K2=1.75=－制动安全系数，由[1]第六章查得
由[2]附表15选用Ywz5－315／23制动器，其制动转矩Me²=180～280Nm,制动轮直径D2=315mm,制动器质量G2=41.6Kg
1.11选择联轴器
高速轴联轴器计算转矩，由[1]﹙16－26﹚式：
M=n=1.5×1.8×218=588.6N.m
式中 Me=218 –电动额定转矩
N=1.5-联轴器安全系数
Ψ=1.8-刚性动载系数，一般Ψ8=1.5～2.0
由附表31查得JZR2-42-8电动机轴端为圆锥形d=65mm,l=105.从附表34查得ZQ-500减速器的高速轴联轴端为圆锥形d=50mm,l=85mm.
考电动机轴端联轴器，由附表33选用CLZ3半联轴器，其图号为S139，最大允许转矩[Mt]=3150Nm＞Mc值，飞轮力矩﹙GD²﹚l=0.403kg.m²,质量Gl=23.6kg.
浮动轴的两轴端联轴器，由附表45选用Φ300mm制动轮的半齿联轴器，其图号为S124,最大允许转矩[Mt]=3150Nm,飞轮钜﹙GD²﹚2=1.8kg·m²,质量G2=38.5kg,为与制动器YWZ5-315／23相适应，将S124联轴器所带Φ300mm制动轮，修改为Φ315mm应用。
1.12验算起动时间
起动时间：
t=
式中 (GD)=(GD)十(GD2)十(GD)=1.465十0.403十1．8=3.668kg·m
静阻力矩：
Mj=(Q+G)D/2iη=(1500+467)0.416/2ⅹ3ⅹ40.17ⅹ0.85=31.40kg·m=314N·m
平均起动转矩： Mq=1.5Me=1.5×216=327Nm
∴
通常起升机构起动时间为1～5s,此处tq＜1s,可在电气设计时，增长起动电阻延长起动时间，故所选电动机适合。
1.13验算制动时间
制动时间

式中

由[1]表6﹣6查得许用减速器，a≤0.2, a=v／t2.故
[t]==0.633
t2＜[t2] 故合适
1.14高速浮动轴计算
1.14.1疲劳计算
起升机构疲劳计算基本载荷
=1.045×218=227.8Nm
式中 －动载系数，=1/2(1+)=1/2(1+1.09)=1.045
－起升载荷动载系数﹙物品起升或下降制动的动载效应﹚
1+0.71v=1+0.71ⅹ7.71/60=1.09
由前节已选定轴径d=45mm,因此扭转应力：
N/m=12.5MPa
轴材料用45号钢，σ=600MPa, σ=300MPa,弯曲：
σ=0.27(=0.27(600+300)=233Mpa
扭转 =140Mpa
=0.6×300=180MPa
轴受脉动循环的许用扭转应力：
[]=
式中 K=Kx·Km－考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数；
Kx－与零件几何形状有关，对于零件表面有急剧过渡和开有键槽及紧配合区段，Kx=1.5～2.5
Km－与零件表面加工光洁度有关，对于
Km=1.5～1.2,对于 ，Km=1.25～1.35 此处取K=2×1.25=2.5
η－考虑材料相应力循环不对称的敏感系数，对碳钢及低合金钢η=0.2
nⅠ－安全系数，nⅠ=1.25 ﹙由[2]表30查得﹚
∴ 〔〕= =88.9MPa
故 n＜[τok] 通过
1.14.2强度验算
轴所受最大弯矩：
M=Me=1．09ⅹ218=238MPa
最大扭矩应力:
== 13.05MPa
许用扭转应力：
〔〕===120MPa
式中 －安全系数，=1.5
< 〔〕故通过
浮动轴的构造如图（1-3）所示，中间轴径d1=d＋﹙5～10﹚=50～55mm,取d1=55mm
图 1-3 高速浮动轴构造图

第二章、小车运营机构计算
2.1拟定机构传动方案
拟定机构传动方案
经比较后，拟定采用如图1-4所示的传动方案

图 1-4 小车运营机构传动简图
2.2选择车轮与轨道并验算其强度
车轮最大轮压： 小车质量估计取Gxc=5000kg,假定轮压均布：
Pmax==5000kg=50000N
车轮最小轮压：
Pmin===1250kg=12500N
初选车轮：由[2]附表17可知，当运营速度＜60min时，Q／Gxc=15000／5000=2.5＞1.6 工作级别为M5级，车轮直径Dc=350mm,轨道型号为18kg／m﹙P18﹚的许用轮压为3.49t≈Pmax=3.5t .根据GB4628－84规定，直径系列为Dc=250.,315,400,500,630mm,初步选定车轮直径Dc=315mm,而后校核强度。
强度验算：按车轮与轨道为线接触及点接触两种情况验算车轮接触度，车轮踏面疲劳计算载荷：
Pc===37500N
车轮材料，取ZG340-640, σs=340Mpa, σb=640Mpa
线接触局部挤压强度：
==6.0×315×28.2×0.96×1=51166N
式中 K1－许用线接触应力常数﹙N／mm²﹚,由[1]表5-2查得K1=6;
L－车轮与轨道有效接触强度，对于轨道P18﹙由附表22﹚L=b=282mm
C1－转速系数，由[1]表5-3，车轮转速n==45.5rmp时，C1=0.96
C2－工作级别系数，由[1]表5-4，当为M5级时C2=1
Pc′＜Pc 通过
点接触局部挤压强度
=KCC=0.132×157.5²／0.47³0.96×1=30277N
式中 K2－许用点接触应力常数﹙N／mm²﹚,由[1]表5-2查得K2=0.181;
K－曲率半径，车轮与轨道曲率半径中的大值，车轮r1=D／2=315／2,轨道曲率半径 r2=90﹙查[2]附表22查得﹚，故取R=315÷2=157.5
m－由r／R比值﹙r为r1，r2中的小值﹚所拟定的系数，r／R=90÷157.5=0.57,由[1]表5-5查得m=0.47
Pc″＞Pc 故通过
根据以上计算结果，选定直径Dc=315的单轮缘车轮，标记为车轮DYL－315GB 4628－84
2.3运营阻力计算
摩擦阻力矩：
Mm=(Q+G)(k+)
查[2]附表19，由c=350mm车轮组的轴承型号为7518，据此选Dc=315mm,车轮组轴承亦为7518，轴承内径和外径的平均值d=﹙90＋160﹚÷2=125mm,由[1]表7-1～表7-3查得滚动摩擦系数K=0.0005,轴承摩擦系数μ=0.02，附加阻力系数β=2.0，代入上式得满载时运营阻力矩：
Mm﹙Q=Q﹚=﹙15000＋5000﹚﹙0.0005＋0.02×0.125／2﹚2=70kg.m=700N.m
运营摩擦阻力:
p(Q=Q)==
当无载时：
M(Q=0)==5000（0.0005+0.02 2=17.5kg=175NM
P(Q=0)===1111.1N
2.4选电动机
电动机静功率:
N==3.29kw
式中 Pj=Pm﹙Q=Q﹚－满载时静阻力，η=0.9 －机构传动功率；
M=1 －驱动电动机台数
初选电动机功率：
N=KdNj=1.5×2.59=2.98kw

式中 Kd－电动机功率增大系数，由[1]中表7-6查得，Kd=1.5
由[2]附表30选用电动机JZR2－12－6,Ne=3.5kw,n1=910r／min, ﹙GD²﹚d=0.142kg.m²,电机质量Gd=80kg
2.5验算电动机发热条件
等效功率： N=kN=0.75×1.12×2.59=2.18kw
式中 K25 －工作级别系数，由[1]查得，当Jc=25％时，k=0.75
－由[1]表6-5查得tq／tg=0.2,查图6-6得=1.12
Nx<N 故所选电动机发热条件通过
2.6选择减速器
车轮转速 ：
n===40.4r/min
机构传动比 ：io=N／nc=910÷40.4=22.5
查[2]附表40选用ZSC－400－Ⅱ－2减速器，io′=27 [N]中级=2.8kw﹙查输入转速为1000r／min时﹚，Nx＜[N]中级
2.7验算运营速度和实际所需功率
实际运营速度 ：V==40=33.33r／min
误差 : ε===14.6％＜15％ 合适
实际所需电动机等效功率 ：N=N=2.18ⅹ=1.82＜Ne 故适合
2.8验算起动时间
起动时间 ：t=]
式中 n1=910r／min; m=1 －驱动电动机台数；
Mq=1.5M=1．5ⅹ9550=56.25Nm
满载运营时折算到电动机轴上的运营静阻力矩：
Mj(Q=Q)===38.8Nm
空载运营时折算到电动机轴上的运营静阻力矩：
Mj(Q=0)===7.2Nm
初步估算制动轮和联轴器的飞轮钜:
﹙GD ²﹚z＋﹙GD ²﹚l=0.26kg.m ²
机构总飞轮钜 ：C﹙GD ²﹚1=C [﹙GD ²﹚d＋﹙GD ²﹚z＋﹙GD ²﹚l ]=1.15﹙﹙0.142＋0.26﹚=0.466kg.m ²
满载起动时间：

无载起动时间 ：

由[1]表7-6查得，当Vc=40r／min=0.75m／s时，[tq]推荐值为5.5s,tq﹙Q=Q﹚＜[tq],故所电动机能满快速起动规定。
2.9按起动工况校核减速器功率
起动状况减速器传递的功率 :
N==2.6kw
式中
Pd=P+Pg=Pj+=
N为计算载荷

m′－运营机构中同一级传动的减速器个数，m′=1
所用减速器的[N]中级=2.8kw＜N, ﹙如改选大一号，则中心距将由400增至60 [N]中级=23.8，io′=21.15﹚相差太大，考虑到减速器有一定过载能力﹙如[N]轻级=6kw﹚故不再变动。
2.10验算起动不打滑条件
因室内使用，故不计风阻及坡度阻力矩，只验算空载及满载起动时两种空况。空载起动时，积极车轮与轮道接触处的圆周切向里:

车轮与轨道的粘着力 ：
F=Pf =2023×0.2=400kg=4000N＜T﹙Q=0﹚,故也许打滑。解决办法是在空载起动时增大起动电阻，延长起动时间
满载起动时间时，积极车轮与轨道接触处的周边切向力：

车轮与轨道的粘着力 ：
F=Pf=
故满载起动时不会打滑，因此所选电动机合适。
2.11选择制动器
由[1]查得，对于小车运营机构制动起动时间t2≤3～4s,取t2=3s,因此，所需制动转矩：
M=
=-19.56Nm
由[2]附表15选用YWZ5200／23,其制动转矩Me2=112Nm
考虑到所取制动时间t2=3s与起动时间tq=2.64s很接近，故略去制动不打滑条件验算。
2.12选择高速轴器及制动轮
高速轴联轴器计算转矩，由[1]﹙6-26﹚式：
M=n=1.35×1.8×37.5=91N.m
式中 M=9750=37.5Nm－电动机额定转矩
n－联轴器的安全系数，运营机构n=1.35
－机构刚性动载系数，=1.2～2.0，取
由[2]附表31查电动机JZR2-12-6两端伸出轴各为圆柱形d=35mm,l=80mm,由[2]附表37查得ZSZ=400减速器轴端为圆柱形d1=30mm,l=55mm,故从[2]附表41选G1CL鼓形齿式联轴器，积极端A型键槽d1=35mm,L=80mm,从动端A型键槽d2=30mm,L=55mm，标记为：GICL1联轴器35×80／30×55ZB19013-89,其公称转矩Tn=630N＞MC=91mm,飞轮矩﹙GD²﹚l=0.009kg.m²,质量Gl-5.9kg.
高速轴端制动轮，根据制动器已选定为YWZ5200／23,由[2]附表16选制动轮直径D2=220,圆柱形轴孔d=35mm,L=80mm.标记为：制动轮200Y=35JB／ZQ3389-86其飞轮矩[GD²]2=0.2kg.m²,质量GZ=10kg.
以上联轴器与制动轮飞轮之和：﹙GD²﹚l＋﹙GD²﹚2＝0.2023kg.m²与原估计0.26kg.m²基本相等，故以上计算不需要修改
2.13选择低速轴联轴器
低俗联轴器计算转矩，可由前节的计算转矩Mc求出
Mc′=1/2Mc·i0′==1105.65N
由[2]附表37查得ZSC-400减速器低速轴端为圆柱形d=65mm,L=85mm,取浮动轴装联轴器轴径d=60mm,L=85mm,由附表42选用两个GICCLZ3彭形齿式联轴器，其积极端:Y型轴孔A型键槽，d1=65mm.从动端Y型轴孔，A型键槽，d2=60mm,L=85=mm,标记为
GILZ3联轴器ZBJ1904-89
由前节巳选定车轮直径Dc=315mm，由「5」附表19参考ф350车轮组，取车轮轴安装联轴器处直径d=65，L=85，同样选用两个GICLZ3鼓形齿式联轴器。其积极轴端，Y型轴孔，A型键槽d1=60mm，L=85mm，从动端：Y型轴孔，A型键槽d2=65mm，L=85mm，标记为：
GICLZ联轴器ZBJl9014—89
2.14验算低速浮动轴强度
2.14.1 疲劳验算
由运营机构疲劳计算基本载荷：

由前节已选定浮动轴端直径d=60mm,及扭转应力:

浮动轴的载荷变化为对称循环﹙用运营机构反转转矩值相同﹚，材料TB选用45钢，由起升机构高速浮动轴计算，得τ-1=140Mpτs=180Mpa,许用扭转应力：[
式中 k n1－与起升机构浮动轴计算相同 τn＜[ 通过
2.14.2 强度验算
由运营机构工作最大载荷：
M=
式中－考虑弹性振动的力矩增大系数，对忽然起动的机构，=1.5～1.7，此处取=1.6；
－刚性动载系数，取=1.8
最大扭转应力:
30.4Mpa
许用扭转应力：
[]===120MPa
<[] 故通过
浮动轴直径: d=d＋﹙5～10﹚=60＋﹙5～10﹚=65～70mm
取d=70mm

第三章 卷筒部件计算
3.1卷筒心轴计算
卷筒名义直径D=500mm,螺旋节矩t=20mm,卷筒长度L=2023mm,壁厚为δ=16mm
通过做草图得到卷筒心轴的支点位置，并参考有关资料，决定心轴的各段直径轴的材料用45号钢。

图 2-1 卷筒心轴计算简图
3.1.1支座反力

=2×26170-29953.6=22386.4N
心轴右轮毂支承处最大弯矩：M= 20=447728N·cm
3.1.2疲劳计算
对于疲劳计算采用等效弯矩，由[2]表2-7查得等效系数=1.1.等效弯矩： =1.1×44728=492500.8N.cm
弯矩应力： =／0.1d³=492500.8／0.1×7³=133.6Mpa
心轴的载荷变化为对称循环。由[2]表2-11，2-13式知许用弯曲应力：轴材料用45号钢，其=600Mpa, =300Mpa, =0.33, =258Mpa,
式中 n=1.6－安全系数﹙见表2-18﹚；
Kx=1.4－与零件几何形状有关的应力集中系数﹙﹙D／d=78／70=1.11,r／d=7／70=0.1由[2]表查得﹚；
k－应力集中系数，可参考书本第二章第五节，k=kx·km=1.4×1.5=1.61;
Km=1.15 －与零件表面加工光洁度有关的应力集中系数，按D5查得 故： =100Mpa
通过
3.1.3静强度计算
卷筒轴属于起升机构低速轴零件，其动力系数可由[2]表2-5查得，ψcⅡ=1.2,
=1.2×447728=537273.6N.cm
=537273.6／0.1×7³=156.6Mpa
许用应力： =300／1.6=187.5MPa
通过 故卷筒轴的疲劳和静强度计算通过
3.2选轴承
由于卷筒心轴上的左轴承的内外座圈以同样转速运转，故无相对运动可按照额定静载荷来选择。右轴承的外座固定，内座圈与心轴一同旋转应按照额定动载荷来选择。
3.2.1左端轴承
由[4] ﹙19﹣16﹚式轴承的额定静载荷
式中 －额定静负荷；
P－当量静负荷；
n－安全系数，由[4]表19-7取n=1.04.
参考由[2]附表8，选用中型双排滚珠轴承，型号1311.由[4]表19=9查得轴承的额定静负荷C=2290N.左轴承的当量静负荷： =1.1×29953.6=32948.96N
式中 =1.1－动负荷系数，由[4] 表19-6选取nP=1.04×21770=22640N≤C
安全
3.2.2右轴承
右端轴承也采用1311，其额定动负荷[C]=40300N
右轴承的径向负荷 =1.1×22386.4=24625.04N
轴向负荷 Fa=0
设中级工作类型的轴承工作时数L=4000h,由[4]表19-16查得1311轴承的e=0.23,令Fa／Fr=0＜e,故x=1.y=2.7,当量动负荷：
=1×24625.04＋2.7×0=24625.04N

由[7] ﹙19-2﹚式：
∴ 安全
3.3绳端固定装置计算
根据钢绳直径为13.5mm,由[4]表23﹣11选择压板固定装置﹙图﹙2-2﹚并将压板的绳槽改用β=40梯形槽，双头螺柱的直径M16.

图 2-2 绳端固定装置
已知卷筒长度计算中采用的附加圈数Zo=2,绳索与卷筒槽间的摩擦系数f=0.15,则在绳端固定处的许用力。
S=Smax／efa=26170／e
压板螺栓的所受之拉力：P=S／f＋
式中 f1－压板梯形槽与钢绳的换算摩擦系数，当β=40时，
螺柱由拉力和弯矩作用的合成应力：
式中 Z=2 ﹙螺栓数﹚
d=13.8 ﹙螺纹内径﹚
=SL
σ==122.8Mpa
螺柱材料为Θ﹣235，屈服极限σ=240Mpa,则许用拉伸应力为：﹙由[2]表2-21取安全系数nⅡ=1.6﹚
[σ]=σ／n=240／1.6=150Mpa
∵σ＜[σ] ∴ 通过

第四章 吊钩
4.1拟定吊钩装置构造方案
已知吊钩装置用于三倍率双联滑轮组，所以必须采用长型的构造方案
4.2选择并验算吊钩
由[3]表15-12选择一个10t锻造单面吊钩，其基本尺寸如图所示（图5-15），材料采用20号钢

图 3-1 10t 锻造单面吊钩
4.2.1吊钩轴颈螺纹M64处拉伸应力:
=63.6Mpa
式中 d－螺纹内径，由[7]表6-3查得M64, d=57.5mm
－动力系数，由图2-2查得=1.1
由[1]查得轴颈拉伸许用应力： 故强度足够。
4.2.2吊钩弯曲部分A-A断面的验算
（1）图解法求断面重心
一方面按比例绘出吊钩的截面形状图及曲率中心位置，并在下面做出相应的LGK坐标
（图5-6）用垂线将截面分为许多小格。在划一垂线在断面上均得到两个变数x和y。若把没根垂线所得变数乘积S=xy。y为纵坐标，x为横坐标，绘出一点，并把个点连接起来，既得一条曲线。令在曲线下的面积为f，则重心C的横坐标为:

(2)图解法求系数K
由曲率中心S点与所做曲线上A点相连，在有中重心点做的平行线使其与相交的垂线AD相交于B点。如此，可以将许多类型的B点连成曲线，得到面积和，即可算出系数k:

（3)计算A-A截面上1点的最大拉伸应力：

对于20号钢由[2]表15-1：

式中：
=220Mpa—20号钢屈服极限
n=1.30.9—安全系数（其中0.9是考虑M级工作级别系数）。
故验算通过(B-B截面验算从略)
图 3-2 系数K的图解法
4.3拟定吊钩螺母尺寸
4.3.1螺母最小工作高度
H=0.8d=0.864=51mm
考虑设立防松螺栓，实际取螺纹高度：H=78
4.3.2螺母外径
D=（1.8—2）d=（1.8—2）64=115—128mm
4.4止推轴承的选择
由于轴承工作过程中很少转动，故可根据额定静载荷来选择
由[2]附表5，选择8217推力轴承，由[4]表19-21，表19-6查得其额定静载荷C=239000N,动负载荷系数=1.15
轴承当量静载荷：

安全
式中：
=1.25—安全系数由[4]表19-7选取。
4.5吊钩横轴计算
由[2]附图25可知，横轴两侧拉板的间距是由滑轮6和8的尺寸所决定的（即L=304mm）。横轴可看做一个简支梁来进行强度计算
横轴的计算载荷（图3-3a）：

横