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502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表17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）（230.985）=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=nSmax=5.526.17=133.94kN 查2附表1选用瓦林吞型纤维芯钢丝绳619w+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 16NAT619w+FC1700ZS108GB8918-881.3拟定滑轮主尺寸滑轮的许用最小直径： Dd（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Dp0.6400=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F20560-140 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F20355-75 ZB J80 006.9-87 1.4拟定卷筒尺寸，并验算强度卷筒直径 Dd(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：=0. 02D +（610)=0.002400(610)=1418mm 取=16mm 卷筒壁压应力验算： 选用灰铸铁HT200 最小抗拉强度b=195MPa 许用应力： y= 130MPa 故抗压强度足够卷筒抗应力验算： 由于卷筒长度L3D 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-2=500-215=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 A5002023102083 左ZB J80 007.2871.5选电动机计算净功率：Nj=(Q+G0)V/10260=35.68kw式中，机构的总效率，取=0.85。 电动机的计算功率：NeKdNj=0.835.6828.544kN式中 系数kd由161查得，对于M1M6级机构，kd=0.750.85,取kd=0.8查2附表30选用电动机JZR2428，其中Nc25=16kw,n1=715rpm, GD d=1.46kg.m ,电机质量Gd=260kg1.6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： Nxk25rNj=0.750.8735.68=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(tqtg查得 由1表63，一般起升机构tqtg=0.10.2，取tqtg=0.1，由1图66查得r=0.87 由以上计算结果 NxNe 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=17.2rmin减速器总传动比=41.6查2附表35选ZQ-500-3CA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=7.77mmin 误差： =x100=3.6=15 实际所需等效功率：=9.69.95KWNe(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=226170=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=0.534.584.56=19.57kNR=20.5kN 由1公式6-17得出输出最大扭钜： Mmax=0.70.8max Meio oM式中 Me=9750=218 Nm-电动机轴额定力矩 max=2.8- 当 JC=25时，电动机最大力矩倍数，由附表33查得。 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=0.82.821840.170.95=18635NmM=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Ywz531523制动器，其制动转矩Me=180280Nm,制动轮直径D2=315mm,制动器质量G2=41.6Kg1.11选择联轴器高速轴联轴器计算转矩，由11626式： M=n=1.51.8218=588.6N.m式中 Me=218 电动额定转矩 N=1.5-联轴器安全系数 =1.8-刚性动载系数，一般8=1.52.0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=3150NmMc值，飞轮力矩GDl=0.403kg.m,质量Gl=23.6kg.浮动轴的两轴端联轴器，由附表45选用300mm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=1.8kgm,质量G2=38.5kg,为与制动器YWZ5-31523相适应，将S124联轴器所带300mm制动轮，修改为315mm应用。1.12验算起动时间起动时间：t=式中 (GD)=(GD)十(GD2)十(GD)=1.465十0.403十18=3.668kgm静阻力矩：Mj=(Q+G)D/2i=(1500+467)0.416/2340.170.85=31.40kgm=314Nm平均起动转矩： Mq=1.5Me=1.5216=327Nm通常起升机构起动时间为15s,此处tq1s,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66查得许用减速器，a0.2, a=vt2.故 t=0.633t2t2 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 =1.045218=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+0.717.71/60=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，=600MPa, =300MPa,弯曲： =0.27(=0.27(600+300)=233Mpa扭转 =140Mpa =0.6300=180MPa轴受脉动循环的许用扭转应力： = 式中 K=KxKm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=1.52.5 Km与零件表面加工光洁度有关，对于 Km=1.51.2,对于 ，Km=1.251.35 此处取K=21.25=2.5 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=0.2 n安全系数，n=1.25 由2表30查得 = =88.9MPa 故 nok 通过1.14.2强度验算 轴所受最大弯矩： M=Me=109218=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=d510=5055mm,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，QGxc=150005000=2.51.6 工作级别为M5级，车轮直径Dc=350mm,轨道型号为18kgmP18的许用轮压为3.49tPmax=3.5t .根据GB462884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, s=340Mpa, b=640Mpa线接触局部挤压强度： =6.031528.20.961=51166N式中 K1许用线接触应力常数Nmm,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22L=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 PcPc 通过点接触局部挤压强度 =KCC=0.132157.50.470.961=30277N式中 K2许用点接触应力常数Nmm,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=D2=3152,轨道曲率半径 r2=90查2附表22查得，故取R=3152=157.5 m由rR比值r为r1，r2中的小值所拟定的系数，rR=90157.5=0.57,由1表5-5查得m=0.47 PcPc 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DYL315GB 4628842.3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=901602=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=0.02，附加阻力系数=2.0，代入上式得满载时运营阻力矩：MmQ=Q=1500050000.00050.020.12522=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)=1111.1N2.4选电动机电动机静功率: N=3.29kw式中 Pj=PmQ=Q满载时静阻力，=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=1.52.59=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JZR2126,Ne=3.5kw,n1=910rmin, GDd=0.142kg.m,电机质量Gd=80kg2.5验算电动机发热条件等效功率： N=kN=0.751.122.59=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tqtg=0.2,查图6-6得=1.12 NxN 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=Nnc=91040.4=22.5查2附表40选用ZSC4002减速器，io=27 N中级=2.8kw查输入转速为1000rmin时，NxN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=33.33rmin误差 : =14.615 合适实际所需电动机等效功率 ：N=N=2.18=1.82Ne 故适合2.8验算起动时间起动时间 ：t= 式中 n1=910rmin; m=1 驱动电动机台数； Mq=1.5M=159550=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 zGD l=0.26kg.m 机构总飞轮钜 ：CGD 1=C GD dGD zGD l =1.150.1420.26=0.466kg.m 满载起动时间： 无载起动时间 ： 由1表7-6查得，当Vc=40rmin=0.75ms时，tq推荐值为5.5s,tqQ=Qtq,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=2.8kwN, 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 =20230.2=400kg=4000NTQ=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t234s,取t2=3s,因此，所需制动转矩：M= =-19.56Nm由2附表15选用YWZ520023,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16-26式： M=n=1.351.837.5=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，=1.22.0，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35803055ZB19013-89,其公称转矩Tn=630NMC=91mm,飞轮矩GDl=0.009kg.m,质量Gl-5.9kg.高速轴端制动轮，根据制动器已选定为YWZ520023,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=35JBZQ3389-86其飞轮矩GD2=0.2kg.m,质量GZ=10kg.以上联轴器与制动轮飞轮之和：GDlGD20.2023kg.m与原估计0.26kg.m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=1/2Mci0=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350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ZBJl9014892.14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-1=140Mps=180Mpa,许用扭转应力： 式中 k n1与起升机构浮动轴计算相同 n 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，=1.51.7，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=d510=60510=6570mm 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=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=226170-29953.6=22386.4N心轴右轮毂支承处最大弯矩：M= 20=447728Ncm3.1.2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： =1.144728=492500.8N.cm 弯矩应力： =0.1d=492500.80.17=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Dd=7870=1.11,rd=770=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=kxkm=1.41.5=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，c=1.2, =1.2447728=537273.6N.cm =537273.60.17=156.6Mpa许用应力： =3001.6=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 1916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： =1.129953.6=32948.96N式中 =1.1动负荷系数，由4 表19-6选取nP=1.0421770=22640NC 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 =1.122386.4=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FaFr=0e,故x=1.y=2.7,当量动负荷：=124625.042.70=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2311选择压板固定装置图2-2并将压板的绳槽改用=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=Smaxefa=26170e压板螺栓的所受之拉力：P=Sf式中 f1压板梯形槽与钢绳的换算摩擦系数，当=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 =122.8Mpa螺柱材料为235，屈服极限=240Mpa,则许用拉伸应力为：由2表2-21取安全系数n=1.6 =n=2401.6=150Mpa 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：=220Mpa20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=784.3.2螺母外径D=（1.82）d=（1.82）64=115128mm4.4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