橋式起重機畢業(yè)論文

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1、 摘 要 起重機械用來對物料作起重、運輸、裝卸和安裝等作業(yè)的機械設備，它可以減輕體力勞動、提高勞動生產(chǎn)率和在生產(chǎn)過程中進行某些特殊的工藝操作，實現(xiàn)機械化和自動化。 本設計通過對橋式起重機的大車運行機構(gòu)部分和回轉(zhuǎn)小車運行機構(gòu)的總體設計計算，以及電動機、聯(lián)軸器、緩沖器、制動器的選用；運行機構(gòu)減速器的設計計算和零件的校核計算及結(jié)構(gòu)設計，完成了橋式起重機的大車運行機構(gòu)和回轉(zhuǎn)小車運行機構(gòu)機械部分的設計。通過本次設計，完成了一臺15+15t起重量、橋跨度為22.5米的設計要求，并且整個傳動過程比較平穩(wěn)，且大車運行機構(gòu)和回轉(zhuǎn)小車運行機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單，拆裝方便，維修容易，價格低廉。 關鍵詞： 橋

2、式起重機； 大車運行機構(gòu)； 回轉(zhuǎn)小車運行機構(gòu)； 減速器 ABSTRACT Crane is a kind of mechanical equipments used for lifting, moving, loading/unloading, and installing. It can lower the manual workload and upgrade productivity. It can be operated in some special environment, too, and work with high automati

3、c level. Crane can operate whole objects, disintegrated materials, or liquid substances. The crane loads vary from time to time, so it is a periodic operational machine. A crane contains three major parts, mechanic components, a metal structure, and electrical devices. A crane’s mechanical movements

4、 are multi-actions, such as raising, running, and rotating. This paper is main deal with mechanical design for the moving mainframe of bridge crane and Rotating Frame of Bridge Crane, including all design calculation selection of electrical motors, clutch, buffer, and brakes, the design and calcula

5、tion of the reducer, calibration and verification of the calculation for the parts, and structure designs. Through a series of work, the design is satisfied with the functional requirments, 15+15 ton lifting power and 22.5 metre bridge span. The course of drive is quite smooth. The mechanical struct

6、ure of the mainframe is simple, easy to install/disassemble, and maintain. And it has low cost. Key words: Bridge crane; The moving mainframe; The rotating frame; The reducer 目 錄 1 緒論 1 1.1 起重機的基本組成 1 1.2 起重機運行機構(gòu)的基本構(gòu)造及其特點 1 1.3 起重機運行機構(gòu)的驅(qū)動方式 2 1.4 起重機設計參數(shù) 5 2 大車運行機

7、構(gòu)計算 5 2.1 確定傳動方案 5 2.2 選擇車輪與軌道并驗算其強度 6 2.3 運行阻力計算 7 2.4 選電動機 8 2.5 驗算電動機發(fā)熱條件 9 2.6 選擇減速器 9 2.7 驗算運行速度和實際所需功率 10 2.8 啟動時間驗算 10 2.9 起動工況下減速器功率校核 12 2.10 起動不打滑驗算 12 2.10.1 二臺電動機空載時同時起動 12 2.10.2 事故狀態(tài) 13 2.11 選擇制動器 15 2.12 聯(lián)軸器選擇 16 2.12.1 運行機構(gòu)高速軸的扭矩計算 16 2.12.2 低速軸的扭矩計算 17 2.13 浮動軸的驗算 1

8、7 2.13.1 疲勞強度驗算 17 2.13.2 靜強度驗算 18 3 回轉(zhuǎn)小車運行機構(gòu)計算 19 3.1 小車運行機構(gòu)計算 19 3.2 選擇車輪與軌道并驗算其強度 19 3.2.1 車輪踏面疲勞計算 20 3.2.2 線接觸局部擠壓強度驗算 21 3.3 運行阻力計算 21 3.4 選電動機 22 3.5 電動機發(fā)熱條件驗算 23 3.6 選擇減速器 23 3.7 驗算運行速度和實際所需功率 23 3.8 啟動時間驗算 24 3.9 起動工況下校核減速器功率 25 3.10 驗算起動不打滑條件 26 3.11 選擇制動器 27 3.12 高速軸聯(lián)軸器及制

9、動輪選擇 28 3.12.1 高速軸聯(lián)軸器計算扭矩 28 3.12.2 高速軸制動輪選擇 29 3.13 低速軸聯(lián)軸器選擇 29 3.14 低速浮動軸強度驗算 30 3.14.1 疲勞驗算 30 3.14.2 強度驗算 31 4 結(jié)束語 31 參考文獻 33 致 謝 34 35 1 緒論 1.1 起重機的基本組成[1] 橋式起重機是橋架在高架軌道上運行的一種橋架型起重機，又稱天車。橋式起重機的橋架沿鋪設在兩側(cè)高架上的軌道縱向運行，起重小車沿鋪設在橋架上的軌道橫向運行，構(gòu)成一矩形的工作范圍，就可以充

10、分利用橋架下面的空間吊運物料，不受地面設備的阻礙。 橋式起重機廣泛地應用在室內(nèi)外倉庫、廠房、碼頭和露天貯料場等處。橋式起重機可分為普通橋式起重機、簡易粱橋式起重機和冶金專用橋式起重機三種[13]。 普通橋式起重機一般由起重小車、橋架運行機構(gòu)、橋架金屬結(jié)構(gòu)組成。起重小車又由起升機構(gòu)、小車運行機構(gòu)和小車架三部分組成。 起重機運行機構(gòu)一般只用四個主動和從動車輪，如果起重量很大，常用增加車輪的辦法來降低輪壓。當車輪超過四個時，必須采用鉸接均衡車架裝置，使起重機的載荷均勻地分布在各車輪上。 橋架的金屬結(jié)構(gòu)由主梁和端梁組成，分為單主梁橋架和雙梁橋架兩類。單主梁橋架由單根主梁和位于跨度兩邊的端梁組

11、成，雙梁橋架由兩根主梁和端梁組成。 主梁與端梁剛性連接，端梁兩端裝有車輪，用以支承橋架在高架上運行。主梁上焊有軌道，供起重小車運行。橋架主梁的結(jié)構(gòu)類型較多比較典型的有箱形結(jié)構(gòu)、四桁架結(jié)構(gòu)和空腹桁架結(jié)構(gòu)。 起升機構(gòu)包括電動機、制動器、減速器、卷筒和滑輪組。電動機通過減速器，帶動卷筒轉(zhuǎn)動，使鋼絲繩繞上卷筒或從卷筒放下，以升降重物。 起重機運行機構(gòu)的基本構(gòu)造及其特點 大車運行機構(gòu)一般由運行支承裝置（包括均衡梁，車臺架，傳動車輪組等)和運行驅(qū)動裝置(包括電動機、聯(lián)軸器 制動器、減速器等)以及運行安全裝置(包括夾軌器、頂軌器、防爬裝置、錨定裝置和緩沖器等)所組成。大車運行機構(gòu)的設計主要依據(jù)整機的

12、結(jié)構(gòu)型式、機構(gòu)工作級別、運行速度、整機的質(zhì)量以及碼頭、貨場等基礎的承載能力和支承軌道型式等。一般以車輪的許用輪壓和軌道型式作為設計的基本條件之一。在保證均衡粱、臺車架、車輪和軸等主要受力構(gòu)件安全可靠的條件下，必須保證各傳動部件能正常工作。為了避免車輪在運行過程中的啃軌現(xiàn)象，設計中必須保證多輪臺車組具有自位適應的能力，即使在支承軌道具有少量下沉、微量彎曲等情況下，起重機也要能正常行駛。為此對均衡粱和臺車組應設計自位回轉(zhuǎn)裝置。比較通用的結(jié)構(gòu)形式有以下兩種：即臺車相對于均衡粱自位回轉(zhuǎn)和均衡粱相對于門腿自位回轉(zhuǎn)。作為安全裝置的夾軌器、頂軌器、防爬器、錨定裝置和緩沖器等，主要是為了防止起重機在作業(yè)過程中

13、滑行和起重機受大風影響而發(fā)生無控自行，引起機與機相撞重大事故而設置的，通常都與運行機構(gòu)一同考慮。小車的傳動方式有兩種，即減速器位于小車主動輪中間或減速器位于小車主動輪一側(cè)。減速器位于小車主動輪中間的小車傳動方式，使小車減速器輸出軸及兩側(cè)傳動軸所承受的扭矩比較均勻。減速器位于小車主動輪一側(cè)的傳動方式，安裝和維修比較方便，但起車時小車車體有左右扭擺現(xiàn)象。起重機運行機構(gòu)的驅(qū)動方式[2] 起重機運行機構(gòu)的驅(qū)動方式可分為兩大類：一類為集中驅(qū)動，即用一臺電動機帶動長傳動軸驅(qū)動兩邊的主動車輪；另一類為分別驅(qū)動、即兩邊的主動車輪各用一臺電動機驅(qū)動。中、小型橋式起重機較多采用制動器、減速器和電動機組合成一體的

14、“三合一”驅(qū)動方式，大起重量的普通橋式起重機為便于安裝和調(diào)整，驅(qū)動裝置常采用萬向聯(lián)軸器。 起重機運行機構(gòu)一般只用四個主動和從動車輪，如果起重量很大，常用增加車輪的辦法來降低輪壓。當車輪超過四個時，必須采用鉸接均衡車架裝置，使起重機的載荷均勻地分布在各車輪上。 而對于在磁盤環(huán)形橋式起重機運行機構(gòu)設計中，起重量為15t+15t，所以只用四個主動和從動車輪 起重機的運行機構(gòu)分為有軌運行和無軌運行兩類。橋式起重機的運行機構(gòu)基本上都是用軌行式的。因為起重機在專門鋪設的軌道上運行時，具有負荷能力大，運行阻力小，可以采用電力驅(qū)動等特點。軌行式運行機構(gòu)主要用于水平運移物品，調(diào)整起重機的工作位置以及將作

15、用在起重機上的載荷傳遞給基礎建筑。 結(jié)合本次設計的要求，在畢業(yè)設計中將使用軌行式的運行機構(gòu)。 對于大車運行機構(gòu)，其設計的基本要求[8]為：a.機構(gòu)要緊湊，重量要輕；b.和橋架配臺要合適；c.盡量減輕主粱的扭轉(zhuǎn)載荷，不影響橋架的剛度；d維護檢修方便，機構(gòu)布置合理。使司機從駕駛室上、下走臺方便。便于裝拆零件和操作。 大車運行機構(gòu)的典型形式與選擇[3]。第一種為集中驅(qū)動，即由一臺電動機通過傳動軸驅(qū)動兩邊車輪轉(zhuǎn)動，稱為集中驅(qū)動，如圖1.1。 圖1.1 集中驅(qū)動布置簡圖 （a）低速軸驅(qū)動；（b）高速軸驅(qū)動；（c）中速軸驅(qū)動 根據(jù)傳動軸的轉(zhuǎn)速可以分為低速軸驅(qū)動（如圖1.1 a），高速軸驅(qū)動

16、（如圖1.1b），中速軸驅(qū)動（圖1.1c）三種。采用集中驅(qū)動對走臺的剛性要求高。低速軸驅(qū)動可靠，由于低速軸傳遞的扭矩大，軸徑粗，自重也大。高速軸驅(qū)動的傳遞軸細而輕，但振動較大，安裝精度要求較高，需要兩套減速器成本也高。中速軸驅(qū)動機構(gòu)復雜，分組性差。集中驅(qū)動的大車運行機構(gòu)主要用于早期生產(chǎn)的一些橋式起重機。由于集中驅(qū)動的驅(qū)動零部件多，自重大，安裝復雜，成本高，維修不便。分別驅(qū)動就是第二中驅(qū)動方式，這種驅(qū)動方式兩邊車輪分別由兩套獨力的無機械聯(lián)系的驅(qū)動裝置驅(qū)動如圖1.2。省去了中間傳動軸，自重輕，部件分組性好，安裝和維修方便。在起重機大車運行機構(gòu)上廣泛采用，故在本次設計中使用分別驅(qū)動的形式。

17、 圖1.2 分別驅(qū)動布置簡圖 橋式起重機大車運行機構(gòu)裝在走臺上，采用帶浮動軸的分別驅(qū)動裝置[4]（如圖1.3）。使安裝和維修更加方便。大噸位橋式起重機的分別驅(qū)動一般在低速軸端增設浮動軸，如圖1.4。 圖1.3 橋式起重機分別驅(qū)動布置簡圖 (a) (b) 圖1.4 低速軸帶浮動軸布置簡圖 浮動軸兩端可用齒輪聯(lián)軸器或采用萬向聯(lián)軸器。其中臥式減速器也可改用立式減速器，連同電動機，制動器固定于焊接在主梁上的支撐上。這

18、種方案除安裝檢修稍差外，它的整體結(jié)構(gòu)緊湊，對走臺剛度要求不高，使用效果良好。在中小起重機的橋式起重機中，采用 “三合一”傳動裝置的傳動機構(gòu)分別驅(qū)動方案已日益廣泛，如圖1.5，減速器可直接套裝在車輪軸上。這種形式結(jié)構(gòu)緊湊，重量輕，組裝性好，機構(gòu)安裝與走臺無關，不受走臺變形的影響，是一種有發(fā)展前途的驅(qū)動方式。 圖1.5 “三合一”大車運行機構(gòu) 1.2 起重機設計參數(shù) 起重量15t+15t；起升高度5m；跨度22.5m；起升速度13.6m/min；旋轉(zhuǎn)速度4r/min；大車運行速度88m/min；小車運行速度43m/min；工作級別A6。 起重機運行機

19、構(gòu)的驅(qū)動方式 2 大車運行機構(gòu)計算 2.1 確定傳動方案 跨度22.5m為中等跨度，為減輕總量，決定采用如圖2.1所示方案。 圖2.1 傳動方案 2.2 選擇車輪與軌道并驗算其強度 按圖2.2所示的質(zhì)量分布，計算大車車輪的最大輪壓和最小輪壓。 圖2.2 輪壓計算圖 滿載時，最大輪壓： (2.1) 空載時，最小輪壓： (2.2) 車輪踏面疲勞計算載荷：

20、 (2.3) 車輪材料：采用ZG340-640 （調(diào)質(zhì)），,由附表18選擇車輪直徑Dc=700mm,由[5]表5-1查得軌道型號為Qu70(起重機專用軌道)。 按車輪與軌道為點接觸和線接觸兩種情況來驗算車輪的接觸強度。 點接觸局部擠壓強度驗算： （2.4） 式中： k2——許用點接觸應力常數(shù)（N/mm2），由[12]表8-1-97查得，取k2=0.181； R——曲率半徑，由車輪和軌道兩者曲率半徑中取最大植，由附表21取Qu70的軌道曲

21、率半徑為R=400mm; m——由軌頂和車輪的曲率半徑之比（r/R）所確定的系數(shù)，由[12]表8-1-100查得m=0.405; c1——轉(zhuǎn)速系數(shù)，由[12]表8-1-98，車輪轉(zhuǎn)速 時，c1=0.99； c2——工作級別系數(shù)，由[12]表8-1-99查得，當M6級時c2=0.9; > ，故驗算通過。 線接觸局部擠壓強度驗算： 式中： k1——許用線接觸應力常數(shù)（N/mm2），由[12]表8-1-97查得，取k1=6.6； l——車輪與軌道的有效接觸長度，而Qu70的l=70mm; Dc——車輪直徑（mm）； c1；

22、c2——同前； > ，故驗算通過。 2.3 運行阻力計算 摩擦總阻力矩： 由附表查得Dc=700mm車輪的軸承型號為7524，軸承內(nèi)外徑的平均植為： , 由[5]表7-1~表7-3查得滾動摩擦系數(shù)k=0.0006，軸承摩擦系數(shù)=0.02，附加阻力系數(shù)=1.5，代人上式得滿載時運行阻力矩： （2.5） 運行摩擦阻力： （2.6） 當無載時：

23、 （2.7） （2.8） 2.4 選電動機 按運行靜阻力、運行速度及機構(gòu)效率計算機構(gòu)運行的靜功率，根據(jù)運行機構(gòu)靜功率和接電持續(xù)率初選電動機。然后校驗電動機過載和發(fā)熱，并控制加速度值。 電動機靜功率： （2.9） 式中： ——滿載時靜阻力； =0.9——機構(gòu)傳動效率； m=2——驅(qū)動電動機臺數(shù)。 初選電動機功率：

24、 （2.10） 式中： kd——電動機功率增大系數(shù)，由[5]中表7-6查得，kd=2； 由附表30選用電動機YZR2-22-6： 電機質(zhì)量Gd=115kg。 2.5 驗算電動機發(fā)熱條件 等效功率： （2.11） 式中： k25——工作級別系數(shù)，由[5]表6-4當JC=25%時，k25=0.75； ——查[5]圖6-6， 按期中集的工作場所得tq/tg=0.25，查得=1.3 由此可知，，故選初電動機發(fā)熱

25、條件通過。 2.6 選擇減速器[11] 車輪轉(zhuǎn)速： （ 2.12） 機構(gòu)傳動比： （2.13） 查附表35選用ZQ-500—IV減速器： （當輸入轉(zhuǎn)速為1000r/min時），可見。 2.7 驗算運行速度和實際所需功率 實際運行速度： （2.14） 誤差：

26、 （2.15） 實際所需電動機靜功率： （2.16） 故所選的電動機和減速器合適。 2.8 啟動時間驗算 啟動時間： （2.17） 式中： n1=930r/min； m=2(驅(qū)動電動機臺數(shù))； ——時電動機額定扭矩 滿載運行時的靜阻力矩：

27、 （2.18） 空載運行時的靜阻力矩： （2.19） 初步估算制動輪和聯(lián)軸器的飛輪矩： 機構(gòu)總飛輪矩： 滿載起動時間： （2.20） 空載起動時間： （2.21） 起動時間在允許范圍（8~10s）之內(nèi)，故合適。 2.9 起動工況下減速器功率校核 起動工況下減速器傳遞功率： 式中： （2.22） ——運

28、行機構(gòu)中同一級傳動減速器的個數(shù)，=2； 因此， （2.23） 所選用減速器的[N]JC25%=20.5kW>Nd，所以合適。 2.10 起動不打滑驗算 打滑或使主動輪空轉(zhuǎn)動，起重機運行不起來；或主動輪邊走邊滑，達不到額定速度。這樣，不僅影響起重機正常工作，造成車輪的磨損，還會出現(xiàn)制動時溜車，引發(fā)事故。運行機構(gòu)正常工作的條件是，運行機構(gòu)啟動或制動時，主動輪不應打滑，即主動輪與軌道之間驅(qū)動力小于它們之間的最大摩擦力（也稱附著力或粘著力）。 由于起重機是在室內(nèi)使用，故坡度阻力及風阻力均不

29、予考慮。 以下按三種工況進行驗算： 2.10.1 二臺電動機空載時同時起動 （2.24） 式中： P1為主動輪壓之和； P2為從動輪壓之和； 由[5]得f=0.2 f——室內(nèi)工作的粘著系數(shù)， 故 n>nz，故兩臺電動機空載起動不會打滑。 2.10.2 事故狀態(tài) 當只有一個驅(qū)動裝置工作，而無載小車位于工作中的驅(qū)動裝置這一邊時，則： （2.25） 式中： P1——工

30、作的主動輪壓； P2——工作的非主動輪壓之和； ——一臺電動機工作時的空載起動時間： n>nz，故不會打滑。 當只有一個驅(qū)動裝置工作，而無載小車遠離工作中的驅(qū)動裝置這一邊時，則： ；與第二中工況相同 n>nz，故也不會打滑。 2.11 選擇制動器 選擇制動器：

31、 由[5]取大車運行機構(gòu)制動時間tz＝５， 按空載計算制動力矩： 即Q=0代入［１］的（７－１６）式； 2.26） 式中： M=2——制動器臺數(shù)，兩套驅(qū)動裝置工作。 由附表15選用兩臺YWZ5－315/50制動器，其制動轉(zhuǎn)矩，為了避免打滑，使用時需將制動力矩調(diào)至以下?？紤]制動時間，在驗算起動不打滑條件時已知是足夠安全的，故制動不打滑驗算從略。 2.12 聯(lián)軸器選擇 根據(jù)機構(gòu)傳動效率，每套機構(gòu)的高速軸和抵速軸都采用浮動軸。 2.12.1 運行機構(gòu)高

32、速軸的扭矩計算 （2.27） 式中： MI——聯(lián)軸器的等效力矩； （2.28） ——等效系數(shù)，見表2-6，取=2； （2.29） 由附表31查電動機YZR2-22-6兩端伸出軸各為圓柱形d1=4mm，l=110mm。由附表34查ZQ-500減速器高速軸端為圓錐形d=50mm，l=

33、85mm。故在靠近電動機端從附表44中選兩個帶制動輪的半齒聯(lián)軸器S251(靠近電動機一側(cè)為圓柱形孔，浮動軸端d=50mm);[Ml]=3150 ;(GD2)zl=1.8 ；質(zhì)量G=38.5kg。在靠減速器端，由附表41選兩個鼓型齒式聯(lián)軸器（靠減速器端為圓錐形，浮動軸直徑d=50mm）; 其[Ml]=3150 ;(GD2) l=0.035；質(zhì)量G=6.2kg。 高速軸上轉(zhuǎn)動零件的飛輪矩之和為： (GD2)zl+(GD2) l=1.8+0.035=1.835 與原估計基本相符，故有關計算則不需要重復。 2.12.2 低速軸的扭矩計算

34、 （2.30） 由附表34查得ZQ-500減速器低速軸端為圓柱形，d=50mm，l=85mm； 由附表19查得，Dc=700mm的主動車輪的伸出端為圓柱形，d=90mm，l=125mm 故從附表42中選4個聯(lián)軸器： （靠近減速器端） （靠車輪端） 2.13 浮動軸的驗算 2.13.1 疲勞強度驗算 低速浮動軸的等效扭矩： （2.31） 式中： ——等效系數(shù)；由表2-6得 由上節(jié)已取浮動軸端直徑為d=75mm，故其扭矩應力為：

35、 （2.32） 由于浮動載荷變化為對稱循環(huán)（因為浮動軸在運行過程中正反轉(zhuǎn)的扭矩相同），所以許用扭矩應力為： （2.33） 式中： 材料為45號鋼，取，，所以 （2.34） （2.35

36、） k——考慮零件幾何形狀，表面狀況的應力集中系數(shù)。 由表2-18查得安全系數(shù)nI=1.4, ，故疲勞強度驗算通過。 2.13.2 靜強度驗算 計算靜強度扭矩： （2.36） 式中： ——為動力系數(shù)，查表2-5得=2.5， 扭矩應力： （2.37） 許用扭轉(zhuǎn)剪應力： （2.38）

37、，故靜強度驗算通過。 高速軸所受扭矩比低速軸小（二者相差倍），但強度是足夠的，故此處高速軸的強度驗算從略。 3 回轉(zhuǎn)小車運行機構(gòu)計算 3.1 小車運行機構(gòu)計算 確定機構(gòu)傳動方案，經(jīng)比較后確定采用如圖3.1所示的傳動方案。 圖3.1 回轉(zhuǎn)小車傳動方案 3.2 選擇車輪與軌道并驗算其強度 小車質(zhì)量估計取Gxc=7000kg，假定輪壓均布, 車輪最大輪壓： （3.1） 車輪最小輪壓：

38、 （3.2） 初選車輪：由附表17可知：由回轉(zhuǎn)速度為4r/min，Q/Gxc =30000/7000=4.286，工作級別為重級時，車輪直徑Dc=500mm，軌道型號為P38，它的許用輪壓為14.15t。 故初步選定車輪直徑Dc=500mm。 強度驗算： 按車輪與軌道為線接觸及點接觸兩種情況驗算車輪接觸強度： 3.2.1 車輪踏面疲勞計算 （3.3） 車輪材料： 采用ZG340-640 （調(diào)質(zhì)）， 線接觸局部擠壓強度：

39、 （3.4） 式中： k2——許用點接觸應力常數(shù)（N/mm2），由[5]表5-2查得，取k2=0.132； R——曲率半徑，由車輪和軌道兩者曲率半徑中取最大植，車輪半徑為R=500/2=250mm，軌道曲率半徑r2=300mm(附表22)，故取R=300mm。 m——由r/R=250/300-0.833比值所確定的系數(shù)，由[12]表8-1-100查得m=0.415; c1——轉(zhuǎn)速系數(shù)，由[12]表8-1-98，車輪轉(zhuǎn)速 時，c1=1.17； c2——工作級別系數(shù)，由[12]表8-1-99查得，當M6級時c2=0.9;

40、 > ，故驗算通過。 3.2.2 線接觸局部擠壓強度驗算[7] （3.5） 式中： k1——許用線接觸應力常數(shù)（N/mm2），由[12]表8-1-97查得，取k1=6.0； l——車輪與軌道的有效接觸長度，而P38的l=35.5mm; Dc——車輪直徑（mm）； c1；c2——同前； > ，

41、故驗算通過。 根據(jù)以上計算結(jié)果，選定直徑Dc=500mm的雙輪緣車輪，標記為：車輪SYL-500。 3.3 運行阻力計算 摩擦阻力矩： 查附表19，由Dc=500mm車輪組的軸承型號為7524，據(jù)此選Dc=500mm，車輪組軸承為7524，軸承內(nèi)徑和外徑的平均值d=（120+180）/2=150mm。由[5]表7-1~表7-3查得滾動摩擦系數(shù)k=0.0005，軸承摩擦系數(shù)=0.02，附加阻力系數(shù)=2.0，代人上式得滿載時運行阻力矩： （3.6） 運行摩擦阻力：

42、 （3.7） 當無載時， （3.8） （3.9） 3.4 選電動機 電動機靜功率： （3.10） 式中： ——滿載時靜阻力； =0.9——機構(gòu)傳動效率； m=1——驅(qū)動電動機臺數(shù)。 初選電動機功率：

43、 （3.11）式中： kd——電動機功率增大系數(shù)，由[5]中表7-6查得，kd=1.2； 由附表30選用電動機YZR2-31-8： 電機質(zhì)量Gd=155kg。 3.5 電動機發(fā)熱條件驗算 等效功率： （3.12） 式中： k25——工作級別系數(shù)，由[5]表6-4當JC=25%時，k25=1.0； ——查[5]圖6-6， 按期重級的工作場所由表6-5得tq/tg=0.2，查得=1.12 由此可知，，故選初電動機發(fā)熱條件通過。

44、 3.6 選擇減速器[10] 車輪轉(zhuǎn)速： （3.13） 機構(gòu)傳動比： （3.14） 查附表40選用ZSC-750—IV減速器： （當輸入轉(zhuǎn)速為1000r/min時），可見。 3.7 驗算運行速度和實際所需功率 實際運行速度： （3.

45、15） 誤差： （3.16） 滿足不大于的誤差范圍。 實際所需電動機等效功率： （3.17） 故所選的電動機和減速器均合適。 3.8 啟動時間驗算 啟動時間： （3.18） 式中： n1=695r/min； m=1(驅(qū)動電動機臺數(shù))； ——時電動機額定扭矩 滿載運行時折算到電動機軸上的運行靜阻力矩：

46、 （3.19） 空載運行時折算到電動機軸上的運行靜阻力矩： （3.20） 初步估算制動輪和聯(lián)軸器的飛輪矩： 機構(gòu)總飛輪矩： 滿載起動時間： （3.21） 空載起動時間： （3.22） 由[5]表7-6，當vc=37.68時[tq]推薦值為5.3s， ，故所選電動機能滿足快速起動要求。 3.9 起動工況

47、下校核減速器功率 起動工況下減速器傳遞功率： （3.23） 式中： ——運行機構(gòu)中同一級傳動減速器的個數(shù)，=1； 因此， （3.24） 所選用減速器的[N]JC25%

48、響起重機正常工作，造成車輪的磨損，還會出現(xiàn)制動時溜車，引發(fā)事故。運行機構(gòu)正常工作的條件是，運行機構(gòu)啟動或制動時，主動輪不應打滑，即主動輪與軌道之間驅(qū)動力小于它們之間的最大摩擦力[9]（也稱附著力或粘著力）。 由于起重機是在室內(nèi)使用，故坡度阻力及風阻力均不予考慮。以下按空載起動時進行驗算： （3.25） 式中： P1——主動輪壓之和； P2——從動輪壓之和； 由[5]得f=0.2 f——室內(nèi)工作的粘著系數(shù)， nz=1.05~1.2 nz——防止打滑安全系數(shù)。 故 沒有超過nz的范圍，故不會

49、打滑。 3.11 選擇制動器 選擇制動器 由[5]查得，對于小車運行機構(gòu)制動時間，取=3s 按空載計算制動力矩，即Q=0代入［１］的（７－１６）式； （3.26） 式中： M=1——制動器臺數(shù)，一套驅(qū)動裝置工作。 由附表15選用兩臺YWZ5－200/23制動器，其制動轉(zhuǎn)矩，為了避免打滑，使用時需將制動力矩調(diào)至以下。考慮制動時間，在驗算起動不打滑條件時已知是足夠安全的，故制動不打滑驗算從略。 3.12 高速軸聯(lián)軸器及制動輪選擇 3.12.1 高速軸聯(lián)軸器計算扭矩

50、 （3.27） 式中： （3.28） N——聯(lián)軸器的安全系數(shù)，運行機構(gòu)n=1.35; ——機構(gòu)剛性動載系數(shù)，=1.2~2.0，取=1.8。 由附表31查電動機JZR2-31-8兩端伸出軸各為圓柱形d=50mm，l=110mm。由附表34查ZSC-750減速器高速軸端為圓錐形d1=50mm，故從附表41選GICL鼓形齒式聯(lián)軸器，主動端為A型鍵槽，d1=50mm，l=110mm，從動端為A

51、型鍵槽d2=50mm ，l=112mm； 標記為： 其公稱扭矩Tn=2240Nm,大于Mc=250.43Nm; 飛輪距 質(zhì)量為Gl=17.2kg 3.12.2 高速軸制動輪選擇 根據(jù)制動器已經(jīng)選定為YWZ5 200/25，由附表16選擇制動輪直徑Dz=200mm，圓柱形軸孔d=50mm,L=112mm，標記為：制動輪 200-Y50 JB/ZQ4389-86，其飛輪矩，質(zhì)量G z=10kg； 以上聯(lián)軸器和制動輪的飛輪矩之和： 與原估計基本相符，故以上計算不修改。 3.13 低速軸聯(lián)軸器選擇 低速軸聯(lián)軸器計算扭矩，可由前節(jié)的計算轉(zhuǎn)矩Mc求出；

52、 （3.29） 由附表37查得ZSC-750減速器低速軸端為圓柱形d=95mm，L=145mm，取浮動軸裝聯(lián)軸器直徑d=90mm，L=145mm，由[12]表6-2-9選用兩個GIICL7鼓形齒式聯(lián)軸器。其主動端：Y型軸孔，A型鍵槽d1=95mm；從動端：Y型軸孔，A型鍵槽d2=90mm，L=172mm。 標記為： 3.14 低速浮動軸強度驗算 3.14.1 疲勞驗算 運行機構(gòu)疲勞計算基本載荷： （3.30） 由

53、前節(jié)已選定浮動軸端直經(jīng)d=80mm，其扭轉(zhuǎn)應力： （3.31） 由于浮動載荷變化為對稱循環(huán)（因為浮動軸在運行過程中正反轉(zhuǎn)的扭矩相同），所以許用扭矩應力為： （3.32） 式中： 材料也選為45號鋼，取，，所以 考慮零件幾何形狀，表面狀況的應力集中系數(shù)。 由表2-18查得安全系數(shù)nI=1.25, ，故驗算通過。 3.14.2 強度驗算 運行機構(gòu)工作最

54、大載荷： （3.33） 式中： ——考慮彈性振動的力矩增大系數(shù)，對突然起動的機構(gòu)， =1.5~1.7，此處取=1.6； ——剛性動載系數(shù)，=1.8。 最大扭矩應力： （3.34） 許用扭轉(zhuǎn)應力： （3.35） <，故驗算通過。 4 結(jié)束語 這次設計基本上完成了磁盤環(huán)形橋式起重機大車運行機構(gòu)和回

55、轉(zhuǎn)小車運行機構(gòu)的設計，包括電動機、聯(lián)軸器、緩沖器、制動器的選用；運行機構(gòu)減速器的選用和零件的校核計算，完成了橋式起重機的大車運行機構(gòu)和回轉(zhuǎn)小車運行機構(gòu)的設計。符合要求，能在給定的工況下正常工作。在設計過程中也遇到了一些問題，但是在老師和同學們的共同努力下，我弄懂了很多問題，也對起重機有了更加深刻的理解。我們對起重機的接觸時間比較短，對起重機工作現(xiàn)場不夠了解，導致各部件之間的協(xié)調(diào)做得不夠好，但基本上還可以滿足工作要求。 在次設計中，我充分地運用了大學里所學到的與機械有關的理論知識，并將那些理論與實際也聯(lián)系得更好了，對機械有了更加深刻的理解，初步形成了機械設計的思維方式。  參考文獻

56、 [1] 張質(zhì)文，虞和謙，王金諾等．起重機設計手冊[M]．北京：中國鐵道出版社，1998 [2] 坂本種芳，長谷川政弘．橋式起重機設計計算[M]．池城淵．北京：中國鐵道出版社，1987 [3] 陳道南，盛漢中．起重機課程設計[M]．（修訂版）．北京：冶金工業(yè)出版社，1993 [4] 黃大巍，李風，毛文杰．現(xiàn)代起重運輸機械[M]．北京：化學工業(yè)出版社，2006 [5] 陳道南．起重運輸機械[M]．北京：冶金工業(yè)出版社，2005 [6] 張質(zhì)文等.起重機設計手冊[M].北京:中國鐵道出版社，1997 [7] Aaron D. Deutschman, Walter J. Michels

57、[and] Charles E. Wilson. Machine design : theory and practice [M]. Macmillan, 1975 致 謝 我的畢業(yè)設計論文一直是在饒老師和其他老師的的悉心指導下進行的。這篇論文雖然凝聚著自己的汗水，但卻不是個人智慧的產(chǎn)品，沒有老師的指引和贈予，沒有同學們的幫助和支持，我設計的成果肯定會大打折扣。當我打完畢業(yè)論文的最后一個字符，涌上心頭的不是長途跋涉后抵達終點的欣喜，而是源自心底的誠摯的謝意。在整個畢業(yè)設計過程中，饒老師不斷對我得到的結(jié)論進行總結(jié)，并提出新的問題，使得我的畢業(yè)設計課題能夠深入地進行下去，也使我接觸到了許多理論和實際上的新問題，使我做了許多有益的思考。 我是第一次設計起重機，難免遇到許多比較低級的問題，饒老師卻都極其耐心地予以解答，在此表示深深的謝意。 此外，還有很多同學在整個設計過程中幫助和配合我。我由衷感謝所有在大學期間悉心教育我的老師和所有幫助我的人，我也正在努力的積蓄著力量，盡自己的微薄之力回報母校的培育之情，爭取使自己的人生對社會產(chǎn)生些許積極的價值！