畢業(yè)設計（論文）32 5t通用橋式起重機小車設計

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1、 本科畢業(yè)設計 題目： 32/5t通用橋式起重機小車設計 學 院: 機械自動化學院 專 業(yè): 機械工程及自動化 學 號: 學生姓名: 指導教師: 日 期: 二○一二年六月 摘 要 本文主要介紹了橋式起重機的整體設計理論和設計過程，其中重點設計了橋式起重機的運行機構起升機構等，主要包括橋式起重機小車運行機構的整體設計及傳動機構的布置，小車運行機構計算。還有軸承的選擇、聯(lián)軸器的選擇、電動機的選擇、減速器的選擇和校核。 橋式起重機是橋架型起重機的一種，它依靠起升機構

2、和在水平面內的兩個相互垂直方向移動的運行機構，能在矩形場地及其上空作業(yè)，是工礦企業(yè)廣泛使用的一種起重運輸機械。它具有承載能力大，工作可靠性高，制造工藝相對簡單等優(yōu)點。 起升機構包括電動機、制動器、減速器、卷筒和滑輪組。電動機通過減速器，帶動卷筒轉動，使鋼絲繩繞上卷筒或從卷筒放下，以升降重物。小車架是支托和安裝起升機構和小車運行機構等部件的機架，通常為焊接結構。 起重機運行機構的驅動方式可分為兩大類：一類為集中驅動，即用一臺電動機帶動長傳動軸驅動兩邊的主動車輪；另一類為分別驅動、即兩邊的主動車輪各用一臺電動機驅動。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“三合一”驅動方式

3、，大起重量的普通橋式起重機為便于安裝和調整，驅動裝置常采用萬向聯(lián)軸器。 關鍵詞：橋式起重機；起升機構；運行機構；起重運輸機械。 Abstract This article mainly introduced the entire design theory and design process of bridge.type hoist crane，which focused on the design of the bridge crane operation of institutio

4、ns and hoisting mechanism．The overall design that mainly includes the bridge type derrick small car to circulate organization and spread the decoration that the motive reaches, the small car circulates an organization calculation.Still have the choice of the choice, electric motor of the choice, all

5、ied stalk machine of bearings, decelerate machine of choice and pit in the school. The bridge crane is a bridge.type crane, it relies on the lifting mechanism and in the horizontal plane, two mutually perpendicular direction of the run institutions, in the rectangular space over the job, the indu

6、strial and mining enterprises widely used as a starting heavy transport machinery. It has a large carrying capacity, high reliability, work, and manufacturing process is relatively simple. . Lifting bodies, including the motor, brake, reducer, drum and pulley. Reducer, the mo

7、tor driven reel rotation, so that the wire rope wound on a reel or roll down, lifting heavy objects. The small frame rack, support care and installation from the winch and trolley run institutions, and other parts usually welded structures. . Cranes run the drive c

8、an be divided into two categories: a centralized drive, which uses an electric motor to drive the long drive shaft drive on both sides of Active Wheel; other as, respectively, driven both sides of the active wheels each with a motor drives. Small bridge crane in more frequent use of brakes, gear uni

9、ts and motors combined into one "triple play" drive mode, the big since the weight of ordinary bridge crane is easy to install and adjust the drive often universal coupling Keyword:Bridge type derrick; Hoisting mechanism; Run institutions ;Hoisting and conveying machinery. 目 錄 設計任

10、務書.................................................................................1 概述..............................................................................2 1 主起升機構的計算.............................................................7 1.1 確定傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組.................................7 1

11、.2 選擇鋼絲繩.......................................................................7 1.3 確定卷筒尺寸并驗算強度..............................................8 1.4 初選電動機.............................................................10 1.5 選用標準減速器............................................................11 1.6 校

12、核減速器輸出軸強度..................................................11 1.7 電動機過載驗算和發(fā)熱驗算................................................11 1.8 選擇制動器................................................12 1.9 選擇聯(lián)軸器.................................................13 1.10 驗算起動時間...................................

13、......13 1.11 驗算制動時間.........................................14 1.12 高速軸計算...............................................15 1.12.1疲勞計算…………………………………………………………15 1.12.2驗算軸所受的最大轉矩…………………………………………15 2 副起升機構計算............................................................17 2.1 確定傳動方案，選擇滑輪組、鋼絲繩

14、和吊.................17 2.2 確定卷筒尺寸、轉速并驗算強度...............................17 2.3選擇電動機并驗算過載和發(fā)熱情況.......................18 2.4 選擇減速器………...............................................21 2.5 選擇制動器....................................................21 2.6 選擇聯(lián)軸器…………….....................................

15、...22 2.7 驗算啟動時間...............................................22 2.8 驗算制動時間...............................................23 2.9 高速浮動軸的設計計算.........................................23 2.9.1疲勞計算………………………………………………………….23 2.9.2驗算軸所受的最大轉矩………………………………………..23 3 小車運行機構的設計與計算..................

16、........................................................27 3.1 確定機構傳動方案..........................................................27 3.2小車運行機構的計算……………………………………………28 3.2.1選擇車輪與軌道并驗算其強度................................28 3.2.2 選擇電動機和減速器...............................................29

17、3.2.3 驗算空載和滿載時的啟、制動時間及不打滑條件..........30 3.2.4 選擇制動器和聯(lián)軸器...............................................30 3.3 浮動軸的設計和校核.............................................................31 3.3.1 疲勞計算........................................................31 3.3.2 強度驗算.......................

18、.................................31 4 小車布局和安全裝置的計算……………………………………………………..36 4.1 小車布局……………………………………………………………………37 4.2 小車緩沖器的選擇和校核…………………………………………………37 設計心得...................................................................................37 參考文獻....................................................

19、........................................39 致謝 ……………………………………………………………………………40 附錄 …………………………………………………………………………..41 有關圖紙 …………………………………………………………………42 設計任務 設計（論文）題目 32/5噸通用雙梁橋式起重機小車設計計算 研究方法 搜集查閱與分析研究相關國內外資料，綜合所學基礎與專業(yè)知識，遵循機械零件與起重機行業(yè)相關標準，在小組充分討論基礎上，制定合理的具有先

20、進性的設計方案，按時完成本設計提出的全部內容。 主要技術指標(或研究目標) 小車的主/副起升機構設計參數(shù)： 起重量32/5t，起升高度10/10.85m，起升速度7.5/19.5m/min 起升機構工作級別M5/M5； 小車運行機構設計參數(shù)： 工作級別M5，運行速度45m/min，軌距2500mm，參考輪距2700mm， 小車參考自重：約11.3t 概 述 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，設置在小車上的起升機構實現(xiàn)貨物垂直升降。三個機構的綜合，構成一立方體

21、形的工作范圍，這樣就可以充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、簡易梁橋式起重機和冶金專用橋式起重機三種。各類橋式起重機的特點如： 1) 普通橋式起重機主要采用電力驅動，一般是在司機室內操縱，也有遠距離控制的。起重量可達五百噸，跨度可達60米。 2) 簡易梁橋式起重機又稱梁式起重機，其結構組成與普通橋式起重機類似，起重量、跨度和工作速度均較小。橋架主梁是由工字鋼或其它型鋼和板鋼組成的簡單截面梁，用手拉葫蘆或電動葫蘆配上簡易小車作為起重小車，小車一般在工字梁的下翼緣上

22、運行。橋架可以沿高架上的軌道運行，也可沿懸吊在高架下面的軌道運行，這種起重機稱為懸掛梁式起重機。 3) 冶金專用橋式起重機在鋼鐵生產(chǎn)過程中可參與特定的工藝操作，其基本結構與普通橋式起重機相似，但在起重小車上還裝有特殊的工作機構或裝置。這種起重機的工作特點是使用頻繁、條件惡劣，工作級別較高。主要有五種類型。 4) 鑄造起重機：供吊運鐵水注入混鐵爐、煉鋼爐和吊運鋼水注入連續(xù)鑄錠設備或鋼錠模等用。主小車吊運盛桶，副小車進行翻轉盛桶等輔助工作。 5) 夾鉗起重機：利用夾鉗將高溫鋼錠垂直地吊運到深坑均熱爐中，或把它取出放到運錠車上。 6) 脫錠起重機：用以把鋼錠從

23、鋼錠模中強制脫出。小車上有專門的脫錠裝置，脫錠方式根據(jù)錠模的形狀而定：有的脫錠起重機用項桿壓住鋼錠，用大鉗提起錠模；有的用大鉗壓住錠模，用小鉗提起鋼錠。 7) 加料起重機：用以將爐料加到平爐中。主小車的立柱下端裝有挑桿，用以挑動料箱并將它送入爐內。主柱可繞垂直軸回轉，挑桿可上下擺動和回轉。副小車用于修爐等輔助作業(yè)。 8) 鍛造起重機：用以與水壓機配合鍛造大型工件。主小車吊鉤上懸掛特殊盛料器高溫液態(tài)鋼包，用以支持和翻轉鋼包，副小車用來抬起鋼包，澆鑄液態(tài)金屬。 橋式類型起重機的金屬結構一般由主梁和端梁組成，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

24、邊的端梁組成，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。橋架主梁的結構類型較多比較典型的有箱形結構、四桁架結構和空腹桁架結構。 箱形結構又可分為正軌箱形雙梁、偏軌箱形雙梁、偏軌箱形單主梁等幾種。正軌箱形雙梁是廣泛采用的一種基本形式，主梁由上、下翼緣板和兩側的垂直腹板組成，小車鋼軌布置在上翼緣板的中心線上，它的結構簡單，制造方便，適于成批生產(chǎn)，但自重較大。 偏軌箱形雙梁和偏軌箱形單主梁的截面都是由上、下翼緣板和不等厚的主副腹板組成，小車鋼軌布置在主腹板上方，箱體內的短加勁板可以省去，其中偏軌箱形單主梁是由一根

25、寬翼緣箱形主梁代替兩根主梁，自重較小，但制造較復雜。 四桁架式結構由四片平面桁架組合成封閉型空間結構，在上水平桁架表面一般鋪有走臺板，自重輕，剛度大，但與其它結構相比，外形尺寸大，制造較復雜，疲勞強度較低，已較少生產(chǎn)。 空腹桁架結構類似偏軌箱形主梁，由四片鋼板組成一封閉結構，除主腹板為實腹工字形梁外，其余三片鋼板上按照設計要求切割成許多窗口，形成一個無斜桿的空腹桁架，在上、下水平桁架表面鋪有走臺板，起重機運行機構及電氣設備裝在橋架內部，自重較輕，整體剛度大，這在中國是較為廣泛采用的一種型式。 下面具體介紹普通橋式起重機的構造。普通橋式起重機一般由起重小車、橋架運行機構、橋架金屬結構組成。

26、起重小車又由起升機構、小車運行機構和小車架三部分組成。 起升機構包括電動機、制動器、減速器、卷筒和滑輪組。電動機通過減速器，帶動卷筒轉動，使鋼絲繩繞上卷筒或從卷筒放下，以升降重物。小車架是支托和安裝起升機構和小車運行機構等部件的機架，通常為焊接結構。 起重機運行機構的驅動方式可分為兩大類：一類為集中驅動，即用一臺電動機帶動長傳動軸驅動兩邊的主動車輪；另一類為分別驅動、即兩邊的主動車輪各用一臺電動機驅動。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“三合一”驅動方式，大起重量的普通橋式起重機為便于安裝和調整，驅動裝置常采用萬向聯(lián)軸器。 起重機大車運行機構一般只用四個主動和從

27、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。 本次設計課題為32/5t通用橋式起重機小車設計，主要包括起升、運行兩大機構及其安全裝置的設計計算和裝配圖與零部件圖的繪制。將我們所學的知識最大限度的貫穿起來，使我們學以至用、理論聯(lián)系實際。培養(yǎng)我們的設計能力及理論聯(lián)系實際過程中分析問題、解決問題的能力。 1.主起升機構計算 1.1 確定傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組 按照構造宜緊湊的原則,決定采用下圖的傳動方案。如圖1所示，采用了雙聯(lián)滑輪組.按Q=32t，表8.2查取滑輪組倍率=4，因而承載繩分支

28、數(shù)為 Z=2=8。查[3]附表8選擇圖號為G25吊鉤組，得其參考質量G0=647kg,兩動滑輪間距A=150mm 查[1]表8.1.89選取吊鉤號 LYD100.M，吊具自重載荷。得其自重為：G=2.0%=0.02320=6.4kN 圖1-1 主起升機構簡圖 1.2 選擇鋼絲繩 若滑輪組采用滾動軸承，=4,查[1]表3.2.11和2.2.3得得滑輪組效率η1=0.98、η2=0.97，得hh=ηz=η1Xη2=0.96 鋼絲繩所受最大拉力 按下式計算鋼絲繩直徑 d=c=0.096=19.7mm c: 選擇系數(shù)，單位mm/，用鋼絲繩=1850N/mm，據(jù)M5及查[2]

29、表8.1.8~表8.1.31得c值為0.096。 故，選不松散瓦林吞型鋼絲繩直徑d=20mm， 其標記為6W(19).20.185.I.光.右順(GB1102.74)。 1.3 確定卷筒尺寸,轉速及滑輪直徑 由[1]《通用機械》表1.6查得。由[3]附表2選用滑艷直徑D=400mm,，取平衡滑輪直徑Dp≈0.6400==240mm 由[3]附表4選用鋼絲繩直徑d=18mm.D=400mm.滑輪軸直徑D5=90mm的F型滑輪標記為： 滑輪F18x 255—90 ZB J80 006．9—87 由[3]附表5平衡滑輪選用d=18mm，D=225mm,滑輪軸直徑D6=45mm

30、．的F 型滑輪標記為： 滑輪F18x225—45 ZB J80 006．9—87 卷筒和滑輪的最小卷繞直徑： ≥d （e.1） 式中h表示與機構工作級別和鋼絲繩結構的有關系數(shù)； 查表得：筒=18;滑輪=20； 筒最小卷繞直徑=d=1820=360； 輪最小卷繞直徑=d=2020=400。 考慮起升機構布置卷筒總長度不宜太長，輪直徑和卷筒直徑一致取D=650㎜。 卷筒長度 =1460mm。 式中：筒上有繩槽長度，，安全圈n=2，起升高度H=10m， 槽節(jié)矩t=22mm，繞直徑=D0+d=650+20=670mm

31、； 選取卷筒型號為 A650x2000.11x22.12x4.左 GB/T 9006.2..1999 查表8.1.47~8.1.50得 ：定繩尾所需長度,取=100； ：筒兩端空余長度,取=45； ：筒中間無槽長度,根據(jù)滑輪組中心間距=150。 卷筒壁厚δ=0.02D+(6~10)=[0.02650+(6~10)]mm=19~23mm，δ=20mm，進行卷筒壁的壓力計算 選用灰鑄鐵HT200,最小抗拉強度δb=195 N/cm2 許用應力: δymax<[δ]y,故抗壓強度足夠 卷筒轉速=r/min=14.3r/min。 由于L>3D

32、,尚應驗算彎矩產(chǎn)生的拉應力,卷筒彎矩圖示于圖 卷筒的最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中間時: M= 式中 D—卷筒外徑,D=400mm Di=卷筒內徑,Di=370mm 于是 σi=Mw/W=28350000/1714597.5=16.53MPa 合成應力： =20.995N/㎝2 式中許用拉應力 卷筒強度驗算通過。 卷筒A650x2000—1122—124左 JB/T9006．2—1999 1.4 計算起升靜功率 ==47.6kW 式中η起升時總機械效率=0.858 為滑輪組效率取0.97（查表3.2.10）；傳動機構機械效率

33、取0.94（查表2.2.3）；卷筒軸承效率取0.99；連軸器效率取0.98（查2.2.4）。 1.5 初選電動機 ≥G=0.847.6=38.08kW 式中 ：JC值時的功率，位為kW； G：穩(wěn)態(tài)負載平均系數(shù)，根據(jù)電動機型號和JC值查表2.2.5和2.2.6得G=0.8。 查機械設計課程設計表16.5~16.6選用電動機型號為YZR280M.10，=55KW，=556r/min，最大轉矩允許過載倍數(shù)λm=2.8；飛輪轉矩GD=15.5KN.m。 電動機轉速=561.92r/min 式中 :在起升載荷=326.4kN作用下電動機轉速； :電動機同

34、步轉速； ,:是電動機在JC值時額定功率和額定轉速。 1.6 選用減速器 減速器總傳動比：=39.3，取實際速比=40。 起升機構減速器按靜功率選取，根據(jù)=47.6kW，=561.92r/min，=40，工作級別為M5，查減速器使用手冊選定減速器為ZQH100，減速器許用功率[]=79KW。低速軸最大扭矩為M=20500N.m 減速器在561.92r/min時許用功率[]為[]==73.99>55kW 實際起升速度=561.92403.140.654=7.2m/min 實際起升靜功率==39.72kW 用Ⅱ類載荷校核減速器輸出軸的徑向載荷，最大力矩。 1.7 電動

35、機過載驗算和發(fā)熱驗算 過載驗算按下式計算： =55KW55kW，此題恰好與=的功率相等。 式中 ：準接電持續(xù)率時，電動機額定功率，單位為kW； H:系數(shù)，繞線式異步電動機，取H=2.5； λm:基準接電持續(xù)率時,電動機轉矩允許過載倍數(shù),查表16.5和16.6查電機參數(shù)得λm取2.8； m:電動機個數(shù)； η:總機械效率η=0.858。 發(fā)熱驗算按下式計算: P≥Pз 式中 P:電動機在不同接電持續(xù)率JC值和不同CZ值時允許輸出功率，單位為kW,按CZ=300，JC值=25%，查表

36、得P=43.867kW。 ==37.98kW P=43.867>=37.98kW 過載驗算和發(fā)熱驗算通過 1.8 選擇制動器 按下式計算，選制動器： ≥ 式中:制動力矩,單位為N.m； :制動安全系數(shù)，查表2.2.7由M5得=1.75； :下降時作用在電動機軸上的靜力矩，單位為N.m。 ==586.4N.m η:下降時總機械效率，通常取η≈η≈0.858 ==1.75586.4=1026.2.N.m 查表3.7.17和3.7.18由=1026.2N.m選用YWZ5.400/121制動器，及其安裝

37、參數(shù)。其額定制動力矩1250N.m； 安裝時將制動力矩調整到所需的制動力矩=2000N.m。 1.9 選擇聯(lián)軸器 根據(jù)電動機和減速器以及浮動軸的軸伸尺寸及形狀選連軸器，使連軸器的許用應力矩[M]>計算的所需力矩M,則滿足要求。 電動機的軸伸：d=85mm(錐形)，長度E=1700.5mm； 減速器軸伸:d=90mm(柱形)，長度E=135mm； 浮動軸的軸頭：d=60mm， 長度E=107mm。 查表3.12.14選取梅花彈性連軸器：型號為MLL9.I.400[M]=5600N.m；GD=132.54=530Kg.m；型號為MLL9，[M]=5600N.m；GD=18.954

38、=75.8Kg.m。 電動機額定力矩=944.69N.m 計算所需力矩 式中M:所傳輸?shù)霓D矩的計算值 ：按第二類載荷計算的最大轉矩（=（0.7~0.8）） [M]：為聯(lián)軸器的許用扭矩，查表3.12.14選取 ：聯(lián)軸器的重要程度系數(shù)，查表3.12.2選取 ：角偏差系數(shù)，非齒輪聯(lián)軸器，取1，否則查表3.12.4 所選連軸器合格。 1.10 驗算起動時間 起動時間： = =1.33s 式中： =15.6+530+75.8=621.4kN.m 靜阻力矩： ==796.5N.m 電動機啟動力矩：

39、 式中查表2.2.8選取=1.7, 驗算啟動時間： 式中由表2.2.9查得 11.5 平均起動加速度： ==0.095m/s =0.095 m/s<[]=0.2 m/s 電動機啟動時間合適。 1.11 驗算制動時間 制動時間： = =1.23s ：電機滿載下降轉速，單位為r/min； ==2600.556=644r/min =2000N.m =586.4N.m 平均制動減速器速度==0.16m/s<[]=0.2m/s，所以制動時間也合適。 1.12高速軸計算 1.12.1疲勞計算 軸受脈動扭轉載荷，其等效扭矩： =1.09944.6

40、9=1029.7 式中 ..—動載系數(shù)，=1/2(1+)=1/2(1+1.18)=1.09 —起升載荷動裁系數(shù)(物品起升或下降制動的動載效應)， 1+0.71v=1+0.71ⅹ15.24/60=1.18 由前節(jié)巳選定軸徑d=75mm,因扭轉應力：N/m=12.204MPa 軸材料用45號鋼，σ=600MPa，σ=300MPa，彎曲： σ=0.27(=0.27(600+300)=243Mpa 扭轉 =140Mpa =0.6300=180MPa 軸受脈動循環(huán)的許用扭轉應力， []= 式中 k=kk一考慮零件幾何形狀和零件

41、表面狀況的應力集中系數(shù)， k——與零件幾何形狀有關，對于零件表面有急劇過渡和開有鏈槽及緊合區(qū)段，k=1．5～2．5， k一一與零件表面加工光潔度有關.對平面粗糙度為3.2的零件 k=1．15～1.2：對于平面粗糙度為12.5的零件，K=1.25～1．35 此處取k=21.25=2.5 η——考慮材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，對碳鋼及低合金鋼η=0.2， n1..安全系數(shù)，n1=1.25(由[2]表30查得) ∴ []= =88.9MPa 故 <[] 通過 1.21.2 驗算軸所受最大轉矩： M=Me=1．18ⅹ944.69=1

42、700.442MPa 最大扭轉應力： == 許用扭轉應力， []===120MPa 式中nⅡ...安全系數(shù), nⅡ=1.5 < []故通過 浮動軸的構造如圖4.24所示,中間軸徑d1=d+(5—10)=80mm, 取=80mm! 2 副起升機構的設計計算 2.1 確定傳動方案，選擇滑輪組、鋼絲繩和吊鉤組 按照布置宜緊湊的原則，決定采用圖4.10的方塞。如圖4.22所示，采用了雙聯(lián)滑輪組。按Q=5t查表4—2取滑輪組倍率 ih=2，承載繩分支數(shù)； Z=2ih =4 圖2-1 起升機構計算簡圖 查[3]附表8選圖號

43、為G13吊鉤組，得其質量G0=99kg,兩動滑輪間距A=150mm 若滑輪組用滾動軸承，當 ih =2，查表得滑輪組效率：ηh=0.99鋼絲繩所受最大拉力: 查《通用機械》表2.4中級工作類型(工作級別M5)時，安全系數(shù)n=5,鋼絲繩計算破斷拉力Sb Sb=5Smax=512.876=90.132kN 按下式計算鋼絲繩直徑d： d=c=0.096=10.895mm 查[3]附表l選用瓦林吞型纖維芯鋼絲繩6x19W+FC，鋼絲公稱抗拉強度1670MPa，光面鋼

44、絲，右交互捻，直徑d=13mm，鋼絲繩最小破斷拉力 [Sb]=93.14kN,標記如下； 鋼絲繩13NAT6l9W十FCl670ZS93GB8918.88 滑軸的許用最小直徑： D≥d(e.1)=13(25.1)=312mm 式中系數(shù)e=25由[1]《通用機械》表1.6查得。由[3]附表2選用滑艷直徑D=315mm,，取平衡滑輪直徑Dp≈0.6D=0．6 315=189mm 由[3]附表4選用鋼絲繩直徑d=13mm.D=315mm.滑輪軸直徑D=90mm的F型滑輪標記為： 滑輪F13x 255—90 ZB J80 006．9—87 由[3]附表5平衡滑輪選用d=

45、13mm，D=225mm,滑輪軸直徑D6=45mm．的F 型滑輪標記為： 滑輪F13x225—45 ZB J80 006．9—87 2.2 確定卷筒尺寸、轉速并驗算強度： D≥d(e..1)=13(25.1)=312mm 由[3]附表13選用D=400mm，卷簡繩槽尺寸由[3]附表14—3查得槽距，t=13mm，槽底半徑r＝7mm 卷筒尺寸: L=2=2(=984.32mm 取L=1500mm 式中 Z0—附加安全系數(shù),Z0=2; L1—卷槽不切槽部分長度,取其等與吊鉤組動滑輪的間距,即L1=A=150,實際長度在鋼絲繩偏斜角

46、允許范圍內可適應增減。 D0—卷筒計算直徑D0=D+d=413mm 卷筒壁厚：δ=0.02D+(6～10)=0.02400+(6～10)=14～18mm取δ=15mm 卷筒壁壓應力驗算： 選用灰鑄鐵HT200,最小抗拉強度δb=195 N/cm2 許用應力: δymax<[δ]y,故抗壓強度足夠 由于L>3D,尚應驗算彎矩產(chǎn)生的拉應力,卷筒彎矩圖示于圖 卷筒的最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中間時: M= W=0.1 式中 D—卷筒外徑,D=400mm Di=卷筒內徑,Di=370mm 于是 δi=Mw/W=8369400/1714597.5=4.9

47、 MPa 合成應力： =+=20.995N/㎝2 式中許用拉應力==39MPa σ1l<[σ]l 卷筒強度驗算通過。 卷筒A400x1500—7X13—122左JB/T9006．2—1999 2.3 選擇電機、驗算過載和發(fā)熱情況 計算靜功率： ==18.17kW 式中：η起升時總機械效率=0.894 為滑輪組效率取0.97；為傳動機構機械效率取0.94；為卷筒軸承效率取0.99；連軸器效率取0.99。 電動機計算功率，Ne≥KdNj=0.914.7=13.23KW 式中 系數(shù)K對于M5級機構，Kd=O．85～0．95,取kd=0.9 初選電動機： ≥G=0.8

48、18.17=14.536kW 式中：在JC值時的功率,單位為kW; G：穩(wěn)態(tài)負載平均系數(shù),根據(jù)電動機型號和JC值查表得G=0.8。 查[3]附表30選用電動機，電動機型號為YZR180L.6，=17KW，=955r/min，最大轉矩允許過載倍數(shù)λm=2.5；飛輪轉矩GD=1.5kg.m2,電機質量=260kg。 電動機轉速=951.9r/min 式中:在起升載荷=49.98kN作用下電動機轉速； :電動機同步轉速； ,:是電動機在JC值時額定功率和額定轉速。 按照等效功率法，求JC=25％時所需的等效功率： =0.850.8714.7=10.62

49、kW 式中k25—工作級別系數(shù)。對于M5級，k25=0.85 r—系數(shù)，根據(jù)機構平均起動時間與平均工作時間的比值（t/t）查得，一般起升機構t/t=0.1 查得r=0.87 由以上計算結果 ，故初選電動機能滿足 卷筒轉速： n===23.07r/min 2.4 選擇減速器 減速器總傳動比; ===31 查[3]附 表35選ZQH—50—Ⅲ—3CA減速器，當工作類型為重級(相當工作級別為M7級)時，許用功率[N]=12.8kw,=31.5,質量Gg=345kg，入軸直徑 =50mm，軸端長=85mm(錐形) 實際起升速度;

50、 ==15ⅹ=15.24m/min 誤差： ξ=x100﹪=1.6﹪<[ξ]=15﹪ 實際所需等效功率： =10.6=10.24KW≤Ne(25﹪)=16KW 由(1)公式(6—16)得輸出軸最大徑向力： Rmax=（aS+G）≤[R] 式中 aS=2x12876=25752N N=25.752kN..卷筒上卷繞鋼絲繩引起的載荷， Gj=4.56kN..卷筒及軸自重，參考附表14估計， [R]=20.5kN—ZQ5OO減速器箱出軸端最大允許徑向載荷，由[3]附表40查得。 所以Rmax=1/2(25.75+4．

51、56)=15.155kN<[R]=20.5kN 由[1]公式(6.7)得輸出軸最大扭矩： Mmax=(0．7一0．8) 式中 Me=9750=218 Nm..電動機軸額定力矩， Ψmax=2.8..當JC=25%時電動機最大力矩倍數(shù)，由[3]附表33查出， ηo=0.95..減速器傳動效率， [M]=26500 Nm..減速器輸出軸最大容許轉矩，由[3]附表36查得。 故Mmax=0.8x 2.8x218x23.34x0.95=10827.5N.m<[M]=25000Nm 由上計算，所選減速器能滿足要求 2.5 選擇制動器 所需靜制動力

52、0.85=24.86kgm=248.6Nm 式中 Kz=1．75..制動安全系數(shù)，由(1)第六章查得。 由[3]附表15選用YWZ5一315／23制動器，其制動轉矩Mez=180～280Nm，制動輪直徑Dz=315mm，制動器質量Gz=44．6kg 高速軸聯(lián)軸器計算轉矩，由[1](6.26)式： M=n=1.51.7=555.9N.m 式中 M=218——電機額定轉矩(前節(jié)求出)， n=1．5..聯(lián)軸器安全系數(shù)， =1，8..剛性動載系數(shù)，一般1．5—2．0。 2.6 選擇聯(lián)軸器 由[3]附表31查得JZRs.42.8電動機軸端為圓錐形d=65mm

53、, 105。從附表34查得ZQH—50—III—3CA減速器的高速軸端為圓錐形d=5mm,=85mm 靠電動機軸端聯(lián)軸器 由[3]附表43選用CLZ3半聯(lián)軸器，其圖號為S139,最大容許轉矩[M]=3150N.m>M 飛輪力矩(GD)=0.403kg.m 質量G=23.6kg 浮動軸的兩軸端為圓柱形d=45mm,1=85mm 靠減速器軸端聯(lián)軸囂 由[3]附表43選用帶300mm制動輪的半齒輪聯(lián)軸器，其圖 號為S124，最大容許轉矩[M]=3150Nm,飛輪矩(GD)=1．8kgm 質量G=38．5kg。為與制動器YWZ..315／23相適應，將S124聯(lián)軸器所帶30

54、0mm制動輪修改為中315mm應用 2.7 驗算啟動時間 起動時間：t= 式中 (GD)=(GD)十(GD2)十(GD)=1.46十0.403十1．8=3.668kgm 靜阻力矩; Mj=(Q+G)D/2iη=(5000+99)0.413/2ⅹ2ⅹ31.5ⅹ0.85=19.66kgm=196.6Nm 平均起動轉矩： Mq=1.5Me=1．5ⅹ218=327Nm 通常起升機構起動時間為1一5s此處tq<1s，可在電氣設計時，增加起動 電阻，延長起動時間，故聽選電動機合適 2.8驗算制動時間 制動時間： 式中

55、由（1)表6.6查得許用減速度，a≤0.2， a=v/t 故. [t]==1.27 t<[t] 故合適 2.9 高速浮動軸的計算 2.9.1疲勞計算 起升機構疲勞計算基本載荷 =1.09218=237.62 式中 ..—動載系數(shù)，=1/2(1+)=1/2(1+1.18)=1.09 —起升載荷動裁系數(shù)(物品起升或下降制動的動載效應)， 1+0.71v=1+0.71ⅹ15.24/60=1.18 由前節(jié)巳選定軸徑d=45mm, 因扭轉應力： N/m=13.03MPa 軸材料用45號鋼，σ=600MPa，σ=300MPa，彎曲： σ=0.27(=

56、0.27(600+300)=243Mpa 扭轉 =140Mpa =0.6300=180MPa 軸受脈動循環(huán)的許用扭轉應力， []= 式中 k=kk一考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應力集中系數(shù)， k——與零件幾何形狀有關，對于零件表面有急劇過渡和開有鏈槽及緊合區(qū)段，k=1．5～2．5， k一一與零件表面加工光潔度有關.對平面粗糙度為3.2的零件 k=1．15～1.2：對于平面粗糙度為12.5的零件，K=1.25～1．35 此處取k=21.25=2.5 η——考慮材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，對碳鋼及低合金鋼η=0.2，

57、 n1..安全系數(shù)，n1=1.25(由[2]表30查得) 故 []= =88.9MPa 故 <[] 通過 2.9.2強度軸所受最大轉矩： M=Me=1．18ⅹ218=257.24MPa 最大扭轉應力： == 14.114MPa 許用扭轉應力， []===120MPa 式中nⅡ...安全系數(shù), nⅡ=1.5 < []故通過 浮動軸的構造如圖4.24所示,中間軸徑d1=d+(5—10)=50.55mm, 取 =55mm 3 小車運行機構設計計算 3.1 確定機構傳動方案 經(jīng)比較后,確定采用上圖

58、所示的（a）方案，如圖3-2所示的傳動方案。 圖3-2 運行機構簡圖 3.2小車運行機構的計算 3.2.1 選擇車輪與軌道并驗算起強度 參考同類型規(guī)格相近的起重機,估計小車總重為Gxc=11300kg 車輪的最大輪壓為： = 車輪的最小輪壓為： Pmin= 載荷率： 由[3]附表17可知選擇車輪，當運行速度v<60m/min，，工作類型為中級時，車輪直徑Dc=500mm,軌道型號為43的許用輪壓為 16.5根據(jù)GB4628.84規(guī)定，故初選Dc=500mm。而后校核強度 強度驗算：按車輪與軌道為線接幾點接觸兩中情況驗算車輪接觸強度，車輪踏面的疲勞強度計算載荷；

59、 Pc= 車輪材料，取ZG340.640 線接觸局部擠壓強度； 式中..許用線接觸應力常數(shù)（）,由起重運輸機械[8]表5.2查=6； ..車輪與軌道有效接觸強度，對于軌道型號可查起重機課程設計附表22 ..轉速系數(shù)，由起重運輸機械[8]表5.3查的，車輪轉速===27r/min時，=1.02 ..工作級別系數(shù)，由起重運輸機械[8]表5.4查的工作級別為6級所以=0.9 點接觸局部擠壓強度 = 式中..許用點接觸應力常數(shù)（）,由起重運輸機械[8]表5.2查的=0.181； R—曲率半徑，車輪和軌道曲率半徑的最大值， 車輪半徑為r= 曲率半徑為由附表22查的。所以R=

60、250 由起重運輸機械[8]表5.5查得m=0.388 根據(jù)以上計算結果 選定直徑=500的單輪與緣車輪標記為 車輪 DYL—500.GB4628—84 摩擦阻力矩： 式中 ——車輪輪緣與軌道的摩擦、軌道的彎曲與不平行性、軌道不直以及運轉時車輪的擺動等因素有關，查起重運輸機械[8]表7.3得； 、——分別為起重機小車重量和起重量； k——滾動摩擦系數(shù)（mm），它與車輪和軌道的材料性質、幾何尺寸及接觸表面情況有關，查起重運輸機械[8]表7.1得k=0.0005 ——車輪軸承摩擦系數(shù)，查起重運輸機械[8]表7.2得 d——軸承內徑（mm），d=0.158, 把以上數(shù)

61、據(jù)帶入上式得當滿載時的運行阻力矩： =109.44kg.m=1094.4Nm 式中 為車輪直徑 當無載時：=285.6Nm 3.2.2 選擇電動機、減速器 電動機的靜功率 —— 小車滿載運行時的靜阻力, —— 小車運行速度, =Vc=42.4m/min; η —— 小車運行機構傳動效率, η=0.9; m —— 驅動電動機臺數(shù),m=1. 初選電動機功率： 1.3 式中 —— 電動機起動時為克服慣性的功率增大系數(shù),查起重運輸機械[8]表7.6取=1.3 查機械設計課程設計手冊附表30電動機產(chǎn)品目錄選擇JZR2.21.6型電動機,功率Ne=5.0

62、kw,轉速=930r/min,轉子飛輪矩電機質量=95kg 按等效功率法求得，當JC%=25時，所需等效功率為： 式中 ——工作類型系數(shù)，由起重機設計手冊[8]表8.16查得； ——由起重機設計手冊[8]圖8.37查得。 由以上計算結果，故所選電動機能滿足發(fā)熱條件 車輪轉速： 機構傳動比： 根據(jù)減速器的傳動比，計算出實際的運行速度： 查機械設計課程設計手冊附表40選用ZSC.600.Ⅳ 誤差：合適實際所需電動機等效功率＜故適合 3.2.3 驗算空載和滿載時的啟、制動時間 驗算起動時間： 式中 ；m=1——驅動電動機臺數(shù) 當滿載

63、時靜阻力矩： 平均起動力矩 當滿載時靜阻力矩： Nm 空載運行時折算到電動機上的運行靜阻力矩 初步估計制動輪和聯(lián)軸器的飛輪矩 =0.289kg 機構總飛輪矩 1.15（0.376 +0.289）=0.665 kg 滿軸啟動時間： 無載啟動時間 查表得電動機能滿足快速啟動要求 啟動狀況減速器傳遞的功率：： 式中 =4377.6+——計算載荷 ——運行機構中同一級傳動減速器的個數(shù)=1. 因此： 所用減速器N<[N]，合適。 因起重機系室內使用，故不計風阻及坡度阻力矩，只驗算空載及滿載起動時兩種工況。 故在空載起動時，主動

64、車輪與軌道接觸處的圓周切向力： 式中 車輪與軌道黏著力： 故無載起動時不會打滑。 3.2.4 選擇制動器、聯(lián)軸器 選擇制動器 由橋式起重機[5]第99頁查得，對于小車運行機構制動時間tz3~4s，取tz=3s。因此，所需制動力矩： =40.3Nm 由附表15查得選用其制動轉矩 < 選擇聯(lián)軸器及鍵 機構高速軸上全齒聯(lián)軸器的計算扭矩： 式中電動機額定轉矩； n...聯(lián)軸器的安全系數(shù)，運行機構n=1.35； ..機構剛性懂載系數(shù)，=1.2~2.0取=2.0 由起重機設計手冊[1]電動機JZR2.12.6兩端伸出軸各為圓柱形d=40m

65、m。l=110mm 由起重機設計手冊[1]表21.15查得ZSC.600.III.2減速器高速軸端為圓柱形， 所以選擇GCL鼓式齒式聯(lián)軸器，主動端A型鍵槽d=40mm。l=110mm 從動端A型鍵槽，標記為GICL1聯(lián)軸器ZBJ19013.89 其公稱轉矩Tn630Nm＞Mc=99.17Nm,飛輪矩質量 =5.9 高速軸端制動輪：根據(jù)制動器已經(jīng)選定為，由[3][4]附表16動輪；根據(jù)制動器已選定YWZ5200直徑Dz=250.援助型軸空d=45mm l=110，標記為制動輪200.y35 JB/ZQ4389.86 飛輪矩為=0.28 質量Gz=18kg 以上飛輪矩估計制動輪和聯(lián)軸器

66、的飛輪矩 =0.289kg 與估計值相符所以不需要修改 （2）低速軸的計算扭矩 低速軸聯(lián)軸器計算轉矩，可有錢面得計算轉矩Mc求出 由起重機設計手冊[1]表查的減速器軸端為圓柱形d=80mm。l=115mm 取浮動軸裝聯(lián)軸器軸徑d=80mml=115 由起重機設計手冊附表42查的選用GICLZ4式齒式聯(lián)軸器，器主動端 Y型軸孔A型鍵槽d1=80從動端，Y 型軸孔嗎A型鍵槽d1=85 3.3 浮動軸的校核 3.3.1 疲勞計算 低速浮動軸的等效扭矩為： 由前面算的直徑為86所以扭轉應力為 浮動軸的載荷變化為對稱循環(huán)（因運行機構正反轉扭矩值相同），許用扭轉應力： 式中k，n1 與起升機構浮動軸計算校核相同 疲勞驗算通過 3.3.2 強度驗算 式中 考慮到彈性振動的力矩增大系數(shù)，對偶然啟動的機構的影響，=1.5~1.7這里選擇=1.7 最大扭轉應力 許用扭轉應力 ＜故通過 4 小車布局和安全裝置計算 4.1小車的布局 小車架是由以