現(xiàn)代雙梁橋式起重機的設計.doc

河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 1 - 第第1章章前言前言 起重機械是用來升降物品或人員的，有的還能使這些物品或人員在其工作 范圍內作水平或空間移動的機械。取物裝置懸掛在可沿橋架運行的起重小車或 運行式葫蘆上的起重機，稱為“橋架型起重機” 。 橋架兩端通過運行機構直接支承在高架軌道上的橋架型起重機，稱之為 “橋式起重機” 。橋式起重機一般有大車運行機構的橋架、裝有起升機構和小車 運行機構的起重小車、電氣設備、司機室等幾大部分組成。外形像一個兩端支 承在平行的兩條架空軌道上平移運行的單跨平板橋。起升機構用來垂直升降物 品，起重小車用來帶著載荷作橫向移動，以達到在跨度內和規(guī)定高度內組成的 三維空間里做搬運和裝卸貨物用。 橋式起重機是使用最廣泛、擁有量最大的一種軌道運行式起重機，其額定起重 量從幾噸到幾百噸。最基本的形式是通用吊鉤橋式起重機，其他形式的橋式起 重機都是在通用吊鉤橋式起重機的基礎上派生發(fā)展出來的。 起重機的產品型號表示為： 類、組、型代號 特征代號 主參數(shù)代號 更新代號 例如：QD20/5橋式起重機表示為，吊鉤橋式起重機，主鉤20t，副鉤5t。 在設計過程中，結合起重機的實際工作條件，注意了以下幾方面的要求： 整臺起重機與廠方建筑物的配合，以及小車與橋架的配合要恰當。小車與橋架 的相互配合，主要在于：小車軌距（車輪中心線間的水平距離）和橋架上的小 車軌距應相同，其次，在于小車的緩沖器與橋架上的擋鐵位置要配合好，小車 的撞尺和橋架上的行程限位裝置要配合好。小車的平面布置愈緊湊小車愈能跑 到靠近橋架的兩端，起重機工作范圍也就愈大。小車的高度小，相應的可使起 重機的高度減小，從而降低了廠房建筑物的高度。 小車上機構的布置及同一機構中各零件間的配合要求適當。起升機構和小 車平面的布置要合理，二者之間的距離不應太小，否則維修不便，或造成小車 架難以設計。但也不應太大，否則小車就不緊湊。 小車車輪的輪壓分布要求均勻。如能滿足這個要求，則可以獲得最小的車 輪，輪軸及軸承箱的尺寸，并且使起重機橋架主梁上受到均勻的載荷。一般最 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 2 - 大輪壓不應該超過平均輪壓得20%。 小車架上的機構與小車架配合要適當。為使小車上的起升、運行機構與小 車架配合得好，要求二者之間的配合尺寸相符；連接零件選擇適當和安裝方便。 在設計原則上，要以機構為主，盡量用小車架去配合機構；同時機構的布置也 要盡量使鋼結構的設計制造和運行機構的要求設計，但在不影響機構的工作的 條件下，機構的布置也應配合小車架的設計，使其構造簡單，合理和便于制造。 盡量選用標準零部件，以提高設計與制造的工作效率，降低生產成本。小車各 部分的設計應考慮制造，安裝和維護檢修的方便，盡量保證各部件拆下修理時 而不需要移動鄰近的部件?？傊?，要兼顧各個方面的相互關系，做到個部分之 間的配合良好。 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 3 - 第第2章章 起升機構設計起升機構設計 2.1 確定起升機構的傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組確定起升機構的傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組 2.1.1 主起升機構 起起升升機機構構計計算算簡簡圖圖 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 4 - 根據(jù)設計要求的參數(shù)，起重量Q=300t，屬大起重量橋式起重 機，鑒于目前我國的生產經(jīng)驗及以生產出的機型，決定采用開式 傳動。 該設計的基本參數(shù)如下表： 起重 量Q 起升高 度H 起升速度V運行速度V跨 度L 300/ 50t 31/ 33m 1.1/7.0m/min27.5/ 8.0m/min 22m 根據(jù)設計所給的參數(shù)我們可以有如下方案，如圖a所示。 顯然，a方案結構簡單，安裝及維修都比較方便，但是由于 軸 兩端的變形較大使得小齒輪沿齒寬方向受力不均勻，易 產生磨損。針對這一缺點b方案都對其進行了完善，使小齒 輪的受力均勻，而且從結構上看，該方案不但可以使小齒輪 受力均勻，而且結構緊湊簡單，又考慮我國現(xiàn)有的生產經(jīng)驗 故采用最終采用此方案。 由設計參數(shù)知，起升高度H為31m，根據(jù)這一參數(shù)，我們選 擇雙聯(lián)滑輪組單層卷繞。這種繞繩方法構造簡單，制造及安裝方 便，由于該起重機的起重量較大，鋼絲繩對卷筒的壓力較大，故 此采用單層繞。綜上所述，采用開式、雙聯(lián)滑輪組單層繞結構。 按Q=300t，查1表4-1取滑輪組的倍率Ih=10，則可知鋼絲繩 的分支數(shù)為Z=4*Ih=40。查2表15-15，知Q=300t的橋式起重機選 用疊片式雙鉤，疊板式雙鉤是由鋼板沖剪成的鋼片，用鉚釘連接 開式傳動 而成。為了使負荷均等分布到所有鋼片上，在疊板鉤開口處， 裝鑲可拆環(huán)的鋼板。同時，在鉤 頸環(huán)形孔中裝有軸套。鉤片材 料用A3鋼。這種結構有很 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 5 - 電電動動機機 變變 速速 箱箱 開開 式式 齒齒 輪輪 卷卷筒筒 軸軸 承承 軸軸 承承 聯(lián)聯(lián) 軸軸 器器 圖a 第一種傳動方案 電電動動機機 變變 速速 箱箱 開開 式式 齒齒 輪輪 卷卷筒筒 軸軸 承承 軸軸 承承 聯(lián)聯(lián) 軸軸 器器 聯(lián)聯(lián) 軸軸 器器 圖b第二種傳動方案 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 6 - 多優(yōu)點：（1）制造比較簡單，特別是尺寸較大的吊鉤（2） ih=12 工作可靠，因為破壞開始時，首先在某一片鋼片上產生， Z=24 這樣就可以進行維修，從而避免了破壞的進一步發(fā)展。該 疊片式 吊鉤的自重為：G0=14t，兩動滑輪間距A=250mm.。 雙鉤 2.1.2 副起升機構 副起升機構參照主起升機構的原理采用，閉式傳動、雙連 滑輪組、單層繞結構。根據(jù)其要求的起重量為50t，查1表 4-1 可知，取滑輪組倍率Ih=4，則承重繩的分支為：Z=2 Ih=8。 ih=4 查2表15-10選用單鉤（梯形截面）A型，其自重為 Z=8 Gg=326kgf，查2表15-15選用5個滑輪，直徑采用D=600mm 單鉤 ，其自重為Gg=80kgf，兩動滑輪間距為A=120mm，估算吊鉤 組自重為Gg=1t。 （參閱2 表13-2） 。 2.2 選擇鋼絲繩選擇鋼絲繩 2.2.1 主起升機構 主起升卷筒的鋼絲繩的卷繞主起升卷筒的鋼絲繩的卷繞 在雙聯(lián)滑輪組中，可以采用平衡滑輪結構，但也可以采用 平衡杠桿來滿足使用及裝配的要求。采用平衡杠桿的優(yōu)點是能 用兩根長度相等的短繩來代替平衡滑輪中所用的一根長繩，這 樣可以更加方便的進行更換及安裝，特別是在大起重量的起重 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 7 - 機當中，繩索的分支數(shù)比較多，采用這種結構的又有點就更加 明顯。其具體結構如上圖所示。 因為在起升過程中，鋼絲繩的安全性至關重要，所以要保 證鋼絲繩的使用壽命，為此，我們可以采取以下措施： （1） 高安全系數(shù)，也就是降低鋼絲繩的應力。 （2）選用較大的滑輪與卷筒直徑。 （3）滑輪槽的尺寸與材料對于鋼絲繩的壽命有很大的關系， 其太大會使鋼絲繩與滑輪槽接觸面積減小，太小會使鋼 絲繩與槽壁間的摩擦劇烈，甚至會卡死。 （4）盡量減少鋼絲繩的彎曲次數(shù)。 滑輪組采用滾動軸承，當ih=12時，查3表2-1，知滑輪 組的效率是：h=0.915。鋼絲繩受到的最大的拉力為： kgf i GQ s hh 14298 915.0*12*2 10*)14300( 2 )( 3 0 max 查3表2-4知在中級工作類型時，安全系數(shù)K=5.5，鋼絲繩 選用線接觸6w（19）型鋼絲繩，查2表12-3可知，其破斷拉 力換算系數(shù)=0.85，則鋼絲繩的計算鋼絲繩破斷拉力總和為： kgf s k sb 92516414298* 85.0 5.5 max 查2表12-10知，鋼絲繩6w（19） ，公稱抗拉強度185kgf Smax=14298kgf 直徑d=35mm，其鋼絲破斷拉力總和為：Sb=92750kgf， d=35mm 標記如下：鋼絲繩6w（19）-35-185-I-光-右交（1102-74） 2.2.2 副起升機構 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 8 - 副卷筒的鋼絲卷繞副卷筒的鋼絲卷繞 根據(jù)其倍率為Ih=4，如上主起升機構的計算，查3表2-1知 滑輪組效率為h=0.975，鋼絲繩所受的最大拉力： 5 . 6538 )915 . 0 *4*2( 10*)150( 2 )( 3 0 max hh i GQ s 查3表2-4知在中級工作類型時，安全系數(shù)K=5.5，鋼絲繩采用 線接觸6w（19）型鋼絲繩，查2表12-3可知，其破斷拉力換算 系數(shù)=0.85，則鋼絲繩的計算鋼絲繩破斷拉力總和為： 42308 5.6538*85.0 5.5 * max s k sb 查2表12-10知，鋼絲繩6w（19） ，公稱抗拉強度200kgf， Smax=6538.5kgf 直徑d=22.5mm，其鋼絲破斷拉力總和為：Sb=42350kgf， d=22.5mm 其標記如下： 鋼絲繩6w（19）-22.5-200-I-光-右交（1102-74） 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 9 - 2.3 確定滑輪組的主要尺寸確定滑輪組的主要尺寸 滑輪許用最小直徑：Dd(e-1)，查3表2-4查知，其中 輪繩直徑比e=25。 2.3.1 主起升機構 有：D35*(25-1)=840mm，參考2表13-2，初步選用滑輪 D=1000mm，由1中附表2知取平衡滑輪直徑Dp=0.6D D=1000mm =0.6*1000=600mm，取Dp=600mm，其具體尺寸參照2表13-2 。 Dp=600mm 2.3.2 副起升機構 有：D22.5*(25-1)=540mm， 參考2表13-2，初步選用滑輪D=600mm，由1中附表2知 取平衡滑輪直徑Dp=0.6D=0.6*600=360mm，取Dp=400mm， D=600mm 其具體尺寸參照2表13-2。 Dp=400mm 2.4 確定卷筒尺寸并驗算其強度確定卷筒尺寸并驗算其強度 卷筒直徑：Dd(e-1) 2.4.1 主起升機構 卷筒直徑： Dd(e-1)=35*24=840mm 為了適當?shù)臏p少卷筒的長度，故此選用較大直徑的卷筒，選用 卷筒直徑D=2100mm，參照2表14-3，選用標準槽卷筒，其繩槽 螺距。 卷筒長度： 10 0 )4(*2LtZ D Hi L h 即 4581mm 16038*42 2138)*(3.14 12 *31000*2L 則卷筒的長度為：L=4600mm 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 10 - 如上公式，其中Z0為附加安全圈數(shù)，取Z0=2。L1 為 卷筒中央無槽的光面部分，取其L1=A=160mm，D0為 卷筒計算直徑D0=D+d=2138mm。 卷筒的壁厚： mm 5248)106(2100*02.0 )106(02.0 D 取=50mm。 卷筒壁壓力驗算： kgf/cm2 752 )38*50( 14298 max max t s y 卷筒設計采用20Mn鋼焊接而成，查4表4-9知，其抗 D=2100mm 壓強度極限=4500 kgf/cm2,抗拉強度極限b=2750 kgf/cm2, L=4600mm by 故其許 用壓應力y=by/4.25=4500/4.25=1059 kgf/cm2, t=38mm， 因此可以看出強度足夠可以滿足使用要求。 =50mm 由于卷筒長度L3D故此略去有彎矩產生的拉應力計算。 2.4.2 副起升機構 卷筒直徑： Dd(e-1)=22.5*24=540mm 同主起升機構類似，為了減少卷筒的長度，故此選用較大直 徑的卷筒，選用卷筒直徑D=1000mm，參照2表14-3，選用 標準槽卷筒，繩槽螺距t=25mm。 卷筒長度： 10 0 )4(*2LtZ D Hi L h 即： 2475mm 12025*42 1022.5)*(3.14 4 *33000*2L 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 11 - 則卷筒的長度為：L=2500mm其中Z0為附加安全圈數(shù)， 取Z0=2。L1 為卷筒中央無槽的光面部分，取其L1=A= 120mm，D0為卷筒計算直徑D0=D+d=1022.5mm。 卷筒的壁厚： mm 3026 )106(1000*02 . 0 )106(02. 0 D 取=28mm。 卷筒壁壓力驗算： kgf/cm2 934 )5.2*8.2( 5.6538 / maxmax ts y 同主卷筒起升機構類似，對其進行強度驗算。對于20Mn， 查4表4-9知，其抗壓強度極限=4500 kgf/cm2,抗拉強度極 D=1000mm by 限b=2750 kgf/cm2,故其許用壓應力y=by/4.25=4500/4.25 t=25mm =1059 kgf/cm2,因此可以看出其強度足夠，可滿足使用要求。 L=2500mm 由于卷筒長度L3D故此略去因彎矩而產生的拉應力校核。 =28mm 2.5 選電動機選電動機 計算靜功率： )60*102( *)( )0 U GQN j 2.5.1 主起升機構 Nj=（300+14）*103*1.1/（102*60*0.8） =70.5kw 其中，由于機構采用開式傳動，故存在開式齒輪傳動效率， 因此，機構的總效率取為0.8。 電動機的計算功率： Nekd* Nj=0.8*66.4=56.4kw 其中，系數(shù)kd據(jù)3表6-1查得，取kd=0.8 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 12 - 查2取電動機型號為JZR263-10,其參數(shù)分別為： Ne（25%）=60kw, n1=580rpm,GDd=13.58 kgfm2。 2.5.2 副起升機構 Nj=（50+1）*103*7.0/（102*60*0.85） =68.6kw 其中，由于機構采用閉式傳動，無開式齒輪傳動效率，因此， 機構的總效率取為0.85。 電動機的計算功率： Nekd* Nj=0.8*68.6=54.9kw 其中，系數(shù)kd據(jù)3表6-1查得，取kd=0.8，查2，本著滿足 電動 要求，又能減少成本，便于安裝維修的目的，選用電動 機型號J 機型號為JZR263-10型,其參數(shù)分別為：Ne（25%）=60kw, ZR263-10 n1=580rpm,GDd=13.58 kgfm2。 2.6 驗算電動機發(fā)熱條件驗算電動機發(fā)熱條件 2.6.1 主起升機構 按照等效功率法得，當JC%=25%時，所需的等效功率是： Nx=47.6kw kw NrkN jx 6.475.70*9.0*75.0 * 25 其中，k25為工作類型系數(shù)，由3表6-4查得，取k25=0.75； r為考慮其動機工作時間對發(fā)動機影響的系數(shù)，查3圖6-8 取r=0.9，由上述計算可知N x： N e，故電動機滿足要求。 2.6.2 副起升機構 按照等效功率法得，當JC%=25%時，所需的等效功率是： kw NrkN jx 3.466.68*9.0*75.0 * 25 Nx=46.3kw 其中，k25為工作類型系數(shù)，由3表6-4查得，取k25=0.75； 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 13 - r為考慮其動機工作時間對發(fā)動機影響的系數(shù)，查3圖6-8取 r=0.9，由上述計算可知： N x N e，故副起升機構的電動機也滿足要求。 2.7 選擇減速器選擇減速器 2.7.1 主起升機構 卷筒轉速為： 0 D iv n h j 即： 1.966rpm2.138* 3.14 12*1.1 nj 減速機構的總傳動比為：i0=580/1.966=295查1附表13選 ZQ-1000 用傳動比為40.17的ZQ-1000-的減速器，當中級工作類型 -的減 時，許用功率為N=79kw，i0，=40.17，自重Gg=2140kgf，輸 速器 入軸直徑為d1=90mm，軸端長l1=135mm。 2.7.2 副起升機構 卷筒轉速為： 0 D iv n h j 即，nj=7.0*4/（3.14*1.0225）=8.72rpm 減速機構的總傳動比為： i0=580/8.72=66.5 查2表21-12選用ZQ-1000+250型的減速器，當中級工作類型時， 許用功率為N=68.5kw，i0，=65.54，自重Gg=2189kgf， ZQ-1000 輸入軸直徑為d1=70mm，軸端長l1=110mm。 +250 2.7.3 關于開式齒輪的計算 開始齒輪的傳動比是i= i0/ i0，=295/40.17=7.34，取i=7.4 開式齒 參考小車布置及各部件的安裝位置，我們應用的開始齒輪尺 輪的 寸為：D1=300mm, D2=2220mm,齒輪寬度為B=100mm 傳動比 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 14 - 2.8 驗算起升速度和實際所需功率驗算起升速度和實際所需功率 2.8.1 主起升機構 實際起升速度： 1.09m/min 7.4)*(40.17 295*1.1 i0 i0*v v 誤差為： = (v，-v)/v*100% =（1.1-1.09）/1.1*100%=0.9% 因，故此設計滿足設計要求。 V=1.09 實際所需功率為： Nx，= Nx* v，/v=47.6*1.09/1.1=47.2kw 因Nx， N e(25%)，故滿足要求。 2.8.2 副起升機構 實際起升速度： v，=v*i0/ i0，=7.0*66.5/65.54 =7.1m/min 誤差為： = (v，-v)/v*100% =（7.1-7）/7*100%=1.4% 因，故此設計滿足設計要求。實際所需功率為： Nx，= Nx* v，/v=46.3*7.1/7=46.96kw因Nx， N e(25%)，故功率設計 v=7.1 滿足要求。 2.9 校核減速器輸出軸強度校核減速器輸出軸強度 輸出軸最大徑向力為： )*(2/1 maxmax RGsaR j 輸出軸最大扭矩為： 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 15 - )8 . 07 . 0( 00maxmax MiMM e 2.9.1 主起升機構 Rmax=1/2*（2*14298*+3*103） =15798kgf Gj為卷筒及軸自重，參照1附表8估算Gj=3t，查114可知 ZQ-1000型減速器輸出軸端最大容許徑向載荷R=16700kgf。 因RmaxR，故設計滿足要求。 電動機的額定力矩M=975*60/580=100.86kgf，則輸出軸最大 扭矩為： 00maxmax )8.07.0(iMM e 其中，max取2.8（當Jc=25%時，電動機最大力矩倍數(shù)）0=0.95 （減速器傳動效率） ，則有： Mmax=(0.70.8)*2.8*100.86*0.95*40.17 =7543.98620.5kgfm 查1附表14知，ZQ-1000-型減速器的輸出軸最大容許扭矩是： M=20500kgfm 因MmaxM，故計算滿足要求。 2.9.2 副起升機構 輸出軸最大徑向力為： )*(2/1 maxmax RGsaR j Rmax=1/2*（2*6538.5*+2500） =7788.3kgf 其中，Gj為卷筒及軸自重，參照1附表8估算Gj=2.5t， 查1附表14可知ZQ-1000-型減速器輸出軸端最大容許徑向載 荷為R=16700kgf。因Rmax20000kgfm，即：有MmaxM，故減速器滿足扭矩要求。 2.10 選擇制動器選擇制動器 選用電力液壓塊式制動器，其設計上具有明顯的優(yōu)點，主 要是：連鎖式退距均等裝置，在使用過程中可始終保持兩側 瓦塊退距均等并且無需調整，可完全避免因退距不均是一側制動 襯墊浮貼在制動輪的現(xiàn)象；并設有瓦塊自動隨位裝置。主要擺動 交點均設有自動潤滑軸承，傳動效率較高，壽命長，在使用過程 中無須潤滑。 制動彈簧在方管內布置在一側設有標尺，使用過程中 可以方便的讀出制動力矩的值，免去了測量和計算的麻煩。 只動襯墊為卡裝式整體成型結構，更換十分方便，快捷，備有半 金屬（無石棉）硬質和半硬質，軟質（含石棉）等不同材料的制 動襯墊供選擇。所需制動力矩為： *)2/(*)(* * 00) 0 iiDGQk MkM hz jzz 2.10.1 主起升機構 Mz1.75*（300+14）*103*2.138*0.85/（2*12*40.17*7.4） =131kgfm 其中，kz為制動安全系數(shù)，據(jù)3表6-6查得，據(jù)2表18-10選 制動器型號 用制動器型號為：YDWZ-400/100，其額定制動力矩為： Mez=160kgfm，制動輪直徑為：Dz=400mm，制動器重量 YDWZ- 400/100 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 17 - Gz=155kgf。 2.10.2 副起升機構 Mz1.75*（50+1）*103*1.0225*0.85/（2*4*65.54） =147.9kgfm 其中，kz為制動安全系數(shù)，如主起升機構據(jù)3表6-6查得 制動器型號 據(jù)2表18-10選用制動器型號為：YDWZ-400/100，其額 YDWZ- 400/100 定制動力矩為：Mez=160kgfm，制動輪直徑為：Dz=400mm， 制動器重量Gz=155kgf。其與主起升機構相同。 2.11 選擇聯(lián)軸器選擇聯(lián)軸器 2.11.1 主起升機構 kgfm nMM iej 75.322 580 6.1*60*975*2 * 其中，=2，等效系數(shù)由1表2-7查得， nI=1.6為安全系數(shù)，據(jù)1表2-21查得， Mel為響應與機構Jc%值得電動機額定力矩換算到高速 軸上的力矩： Mel=975*Ne(25%)/ nI(25%)， 據(jù)2圖33-1可知，電動機JZR263-10型的軸端圓錐形，d=90mm, l=130mm。有1附表12查得，減速器ZQ-1000的高速軸端為： d=90mm,l=135mm。查1附表19選用clz型圓錐孔：圖號s160， 最大允許扭矩Mmax=315kgfm，飛輪距（GD2）=0.435kgfm2， 重量G=25.7kgf，浮動軸端為圓柱形d=55mm，l=85mm, 查1附表18選用一帶制動輪的直徑為300mm的半齒聯(lián)軸器， 半齒聯(lián)軸器 其圖號為，最大允許扭矩為： M max=315kgfm，飛輪距（GD2）=1.8kgfm2，重量為重量 G=38.4kgf，浮動軸端直徑d=55mm,l=85mm。 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 18 - 2.11.2 副起升機構 高速軸的計算扭矩為： ， kgfm nMM iej 75.322 580 6 . 1*60*975*2 * 等效系數(shù)=2，由1表2-7查得，nI=1.6為安全系數(shù)，據(jù)1表 2-21查得，Mel為響應與機構Jc%值得電動機額定力矩換算到 高速軸上的力矩：Mel=975*Ne(25%)/ nI(25%)，據(jù)2圖33-1可知， 電動機JZR263-10型的軸端圓錐形，d=90mm,l=130mm。有1 附表12查得，減速器ZQ-1000的高速軸端為：d=90mm, l=135mm。查1附表19選用clz型圓錐孔半齒聯(lián)軸器：圖號s160， 最大允許扭矩Mmax=315kgfm，飛輪距 （GD2）=0.435kgfm2，重量G=25.7kgf，浮動軸端為圓柱形 d=55mm，l=85mm,查2表21-10可知，ZQ-1000+250型減速 器高速軸端為：d=70mml=110mm查1附表18選用一帶制動 輪的直徑為300mm的，其圖號為s298，最大允 許扭矩 半齒聯(lián)軸器 為：M max=315kgfm，飛輪距（GD2）=1.8kgfm2， 重量為重量G=37.6kgf，浮動軸端直徑d=55mm,l=85mm。 2.12 驗算啟動時間驗算啟動時間 2.12.1 主起升機構 起動時間： )*/(*)()(* )(*375 2 2 001 21 iDGQGDc MM n t jq q 其中， kgf GDlGDGDGD zd 815.158 . 1435 . 0 58.13 )()()( 222 1 2 平均起動力矩： 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 19 - kgf n N MM e eq 3 .151580/60*975*5 . 1 *975*5 . 1 5 . 1 %)25(1 %)25( 靜阻力距： 4 . 111)8 . 0* 5 . 29*12*2/(135 . 2 *10*)14300( 2 )( 3 0 i GQ M j 因此有： sec71 . 0 ) 85. 0*)295*12( 135. 2*10*)14300( 815.15*15. 1 (* ) 4 . 111 3 . 151(*375 580 2 23 q t 參照3P71有，tq=0.71sec，可知其滿足電動機的要求，采取增 加啟動電阻的方法，延長起動時間。 Tq=0.71 2.12.2 副起升機構 起動時間： )*/(*)()(* )(*375 2 2 001 21 iDGQGDc MM n t jq q 其中， kgf GDlGDGDGD zd 815.158 . 1435 . 0 58.13 )()()()( 222 1 2 平均起動力矩： kgf n N MM e eq 3 .151580/60*975*5 . 1 *975*5 . 1 5 . 1 %)25(1 %)25( 靜阻力距： 117)85 . 0 *54.65*4*2/(0225. 1*10*) 150( 2/ )( 3 0 iGQM j 因此有： sec84 . 0 ) 85 . 0 *)54.65*4( 0225. 1*10*) 150( 815.15*15. 1 (* )117 3 . 151(*375 580 2 23 q t 即，tq=0.84sec，可知其滿足電動機的要求。 Tq=0.84 2.13 驗算制動時間驗算制動時間 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 20 - 制動時間為： /*)()(* )(*375 2 2 001 2 1 iDGQGDc MM n t jez z 2.13.1 主起升機構 其中， kgfm ii GQ M h j 75.75)295*12*2/(8 . 0*135 . 2 *10*14. 3 )*2( *)( 3 0 0 0.35 75.75)-(160*2/375 * 295)*(12 0.8)*2.1352*103*(3.14 15.815*1.15*580tz 參照3表6-7知，當起升速度12m/min時，tz11.25， 故tztz，滿足要求。 Tq=0.35 2.13.2 副起升機構 其中： kgfm ii GQ M h j 53.84)54.65*4*2/(85 . 0 *0225 . 1 *10*51 )*2 ( *)( 3 0 0 tz=580*1.15*15.815+(51*103*1.02252*0.85)/(4*65.54) 2/375*(160- 84.53)=0.386sec參照3表6-7知， tz=1sec， tz=0.386 故tztz，滿足設計要求。 2.14 高速浮動軸計算高速浮動軸計算 2.14.1 主起升機構 （1）疲勞計算 軸受脈動扭轉載荷，其等效扭矩：MI=Me=2*100.86= 201.72kgfm為等效系數(shù)，有1表2-7查知，=2； Me為相應與機構工作類型的電動機額定力矩折算到計算到 計算軸的力矩： 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 21 - kgfm n n M e e 86.100 580/60*975975 %)25(1 %)25( 由選擇聯(lián)軸器時確定的浮動軸端直徑d=55mm,則扭轉 應力為：Ln=Mi/w=201.72*102/(0.2*552)=610kgf/ cm2,許用扭 轉應力為： 21 /1*)/(2nk ok 軸材料選用45號鋼， 22 /3000,/6000cmkgfcmkgf sb 查1表2-17得知， nxss b kkkcmkgf cmkgf ,/1800066 . 0 ,/132022 . 0 2 2 1 考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應力集中系數(shù)；Kx與零 件幾何形狀有關的系數(shù)，對于零件表面有急劇過渡和開有 及緊配合區(qū)段，Kx=1.5-2.5，Km與零件表面加工光潔度有 關，對于5，Km=1.15-1.2，對于3，Km=1.25-1.35，此處取 k=2*1.25=2.5，為考慮材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)， 對碳鋼低合金鋼=0.2，n2安全系數(shù)，查1表2-21取n=1.6。滿足設 則有： ， 2 / 1 . 611 6 . 1*)2 . 05 . 2( 132*2 cmkgf ok 故有：nok， 計要求滿足設計要求。 （2） 靜強度計算 軸的最大扭矩為： kgfm MM JC 8 . 222 4 . 111*2* 2 其中，2為動力系數(shù)，據(jù)1表2-5查得，因軸的工作速度較 高取2=2；Mj按額定起重量計算軸所受靜阻力矩，又上述計 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 22 - 算可知，Mj=111.4kgfm最大扭轉應力為： 2 3 2 max /6 .669 )5 . 5*2 . 0( 10* 8 . 222 / cmkgf WM 需用扭轉應力為： 2 /1125 6 . 1/1800/ cmkgf n s 其中，n為安全系數(shù)，有1表2-21查知:n=1.6,由于 max,故該設計合適。浮動軸中間軸徑為： d=d+(5-10)=60-65mm,取d1=150mm. 2.14.2 副起升機構 疲勞計算 MI=Me=2*100.86 =201.72kgfm 以下計算同主起升機構相同，最終結果為，其最大扭矩滿 足要求。 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 23 - 第第3章章 小車運行機構的設計計算小車運行機構的設計計算 3.1 確定機構的傳動方案確定機構的傳動方案 如P所示采用下圖所示的小車運行機構傳動簡圖： 電 電 機 機 聯(lián) 聯(lián) 軸 軸 器 器 變 變 速 速 器 器 聯(lián) 聯(lián) 軸 軸 器 器 聯(lián) 聯(lián) 軸 軸 器 器 聯(lián) 聯(lián) 軸 軸 器 器 聯(lián) 聯(lián) 軸 軸 器 器 3.2 選擇車輪與軌道并驗算其強度選擇車輪與軌道并驗算其強度 車輪的最大輪壓，小車自重估算取為Gx=0.35Q=105t, 參照2P476公式，吊鉤式小車自重為Gr=0.35Q假設小車的 輪壓均勻分布，則有： 軌道QU100 kgf GQ P xc ma 5062510*)105300(8/1 )(4 1 3 載荷率為：，參照2標9-7選擇車輪， Dc=700mm86 . 2 105/300/ xc GQ 車輪直徑為Dc=700mm ，軌道為QU100的許用輪壓為65.5tf，故 該設計符合要求。 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 24 - （） 疲勞計算 疲勞計算時的等效載荷為： kgf QQd 150000 10*300*5.0 3 其中，2=0.5，即等效系數(shù)，據(jù)3表2-7查得，車輪 的計 算輪壓為： kgf prkp d j 21303 26300*81 . 0 *1* 1 其中， kgf GQ p xcd d 26300 8/10*)105150( 8 )( 3 （小車的等效輪壓）k1為沖擊系數(shù)，由3表5-2查知， k2=1r1為載荷變化系數(shù)，查3表5-3可知，當Qd/Gxc=150/105 =1.43時，取r=0.81。據(jù)線接觸情況，計算接觸疲勞應力， 2 / 7 . 4857 )65*10/(21303*26006/2600 cmkgf dpj jx 其中，b為車輪踏面與輪軸的有效接觸寬度，查3表19-10取 =10cm,D為車輪踏面直徑，取D=65cm，對于車輪材料65Mn 觸疲校核 由3表5-4差的接觸許用應力為：=11000-12000kgf/cm2,則 滿足要求 有：GjdGjd，即滿足要求。 （） 強度校核 最大計算輪壓為： Pjmax=K2Pmax=1*50025 =50025kgf 其中，K2為沖擊系數(shù)，由3表5-2查知，K2=1 線接觸時，進行強度校核的接觸應力， 2 maxmax /7488 )65*10/(50625*260060/*2600 cmkgf pj 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 25 - 車輪材料有65Mn，其dmax=8000-9000kgf/cm2 強度校核 則 有：dmaxdmax ,強度校核滿足要求. 滿足要求 3.3 運行阻力的計算運行阻力的計算 摩擦總阻力矩為： )2/)(udkGQM xvm 有2表可知，D700mm 車輪的軸承型號為3634,軸承內徑和 外徑的平均值d=130mm,由3表7-1查得滾動摩擦系數(shù) k=0.0007,由27-2查知軸承的摩擦系數(shù)為u=0.02,查2表7-3 知,附加阻力系數(shù)=2.0,則有: Mm=2*(300*103+105*103)(0.0007+0.02*0.13/2) =1053kgfm 運行摩擦阻力: kgfm DMP cQQmQQm 3008 7 . 0/2*1053/2* )()( Mm=1053 kgfm 當無載時, kgf ud kQM xcQQm 420 ) 2 13.0*02.0 0007.0(*10*105*2) 2 ( 3 )( 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 26 - 3.4 選電動機選電動機 電動機靜功率： m vP N xcj j *60*102 其中，Pj=Pm(Q=Q),滿載運行時靜功率。 M=1驅動電動機臺數(shù)， 則有Nj=3008*8/(102*60*0.9*1)=4.37kw初選電動機功, N=kdNj=1*4.37=4.37kw其中kd為電動機功率增大系數(shù), 電動機 據(jù)3表7-6,取=1.0查2表33-6選用電動機JZR221-6 JZR221-6 ,Ne=5.0kw,n1=930rpm,(GD2)d=0.37kgfm2,電動機重量 G=95kgf. 3.5 驗算電動機發(fā)熱條件驗算電動機發(fā)熱條件 等效功率， kw rNkN jx 7 . 337 . 4 *12 . 1 *75 . 0 25 其中，k25，工作類型系數(shù)，據(jù)1取k25=0.75；r按起重機的工 作類型取r=1.12由以上計算可以c看出，NxNe， 故電動機滿Nx=3.7kw足設計要求。 3.6選擇減速器選擇減速器 車輪轉速： rpm D v n c xc c 64 . 3 )7 . 0*14 . 3 /(8 機構傳動比，i0=n1/nc=930/3.64=255.5查5表21-12選用 減速器 ZH-28-DL-265-7.3型減速器，i0=265.71，N=7.3kw, ZH-28-DL （輸入軸轉速為750rpm）,可見NjN。 -265-7.3 3.7 驗算運行機構速度和實際所需功率驗算運行機構速度和實際所需功率 實際運行速度： 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 27 - min/75 . 8 71.265/ 6 . 290*8 0 0 m i iv v xc xc 誤差： %15%3 . 9%100*8/ )0 . 875 . 8 ( xc xcxc v vv 合適，滿足要求。 實際所需電動機靜功率為： Nj=NjVxc/Vxc =4.37*8.75/8=4.78kwN故減速器滿足要求。 3.10 驗算起動不打滑條件驗算起動不打滑條件 因該機型用于電站廠房內的檢修，故坡度及風阻力矩均不 計，故在無載啟動時，主動車輪上與軌道接觸處的圓周切向力： 查2 表18-10，取YDWZ-200/25型制動器，額定制動力矩 Mez=20kgfm。由于所取制動時間tz=3sec，且已經(jīng)驗算了 啟動不打滑條件，故略去制動不打滑驗算。 3.11 選擇連軸器選擇連軸器 （1）機構高速軸上全齒連軸器的計算扭矩 kgfm nMM eljs 7.14 4.1*930/5*975*2 1 其中，=2，等效系數(shù)，查1表2-7可知， n1=1.4,安全系數(shù)，查1表2-21可知， Mel相應于機構JC%值得電動機額定力矩折算到高速 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 29 - 軸上的力矩， 查2圖33-1可知，電動機JZR2-21-6的參數(shù)為：d=40mm,l=110mm,d=40mm,l =110mm. clz3型聯(lián)軸器 查2表17-6選用clz3型連軸器，最大允許扭矩為： M=315kgfm,飛輪矩（GD2）z=0.345kgfm2,重量為： Gz=21.7kgfm. (2)低速軸的計算扭矩 kgfm iMM jsjs 7 . 17579 . 0*71.265* 7 . 14*5 . 0 5 . 0 0 查2表21-11知，ZQ-850+250型減速器的低速軸為：d=140mm, l=200mm，查2表19-7可知，QU800型車輪伸出軸端： d=150mm,l=180mm. 查2表17-6選用連軸器clz8型，最大允許扭矩為： Mmax=23660kgfm. 3.12 演算低速浮動軸強度演算低速浮動軸強度 疲勞演算 低速浮動軸的等效扭矩： kgfm i M M el 5 . 8779 . 0*71.265*2/24 . 3 *4 . 1 2 0 1 1 其中， =1.4，查1表2-7知，因浮動軸d=130mm,則有： kgfm W M In 200 )13*3 . 0/( 5 . 877 21 則其許用扭轉應力為： 2 1 / 1 . 3774 . 1/1*5 . 2/1320 /1*/ cmkg nk mk 其中，材料用45鋼，取s=6000kgf/cm2,s=3000kgf/cm2, -1 =0.22s =0.22*6000=1320kgf/cm2, s =0.6s =0.6*3000=1800kgf/cm2 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 30 - k=kxkm考慮零件的幾何形狀及表面狀況的應力集中系數(shù)， 取k=2.5,I=1.4，安全系數(shù)查1表2-21可知， 有n-1n滿足要求。 (2)靜強度計算 靜強度計算扭矩： kgfm iMM el 8 . 9399 . 0*71.65*2/24. 5*5 . 1 2/ 02 其中， 為動力系數(shù)，查1表2-5的=1.5，扭轉應力： max =M2/W=939.8/(0.2*132) =214kgf/cm2 許用扭轉應力為：= s/n2=1800/1.4=1286kgf/cm2，故 ， d1=140mm 靜強度驗算滿足要求。 浮動軸徑： d1=d+(5-10)=130+(5-10)=135-140mm， 取d1=140mm。 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 31 - 第第4章章 動滑輪的計算動滑輪的計算 滑輪是用來支撐繩索及改變繩索運動方向的零件，通過繩索 可以組成滑輪組。對于小型齒輪多采用鑄造的方法制造，但考慮 到齒輪的直徑較大，采用鑄造生產自重大，造成功率的浪費， 故改用焊接的方法生產。有前述主起升機構的計算，參照1表 13-2，滑輪具體尺寸如下所示： L=1125mm,l=1000mm,d=272.5mm,B=141mm, b=108mm D=1000mm 河北工程學院畢業(yè)設計（論文） - 32 - 第第5章章 主起升機構的卷筒的計算主起升機構的卷筒的計算 5.1 卷通心軸的計算卷通心軸的計算 由前述可以得知，卷筒的名義直徑D=210mm,螺旋節(jié)距為： t=38mm,卷筒長度為：L=4600mm,壁厚為：= 50mm. 鋼絲繩受到的最大拉力為： Smax=14298kgf 5.1.1 支座反力 kgf RA 1 . 13726 5000 )2001748(14298)2001748904(14298 RB=14298*2-13726.1=14870kgf 心軸右側支撐最大彎矩： MW=RB*20=14870*20 =297400kgfcm (