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移动 龙门吊 起吊 装置 设计

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湖南农业大学东方科技学院毕业论文（设计）中期检查表学 部： 理工学部 学生姓名陈勇学 号200841914712年级专业及班级2008级机械设计制造及其自动化(7)班指导教师姓名 全腊珍指导教师职称教授毕业论文题目移动龙门吊起吊装置设计毕业论文工作进度已完成的主要内容尚需解决的主要问题1. 门框架整体机构的力学分析和设计计算2.起吊、移动和锁紧工作部件的设计计算3门框、吊钩整体框架图的草绘4.框架、吊钩和移动说明书的粗稿1. 移动机构的选择和比较分析的选择2锁紧机构的优化3移动、锁紧装置的配合使用效果的演示4.CAD图纸的绘制5. 说明书的终稿6.说明格式调整以及纠错指导教师意见 指导教师签名： 年 月 日检查（考核）小组意见检查小组组长签名： 年 月 日湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业设计移动龙门吊起吊装置设计MOBILE GANTRY CRANE LIFTING MECHANISM DESIGN 学生姓名：陈 勇学 号：200841914712年级专业及班级：2008级机械设计制造及其自动化（7）班指导老师及职称：全腊珍 教授 学 部：理工学部湖南长沙 提交日期： 2012 年5月 湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业设计诚信声明本人郑重声明：所呈交的本科毕业论文是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。同时，本论文的著作权由本人与湖南农业大学东方科技学院、指导教师共同拥有。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业设计作者签名： 年 月 日目 录摘要1关键词11 前言22 国内外研究现状43 整体工作原理的介绍54 起吊机构的设计54.1 起吊机构的原理54.2 起吊机方案的确定54.3 钢丝绳的选择74.4 滑轮主尺寸的计算74.5 卷筒的设计74.6 起吊机方案的确定94.6.1 起吊电动机的选择94.6.2 起吊电动机发热条件的校核94.7 起吊减速器的设计104.7.1 减速器的选择104.7.2 校核减速器输出轴强度104.8 起吊机构制动器的设计114.8.1 起吊机构制动器原理114.8.2 起吊机构制动器的选择114.9 机构时间的验算12 4.9.1 机构的起升时间的验算12 4.9.2 起升机构制动时间的验算134.10 高速浮动轴的设计134.10.1 疲劳计算134.10.2 高速浮动轴的强度计算144.11 卷筒部件计算154.11.1 卷筒心轴的计算154.11.2 卷筒轴承选择174.11.3 绳端固定装的选择17 5 移动机构的设计185.1 移动机构的原理185.2 确定传动方案185.3 车轮与轨道的设计195.4 移动机构运行阻力的计算205.5 电机的选择和发热计算215.6 减速器的选择215.7 移动速度和所需功率计算225.8 起动时间的验算225.9 移动启动时不打滑条件235.10 移动机构制动器的设计246 大车移动机构的设计266.1 大车移动机构的原理266.2 运行时摩擦阻力的计算276.3 电动机的选择276.4 减速器的选择276.5 联轴器的选择和校核286.6 电动机的验算286.7 启动时间的验算296.8 减速器的验算306.9 制动器的设计306.10 打滑条件31结束语32参考文献33致谢34移动龙门吊起吊装置设计摘 要：移动式龙门吊是一种应用非常广泛的起重机械，它常用于工地、码头和工厂中重型货物的起升和转移。本设计主要任务是对起吊机构、移动机构和自锁机构的设计。采用许用应力法和计算机辅助设计法进行设计。设计过程先用估计的门式起重机各结构尺寸数据对起重机的强度、疲劳强度、稳定性、刚度进行粗略的校核计算，待以上因素都达到材料的许用要求后，画出龙门吊小车结构图，然后计算出移动小车功率和起吊机构功率，再用此功率来选择电动机。以电机功率和额定起重重量作为技术参数来计算和选择联轴器、轴承和其他部件。若未通过，再重复上述步骤，直到通过。同时在设计中参考了各种资料, 文献 来完成此次设计. 本设计方案通过反复斟酌, 认真讨论, 反复校核, 力求设计合理;同时通过计算机辅助设计方法, 充分发挥计算机的强大辅助功能, 力求设计高效。关键词:门式起重机; 机构设计; 吊钩; 移动小车Mobile Gantry Crane Lifting Mechanisn Design Author:Chen Yong Tutor:Quan La-zhen(Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128)Abstract：Designed using allowable stress method, and computer-aided design of metal structures of Mobile gantry crane crane Mobile gantry crane design. Design first with the estimated size of the data Mobile gantry crane crane on the crane structure, strength, fatigue strength, stability, rigidity for rough checking calculation, these factors have to be allowable to the material requirements, draw Mobile gantry crane structure .Then calculate the main beam and side beam weight load, and then load the Mobile gantry crane this exact strength and stiffness of checking calculation. If not passed, then repeat the above steps until approved. Since the beginning of the school is the Mobile gantry crane is listed in the draft, no record in the design manual, only the essence of the school record the process of Mobile gantry crane. Reference to the design of various types of information, using various means, to use a variety of conditions to complete the design. By the design, various designs, and repeated discussion on the nuclear and try to design and reasonable. through a computer-aided design and the advanced experience of reference for innovation.Key Words: Mobile gantry crane crane; institutions designed; hook;mobile car1.前言门式起重机是门架在高架轨道上运行的一种门架型起重机，又称天车。门式起重机的门架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行，起重小车沿铺设在门架上的轨道横向运行，构成一矩形的工作范围，就可以充分利用门架下面的空间吊运物料，不受地面设备的阻碍。 门式起重机广泛地应用在室内外仓库、厂房、码头和露天贮料场等处。门式起重机可分为普通门式起重机、简易粱门式起重机和冶金专用门式起重机三种。 普通门式起重机一般由起重小车、门架运行机构、门架金属结构组成。起重小车又由起升机构、小车运行机构和小车架三部分组成。 起升机构包括电动机、制动器、减速器、卷筒和滑轮组。电动机通过减速器，带动卷筒转动，使钢丝绳绕上卷筒或从卷筒放下，以升降重物。小车架是支托和安装起升机构和小车运行机构等部件的机架，通常为焊接结构。 起重机运行机构的驱动方式可分为两大类：一类为集中驱动，即用一台电动机带动长传动轴驱动两边的主动车轮；另一类为分别驱动、即两边的主动车轮各用一台电动机驱动。中、小型门式起重机较多采用制动器、减速器和电动机组合成一体的“三合一”驱动方式，大起重量的普通门式起重机为便于安装和调整，驱动装置常采用万向联轴器。 起重机移动机构一般只用四个主动和从动车轮，如果起重量很大，常用增加车轮的办法来降低轮压。当车轮超过四个时，必须采用铰接均衡车架装置，使起重机的载荷均匀地分布在各车轮上。 门架的金属结构由主粱和端粱组成，分为单主粱门架和双粱门架两类。单主粱门架由单根主粱和位于跨度两边的端粱组成，双粱门架由两根主粱和端粱组成。主粱与端粱刚性连接，端粱两端装有车轮，用以支承门架在高架上运行。主粱上焊有轨道，供起重小车运行。门架主粱的结构类型较多比较典型的有箱形结构、四桁架结构和空腹桁架结构。 箱形结构又可分为正轨箱形双粱、偏轨箱形双粱、偏轨箱形单主粱等几种。正轨箱形双粱是广泛采用的一种基本形式，主粱由上、下翼缘板和两侧的垂直腹板组成，小车钢轨布置在上翼缘板的中心线上，它的结构简单，制造方便，适于成批生产，但自重较大。 偏轨箱形双粱和偏轨箱形单主粱的截面都是由上、下翼缘板和不等厚的主副腹板组成，小车钢轨布置在主腹板上方，箱体内的短加劲板可以省去，其中偏轨箱形单主粱是由一根宽翼缘箱形主粱代替两根主粱，自重较小，但制造较复杂。 四桁架式结构由四片平面桁架组合成封闭型空间结构，在上水平桁架表面一般铺有走台板，自重轻，刚度大，但与其它结构相比，外形尺寸大，制造较复杂，疲劳强度较低，已较少生产。 空腹桁架结构类似偏轨箱形主粱，由四片钢板组成一封闭结构，除主腹板为实腹工字形粱外，其余三片钢板上按照设计要求切割成许多窗口，形成一个无斜杆的空腹桁架，在上、下水平桁架表面铺有走台板，起重机运行机构及电气设备装在门架内部，自重较轻，整体刚度大，这在中国是较为广泛采用的一种型式。门式起重机分类 普通门式起重机主要采用电力驱动，一般是在司机室内操纵，也有远距离控制的。起重量可达五百吨，跨度可达60米。 简易梁门式起重机又称粱式起重机，其结构组成与普通门式起重机类似，起重量、跨度和工作速度均较小。门架主粱是由工字钢或其它型钢和板钢组成的简单截面粱，用手拉葫芦或电动葫芦配上简易小车作为起重小车，小车一般在工字粱的下翼缘上运行。门架可以沿高架上的轨道运行，也可沿悬吊在高架下面的轨道运行，这种起重机称为悬挂粱式起重机。 冶金专用门式起重机在钢铁生产过程中可参与特定的工艺操作，其基本结构与普通门式起重机相似，但在起重小车上还装有特殊的工作机构或装置。这种起重机的工作特点是使用频繁、条件恶劣，工作级别较高。主要有五种类型。 铸造起重机：供吊运铁水注入混铁炉、炼钢炉和吊运钢水注入连续铸锭设备或钢锭模等用。主小车吊运盛桶，副小车进行翻转盛桶等辅助工作。 夹钳起重机：利用夹钳将高温钢锭垂直地吊运到深坑均热炉中，或把它取出放到运锭车上。 脱锭起重机：用以把钢锭从钢锭模中强制脱出。小车上有专门的脱锭装置，脱锭方式根据锭模的形状而定：有的脱锭起重机用项杆压住钢锭，用大钳提起锭模；有的用大钳压住锭模，用小钳提起钢锭。 加料起重机：用以将炉料加到平炉中。主小车的立柱下端装有挑杆，用以挑动料箱并将它送入炉内。主柱可绕垂直轴回转，挑杆可上下摆动和回转。副小车用于修炉等辅助作业。 锻造起重机：用以与水压机配合锻造大型工件。主小车吊钩上悬挂特殊翻料器，用以支持和翻转工件；副小车用来抬起工件。本次设计课题为5t通用移动式龙门吊机械部分设计，我在参观，实习和借鉴各种文献资料的基础上，同时在老师的精心指导下及本组成员的共同努力下完成的。通用门式起由于该机械的设计过程中，主要需要设计三大机构：起升机构、运行机构和自锁机构，它能将我们所学的知识最大限度的贯穿起来，使我们学以至用。因此，以此机型作为研究对象，具有一定的现实意义，又能便于我们理论联系实际。全面考察我们的设计能力及理论联系实际过程中分析问题、解决问题的能力。2. 国内外研究现状 起重机的发源地是在欧洲，尤其是在德国。目前，除了德国以外。一些北欧的公司的业务规模也很好。目前，国际上门式起重机做的比较好的牌子在中国都有一些市场份额。这些企业是： 德国的DEMAG老牌的起重机制造企业，曾经隶属于于世界五百强企业集团，是最近几年先后经历多次拆装重组和收购，使得发展受到影响，但是在业界内仍然被认为是顶级企业。 芬兰的Konecranes该企业起源于芬兰的老牌企业Kone公司，最初公司规模和品牌等在欧洲都不是很显著，后来该公司采取积极的财务和发展策略，先后将业界赫赫有名的起重机公司，如：法国的Verlinde、德国的Nova、Swf、Stahl，英国的Morris等纳入囊中。目前公司的销售额是很大的。 美国的CM集团美国的CM在最近的数年之中，先后数十次收购，目前是北美最大的工厂起重机械制造商。经过几十年的发展，我国门式起重机行业已经形成了一定的规模。市场竞争也越发激烈。面对竞争与市场的变化和挑战，近年来，起重机厂家在扩大生产能力发面做了很大的投入，有的企业已经收到了显著的效果，市场占有率进一步提高。我国门式起重机产品的技术水平在不断的提高，但是与国际水平还是有一段的差距，扩大生产规模，提高质量的同时，做到技术水平的不断提升，将会增强我国门式起重机行业的竞争力。 我国起重机工业有很大的发展潜力，前景良好，但同时我国起重行业目前存在几个突出问题： （1）小车结构布局不够紧凑或是起升机构存在不足 （2）卷筒与减速机的连接结构存在问题 （3）吊钩的单一性，需要改进成系列吊钩3 整体工作原理的介绍移动式龙门吊的应用极其广泛。根据设计要求其额定载荷重量是5t且它的工作环境在室内。龙门吊主要是由门架、起升机构、行走机构操作机构等组成。它的主要负载压在门主梁上，同时要求吊钩、钢丝绳、轴、卷筒等部件要有一定的强度。在强度要求达到一定的要求条件下，起升机构使负载在垂直方向上运动，行走机构在门梁上水平移动让货物发生水平位移。这样就是负载达到了在铅垂平面内发生移动。4 起吊机构的设计4.1起吊机构的原理 起升机构的工作原理：起升机构又名可叫做升降机构，它是使载荷在垂直方向上发生位移。它是由吊钩组、卷筒、减速器、联轴器、轴承电动机、轴组成。在它们的相互配合下实现载荷的升降。电动机在制动器的作用下，使电动机达到所需要得转速，从而通过联轴器和轴的作用达到一定的转速。通过减速器的二级减速达到所需的转速，在把它传给卷筒。这样就让卷筒转动，带动钢丝绳和滑轮吊钩组上升和下降，这样就达到了起升作用。4.2 起吊机方案的确定 按照布置宜紧凑的原则，决定采用下图的方案。改方案在起吊时能很的利用电动机的功率，使效率得到了提升。在减速器、制动器和电动机的配合下能很好的调整起吊时候的速度，这不仅能保证安全，而且便于工人作业。吊钩组才采用滑轮式的可以很好的减轻 龙门吊主梁的受力。同时也减轻了整个龙门起重机的重量。其具体方案如图2所示，采用滑轮组来进行载荷的起升。按Q=5t查文献1取滑轮组倍率 ih=2，承载绳分支数； Z=2ih =4。查参考文献1知应选用如图1吊钩组，得其质量G0=99kg,且选取两动滑轮间距A=200mm1、起吊吊钩组 2、小车组 3、支腿 4、支腿梁图1移动式龙门吊整图Fig 1Mobile whole1、电动机 2、联轴器 3、减速器 4、卷筒 5、钢丝绳 6、滑轮 7、吊钩图2 起升机构计算简图Fig 2 Hosting mechanism calculation diagram4.3 钢丝绳的选择 若滑轮组用滚动轴承，当 ih =2，查参考文献1中的表得滑轮组效率：=0.99钢丝绳所受最大拉力: Smax=1.2876kN （1） 查参考文献1知选用中级工作类型(工作级别M7)时，安全系数n=7,钢丝绳计算破断拉力 =n=71.2876=9.0132kN （2） 查查参考文献2选用瓦林吞型纤维芯钢丝绳6x19W+FC，钢丝公称抗拉强度1670MPa，光面钢丝，右交互捻，直径d=13mm，钢丝绳最小破断拉力=93.14kN4.4 滑轮主尺寸的计算 根据额定的载荷和起升的工作原理，那么滑轴的许用最小直径：Dd(e-1)=13(25-1)=312mm 其中式中系数e=25由查参考文献1得。由表知选用滑轮直径D=315mm,，取平衡滑轮直径Dp0.6D=06 315=189mm 选用钢丝绳直径d=13mm.滑轮轴直径D=315mm。D=90mm由查参考文献3得平衡滑轮选用d=13mm，D=225mm,滑轮轴直径D6=45mm4.5 卷筒的设计 卷筒是与钢丝绳相互作用的部件且负载的重量要求其药品达到一定的强度要求，使其具有能承受住负载的能力，那么查参考文献3知： Dd(e-1)=13(25-1)=312mm同时由查参考文献3得选D=315mm，卷简绳槽尺寸t=13mm，槽底半径：r7mm 卷筒尺寸: L=2 =2(=984.32mm （3） 取L=1500mm式中 Z0附加安全系数,查参考文献4表Z0=2; L1卷槽不切槽部分长度,取其等与吊钩组动滑轮的间距,即L1=A=200,实际长度在钢丝绳偏斜角允许范围内可适应增减。 D0卷筒计算直径D0=D+d=431mm卷筒壁厚：=0.02D+(610)=0.02400+(610)=1418mm 取=15mm卷筒壁压应力验算: （4） 选用灰铸铁HT200,最小抗拉强度b=195 N/cm2许用应力:y= 130MPa （5）ymax3D,尚应验算弯矩产生的拉应力,卷筒弯矩图示于图 图3 卷筒转矩Fig 3 Roll torque卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时:M= （6）W=0.1 （7）式中 卷筒外径,D=400mm 卷筒内径,Di=370mm于是=8369400/1714597.5=4.9 MPa （8）合成应力：=+=20.995N/2 （9）式中许用拉应力=39MPa （10） 1ll 卷筒强度验算通过。 4.6起吊电动机 4.6.1 起吊电动机的选择 在起升时，负载要有一定的速度使其达到一定的高度，这样就需要有能达到这一功率的电动机，其功率为; Nj=(Q+G0)V/10260=14.7KW （11）式中 机构总效率，一般=O80.9，取=085电动机计算功率，KdNj=0.914.7=13.23KW式中系数K对于M7级机构，Kd=O85095,取kd=0.9 查参考文献3表选用电动机YZR225M-8，其中N（25）=16kW n=715rpm,GD=1.46kg.m,电机质量=260kg4.6.2起吊电动机发热条件的校核 按照等效功率法，求=25时所需的等效功率：Nkr=0.850.8714.7=10.62kW （12） 式中k工作级别系数。对于M级，k=0.85 r系数，根据机构平均起动时间与平均工作时间的比值（t/t）查参考文献6得，一般起升机构t/t=0.1查参考文献6得r=0.87由以上计算结果 N，故初选电动机能满足卷筒转速; n=23.07r/min （13） 4.7起吊减速器的设计4.7.1减速器的选择减速器是通过齿轮的作用，让高速运动轴转变为低速轴，根据要求那么它所需的传动比为： =31 (14) 查参考文献4表知选用ZQ500减速器，当工作类型为重级(相当工作级别为M7级)时，许用功率N=12.8kw,=31.5,质量G=345kg，入轴直径=50mm，轴端长=85mm(锥形) 实际起升速度: =15=15.24m/min (15) 误差： =x100=1.6=15 (16) 实际所需等效功率： =10.6=10.24KW(25)=16KW (17）4.7.2校核减速器输出轴强度 由上面功率和选择的减速器、电动机知输出轴最大径向力： =（aS+G）R （18）式中 aS=2x12876=25752N N=25.752kN-卷筒上卷绕钢丝绳引起的载荷， G=4.56kN-卷筒及轴自重， R=20.5kNZQ5OO减速器箱出轴端最大允许径向载荷，由表查参考文献7得。所以=(25.75+4.56)=15.155kNR=20.5kN 由此得输出轴最大扭矩： =(07一08)式中=9750=218 -电动机轴额定力矩， =2.8-当JC=25%时电动机最大力矩倍数，由表查参考文献4出， =0.95-减速器传动效率， M=26500Nm-减速器输出轴最大容许转矩，由表查参考文献7得。 =0.8x2.8x218x23.34x0.95=10827.5N.mM 飞轮力矩(GD)=0.403kg.m 质量G=23.6kg 浮动轴的两轴端为圆柱形d=45mm,1=85mm 查减速器轴端联轴器，查参考文献8表知选用带300mm制动轮的半齿轮联轴器，最大容许转矩M=3150Nm,飞轮矩(GD)=1.8kgm质量G=38.5kg。为与制动器YWZ5相适应，将联轴器所带300mm制动轮修改为315mm应用4.9机构时间的验算4.9.1 机构的起升时间的验算 由于在起升过程中起升有一定的速度，而这起升速度要符合起升时间1s到5s,其起升时间通过调节电阻来调节。 在起重机的启动时间公式为：(GD)=(GD)十(GD2)十起动时间：t=(GD)=1.46十0.403十1.8=3.668kgm （21） 静阻力矩：=(Q+G)D/2i=(5000+99)0.413/2231.50.85=19.66kgm=196.6Nm （22） 平均起动转矩：=1.5=1.5218=327Nm （23） （24） 起升机构起动时间为1一5s此处tq1s，可在电气设计时，增加起动电阻，延长起动时间，故所选电动机合适4.9.2起升机构制动时间的验算 在制动时需要在一定的时间内达到所需的要求，那么查参考文献9知制动时间可进行如下计算： （25） 式中 （26） 查参考文献9得许用加速度，a0.2， a=v/t 故. t=1.27 （27） tt 故合适4.10 高速浮动轴的设计4.10.1疲劳计算 高速浮动轴它是电机联轴器和制动器之间的轴。它的特点是转速高，并且没有支撑物。那么根据电动机和减速器的参数，经查参考文献10表可进行如下计算：=1.09218=237.62 （28） 式中 动载系数，=1/2(1+)=1/2(1+1.18)=1.09 （29） 起升载荷动裁系数(物品起升或下降制动的动载效应) 1+0.71v=1+0.7115.24/60=1.18 （30） 由前节巳选定轴径d=45mm, 因扭转应力： N/m=13.03MPa （31） 轴材料用45号钢，=600MPa，=300MPa，弯曲：=0.27(=0.27(600+300)=243Mpa （32） 扭转 =140MPa （33） =0.6300=180MPa （34） 轴受脉动循环的许用扭转应力 = （35）式中 k=kk一考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数， k与零件几何形状有关，对于零件表面有急剧过渡和开有链槽及紧合区段，k=1.52.5， k一一与零件表面加工光洁度有关.对平面粗糙度为3.2的零件 k=1.151.2：对于平面粗糙度为12.5的零件，K=1.251.35此处取k=21.25=2.5 考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，对碳钢及低合金钢=0.2， n1-安全系数，n1=1.25因此= =88.9MPa故 通过 4.10.2高速浮动轴的强度计算 由于此高速浮动轴在此处非常重要，它关系到此起升机构是否能正常工作。这可查参考文献10知，可以由此以下方法和公式计算： M=Me=118218=257.24MPa 最大扭转应力： = = 14.114MPa （36） 许用扭转应力： = =120MPa （37）式中n-安全系数, n=1.5 故通过 浮动轴的构造如图3所示,中间轴径d1=d+(510)=50-55mm, 取=55mm 图4高速浮动轴图 Fig 4 High-speed floating-axis in4.11 卷筒部件计算4.11.1卷筒心轴的计算 由起吊机构减速器的输出轴知，卷简直径可选择为D=400mm，螺旋节距t=16mm;卷筒长度L=1500mm壁厚为d=l5mm.通过做草图得到卷简心轴如图5，并参考有关资料，决定轴它的各段直径。 图5卷筒轴简图及弯矩图 Fig 5 Reel axis diagram and moment diagram轴的材料用45号钢（1） 支座反力： =12876(200+656+200)+12876(656+200)/1660=14724N （38） =21287619790=11028N （39）心轴右轮毂支承处最大弯矩，=20=11028X20=220560 （40） （2） 疲劳计算： 对于疲劳计算采用等效弯矩，查参考文献11得可取等效系系数=1.1，等效弯矩 =kd1.1220560=220560Ncm （41） 弯曲应力： w=70.73MPa （42）心轴的载荷变化为对称循环。许用弯曲应力：轴材料用45号钢，其=600Mpa;=300MPa，=0.43=258Mpa （43）式中 n=1.6安全系数 K应力集中系数； Kx1.4与零件几何形状有关的应力集中系数； Km1.15面加工光滑度有关的应力集中系数，故 ：-1w=100Mpa，w-1w 通过其静强度计算如下：卷筒轴属于起升机构低速轴零件，其动力系数可查参考文献10得，=1.2, =264672Nm （44） max= =77.16Mpa （45） 许用应力： w=s / n= 185.5Mpa，maxw故卷筒轴的疲劳和静强度计算通过4.11.2卷筒轴承选择 由于卷筒心轴上的左轴承的内、外座圈以同样速转动，故无相对运动可按照额定静载荷来选择。右轴承的外座圈固定，内座圈与心轴一同旋转，应按照额定动负荷来选择，左端轴承：轴承的额定静负荷:C0n0P0 式中 C0 额定静负荷； P0当量静负荷； n0安全系数。 选用中型双排珠轴承，型号1313，查参考文献10得轴承的额定静负荷C=22900N，左轴承的当量静负荷：P0= fdRa=1.114724=16196.4N式中 fd=1.1-动负荷系数，选取n=1.0416196.4=16844C安全。右端轴承： 令右端轴承也采用1311，其额定动负荷C=40300N右轴承的径向负荷 Fr= fdRB=1.111028=12130.8N （46） 轴向负荷 Fa=0 设M5级工作类型的轴承工作时数Lh=4000h,，由查参考文献10得1311轴承的e=0.23,，令 Fa/ Fr=0e,故x=1,y=2.7,当量动负荷 P=xFr+yFa=112130.8+2.70=12130.8N （47） 由此知道：Lh=， 因此(C/P)=1.067故动负荷C=(C/P)P=1.60712130.8=19494NC （48） 4.11.3绳端固定装的选择根据钢绳直径为13mm,选择压板固定装置并将压板的绳槽改用 =40梯形槽.双头螺柱的直径M16 卷筒长度计算中采用的附加圈数Z0=2，绳索与卷筒绳槽间的摩擦系数=0.15.则在绳端固定处的作用力: S= （49） 压板螺栓所受之拉力： P= （50）式中 f1-压板梯形槽与钢绳的换算摩擦系数。 当=40时。 （51）螺拄由拉力和弯矩作甩的合成应力：=1.3P/Z(d2/4)+MW/（0.1d3Z）式中 Z=2(螺柱数)，d1=13.8mm(螺纹内径) MW=Sl= 1956.81.8=3522 Ncm(弯矩)。 因此， = （52） 螺枉材料为Q235，屈服极限s=240Mpa,则许用拉伸应力为： (查参考文献10表知取安全系数n=1.6) l=S/ n=150Mpa，应为l 那么他是符合要求的 5 移动机构的设计5.1移动机构的原理 移动机构又称行走机构，它是使起吊机构的重物能达到左右移动的效果。它主要包括电动机、联轴器、减速器、轴承、轴等部件组成。它的工作原理可简单表达为：在制动器的作用下使电机达到所要的转速，电动机轴和减速器通过联轴器相连，电动机传来的转矩在减速器的作用下达到所需的转速，再传给车轮的转动轴。轴、车轮和轴承一起作用，这样就使小车在门梁上完成了左右移动。5.2确定传动方案 由行走机构原理知，确定采用如图6所示的传动方案，它能很好的连接在一起，并且可以很好的利用电机所提供的能量，可以很好的提高电机的效率。同时这种机构是把减速器装在两轮轴的中间这能很好的保证两轮的转速相同。同时要求小车的轨道是“工”字型轨道。这样就可使在运动时，不会发生应为两轮的速度不等而使两轮发生卡死现象。电动机、减速器和联轴器的配合可以很好的结合让结构更加的紧凑，传动平稳。1、减速器 2、联轴器 3、电动机 4、制动器 5、车轮轴联轴器 6车轮 7、挡板 8、车轮轴 图6 小车运行机构传动简图 Fig 6 Trolley body transmission digram车轮最大轮压：小车质量估计取Gxc=4000kg。假定轮压均布： =22500（N） （53） 车轮最小轮压： =10000（N）5.3车轮与轨道的设计 具移动机构原理知，车轮和轨道是小车运行的基础。经查参考文献12可初选车轮，当运行速度0.9,工作级别为重级时，车轮直径D=250mm，轨道型号为11kgm的许用轮压为2.21tPmax=2.25t。根据GB462884规定，页径系列为Dc=250、315、400、500，630mm，故初步选定车轮直径Dc=315mm。而后校核强度强度验算可按车轮与轨道为线按触及点接触两种情况验算车轮接触强度。车轮踏面疲劳计算载荷 =10833N （54）车轮材料，取ZG340-640，=340MPa,=640MPa 线接触局部挤压强度： =6.031519.4 0.970.8=28452.8N （55）式中 许用线接触应力常数(Nmm)，查参考文献10得=6： 车轮与轨道有效接触强度，对于轨道P11，=b=19.4mm： C转速系数，车轮转速n=40.44时C=0.97 ， C工作级别系数，当为M7级时C2=0.8 P 故通过点接触局部挤压强度 =KCC=0.1320.970.8=24318.75N （56）式中 许用点接触应力常数(Nmm2)，查参考文献10得=0.181 R-曲率串径，车轮与轨道曲率半径中的大值，车轮=D/2=315/2,轨道曲率半径=90，故取R=315/2=157.5 m-由比值(r为，中的小值)所确定的系数，=90/157.5=0.75，查参考文献10得M=0.47 PPc 故通过5.4移动机构运行阻力的计算 根据以上强度计算结果，选定直径Dc=315的单轮缘车轮。 摩擦阻力矩; Mm=(Q+G)(k+) （57） 由D=250mm车轮组的轴承型号为7512，在此选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。查参考文献10得滚动摩擦系数=0.0005，轴承摩擦系数=0.02，附加阻力系数：2.0，代人上式得满载寸运行阻力矩：M(Q=Q)=(5000+4000)(0.0005+0.02x0.125/2)2=315Nm 运行摩擦阻力； p(Q=Q)= = （58） 当无载时： M(Q=0)=4000（0.0005+0.022=14kgm=140Nm （59） P(Q=0)=888.9N （60）电动机静功率:N= =1.48kw （61） 式中P=(Q=Q)满载时静阻力，=0.9-机构传动效率， m=1-驱动电动机台数。 5.5电机的选择和发热计算 根据额定载荷初选电动机功率为: N=kN=1.151.48=1.702kw （62） 式中 k电动机功率增大系数，查参考文献13得k=1.15由表选用电动机YZR132M1-6，Ne=2.2kw，n=885，(GD)=0.1105kgm;电机质量G=80kg等效功率: =kN=0.751.481.12=1.24kw （63） 式中 k工作级别系数，由参考文献13查得，当Jc=25%时,k=0.75，得tt=0.2,查参考文献13表得=1.12。 ，故所选电动机发热条件通过车轮转速;5.6减速器的选择 由电动机的选择，那么转速为 n=40.4 （64） 机构传动比=21.88 查参考文献10表选用ZSC400减速器：=22.4;N =1.9kW(当输入轴转速为1000时)， 5.7移动速度和实际所需功率 小车在运动时有其实际的速度，它可以根据以上减速器的选择来确定。由此实际运行速度为：V=40=39.07它的误差在小于15%是合适的，经计算知误差：=2.315%合适 实际所需电动机等效功率:N=N=.1.24X=1.21故合适5.8起动时间的验算 起动时间经查参考文献12和起重机设计手册知其公式为： t= （65） 式中 n=885；m=1驱动电动机台数； =1.5=1.5X9550=35.63Nm满载运行时折算到包动机轴上的运行静阻力矩：(Q=Q)=15.63Nm （66） 空载运行时折算到电动机上的运行静阻力矩 (Q=0)=6.94Nm （67） 初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩： 机构总飞轮矩： C(GD)=C(GD+(GD+(GD=1.15(0.1105+0.26) =0.426kgm （68） 满载起动时间： （69） 无载起动时间： 查参考文献10表知，当=40m/min=0.67m/s时,tq推荐值为5.5s,(Q=Q)故所选电动机能满足快速起动要求按起动工况5.9移动启动时不打滑条件 因为减速器是只有一定的承受负载能力，在负载过大时就会出现打滑，严重时甚至会因为负载过大而直接使电机烧坏。经查参考文献13知起动状况时减速器传递的功率可由如下公式计算： N=3kw 式中Pd=P+Pg=Pj+= M运行饥构中同一级传功的减速器个数，m=1。 所用减速器的N=19kW=957.7Nm, 飞轮矩(GD)L= O.009kgm,质量Gl=5.9kg 高速轴端制动轮；根据制动器已选定为YWZ5,由表查参考文献12得选制动轮直径DZ=200mm，圆柱形袖孔d=35mm，L=80mm,其飞轮矩GD2Z=0.2kgm2，质量Gz=10kg。 以上联轴器与制动轮飞轮矩之和： (GD2)l+(GD2)z=0.209kgm2=与原估计0.26kgm基本相符，故以上计算不需修改 低速轴联轴器计算转炬，可由前节的计算转矩Mc求出 =581.6Nm （74）由表查参考文献10得ZSC400减速器低速轴端圆柱形d=65mm,L=85mm,取浮动铀装联轴器铀径d=60，L=85，由表选用两个GICLZ3鼓形齿式联轴器。其主动瑞：Y型轴孔A型键槽，=65mmo从动瑞：Y型轴孔，A型键槽，d2=60mm,L=85mm,标记为： GICLZ3联轴器 由前节巳选定车轮直径Dc=315mm，由表查参考文献10得可参考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。其主动铀端，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： GICLZ3联轴器(1)疲劳验算 运行机构疲劳计算基本载荷： （75） 由前节已选定浮动轴端直径d=60mm,其扭转应力： （76） 浮动轴的载荷变化力对称循环(因运行机构正反转转矩值相同)，材料仍选用45钢，由起升机构高速浮动轴计算得-1=140MPa，=180MPa,许用扭转应力： （77）式中K、 nI与起升机构浮动轴计算相同 n -1k 通过(2)强度验算 运行机构工作最大载荷： M= （78）式中考虑弹性振动的力矩增大系数，对突然起动的机构，=1.51.7，此处取甲=1.6， 刚性动载系数，取=1.8。 最大扭转应力，1610N/m 许用扭转应力：=120MPa， 故通过 浮动轴直径：d=d+(510)=60十(510)=6570mm取d=70mm6 大车移动机构的设计6.1大车移动机构的原理 根据额定载荷要求，可采用轨道和车轮的方式来实现大车的移动。它主要包括车轮、轨道、电动机、减速器、制动器、轴、轴承、联轴器等部件。电动机提供原始动力，通过轴减速器、轴、联轴器轴承的相互连接实现动力的传递。制动器对其进行制动和锁紧，实现大车的启动和停止。6.2 运行时摩擦阻力的计算 在运行时候下车的车轮会和大车的轨道发生摩擦，经查参考文献10摩擦阻力可以进行如下计算， =(Q十G)(k+) 由1， 取=0.02, k=0.08cm,=1.5 =1.5(16000+49612)(0.08+002)=231479N.cm （79） = （80）6.3 电动机的选择 在大车运行时，要求电动机要具有一定的额定功率，能带动大车在轨道上移动。同时也要考虑阻力损失的能量，那么所选电动机功率要超出其额定运行时的功率。电动机静功率的计算：已知运行速度v=395mmin N=kW 电动机功率： N=kN=12x 844=1013kW由设计手册选得k=1.2,可选择电动机，YZR160L-6，=40，S，=969, GD=0.78kgm, d=48mm查参考文献12可选择电动机减速器 ZSC600，=59，N=92kW，n=1000rmin6.4减速器的选择 根据电动机输出轴的类型和尺寸综合来确定减速器的类型。由此可知减速器的传动比为： =54.74选用立式套装减速器，大车运行速度验算： v=v=39.5=36.65 速度误差验算:=7.7可用电动功率N=9KW，因现选减速器传动比较的增大，即大车运行速度降低，故电动机功率合适由参考文献10查得，ZSC600的输入轴尺寸：d=35mm,=55mm, 减速器输出端为套装式，不需联轴器，故只需选高速轴联轴器6.5联轴器的选择和校核 在运行时电动机传出轴为高速轴端，那么经查参考文献10知机构高速轴端扭矩公式为： M=nM-nMn=1.51.5=19966Nm 式中=975=9759.8=88.74Nm由设计手册,选择带制动轮的半齿联轴器， GD=O38kgm，M=710Nm 根据设计书，按下式验算电动机的过载能力： N(Q+G)(W+Kp)+P=25450=6.36kW NN通过。式中： P=q（CF+F）=250（1.276.5+10）=25450NGD=1.15（GD+GD）=1.15（0.78+0.38）=1.334kgm6.6电动机的验算 在移动时大车运行机构电动机的发热经查参考文献10按下式验算稳态功率： N=G（Q+G）（w+K）+P 根据设计书,G=G=0.8(JC=25，CZ=450次)。因此 N=O8(16000+491612)(O006十0002) 98+15270=5.54KW动态功率:N=0.47Kw 系数K= 根据设计要求和设计书，取K=1.7时 JC=40的YZR160在CZ=450次时的允许输出功率为N=9.45KW.发热验算通过6.7启动时间的验算 大车在启动时要在规定的时间内达到一定的要求(1)满载起动时间验算： 根据所选择的电动机，其启动时间经查参考文献10可按如下公式计算 ：t(Q=0)= 式中M=1.7M=1.788.74=150.89Nm 静力矩: M=222.33Nm起动时间： t=5.73s(2)空载起动时间验算 空载时要求能快速回位，这样可节约时间，他提高功率。 查参考文献10知空载起动时的静力矩可按如下公式计算： M=摩擦阻力的计算： P=2G（k+/D=4930N空载时的静阻力矩： M=192.88N空载起动时间： t= =2.48S6.8 减速器的验算 减速器的轴输人功率按起动时的功率确定:Ng=pgvdc/100060m式中:pg=（Q+Gdc/g）vdc/60tq=（16000+49612）36.659.8/9.8605.73=6994.41NNg=pgvdc/1000m60=6994.4136.65/100020.960=2.37kWNN,宜改选ZSC-750 输入轴转速 n=1000rmin时，但i=54.75与原要求大车运行速度vdc=395mmin时的减速器传动比i=54.74相等，故不再验算6.9制动器的设计 制动器是对大车进行制动和锁紧，实现大车的启动和停止的装置。 具设计手册可知制动力矩可以下公式计算，Mz=1/mMj+n1/38.2tzmc（GD2）1+（Q+G）D2C/i12对于室外门式起重机，由(1)得 =（pp+pf-pmmin）Dc/2i=（1286+25450-4347）0.710.9/254.75 =130.65Nm式中 pmmin=（Q+Gdc）（k+d/2）2/DC 取=1pmmin=1（16000+49612）（0.08+0.0216/2）2/71=4347NMz=1/2130.65+969/38.2621.51.16+（16000+49612）0.712/54.752=72.18Nm由设计书可选得制动器型号为YWZ5制动力矩Mez=112225Nm验算制动时间:tz=n1/38.2（mMez-Mj）mc（GD）21+（Q+Gdc）d2c/i2 =969/38.2（2112-130.65）21.151.16+（16000+49612）0.712/54.7520.9=3.42s,可用6.10 打滑条件 对于室内门式起重机,只需对其制动力矩验算，查参考文献10表知其公式为:Mz=1.25Dc/2im（p-pmmin）式中: =GKp=496120.029.8=972.39N =G(k+d/2)2/DC=149612(0.08+0.0216/2)2/109.8=3332N则M2=1.250.710.9/254.752(972.39-333.2)=192NmYWZ5型制动器的滑动力矩可以调到225 Nm,但仍用夹轨器打滑验算分别按起动和制动两种情况进行(1)捏动时期不打滑验算由下式知： n=p1f/pp+pf+GdcVc/g60tq+P2（k+d/2）+P1k/DC/2nz由前述的轮压计算可知，主动车轮在A.B车轮处，从动车轮在E.F处，主动车轮轮压总和： P1=VA+VB=29610762+119212.38=415320N 从动车轮轮压总和: P2=VE十VF=200368.84+234736=223842.44N取 f=0.12,nz=0.8代入上式得: n=4153200.12/1286+25450+4961239.5/605.73+223842.44（0.08+0.0216/2）1.5/71/2+4153200.08/71/2=1.39n 主动轮轮压之和:P1=200368.84+23473.6=223842.44N 从动轮轮压之和:P2=VF+VE=296107.6+64299=360407N所以：n=223842.440.12/1286+25450+4961239.5/605.73+415320（0.08+0.0216/2）1.5/35.5=0.72nz不会产生起动打滑 若要在增加轨道摩擦可在轨道上撒沙,使f=0.25提高高到1.50(2)制动不打滑的验算： 在制动时，打滑为静摩擦，那么其动力要大于其最大静摩擦。所以查参考文献10制动设计书知:n=p1f/pp+pf+Gdc/gVc/60tz-p2（k+d/2）+p1k/Dc/2n=4153200.12/1286+25450+4961239.5/603.42-4153.20（0.08+0.0216/2）1.5+4153200.8/35.5=1.50若P1与P2互换,则:n=223842.440.12/1286+25450+4961239.5/603.42-4153.20（0.08+0.0216/2）1.5/35.5-223842.440.08/35.5=0.857 结论 我认为我的这次起重机设计是我大学里专业学习收获最多的一次。在设计中我系统得复习了许多以前的知识。对我知识体系的巩固和升华有很大的作用。在这里，我将自己的一些设计心得写出来与大家分享。现在的机械设计可以说是一种组合与筛选。由于世界范围的工业大生产，专业化，标准化成为一种必然。社会的飞速进度也要求我们提高生产效率。这就要求现代企业必须能够满足大规模的生产要求。而标准化是这一趋势的必然出路。标准化是有利也有弊的，它的主要弊端就是使许多企业单纯依靠标准，失去了创新的能力。标准是一个最底的要求，是社会技术成熟的结果，它并不代表行业最先进的技术和设计方法。所以我们要在满足标准化的同时进行技术创新。才能不断地进步。只有这样，设计才不会是一种纯粹的数学游戏，而成为一种神圣的职业。国内的技术创新主要集中在零件上，这些年来，许多企业也加大了对控制方面的重视。但是我认为机器整体的机型变化也很重要。现在的起重机械，尤其是港口机械的机型虽然是许多辈前人的辛苦努力的结果，但是这并不意味着这些机型就是完美的，其实我们也可以进行改进。比如利渤海尔的新型的港口移动式起重机，这种机型是一种多功能的机型，具有以往许多机型的优点，同时也舍弃了其不合理的地方。这一点详见我的英语翻译。专业其实是触类旁通的，现代流行的许多设计理念比如有限元法，反求工程，工程数据库，可靠性设计，疲劳设计，健壮设计等其实都不是搞机械设计的学者相出来的。国家863计划中有一个CIM（计算机集成制造）工程，是有华中科技大学，清华大学，西安交通大学，北京航空航天大学，南京航空航天大学的一些做机械加工工艺的老师共同完成的。现在的许多设计理念其实都是这个项目的派生物，现在这个项目完成的最好，同时也衍化出许多设计理念，比如模块化设计，并行工程，全寿命周期设计，仿真与虚拟设计，动态分析等。所以我们不能固步自封地只想着起重机方面的东西，我们的专业学习范围本身就比较小，如果我们没有意识到