机械毕业设计（论文）-龙门式起重机设计【全套图纸】.doc

第74页中国矿业大学2011届本科生毕业设计 概述全套图纸，加1538937061.1起重机械的发展简史及发展动向简单的起重运输装置的诞生，可以追溯到公元前50004000年的新石器时代末期，为埋葬和纪念死者而修筑石棺和石台，我国古代劳动人民已能开凿和搬运巨石。蒸气机的出现，推动了第一次工业革命，起重机械也因之有了较大发展。1827年，出现了第一台用蒸气机驱动的固定式回转起重机，从此结束了起重机采用人力驱动的历史。在工业发展中，电力驱动的出现是起重机械蓬勃发展的转折点。1880年，出现了第一台电力驱动的载客升降机。1885年，制成了电力驱动的回转起重机，从后制成了电力驱动的桥式起重机和门座起重机等。二次世界大战期间，新产品、新材料、新工艺不断出现。例如：由于自动焊接新技术的出现，箱形结构的桥式起重机越来越受到人们的欢迎；由于计算机技术的推广应用，利用计算机进行辅助设计（CAD）和辅助制造（CAM），使起重机的整机布置更趋优化，基本零部件更加紧凑耐用；由于自控技术和数显技术的广泛普及，使起重机的控制和安全保护装置大为改善，保证了操作的安全性和可靠性。纵观世界各国起重机械发展的现状，对今后的动向，可归纳如下：1、 大型化由于石油、化工、冶炼、造船以及电站等的工程规模越来越大，所以吊车起吊物品的重量也越来越大。2、 重视“三化”，逐步采用国际标准所谓“三化”，是指起重机械的标准化、系列化和通用化。贯彻“三化”可以缩短设计周期，保证产品制造质量，便于管理和提高经济效益。3、 实现产品的机电一体化机械产品需要更新换代。在当今计算机技术、数控技术及数显技术大发展的年代里，更新换代的重要标志是实现产品的机电一体化。在起重机械上应用计算机技术，可以提高作业性能，增加安全性，以至实现无人自动操作。4、 人机工程学的应用起重机械一般应用在沉重和繁忙的、环境比较恶劣的场合。为减少司机的作业强度，保持旺盛的注意力，应根据人机工程学的理论，设计驾驶室，改善振动于噪声的影响，防止废气污染，使其符合健康规范的要求。1.2起重机械的用途、工作特点及其在经济建设中的地位起重机械是用来对物料进行起重、运输、装卸、或安装等作业的机械设备。它在国民经济各部门都有广泛的应用，起着减轻体力劳动、节省人力、提高劳动生产率和促进生产过程机械化的作用。例如，一个现代化的大型港口，每年的吞吐量有几千万吨乃至上亿吨，被运送的物料品种繁多，有成件物品，也有散装材料或液态材料。为了尽快地完成如此繁重的装卸任务，如不采用成套的起重运输设备，那是不可想象的。码头边上，吊车林立，成了现代化港口的重要特点。因此说，起重机械在现代化的生产过程中决不是可有可无的辅助工具，而是合理组织生产的必不可少的生产设备。起重机械在搬运物料时，经历上料、运送、卸料和回到原处的过程，有时运转，有时停转，所以它是一种间歇动作的机械。一个工作循环时间一般从几分钟到二三十分钟，其间各机构在不同时刻有短暂的停歇时间。这一特点决定了电动机的选择和发热计算方法；由于反复运动和制动，各机构和结构将承受强烈的振动和冲击，载荷是正反向交替作用的，许多重要构件承受不稳定变幅应力的作用，这些都将对构件的强度计算产生较大的影响。起重机属于有危险性作业的设备，它发生事故造成的损失将是巨大的。所以，起重机设计和制造一定要严格按照国家标准和有关规定进行。1.3起重机械的组成和类型1.3.1起重机械的组成起重机由产生运动的机构、承受载荷的金属机构、提供动力和起控制作用的电气设备及各种安全指示装置等四大部分组成。 起重机机构有四类，即：使货物升降的起升机构；作平面运动的运行机构；使起重机旋转的回转机构；改变回转半径的变幅机构。每一机构均由电动机、减速传动系统及执行装置等组成。设计时应尽可能采用标准的零部件加以组合，以利于制造和维修。金属结构则要根据使用要求进行设计制造。电动机和控制设备大多是标准产品，安全指示装置通常从市场购买，特殊的由制造厂设计制造。1.3.2起重机械的类型 根据使用要求，设计任何合适的起重机形式。但从构造特征看，种类繁多的起重设备可归纳为三大类。1、 单动作起重设备这类起重设备是使货物作升降运动的起升机构。常见的下列几种：（1） 千斤顶 一种升降行程很小，举升能力较大的小型起重设备。螺旋千斤顶或齿条千斤顶可用于汽车维修；液压千斤顶可将大型起重机顶起以更换车轮。（2） 滑车（俗称葫芦） 一种用链条或钢丝绳与滑轮构成的省力滑轮组，结构紧凑，质量轻，是一种可携带的起重工具，有手动和电动两种。电动葫芦则是一种电动起升机构，配有运行小车后可在空间布置的工字钢轨上运行，构成单轨架空道，是一种生产流水线上空的自动运货车。电动葫芦亦可作为梁式起重机的起升机构。（3） 绞车 由电动机经减速器、卷筒、驱动钢丝绳滑轮组成的起重设备，用以起吊重物或产生牵引力。在矿山、建筑工地及舰船等处应用。各类起重机的起升机构都是一种绞车。（4） 升降机 一种由绞车拖动吊厢，吊厢沿刚性轨道升降的起重设备。在建筑工地上应用的建筑升降机是一种最典型的形式。在高层建筑物中应用的电梯是供人员上下楼使用的。矿山使用的矿井提升机与电梯类似，但更加大型化。2、 桥式类型起重机依靠起重机运行机构和小车运行机构组合，使起吊的货物作平面运动，再加上置与小车上的起升机构，作业的范围是长方形空间。根据结构形式不同有下列几种：（1） 桥式起重机（2） 门式起重机，包括装卸桥，岸边集装箱起重机等。（3） 缆索起重机3、 回转类型起重机依靠起重机的回转和变幅机构运动的组合，使起吊的货物作水平运动，作业范围是圆柱形空间，由于起重机整体还可以沿一定的轨道运行，所以，这类起重机的作业范围是比较大的，它又可分为如下几种：（1） 塔式起重机（2） 门座起重机（3） 流动起重机（4） 浮式起重机1.4门式起重机的分类、用途、结构型式、基本参数及工作等级1.4.1门式起重机的分类门式起重机的种类较多，可按不同方法分类。门式起重机一般根据门架结构形式、主梁形式、吊具形式来进行分类。 （1） 按门框结构形式分（a）全门式起重机：主梁无悬伸，小车在主跨度内进行。 （b）半门式起重机：支腿有高低差，可根据使用场地的土建要求而定。（c）双悬臂门式起重机：最常见的一种结构形式，其结构的受力和场地面积的有效利用都是合理的。（d）单悬臂门式起重机：这种结构形式往往是因场地的限制而被选用。 （2） 按主梁结构形式分（a）单主梁门式起重机：单主梁悬臂门式起重机结构简单，制造安装方便，自身质量小，主梁多为偏轨箱形架结构。与双主梁门式起重机相比，整体刚度要弱一些。因此，当起重量Q50t、跨度S35m时,可采用这种形式.单主门梁式起重机门腿有L型和C型两种形式.L型的制造安装方便,受力情况好,自身质量较小,但是,吊运货物通过支腿处的空间相对小一些.C型的支脚做成倾斜或弯曲形,目的在于有较大的横向空间,以使货物顺利通过支脚. (b)双梁桥式起重机双梁桥式起重机承载能力强,跨度大、整体稳定性好,品种多,但自身质量与相同起重量的单主梁门式起重机相比要大些,造价也较高.根据主梁结构不同,又可分为箱形梁和桁架两种形式.目前一般多采用箱形结构.根据吊具不同，可分为吊钩式起重机、抓斗式起重机、电磁吸盘式起重机。根据用途不同，可分为通用龙门起重机、集装箱龙门起重机和造船龙门起重机、电站龙门起重机。1.4.2门式起重机的用途门式起重机被广泛用于各类工业企业、港口车站、仓库、料场、水电站、火电站等场所。不同类型的门式起重机所适合吊装的重物不同，并根据不同的要求采用不同的吊具。吊钩起重机吊装各种成件重物；抓斗起重机吊装各种散装物品，如煤、焦碳、砂、盐等；电磁起重机吊装导磁的金属材料，如型钢、钢板、废钢铁等。两用起重机是为了提高生产效率，在一台小车上装有可换的吊钩和抓斗或者电磁盘和抓斗，但每一工作循环只能使用其中的一种取物装置；三用起重机即吊钩、抓斗、电磁铁3种可以互换的取物装置，可吊装成件、散粒物品或导磁的金属材料，但每次吊装重物时，只能使用其中的一种取物装置。防爆起重机用于在有易爆、易燃介质的房间、库房等场所吊装成件重物，起重机上的电气设备和有关装置具有防爆特性，以免发生火花而爆炸。绝缘起重机用于吊装电解车间的各种成件物品，起重机上有关部分具有可靠的绝缘装置，保证安全操作。双小车起重机是在同一台主梁上设有两台相同的小车，用来搬运长件材料，各小车又可单独使用。挂梁起重机通过两个吊钩上的平衡梁挂钩或平衡梁上的电磁盘吊装和对垛各种长件材料，如木材、钢管、棒材、型材、钢板等。1.4.3门式起重机的结构型式及特点 根据使用和设计上的要求，龙门起重机结构可制成多种型式。按门架的支承腿数，可分为单支承腿门架（半门架）和双支承腿门架（全门架）；按支承腿与桥架的连接方式，可分为刚刚连接（两个刚性支承腿）和刚柔连接（一个刚性与一个柔性支承腿）；按门架有无悬臂，可分为无悬臂、单悬臂和双悬臂门架；按桥架（指门架的上部构）的主梁数量，可分为单梁、双单梁和双双梁型式；按桥架截面形状，可分为II型桁架、三角形截面桁架和箱型截面等几种。L型龙门起重机的结构是由主梁、起升装置、支承腿、下横梁以及起升装置行走机构、轨道和电气动力、控制装置等组成，它们之间用螺栓连接起来。主梁结构主梁采用单梁偏轨箱形结构形式，起重量小时（Q20吨）多数采用垂直反滚轮式；大于20吨时多数采用水平反滚轮式。根据使用要求，门架一般带一个悬臂或两个悬臂；为了使所吊的物品能通过支承腿，一般将支承腿做成倾斜的。这种结构具有结构简单、安装方便、自重轻、美观等优点，因此，得到了广泛应用。门式起重机主梁的结构形式主要有箱行结构、偏轨箱行结构、偏轨空腹箱行结构、单主梁箱行结构、四桁架式结构、三角形桁架式结构、单腹板梁结构、曲腹板梁结构及预应力箱型梁结构等。最常见的是箱行结构。箱行梁由上盖板、下盖板和两个腹板构成一个箱体，箱内还有纵横长短筋板，在箱行梁的一侧铺设走台板和栏杆，在上盖板上铺设起升装置的行走轨道。为了检修的方便，在大梁上还布置有供人行走的走台和栏杆。起升机构起升机构用来实现重物的升降，是起重机上最重要和最基本的机构。门式起重机的起升机构，除了少数起重机采用电动葫芦外，一般均采用起重小车。起重小车由车架、运行机构、起升卷绕机构和电气设备等组成。车架支撑在四个车轮上，车架上的运行机构带动车轮沿轨道运行，以实现在跨间宽度方向不同位置的吊装。起升卷绕机构实际上是一台电动卷扬机和滑轮组的组合。起重量大于150KN的桥式起重机，一般具有两套起升卷绕机构，既主钩和副钩，主钩的额定载荷较大，但起升速;度较慢，副钩的额定载荷小，但起升速度快，用以起吊较轻的物件或作辅助性的工作，以提高工作效率。在门式起重机的铭牌上对其额定载荷的标注通常将主钩额定载荷标注在前，副钩额定载荷标注在后，中间用“/”隔开，如“1600KN/500KN”。1.4.4门式起重机的基本参数起重机械的基本参数是用来说明起重机械的性能和规格的一些数据，也是提供设计计算和选择使用起重机械的主要依据。门式起重机的基本参数主要有起重量、跨度、悬臂长度、起升高度、起升速度、小车运行速度、大车运行速度和工作级别等。门式起重机的工作条件是指：有无电源（若有，为交流或直流）工作地点（室内或室外）、最大行程以及工作环境（温度、湿度、有无煤气或酸气）等。其他要求：如起重机所占空间的限制、司机室的型式（敞开式或封闭式）、司机室的位置（在桥架中间或一端）、司机室的高度、操纵方式（手动、电动、遥控）等。门式起重机的其他有关参数包括如下几项：1额定起重量（t）吊钩所能吊起的最大重量。如使用其它辅助取物装置和吊具（如抓斗、电磁铁、夹钳和盛钢桶等）时，这些装置的自重应包括在额定起重量内。当决定起重机的额定起重量时，应符合标准规定的数值。因为起重量的数值对大多数起重机的自重有决定性的作用，因此在确定时应按照生产实际情况考虑，过小不能满足生产要求，过大会造成基建投资的浪费。2起升高度（m）和跨度吊钩最低位置到吊钩最高位置之间的垂直距离，应符合相应的国标规定；龙门起重机的跨度L一般在1040m之间，每边悬臂长度根据使用要求可取为跨度的1/51/3，龙门起重机的起升高度H当做一般装卸用时可取815m；而特殊用途时可根据使用要求来决定。3轨距(m)轨距也称轮距，按下列三种情况定义：对于小车，为小车轨道中心线之间的距离；对于铁路起重机，为运行线路两钢轨头部下内侧16mm处的水平距离；对于臂架型起重机，为轨道中心线或起重机行走轮踏面（或履带）中心线之间的距离。104基距基距也称轴距，是指沿纵向运动方向的起重机或小车支承中心线之间的距离。基距的测定与支承轮的布置有关。5起重力矩起重力矩是幅度与其相对应的起吊物品重力的乘积。6起重倾覆力矩起重倾覆力矩，是指起吊物品重力与其至倾覆线距离的乘积。7轮压轮压是指一个车轮传递到轨道或地面上的最大垂直载荷。按工况不同，分为工作轮压和非工作轮压。8工作速度v(m/min)包括起升、运行、变副和旋转速度，但旋转速度用n(r/min)表示。起升速度起升机构电动机在额定转速下吊钩上升的速度；运行速度运行机构电动机在额定转速下，大车或小车直线运行的速度；9生产率Q（t/h）说明起重机装载或吊运物品的工作能力的综合指标。10起重机工作级别起重机工作级别是考虑起重量和时间的利用程度以及工作循环次数的工作特性。它是按起重机利用等级（整个设计寿命期内，总的工作循环次数）和载荷状态划分的。或者说，起重机工作级别是表明起重机工作繁重程度的参数，即表明起重机工作在时间方面的繁忙程度和在吊重方面满载程度的参数。11自重及外形尺寸这是任何一种机器都应有的技术经济指标，它不仅是说明起重机械性能优劣的数据，而且直接影响基建费用的投资，因此，应十分重视减轻自重和减小外形尺寸。1.4.5门式起重机的工作等级相同起重量的同一种起重机，如果它们使用的频繁程度不同，所起吊货物的质量接近额定起重量的程度不同，那么它们构件的尺寸和电动机的功率就应有较大的差别。为了在设计上给予区分，应将起重机分为不同的使用等级。所以，起重机工作级别是起重机设计的最基本出发点，主要有两个特征决定：起重机使用的忙闲程度（起重机的使用等级）；起重机经常吊运货物的质量接近额定起重量的程度（起重机载荷状态等级）。2 小车起升机构和运行机构的计算已知数据：起重量（主起升）：16t，起升高度（主起升）：12m， 起升速度（主起升）：7.8m/min；起重量（副起升）：3.2t，起升高度（副起升）：16m， 起升速度（副起升）：22m/min；工作级别：A4；机构接电持续率JC=25%。2.1起升机构计算2.1.1确定起升结构传动方案，选择滑轮组和吊钩组按照布置紧凑的原则，决定采用双联滑轮组的方案。 主、副起升运行机构布置图按Q=16t，查1表4-1取滑轮组倍率=3，承载绳分支数Z=2= 6；查1附表9选图号为T1 362.1607 15t吊钩组代用，得其质量=322kg，两滑轮间距=358mm；按Q=3.2t，查1表4-1取滑轮组倍率=1，承载绳分支数Z=2= 2；查1附表8选图号为G13吊钩组，得其质量=99kg，两滑轮间距=200mm；2.1.2选择钢丝绳主起升机构中，若滑轮组采用滚动轴承，当=4，查2表2-1得滑轮组效率=0.985，钢丝绳所受最大拉力： = 27065 N查2表2-4，工作级别M4时，安全系数n=5.5,钢丝绳计算破断拉力： =175.126kN查1附表1所选瓦林吞式纤维芯钢丝绳619W+FC，钢丝公称抗拉强度1670MPa，光面钢丝，右交互捻，直径d1=18mm，钢丝绳最小破断拉力=178.6 kN标记如下： 钢丝绳1：18NAT 619W+FC 1670 ZS 178.6 GB8918-88副起升机构中，若滑轮组采用滚动轴承，当=1，查2表2-1得滑轮组效率=0.99，钢丝绳所受最大拉力： = 1666.16 kg = 16.33 kN查2表2-4，工作级别M4时，安全系数n=5.5,钢丝绳计算破断拉力： =89.806 kN查1附表1所选瓦林吞式纤维芯钢丝绳619W+FC，钢丝公称抗拉强度1670MPa，光面钢丝，右交互捻，直径d2=11mm，钢丝绳最小破断拉力=66.68 kN,标记如下： 钢丝绳2：11NAT 619W+FC 1670 ZS 66.68 GB8918-882.1.3确定滑轮主要尺寸主起升滑轮的许用最小直径： D1mind1（e-1）=18（25-1）=432 mm式中:由2表2-4查得轮绳直径比e=25，由1附表9表选用滑轮直径D1=450 mm，平衡滑轮直径Dp=0.6D=280mm由1附表4选用钢丝绳直径=18 mm，滑轮直径=450 mm，滑轮标记为滑轮E 1845090 ZB J80 006.887；副起升滑轮的许用最小直径： D2mind2（e-1）=11（18-1）=187 mm式中:系数e=25由1表2-4查得，由1附表8表选用滑轮直径D2=300 mm，平衡滑轮直径Dp=0.6D=180mm由1附表4选用钢丝绳直径=11 mm，滑轮直径=300 mm，滑轮标记为滑轮E 1130045 ZB J80 006.8-872.1.4确定卷筒及卷筒部件尺寸并验算强度1）主起升卷筒尺寸：由1附表13选用=450 mm，卷筒绳槽尺寸由4表3-3-3得槽距=20 mm，槽底半径=10 mm卷筒长度：L = = 1577 mm取 =1500 mm式中：附加安全系数，取= 2；卷筒不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，即=A1=358 mm，实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减；卷筒计算直径=D+d=450+18=468 mm卷筒壁厚：=0.02D+（610）=0.02450 +（610）=1519 mm取=18 mm卷筒壁压应力计算：N/cm选用灰铸铁HT147-323，最小抗拉强度=15000 N/cm，抗压强度极限=65000 N/cm 许用压应力： = 15294 N/cm因 ，故抗拉强度是足够的。卷筒拉应力验算：由于卷筒长度L3D，尚应校验由弯曲应力产生的拉应力，卷筒弯矩图示于图：卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时： = 22220.37 Nm卷筒断面系数： = 2836 cm式中： D 卷筒外径，D=450 mm； D卷筒内径，D= D-2=450-218=414 mm于是，卷筒承受的拉应力 =783.37 N/cm 合成应力： = = 2335.69 N/cm式中许用拉应力： N/cm故 卷筒强度验算通过1）副起升卷筒尺寸：卷筒直径：Dd（e-1）=11（18-1）=187 mm由1附表13选用=300 mm，卷筒绳槽尺寸由4表3-3-3得 槽距=13 mm，槽底半径=7 mm卷筒长度： L = = 772.62 mm取 =1000 mm式中：附加安全系数，取= 2；卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，即=A=200 mm，实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减；卷筒计算直径=D+d=300+18=318mm卷筒壁厚： =0.02D+（610）=0.02300 +（610）=1216 mm取=15 mm卷筒壁压应力计算：N/m=69.34 MP选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度=195 MPa，许用压应力： = 130 MPa因 ，故抗拉强度是足够的。卷筒拉应力验算：由于卷筒长度L3D，尚应校验由弯曲应力产生的拉应力，卷筒弯矩图示于图：卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时： = 8203000 Nmm卷筒断面系数： = 875455.9 Nmm式中： D 卷筒外径，D=300 mm； D卷筒内径，D= D-2=300-214=272 mm于是： =9.37 MPa 合成应力： = = 30.17 MPa式中许用拉应力： MPa故 卷筒强度验算通过，故选定卷筒直径=300 mm，长度=1000 mm，卷筒槽形的槽底半径=7 mm，槽矩=13 mm，起升高度=16 m，倍率=2，靠近减速器一端的卷筒标记为：卷筒A 3001000713162 右ZB J80 007.2-872.1.5选电动机主起升电动机静功率： = = 24.5kW式中:：机构总效率，一般=0.80.9，取 =0.85； 电动机计算功率： =0.824.5=19.6 kW式中系数由2表6-1查得，对于M1M6级机构，=0.750.85 ， 故取=0.8查1附表28选用电动机YZR225M-8，其额定功率（40%）=22kw，额定转速=715r/min，飞轮矩=3.3 kgm副起升电动机静功率： = = 13.95 kW式中：机构总效率，一般=0.80.9，取=0.85； 电动机计算功率： =0.813.95=11.16 kW式中系数由2表6-1查得，对于M1M6级机构，=0.750.85 ， 故取=0.8查1附表28选用电动机YZR180L，其额定功率（25%）=13kw，额定转速=700r/min，飞轮矩=1.5 kgm，质量=230kg 2.1.6验算电动机发热条件主起升机构中，按照等效功率法，求JC=25%时所需要的等效功率： =0.750.8747.3=30.86 kW 式中：工作级别系数，查2表6-4 ，工作类型为中级时=0.75； 系数，根据机构平均启动时间与平均工作时间的比值（/），由2表6-5，一般起升机构 / =0.10.2，取/=0.1，由2图6-6查=0.87；由以上计算结果， ，故初选电动机能满足发热条件。副起升机构中，按照等效功率法，求JC=25%时所需要的等效功率： =0.750.8719.6=12.79 kW 式中：工作级别系数，查1表6-4 ，工作类型为中级时=0.75； 系数，根据机构平均启动时间与平均工作时间的比值（/），由2表6-5，一般起升机构 / =0.10.2，取/=0.1，由2图6-6查=0.87；由以上计算结果， ，故初选电动机能满足发热条件。2.1.7选择标准减速器主起升卷筒转速： = = 15.98 r/min减速器总传动比： = = 44.75查1附表35，选ZQ-650减速器，当工作类型为中级时，许用功率N=26 kW ，=40.17副起升卷筒转速： = 21.56 r/min减速器总传动比： = = 33.16查1附表35，选ZQ-350减速器，当工作类型为中级时，许用功率N=5 kW ，=31.5，质量为188kg。由附表34得输入轴直径d=40mm，l=60mm。2.1.8验算起升速度和实际所需功率主起升实际起升速度： =8.69 m/min 误差： = 100% = = 11.41% = 15% 实际所需等效功率： = 21.83 kW （25%）=52 kW副起升实际起升速度： =22.26 m/min 误差： = 100% = = 11.3% = 15% 实际所需等效功率： = 14.24 kW （25%）=21 kW2.1.9校核减速器输出轴强度主起升机构中，由2公式（6-16）得输出轴最大径向力：式中：=227065=54130 N=54.13 kN 卷筒上钢丝绳引起的载荷； =9.614kN 卷筒及轴自重，参考1附表14； R=100009.8=98 kN ZQ-650减速器输出轴端最大容许径向载荷，参考1附表40可得；因此 = （227065+9613.8）=31.87 kN R ，故通过。 由2中公式（6-17）得输出轴最大扭矩： =（0.70.8） 式中： =9550=294 Nm 电动机轴额定力矩； =2.8 当JC=25%时电动机最大力矩倍数，由1附表28查出； =0.95 减速器传动功率； =60207 Nm减速器输出轴最大容许转矩，由1附表36查出； =0.82.829440.170.95=25131.63 Nm =60207 Nm 由上计算，所选减速器能满足要求。副起升机构中，由2公式（6-16）得输出轴最大径向力：式中：=212620=25240 N=25.24 kN 卷筒上钢丝绳引起的载荷； =3.37 kN 卷筒及轴自重，参考1附表14； R=15509.8 = 15.19 kN ZQ-500-3CA减速器输出轴端最大容许径向载荷，参考1附表36可得。因此 = （25.24+3.37）=14.3 kN R ，通过。由2中公式（6-17）得输出轴最大扭矩： =（0.70.8）式中： =9550=279.32 Nm 电动机轴额定力矩； =2.96 当JC=25%时电动机最大力矩倍数，由1附表28查出； =0.95 减速器传动功率； =23500 Nm减速器输出轴最大容许转矩，由1附表36查出； =0.82.96279.3215.750.95=10873 Nm =23500 Nm 由上计算，所选减速器能满足要求。2.1.10选择制动器主起升制动器额定制动力矩： = =394.3Nm 式中：=1. 5制动安全系数，由2表6-6查取 由5中表5-4-28选用YWZ5-315/30，其制动力矩 =280450 Nm ，制动轮直径 =315 mm ；副起升制动器所需静制动力矩： = =212.6Nm 式中：=1. 5制动安全系数，由2表6-6查取 由5中表5-4-28选用YWZ5-250/23，其制动力矩 =140225 Nm ，制动轮直径=250 mm ;2.1.11选择联轴器主起升高速轴联轴器计算转矩，由2（6-26）式 =1.51.5294=661.5 Nm 式中：=294 电动机额定转矩 =975p/n=97522/7159.8=294 Nm =1.5 联轴器安全系数； =1.5 刚性动载系数，一般=1.5 2.0；由1附表29查得YZR225M-8电动机轴端为圆柱形，d=65mm，=140mm； 由1附34查得ZQ-650减速器的高速轴端d=60mm，=110mm；输出轴端为C形轴。靠近电动机轴端联轴器：由5表5-2-9选用CLZ3型半齿联轴器，最大容许转矩=3150 Nm，质量G=23.6 kg ;浮动轴的靠近电动机的轴端为圆柱形d=45mm，=85mm； 靠近减速器高速轴的联轴器 ，由1附表46选用带mm制动轮的半齿联轴器，最大容许转矩=1400 Nm，质量=19.1 kg ；浮动轴的靠近减速器的轴端为圆柱形d=45mm，=85mm；根据实际机构布置情况及作图可得浮动轴结构尺寸如下：副起升高速轴联轴器计算转矩，由2（6-26）式 =1.51.5147=330.75 Nm =147 电动机额定转矩 =975p/n=97511/7159.8=147Nm =1.5 联轴器安全系数； =1.5 刚性动载系数，一般=1.5 2.0；由1附表29查得YZR180L电动机轴端为圆锥形d=55mm，=110mm； 由1附34查得ZQ-350减速器的高速轴端d=40mm，=60mm；靠近电动机轴端联轴器：由5表5-2-9选用CLZ3半齿式联轴器，最大容许转矩=3150 Nm，质量G=19.74kg ； 浮动轴的靠近电动机的轴端为圆柱形d=55mm，=85mm； 靠近减速器高速轴的联轴器，由1附表46选用带mm制动轮的半齿联轴器，最大容许转矩=3150 Nm，质量=38.5 kg ；浮动轴的靠近减速器的轴端为圆柱形d=55mm，=85mm；2.1.12验算起动时间主起升起动时间： 式中： =4.023 kgm静阻力矩： = =364 Nm 平均起动力矩： =1.5=1.59550229.8/715=441Nm = =1.21 s通常对于350t起重机起升时间为12 s ，因此满足要求 ，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。副起升起动时间： 式中： =3.2+6 =9.2 kgm静阻力矩： = =29.6 Nm 平均起动力矩： =1.5=1.5279.32=418.98 Nm = =0.77 s通常起升机构起升时间为15 s ，此处1 s ，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。2.1.13验算制动时间主起升制动时间： = 0.48 s式中： = = = 22.37Nm制动时间太短，但YZ型制动器的制动力矩可调，今将制动器的制动力矩调至计算制动力矩=394.3 Nm，代上式，制动时间t=0.68s,仍太短，可将制动器弹簧调松制动力矩=350Nm,则制动时间，=1.04s，所以可用.副起升制动时间： = 0.72 s式中： = = = 21.4 Nm查2表6-7 ，当12 m/min 时，=1.52.0 s ，因为，故合适。2.2小车运行机构设计计算2.2.1轮压计算参考同类型，规格相近的单主梁小车，估计小车自重如下小车上机械部分质量 G1=4509kg吊重和吊具重量之和 G2=Q+ =5322kg小车架及防雨罩质量 G3=2409kg各质量至小车主动车轮的距离为图8-23所示，其中距离B=1230mm,距离=605mm, =685mm, =935mm根据小车的平衡条件，求出主动轮轮压 从动轮轮压和反滚轮轮压由G1(+B)+G2(+B)+G3(+B)-(P1+P2)B=04509(605+1230)+16322(685+1230)+2490(935+1230)-(P1+P2)1230=0P1+P2=357948N由（P1+P2）- G1-(Q+)-G1-2 =02=129402N因此，满载主动轮轮压：=357948/2=178974N满载垂直反滚轮轮压：=129402/2=64701N空载主动轮轮压：（P1+P2）=113799N空载车轮轮压为：=56899N空载垂直反滚轮轮压：2=11612.179.8-(4509+322+2490) 9.8=42053N每个空载垂直反滚轮轮压=42053/2=21026N2.2.2选择车轮与轨道，并验算其强度由附表17，选择单轮缘车轮=500mm由附表22，选择轻轨24kg/m 由1式(5-1)，求车轮踏面疲劳计算载荷： Pc= (2Pmax+Pmin) /3=(2178904+56899)/3=138235N 因为轨道系有凸顶，故车轮与轨道为点接触。取D=500mm，对于24kg/m轻轨，轨顶曲率半径R=300mm点接触的接触应力按1式(5-3)计算： PckRCC/m今选用车轮为ZG35CrMnSi，由(4)，b=686Nmm。由1表5-2，k=0.181由1表5-5,=0.83,m=0.415因车轮转速 n=23.87r/min由1表5-3，C=1.03由1表5-4，C=1.12 P=kCC=0.1811.031.12=262925N满足要求2.2.3.运行阻力的计算今为垂直反滚轮式小车，有两个垂直车轮和两个垂直反滚轮1）摩擦阻力的计算摩擦阻力的计算，由1式(7-1)： Mm=(Q十G+G)+2 )(k+)+(2( k+)式中，主动车轮的参数，取=0.01, k=0.05cm,=2，d=160垂直反滚轮的参数，=0.01, k=0.06cm, d=97.5 Mm=2(16000+322+6999) 9.8+129402(0.05+001)+2129402（0.06+0.019.75/2）=1212N.cm Pm=2）坡度阻力的计算坡度阻力的计算，根据1式(72)： Mp=(D/2)Pc=(16000+322+6999)0.002 9.825=114.27N m3）风阻力的计算 M=q(十F) D/2=150(1.28十10) 0.5/2=735N m q=150 N/mC 风力系数F吊重的迎风面积 2.2.4电动机的选择初选电动机 电动机静功率：已知运行速度v=375mmin N=kW当小车运行机构采用集中驱动，即采用单电动机驱动时 按1式(7-10)电动机功率： N=kN=12x 5.72=6.86kW由1表7-6选得k=1.2, 对于运行机构，由附表28可选择电动机，YZR160M-6，JC=25，S，N=945r/min, 2.2.5选择减速器 减速器的传动比： =39.58 今选用立式套装减速器，由附表40查得： ZSC600，=39.58，N=14kW，n=1000rmin小车运行速度验算： v=v=37.5=39.16m/min 速度误差验算:=1.05 可用2.2.6选择联轴器由附表37查得，ZSC-600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 由附表29查得YZR160M-6电动机的轴端尺寸为d=35mm,l=110mm机构高速轴扭矩： M=nM=nMn=1.51.5=157.5N m 式中Mn=975=9759.8=70Nm 其余符号如前由起重机课程设计附表44,选择带制动轮的半齿联轴器，S217 GD=O435kgm，M=3150Nm2.2.7电动机的验算1）电动机过载能力的验算 根据附录第九节，按下式验算电动机的过载能力： N(Q+G)(W+Kp)+P=25450=6.36kWNN通过。式中： P=q（CF+F）=250（1.276.5+10）=25450NGD=1.15（GD+GD）=1.15（0.78+0.38）=1.334kgm其余符号同前2）电动机的发热验算 按附录第九节，大车运行机构电动机的发热按下式验算I稳态功率： N=G（Q+G）（w+K）+P 附裹25和23,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=根据附图19，取K=1.7时 JC=40的YZR160-6在CZ=450次时的允许输出功率为N=9.45KW.发热验算通过3）启动时间的验算 满载起动时间(分别驱动)验算： 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 空载起动时间验算 空载起动时的静力矩： M= 摩擦阻力的计算：P=2G（k+/D=4930N 坡道阻力的计算： P=GK=49612=972.39N风阻力；P=q=250=22950N空载时的静阻力矩： M=192.88N 空载起动时间： t= =2.48S2.2.8制动器的选择制动力矩的计算，Mz=Mj + n1/(38.2 tz C（GD2）1+（Q+G+ GZC）D2C/i2制动静力矩Mj=（pp+pf-pmmin）Dc/2i=（2114.27+2450-1212）0.9/240.17=16.43Nm取=1pmmin= Mm / Dc =1212/0.5=2424NMz=16.43+945/38.231.151.047+（16000+322+6999）0.520.9/40.172 =53.13Nm由附表15,选得制动器型号为YWZ5-200/23制动力矩Mez=180315Nm验算制动时间:tz=n1/38.2（Mez-Mj）C（GD2）1+（Q+G+ GZC）D2C/i2=945/38.2（290-16.43）1.151.047+（16000+322+6999）0.520.9/40.172=0.67s制动时间偏短，可将弹簧调松。3.门架主要尺寸确定3.1门架主要尺寸确定3.1.1主梁几何尺寸和特性 门架的主要构件有主粱，支腿和下横粱，皆采用箱形结构。主粱截面如图824所示，其几何尺寸如下： 主梁几何尺寸 高度H（1/151/25）L =（1/151/25）X 22 =1.470.88m 取 H=1.516m 宽度B(060.8)H =(0.60.8)X 1.52=0.911.21m 取 Bs=1.10m; Bx=0.96m 取副膻板厚度 2=0.6cm 其它板厚 1=3=4=0.8cm 其余尺寸 h=150cm,b=910cm腹板间距) 主梁几何特性 面 积 F=3748cm2 静面矩 Sx=10150cm3; Sy=6860cm3 惯性矩 Ix=1328762cm4 Iy=559431 cm4 截面模数 Wx=17035 cm3; WyL=10884cm3; Wyr=9457 cm3;3.1.2支腿几何尺寸和几何特性 支腿总体尺寸 支腿几何图形如图8-25示参考同类型超重机，采用“L”型支腿, 确定总体几何尺寸如下: H=805m， H1=1.35m，H2=O40m，H3=150m，H