铸造起重机的设计.doc

太原科技大学毕业设计（论文）-1-第第1章章前言前言铸造起重机是桥式起重机的一种是冶金厂的专用起重设备主要为炼钢厂转炉或电炉服务用于吊运熔化金属具有工作频繁、负荷作业率高、工作条件恶劣、速度高等特点。1铸造起重机的分类铸造起重机的分类铸造起重机按工艺流程可分为两类:将铁水罐从铁水车或混铁炉前的地坑(或地面)里吊起并将铁水倒入转炉的称兑铁水用铸造起重机将转炉钢水运到铸锭坑或浇入连铸机的称铸锭用或连铸用铸造起重机。兑铁水的铸造起重机的特点:(1)低于地面的地坑里挂起铁水罐因此起升高度比较大。(2)工作要比铸锭或连铸用铸造起重机频繁。(3)装炉时转炉内会放出大量含有粉尘的高温气体和铁合金粉尘有时会直接遭受火焰幅射或烘烤所以对起重机的防尘、防热、防火焰等都提出了极严格的要求。铸锭用铸造起重机的特点:(1)起升高度没有兑铁水铸造起重机高。(2)工作没有兑铁水铸造起重机繁重。(3)长时间经受来自盛在钢水包内的铁水、钢水的幅射所以对起重机的防幅射要求高。2铸造起重机的特征铸造起重机的特征对于铸造起重机主起升机构除了应满足一般起重机技术要求外还应满足以下几点特殊要求:(1)主起升机构采用双电机驱动当其中一台突然损坏时要求另一台在短时间内能承担全部工作以便将钢包吊运到安全地点或者一台电机以一半的起升速度继续工作。(2)两套独立的驱动机构每套驱动机构装置中必须装有两套制动器若其中一套发生故障另一套应能承担全部制动工作。(3)龙门吊钩组的升降必须保持平衡不得发生倾斜以防钢水溢出。(4)钢丝绳系统由四根钢丝绳组成每组两根钢丝绳缠绕系统中设有平衡臂保证钢丝绳受力均匀。另外在工作中万一有一根或相对位置上的两根发生破断其余的钢丝绳能支承载荷而不会造成吊钩平衡横梁倾斜或坠落。(5)吊钩在两个方向自由摆动在设计中板钩与横梁之间增设吊叉以避免在大车运行机构起、制动时吊钩承受异常的侧向载荷。(6)电控设备密封防尘隔热降温。将电气设备设置在主梁内并加隔热层以防幅射热并在电气室内增设冷风机进行降温确保电气元件的使用寿命。(7)大车运行驱动系统分别放置在两主梁内一套出故障另一套也可继续工作。(8)中小型(一般指200t以下)铸造起重机一般是低压供电(380V)交流一般不用直流。对于大型铸造起重机一般均为高压供电。起重机上备有变压器主起升电机为3000V高压电机。称高压供电低压控制。3铸造起重机的使用特性铸造起重机的使用特性(1)高度可靠。由于该类起重机起吊的是灼热铁水、钢水因此在使用过程中必须在安全方面有绝对的可靠性。为此主起升机构中设置了多种安全装置以保证起太原科技大学毕业设计（论文）-2-重机在使用过程中安全可靠。(2)稳定运行。由于转炉炼钢效率高周期短要求起重机频繁作业所以在正常情况下应保证平稳运行(由于起重机桥架刚性不好机械零部件或电气元件的故障造成停车事故而引起转炉停产少出钢的损失一般要比整台起重机的代价还要大)。(3)维修方便。一旦出现故障要求对炼钢车间的生产影响减少到最低限度并能很容易地进行快速维修。因此维护检修必须非常方便。4铸造起重机的结构形式铸造起重机的结构形式目前铸造起重机大部分为双小车(主、副小车)四梁四轨结构。大型的铸造起重机主小车可由一个上小车和两个下小车组成并通过四个球铰连在一起组成了四梁六轨形式的结构该结构的铸造起重机起重量大、整车外形尺寸较宽整机较重投资较大。副小车从主小车下面通过具有使用方便等特点。小型和中型铸造起重机目前发展有双梁双轨单小车即主副起升结构布置在一个小车上的结构型式。此结构铸造起重机整车的宽度尺寸较小整机重量较轻投资较小但主、副之间的间距调整不大使用受到一定的限制。4.1主起升机构的传动形式目前国内使用的铸造起重机从主起升机构传动方式的不同大致可分为三种:一种是传统用的棘爪减速器传动形式一种是行星减速器的传动型式一种是硬连接的传动形式。以上三种均由过去的开式齿轮传动改进为闭式传动。4.2电机的布置形式(1)双电机从两边传动一个长减速器卷筒布置在中间两卷筒轴上的齿轮又与中间的两个过轮相啮合使低速齿轮同步联锁运行安全可靠。但长减速器加工制造工艺较为复杂。(2)双电机在长减速器中间高速轴联接传动两高速轴同步卷筒装置布置在两边这种结构比上述布置安全性差一些。设计切记将高速轴传动链上的安全系数放大确保安全使用。(3)另外一种布置是三减速器呈“品”字形布置。即双电机或四电机同时传动一减速器一减速器通过全齿联轴器或浮动轴与另两台减速器相联两减速器又通过卷筒联轴器传动卷筒。该布置形式分组性好加工制造简单易安装、维护、检修但使用的安全可靠性比第一种差一些。当减速器二轴上设有棘轮棘爪装置时减速器为棘轮棘爪减速器传动无棘轮棘爪时称为硬连接当减速器中设有行星机构时即变成了星形传动。星形减速器传动的优点为一台电机出故障另一台电机可以二分之一额定速度继续工作。4.3桥架的结构形式桥架是铸造起重机的主要承载构件它应具有足够的强度、刚度和稳定性有相对较长的使用寿命。主梁的结构形式是偏轨大箱型结构。梁内有足够的空间电气设备均布置在主梁内。端梁分为刚性端梁和铰接端梁。刚性端梁有“元宝型”梁或水平直梁。铸造起重机特别是兑铁水铸造起重机的防幅射、防火焰装置要考虑周全防触电装置和检查平台也不可缺少。5铸造起重机的安全保护铸造起重机的安全保护铸造起重机的安全性主要反映在主起升机构上。(1)电动机功率较大主起升机构多为双电机驱动正常工作时两电机同时起动和太原科技大学毕业设计（论文）-3-制动。在工作中若有一台电机发生故障另一台电动机能继续短期工作紧急处理将负荷吊运到安全地方。一般单电机的功率是起升机构总功率的0.60.65倍。星形传动时一台电机功率为总功率的0.5倍。(2)由减速器中的两个大齿轮通过两个隋轮互相啮合在工作中万一某一套卷扬装置高速轴发生故障另一套仍可将故障侧的卷筒驱动将悬吊着的钢水包安全地降落至安全位置。(3)钢丝绳的安全系数一般均在7以上。(4)每一组驱动电机设置两个工作制动器每个制动器的制动力矩是主起升机构总负载1.1倍以上。大型铸造起重机一般选用盘式制动器以便降低主起升机构高速轴上的转动惯量减少起制动时的能量消耗以及维护检修方便。(5)在星形减速器传动的大型起重机的起升机构中应增设安全制动器。(6)铸造起重机应设有超载限制器或电子秤以便进行机构的超载保护或称量。(7)起升限位开关采用两套起升限位开关。一套重锤限位一套旋转限位。一套安装在上滑轮组旁一套安装在卷筒轴上。(8)主起升电动机的安全保护:在电机轴上安装有超速开关当起升速度超过额定速度的1.35倍时超速保护起升电机停止转动。还有过流保护过热保护缺相保护线路保护短路保护接地保护和零位保护以及失压保护。(9)对于铸锭起重机应设有三维定位装置或铸锭对准仪使铸锭对位准确提高生产效率。(10)大车运行设有红外线防碰撞装置等。6铸造起重机的发展趋势铸造起重机的发展趋势随着冶金工业的发展铸造起重机日趋向高速化、大型化、智能化方向发展。450t、500t铸造起重机主起升机构的起升速度已达12mmin副起升速度15mmin主副小车运行速度均在40mmin以上大车运行速度在80mmin以上。目前世界上起重量最大的铸造起重机是英国亚当森公司生产的起重量已达550t。国内起重能力最大的铸造起重机是太原重工股份公司生产的起重量已达450t使用在宝钢、武钢、鞍钢共有十多台。整机电控配置先进已发展到全部机构变频调速。检测手段先进运行自动监控自动跟踪检测智能化给维护检修提供便捷太原科技大学毕业设计（论文）-4-第第2章章起升机构设计起升机构设计2.1确定起升机构的传动方案，选择滑轮组和吊钩组确定起升机构的传动方案，选择滑轮组和吊钩组2.1.1主起升机构2257515t铸造起重机主起升设计：起重机设计主参数：起起升升机机构构计计算算简简图图太原科技大学毕业设计（论文）-5-起重量：主钩：225t副钩：75t小副钩：15t起重机跨度：28m起升高度：主钩：28m副钩：30m小副钩：32m起升速度：主钩：2.77mmin副钩：5.12mmin小副钩：16运行速度：主小车运行：30.2mmin副小车运行：31mmin大车运行：60mmin重量t：主小车106.8，副小车30.5，起重机407.1最大轮压KN：620根据设计所给的参数我们可以有如下方案，如图a所示。显然，a方案结构简单，安装及维修都比较方便，但是由于轴两端的变形较大使得小齿轮沿齿宽方向受力不均匀，易产生磨损。针对这一缺点b方案都对其进行了完善，使小齿轮的受力均匀，而且从结构上看，该方案不但可以使小齿轮受力均匀，而且结构紧凑简单，又考虑我国现有的生产经验故采用最终采用此方案。由设计参数知，起升高度H为31m，根据这一参数，我们选择双联滑轮组单层卷绕。这种绕绳方法构造简单，制造及安装方便，由于该起重机的起重量较大，钢丝绳对卷筒的压力较大，故此采用单层绕。综上所述，采用开式、双联滑轮组单层绕结构。按Q=300t，查1表4-1取滑轮组的倍率Ih=10，则可知钢丝绳的分支数为Z=4Ih=40。查2表15-15，知Q=300t的桥式起重机选用叠片式双钩，叠板式双钩是由钢板冲剪成的钢片，用铆钉连接开式传动而成。为了使负荷均等分布到所有钢片上，在叠板钩开口处，装镶可拆环的钢板。同时，在钩颈环形孔中装有轴套。钩片材料用A3钢。这种结构有很多优点：（1）制造比较简单，特别是尺寸较大的吊钩（2）工作可靠，因为破坏开始时，首先在某一片钢片上产生，这样就可以进行维修，从而避免了破坏的进一步发展。该吊钩的自重为：G0=14t，两动滑轮间距A=250mm.。太原科技大学毕业设计（论文）-6-电电动动机机变变速速箱箱开开式式齿齿轮轮卷卷筒筒轴轴承承轴轴承承联联轴轴器器图a第一种传动方案电电动动机机变变速速箱箱开开式式齿齿轮轮卷卷筒筒轴轴承承轴轴承承联联轴轴器器联联轴轴器器图b第二种传动方案太原科技大学毕业设计（论文）-7-2.1.2副起升机构副起升机构参照主起升机构的原理采用，闭式传动、双连滑轮组、单层绕结构。根据其要求的起重量为50t，查1表4-1可知，取滑轮组倍率Ih=4，则承重绳的分支为：Z=2Ih=8。查2表15-10选用单钩（梯形截面）A型，其自重为Gg=326kgf，查2表15-15选用5个滑轮，直径采用D=600mm，其自重为Gg=80kgf，两动滑轮间距为A=120mm，估算吊钩组自重为Gg=1t。（参阅2表13-2）。2.2选择钢丝绳选择钢丝绳2.2.1主起升机构主起升卷筒的钢丝绳的卷绕主起升卷筒的钢丝绳的卷绕在双联滑轮组中，可以采用平衡滑轮结构，但也可以采用平衡杠杆来满足使用及装配的要求。采用平衡杠杆的优点是能用两根长度相等的短绳来代替平衡滑轮中所用的一根长绳，这样可以更加方便的进行更换及安装，特别是在大起重量的起重机当中，绳索的分支数比较多，采用这种结构的又有点就更加明显。其具体结构如上图所示。因为在起升过程中，钢丝绳的安全性至关重要，所以要保证钢丝绳的使用寿命，为此，我们可以采取以下措施：（1）高安全系数，也就是降低钢丝绳的应力。（2）选用较大的滑轮与卷筒直径。太原科技大学毕业设计（论文）-8-（3）滑轮槽的尺寸与材料对于钢丝绳的寿命有很大的关系，其太大会使钢丝绳与滑轮槽接触面积减小，太小会使钢丝绳与槽壁间的摩擦剧烈，甚至会卡死。（4）尽量减少钢丝绳的弯曲次数。滑轮组采用滚动轴承，当ih=12时，查3表2-1，知滑轮组的效率是：h=0.915。钢丝绳受到的最大的拉力为：kgfiGQshh14298915.012210)14300(2)(30max查3表2-4知在中级工作类型时，安全系数K=5.5，钢丝绳选用线接触6w（19）型钢丝绳，查2表12-3可知，其破断拉力换算系数=0.85，则钢丝绳的计算钢丝绳破断拉力总和为：kgfsksb9251641429885.05.5max查2表12-10知，钢丝绳6w（19），公称抗拉强度185kgf直径d=35mm，其钢丝破断拉力总和为：Sb=92750kgf，标记如下：钢丝绳6w（19）-35-185-I-光-右交（1102-74）2.2.2副起升机构太原科技大学毕业设计（论文）-9-副卷筒的钢丝卷绕副卷筒的钢丝卷绕根据其倍率为Ih=4，如上主起升机构的计算，查3表2-1知滑轮组效率为h=0.975，钢丝绳所受的最大拉力：5.6538)915.042(10)150(2)(30maxhhiGQs查3表2-4知在中级工作类型时，安全系数K=5.5，钢丝绳采用线接触6w（19）型钢丝绳，查2表12-3可知，其破断拉力换算系数=0.85，则钢丝绳的计算钢丝绳破断拉力总和为：423085.653885.05.5maxsksb查2表12-10知，钢丝绳6w（19），公称抗拉强度200kgf，直径d=22.5mm，其钢丝破断拉力总和为：Sb=42350kgf，其标记如下：钢丝绳6w（19）-22.5-200-I-光-右交（1102-74）2.3确定滑轮组的主要尺寸确定滑轮组的主要尺寸滑轮许用最小直径：Dd(e-1)，查3表2-4查知，其中轮绳直径比e=25。太原科技大学毕业设计（论文）-10-2.3.1主起升机构有：D35(25-1)=840mm，参考2表13-2，初步选用滑轮D=1000mm，由1中附表2知取平衡滑轮直径Dp=0.6D=0.61000=600mm，取Dp=600mm，其具体尺寸参照2表13-2。2.3.2副起升机构有：D22.5(25-1)=540mm，参考2表13-2，初步选用滑轮D=600mm，由1中附表2知取平衡滑轮直径Dp=0.6D=0.6600=360mm，取Dp=400mm，其具体尺寸参照2表13-2。2.4确定卷筒尺寸并验算其强度确定卷筒尺寸并验算其强度卷筒直径：Dd(e-1)2.4.1主起升机构卷筒直径：Dd(e-1)=3524=840mm为了适当的减少卷筒的长度，故此选用较大直径的卷筒，选用卷筒直径D=2100mm，参照2表14-3，选用标准槽卷筒，其绳槽螺距。卷筒长度：100)4(2LtZDHiLh即4581mm16038422138)(3.1412310002L则卷筒的长度为：L=4600mm如上公式，其中Z0为附加安全圈数，取Z0=2。L1为卷筒中央无槽的光面部分，取其L1=A=160mm，D0为卷筒计算直径D0=D+d=2138mm。卷筒的壁厚：mm5248)106(210002.0)106(02.0D太原科技大学毕业设计（论文）-11-取=50mm。卷筒壁压力验算：kgfcm2752)3850(14298maxmaxtsy卷筒设计采用20Mn钢焊接而成，查4表4-9知，其抗压强度极限=4500bykgfcm2抗拉强度极限b=2750kgfcm2故其许用压应力y=by4.25=45004.25=1059kgfcm2因此可以看出强度足够可以满足使用要求。由于卷筒长度L3D故此略去有弯矩产生的拉应力计算。2.4.2副起升机构卷筒直径：Dd(e-1)=22.524=540mm同主起升机构类似，为了减少卷筒的长度，故此选用较大直径的卷筒，选用卷筒直径D=1000mm，参照2表14-3，选用标准槽卷筒，绳槽螺距t=25mm。卷筒长度：100)4(2LtZDHiLh即：2475mm12025421022.5)(3.144330002L则卷筒的长度为：L=2500mm其中Z0为附加安全圈数，取Z0=2。L1为卷筒中央无槽的光面部分，取其L1=A=120mm，D0为卷筒计算直径D0=D+d=1022.5mm。卷筒的壁厚：mm3026)106(100002.0)106(02.0D取=28mm。卷筒壁压力验算：太原科技大学毕业设计（论文）-12-kgfcm2934)5.28.2(5.6538maxmaxtsy同主卷筒起升机构类似，对其进行强度验算。对于20Mn，查4表4-9知，其抗压强度极限=4500kgfcm2抗拉强度极限b=2750kgfcm2故其许用压应by力y=by4.25=45004.25=1059kgfcm2因此可以看出其强度足够，可满足使用要求。由于卷筒长度L3D故此略去因弯矩而产生的拉应力校核。2.5选电动机选电动机计算静功率：)60102()()0UGQNj2.5.1主起升机构Nj=（300+14）1031.1（102600.8）=70.5kw其中，由于机构采用开式传动，故存在开式齿轮传动效率，因此，机构的总效率取为0.8。电动机的计算功率：NekdNj=0.866.4=56.4kw其中，系数kd据3表6-1查得，取kd=0.8查2取电动机型号为JZR263-10其参数分别为：Ne（25%）=60kwn1=580rpmGDd=13.58kgfm2。2.5.2副起升机构Nj=（50+1）1037.0（102600.85）=68.6kw其中，由于机构采用闭式传动，无开式齿轮传动效率，因此，机构的总效率取为0.85。电动机的计算功率：NekdNj=0.868.6=54.9kw太原科技大学毕业设计（论文）-13-其中，系数kd据3表6-1查得，取kd=0.8，查2，本着满足要求，又能减少成本，便于安装维修的目的，选用电动机型号为JZR263-10型其参数分别为：Ne（25%）=60kwn1=580rpmGDd=13.58kgfm2。2.6验算电动机发热条件验算电动机发热条件2.6.1主起升机构按照等效功率法得，当JC%=25%时，所需的等效功率是：Nx=47.6kwkwNrkNjx6.475.709.075.025其中，k25为工作类型系数，由3表6-4查得，取k25=0.75；r为考虑其动机工作时间对发动机影响的系数，查3图6-8取r=0.9，由上述计算可知Nx：Ne，故电动机满足要求。2.6.2副起升机构按照等效功率法得，当JC%=25%时，所需的等效功率是：kwNrkNjx3.466.689.075.025Nx=46.3kw其中，k25为工作类型系数，由3表6-4查得，取k25=0.75；r为考虑其动机工作时间对发动机影响的系数，查3图6-8取r=0.9，由上述计算可知：NxNe，故副起升机构的电动机也满足要求。2.7选择减速器选择减速器2.7.1主起升机构卷筒转速为：0Divnhj即：1.966rpm2.1383.14121.1nj减速机构的总传动比为：i0=5801.966=295查1附表13选用传动比为40.17的ZQ-1000-的减速器，当中级工作类型时，许用功率为N=79kw，i0，=40.17，自太原科技大学毕业设计（论文）-14-重Gg=2140kgf，输入轴直径为d1=90mm，轴端长l1=135mm。2.7.2副起升机构卷筒转速为：0Divnhj即，nj=7.04（3.141.0225）=8.72rpm减速机构的总传动比为：i0=5808.72=66.5查2表21-12选用ZQ-1000+250型的减速器，当中级工作类型时，许用功率为N=68.5kw，i0，=65.54，自重Gg=2189kgf，输入轴直径为d1=70mm，轴端长l1=110mm。2.7.3关于开式齿轮的计算开始齿轮的传动比是i=i0i0，=29540.17=7.34，取i=7.4参考小车布置及各部件的安装位置，我们应用的开始齿轮尺寸为：D1=300mmD2=2220mm齿轮宽度为B=100mm2.8验算起升速度和实际所需功率验算起升速度和实际所需功率2.8.1主起升机构实际起升速度：1.09mmin7.4)(40.172951.1i0i0vv误差为：=(v，-v)v100%=（1.1-1.09）1.1100%=0.9%因，故此设计满足设计要求。实际所需功率为：Nx，=Nxv，v=47.61.091.1=47.2kw因Nx，Ne(25%)，故满足要求。太原科技大学毕业设计（论文）-15-2.8.2副起升机构实际起升速度：v，=vi0i0，=7.066.565.54=7.1mmin误差为：=(v，-v)v100%=（7.1-7）7100%=1.4%因，故此设计满足设计要求。实际所需功率为：Nx，=Nxv，v=46.37.17=46.96kw因Nx，Ne(25%)，故功率设计满足要求。2.9校核减速器输出轴强度校核减速器输出轴强度输出轴最大径向力为：)(21maxmaxRGsaRj输出轴最大扭矩为：)8.07.0(00maxmaxMiMMe2.9.1主起升机构Rmax=12（214298+3103）=15798kgfGj为卷筒及轴自重，参照1附表8估算Gj=3t，查114可知ZQ-1000型减速器输出轴端最大容许径向载荷R=16700kgf。因RmaxR，故设计满足要求。电动机的额定力矩M=97560580=100.86kgf，则输出轴最大扭矩为：00maxmax)8.07.0(iMMe其中，max取2.8（当Jc=25%时，电动机最大力矩倍数）0=0.95（减速器传动效率），则有：Mmax=(0.70.8)2.8100.860.9540.17=7543.98620.5kgfm查1附表14知，ZQ-1000-型减速器的输出轴最大容许扭矩是：M=20500kgfm太原科技大学毕业设计（论文）-16-因MmaxM，故计算满足要求。2.9.2副起升机构输出轴最大径向力为：)(21maxmaxRGsaRjRmax=12（26538.5+2500）=7788.3kgf其中，Gj为卷筒及轴自重，参照1附表8估算Gj=2.5t，查1附表14可知ZQ-1000-型减速器输出轴端最大容许径向载荷为R=16700kgf。因Rmax20000kgfm，即：有MmaxM，故减速器满足扭矩要求。2.10选择制动器选择制动器选用电力液压块式制动器，其设计上具有明显的优点，主要是：连锁式退距均等装置，在使用过程中可始终保持两侧瓦块退距均等并且无需调整，可完全避免因退距不均是一侧制动衬垫浮贴在制动轮的现象；并设有瓦块自动随位装置。主要摆动交点均设有自动润滑轴承，传动效率较高，寿命长，在使用过程中无须润滑。制动弹簧在方管内布置在一侧设有标尺，使用过程中可以方便的读出制动力矩的值，免去了测量和计算的麻烦。只动衬垫为卡装式整体成型结构，更换十分方便，快捷，备有半金属（无石棉）硬质和半硬质，软质（含石棉）等不同材料的制动衬垫供选择。所需制动力矩为：)2()(00)0iiDGQkMkMhzjzz太原科技大学毕业设计（论文）-17-2.10.1主起升机构Mz1.75（300+14）1032.1380.85（21240.177.4）=131kgfm其中，kz为制动安全系数，据3表6-6查得，据2表18-10选用制动器型号为：YDWZ-400100，其额定制动力矩为：Mez=160kgfm，制动轮直径为：Dz=400mm，制动器重量Gz=155kgf。2.10.2副起升机构Mz1.75（50+1）1031.02250.85（2465.54）=147.9kgfm其中，kz为制动安全系数，如主起升机构据3表6-6查得制动器型号据2表18-10选用制动器型号为：YDWZ-400100，其额定制动力矩为：Mez=160kgfm，制动轮直径为：Dz=400mm，制动器重量Gz=155kgf。其与主起升机构相同。2.11选择联轴器选择联轴器2.11.1主起升机构kgfmnMMiej75.3225806.1609752其中，=2，等效系数由1表2-7查得，nI=1.6为安全系数，据1表2-21查得，Mel为响应与机构Jc%值得电动机额定力矩换算到高速轴上的力矩：Mel=975Ne(25%)nI(25%)，据2图33-1可知，电动机JZR263-10型的轴端圆锥形，d=90mml=130mm。有1附表12查得，减速器ZQ-1000的高速轴端为：d=90mml=135mm。查1附表19选用clz型圆锥孔：图号s160，最大允许扭矩Mmax=315kgfm，飞轮距（GD2）=0.435kgfm2，重量G=25.7kgf，浮动轴端为圆柱形d=55mm，l=85mm查1附表18选用一带制动轮的直径为300mm的半齿联轴器，半齿联轴器其图号为，最大允许扭矩为：太原科技大学毕业设计（论文）-18-Mmax=315kgfm，飞轮距（GD2）=1.8kgfm2，重量为重量G=38.4kgf，浮动轴端直径d=55mml=85mm。2.11.2副起升机构高速轴的计算扭矩为：，kgfmnMMiej75.3225806.1609752等效系数=2，由1表2-7查得，nI=1.6为安全系数，据1表2-21查得，Mel为响应与机构Jc%值得电动机额定力矩换算到高速轴上的力矩：Mel=975Ne(25%)nI(25%)，据2图33-1可知，电动机JZR263-10型的轴端圆锥形，d=90mml=130mm。有1附表12查得，减速器ZQ-1000的高速轴端为：d=90mml=135mm。查1附表19选用clz型圆锥孔半齿联轴器：图号s160，最大允许扭矩Mmax=315kgfm，飞轮距（GD2）=0.435kgfm2，重量G=25.7kgf，浮动轴端为圆柱形d=55mm，l=85mm查2表21-10可知，ZQ-1000+250型减速器高速轴端为：d=70mml=110mm查1附表18选用一带制动轮的直径为300mm的，其图号为s298，最大允许扭矩半齿联轴器为：Mmax=315kgfm，飞轮距（GD2）=1.8kgfm2，重量为重量G=37.6kgf，浮动轴端直径d=55mml=85mm。2.12验算启动时间验算启动时间2.12.1主起升机构起动时间：)()()()(3752200121iDGQGDcMMntjqq其中，kgfGDlGDGDGDzd815.158.1435.058.13)()()(22212平均起动力矩：kgfnNMMeeq3.151580609755.19755.15.1%)25(1%)25(太原科技大学毕业设计（论文）-19-静阻力距：4.111)8.05.29122(135.210)14300(2)(30iGQMj因此有：sec71.0)85.0)29512(135.210)14300(815.1515.1()4.1113.151(375580223qt参照3P71有，tq=0.71sec，可知其满足电动机的要求，采取增加启动电阻的方法，延长起动时间。2.12.2副起升机构起动时间：)()()()(3752200121iDGQGDcMMntjqq其中，kgfGDlGDGDGDzd815.158.1435.058.13)()()()(22212平均起动力矩：kgfnNMMeeq3.151580609755.19755.15.1%)25(1%)25(静阻力距：117)85.054.6542(0225.110)150(2)(30iGQMj因此有：sec84.0)85.0)54.654(0225.110)150(815.1515.1()1173.151(375580223qt即，tq=0.84sec，可知其满足电动机的要求。2.13验算制动时间验算制动时间制动时间为：太原科技大学毕业设计（论文）-20-)()()(3752200121iDGQGDcMMntjezz其中，kgfmiiGQMhj75.75)295122(8.0135.21014.3)2()(3000.3575.75)-(1602375295)(120.8)2.1352103(3.1415.8151.15580tz参照3表6-7知，当起升速度12mmin时，tz11.25，故tztz，满足要求。其中：kgfmiiGQMhj53.84)54.6542(85.00225.11051)2()(300tz=5801.1515.815+(511031.022520.85)(465.54)2375(160-84.53)=0.386sec参照3表6-7知，tz=1sec，故tztz，满足设计要求。2.14高速浮动轴计算高速浮动轴计算2.14.1主起升机构（1）疲劳计算轴受脉动扭转载荷，其等效扭矩：MI=Me=2100.86=201.72kgfm为等效系数，有1表2-7查知，=2；Me为相应与机构工作类型的电动机额定力矩折算到计算到计算轴的力矩：kgfmnnMee86.10058060975975%)25(1%)25(由选择联轴器时确定的浮动轴端直径d=55mm则扭转应力为：Ln=Miw=201.72102(0.2552)=610kgfcm2许用扭转应力为：211)(2nkok太原科技大学毕业设计（论文）-21-轴材料选用45号钢，2230006000cmkgfcmkgfsb查1表2-17得知，nxssbkkkcmkgfcmkgf1800066.0132022.0221考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数；Kx与零件几何形状有关的系数，对于零件表面有急剧过渡和开有及紧配合区段，Kx=1.5-2.5，Km与零件表面加工光洁度有关，对于5，Km=1.15-1.2，对于3，Km=1.25-1.35，此处取k=21.25=2.5，为考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，对碳钢低合金钢=0.2，n2安全系数，查1表2-21取n=1.6。满足设则有：，21.6116.1)2.05.2(1322cmkgfok故有：nok，计要求满足设计要求。（2）静强度计算轴的最大扭矩为：kgfmMMJC8.2224.11122其中，2为动力系数，据1表2-5查得，因轴的工作速度较高取2=2；Mj按额定起重量计算轴所受静阻力矩，又上述计算可知，Mj=111.4kgfm最大扭转应力为：232max6.669)5.52.0(108.222cmkgfWM需用扭转应力为：211256.11800cmkgfns其中，n为安全系数，有1表2-21查知:n=1.6由于max故该设计合适。太原科技大学毕业设计（论文）-22-浮动轴中间轴径为：d=d+(5-10)=60-65mm取d1=150mm.2.14.2副起升机构疲劳计算MI=Me=2100.86=201.72kgfm以下计算同主起升机构相同，最终结果为，其最大扭矩满足要求。第第3章章小车运行机构的设计计算小车运行机构的设计计算3.1确定机构的传动方案确定机构的传动方案如P所示采用下图所示的小车运行机构传动简图：电电机机联联轴轴器器变变速速器器联联轴轴器器联联轴轴器器联联轴轴器器联联轴轴器器3.2选择车轮与轨道并验算其强度选择车轮与轨道并验算其强度车轮的最大轮压，小车自重估算取为Gx=0.35Q=105t参照2P476公式，吊钩式小车自重为Gr=0.35Q假设小车的轮压均匀分布，则有：轨道QU100kgfGQPxcma5062510)105300(81)(413载荷率为：，参照2标9-7选择车轮，Dc=700mm86.2105300xcGQ车轮直径为Dc=700mm，轨道为QU100的许用轮压为65.5tf，故该设计符合要太原科技大学毕业设计（论文）-23-求。疲劳计算疲劳计算时的等效载荷为：kgfQQd150000103005.03其中，2=0.5，即等效系数，据3表2-7查得，车轮的计算轮压为：kgfprkpdj213032630081.011其中，kgfGQpxcdd26300810)105150(8)(3（小车的等效轮压）k1为冲击系数，由3表5-2查知，k2=1r1为载荷变化系数，查3表5-3可知，当QdGxc=150105=1.43时，取r=0.81。据线接触情况，计算接触疲劳应力，27.4857)6510(21303260062600cmkgfdpjjx其中，b为车轮踏面与轮轴的有效接触宽度，查3表19-10取=10cmD为车轮踏面直径，取D=65cm，对于车轮材料65Mn由3表5-4差的接触许用应力为：=11000-12000kgfcm2则有：GjdGjd，即满足要求。（）最大计算轮压为：Pjmax=K2Pmax=150025=50025kgf其中，K2为冲击系数，由3表5-2查知，K2=1线接触时，进行强度校核的接触应力，2maxmax7488)6510(506252600602600cmkgfpj车轮材料有65Mn，其dmax=8000-9000kgfcm2dmaxdmax太原科技大学毕业设计（论文）-24-强度校核满足要求.3.3运行阻力的计算运行阻力的计算摩擦总阻力矩为：)2)(udkGQMxvm有2表可知，D700mm车轮的轴承型号为3634轴承内径和外径的平均值d=130mm由3表7-1查得滚动摩擦系数k=0.0007由27-2查知轴承的摩擦系数为u=0.02查2表7-3知附加阻力系数=2.0则有:Mm=2(300103+105103)(0.0007+0.020.132)=1053kgfm运行摩擦阻力:kgfmDMPcQQmQQm30087.0210532)()(Mm=1053kgfm当无载时kgfudkQMxcQQm420)213.002.00007.0(101052)2(3)(3.4选电动机选电动机太原科技大学毕业设计（论文）-25-电动机静功率：mvPNxcjj60102其中，Pj=Pm(Q=Q)满载运行时静功率。M=1驱动电动机台数，则有Nj=30088(102600.91)=4.37kw初选电动机功N=kdNj=14.37=4.37kw其中kd为电动机功率增大系数据3表7-6取=1.0查2表33-6选用电动机JZR221-6Ne=5.0kwn1=930rpm(GD2)d=0.37kgfm2电动机重量G=95kgf.3.5验算电动机发热条件验算电动机发热条件等效功率，kwrNkNjx7.337.412.175.025其中，k25，工作类型系数，据1取k25=0.75；r按起重机的工作类型取r=1.12由以上计算可以c看出，NxNe，故电动机满Nx=3.7kw足设计要求。3.6选择减速器选择减速器车轮转速：rpmDvncxcc64.3)7.014.3(8机构传动比，i0=n1nc=9303.64=255.5查5表21-12选用ZH-28-DL-265-7.3型减速器，i0=265.71，N=7.3kw（输入轴转速为750rpm）可见NjN。3.7验算运行机构速度和实际所需功率验算运行机构速度和实际所需功率实际运行速度：min75.871.2656.290800miivvxcxc误差：%15%3.9%1008)0.875.8(xcxcxcvvv太原科技大学毕业设计（论文）-26-合适，满足要求。实际所需电动机静功率为：Nj=NjVxcVxc=4.378.758=4.78kwN故减速器满足要求。3.10验算起动不打滑条件验算起动不打滑条件因该机型用于电站厂房内的检修，故坡度及风阻力矩均不计，故在无载启动时，主动车轮上与轨道接触处的圆周切向力：查2表18-10，取YDWZ-20025型制动器，额定制动力矩Mez=20kgfm。由于所取制动时间tz=3sec，且已经验算了启动不打滑条件，故略去制动不打滑验算。3.11选择连轴器选择连轴器机构高速轴上全齿连轴器的计算扭矩kgfmnMMeljs7.144.1930597521其中，=2，等效系数，查1表2-7可知，n1=1.4安全系数，查1表2-21可知，Mel相应于机构JC%值得电动机额定力矩折算到高速轴上的力矩，查2图33-1可知，电动机JZR2-21-6的参数为：d=40mml=110mmd=40mml=110mm.查2表17-6选用clz3型连轴器，最大允许扭矩为：M=315kgfm飞轮矩（GD2）z=0.345kgfm2重量为：Gz=21.7kgfm.(2)低速轴的计算扭矩kgfmiMMjsjs7.17579.071.2657.145.05.00太原科技大学毕业设计（论文）-28-查2表21-11知，ZQ-850+250型减速器的低速轴为：d=140mml=200mm，查2表19-7可知，QU800型车轮伸出轴端：d=150mml=180mm.查2表17-6选用连轴器clz8型，最大允许扭矩为：Mmax=23660kgfm.3.12演算低速浮动轴强度演算低速浮动轴强度疲劳演算低速浮动轴的等效扭矩：kgfmiMMel5.8779.071.265224.34.12011其中，=1.4，查1表2-7知，因浮动轴d=130mm则有：kgfmWMIn200)133.0(5.87721则其许用扭转应力为：211.3774.115.213201cmkgnkmk其中，材料用45钢，取s=6000kgfcm2s=3000kgfcm2-1=0.22s=0.226000=1320kgfcm2s=0.6s=0.63000=1800kgfcm2k=kxkm考虑零件的几何形状及表面状况的应力集中系数，取k=2.5I=1.4，安全系数查1表2-21可知，有n-1n满足要求。(2)静强度计算静强度计算扭矩：kgfmiMMel8.9399.071.65224.55.1202其中，为动力系数，查1表2-5的=1.5，扭转应力：max=M2W=939.8(0.2132)=214kgfcm2许用扭转应力为：=sn2=18001.4=1286kgfcm2，故，d1=140mm静强度验算满足要求。太原科技大学毕业设计（论文）-29-浮动轴径：d1=d+(5-10)=130+(5-10)=135-140mm，取d1=140mm。第第4章章动滑轮的计算动滑轮的计算滑轮是用来支撑绳索及改变绳索运动方向的零件，通过绳索可以组成滑轮组。对于小型齿轮多采用铸造的方法制造，但考虑到齿轮的直径较大，采用铸造生产自重大，造成功率的浪费，故改用焊接的方法生产。有前述主起升机构的计算，参照1表13-2，滑轮具体尺寸如下所示：L=1125mml=1000mmd=272.5mmB=141mmb=108mmD=1000mm第第5章章主起升机构的卷筒的计算主起升机构的卷筒的计算5.1卷通心轴的计算卷通心轴的计算由前述可以得知，卷筒的名义直径D=210mm螺旋节距为：t=38mm卷筒长度为：L=4600mm壁厚为：=50mm.钢丝绳受到的最大拉力为：太原科技大学毕业设计（论文）-30-Smax=14298kgf5.1.1支座反力kgfRA1.137265000)2001748(14298)2001748904(14298RB=142982-13726.1=14870kgf心轴右侧支撑最大弯矩：MW=RB20=1487020=297400kgfcm疲劳计算对疲劳计算采用等效弯矩，查1表2-7可知，其等效系数为：=1.1，等效弯矩：Md=Mw=1.1297400=327140kgfcm弯曲应力：=Md0.1d3=327140(0.120)=409kgfcm3轴材料采用45钢，其b=6000kgfcm2s=3000kgfcm3-1w=0.43b=2580kgfcm2-1=k1nd=200mmd=1.6为安全系k=kxkm=1.41.5=1.61kx=1.4与零件几何形状有关的应力集中系数；km为与零件表面加工光洁度有关的应力集中系数上述比值参考1P99。有：40052002004600卷卷筒筒心心轴轴得得计计算算简简图图太原科技大学毕业设计（论文）-31-1=25801.611.6=1002kgfcm2因：w-1故设计满足要求。静强度计算kgfcmMMww3568802974002.12max233maxmax1.446)201.0(3568801.0cmkgfdMw许用应力：w=s=30001.6=1875kgfcm2因max故设计满足要求。5.2选择轴承选择轴承因轴承的外座圈固定，内座圈与心轴一同旋转，应按额定动负荷来选择。轴承的径向负荷：Fr=fdRb=1.114810=16291kgf轴向负荷为：Fd=0中级工作类型时的轴承工作时数为：Lh=4000h则有：Lh=10660n(cp)3即4000=106601.966(cp)3其中，cp=0.8查2表9-6-2选用双列圆锥滚子轴承352211，其e=0.4，由于FaFr=0e故有：x=1y=1.7额定载荷：Cr=17500kgf轴承座为：SN309，参照4表9-8.当量动载荷:P=xFr+yFn=116291+0=16291kgfc=cpp=0.816291=13032.8kgf由于ccv故设计满足要求。5.3绳端固定装置计算绳端固定装置计算绳索卷筒的表面有光面和螺旋槽的两种。光面的多用于多层卷绕钢丝绳的卷筒，其构造比较简单，绳索按螺旋形紧密的排列在卷筒表面，绳圈依次卷绕在槽内，太原科技大学毕业设计（论文）-32-使绳索与卷筒接触面积增大，单层卷绕钢丝绳卷筒上车有螺旋槽，绳圈依次卷绕在槽内，使绳索与卷筒接触面积增大，从而降低单位压力；此外，绳索节距大于绳索直径。绳之间有一定间隙，工作时不会彼此摩擦，可以延长钢丝绳的使用寿命。螺旋槽有浅槽（标准草）和深槽两种。一般情况下，多采用标准槽，因此其节距比深槽的短，所以绳槽圈数相同时，标准槽的卷筒工作长度比深槽的短。但是，如果，钢丝绳绕入卷筒的偏角较大，或对于在使用过程中钢丝绳又脱槽的危险时，为避免钢丝绳脱槽或乱绕。可以用深槽的卷筒。据钢丝绳直径为35mm，据2标4-5选用压板固定装置，双头螺栓直径M3.已知，卷筒长度计算中采用的附加圈数Z=2，绳索与卷筒绳槽间的摩擦系数f=0.15，则在绳端固定处的作用力为：S=Smaxefa=14298e0.1543.14=2176.3kgf压板螺栓所受拉力P=S(f+f1)=2176.3(0.15