现代双梁桥式起重机的设计.doc

河北工程学院毕业设计（论文） - 1 - 第第1章章前言前言 起重机械是用来升降物品或人员的，有的还能使这些物品或人员在其工作 范围内作水平或空间移动的机械。取物装置悬挂在可沿桥架运行的起重小车或 运行式葫芦上的起重机，称为“桥架型起重机” 。 桥架两端通过运行机构直接支承在高架轨道上的桥架型起重机，称之为 “桥式起重机” 。桥式起重机一般有大车运行机构的桥架、装有起升机构和小车 运行机构的起重小车、电气设备、司机室等几大部分组成。外形像一个两端支 承在平行的两条架空轨道上平移运行的单跨平板桥。起升机构用来垂直升降物 品，起重小车用来带着载荷作横向移动，以达到在跨度内和规定高度内组成的 三维空间里做搬运和装卸货物用。 桥式起重机是使用最广泛、拥有量最大的一种轨道运行式起重机，其额定起重 量从几吨到几百吨。最基本的形式是通用吊钩桥式起重机，其他形式的桥式起 重机都是在通用吊钩桥式起重机的基础上派生发展出来的。 起重机的产品型号表示为： 类、组、型代号 特征代号 主参数代号 更新代号 例如：QD20/5桥式起重机表示为，吊钩桥式起重机，主钩20t，副钩5t。 在设计过程中，结合起重机的实际工作条件，注意了以下几方面的要求： 整台起重机与厂方建筑物的配合，以及小车与桥架的配合要恰当。小车与桥架 的相互配合，主要在于：小车轨距（车轮中心线间的水平距离）和桥架上的小 车轨距应相同，其次，在于小车的缓冲器与桥架上的挡铁位置要配合好，小车 的撞尺和桥架上的行程限位装置要配合好。小车的平面布置愈紧凑小车愈能跑 到靠近桥架的两端，起重机工作范围也就愈大。小车的高度小，相应的可使起 重机的高度减小，从而降低了厂房建筑物的高度。 小车上机构的布置及同一机构中各零件间的配合要求适当。起升机构和小 车平面的布置要合理，二者之间的距离不应太小，否则维修不便，或造成小车 架难以设计。但也不应太大，否则小车就不紧凑。 小车车轮的轮压分布要求均匀。如能满足这个要求，则可以获得最小的车 轮，轮轴及轴承箱的尺寸，并且使起重机桥架主梁上受到均匀的载荷。一般最 河北工程学院毕业设计（论文） - 2 - 大轮压不应该超过平均轮压得20%。 小车架上的机构与小车架配合要适当。为使小车上的起升、运行机构与小 车架配合得好，要求二者之间的配合尺寸相符；连接零件选择适当和安装方便。 在设计原则上，要以机构为主，尽量用小车架去配合机构；同时机构的布置也 要尽量使钢结构的设计制造和运行机构的要求设计，但在不影响机构的工作的 条件下，机构的布置也应配合小车架的设计，使其构造简单，合理和便于制造。 尽量选用标准零部件，以提高设计与制造的工作效率，降低生产成本。小车各 部分的设计应考虑制造，安装和维护检修的方便，尽量保证各部件拆下修理时 而不需要移动邻近的部件。总之，要兼顾各个方面的相互关系，做到个部分之 间的配合良好。 河北工程学院毕业设计（论文） - 3 - 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 起起升升机机构构计计算算简简图图 河北工程学院毕业设计（论文） - 4 - 根据设计要求的参数，起重量Q=300t，属大起重量桥式起重 机，鉴于目前我国的生产经验及以生产出的机型，决定采用开式 传动。 该设计的基本参数如下表： 起重 量Q 起升高 度H 起升速度V运行速度V跨 度L 300/ 50t 31/ 33m 1.1/7.0m/min27.5/ 8.0m/min 22m 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=4*Ih=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 河北工程学院毕业设计（论文） - 5 - 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 河北工程学院毕业设计（论文） - 6 - 多优点：（1）制造比较简单，特别是尺寸较大的吊钩（2） ih=12 工作可靠，因为破坏开始时，首先在某一片钢片上产生， Z=24 这样就可以进行维修，从而避免了破坏的进一步发展。该 叠片式 吊钩的自重为：G0=14t，两动滑轮间距A=250mm.。 双钩 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=2 Ih=8。 ih=4 查2表15-10选用单钩（梯形截面）A型，其自重为 Z=8 Gg=326kgf，查2表15-15选用5个滑轮，直径采用D=600mm 单钩 ，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 河北工程学院毕业设计（论文） - 7 - 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。 （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： kgf i GQ s hh 14298 915.0*12*2 10*)14300( 2 )( 3 0 max 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： kgf s k sb 92516414298* 85.0 5.5 max 查2表12-10知，钢丝绳6w（19） ，公称抗拉强度185kgf Smax=14298kgf 直径d=35mm，其钢丝破断拉力总和为：Sb=92750kgf， d=35mm 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 河北工程学院毕业设计（论文） - 8 - 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 . 0 *4*2( 10*)150( 2 )( 3 0 max hh i GQ s 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： 42308 5.6538*85.0 5.5 * max s k sb 查2表12-10知，钢丝绳6w（19） ，公称抗拉强度200kgf， Smax=6538.5kgf 直径d=22.5mm，其钢丝破断拉力总和为：Sb=42350kgf， d=22.5mm 其标记如下： 钢丝绳6w（19）-22.5-200-I-光-右交（1102-74） 河北工程学院毕业设计（论文） - 9 - 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。 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 D=1000mm =0.6*1000=600mm，取Dp=600mm，其具体尺寸参照2表13-2 。 Dp=600mm 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=0.6*600=360mm，取Dp=400mm， D=600mm 其具体尺寸参照2表13-2。 Dp=400mm 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)=35*24=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： 10 0 )4(*2LtZ D Hi L h 即 4581mm 16038*42 2138)*(3.14 12 *31000*2L 则卷筒的长度为：L=4600mm 河北工程学院毕业设计（论文） - 10 - 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： mm 5248)106(2100*02.0 )106(02.0 D 取=50mm。 卷筒壁压力验算： kgf/cm2 752 )38*50( 14298 max max t s y 卷筒设计采用20Mn钢焊接而成，查4表4-9知，其抗 D=2100mm 压强度极限=4500 kgf/cm2,抗拉强度极限b=2750 kgf/cm2, L=4600mm by 故其许 用压应力y=by/4.25=4500/4.25=1059 kgf/cm2, t=38mm， 因此可以看出强度足够可以满足使用要求。 =50mm 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)=22.5*24=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： 10 0 )4(*2LtZ D Hi L h 即： 2475mm 12025*42 1022.5)*(3.14 4 *33000*2L 河北工程学院毕业设计（论文） - 11 - 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： mm 3026 )106(1000*02 . 0 )106(02. 0 D 取=28mm。 卷筒壁压力验算： kgf/cm2 934 )5.2*8.2( 5.6538 / maxmax ts y 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=4500 kgf/cm2,抗拉强度极 D=1000mm by 限b=2750 kgf/cm2,故其许用压应力y=by/4.25=4500/4.25 t=25mm =1059 kgf/cm2,因此可以看出其强度足够，可满足使用要求。 L=2500mm 由于卷筒长度L3D故此略去因弯矩而产生的拉应力校核。 =28mm 2.5 选电动机选电动机 计算静功率： )60*102( *)( )0 U GQN j 2.5.1 主起升机构 Nj=（300+14）*103*1.1/（102*60*0.8） =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： Nekd* Nj=0.8*66.4=56.4kw 其中，系数kd据3表6-1查得，取kd=0.8 河北工程学院毕业设计（论文） - 12 - 查2取电动机型号为JZR263-10,其参数分别为： Ne（25%）=60kw, n1=580rpm,GDd=13.58 kgfm2。 2.5.2 副起升机构 Nj=（50+1）*103*7.0/（102*60*0.85） =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： Nekd* Nj=0.8*68.6=54.9kw 其中，系数kd据3表6-1查得，取kd=0.8，查2，本着满足 电动 要求，又能减少成本，便于安装维修的目的，选用电动 机型号J 机型号为JZR263-10型,其参数分别为：Ne（25%）=60kw, ZR263-10 n1=580rpm,GDd=13.58 kgfm2。 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=47.6kw kw NrkN jx 6.475.70*9.0*75.0 * 25 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N x： N e，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： kw NrkN jx 3.466.68*9.0*75.0 * 25 Nx=46.3kw 其中，k25为工作类型系数，由3表6-4查得，取k25=0.75； 河北工程学院毕业设计（论文） - 13 - 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： N x N e，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： 0 D iv n h j 即： 1.966rpm2.138* 3.14 12*1.1 nj 减速机构的总传动比为：i0=580/1.966=295查1附表13选 ZQ-1000 用传动比为40.17的ZQ-1000-的减速器，当中级工作类型 -的减 时，许用功率为N=79kw，i0，=40.17，自重Gg=2140kgf，输 速器 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： 0 D iv n h j 即，nj=7.0*4/（3.14*1.0225）=8.72rpm 减速机构的总传动比为： i0=580/8.72=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， ZQ-1000 输入轴直径为d1=70mm，轴端长l1=110mm。 +250 2.7.3 关于开式齿轮的计算 开始齿轮的传动比是i= i0/ i0，=295/40.17=7.34，取i=7.4 开式齿 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 轮的 寸为：D1=300mm, D2=2220mm,齿轮宽度为B=100mm 传动比 河北工程学院毕业设计（论文） - 14 - 2.8 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： 1.09m/min 7.4)*(40.17 295*1.1 i0 i0*v v 误差为： = (v，-v)/v*100% =（1.1-1.09）/1.1*100%=0.9% 因，故此设计满足设计要求。 V=1.09 实际所需功率为： Nx，= Nx* v，/v=47.6*1.09/1.1=47.2kw 因Nx， N e(25%)，故满足要求。 2.8.2 副起升机构 实际起升速度： v，=v*i0/ i0，=7.0*66.5/65.54 =7.1m/min 误差为： = (v，-v)/v*100% =（7.1-7）/7*100%=1.4% 因，故此设计满足设计要求。实际所需功率为： Nx，= Nx* v，/v=46.3*7.1/7=46.96kw因Nx， N e(25%)，故功率设计 v=7.1 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： )*(2/1 maxmax RGsaR j 输出轴最大扭矩为： 河北工程学院毕业设计（论文） - 15 - )8 . 07 . 0( 00maxmax MiMM e 2.9.1 主起升机构 Rmax=1/2*（2*14298*+3*103） =15798kgf Gj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=975*60/580=100.86kgf，则输出轴最大 扭矩为： 00maxmax )8.07.0(iMM e 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)*2.8*100.86*0.95*40.17 =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 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： )*(2/1 maxmax RGsaR j Rmax=1/2*（2*6538.5*+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) 0 iiDGQk MkM hz jzz 2.10.1 主起升机构 Mz1.75*（300+14）*103*2.138*0.85/（2*12*40.17*7.4） =131kgfm 其中，kz为制动安全系数，据3表6-6查得，据2表18-10选 制动器型号 用制动器型号为：YDWZ-400/100，其额定制动力矩为： Mez=160kgfm，制动轮直径为：Dz=400mm，制动器重量 YDWZ- 400/100 河北工程学院毕业设计（论文） - 17 - Gz=155kgf。 2.10.2 副起升机构 Mz1.75*（50+1）*103*1.0225*0.85/（2*4*65.54） =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-400/100，其额 YDWZ- 400/100 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 kgfm nMM iej 75.322 580 6.1*60*975*2 * 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=975*Ne(25%)/ nI(25%)， 据2图33-1可知，电动机JZR263-10型的轴端圆锥形，d=90mm, l=130mm。有1附表12查得，减速器ZQ-1000的高速轴端为： d=90mm,l=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： M max=315kgfm，飞轮距（GD2）=1.8kgfm2，重量为重量 G=38.4kgf，浮动轴端直径d=55mm,l=85mm。 河北工程学院毕业设计（论文） - 18 - 2.11.2 副起升机构 高速轴的计算扭矩为： ， kgfm nMM iej 75.322 580 6 . 1*60*975*2 * 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=975*Ne(25%)/ nI(25%)，据2图33-1可知， 电动机JZR263-10型的轴端圆锥形，d=90mm,l=130mm。有1 附表12查得，减速器ZQ-1000的高速轴端为：d=90mm, l=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：M max=315kgfm，飞轮距（GD2）=1.8kgfm2， 重量为重量G=37.6kgf，浮动轴端直径d=55mm,l=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： )*/(*)()(* )(*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 平均起动力矩： 河北工程学院毕业设计（论文） - 19 - kgf n N MM e eq 3 .151580/60*975*5 . 1 *975*5 . 1 5 . 1 %)25(1 %)25( 静阻力距： 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 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。 Tq=0.71 2.12.2 副起升机构 起动时间： )*/(*)()(* )(*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 平均起动力矩： kgf n N MM e eq 3 .151580/60*975*5 . 1 *975*5 . 1 5 . 1 %)25(1 %)25( 静阻力距： 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，可知其满足电动机的要求。 Tq=0.84 2.13 验算制动时间验算制动时间 河北工程学院毕业设计（论文） - 20 - 制动时间为： /*)()(* )(*375 2 2 001 2 1 iDGQGDc MM n t jez z 2.13.1 主起升机构 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 参照3表6-7知，当起升速度12m/min时，tz11.25， 故tztz，满足要求。 Tq=0.35 2.13.2 副起升机构 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参照3表6-7知， tz=1sec， tz=0.386 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=2*100.86= 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： 河北工程学院毕业设计（论文） - 21 - kgfm n n M e e 86.100 580/60*975975 %)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=Mi/w=201.72*102/(0.2*552)=610kgf/ cm2,许用扭 转应力为： 21 /1*)/(2nk ok 轴材料选用45号钢， 22 /3000,/6000cmkgfcmkgf sb 查1表2-17得知， nxss b kkkcmkgf cmkgf ,/1800066 . 0 ,/132022 . 0 2 2 1 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=2*1.25=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： ， 2 / 1 . 611 6 . 1*)2 . 05 . 2( 132*2 cmkgf ok 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： kgfm MM JC 8 . 222 4 . 111*2* 2 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 河北工程学院毕业设计（论文） - 22 - 算可知，Mj=111.4kgfm最大扭转应力为： 2 3 2 max /6 .669 )5 . 5*2 . 0( 10* 8 . 222 / cmkgf WM 需用扭转应力为： 2 /1125 6 . 1/1800/ cmkgf n s 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。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=2*100.86 =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。 河北工程学院毕业设计（论文） - 23 - 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QU100 kgf GQ P xc ma 5062510*)105300(8/1 )(4 1 3 载荷率为：，参照2标9-7选择车轮， Dc=700mm86 . 2 105/300/ xc GQ 车轮直径为Dc=700mm ，轨道为QU100的许用轮压为65.5tf，故 该设计符合要求。 河北工程学院毕业设计（论文） - 24 - （） 疲劳计算 疲劳计算时的等效载荷为： kgf QQd 150000 10*300*5.0 3 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： kgf prkp d j 21303 26300*81 . 0 *1* 1 其中， kgf GQ p xcd d 26300 8/10*)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Qd/Gxc=150/105 =1.43时，取r=0.81。据线接触情况，计算接触疲劳应力， 2 / 7 . 4857 )65*10/(21303*26006/2600 cmkgf dpj jx 其中，b为车轮踏面与轮轴的有效接触宽度，查3表19-10取 =10cm,D为车轮踏面直径，取D=65cm，对于车轮材料65Mn 触疲校核 由3表5-4差的接触许用应力为：=11000-12000kgf/cm2,则 满足要求 有：GjdGjd，即满足要求。 （） 强度校核 最大计算轮压为： Pjmax=K2Pmax=1*50025 =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， 2 maxmax /7488 )65*10/(50625*260060/*2600 cmkgf pj 河北工程学院毕业设计（论文） - 25 - 车轮材料有65Mn，其dmax=8000-9000kgf/cm2 强度校核 则 有：dmaxdmax ,强度校核满足要求. 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/)(udkGQM xvm 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*(300*103+105*103)(0.0007+0.02*0.13/2) =1053kgfm 运行摩擦阻力: kgfm DMP cQQmQQm 3008 7 . 0/2*1053/2* )()( Mm=1053 kgfm 当无载时, kgf ud kQM xcQQm 420 ) 2 13.0*02.0 0007.0(*10*105*2) 2 ( 3 )( 河北工程学院毕业设计（论文） - 26 - 3.4 选电动机选电动机 电动机静功率： m vP N xcj j *60*102 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=3008*8/(102*60*0.9*1)=4.37kw初选电动机功, N=kdNj=1*4.37=4.37kw其中kd为电动机功率增大系数, 电动机 据3表7-6,取=1.0查2表33-6选用电动机JZR221-6 JZR221-6 ,Ne=5.0kw,n1=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， kw rNkN jx 7 . 337 . 4 *12 . 1 *75 . 0 25 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： rpm D v n c xc c 64 . 3 )7 . 0*14 . 3 /(8 机构传动比，i0=n1/nc=930/3.64=255.5查5表21-12选用 减速器 ZH-28-DL-265-7.3型减速器，i0=265.71，N=7.3kw, ZH-28-DL （输入轴转速为750rpm）,可见NjN。 -265-7.3 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： 河北工程学院毕业设计（论文） - 27 - min/75 . 8 71.265/ 6 . 290*8 0 0 m i iv v xc xc 误差： %15%3 . 9%100*8/ )0 . 875 . 8 ( xc xcxc v vv 合适，满足要求。 实际所需电动机静功率为： Nj=NjVxc/Vxc =4.37*8.75/8=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-200/25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 （1）机构高速轴上全齿连轴器的计算扭矩 kgfm nMM eljs 7.14 4.1*930/5*975*2 1 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 河北工程学院毕业设计（论文） - 29 - 轴上的力矩， 查2图33-1可知，电动机JZR2-21-6的参数为：d=40mm,l=110mm,d=40mm,l =110mm. clz3型联轴器 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 kgfm iMM jsjs 7 . 17579 . 0*71.265* 7 . 14*5 . 0 5 . 0 0 查2表21-11知，ZQ-850+250型减速器的低速轴为：d=140mm, l=200mm，查2表19-7可知，QU800型车轮伸出轴端： d=150mm,l=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： 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，因浮动轴d=130mm,则有： kgfm W M In 200 )13*3 . 0/( 5 . 877 21 则其许用扭转应力为： 2 1 / 1 . 3774 . 1/1*5 . 2/1320 /1*/ cmkg nk mk 其中，材料用45钢，取s=6000kgf/cm2,s=3000kgf/cm2, -1 =0.22s =0.22*6000=1320kgf/cm2, s =0.6s =0.6*3000=1800kgf/cm2 河北工程学院毕业设计（论文） - 30 - k=kxkm考虑零件的几何形状及表面状况的应力集中系数， 取k=2.5,I=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： kgfm iMM el 8 . 9399 . 0*71.65*2/24. 5*5 . 1 2/ 02 其中， 为动力系数，查1表2-5的=1.5，扭转应力： max =M2/W=939.8/(0.2*132) =214kgf/cm2 许用扭转应力为：= s/n2=1800/1.4=1286kgf/cm2，故 ， d1=140mm 静强度验算满足要求。 浮动轴径： d1=d+(5-10)=130+(5-10)=135-140mm， 取d1=140mm。 河北工程学院毕业设计（论文） - 31 - 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=1125mm,l=1000mm,d=272.5mm,B=141mm, b=108mm D=1000mm 河北工程学院毕业设计（论文） - 32 - 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： Smax=14298kgf 5.1.1 支座反力 kgf RA 1 . 13726 5000 )2001748(14298)2001748904(14298 RB=14298*2-13726.1=14870kgf 心轴右侧支撑最大弯矩： MW=RB*20=14870*20 =297400kgfcm (