2吨单轨抓斗起重机设计【全套CAD图纸+毕业答辩论文】

南昌航空大学科技学院学士学位论文 目 录 1 绪论 . 总体方案确定及基本参数 .体方案确定 .基本参数 . . 抓斗计算 .斗的几何尺寸 . 3 轮组倍率 .丝绳计算 . 轮直径确定 .下横梁轴线倾斜角 . 斗强度计算 . 起升机构 . 动比计算 . 升速度 .构效率 . 动机静功率 .动机轴的静转力矩 . 动器计算 . 动时间 . 13 动时间 . .筒装置 . 15 5 起升机构减速箱 . 的计算 . 轮校核 . . 运行机构 . 35 传动比计算 . 运行速度 . .机构效率 . .运行摩擦阻力 . .电动机容量的初选 . .走轮轮压 .验算起动时间 . 37 制动器计算 . .电动机最大力矩 . .验算电动机打滑 . .文档送全套 纸 Q 号交流 414951605 含 纸和论文 最新答辩完整资料 参考文献 . . 谢 . . . .录 外文翻译 . . .昌航空大学学士学位论文 1 1 绪 论 起重机械是用来对物料起重、运输、装卸和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。 起重机在搬运物料时，经历上料、运送、卸料和回到原处的过程，有时运转，有时停转，是一种间歇动作的机械。通常，起重机械由工作机构、金属结构、动力装置与控制系统等三大部分组成。所谓工作机构是指起重机械的机械传动部分而言，常见的有起升机构、运行机构、回转机构和变幅机构，通常称为“起重机四大机构”。 本设计为 2t 单轨抓斗起重机设计。当起重量不大时，多采用电动单轨起重机。这种起重机的特点是小车可以走到另一跨去，本设计侧重于机械方面的设计。 主要机构有：起升机构、运行机构。 南昌航空大学学士学位论文 2 南昌航空大学学士学位论文 3 南昌航空大学学士学位论文 4 起升机构用来实现货物的升降，它是任何起重机械不可或缺的一部分，是起重机中最重要与最基本的结构。起升机构工作的好坏将直接影响到整台起重机的工作性南昌航空大学学士学位论文 5 能。起重机构主要由驱动装置、传动装置、卷绕系统、取物装置与制动装置组成。此外，根据需要还可装设各种辅助装置等。 本设计的起重机起升机构采用电动葫芦。电动葫芦结构紧凑，电机轴线垂直于卷筒轴线的电动葫芦采用蜗轮传动装置 ,宽度方面尺寸大 ,结构粗笨 ,机械效率低 ,加工较难题。其缺点为 :长度尺寸大。液压系统为双重控制，溢流调节阀、磁 接点压力表均可对压力进行精确的控制。电器控制部门采用了低电压控制，增加了支配系统的平安性。电动葫芦属于轻小型起重设备。它是将电动机、减速机构、卷筒等紧凑地集合成一体的起重机构。它可以单独使用，也可以作为电动单轨起重机、电动单梁或双梁起重机的小车来使用。由于电动葫芦结构非常紧凑，通常由厂家专门生产，价格便宜，从而得到了普遍的应用。电动葫芦可备有小车，以便在工字梁的下翼缘上运行，是吊重在一定范围内移动。钢丝绳电动葫芦工作安全可靠，起升速度较高，故在本设计中被采用。同时，为了减轻自重，减少零件数目，采用了锥形转子 电动机。 运行机构是使起重机或者载重小车作水平运动。工作性的运行机构用来搬运货物；非工作性的运行机构只是用来调整起重机的工作位置。运行机构有无轨运行和有轨运行之分。本设计采用有轨运行方式。这种方式在专门铺设的钢轨上运行，负荷能力大，运行阻力小。运行装置主要由运行支撑装置运行驱动装置两大部分组成。本设计着重于电动小车的设计。 设计过程中，首先要确定总体的设计方案，然后各部件机构、尺寸及相互间的连接方式等，最后对部件中各零件进行校核。南昌航空大学学士学位论文 3 2 总体方案确定及基本参数 体方案确定 本设计的 轨抓斗起重机主体由 起升机构和运行机构组成。起升机构主要包括电动机、卷筒、减速器三个部分。电动机选择的是锥形转子电动机，此种电动机自身可以实现制动，进而减轻自重，减少零件数目；卷筒选用双联卷筒；减速器选择同轴减速器，这种减速器特点是输出与输入同轴。电动机通电后旋转，从电动机轴输出的扭矩经联轴器传到减速箱，经减速箱三级减速后达到所需的传动比，减速箱带动卷筒转动，使缠绕在卷筒上的钢丝绳随之转动，同时钢丝绳把转动转变为上下方向的移动。钢丝绳通过滑轮组带动抓斗，使抓斗起重机实现下降、张 开、抓料、闭合、卸料等一系列的动作，进而完成了整个工作过程。运行机构主要是指电动小车。电动小车在工字钢轨道上来回移动，可以实现物料在两个不同位置的运送，即实现小范围内的物料运送工作。 此设计的单轨抓斗起重机涉及到的基本参数有 : 起重量 :是指正常工作时被提升的额定载荷 (包括抓斗 ). 设计中的起重量为 2t 。 起升速度：设计中起升速度为 运行速度：运行速度为 起升高度：设计中的起升高度为 20m。 工作制度：反映机构使用繁忙程度和载荷特性的参数。本设计中的工作级别：起升为 行为 3 抓斗计算 本次设计采用的是双绳抓斗，主要是双绳抓斗生产率高。双绳抓斗由头部、撑杆、颚板及横梁组成，抓取和卸料动作是利用两个卷筒（起升卷筒与闭合卷筒）与两根钢丝绳（起升绳与闭合绳）来操控的。起升绳系在抓斗头部，闭合绳以滑轮组的形式绕于头部和横梁之间，倍率通常在 26之间。 斗的几何尺寸 抓斗的额定容积： 错误 !未指定书签。 35.1 南昌航空大学学士学位论文 4 抓取物料的容重 ： 3/1 斗的最大开度 3) 难抓取的物料时应取较大的值，易抓取的物料时应取取较小的值。 3 取 700 斗的侧面积及侧面几何形状 为了保证给定的抓斗容积 V，颚板应有足够的侧面积。 根据 F 及物料的性质用以确定抓斗的侧面几何形状。应使侧板上缘的倾斜角大致与物料在运动状况下的自然坡角相等，通常约为 30 35。 通过测量实际设计抓斗的尺寸： 002 0031 21 00 140 3213232 则 3(211 l 21783.0 m )(2110s i 2 24013.0 m 南昌航空大学学士学位论文 5 侧面积 21 25 7 9 8 2.0 m 度 B 确定抓斗宽度 B 或的原则： 块度比较大及坚实的物料堆 应取较小值；松散物料应取较大值。 1 2 3 72 7 5 0) 取 错误 !未指定书签。 300 板铰点位置 依据以下条件确定： 在最大开度时，颚板的切口应是垂直方向，以便于切口插入物料。 测量得 410 l 校正得 杆的长度的确定 依据经验公式： 实际设计中取 8300 撑杆铰点位置确定： 为了使闭合绳的闭合力最小，有利于提高抓取能力，应使抓斗在开闭两种状况下滑轮中心距变动量最大。 轮组倍率 据“起重机械”表 6 - 2 取滑轮组倍率为 m=4 丝绳计算 南昌航空大学学士学位论文 6 对于起升机构， 1m ；对于开闭机构， 4m 。为了满足整机的需要，只计算 1 2 1 采用滚动轴承，则 11 Z 则导向滑轮效率为 3 按工作级别 使用抗 拉强度 21700 的钢丝绳，则 查表钢丝绳标准，选用 的钢丝绳。 定选取滑轮直径 闭合绳绕过滑轮的次数是很多的，为了延长钢丝绳的寿命，常选用较大的滑轮，最大可达 D=25d 。 2h 按工作级别 h 则 3 取滑轮直径 50 ， 001 下横梁轴线的倾斜角 南昌航空大学学士学位论文 7 )(0绳ct g下横梁滑轮间距）（ a )3( 板的强度计算 颚板是受分布载荷的板，三边固定，一边是自由。最危险的部位在刃口的中央。 单位长度弯矩为： 82 2 2 0060 060 02 则刃口中央的弯曲应力为 222224368 23232)10( 选取材料为 查表得 2/294 2n 2/1472294 s 45 所以合格。 杆强度 当抓斗闭合终了瞬间，撑杆所受载荷最大。撑杆材料选取采用 45 号钢。 其 2/12070 南昌航空大学学士学位论文 8 4 4(10224)1( 32 0 ， 24 撑杆内力为 0co T 22 F 截面最小惯性矩： m i n 6444641 224m i nm i 04 99201 98 0mi n I l 查“金属结构”得稳定性系数为 则 2 070(1 9 由 所以 撑杆强度满足要求。 杆铰轴套强度计算 南昌航空大学学士学位论文 9 验算比压： 1 221 222 )( c o s)(1 2 43 o s 2/ 241 / 5 080 10827.4 则 即撑杆铰轴套处合格。 板铰轴轴套强度计算 验算比压： 1 22)4/( 下下 又 阀下 2下 1)(2 )1(S 11 m 阀 14 420025)200600(27006002 )14( NR 3 下 0 32323 ）（）（南昌航空大学学士学位论文 10 23 则 所以颚板铰轴轴套验算合格。 4 起升机构 起升机构减速器采用渐开线齿形定轴外啮合三级传动减速器。 速比 321 减 筒转速 电动机选用 441 千瓦锥形转子电动机。 电动机转速 分转电 1400 0 0 升速度 按起升结构工作级别 “规范”取 201 h 卷筒材料采用普通碳素钢 )235(Q 南昌航空大学学士学位论文 11 卷 取 310mm 5310 绳卷 滑轮组倍率 1m m 卷起 合格 速器总效率 取 9 6 则 321 斗滑轮组的效率 单个滑轮的效率取为 则滑轮组的效率 112 1 m筒的效率 取 向滑轮的效率 取 起升结构的总效率 d 3j 升Q N 12 查表选取 66.0 C 转力矩 )( 卷 制动器是依靠摩擦副间的摩擦而产生制动作用的 动电动机轴需要的静扭转力矩的计算 j 卷 5 动力矩的计算 弹簧工作时的轴向压力 331 摩擦系数选取 则制动片平均直径： 均且夹角 20 则制动力矩 9820s 1 均制 动安全系数计算 南昌航空大学学士学位论文 13 8 重机械”表 48 ，制动安全系数 75.1K 故安全。 动单位比压力 弹簧的工作压力 8 620c 2 制动片宽度： o 所以单位比压力为： 20s 向吸力 定子线包通电过后，圆锥转子在轴向吸力作用下产生移动，打开制动盘后，使载荷产生上升或下降的运动。此轴向吸力应大于弹簧所产生制动力矩的压力和在静载荷下静扭转力矩在弹簧联轴器花键中产生的静摩擦力。圆锥转子轴在轴向吸力作用下带动联轴器相对齿轮长轴有轴向移动。 有相对运动的花键尺寸是 84248 。 则平均半径 124 均 选取摩擦系数 15.0f 则 均则轴向力 86 2 南昌航空大学学士学位论文 14 动机额定转矩 M 动机的平均力矩倍数 额定转矩起动转矩起 额定转矩最大转矩最大 转动惯量 电动机转子轴飞轮矩 22 联轴节飞轮矩 22 4 )(4 )(22 210415.0 2224)(233 21304.0 则起动时间： )(M ) 4 0 01 3 0 南昌航空大学学士学位论文 15 2224)( 卷 9 4 1 2129.0 电动机转速为 )( 250250 )1 3 8 51 4 0 0( 0 0 分转1380 分转14151380140022 0 dd 则制动时间： )( ) 4 1 51 2 筒绳槽底径 卷筒材料选用 235Q 卷 查表得 201 h 则 卷卷筒直径选取 00卷其它尺寸： 3)42( 南昌航空大学学士学位论文 16 筒长度及壁厚 3210 )(2 其中： (0 卷又 ， 4m ， 2n 16(0 l 8331 取 02 03 则 80) L 取 700 。 卷筒壁厚： )106( D )106( 2 取 。 筒强度的校核 卷筒强度采用 235Q ，屈服极限为 5 则 钢丝绳卷绕箍紧对卷筒时产生的压应力 由 2 ，可得 南昌航空大学学士学位论文 17 23 钢丝绳卷绕产生的弯曲正应力 41 6 6 8 又 4)21(1323 4)300 1521(132 则 63109 1 1 1 02 1 0 5 1 0 2 5 弯曲合成应力 即 3 l 故满足要求。 算卷筒压绳板和螺钉 钢丝绳绳端固定方法：采用压绳板固定 压绳板的计算 绳尾的拉力 S ： S 按欧拉公式 e 2 南昌航空大学学士学位论文 18 安全圈数 n=2， 则 4 ， e ；取 2 e 每个压绳板的夹持力： 压绳板选用圆形槽 ，则 21 取 只有在压绳板与钢丝绳之间和钢丝绳与卷筒之间的接触面上产生足够大的摩擦力，此摩擦力大于或等于钢丝绳在固定处的拉力 S ，才能保证安全。取钢丝绳分离体 则 2 ， 又 ， 2 N 则一个螺钉作用给压绳板的力 N ： 112 即 1212 122 取 n=6， ， 压板夹持力为： 21 螺钉的强度校核： 螺钉选用国标 2010M 标准件材料选用 #45 钢，屈服极限 2294 螺纹内径 南昌航空大学学士学位论文 19 则 d N 又 取 5.1n ，则 22 196 故螺钉强度合格。 性联轴器计算 1) 弹性联轴器的最大计算扭矩 1计1m a 5 0 由 3， 1380n ， 1K 取 得 3m a x 1031 3 80 计 2) 轮胎圈中间截面的剪切应力 102 ; 951 21016)195210( 2224142 351066.4 则截面剪切应力： 95 0 2510015.6 26.0 南昌航空大学学士学位论文 20 3) 轮胎圈的扭转角 假设在 l 长度内，轮胎圈是一等截面环 0 截面弹性系数： 80)1(2 截面的极惯性矩： )(32 4142 p )195210(4 4710896.4 则180 3 4) 轮胎圈的挤压应力 联轴器半体和压板作用给轮胎圈的正压力靠拧紧螺钉得到。 在干燥表面 .0f ，取 5.0f 则)(434m a 计354 ， 63 ， 2z )96135(N ）（压 23244 ）（ 南昌航空大学学士学位论文 21 又橡胶的挤压许用 1 应力 N压所以 压压 故符合要求。 5) 螺钉的强度校核 螺钉选用 8670 188M 。材料为 #45 钢 螺纹内径 ，螺钉数目 6n 223 又 所以 故强度满足。 5 起升机构减速箱 起升机构的减速器各齿轮和齿轮轴在载荷作用下，即由钢丝绳对卷筒产生的力矩的方向始终不变。载荷上升是由电动机通过齿轮传动把载荷起吊上来；载荷下降由电动机反相制动，阻止载荷以重力加速度下降。载荷上升和下降时，作用力方向不变，不以旋转方向的改变而改变，也就是齿轮和齿轮轴的齿是单面啮合。因此，起升减速器的轴在计算时假定扭转应力按脉动循 环变化，弯曲应力按对称循环变化。 所传递的扭矩 空心轴扭矩： 绳卷 33m a 52卷第三轴额定扭矩： ， 则 33343 69 6 1 3昌航空大学学士学位论文 22 第二轴额定扭矩： i ， 33232 一轴额定扭矩： i ， 则 33121 第 对图 a, o s o 121 3111 由 0 0) 0( 0 1 PA y 1 331 对图 b,可简化如下： 3103 6 由 0 0)1 x 11 x 南昌航空大学学士学位论文 23 o s)11 4368c o 1331 x 33 106 0 验算轴危险截面： 0 331 y 331 6 21211 322 10)1 9 6 3 5( 2 5 06 3 a 轴的材料采用 2021 则 查表，得 K， 南昌航空大学学士学位论文 24 故第 1K ，（按齿根圆计算，不考虑应力集中影响） 12 34 33 103 6 2 M 22222 2323 ) 材料的对称循环的扭转疲劳极限 21 查表，得 1K（按齿根圆直径，不考虑应力集中影响） ， 332m a 2113.9 南昌航空大学学士学位论文 25 m a 2 1( 22 22 n 故第 查表，得 1K（不考虑应力集中影响） ， m a 2 1( n 故第 校核 21 1 o s 4123 3112 3112 3323 南昌航空大学学士学位论文 26 33243 o s o 43 3 2P 和 2Q 的分力： 11417c o o s 322 PP x y 322 x 322 y 322 s 2 由 0 得 19 32222 223 2233333 101 2 2 由 0 得 南昌航空大学学士学位论文 27 19 3332222 则119)2333222 119 119 32 3333 验算轴的危险断面： 331 331 2 21211 32323 21 由 8 ， 0 ， 得 K 则331m a x n 南昌航空大学学士学位论文 28 故 x 32 1 ； y 32 2222 322 4 键槽引起的应力集中，算得 得 2332m a 2 扭转应力按脉动循环应力 21 由 )1( 查表，得 1 332m a 则2 ( 南昌航空大学学士学