16T桥式起重机毕业设计

武汉科技大学本科毕业设计 I 本本科科毕毕业业设设计计 题题目目 16 3 2t 28 5m 桥桥式式起起重重机机设设计计 学学 院院 机械自动化学院 专专 业业 机电一体化专业 学学 号号 014908200406 学生姓名学生姓名 李后谱 指导教师指导教师 蔡 芸 日日 期期 2011 年 9 月 武汉科技大学本科毕业设计 II 摘 要 本次毕业设计是针对毕业实习中桥式起重机所做的具体到吨位级别的设计 随着我国制造业的发展 桥式起重机越来越多的应用到工业生产当中 在工厂 中搬运重物 机床上下件 装运工作吊装零部件 流水线上的定点工作等都要 用到起重机 起重机中种数量最多 在大小工厂之中均有应用的就是小吨位的 起重机 小吨位的桥式起重机广泛的用于轻量工件的吊运 在我国机械工业中 占有十分重要的地位 但是 我国现在应用的各大起重机还是仿造国外落后技 术制造出来的 而且已经在工厂内应用了多年 有些甚至还是七八十年代的产 品 无论在质量上还是在功能上都满足不了日益增长的工业需求 如何设计使 其成本最低化 布置合理化 功能现代化是我们研究的课题 本次设计就是对 小吨位的桥式起重机进行设计 主要设计内容是 16 3 2T桥式起重机的结构及 运行机构 其中包括桥架结构的布置计算及校核 主梁结构的计算及校核 端 梁结构的计算及校核 主端梁连接以及大车运行机构零部件的选择及校核 关键词 起重机 大车运行机构 桥架 主端梁 小吨位 武汉科技大学本科毕业设计 III Abstract The graduation project is a bridge crane for the graduation field work done by the tonnage level specific to the design As China s manufacturing industry more and more applications crane to which industrial production Carry a heavy load in the factory machine parts up and down the work of lifting parts of shipment assembly line work should be fixed on the crane is used The largest number of species of cranes both in the size of the factory into the application is small tonnage cranes bridge cranes small tonnage of lightweight parts for a wide range of lifting in China s machinery industry plays a very important position However our current application or copy large crane behind the technology produced abroad and has been applied in the factory for many years and some 70 to 80 years of products both in quality or functionality are not growing to meet the industrial demand How to design it the lowest cost rationalize the layout function modernization is the subject of our study This design is for small tonnage bridge crane design the main design elements are 16 3 2t crane structure and operation of institutions including the bridge structure calculation and checking the layout the main beam structure calculation and checking end beams calculation and checking the main end beam connect and run the cart and checking body parts of choice Key words Crane The moving mainframe Bridge Main beam and end beam Small tonnage 目 录 武汉科技大学本科毕业设计 IV 1 绪绪 论论 1 1 1 桥式起重机的介绍 1 1 2 桥式起重机设计的总体方案 1 1 3 主梁和桥架的设计 1 1 4 端梁的设计 1 2 主起升机构的设计主起升机构的设计 3 2 1 确定起升机构传动方案 选择滑轮组和吊钩组 3 2 2 选择钢丝绳 3 2 3 确定滑轮主要尺寸 4 2 4 确定卷筒尺寸并验算强度 4 2 5 选电动机 7 2 6 验算电动机发热条件 7 2 7 选择减速器 8 2 8 验算起升速度和实际所需功率 8 2 9 校核减速器输出轴强度 9 2 10 选择制动器 9 2 11 选择联轴器 10 2 12 验算起动时间 10 2 13 验算制动时间 11 2 14 高速浮动轴计算 11 3 小车运行机构小车运行机构 14 3 1 确定机构传动方案 14 3 2 选择车轮与轨道并验算其强度 14 3 3 运行阻力计算 15 3 4 选电动机 16 3 5 验算电动机发热条件 17 3 6 选择减速器 17 3 7 验算运行速度和实际所需功率 17 3 8 验算起动时间 17 3 9 按起动工况校核减速器功率 18 3 10 验算起动不打滑条件 19 3 11 选择制动器 20 3 12 选择高速轴联轴器及制动轮 20 3 13 选择低速轴联轴器 21 3 14 验算低速浮动轴强度 21 4 大车运行机构的设计大车运行机构的设计 23 4 1 确定机构的传动方案 23 4 2 选择车轮与轨道 并验算其强度 23 4 3 选择车轮轨道并验算起强度 24 4 4 运行阻力计算 25 武汉科技大学本科毕业设计 V 4 5 选择电动机 26 4 6 验算电动机发热条件 26 4 7 选择减速器 27 4 8 验算运行速度和实际所需功率 27 4 9 验算起动时间 28 4 10 起动工况下校核减速器功率 29 4 11 验算起动不打滑条件 29 4 12 选择制动器 31 4 13 选择联轴器 31 4 14 浮动轴的验算 33 5 桥架具体计算设计桥架具体计算设计 35 5 1 主要尺寸的确定 35 5 1 1 大车车距 35 5 1 2 主梁高度 35 5 1 3 端梁高度 35 5 1 4 桥架端部梯形高度 35 5 1 5 主梁腹板高度 35 5 1 6 确定主梁截面尺寸 35 5 1 7 加劲板的布置尺寸 36 5 2 主梁的计算 37 5 2 1 计算载荷的确定 37 5 2 2 主梁垂直最大弯矩 38 5 2 3主梁水平最大弯矩 38 5 2 4 主梁的强度验算 39 5 2 5 主梁的垂直刚度验算 40 5 2 6 主梁的水平刚度验算 41 5 3 端梁的计算 42 5 3 1 计算载荷的确定 42 5 3 2 端梁垂直最大弯矩 42 5 3 3 端梁水平最大弯矩 42 5 3 4 端梁截面尺寸的确定 43 5 3 5 端梁的强度验算 44 5 4 主要焊缝的计算 46 5 4 1 端梁端部上翼缘焊缝 46 5 4 2 端梁端部下翼缘焊缝 47 5 4 3 主梁与端梁的连接焊缝 47 5 4 4 主梁上盖板焊缝 47 结束语结束语 48 参考文献参考文献 49 致谢致谢 51 武汉科技大学本科毕业设计 1 1 绪绪 论论 1 1 桥式起重机的介绍桥式起重机的介绍 桥式起重机是桥架在高架轨道上运行的一种桥架型起重机 又称天车 桥 式起重机的桥架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行 起重小车沿铺设在桥架 上的轨道横向运行 构成一矩形的工作范围 就可以充分利用桥架下面的空间 吊运物料 不受地面设备的阻碍 桥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 随着科学技术的进步和机械制造业的发展 起重机的许多基础部件已陆续完 成了产品的换代 并推进了主机的更新 早在 2006 年 9 月 14 日已推出 1 Quadrix 超小型按键式起重机遥控器充分考虑了操作安全性 即使戴手套操作 也能保证安全操作 随着液压技术的进步和液压元件质量的提高 静液压传 2 动在起重机 特别是臂架式运行起重机 上的应用已十分普遍 4 桥式起重机设计设计方法可以简单地划分为传统设计方法 现代设计方法和 未来设计方法三类 传统设计方法指的是以古典力学和数学为基础的类比法 直觉法 经验法等设计方法 该法仍用于我国部分起重机的设计 现代设计法 指的是近 30 年发展起来的设计方法 如 CAD 优化设计 可靠性设计 有限 元分析 反求工程设计 动态仿真设计 模块化设计 工业艺术造型设计等等 这些方法在起重机的设计中都有应用 桥式起重机设计模块化和组合化达到 6 改善整机性能 降低制造成本 提高通用化程度 用较少规格数的零部件组成 多品种 多规格的系列产品 充分满足用户需求 同时 桥式起重机的 7 并行工程的目标在于缩短产品投放市场的时间 提高产品的质量以及降低产品 在整个生命周期中的消耗 并行工程应使产品及其相关过程设计工作集成 产 品开发过程中各阶段工作交叉并行进行 以尽早发现并解决产品整个生命周期 中的问题 达到多项工作的协调一致 可以相信 不远的将来智能设计会取 8 得更大的突破 从而使起重机的智能设计成为可能 9 1 2 桥式起重机设计的总体方案桥式起重机设计的总体方案 主要技术参数 中级工作级别 吊运金属工件 起重机设操纵室 起重量主钩 16t 副钩 3 2t 跨度 28 5m 起升高度为主钩 12m 副钩 14m 起升 速度主钩 7 9m min 副钩 16 7m min 小车运行速度 v 44 6m min 大车运行速 度 V 87 6m min 小车估计重量 6 3t 起重机的估计重量 36 3t 小车轮距 Bxc 2400mm 小车轨距 Lxc 2000mm 武汉科技大学本科毕业设计 2 1 3 主梁和桥架的设计主梁和桥架的设计 主梁跨度 28 5m 主要构件是上盖板 下盖板和两块垂直腹板 主梁和端梁 采用搭接形式 走台的宽度取决于端梁的长度和大车运行机构的平面尺寸 司 机室采用闭式一侧安装 腹板上加横向加劲板和纵向加劲条或者角钢来固定 纵向加劲条的焊接采用自动焊 主梁翼缘板和腹板的焊接采用贴角焊缝 腹板 的下边和下盖板硬做成抛物线形 1 4 端梁的设计端梁的设计 端梁采用箱型的实体板梁式结构 是由车轮组合端梁架组成 端梁的中间 截面也是由上盖板 下盖板和两块腹板组成 通常把端梁制成制成三个分段 端梁是由两段通过连接板和角钢用高强螺栓连接而成 端梁的主要尺寸是依据 主梁的跨度 大车的轮距和小车的轨距来确定的 大车的运行采用分别驱动的 方案 在装配起重机的时候 先将端梁的一段与其中的一根主梁连接在一起 然后再将端梁的两段连接起来 2 主起升机构的设计主起升机构的设计 2 1 确定起升机构传动方案 选择滑轮组和吊钩组确定起升机构传动方案 选择滑轮组和吊钩组 按照布置宜紧凑的原则 采用闭式传动起升机构构造型式 如图 2 1 所示 采用了双联滑轮组 按 查 1 表 4 1 取滑轮组倍率 16Qt i3 h 承载绳分支数 22 36 h Zi 武汉科技大学本科毕业设计 3 图 2 1 起升机构计算简图 查 1 附表 9 选图号为 T1 362 1508 吊钩组 得其质量 两动滑轮间距 0 467Gkg 367Amm 2 2 选择钢丝绳选择钢丝绳 若滑轮组采用滚动轴承 当时 查 2 表 2 1 得滑轮组效率 3 h i 钢丝绳所受最大拉力 0 985 h 2 1 0 max 2 hh QG S i 16000467 27863 2 3 0 985 N 查 2 表 2 4 工作级别为时 安全系数 n 5 5 钢丝绳计算破断拉力 5 M b S max 5 5 2615 0 85169 2 b Sn SkN 查 1 附表 1 选择瓦灵吞型钢丝绳 钢丝绳公称抗拉强度 6 19wFc 光面钢丝 右交互捻 直径 钢丝绳最小破断拉力 1670MPa16dmm 武汉科技大学本科毕业设计 4 标记如下 141 1 b S 166 191670141 1891888NATWFCZSGB 钢丝绳 2 3 确定滑轮主要尺寸确定滑轮主要尺寸 滑轮的许用最小直径 2 2 d 1 16 25 1 384Demm 式中系数由 2 表 2 4 查得 查 1 附表 2 选用滑轮直径 25e 400Dmm 取平衡滑轮直径由 1 附表 2 选用 滑轮的绳 0 6240 p DDmm p 260Dmm 槽部分尺寸可由 1 附表 3 查得 由 1 附表 4 选用钢绳直径 16 400dmm Dmm 标记为 1 E 滑轮 16 400 90 2BJ80 006 9 87 由 1 附表 5 查得平衡滑轮选用 16 260dmm Dmm 标记为 16 2605080006 987FZBJ 滑轮 2 4 确定卷筒尺寸并验算强度确定卷筒尺寸并验算强度 卷筒直径 1 16 25 1 384Dd emm 由 1 附表 13 选用 卷筒绳槽尺寸由 4 附表 14 3 查得 400Dmm t20 10mmrmm 槽距槽底半径 卷筒尺寸 2 3 01 0 2 4 h Hi LZtL D 3 14 103 2 24 203671893 134mm 3 14 416 武汉科技大学本科毕业设计 5 00 1 2000 2 367 Lmm ZZ L Amm 1 取 式中 附加安全系数 取 卷槽不切槽部分长度 取其等于吊钩组动滑轮的间距 即L 实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减 00 400 16416 0 02 6 10 0 02 400 6 10 14 18mm 15mm DDDdmm D 卷筒计算直径 卷筒壁厚 取 卷筒壁压应力验算 2 4 max ymax t S 62 27860 92 87 10 m92 87a 0 015 0 02 NMP 由 1 表 1 8 12 选用灰铸铁 最小抗拉强度 许用压应 200HTb 195aMP 力 1 max 195 130 1 5 b y yy MPa n 故抗拉强度足够 卷筒拉应力验算 由于卷筒长度 尚应校验由弯矩产生的拉应力 卷筒 3LD 弯矩图如图 2 2 图 2 2 卷筒弯矩图 卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时 2 5 max MSL 武汉科技大学本科毕业设计 6 1 max 2000367 2786022747690 22 LL SNmm 卷筒断面系数 4444 3 400370 0 10 11714597 5 400 400mm i DD Wmm D DD 式中 卷筒外径 2 6 l M W 于是 22747690 13 27a 1714597 5 MP 2 7 llymax y S l 合成应力 39 13 2792 8741 13 130 MPa 2 l 195 39 5 b l l MPa n 式中许用拉应力 卷筒强度验算通过 故选定卷筒直径 长度 L 2000mm 卷筒槽形的 400mmD 槽底半径 槽距 起升高度 倍率 靠近减速 10rmm 20tmm 14Hm 3 h i 器一端的卷筒槽向为左的 A 型卷筒 标记为 20 卷筒A40000 10 20 14 3左ZB J80 007 2 87 2 5 选电动机选电动机 计算静功率 2 8 j v 102 60 N 0 Q G 25kw 16000 467 7 9 102 60 0 85 电动机计算功率 0 85 式中 机构总效率 一般 0 80 9 取 武汉科技大学本科毕业设计 7 16 0 8 2520 26 1 0 75 0 85 0 8 edj d Nk Nkw kMM dd 式中 系数由 表查得 对于级机构 k取k 查 1 附表 30 选用电动机 JZR 51 8 23 e1 25 22 w 715 2 56kg 335 d NKnrpm GDmkg 电机质量G 2 6 验算电动机发热条件验算电动机发热条件 按照等效功率法 求的等效功率 25 150 c J 次时 25 2556 0 75 0 87 2516 31 2640 75 0 1 0 20 1 2660 87 xj NkNkw kMM 25 qg qgqg 式中 工作级别系数 查 表 对于级 k 系数 根据机构平均起动时间与平均工作时间的比值 t t 查得 一般起升机 构t t 取t t由 图查得 计算结果知 故初选电动机能满足发热条件 xe NN 2 7 选择减速器选择减速器 卷筒转速 2 9 0 h vi n D 7 9 3 18 14 min 3 14 0 416 r 减速器总传动比 1 0 715 39 41 18 14 j n i n 查 1 附表 35 选 50023ZQCA 011 12 w 40 17 345 50 85NKikgdmmlmm 许用功率质量入轴直径轴端长 武汉科技大学本科毕业设计 8 2 82 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 实际起升速度 0 0 i v i v 2 10 39 4 7 97 75 min 40 17 m 误差 100 100 1 9 15 v vv 7 97 75 7 9 实际所需等效功率 16KW 20 4KWxN v v Nx 7 75 16 31 7 9 e N 40 2 9 校核减速器输出轴强度校核减速器输出轴强度 由 2 公式 6 16 得输出轴最大径向力 2 11 maxmax 1 2 j RaSGR max 2 278605572055 72kN 9 81114 100650136 aSN kN RkNZQ j 式中 卷筒上卷绕钢丝绳引起的载荷 G卷筒及轴自重 参考 附表 减速器输出轴端最大允许径向载荷 由 附表查得 max 1 55 729 81 32 765kN 100kN 2 RR 6 17 由 2 公式得输出轴最大扭矩为 2 12 M m axm axe 00 M 0 70 8 Mi 式中 武汉科技大学本科毕业设计 9 1 25 22 95509550300 715 2 825 0 95 615001 2 8 300 40 17 0 9525644 528 61500 e N Nm n JC MNm NmMNm e m ax 0 m ax M电动机轴额定力矩 当时 电动机起动转矩 由 1 附表30查得 减速器传动效率 减速器输出轴最大容许转矩 由 附表36查得 M 0 8 由以上计算知 所选减速器能满足要求 2 10 选择制动器选择制动器 所需静制动力矩 2 13 0 2 zzjz h MK MK ii O0 Q G D 16000467 0 416 1 750 8542 28422 8 2 3 40 17 kgmNm 式中 1 75 315 30280 450 315 z ez z K MNm Dmm 5 z 制动安全系数 由 2 第六章查得 由 1 附表15选用YW Z制动器 其制动转矩制动轮 直径制动器质量G 50 6kg 2 11 选择联轴器选择联轴器 高速轴联轴器计算转矩 由 2 6 26 式 2 14 8ce MnM 1 5 1 8 300810Nm 式中 810 1 5 e MNm n 电机额定转矩前已求出 联轴器安全系数 88 1 81 5 2 0 刚性动载系数 一般 由 1 附表 31 查得电动机轴端为圆锥形 2 51 8JZR 70 105dmm lmm 从 1 附表 34 查得 减速器的高速轴端750 1 3ZQCA 60 110dmm lmm 武汉科技大学本科毕业设计 10 靠电动机轴端联轴器由 1 附表 43 选用半联轴器 其图号为 最 3 CLZ466S 大容许转矩 飞轮矩 质量 tc M 3150N m M 23 l 0 435GDkg m l 17 74Gkg 浮动轴的两轴端为圆锥形 55 85dmm lmm 靠减速器轴端联轴器由 1 附表 45 选用带制动轮的半齿联轴器 图300mm 号为 最大容许转矩 飞轮矩 质213S tc M 3150N m M 22 1 8 l GDkgm 量 为与制动器相适应 将联轴器所带的38 5 z Gkg 5 315 30YWZ 124S 制动轮修改为应用 300mm 315 2 12 验算起动时间验算起动时间 启动时间 2 15 2 2 001 1 2 38 2 q qj QG Dn tc GD MMi 式中 22222 1 2 560 435 1 84 795 dlz GDGDGDGDkgm 2 16 00 2 QG D i j 静阻力矩 M 16000467 0 416 334 4 2 3 0 85 40 17 Nm 2 2 1 51 5 300450 715 16000467 0 416 1 15 4 795 0 1 38 2 450334 4 3 40 17 0 85 qe q MMNm ts 平均起动转矩 通常起升机构起动时间为 此处小于 1s 故所选电动机合适 1 5s 2 13 验算制动时间验算制动时间 制动时间 2 17 2 001 1 2 38 2 z ezj QG Dn tc GD MMi 式中 武汉科技大学本科毕业设计 11 2 18 00 0 2 j h QG D M i i 16000467 0 416 0 8524 16 2 3 40 17 Nm 2 715 16000467 0 416 1 15 4 7950 85 0 25 38 2 45024 16 3 40 17 z ts 由 2 表 6 6 查得许用减速度 7 9 0 2 0 65 0 2 60 Z ZZ ZZ vv aat tt tt 故 故合适 2 14 高速浮动轴计算高速浮动轴计算 疲劳计算 由 3 起升机构疲劳计算基本载荷 1max6 662 2 1 05 300315 11 1 1 1 1 1 05 22 7 9 1 0 711 0 711 1 60 e MMN m v 式中 动载系数 起升载荷动载系数 物品起升或下降制动的动载效应 由前节已选定轴径 因此扭转应力 50dmm 1max 3 315 12 6 0 2 0 056 n M MPa W 轴材料用 45 号钢 见 1 表 2 8600 300 bs MPaMPa 弯曲 1 0 27 bs 2 19 0 27 600300 243MPa 扭转 1 1 243 140 33 MPa 武汉科技大学本科毕业设计 12 0 60 6 300180 ss MPa 轴所受脉动循环的许用扭转应力 1 0 1 21 k kn 2 20 式中 1 5 2 5 2 xm x xx kkk k kk 考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数 与零件几何形状有关 对于零件表面有急剧过渡和开有键槽及紧配合区段 取 0 0 1 25 2 1 252 5 1 25 30 2 1401 88 9 2 50 21 25 mm k nk kk k MPa 与零件表面加工光洁度有关 此处取 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 n安全系数 n由 3 表查得 故 疲劳计算通过 强度验算 轴所受最大转矩 2 1 1 300330 e MMMPa m ax 最大扭转应力 max max 3 330 13 2 0 2 0 05 M MPa W 许用扭转应力 2 2 2 max2 180 120 1 5 1 5 s MPa n n 安全系数 取 故强度验算通过 浮动轴构造如图 2 3 所示 中间轴径 11 5 10 50 55 55ddmmdmm 去 武汉科技大学本科毕业设计 13 图 2 3 高速浮动轴构造图 3 小车运行机构小车运行机构 3 1 确定机构传动方案确定机构传动方案 小车的传动方式有两种 即减速器位于小车主动轮中间或减速器位于小车 主动轮一侧 减速器位于小车主动轮中间的小车传动方式 使小车减速器输出 轴及两侧传动轴所承受的扭矩比较均匀 减速器位于小车主动轮一侧的传动方 式 安装和维修比较方便 但起车时小车车体有左右扭摆现象 对于双梁桥式起重机 小车运行机构采用图 3 1 减速器位于小车主动轮中 间的传动方案 武汉科技大学本科毕业设计 14 图 3 1 小车运行机构传动简图 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 车轮最大轮压 小车质量估计 取 6300 xc Gkg 假定轮均布 max 11 160006300 557555750 44 xcPQGkgN 3 1 车轮最小轮压 min 11 6300157515750 44 xcPGkgN 3 2 初选车轮 由 1 附表 17 可知 当运行速度时 min 60m 16 2 541 6 6 3xc Q G 工作级别为中级时 车轮直径 轨道型号为 43kg m 的许用轮mmDc500 压为 max 5 16Pt 强度验算 按车轮与轨道为线接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 maxmin22 55750 15750 42416 7 33 c PP PN 3 3 车轮材料 取 ZG340 640 MPaMPa bs 640 340 线接触局部挤压强度 1126 0 500 46 0 99 1136620ccpK D LC CN 武汉科技大学本科毕业设计 15 3 4 K1 许用线接触应力常数 N mm 由 2 表 5 2 查得 6 1 K L 车轮与轨道有效接触强度 对于轨道 P43 1 附表 22 L 46mm C1 转速系数 由 2 表 5 3 车轮转速时 rpm D v nc 4 28 5 0 6 44 C1 0 99 C2 工作级别系数 由 2 表 5 4 当工作级别为 M5 时 C2 1 故通过 CC PP 点接触局部挤压强度 NCC m R KPc191734199 0 388 0 250 181 0 3 2 21 3 2 2 3 5 式中 K2 许用点接触应力常数 N mm 由 2 表 5 1 查得 K2 0 181 R 曲率半径 车轮与轨道曲率半径的大值 车轮 轨道曲率半径 r 250 由 1 附表 22 故取mm D r250 2 500 2 1 2 R 250mm m 由比值 r 为 r1 r2 中小值 所确定的系数 由 R r 1 250 250 R r 2 表 5 5 并利用内插值法得 m 0 388 故通过 cc PP 根据以上计算结果 选定直径 Dc 500 的双轮缘车轮 标记为 车轮 DYL 500 GB4628 84 3 3 运行阻力计算运行阻力计算 摩擦阻力矩 2 d KGxcQMm 3 6 查 1 附表 19 得 由 Dc 500mm 车轮组的轴承型号为 7524 据此选出 武汉科技大学本科毕业设计 16 Dc 500 车轮组轴承亦为 7524 轴承内径和外径的平均值 mmd 5 167 2 215120 由 2 表 7 1 表 7 3 查得滚动摩擦系数 K 0 0009 轴承摩擦系数 0 02 附加阻力系数 2 0 采用导轮式电缆装置导电 代入上式得 满载时运行阻力矩 0 1675 160006300 0 00090 02 2 22 mQQxc d MQGK 114 8451148 45kg mN m 运行摩擦阻力 1148 45 4593 8 0 5 22 m QQ m QQ c M PN D 无载时运行阻力矩 0 0 1675 6300 0 00090 02 232 445324 45 22 m Qxc d MGKkg mN m 运行摩擦阻力 0 0 324 45 1297 8 0 5 22 m Q m Q c M PN D 3 4 选电动机选电动机 电动机静功率 4593 8 44 6 3 79 10001000 0 9 60 jc j PV NKW m 3 7 式中 满载时静阻力 QQmj PP 0 9 机构传动效率 m 1 驱动电机台数 初选电动机功率 1 15 3 794 363djNK NKW 式中 电动机功率增大系数 由 2 表 7 6 得 1 15dKdK 由 1 附表 30 选用电动机 JZR2 42 8 Ne 16kW n1 715 min 电机质量 Gd 260kg 22 1 456dGDkg m 武汉科技大学本科毕业设计 17 3 5 验算电动机发热条件验算电动机发热条件 等效功率 250 75 1 12 3 793 187jNxKNKW 3 8 式中 工作级别系数 由 2 查得 当 Jc 25 时 0 75 25 K 25 K 由 2 表 6 5 查得 查 2 图 6 6 得 1 12 2 0 g q t t Nx Ne 故所选电动机发热条件通过 3 6 选择减速器选择减速器 车轮转速 min 4 28 5 0 6 44 r D V n c c c 3 9 机构传动比 18 25 4 28 7151 0 cn n i 查 1 附表 40 选用 ZSC 600 V 减速器 N 中级 21kW Nx N 中 3 270 i 级 3 7 验算运行速度和实际所需功率验算运行速度和实际所需功率 实际运行速度 min58 40 3 27 18 25 6 44 0 0 m i i VVcc 3 10 误差 故合适 15 01 9 100 6 44 58 40 6 44 c cc V VV 实际所需电动机等效功率 故合适 40 58 3 1872 9 44 6 c xxe c V NNKWN V 3 8 验算起动时间验算起动时间 起动时间 武汉科技大学本科毕业设计 18 2 38 0 2 1 i GQ GDmc MmM n t xc jq q 3 11 式中 n1 715r min m 1 驱动电动机台数 mN n N MM JCe eq 56 320 715 16 95505 195505 15 1 1 25 满载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩 0 1148 45 46 74 27 3 0 9 m QQ j QQ M MN m i 空载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩 0 0 0 324 45 13 2 27 3 0 9 m Q j Q M MN m i 初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩 222 6 0 mkgGGcDzD 本机构总飞轮矩 22222 1 1 15 1 4650 6 2 3747DDdDzDlC GC GC GC Gkg m 式中 C 由 2 得知计及其他传动飞轮矩影响系数 折算到电动机轴上可取 C 1 15 满载起动时间 2 2 7151600063000 5 2 3747 0 729 38 2 1 320 5646 74 27 30 9 q QQts 无载起动时间 2 0 2 7156300 0 5 2 3575 0 14 38 2 1 320 56 13 2 27 30 9 q Qts 由 2 查表 7 6 得 当时 tq 推荐值为smmvc 74 0min 6 44 5 5s tq Q Q tq 故所选电动机能满足快速起动要求 3 9 按起动工况校核减速器功率按起动工况校核减速器功率 起动状况减速器传递的功率 武汉科技大学本科毕业设计 19 3 12 29720 40 58 0 418 10001000 60 0 9 1 dcP V NKW m 0 60 Qq cxc jgjd t V g GQ PPPP 160006300 1040 58 4593 8556 1 60 0 14 N g 运行机构中同一级传动的减速器个数 1 m m 所用减速器 N 中级Mc 382Nm 飞轮矩 GD2 0 091 质量 G1 24 9kg 2 kg m 高速轴端制动轮 根据制动轮已选用 YWZ5 315 23 由 1 附表 16 选制 动轮直径 DZ 315mm 圆柱形轴孔 d 65mm l 140mm 标记为 制动轮 315 Y65 JB ZQ4389 86 其飞轮矩 GD2 0 6 质量 GZ 24 5kg 2 kg m 以上联轴器与制动轮飞轮矩之和 GD2 l GD2 Z 0 6 0 091 0 6091 2 kg m 与原估计的 0 6 基本相符 故以上计算不需修改 2 kg m 3 13 选择低速轴联轴器选择低速轴联轴器 低速轴联轴器计算转矩 可由前节的计算转矩 Me 求出 c M 3 19 0 11 382 27 3 0 94704 5 22 ccMM iN m 由 1 附表 37 查得 ZSC 600 减速器低速轴端为圆柱形 d1 80mm l1 115mm 取浮动轴装联轴器轴径 d2 80mm l2 115mm 由 1 附 表 42 选用两个 G1CL5 鼓形齿式联轴器 其主动端 Y 型轴孔 A 型键槽 d3 80mm l3 115mm 从动端 Y 型轴孔 A 型键槽 d4 80mm l4 115mm 武汉科技大学本科毕业设计 22 标记为 G1CL5 联轴器8919014 11580 11580 ZBJ 由前节已选定车轮直径 Dc 500mm 由 1 表 19 参考 500 车轮组 取车 轮轴安装联轴器处直径 d1 80mm l1 85mm 同样选用两个 G1CL5 鼓形齿式联轴 器 其主动端 Y 型轴孔 A 型键槽 d2 80mm l2 115mm 从动端 Y 型轴孔 A 型键槽 d3 80mm l3 115mm 标记为 G1CL5 联轴器8919014 11580 11580 ZBJ 3 14 验算低速浮动轴强度验算低速浮动轴强度 1 疲劳验算 由 3 运行机构疲劳计算基本载荷 mNi M M e 4 34849 03 27 2 18 218 3 1 2 08max 3 20 由前节已选定浮动轴端直径 d 80mm 其扭转应力 3 21 Mpa W M n03 34 08 0 2 0 4 3484 3 max 浮动轴的载荷变化为对称循环 因运行机构正反转矩值相同 材料仍选 用 45 钢 由起升机构高速浮动轴计算 得 MPaMPa s 180 140 1 许用扭转应力 MPa nk k 8 44 25 1 1 5 2 1401 1 1 1 3 22 式中 k n1 与起升机构浮动轴计算相同 故强度校核通过 1kn 2 强度验算 由 3 运行机构疲劳计算基本载荷 mNi M M e 1 55759 03 27 2 18 218 3 16 1 2 085max 3 23 式中 5 考虑弹性振动的力矩增大系数 对突然起动的机构 5 1 5 1 7 此处取 5 1 6 武汉科技大学本科毕业设计 23 最大扭转应力 3 24 Mpa W M 4 54 08 0 2 0 1 5575 3 max max 许用扭转应力 MPa n s 120 5 1 180 3 25 故强度校核通过 max 4 大车运行机构的设计大车运行机构的设计 4 1 确定机构的传动方案确定机构的传动方案 跨度为 28 5m 为中等跨度 为减轻重量 决定采用图 4 1 的传动方案 图 4 1 集中传动的大车运行机构布置方式 1 电动机 2 制动器 3 带制动器的半齿轮联轴器 4 浮动轴 5 半齿轮 联轴器 6 减速器 7 车轮 武汉科技大学本科毕业设计 24 4 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 按图 4 2 所示的重量分布 计算大车车轮的最大轮压和最小轮压 图 4 2 轮压计算图 满载时 最大轮压 4 1 max 42 xcxc GGQGLe P L 363631606328 5 1 5 180 63 4228 5 kN 空载时 最小轮压 4 2 min 1 42 xcxc GGG P L 36363631 76 1 4228 5 kN 车轮踏面疲劳计算载荷 4 3 maxmin 2 3 c PP P 2 180 6376 1 145 79 3 kN 4 3 选择车轮轨道并验算起强度选择车轮轨道并验算起强度 车轮材料 采用 由 1 附表 18340 640 700 380 s ZGMPaMPa b 调质 选择车轮直径 由 2 表 5 1 查得轨道型号为 起重机专用轨500 c Dmm 70Qu 道 按车轮与轨道为点接触和线接触两种情况来验算车轮的接触强度 点接触局部挤压强度验算 4 4 2 21 2 3 c R Pkc c m 武汉科技大学本科毕业设计 25 2 3 400 1 810 95 1282650 0 461 N 2 22 11 2 521 81 550 46 87 6 5339 85 min0 95 3 14 0 7 c D c c kN mk R m v cnrc D c 许用点接触应力常数由 2 表取 曲率半径 由车轮和轨道两者曲率半径中取大值 取Q u70轨道的曲率半径为R 400m m m 由轨顶和车轮的曲率半径之比 r R 所确定的系数 由 2 表查得 转速系数 由 2 表查得 当车轮转速时 工作级别系 52 541 cc Mc PP 数 由 2 表查得 当级时 故验算通过 线接触局部挤压强度验算 4 5 11 2cc Pk D lc c 6 6 500 70 0 95 1219765 5N 式中 11 526 6 7070 kk lQulmm 2 许用线接触应力常数 N m m 由 2 表查得 车轮与轨道的有效接触长度 轨道的 c Dmm 车轮直径 12 cc c c PP 同前 故验算通过 4 4 运行阻力计算运行阻力计算 摩擦总阻力矩 4 6 2 m d MQG k 由 4 查得车轮的轴承型号为 轴承内径和外径的平均值为 500 c Dmm 7520 由 2 表 7 1 7 3 查得 滚动摩擦系数 轴承 100 180 140 2 mm 0 0006k 摩擦系数 附加阻力系数代人上式得 0 02 1 5 当满载时的运行阻力矩 4 7 2 d Mm QQQG k 武汉科技大学本科毕业设计 26 0 14 1 5 16000363000 0 00060 02 1569 2 Nm 运行摩擦阻力 4 8 2 m m c MQQ P QQ D 1569 6276 0 5 2 N 当空载时 4 9 0 2 d Mm QGk 0 14 1 5 363000 0 00060 02 1089 2 Nm 4 10 0 2 m m c MQ P QQ D 1089 4356 0 5 2 N 4 5 选择电动机选择电动机 电动机静功率 4 11 1000 c jd j Pv N m 6276 87 6 4 82 1000 0 95 2 60 kw 式中 0 95 jm PP QQ 满载运行时的静阻力 m 2 驱动电动机台数 机构传动效率 初选电动机功率 4 12 dj Nk N 1 3 4 826 266kw 式中 761 3 dd kk 电动机功率增大系数 由 2 表查得 由 1 附表 30 选用电动机为 武汉科技大学本科毕业设计 27 22 21 226 7 5 930 min 0 419 115 e d JZRNkw nrGDkgmkg 电动机质量为 4 6 验算电动机发热条件验算电动机发热条件 等效功率 4 13 25xj NkN 0 75 1 3 6 2666 11kN 式中 2525 25 0 75 0 251 3 c q g kJk t t 工作级别系数 由2 查得当时 由2 按起重机工作场所所得当时查得 由此可见 故初选电动机发热通过 xe NN 4 7 选择减速器选择减速器 车轮转速 4 14 c d c c v n D 87 6 55 7 min 0 5 r 机构传动比 1 0 930 16 7 55 7 c n i n 查 1 附表 35 选用两台减速器 其型号为 0 40023 3411 8ZQZiNkw I V 1 减速器 当输入转速为1000r m i n时 可见 j NN 4 8 验算运行速度和实际所需功率验算运行速度和实际所需功率 实际运行速度 4 15 0 cc dd o i vv i 武汉科技大学本科毕业设计 28 16 7 87 671 4 min 20 49 m 误差 4 16 cc c dd d vv v 87 671 4 100 0 185 15 87 6 故合适 实际所需电动机静功率 4 17 v c c d jj d v NN 71 4 4 823 93 87 6 kw 由于 故所选电动机和减速器均合适 jj NN 4 9 验算起动时间验算起动时间 起动时间 4 18 2 2 1 1 2 0 38 2 c q qj QG Dn tmc GD mMMi 式中 1 1 930 min 2 7 5 1 51 5 9550115 5 930 25 9550 25 qe e e nr m MMNm NJc MJc n Jc 驱动电动机台数 时电动机额定扭矩 满载运行时的静阻力矩 4 19 0 m j MQQ MQQ i 1569 80 6 20 49 0 95 Nm 空载运行时的静阻力矩 4 20 0 0 0 m j MQ MQ i 武汉科技大学本科毕业设计 29 1089 55 95 20 49 0 95 Nm 222 22222 1 2 q 2 0 467 0 4190 4670 886 930 1000036300 0 5 t 2 1 15 0 8864 57 38 2 2 115 580 6 20 490 95 zll dzll GDGDkgm GDGDGDGDkgm QQs 初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩 机构总飞轮矩高速轴 满载起动时间 空载载 2 q 2 93036300 0 5 t 0 2 1 15 0 8863 47 38 2 2 115 555 95 20 490 95 Qs 起动时间 由 3 知 起动时间在允许范围内 故合适 4 10 起动工况下校核减速器功率起动工况下校核减速器功率 起动工况下减速器传递功率 4 21 1000 ddc d P v N m 式中 4 22 60 dc djgj q vQG PPPP gt QQ 1600036300 71 4 62678086 5 1060 3 47 N 2mm 运行机构中同一级传动减速器个数 因此 25 8086 5 71 4 5 04 1000 0 95 2 60 9 2 d d Jc Nkw NkwN 所选减速器的 所以减速器合适 4 11 验算起动