现代双梁桥式起重机的设计毕业论文.doc

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 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 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 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 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 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 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 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 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 D d 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 D 35 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 D 22 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 D d e 1 2 4 1 主起升机构 卷筒直径 D d 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 4 2 2138 3 14 12 31000 2L 则卷筒的长度为 L 4600mm 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 52 48 10 6 2100 02 0 10 6 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L 3D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 D d 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 4 2 1022 5 3 14 4 33000 2L 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 30 26 10 6 1000 02 0 10 6 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L 3D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 Ne kd Nj 0 8 66 4 56 4kw 其中 系数kd据 3 表6 1查得 取kd 0 8 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 GD d 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 Ne kd 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 GD d 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 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 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 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 1 14可知 ZQ 1000型减速器输出轴端最大容许径向载荷 R 16700kgf 因Rmax R 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 7 0 8 2 8 100 86 0 95 40 17 7543 9 8620 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Mmax M 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Mmax M 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 Mz 1 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 毕业设计 论文 17 Gz 155kgf 2 10 2 副起升机构 Mz 1 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 M max 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 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 M max 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 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 3 P71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 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 tz 1 1 25 故tz tz 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tz tz 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 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 2 nk 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 n ok 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 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 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 2 P476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 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 Gjd Gjd 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 毕业设计 论文 25 车轮材料有65Mn 其 dmax 8000 9000kgf cm2 强度校核 则 有 dmax dmax 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 2 7 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 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 Nx Ne 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Nj N 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 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 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 M max 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 22 s 0 22 6000 1320kgf cm2 s 0 6 s 0 6 3000 1800kgf cm2 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 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 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 1 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 1 297400 400 5200 2004600 卷卷筒筒心心轴轴得得计计算算简简图图 毕业设计 论文 33 327140kgfcm 弯曲应力 Md 0 1d3 327140 0 1 20 409kgf cm3 轴材料采用45钢 其 b 6000kgf cm2 s 3000kgf cm3 1w 0 43 b 2580kgf cm2 1 k 1 n d 200mm d 1 6为安全系数 k kxkm 1 4 1 5 1 61 kx 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 1 P99 有 1 2580 1 6 1 1 6 1002kgf cm2 因 w 1 故设计满足要求 满足要求 2 静强度计算 kgfcm MM ww 356880297400 2 1 2max 23 3 max max 1 446 20 1 0 356880 1 0 cmkgf d Mw 许用应力 w s 3000 1 6 1875kgf cm2 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 1 14810 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 106 60n c p 3 即4000 106 60 1 966 c p 3 毕业设计 论文 34 其中 c p 0 8 查 2 表9 6 2选用双列圆锥滚子轴承352211 双列圆 其 e 0 4 由于Fa Fr 0 e 锥滚子 故有 x 1 y 1 7额定载荷 Cr 17500kgf 轴承座为 SN309 轴承 参照 4 表9 8 当量动载荷 P xFr yFn 1 16291 0 16291kgf c c p p 0 8 16291 13032 8kgf 由于 c cv 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 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 Smax efa 14298 e0 15 4 3 14 2176 3kgf 压板螺栓所受拉力 P S f f1 2176 3 0 15 0 185 毕业设计 论文 35 6496kgf f1为压板梯形槽与钢丝绳的换算摩擦系数 有 185 0 707 0 15 0 707 0 15 0 cossin 1 f f f 螺栓有拉力及弯矩作用的合成应力为 2 3 32 9 1104 3 4 1 0 8705 12 14 3 25 0 4 6496 3 1 1 0 14 3 25 0 3 1 cmkgf zd MW dz p S 其中 z 4 螺旋数 d 30 内径 Mw sl 2176 3 4 8705 2kgf cm2 螺栓材料为 As 屈服极限为 s 2400kgf cm2 则需用拉伸应力为 s n2 2400 1 6 1560kgf cm2 故满足要求 满足要求 毕业设计 论文 36 第第6章章 吊钩组的计算吊钩组的计算 吊钩装置是起重机最重要的一个承载部件 他要求强度足 够 工作安全可靠 转动灵活 不会发生突然破坏和钢丝绳脱 槽或卡在罩壳内的现象 吊钩装置有长型和短型两种 长型吊钩装置的构造特点是 吊钩装置在横轴上 滑轮装在单独的心轴上 而短钩装置的特 点是 吊钩横轴与滑轮心轴合二为一 长型吊钩装置的吊钩较 短 而短型吊钩装置较长 长型吊钩装置两滑轮间的距离比短 滑轮的吊钩装置的要小些 故其卷筒也可以短些 由于长型吊 钩装置上可以装平衡滑轮 故滑轮组的倍率可为偶数 也可为 奇数 短型吊钩的上面不能装平衡滑轮 故其上的滑轮数目仅 为偶数 由于长型吊钩装置本身的长度较大 故在相同的条件 下 齐升高度要小些 而短型的则相反 由于该机型的起重量较大 故此采用叠片式双沟 材料 叠片式双 钩 选用钢 叠片式双钩尺寸为参照 2 表15 14 6 1 吊钩截面的应力计算吊钩截面的应力计算 垂直截面B B 内侧最大拉应力 3 1 s FkDQe 拉 其中 kgf QQ 5 5 10 3 3 1 1 10 300 额计 为动力系数 据 2 图3 4可知 1 1 e为截面重心到界面内边的距离 e1 h1 r2 2 FB为B截面的面积 kB为截面形状系数 毕业设计 论文 37 179 0 1 450 225 21ln 775 2 775450 1 21ln 2 h h hD kB 即 拉 3 3 105 387 5 1 86 105 0 179 550 6 98kgf cm2 查 2 表7 5可知 a3钢的屈服极限 s 24kgf cm2 则有 拉 by 1 3 24 1 3 18 5kgf mm2 A4300L2315D1400 H1250L1157S1700 H11615L2250T800 D1000G14000 由于 拉 s 故该设计满足要求 倾斜截面c c的应力计算 毕业设计 论文 38 3 1 45sin 2 2 FkDQe 其中 Q 3 3 105kgf e1 b1 3b2 b1 b2 h 3 b1 0 67h b2 0 4b1 0 4 0 67h 则 e1 0 67h 2 0 4 0 67h 0 67h 0