桥式起重机毕业设计说明书.doc

桥式起重机毕业设计说明书67第一章 绪论1.1 概述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。这种起重机广泛用在室内外仓库、厂房、码头和露天贮料场等处。构成桥式起重机的主要金属结构部分是桥架，它横架在车间两侧吊车梁的轨道上，并沿轨道前后运行。除桥架外，还有小车，小车上装有起升机构和运行机构，可以带着吊起的物品沿桥架上的轨道左右运行。于是桥架的前后运行和小车的左右运行以及其声机构的起升动作，三者所构成的立体空间范围是桥式起重机吊运物品的服务空间。通用桥式起重机，一般都是三个机构：即起升机构（起重量大的有主副两套起升机构），小车运行机构和打车运行机构。按照正常工作程序，从起吊动作开始，先开动起升机构，空钓下降，吊起物品上升到一定高度，然后开动小车运行机构和大车运行机构到制定位置停止；再开动起升机构降下物品，然后空钓回升到一定高度，开动小车运行机构和大车运行机构使起重机原来位置，准备第二次吊运工作。每运送一次物品，就要重复一次上述的过程，这个过程通常称为一个工作周期。在一个工作周期内，各个机构不是同时工作的。有时这个机构工作，别的机构停歇，但每个机构都要至少做一次正向运转和一次反向运转。由于具有这样的工作特征，所以起重机械是一种周期性间歇工作的机械。从上述桥式起重机的情况来看。起重机械是由机械，金属结构和电气三部分组成。机械方面是指起升，运行，变幅和旋转等机构，但不是在所有的起重机械中都具有这些机构，而是根据工作的需要，有多有少，但不论如何，起升机构是必不可少的；金属结构是构成起升机械的躯体，是安装各机构和支托它们全部重量的主体部分。电气是起重机械动作的能源，各机构是单独驱动的。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。1.2 桥式起重机发展概述我国加入WTO以来，起重机械行业面临更加激烈的市场竞争。桥式起重机由机械部分、金属结构和电气部分组成，广泛地应用在室内外仓库、厂房、码头和露天贮料场等处。1.2.1 国外桥式起重机发展动向当前，国外桥式起重机发展有四大特征：1. 简化设备结构，减轻自重，降低生产成本法国Patain公司采用了一种以板材为基本构件的小车架结构，其重量轻，加工方便，适应于中、小吨位的起重机。该结构要求起升采用行星圆锥齿轮减速器，小车架不直接与车架相连接，以此来降低对小车架的刚度要求，简化小车架结构，减轻自重。Patain公司的起重机大小车运行机构采用三合一驱动装置，结构比较紧凑，自重较轻，简化了总体布置。此外，由于运行机构与起重机走台没有联系，走台的振动也不会影响传动机构。2. 更新零部件，提高整机性能法国Patain公司采用窄偏轨箱形梁作主梁，其高、宽比为43.5左右，大筋板间距为梁高的2倍，不用小筋板，主梁与端梁的连接采用搭接的方式，使垂直力直接作用于端梁的上盖板，由此可以降低端梁的高度，便于运输。3. 设备大型化随着世界经济的发展，起重机械设备的体积和重量越来越趋于大型化，起重量和吊运幅度也有所增大，为节省生产和使用费用，其服务场地和使用范围也随之增大。4. 机械化运输系统的组合应用国外一些大厂为了提高生产率，降低生产成本，把起重运输机械有机的结合在一起，构成先进的机械化运输系统。1.2.2 国内桥式起重机发展动向国内桥式起重机发展有三大特征：1. 改进机械结构，减轻自重国内桥式起重机多已经采用计算机优化设计，以此提高整机的技术性能和减轻自重，并在此前提下尽量采用新结构。如550t通用桥式起重机中采用半偏轨的主梁结构。与正轨箱形相比，可减少或取消加筋板，减少结构重量，节省加工工时。2. 充分吸收利用国外先进技术起重机大小车运行机构采用了德国Demang公司的“三合一”驱动装置，吊挂于端梁内侧，使其不受主梁下挠和振动的影响，提高了运行机构的性能和寿命，并使结构紧凑，外观美观，安装维修方便。遥控起重机的需要量随着生产发展页越来越大，宝钢在考察国外钢厂起重机之后，提出大力发展遥控起重机的建议，以提高安全性，减少劳动力。3. 向大型化发展由于国家对能源工业的重视和资助，建造了许多大中型水电站，发电机组越来越大。特别是长江三峡的建设对大型起重机的需求量迅速提升。三峡电厂需要1200t桥式起重机和2000t大型塔式起重机。1.3 桥式起重机设计目的，设计任务，设计要求和设计参数1.3.1设计目的桥式起重机毕业设计是在学完全部课程之后的一个重要教学环节。其目的在于通过桥式起重机设计，使学生在拟订传动结构方案、结构设计和装配、制造工艺以及零件设计计算、机械制图和编写技术文件等方面得到综合训练；并对已经学过的基本知识、基本理论和基本技能进行综合运用。从而培养学生具有结构分析和结构设计的初步能力；使学生树立正确的设计思想、理论联系实际和实事求是的工作作风。1.3.2、设计任务：1. 起重机总体方案设计2. 起重小车总体设计3. 卷筒组、动滑轮组、负荷限制器、排绳装置、吊梁、机架、吊钩组、起重小车主动车轮组、起重大车主动车轮组、定滑轮组、桥架主梁的技术设计。4. 卷筒、轴、车轮、滑轮、吊钩等零件图设计。5. 对关键零件进行三维建模和有限元分析。1.3.3、设计要求桥式起重机设计是由设计图纸和设计计算说明书两部分内容组成，具体要求如下：1. 部件装配图：部件装配图要完整的表示部件的构造、原理，每个零件的功用、位置、形状、尺寸及相互连接方法、运动关系及配合性质。部件装配图的方案、结构设计合理，图面清晰整洁，尺寸标注正确，符合国家标准。在装配图上，应注明主要轮廓、定位及配合尺寸。注出标准件、外购件和另部件的序号及名细表。2. 零件工作图：零件工作图是制造和检验零件的基本依据，应正确地表达出零件的形状、大小和构造。在图纸上完整地注出尺寸、公差、表面粗糙度及技术条件等，绘制零件图要符合有关标准。3. 设计计算说明书说明书包括以下几方面内容：1）桥式起重机的用途、性能及特点；2）桥式起重机小车总体设计；3）起升机构设计及计算；4）运行机构设计及计算；5）起升机构主卷筒的设计计算；6）吊钩组和动滑轮组的设计计算；7）小车重心及轮压计算；8）参考文献。设计计算说明书是设计的主要依据，要有统一的规格和书写格式，论述要论据充分，字迹要工整，叙述要有条理。说明书中所用公式应注明引用的参考文献，并注明代号意义和单位。单位均采用国际单位制，计算结果应准确无误。具体要求按照学院的文件规定执行。1.3.4 设计参数起重量：主起升50吨，副起升10吨；起升速度：主起升7.8m/min,副起升13.2m/min;起升高度:主起升12m,副起升16m;运行速度：小车38.5m/min，大车74.5m/min;跨度16.5m;工作级别M5.1.4 本章小结本章主要简要介绍了桥式起重机的工作过程和桥式起重机的主要结构组成，以及桥式起重机国内外的发展动态，大概阐述了本次设计的设计目的，设计任务以及设计要求等。第二章 小车起升机构设计2.1 钢丝绳钢丝绳挠性好,承载能力大,传动无噪音,因绳股中钢丝断裂是逐渐产生的,一般不会发生整根钢丝绳突然断裂,故工作较为可靠,应用比较广泛。起重机使用圆形截面的钢丝绳。绳股的截面也是圆形截面。钢丝绳有多种构造形式，一般优先选用线接触钢丝绳，在有腐蚀性的环境中工作时，应采用渡锌钢丝绳。钢丝绳的选择包括钢丝绳结构型式的选择和钢丝绳直径的确定。2.1.1 主起升钢丝绳1.钢丝绳型式确定根据钢丝绳的构造特点，再结合起重机的使用条件和要求（如挠性，耐磨性，抗高温辐射，抗横向压力和防腐性等）。从参考文献2 表2-2中选择适合本次设计的起重机的钢丝绳6W(19). 2.钢丝绳直径的确定钢丝绳的钢丝在工作中的受力情况是复杂的。它在工作是承受拉伸，弯曲，挤压和扭转等作用。由此产生应力的大小，处与钢丝绳张力大小有关外，还与钢丝绳和股的数目，的计算方法。因此，为了简化计算，只根据静载荷按实用计算法选择钢丝绳。根据要求选定了实用的钢丝绳型式后，应按钢丝绳所受的最大静张力和钢丝绳的抗拉破坏强度来确定钢丝绳直径d。即式中 钢丝绳工作时所受的最大张力（N）， Q所起升的最大物品重量（N） G0取物装置的重量（N）， 滑轮组型式的系数，当为单滑轮组时，；当为双滑轮组时， 滑轮组的倍率。 滑轮组的效率，由参考文献2 表2-1可以查得。 钢丝绳破断拉力换算系数，由参考文献2 表2-3查得。 Sb钢丝绳规范中钢丝绳破断拉力的总和（N） n安全系数，由参考文献2 表2-4查得。从而可计算出Sb约为 故由参考文献1 表3-1-11查得选取钢丝绳公称抗拉强度，钢丝绳的直径为38mm，2.1. 副起升钢丝绳1.钢丝绳型式确定根据钢丝绳的构造特点，再结合起重机的使用条件和要求（如挠性，耐磨性，抗高温辐射，抗横向压力和防腐性等）。从参考文献2 表2-2中选择适合本次设计的起重机的钢丝绳6W(19). 2.钢丝绳直径的确定钢丝绳的钢丝在工作中的受力情况是复杂的。它在工作是承受拉伸，弯曲，挤压和扭转等作用。由此产生应力的大小，处与钢丝绳张力大小有关外，还与钢丝绳和股的数目，绕捻方法，螺旋角大小，钢丝间的接触情况以及绳芯的材料等有关，迄今还没有一种精确的计算方法。因此，为了简化计算，只根据静载荷按实用计算法选择钢丝绳。根据要求选定了实用的钢丝绳型式后，应按钢丝绳所受的最大静张力和钢丝绳的抗拉破坏强度来确定钢丝绳直径d。即式中 钢丝绳工作时所受的最大张力（N）， Q所起升的最大物品重量（N） G0取物装置的重量（N）， 滑轮组型式的系数，当为单滑轮组时，；当为双滑轮组时， 滑轮组的倍率。 滑轮组的效率，由参考文献2 表2-1可以查得。 钢丝绳破断拉力换算系数，由参考文献2 表2-3查得。 Sb钢丝绳规范中钢丝绳破断拉力的总和（N） n安全系数，由参考文献2 表2-4查得。从而可计算出Sb约为 故由参考文献1 表3-1-11查得选取钢丝公称抗拉强度，绳钢丝绳的直径为21.5mm，2.2 滑轮组由钢丝绳依次绕过若干动滑轮和定滑轮而组成的装置称为滑轮组。根据滑轮组的功能分为省力滑轮组和增速滑轮组。滑轮用以支撑钢丝绳，并能改变钢丝绳的走向，平衡钢丝绳分支的拉力，组成滑轮组，达到省力或增速的目的。2.2.1 主起升滑轮组1. 滑轮型式的确定滑轮大多装在滚动轴承上。用尼龙或其他聚合材料制作的滑动轴承，也开始在起重机的滑轮上使用。钢丝绳出入滑轮绳槽的偏角过大时（50），绳槽侧壁将受到较大横向力作用，容易是槽口损坏，是钢丝绳脱槽。为了减少钢丝绳的磨损，在滑轮绳槽中可用铝或聚酰胺作为衬垫材料，但这会使滑轮构造复杂，只有当钢丝绳很长，在技术和经济上对钢丝绳寿命有特殊要求时，才推荐使用。一般选用铸造滑轮。2. 滑轮尺寸确定滑轮的主要尺寸是滑轮直径D，轮毂宽度B和绳槽尺寸。起重机常用铸造滑轮，其结构尺寸已经标准化（ZBJ80006.1-87）.滑轮尺寸可按钢丝绳直径进行选择。.工作滑轮直径D0取 式中 D0按钢丝绳中心计算滑轮直径（mm） d钢丝绳直径（mm） e轮绳直径比系数，与机构工作级别和钢丝绳结构有关，由参考文献1 表3-2-1选得e=20 轮毂的宽度通常，B=（1.51.8）d0=85式中 d0滑轮轴径(mm) 滑轮绳槽尺寸铸造滑轮按“起重机用铸造滑轮绳槽断面”（ZBJ80006.1-87）选用。由参考文献1 表3-2-2查得具体尺寸：2.2.2 副起升滑轮组1. 滑轮型式的确定滑轮大多装在滚动轴承上。用尼龙或其他聚合材料制作的滑动轴承，也开始在起重机的滑轮上使用。钢丝绳出入滑轮绳槽的偏角过大时（50），绳槽侧壁将受到较大横向力作用，容易是槽口损坏，是钢丝绳脱槽。为了减少钢丝绳的磨损，在滑轮绳槽中可用铝或聚酰胺作为衬垫材料，但这会使滑轮构造复杂，只有当钢丝绳很长，在技术和经济上对钢丝绳寿命有特殊要求时，才推荐使用。一般选用铸造滑轮。2. 滑轮尺寸确定滑轮的主要尺寸是滑轮直径D，轮毂宽度B和绳槽尺寸。起重机常用铸造滑轮，其结构尺寸已经标准化（ZBJ80006.1-87）.滑轮尺寸可按钢丝绳直径进行选择。.工作滑轮直径D0式中 D0按钢丝绳中心计算滑轮直径（mm） d钢丝绳直径（mm） e轮绳直径比系数，与机构工作级别和钢丝绳结构有关，由参考文献1 表3-2-1选得e=20 轮毂的宽度通常，B=（1.51.8）d0=50式中 d0滑轮轴径(mm) 滑轮绳槽尺寸铸造滑轮按“起重机用铸造滑轮绳槽断面”（ZBJ80006.1-87）选用。由参考文献1 表3-2-2查得具体尺寸：2.3 卷筒2.3.1 主起升卷筒1. 卷筒的构造起重机中主要采用圆柱形卷筒。在大多数情况下，绳索在卷筒上只绕一层，只有在起升高度很大，而卷筒长度又受到限制时才采用多层绕卷筒。多层绕的主要缺点是内层钢丝绳受到外侧钢丝绳的挤压，将会降低绳索的使用寿命。此外，当绳索张力不变时，卷筒的载荷力矩将随着卷筒上绳索层数不同而变化，因而使载荷力矩不稳定。可见本次设计选用单层绕卷筒。绳索卷筒的表面有光面和螺旋槽的两种。光面的多用作多层卷绕钢丝绳的卷筒，其构造比较简单，绳索按螺旋形紧密排列在卷筒表面上，绳圈的节距等于绳索的直径。由于绳索和卷筒表面之间的单位压力较大，且相邻绳圈在工作时有摩擦，使钢丝绳表面的钢丝磨损加快，降低钢丝绳的使用寿命。单层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，绳槽的节距大于绳索的直径，绳圈之间有一定的间隙，工作时不会彼此摩擦，可以延长钢丝绳的寿命。故我们应该选用螺旋槽绳索卷筒。螺旋槽有钱槽（标准槽）和深槽两种。一般情况下选用标准槽，因其节距比深槽的短，所以绳槽圈数相同时，标准槽的卷筒工作长度比深槽的短。用于单联滑轮组的卷筒采用单螺旋槽（常用右旋槽）；用于双联滑轮组的卷筒则采用双螺旋槽（一边左旋，一边右旋）。起升机构工作时，钢丝绳在卷筒上绕入或放出，由一端移至另一端，通常都要放生偏斜，此偏斜角不能太大，否则钢丝绳会碰擦钢丝绳槽侧边或邻侧钢丝绳，致使钢丝绳擦伤甚至发生跳槽，因此，设计时应控制钢丝绳最大偏斜角。根据使用经验,单层卷绕时，一般控制，对于大起重量起重机，由于钢丝绳直径大，僵性也大，其偏斜角应控制得小些，可取。对于光面卷筒或多层卷绕时，取。可见本次设计应。2. 卷筒的计算（1） 卷筒的材料 一般用于不低于HT2040的铸铁，特殊需要的可用ZG25,ZG35铸钢。铸钢据昂同由于成本高，并且限于铸造工艺，壁厚并不能减少很多，因而很少采用。主要卷筒可以采用球墨铸铁。大型卷筒多用A3，16Mn钢板卷成筒形焊接而成，焊接卷筒适应于单件生产，可以降低自重。（2） 卷筒的直径 卷筒的名义直径D和滑轮一样，也是从绳槽底部度量的。 式中 D卷筒的名义直径，即槽底直径（mm） d钢丝绳直径，即其外接圆直径（mm）e轮绳直径比，由参考文献2 表2-4查得e=18（3）卷筒槽计算绳槽半径：R=（0.540.6）d=20.5222.8mm；取R=21mm绳槽深度（标准槽）：=（0.250.4）d=9.515.2mm；取绳槽节距：t=d+（24）=4042mm取t=41卷筒名义直径：（4） 卷筒的长度及其强度验算卷筒的总长度： 式中 最大起升高度， 12 m； 附加安全圈数，n 1.5 ，取n=3；t 绳槽节距，t = 41mm； 卷筒的计算直径（按缠绕钢丝绳的中心计算）, 取=2m，卷筒材料初步采用HT200 灰铸铁 GB/T 9439-1988，抗拉强度极限，抗压其壁厚可按经验公式确定=0.02D+（610）=18.9222.92mm，取=22mm。卷筒壁的压应力演算： 许用压应力，故强度足够。(5）卷筒转速 = r/min2.3.2 副起升卷筒1. 卷筒的计算（1） 卷筒的材料 一般用于不低于HT2040的铸铁，特殊需要的可用ZG25,ZG35铸钢。铸钢据昂同由于成本高，并且限于铸造工艺，壁厚并不能减少很多，因而很少采用。主要卷筒可以采用球墨铸铁。大型卷筒多用A3，16Mn钢板卷成筒形焊接而成，焊接卷筒适应于单件生产，可以降低自重。（2） 卷筒的直径 卷筒的名义直径D和滑轮一样，也是从绳槽底部度量的。 式中 D卷筒的名义直径，即槽底直径（mm） d钢丝绳直径，即其外接圆直径（mm）e轮绳直径比，由参考文献2 表2-4查得e=25(3)卷筒槽计算绳槽半径：R=（0.540.6）d=11.6112.9mm；取R=12mm绳槽深度（标准槽）：=（0.250.4）d=5.3758.6mm；取绳槽节距：t=d+（24）=23.525.5mm取t=24卷筒名义直径：3)确定卷筒长度并验算起强度卷筒的总长度： 式中 最大起升高度， 16 m； 附加安全圈数，n 1.5 ，取n=3；t 绳槽节距，t = 24mm； 卷筒的计算直径（按缠绕钢丝绳的中心计算）, 取=1.4m，卷筒材料初步采用HT200 灰铸铁 GB/T 9439-1988，抗拉强度极限，抗压其壁厚可按经验公式确定=0.02D+（610）=16.820.8mm，取=18mm。卷筒壁的压应力演算： 许用压应力，故强度足够。(4）卷筒转速 = r/min2.4 取物装置吊钩组是起重机上应用最广泛的一种取物装置，它由吊钩、吊钩螺母、推力轴承、吊钩横梁、滑轮、滑轮轴承、吊钩拉板等零件组成。为了保证起重机械能够顺利地进行工作，取物装置应满足以下要求：工作可靠；装卸物品快；自重小；装卸物品时占用人力少；构造简单和制造成本低等。根据各企业生产要求的不同和所要搬运物品的多样性，现有的取物装置大体上可分为通用和专用两种。2.41 取物装置的设计方案的确定吊钩有单钩，双钩，C钩，片式钩等类型。单钩多用于中小起重量的起重机械。双钩受力条件较好，钩体材料能充分利用，用于起重量较大的起重机械。C型钩常用于船舶装卸，上部突出可防止起升时挂住舱口。由于本次设计所起升的重量分别是50吨和10吨，重量不是很重。故可选用单钩。吊钩吊身的截面形状有圆形，矩形，梯形，T形等，我们也可选用吊钩的T形截面。图2-1 单钩计算简图吊钩常用模具锻造，钩的头部具有直柄开有螺纹。为防止系物绳自动脱钩，还可以在吊钩上加装安全闭锁装置2.5 取物装置相关设计计算2.5.1 主吊钩1. 主要尺寸 式中Qe额定起重量（t）2. 钩体弯曲部分强度 根据图2-2 吊钩的受力情况来看，弯曲部分受有弯曲，拉伸和剪切三种应力。1-2截面除受最大弯矩Mw外，还收Q力的拉伸作用。在1-2截面上的最大应力发生在内侧纤维1处，即x=-e1处，因此点1处的应力为：式中计算载荷图2-2 四分支绳受力简图计算截面的面积系数k=0.1； 其中;根据参考文献1表3-4-1选择强度等级为P的吊钩材料，则的则,，1-2截面强度验算通过。 3-4截面有以下两种危险情况分别验算其强度： （） 垂直系物绳将物品重量Q悬挂在吊钩时，这时3-4截面上没有拉伸和弯曲应力（），只有平均剪切应力，其值为： （） 四分支倾斜的系物绳将物品重量Q悬挂在吊钩上时，绳分支对垂线如倾斜角为（一般为450）.这时Q沿着倾斜绳索可在吊钩上导致分解为两个力Q1其值为：为了便于计算应力，将Q1再分解为水平分力Q2和垂直分力Q3：；Q2对3-4截面将产生拉伸和弯曲的合成应力，即Q3对3-4截面产生的平均剪切应力为： 根据能量强度理论，3-4截面的最大合成应力为：，3-4截面强度验算通过。为了考虑3-4截面内有最大剪切力作用，并在工作过程中受到较大的磨损，所以一般都取它的尺寸与1-2截面的相同。3.钩体的其他尺寸根据参考文献1 表3-4-2，由所需起升的重量Qe，钩体的强度等级P和吊钩工作级别M5，查的所选钩号为50.即可根据参考文献1 表3-4-3，查的吊钩所需用的材料为DG20Mn。根据参考文献1 表3-4-8，查的钩体其他尺寸（单位；mm）（如图2-3）： 图2-3 主吊钩具体尺寸图4确定吊钩螺母尺寸轴颈螺纹处拉伸应力： 最小直径查机械零件手册取M110。确定吊钩螺母最小工作高度：H=0.8=88mm,考虑设置放松螺栓，实际取H=90mm。螺母外径D=(1.82)=162176mm。取5.止推轴承的选择由于轴承在工作过程中很少转动，故可根据额定静负荷来确定。由机械设计课程设计手册表6-8，选择滚动轴承 51424（GB/T301-1995），额定静负荷，动负荷系数。轴承当量静负荷：所以安全.图2-3主吊钩尺寸2.5.2 副吊钩1. 主要尺寸 式中Qe额定起重量（t）2. 钩体弯曲部分强度 根据图 吊钩的受力情况来看，弯曲部分受有弯曲，拉伸和剪切三种应力。1-2截面除受最大弯矩Mw外，还收Q力的拉伸作用。在1-2截面上的最大应力发生在内侧纤维1处，即x=-e1处，因此点1处的应力为：式中计算载荷计算截面的面积系数k=0.1； 其中;根据参考文献1表3-4-1选择强度等级为P的吊钩材料，则的则,，1-2截面强度验算通过。 3-4截面有以下两种危险情况分别验算其强度： （） 垂直系物绳将物品重量Q悬挂在吊钩时，这时3-4截面上没有拉伸和弯曲应力（），只有平均剪切应力，其值为： （） 四分支倾斜的系物绳将物品重量Q悬挂在吊钩上时，绳分支对垂线如倾斜角为（一般为450）.这时Q沿着倾斜绳索可在吊钩上导致分解为两个力Q1其值为：为了便于计算应力，将Q1再分解为水平分力Q2和垂直分力Q3：；Q2对3-4截面将产生拉伸和弯曲的合成应力，即Q3对3-4截面产生的平均剪切应力为：图2-4副吊钩尺寸 根据能量强度理论，3-4截面的最大合成应力为：，3-4截面强度验算通过。为了考虑3-4截面内有最大剪切力作用，并在工作过程中受到较大的磨损，所以一般都取它的尺寸与1-2截面的相同。3.钩体的其他尺寸根据参考文献1 表3-4-2，由所需起升的重量Qe，钩体的强度等级P和吊钩工作级别M5，查的所选钩号为16.即可根据参考文献1 表3-4-3，查的吊钩所需用的材料为DG20Mn。根据参考文献1 表3-4-8，查的钩体其他尺寸（单位；mm）（如图2-4）：图2-3 主吊钩具体尺寸图 4确定吊钩螺母尺寸轴颈螺纹处拉伸应力： 最小直径查机械零件手册取M75。确定吊钩螺母最小工作高度：H=0.8=60mm,考虑设置放松螺栓，实际取H=65mm。螺母外径D=(1.82)；=117130mm。5.止推轴承的选择由于轴承在工作过程中很少转动，故可根据额定静负荷来确定。由机械设计课程设计手册表6-8，选择滚动轴承 51416（GB/T301-1995），额定静负荷，动负荷系数。轴承当量静负荷：所以安全2.6 吊钩组其他零件的计算2.6.1 主吊吊钩横梁的计算通孔直径：，取；座坑直径:(D为止推轴承外径)；最大宽度：B=D+(1020)mm=260270mm，取B=255mm。横轴两侧拉板的间距是由滑轮轴上五滑轮间的尺寸所决定的：。轴直径：取横轴可作为一简支梁来进行计算，横轴的计算载荷（图2-5）： 图2-5横轴计算；横轴的最大弯矩： ；中间断面的抗弯截面系数：，式中为吊钩的尺寸弯曲应力：横轴的材料用45号钢，许用应力所以，故横轴强度足够。式中n=2.4为安全系数。2.6.2 主吊钩拉板的校核图2-6 拉板尺寸拉板的尺寸如图2-6所示： 轴孔上有厚度为的贴板（补强板），所以基板承受的载荷减小到的倍:则轴颈与拉板的单位压力：拉板轴孔内表面最大应力： 拉板的材料为Q235，许用挤压应力为轴孔处的拉伸应力为：式中应力集中系数，可参考文献 1图3-4-18得。拉板材料为Q235，许用拉伸应力为故和，所以强度足够。2.6.3 副吊钩横梁的计算通孔直径：，取；座坑直径:(D为止推轴承外径)；最大宽度：B=D+(1020)mm=180190mm，取B=185mm。横轴两侧拉板的间距是由滑轮轴上三个滑轮间的尺寸所决定的：。轴直径：取中小起重量取小值，大起重量取大值横轴可作为一简支梁来进行计算，横轴的计算载荷：；横轴的最大弯矩： 中间断面的抗弯截面系数；，式中 为吊钩的尺寸弯曲应力：横轴的材料用45号钢，许用应力所以，故横轴强度足够。式中n=2.4为安全系数。2.6.4 副吊钩拉板的校核拉板的尺寸如图2-8所示：轴孔上有厚度为的贴板（补强板），所以基板承受的载荷减小到的倍: 则图2-8 拉板尺寸轴颈与拉板的单位压力：拉板轴孔内表面最大应力： 拉板的材料为Q235，许用挤压应力为轴孔处的拉伸应力为：式中应力集中系数，可参考文献 1图3-4-18得。拉板材料为Q235，许用拉伸应力为故和，所以强度足够。第三章 小车运行机构运行机构的任务是使起重机和小车作水平运动。有时用于搬运物品；有时用于调整起重机的工作位置，如门座起重机与装卸桥的 大车运行机构等。运行机构分为无轨运行和有轨运行两类。前者是采用轮胎和履带，可以在普通道路上行走，用于汽车起重机，轮胎起重机与履带起重机等，它们的机动性好，可以随时调到工作需要的地点；后者在专门铺设的钢轨上运行。负荷能力大，运行阻力小，是一般起重机常用的运行装置。运行机构由电动机，传动装置，联轴器，传动轴，车轮组和制动器组成。3.1 小车运行机构3.1.1确定小车传动方案运行机构采用全部为闭式齿轮传动，小车的四个车轮固定在小车架的四周，车轮采用带有角形轴承箱的成组部件，电动机装在小车架的台面上，由于电动机轴和车轮轴不在同一个平面上，所以运行机构采用立式三级圆柱齿轮减速器，在减速器的输入轴与电动机轴之间以及减速器的两个输出轴端与车轮轴之间均采用带浮动轴的半齿联轴器的连接方式。小车架的设计，采用粗略的计算方法，靠现有资料和经验来进行，采用钢板冲压成型的型钢来代替原来的焊接横梁。桥式起重机的小车，一般采用四个车轮支承的小车，其中两个车轮为主动车轮。主动车轮由小车运行机构集中驱动。图3-1小车运行机构下图为小车运行机构简图: 3.1.3 选择车轮与轨道并验算强度参考同类型规格相近的起重机,估计小车总重为,近似认为由四个车轮平均承受，吊钩位于小车轨道的纵向对称轴线上。车轮的最大轮压为： 载荷率：由参考文献 1表3812选择车轮，当运行速度v60m/min，工作类型为中级时，车轮直径，轨道为P24的许用轮压为11.8t，故初步选择车轮直径，而后校核强度。1. 疲劳计算疲劳计算时的等效载荷为：式中 车轮的计算轮压：式中 小车车轮等效轮压； 等效冲击系数，v320时， =1600020000 符合要求。2. 强度校核最大计算轮压： 式中 冲击系数，。点接触时进行强度校核的接触应力： （3.2）式中 最大许用应力，对于车轮材料ZG55-，当HB320时， =2400030000 ； 其余符号意义同前。 强度校核符合要求。3.1.4 运行阻力计算图3-3运行阻力计算图摩擦总阻力矩： （3.3）式中 车轮轮缘与轨道的摩擦、轨道的弯曲与不平行性、轨道不直以及运转时车轮的摆动等因素有关，查参考文献 2表73得； 、分别为起重机小车重量和起重量； k滚动摩擦系数（m），它与车轮和轨道的材料性质、几何尺寸及接触表面情况有关，查参考文献 2表7-1得k=0.0005； 车轮轴承摩擦系数，查参考文献 2表7-2得； d轴承内径（m），d=90mm,轴承型号7518得当满载时的运行阻力矩：相应的运行摩擦阻力为： 式中 为车轮直径。当无载时：3.1.5 选择电动机电动机的静功率式中 小车满载运行时的静阻力, 小车运行速度, =38.5m/min; 小车运行机构传动效率, =0.9; m 驱动电动机台数,m=1.初选电动机功率： 式中 电动机起动时为克服惯性的功率增大系数,查参考文献 2表7-6取=1.3。查参考文献 1表5-1-13选择YZR180L-8型电动机,功率Ne=13kw,转速=700r/min,3.1.6 验算电动机发热条件按等效功率法求得，当JC%=25%时，所需等效功率为：式中 工作类型系数，； 。由以上计算结果，故所选电动机能满足发热条件。3.1.7 选择减速器车轮转速：机构总的传动比：根据电动机转速700/min，小车运行所消耗的转矩2379.38N/m，所需要的传动比i0=20.03，从参考文献 1表3-10-5中选用QJR-D236-25PW 型减速器，高速轴许用功率为。3.1.8 验算运行机构速度和实际所需功率根据减速器的传动比，计算出实际的运行速度：速度偏差合适。实际所需电动机静功率为：所选电动机与减速器均适合3.1.9 验算启动时间启动时间： 式中 ；驱动电动机台数m=1；C为风力系数取C=1.15；平均起动力矩 当满载时静阻力矩：当无载时运行静阻力矩：初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩：机构总的飞轮矩：满载启动时间：无载启动时间: 通常起升机构起动时间为46s，故所选电动机合适。3.1.10 按起动工况校核减速器功率启动状况减速器传递的功率： 式中 计算载荷 运行机构中同一级传动减速器的个数=1.因此所用减速器N320时，sjd =160000-200000N/cm2，因此满足疲劳强度计算。2）强度校核最大轮压的计算：Pjmax=KcIIPmax =1.142.05t =46.255t（5.5）式中KcII-冲击系数，由起重机设计手册2表2-7第II类载荷KcII=1.1按点接触情况进行强度校核的接触应力：jmax= （5.6） = =18437.38Kg/cm2车轮采用ZG55-II，由起重机设计手册2表19-3得，HB320时， j=240000-300000N/cm2。jmax j,故强度足够。4.5 运行阻力计算摩擦总阻力距Mm=（Q+G）（K+d/2） （5.7）图4-3运行阻力计算式中 车轮轮缘与轨道的摩擦、轨道的弯曲与不平行性、轨道不直以及运转时车轮的摆动等因素有关，查起重运输机械表7-3得； 、分别为起重机重量(G=53.5t)和起重量； k滚动摩擦系数（m），它与车轮和轨道的材料性质、几何尺寸及接触表面情况有关，查起重运输机械表7-1得k=0.0012； 车轮轴承摩擦系数，查起重运输机械3表7-2得； d轴承内径（m），d=150mm,选用轴