毕业论文-焦炉炉顶检修起重机设计

摘要焦炉是煤化工企业的主体设备，炉顶主要有装煤车等运行机械及桥管等炉体附件，各类设备检修频繁。由于炉顶距地面高35米，每次检修均需外租汽车吊配合，给检修带来极大不便。为解决XXXX煤化工厂这一实际问题，设计一套焦炉炉顶检修专用起重机。通过对现场进行调研，结合生产现场实际情况，确定专用起重机提升重量、提升线速度、提升最大高度、伸臂杆倾斜角度等参数，拟定传动方案，进行工作机构、传动装置、结构设计、稳定计算等。设计该专用起重机，能有效的解决XXXX煤化工厂焦炉炉顶检修中，需外租汽车吊给检修带来不便等问题，通过设计、自制专用起重机，有利于检修工作的有效组织，缩短检修时间，降低生产成本。关键词焦炉炉顶检修起重机工作机构传动装置设计目录1前言42设计参数与要求53传动方案64工作机构的设计741钢丝绳的选择742卷筒943滑轮1044确定卷筒和滑轮的直径105传动装置的设计计算1151计算卷筒的功率1152计算卷筒的转速1153电动机的选择1154计算总传动比1255分配传动比1256计算效率1257计算各轴的转速、功率和转矩1258制动器的选择156电气传动与控制设计1661选配电器与导线1662电气传动与控制原理1763电气操作箱设计与安装177传动机构的设计和计算1971带传动1972齿轮传动218结构设计2381初算各轴的最小直径2382带轮的结构2383齿轮的结构2484卷筒的结构2585滑轮的结构2786伸臂杆和支撑杆的尺寸279起重机的稳定性校验3410结束语4111参考文献4212附录431前言XXXX钢铁有限责任公司煤化工厂共有55米、6米焦炉8座，年产焦炭能力354万吨，是西南地区最大的煤化工企业，因而焦炉成为XXXX的主体设备，焦炉的使用寿命，直接影响到炼焦生产。因此，焦炉维护成为该企业的关键。焦炉炉顶主要有装煤车等运行机械，车上有各类电动机、减速机、空压机、油泵等较大设备，这些设备本身需要检修，同时安装在焦炉炉顶的桥管、水封，是炼焦过程中必不可少的煤气疏导部件，承受着粉尘、氨水腐蚀、煤气冲刷等侵害，使用寿命一般在3个月左右，因而各类设备检修频繁。这些设备单件最重310公斤，而炉顶距地面35米，炉顶端头虽然设有单臂吊，只能将物件从地面吊至炉顶或从炉顶吊至地面，无法将更换件从炉顶吊至需用位置，因而在检修作业过程中均需外租吊车配合，且因焦炉高度大，吊装小件物品必须大吊车配合，才能有足够的伸臂将更换件吊装到需用部位，增加了生产成本。同时厂区场地狭小，吊车在地面摆放空间受限，给检修带来极大的不便。为解决这一实际问题，设计一套焦炉炉顶检修专用起重机。设计的起重机由电动机经带传动和一对开式齿轮传动，将运动和动力传输给卷筒，再通过钢丝绳和滑轮组提升物件。设计提升重量为750公斤，提升的线速度为053米/秒，提升最大高度为25米，伸臂杆的倾斜角度为60。设计该起重机为可移动式，搁放在焦炉炉顶，能有效解决炉顶检修中需外租吊车带来不便的问题，通过设计、自制专用起重机，有利于检修工作的有效组织，缩短检修时间，降低生产成本，具有较强的适用价值。2起重机的参数设计22设计要求焦炉是煤化工企业的主体设备，炉顶主要有装煤车等运行机械及桥管等炉体附件，各类设备检修频繁。由于炉顶距地面高35米，每次检修均需外租汽车吊配合，给检修带来极大不便。为解决XXXX煤化工厂这一实际问题，设计一套焦炉炉顶检修专用起重机。通过对现场进行调研，结合生产现场实际情况，确定专用起重机提升重量、提升线速度、提升最大高度、伸臂杆倾斜角度等参数，拟定传动方案，进行工作机构、传动装置、结构设计、稳定计算等。设计该专用起重机，能有效的解决XXXX煤化工厂焦炉炉顶检修中，需外租汽车吊给检修带来不便等问题，通过设计、自制专用起重机，有利于检修工作的有效组织，缩短检修时间，降低生产成本。221由于炉顶温度一般在60左右，故工作温度在100以下。222焦炉炉顶设备检修用，自制。223稳定性好，可移动式。21参数的设计起重机械的基本参数有起重量、起升高度、跨度、各机构的工作速度及各机构的工作级别。有些起重机械的生产率、轨距、外型尺寸、最大轮压、幅度、起重力矩等也是重要参数。这些参数说明起重机械的工作性能和技术经济指标，是设计起重机械的技术依据，也是生产使用中选择起重机械技术性能的依据。211起重量Q指起重机安全工作所允许的最大起吊重物的质量，单位为公斤（KG）或吨（T）。因为起重量的大小直接影响起重机的自重，过小不能满足生产要求，过大会造成基建投资的浪费，所以应按照实际需要情况考虑。由于炉顶设备主要是装煤车，其主要易损部件是走行电机、减速机、空压机、油泵、液压组件，桥管、水封、水封盖等，其最大重量为310KG，因此，为满足实际需要，设计起重量Q至少按部件最大重量的15倍考虑，为750KG。212起升高度H指起重机取物装置上下极限位置之间的距离，单位为米（M）。下极限位置为工作场地的地面，吊钩则从钩口中心算起，抓斗从最低点算起。在确定起重机的起升高度时，除考虑起吊物品的最大高度以及需要超越地面设施高度外，还应考虑吊具所占的高度。炉顶装煤车的走行电机、减速机、空压机、油泵、液压组件，桥管、水封、水封盖等，属桥管所处位置最高，距炉顶15M，因此设计起升高度H取25米。213跨度L特指桥式类型起重机大车运行轨道中心线之间的距离，单位为米（M）。本设计不涉及此参数。214工作速度指起重机的各机构（起升、运行、变幅和旋转）的工作速度，单位为米/秒（M/S），但旋转机构的旋转速度用每分钟的转数表示，即N（RPM）。机构的工作速度是根据工作要求来定的，装卸工作要求尽可能高的速度；安装工作要求很低的工作速度；行程短的取较低速度；行程长的取较高速度；一般用途的起重采用中等工作速度。本设计作为一般用途的起重机，设计工作速度取053M/S。215外型尺寸和自重它不仅能说明起重机械本身性能优劣的数据，而且直接影响基建费用的投资，因此，应十分重视减轻自重和减小外形尺寸，以达到紧凑而轻便。通过对现场进行调研，结合焦炉炉顶检修实际情况，本设计确定起重机起重量、起升高度、起升速度、伸臂杆的倾斜角度等参数如表21。表21焦炉炉顶检修起重机设计参数序号设计参数参数值1起重量750KG2起升高度25M3起升速度053M/S4伸臂杆的倾斜角度603工作机构的设计工作机构即起重机的起升机构，包括卷筒、滑轮和钢丝绳，它直接承担起重任务使吊装设备作升降运动。41钢丝绳的选择411确定钢丝绳的种类钢丝绳是起重机的重要零件之一，通常是用优质高强度碳素钢丝制成的，它具有强度高、自重轻（与链条相比）、弹性较好、极少骤然断裂和应用在机构上运行平稳、适用于高速传动等优点。它的种类较多按钢丝绳股数量的不同可分为单股和多股，单股钢丝绳刚性较大，不易挠曲。多股钢丝绳是先由钢丝拧成股，再由股拧成绳，随着股数的增加，股内的钢丝愈细愈多，加上中间有个柔软的芯子，挠曲性也就越好。这种钢丝绳可以通过直径较小的滑轮或卷筒工作。按钢丝绳芯材料的不同可分为纤维芯（如用剑麻、棉纱等制成）、石棉芯和金属芯三种。它们各有其优缺点用油浸的纤维芯钢丝绳，比较柔软，容易弯曲，绳芯中含油较多，能润滑钢丝绳并能起到防止锈蚀的作用，但不能在较高温度下工作，不能承受横向重压（如在卷筒上缠绕多层钢索）。用石棉芯的钢丝绳，除了比较柔软，容易弯曲外，还可适应在较高温度下工作，但是也不能承受横向重压。金属芯钢丝绳，强度最大，能承受横向重压，并可在较高温度下工作，但是钢丝绳太硬、不易弯曲。按钢丝绳的搓捻方向不同可分为右同向捻、左同向捻、右交互捻、左交互捻和混合捻等几种。在钢丝绳中，钢丝搓捻方向和钢丝股搓捻方向一致的称为同向捻，不一致的称为交互捻。相邻两股钢丝的捻向相反，则称混合捻。同向捻钢丝绳表面平整，比较柔软，易于弯曲。它与滑轮槽接触面积大，单位面积的压力小，磨损也小，比交互捻钢丝绳耐用。但由于绳股与钢丝都以相同方向扭转一定角度，使钢丝绳在受力后具有一个反向回捻的趋势，吊重物时会使重物旋转。其次，同向捻钢丝绳还易于扭结、纠缠，给工作带来不便，故一般只用于拖拉绳和牵引装置上，不宜用于起重机和滑轮组的吊装工作。交互捻钢丝绳性能与同向捻钢丝绳相反，虽然耐用程度较差，但使用比较方便，故多用于起重机械和滑轮组上的吊装工作。综上所述，本设计决定采用纤维芯的交互捻钢丝绳。412确定钢丝绳型号国产标准钢丝绳品种型号较多，按抗拉强度分为140KG/MM2、155KG/MM2、170KG/MM2、185KG/MM2、200KG/MM2等五个等级。在根据要求选定了适用的钢丝绳型式后，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PMAXSPB（式41）式中PMAX单根钢丝绳的最大工作压力，公斤；PB钢丝绳断拉力总和，公斤；S钢丝绳安全系数。已知G750公斤，图41为吊重时滑轮组的受力情况，G将由两根钢丝绳分担，因此PMAX（式42）2/G式中滑轮组的效率（因摩擦力产生的损失），一般为94，故取094则PMAX399（公斤）9402/75小齿轮大齿轮M扭大齿轮扭卷卷筒P最大钢丝绳图41卷筒的受力分析也就是说，钢丝绳需要大约399公斤的力才能提升750公斤的重物。查得冶金工业出版社机械零件设计手册，取安全系数S5（工作类型轻级）则PMAXS39951995（公斤）由PMAXS1995公斤，即钢丝绳断拉力总和为1995公斤，查表得抗拉强度B140KG/MM2；钢丝直径D004MM钢丝绳直径D62MM即由04MM的钢丝拧成的62MM的钢丝绳。因此所选钢丝绳的标记为钢丝绳633762140I光右交GB11027442卷筒根据力矩的平衡条件可得PLG（式43）2D式中P人的作用力，公斤；L卷筒曲扭半径，毫米；G提升的重量，公斤；D卷筒直径，毫米。由以上可以知道，作用力和提升重量之比是与两力力臂成反比的。换句话说，当L大于时，P小于G。因此，当曲拐半径大于辘轳半径时，摇动曲2D拐就能省力，而L/的比值越大越省力。43滑轮滑轮安装在固定位置的轴上转动叫定滑轮，定滑轮能起到改变绳索和拉力方向的作用。滑轮安装在运动着的轴上叫动滑轮，能和牵引的重物一起升降，虽然它不能改变用力的方向，却能起到省力的作用。因此，把一定数量的定滑轮、动滑轮和钢丝绳组成滑轮组使用，既能改变绳索和拉力方向的作用，又能起到省力的作用。44确定卷筒和滑轮的直径钢丝绳的寿命不仅与钢丝绳张力大小有关，在很大程度上，还决定于它所绕过的卷筒和滑轮的直径（即弯曲应力的大小）。因此，对卷筒和滑轮的最小直径提出了要求，按照如下计算公式DE1D（式44）式中D卷筒和滑轮的名义直径，即槽底直径，毫米；D钢丝绳直径，即绳的外接圆直径，毫米；E由钢丝绳用途和工作类型决定的系数（或称轮绳直径比）现已知D62毫米，工作类型为轻级，查机械零件设计手册得E16则D（161）6293毫米取滑轮的直径为D滑120毫米。考虑到提升速度和传动比的要求，取卷筒的直径为D卷200毫米。4传动系统设计41传动方案设计的检修起重机由电动机经带传动和一对开式齿轮传动，将运动和动力传输给卷筒，再通过钢丝绳和滑轮组提升桥管。如图31大带轮电动机小带轮小齿轮制动器卷筒大齿轮图31传动示意图42传动装置的设计计算421计算卷筒的功率千瓦（式51）102PN卷式中P卷筒钢丝绳的拉力，比例为PMAX399公斤；卷筒钢丝绳的线速度，为吊钩运动速度的2倍，053米/秒。则207千瓦1025339卷N422卷筒转速的计算根据卷筒的速度为米/秒，得到卷筒的转速为106卷ND转/分（式52）0卷式中D0卷筒的计算直径，毫米D0D卷D200622062毫米。则491转/分2061435360卷N423电动机的选择起重机械由于其工作特性的需要，对电动机的主要要求是调速范围大、过载能力强和经常能负载起动或制动等。从类型来讲，本设计宜选用Y型三相异步电动机，因为这类电动机具有较高的机械强度及过载能力，能承受经常的机械冲击及振动，转动惯量小，过载能力大，适用于经常快速起动及机械制动场合；从转速来讲，为了使传动装置不至于太复杂，电动机的转速不宜太高；从功率来讲，如果功率选得不足，会使电动机过热和很快损坏，同时也会影响到起重机的生产率和在满载情况下起动的可靠性。但如功率选择得过大，则会使设备费和重量增加，降低驱动效率，并对机械的工作性能和零件的强度产生有害影响。合理选择电动机功率的基本要求是在给定的工作类型（JC）和额定参数下，长期进行重复短暂的工作时，电动机的温升不超过允许数值，即不过热；在正常满载状态下工作时能进行可靠地起动（即起动时间不过长亦不过短）并在最大工作载荷作用下具有足够的过载能力（工作中不发生停车现象）。本设计起重机若考虑机械传动总效率在总08左右，则所需电动机的功率为N电259千瓦。根据以上分析，按冶金工业出版社机械零件总卷N8072设计手册查得，当电动机负荷持续率JC25时，选择为Y132S6型电动机，其额定功率N电3千瓦，满载转速N电960转/分。424计算总传动比I总196卷电N14960为了获得I总196的降速比，可以采用标准的两级圆柱齿轮减速器，按冶金工业出版社出版的机械零件设计手册查得，比较接近的只有名义传动比为20，减速器高速轴许用功率N1268千瓦，总中心矩为250毫米，属于重型减速器。其标记为ZL2510II由于ZL2510II的实际传动比为2017，比要求的偏大，但又找不到其他更合适的减速器，因此决定自行设计一个传动装置的方案，由带传动和开式齿轮传动组成，其传动示意图如图31所示。425分配传动比根据各类传动机构单级传动比的范围，可将总传动比I总196分配为I带4，I齿49或I带34，I齿576，使齿轮的传动比稍大于带轮的传动比，这样可经济一些。一对啮合齿轮的传动比最好不是整数，这样有利齿轮均匀磨损。同时考虑要增加小带轮的包角，最后决定采用第二组传动比，即I带34I齿57656计算效率、验算电动机的功率根据各类传动机构效率，查表可以得到带096齿094滚099则总带齿滚20960940992088因此，N电235千瓦总卷N8072这说明前面所选电动机的功率3千瓦是足够的。57计算各轴的转速、功率和转矩从前面的计算知道N电3千瓦N电960转/分I带34I齿576带096齿094滚099571各轴的转速电动机轴转速N1N电960转/分小齿轮轴转速N22824转/分带I143960卷筒轴转速N3N卷490转/分齿IN276548572各轴的功率电动机轴功率N1N电3千瓦；小齿轮轴功率N2N1带3096288千瓦卷筒轴功率N3N2滚齿28809609426千瓦N3比卷筒实际所需的功率N卷207千瓦要大一些，因此能保证正常工作。573各轴的转矩起重机提升时，卷筒的受力情况如图42所示，在钢丝绳最大拉力PMAX的作用下产生的转矩为M扭卷PMAX399411369公斤毫米20D206方向为顺时针。但是起重机要提升重物，卷筒应该逆时针转动才行。因此必须使小齿轮给大齿轮施加一个作用力F，使大齿轮产生逆时针方向的转矩，并且还要使M扭大齿轮大于M扭卷才能提升起重物。而这个F力是由电动机的额定功率N电3千瓦传递来的，即电动机轴转矩M扭电机975000电电NN975000960330469公斤毫米；小齿轮轴转矩M扭小齿轮M扭电I带带304693409699451公斤毫米；卷筒轴转矩M扭小齿轮I齿滚齿99451576094099533083公斤毫米。计算结果表明，M扭大齿轮大于M扭卷，能够使卷筒得到逆时针方向的转动，达到提升起重物的目的。现将以上计算所得数值列于表51，以备后面进行结构设计和计算时使用。表51传动系统设计数据表电动机轴小齿轮轴卷筒轴传动比I34576转速N，转/分9602824490功率N，千瓦328826转矩M扭，公斤厘米30479945533158制动器的选择本设计起重机是靠电动机的正反转来实现提升和卸下重物的。考虑到工作中的必要停止，应设有一个制动装置（包括制动器及其附件）。制动器是用来对运动着的轴产生阻力矩，并使轴很快地减速或停止转动的装置。为了使制动器能获得较大的制动力矩和较小的结构尺寸，提高接触表面的摩擦系数是最有效的方法。因此在起重机械的制动器中，大多采用具有较高的摩擦系数和耐磨性的材料，用作互相接触的制动零件之一的复面。设计选择制动器的主要依据是制动力矩，因而制动力矩是制动器的主要参数。为了保证安全，制动器的制动力矩要足够，要求必须能把物品随时可靠地支持在空中；必须在不大的制动行程内制动住，也就是制动时间不能太长。为使所选出的制动器有足够的可靠性，根据起重机提升最大重量时制动力矩要大于轴上最大转矩的原则，必须满足下式，即M制M制M扭最大（式53）式中K制制动安全系数，本设计属轻级工作类型，取K制15；M扭最大被制动轴的最大转矩，公斤厘米。那么被制动的轴要选哪一根好呢本例中有三根轴，可有三个不同的方案。它们的优缺点比较，见表52。表52方案比较PPP序号方案优缺点电动机转速高，转矩小，制动力矩也小，可选用小型电磁闸瓦制动器，制动轮能和小带轮做成一体；但缺点是电动机轴悬重较大，更主要的是制动轮表面线速度（米/秒）较高，在制动过程中发热严重，会降低制动轮覆面的摩擦系数，影响制动器的寿命DN601卷筒转速较低，转矩大，制动力矩也大，高达M制54872公斤厘米，要选用较大的电磁闸瓦制动器，所需的制动轮直径（4毫米）和宽度（9毫米）也都较大，装配时受到相邻两轴空间位置的限制，结构上可能无法实现小齿轮轴转速介于上面两者之间，位置也足够，且布置均匀，结构紧凑通过上述三种方案分析，决定采用第三种方案，即以小齿轮轴作为被制动的轴，此轴的转矩由表51可以知道M扭29945公斤厘米，其制动力矩为M斤厘米按冶金工业出版社出版的机械零件设计手册第二版，本设计选用电力液压推杆制动器YWZ9F200。当负荷持续率为JC25时，产生的制动力矩M制为1600公斤厘米，正好大于14918公斤厘米，完全能够达到制动的目的。这个制动器的型号为YWZ9F200制动器。其优点为动作平稳，无噪音；工作可靠，事故少；寿命较长，约为电磁铁寿命的34倍；可频繁操作，如在JC2540时，可接电900次/小时；能自动补偿制动复面材料的磨损，不须经常调整。5控制系统设计61选配电器与导线当电动机容量确定后，需选配适当电器来控制保护电机。本设计起重机提升电机型号为Y132S6，3KW，额定电流是72A，起动电流7倍于额定电流，并要求直接起动。查电工手册选用GV2LS14CGVAE10型断路器作电机主回路电源保护开关，考虑电机可频繁可逆起动，选用LC1D0910M5CLA1DN22C型交流接触器，为了防止电机过负载，采用LR2D1312C型热继电器作过流保护。主回路电机配线采用电缆VV06/1KV（34125），4平方毫米的铜芯电缆在25时安全载流量为40A，满足电机安全运行要求。本设计电力液压推杆制动器YWZ9F200（AC380V）与电机接线柱并接，当电机得电时，制动器同时得电，制动闸打开。当电机断电时，制动器同时断电，制动闸将电机抱住，通过调整闸皮松紧，实现电机可靠停车。控制回路采用C65N1P/6A型高分断小型断路器做防止接地短路保护。62电气传动与控制原理本设计起重机提升电机传动方式为直接起动，采用继电器接触器控制，控制原理为点动正向启动按钮SB1，KM1得电，电液制动器M2打开、电机M1正向运转，提升机开始提升；松开SB1或按住SB3，KM1断电，制动器M2抱闸、电机M1停止；点动反向启动按钮SB2，KM2得电，电液制动器M2打开、电机M1反向运转，提升机开始下降；松开SB2或按住SB3，KM2断电，制动器M2抱闸、电机M1停止。控制回路中设置过热保护（过热时KH动作）、互锁保护（KM2锁KM1、KM1锁KM2，以防止主回路相间短路）等。电气传动与控制原理如图61。63电气操作箱设计与安装本设计为可移动式起重机，电气操作箱宜安装于起重机上，断路器、接触器、热继电器等主回路设备安装于箱内，启动按钮、停止按钮等控制设备安装于箱体表面，便于检修人员操作。操作箱设计如图62。图61电气传动与控制原理1604050120420103504图62操作箱设计7传动机构的设计和计算71带传动711带轮直径确定已知带所传递的名义功率N电3千瓦，由表71，选取工作情况系数2SKI13，则计算功率为N计KIN电13339千瓦根据N计3千瓦和N电960转/分，由图71查得为A型胶带，参考表723S和表73，选取4S5S小带轮直径为D1125毫米大带轮直径为DI带D134125425毫米符合表73的标准值。验算带速度为V628米/秒106ND10692543小于25米/秒，故合用。712初定中心矩A007D1D2A02D1D2（式71）07125425A02125425385A01100从结构上考虑，取A0800毫米；713三角胶带计算长度L0计2A0D1D2（式72）0214DL0计280012542543804125160086352813249163毫米从表74中选取A型带相近的计算长度L计2533毫米，其内周长L内6S2500毫米，实际中心矩A应为AA0800800206982069毫米20计计L2634915714验算小带轮包角A1A118005730（式73）D12A118005730821541800209015910大于1200，故合用。715计算三角胶带根数Z0根据表75，当V628米/秒，A型胶带小带轮直径D1125毫米时，查7S得单根胶带所能传递的功率N0095千瓦；当A115910时，由表76查得K包角095；由表64查得K带长099，8S从而得到Z（式74）带长包角计KN0Z29091590862取Z3根。72齿轮传动721确定齿数已知I齿57，初选Z122，则Z2I齿Z15722125实际传动比I齿568，误差035，小于4是允许的。12Z5722确定模数已知Z122，N22824转/分，N2288千瓦，若大、小齿轮选用材料为45号钢，调质处理。从表77查得当Z122时，齿形系数为Y0270；9S从表78中查得双向工作的许用弯曲应力弯152公斤/毫米2，考虑10到开式传动齿面磨损情况，许用弯曲应力降低20，则实际许用弯曲应力弯152801216KG/MM2Y弯0271216328KG/MM2取开式齿轮传动齿宽系数M12、载荷系数K14、按式75计算模数为（式75）32125NYZKNM弯34283124毫米05而按计算图72查得M325毫米，为更安全起见，决定取标准模数为1SM35毫米723计算齿轮的几何尺寸小齿轮分度圆直径D1MZ1352277毫米大齿轮分度圆直径D2MZ2351254375毫米小齿轮齿顶圆直径D顶1M（Z12）35（222）84毫米大齿轮齿顶圆直径D顶2M（Z22）35（1252）4445毫米小齿轮齿根圆直径D根1M（Z125）35（2225）6825毫米大齿轮齿根圆直径D根2M（Z225）35（12525）42875毫米中心矩AM（Z1Z2）35（22125）25725毫米11大小齿轮齿宽BMM123542毫米724画出总体结构方案图见图71。图71总体结构方案图8结构设计81初算各轴的最小直径811小齿轮轴的直径该轴选用材料为45号钢，调质处理，按表81，对于45号钢，取12SA12，根据公式计算得（厘米）（式81）524813322NNAD考虑到键槽对轴的削弱，适当增大并取标准直径为D228毫米。812卷筒轴的直径该轴选用材料为45号钢，调质处理，取A12，则（厘米）340962133NNAD取标准直径为D345毫米。82带轮的结构已知选用A型三角胶带，当小带轮计算直径D1125毫米时，计算得H顶35MM6MMH12MME1503MM038B0134MM轮槽数Z3轮宽MM5012321FEZB外径MM35顶顶HD孔径D等于电动机轴直径，由冶金工业出版社出版的机械零件设计手册查得Y132S6型电动机轴直径为D轴38MM；带轮材料选用HT2040灰口铸铁带轮结构型式由表72查得为四椭圆轮辐；13S轮缘内径MM39612432HD顶缘轮毂外径，取D毂76MM748881轴毂轮毂宽度，取L70MM55轴L对于四椭圆轮辐的带轮（式82）3182NNH式中N胶带所传递的功率，N2288千瓦N带轮的转速，N22824转/分将数值代入式82得37428183321NNH然后计算得到MH6970812A8434112HF701M925361283齿轮的结构831小齿轮由于D顶1160MM，做成实心结构，材料选用45号钢，正火处理。832大齿轮由于160MMD顶2500MM，做成辐板式结构，材料选用45号钢，正火处理。结构型式及其尺寸为147583452M取12MM轮缘内径MM017802根缘D齿轮孔径D等于与其相匹配的轴径，由轴的结构设计决定，现确定D轴55MM轮毂外径MD8561轴毂轮毂宽度，取L66MM582622轴L辐板厚度C02B024284，取C10MM辐板上的孔数由由齿轮的结构尺寸决定。考虑到大齿轮要和卷筒筒体组装，不能按一般的经验公式计算，只好初步确定孔数为8个，孔径D050MM，孔的圆周定位尺寸至少要大于卷筒挡板的直径，故确定为360MM。84卷筒的结构通常采用圆柱型卷筒，可以做成整体铸造的、焊接的或组合的三种型式。焊接卷筒与铸造卷筒相比，能减轻重量3040，特别是单件生产时，用焊接卷筒可不用木模，还能降低成本。在大多数情况下，钢丝绳在卷筒上只绕一层，为了引导绳索，以免钢丝绳缠绕时互相摩擦，卷筒的表面做成螺旋槽面。只有用手动驱动的卷筒或因结构上的原因，而必须用多层缠绕时才允许用光面卷筒。卷筒的绳槽断面的几何尺寸参照冶金工业出版社出版的机械零件设计手册第二版中册表进行计算。D62MM，D卷200MM，D02062MM，H25MM，P8MM，R4MM，R05MM。由于本设计起重机要求不高，为了简化工艺，也可以做成光面卷筒。工作时，钢丝绳在卷筒表面的偏斜角不能太大，否则缠绕的钢丝绳将发生疏密不均或乱扣的现象。为此，当钢丝绳绕到卷筒两侧时，对于光面卷筒偏斜角不得大于即TGA0025。若用螺旋槽面卷筒，偏斜角不得大于AL2/512,即TGA01，也就是卷筒前面安装的第一个转向滑轮中心线到/卷筒中心线的距离A要大于卷筒长度L的5倍，如图81所示。AL201图81决定卷筒长度图中L卷筒的长度，毫米LL02L1L2（式83）式中L0卷筒上有螺旋槽部分的有效长度，毫米；L0PHD最大H最大最大起升高度，H最大2500毫米；P卷筒绳槽节距，P8毫米；L1附加长度，包括固定钢丝绳所需的长度和为减少钢丝绳末端在卷筒上固定处（接头）的作用力的必要长度。此处取L281毫米；将具体数值代入式83，得到L0L1L2811881230毫米PHD最大2061435卷筒的壁厚确定铸造卷筒002D卷（610）毫米焊接卷筒D毫米本设计确定为铸造卷筒，沿卷筒轴向联接的结构。002200812毫米钢丝绳末端在卷筒上的固定要求牢固可靠，便于拆卸、检查。其中最常用的方法是用压板和螺栓进行固定。考虑到卷筒一端和大齿轮作轴向联接，另一端和端盖作轴向联接，故把卷筒设计成如图82所示的结构型式，其材料为ZG35。230301548215D02618卷612506M1图82卷筒的结构85滑轮的结构将直径小的做成实体轮，直径较大的做成辐板轮。本设计中D0D滑D120621262毫米（式84）式中D滑滑轮的名义直径，本设计D滑120毫米；D0滑轮的计算直径是指从钢丝绳横截面中心量得的直径，滑轮的绳槽角，一般为300450。86伸臂杆和支撑杆的结构861伸臂杆和支撑杆的尺寸由于起升最大高度H最大2500毫米，在考虑活动滑轮装置对起升高度的影响，估计伸臂杆顶端离地面的高度约为3230毫米，若伸臂杆的倾斜角为600，如图83所示，则在直角三角形ACM中，SIN600ACMAC3499，取AC3500毫米。06SINCM863这个长度，按图81进行校核，也使A超过卷筒长度L的五倍以上。支撑杆的顶端B点约位于AC的2/3处，现取AB2250毫米，图中200为BA、BD的投影角度，即BA与BN的夹角（参考图86）。在ABN中，可利用正弦定理求出ANBSIN06SINANB1800（AB）1800（600200）1000BNSIN6000866197857毫米01SIN98425在直角三角形B1D1N1中，B1D1B1E1204842毫米05COS96578化整后，取B1D1B1E12050毫米。20308602GADE、NBP最大CM伸臂杆地面N130DEB1A向602AD、NBCCDBA）求伸臂杆长度A）求支撑杆长度BC图83求伸臂杆、支撑杆的长度862根据强度条件、决定伸臂杆的材料和断面尺寸根据力学知识，由图83A可以分析出伸臂杆的受力情况。为了分析问题的方便，将伸臂杆放平画出，A点和B点画成固定支座,如图84所示。此处的伸臂杆相当于二支座悬臂梁，为平面任意力系。作用在上面的外力，已知的有G、P最大，若取XOY直角坐标系，就可以利用平衡条件，求出杆件A点和B点的支反力。250307RPOCGX最大FBXBFARXAX图84伸臂杆的受力分析为了求FB,可设各力对A点的力矩之和为零，如图85所示，即GL1P最大L2FBL30式中L1、L2、L3为A点到G、P最大、FB各力作用线的距离，也就是力臂之长。L1ACSIN3003500051750毫米；L2ACSIN7035000121854265毫米；L3ABSIN200225003427695毫米；所以得到75017503994265FB76950FB14845毫米；5769103132现按XOY直角坐标系，将各力分解为X和Y坐标的分力，得到FBXFBCOS2001484509413954公斤；FBYFBSIN2001484503425077公斤；GXGCOS30075008666495公斤；GYGSIN30075005375公斤；P最大COS7039909925396公斤；PYP最大SIN7039901219486公斤；根据X方向分力的和为零的平衡条件，可得GXFBXFAXPX0FAXFBXGXPX1395464953963499公斤根据Y方向分力的和为零的平衡条件，可得GYPYFBYFAY0FAYGYPYFBY37548650771813公斤负号说明FAY与图上假设的方向相反。73020最大CBBL13A图85求FB力从图84可以看出，伸臂杆AC在外作用力下，将同时承受拉压、剪切和弯矩，但是以弯矩为主。其最大弯矩及相应的截面位置，根据零件强度、刚度及耐磨性的有关知识，最大弯矩在B支座处M弯最大（GYPY）BC（375486）（37502250）32641250408000KGMM若伸臂杆选用热轧方钢，其材料为A3，按表83查得14S许用弯曲应力弯1500KG/CM2考虑到起升重物开始和停止的瞬间有冲击载荷，应适当降低许用弯曲应力，取弯1000KG/CM2，根据强度条件公式最大弯弯弯最大WM式中W弯抗弯断面系数，厘米3，与断面形状和中性轴的位置有关。对于方钢，若边长为A，则W弯。63A所以W弯408厘米3弯弯最大M1048A340862448A626厘米按冶金工业出版社的机械零件设计手册第二版上册，选取边长A65毫米，长度为3550毫米的热轧方钢，标记为653550GB70272。863根据强度条件，决定支撑杆的材料和断面尺寸如图86所示，支撑杆受到一个与FB大小相等，方向相反的作用力FB作用，利用平行四边形法则，将FB分解为相等的FD和F两个力，即两个支撑杆受到两个相等的压力。已知二支撑杆的夹角为300，根据余弦定理得到FB2FD2FE22FDFECOS1500因FDFE则FB22FD22FD2COS15002FD2（1COS1500）2（1087）FD2374FD2FD2743BFDFB05214845772公斤7431若选支撑杆为热轧方钢，其材料为A3，按表73选取，则14S许用压力则压1600KG/CM2根据强度条件公式压最大压AP压式中A钢材的横截面积，厘米2。对于方钢，其边长为A，则AA2。因此A04825压压P压D16072所以A069厘米48250按冶金工业出版社的机械零件设计手册第二版上册，只要选取边长A7毫米的热轧方钢，就能承受得起772公斤的压力。CDBEAACBD206向11D30图86支撑杆的受力分析与此同时，支撑杆还受到一个与FBY大小相等、方向相反的作用力FBY，它将BD、BE两个支撑杆分组，各为FBY/2，是两个杆的弯矩力，两个杆相当于臂梁，最大的弯矩在固定端D和E处，其最大值为FBY/2乘D（或E）点到FBY力作用线的距离DK（或EK）。在三角形B1D1K（或B1E1K）中DKEKB1D1COS200即M弯最大B1D1COS2002050094489169公斤毫米2YBF275若已知A3钢的许用弯曲应力1000KG/CM2，根据弯曲强度条件公式弯最大弯弯弯最大WM则W弯489169弯弯最大104896A348916962935014A665厘米按冶金工业出版社的机械零件设计手册第二版上册，取边长A68毫米，长为2050毫米的热轧方钢，标记为682050GB70272。从以上计算可以看出，这两根支撑杆主要承受弯矩力，只要弯曲强度足够，压缩强度是不成问题的。864画制动轮装置和卷筒装置的结构图在已知制动轮、卷筒齿轮、带轮的结构尺寸和轴的最小直径的前提下，就可以进行制动轮装置和卷筒装置的结构设计和画图工作。它涉及到轴承的选择和轴的结构设计。本设计中的两根轴是支承在轴承座上，由于安装时不可能绝对保证两头的轴承座的同轴性，因此轴承宜选用1000型滚动轴承。这种轴承能够自动调心，允许内圈（轴）相对外圈（外壳）在倾斜2030的条件下工作。可根据轴颈直径选择轴承的尺寸，再根据所选轴承的外径选择滚动轴承座。如制动轮装置，通过轴的结构设计，已知轴颈为D45毫米，按冶金工业出版社的机械零件设计手册第一版，可选择1209型双列向心球面轴承，再根据它的外径D85毫米，按该手册选择GZ285轴承座，选择闷盖8535（35是闷盖和轴承座孔配合部分的长度，单位是毫米），按该手册选择螺纹联接部分尺寸为M1415的旋盖式油杯。透盖也通过标准查得，根据轴承座孔径D和透盖孔的轴径选取。通过以上的尺寸就可以画出制动轮装置（即小齿轮轴）和卷筒装置（即卷筒轴）的部件装配图，见图87和图88。制动轮宽度一般要比制动轮大510毫米。根据所选YWZ9F200制动器，其制动瓦块宽度B190毫米，故取制动轮宽度B095毫米，材料选取ZG45号钢，热处理硬度不低于HRC3545，深度为23毫米，外圆表面光洁度不低于7，椭圆度和径向跳动不大于00005D制。865绘制起重机的总装配图机架都是钢结构，可用槽钢和角钢焊接组成。在画总装配图时，还要考虑带的张紧方式，本设计是用螺栓来调节电动机的位置。起重机总装配图见图89。866拆画全部零件工作图为了便于制造，根据总装图和零件装配图，拆画出除标准件以外的全部零件工作图。画图时，除对零件的细部结构（如倒角、圆角、退刀槽、越程槽）进行设计，还要注全所有尺寸，选好材料，制定好技术要求。卷筒筒体工作图和伸臂杆工作图见图810和811。9起重机的稳定性校验本设计为移动式起重机，为安全起见，还要进行稳定计算。也就是计算提升机在提升重物当中，整个提升装置和机架的重量。要使提升机保持稳定的力矩（又称抗倾力矩）一定要大于重物力矩（又称倾复力矩）。通常前者约大于后者的14倍才算稳定。即稳定条件为14倾复力矩抗倾力矩本设计属倾复的力有提升的最大重量G、伸臂杆的重量G1和支撑杆的重量G2。G是已知的；对于型钢，G1、G2也可以从有关手册中查出单位米的理论重量。当这些力要使吊车倾复时，均是以两个前轮（标记为O）作为支点向前倾倒的。要求出这个总的倾复力矩，就要分别求出这些倾复力对于前轮之矩，然后相加。即M0倾GLG1L1G2L2式中L、L1、L2分别是这些倾复力的作用线（通过重心）到前轮O的距离，即力臂之长。属于抗倾的力有卷筒装置（即卷筒轴系）的重量W1、制动装置（包括小齿轮轴系）的重量W2、电动装置（包括小带轮）的重量W3以及整个机架的重量W，这些重量均需要在现场称出。要求出总的抗倾力矩，也要分别求出这些抗倾力对于前轮O之矩，然后相加。即M0抗WLW1L1W2L2W3L3式中L、L1、L2、L3分别是这些倾复力的作用线（通过重心）到前轮O的力臂之长。要使提升机提升重物时保持稳定，必须是14倾抗0M由以上可看出，由于伸臂杆的倾角较大（600），使得这些倾复力的作用线（通过重心）到前轮O的力臂都比较短，因而使总的倾复力矩不可能很大。否则就要在机架上加平衡重物。注S2、S3、S4、S5、S6、S7、S8、S9、S10、S11、S12、S13、S14均引用冶金工业出版社出版的机械零件设计手册。图87小齿轮轴装配图图88卷筒轴部装配图图89起重机总装配图图810卷筒筒体工作图图811伸臂杆工作图10结束语为解决XXXX钢铁有限责任公司煤化工厂焦炉炉顶检修中需外租吊车配合带来的不便及成本浪费等实际问题，通过对现场进行调研，结合生产现场实际情况，确定专用起重机提升重量、提升线速度、提升最大高度、伸臂杆倾斜角度等主要参数，拟定该起重机传动方案，进行工作机构、传动装置、电气控制、结构设计、稳定计算等，设计了一套焦炉炉顶检修专用起重机。通过设计、自制专用起重机，有利于检修工作的有效组织，缩短检修时间，降低生产成本。在本次设计中，结合所学的专业知识及基础理论，参考了大量的设计手册，在丁老师的精心指导下，完成了本设计，在此深表谢意。参考文献1赵学田，机械设计S、第一版，冶金工业出版社，2000年11月。2王少怀，机械设计师手册S，第一版，机械工业出版社，1989年1月。3机械零件设计手册S，第二版，冶金工业出版社，1998年3月。4罗洪田，机械原理课程设计指导书S，第一版，高等教育出版社，1996年10月。5起重运输机械，冶金工业出版社，1987年10月。6起重机课程设计，冶金工业出版社，1993年2月。7金属学及热处理，人民教育出版社，1986年。8公差配合与技术测量，湖南科学技术出版社，1995年2月。9机械制图，冶金工业部，1986年3月。10理论力学，高等教育出版社，1980年4月。11材料力学，高等教育出版社，1987年4月。附录主要符号表符号含义KG公斤M/S米/秒M米H高KG/MM2公斤/毫米2KG/CM2公斤/厘米2MM2毫米2CM2厘米2AGANEMPLOYMENTTRIBUNALCLAIEMLOYMENTTRIBUNALSSORTOUTDISAGREEMENTSBETWEENEMPLOYERSANDEMPLOYEESYOUMAYNEEDTOMAKEACLAIMTOANEMPLOYMENTTRIBUNALIFYOUDONTAGREEWITHTHEDISCIPLINARYACTIONYOUREMPLOYERHASTAKENAGAINSTYOUYOUREMPLOYERDISMISSESYOUANDYOUTHINKTHATYOUHAVEBEENDISMISSEDUNFAIRLYFORMOREINFORMU,TAKEADVICEFROMONEOFTHEORGANISATIONSLISTEDUNDERFURTHERHELPEMPLOYMENTTRIBUNALSARELESSFORMALTHANSOMEOTHERCOURTS,BUTITISSTILLALEGALPROCESSANDYOUWILLNEEDTOGIVEEVIDENCEUNDERANOATHORAFFIRMATIONMOSTPEOPLEFINDMAKINGACLAIMTOANEMPLOYMENTTRIBUNALCHALLENGINGIFYOUARETHINKINGABOUTMAKINGACLAIMTOANEMPLOYMENTTRIBUNAL,YOUSHOULDGETHELPSTRAIGHTAWAYFROMONEOFTHEORGANISATIONSLISTEDUNDERFURTHERHELPATIONABOUTDISMISSALANDUNFAIRDISMISSAL,SEEDISMISSALYOUCANMAKEACLAIMTOANEMPLOYMENTTRIBUNAL,EVENIFYOUHAVENTAPPEALEDAGAINSTTHEDISCIPLINARYACTIONYOUREMPLOYERHASTAKENAGAINSTYOUHOWEVER,IFYOUWINYOURCASE,THETRIBUNALMAYREDUCEANYCOMPENSATIONAWARDEDTOYOUASARESULTOFYOURFAILURETOAPPEALREMEMBERTHATINMOSTCASESYOUMUSTMAKEANAPPLICATIONTOANEMPLOYMENTTRIBUNALWITHINTHREEMONTHSOFTHEDATEWHENTHEEVENTYOUARECOMPLAININGABOUTHAPPENEDIFYOURAPPLICATIONISRECEIVEDAFTERTHISTIMELIMIT,THETRIBUNALWILLNOTUSUALLYACCEPTIIFYOUAREWORRIEDABOUTHOWTHETIMELIMITSAPPLYTOYOUIFYOUAREBEINGREPRESENTEDBYASOLICITORATTHETRIBUNAL,THEYMAYASKYOUTOSIGNANAGREEMENTWHEREYOUPAYTHEIRFEEOUTOFYOURCOMPENSATIONIFYOUWINTHECASETHISISKNOWNASADAMAGESBASEDAGREEMENTINENGLANDANDWALES,YOURSOLICITORCANTCHARGEYOUMORETHAN35OFYOURCOMPENSATIONIFYOUWINTHECASEYOURECLEARABOUTTHETERMSOFTHEAGREEMENTITMIGHTBEBESTTOGETADVICEFROMANEXPERIENCEDADVISER,FOREXAMPLE,ATACITIZENSADVICEBUREAUTOFINDYOURNEARESTCAB,INCLUDINGTHOSETHATGIVEADVICE