32-5t吊钩桥式起重机提升机构设计【说明书+CAD】
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32-5t吊钩桥式起重机提升机构设计【说明书+CAD】,32,吊钩,桥式起重机,提升,机构,设计,说明书,CAD
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湖南科技大学本科生毕业设计（论文） 目 录第一章 前 言31 起重机械的用途、工作特点及其在经济建设中的地位32 起重机械的发展简史及发展动向33 起重机械的组成和类型44 桥式起重机的分类、用途、基本结构、基本参数及工作等级6第二章 小车起升机构的计算101 起升结构传动方案，选择滑轮组和吊钩组102 钢丝绳及绳具的计算选择123 滑轮和滑轮组的选择134 选择卷筒组并验算其强度135 选择电动机并验算发热246 选择标准减速器267 验算起升速度和实际所需功率278 校核减速器输出轴强度279 选择制动装置2910 选择联轴器3011 高速浮动轴疲劳和强度的计算31第三章 吊钩组的计算351主起升吊钩的计算35 1.1吊钩横梁的计算38 1.2滑轮轴的计算39 1.3拉板的校核40 1.4滑轮轴承的选择412 副起升吊钩的计算41 1.1吊钩主要尺寸的确定41 1.2吊钩横梁的计算44 1.3滑轮轴的计算45 1.4拉板的校核45 1.5滑轮轴承的选择46第四章 小车运行机构计算481 选择机构传动方案482 选择车轮与轨道并验算其强度483 运行阻力计算504 选择电动机515 选择减速器516 验算运行速度和实际所需功率537 验算起动时间538 按起动工况校核减速器功率539 选择制动器5410 验算起动时的不打滑条件5411 选择高速轴联轴器及制动轮5512 选择低速轴联轴器5613 验算低速浮动轴强度56总 结58参考文献59致 谢60第一章 前 言1 起重机械的用途、工作特点及其在经济建设中的地位起重作业是将机械设备或其他物件从一个地方运送到另一个地方的一种工业过程。多数起重机械在吊具取料之后即开始垂直或垂直兼有水平的工作行程，到达目的地后卸载，再空行程到取料地点，完成一个工作循环，然后再进行第二次吊运。一般来说，起重机械工作时,取料、运移和卸载是依次进行的,各相应机构的工作是间歇性的。起重机械主要用于搬运成件物品，配备抓斗后可搬运煤炭、矿石、粮食之类的散状物料，配备盛桶后可吊运钢水等液态物料。有些起重机械如电梯也可用来载人。在某些使用场合，起重设备还是主要的作业机械，例如在港口和车站装卸物料的起重机就是主要的作业机械。起重机械通过起重吊钩或其它取物装置起升或起升加移动重物。起重机械的工作过程一般包括起升、运行、下降及返回原位等步骤。起升机构通过取物装置从取物地点把重物提起，经运行、回转或变幅机构把重物移位，在指定地点下放重物后返回到原位。起重机属于有危险性作业的设备，它发生事故造成的损失将是巨大的。所以，起重机设计和制造一定要严格按照国家标准和有关规定进行。2 起重机械的发展简史及发展动向自有人类文明以来，物料搬运便成了要类活动的重要组成部分，距今已有五千多年的发展历史。随着生产规模的扩大，自动化程度的提高，作为物料搬运重要设备的起重机在现代化生产过程中应用越来越广，作用愈来愈大，对起重机的要求也越来越高，科学技术的飞速发展，推动了现代设计和制造能力的提高，激烈的国际市场竞争也越来越依赖于技术的竞争。这些都促使起重机的技术性能进入崭新的发展阶段，起重机正经历着一场巨大的变革。简单的起重运输装置的诞生，可以追溯到公元前50004000年的新石器时代末期，为埋葬和纪念死者而修筑石棺和石台，我国古代劳动人民已能开凿和搬运巨石。蒸气机的出现，推动了第一次工业革命，起重机械也因之有了较大发展。1827年，出现了第一台用蒸气机驱动的固定式回转起重机，从此结束了起重机采用人力驱动的历史。在工业发展中，电力驱动的出现是起重机械蓬勃发展的转折点。1880年，出现了第一台电力驱动的载客升降机。1885年，制成了电力驱动的回转起重机，从后制成了电力驱动的桥式起重机和门座起重机等。二次世界大战期间，新产品、新材料、新工艺不断出现。例如：由于自动焊接新技术的出现，箱形结构的桥式起重机越来越受到人们的欢迎；由于计算机技术的推广应用，利用计算机进行辅助设计（CAD）和辅助制造（CAM），使起重机的整机布置更趋优化，基本零部件更加紧凑耐用；由于自控技术和数显技术的广泛普及，使起重机的控制和安全保护装置大为改善，保证了操作的安全性和可靠性。纵观世界各国起重机械发展的现状，对今后的动向，可归纳如下：（1）大型化由于石油、化工、冶炼、造船以及电站等的工程规模越来越大，所以吊车起吊物品的重量也越来越大。（2）重视“三化”，逐步采用国际标准所谓“三化”，是指起重机械的标准化、系列化和通用化。贯彻“三化”可以缩短设计周期，保证产品制造质量，便于管理和提高经济效益。（3）.实现产品的机电一体化机械产品需要更新换代。在当今计算机技术、数控技术及数显技术大发展的年代里，更新换代的重要标志是实现产品的机电一体化。在起重机械上应用计算机技术，可以提高作业性能，增加安全性，以至实现无人自动操作。（4）人机工程学的应用起重机械一般应用在沉重和繁忙的、环境比较恶劣的场合。为减少司机的作业强度，保持旺盛的注意力，应根据人机工程学的理论，设计驾驶室，改善振动于噪声的影响，防止废气污染，使其符合健康规范的要求。3 起重机械的组成和类型(1)起重机械的组成起重机由产生运动的机构、承受载荷的金属机构、提供动力和起控制作用的电气设备及各种安全指示装置等四大部分组成。 起重机机构有四类，即：使货物升降的起升机构；作平面运动的运行机构；使起重机旋转的回转机构；改变回转半径的变幅机构。每一机构均由电动机、减速传动系统及执行装置等组成。设计时应尽可能采用标准的零部件加以组合，以利于制造和维修。金属结构则要根据使用要求进行设计制造。电动机和控制设备大多是标准产品，安全指示装置通常从市场购买，特殊的由制造厂设计制造。(2)起重机械的分类在建桥工程中所用的起重机械，根据其构造和性能的不同，一般可分为轻小型起重设备、桥式类型起重机械和臂架类型起重机，缆索式起重机四大类。轻小型起重设备如：千斤顶、气动葫芦、电动葫芦、平衡葫芦（又名平衡吊）、卷扬机等。桥架类型起重机械如梁式起重机等。臂架类型起重机如固定式回转起重机、塔式起重机、汽车起重机、轮胎起重机、履带起重机等。缆索式起重机如升降机等。按起重性质分：流动式起重机、塔式起重机、桅杆式起重机。按驱动方式分：一类为集中驱动，即用一台电动机带动长传动轴驱动两边的主动车轮；另一类为分别驱动、即两边的主动车轮各用一台电动机驱动。中、小型桥式起重机较多采用制动器、减速器和电动机组合成一体的“三合一”驱动方式，大起重量的普通桥式起重机为便于安装和调整，驱动装置常采用万向联轴器。按结构形式，起重机主要分为轻小型起重设备、桥架式（桥式、门式起重机）、臂架式（自行式、塔式、门座式、铁路式、浮船式、桅杆式起重机）、缆索式。单动作起重设备这类起重设备是使货物作升降运动的起升机构。常见的下列几种：1)千斤顶 一种升降行程很小，举升能力较大的小型起重设备。螺旋千斤顶或齿条千斤顶可用于汽车维修；液压千斤顶可将大型起重机顶起以更换车轮。2)滑车（俗称葫芦） 一种用链条或钢丝绳与滑轮构成的省力滑轮组，结构紧凑，质量轻，是一种可携带的起重工具，有手动和电动两种。电动葫芦则是一种电动起升机构，配有运行小车后可在空间布置的工字钢轨上运行，构成单轨架空道，是一种生产流水线上空的自动运货车。电动葫芦亦可作为梁式起重机的起升机构。3)绞车 由电动机经减速器、卷筒、驱动钢丝绳滑轮组成的起重设备，用以起吊重物或产生牵引力。在矿山、建筑工地及舰船等处应用。各类起重机的起升机构都是一种绞车。4)升降机 一种由绞车拖动吊厢，吊厢沿刚性轨道升降的起重设备。在建筑工地上应用的建筑升降机是一种最典型的形式。在高层建筑物中应用的电梯是供人员上下楼使用的。矿山使用的矿井提升机与电梯类似，但更加大型化。桥式类型起重机依靠起重机运行机构和小车运行机构组合，使起吊的货物作平面运动，再加上置与小车上的起升机构，作业的范围是长方形空间。根据结构形式不同有下列几种：1)桥式起重机2)门式起重机，包括装卸桥，岸边集装箱起重机等。3)缆索起重机回转类型起重机依靠起重机的回转和变幅机构运动的组合，使起吊的货物作水平运动，作业范围是圆柱形空间，由于起重机整体还可以沿一定的轨道运行，所以，这类起重机的作业范围是比较大的，它又可分为如下几种：1)塔式起重机2)门座起重机3)流动起重机4)浮式起重机4 桥式起重机的分类、用途、基本结构、基本参数及工作等级 桥式起重机有通用和专用两类。通用桥式起重机俗称行车，通常装在车间的顶上，用来为车间装卸货物。通用桥式起重机是标准产品，可从市场购买。专用桥式起重机主要为冶金企业各车间服务的，通常要专门设计。桥式起重机由桥架和运行小车组成，桥架由两根主梁和两根端梁构成，在端梁上安装有钢制车轮，使得整个桥架可以沿车间顶上的轨道运行。小车也有车轮，可以沿桥架运行。在小车上还装有起升机构，大中型的桥式起重机设有两个起升机构，大起重量的起升机构用来装卸大件货物，起升速度较低，小起重量的起升机构用来装卸小件货物，起升速度较高。桥式起重机的大梁横跨于跨间内一定高度的专用轨道上，可沿轨道在跨间的纵向移动，在外观上布置有起升装置，大多数起升装置采用起重小车，起升装置可沿大梁在跨间横向移动，外观像一条金属的桥梁，所以人们称它为桥式起重机。桥式起重机俗称“天车”、“行车”。桥式起重机由电缆供电，用电动机分别驱动各机构。(1)桥式起重机的分类桥式起重机的种类较多，可按不同方法分类。根据吊具不同，可分为吊钩式起重机、抓斗式起重机、电磁吸盘式起重机。根据用途不同，可分为通用桥式起重机、专用桥式起重机两大类。专用桥式起重机的形式较多，主要有：锻造桥式起重机、铸造桥式起重机、冶金桥式起重机、电站桥式起重机、防爆桥式起重机、绝缘桥式起重机、挂梁桥式起重机、两用（三用）桥式起重机、大起升高度桥式起重机等。 按主梁结构形式可分为箱行结构桥式起重机、桁架结构桥式起重机、管行结构桥式起重机。还有型钢（工字钢）和钢板制成的简单截面梁的起重机，称为梁式起重机。(2)桥式起重机的基本结构 尽管桥式起重机的类型繁多，但基本结构是相同的。桥式起重机主要是由大梁、起升装置、端梁、大梁行走机构、起升装置行走机构、轨道和电气动力、控制装置等构成。1)大梁结构桥式起重机一般采用两根端部连接的大梁组合结构，称为双梁桥式起重机，只有少数轻型桥式起重机采用单梁，称为梁式起重机。桥式起重机大梁的结构形式主要有箱行结构、偏轨箱行结构、偏轨空腹箱行结构、单主梁箱行结构、四桁架式结构、三角形桁架式结构、单腹板梁结构、曲腹板梁结构及预应力箱型梁结构等。最常见的是箱行结构。箱行梁由上盖板、下盖板和两个腹板构成一个箱体，箱内还有纵横长短筋板，见图1-1。在箱行梁的一侧铺设走台板和栏杆，在上盖板上铺设起升装置的行走轨道。为了检修的方便，在大梁上还布置有供人行走的走台和栏杆。2)起升机构起升机构用来实现重物的升降，是起重机上最重要和最基本的机构。桥式起重机的起升机构，除了少数梁式起重机采用电动葫芦外，一般均采用起重小车。起重小车由车架、运行机构、起升卷绕机构和电气设备等组成。车架支撑在四个车轮上，车架上的运行机构带动车轮沿轨道运行，以实现在跨间宽度方向不同位置的吊装。起升卷绕机构实际上是一台电动卷扬机和滑轮组的组合。起重量大于150KN的桥式起重机，一般具有两套起升卷绕机构，既主钩和副钩，主钩的额定载荷较大，但起升速度较慢，副钩的额定载荷小，但起升速度快，用以起吊较轻的物件或作辅助性的工作，以提高工作效率。在桥式起重机的铭牌上对其额定载荷的标注通常将主钩额定载荷标注在前，副钩额定载荷标注在后，中间用“/”隔开，如“1600KN/500KN”。(3)桥式起重机的参数情况起重机械的基本参数是用来说明起重机械的性能和规格的一些数据，也是提供设计计算和选择使用起重机械的主要依据。桥式起重机的基本参数主要有额定载荷、跨度、起升高度、工作速度和工作级别等。桥式起重机的额定载荷一般在505000KN之间，我国生产的标准桥式起重机系列有13种，即50，80，125/30，160/30，200/50，320/80，500/125，800/200，1000/320，1250/320，1600/500，2000/500，2500/500。桥式起重机的跨度指的是其大梁两轨道中心线的距离，它决定了桥式起重机的工作范围。目前我国生产的标准的跨度最小为10.5m，最大为31.5m，每隔3m一个规格，即10.5m，13.5 m，16.5 m，19.5 m，22.5 m，25.5 m，28.5 m，31.5 m。起升高度指的是吊钩上升到极限位置时，吊钩中心线至地面的垂直距离，一般标准桥式起重机的起升高度在1232m之间。桥式起重机的其他有关参数包括如下几项：1)额定起重量（t）吊钩所能吊起的最大重量。如使用其它辅助取物装置和吊具（如抓斗、电磁铁、夹钳和盛钢桶等）时，这些装置的自重应包括在额定起重量内。当决定起重机的额定起重量时，应符合标准规定的数值。因为起重量的数值对大多数起重机的自重有决定性的作用，因此在确定时应按照生产实际情况考虑，过小不能满足生产要求，过大会造成基建投资的浪费。2)起升高度（m）吊钩最低位置到吊钩最高位置之间的垂直距离，此参数在标准中没有规定，可根据工作需要来定。3)跨度（m）和幅度(m)都是表示起重机工作范围的参数。跨度是指桥式类型起重机大车运行轨道之间的距离；幅度是指旋转起重机的旋转中心线到吊钩中心线之间的水平距离。4)轨距(m)轨距也称轮距，按下列三种情况定义：对于小车，为小车轨道中心线之间的距离；对于铁路起重机，为运行线路两钢轨头部下内侧16mm处的水平距离；对于臂架型起重机，为轨道中心线或起重机行走轮踏面（或履带）中心线之间的距离。5)基距基距也称轴距，是指沿纵向运动方向的起重机或小车支承中心线之间的距离。基距的测定与支承轮的布置有关。6)起重力矩起重力矩是幅度与其相对应的起吊物品重力的乘积。7)起重倾覆力矩起重倾覆力矩，是指起吊物品重力与其至倾覆线距离的乘积。8)轮压轮压是指一个车轮传递到轨道或地面上的最大垂直载荷。按工况不同，分为工作轮压和非工作轮压。9)工作速度v(m/min)包括起升、运行、变副和旋转速度，但旋转速度用n(r/min)表示。起升速度起升机构电动机在额定转速下吊钩上升的速度；运行速度运行机构电动机在额定转速下，大车或小车直线运行的速度；变副速度吊钩从最大幅度到最小幅度的平均线速度；旋转速度旋转机构电动机在额定转速下，起重机的转速。10)生产率Q（t/h）说明起重机装载或吊运物品的工作能力的综合指标。11)起重机工作级别起重机工作级别是考虑起重量和时间的利用程度以及工作循环次数的工作特性。它是按起重机利用等级（整个设计寿命期内，总的工作循环次数）和载荷状态划分的。或者说，起重机工作级别是表明起重机工作繁重程度的参数，即表明起重机工作在时间方面的繁忙程度和在吊重方面满载程度的参数。12)自重及外形尺寸这是任何一种机器都应有的技术经济指标，它不仅是说明起重机械性能优劣的数据，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。(4)桥式起重机的工作级别相同起重量的同一种起重机，如果它们使用的频繁程度不同，所起吊货物的质量接近额定起重量的程度不同，那么它们构件的尺寸和电动机的功率就应有较大的差别。为了在设计上给予区分，应将起重机分为不同的使用等级。所以，起重机工作级别是起重机设计的最基本出发点，主要有两个特征决定：起重机使用的忙闲程度（起重机的使用等级）；起重机经常吊运货物的质量接近额定起重量的程度（起重机载荷状态等级）。第二章 小车起升机构的计算已知数据：起重量（主起升）：32t，起升高度（主起升）：16m， 起升速度（主起升）：7.5m/min；起重量（副起升）：5t，起升高度（副起升）：18m， 起升速度（副起升）：20m/min；工作级别：A5；机构接电持续率JC=25%。起升机构是任何起重机必须具备的，使物品获得升降运动的基本组成。起升机构工作的好坏将直接影响整台起重机的工作性能。起升机构主要由驱动装置、传动装置、卷筒、滑轮组、取物装置和制动装置组成。驱动装置包括电动机、联轴器、制动器、减速器、卷筒等部件。钢丝绳卷绕系统包括钢丝绳、卷筒、定滑轮和动滑轮。取物装置包括吊钩、吊环、抓斗、电磁吸盘、吊具、挂梁等多种型式。安全保护装置有超负荷限制器、起升高度限位器、下降深度限位器、超速保护开关等。根据实际需要配用。1 起升结构传动方案，选择滑轮组和吊钩组按照布置紧凑的原则，决定采用双联滑轮组的方案。在不能设置导向滑轮的起重机中，双联滑轮组的特点是物品作垂直升降，而没有水平移动。滑轮组的倍率与起一般5重量有关，一般530T起重量时，取2倍率；30100T时，取4倍率。 a 32t钢丝绳绕向示意图 b 5 t钢丝绳绕向示意图 图2.1 主、副起升运行机构布置图2.2起升机构驱动装置整体布置电动机通过联轴器与减速器的高速轴相联。图2.3 电动驱动的起升机构(1)按Q=32t，查1表4-1取滑轮组倍率=4，承载绳分支数Z=2= 8；查1附表9选图号为T1 362.1509吊钩组，得其质量=847kg，两滑轮间距=102+2165=432mm；(2)按Q=5t，查1表4-1取滑轮组倍率=2，承载绳分支数Z=2= 4；查1附表8选图号为G13吊钩组，得其质量=99kg，两滑轮间距=200mm；2 钢丝绳及绳具的计算选择钢丝绳是广泛应用于起重机的挠性构件，。它具有承载能力大、卷绕性好，运动平稳无噪音、极少突然断裂、工作可靠等优点。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。绕经滑轮和卷筒的结构工作钢丝绳应优先选用线接触钢丝绳。在腐蚀性环境中应采用镀锌钢丝绳。钢丝绳的性能和强度应满足结构安全正常工作的要求。(1) 主起升机构中，若滑轮组采用滚动轴承，当=4，查2表2-1得滑轮组效率=0.975，钢丝绳所受最大拉力： （2.1） = 4211.15 kg = 41.27 kN查2表2-4，工作级别A5时，安全系数n=5.5,钢丝绳计算破断拉力：=226.99 kN （2.2）查1附表1所选瓦林吞式纤维芯钢丝绳619W+FC，钢丝公称抗拉强度1770MPa，光面钢丝，右交互捻，直径d1=20mm，钢丝绳最小破断拉力=233.6 kN标记如下： 钢丝绳1：20NAT 619W+FC 1770 ZS 233.6 GB8918-88(2)副起升机构中，若滑轮组采用滚动轴承，当=2，查2表2-1得滑轮组效率=0.99，钢丝绳所受最大拉力： （2.3） = 1287.63 kg = 12.62 kN查2表2-4，工作级别A5时，安全系数n=5.5,钢丝绳计算破断拉力： =69.41 kN （2.4）查1附表1所选瓦林吞式纤维芯钢丝绳619W+FC，钢丝公称抗拉强度1770MPa，光面钢丝，右交互捻，直径d2=11mm，钢丝绳最小破断拉力=70.68 kN,标记如下： 钢丝绳2：11NAT 619W+FC 1770 ZS 70.68 GB8918-883 滑轮和滑轮组的选择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。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。(1)主起升滑轮的许用最小直径： D1mind1（e-1）=20（25-1）=480 mm （2.5）式中:由2表2-4查得轮绳直径比系数e=25，由1附表9表选用滑轮直径D1=610 mm，由1附表4选用钢丝绳直径=20 mm，滑轮直径=610 mm，滑轮轴直径D=130mm的E型滑轮标记为滑轮E 20610130 ZB J80 006.887；(2)副起升滑轮的许用最小直径： D2mind2（e-1）=11（25-1）=264 mm （2.6）式中:系数e=25由1表2-4查得，由1附表8表选用滑轮直径D2=400 mm，由1附表4选用钢丝绳直径=11 mm，滑轮直径=400 mm，滑轮轴直径D=45mm的E型滑轮标记为滑轮E 1140045 ZB J80 006.8-874 选择卷筒组并验算其强度卷筒组是起升机构和牵引机构中卷绕钢丝绳的部件，常用的卷筒类型有齿轮联接盘式、周边大齿轮式、短轴式和内装行星齿轮式。目前桥式起重机卷筒组的典型类型是齿轮联接盘式，且齿轮联接盘式为封闭式传动，分组性好，卷筒轴不受扭矩，只承受弯矩。故本设计采用齿轮联接盘式。(1)主起升卷筒尺寸：卷筒直径：Dd1（e-1）=20（18-1）=340 mm （2.7）其中系数筒绳直径比e=18由4表3-3-2查得，由1附表13选用=630 mm，卷筒绳槽尺寸由4表3-3-3得槽距=22 mm，槽底半径=11 mm卷筒长度： （2.8） = = 2099.7 mm取 =2100 mm式中：附加安全系数，取= 2；L1无绳槽卷筒端部尺寸，根据结构取10mmL2固定钢绳所需长度，L23t=66mm，根据情况取L2=80mm卷筒不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，即=A1=432 mm，实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减；卷筒计算直径=D+d=630+20=650 mm （2.9）卷筒壁厚： =0.02D+（610）=0.02630 +（610） （2.10）=18.622.6 mm取=20 mm卷筒壁压应力计算： N/m=117.24 MP （2.11）选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度=195 MPa，许用压应力： = 130 MPa （2.12）因 ，故抗拉强度是足够的。卷筒拉应力验算：由于卷筒长度L3D，尚应校验由弯曲应力产生的拉应力，卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时： （2.13） = 34419180 Nmm卷筒断面系数： （2.14） = 5770793.65 Nmm式中： D 卷筒外径，D=630 mm； D卷筒内径，D= D-2=630-220=590 mm于是： =5.96 MPa （2.15） 合成应力： （2.16） = = 41.13 MPa式中许用拉应力： MPa故 卷筒强度验算通过，故选定卷筒直径=630 mm，长度=2100 mm，卷筒槽形的槽底半径=11 mm，槽矩=22 mm，起升高度=16 m，倍率=4，靠近减速器一端的卷筒槽向为右的A型卷筒，标记为：卷筒A 63021001122164 右ZB J80 007.2-87卷筒心轴计算： 通过做草图得到卷筒心轴的支点位置，并参考有关资料，决定心轴的各段直径，轴的材料用45钢。图2.4 卷筒组1)支座反力 N24127065823.18=16716.82 N心轴右轮毂支承处最大弯矩: =16716.8214.78=247074.62)疲劳计算： 对于疲劳计算采用等效弯矩，由1表26查得等效系数=1.1，等效弯矩: （2.17）弯曲应力： （2.18）心轴的载荷变化为对称循环。由1211，213式知许用弯曲应力：轴材料为45钢，其 （2.19）式中 n1.6安全系数；（见1表218） K应力集中系数，K； Kx1.4与零件几何形状有关的应力集中系数； Km1.15与零件表面加工光洁度有关的应力集中系数；故 通过3)静强度计算：卷筒轴属于起升机构低速轴零件，其动力系数可由125查得，； （2.20） （2.21）许用应力： （2.22） 通过故卷筒轴的疲劳和静强度计算通过。选择轴承由于卷筒心轴上的左轴承的内，外座圈以同样转速转动，故无相对运动，可按照额定静载荷来选择。右轴承的外座圈固定，内座圈与心轴一同旋转，应按照额定动负荷来选择。1)左端轴承： 由6（1916）式轴承的额定静负荷 C0式中 C0额定静负荷； P0当量静负荷； n0安全系数，由6表197取n01.04因此选用调心球轴承，型号2318，其额定静载荷C077.2 kN，左轴承的当量静负荷为： （2.23）式中 fd1.1动负荷系数，由6表196选取， 故安全2)右端轴承：令右端轴承也采用2318，其额定动负荷C=142 kN右轴承的径向负荷 （2.24） 轴向负荷 设M5级工作类型的轴承工作时数Lh4000h，查得2318轴承的e0.39，令，故 x=1,y=2.7，当量动负荷： （2.25）由6（192）式： （2.26）所以 (2.27)动负荷 安全绳端固定装置计算根据钢绳直径为20mm，卷筒长度计算中采用的附加圈数Z02，绳索与卷筒绳槽间的摩擦系数f0.15。则在绳端固定处的作用力： (2.28)压板螺栓所受之拉力： (2.29) 式中 压板与钢绳的换算摩擦系数螺柱由拉力和弯矩作用的合成应力： (2.30) 式中 Z2（螺柱数） d122mm（螺纹内径） （弯矩） (2.31) 螺柱材料为Q235，屈服极限240MPa，则许用拉伸应力为：（取安全系数n1.6） (2.32)因为 ，故通过(2)副起升卷筒尺寸：卷筒直径：由式（2.7）Dd（e-1）=11（25-1）=264 mm 由1附表13选用=300 mm，卷筒绳槽尺寸由4表3-3-3得 槽距=13 mm，槽底半径=6 mm卷筒长度：由式（2.8） = = 1370 mm取 =1500 mm式中：附加安全系数，取= 2；L1无绳槽卷筒端部尺寸，根据结构取30mmL2固定钢绳所需长度，L23t=39mm，根据情况取L2=50mm卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，即=A=200 mm，实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减；由式（2.9）卷筒计算直径=D+d=300+11=311 mm卷筒壁厚： 由式（2.10）=0.02D+（610）=0.02300 +（610）=1216 mm取=14 mm卷筒壁压应力计算：由式（2.11）N/m=69.34 MP选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度=195 MPa，许用压应力：由式（2.12） = 130 MPa因 ，故抗拉强度是足够的。卷筒拉应力验算：由于卷筒长度L3D，尚应校验由弯曲应力产生的拉应力，卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时：由式（2.13） = 8203000 Nmm卷筒断面系数： 由式（2.14） = 875455.9 Nmm式中： D 卷筒外径，D=300 mm； D卷筒内径，D= D-2=300-214=272 mm 于是： 由式（2.15）=9.37 MPa 合成应力： 由式（2.16） = = 30.17 MPa式中许用拉应力： MPa故 卷筒强度验算通过，故选定卷筒直径=300 mm，长度=1500 mm，卷筒槽形的槽底半径=6 mm，槽矩=13 mm，起升高度=18 m，倍率=2，靠近减速器一端的卷筒槽向为右的A型卷筒，标记为：卷筒A 3001500613182 右ZB J80 007.2-87卷筒心轴计算： 通过做草图得到卷筒心轴的支点位置，并参考有关资料，决定心轴的各段直径，轴的材料用45钢。图同上图图2.4.1)支座反力 N21262016186=9054 N心轴右轮毂支承处最大弯矩: =905414.78=133818.122)疲劳计算： 对于疲劳计算采用等效弯矩，由1表26查得等效系数=1.1，等效弯矩:由式（2.17）弯曲应力：由式（2.18）心轴的载荷变化为对称循环。由1211，213式知许用弯曲应力：轴材料为45钢，其 由式（2.19） 式中 n1.6安全系数；（见1表218） K应力集中系数，K； Kx1.4与零件几何形状有关的应力集中系数； Km1.15与零件表面加工光洁度有关的应力集中系数；故 通过3)静强度计算：卷筒轴属于起升机构低速轴零件，其动力系数可由125查得，； 由式（2.20） 由式（2.21）许用应力： 由式（2.22） 通过 故卷筒轴的疲劳和静强度计算通过。选择轴承由于卷筒心轴上的左轴承的内，外座圈以同样转速转动，故无相对运动，可按照额定静载荷来选择。右轴承的外座圈固定，内座圈与心轴一同旋转，应按照额定动负荷来选择。1)左端轴承： 由6（1916）式轴承的额定静负荷 由式C0式中 C0额定静负荷； P0当量静负荷； n0安全系数，由6表197取n01.04因此选用调心球轴承，型号2314，其额定静载荷C037.5 kN，左轴承的当量静负荷为：由式（2.23）式中fd1.1动负荷系数，由6表196选 故安全2)右端轴承：令右端轴承也采用2314，其额定动负荷C=110 kN右轴承的径向负荷 由式（2.25） 轴向负荷 设M5级工作类型的轴承工作时数Lh4000h，查得2314轴承的e0.38，令，故 x=1,y=2.7，当量动负荷：由式（2.25）由式（2.26）：所以由式（2.27） 动负荷 安全绳端固定装置计算根据钢绳直径为11mm，卷筒长度计算中采用的附加圈数Z02，绳索与卷筒绳槽间的摩擦系数f0.15。则在绳端固定处的作用力：由式（2.28）压板螺栓所受之拉力：由式（2.29） 式中 压板与钢绳的换算摩擦系数螺柱由拉力和弯矩作用的合成应力： 由式（2.30） 式中 Z2（螺柱数） d116mm（螺纹内径） 由式（2.31）（弯矩） 螺柱材料为Q235，屈服极限240MPa，则许用拉伸应力为：（取安全系数n1.6）由式（2.32）因为 ，故通过5 选择电动机并验算发热(1)主起升电动机静功率： （2.33） = = 47.3 kW式中:：机构总效率，一般=0.80.9，取 =0.85； 电动机计算功率： =0.847.3=37.84 kW （2.34）式中系数由2表6-1查得，对于M1M6级机构，=0.750.85 ， 故取=0.8查1附表28选用电动机YZR280M，其额定功率（25%）=52kw，额定转速=727r/min，飞轮矩=11.2 kgm，质量=848kg(2)副起升电动机静功率：由式（2.33） = = 19.6 kW式中：机构总效率，一般=0.80.9，取=0.85； 电动机计算功率： 由式（2.34）=0.819.6=15.68 kW式中系数由2表6-1查得，对于M1M6级机构，=0.750.85 ， 故取=0.8查1附表28选用电动机YZR225M，其额定功率（25%）=21kw，额定转速=718r/min，飞轮矩=3.2 kgm，质量=390kg 发热条件的验算(1)主起升机构中，按照等效功率法，求JC=25%时所需要的等效功率： =0.750.8747.3=30.86 kW （2.35）式中：工作级别系数，查2表6-4 ，工作类型为中级时=0.75； 系数，根据机构平均启动时间与平均工作时间的比值（/），由2表6-5，一般起升机构 / =0.10.2，取/=0.1，由2图6-6查=0.87；由以上计算结果， ，故初选电动机能满足发热条件。(2)副起升机构中，按照等效功率法，求JC=25%时所需要的等效功率： 由式（2.35） =0.750.8719.6=12.79 kW 式中：工作级别系数，查1表6-4 ，工作类型为中级时=0.75； 系数，根据机构平均启动时间与平均工作时间的比值（/），由2表6-5，一般起升机构 / =0.10.2，取/=0.1，由2图6-6查=0.87；由以上计算结果， ，故初选电动机能满足发热条件。6 选择标准减速器起重机的起升、运行、回转和电动臂架变幅机构中都要使用减速器。各个机构的共同特点是周期性工作，承受间歇性载荷。(1)主起升卷筒转速： = （2.36）= 14.7 r/min减速器总传动比： = = 49.46 （2.37）查1附表35，选ZQ-850-3CA减速器，当工作类型为中级时，许用功率N=57 kW ，=48.57(2)副起升卷筒转速： 由式（2.36）= = 40.96 r/min减速器总传动比： 由式（2.37）= = 17.53查1附表35，选ZQ-500-3CA减速器，当工作类型为中级时，许用功率N=27.0 kW ，=15.757 验算起升速度和实际所需功率(1)主起升实际起升速度： =7.64 m/min （2.38） 误差： = 100% = （2.39） = 1.87% = 15% 实际所需等效功率： （2.40）= 31.44 kW （25%）=52 kW(2)副起升实际起升速度： 由式（2.38）=22.26 m/min 误差： 由式（2.39） = 100% = = 11.3% = 15% 实际所需等效功率： 由式（2.40）= 14.24 kW （25%）=21 kW8 校核减速器输出轴强度(1)在主起升机构中，由2公式（6-16）求出输出轴的最大径向力： （2.41）式中：=241270=82540 N=82.54 kN 卷筒上钢丝绳引起的载荷； =13.5 kN 卷筒及轴自重，参考1附表14； R=137009.8=134.26 kN ZQ-850-3CA减速器输出轴端最大容许径向载。参考1附表36可得；因此 = （82.54+13.5）=48.02 kN R ，故通过。 由2中公式（6-17）得输出轴最大扭矩： =（0.70.8） （2.42） 式中： =9550=683.1 Nm 电动机轴额定力矩； （2.43） =2.85 当JC=25%时电动机最大力矩倍数，由1附表28查出； =0.95 减速器传动功率； =121800 Nm减速器输出轴最大容许转矩，由1附表36查出； =0.82.85683.148.570.95=71863.9 Nm =121800 Nm 根据以上计算，所选减速器的性能传动能满足要求。(2)在副起升机构中，由2公式（6-16）求出输出轴的最大径向力：由式（2.41）式中：=212620=25240 N=25.24 kN 卷筒上钢丝绳引起的载荷； =3.37 kN 卷筒及轴自重，参考1附表14； R=15509.8 = 15.19 kN ZQ-500-3CA减速器输出轴端最大容许径向载荷，参考1附表36可得。因此 = （25.24+3.37）=14.3 kN R ，符合要求。 由2中公式（6-17）求出输出轴的最大扭矩： =（0.70.8） 式中：由式（2.43） =9550=279.32 Nm 电动机轴额定力矩； =2.96 当JC=25%时电动机最大力矩倍数，由1附表28查出； =0.95 减速器传动功率； =23500 Nm减速器输出轴最大容许转矩，由1附表36查出； =0.82.96279.3215.750.95=10873 Nm =23500 Nm 根据以上计算，所选减速器性能传动能满足要求。9 选择制动装置制动装置是保证起重机安全工作的重要部件。制动装置用以防止悬吊的物品或吊臂下落，防止转台或起重机在风力或坡道分力作用下溜动，使起重机机构减速停车，在特殊情况下调节或限制机构的运行速度。(1)主起升制动器所需静制动力矩： （2.44）= =81.73 kgm =801 Nm 式中：=1.75制动安全系数，由2表6-6查取 由5中表5-4-28选用TJ2A-200，其制动力矩 =1600 Nm ，制动轮直径 =200 mm ；(2)副起升制动器所需静制动力矩： 由式（2.44） = =37.44 kgm =366.91 Nm 式中：=1.75制动安全系数，由2表6-6查取 由5中表5-4-28选用TJ2A-200/100，其制动力矩 =400 Nm ，制动轮直径=200 mm ;10 选择联轴器起重机使用的联轴器主要用来联接两根同轴线布置或基本平行的转轴，传递扭矩同时补偿少许角度和径向偏移，有时还能改善传动装置的动态特性。联轴器根据传递的扭矩和工作条件来选择。(1)主起升高速轴联轴器计算转矩，由2（6-26）式 =1.51.8683.08=1844.32 Nm （2.45）式中：=683.08 电动机额定转矩 =9550p/n=955052/727=683.08 Nm =1.5 联轴器安全系数； =1.8 刚性动载系数，一般=1.5 2.0；由1附表29查得YZR280M电动机轴端为圆柱形，d=85mm，=170mm； 由1附表34查得ZQ-850-3CA减速器的高速轴端为圆锥形主动轴端， d=90mm，=135mm；靠近电动机轴端联轴器：由5表5-2-9选用GCLZ6型齿式联轴器，最大容许转矩=5000 Nm，质量G=31.2 kg ;浮动轴的靠近电动机的轴端为圆柱形d=90mm，=130mm； 靠近减速器高速轴的联轴器 ，由1附表46选用带mm制动轮的NGCLZ6型鼓形齿式联轴器，最大容许转矩=4500 Nm，质量=53.2 kg ；浮动轴的靠近减速器的轴端为圆柱形d=90mm，=130mm；(2)副起升高速轴联轴器计算转矩，由式（2.45） =1.51.8279.32=754.16 Nm =279.32 电动机额定转矩 =9550p/n=955021/718=279.32 Nm =1.5 联轴器安全系数； =1.8 刚性动载系数，一般=1.5 2.0；由1附表29查得YZR225M电动机轴端为圆柱形d=65mm，=140mm； 由1附34查得ZQ-500-3CA减速器的高速轴端为圆锥形d=50mm，=85mm；靠近电动机轴端联轴器：由5表5-2-9选用GCLZ5齿式联轴器，最大容许转矩=3150 Nm，质量G=19.6 kg ； 浮动轴的靠近电动机的轴端为圆柱形d=65mm，=105mm； 靠近减速器高速轴的联轴器，由1附表46选用带mm制动轮的NGCLZ4型鼓形齿式联轴器，最大容许转矩=1400 Nm，质量=26.8 kg ；浮动轴的靠近减速器的轴端为圆柱形d=65mm，=105mm；11 高速浮动轴疲劳和强度的计算零件和构件在低于材料屈服极限的交变应力的反复作用下，经过一定的循环次数以后，在应力集中部位萌生裂纹、，裂纹经过扩展会断裂，故应计算零件的疲劳强度。起重机现行强度计算采用许用应力法。动载荷作用通过相应的动载荷或冲击系数在计算载荷中考虑。强度计算不考虑应力集中的影响。(1)主起升高速浮动轴疲劳计算：由3中起升机构疲劳计算基本载荷： =1.045683.1=713.84 Nm （2.46）式中：动载系数 =（1+）=（1+1.09）=1.045 （2.47） 起升载荷动载系数 =1+0.71=1+0.71=1.09 （2.48）由前节已选定轴径d=90 mm，因此扭转应力： =4.99 MPa （2.49）轴材料用45号钢, =600 MPa =300 MPa ,弯曲应力：=0.27()=0.27(600+300)=243 MPa （2.50）扭转应力: =140 MPa （2.51） =0.6=0.6300=180 MPa （2.52）轴受脉动循环的许用扭转应力: = （2.53）式中：= 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度和开有键槽及紧密配合区段, =1.52.5，此处取=2与零件表面加工光洁度有关.，此处取=1.25 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 取安全系数 =1.25 MPa 故 主起升高速浮动轴强度验算： 轴所受最大转矩： =1.09683.1=744.58 MPa （2.54）最大扭转应力： =5.2 MPa （2.55）许用扭转应力： =120 MPa （2.56）式中： 安全系数，=1.5 故通过。(2)副起升高速浮动轴疲劳计算：由3中起升机构疲劳计算基本载荷： 由式（2.46）=1.13279.32=315.63Nm式中：动载系数 ，由式（2.47）=（1+）=（1+1.26）=1.13 起升载荷动载系数 ，由式（2.48）=1+0.71=1+0.71=1.26由前节已选定轴径d=65 mm，因此扭转应力： 由式（2.49）=5.86 MPa轴材料用45#钢, =600 MPa =300 MPa ,弯曲应力：由式（2.50）=0.27()=0.27(600+300)=243 MPa扭转应力: 由式（2.51） =140 MPa 由式（2.52）=0.6=0.6300=180 MPa轴受脉动循环的许用扭转应力: 由式（2.53）= 式中：= 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度和开有键槽及紧密配合区段, =1.52.5，此处取=2与零件表面加工光洁度有关.，此处取=1.25 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 安全系数 =1.25，由3表1-4-10查得； MPa 故 副起升高速浮动轴强度验算： 轴所受最大转矩： 由式（2.54）=1.26279.32=351.94 MPa最大扭转应力： 由式（2.55）=6.53 MPa许用扭转应力： 由式（2.56） =120 MPa式中： 安全系数，=1.5 故通过。第三章 吊钩组的计算吊钩组是起重机上应用最广的一种取物装置，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。吊钩有单钩、C型钩、双钩、片式钩等类型。因为本设计为5T桥式起重机，而单钩多用于中小型重量的起重机，故本设计采用单钩型。 1 主起升吊钩的计算图3.1 吊钩(1)吊钩主要尺寸的确定1)确定主要尺寸a33.5=16.9719.79cm,取a=18cm=180mm; 与钩孔尺寸a有关的的其他尺寸：比值，取h=20cm=200mm；S=0.75a=13.5cm=135mm;,按实际取=71.6cm=716mm；。2)验算钩体弯曲部分强度吊钩组所有零件均按静强度进行计算，其计算载荷（起升动载系数，额定载荷）。对于吊钩桥式起重机：，所以计算载荷为。根据图3.1吊钩受力情况来看，弯曲部分受有弯曲拉伸和剪切三种应力。1-2截面除受最大弯矩外，还受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，即处，因此点1处的应力为： （3.1） 式中截面1-2的面积 （3.2） （3.3） 其中，。查起重机设计手册表3-4-4吊钩材料选用DG20Mn号钢查起重机设计手册表3-4-7， （3.4），1-2截面强度验算通过。对于3-4垂直截面：当垂直系物绳将物品重量Q悬挂在吊钩上时，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： （3.5）当四分支倾斜的系物绳将物品重量Q悬挂在吊钩上时，这时3-4截面上的应力有： （3.6） （3.7）根据能量强度理论，3-4截面的最大合成应力为： （3.8），3-4截面强度验算通过。3)确定吊钩螺母尺寸轴颈螺纹处拉伸应力： （3.9）最小直径 （3.10）查起重机设计手册【1】取TY200x12。 4)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 51320（GB/T301-1995），额定静负荷，动负荷系数。轴承当量静负荷： （3.11）所以安全。 （3.12）(2)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=160170mm，取B=170mm。 横轴两侧拉板的间距是由滑轮轴上四滑轮间的尺寸所决定的：。横轴可作为一简支梁来进行计算，横轴的计算载荷（图3-3）：；横轴的最大弯矩：； （3.13）中间断面的抗弯截面系数：， （3.14）弯曲应力： （3.15）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。(3)滑轮轴的计算 滑轮轴也是一个简支梁，支点距离仍是L=420mm，它作用有四个滑轮的压力为计算简便起见，把四个力看做集中力。滑轮的作用力：; （3.16）轴上的弯矩； （3.17） （3.18）1-1和2-2截面模数： 弯曲应力： 由式（3.15） 滑轮轴的材料与吊钩横轴相同，亦为45号钢，故许用应力也相同，强度足够。(4)拉板的校核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 （3.19）轴颈与拉板的单位压力： （3.20）拉板轴孔内表面最大应力： （3.21） 拉板的材料为Q235，许用挤压应力为轴孔处的拉伸应力为： （3.22）式中应力集中系数，可查起重机课程设计图15-15得。拉板材料为Q235，许用拉伸应力为故和，所以强度足够。(5)滑轮轴承的选择 滑轮直径D=560mm，计算直径，圆周速度，则滑轮的工作转数：每个滑轮中采用两个径向滑轮轴承，由已知条件选常州荣泰轴承有限公司生产的滚动轴承6226 GB/T 276-1994，基本额定静载荷，基本额定动载荷。轴承径向负荷：式中 动负荷系数。轴承的轴向负荷:,由机械设计表13-3，轴承寿命：所以 故安全可用。2 副起升吊钩的计算(1)吊钩主要尺寸的确定1)确定主要尺寸a33.5=6.717.83cm,取a=7cm=70mm;与钩孔尺寸a有关的其他尺寸：比值，取h=8cm=80mm；S=0.75a=5.25cm=52.5mm;,取=20cm=200mm；。2)验算钩体弯曲部分强度吊钩组所有零件均按静强度进行计算，其计算载荷（起升动载系数，额定载荷）。对于吊钩桥式起重机：，所以计算载荷为。根据图3-2吊钩受力情况来看，弯曲部分受有弯曲拉伸和剪切三种应力。1-2截面除受最大弯矩外，还受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，即处，因此点1处的应力为：由式（3.1） 由式（3.2）由式（3.3），其中，。查起重机设计手册表3-4-4吊钩材料选用DG20Mn号钢查起重机设计手册表3-4-7，由式（3.4），1-2截面强度验算通过。对于3-4垂直截面：当垂直系物绳将物品重量Q悬挂在吊钩上时，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：由式（3.5）当四分支倾斜的系物绳将物品重量Q悬挂在吊钩上时，这时3-4截面上的应力有：由式（3.6）由式（3.7）根据能量强度理论，3-4截面的最大合成应力为：由式（3.8），3-4截面强度验算通过。3)确定吊钩螺母尺寸轴颈螺纹处拉伸应力：由式（3.9）由式（3.10）最小直径查起重机设计手册取TY100x12。 4)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 51207 GB/T301-1995，额定静负荷，动负荷系数。轴承当量静负荷：由式（3.11）所以由式（3.12）安全。(2)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=7585mm，取B=80mm。横轴两侧拉板的间距是由滑轮轴上四滑轮间的尺寸所决定的：。横轴可作为一简支梁来进行计算，横轴的计算载荷（图3-3）：()横轴的最大弯矩：由式（3.13）；中间断面的抗弯截面系数：由式（3.14），弯曲应力：由式（3.15）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。(3)滑轮轴的计算 滑轮轴也是一个简支梁，支点距离仍是L=176mm，它作用有两个滑轮的压力为计算简便起见，把两个力看做集中力（见图3-6）。滑轮的作用力：由式（3.16）;轴上的弯矩：由式（3.17）；截面模数：弯曲应力： 由式（3.15）滑轮轴的材料与吊钩横轴相同，亦为45号钢，故许用应力也相同，强度足够。(4)拉板的校核轴颈与拉板的单位压力：由式（3.20）拉板轴孔内表面最大应力：由式（3.21）拉板的材料为Q235，许用挤压应力为轴孔处的拉伸应力为：由式（3.22）式中应力集中系数，可查起重机课程设计图15-15得。拉板材料为Q235，许用拉伸应力为故和，所以强度足够。(5)滑轮轴承的选择 滑轮直径D=300mm，计算直径，圆周速度，则滑轮的工作转数：每个滑轮中采用两个径向滑轮轴承，由已知条件选常州荣泰轴承有限公司生产的滚动轴承6218 GB/T 276-1994，基本额定静载荷，基本额定动载荷。轴承径向负荷：式中 动负荷系数。轴承的轴向负荷:,由机械设计表13-3，轴承寿命：所以 故安全可用。第四章 小车运行机构计算小车主要有起升机构、运行机构和小车架组成。起升机构采用闭式传动方案，电动机轴与二级圆柱齿轮减速器的高速轴之间采用两个半齿联轴器和一中间浮动轴联系起来，减速器的低速轴鱼卷筒之间采用圆柱齿轮传动。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。起重量5吨至50吨范围内的双粱桥式起重机的小车，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分别 驱动。1 选择机构传动方案经比较后，决定采用下图所示的传动方案：电动机、制动器、与减速器结合成一体的”三合一“的驱动型式。图4.1 小车运行机构2 选择车轮与轨道并验算其强度车轮最大轮压：查起重机设计手册，小车质量估计为G1=11t，假定轮压均布： P =（Q+ G1）=（32000+11000）=10750 Kg=105350 N （4.1） 车轮最小轮压： P=G1 =11000=2750Kg=26950 N （4.2） 初选车轮： 由1附表17可知，当运行速度60 m/min 时，载荷率=2.91.6 ，工作级别为中级时，选轨道类型为铁路轨道38 kg/m，许用轮压为13.4 t ，车轮直径为=400mm 强度验算：按照车轮和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： P= （4.3）=79216.67 N 车轮材料，取ZG340-640，=640 MPa , =340 MPa 线接触的允许轮压： P=6.040043.90.991.00=104306.4 N （4.4） 式中： 许用线接触应力常数（N/mm） ，由4表3-8-6查得=6.0； 车轮与轨道有效接触长度，对于轨道P24由1附表22查得=b=43.9 mm； 转速系数，由4表3-8-7中查得，车轮=33.44 r/min 时，=0.99； 工作级别数，由4表3-8-8中查得，当为M5级时=1.00； P P ，故通过。 点接触允许轮压： P=0.1320.991.00 （4.5）=138068.18 N 式中： 许用点接触应力常数（N/mm） ，由4表3-8-6查得=0.132； 曲率半径 ，车轮与轨道曲率半径中的大值，车轮=200 ；轨道曲率半径由1附表22查得=300，故取=300； m 由比值（为、中的小值）所确定的系数，=0.67，查4表3-8-9取 m=0.44 ； P P ，故通过。 根据以上计算结果，选定直径D=400mm 的双轮缘车轮，标记为 ：车轮 SYL-400120 GB4628-843 运行阻力计算在平稳运行阶段，在运行时，电动机须克服摩擦阻力、道路坡度阻力和风阻力；其中摩擦阻力是最主要的阻力，而风阻力只有当起重机在室外工作时才有。故摩擦阻力矩： =（Q+ G）（+） （4.6）由1附表19查得，由D=400 mm 车轮组的轴承型号为23120C/W33，轴承内径和外径的平均值=132.5 mm ，由2表7-1表7-3查得滚动摩擦系数=0.0005，轴承摩擦系数=0.02，附加阻力系数=2.0 ，带入上式得：当满载（Q=Q）时运行阻力矩： =（32000+11000）（0.0005+）2.0 =163.4 kgm=1601.32 Nm 运行摩擦阻力： = （4.7）=8006.6 N 当无载（Q=0）时运行阻力矩： =G（+） （4.8） =2.011000（0.0005+） =41.8 kgm = 409.64 Nm=2048.2 N4 选择电动机满载运行时电动机的静功率： =6.23 kw （4.9） 式中： = 满载运行时静阻力；=0.9 机构传动效率 ；m=1 驱动电动机台数； 对桥式起重机的运行机构初选电动机的功率： =1.156.23=7.16 kw （4.10） 式中：为克服启动时的惯性，电动机功率的增大系数，由2表7-6查得，=1.15 由1附表28选用电动机YZR160L，N（25%）=7.5 kw ，=712 r/min， (GD)=0.78 kgm，电机质量 =172 kg5 选择减速器车轮转速： 由式（2.36） =33.44 r/min 机构传动比： 由式（2.37） =21.29 查2附表40选ZSC-600-减速器，当中级工作类型时，许用功率N=17.9 kw（当输入轴转速为750 r/min） ，= 21.15 6 验算运行速度和实际所需功率 实际运行速度： 由式（2.38） = =42.28 r/min 误差： 由式（2.39） = =0.67% = 15% 实际所需电动机等效功率： 由式（2.40） =4.1 kw Ne ，故合适。7 验算起动时间 起动时间： （4.11）式中：=712 r/min ，m=1 驱动电动机台数； =1.5=1.59550=1.59550 （4.12）=150.9 Nm 满载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩： =84.1 Nm （4.13）空载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩： =21.52 Nm （4.14） 初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩： =1.2 kg.m 机构总飞轮矩： （4.15）= 1.15（0.78+1.2）=2.28 kg.m满载起动时间： = 5.4 s无载起动时间： = 0.96 s由2表7-6查得，当=42 m/min 时，推荐值为5.5s， ，故所选电动机能满足快速起动要求。8 按起动工况校核减速器功率起动状况下减速器传递的功率： = 6.72 kw （4.16）式中： =+=+ （4.17） =8006.6+ =8579.17 N 为计算载荷 运行机构中同一级传动减速器的个数， =1 因为N=17.9 kw，故合格。9 选择制动器桥式起重机运行机构常采用电磁铁，液压电磁铁，液压推杆等闭式瓦块制动器。当需要准确停车时，还可采用操纵式制动器。制动器的制动力矩不可太大，以免在制动时车轮沿轨道打滑。由2查得，对于小车运行机构制动时间34 s ，取=4s，因此，当运行机构中共有m个制动器同时参与制动，要求每个制动器的制动力矩为： （4.18）= =71.79 Nm 由5中表5-4-28选用TJ2A-200/100，其制动力矩 =400 Nm ，制动轮直径=200 mm ; 10 验算起动时的不打滑条件小车的运行，是由于电动机所发出的驱动力矩传给主动轮轴后，使车轮转动。如此时车轮圆周切向力不大于车轮与轨道的最大粘着力，则车轮能滚动前进；否则将出现车轮在轨道上打滑的现象。因为起动时主动车轮圆周切向力最大，容易发生打滑，所以在起动时需要进行验算。因室内使用，故不计风阻和坡度阻力矩，只验算空载
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