16t通用桥式起重机起升及运行机构设计解析

1、毕业论文（设计）论文（设计）题目：16/3.2t通用桥式起重机起升及运行机构设计姓 名XXXXXX_学 号XXXXXXXXXXX_院 系XXXXXXXXXXXXXX_专 业XXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXX_年 级XXXXXXXXXXXX_扌指导教师XXXXXXX_摘要.12013年5月6日2.11.1 高速轴联轴器11Abstract.2第 1 章绪论.31.1 对起重机研究意义.31.2 国内外起重机.31.2.1 国外起重机. 3122 国内起重机发展方向 . 41.3 设计内容.4第 2 章主起升机构的设计 .52.1 确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组 .52.2 选

2、择钢丝绳.52.3 确定滑轮主要尺寸 .62.4 确定卷筒尺寸并验算强度.72.5 选电动机.92.6 验算电动机发热条件.92.7 选择减速器.102.8 验算起升速度和实际所需功率 .102.9 校核减速器输出轴强度 .102.10 选择制动器.112.11 选择联轴器.112.11.2 低速轴联轴器. 122.12 验算起动时间.122.12.1 起动时间tq验算.122.12.2 起动平均加速度aq. 132.13 验算制动时间.132.13.1 满载下降制动时间 . 142.13.2 制动平均减速度. 142.14 高速浮动轴验算 .142.14.1 疲劳验算. 142.14.2 静

3、强度计算. 15第 3 章小车运行机构.173.1 确定机构传动方案 .173.2 选择车轮与轨道并验算其强度.173.3 运行阻力计算.183.4 选电动机.193.5 验算电动机发热条件.203.6 选择减速器.203.7 验算运行速度和实际所需功率 . 203.8 验算起动时间.203.9 按起动工况校核减速器功率.213.10 验算起动不打滑条件 .223.11 选择制动器.223.12 选择高速轴联轴器及制动轮 .233.13 选择低速轴联轴器 .243.14 验算低速浮动轴强度 .243.14.1 疲劳验算 .243.14.2 强度验算.25第 4 章副起升机构设计 .264.1

4、确定传动方案，选择滑轮组和吊钩组 .264.2 选择钢丝绳.264.3 确定卷筒尺寸并验算强度.274.4 计算起升静功率.274.5 初选电动机.284.6 选用减速器.284.7 电动机过载验算和发热验算.284.8 选择制动器.294.9 选择联轴器.304.10 验算起制动时间.304.12 高速轴计算.314.12.1 疲劳计算.314.12.2 静强度计算 .32第 5 章大车运行机构的设计.345.1 确定机构的传动方案.345.2 选择车轮与轨道，并验算其强度 .345.3 选择车轮轨道并验算起强度.355.4 运行阻力计算.365.5 选择电动机.375.6 验算电动机发热条

5、件.375.7 选择减速器.375.8 验算运行速度和实际所需功率 .385.9 验算起动时间.385.10 起动工况下校核减速器功率 . 395.11 验算起动不打滑条件 . 405.12 选择制动器. 415.13 选择联轴器. 425.13.1 机构高速轴上的计算扭矩 .425.13.2 低速轴的计算扭矩 .435.13.3 浮动轴的验算 .43参考文献. 45致谢. 46本科毕业设计1摘要根据机械设计标准和起重机设计标准及各零部件的选择标准，依据所给参数和 具体工作环境，设计出了桥式起重机小车大车各个机构。起升机构采用电动机驱动, 布置方式采用电动机轴与卷筒轴平等布置。小（大）车运行机

6、构主动轮采用对面布 置方式，集中驱动。各零部件间采用具有补偿性能的齿轮联轴器连接，带制动轮的 联轴器安装在减速器的高速轴上，这样，即使联轴器被损坏，制动器仍可将卷筒制 动，确保机构安全。为使起升机构布置方便并增大补偿能力，在电动机与减速器之 间采用浮动轴连接。带制动轮的半齿联轴器和制动器靠近减速器，万一浮动轴被扭 断，制动器仍可以制动住卷筒。关键词：桥式起重机；起升机构；小车运行机构；大车运行机构本科毕业设计2AbstractAccord ing to the mecha ni cal desig n sta ndards and desig n sta ndards for cranesan

7、d other parts of the selection criteria, based on the given parameters and the specificwork ing en vir onment, the desig n of the bridge crane car age ncies. Lift ing bodies usingmotor-driven layout with the use of motor axis equal axis reel layout. Car driving wheel usedto run institutions across t

8、he layout, concentrated drive. Between the various componentsof compensation with the performanee of the use of the gear coupling to connect with thecoupli ng wheel brake in stalled on the axis of high-speed reducer, so that even if thecoupling has been damaged can be brake drum brake to ensure that

9、 security age ncies. I norder to facilitate the hoist ing mecha nism and in crease the compe nsati on arran geme ntof capacity betwee n the motor and reducer with float in g-axis connection. Semi-ro und withbrake and brake gear coupli ng n ear the reducer, if the float in g-axis has been broken,brak

10、es can still brake drum live.Keywords:Keywords:bridge crane；hoisting mechanism；car run institutions；The moving mainframe本科毕业设计3第 1 章绪论1.1 对起重机研究意义起重机械是用来对物料进行起重、运输、装卸和安装作业的机械。它可以完成靠人力无法完成的物料搬运工作，减轻人们的体力劳动，提高劳动生产率，在工厂、 矿山、车站、港口、建筑工地、仓库、水电站等多个领域和部门中得到了广泛的应用。 随着生产规模日益扩大，特别是现代化、专业化生产的要求，各种专门用途的起重机 相继产生，

11、在许多重要的部门中，它不仅是生产过程中的辅助机械， 而且已成为生产 流水作业线上不可缺少的重要机械设备，它的发展对国民经济建设起着积极的促进作 用。桥式起重机不但要容易操作，容易维护，而且安全性要好，可靠性要高，要求具 有优异的耐久性、无故障性、维修性和使用经济性。加强对桥式起重机的研究和改进， 促进其不断发展，必将对整个起重运输行业产生深远的影响。1.2 国内外起重机随着现代工业的迅速发展，新技术、新工艺的充分应用，社会生产力又跃上了 一个新水平。一些大型、重型机构、设备、塔器的运输等工作，没有起重机是很难 完成的。由于市场竞争的需要，起重机生产方式也由单件小批量向着多品种的变批 量方向发展

12、。由于工业生产规模的不断扩大，生产效率日益提高，以及产品生产过 程中物料装卸搬运费用所占比例逐渐增加，促使大型或高速起重机的需求量不断增 长。起重量越来越大，工作速度越来越高，对能耗和可靠性要求也越来越高。起重 机已成为自动化生产流程中的重要环节。1.2.11.2.1 国外起重机目前世界销售市场对起重机械的需量正在不断增加， 根据公布的财务统计数据，2007年世界最大的20家起重机制造商一个主要特点就是销售增长超过40%随着国际市场竞争的加剧，起重机械的科技含量要求明显提高，从而使国外各 种制造起重机企业在生产中更多地采用优化设计、机械自动化和自动化设备去提高 劳动生产率，这对世界销售市场、制

13、造商和用户都产生了巨大的影响。有关调查资料表明，65%勺起重机械用户主要是为了提高生产率、减少劳动工资， 因而要求采用先进的起重机设备的用户便越来越多。近年来，国外起重运输机械主要发展趋势如下：本科毕业设计4(1)采用新理论、新技术和新手段。推广采用优化设计、可靠性概率设计、极限 状态设计、虚拟样机设计、CAD/CA段计等现代设计方法。(2)向自动、智能和信息化，向成套、系统和规模化发展。(3)向大型、高效和节能化发展。(4)向模块、通用化，向简易、多样化发展。(5)重视产品的合理人机关系、外观造型与表面涂装，有利于提高作业效率和操 作安全舒适。1.2.21.2.2 国内起重机发展方向目前国内

14、销售市场对起重机械的需求量正在不断增加，据分析，目前全国的桥式、门式起重机的市场份额每年大约有200多亿。而其中桥式类型起重机就广泛应用于大 型的生产车间、装配车间、以及冶金车间等等，是现代化生产中合理组织生产必不可 少的生产设备。我国起重机应从以下几方面进行起重机的研究与改进：(1)改进起重机械的结构，减轻自重。(2)充分吸收利用国外先进技术。(3)向大型化发展。1.3 设计内容设计参数如下:起重量(t)跨度(m)起升高度(m)速度(m/min)无主起升副起升主起升副起升主起升副起升小车大车无163.222.5161816.419.543.8101.4无工作级别车轮直径(mm)卷筒直径起升倍

15、率主起升副起升小车大车大车小车主起升副起升主起升副起升M6M5M5M670035050030032根据所给参数设计完成桥式起重机的起升及运行机构的设计本科毕业设计5第 2 章主起升机构的设计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Q =16t，滑轮组倍率从=3，承载绳分支数：Z =2ih=6查起重机设计手册选图号为T1-362.1508吊钩组，得其质量：G0= 467kg两动滑轮间距：A =87mm。2.2 选择钢丝绳初步选择双联滑轮组，滑轮组采用滚动轴承，如图2-2所示16t钢丝绳缠绕图滑轮组倍率

16、=3时，查起重机设计手册得滑轮组效率0.98钢丝绳所受最大拉力:Q -额定起重量，Q=16t;G。-吊钩组重量，G 467kgmaxQ Go2ih h(16000467)*9.82*3*0.98=27445 N图 2-12-1 起升机构计算简图本科毕业设计62-22-2 钢丝绳缠绕图查起重机设计手册，工作级别Me时，安全系数n=6,钢丝绳破断拉力SbSb Smax=6 27445 =164.67kN钢丝绳是起重机的重要部件，也是安全系数要求较高的部件，已经形成了国家 标准，那么我们要考虑到各种型号的功能，以及材料的利用率，进行有比较的选择。d - C. SS为单根钢丝破断拉力S = Smax/

17、 Z其中式中：C为选择系数，S为钢丝绳最大工作静压力，d为钢丝绳最小直径根据起重机械选择c=0.109,公称抗拉强度为二b=1700NL_mm，d =0.109* .164670/6 =18mm钢丝绳型号 W6 19-18.0-170-1 -镀-右图 GB1102-742.3 确定滑轮主要尺寸滑轮的许用最小直径：D _h2d查表根据工作级别查起重机械h,=22.4卷筒 g=20D -h2d=22.4*18=403.2查起重机课程设计手册，取滑轮直径D=450mm取平衡滑轮直径约为0.6d=0.6*450=270，选用钢绳直径d=18mm D=450mm记为E118 450 -120ZBJ 80

18、006.8-87本科毕业设计72.4 确定卷筒尺寸并验算强度1.卷筒直径：D =500mm _ h,d=20 18=3602.卷筒绳槽尺寸：由起重机械查得槽距t=26mm槽底半径r=11mm3.确定卷筒长度并验算起强度：如下图2-3所示ui-u-iis_-u_ r_4._ tu_nJTIM2-32-3 卷筒尺寸简图L = 2( Lo* h *12) *13,/ Hih丄、丄z16*3*103c、ccL0(n)t=(+2)26=819mmD0二*518D0二D d =500 18 =518mmLo螺旋绳槽部分长度；H起升高度；Do卷绕直径；n附加安全圈数，取2；h绳尾固定部分长度，按固定方法确定

19、，一般取h=3t=7812卷筒两端空余部分长度，取50mm13卷筒中央不切槽部分长度，取其等于吊钩组两工作动滑轮的间距, 即L3 =A= 87mm,实际长度在绳偏斜角允许范围类可以适当增减。本科毕业设计8经计算:L =2(LoliJ) I3：1981mm取L=2000mm.卷筒壁厚：、=0.02D (610)=0.02 500 (610) =1620mm,取；=18mm卷筒 壁压应力验算：、ymax二李2744591.48 106N / m 91.48MPayt 0.015 0.02由起重机械选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度二195MPa,许用压应力：y二195=130MPa乞:-b故强度足

20、够m 1.5卷筒拉应力验算：由于卷筒长度L 3D,尚应校验由弯矩产生的拉应力，卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时：n1715io25.18nc28.4LL32000 87Smax(3)=2744526251142Nmm卷筒断面系数：合成应力:= 2.117更91.48 = 29.561MPa130式中许用拉应力：&195=-39MPa n25LI卷筒强度验算通过。= 0.1D4D：= 0.10.54-4.6440.53二0.0124式中：D卷筒外径,D=500mm=0.5mDi卷筒内径，Di =D-2：= 4.64mm。262511420.00124= 2.117MPa11yma

21、xSy本科毕业设计9故选定卷筒直径D=500mm长度L=2000mm卷筒槽形的槽底半径r=11mm槽矩t=26mm靠近减速器一端的卷筒槽向为左的A型卷筒。卷筒A500 2000-11 26-14 3左ZBJ80-007.2-874 4卷筒转速：n =60mv/二D。二60*3*16.4 /二*518 =18.43r/min2.5 选电动机起升机构静功率：(Q +G。)*9.8 v (Q +G)v Pjj1000 60 102 60式中：一一起升机构的总效率，一般n=0.80.9，取n=0.85；(Q+G。(16 +0.467尸1000 06.4Pj=10260叫102父60 x 0.85电动机

22、计算功率：R_GPj=0.8 51.91 =41.53KW G为稳态负载系数。由起重机械设计手册根据G值，查手册选取JC%=40 CZ=300查起重机械设计手册表，根据 PG,JC% CZ的值，选择绕线型异步电动机YZR31510,其额定功率为75kW工作制度S3-40%同步转数600r/min,额定转速为579 r/min，最大转矩倍数为3.4，转动惯量为8.68kgm,质量为1156kg,输出端轴径为95mm2.6 验算电动机发热条件R =GFJ=0.8 51.91 =41.53KW式中巳一一稳态平均功率，kwm-电动机台数，m=1由以上计算结果R：巳，故所选电动机能满足发热校验 电动机过

23、载验算：过载验算公式如下：H (Q G)V 2.1*16467*9.8*16.4匸P, =75kW _=57.35kwms10001*1.7*1000*0.95*60式中s平均起动转矩标准值，对绕线型异步电动机取1.7= 51.91KW本科毕业设计10H系数，绕线式异步电动机取2.1电动机满足不过载要求，电动机选择符合要求。2.7 选择减速器减速器总传动比：选用标准型号的减速器时，其总设计寿命一般应与它所在机构的利用等级相符 合。一般情况下，可根据传动比、输入轴的转速、工作级别和电动机的额定功率来 选择减速器的具体型号，并使减速器的许用功率满足一定条件。QJ型起重机减速器用于起升机构的选用方法

24、：1P 1：2 1.121Pe=0.5 2.1 1.12J75 = 70.31式中2起升载荷动载系数；I工作级别，I =18。查起重机械设计手册选择型号为QJR-D-500-31.5-IV-P-W的标准减速器，其许用功率为79kW输出轴端最大允许径向载荷60000N许用输出扭矩42500Nm2.8 验算起升速度和实际所需功率实际起升速度为：i 31 41 V 二卫 v16.4=16.35n/mini 31.5并要求起升速度偏差应小于10%.也=|-|00% =16.4-16.3500% = 0.30%兰10% v |16.4实际所需等效功率：V16.35/、卄口亦亠巳GPj41.53 =41.

25、40kw巳满足要求。v16.42.9 校核减速器输出轴强度(1)轴端最大径向力Fmax，按下式校验：Fmax二；Smax号=1.1 27445 9810/2 =35094(N)F】=60000(N)iono579-31.41nt18.43本科毕业设计11式中G =9.81kN-卷筒及轴自重F 1-减速器输出轴端的允许最大径向载荷(N)输出轴轴端的最大径向力经验算满足要求。(2)基于起升机构载荷的特点，减速器输出轴承受的短暂最大扭矩应满足以下条件：Tmax75 Ti丁(Q+G0)D0”(16000 +467)518*0.94*9.8T二2ihi2*3*31.5Tmax=0.75*2*415*31

26、.5*0.94=18432T=42500(Nm)式中一电动机最大转矩倍数，:=2.0;i减速器的传动比；减速器的效率，=0.94;由以上计算知，所选减速器能满足要求。2.10 选择制动器制动器是保证起重机安全的重要部件，起升机构的每一套独立的驱动装置至少要 装设一个支持制动器。支持制动器应是常闭式的，制动轮必须装在与传动机构刚性联 结的轴上。起升机构制动器的制动转矩必须大于由货物产生的静转矩，在货物处于悬吊状态时具有足够的安全系数，制动转矩Tz应满足下式要求：所需静制动力矩：式中： =2.5 -制动安全系数查手册选用标准块式制动器其型号为：YW50800,制动轮直径为500mm额 定制动转矩为

27、1400N- m整机质量为158kg。=415NLMMZH=KZHMJ= 2.5(16000 467)518*0.94*9.82ihi2*3*31.52.5 =1037.5NLM本科毕业设计122.11 选择联轴器2.11.12.11.1 高速轴联轴器依据所传递的扭矩、转速和被联接的轴径等参数选择联轴器的具体规格，起升本科毕业设计13机构中的联轴器应满足下式要求:= 1.8 1 0.7 3.4 9550空529.951(N m) T 579式中T所传扭矩的计算值NL|m；ki-联轴器重要程度系数，对起升机构，ki=1.8；k3角度偏差系数。根据电动机输出轴和减速器输入轴的直径，查手册选择高速轴

28、的联轴器型号为5 I i 4 2CL5联轴器-JB/ZQ4218-86，其许用转矩为Tl8000 NLJm，转动惯量J1B58420.45kgm。2.11.22.11.2 低速轴联轴器低速轴联轴器的计算扭矩2应满足：75Tc1二8Tn=12.5 1.35 2 95500.9 =5961.94NJmT 1579查手册选择低速轴的联轴器型号为：CL7联轴器110 212JB/ZQ4218-86,J1B813280 x172靠近减速器一端的联轴器。靠近车轮端用CL7联轴器窗或JB/ZQ4218-86,许用转矩为T】=18000Nm转动惯量为1.15kgm，其质量为109.5kg2.12 验算起动时间

29、机构起动和制动时，产生加速度和惯性力。如起动和制动时间过长，加速度小, 要影响起重机的生产率；如起动和制动时间过短，加速度太大，会给金属结构和传动 部件施加很大的动载荷。因此，必须把起动与制动时间（或起动加速度与制动减速度）控制在一定的范围内。2.12.12.12.1 起动时间tq验算式中n-电动机额定转速（r/min）；Tq电动机平均起动转矩NUm，按下式计算:j_maxtqnJ9.55(Tq-Tj)579勺4.819.55 (1855.57 -526.53)= 0.68(s)tqL(46)S本科毕业设计1475-Tq=1.5 95501855.57NJm579Tj电动机静阻力矩NJm，按下

30、式计算:16467O.51898二526.53“止2 3 31.5 0.84J】- 机构运动质量换算到电动机轴上的总转动惯量（kgm）,按下式计算：“(Q+G/ D0J 1-1.15 Jd Je40m2j2216467汉0.518汉9.8八人= 1.15 (8.68 163：-4)22(kgm)40汉3汉31.5汉0.84系数1.15用以考虑高速轴以外其他回转质量的转动惯量，标准零部件给出飞轮矩,则按J二亜4Jd-电动机转子的转动惯量（kgml）;Je-制动轮和联轴器的转动惯量（kgml）;tq 1推荐起动时间（S）。所以起动时间满足要求。2.12.22.12.2 起动平均加速度aq式中aq起

31、动平均加速度（m/s2）;v起升速度（m/s）;a 1平均升降加（减）速度推荐值（0.6-0.8m/s2）所以该起动时间合适。2.13 验算制动时间制动时间与制动平均减速度验算(Q+Gj D02 m iv 16.4tq60 0.682= 0.40 m/s乞a本科毕业设计15M,W252600.2 932=173.25(N/cm)2.13.12.13.1 满载下降制动时间式中n-满载下降时电动机转速（r/min），通常取n=1.1 n0;Tz制动器制动转矩NJm；Tj满载下降时制动轴静转矩NLIm，按下式计算：T（QG0）D。（16000 467）518*0.94*9.8_415Mj2ihi2*

32、3*31.5J】- 下降时换算到电动机轴上的机构总转动惯量（kgm）tz 1-推荐制动时间（s）。所以满载时制动时间满足要求。2.13.22.13.2 制动平均减速度式中V满载下降速度，V =1.1v所以该制动时间合适2.14 高速浮动轴验算2.14.12.14.1 疲劳验算轴受脉动扭转载荷，其等效扭矩:MI仝川e= 2 126.30 =252.6 NJm式中1等效系数，由起重机课程设计手册查得1=2M e-相应于机构工作类型的电动机额定力矩折算至计算轴的力矩NJmP75Me=975n=975126.30 Nmn1579由选择的联轴器中，已确定浮动轴端直径d = 90mm因此扭转应力:tzn

33、- J 19.55(Tz-Tj)1.1 579 14.819.55 (1043.24-415)= 1.57(s)兰Itz tq1.1 16.460 1.57vtz0.19(m/s本科毕业设计162 14081-x2.5 0.21.6轴材料用45号钢，调质处理。由机械设计查得：c 6400N/cm,二s= 3550N/cm，由起重机课程设计查得：二0.2b= 1408N/cm，2.s= 0.6；s= 2130N/cm。式中K考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数，K =kxkmkx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，kx=1.5 2.5km-与零件表面加工光洁

34、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=0.2nI安全系数，查起重机课程设计得m =1.6故J、。，通过。2.14.22.14.2 静强度计算轴的最大扭矩：如图2-4所示高速轴M“ JCIIMj =1.5 104324 =156486 NLm1ni2= 651.85(N/cm )许用扭转应力:1=本科毕业设计17式中-；CII动力系数，查起重机课程设计得- CII=1.5本科毕业设计18Mj按额定起重量计算轴所受静阻力矩，由上节计算 Mj= 1043 .24Nm最大扭转应力

35、：式中nH安全系数，查起重机课程设计得nH=1.6。 max:：L ll，满足要求。浮动轴的构造如2-5图所示，d =90mml =115mm中间轴径dd (510)mm取d1=100mm第 3 章小车运行机构3.1 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2-6减速器位于小车主动轮中间的传动方案：MII1564860.2 9

36、32= 1073.29(N/cm)许用扭转应力：1 j _ s2130=1331.25(N/cm2)n” 1.6-maxW本科毕业设计19小车运行机构传动简图2-62-63.2 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Gxc= 6300 kg。假定轮均布：11Pmax(Q Gxc)(16000 6300) = 5575kg =55750N44车轮最小轮压：11PminGxc6300 = 1575 kg =15750 N44初选车轮：由起重机课程设计可知，当运行速度60m/min时,Q 162.54 1.6，Gxc6.3工作级别为中级时，车轮直径Dc=350mm，轨道型号为P43

37、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:本科毕业设计20_ 2Pmax +PminPc :3车轮材料，取ZG340-640,匚 $= 340MPa,=640MPa线接触局部挤压强度:pcJKIDCLCIC2=6.0 350 46 0.99 1 =382536NKI许用线接触应力常数（N/mr2），由起重机运输机械查得心=6L-车轮与轨道有效接触强度，对于轨道P43起重机课程设计，L=46mmG转速系数，由起重机运输机械，车轮转速nc二V 43.827.89rpmn D兀x 0.5时，G=0.99；C2工作级别系数，由起重机运输机械，当工作级别为M5

38、时，C2=1；PC FC,故通过点接触局部挤压强度:式中：K2许用点接触应力常数（N/mr2）,由起重机运输机械查得，Q0.181R曲率半径，车轮与轨道曲率半径的大值，车轮门=D =350=175mm2 2轨道曲率半径r2=175由起重机课程设计，故取R=350m；rm由R比值（r为r1,r2中小值）所确定的系数，由起重机运输机械， 并利用内插值法得m=0.388巳Pc，故通过根据以上计算结果，选定直径Dc=350的双轮缘车轮,标记为：车轮DYL-350 GB4628-843.3 运行阻力计算摩擦阻力矩：2 55750 157503= 42416.7NPc：yK2R2CC =0.1811752

39、0.3880.99 1 =375798N本科毕业设计21Mm= (Q Gxc)(K一)2查起重机课程设计得，由Dc=350mr车轮组的轴承型号为7524,据此选出Dc=350车轮组轴承亦为7524.轴承内径和外径的平均值 120 21l67.5mm，由2起重机运输机械查得滚动摩擦系数K=0.0009,轴承摩擦系数卩=0.02，附加阻力系数B=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Mm =(Q 4)=(Q Gxc)(K1 =(16000 6300) (0.0009 0.020.1675) 22 2= 114.845kg m = 1148.45N m运行摩擦阻力：Mm(Q耳

40、)1148.45_尹=4593劭2无载时运行阻力矩：訂d內0.1675Mm(Q =0)=Gxc(K)- =6300 (0.0009 0.02) 22 2= 32.445 kg m =324.45 N m运行摩擦阻力：Mm(Qm)324.45Pm(Q =0)1297.8 NDc 0.5/2 23.4 选电动机电动机静功率：式中Pj -Pm(Q =Q)-满载时静阻力；n=0.9机构传动效率：m=1-驱动电机台数初选电动机功率：N二KdNj=1.15 3.71 =4.267KW式中Kd电动机功率增大系数，由起重机运输机械得，Kd=1.15由起重机课程设计选用电动机JZR2-42-8，Ne=16kwP

41、jVc1000 m4593.8 43.81000 0.9 60= 3.71KW本科毕业设计22n1=715r/min,(GD2)d= 1.456kg m2,电机质量Gd=260kg3.5 验算电动机发热条件等效功率：NX=K25Nj=0.75 1.12 3.79 =3.187KW式中K25工作级别系数，由起重机运输机械查得，当JC=25%寸，K25=0.75；由起重机运输机械查得，tqtg二0.2，查起重机运输机械得=1.12NxNe，故所选电动机发热条件通过3.6 选择减速器车轮转速：nc=-=43.8=27.83力兀DeHX0.5min机构传动比：i。= 71525.69ne27.83查起

42、重机课程设计选用ZSC-600-V减速器，2=27.3，N=21kW。3.7 验算运行速度和实际所需功率实际运行速度：i025.69/Ve二Ve43.841.21 m min227.3误差：=Ve_Ve二空4!辺100% =5.91%：15%，故合适。Ve43.8实际所需电动机等效功率：Vc41 21NX=NX3.1872.998KW : Ne，故合适Ve43.83.8 验算起动时间起动时间：n12Q Gxe1tq-mC(GD )38.2(mMq-Mj)i0n式中n1=715r/min；本科毕业设计23m=1-驱动电动机台数；Ne(JC25%)16Mq=1.5Me=1.5 95501.5 95

43、50320.56N mn1715本科毕业设计605.1424满载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩：Mm(Q =Q)1148.45Mj(Q=Q)46.74 N mioH 27.3x0.9空载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩：Mm(Q=o)324.45Mj(Q =o)io咼27.3汉0.9初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩:(GD2)Z(GD2)C=o.6kg m2本机构总飞轮矩：2 2 2 2 2C(GD)1=C(GD)dC(GD)zC(GD)l=1.15 (1.465 0.6) = 2.3747kg m式中C由起重机运输机械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

44、载起动时间：无载起动时间:tq(Q =0)=_ 715_38.2 (1 320.56-13.2)2.35756300 0.5227.320.9=0.14s由起重机运输机械得，当vc=44.6m/min =0.74m/s时，tq推荐值为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起动状况减速器传递的功率：PdVc1000 m29720 41.211000 60 0.9 1= 0.424KWPdQGxcVc60tq(Q =o)4593 8+ (16000+6300)0乂 彳畑=564.7 N= 13.2Ntq(Q虫)二71538.2 (1 320.

45、56-46.74)2.3747(16000 6300 0.52227.30.9=0.729s本科毕业设计25m-运行机构中同一级传动的减速器个数，m=1所用减速器N中级N,但考虑减速器有一定过载能力，故选用的减速器可行。3.10 验算起动不打滑条件因室内使用，故不计风阻及坡度阻力矩，只验算空载及满载起动时两种工况。 空载起动时，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力：G vP2（K7d）B + RKGxcvc2T（Q zQ）（g 60tqgDc2630041.218i 60 0.143150 (0.0009 0.02十-0.1675) 2 3150 0.0009252=30.474kN车轮与轨道的粘

46、着力:F（Q二。）=P1f =31500 0.2 = 6300kg =63000N T（Q=。）故不会打滑。满载起动时，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力：QGxcVcg 60tq(Q=Q)-JP2(K J)：PK2Dc 216000630041 21(。.。盹位0!675。.。?9.8160 0.729=24.466kN车轮与轨道的粘着力：F（Q=Q）= p1f =11150 0.2 = 2230kg =22300 N T（Q =Q）故满载起动时不会打滑，因此所选电动机合适。3.11 选择制动器由起重机运输机械查得，对于小车运行机构制动时间tzMc=382Nm35x55飞轮矩(GD)=0.09

47、1kg|_m2，质量G1= 24.9kg高速轴端制动轮：根据制动轮已选用YWZ5 315/23由起重机课程设计选制动轮直径DZ=315mn圆柱形轴孔d=65mm l=140mm标记为：制动轮315-Y65 JB/ZQ4389-86,其飞轮矩GDf=0.6kgLm2，质量GZ=24.5kg以上联轴器与制动轮飞轮矩之和：GD2l+GDZ=0.6+0.091=0.6091kgLm2与原估计的0.6kg|_m2基本相符，故以上计算不需修改。3.13 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MJ:11McMci0382 27.3 0.9 =4704.5N m22由起重机课程设计查

48、得ZSC-600减速器低速轴端为圆柱形d仁80mml1=115mm取浮动轴装联轴器轴径d2=80mm l2=115mm由起重机课程设计选用两个G1CL5鼓形齿式联轴器，其主动端：丫型轴孔A型键槽，d3=80mm l3=115mm从动端：丫型轴孔A型键槽，d4=80mm l4=115mm标记为：G1CL5联轴器80 115ZBJ19014 898055由前节已选定车轮直径Dc=350mm由起重机课程设计表19参考350车轮组，取车轮轴安装联轴器处直径d仁80mm I仁85mm同样选用两个G1CL5鼓形齿式联轴器，其主动端：丫型轴孔A型键槽，d2=80mmI2=115mm从动端：丫型轴孔A型键槽，

49、d3=80mm I3=115mm标记为：G1CL5联轴器80 115ZBJ19014-8980553.14 验算低速浮动轴强度3.14.13.14.1 疲劳验算由起重机设计规范(GB3811-83)运行机构疲劳计算基本载荷：本科毕业设计29Me21818Mmax二8io=1.327.3 0.9 =3484.4N m2 2由前节已选定浮动轴端直径d=80mm.其扭转应力: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)，材料仍选用钢，由起升机构高速浮动轴计算，得.厂140MPa, .s =180MPa，许用扭转应力k = /k1=1401=44.8MPan12.5 1.25式中k，n1-与

50、起升机构浮动轴计算相同n：1订 故强度校核通过3.14.23.14.2 强度验算由起重机设计规范(GB3811-83)运行机构疲劳计算基本载荷：M218 18Mmax二5 8ei0=1.6 1.327.3 0.9 = 5575.1N m2 2式中书5考虑弹性振动的力矩增大系数对突然起动的机构，书5=1.5-1.7，此处取书5=1.6。最大扭转应力：M )1max.max :-W许用扭转应力：s=120MPan1.5max4 故强度校核通过。3484.40.2 0.083=34.03Mpa455575.10.2 0.083=54.4MpaW本科毕业设计30第 4 章副起升机构设计4.1 确定传动

51、方案，选择滑轮组和吊钩组按照构造宜紧凑的原则，决定采用下图的传动方案。如图2-4所示，采用了单联滑轮组按Q=3.2t，取滑轮组倍率ih=2,因而承载绳分支数为Z=4。G。吊具自重载荷，查下表2-5其自重为：G=2.0% Pq=0.02 3.2=0.64t额定起升载荷Q( KN吊钩自重载荷32-802%Q100-2002.5%Q320-5003%Q630-12503.5%Q1600-25004%Q表 2-52-54.2 选择钢丝绳若滑轮组采用滚动轴承，当人=2,查表得滑轮组效率hh=0.97钢丝绳所受最大拉力： 二9.70kN hhihx 1 4 0.97按下式计算钢丝绳直径d：d=c . Sm

52、ax=0.096- 9.70=9.45mmG。Q 3840 9.8Smax副起升钢丝绳缠绕图2-42-4 副起升机构简图本科毕业设计31c:选择系数，单位mmN,选用钢丝绳GPj=0.813.68=10.944kW式中 PJC:在JC值时的功率，单位为kW；G:稳态负载平均系数，根据电动机型号和JC值查表得G=0.8。选用电动机型号为YZR180L-6PJC=17KV，nJC=955r/min， 最大转矩允许过载 倍数入m=2.5;飞轮转矩GH=1.5KN.m2。P，13 68电动机转速：山二n0L(n0-nJC) =1000-(1000 -955) =963.7r/minPJC17式中nd：

53、在起升载荷 PQ=32作用下电动机转速；n:电动机同步转速；PC,njc:是电动机在JC值时额定功率和额定转速。4.6 选用减速器减速器总传动比：i二匹=963.7=12.02，取实际速比i=16ni80.13起升机构减速器按静功率Pj选取，根据Pj=18.17kW,nd=951.9r/min,i=16, 工作级别为M5选定减速器为ZQH50减速器许用功率Pnj=31KW低速轴最大扭 矩为M=21000N.m减速器在963.7r/min时许用功率Pnj为pnj=31 951.9=29.5kW17kW 1000实际起升速度vn=19515.865=19.334m/min;16实际起升静功率Pj=

54、18.17 15.865=18.02kW16用U类载荷校核减速器输出轴的径向载荷，最大力矩。4.7 电动机过载验算和发热验算过载验算按下式计算：本科毕业设计33旦 S /空(3-2-64) 103 19-5 9-8=11.49kwmm10001 2.51000 0.894 60Pn=17KV,此题Pn恰好与Pjc=P25的功率相等。式中Pn：基准接电持续率时，电动机额定功率，单位为kW；H:系数，绕线式异步电动机，取H=2.1;入m:基准接电持续率时，电动机转矩允许过载倍数，查表得入m取2.5;m:电动机个数；n:总机械效率n=0.894。发热验算按下式计算:PP3式中P:电动机在不同接电持续

55、率JC值和不同CZ值时允许输出功率,kW，按CZ=150 JC值=25%查表得P=15.393kVV3f GUQ+G0)“n0.8汉(3.2+0.64)汉10汉19.5汉9.8nP- =6.56kw1000 mH1000汉仆0.894P=15.363P.过载验算和发热验算通过。4.8 选择制动器按下式计算，选制动器IMzhKzhMj式中Mzh.制动力矩，单位为N.m；Kzh:制动安全系数，查表M5得Kzh=2.0;Mj:下降时作用在电动机轴上的静力矩，单位为N.m；3(3.2 0.64) 100.31 0.894 9.8PnMj=(Q G0)D0 2mi=81.47N.m本科毕业设计342汉4

56、汉16n：下降时总机械效率，通常取nQ n心0.894Mzh=MzhM j=2 81.47=162.94N.m根据选用Mzh=286.24N.m选用YWZ315/30制动器，其额定制动力矩单位为400N.m；本科毕业设计35安装时将制动力矩调整到所需的制动力矩Kzh=290N.m4.9 选择联轴器根据电动机和减速器以及浮动轴的轴伸尺寸及形状选连轴器，使联轴器的许用 应力矩M计算的所需力矩M,则满足要求。电动机的轴伸：d=55mm锥形），长度E=820.5mm减速器轴伸：d=50mm柱形），长度E=85mm浮动轴的轴头：d=45mm长度E=84mm选取梅花弹性联轴器： 型号为MLL6-I-200

57、，M=630N.m；GH=26.8Kg.m2;型 号为MLL6M=630N.m；GH=1.85 x4=7.4Kg.m2。p.17电动机额定力矩Mn=9550亠 =9550=170N.mnjc955计算所需力矩M=n8Mn=1.5 2.0 170=510N.m式中n:安全系数取n=1.5;*8:刚性动载系数，取 =2.0;M=630M=510N.M所选联轴器合格。4.10 验算起制动时间1.起动时间:c(GD2)(Q巴J D。2375(Mq-Mj)i2m2式中：(GD2= (GD2)d+(GD2)I+(GD2)z=1.5+26.8+7.4=35.7kN.m静阻力矩：(3.2 +0.64)9.8汉

58、103汇0.31tq963.7375 (289-179.07)1.15 (1.5 26.8 7.4)(3.20.64)103=1.0s(Q Go)D。2m i=179.07N.m本科毕业设计36=2 16 4 0.894本科毕业设计37电动机启动力矩：Mq=1.7Mn=1.7 170=289N.m平均起动加速度：Vn:=tq 6019 5=0.32m/s21.0 60aq=0.32 m/s 2a=0.4 m/s 2电动机启动时间合适2.制动时间：F15p.5 + 26.8 + 7.4)+64803： = 0.85s375 (290 -143)162420.894nd:电机满载下降转速，单位为r

59、/min；nd=2n0-nd=2 1000-963.7=1036.3r/minMzh=290N.m，Mj=143N.mV195平均制动减速器速度azh亠=0.37m/s2a=0.4m/s 2tzh600.85X60所以制动时间也合适。4.12 高速轴计算4.12.14.12.1 疲劳计算轴受脉动扭转载荷，其等效扭矩：Mr M =2 16.9 =33.8kgf.m式中：j1等效系数,由表查得j1=2Me相应于季候工作类型的电动机额定力矩传至计算轴的力矩。tzhnd375(Mzh-Mj)C GD2(Q G)D_227ihm963.7本科毕业设计38Me=975 =975卫16.9kgf.m“1(2

60、5%)本科毕业设计39最大扭转应力：FaxM2W358.140.2 4.53=196.5kgf /cm2由上节选择联轴器中,已确定浮动轴端直径d=45 mm.因此扭转应力为：轴材料用45钢，6 =6000kgf/cm2，二3550kgf /cm222j = 0.22% =1320kgf/cm.% = 0.6耳=2130kgf/cmkxkm-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，对于零件表面有急剧过度和开键槽及紧配合区段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=1.251.35.此处取K=2 1.25=2.5h考虑材料