毕业设计（论文）-50t桥式起重机小车运行机构及超载限制器设计

1、毕 业 论 文50t桥式起重机小车运行机构及超载限制器设计 作 者 姓 名 指导导师姓名纪宏 毕业班级 冶机071 学 科 类 别 工 学 学科专业名称 冶金机械论文提交日期 2007年6 论文答辩日期 2007.06.19答辩委员会成员 评阅人 辽 宁 科 技 学 院2006年6A Thesis in Metallurgical Machinery Steel Roll Machinery by CuiMingSupervisor：Prelector JiHong June 2006毕业设计（论文）任务书毕业设计论文题目： 50t桥式起重机小车运行机构 毕业设计论文内容： 1.传动方案选择

2、2.起重机力能参数计算 3.常用标准件选择计算 4.主要零件疲劳强度计算 5.编写设计说明书 毕业设计论文专题部分： 起重机小车超载限制器设计 指导教师： 签字 年 月 日教研室主任： 签字 年 月 日系主任： 签字 年 月 日毕业设计论文评语指导教师评语： 成绩： 指导教师： （签字） 年 月 日评阅人评语： 成绩： 指导教师： （签字） 年 月 日毕业设计论文答辩成绩及总成绩评定毕业设计论文答辩委员会成员于 年 月 日审查了 专业学生 的毕业设计论文论文题目：50t桥式起重机小车运行机构设计 论文专题：起重机小车超载限制器设计论文说明书共 页，设计图纸共 5 张指 导 教 师：纪宏评 阅

3、人 ：毕业设计论文答辩委员会意见： 答 辩 成 绩： 总 成 绩： 答辩委员会 主 任 委 员： 年 月 日摘 要桥式起重机运行小车中最主要的结构有：电动机，减速器，联轴器，等等。桥式起重机的小车设有起升机构和小车运行机构，为使小车轮压呈均匀分布，应对小车的机构布置进行优化设计，以知小车轨迹和轴矩为例，以车轮轮压均匀分配为目标函数，按单钩起重小车的条件提出约束条件，对优化设计的结果进行分析如下：首先，电动机起重机械的驱动电动机要根据所需功率、最大转矩、接电持续率、起动等级、控制类型、速度变化范围、供点方式、保护等级、环境温度与使用地区海拔高度等因素进行选择。 其次，减速器起重机械设计时，根据理

4、论指导和工作经验，对机构形式、中心距、公称传动比及齿轮参数的选择应遵守原则和注意事项。再次，联轴器起升机构装有联轴器，其电动机工况驱动力矩，起升过程，减速传动装置的载荷等，与电动机通过减速器直接驱动的起重运行机构有差别，本文根据在MH葫芦桥式起重机系列设计中的应用的经验，提出了把联轴器传动与起重机机构设计相结合的设计计算方法，其设计计算结果在该系列试验中得到证实。关键词 起重小车、机构布置、优化设计、电动机选择、减速器、设计原则、 联轴器.AbstractThe most of structure of conuey uehicle,which of the crane of bridge i

5、s this :genertor、cushion、coupting.Trolley of overhead traveling crane comprises lifting and traversing mechanisms .Optimization method is applied to the layout design of mechanisms on trolley in order to maintain an even distribution of optimization design on an example a trolley with given wheel ba

6、se and track gauge ,using even distribution of wheel loads as an objective funtion and condition of a signle hook lifting trolley as restrictive conditionThe driving motor an electric cane has to be selected according to the required power、maximum torque 、dutyfator 、startup frequency 、type of contro

7、l 、range of speed rariation 、method of power supply 、class of protection 、ambient temperature and elevation oversee level at the vacation of use .Based on theoretical and practical experience ，this paper presents the principles and attentions for selecting and designing of the structure ,center dist

8、ance ,nominal transmission ratio and gear parameters when designing the reducers for cranes .Crane traveling mechanism equipped with hydraulic coupling is quite different from ordinary one so far as the working condition of motor .Driving moment,starting process load applied to reducer etc ,Based up

9、on the experience of application to the series of MH type gantry crane with electric hoist as lifting mechanism ,this paper gives calculation method ,which combines the design of hydraulic transmission with the design of crane traveling mechanism .The calculation result is successfully proved by the

10、 test of proto types .Key words ：Trolley of overhead traveling crane Selection of electric motor for lifting machinery Redueer Design Principle Hydraulic coupling 绪 论起重运输机械主要用于装卸和搬运物料。它不仅广泛应用于工厂、矿山、 港口、车站、建筑工地、电站等生产领域，而且也应用到人们的生活领域。使用起重运输机械，能减轻工人劳动强度，降低装卸费用，减少货物的破损，提高劳动生产率，甚至完成人们无法直接完成的某些工作。起重机械和运输机

11、械发展到现在，已成为合理组织大批量生产和流水作业生产的基础。据统计，在我国冶金、煤炭部门的机械设备总台数或总重量中，起重运输机械占25659f。 我们的祖先在古代，虽然也创造了不少结构简敢适应当时生产需要的起重运输机械设备，但真正形成现代的起重运输机械制造工业，还是在中华人民共和国成立以后。就其发展，主要有以下几个阶段： 1949年到1957年，是我国起重运输机械制造的创业阶段。当时由于缺少设计能力，大部分产品是按国外图纸仿造的。 1958年到1965年，各企业逐渐由仿造走上了自行设计的道路。先后进行了通用桥式起重机、带式输送机、斗式提升机等八种产品系列设计，同时，还逐渐开展了以改进产品结构、

12、性能、提高产品质量和开发新产品为目标的科研工作。 1966年到1978年，起重运输机械行业的生产虽然历经艰难曲折，侣在技术上仍有发展。主要表现在；对一些量大面宽的产品进行了系列设计或系列更新设计，如CD、MD和CD、MD，型电动葫芦， LD型电动单梁桥式起重机， LH型电动葫芦双梁桥式起重机，TD75型带式输送机，DX型钢丝绳芯带式输送机， HS型手拉葫芦等； 发展和制造了一批国家急需的新产品，如450t桥式和门式起重机以及2300t双小车桥式起重机。 1979年以后，由于实行改革开放政策，我国起重运输机械行业的技术水平有了很大提高。主要是增强了成套设备的供应能力，如国内研制的首都机场行季包装

13、卸袖送系统和旅客登机桥全套设备，与国外合作生产的年产量20003000万t的秦皇岛煤炭出口码头成套装卸设备，宝钢扎40mm无缝钢管厂、1900mm板坯连轧厂、2030mm冷连轧厂与2050mm热连轧厂等冶金专用成套起重设备；引进了一批起重运输机械产品和通用零部件的设计制造技术，如电动萌芦、带式输送机、液压推杆、液力偶合器、起重电磁铁等；研制了一批新产品；产品的制造工艺水平普遍有了提高。 总的来说，我国起重运输机械行业经过了四十多年的发展，目前已经具有一定的生产和研制能力，一部分产品已达国际水平。但就整个起重运输机械行业而言，有很大一部分产品的性能和质量还有待提高，提供现代化成套设备的能力还不能

14、满足社会发展需要。 我国起重运输机械行业今后几年内的发展趋势，主要是： 1)对近几年来与外国合作生产的成套设备实行国产化； 2)开发批国家重点项目和国民经济各部门急需的品种： 3)对量大面宽的起重运输机械产品和零部件进行系列更新； 4)采用先进的设计方法和手段，加强对物流(物质资料由供应者向需要者移动)系统的研究；5)推广产品制造的先进工艺。2目录 TOC o 1-3 h z HYPERLINK l _Toc138316622 Steel Roll Machinery PAGEREF _Toc138316622 h 1 HYPERLINK l _Toc138316623 摘 要 PAGEREF

15、 _Toc138316623 h I HYPERLINK l _Toc138316624 Abstract PAGEREF _Toc138316624 h II HYPERLINK l _Toc138316625 绪 论 PAGEREF _Toc138316625 h I HYPERLINK l _Toc138316626 目录 PAGEREF _Toc138316626 h I HYPERLINK l _Toc138316627 第一章 起升系统计算 PAGEREF _Toc138316627 h HYPERLINK l _Toc138316628 1.1.确定起升机构的传动方案，选择滑轮组

16、和吊钩组 PAGEREF _Toc138316628 h HYPERLINK l _Toc138316629 1.2.选择钢丝绳 PAGEREF _Toc138316629 h HYPERLINK l _Toc138316630 1.3.确定滑轮主要尺寸 PAGEREF _Toc138316630 h HYPERLINK l _Toc138316631 1.4.确定卷筒尺寸并验算 PAGEREF _Toc138316631 h HYPERLINK l _Toc138316632 1.5.选择电动机 PAGEREF _Toc138316632 h HYPERLINK l _Toc13831663

17、3 1.6.验算电动机发热条件 PAGEREF _Toc138316633 h HYPERLINK l _Toc138316634 1.7.选择减速器 PAGEREF _Toc138316634 h HYPERLINK l _Toc138316635 1.8.验算起升速度和实际所需要功率 PAGEREF _Toc138316635 h HYPERLINK l _Toc138316636 1.9.校核减速器输出轴强度 PAGEREF _Toc138316636 h HYPERLINK l _Toc138316637 1.10.选择制动器 PAGEREF _Toc138316637 h HYPER

18、LINK l _Toc138316638 1.11.选择联轴器 PAGEREF _Toc138316638 h HYPERLINK l _Toc138316639 1.12.验算起动时间 PAGEREF _Toc138316639 h HYPERLINK l _Toc138316640 1.13.验算制动时间 PAGEREF _Toc138316640 h HYPERLINK l _Toc138316641 1.14.电动机发热验算 PAGEREF _Toc138316641 h HYPERLINK l _Toc138316642 1.15.电动机过载验算 PAGEREF _Toc138316

19、642 h HYPERLINK l _Toc138316643 1.16.高速浮动轴计算 PAGEREF _Toc138316643 h HYPERLINK l _Toc138316644 第二章 运行系统计算 PAGEREF _Toc138316644 h HYPERLINK l _Toc138316645 2.1.确定机构传动方案 PAGEREF _Toc138316645 h HYPERLINK l _Toc138316646 2.2.选择车轮与轨道并验算其强度 PAGEREF _Toc138316646 h HYPERLINK l _Toc138316647 2.3.运行阻力计算 PA

20、GEREF _Toc138316647 h HYPERLINK l _Toc138316648 2.4.选电动机 PAGEREF _Toc138316648 h HYPERLINK l _Toc138316649 2.5.验算电动机发热条件 PAGEREF _Toc138316649 h HYPERLINK l _Toc138316650 2.6.选择减速器 PAGEREF _Toc138316650 h HYPERLINK l _Toc138316651 2.7.验算运行速度和实际所需功率 PAGEREF _Toc138316651 h HYPERLINK l _Toc138316652 2

21、.8.验算起动时间 PAGEREF _Toc138316652 h HYPERLINK l _Toc138316653 2.9.按起动工况校核减速器功率 PAGEREF _Toc138316653 h HYPERLINK l _Toc138316654 2.10.验算不打滑的条件 PAGEREF _Toc138316654 h HYPERLINK l _Toc138316655 2.11.选择制动器 PAGEREF _Toc138316655 h HYPERLINK l _Toc138316656 2.12.选择高速轴联轴器及制动轮 PAGEREF _Toc138316656 h HYPERL

22、INK l _Toc138316657 2.13.选择低速轴联轴器 PAGEREF _Toc138316657 h HYPERLINK l _Toc138316658 2.14.验算低速浮动轴强度 PAGEREF _Toc138316658 h HYPERLINK l _Toc138316659 第三章 吊钩的计算 PAGEREF _Toc138316659 h HYPERLINK l _Toc138316660 3.1.确定吊钩装置构造方案 PAGEREF _Toc138316660 h HYPERLINK l _Toc138316661 3.2.选择吊钩并验算 PAGEREF _Toc13

23、8316661 h HYPERLINK l _Toc138316662 3.3.螺母尺寸 PAGEREF _Toc138316662 h HYPERLINK l _Toc138316663 3.4.推轴承的选择 PAGEREF _Toc138316663 h HYPERLINK l _Toc138316664 3.5.钩横轴的计算 PAGEREF _Toc138316664 h HYPERLINK l _Toc138316665 3.6.滑轮轴计算 PAGEREF _Toc138316665 h HYPERLINK l _Toc138316666 3.7.拉板的强度验算 PAGEREF _To

24、c138316666 h HYPERLINK l _Toc138316667 3.8.轮轴承的选择 PAGEREF _Toc138316667 h HYPERLINK l _Toc138316668 第四章卷筒部件设计 PAGEREF _Toc138316668 h HYPERLINK l _Toc138316669 4.1.筒心轴计算 PAGEREF _Toc138316669 h HYPERLINK l _Toc138316670 4.2.选择轴承 PAGEREF _Toc138316670 h HYPERLINK l _Toc138316671 4.3.绳端固定装置计算 PAGEREF

25、_Toc138316671 h HYPERLINK l _Toc138316672 第五章 专题超载限制器 PAGEREF _Toc138316672 h HYPERLINK l _Toc138316673 5.1.起重机安全保护装置 PAGEREF _Toc138316673 h HYPERLINK l _Toc138316674 5.2.超载限制器 PAGEREF _Toc138316674 h HYPERLINK l _Toc138316675 5.3.起升载荷限制器 PAGEREF _Toc138316675 h HYPERLINK l _Toc138316676 5.4.电气式超载限

26、制器 PAGEREF _Toc138316676 h HYPERLINK l _Toc138316677 5.5.起重力矩限制器 PAGEREF _Toc138316677 h HYPERLINK l _Toc138316678 5.6.载重力矩限制器 PAGEREF _Toc138316678 h HYPERLINK l _Toc138316679 第六章 参考文献 PAGEREF _Toc138316679 h HYPERLINK l _Toc138316680 结束语 PAGEREF _Toc138316680 h 设计题目 桥式起重机参数数值起重量50T起升调试12m起升速度10m/m

27、in运行速度40.8m/min工作级别M5接电持续率Jc=25%第一章 起升系统计算1.1.确定起升机构的传动方案，选择滑轮组和吊钩组1.1 起升机构计算按照布置宜紧凑的原则，决定采用以下方案，如图1-1所示，采用双联滑轮组，按Q=50t，查文献1P21，表(I2-2)，取滑轮组倍率a=6，据文献1P20，式(2-7)知：承载绳索分支数Z=2a=12查文献2 P243，表(15-15)，根据Q=50t，取吊钩组为短钩型，重量G0=1050公斤。1.2.选择钢丝绳据文献1 P22式(2-12)：式中：滑轮组效率，据文献1P21表(2-3)，若滑轮组采用滚动轴承，滑轮组采用滚动轴承，滑轮组倍率a=

28、6，得h=0.96。PQ起升载荷，指起升质量的重力。PQ=Q+G0=50103+1050=51103(kg)得： 据文献1P26，式(2-14) n钢丝绳安全系数，据1P27，表(2-5)，据工作级别M6知n=6。K钢丝绳捻制折减系数，据1P27，表(2-4)，纤维绳芯，K=0.85得： 据文献1P24知：瓦标吞式断面充填严密，承载能力大，挠性好，是起重机常用的钢丝绳类型，选瓦林吞式，据文献2P195，表(12-10)，据公斤，选钢丝绳直径d=21.5mm，钢丝绳公称抗拉强度为170公斤/mm2,绳6W(19)股(1+6+6/6)，绳纤维芯，参考重量为175.5公斤/100mm，钢丝绳最小破断

29、拉力为Sb=32050公斤，钢丝绳标注如下：21.5NAT6W(1+6+6/6)+NF 1700 ZS 32.05 175.5 GB 1102-741.3.确定滑轮主要尺寸据文献116 式（12-1）得： 工作滑轮槽底的直径D(h2-1)dh2与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，据文献1P17表(2-1)，据工作级别为M0，取h2=22.4得： (h2-1)d=(22.4-1)21.5=460.1mm据文献2P207表(13-2)，据D460.1mm，取D=500mm，据文献2P206式（13-2）平衡滑轮： D平=(0.60.8)D=0.7500=350mm1.4.确定卷筒尺寸并验算据文献

30、1P31知，卷筒的槽底直径D(h1-1)dh1与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，据文献1P17表(2-1)，据工作级别为M6，取h1=20得： (h1-1)d=(20-1)21.5=408.5mm据文献2P213表(14-2)，根据Q=50t,D408.5mm，取D=600mm，据文献1P33式（2-20）卷筒长度：H起升高度，12m=12103mma滑轮组倍率 a=6Z0附加圈数，一般取Z0=1.53，此取Z0=2t绳圈节距(mm)，光面卷筒t=d，据文献2P223 表(14-5)，据d=21.5mm，得: t=25mm。L1双联卷筒中间不切槽部分的长度，据文献2P213 表(14-2)

31、，据起重量Q=50t，得: L1=L光=200mmD0卷筒直径，卷筒直径加上钢丝绳直径，D0=D+d=600+21.5=621.5mm。 得：取L=2100mm卷筒壁厚:据文献1P34，知：钢卷筒 =d取=21.5mm卷筒墙壁压应力验算：3D=3600=1800mmL=2100mmL3D据文献1P35知，当验算由弯曲和扭转产生的复合应力，卷筒受力如图 式中：MF复合力矩(N.m)MW卷筒受到的最大弯矩(N.m)MN卷筒受到的最大扭矩卷筒抗弯截面系数D卷筒槽底直径D=600mmD1卷筒内径，查文献2P213， 表(14-2)根据Q=50t 知D1=545mm许用应力，对于钢卷筒钢的屈服极限，据文

32、献2P437 知：对3号钢 =2400公斤/厘米2 卷筒壁压应力验算据文献1P 34 式(2-22) (Mpa)式中： Smax 钢丝绳最大静拉力 Smax=42718N 卷筒壁厚=21.5mm=2510-3m t卷筒绳槽节距t=25mm=2510-3m得 许用压应力 (Mpa) 钢卷筒得： 综上所知：卷筒合适，验算通过1.5.选择电动机 据文献1P103 式（6-1）式中： PQ起升载荷，是抬起升重物的重力PQ=Q+G0=(50000+1050)9.8=50.029104(N)Vn起升速度 Vn=10m/min起升机构的总效率，（包括减速器、卷筒和滑轮组的效率）采用齿轮减速器，一般取=0.9

33、0得: 桥式起重机的使用工况较接近S3、S4、S5，根据Nj和JC=25%，查文献1P225附表4，初选电动机为三相异步电动机，型号为YZR315M-8，JC=25%，CZ=5J允许输出功率N=93.597KW据文献2，P711，查表(33-1)，据N=93.597KW，选电动机型号为82号，转速nd=750r/min，据文献2P92，式(8-21)电动机额定输出功率NeNeK电Nj(KW)式中：K电系数，据文献2P93，表(8-10)，根据电动机型号为YZR，起重机工作特性为中级起重机，取K电=0.8-0.9，K电=0.85得： NeK电Nj 0.8592.6478.744KW取: Ne=7

34、8.744KW据文献1P248,附表3，据功率N=93.597KW，N11KW，取力矩过载系数=2.8。据文献1P249，附表4，电动机型号为YZR315M-8知飞轮矩GD2=34.00 (kgfm2)1.6.验算电动机发热条件据文献1P104，式(6-3)和式(6-4)，得：式中： 电动机的转速（r/min）卷筒的转速-卷筒的卷绕直径=624mm=6.24mm疲劳基本载荷： 式中： 动载系数，=1/2(1+)起升载荷系数，一般在1-2内据文献1P13 式(1-11)=1+0.70Vn=1+0.7(10/60)=1.1167=1/2(1+)=1/2(1+1.1167)=1.05833Me电动机

35、额定力矩相对于M4工作级别的功率：折算成M6时的功率：Nm6= M41.124-6=99.0571.124-6=78.967(Kw)1.7.选择减速器据文献2P349，表(21-6)，据nd=750r/min i=24.3939, Nm6=78.967 KW,初选减速器为ZQH85 ，得：高速轴许用功率为101KW，公称传动比i=251.8.验算起升速度和实际所需要功率起升速度误差： 速度误差一般不超过4%因为 =-2.4% 所以 在范围之内所以减速器速度误差验算通过由文献2P347表(21-5)，知减速器高速轴输出端直径d=90mm L=135mm1.9.校核减速器输出轴强度据文献2P100

36、，式（8-35）最大径向力：式中:G筒卷筒重量，文献3P236表14，估计为G22523NR减速器输出轴容评最大径向载荷，根据文献2P353，据减速器型号为ZQH85，nd=750r/min取 R=10600公斤=103880N所以：Pmax=53979NNe 过载验算通过综上可知，电动机验算通过1.16.高速浮动轴计算1)疲劳验算 由前面电动机计算中知疲劳基本载荷为：Mmax=1261.3199N.m d=45mm由文献2P79，知: 扭转应力：轴材料用45号钢，b=600Mpa s=300Mpa弯曲应力： -1=0.27(b+s)=243Mpa扭转应力： 轴受脉动值环的许用扭转应力： 式中

37、： Kx与零件几何形状有关，Kx=1.75Km与零件表面加工光洁度有关，Km=1.25考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，取y=0.2n1安全系数，n1=1.252)强度计算，轴所受最大转矩最大扭转应为 许用扭转应为 强度计算通过浮动轴的构造如图（1-16.1）中间轴径:d1=d+(510)=45+(510)=5055mm，取d1=55mm。第二章 运行系统计算2.1.确定机构传动方案小车运行机构计算经比较后，确定采用如图2-1所示的传动方案。2.2.选择车轮与轨道并验算其强度车轮最大轮压：小车质量后计取G= 4000kg轮压均布： Pmax=1/4(Q+G)=1/4(10000+4000)=

38、3500kg=35000N车轮最小轮压： Pmin=1/4G=1/44000=10000N由文献3P239附表17知：运行速度40.8m/min1.6工作级别为中级时，车轮直径取D=350mm，轨道型号为18kg/m，(P18)的许用轮压为3.49tPmax=3.5t根据GB4628-84规定，由小车直径系列值初选车轮直径DC=315mm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，车轮疲劳计算载荷车轮材料，取: ZG340-60，S=340Mpa,b=640Mpa.由文献1P64 式(4-12) ：线接触疲劳强度计算： (N)C1转速系数 由文献1P64 表(4-4)，取

39、C1=0.96C2运行机构工作级别系数，由1表5-4，由M5取C2=1K1与车轮材料有关的许用线接触应力常数，由b=640Mpa，由文献1P64表4-6取K1=6.0L车轮与轨道有效接触长度 由文献3P246 附表(2-2)，轨道P43，取L=b=46mm=因 为 PCPC 所以点接触强度验算通过综上所知，车轮与轨道合适。2.3.运行阻力计算由文献3P81 摩擦阻力矩：d由文献3P242 附录19知小车车轮组主动车轮组中315知轴承型号为7518，由文献4P209得内径d=90mm，外径D=157.5mm，平均值k滚动磨擦系数，由表7-17-3，知k=0.0005mmu车轮轴承的摩擦系数，u=

40、0.02附加摩擦阻力系数，由文献1P114知=2.0.Mm=(1000+4000)(0.0005+0.020.125/2)2=490N.m运行摩擦阻力： 当无载时：2.4.选电动机电动机静功率： Pj= Pm=888.9Nm电动机个数 m=1初选电动机功率： N=KdNj=1.152.59=2.98KWKd电动机功率增大系数，由1表（7-6），由运行速度为40.18m/min，滑动轴承取Kd=1.15，由附表30选电动机型号为JZR2-12-6，Ne=3.5KW, n1=910r/min,(GD2)d=0.142kgm2,电动机质量Gd=80kg2.5.验算电动机发热条件由文献2P95式8-2

41、6a： 由文献3P96表（8-14）知机构t起/ t2值大约为0.3-0.4，据文献3P97图（8-36），求出V25=0.88，N25=0.751.122.59=2.18KWN25=2.18KWNe=3.5KW所以电动机发热校核通过。2.6.选择减速器车轮转速: 机构传动比： 由文献3P275附表40选用ZSC-400-I-2减速器，I=22.4，N中级=2.8KW，输入轴转速为1000r/min,NxN中级。2.7.验算运行速度和实际所需功率运行速度误差：合适。实际所需电动机等效功率2.8.验算起动时间起动时间： m由电动机个数，m=1满载运行时折算到电动机上的运行静阻力矩，空载运行时折算

42、到电动机上的运行静阻力矩初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩为：(GD2) +(GD2)Z=0.26kgm2机构总飞轮矩： C(GD2)L=1.45(0.142+0.26)=0.466 kgm2满载起动时间：空载起动时间： 由1表7-6查得，当Vc=45m/min=0.75m/s时，tp推荐值为5.5S，tp(Q=Q)Mc=56.1N.m，飞轮矩，(GD2)2=0.09kg., 质量GL=5.9Kg高速轴端制动轮：根据制动器为YWEs200/23 由文献3P238附表16 选制功能直径Dz=200 ，圆柱形轴孔d=35, L=80，飞轮矩(GD2) =0.2kg, 质量GD=10 kg以一联轴器为制

43、动轮飞轮矩之和：(GD2)2+(GD2)z=0.209 kg.与原估计0.26kg.基本相等，故以上计算不需修改2.13.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:由附表42，选用两个GICLZ5鼓形齿轮联轴器，主动端d1=60, L=85，从动端d1=65, L=85由前节已选定车轮直径Dc=315 ，由文献3P242附表19，350车轮组，取车轮安装联轴器处直径d=65, L=85，同样选两个GICLZ5鼓形出轮联轴器，主动端：d1=60, L=85，从主动端：d2=65, L=852.14.验算低速浮动轴强度(1)疲劳验算：由文献2运行机构疲劳计算其中载荷：由前

44、节已选定浮动轴直径d=60,其扭转应力，式中：.i. 同前取值一样浮动轴的载荷变化时称循环，材料仍选用45钢，由起升机构高速浮动轴计算：得： 式中: 与起升机构取值相同。，通过(2)验算强度：由文献2运行机构工作最大载荷式中: 与 弹性振动力矩劲大系数，对突然起动机构：=1.51.7，取=1.6，同前最大扭转应力： 许用扭转应力： 式中：同前面计算中取值一样浮动轴直径：d1=d+(510)=60+(510)=6570 取d=70第三章 吊钩的计算3.1.确定吊钩装置构造方案受力分析：1点：拉应力+弯曲拉应力2点：拉应力+弯曲压应力3点：剪应力+拉应力+弯曲拉应力4点：剪应力+拉应力+弯曲压应力

45、已知吊钩装置用于六倍率双联滑轮组，所以，可以采用长型短钩的构造方案，选用吊钩材料为20号钢，尺寸由文献2P238 表(15-10)，如图（3-1.1）所示3.2.选择吊钩并验算2.1吊钩轴劲螺纹处拉伸应力：由文献2P238，表(15-10)，知：Q=50t时，螺纹为T1406，则螺纹处拉伸应力： 式中：由文献2P225知：=动力系数，由文献2P21图3-4=12m/min 知=1.1由文献2P232式(15-10)： 屈服极限，由文献3P107知2.2吊钩弯曲部份强度验算，因钩体计算属曲梁问题，故按曲梁理论公式进行验算,由文献2P232 式(15-12)：弯曲应力： 由文献2P238表(15-

46、10)知：=d1=150h由文献2P238，表（5-10），h=260mm=0.26mn螺纹工作圈数，由文献5P244表3.1-1.8，螺矩P=16最大旋合长度为170，则综上所知，所选吊钩强度足够。2.3 3-4截面的强度验算：由文献2P227式（15-3）和（15-4）：式中：为B-B截面的形状系数，由文献2P238表（15-10），知，由文献2 P238，表（15-2），K=0.019，G由文献2P229，图15-3，知： ，由文献2P238表（15-2）知 由文献2P238表（15-10）知，则2.4 1-2水平截面验算：由文献2P227式（15-2）： 式： 与3-4截面验算中取值相

47、同3.3.螺母尺寸由文献3P103，知：螺母的电小工作高度：H=0.8do=0.8140=112mm考虑设置防松装置螺栓实际取螺纹高度：H=137mm螺母处纹： D=(1.82)140=252280取: D=260mm3.4.推轴承的选择由于轴承在工作过程中很多为转动，故可根据额定载荷来选择由文献4P219，由选轴承型号为8420，GB301-84，其额定静负存为Co=970KN。轴承当量静负荷： Po=fd.Q=1.2501039.8=588fd由文献4P151表（22-12），知fd=1.2，则由4P153式（22-16）：CoSoPoSo安全系数，由文献4P153，表（22-14），由使

48、用要求知So=1.5，则：3.5.钩横轴的计算滑轮轴设计为如下图（3-5.1）：由文献2P243，表（15-15）和图（15-6）知，两个滑轮间间距L=131mm，拉极的宽度估计为60，两拉板的间距L=1313+131+60=584，横轴可做为一筒支梁来进行强度校核计算，横轴的计算载荷，如图3-1a，由文献2P236表（15-8）知最大轴应力。3.6.滑轮轴计算B 据d=140，估计B=300(如图3-1b)H 由文献2P238，表（15-10）， 滑轮轴也是一个简支梁，支点距离仍然是L508mm，滑轮的作用力：轴上的弯距：如图(3-6.1)截面模数：d由文献2P207，表（13-2）知：弯曲

49、应力：滑轮轴的材料与吊钓横轴相同，亦为45钢，故许用应力也相同3.7.拉板的强度验算拉板尺寸如图（3-7.1）：断面a-a的拉伸应力：由往年献2P237式（15-22）b 估计拉板宽度b=250mm,d=130mm,b=60mm应力集中系数，由文献2P237，图（15-15）知: 2.1拉板材料用Q-235钢，则，许用拉伸应力轴颈与拉板的单位压力：拉板许用挤压应力：由文献2P234知：拉板轴孔内表面挤压应力：所以强度足够.3.8.轮轴承的选择滑轮直径D700mm，计算直径D0=D+d=721.5mm，圆周速度，则滑轮的工作转数，由滑轮内径d=130mm，查文献5表3.11-18轴承型号为226

50、GB285-64，其额定动负荷C243KN，额定静负荷C0253KN，d=130mm，轴承径向负荷，Fr=fdRfd动载荷系数，由文献5P530表3.11-8知fd1.25R滚动轴承的径向载荷，R1/2（Q/6）1/2（501039.8）40.83KN，轴承的径向载荷Fa=0, Fa/Fr0p0式中：C0额定静负荷0当量静负荷p0安全系数，由文献6P164表(20-12)知：0=0，由文献6P169，表(20-14)选单列向心球轴承，型号为122，知C0=5830kgf (2) 右端轴承 令右端轴承也采用122，其额定动负荷为： 轴向负荷：Fa=0设M6级工作类型的轴承工作时数ln=14000

51、h由文献6P167表(20-14)，知：e=0.20,P=Fr=38817.658N由文献6P160表（20-22），知：故动负荷： 4.3.绳端固定装置计算根据钢丝绳直径为21.5mm，选择压板固定装置为下图4-3.1，将压板的绳槽改用=400梯形槽双头螺柱的直径M14，已知卷筒长度计算中采用的附加圈数Z0=2，绳索与卷筒绳槽间的摩擦系数f=0.16,则在绳端固定处的作用力：压板螺栓所受之拉力：式中:f1压板梯形槽与钢丝绳的换算摩擦系数当 螺柱由拉力和弯矩任用的合成应力：z螺柱数，z=2d1螺纹内径，d1=13.8mm螺柱材料为Q-235，屈服极限：nII安全系数，由文献3P24表（2-18

52、），取nII=1.6第五章 专题超载限制器5.1.起重机安全保护装置 为了保证起重机工作的安全可靠性，国家起重机械安全规程规定各种起重机都应按一定的规范要求，设置所必须的安全与辅助装置，并在使用中及时检查、维护，使其保持正常下作性能，如果发现性能异常，应及时进行修理或更换。 起重机上的安全装置及其作用分述如下。 (1)缓冲器：减缓起重机及其运动部分(如小车、臂架、活动对重等)运动到终点时或两台起重机相互碰撞时的冲击。如弹簧缓冲器、液压缓冲器、聚氨酯泡沫塑料缓冲器和橡胶缓冲器等。 (2)防风防滑装置：对于在轨道上露天寸：作的起重机，该装置应能承受非工作状态下的最大风力，保证起重机不致被大风吹走，

53、发生严重倾翻事故。如压轨器、夹轨器、锚碇等。 (3)极限位置限制器：保证吊具起升、下降或机械运行到极限位置时，自动切断动力源，并停止运动：如高度限制器和行程限位开关等。 (4)超载限制器：限制起重机的最大起升载荷：如起重量限制器和重量力矩限制器。 (5)防止动臂后倾装置：保证变幅机构行程开关失灵时，动臂不致后倾。 (6)限速装置：能控制落臂和落重的速度，保证起重机工作的可靠性；如限速器、限速阀和制动器等： (7)风级风速报警器：保证在露天工作的起重机，当风力大于6级(在沿海于作的起重机风力大于7级)时，能发出报警信号，显示风级风速，自动切断运行机构的动力源并进行制动。(8)防颅翻安全钩：保证单

54、主梁起重机，当小车检修时不倾翻。(9)连锁保护装置：分别保证动臂的支持停止器与动臂变幅机构之间、进入起重机和由司机室登上机架的舱口门与运行机构之间、运行式司机室的通道口的门与运行机构之间，具有可行的连锁保护。(10)支腿回缩锁定装置：保护工作时架设支腿的流动起重机，当支腿回缩后能可行地锁定。此外，还有回转定位装置，偏斜限制器和指示器，登机信号按钮，倒退报警装置，防护罩和防雨装置，检修吊笼，轨道端部止挡，导电滑线防护板及称量装置等等。在起重机的各种安全保护装置中，过去多采用机械式行程形状对机械构件的开闭状态、位置和行程进行控制。现在也可用无触点的电子形状(简称DK)代替机械式行程形状。DK是一种

55、理想的电子形状传感器，当被检测依金属体接近其感应区域时，DK就能无接触、无压力、无火花地迅速发出电气指令，准确反映出动机机构的行程。与机械式行程开关相比，其定位精度、操作频率、使用寿命、调整的方便实习生 和对恶劣环境的适应能力，均有明显的优点。5.2.超载限制器起重机械零部件与金属结构构件是按一定的计算载荷与安全系数设计的，因此，应使起重机工作时所受的实际载荷在设计的容许范围内，否则，会造成起重机损坏，招致生产事故。桥式类型起重机的额定工作载荷与起重机的跨度无关，但港口装卸与船厂安装用的臂架式起重机，由于整体稳定性的要求，其工作载荷常常要随着臂架幅度的改变而改变。如图5-2.1所示，为我国设计

56、与生产的几种门座起重机的载荷与幅度关系曲线。图5-2.1由于起重机工作要求与具体结构上的差异，上面这两类起重机所采用的超载限制器的结构型式及其原理也各异。前者，可采用起重机限制器，其原理是：当起吊的物品重量超过规定数值时，起升机构电动机断电。后者，需采用能反映载荷（Q）与幅度（R）特性的载重力矩限制器，其原理是：在某一幅度时有一相应的容许工作载荷，起升机机构电动机断电；反之，如起吊某一载荷后变幅，如幅度超过与之相应的最大幅度时，变幅机构电动机断电。供海港装卸用的门座起重机的作业特点是：起重机吊起物料，臂架由最小幅度放到最大幅度后卸料或由最大幅度收到最小幅度时卸料，这时吊钩或抓斗上的载荷重量都是

57、不变的，其最大起重量由最大幅度时的起重机总体稳定性来确定。对于这种用途的门座起重机以及起重量为常值的起重机，装设起重量限制器便可。供船台吊装体或其他设备用的门座起重机，在满足整体稳定性的条件下，要尽是发挥起重机的载重能力，需对起重量与臂架幅度之乘积加以限制，故应装设载重力矩限制器。5.3.起升载荷限制器在正常情况下，起重机吊运货物的重量不允许超过额定起重量，起升载荷限制器就是这一目的而设置的。我国起重机设计规范规定：对于有超载可能的起重机，当使用部门提出要求时，应装设起升载荷限制器，起升载荷限制器的综合误差不应大于5%。从结构来看，起升载荷限制器主要有机械式和电气式两类。机械式一般分为：1、杠

58、杆式起重量限制器；2、偏心式起重量限制器；3、弹簧式起重量限制器。图5-3.2图5-3.1杠杆式起重量限制器机械式一般是将货载直接或间接地作用在杠杆上，或偏心轮（或弹簧）上，超载时产生机械动作切断电源。电气式是使货载作用在传感器上，通过放大器等电子仪器把吊重在仪表上显示出来。超载时，发出信号，并使机构断电。图（5-3.2）是一种机械式起升载荷限制器。它主要由杠杆、弹簧及限位开关组成。当起重机正常工作时，撞杆不动。当超载时，触动开关，使机构断电，停止工作。电子秤是一种电气式起升载荷限制器。它主要由荷重传感器、电子仪表及显示装置等组成。在起重机上常用的荷重传感器有筒式和环式两种（图5-3.2），它

59、们由应变筒（或应变环）和贴在其上的电阻应变片组成，其作用是将货载的变化转换成为电信号的变化。电子秤的工作原理是，将贴在应变筒（应变环）上的电阻应变片相互国家矿产储量管理局电桥，当应变筒（或应变环）受载荷作用变形时，贴在其上的电阻应变片也发生变形，从而电阻随之变化，使电桥推动平衡，输出端出现与应变筒所受载荷成正比的微弱电信号。经放大器放大处理后，即可从显示仪表上看到称量读数。若货载超过规定值，信号装置发出信号，使机构断电。当卸载后，电阻应变片恢复原状，电桥平衡，仪表回到初始状态。传感器可以装在平衡滑轮处，也装在钢丝绳固定端，有的还装在吊钩横梁上或起升卷筒支座的正面。从作用的方式来看，起升载荷限制

60、器有三种。第一种峰值断开式。当起升绳中的瞬时张力（包括动张力）超过给定值时，限制器即动作，使电动机断电，起升停止。第二种延时断开式，超重载荷在起吊加速过程中，即在起升绳中存在有动张力的时间内，限制器不动作，延长一段时间，等动张力消失后，它才动作，使电动机断电，停止起升。限制器的动作点是给定的静载荷，机械式起升载荷限制器的工作方式多为峰值断开式，它的缺点是体积和自重大，工作不稳定，在货物离地时，可能产生误动作或起不到安全保护作用。延时断开式的优点是结构简单，体积小、精度高，缺点是延时的时间不好确定。第三种综合式。它是在图5-3.4 延时断开式图5-3.3 峰值断开式延时断开式载荷限制器的基础上改