t门式起重机起升结构设计

tt门式起重机起升结构设计#/44在上述的起升机构方案中，各部件都是分别支承固定在支撑底架上的，为了保证这些部件的轴线能相互对中，就要求底架具有足够的刚度，从而使底架的自重增大。布置方案如图3-1所示:图3-1起升机构布置方案方案采用双联滑轮组，按Q=5t，查［5］表4-1得滑轮组倍率1•=2,h承载绳分支数：Z=2i=4查［5］附表8选用图号为G13的吊钩组得其自h重g=99kg，两动滑轮间距A=200mm。0选用钢丝绳挠性件常被用作卷绕传动的牵引部件，它们应具有良好的弯挠特性，易于卷绕和贮存。起升机构主要采用钢丝绳和链条作为提升、牵引物品的挠性件。在起重机械中，钢丝绳是最广的牵引构件，它的使用性能在于：具有良好的各方向相同的挠性，使用可靠，无突然断裂的现象，运动速度不受限制，平稳无噪音，耐冲击。由于露天作业，因露天潮湿甚至浸水，所以钢丝绳由镀锌的钢丝绕制，以防止锈蚀。钢丝绳进出滑轮或卷筒弯绕时，除了产生拉应力外，还有接触应力和弯曲应力。后两种载荷应力呈脉动特性，会引起金属疲劳。实践证明，这种多次弯曲造成的弯曲疲劳是造成钢丝绳破坏的主要因素之一。当钢丝绳弯绕过一定的次数以后，外层钢丝首先开始断裂，而且破坏速度慢慢加快，直至完全断裂。为提高钢丝绳的寿命，减少钢丝绳的弯曲次数很有必要，尤其应尽量减少钢丝绳反向弯折的次数。同时，采用增大滑轮或卷筒直径以减轻钢丝绳弯折程度极其重要。若滑轮组采用滚动轴承当i=2,查⑴表2-1得滑轮组效率"=0.99.hn钢丝绳所受最大拉力：Q+G 5000+99 %。义S= 0-= 二1287.6Kg=12.876KNmax 2in 2X2X0.99h查〔1〕表2-4,中级工作类型(工作级别为M5)时，安全系数n=5.5。钢丝绳计算破断拉力S:bS二n•S =5.5x12.876=70.818KNb max查[5]附表1选用瓦林吞型纤维芯钢丝绳16x19W+FC钢丝公称抗拉强度1670MPa,光面钢丝，右交互捻，直径d=12mm。钢丝绳最小破断拉力[Sb]=79.36KN。标记如下：钢丝绳12NAT6x19W+FC1670ZS79.36GB8918—88。确定滑轮主要尺寸滑轮的许用最小直径D>d(e-1)=12(25-1)=288mm式中系数e=25由⑴表2-4查得。由［5］附表2选用滑轮直径D=315mm,滑轮的绳槽部分尺寸可由［5］附表3查得。由［5］附表4选用钢丝绳直径d=12mm，D=315mm,滑轮轴直径D5=90mm的匕型滑轮标记为：滑轮12x315-90ZBJ80006.8-87。3.1.4确定卷筒尺寸并验算强度卷筒与减速器轴可以通过特种联轴器相联接，在减速器输出部分为齿轮盘接手。减速器输出轴的扭矩并不通过卷筒轴，而是通过齿轮盘接手直接传给卷筒，这种连接方法紧凑可靠。卷筒一般有铸铁或铸钢制成，大型卷筒也有用钢板卷成筒形再焊接的。卷筒大多用作单层卷绕，卷筒上由螺旋绳槽，绳槽的尺寸是有标准规定的。半圆形的绳槽最有利于钢丝绳与卷筒外壁之间的接触。为了不使绳槽卡住钢丝绳，绳槽半径应稍大于钢丝绳半径。卷筒与减速器轴可以通过特种联轴器相联接。在减速器输出轴的悬臂部分有半个齿形联轴器，另外半个则在卷筒的轮辐上。同时卷筒轴的一端还支承在减速器的悬臂孔内。减速器输出轴的扭矩并不通过卷筒轴，而是通过齿形联轴器直接传给卷筒。这种连接方法紧凑可靠。卷筒直径：D>d(e-1)=12x(25-1)=288mm由［5］附表13选用D=300mm。卷筒槽尺寸由［3］附表14-3查得槽距t=14mm,槽底半径r=6.7mm.。卷筒尺寸：L=2(Hn+Z+4)t+L=2(12X103*2+2+4)=200=1054mm ，取兀D 0i3.14x3120L=1000mm。式中：Z0—附加安全系数，取Z0=2。L—卷筒不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮间距，即1L1=A=200mm,实际长度可在绳偏斜角允许范围内适当增减。D0一卷筒计算直径，D0=D+d=300+12=312mm卷筒壁厚：b=0.02D+(6~10)=0.02x300+(6~10)=12~16,取8=13mm。卷筒壁压的验算：S12876O =-max= =70.56x106N/m2=70.56^〃ymax8 0.013x0.014 .t选用灰铸铁，最小抗拉强度o=195Mpa，许用压应力

b[o]=安=!!^=130Mpa

yn1.51o <[o],故抗压强度足够。ymax y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。卷筒弯矩图示于下图2-2所示卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时，M=S-l=S=(L—L^)=12876x1000—200=5150400N-mmwmaxmax22卷筒断面系数：W=0.1D4-D4t=0.13004~2744=82119mm3D 300式中D一卷筒外径300mm,

。一卷筒内径D=D-28=300-2xl3=274mm.i i干星M5150400,TTxeo= 6.ZlMpa8W821198合成应力o—O+旦P =6.27+39-X70.56=27.4MPali[o] ymax 130y式中[o]=°b-=195=39MPaln52所以o<[o]ll卷筒强度验算通过，故选用卷筒直径D=300mm,长度L=1000mm,卷筒槽形的槽低半径r=6.7mm，槽距t=14mm,起升高度H=12m,倍率1•二2；靠近减速器一端槽向为左的A型卷筒，标记为：卷筒hA300xA300x1000-6.7x14-12x2£ZBJ80007.2—87。图3-2卷筒弯矩图选择电动机计算静功率N (Q+G)V(5000+99)X19N= 0 = =18.62Kwn 102x60q 102x60x0.85式中n一机构总效率，一般n=0.8〜0.9，取n=0.85。电动机计算功率:N>K-N=0.8x18.62=14.9Kwedj式中系数k由［1］表6-1查得，对于m~M级机构k=0.75〜0.85,取d 16 dK=0.8。查［5］附表30，选用电动机YZR200L-8,其n(25%)=18.5Kw，den=708rpm，［gd2］=0.67Kgm2，电机质量G=320Kg。1d验算电动机发热条件按照等效率法，求JC=25%时所需的等效功率：N=K•r•N=0.75x0.87x18.62=12.15Kwx25j式中K—工作级别系数，查［1］表6-4，对于M~M级,K=0.75。25 5 6 25t/t—系数，根据机构平均启动时间与工作时间比值查得，由［1］表6-3qg一般起升机构t/t=0.1〜0.2,取t/1=0.1，由［1］图6-6查得r=0.87。qg qg由以上结果N>N，故初选电动机能满足发热条件。xe3.1.7选择减速器起升机构中大多数情况均采用闭式减速器传动，并且以渐开线圆柱齿轮传动为主。一些新颖的齿轮传动如圆弧齿轮、摆线行星齿轮传动、渐开线少齿差行星齿轮传动和谐波传动正被逐渐引用到起重机械上来。在本案中采用渐开线齿轮传动，在订货时注意说明。目前常用的标准减速器型号为ZQ型或ZQH型，本案中采用ZQ型(渐开线圆柱齿轮减速器)。起升机构中，由于物品惯性引起的附加载荷小，而且启动动作又很短暂，故可按稳定运动时由额定载荷引起的电动机静功率来选择，使减速器在相应的工作类型下的允许输出功率等于或稍大于电动机静功率。

卷筒转速：njV•i

n-

兀・卷筒转速：njV•i

n-

兀・D03.14x0.312减速器总传动比：查[5]附表35选ZQ-500-V-3CA减速器，当工作类型为M5级时，许用功率网=24Kw,i=20.49，质量g=345Kg,输入轴直径d=50mm,轴端0g 1长i=85mm(锥形)。13.1.8验算起升速度和实际所需功率实际起升速度：V,=vL=1919,317.9m/mini1 20.490误差8=[V'-V]=[17,9-19]=5.7%<[8]=15%V19实际所需等效功率：V' 179N1=N•=12.15•—=11.45Kw<N =18.5KwXXV 19 e(25%)校核减速器输出强度由[1]公式(6-16)得输出轴最大径向力：r=1(a-S+G)<[R]max2maxj式中a,S=2x12876=25752N=25,752KN一卷筒上卷绕钢丝绳引起的载max荷。G一卷筒与自轴重，参考[5]附表14估计G=2.075。jj[R]—ZQ500减速器输出轴端最大允许径向载荷,由[5]附表36查得[R]=15.5KN。1R=—(25.752+2.075)=13.91KN<[R]=15.5KNmax2由[1]公式(6-17)得输出轴最大扭矩：M=(0.7〜0.8用•Mi•y<[M]。max maxe0 0式中M=9750N（（25%）=9750185=254.7N.m—电动机轴额定转矩。e n 7081V=2.8—当JC=25%时电动机最大力矩倍数，由［5］附表30查得。maxn=0.95—减速器颤动效率。0［M］=24500Nm一减速器输出轴最大容许转矩，由［5］附表36查得。所以M=0.8义2.8义254.7义20.49义0.95=11105.6Nm<［M］=24500Nmmax由上计算可知，所选减速器能满足要求。选择制动器制动装置是保证起重机安全的重要部件。以减速或制动为目的，用于将吊臂和货物支悬在空中，在某些特殊情况下调节或限制机构的运动速度，并可使运行机构停止。在本案中采用块式制动器，这种制动器摩擦面的压紧力大，多数是由弹簧力来实现的，松开弹簧副是由液压推杆来完成的。所需静制动矩：（Q+G） 「（5000+99）x0.312（M=K-M=K- 0—F=1.5 x0.85=32.26Nm2 2j22・i•i 2x2x20.49h0式中K=1.75—制动安全系数，由［1］第六章查得：z由［5］附表15选用.—200/30制动器，其制动转矩5Me=180~315Nm；制动轮直径D=200mm；制动器质量G=32.6Kg。Z 2z3.1.11选择联轴器联轴器本案中采用弹簧柱销联轴器，这种联轴器适用于被连接两轴距离较近的场合。高速联轴器计算转矩，由【1】（6-26）式：M=n•3•M=1.5x1.8x218=588.6Nmc 8e式中Me=218—电机额定转矩n=1.5一联轴器安全系数中二1.8—刚性动载系数，一般①=1.5〜2.0。88查【5】附表31得，YZR-200L-8电动机轴端为圆锥形d=60mm，l=105mm。从附表35查得ZQ-500减速器的高速轴端为圆锥形d=50mm，l=85mm。靠电动机轴端联轴器由【5】附表4选用CLz半齿联轴器，其图号为1S395，最大容许转矩[M]=710N.m>M，其飞轮转矩(GD2)=0.107Kg.m2，c质量G=9.25Kg。1浮动轴的两轴端为圆柱形，d=35mm，l=55mm，靠减速器轴端联轴器，由附表45选用带。200mm制动的半齿联轴器，其图号为429，最大，质量G=17.46Kg。z容许转矩[M]=710N.m具飞轮转矩G2)，质量G=17.46Kg。z3.1.12验算启动时间机构启动时电动机必须发出较大的转矩，即启动转矩，使原来静止的质量开始运动。这时启动转矩除了克服静阻转矩外，还有一部分转矩使运动质量加速。这部分转矩越大，加速的时间就越短。启动时间：,— ―n x[C(GD2)1+(Q+父吗]q38.2(M—M) i2nqj式中(GD2)―(GD2)+(GD2)+(GD2)—0.67+0.403+1.8—2.873Kg.m21d12静阻力矩m-(Q+G0)D0.(5000+99)0.312—23.93Kg・m-239.3N•mj 2in 2x2x20.49x0.85平均启动转矩：M=1.5M二1.5x218=327N•mqe所以t=708所以t=70838.2(312—239.3)[1.15x2.873+(5000+99)0.3271 ]=1.05»(2x20.49)2x0.85通常起升机构启动时间为1—2s，故所选电动机合适。验算制动时间制动时制动器的制动转矩使运动质量减速，下降制动时间较长，制动时间长短与起重机作业条件有关，作精密安装用的起重机，若制动转矩太大，会引起物品上下跳动。制动时间过分长，会产生“溜钩”现象，影响吊装工作的正常运转。t= n x[C(GD2)1+(Q+G)D0汨]制动时间：238.2(%-Mj) l2708 [1.15x708 [1.15x2.873+38.2(450-1729)(5000+99)0.3272x0.85(2x20.49)2]=0.24s式中M=(Q+G0)D0n=(5000+99)0.327x0.85=172.9N.mj 2ii 2x2x20.49n0由【1】表6-7查得当V>12m/min时[t]=1.5s，因为t<[t]，故合适。z zz高速浮动轴计算1、疲劳计算：由［2］起升机构计算基本载荷M=p.M=1.105x218=240.9Nmmaxoe式中中一动载系数，式中中=1（1+中）=1（1+1.21）=1.105o o2 z2中一起升载荷动载系数（物品起升或下降制动的动载效应）z17.9①=1+0.71V=1+0.17——=1.21z 60由前面已选定轴颈d=45mm，因此扭矩应力：M240.9t=—Im^= =13.2义106N/m2=13.2MpanW0.2义0.0453轴材料用45号钢0=600Mpa.o=300Mpa ,弯曲bso=0.27(0+0)=243Mpa-1 bs扭转T=0.6o=180Mpa。ss轴受脉循环的许用扭转应力：式中k=k.k一考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数：xmK—与零件形状有关，对于零件表面有急剧过度和开有键槽与紧配合x区段k=1.5〜2.5xK一与零件表面加工光洁度有关，一般k=1.25〜1.35，此处取mxk=2x1.25=2.5n—考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，对碳钢和低合金钢”二0.2n—安全系数，n=1.25（由【2】表300查得）II故[T]=2x140--1-=88.9Mpaok 2.5x0.21.25故T<[T]通过。nok浮动轴的中间轴径d=d+（5~10）=40~45mm，取d=45mm。113.2卷筒部件计算联接盘用于连接卷筒与减速器的出轴。它既是一个带内齿的半齿联轴器，又是卷筒的一个毂。因此，它可使减速器输出轴扭矩借联接盘传到卷筒上，而使卷筒旋转。钢丝绳在卷筒上的固定装置应保证工作可靠，便于检查和容易拆换钢丝绳，避免钢丝绳在固定处受到过分弯曲。现有的钢丝绳固定装置都是利用摩擦力来固定的。在进行计算时，应该考虑由于附加圈数（1.5~3圈）

与卷筒表面的摩擦力影响，而使进入固定装置的钢丝绳作用力的减少，计算时令绕入卷筒绳的张力为S，绳索在卷筒上的最少规定圈数为1.5圈。卷筒的固定装置采用盖板的方法。选择与卷筒配套的齿轮盘接手，其模数为3,齿数为56,型式为1,直径为275mm质量为14kg,卷筒规格直径为300mm长度为1000mm。321卷筒心轴的计算1132图3-3卷筒心轴受力图14377N113?7n立了与旧曲11375N1132图3-3卷筒心轴受力图14377N113?7n立了与旧曲11375Nisn图3-4心轴弯矩图3.2.2支座反力12876(460+132)+12876(460+132+80)_14377N

1132R=2x12876-14377=11375N

B心轴右轮毂支撑处最大弯矩:M=R♦0.18=11375x0.18=2047.5N•m①B疲劳计算：对于疲劳计算采用等效弯矩，由【5】表2-7查得等效系数①二1.1,等效弯矩：M=k♦M=1.1x2047.5=2252N•mdd①弯曲应力：。=Md=-2252一=5.34x107pa=53.4Mpas0.1d30.1x0.0753心轴的载荷变化为对称循环。由【5】2-11,2-13式知许用弯曲应力：轴的材料为45号钢，其0二600Mpa,o=300Mpa,c =0.4纥=258Mpab s 一1① b式中n=1.6—安全系数;K—应力集中系数，K=K・K=1.4x1.15=1.61XM故，[O]2_1s-1=*x—=100.2Mpa-1sKn1.611.6o<[o]，通过。s-1s静强度计算卷筒心轴属于起升机构低速轴零件，W=1.2cnM =W♦M=1.2x2047.5=2457N•mTOC\o"1-5"\h\z①max cn s-58.24Mpa-58.24MpaO- smax- max 0.1d3 0.1x0.0753许用应力：口吟-等87.5MpaO<[O]，通过。max s故卷筒心轴的疲劳和静力强度计算通过。3.2.5选择轴承由于卷筒心轴上的左轴承的内、外圈以同样的速度转动，故无相对运动，可按照额定静载荷选择。右轴承的外座圈固定，内座圈与心轴一同旋转，应按照额定动负载来选择。3.2.6大端轴承轴承的额定静负荷C=n.P0 00式中C—额定静负荷；0P—当量静负荷；0n—安全系数，取n=1.04；00参考附表8，选用中型双列球面轴承，型号1608(GB281-64),由[7]表19-9查得轴承的额定静负荷,c=16KN左轴承的当量静载荷：0P=fR=1x14377=14.377KN0dA式中f=1—动负荷系数，由【7】表19-6查得。dnP=1.04X14.377=14.95KN<C。安全。00 0右端轴承今右端轴承采用1313型，其额定动载荷[C]=48.6KN右端轴承的径向载荷F二fR=1.1X11375=12.5KNrdB轴向载荷F=0a由【1】表1-4查得中级工作类型的轴承工作时数l=4000小时，h由【7】表19-16查得1313型轴承的e=0.28，今，故x=1，y=2.2，当量动负荷：P-xF+yF-1x12.51-12.51KN。ra由【7】(19-2)式得

C .60nL 60x12.4x4000—=3 h=31 =1.545P3106 3 106故动载荷C=(C)P=1.545x12.51=19.33KN<[C]P安全，验算通过。绳端固定装置计算根据钢丝绳直径为12毫米，由［7］表23-11选择压板固定装置并将压板的绳槽改用B=40°梯形槽，双头螺柱的直径为M16。已知卷筒长度计算中采用的附加圈数20=Z,绳索与卷筒绳槽间的摩擦系数f=0.15。在绳端固定处的作用力：s=二efa121876=1.96KNe0.15x4兀压板螺栓所受拉力：在绳端固定处的作用力：s=二efa121876=1.96KNe0.15x4兀压板螺栓所受拉力：P=_Sf+f10.15+0.198式中f—压板梯形槽与钢丝绳的换算摩擦系数。当P=40o时10.15sinp+fcosp_0.643+0.15x0.766=0.198螺柱由拉力和弯矩作用力合成应力：1.3pMo= -+ ®-rnd2 0.1d3•ZZ■——1- 14式中2=3—螺柱数d=13.8mm—螺纹内径1M一弯矩，M=sl=1960x0.018=35.28N•m① ①35.281.3x5.63o二 +c3.14x0.01382 0.1x0.01383x33x 100.9Mpa螺柱材料为Q235-A,屈服极限0=2250Mpa，则许用拉伸应力为：（由s表2-21取安全系数几=1.5）。n[0]l[0]ln22501.5=1500Mpao<[o]故通过。l第四章结论本次毕业设计是在学习机械知识中一次非常难得的理论与实际相结合的机会，通过这次比较完整的毕业设计，我摆脱了单纯的理论知识学习状态和实际设计的结合，锻炼了我的综合运用所学的专业基础知识的能力，同时也提高我查阅文献资料、设计手册、设计规范以与电脑制图等其他专业能力水平，而且通过对整体的掌控，对局部的取舍，以与对细节的斟酌处理，都使我的能力得到了锻炼，得到了丰富的经验。这是我们都希望看到的也正是我们进行毕业设计的目的所在。此次设计是本人大学两年以来的一个毕业设计，设计的内容主要是对起重机的起升机构设计。说明书首先介绍了此设计的选题，明确本设计的研究目的和意义，最后通过思考与讨论，最终确定本设计的研究方案。在设计过程中详细说明了起升机构的计算和选材，通过查阅相关方面的书籍，运用大量有关机械设计的相关知识，让我对机械方面的知识有了更深一层的认识，使我懂得如何灵活运用所学的知识应用到实际中，这对我将来的工作或学习都有很大的帮助。致谢毕业设计即将完成，我的大学生活也要落下帷幕。借此机会e.我要向着两年来帮助过和关心过我的人表示深深的感谢。首先我要感谢我的毕业设计指导老师。为了圆满的完成本次毕业设计任务，同时让我们学到更多的东西，沈老师花费了大量宝贵的时间和精力来辅导此次设计。终于在沈老师的监督和自己的努力下完成了毕业设计的预期目标。在毕业设计的过程中沈老师给了我许多宝贵的经验和意见，这些能够让我更好的将所学到的课本知识融入到实际的设计中。沈老师活跃的学术思维和执着的敬业精神让我无比钦佩，是我学习的好榜样，将不断激励和鞭策我不断努力进取。沈老师平时工作繁忙，还能抽空指导我们让我深深感动。在此，我谨向沈老师表示最衷心的感谢并致以最崇高的敬意。还要感谢所有在大学期间曾传授我知识的老师，感谢他们的无私奉献。在传授书本知识的同时还教会我如何做人，为今后的学习和工作奠定了良好的基础。最后，感谢机械G10班的全体同学，是他们陪我的度过了人生中最美好的大学时光。参考文献［1］王凤萍，程磊等.国内外起重机的现状与发展J］.工程机械，2006(4):39-43［2］王欣，高顺得.国外起重机新技术新特点与国内生产研发现状J］.石油化工建设，2005(27)，6:16-18［3］陈道南等编起重运输机械［乂］.北京：冶金工业出版社,1988［4］吴克坚，钱瑞明主编.机械设计［乂］.