畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）5噸“L”型支腿 箱形單主梁門式起重機(jī)設(shè)計(jì)

1、畢 業(yè) 設(shè) 計(jì)（論文）說 明 書課題：5噸“l(fā)”型支腿 箱形單主梁門式起重機(jī)設(shè)計(jì)專 業(yè) 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化班 級(jí) 機(jī)械0231 學(xué) 號(hào) 19 姓 名 指導(dǎo)教師 完成日期： 2007年 3 月至2007年 6 月湖南冶金職業(yè)技術(shù)學(xué)院機(jī)械工程系 湖南冶金職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）總成績單學(xué) 生姓 名專業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化班級(jí)機(jī)械0231學(xué)號(hào)19畢業(yè)設(shè)計(jì)題目5噸“l(fā)”型支腿 箱形單主梁門式起重機(jī)設(shè)計(jì)序號(hào)項(xiàng) 目 名 稱成績比例（%）簽 名1指導(dǎo)教師評(píng)定502答辯委員會(huì)評(píng)定50系（部）審核總 成 績（蓋章）年 月 日湖南冶金職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）指 導(dǎo) 教 師 意 見 書學(xué) 生姓 名專業(yè)

2、機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化班級(jí)機(jī)械0231學(xué)號(hào)19畢業(yè)設(shè)計(jì)題 目5噸“l(fā)”型支腿 箱形單主梁門式起重機(jī)設(shè)計(jì) 評(píng) 語 指導(dǎo)教師： （簽名） 年 月 日湖南冶金職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）任務(wù)書學(xué) 生姓 名專業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化班級(jí)機(jī)械0231學(xué)號(hào)19畢業(yè)設(shè)計(jì)題 目5噸“l(fā)”型支腿 箱形單主梁門式起重機(jī)設(shè)計(jì)要求完成的主要工作量1張手繪小車裝配圖1張手繪卷筒裝配圖1張cad小車裝配圖1張cad卷筒裝配圖3張cad零件圖1份設(shè)計(jì)說明書畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)完成日期從 年 月 日 至 年 月 日指導(dǎo)教師(簽 名)教研室主任(簽 名)系（部）審核： （簽章）湖南冶金職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）答辯表學(xué) 生姓 名

3、專業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化班級(jí)機(jī)械0231學(xué)號(hào)19畢業(yè)設(shè)計(jì)題目5噸“l(fā)”型支腿 箱形單主梁門式起重機(jī)設(shè)計(jì)主答辯委員答辯時(shí)間 年 月 日(上、下午)向?qū)W生提出的主要問題前言隨著社會(huì)的發(fā)展進(jìn)步,建設(shè)創(chuàng)新型國家,培養(yǎng)創(chuàng)新型人才已經(jīng)越來越成為一個(gè)非常迫切的任務(wù).畢業(yè)設(shè)計(jì)作為我們大專學(xué)生在校學(xué)習(xí)的最后一個(gè)教學(xué)環(huán)節(jié),搞好畢業(yè)設(shè)計(jì)工作,不斷提高畢業(yè)質(zhì)量,也成為了培養(yǎng)學(xué)生成材的一個(gè)重要環(huán)節(jié).大專生畢業(yè)設(shè)計(jì)即是一種創(chuàng)新研究的嘗試. 起重機(jī)機(jī)械主要用于裝卸和搬運(yùn)物料,不僅廣泛用于工廠 港口建筑工地等生產(chǎn)領(lǐng)域,通過起重機(jī)吊鉤或其他吊具的起升,下降及移動(dòng)完成各物品的裝卸和移動(dòng),使用起重機(jī)能減輕工人勞動(dòng)強(qiáng)度,提高勞動(dòng)生

4、產(chǎn)率,甚至完成人們無法直接完成的某些工作. 由于本人是第一次單獨(dú)完成這項(xiàng)復(fù)雜的工作,其結(jié)論必有許多不足之處,望老師們能給予批評(píng)指正,我將積極改正并予以誠摯的感謝! 編 者 2007 年 6 月畢業(yè)設(shè)計(jì)題目及原始數(shù)據(jù)題號(hào)起重量跨度工作級(jí)別起升高度起升速度小車運(yùn)行速度大車運(yùn)行速度25t25.5a71215(m7)40110說明;1.大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的工作級(jí)別與起升機(jī)構(gòu)相同,小車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的工作級(jí)別一律為m5級(jí); 2.表中所列速度要求,在計(jì)算后所得的實(shí)際數(shù)值可允許有15%的偏差. 目 錄前言.1(一) 畢業(yè)設(shè)計(jì)題目及原始設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)2(二) 小車起升機(jī)構(gòu)和運(yùn)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算3(三) 卷筒及部件的設(shè)計(jì)計(jì)算.18

5、(四) 門架及部件的設(shè)計(jì)計(jì)算.21(五) 大車及部件的設(shè)計(jì)計(jì)算.52(六) 小 結(jié).59(七) 參 考 文 獻(xiàn)60設(shè)計(jì)內(nèi)容 計(jì) 算 與 說 明結(jié) 果1)確定起升機(jī)構(gòu)傳動(dòng)方案，選擇 滑輪組和吊鉤組 2)選擇鋼絲繩3)確定沿輪主尺寸4)確定卷筒尺寸，并驗(yàn)算強(qiáng)度5)選電動(dòng)機(jī)6)驗(yàn)算電動(dòng)機(jī)發(fā)熱條件7)選擇減速器8)驗(yàn)算起升速和實(shí)際所需功率9)校核減速器輸出軸強(qiáng)度10)選擇制動(dòng)器11)選擇聯(lián)軸器12)驗(yàn)算起動(dòng)時(shí)間13)驗(yàn)算制動(dòng)時(shí)間14)高速浮動(dòng)軸計(jì)算1確定機(jī)構(gòu)傳動(dòng)方案2)選擇車輪與軌道并驗(yàn)算其強(qiáng)度 3)運(yùn)行阻力計(jì)算4)選電動(dòng)機(jī)5)驗(yàn)算電動(dòng)機(jī)發(fā)熱條件6)選擇減速器7)驗(yàn)算運(yùn)行速度和實(shí)際所需功率8)驗(yàn)算起動(dòng)

6、寸時(shí)間9)按起動(dòng)工況校核減速器功率10夠驗(yàn)算起動(dòng)不打滑條件11)選擇制動(dòng)器12)選擇高速軸器及制動(dòng)輪13）選擇低速軸聯(lián)軸器14）驗(yàn)算低速浮動(dòng)軸強(qiáng)度1)卷簡(jiǎn)心軸計(jì)算2)選擇軸承3)繩端固定裝1 . 門架主要尺寸定1）主梁幾何和特性2支腿幾何尺寸和幾何特性 3)下橫梁截面尺寸及幾何特性4)主粱支腿抗彎剛度比5)大車輪距取2.門架的計(jì)算載荷1主梁?jiǎn)挝婚L度質(zhì)量2小車輪壓3)小車制動(dòng)時(shí)由于貨重和小車自重引起的慣性力4）大車制動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的慣性力5）風(fēng)載荷主梁的內(nèi)力計(jì)算1)垂直面內(nèi)應(yīng)力1。 起升機(jī)構(gòu)計(jì)算 按照布置宜緊湊的原則，決定采用圖4-10的方塞。如圖4-22所示，采用了雙聯(lián)滑輪組。按q=5t查表42取滑

7、輪組倍率 ih=2，承載繩分支數(shù)； z=2ih =4圖4-22 起升機(jī)構(gòu)計(jì)算簡(jiǎn)圖查起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表8選圖號(hào)為g13吊鉤組，得其質(zhì)量g0=99kg,兩動(dòng)滑輪間距 a=200mm 若滑輪組用滾動(dòng)軸承，當(dāng) ih =2，查表得滑輪組效率：=0.99鋼絲繩所受最大拉力: smax=12.876kn 查通用機(jī)械表2-4中級(jí)工作類型(工作級(jí)別m7)時(shí)，安全系數(shù)n=7,鋼絲繩計(jì)算破斷拉力sb sb=nsmax=5.512.876=90.132kn 查起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表l選用瓦林吞型纖維芯鋼絲繩6x19w+fc，鋼絲公稱抗拉強(qiáng)度1670mpa，光面鋼絲，右交互捻，直徑d=13mm，鋼絲繩最小破斷拉力sb=93

8、.14kn,標(biāo)記如下； 鋼絲繩13nat6l9w十fcl670zs93gb8918-88 滑軸的許用最小直徑： dd(e-1)=13(25-1)=312mm式中系數(shù)e=25由1通用機(jī)械表1-6查得。由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表2選用滑艷直徑d=315mm,，取平衡滑輪直徑dp0.6d=06 315=189mm 由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表4選用鋼絲繩直徑d=13mm.d=315mm.滑輪軸直徑d=90mm的f型滑輪標(biāo)記為： 滑輪f13x 25590 zb j80 006987由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表5平衡滑輪選用d=13mm，d=225mm,滑輪軸直徑d6=45mm的f型滑輪標(biāo)記為：滑輪f13x22545 zb

9、j80 006987 確定卷筒尺寸，并驗(yàn)算強(qiáng)度： dd(e-1)=13(25-1)=312mm由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表13選用d=315mm，卷簡(jiǎn)繩槽尺寸由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表143查得槽距，t=13mm，槽底半徑r7mm 卷筒尺寸:l=2=2(=984.32mm 取l=1500mm式中 z0附加安全系數(shù),z0=2; l1卷槽不切槽部分長度,取其等與吊鉤組動(dòng)滑輪的間距,即l1=a=200,實(shí)際長度在鋼絲繩偏斜角允許范圍內(nèi)可適應(yīng)增減。d0卷筒計(jì)算直徑d0=d+d=431mm卷筒壁厚：=0.02d+(610)=0.02400+(610)=1418mm取=15mm卷筒壁壓應(yīng)力驗(yàn)算: 選用灰鑄鐵ht200,

10、最小抗拉強(qiáng)度b=195 n/cm2許用應(yīng)力:y= 130mpaymax3d,尚應(yīng)驗(yàn)算彎矩產(chǎn)生的拉應(yīng)力,卷筒彎矩圖示于圖卷筒的最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中間時(shí):m=w=0.1式中 d卷筒外徑,d=400mm di=卷筒內(nèi)徑,di=370mm于是i=mw/w=8369400/1714597.5=4.9 mpa合成應(yīng)力：=+=20.995n/2式中許用拉應(yīng)力=39mpa 1ll 卷筒強(qiáng)度驗(yàn)算通過。 卷筒a315x15007x13122左zb j80 007287 計(jì)算靜功率; nj=(q+g0)v/10260=14.7kw式中 機(jī)構(gòu)總效率，一般=o80.9，取=085電動(dòng)機(jī)計(jì)算功率，nekdnj=

11、0.914.7=13.23kw式中 系數(shù)k對(duì)于m級(jí)機(jī)構(gòu)，kd=o85095,取kd=0.9 查起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表30選用電動(dòng)機(jī)jzr-42-8，其中n（25）=16kw n=715rpm,gd=1.46kg.m,電機(jī)質(zhì)量=260kg 按照等效功率法，求jc=25時(shí)所需的等效功率： nkr=0.850.8714.7=10.62kw 式中k工作級(jí)別系數(shù)。對(duì)于m級(jí)，k=0.85 r系數(shù)，根據(jù)機(jī)構(gòu)平均起動(dòng)時(shí)間與平均工作時(shí)間的比值（t/t）查得，一般起升機(jī)構(gòu)t/t=0.1查得r=0.87由以上計(jì)算結(jié)果 n，故初選電動(dòng)機(jī)能滿足卷筒轉(zhuǎn)速; n=23.07r/min 減速器總傳動(dòng)比; =31 查起重機(jī)課程設(shè)計(jì)

12、附 表35選zq5003ca減速器，當(dāng)工作類型為重級(jí)(相當(dāng)工作級(jí)別為m級(jí))時(shí)，許用功率n=12.8kw,=31.5,質(zhì)量g=345kg，入軸直徑=50mm，軸端長=85mm(錐形) 實(shí)際起升速度; =15=15.24m/min 誤差： =x100=1.6=15 實(shí)際所需等效功率： =10.6=10.24kwne(25)=16kw 由(1)公式(616)得輸出軸最大徑向力： rmax=（as+g）r式中 as=2x12876=25752n n=25.752kn-卷筒上卷繞鋼絲繩引起的載荷， g=4.56kn-卷筒及軸自重，參考附表14估計(jì)， r=20.5knzq5oo減速器箱出軸端最大允許徑向載

13、荷，由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表40查得。所以rmax=1/2(25.75+456)=15.155knr=20.5kn 由1公式(6-7)得輸出軸最大扭矩： mmax=(07一08)式中 me=9750=218 nm-電動(dòng)機(jī)軸額定力矩， max=2.8-當(dāng)jc=25%時(shí)電動(dòng)機(jī)最大力矩倍數(shù)，由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表33查出， o=0.95-減速器傳動(dòng)效率， m=26500 nm-減速器輸出軸最大容許轉(zhuǎn)矩，由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表36查得。mmax=0.8x 2.8x218x23.34x0.95=10827.5n.mm飛輪力矩(gd)=0.403kg.m 質(zhì)量g=23.6kg 浮動(dòng)軸的兩軸端為圓柱形d=45mm,

14、1=85mm 靠減速器軸端聯(lián)軸囂 由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表43選用帶300mm制動(dòng)輪的半齒輪聯(lián)軸器，其圖 號(hào)為s124，最大容許轉(zhuǎn)矩m=3150nm,飛輪矩(gd)=18kgm質(zhì)量g=385kg。為與制動(dòng)器ywz-31523相適應(yīng)，將s124聯(lián)軸器所帶300mm制動(dòng)輪修改為中315mm應(yīng)用起動(dòng)時(shí)間：t= 式中 (gd)=(gd)十(gd2)十(gd)=1.46十0.403十18=3.668kgm 靜阻力矩;mj=(q+g)d/2i=(5000+99)0.413/2231.50.85=19.66kgm=196.6nm 平均起動(dòng)轉(zhuǎn)矩： mq=1.5me=15218=327nm 通常起升機(jī)構(gòu)起動(dòng)時(shí)間為1

15、一5s此處tq1s，可在電氣設(shè)計(jì)時(shí)，增加起動(dòng)電阻，延長起動(dòng)時(shí)間，故聽選電動(dòng)機(jī)合適 制動(dòng)時(shí)間： 式中 由（1)表6-6查得許用減速度，a0.2， a=v/t 故. t=1.27tt 故合適1）疲勞計(jì)算 2起升機(jī)構(gòu)疲勞計(jì)算基本載荷 =1.09218=237.62式中 -動(dòng)載系數(shù)，=1/2(1+)=1/2(1+1.18)=1.09 起升載荷動(dòng)裁系數(shù)(物品起升或下降制動(dòng)的動(dòng)載效應(yīng))， 1+0.71v=1+0.7115.24/60=1.18 由前節(jié)巳選定軸徑d=45mm, 因扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： n/m=13.03mpa 軸材料用45號(hào)鋼，=600mpa，=300mpa，彎曲：=0.27(=0.27(600+30

16、0)=243mpa 扭轉(zhuǎn) =140mpa =0.6300=180mpa 軸受脈動(dòng)循環(huán)的許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力， =式中 k=kk一考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應(yīng)力集中系數(shù)， k與零件幾何形狀有關(guān)，對(duì)于零件表面有急劇過渡和開有鏈槽及緊合區(qū)段，k=1525， k一一與零件表面加工光潔度有關(guān).對(duì)平面粗糙度為3.2的零件 k=1151.2：對(duì)于平面粗糙度為12.5的零件，k=1.25135 此處取k=21.25=2.5 考慮材料對(duì)應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱的敏感系數(shù)，對(duì)碳鋼及低合金鋼=0.2，n1-安全系數(shù)，n1=1.25(由2表30查得) = =88.9mpa故 通過 (2)強(qiáng)度驗(yàn)算 軸所受最大轉(zhuǎn)矩： m=me=11

17、8218=257.24mpa 最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： = 14.114mpa 許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力， =120mpa式中n-安全系數(shù), n=1.5 故通過 浮動(dòng)軸的構(gòu)造如圖4-24所示,中間軸徑d1=d+(510)=50-55mm, 取=55mm !2小車運(yùn)行機(jī)構(gòu)計(jì)算 經(jīng)比較后，確定采用如圖4-25所示的傳動(dòng)方案 圖4-25 小車運(yùn)行機(jī)構(gòu)傳動(dòng)簡(jiǎn)圖 車輪最大輪壓：小車質(zhì)量估計(jì)取gxc=4000kg。假定輪壓均布：pmax=2250kg=22500n車輪最小輪壓： pmin=1000kg=10000n 初選車輪：由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表17可知，當(dāng)運(yùn)行速度0.9,，工作級(jí)別為 重級(jí)時(shí)，車輪直徑d=250mm，軌道型號(hào)

18、為11kgm(p18)的許用輪壓為2.21tpmax=2.25t。根據(jù)gb462884規(guī)宅，頁徑系列為dc=250、315。400、500，630mm，故初步選定車輪直徑dc=315mm。而后校核強(qiáng)度強(qiáng)度驗(yàn)算可按車輪與軌道為線按觸及點(diǎn)接觸兩種情況驗(yàn)算車輪接觸強(qiáng)度。車輪踏面疲勞計(jì)算載荷 pc=10833n車輪材料，取zg340-640，=340mpa,=640mpa 線接觸局部擠壓強(qiáng)度： =6.031519.4 0.970.8=28452.8n式中 許用線接觸應(yīng)力常數(shù)(nmm)，由1表52查得=6： 車輪與軌道有效接觸強(qiáng)度，對(duì)于軌道p11(由附表22)，=b=19.4mm： c轉(zhuǎn)速系數(shù)，由1表5

19、-3，車輪轉(zhuǎn)速n=40.44rpm時(shí)c=0.97 ， c工作級(jí)別系數(shù)，由(1)表5-4，當(dāng)為m級(jí)時(shí)c2=0.8 pcp， 故通過 點(diǎn)接觸局部擠壓強(qiáng)度 =kcc=0.1320.970.8=24318.75n式中 k許用點(diǎn)接觸應(yīng)力常數(shù)(nmm2)，由15-2查得k2=0.181 r-曲率串徑，車輪與軌道曲率半徑中的大值，車輪r=d/2=315/2,軌道曲率半徑=90(由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附22查得)，故取r=315/2=157.5 m-由r/r比值(r為r1，r2中的小值)所確定的系數(shù)，r/r=90/157.5=0.75，由1表5-5查得m=0.47 ppc 故通過 根據(jù)以上計(jì)算結(jié)果，選定直徑dc=3

20、15的單輪緣車輪，標(biāo)記為： 車輪dyl一315 gb 462884 摩擦阻力矩; mm=(q+g)(k+) 查起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表19，由d=250mm車輪組的軸承型號(hào)為7512，掘此選dc=315mm 車輪組軸承亦為7518。軸承內(nèi)徑和外徑的平均值d=(90+160)/2=125mm。 由1)表7-l表7-3查得滾動(dòng)摩擦系數(shù)=0.0005，軸承摩擦系數(shù)=0.02，附加阻力系數(shù)：2.0，代人上式得滿載寸運(yùn)行阻力矩：m(q=q)=(5000+4000)(0.0005+0.02x0.125/2)2=31.5kgm=315nm 運(yùn)行摩擦阻力； p(q=q)= = 當(dāng)無載時(shí)： m(q=0)=4000（0

21、.0005 +0.02 2=14kg.m=140nm p(q=0)=888.9n電動(dòng)機(jī)靜功率:n=1.48kw 式中p=pm(q=q)滿載時(shí)靜阻力，=0.9-機(jī)構(gòu)傳動(dòng)效率， m=1-驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)臺(tái)數(shù)。 初選電動(dòng)機(jī)功率:n=kn=1.15x1.48=1.702kw 式中 k電動(dòng)機(jī)功率增大系數(shù)，由1中表7-6查得k=1.15 由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表3o選用電動(dòng)機(jī)jzr-11-6，ne=2.2kw，n=885rmin，(gd)=0.1105kgm;電機(jī)質(zhì)量g=80kg等效功率: n=kn=0.75x1.48x1.12=1.24kw式中 k工作級(jí)別系數(shù)，由1查得，當(dāng)jc=25%時(shí),k=0.75; 由1表6

22、5查得tt=o2,查表圖66得=112。 nxn，故所選電動(dòng)機(jī)發(fā)條件通過 車輪轉(zhuǎn)速; n=40.4r/min 機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比 =21.88 查起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表40選用zsc-400-i-3減速器：=22.4;n =1.9kw(當(dāng)輸入軸轉(zhuǎn)速為1000rmin時(shí))，n 實(shí)際運(yùn)行速度; v=40=39.07m/mim 誤差：=2.3115%合適 實(shí)際所需電動(dòng)機(jī)等效功率:n=n=.1.24=1.21ne故合適起動(dòng)時(shí)間： t=式中 n=885rmin;m=1驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)臺(tái)數(shù)； mq=1.5m=159550=35.63nm 滿載運(yùn)行時(shí)折算到包動(dòng)機(jī)軸上的運(yùn)行靜阻力矩： mj(q=q)=15。63nm 空載運(yùn)行寸

23、折算到電動(dòng)機(jī)上的運(yùn)行靜阻力矩 mj(q=0)=6.94nm 初步估算制動(dòng)輪和聯(lián)軸器的飛輪矩： （gd）+（gd）=0。26kg.m 機(jī)構(gòu)總飛輪矩， c(gd)=c(gd+(gd+(gd=1.15(0.1105+0.26) =0.426kg.m 滿載起動(dòng)時(shí)間： 無載起動(dòng)時(shí)間： 由1表7-6，當(dāng)=40m/min=0.67m/s時(shí),tq推薦值為5.5s,tq(q=q)tq故所選電動(dòng)機(jī)能滿足快速起動(dòng)要求 起動(dòng)狀況減速器傳遞的功率： n= =3kw 式中pd=p+pg=pj+= m運(yùn)行饑構(gòu)中同一級(jí)傳功的減速器個(gè)數(shù)，m=1。 所用減速器的n=19kwt(q=0)”， 故不可能打滑。 滿載起動(dòng)時(shí)，主動(dòng)車輪與

24、軌道接觸處的圓周切向力： t 車輪與軌道的粘著力： f=pf= 故滿載起動(dòng)時(shí)不會(huì)打滑，因此所選電動(dòng)機(jī)合適 由(1)查得，對(duì)于小車運(yùn)行機(jī)構(gòu)制動(dòng)時(shí)間t34s,取t=3s，因此,所需制動(dòng)轉(zhuǎn)矩： m= = -9.81nm由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表1 5選明ywz 520023，其制動(dòng)轉(zhuǎn)矩m=112nm 考慮到所取制動(dòng)時(shí)間t=3s與起動(dòng)時(shí)間t=2，64s很接近，故略去制動(dòng)不打滑條件驗(yàn)算 高速軸聯(lián)軸器計(jì)算轉(zhuǎn)矩，由1（6-26)式： m=n=1.351.823.74=57.71nm式中 m=9750=23.74nm-電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)矩， n-聯(lián)軸器的安全系數(shù)，運(yùn)行機(jī)構(gòu)n=1.35 機(jī)構(gòu)剛性動(dòng)載系數(shù)，=122o，取 由

25、起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表31查電動(dòng)機(jī)jzr116兩端伸出軸各為圓柱形d=35mm，80mm。由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表37查zsz400減速器高速軸端為圓柱形d=30mm，l=55mm。故從起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表41選gcl鼓形鹵式聯(lián)軸器， 主動(dòng)端a型鍵槽d=35mm； l=80mm,從動(dòng)瑞a型鍵槽d30mm,l=55mm。標(biāo)記為；gicl聯(lián)軸器zbj1901389。其公稱轉(zhuǎn)矩tn=630nmm。=957.7nm, 飛輪矩(gd)l= o009kg.m,質(zhì)量gl=5.9kg 高速軸端制動(dòng)輪；根據(jù)制動(dòng)器已選定為ywz520023,由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表16選制動(dòng)輪直徑dz=20cmm，圓柱形袖孔d=35mml=8

26、0mm,標(biāo)記為：制動(dòng)輪200-y35 jbzq4389-86，其飛輪矩gd2z=0.2kgm2，質(zhì)量gz=10kg以上聯(lián)軸器與制動(dòng)輪飛輪矩之和： (gd2)l+(gd2)z=0.209kgm2=與原估計(jì)0.26kgm基本相符，故以上計(jì)算不需修改 低速軸聯(lián)軸器計(jì)算轉(zhuǎn)炬，可由前節(jié)的計(jì)算轉(zhuǎn)矩mc求出 mc=1/2mci0=581.6nm由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表37查得zsc400減速器低速軸端圓柱形d=65mm,l=85mm,取浮動(dòng)鈾裝聯(lián)軸器鈾徑d=60，l=85，由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表42選用兩個(gè)giclz鼓形齒式聯(lián)軸器。其主動(dòng)瑞：y型軸孔a型鍵槽，=65mmo從動(dòng)瑞：y型軸孔，a型鍵槽，d2=60mm

27、,l=85mm,標(biāo)記為： giclz聯(lián)軸器zbj19014-89 由前節(jié)巳選定車輪直徑dc=315mm，由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表19參考350車輪組，取車輪軸安裝聯(lián)軸器處直徑d=65，l=85，同樣選用兩個(gè)giclz3鼓形齒式聯(lián)軸器。其主動(dòng)鈾端，y型軸孔，a型鍵槽d1=60mm，l=85mm，從動(dòng)端：y型軸孔，a型鍵槽d2=65mm，l=85mm，標(biāo)記為： giclz聯(lián)軸器zbjl9014-89(1)疲勞驗(yàn)算 由2運(yùn)行機(jī)構(gòu)疲勞計(jì)算基本載荷： 由前節(jié)已選定浮動(dòng)軸端直徑d=60mm,其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： 浮動(dòng)軸的載荷變化力對(duì)稱循環(huán)(因遠(yuǎn)行機(jī)構(gòu)正反轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩值相同)，材料仍選用45鋼，由起升機(jī)構(gòu)高速浮動(dòng)軸計(jì)算得-1

28、=140mpa，=180mpa,許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：式中k、 ni與起升機(jī)構(gòu)浮動(dòng)軸計(jì)算相同 n -1k 通過(2)強(qiáng)度驗(yàn)算 由(2)運(yùn)行機(jī)構(gòu)工作最大載荷： m=式中考慮彈性振動(dòng)的力矩增大系數(shù)，對(duì)突然起動(dòng)的機(jī)構(gòu)，=1.51.7，此處取甲=1.6， 剛性動(dòng)載系數(shù)，取=1.8。 最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，1610n/m 許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： =120mpa 故通過 浮動(dòng)軸直徑：d=d+(510)=60十(510)=6570mm取d=70mm(參見圖4-24) 卷 簡(jiǎn) 部 件 計(jì) 算 由前面計(jì)算已知數(shù)據(jù)有，卷簡(jiǎn)名義直徑d=400mm螺旋節(jié)距t=16mm;卷筒長度l=1500mm壁厚為d=l5mm 通過做草圖得到卷簡(jiǎn)心軸軋的支

29、點(diǎn)位置(圖58)，并參考有關(guān)資料，決定心它的各段直徑。軸的材料用45號(hào)鋼 1. 支座反力(圖5-8，a)：ra=12876(200+656+200)+12876(656+200)/1660=14724nrb=21287619790=11028n心軸右輪轂支承處最大彎矩， mw=rb20=11028x20=220560ncm 2 疲勞計(jì)算：對(duì)于疲勞計(jì)算采用等效彎矩，由表2-7查得等效系系數(shù)=1.1，等效彎矩 md=kdmw1.1 220560=220560ncm彎曲應(yīng)力： w=70.73mpa心軸的載荷變化為對(duì)稱循環(huán)。由211,2-13式知許用彎曲應(yīng)力：軸材料用45號(hào)鋼，其b=600mpa;s=

30、300mpa，-1w=0.43b=258mpa式中 n=1.6安全系數(shù)（見2-18）； k應(yīng)力集中系數(shù)； kx1.4與零件幾何形狀有關(guān)的應(yīng)力集中系數(shù)； km1.15面加工光滑度有關(guān)的應(yīng)力集中系數(shù)，按5查得 故 ：-1w=100mpa w -1w 通過1 靜強(qiáng)度計(jì)算：卷筒軸屬于起升機(jī)構(gòu)低速軸零件，其動(dòng)力系數(shù)可由表2-5查得，=1.2, =264672nm max=77.16mpa 許用應(yīng)力： w=s / n= 185.5mpa maxw 通過 故卷筒軸的疲勞和靜強(qiáng)度計(jì)算通過由于卷筒心軸上的左軸承的內(nèi)、外座圈以同樣速轉(zhuǎn)動(dòng)，故無相對(duì)運(yùn)動(dòng)可按照額定靜載荷來選擇。右軸承的外座圈固定，內(nèi)座圈與心軸一同旋轉(zhuǎn)

31、， 應(yīng)按照額定動(dòng)負(fù)荷來選擇（可參考4選擇）1 左端軸承：由4 （19-16）式軸承的額定靜負(fù)荷 c0n0p0式中 c0 額定靜負(fù)荷； p0當(dāng)量靜負(fù)荷； n0安全系數(shù)，由4表19-7取。參考起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表8，選用中型雙排珠軸承，型號(hào)1313，由4表19-9查得軸承的額定靜負(fù)荷c=22900n，左軸承的當(dāng)量靜負(fù)荷： p0= fdra=1.114724=16196.4n式中 fd=1.1-動(dòng)負(fù)荷系數(shù)，由4表19-6選取n=1.0416196.4=16844c安全。2 右端軸承：令右端軸承也采用1311，其額定動(dòng)負(fù)荷c=40300n右軸承的徑向負(fù)荷 fr= fdrb=1.111028=12130.

32、8n 軸向負(fù)荷 fa=0設(shè)m5級(jí)工作類型的軸承工作時(shí)數(shù)lh=4000h,，由4表19-16查得1311軸承的e=0.23,，令 fa/ fr=0e,故x=1,y=2.7,當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷 p=xfr+yfa=112130.8+2.70=12130.8n 由7（19-2）式：lh= (c/p)=1.067故動(dòng)負(fù)荷c=(c/p)p=1.60712130.8=19494nc 根據(jù)鋼繩直徑為13mm,由4表311選擇壓板固定裝置(圖59)并將壓板的繩槽改用 =40梯形槽.雙頭螺柱的直徑m16 已知卷筒長度計(jì)算中采用的附加圈數(shù)z0=2，繩索與卷筒繩槽間的摩擦系數(shù)j=0.15.則在繩端固定處的作用力: s= 壓

33、板螺栓所受之拉力： p=式中 f1-壓板梯形槽與鋼繩的換算摩擦系數(shù)。 當(dāng)=40時(shí)。 f1=螺拄由拉力和彎矩作甩的合成應(yīng)力： =1.3p/z(d21/4)+mw/0.1d3z式中 z=2(螺柱數(shù)) d1=13.8mm(螺紋內(nèi)徑) mw=sl= 1956.81.8=3522 n.cm(彎矩) = 螺枉材料為q235，屈服極限s=240mpa,則許用拉伸應(yīng)力為： (由表2-21取安全系數(shù)n=1.6) l=s/ n=150mpa l 通過 門架的主要構(gòu)件有主粱，支腿和下橫粱，皆采用箱形結(jié)構(gòu)。主粱截面如圖824所示，其幾何尺寸如下： 主梁幾何尺寸 高度h（1/151/25）l =（1/151/25）x

34、22 =1.470.88m 取 h=1.516m 寬度b(060.8)h =(0.60.8)x1.52=0.911.21m 取 bs=1.10m; bx=0.96m 取副膻板厚度 2=0.6cm 其它板厚 1=3=4=0.8cm 其余尺寸 h=150cm,b=910cm腹板間距) 主梁幾何特性 面 積 f=3748cm2 靜面矩 sx=10150cm3; sy=6860cm3 慣性矩 ix=565cm4 iy=546465 cm4 截面模數(shù) wx=56454 cm3; wyl=54454cm3; wyr=54422 cm3; 支腿總體尺寸 支腿幾何圖形如圖8-25示參考同類型超重機(jī)，采用“l(fā)”

35、型支腿, 確定總體幾何尺寸如下: h=805m，h1=1.35m，h2=o40m，h3=150m，h4=200mh5=13.765m h=825m l=1.60m l=540m a=4.05m l=700mb=8.592m 計(jì)算門架內(nèi)力時(shí)，取計(jì)算高度， h=h+h1+h2=i35十805十o4=9.80m 計(jì)算內(nèi)力時(shí)，取計(jì)算高度: h=h=8.05ma-a截面: ixa-a=727588cm4; iya-a=l432431cm4;wya-a=17101cm3b-b截面：ixb-b=403208cm4; ixb-b =19511104;wyb-b= 19356cm3折算慣性矩：ixz=56539

36、8 cm4;iyz=16917704下橫梁截面幾何尺寸如圖8-27所示，其截面幾何特性為，cc截面： izc-c=1789263cm4;iyc-c=1113443 cm4 wyc-c=148855 cm3wzc-c =47713 cm3 d-d截面：izd-d =23452984 ; izd-d=99059c4， wyd-d=6338.63wyd-d =3301.93系數(shù):k=i2/i1h/l式中 i2主梁繞x軸慣性矩; i1= ix2=565398cm4支腿折算慣性矩， h=9.8m，l=22m k=i2/i1*h/l=(1328762/565398)(9.8/22)=1kdc=(1/4-1

37、/5)l0=9.16m 取 kdc=7m門架的計(jì)算載荷：q=50.13n/cm主梁的單位長度質(zhì)量：qf=q=150.13=50.13n/cm式中起升沖擊系數(shù)，由第二章，取=1。小車輪：?jiǎn)沃髁盒≤囉袃蓚€(gè)垂直車輪輪壓 2p=q+gxc計(jì)算輪壓：2pj=gxc+(q+go)由第二章，動(dòng)力系數(shù)可按下式計(jì)算：=1+0.01vq=1+0.017.8=1.078取=1.15則2pj=16999+1.15(16000+322)=252539npj=252539/2=126269n由式（8-10）可知，小車制動(dòng)時(shí)的慣性力受限于小車車輪與軌道的粘著力，即pxgfv式中 f粘著系數(shù)，f=0.15 v主動(dòng)車輪輪壓，pxgfv=0.15=0.15=17140.94n由式（8-7）可知，大車制動(dòng)時(shí)引起的慣性力也受限于車輪與軌道的粘著力主梁自重引起的慣性力；在本例中，大車車輪總數(shù)為4，主動(dòng)車車輪數(shù)為2，尺寸a和b見圖8-24：貨物自重和小車自重引起的慣性力 若取作用在處； =支腿自重引起的慣性力支腿自重：gt=3853kg=0.153853主梁自重引起慣性力化成均布截荷 作用于貨物的風(fēng)載荷當(dāng)q=16t時(shí)，fw=10m2; c=1.