起重小車設計

1、起重機小車總體設計說明書 班級：機09-5班 姓名：路俊亮 學號：0964103504設計任務書學 生 姓 名指 導 教 師設計（論文）題目橋式起重機小車設計計算主要研究內容1. 小車總體設計；2. 主起升機構設計計算；3. 小車運行機構設計計算；研究方法查閱搜集與分析研究相關國內外資料，綜合所學基礎與專業(yè)知識，遵循機械零件與本專業(yè)相關標準，在小組充分討論基礎上，制定合理的具有先進性的設計方案，按時完成本設計提出的全部內容。主要技術指標(或研究目標)小車的主起升機構設計參數： 起重量40t，起升高度12m，起升速度13m/min 起升機構工作級別M6， 小車運行機構設計參數： 工作級別M6，運

2、行速度45m/min，小車參考自重：約16t主要參考文獻1 張質文. 起重機設計手冊.北京：中國鐵道出版社，20012 成大先. 機械設計手冊(單行本).北京：化學工業(yè)出版社，20043 陳道南起重運輸機械冶金工業(yè)出版社，20054 華玉潔. 起重機設計規(guī)范S.北京: 中國標準出版社，19845 濮良貴機械設計高等教育出版社，2000.126 陳國璋起重機計算實例中國鐵道出版社，20057 胡宗武. 起重機設計計算.北京：北京科技出版社，1989前言橋式起重機是橫架于車間、倉庫和料場上空進行物料吊運的起重設備，由于它的兩端支承在支架上，形狀似橋，并可沿導軌行走，又稱“天車”。 隨著科學技術的迅

3、速發(fā)展，國內外各種先進的電氣控制和機械技術正逐步應用到起重機上，起重機的自動化程度越來越高，結構日趨簡單，性能愈加可靠，起重越來越大，品種越來越全。對于起重量大、跨距大的起重設備多采用雙梁橋式起重機，它有一個兩根箱型主梁和兩根橫梁構成的雙梁橋架，在橋架上運行小車，可垂直起吊和水平搬運各類物件。橋式起重機的橋架沿鋪設在兩側高架上的軌道縱向運行，可以充分利用橋架下面的空間吊運物料，不受地面設備的阻礙。它是使用范圍最廣、數量最多的一種起重機械。伴隨著工業(yè)的迅速發(fā)展和科學技術的不斷進步，橋式起重機在結構設計及自動化程度上相繼出現了一些新的變化和新的特點，在結構上國內起重設備已采用計算機優(yōu)化設計，以提高

4、起重機的機械性能，在起重質量方面逐步向大型化發(fā)展，大型橋式起重機正在鋼鐵、水利、發(fā)電等行業(yè)不斷出現，家喻戶曉的三峽發(fā)電廠安裝的兩臺1200/125T的橋式起重機，07年9月起重量達2萬噸的橋式起重機在山東煙臺佛士船廠投入使用，它標志著我國起重行業(yè)已達到世界先進水平。橋式起重機在現代工業(yè)生產和起重運輸中充分應用到生產過程的機械化、自動化等，故橋式起重機在室內外工礦企業(yè)、鋼鐵化工、鐵路交通、港口碼頭以及物流周轉等部門和場所均得到廣泛的運用。所以起重機已是現代工業(yè)生產中不可或缺的一種設備。起重機小車的構造橋式起重小車主要由起升機構、小車運行機構和小車架三部分組成；另外，還有一些安全防護裝置。起升機構

5、包括電動機、制動器、減速器、卷筒和滑輪組。電動機通過減速器，帶動卷筒轉動，使鋼絲繩繞上卷筒或從卷筒放下，以升降重物。小車運行機構包括電動機、制動器、減速器、車輪組等。小車架是支托和安裝起升機構和小車運行機構等部件的機架，通常為焊接結構。起升機構的傳動方案采用閉式傳動的起升機構構造型式 而圖中電動機與減速器之間采用一中間軸，軸的一端聯(lián)有半齒聯(lián)軸器，另一端則聯(lián)有帶制動輪的半齒聯(lián)軸器。像這種在兩個半齒聯(lián)軸器之間沒有外支座的中間軸，除允許徑向和角度有微量偏移外，由于可沿軸向稍微串動，因此稱它為浮動軸。利用浮動軸聯(lián)接比彈性柱銷聯(lián)軸器或全齒聯(lián)軸器有兩大優(yōu)點：1）容許較大的安裝誤差，而且軸愈長允許的安裝誤差

6、愈大；2）由于足夠的維修操作空間，便于拆卸和更換零件；3）使小車由于自重引起的輪壓分布均勻。利用浮動軸的缺點是增加了零件數量和增大了轉動慣量，因而在起動與制動時增加了動力矩。選擇如圖所示的閉式傳動方案。即在電動機與減速器之間采用一根浮動軸，把卷筒軸與減速低速軸合并為一根軸。小車運行機構的傳動方案對于具有四個車輪其中半數為主動輪的小車運行機構，其傳動方案可分為兩大類：帶有開式齒輪傳動的和全部為閉式齒輪傳動的。減速器裝在小車中間的運行機構 1-電動機；2-制動器；3-立式減速器；4-車輪；5-半齒輪聯(lián)軸器； 6-浮動軸；7-全齒輪聯(lián)軸器全部為閉式齒輪傳動方案如圖。這種方案的運行機構由電動機、制動器

7、、立式減速器、車輪、半齒聯(lián)軸器、浮動軸、全齒聯(lián)軸器等組成。這個方案中由于齒輪的維護保養(yǎng)條件好，齒輪傳動構成獨立的減速器部件，因此機構的裝拆分組性好。圖為減速器在兩車輪中間的型式。在這種方案中，傳動軸所受的扭矩較小。減速器出軸與車輪軸之間可采用半齒聯(lián)軸器5和浮動軸6聯(lián)接，或用一個全齒聯(lián)軸器7和一根浮動軸6聯(lián)接。由于安裝的偏差允許稍大一些，因而安裝方便。一般起重量10噸以上的橋式起重機小車都采用這種方案。起重小車的計算1.起升機構計算1確定起升機構傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組選定傳動方案。按Q=40t，查1表4-2取滑輪組倍率，承載繩分支數： （4-1）查1附表6選短型吊鉤組，圖號為T1-362.

8、1508。得其質量：兩端滑輪間距 A=87mm。2 選擇鋼線繩若滑輪組采用滾動軸承，當，查1表2-1得滑輪組效率鋼絲繩所受最大拉力： （4-2）查2表2-4,中級工作類型(工作級別M6)時,安全系數n=5.5。鋼絲繩計算破斷拉力： （4-3）查1附表1選用纖維芯鋼絲繩6×19W+FC，鋼絲公稱抗拉強度1670MPa，光面鋼絲，左右互捻，直徑d=20mm，鋼絲繩最小破斷拉力Sb=220.4KN，標記如下：鋼絲繩 20NAT6×19W+FC1670ZS233.6GB8918-883 確定滑輪主要尺寸滑輪的許用最小直徑： （4-4）式中系數e=25由2表2-4查得。由1附表2選用

9、滑輪直徑D=500mm，由于選用短型吊鉤，所以不用平衡滑輪?；喌睦K槽部分尺寸可由1附表3查得。由附表4選用鋼絲繩d=20mm，D=500mm，滑輪軸直徑D5=100mm的E1型滑輪，其標記為：滑輪E120×500-100ZBJ80006.8-874 確定卷筒尺寸并驗算強度卷筒直徑：。由1附表13選用D=500mm，卷筒繩槽尺寸由3附表14-3查得槽距，t=22mm，槽底半徑r=11mm 卷筒尺寸： （4-5）取L=2000mm式中 Z0附加安全系數，取Z0=2； L1卷槽不切槽部分長度，取其等于吊鉤組動滑輪的間距，即L1=A=87mm，實際長度在繩偏斜角允許范圍內可以適當增減； D

10、0卷筒計算直徑D0=D+d=500+20=520mm 卷筒壁厚： （4-6）取=20mm卷筒壁壓應力驗算： （4-7）選用灰鑄鐵HT200，最小抗拉強度許用壓應力：=130Mpa。故抗壓強度足夠 卷筒拉應力驗算：由于卷筒長度L3D，尚應校驗由彎矩產生的拉應力，卷筒彎矩圖示與圖4-5 圖4-5 卷筒彎矩圖卷筒最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中間時： = （4-8）=33123595N·mm 卷筒斷面系數：=0.1=0.1×=3545088 （4-9）式中卷筒外徑，=500mm； 卷筒內徑，=-2=500-2×20=460mm于是 =9.34Mpa （4-10）合成應力：

11、 （4-11）式中許用拉應力 =39MPa 卷筒強度驗算通過。故選定卷筒直徑=500mm，長度L=2000mm；卷筒槽形的槽底半徑=11mm，槽距=22mm；起升高度=16m，倍率=3。卷筒 A500×2000-11×22-16×3左ZBJ80007.2-875 選電動機驗算電動機發(fā)熱條件計算靜功率：=40.1KW （4-12）式中機構總效率，一般=0.80.9，取=0.85電動機計算功率：=0.840.1=32.11KW （4-13）式中系數由2表6-1查得，對于級機構，=0.750.85，取=0.8查1附表28選用電動機YZR 250M2，其（25%）=33K

12、W，=725rpm，=7.0kg·，電動機質量=513kg。按照等效功率法，求=25%時所需的等效功率：··=0.75×0.85×40.1=25.6KW （4-14）式中工作級別系數，查2表6-4，對于M5M6級，=0.75； 系數，根據機構平均起動時間與平均工作時間的比重（/）查得。由2表6-3，一般起升機構/=0.10.2，取/=0.1，由2圖6-6查=0.85。 由以上計算結果，故初選電動機能滿足發(fā)熱條件6 選擇標準減速器卷筒轉速：=18.7r/min 減 速 器 總 傳 動 比：=38.8查1附表35選ZQ-650-3CA減速器，當工作

13、類型為中級（相當工作級別為M5級）時，許用功率N=31.5KW，=40.17，質量=878，主軸直徑=60mm，軸端長=110mm（錐形）。7 驗算起升速度和實際所需功率實際起升速度： （4-16） 誤差：=×100%=×100%=3.9%=15% （4-17） 實際所需等效功率：8 校核減速器輸出軸強度由2公式（6-16）得輸出軸最大徑向力：= （4-18）式中=2×34630=69260N=69.26KN卷筒上卷繞鋼絲所引起的載荷；=9.81KN卷筒及軸自重，參考1附表14估計R=89.5KNZQ650減速器輸出軸端最大允許徑向載荷，由1附表36查得。=39.

14、5KN=89.5KN由2公式（6-17）得輸出軸最大扭矩：=（0.70.8） （4-19）式中=9750=443.8Nm電動機軸額定力矩； =2.8當=25%時電動機最大力矩倍數； 減速器傳動效率； Nm減速器輸出軸最大容許轉矩，由1附表36查得。=0.8×2.8×443.8×40.17×0.95=37936Nm=96500Nm 由以上計算，所選減速器能滿足要求。9 選擇制動器所需靜制動力矩： （4-20）式中=1.75制動安全系數，由2第六章查得。由1附表15選用YWZ5-315/50制動器，其制動轉矩=360710Nm，制動輪直徑=315mm，制動器

15、質量=61.410 選擇聯(lián)軸器高速聯(lián)軸器計算轉矩，由2（6-26）式： (4-21)式中電動機額定轉矩（前節(jié)求出）； =1.5聯(lián)軸器安全系數； =1.8剛性動載系數，一般=1.52.0。由1附表29查得YZR-250M2電動機軸端為圓錐形，。從1附表34查得ZQ-650減速器的高速軸為圓錐形?？拷妱訖C軸端聯(lián)軸器 由1附表43選用CLZ半聯(lián)軸器，其圖號為S180，最大容許轉矩=3150Nm值，飛輪力矩kg·m，質量=23.2kg浮動軸的兩端為圓柱形靠減速器軸端聯(lián)軸器 由1附表45選用帶制動輪的半齒聯(lián)軸器,其圖號為S198,最大容許轉矩=3150Nm，飛輪力矩 kg·m,質量

16、37.5kg。為與制動器YWZ5-315/50相適應，將S198聯(lián)軸器所需制動輪，修改為。11 高速浮動軸計算（1）疲勞計算 軸受脈動扭轉載荷，其等效扭矩： (4-22)式中動載系數=0.5（1+）=1.065 起升動載系數=1+0.71v=1+0.7110.6/60=1.13由上節(jié)選擇聯(lián)軸器中，已經確定浮動軸端直徑d=55mm,因此扭轉應力 (4-23)軸材料用45號鋼，彎曲：=0.27（+ ）=0.27（600+300）=243MPa扭轉：= /=243/=140MPa =0.6=0.6300=180MPa許用扭轉應力：由1中式（2-11），（2-14） (4-24)式中考慮零件幾何形狀和

17、零件表面狀況的應力集中系數；與零件幾何形狀有關，對于零件表面有急劇過渡和開有鍵槽及緊配合區(qū)段，=1.52.5與零件表面加工光潔度有關，此處取k=2×1.25=2.5考慮材料對應力循環(huán)對稱的敏感系數，對碳鋼，低合金鋼安全系數，查1表30得因此, 故, 通過。（2）強度計算 軸所受的最大轉矩 (4-25)最大扭轉應力： (4-26)許用扭轉應力： (4-27)式中：安全系數，由1表2-21查得 故合適。高速浮動軸構造如圖所示中間軸徑，取 2.小車運行機構計算1 選擇車輪與軌道并驗算其強度車輪最大輪壓：小車質量估計取16t。假定輪壓均布，則 （4-28）車輪最小輪壓： （4-29）初選車輪

18、：由1表3-8-15 ，當運行速度大于40m/min小于60m/min ，工作級別為M6時，車輪直徑，軌道型號為。許用輪壓大于，GB462884規(guī)定，直徑系可取250,315,400,500,630，故初步選定車輪直徑=400mm，而后校核強度。強度驗算：按車輪與軌道為線接觸及點接觸兩種情況驗算車輪接觸強度車輪踏面疲勞計算載荷： （4-30）車輪材料為ZG340-640，線接觸局部擠壓強度： （4-31）式中, 許用線接觸應力常數（N/mm2），由2表5-2查得 車輪與軌道有效接觸強度，對于， 轉速系數，由2表5-3，車輪轉速 （4-32）此時， 工作級別，由2表5-4得值為1因為Pc >

19、; Pc，故通過。點接觸局部擠壓強度： （4-33）式中，k2許用點接觸應力常數（N/mm2），由3表5-2查得k2=0.132R曲率半徑，車輪與軌道曲率半徑中的大值。車輪R1=D/2=400/2=200mm，軌道R2=300mm，故取R=300mm m由比值所確定的系數，由3表5-5查得m=0.47因為，故通過。2 運行阻力計算摩擦阻力：小車滿載運行時的最大摩擦阻力： （4-34）式中，Q起升載荷；G起重機或者運行小車的自重載荷；滾動摩擦系數，由(1)表2-3-2查得f=0.6；車輪軸承摩擦系數，由(1)表2-3-3查得 =0.02； d與軸承相配合處車輪軸的直徑，d=125mm； D車輪踏

20、面直徑，D=400mm；附加摩擦阻力系數，由(1)表2-3-4查得 =2；摩擦阻力系數，初步計算時可按(1)表2-3-5查得 =0.01?？蛰d運行時最小摩擦阻力： （4-35）3 選電動機并驗算電動機發(fā)熱條件電動機的靜功率： （4-36）式中，機構傳動效率，取0.9式中 滿載運行時的靜阻力驅動電動機臺數對于橋式起重機的小車運行機構可按下式初選電動機： （4-37）初選電動機功率： （4-38）式中，電動機功率增大系數，由1表7-6得。由附表選用電動機YZR-160M1，電動機質量154kg 。 電機等效功率： （4-39）式中，工作類型參數，由表6-4查得 由(1)按起重機工作場所得，查得r=

21、1.12由此可知，滿足發(fā)熱要求。4 選擇減速器車輪轉速： （4-40）機構傳動比： （4-41）由1附表40，選用ZSC-600-2減速器， ； (當輸入轉速為時)。5 驗算運行速度和實際所需功率實際運行速度： （4-42）誤差： （4-43）實際所需電動機靜功率： （4-44）由于Nj<Ne，故所選電動機和減速器均合適6 驗算起動條件起動時間： （4-45）式中 ； m=1(驅動電動機臺數)； （4-46）MeJC25%時電動機額定扭矩： （4-47）滿載運行時的靜阻力矩： （4-48）空載時的運行阻力矩： （4-49）初步估算高速軸上聯(lián)軸器的飛輪轉矩： （4-50）機構總飛輪矩（高速

22、軸）： （4-51）滿載起動時間： （4-52）空載起動時間：由1表7-6查得,當時, tq的推薦值為5.5s,故，故所選電動機能滿足快速起動的要求。7 按起動工況校核減速器功率起動工況下校核減速器功率： （4-53）式中m運行機構中同一傳動減速器的個數，m=1因此 所選用減速器的，故減速器合適。8 選擇制動器由2查得，對于小車運行機構制動時間，取，因此，所需制動轉矩： （4-55）由附表15選用，其制動轉矩?？紤]到所取制動時間與起動時間很接近，故略去制動不打滑條件驗算9 選擇聯(lián)軸器高速軸聯(lián)軸器計算轉矩，由2（6-26）式： （4-56）式中 n聯(lián)軸器的安全系數，運行機構n=1.35； 機構剛性動載系數，=1.22.0，取=1.8。由附表31查電動機YZR132M2-6兩端伸出軸各為圓柱d=38mm，=80mm由附表37查ZSZ-600減速器高速軸端為圓柱形=35mm，=55mm。故從附表41選鼓形齒式聯(lián)軸器，主動端A型鍵槽=38mm，L=80mm；從動端A型鍵槽=30mm，L=55mm。標記為：GICL聯(lián)軸器ZB