橋式起重機主梁設(shè)計

1、緒論起重機的用途是將物品從空間的某一個地點搬運到另一個地點。為了完成這個作業(yè)，起重機一般具有使物品沿空間的三個方向運動的機構(gòu)。橋式類型的起重機是依靠起重機運行機構(gòu)和小車運行機構(gòu)的組合運動使所搬運的物品在長方形平面內(nèi)作運動。起重機是現(xiàn)代生產(chǎn)不可缺少的組成部分，借助起重機可以實現(xiàn)主要工藝流程和輔助作業(yè)的機械化，在流水線和自動線生產(chǎn)車間中，起重機大大提高了生產(chǎn)效率。本文主要完成了橋式起重機主體結(jié)構(gòu)部分的設(shè)計及主梁和端梁的校 核計算。采用正軌箱形梁橋架，正軌箱形梁橋架由兩根主梁和端梁構(gòu)成。主梁外側(cè)分別設(shè)有走臺，并與端梁通過連接板焊接在一起形成剛性結(jié)構(gòu)。為了運輸方便在端梁中間設(shè)有接頭，通過連接板和角鋼使

2、用螺栓連接，這種結(jié)構(gòu)運輸方便、安裝容易。小車軌道固定于主梁的壓板上，壓板焊接在蓋板的中央。起重機屬于起重機械的一種，是一種做循環(huán)、間歇運動的機械。通常起重機械由起升機構(gòu)（使物品上下運動）、運行機構(gòu)（使起重機械移動）、變幅機構(gòu)和回轉(zhuǎn)機構(gòu)（使物品作水平移動）、再加上金屬機構(gòu)、動力裝置、操縱控制及必要的輔助裝置組合而成。在建橋工程中所用的起重機械，根據(jù)其構(gòu)造和性能的不同，一般可分為輕小型起重設(shè)備，橋式類型起重機械和臂架類型起重機三大類。橋式起重機是橫架與車間、倉庫和料場上空進行物料吊運的起重設(shè)備。由于它的兩端坐落在高大的水泥柱或者金屬支架上，形狀似橋， 所以又稱“天車”或者“行車”。橋式起重機的橋架

3、沿鋪設(shè)在兩側(cè)高架上的軌道縱向運行，起重小車沿鋪設(shè)在橋架上的軌道橫向運行，構(gòu)成一矩形的工作范圍，就可以充分利用橋架下面的空間吊運物料，不受地面設(shè)備的阻礙。橋式起重機廣泛應(yīng)用在室內(nèi)外倉庫、廠房、碼頭和露天貯料場等處。橋式起重機可分為普通橋式起重機、簡易梁橋式起重機和冶金專用橋式起重機三種。普通橋式起重機一般由起重小車、橋架運行機構(gòu)、橋架金屬結(jié)構(gòu)組成。起重小車又由起升機構(gòu)、小車運行機構(gòu)和小車架三部分組成。起升機構(gòu)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(zhuǎn)動，使鋼絲繩繞上卷筒或從卷筒放下，以升降重物。小車架是支拖和安裝起升機構(gòu)和小車運行機構(gòu)等部件的機架， 通常為焊接結(jié)構(gòu)。起重

4、機運行機構(gòu)一般只用四個主動和從動車輪，如果起重量很 大，常用增加車輪的辦法，來降低輪壓，當(dāng)車輪超過四個時，必須采用鉸接均衡車架裝置，使得起重機的載荷均布的分布在各車輪上。橋架的金屬結(jié)構(gòu)由主梁和端梁組成，分為單主梁橋架和雙梁橋架兩類，單主梁橋架由單根主梁和位于跨度兩邊的端梁組成，雙梁橋架由兩根主梁和端梁組成。橋架主梁的結(jié)構(gòu)類型較多，比較典型的有箱型結(jié)構(gòu)、四桁架結(jié)構(gòu)和空腹桁結(jié)構(gòu)。箱型結(jié)構(gòu)又可分為正軌箱型雙梁、偏軌箱型單主梁幾種。正軌箱型雙梁是廣泛采用的一種基本形式，主梁由上、下翼緣板和兩側(cè)的垂直腹板組成，小車鋼軌布置在上翼緣板的中心在線，它的結(jié)構(gòu)簡單， 制造方便，造于成批生產(chǎn)，但自重較大。橋式起重

5、機的特點是可以使拴在吊鉤或是其它取物裝置上的重物在空間實現(xiàn)垂直升降或水平運移。參數(shù)：副鉤起升高度H=22m；1主起升高度H=20m；跨度L=22m； 工作級別A5；起重機利用等級U4主鉤起升速度v=4m/min；副鉤起升速度v 小車運行速度v=8m/min；1=40m/min；2起重機運行速度v=80m/min。3第 1 章 起升機構(gòu)的設(shè)計1.1 主起升機構(gòu)的計算1.1.1 確定起升機構(gòu)的傳動方案起升機構(gòu)是起重機械中最主要和最基本的機構(gòu)，是起重機不可缺少的組成部分。它的工作好壞對整臺起重機的性能有著最直接的影響。因起重量、起升速度和起升高度等設(shè)計參數(shù)的不同，橋式起重機小車有多種傳動方案。在這些

6、方案中大體上可分為閉式傳功和帶有開式齒輪傳動的兩類：閉式傳動和帶有開式齒輪的傳動。由于開式齒輪易于磨損，因此現(xiàn)代起重機已很少采用，并且按照布置宜緊湊的原則， 決定采用圖 1-1 的傳動方案。圖 1-1 起升機構(gòu)驅(qū)動裝置1-減速器；2-制動器；3-帶制動輪的聯(lián)軸器；4-浮軸器；5-聯(lián)軸器；6-電動機；7-卷筒；8-卷筒支座。1.1.2 選擇鋼絲繩根據(jù)起重機的額定起重量,選擇雙聯(lián)起升機構(gòu)滑輪組， 雙聯(lián)起升機構(gòu)滑輪組倍率為m=6，因而承載繩的分支數(shù)z=2m=2×6=12.查起重機設(shè)計手冊查得取物裝置的重力q=2.5%Q=2.5t若采用滾動軸承。當(dāng)m=6 時，查得鋼絲繩輪組效率=0.9。7鋼

7、絲繩所受最大靜拉力為：式中Q起升載荷，Q=100t；q 為取物裝置的重力q=2.5%Q=2.5t，當(dāng)起升高度大于 50m 時， 起升鋼絲繩的重力亦應(yīng)計算；m-滑輪組倍率，m=6； 滑輪組效率 =0.97。zz鋼絲繩的選擇：計算鋼絲繩破斷拉力為 S由公式得：b式中n-鋼絲S繩安全系數(shù), 對于中級工作類型n =5.5.選擇鋼絲繩 6W(19)，公稱抗拉強度互捻，直徑d=25.5.mm，其鋼絲破段拉力總和如下：，光面鋼絲，右交，標記鋼絲繩 6W(19)25.5.185光面右交（GB1102-74）國內(nèi)標準。1.1.3 滑輪的計算b為了確保鋼絲繩具有一定的使用壽命，滑輪的直徑（子繩槽底部算起的直徑）應(yīng)

8、滿足D ：h式中： e- 系數(shù)，對中級工作類型的起重機，取e=20；d所選擇的鋼絲繩的直徑，d=25.5mm。取滑輪的直徑為D=500 mm。k平衡滑輪名義直徑：取平衡滑輪名義直徑選用滑輪直徑D=500mm，取平衡輪滑直徑d=315mm。滑輪繩槽平斷面尺寸由附表 3 查的。選用鋼絲繩直徑d=22.5mm，D=500mm，滑輪軸直徑D=120mm 的E11型滑輪，標記為：滑輪E22.5³500-120 （ZB J80 006.8-87）1由附表 5 平衡滑輪選用d=22.5mm，D=300mm，滑輪軸直徑 D的F 型滑輪，標記為：滑輪F22.5×300-65（ZB J80 0

9、06.8-87）專業(yè)標準1.1.4 卷筒的計算并驗算強度1) 卷筒的直徑：取Dh500mm=65mm2式中e- 系數(shù)，對中級工作類型的起重機，取e=20； dD所選擇的鋼絲繩的直徑，d=25.5mm。查得選用D=500mm2）卷筒槽計算繩槽半徑：R=（0.530.56）d=11.9312.6mm=12mm繩槽深度（標準槽）：h=（0.250.4）d=5.639mm=8.0mm1繩槽節(jié)距：t=d+（24）=24.526.5mm=25mm卷筒名義直徑： D=D +d=525.5mmh以上計算中：D-卷筒名義直徑（卷筒槽底直徑）；hd-鋼絲繩直徑；3)確定卷筒長度并驗算起強度卷筒的總長度：式中H 最

10、大起升高度H20 m；Z 附加安全圈數(shù)n > 1.5 取n=2；0t 繩槽節(jié)距t = 25mm；L 1 雙聯(lián)卷筒中間不切槽部分的長度取L 1= 185；D0 卷筒的計算直徑（按纏繞鋼絲繩的中心計算）,D0 D d繩 =50025.5 = 525.5mm； 帶入上式得：L=4121mm，取L=4200mm卷筒壁厚(鑄鐵卷筒)=0.02D+(610)mm=0.02×525.5+(610)=14.5118.51mm取 =15mm卷筒壁壓應(yīng)力驗算：選用灰鑄鐵HT300，最小抗拉強度，許用壓力,故抗壓強度足夠。卷筒拉應(yīng)力驗算：由于卷筒長度L3D,尚應(yīng)校驗由彎矩產(chǎn)生的拉應(yīng)力，卷筒彎矩圖于圖

11、 1圖 1 卷筒彎矩圖卷筒的最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中間時:卷筒斷面系數(shù):D-卷筒外徑，D=500mm；式中D-卷筒外徑，D=500mm；D =卷筒內(nèi)徑，D =D-2 =470mm。ii于是12.94MPa所以合成應(yīng)力：s所以，卷筒強度演算通過。故選定卷筒直徑D=500；長度L=4200mm。卷筒槽形的槽底半徑r=12mm，槽距t=25mm；倍率m=6,；起升高度H=20mm；靠近減速器的一端的卷筒槽向為s左的A 型卷筒，標記為：卷筒A500³4200-12³25-18³2 左ZB J80.007.2-874）卷筒轉(zhuǎn)速V × in=hjp×

12、 D 0=(1.1.5 選電動機 起升機構(gòu)靜功率：Q + GN=)×V0j102 ´ 60h式中h 起升機構(gòu)的總效率，一般 =0.80.9，取 =0.85；23.64kw電動機計算功率：式中:=20.09kwK對于 M Md16級機構(gòu)，K=0.750.85，取Kdd=0.85選用較接近的電動機YZR315S-10(ZBK26008-YZR-系列起重及冶金用繞線轉(zhuǎn)自三相異步電動機)(在JC % = 25 時，功率 22kw，轉(zhuǎn)速n= 715 r/min，G=335kg。1.1.6 驗算電動機發(fā)熱條件按等效功率法求得，當(dāng) JC%=25 時，所需等效功率為：式中K工N25作級別系

13、數(shù)，查得K= 0.75 ；25g 系數(shù)，根據(jù)機構(gòu)平均起G動時間與平均工作時間的比，取g = 0.87 。由以上計算結(jié)果 Nx< N，故所選電動機能滿足發(fā)熱條件。e2.1.7 選擇減速器起升機構(gòu)總的傳動比x根據(jù)傳動比i=49.17，電動機轉(zhuǎn)速n=715 r/min，電動機功率N = 22 KW，工作類型中級，由JB/ZQ 4282-2006 減速器中選用ZQ-1000-3CA 型減速器，傳動比，許用功率為N = 65KW ，自重G 形）。= 2140kg ，輸入軸端直徑 d=90mm，軸端長l =135mm（錐g1.1.8 實際起升速度和實際所需功率的驗算實際起升速度為：誤差：由于 ee=

14、15%實際所需等效功率：由于所以滿足要求。N1.1.9 校核減速器輸出軸強度輸出軸最大扭矩：Mmax=（0.70.8）ymax× Mi' ×he ×00£ M 式中M e 電動機的額額定扭矩,i傳動比,i=49.17；xh 電動機至減速器被動軸的傳動效率,0y 電動機最大轉(zhuǎn)矩倍數(shù), y =2.8，當(dāng)矩倍數(shù)；h =0.95；0電動機最大力JNM 減速器低速軸上最大短暫準許扭矩.M=350000 N× mM max£M .輸出軸最大徑向力驗算: 輸出軸最大徑向力為：x式中Smax卷筒上鋼絲繩最大拉力, S max =88.5KNG

15、 卷筒重量, G jj=2610Kg。估計值 R 低速軸端的最大容許徑向載荷由附表 40,R =164KNM< R，故所選減速器滿足要求。max1.1.10 制動器的選擇制動器裝在高速軸上,所需靜制動力矩：×M³ KM= K(Q + G0) × D0h×zzjZ2m× i01.75´=(100000+ 2500)´0.5255´0.95= 151.7kg× m = 1517Nm2´6´ 49.17式中K制動安全系數(shù)，查得 K= 1.75 。ZZ根據(jù)以上計算的制動力矩 M，選用制動

16、器產(chǎn)品選用 YWZ-500/121z制動器。（GB116190）制動輪直徑 DZGz=115.8kg。= 500mm ；最大制動力矩為MeZ= 2250N × m ；制動器質(zhì)量1.1.11 聯(lián)軸器的選擇帶制動輪的聯(lián)軸器通常采用齒形聯(lián)軸器，高速軸的計算扭矩：式中MeM 電動機的額定力矩；n聯(lián)軸器安全系數(shù), n = 1.5 ；j c 剛性動載系數(shù)一般取j c= 1.8 。由查得 YZR315S-10 電動機軸端為圓錐形，并查該手冊表 12-9 可知L= 130mm ，D=95mm。Q/ZB104-731由JB/8854.3-2001(機械標準)查得ZQ-1000-3CA 減速器的高速軸端

17、為圓(錐形 d=90mm，l=135mm。選用 CLZ5 半齒聯(lián)軸器，最大允許扭矩M = 8000N × m ，c飛輪矩 GD2 ) =×=max16.6 Nm2 。浮動軸的軸端為圓柱形 d=65mm，l115mm 。再從附l()表 18 中選用一個帶制動輪的直徑為 500 的半齒聯(lián)軸器，其圖號為S163，最大允許扭矩M max= 8600N × m ，飛輪矩 GD2Z= 163N × m2 。浮動軸端直徑 d=65mm， l = 115mm 。1.1.12 起動時間的驗算起t=n375(é() ëêCGD2(Q + G+0

18、)D 2 ù0ú()(M- M1qj)()()i2 × hû式中GD2=1GD2+dGD2+lGD2= 2.56 +16.6 +163 = 182.16 N × m2Z平均起動力矩： Mq靜阻力矩：= 1.5Me= 1.5´300 = 1.5´300 = 450N × m(Q + q ) DM=0= (100000+ 2500)´ 0.5255= 26.09 kg × m = 260.9Nmj2 × m × i ×h2 ´ 6 ´ 49.17&#

19、180; 0.95因此()715é100000+ 2500´ 0.5255ùt=´ ê1.15´182.16 +úq375(450 - 206.9)ë(6 ´ 49.17)2 ´ 0.95û= 1.58s式中C-慣量增加率通常起升機構(gòu)起動時間為 15s，故所選電動機合適。h ú1.1.13 制動時間的驗算-'êné()(Q+ q)D 2ù0t=Z38.2(MezêC´M ) ëjGD2+1(m´i)

20、2úû=715éê1.15´182.16+72.45´104 ´0.9255´0.85ùú38.2(2250-885.49)ë= 0.23s(5´48.57)2ûh ='(Q + G0 )D0(100 + 2.5) ´104 ´ 0.5255式中Mj =2 ´ m ´ i2 ´ 6 ´ 49.17´ 0.97 = 885.49 N ´ m由于許用減速度a < 0.2 ， a

21、 = v ，故t 2t = v =4= 0.33sza0.2´ 60故合適。1.1.14 高速浮動軸計算1）疲勞計算軸受脈動扭轉(zhuǎn)載荷，其等效扭矩為M= j × M= 2´ 300 = 600N × mI1e式中j= 2 等效系數(shù)；1Me 相應(yīng)于機構(gòu)工作類型的電動機額定力矩折算至計算軸的力矩由上節(jié)選擇聯(lián)軸器中，已確定浮動軸的直徑 d=65mm因此扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：tMM=I =I=600= 51.3MPanW0.2d 32´(0.065)3許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：軸的材料為 45 號鋼，s= 600MPa ，s= 355MPa ；bs= 0.22 -1b= 132

22、MPa ，ts= 0.6ss= 213MPa 。1t= 2 ×t - × 1okK +hnIK = K× K考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應(yīng)力集中系數(shù);xmK與零件幾何形狀有關(guān)，對于零件表面有急劇過渡和x開有鍵槽及緊配合區(qū)段， K= 1.5 2.5 ；xmK與零件表面加工光潔度有關(guān)，取 K= 1.25 ；m此處取 K = 2 ´1.25 = 2.5 ；h 考慮材料對應(yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，對于碳鋼，低合金鋼h = 0.2 ；n 安全系數(shù)，查得n= 1.6 ；因此t= 2 ´132 = 61.11MPaok(2.5 + 0.2) ´

23、1.6故t< tn，通過。ok2）靜強度計算軸的最大扭矩：M= j× M= 2 ´1624.16 = 3248.32N × mIICIIj式中 j動力系數(shù)，由起重機課程設(shè)計4表c2-5 查得j= 2 。ctM3248.32 ´103最大扭轉(zhuǎn)力矩：=II = 59.14MPamaxW0.2 ´ 653s許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力t = tn213= 1.6= 133.125MPa ，式中n安全系數(shù)，由起重機課程設(shè)計表 2-21 查得n= 1.6 。t< t ，故合適。max1.2 副起升機構(gòu)的計算1.2.1 確定起升機構(gòu)的傳動方案根據(jù)布置緊湊原理，

24、并參考主起升傳動方案的設(shè)計，還是選取圖 2-1 閉式傳動。1.2.2 選擇鋼絲繩根據(jù)起重機的額定起重量,查起重機設(shè)計手冊表 8-2，選擇雙聯(lián)起升機構(gòu)滑輪組倍率為ih= 3 ，因而承載繩的分支數(shù) z = 2i= 6 。h查起重機設(shè)計手冊表 8-5，查得吊具自重G= 2.5%Q = 0.5t ；若滑輪組采用滾動軸0承，當(dāng)i= 3 查起重運輸機械1表h2-1，得鋼絲繩滑輪組效率h= 0.985 。h鋼絲繩纏繞方式如圖 2-2 所示。( 1 )鋼絲繩所受最大靜拉力：圖 2-4 副起升機構(gòu)計算簡圖SQ + G0=max2 ×i ×hhh=(20 + 0.5)t2 ´ 3&#

25、180; 0.985= 3.4687 ´104N式中 Q 額定起重量，Q =20t；G 吊鉤組重量，G= 2.5%Q = 0.5t （吊鉤掛架的重量一般約占額定起00重量的 2 - 4 % ，這里取吊鉤掛架重量為 0.5t）；i滑輪組倍率， ihh= 3 ；h滑輪組效率，hh= 0.985 。h（2）鋼絲繩的選擇：選擇鋼絲繩的破斷拉力應(yīng)滿足：bS£jSmaxk式中 S S鋼絲繩工作時所受的最大拉力（N）；max鋼絲繩規(guī)范中鋼絲破斷拉力的總和（N）；bj鋼絲繩判斷拉力換算系數(shù)，對于繩 6W(19)的鋼絲繩，由起重運輸機械表 2-3 查得j = 0.85 ；n 鋼絲繩安全系數(shù)，

26、對于中級工作類型 n =5.5；由起重運輸機械表 2-4 可查。由上式可得S³ kbj× Smax=´ 3.4687 ´104 = 2.24445´10 5 N5.50.85查 GB1102-74 選擇鋼絲繩 6W(19)，公稱抗拉強度 155 kg / mm2 ，直徑 d=19mm，其鋼絲破段拉力總和éëS b ùû = 2.28´105 N ，標記如下：鋼絲繩 6W(19)19155光右交（GB1102-74）。1.2.3 滑輪的計算為了確保鋼絲繩具有一定的使用壽命，滑輪的直徑（子繩槽底部算

27、起的直徑） 應(yīng)滿足：D³ d (e -1) = 19(25 -1) = 456mmh式中e- 系數(shù)，由起重運輸機械表2-4 查得，對中級工作類型的起重機，取 e=25；d所選擇的鋼絲繩的直徑，d=19mm。取滑輪的直徑為 D=500 mm。h平衡滑輪名義直徑：d= 0.6D平K= 300mm取平衡滑輪名義直徑d平= 300mm1.2.4 卷筒的計算如圖 2-31)、卷筒的直徑：D³ d (e -1) = 19(25 -1) = 456mm式中e- 系數(shù)，由起重運輸機械表2-4 查得，對中級工作類型的起重機，取 e=25；d所選擇的鋼絲繩的直徑，d=19mm。取卷筒的直徑為

28、D =500mm。2）卷筒槽計算繩槽半徑：R=（0.540.6）d=10.2611.4mm=11mm繩槽深度（標準槽）： C=（0.250.4）d=4.757.6mm=6.0mm0繩槽節(jié)距：t=d+（24）=22mm卷筒名義直徑： D0= ed = D + d = 519mm3)確定卷筒長度并驗算起強度卷筒的總長度：L = 2(L + 4t) + LH i0 1D= 2(ph + Z00+ 4)t + L1式中H 最大起升高度， H22 m；Z 附加安全圈數(shù)，n > 1 . 5 ，取 n=2；0t 繩槽節(jié)距，t = 22mm；L 1 雙聯(lián)卷筒中間不切槽部分的長度， L 1= 300；D0

29、 卷筒的計算直徑（按纏繞鋼絲繩的中心計算）,D0 D d繩 =50019 = 519 mm； 帶入上式得：16 ´103 ´ 3L = 2 ´ (3.14 ´ 519+ 2 + 4) ´ 22 + 300 = 1860mm取L =2000mm，卷筒材料初步采用 HT200 灰鑄鐵 GB/T 9439-1988，抗拉強度極限s= 195MPa ，抗壓s= 3s= 585MPalbyl其壁厚可按經(jīng)驗公式確定 =0.02D+（610）=1620mm，取 =18mm。卷筒壁的壓應(yīng)力演算：Ss=maxy maxd × t= 3.4687

30、80;10418´ 22= 87.6MPs許用壓應(yīng)力s =by =585= 137.65MP ，s< s ，故強度足夠。y4.254.25y maxy由于卷筒 L>3D，尚應(yīng)計算由彎曲力矩產(chǎn)生的拉應(yīng)力（因扭轉(zhuǎn)應(yīng)力甚小，一般忽略不計）：Ms=W LW卷筒的最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中央時，如圖 2-4 所示：M= SWmax× l = Sæ L - L öç1 ÷max è2øæ 2000 - 300 ö= 3.4687 ´104 ´ç2÷ =

31、 29484N × mèø卷筒斷面系數(shù)：D4 - D 40.54 - 0.4644W = 0.1´i= 0.1´= 0.00373mm3D0.5式中：D卷筒外徑， D=500mm=0.5m；D 卷筒內(nèi)徑， Dii= D - 2d = 0.464m 。所以，s=29484= 7.9MP 。L0.00373合成應(yīng)力：s s ' =sL+ s L ×sLyy max= 7.9 +39´ 87.6 = 32.7MP137.65其中許用拉應(yīng)力s Ls=L = 195 = 39MP5所以，s' < s ，卷筒強度演

32、算通過。故選定卷筒直徑 D=500mm，長度LLL=2000mm。卷筒槽形的槽底半徑 r=6mm，槽矩 t=16mm，起升高度 H=16m，倍率 ih=3；靠近減速器一端的卷筒槽向為左的 A 型卷筒，標記為：卷筒 A500 ´2000 - 6 ´16 -18´ 2左ZBJ 80 × 007.2 - 874）卷筒轉(zhuǎn)速V × i19.5´ 3n=h=35.9r/min0jp× D3.14´ 0.5191.2.5 選電動機起升機構(gòu)靜功率：N=Q + G)×V0kW(j102 ´ 60h式中h 起升機構(gòu)

33、的總效率，一般 =0.80.9，取 =0.85；(Q + G)×VN=0j102 ´ 60h= (20 + 0.5) ´103 ´19.5 102 ´ 60 ´ 0.85= 76.85 kW電動機計算功率： N³ K× N= 0.8´ 76.85 = 61.48kWedj式中 K由起重機設(shè)計手冊表 8-10 查得 K= 0.8dd(GD由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表 12-7 選用較接近的電動機 YZR280S-6，在 JC % = 25 時，功率 Ne(25%) = 63kW ，轉(zhuǎn)速 n=966 r/min，

34、2 )D1.2.6 驗算電動機發(fā)熱條件按等效功率法求得，當(dāng) JC%=25 時，所需等效功率為：= 92N × m2 。25N= K×g × N= 0.75´ 0.87 ´ 76.85 = 50.14kWxj式中K由起重機設(shè)計手冊表 8-16 查得 K25= 0.75 ；25g 由起重機設(shè)計手冊圖 8-37 查得g = 0.87 。由以上計算結(jié)果 Nx< N，故所選電動機能滿足發(fā)熱條件。e1.2.7 選擇減速器起升機構(gòu)總的傳動比n966ni=0j35.9= 26.9根據(jù)傳動比 i=31.5，電動機轉(zhuǎn)速n=966 r/min，電動機功率N =

35、 63 kW，工作類型中級，從起重機課程設(shè)計附表 13 減速器產(chǎn)品目錄中選用ZQ-750-3CA 型減速器，傳動比i '0= 31.5，許用功率為N = 63KW ，自重Gg = 1000kg ，輸入軸端直徑d 1=60mm，軸端長l 1 =110mm（錐形）。1.2.8 實際起升速度和實際所需功率的驗算實際起升速度為：V ' =i0 ×v =26.9´19.5=16.7m/ mini' 31.50并要求起升速度偏差應(yīng)小于 15%.DV =V -V'= 16.7-19.5 =14.1%<15%合適。V16.7實際所需等效功率為：'

36、;N= v' × N16.7= 50.14´= 43 < N= 63KWxvx19.5e25%滿足要求。1.2.9 校核減速器輸出軸強度輸出軸最大扭矩：Mmax=（0.70.8）ymax× Mi' ×h£Me ×00式中M e 電動機的額額定扭矩,M e = 9549N e (25% )n i (25% )= 9549×63= 622.76N × m966i傳動比,i=31.5；h電動機至減速器被動軸的傳動效率,y 0yh =0.95；0 電動機最大轉(zhuǎn)矩倍數(shù),=2.8；M 減速器低速軸上最大短

37、暫準許扭矩. M =81000 N× mM max=（0.7 0.8） ´ 2.8´ 622.76´ 31.5´ 0.95=36527441754 N mM max£M .輸出軸最大徑向力驗算:aS×R=max+J£ R Gmax22式中S max卷筒上鋼絲繩最大拉力, S max =34.687KNG 卷筒重量, G jj=827Kg R 低速軸端的最大容許徑向載荷,R =76.5KNR=2 ´ 34.687´10 3+ 8270= 38822N£ R maxM22< R，故所

38、選減速器滿足要求。max1.2.10 制動器的選擇制動器裝在高速軸上,所需靜制動力矩：'(Q+G )× DM³ K ×M= KzzjZ002ih×i'0 ×h(20+0.5)´104´0.519´0.85=1.75´=837.37N ×m2´3´31.5式中K制動安全系數(shù)，查起重機設(shè)計手冊表 8-17 得K= 1.75 。ZZ根據(jù)以上計算的制動力矩 M，從起重機設(shè)計手冊表 18-11 制動器產(chǎn)品z目錄中選用 YWZ-400/45 制動器。參考標準：JB/ZQ4

39、388-86制動輪直徑 DZ= 400mm ，最大制動力矩為MeZ= 1000N × m 。1.2.11 聯(lián)軸器的選擇帶制動輪的聯(lián)軸器通常采用齒形聯(lián)軸器，高速軸的計算扭矩：M= jMnjselI£M式中Mel 電動機的額定力矩；M 聯(lián)軸器的許用扭矩；11n 相應(yīng)于第類載荷的安全系數(shù), n=1.6；j 剛性動載系數(shù)j = 2 。M= 2 ´ 622.76 ´1.60 = 1992.83 N × mjs由 JB/T 10105-1999 查得 YZR280S-6 電動機軸端為圓錐形，可知L= 130mm ，D=85mm。1由 JB/ZQ 4282-

40、2006 查得 ZQ-750-3CA 減速器的高速軸端為圓錐形(d=60mm，l=110mm。從 JB/T 8854.32001 中選用 CLZ3 半齒聯(lián)軸器，最大允許扭矩Mmax= 3150N × m ，飛輪矩GD2 )l= 4.35N × m2 。浮動軸的軸端為圓柱形(d=55mm， l = 85mm 。再從中選用一個帶制動輪的直徑為 400 的半齒聯(lián)軸器，最大允許扭矩Mmax= 3150N × m ，飛輪矩GD2 )Z= 52 N × m2 。浮動軸端直徑 d=55mm， l = 85mm 。()ê+1.2.12 起動時間的驗算t=n&#

41、233;(2 )Q + GD2ùú0û0起375(Mq- M)jêCGDêë1i2 ×hú(式中GD2 ) =1GD2 ) +(dGD2 ) +(lGD2 )(Z= 92 + 4.35 + 52 = 148.35N × m2平均起動力矩M= 1.5M= 1.5´qee(25%)Nn= 1.5´9549´63966= 934.14N × m1(25%)靜阻力矩D(Q + G)M=00 =(20 + 0.5) ´104 ´ 0.519= 662.3

42、N × mj2 × i ×h2 ´ 3 ´ 31.5 ´ 0.85因此966é(20 + 0.5) ´104´ 0.5192 ùt=´ ê1.15´148.35 +úq375(934.14 - 662.3)ë(3 ´ 31.5)2´ 0.85û= 1.68s通常起升機構(gòu)起動時間為 15s，故所選電動機合適。1.2.13 制動時間的驗算né()(Q + G) D 2ùt=1Z375( M- MeZ&

43、#234; C ×' ) ëjGD 2+100 húi 2û=966éê1.15 ´ 148.35+(20+ 0.5) ´ 10 4 ´ 0.5192 ´ 0.85ùú375(1000- 563)ë(3 ´ 31.5) 2û= 1.04 s式中'(Q + G )D(20 + 0.5) ´104 ´ 0.519M j =0ii2 ××h00 h = 563N × m2 ´

44、3´ 31.5故合適。查起重機設(shè)計手冊表 8-19 得，當(dāng) v>12m/min 時， tz< 1.5 2s ，1.2.14 高速浮動軸計算1）疲勞計算軸受脈動扭轉(zhuǎn)載荷，其等效扭矩為：M= j × M= 2´ 622.76 = 1245.52N × mI1e式中j= 2 等效系數(shù)，由起重機課程設(shè)計表 2-7 查得；1Me相應(yīng)于機構(gòu)工作類型的電動機額定力矩折算至計算軸的力矩M= 9549eNn e(25%) = 9549 ´63966= 622.76N × m1(25%)由上節(jié)選擇聯(lián)軸器中，已確定浮動軸的直徑 d=55mm因此

45、扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：t=I =I= 37.43MPaMMnW0.2d 3許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： t2 ×t1=-1 ×okK +hnI軸的材料為 45 號鋼，s= 600MPa ，s= 355MPa ；t= 0.22s-1bb= 132MPa ，ts= 0.6sss= 213MPa 。K = Kx× K考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應(yīng)力集中系數(shù);mK與零件幾何形狀有關(guān)，對于零件表面有急劇過渡和開x有鍵槽及緊配合區(qū)段， Kx= 1.52.5 ；K與零件表面加工光潔度有關(guān)，取 K= 1.25 ；mm此處取 K = 2 ´1.25 = 2.5 ；h 考慮材料對應(yīng)力循環(huán)不對稱的

46、敏感系數(shù)，對于碳鋼，低合金鋼h = 0.2 ；n 安全系數(shù)，查起重機課程設(shè)計4表2-21 得n= 1.6 ；因此t=ok2 ´132 (2.5 + 0.2) ´1.6= 61.11MPa故t< t，通過。nok2）靜強度計算軸的最大扭矩：M=j× MIICII= 2 ´ 662.3 = 1324.6 N × mj式中 j動力系數(shù)，由起重機課程設(shè)計表 2-5 查得jc= 2 。ctM1324.6 ´103最大扭轉(zhuǎn)力矩：=II = 39.81MPamaxW0.2 ´ 553s許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力t = tn= 2131.6= 13

47、3.125MPa ，式中n 安全系數(shù)，由起重機課程設(shè)計表 2-21 查得n= 1.6 。t< tmax，故合適。第 2 章 小車運行機構(gòu)的設(shè)計2.1 確定機構(gòu)的傳動方案小車主要有起升機構(gòu)、運行機構(gòu)和小車架組成。起升機構(gòu)采用閉式傳動方案，電動機軸與二級圓柱齒輪減速器的高速軸之間采用兩個半齒聯(lián)軸器和一中間浮動軸聯(lián)系起來，減速器的低速軸魚卷筒之間采用圓柱齒輪傳動。運行機構(gòu)采用全部為閉式齒輪傳動，小車的四個車輪固定在小車架的四周， 車輪采用帶有角形軸承箱的成組部件，電動機裝在小車架的臺面上，由于電動機軸和車輪軸不在同一個平面上，所以運行機構(gòu)采用立式三級圓柱齒輪減速器，在減速器的輸入軸與電動機軸之

48、間以及減速器的兩個輸出軸端與車輪軸之間均采 用帶浮動軸的半齒聯(lián)軸器的連接方式。小車架的設(shè)計，采用粗略的計算方法，靠現(xiàn)有資料和經(jīng)驗來進行，采用鋼板沖壓成型的型鋼來代替原來的焊接橫梁。起重量 5 噸至 70 噸范圍內(nèi)的雙粱橋式起重機的小車，一般采用四個車輪支承的小車，其中兩個車輪為主動車輪。主動車輪由小車運行機構(gòu)集中驅(qū)動?？缍?22m 為中等跨度，為減輕重量，決定采用下圖的傳動方案。圖 2-1 為小車運行機構(gòu)簡圖:圖 2-1 小車運行機構(gòu)簡圖2.2 選擇車輪與軌道并驗算起強度參考同類型規(guī)格相近的起重機,起重機估計總量（包括小車重量）G110t ，估計小車總重為Gxc = 0.35Q = 0.35

49、´100 = 35t 。近似認為由四個車輪平均承受，吊鉤位于小車軌道的縱向?qū)ΨQ軸線上。車輪的最大輪壓為（滿載時）：G - GP=xc+ Q + Gxc ×L - emax42L= (110 - 35) + 100 + 35 × 22 - 20 4222= 24.88txc空載時最大輪壓為：P '=G - G+ Gxc× L - emax42L= 110 - 35 + 35 × 22 - 20 4222= 20.34txc空載時最小輪壓為：P '=G - G+ Gxc × 1min42L= 110 - 35 + 35 &

50、#215; 1= 19.54t4222載荷率： QGxc= 10035= 2.8 > 1.6當(dāng)運行速度 v<60m/min，Q> 1.6 ，工作類型為中級時，車輪直徑GxcD= 600mm ，軌道為 QU100 的許用輪壓為 41.2t，故初步選擇車輪直徑cD= 600mm ，而后校核強度。c（1）疲勞計算疲勞計算時的等效載荷為： Qd= j× Q = 0.6´100´104 = 60´104 N2式中 j 2 -等效系數(shù)j 2 = 0.6 由起重機設(shè)計手冊第五章第三節(jié)查得。車輪的計算輪壓： Pj×g × P= Kc

51、Id= 1.01´ 0.91´ 23.06´104= 21.19´104 NG - GP =xc+ Qd+ Gxc ×L - 20d式中42L110 - 3560 + 3522 - 20=+×= 23.06 ´104 N4222K等效沖擊系數(shù)，v<1m/s 時， K= 1.0 5；gQ載荷變化系數(shù)，當(dāng)dGxc= 6035= 1.71 時，取g = 0.91 。因為采用軌道頭部有曲率的鋼軌，所以車輪與軌道成點接觸，局部接觸應(yīng)力為:r3js= 4000Pjd2= 40003P+æ 21 ö 2ç÷j è Dr ø