畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-10t單梁橋式起重機(jī)的設(shè)計(jì)

10t單梁橋式起重機(jī)的設(shè)計(jì)THEDESIGNOFBRIDGECRANEPAGEII摘要本文進(jìn)行單梁橋式起重機(jī)的設(shè)計(jì)，主要進(jìn)行起重機(jī)的主梁和起升機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)，研究了起重機(jī)主梁形狀尺寸及在各種載荷作用下主梁的受力情況，分析其金屬結(jié)構(gòu)的承載性能并進(jìn)行強(qiáng)度、剛度、穩(wěn)定性的校核。根據(jù)起重機(jī)要求的起重量和小車大車的運(yùn)行速度，比較并選擇最優(yōu)的傳動(dòng)方案，選擇合理的機(jī)構(gòu)部件，根據(jù)參數(shù)設(shè)計(jì)了主要的機(jī)械結(jié)構(gòu)并對(duì)其進(jìn)行校核。采用ANSYS分析軟件對(duì)主梁進(jìn)行有限元分析，得到應(yīng)力云圖和位移變形圖。采用繪圖軟件繪制各部分機(jī)構(gòu)3D模型，并完成總裝。本設(shè)計(jì)采用傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)方法，進(jìn)行不同工況下載荷下起重機(jī)的受力校核，實(shí)際起重機(jī)工作過程中所受的力是不斷變化的，本設(shè)計(jì)從理論結(jié)合ANSYS軟件進(jìn)行力的分析與結(jié)構(gòu)的校核。關(guān)鍵詞單梁橋式起重機(jī)；主梁設(shè)計(jì)；載荷校核；有限元分析AbstractInthispaper,thedesignofthesinglegirderbridgecrane,thedesignofmaincranegirderandtheliftingmechanism,shapesizeandcranegirderisstudiedundervariousloadingforceofthemaingirder,theanalysisofbearingcapacityofthemetalstructureandstrength,stiffness,stabilitychecking.Accordingtotherequirementsofthecraneliftingweightandvehiclerunningspeedofthecart,compareandselectthemostoptimaltransmissionscheme,selectingrationalinstitutionscomponents,accordingtoitsuseofparameterdesignofthemainmechanicalstructureandcarriesonthecheck,makesthecranecanbesafeandstableoperation.Usedrawingsoftwarerenderinga3dmodel,eachpartandcompletethefinalassembly.Thisdesignadoptsthetraditionaldesignmethod,underdifferentworkingconditionsofstressonthecraneloadrespectively.Areintheprocessofactualcraneworkforceisconstantlychanging,thisdesignissimpleintheoryforforceanalysisandstructureofthecheck.KeywordssinglebridgecranedesignofmainbeamloadcheckingthefiniteelementanalysisPAGE50目錄摘要 IAbstract II1緒論 11.1起重機(jī)的簡介 11.2國內(nèi)外的發(fā)展及狀況 11.3研究的意義 22主梁的設(shè)計(jì)與校核 42.1主梁方案的確立 42.2主梁截面形式及尺寸的確立 52.3主梁截面的計(jì)算 62.4主梁載荷的計(jì)算 82.4.1計(jì)算載荷的確定 82.4.2主梁垂直的最大彎矩計(jì)算 92.4.3主梁水平的最大彎矩計(jì)算 102.5主梁的強(qiáng)度校核 112.6主梁的靜剛度校核 112.7主梁的穩(wěn)定性計(jì)算 123端梁的設(shè)計(jì)與校核 143.1端梁的截面的設(shè)計(jì) 143.2端梁載荷計(jì)算與校核 153.2.1最大垂直彎矩的計(jì)算 153.2.2大車車輪側(cè)向載荷的計(jì)算 163.2.3端梁最大水平彎矩的計(jì)算 173.3端梁強(qiáng)度的校核 173.4主梁與端梁的連接 173.4.1主梁與端梁的連接方式 173.4.2螺栓組的布置 183.4.3螺栓組的校核 184小車起升機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)與計(jì)算 214.1傳動(dòng)方案的確立 214.2選擇吊具以及鋼絲繩 214.3滑輪主要尺寸的確立 224.4確定卷筒尺寸及驗(yàn)算強(qiáng)度 234.4.1卷筒的類型 234.4.2卷筒的尺寸設(shè)計(jì) 234.4.3卷筒的壓力和強(qiáng)度驗(yàn)算 244.5電機(jī)的選擇與校核 254.6減速器的選擇 264.7制動(dòng)器的選擇 284.8聯(lián)軸器的選擇 284.9高速浮動(dòng)軸的計(jì)算 294.9驗(yàn)算起動(dòng)的時(shí)間 304.10驗(yàn)算機(jī)構(gòu)的制動(dòng)時(shí)間 315小車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 325.1小車車輪的選擇 325.1.1小車輪壓的計(jì)算 325.1.2車輪的初步選擇 325.1.3車輪踏面疲勞強(qiáng)度的計(jì)算 325.2運(yùn)行阻力的計(jì)算 345.3電動(dòng)機(jī)的選擇與校核 355.4減速器的選擇 355.5驗(yàn)算機(jī)構(gòu)的啟動(dòng)時(shí)間 365.6驗(yàn)算起動(dòng)不打滑條件 375.6.1無載荷起動(dòng)打滑驗(yàn)算 375.6.2滿載荷起動(dòng)打滑驗(yàn)算 385.7聯(lián)軸器的選擇 385.8制動(dòng)器的選擇 396大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)與計(jì)算 406.1大車運(yùn)行的傳動(dòng)方案 406.2車輪的確立與校核 406.3運(yùn)行阻力的計(jì)算 416.4電機(jī)的選擇與校核 426.5減速器的選擇 436.6緩沖器的選擇 437主梁的有限元分析 447.1有限元分析簡介 447.2ANSYS有限元分析過程 44結(jié)論 47致謝 48參考文獻(xiàn) 491緒論1.1起重機(jī)的簡介橋式起重機(jī)作為一種物料搬運(yùn)不可缺少的工具，在實(shí)際的生產(chǎn)生活中得到廣泛應(yīng)用，多應(yīng)用于煉油、港口等場(chǎng)合[1]。它橫置于工作場(chǎng)合的上方進(jìn)行物料運(yùn)輸，它的兩端坐于水泥柱或者焊接的金屬結(jié)構(gòu)架上，形狀似橋形。利用橋架下面的區(qū)間進(jìn)行搬運(yùn)工作，不約束于地面復(fù)雜的環(huán)境，使得橋式起重機(jī)成為使用數(shù)量最多，范圍應(yīng)用最廣泛的一種起重機(jī)械。往復(fù)且迅速的周期性作業(yè)方式完成物料的搬運(yùn)工作，一個(gè)作業(yè)周期大致分為：提取物料、物料上升、水平行駛、下降、卸載物料，一個(gè)作業(yè)周期通常需要幾分鐘到幾十分鐘不等，期間各循環(huán)機(jī)構(gòu)也可以有短暫的停歇[2]，它可以減輕工作強(qiáng)度、提高工作生產(chǎn)率或者處理一些場(chǎng)合極其危險(xiǎn)的作業(yè)操作或者生產(chǎn)過程，實(shí)現(xiàn)重機(jī)械化和作業(yè)自動(dòng)化[3]。起重機(jī)主要由動(dòng)力機(jī)構(gòu)、金屬機(jī)構(gòu)、控制系統(tǒng)的電器設(shè)備以及安全指示裝置系統(tǒng)。本文設(shè)計(jì)內(nèi)容是10t單梁橋式起重機(jī)的設(shè)計(jì)。本次設(shè)計(jì)的具體參數(shù)如下：起重量10t，寬度10.5m，起升高度12m，主起升速度7.8m/min，小車運(yùn)行速度38.5m/min，大車運(yùn)行速度86.8m/min。額定起重量是指起重機(jī)一次作業(yè)搬運(yùn)的最大物料質(zhì)量和提升部分質(zhì)量的總和，但不包括起重機(jī)的吊鉤和滑輪組的質(zhì)量之和。寬度或者跨度是指橋式起重機(jī)大車對(duì)稱運(yùn)行的車輪中間線的水平距離，習(xí)慣上也稱作軌矩。起升高度是指由地表平面到取物裝置所能夠到達(dá)的最高垂直距離的位置[2]。1.2國內(nèi)外的發(fā)展及狀況隨著世界大型機(jī)械化的快速發(fā)展，目前起重機(jī)行業(yè)市場(chǎng)的競(jìng)爭(zhēng)異常激烈。盡管我國已經(jīng)是起重機(jī)最大的市場(chǎng)和小型起重機(jī)出口最多的國家，但是在大型起重機(jī)方面我國還是跟歐美等國家有很大的差距。發(fā)動(dòng)機(jī)、液壓件以及控制系統(tǒng)方面仍然是我國起重機(jī)發(fā)展的瓶頸，是行業(yè)發(fā)展的障礙。大噸位的起重機(jī)還是只能依靠大型企業(yè)，因?yàn)橹行⌒偷钠髽I(yè)缺乏資金與技術(shù)支持，對(duì)于大型企業(yè)政府也給與很多支持。從起重機(jī)的銷售量來看，中國的起重機(jī)在出口量、產(chǎn)值等方面都已實(shí)現(xiàn)了增加，產(chǎn)品的質(zhì)量更有了很大的提升。目前隨著我國的經(jīng)濟(jì)的崛起，全國城鎮(zhèn)建設(shè)的快速發(fā)展，包括鐵路建設(shè)、建筑建材、能力水源各方面的工程建設(shè)對(duì)于起重機(jī)的需求量巨大，給國內(nèi)制造起重機(jī)的廠商提供了巨大的市場(chǎng)，由于中國龐大的市場(chǎng)，我國生產(chǎn)起重機(jī)械設(shè)備的廠商就高達(dá)3500多家。其中一半起重機(jī)生產(chǎn)廠家，有較先進(jìn)的設(shè)計(jì)制造能力，銷售量每年也都是遞增。未來的幾年之內(nèi)，百噸級(jí)或者千噸級(jí)別的起重機(jī)也會(huì)頻頻突破，中國企業(yè)也會(huì)更加深入的融入到工程的實(shí)際需求上。目前我國大型起重機(jī)的設(shè)計(jì)制造公司主要有三一重工、徐工、上海振華、中聯(lián)重科等[4]。國外的起重機(jī)市場(chǎng)已經(jīng)趨于飽和狀態(tài)，依靠先進(jìn)的技術(shù)、優(yōu)質(zhì)的質(zhì)量的外國廠商不斷的吞食中國的起重機(jī)市場(chǎng)。國外著名的起重機(jī)生產(chǎn)廠商主要有力博荷家族、歌路富家族等企業(yè)，大多數(shù)為歐美等發(fā)達(dá)國家，他們主要生產(chǎn)超大噸位的起重機(jī)，在中國起重機(jī)行業(yè)獲得了良好口碑和不錯(cuò)的銷量。搬運(yùn)工作是勤勞的世界人民自古以來就具備的能力，如手工搬運(yùn)或者農(nóng)田灌溉的風(fēng)車。然而機(jī)械化發(fā)展到今天，我們依靠著超高的機(jī)械化水平工具幫助我們進(jìn)行搬運(yùn)作業(yè)。現(xiàn)在起重機(jī)主要有下幾個(gè)方面的發(fā)展：（1）產(chǎn)品的專用化和大型化隨著生產(chǎn)效率的要求不斷提高，自動(dòng)化水平的普遍也使得起重機(jī)在物料搬運(yùn)、裝載作業(yè)等領(lǐng)域的比例增加。起重機(jī)不但要易于操作、而且還要求其極高的安全性能、維修方便，更要有耐久性和可靠性，由于工藝要求的多樣性，使得起重機(jī)的專用化提高，以滿足特殊要求，達(dá)到最佳的使用效果，所以專用起重機(jī)的的型號(hào)和市場(chǎng)也在不斷的擴(kuò)大，其作業(yè)性能也更加的完善。（2）產(chǎn)品的標(biāo)準(zhǔn)化、模塊生產(chǎn)化模塊化的設(shè)計(jì)改變的傳統(tǒng)起重機(jī)的制造，將起重機(jī)上基本相同的零構(gòu)件，有互換要素的標(biāo)準(zhǔn)模塊，通過相互組合，形成不同規(guī)格和類型的產(chǎn)品，使得產(chǎn)品線更加豐富。設(shè)計(jì)新的起重機(jī)只需要簡單的進(jìn)行模塊的組合與搭配。降低了生產(chǎn)的成本，提高了標(biāo)準(zhǔn)化的程度。目前，國外很過廠商都很已經(jīng)開始實(shí)行模塊化生產(chǎn)，并且取得了不錯(cuò)的成績，經(jīng)濟(jì)效益十分不錯(cuò)。（3）通用產(chǎn)品輕量化因?yàn)樵S多相當(dāng)多的起重機(jī)通用性比較高，一般使用并不頻繁。這類起重機(jī)在設(shè)計(jì)過程中盡量降低外形高度，減輕輪壓和自身重量，結(jié)構(gòu)盡量簡單。因此電葫蘆起重機(jī)得到廣泛的應(yīng)用，并取代了大多數(shù)橋式起重機(jī)。德瑪各公司經(jīng)過長期的創(chuàng)新與研究，已經(jīng)形成了一個(gè)輕量化的標(biāo)準(zhǔn)系列。（4）起重機(jī)的智能化、自動(dòng)化、數(shù)字化橋式起重機(jī)的更新?lián)Q代一直依賴于電氣設(shè)備傳動(dòng)和控制，將機(jī)械結(jié)構(gòu)與電子控制技術(shù)有效的相結(jié)合實(shí)現(xiàn)高度的智能化，是未來機(jī)械發(fā)展的趨勢(shì)。超大型的起重機(jī)已經(jīng)發(fā)展為全電子控制設(shè)備。數(shù)字控制驅(qū)動(dòng)、可編程程序控制、數(shù)字記錄、自動(dòng)診斷等等已經(jīng)發(fā)展為一套數(shù)字化控制系統(tǒng)，重點(diǎn)開發(fā)微處理器的核心電氣控制系統(tǒng)。1.3研究的意義搬運(yùn)物料是人類生活的日常，從古至今人類的發(fā)展都離不開搬運(yùn)物料。隨著世界的發(fā)展，人類逐漸以機(jī)械化結(jié)構(gòu)代替人類手動(dòng)的運(yùn)作。起重機(jī)在大型物料的作業(yè)方面起到不可或缺的作用。起重機(jī)節(jié)約了人力，而且提高了生產(chǎn)的效率，節(jié)約時(shí)間，更加安全可靠。隨著經(jīng)濟(jì)的發(fā)展起重機(jī)也越來越智能化，越來越數(shù)字化，起重機(jī)已經(jīng)成為國民經(jīng)濟(jì)發(fā)展的中流砥柱。它不僅應(yīng)用到小的商戶，大到大型的企業(yè)的工作生產(chǎn)應(yīng)用，更是國防建設(shè)不可缺少的一部分，火箭的制造與發(fā)射、上萬噸的船艦的建設(shè)、大型設(shè)備的建設(shè)。在日常生活中，水電站的建設(shè)，大型電站的安裝與建設(shè)，樓層的建設(shè)等等。對(duì)于企業(yè)來說，港口碼頭物料的搬運(yùn)，工廠材料的搬運(yùn)。在海洋開發(fā)、礦山開采等領(lǐng)域，起重機(jī)已成為主要的生產(chǎn)力。起重機(jī)的發(fā)展水平也體現(xiàn)一個(gè)國家工業(yè)化的能力與水平。而橋式起重機(jī)更是作為物料搬運(yùn)起重機(jī)最主要的起重機(jī)之一，小到幾噸大到幾百噸。在各行各業(yè)都有廣泛的應(yīng)用，而研究起重機(jī)的機(jī)構(gòu)簡化和實(shí)際應(yīng)用，降低起重機(jī)的生產(chǎn)成本有著現(xiàn)實(shí)意義。

2主梁的設(shè)計(jì)與校核2.1主梁方案的確立橋式起重機(jī)的主梁設(shè)計(jì)方案眾多，其大體主要的結(jié)構(gòu)可以分為兩種。一種為桿結(jié)構(gòu)，由許多桿焊接而成，而桿最好選用長度方向長但界面面積面積小的桿件如圖2-1所示。常用與各類起重機(jī)當(dāng)中，按照其工作要求的不同，連接方式也不相同，其連接結(jié)構(gòu)可分為鉸接、剛接、混合結(jié)構(gòu)。圖2-1桿系主梁結(jié)構(gòu)架另一種結(jié)構(gòu)為板結(jié)構(gòu)，該機(jī)構(gòu)應(yīng)用型鋼之間的相互焊接，形成不同的截面形狀。該結(jié)構(gòu)分為組合結(jié)構(gòu)件和型鋼件，如圖2-2所示。圖2-2板結(jié)構(gòu)件截面形式考慮到本次設(shè)計(jì)采用單梁結(jié)構(gòu)，所以需要使用工字梁作為小車的行駛平面。又由于起重量為10t，一般的工字梁結(jié)構(gòu)的型鋼很難承受如此重量，所以單純的使用工字梁存在安全隱患，故使用工字梁與組合型鋼相結(jié)合的結(jié)構(gòu)。工字梁與型鋼相結(jié)合的結(jié)構(gòu)形式有很多種如圖2-3所示。圖2-3組合型鋼如圖2-3所示，1主要用于1噸左右的小噸位的起重機(jī)，2主要截面美觀，且可以承受大噸位的起重量，但由于圓形結(jié)構(gòu)在焊接的難度比較大，成本較高，所以不適合。3結(jié)構(gòu)只適用于低噸位的起重量，故不選用。4結(jié)構(gòu)的型鋼組合不僅外觀漂亮，且實(shí)用性很高，性價(jià)比高，可以承受大噸位的起重量，故選擇4結(jié)構(gòu)的組合型鋼[5]。2.2主梁截面形式及尺寸的確立單梁橋式起重機(jī)一般采用工字梁作為小車運(yùn)行的軌道，小車沿著工字梁的下翼上表緣行駛。在符合條件并滿足穩(wěn)定性、剛度、強(qiáng)度等要求的前提下，在一些起重量較大，跨度大于11m的單梁起重機(jī)往往采用型鋼的組合梁，以便于提高整體的穩(wěn)定性以及主梁的強(qiáng)度和剛度。本設(shè)計(jì)箱型結(jié)構(gòu)的主梁由上下兩塊水平的型鋼和兩塊垂直的型鋼加上兩塊連接型鋼組成，本次設(shè)計(jì)采用主梁與工字梁結(jié)合焊接而成的組合梁如圖2-4所示。圖2-4主梁截面圖根據(jù)起重機(jī)的主梁剛度要求和制造起重機(jī)的經(jīng)驗(yàn)，一般參照跨度選取主梁在跨度中部的高度H見式(2.1)：式(2.1)式中H——表示主梁的高度；L——表示主梁的跨度；當(dāng)設(shè)計(jì)的跨度較小時(shí)選取較大的值，當(dāng)設(shè)計(jì)跨度較大時(shí)選取小一點(diǎn)的值，根據(jù)所設(shè)計(jì)的主梁的跨度，得H=0.75m。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)選取主梁的寬度B=0.6m，端梁的高度H0=0.58m，為了保證主梁有足夠的承載能力，主梁的水平型鋼和與垂直型鋼厚度分別為8mm、8mm，如圖2-5所示為主梁的示意圖。圖2-5主梁跨度示意圖2.3主梁截面的計(jì)算起重機(jī)作為一種搬運(yùn)物料作業(yè)的機(jī)械設(shè)備，它的各個(gè)結(jié)構(gòu)部分都要承受不同的載荷。所以設(shè)計(jì)過程中，必須計(jì)算和校核各個(gè)結(jié)構(gòu)件和各個(gè)傳動(dòng)部分的承受載荷的能力。承受載荷能力的計(jì)算主要由以下幾個(gè)方面：=1\*GB3①零件的發(fā)熱、磨損計(jì)算=2\*GB3②零件的剛度、強(qiáng)度計(jì)算與校核=3\*GB3③零件的傾翻危險(xiǎn)性的校驗(yàn)，這時(shí)必須考慮到起重機(jī)復(fù)雜的組合載荷所產(chǎn)生最危險(xiǎn)的可能性[2]?？捎孟率奖磉_(dá)：式(2.2)式中——在各類組合載荷的作用下，機(jī)構(gòu)件或傳動(dòng)件在要求計(jì)算點(diǎn)處的應(yīng)力或者變形量；——在各類組合載荷的作用下，機(jī)構(gòu)件或者傳動(dòng)件的強(qiáng)度、剛度、穩(wěn)定性的許用應(yīng)力和變形量。主梁由5塊板和工字梁焊接而成，按照順序分別對(duì)這幾部分進(jìn)行力學(xué)特性計(jì)算。圖2-6主梁截面（1）各部分面積計(jì)算mm2mm2mm2mm2mm2mm2（2）形心位置及慣性矩的計(jì)算截面總面積A=18797.2mm2。選用32b工字梁與板組合，32b的工字梁的截面積為7345mm2，理論重量為57.7kg/m，cm4。根據(jù)各各部分的面積計(jì)算截面形心，截面形心的位置[6]。mm根據(jù)式(2.3)計(jì)算各部分的慣性矩[7]，根據(jù)式(2.4)慣性矩和慣性積的平行移軸公式[6]計(jì)算各部分相對(duì)于形心的慣性矩。式(2.3)式(2.4)cm4cm4cm4cm4cm4cm4cm4截面的形心的位置：mm各部分相對(duì)于形心的慣性矩：cm4cm4cm4cm4cm4cm4cm4（3）抗彎截面模數(shù)-主梁截面關(guān)于水平軸線Z-Z的抗彎截面模數(shù)：cm3-主梁截面關(guān)于垂直軸線Y-Y的抗彎截面模數(shù)：cm32.4主梁載荷的計(jì)算2.4.1計(jì)算載荷的確定起重機(jī)金屬結(jié)構(gòu)構(gòu)多采用普通碳素結(jié)構(gòu)鋼、優(yōu)質(zhì)碳素鋼等。一般選用Q235鋼，主梁的材料選用通用材料Q235A,Q235A的密度為7.85g/cm3,主梁主要由梁與筋板組成，橋梁主梁的總質(zhì)量估算約為：N由于型鋼與型鋼之間采用焊接，使用的焊接材料約占總質(zhì)量的1%。N所以由于橋架自身重量而引起的均布載荷為：N/cm主梁由于使用大車運(yùn)行的集中驅(qū)動(dòng)而引起的均布載荷查表2-1得：N/cm，取N/cm表2-1大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的重量[8]起重量（t）集中驅(qū)動(dòng)分別驅(qū)動(dòng)均布的重量（kN/m）集中驅(qū)動(dòng)的重量（kN）一套機(jī)構(gòu)的重量（kN）重心的作用位置（m）50.6～0.6574.51.5100.65～0.77.54.51.515,15/30.7～0.758.551.5續(xù)表2-120/50.8～0.851051.530/50.9～11281.550/101.2～1.52081.5主梁均布載荷之和計(jì)算：N/cm主梁所受總的計(jì)算載荷：N/cm式中——沖擊載荷系數(shù)[2]。作用在主梁上小車的輪壓值可由起重量與小車重量估算取平均值可得,小車的重量約為40000N：N考慮到小車早運(yùn)行過程中，會(huì)受到不同的沖擊，考慮到動(dòng)力系數(shù)，則小車的計(jì)算輪壓為：N2.4.2主梁垂直的最大彎矩計(jì)算在主梁截面尺寸的初步確立之后，便可以對(duì)主梁在不同載荷作用下的強(qiáng)度進(jìn)行驗(yàn)算，橋式起重機(jī)主梁強(qiáng)度驗(yàn)算主要進(jìn)行在主梁的最危險(xiǎn)截面的情況下，此時(shí)主梁橋架的最大彎曲應(yīng)力進(jìn)行驗(yàn)算。主梁的垂直彎矩主要由橋式起重機(jī)橋架的自重和起重量共同作用下所產(chǎn)生的力對(duì)兩邊支撐點(diǎn)的作用。當(dāng)運(yùn)行機(jī)構(gòu)采用集中驅(qū)動(dòng)的方式運(yùn)行時(shí)，因?yàn)楣潭ㄝd荷而引起的支反力為：（N）式(2.5)式中q——主梁上所計(jì)算得均布載荷值，（N/cm）；——運(yùn)行機(jī)構(gòu)的位于于主梁中部從而引起的主梁的集中載荷，=7500N取見表2-1；——司機(jī)操縱室的重量；——司機(jī)操縱室作用的位置,其中心位置到支點(diǎn)的距離為80cm。則距離主梁左側(cè)支點(diǎn)Xcm處由載荷而引起的彎矩為：(Ncm)式(2.6)則由于小車輪壓計(jì)算值并且考慮到因數(shù)，所產(chǎn)生的移動(dòng)載荷從而引起的支反力為：（N）式（2.7）則由于小車輪壓計(jì)算值并且考慮到因數(shù)，所產(chǎn)生的移動(dòng)載荷作用在Xcm處截面上從而引起的彎矩為：（Ncm）式（2.8）由以上兩者共同作用所產(chǎn)生的載荷，在距離主梁左側(cè)支點(diǎn)Xcm截面處而引起的彎矩為：式(2.9)對(duì)其求導(dǎo)，使式(2.9)的一次導(dǎo)數(shù)為零，即計(jì)算得：式(2.10)將式(2.10)帶入上式(2.9)，可得由固定載荷和移動(dòng)載荷同時(shí)作用引起主梁的最大彎矩為：式（2.11）將已知數(shù)值帶入上式(2.11)，可得：（Ncm）2.4.3主梁水平的最大彎矩計(jì)算主梁水平方向的彎矩主要由起重機(jī)在運(yùn)行過程中突然中止，或者在靜止?fàn)顟B(tài)下突然運(yùn)行產(chǎn)生的水平慣性載荷所引起。由于這種組合載荷在計(jì)算過程中非常復(fù)雜，因此實(shí)際的設(shè)計(jì)過程中往往使用簡化公式計(jì)算并驗(yàn)算[8]。主梁的水平最大彎矩為：式（2.12）式中g(shù)——重力加速度，m/s2；——大車在起動(dòng)制動(dòng)過程中的平均加速度，取s（估計(jì)時(shí)間），則計(jì)得：m/s2；——主梁的最大垂直彎矩，但是在計(jì)算過程中不考慮沖擊系數(shù)和動(dòng)載系數(shù)。由下列式子計(jì)算可得：式(2.13)將已知數(shù)值代入式(2.13）可得：（Ncm）將式(2.13)的結(jié)果代入上式(2.12)可得：（Ncm）取（Ncm）。2.5主梁的強(qiáng)度校核主梁的最危險(xiǎn)截面X處的最大彎曲應(yīng)力計(jì)算為：式（2.14）將各已知數(shù)值代入上式可得：MPa已知Q235鋼的許用應(yīng)力為MPa由主梁的設(shè)計(jì)計(jì)算可知，主梁所受的最大剪力為：N故，所以橋式起重機(jī)的主梁強(qiáng)度足夠，驗(yàn)算通過。2.6主梁的靜剛度校核載荷作用下主梁的撓度：式(2.15)式中P——小車的輪壓壓力；L——主梁的跨度；E——彈性模量；——主梁截面的慣性矩。將已知的數(shù)值代入上式(2.15）得：cm根據(jù)GB2008-1113可知，cm，所以，因此主梁的靜剛度滿足要求。2.7主梁的穩(wěn)定性計(jì)算由于工作環(huán)境的原因，起重機(jī)經(jīng)常承受不同的組合載荷和沖擊。起動(dòng)反復(fù)頻繁，工作量大，任務(wù)繁重。因此起重機(jī)對(duì)梁的穩(wěn)定性有一定的要求，在保證穩(wěn)定性的前提下，盡量的節(jié)約材料，保證經(jīng)濟(jì)的合理安排。對(duì)于箱型截面類型的起重機(jī)，通常不進(jìn)行主梁的穩(wěn)定性校核，一般主梁通過增加筋板來加強(qiáng)內(nèi)部穩(wěn)定性，放置方式如下：在箱型截面的主梁整個(gè)橫向放置大加強(qiáng)筋板如圖2-7所示：在箱型截面的橋式起重機(jī)主梁的上部放置橫向小加強(qiáng)筋板；圖2-7加強(qiáng)筋示意圖在整個(gè)長度的主梁上面放置角鋼作水平加強(qiáng)筋桿，以保證腹板部分的穩(wěn)定性如圖2-7所示。主梁的端部放置大加強(qiáng)筋的的間距為：m，取m；主梁梯形部分放置的小加強(qiáng)筋板的間距為：m主梁非梯形部分放置大加強(qiáng)筋板的間距：m，取a=1.5m；主梁非梯形部分放置小加強(qiáng)筋板的間距：m，取m。

3端梁的設(shè)計(jì)與校核3.1端梁的截面的設(shè)計(jì)端梁在起重機(jī)主要承受來自主梁的起重量和主梁橋架的自重，并且安裝大車輪，進(jìn)行縱向的運(yùn)行，根據(jù)起重機(jī)主梁的結(jié)構(gòu)形式，通常端梁的截面如下圖3-1所示：圖3-1端梁的截面圖（1）各部分面積計(jì)算mm2mm2mm2mm2（2）形心及慣性矩的計(jì)算由于端梁是由一個(gè)近似對(duì)稱的鋼板焊接而成，其形心位置位于端梁中心，因此形心mm，形心mm。所以端梁的各部分面積相對(duì)于Z軸的慣性矩為：cm4cm4cm4cm4各部分面積相對(duì)于Z-Z方向上的慣性矩之和cm4。cm4cm4cm4cm4各部分面積關(guān)于Y-Y方向上的慣性矩之和為：cm4。（3）端梁的抗彎截面系數(shù)cm3cm33.2端梁載荷計(jì)算與校核3.2.1最大垂直彎矩的計(jì)算橋式起重機(jī)的端梁部分受力情況與主梁相比同樣復(fù)雜，一般在計(jì)算載荷作用的時(shí)候不考慮端梁的自重影響，重點(diǎn)計(jì)算主梁在端梁上的最大支反力的作用影響以及大車在運(yùn)行過程中由于運(yùn)行側(cè)滑引起的歪斜所導(dǎo)致的車輪側(cè)向載荷。車輪依靠車輪的心軸安裝在端梁的腹板上。大車輪距：，取K=3m。則端梁的受力圖如下圖3-2所示，受力部分F為端梁與主梁接觸的部分。根據(jù)前面所述，可計(jì)算A端與B端的支反力：圖3-2端梁受力圖A端的支反力：式(3.1)式中——主梁所承載的最大剪切力；F——表示端梁A端的受力。則距離端梁左端支A點(diǎn)Xcm處的應(yīng)力為：式(3.2)則對(duì)上式(3.2)一次求導(dǎo)令，可得：因?yàn)椋肷鲜娇傻胏m。端梁的最大垂直彎矩為：Ncm3.2.2大車車輪側(cè)向載荷的計(jì)算根據(jù)經(jīng)驗(yàn)知識(shí)，側(cè)向載荷與輪壓以及大車的軌距和輪距有關(guān)，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式有：式(3.3)式中P——輪壓，應(yīng)選用在對(duì)于車輪最不利的組合載荷的輪壓值，此處應(yīng)為P=F；——側(cè)向力系數(shù)，按照下圖參照選取。圖3-3側(cè)向傾力系數(shù)如圖3-3所示，取，由式(3.2)和式(3.3)計(jì)算可得：N所以側(cè)向載荷為N。3.2.3端梁最大水平彎矩的計(jì)算由于大車車輪運(yùn)行歪斜所導(dǎo)致的大車輪側(cè)向載荷S的影響，在端梁與主梁接觸面內(nèi)產(chǎn)生水平彎矩為：式(3.4)式中——大車車輪軸心到主梁中心線的距離。計(jì)算得：Ncm。由于大車在運(yùn)行過程中，突然制動(dòng)或者由靜止突然啟動(dòng)，在端梁與主梁的接觸面內(nèi)的沖擊所產(chǎn)生的水平彎矩為：式（3.5）式中——小車的慣性載荷；K——大車前后兩車輪的輪距。式(3.6)式中——主梁上小車主動(dòng)輪壓之和。根據(jù)式(3.5)和式(3.6)可得：Ncm比較式(3.4)和式(3.5)的值的大小，選擇其中較大的值進(jìn)行強(qiáng)度的校核計(jì)算。3.3端梁強(qiáng)度的校核由上面計(jì)算得知主梁的最大水平彎矩和最大垂直彎矩以及在Z-Z軸線和Y-Y軸線上的抗彎截面系數(shù)。MPa式(3.7)由于，所以端梁強(qiáng)度驗(yàn)算通過。端梁一般不進(jìn)行剛度和穩(wěn)定性的驗(yàn)算。3.4主梁與端梁的連接3.4.1主梁與端梁的連接方式主梁與端梁有兩種連接方式，一種是用螺栓組連接主梁和端梁，依靠螺栓的預(yù)緊力產(chǎn)生摩擦力或者依靠螺栓桿與螺孔之間的剪切和擠壓來抵消橫向載荷。這種連接方式可以使得主梁與端梁分批生產(chǎn)在進(jìn)行組裝，這樣大幅度節(jié)約了加工和庫存的占地面積，節(jié)約了運(yùn)輸費(fèi)用且運(yùn)輸十分方便。另一種連接方式為在主梁與端梁的中間加連接板進(jìn)行焊接連接。這種方法節(jié)約工藝，制造方便，成本低，廣泛應(yīng)用于我國中小型吊鉤式橋式起重機(jī)。本次設(shè)計(jì)采用螺栓組的連接方式。3.4.2螺栓組的布置螺栓組主要目的是進(jìn)行結(jié)構(gòu)件之間的連接，合理的螺栓組布置形式、合理的幾何形狀不僅有利于螺栓組受力均勻和接觸面貼和更密切，而且還可以便于加工和方便裝配。設(shè)計(jì)過程中主要考慮一下幾個(gè)方面的問題[9]：1）螺栓組的組面形式從大體上可以分為并列式和錯(cuò)列式，并列式在制造劃線鉆孔過程中比較方便，而且布置規(guī)則，結(jié)構(gòu)比較緊湊，節(jié)約材料，所以得到廣泛應(yīng)用。錯(cuò)列式通常布置在空間有限的情況下，這種形式對(duì)連接板的削弱較少。如下圖3-4所示。圖3-4螺栓的排列2）螺栓組連接接合面的幾何形狀通常設(shè)計(jì)成軸對(duì)稱的簡單幾何形狀組成的形狀，如圓形、長方形、三角形等，這樣不僅有利于加工，而且對(duì)稱結(jié)構(gòu)可以使得螺栓組的形心與結(jié)構(gòu)面的形心相重合，從而保證了結(jié)構(gòu)件的受力均勻穩(wěn)定[9]。3）螺栓布置要使得螺栓的受力合理，當(dāng)螺栓組收到彎矩或者扭矩的時(shí)候，螺栓應(yīng)盡量靠近螺栓組受力最大的那個(gè)螺栓，分擔(dān)最大剪力。4）螺栓組要有合理的間距和合理分配結(jié)構(gòu)件的邊距，方便使用扳手，方便裝配。還要考慮螺栓組的防松裝置。3.4.3螺栓組的校核螺栓組的布置如圖3-5所示。因?yàn)槁菟ńM的分配成對(duì)稱結(jié)構(gòu)所以它的形心就是螺栓組的中心。圖3-5端梁的螺栓排列每個(gè)螺栓所承受的剪力為：N式中F——螺栓組承受的剪力，F(xiàn)=Q=154093N。n——螺栓的個(gè)數(shù)。所需預(yù)緊力為：式（3.8）式中——防滑系數(shù)，；F——螺栓組承受的剪力；f——結(jié)合面的摩擦系數(shù)；參照表3-1；n——螺栓個(gè)數(shù)；i——結(jié)合面數(shù)，i=1。將數(shù)值代入式(3.8)可得：N故在裝配時(shí)將螺栓的預(yù)緊力調(diào)到80kN即可。表3-1摩擦系數(shù)的選擇與之連接件連接面的表面形態(tài)摩擦系數(shù)f鋼或鑄鐵物體件干燥的表面0.1～0.16有油的表面0.06～0.1鋼結(jié)構(gòu)件軋制表面0.3～0.35涂富鋅漆0.35～0.4噴砂處理的表面0.45～0.55鑄鐵對(duì)板磚、木材干燥表面0.4～0.45選用M202.5的螺栓，材料選用Q235的精制螺栓。螺栓的的抗剪承載能力為：N式中d1——螺栓的直徑；——剪切許用應(yīng)力。孔壁的承載壓力的能力為：N式中——連接板的厚度；——拉伸許用應(yīng)力。因?yàn)镹，故所選的螺栓滿足連接強(qiáng)度要求。

4小車起升機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)與計(jì)算4.1傳動(dòng)方案的確立由于起重量、起升速度的等要求的不同，所以起升結(jié)構(gòu)也有多種傳動(dòng)方案，這些方案中大致可以分為兩類，一類為封閉式傳動(dòng)方案，還有一類為開式傳動(dòng)方案。（1）封閉式傳動(dòng)封閉式傳動(dòng)一般在電動(dòng)機(jī)之后往往選擇連接圓柱齒輪減速器，傳動(dòng)效率高，且使用方便。（2）開式傳動(dòng)開始傳動(dòng)中，由于傳動(dòng)效率高而廣泛被使用。但是開始傳動(dòng)因?yàn)槿菀茁淙牖覊m、外部雜物從而導(dǎo)致齒輪的材料磨損，所以使用時(shí)需要采用高粘度油。（3）傳動(dòng)方案本設(shè)計(jì)中根據(jù)設(shè)計(jì)參數(shù)選擇圓柱齒輪減速器，傳動(dòng)方案選擇閉式傳動(dòng)。按照結(jié)構(gòu)件布置緊湊的原則，傳動(dòng)方案選擇如圖4-1所示，橋式起重機(jī)一般均使用雙聯(lián)滑輪組，根據(jù)參數(shù)起重量為10噸，參照表4-1選取滑輪組倍率，所承載的分支數(shù)：。圖4-1起升機(jī)構(gòu)整體傳動(dòng)方案表4-1橋式起重機(jī)與龍門起重機(jī)常用的起升機(jī)構(gòu)滑輪組倍率起重量Q(t)358（10）12.5162032倍率12333344.2選擇吊具以及鋼絲繩本設(shè)計(jì)的橋式起重機(jī)機(jī)構(gòu)的利用等級(jí)為經(jīng)常使用T5，承載大的載荷的情況很少，較多時(shí)候承受中等載荷，載荷狀態(tài)L3，則機(jī)構(gòu)工作等級(jí)為M5，見表4-2。表4-2機(jī)構(gòu)工作等級(jí)的劃分載荷狀態(tài)機(jī)構(gòu)利用等級(jí)T0T1T2T3T4T5T6L10.125M1M1M1M2M3M4M5L20.25M1M1M2M3M4M5M6L30.5M1M2M3M4M5M6M7續(xù)表4-2L41.0M2M3M4M5M6M7M8吊鉤的選取參照機(jī)構(gòu)的工作等級(jí)和起重量，機(jī)構(gòu)的工作等級(jí)為M5，起重量為10t，選取8號(hào)吊鉤，吊鉤的質(zhì)量為24kg[10]。鋼絲繩一般以繩心加多層鋼絲捻成股，不同的捻法適用的場(chǎng)合不同。鋼絲繩的捻法有四種，繩與股同向捻法分為左同向捻和右同向捻，這種捻法表面性比較好，磨損少，使用壽命較長，但易于松散和轉(zhuǎn)開捻股，故在起重機(jī)械中不使用同向捻法。股與繩的捻向相反分為左交互捻與右交互捻，這種捻法不易松散，不易旋轉(zhuǎn)開捻股，因此經(jīng)常使用與機(jī)械起重等自由懸掛的起重機(jī)當(dāng)中，但是這種捻法剛性很大，撓性差，使用壽命短。一般選擇鋼絲繩需要計(jì)算鋼絲繩的最大靜拉力，滑輪組的軸承使用滾動(dòng)軸承，當(dāng)滑輪組的倍率，此時(shí)滾動(dòng)軸承的效率為[11]。則鋼絲繩所受的最大拉力為：N式(4.1)式中Q——橋式起重機(jī)的起重量；——卷筒的工作效率；——滾動(dòng)滑輪組的效率。鋼絲繩的最小計(jì)算破斷拉力為：N式(4.2)式中n——鋼絲繩的安全系數(shù)[2]。鋼絲繩的直徑計(jì)算：式(4.3)式中C——選擇系數(shù)（mm），C=0.1[12]；S——鋼絲繩最大靜拉力。根據(jù)最小破斷拉力和鋼絲繩的捻法選擇619W+FC型號(hào)的鋼絲繩，根據(jù)式(4.3)鋼絲繩的公稱直徑d=13mm，鋼絲繩的公稱抗拉強(qiáng)度為1670MPa，鋼絲繩的最小破斷力kN。4.3滑輪主要尺寸的確立滑輪的主要作用是用來導(dǎo)向和支撐以傳遞力和改變力的方向并且平衡鋼絲繩各分支的拉力。滑輪承受的載荷偏小時(shí)，多鑄造成實(shí)體滑輪，一般材料選擇鑄鐵如HT150或者使用Q235A等，大型的滑輪多使用鑄鋼等材料?；喌脑S用最小值直徑：mm式(4.4)式中d——鋼絲繩的直徑；e——輪繩直徑比值，e=25。表4-3滑輪標(biāo)準(zhǔn)直徑[10]滑輪直徑D（mm）225260280315355400450500560根據(jù)表4-1所示，選擇D=315mm，又因?yàn)?.6D,所以平衡滑輪的直徑為213mm，根據(jù)表4-3，取225mm。鋼絲繩繞進(jìn)或者繞出滑輪槽時(shí)偏移的角度最大值不得超過4%。4.4確定卷筒尺寸及驗(yàn)算強(qiáng)度4.4.1卷筒的類型卷筒的技術(shù)條件應(yīng)滿足材料、表面質(zhì)量、尺寸公差和表面粗糙度、形位公差等要求。卷筒的類型很多，通常使用較多的是齒輪連接盤式，主要是因?yàn)檫@種形式的卷筒軸不受轉(zhuǎn)矩的影響，只承受彎矩，由于它分組性好，廣泛應(yīng)用于目前的橋式起重機(jī)當(dāng)中。這種結(jié)構(gòu)通常使用在閉式的傳動(dòng)結(jié)構(gòu)方案中。另一種常使用的是周邊大齒輪式的結(jié)構(gòu)，多用于低速、大傳動(dòng)比的使用情況，這種結(jié)構(gòu)廣泛應(yīng)用于開式傳動(dòng)。卷筒有四種結(jié)構(gòu)類型，分別是A型、B型、C型、D型。技術(shù)條件：1.材料：卷筒對(duì)于材料要求比較嚴(yán)格，鑄造材料的卷筒要求一般不低于HT200灰鑄鐵或者ZG270-500鑄鋼，或者用Q235A焊接制造。鑄件需要經(jīng)過特殊處理以消除應(yīng)力并進(jìn)行退后處理。2.表面質(zhì)量：卷筒的表面要光潔且不能有裂紋，不可以有影響使用性能的明顯的缺陷比如氣孔、材料夾渣等。4.4.2卷筒的尺寸設(shè)計(jì)卷筒的表面會(huì)開有用于導(dǎo)向作用的螺旋槽，鋼絲繩可以繞槽進(jìn)行單層旋轉(zhuǎn)卷繞，一般的螺旋槽都有標(biāo)準(zhǔn)，只有部分特殊情況使得鋼絲繩有脫槽的危險(xiǎn)，才會(huì)采用深槽。卷筒選用A型的結(jié)構(gòu)類型。卷筒的直徑：mm式中d——鋼絲繩的直徑；e——輪繩直徑比值，e=25。表4-4A型卷筒標(biāo)準(zhǔn)直徑卷筒直徑D（mm）315355400450500選取卷筒的直徑為315mm，根據(jù)卷筒的直徑選擇槽距t=16mm，槽底半徑r=8mm。卷筒有螺旋槽的部分長度為：式(4.5)式中a——滑輪組的倍率；t——卷筒的槽距；——附加安全固定鋼絲繩的卷數(shù)，一般情況，??；——卷筒的計(jì)算直徑=315+13=328mm。由式(4.5）計(jì)算可得：L0=591mm，本次設(shè)計(jì)采用單層雙聯(lián)卷筒的形式，所以卷筒的總長度為：式(4.6)式中——即上式計(jì)算所得螺旋槽的部分長度；——卷筒兩端無繩槽部分的尺寸，其尺寸長度根據(jù)實(shí)際結(jié)構(gòu)情況給出；——用于固定鋼絲繩的長度，一般??；m——中間無槽部分的長度，一般參照鋼絲繩的允許偏角。根據(jù)式(4.6）計(jì)算可得mm。取卷筒的長度為L=1300mm。卷筒的壁厚：mm選取=15mm。4.4.3卷筒的壓力和強(qiáng)度驗(yàn)算計(jì)算卷筒的壓拉力通常忽略卷筒的自重力，主要考慮卷筒在鋼絲繩的最大拉力的作用下卷筒所能承載的壓力、彎曲和扭力。當(dāng)L3D時(shí)，其中卷筒所受壓力為主要作用力，其它力的合成力不超過壓力的1/10。當(dāng)L3D時(shí)，這時(shí)候還需要考慮它的彎曲應(yīng)力。當(dāng)卷筒為單層卷繞時(shí)，卷筒所受的壓應(yīng)力計(jì)算為：式(4.7)式中——鋼絲繩的所能承載的最大靜拉力；——附加應(yīng)力減小安全系數(shù)，通常??；——卷筒的壁厚（mm）；t——卷筒的槽距；——卷筒單層繞鋼絲繩時(shí)，卷筒的壓應(yīng)力（MPa）；——許用壓應(yīng)力。卷筒材料使用灰鑄鐵HT200，經(jīng)時(shí)效處理消除內(nèi)應(yīng)力，最小抗拉強(qiáng)度MPa，許用應(yīng)力為：式（4.8）式中——鑄鐵抗壓強(qiáng)度的極限；——安全系數(shù)。通過計(jì)算并比較式(4.7)和式(4.8)得：MPaMPa故滿足抗壓強(qiáng)度的要求。由于L3D,所以需要考慮彎曲的影響，卷筒的最大彎曲發(fā)生在卷筒的中部,卷筒的最大彎矩為：式(4.9)將已知數(shù)值代入上式(4.9)得Nmm。卷筒的合成應(yīng)力為：式(4.10)式中——卷筒的抗彎截面系數(shù)（mm3）；——卷筒的最大彎矩；——卷筒的許用抗拉應(yīng)力，MPa；——安全系數(shù)；式(4.11)式中——卷筒的內(nèi)徑，mm；——卷筒的外徑，mm。由式(4.11)和式(4.10)代入數(shù)值計(jì)算得鋼絲繩對(duì)卷筒的合成應(yīng)力為：MPa因?yàn)?，所以卷筒的?qiáng)度通過驗(yàn)算。通常經(jīng)過強(qiáng)度驗(yàn)算的卷筒其穩(wěn)定性也是符合要求的，只有當(dāng)卷筒的直徑過大而且卷筒的長度過長時(shí)，才進(jìn)行卷筒的穩(wěn)定性計(jì)算。4.5電機(jī)的選擇與校核電動(dòng)機(jī)是動(dòng)力設(shè)備，所以電動(dòng)機(jī)的選擇主要考慮電動(dòng)機(jī)的過載能力和電動(dòng)機(jī)的發(fā)熱校核。過載能力是一個(gè)電動(dòng)機(jī)能夠在短時(shí)間內(nèi)克服較大的工作載荷而不至于燒壞的工作能力，發(fā)熱校核是指電動(dòng)機(jī)在長時(shí)間的使用過程中電動(dòng)機(jī)繞組溫度升高并且不會(huì)超過允許的溫度的能力。起升機(jī)構(gòu)的靜功率：kW式(4.12)式中——機(jī)構(gòu)的總效率，通常情況，此處取。起升機(jī)構(gòu)的吊鉤、鋼絲繩、滑輪等的重量估計(jì)約500kg。V——起升機(jī)構(gòu)的起升速度（m/min）。在S3的工作制下根據(jù)電動(dòng)機(jī)的功率選擇電動(dòng)機(jī)，選用起重和冶金專用的JZR系列的電機(jī)，設(shè)計(jì)的橋式起重機(jī)屬于一般用途，所以JC=25%。選擇電機(jī)型號(hào)為JZR2-42-8，轉(zhuǎn)速為n=715r/min，功率為P=16kW,電機(jī)的質(zhì)量為260千克，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量J=1.46kgm2。電機(jī)的伸出軸直徑為D=55mm，長度為L=82mm。表4-5機(jī)構(gòu)的等級(jí)JC(25%)15254060機(jī)構(gòu)工作等級(jí)M1～M3M4～M5M6M7～M8電動(dòng)機(jī)的發(fā)熱驗(yàn)算:kW式中G——平均穩(wěn)態(tài)值，查看表4-6可得。表4-6起升機(jī)構(gòu)的JC、G、CZ的推薦值起重機(jī)用途JC(25%)CZG電站檢修用15～251500.8一般用途吊鉤式253000.8繁重使用吊鉤404500.8因?yàn)樗x電機(jī)的功率為kW，此款電機(jī)滿足電機(jī)的發(fā)熱驗(yàn)算。電動(dòng)機(jī)的過載能力校核：式(4.13)式中H——考慮到電機(jī)壓降以及轉(zhuǎn)矩允許誤差，籠型電機(jī)為H=2.2，繞線型電機(jī)為H=2.1，而直流電機(jī)為H=1.4，此款電機(jī)為繞線型電機(jī)，所以取H=2.1；m——電機(jī)的個(gè)數(shù)，在起升機(jī)構(gòu)中止使用一款起升電機(jī)，所以m=1；——在JC=25%的持續(xù)率下，電機(jī)的額定功率（kW）；——電機(jī)轉(zhuǎn)矩的過載倍數(shù)，；Q——額定起重量（t）。將各已知數(shù)值代入式(4.13)得：kW,所以電機(jī)的過載能力通過校核。4.6減速器的選擇減速器主要是傳遞扭的作用，是一種相對(duì)精密的機(jī)械器件。本設(shè)計(jì)的減速器采用圓柱齒輪減速器，常用于冶金和起重。圓柱齒輪減速器承載能力高，噪聲小，體積小且使用壽命長等優(yōu)點(diǎn)。（1）減速器的總傳動(dòng)比卷筒的轉(zhuǎn)速：r/min式(4.14)減速器的總傳動(dòng)比：根據(jù)減速器的應(yīng)用場(chǎng)合和本次設(shè)計(jì)起升機(jī)構(gòu)的工作環(huán)境選擇ZQA500型臥式減速器，減速器的速比范圍為8～50[13]。減速器輸入軸直徑D=60mm，L=110mm，減速器的輸出軸直徑D=110mm，長度為L=165mm。輸出轉(zhuǎn)矩為11381.9Nm，當(dāng)工作級(jí)別為M5時(shí)，高速軸的許用功率為11.6kW，輸出軸的最大允許徑向載荷為2kN，輸入軸的最大允許徑向載荷為17.95kN。ZQA500減速器的質(zhì)量為385kg，ZQA減速器的實(shí)際傳動(dòng)比=40.17。（2）驗(yàn)算實(shí)際所需功率實(shí)際的起升速度：m/min誤差分析：因?yàn)?，誤差在合理的范圍之內(nèi)，所以速度驗(yàn)算通過。實(shí)際使用功率：kWkW（3）減速器的強(qiáng)度校核減速器盡量選擇近似理想的轉(zhuǎn)速比，這樣這樣對(duì)于減速器的使用壽命來說非常重要，其次規(guī)格還要能驗(yàn)算減速器的強(qiáng)度、軸伸承載徑向載荷等。減速器軸伸徑向承受載荷能力的校核：kNkN式(4.15)式中——輸出軸的最大徑向力；——鋼絲繩繞卷筒產(chǎn)生的載荷；——鋼絲繩的最大靜拉力；——減速器的徑向所能允許的最大載荷。由上式計(jì)算結(jié)果可知，減速器滿足徑向所能承載的最大載荷。4.7制動(dòng)器的選擇制動(dòng)器作為使運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)保持減速并停止的機(jī)構(gòu)，其安全性要求比較高。是起重機(jī)必不可少的安全裝置，特別是起升機(jī)構(gòu)。一般為了減小制動(dòng)的力矩和節(jié)約空間減小機(jī)構(gòu)的尺寸，制動(dòng)輪安裝在靠近高速軸的一端。但某些對(duì)安全性要求極高的場(chǎng)合，通常會(huì)將制動(dòng)器安裝在靠近低速軸的設(shè)備上，如電梯或者礦井的提升機(jī)。選用制動(dòng)器需要根據(jù)其所需要制動(dòng)的力矩選擇型號(hào)。起重機(jī)的制動(dòng)器主要有兩類型號(hào)，一種是瓦塊式制動(dòng)器，瓦塊式制動(dòng)器已經(jīng)是一種標(biāo)準(zhǔn)商品，市場(chǎng)上銷售很多，結(jié)構(gòu)簡單且價(jià)格便宜。主要原理是兩塊瓦狀摩擦片摩擦制動(dòng)輪已達(dá)到制動(dòng)轉(zhuǎn)矩的目的，壓力主要來源于壓縮彈簧產(chǎn)生。另一種是盤式制動(dòng)器，盤式制動(dòng)器是近年來新發(fā)展的一種型號(hào)的制動(dòng)器，原理是以平面摩擦雙向的制動(dòng)盤產(chǎn)生阻力來產(chǎn)生制動(dòng)效果，壓力的主要來源同樣由彈簧產(chǎn)生。制動(dòng)輪所需制動(dòng)的力矩計(jì)算公式為：Nm式（4.16）式中——安全系數(shù)，；Q——橋式起重機(jī)的起重量（t）；——卷筒的計(jì)算直徑（mm）；——機(jī)構(gòu)總的工作效率。已知制動(dòng)輪所需的制動(dòng)力矩，便可以選擇制動(dòng)器，選用YWZ8-300/E50制動(dòng)器。制動(dòng)輪的直徑為315mm，YWZ8-300/E50電力液壓塊制動(dòng)器，主要廣泛應(yīng)用于起重、冶金、港口，其最大制動(dòng)力矩為550Nm,在安裝的過程中可以調(diào)到234Nm。YWZ8-300/E50電力液壓塊制動(dòng)器的主要特點(diǎn)為：1.動(dòng)作反應(yīng)速度快，性能強(qiáng)，安全性能高，密封性好，外殼防護(hù)等級(jí)高。2.壓鑄成型制動(dòng)襯墊，易于更換、使用壽命長，利用率高。3.對(duì)環(huán)境的要求低，在惡劣環(huán)境中使用正常。4.8聯(lián)軸器的選擇聯(lián)軸器主要是連接主動(dòng)軸與從動(dòng)軸的并傳遞扭矩的的機(jī)械機(jī)構(gòu)，聯(lián)軸器的種類很多，適用于各類場(chǎng)合。常用的聯(lián)軸器有梅花聯(lián)軸器、剛性聯(lián)軸器、彈性聯(lián)軸器。本設(shè)計(jì)采用梅花聯(lián)軸器。梅花聯(lián)軸器的特點(diǎn)：1.結(jié)構(gòu)緊湊、可以提供硬度不同的彈性體。2.吸收震動(dòng)的能力強(qiáng)。3.結(jié)構(gòu)簡單，易于維修、更換，便于檢查磨損。4.工作環(huán)境適應(yīng)性強(qiáng)，不用維護(hù)，電氣絕緣。5.固定的方式多，可用鍵槽，頂絲等方式。（1）靠近電動(dòng)機(jī)端的聯(lián)軸器聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩： Nm式(4.17)式中——?jiǎng)傂詣?dòng)載系數(shù)，一般為，此處取=1.8；n——附加聯(lián)軸器的安全系數(shù)，n=1.5；——起重機(jī)的起升機(jī)構(gòu)的電機(jī)額定轉(zhuǎn)矩，Nm；——電機(jī)的額定功率（kW）；——電動(dòng)機(jī)的額定轉(zhuǎn)速（r/min）。電動(dòng)機(jī)的輸出軸端為圓錐形，其直徑為D=55mm，軸長為L=82mm，減速器的輸入軸直徑為D=60mm,軸長為L=110mm。選擇帶制動(dòng)輪的梅花形聯(lián)軸器，型號(hào)為MLLZ7-315，其制動(dòng)輪的直徑為D=315mm，能長期的傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為1120Nm，質(zhì)量為73.97kg，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為0.41kgm2。（2）靠近減速器端的聯(lián)軸器由于兩個(gè)聯(lián)軸器連接在同一個(gè)軸上，所以聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩相同均為577.8Nm。選用ML7型號(hào)聯(lián)軸器，聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為0.061kgm2，質(zhì)量為26.69kg，許用轉(zhuǎn)速為4500r/min，公稱轉(zhuǎn)矩為1120Nm。4.9高速浮動(dòng)軸的計(jì)算（1）使用浮動(dòng)軸的優(yōu)缺點(diǎn)在電機(jī)轉(zhuǎn)軸與減速器的連接方式有很多種，一種是可以用聯(lián)軸器將二者相連，另一種是在電機(jī)和減速器之間連接一根高速浮動(dòng)軸。在實(shí)際應(yīng)用中往往采用在電機(jī)與聯(lián)軸器之間連接一根高速浮動(dòng)軸，由于這根軸允許徑向和角度可以有細(xì)小的偏移，還可以沿軸向有細(xì)微的傳竄動(dòng)所以稱之為浮動(dòng)軸。利用浮動(dòng)軸連接電機(jī)與減速器比單純的使用聯(lián)軸器效果更好，且優(yōu)點(diǎn)較多。主要有以下幾個(gè)方面：1.允許的安裝誤差可以更大，軸越長則安裝的誤差越大。所以一般使用浮動(dòng)軸時(shí)，其軸長不易過短，否則發(fā)揮不出浮動(dòng)軸本身的優(yōu)點(diǎn)導(dǎo)致補(bǔ)償?shù)淖饔貌淮蟆?.安裝之后給與其他零部件足夠的空間，在維修方面更加便利，易于拆裝。3.使得整個(gè)機(jī)構(gòu)的重量分布更加的均勻，使得小車的輪壓分布更加的合理均勻。但是利用浮動(dòng)軸的同時(shí)也增加了轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和增加了零件的數(shù)量。（2）高速浮動(dòng)軸的計(jì)算浮動(dòng)軸的兩端為圓柱形，直徑為D=45mm，長度為L=85mm。1）疲勞計(jì)算Nm式(4.18)式中——?jiǎng)虞d系數(shù)，[2]；——起重機(jī)起升動(dòng)載系數(shù)，?。弧鹕龣C(jī)構(gòu)電機(jī)的額定轉(zhuǎn)矩（Nm）；——浮動(dòng)軸的轉(zhuǎn)矩。由于浮動(dòng)軸的直徑為45mm，因此扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為：MPa式(4.19)式中W——截面抗彎模數(shù)。軸的材料選用45號(hào)鋼，經(jīng)特殊處理，MPa，MPa。彎曲應(yīng)力：MPa扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：MPaMPa軸承所受的脈動(dòng)循環(huán)扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為：MPa式(4.20)式中k——考慮零件的表面的光潔及幾何形狀公差的應(yīng)力集中系數(shù)；——安全系數(shù)，。因?yàn)?，所以?yàn)算通過。2）強(qiáng)度校核浮動(dòng)軸所受的最大轉(zhuǎn)矩為：MPa浮動(dòng)軸最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為：MPa浮動(dòng)軸許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為：MPa式中——安全系數(shù)，。因?yàn)?，所以?qiáng)度校核通過。4.9驗(yàn)算起動(dòng)的時(shí)間起升機(jī)構(gòu)的啟動(dòng)時(shí)間和制動(dòng)時(shí)間可以側(cè)面反映出機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)的合理性，所以一般也需要驗(yàn)算機(jī)構(gòu)的啟動(dòng)時(shí)間和制動(dòng)時(shí)間以參考機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)是否妥當(dāng)合理。機(jī)構(gòu)的啟動(dòng)時(shí)間：式(4.21)式中——飛輪矩總和，kgm2；——靜阻力矩，Nm；——平均啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩，Nm；C——安全系數(shù)，C=1.5。將各已知數(shù)值代入上式(4.21)，得=1.3s。通常起升機(jī)構(gòu)的起動(dòng)時(shí)間大約1s到5s之間都算作正常啟動(dòng)，所以機(jī)構(gòu)的啟動(dòng)時(shí)間正常。4.10驗(yàn)算機(jī)構(gòu)的制動(dòng)時(shí)間起升機(jī)構(gòu)的制動(dòng)時(shí)間為：式（4.22）式中——制動(dòng)輪的最大制動(dòng)轉(zhuǎn)矩，Nm；——飛輪矩總和，kgm2。將已知數(shù)值代入上式(4.22)得：=0.22s，機(jī)構(gòu)的制動(dòng)時(shí)間通過驗(yàn)算。

5小車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)5.1小車車輪的選擇5.1.1小車輪壓的計(jì)算小車的重量估計(jì)為Gxc=4000kg，起重量為10t。由于機(jī)構(gòu)布置的實(shí)際情況，小車在四個(gè)車輪上的重量分布是不均勻的。假定分布不均勻的系數(shù)為1.2，則由于小車引起的最大輪壓為：N起升載荷在四個(gè)車輪的質(zhì)量可以看作是均勻分布的，所以由起升載荷引起的輪壓值為：N所以可以得到空載時(shí)候的輪壓即最小輪壓：N滿載時(shí)的輪壓為最大輪壓即：N車輪的等效輪壓計(jì)算載荷計(jì)算：N式中——滿載時(shí)候的車輪輪壓；——空載時(shí)候的車輪輪壓。5.1.2車輪的初步選擇當(dāng)運(yùn)行速度小于60m/min，大于1.6時(shí)，工作級(jí)別為中級(jí)，車輪的車輪直徑選擇為D=270mm。根據(jù)表5-1所示，選擇=250mm，車輪的材料為ZG340-640(調(diào)制)，MPa，MPa。表5-1車輪直徑的標(biāo)準(zhǔn)車輪的的直徑（mm）2503154005006305.1.3車輪踏面疲勞強(qiáng)度的計(jì)算單梁橋式起重機(jī)的小車車輪的軌道就是工字梁的上表面，小車車輪行走在工字梁上。小車車輪的強(qiáng)度驗(yàn)算分為兩種情況，按照車輪與軌道接觸方式，這兩種方式分別為：線接觸強(qiáng)度驗(yàn)算和點(diǎn)接觸強(qiáng)度驗(yàn)算。線接觸強(qiáng)度校核：式（5.1）式中——與使用的材料相關(guān)線接觸的許用應(yīng)力數(shù)值(MPa)，鋼制車輪參照表5-2的內(nèi)容選??；D——車輪的直徑(mm)；——轉(zhuǎn)速系數(shù)數(shù)值，選取參照表5-3；——工作級(jí)別系數(shù)值，選取參照表5-4。點(diǎn)接觸強(qiáng)度校核：式（5.2）式中——與使用材料相關(guān)的點(diǎn)接觸的許用應(yīng)力數(shù)值（MPa），鋼制軌道參照表5-1選擇；R——曲率半徑，軌道與車輪曲率半徑其中的較大值（mm）；m——由軌道與車輪曲率半徑之比，參照表5-5選擇。表5-2系數(shù)及/MPa5003.80.0536005.60.16506.00.1327006.60.1818007.20.245表5-3轉(zhuǎn)速系數(shù)車輪轉(zhuǎn)速/車輪轉(zhuǎn)速/車輪轉(zhuǎn)速/車輪轉(zhuǎn)速/2000.661000.82630.9135.50.991600.72900.84560.9431.511250.77800.87450.96201.0461120.79710.89400.97161.097表5-4工作級(jí)別值運(yùn)行機(jī)構(gòu)的級(jí)別M1、M2、M31.25M41.12M51M60.9M7、M80.8表5-5系數(shù)m值r/R10.90.80.70.60.50.40.3續(xù)表5-5m0.3880.40.420.440.4680.490.5360.6參照表5-2到表5-5，選擇適當(dāng)?shù)膮?shù)代入式（5.1）得到：N由于，所以車輪面線強(qiáng)度的疲勞校核通過。參照表5-2到表5-5，選擇適當(dāng)?shù)膮?shù)代入式（5.2）得到：N由于，所以車輪面點(diǎn)強(qiáng)度的疲勞校核通過。5.2運(yùn)行阻力的計(jì)算小車滿載狀態(tài)下（即Q=Q）的摩擦阻力矩：式（5.3）式中k——滾動(dòng)摩擦系數(shù)，?。弧S承的摩擦系數(shù)，取；——附加阻力系數(shù)，；Q——橋式起重機(jī)的起重量；——小車的總質(zhì)量；d——軸承的內(nèi)外徑，軸承的型號(hào)為與車輪匹配的7518，mm。將已知的數(shù)值代入上式(5.3)得小車滿載時(shí)的摩擦阻矩為:Nm根據(jù)運(yùn)行的摩擦阻矩，計(jì)算小車運(yùn)行的摩擦阻力：式(5.4)式中——滿載狀態(tài)下的小車運(yùn)行摩擦阻矩；——小車車輪的半徑。將數(shù)值代入上式計(jì)算得滿載狀態(tài)下的小車的摩擦力為：N小車空載狀態(tài)下（即Q=0）的摩擦阻矩為:式（5.5）將各已知的數(shù)值代入上式(5.5)可得：Nm空載狀態(tài)下的摩擦阻力為：N5.3電動(dòng)機(jī)的選擇與校核電動(dòng)機(jī)的靜功率：式(5.6)式中P——滿載狀態(tài)下的摩擦阻力；v——小車的運(yùn)行速度,v=38.5m/min；——傳動(dòng)機(jī)構(gòu)總的效率，。將各已知數(shù)值代入上式計(jì)算可得：=2.2kW。初步選擇電動(dòng)機(jī)的功率：式(5.7)式中——電機(jī)的增大系數(shù)，；代入上式(5.7)得：kW。選擇使用起重專用的起重電機(jī)，YZR-132M1型號(hào)電動(dòng)機(jī)，其參數(shù)為：kW，n=900r/min，質(zhì)量97kg，伸出軸為80mm，直徑38mm。發(fā)熱校核：kW式(5.8)發(fā)熱校核通過。過載校核：kW式(5.9)過載校核通過。5.4減速器的選擇車輪轉(zhuǎn)速：r/min式(5.10)式中——小車的運(yùn)行速度；——小車車輪的直徑。則機(jī)構(gòu)的總傳動(dòng)比為：根據(jù)總的傳動(dòng)比選擇ZQA350減速器，ZQA減速器的參數(shù)：輸入軸直徑D=40mm，軸長L=85mm，輸出軸直徑D=65mm，軸長L=85mm。輸出轉(zhuǎn)矩為2141Nm，在工作級(jí)別為M5的環(huán)境下，高速轉(zhuǎn)動(dòng)軸的許用功率為9.1kW。輸入軸的最大徑向的允許載荷為2.7kN，輸出軸的最大徑向允許載荷為11.10kN。質(zhì)量為189kg,減速器的實(shí)際傳動(dòng)比為。實(shí)際的運(yùn)行速度為：m/min誤差分析：誤差在合理的范圍之內(nèi)，所以速度合理。5.5驗(yàn)算機(jī)構(gòu)的啟動(dòng)時(shí)間機(jī)構(gòu)啟動(dòng)的平均轉(zhuǎn)矩計(jì)算：Nm式中——在工作機(jī)制為JC=25%的環(huán)境下，電機(jī)軸的額定力轉(zhuǎn)矩。在小車滿載運(yùn)行的狀態(tài)下，換算到電機(jī)軸的運(yùn)行靜阻力矩為：Nm式(5.11)式中——小車滿載運(yùn)行的阻力矩；——減速器的實(shí)際傳動(dòng)比；——機(jī)構(gòu)的總效率，。小車在空載運(yùn)行的狀態(tài)下，換算到電機(jī)軸的運(yùn)動(dòng)靜阻力矩為：Nm式(5.12)式中——小車空載運(yùn)行的阻力矩；——減速器的實(shí)際傳動(dòng)比；——機(jī)構(gòu)的總效率，。初步估算機(jī)構(gòu)的總飛輪矩：kgm2則小車滿載狀態(tài)下的啟動(dòng)時(shí)間計(jì)算為：式(5.13)式中——滿載狀態(tài)下電機(jī)軸的靜阻力矩；m——電機(jī)的個(gè)數(shù)；n1——電機(jī)的額定轉(zhuǎn)速；——小車車輪直徑（mm）；——減速器的實(shí)際傳動(dòng)比；——機(jī)構(gòu)的總效率，。則將已知數(shù)值代入式(5.13)可得：s在無載荷狀態(tài)下，小車的啟動(dòng)時(shí)間為：s式(5.14)式中——無載荷狀態(tài)下電機(jī)軸的靜阻力矩；已知當(dāng)小車速度為38.5m/min時(shí)，的推薦值為5s。因?yàn)橛?jì)算滿載狀態(tài)下的小車啟動(dòng)時(shí)間為4s，小于推薦值，故小車的啟動(dòng)時(shí)間驗(yàn)算合格，小車可以快速啟動(dòng)。5.6驗(yàn)算起動(dòng)不打滑條件因?yàn)樵谑覂?nèi)使用，所以忽略風(fēng)力對(duì)起重機(jī)影響。主要進(jìn)行無載荷和滿載荷兩種狀態(tài)下，小車啟動(dòng)不打滑的驗(yàn)算。5.6.1無載荷起動(dòng)打滑驗(yàn)算無載荷狀態(tài)下啟動(dòng)時(shí)，小車車輪的主動(dòng)輪與工字梁接觸的圓周切向力為：式(5.15)式中k——滾動(dòng)摩擦系數(shù)，取[10]；——軸承的摩擦系數(shù)，??；——附加阻力系數(shù)，；——小車的總質(zhì)量；g——重力加速度；——小車實(shí)際運(yùn)行的速度；d——軸承的內(nèi)外徑，軸承的型號(hào)為與車輪匹配的7518，mm。——無載荷狀態(tài)下，小車的啟動(dòng)時(shí)間；P1——無載荷狀態(tài)下，小車的平均輪壓；——大車的車輪直徑。將已知數(shù)值代入式(5.15)計(jì)算可得的：N小車運(yùn)行機(jī)構(gòu)通常多采用半數(shù)車輪作為主動(dòng)驅(qū)動(dòng)輪，所以主動(dòng)輪的輪壓就是總輪壓的一半（事實(shí)上因?yàn)檫\(yùn)行機(jī)構(gòu)安裝在主動(dòng)輪上，所以從動(dòng)輪的輪壓要稍微比主動(dòng)輪的輪壓小一些）。車輪與工字梁的摩擦力：N式(5.16)式中f——摩擦阻力系數(shù)；P1——主動(dòng)輪輪壓。因?yàn)?所以不會(huì)產(chǎn)生打滑現(xiàn)象，故無載荷狀態(tài)下不打滑驗(yàn)算通過。5.6.2滿載荷起動(dòng)打滑驗(yàn)算滿載荷狀態(tài)下啟動(dòng)時(shí)，小車車