20噸L型單梁吊鉤門式起重機畢業(yè)設計.doc

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1、南 昌 工 程 學 院 畢 業(yè) 設 計 (論 文) 機械與電氣工程學院 系（院） 工程機械設計 專業(yè) 畢業(yè)設計（論文）題目 （20t）L型單梁吊鉤門式起重機設計 學生姓名 周振剛 班 級 11級工程機械設計2班

2、 學 號 2011100744 指導教師 文紅民 完成日期 2015 年 4 月 22 日 0 （20t）L型單梁吊鉤門式起重機設計 (20t) the design of singlegirder gantry crane 總計 畢業(yè)設計

3、（論文） 100 頁 表 格 4 個 插 圖 28 幅 1 摘要 L型單梁吊鉤門式起重機是通用門式起重機的一種，廣泛用于鐵路貨場，港口和工廠。它主要由三大工作機構（起升機構、小車運行機構和橋架運行機構）、金屬結構部分和電氣設備構成，其中橋架運行機構和金屬結構部分一起組成大車運行機構。 本論文首先介紹了起重運輸機械的用途和發(fā)展趨勢，然后根據(jù)任務書給定參數(shù)，結合所學相關專業(yè)知識，按照相關國家標準及起重機設計手冊，對各機構布置方案進行總體設計，對各機構和部件進行研究及計算并

4、對主要技術指標進行校核，對相關電氣設備及部件進行選擇，最后依據(jù)計算和校核選擇正確的部件，進行組合，參照國標選擇部件尺寸，完成總圖一張和若干工作裝置圖。 通過本次的起重機設計計算，我知道了起重機的設計計算過程，鞏固了自己所學的專業(yè)知識，通過繪圖提升了自己的繪圖能力，為以后的社會實踐及工作奠定了知識基礎。 關鍵詞：門式起重機 工作機構 大車運行機構 電氣設備 Abstract L-type single girder gantry crane gantry crane is a common and widely used in railway

5、 yard, ports and factories. It mainly consists of three working bodies (lifting mechanism, trolley traveling mechanism, bridge run institution), metal structural parts and electrical equipment structure, in which the structural part of the bridge run institutions and metal together make traveling me

6、chanism. This paper introduces the use and development trend of material handling equipment, and relevant expertise learned the given parameters according to the mission statement, combined, in accordance with the relevant national standards and crane design manual for agencies overall design layou

7、t scheme, each institutions and research and computing components and the main technical indicators to be checked for electrical equipment and components related to selection and matching, and finally on the basis of the calculation and verification of choosing the right components, combined with re

8、ference GB select component sizes, complete general plan and a number of working device of FIG. Through this crane design calculations, familiar with the crane design calculation process, consolidate their expertise by drawing graphics to enhance their ability to lay the foundation for future pract

9、ice and work. Keywords: gantry crane； working bodies ；traveling mechanism ；electrical equipment 目錄 摘要 2 Abstract 3 第一章 引言 10 1.1 L型單梁吊鉤門式起重機概述 10 1.2 課題研究思路和設計方案 11 1.2.1 小車設計方案 12 1.2.2 大車初定 14 1.2.3 其它結構初定 15 1.3起重機設計的主要相關參數(shù) 16 第二章 起重機起升機構的設計計算 17 2.1 主起升機構設計 17

10、 2.1.1 門式起重機主起升機構設計參數(shù) 18 2.1.2 確定傳動方案，選擇滑輪組 18 2.1.3 鋼絲繩的選擇 19 2.1.4 滑輪、卷筒的選擇 20 2.1.5 初選電動機 23 2.1.6 初選減速器 23 2.1.7 選擇制動器 24 2.1.8 選擇聯(lián)軸器 25 2.1.9 起制動時間驗算 26 2.1.10 電動機的校核 27 2.2 副起升機構設計 28 2.2.1 門式起重機副起升機構設計參數(shù) 28 2.2.2 確定傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組 28 2.2.3 鋼絲繩的選擇 29 2.2.4 滑輪、卷筒的選擇 30 2.2.5 初選電動

11、機 33 2.2.6 初選減速器 34 2.2.7 選擇制動器 35 2.2.8 選擇聯(lián)軸器 36 2.2.9 起制動時間驗算 36 2.2.10 電動機的校核 38 第三章 起重機小車運行機構的設計計算 39 3.1 主要參數(shù)和機構的布置 39 3.2 選擇車輪和軌道 41 3.3 穩(wěn)態(tài)運行阻力的計算 41 3.3.1摩擦阻力的計算 41 3.3.2坡道阻力的計算 42 3.3.3風阻計算 42 3.4 電動機的選擇 42 3.4.1電動機靜功率的計算 42 3.4.2電動機的選擇 43 3.5 減速器的選擇 43 3.6 制動器的選擇 43 3.7聯(lián)軸

12、器的選擇 44 3.7.1機構高速軸的計算扭矩 45 3.7.2低速軸的計算扭矩 45 3.8電動機的校核 45 3.8.1電動機的過載校核 45 3.8.2電動機的發(fā)熱校核(在S4工作制下) 46 3.8.3 起動時間與啟動加速度驗算 46 第四章 起重機大車運行機構的設計計算 47 4.1 主要參數(shù)和機構的布置 47 4.2 選擇車輪和軌道 48 4.3 穩(wěn)態(tài)運行阻力的計算 49 4.3.1 摩擦阻力的計算 49 4.3.2 坡度阻力的計算 49 4.3.3風阻力的計算 50 4.4 電動機的選擇 50 4.5 減速器的選擇 50 4.6 制動器的選擇 5

13、1 4.7 聯(lián)軸器的選擇 52 4.8 電動機的校核 52 4.8.1電動機的過載校核 52 4.8.2電動機的發(fā)熱校核(在S4工作制下) 53 4.8.3 起動時間與啟動加速度驗算 53 4.9 起、制動打滑驗算 54 4.9.1起動打滑驗算 55 4.9.2制動打滑驗算 55 4.10 車輪的計算 56 4.10.1計算輪壓 56 4.10.2計算接觸疲勞應力 56 4.10.3踏面的疲勞強度計算 57 第五章 起重機門架和支腿的設計計算 57 5.1 門架主要尺寸確定 57 5.1.1 主梁幾何和特性 57 5.1.2支腿幾何尺寸和幾何特性 59 5.

14、1.3下橫梁截面尺寸及幾何特性 60 5.1.4主梁支腿抗彎剛度比 61 5.1.5大車輪距選取 62 5.2門架的計算載荷 62 5.2.1主梁單位長度質量 62 5.2.2小車輪壓 62 5.2.3小車制動時由于貨重和小車自重引起的慣性力 62 5.2.4大車制動時產生的慣性力 63 5.2.5風載荷 63 5.3主梁的內力計算 64 5.3.1垂直面內應力 64 5.3.2水平面內的內應力 70 5.4主梁的強度驗算 71 5.4.1彎曲應力驗算 71 5.4.2剪應力驗算 72 5.4.3主梁扭轉剪應力 73 5.5支腿與下橫梁的內應力計算 74 5.

15、5.1門架平面支腿內力計算 74 5.5.2支腿平面內的支腿內力計算 78 5.6支腿和下橫梁強度驗算 82 5.6.1支腿強度驗算 82 5.6.2下橫梁強度驗算 83 5.7門架的靜剛架計算 83 5.7.1主梁的剛度計算 84 5.7.2支腿剛度計算 84 5.8主梁動剛度計算 87 5.9起重機輪壓計算 89 5.9.1門架平面內輪壓 89 5.9.2輪壓的合成 91 第六章 起重機電氣設備和安全裝置的選擇及計算 92 6.1 電源與供電方式 92 6.2起重機安全裝置 92 6.3起重機照明及信號 94 結語 95 參考文獻 96 致謝 97

16、 第一章 引言 1.1 L型單梁吊鉤門式起重機概述 門式起重機一般是由大車運行機構的門架、裝有起升機構和小車運行機構的起重小車、電氣設備等幾大部分組成。外形就像一個屹立在工作場所的大門。起升機構用來垂直升降物品，起重小車用來帶著載荷作橫向移動，以達到在跨度內和規(guī)定高度內組成的三維空間里做搬運和裝卸貨物用。 圖1-1 L型單梁吊鉤門式起重機 門式起重機是現(xiàn)在使用最廣泛、擁有量最大的一種軌道運行式起重機，其額定起重量可以從幾噸到幾百噸。最基本的形式是通用吊鉤門式起重機，其他形式的

17、門式起重機都是在通用吊鉤門式起重機的基礎上派生發(fā)展出來的。 本論文設計的L型單梁吊鉤門式起重機為中級（A5）工作制，主要由門架、大車運行機構、小車運行機構、起升機構、電氣設備等組成，橋架采用單梁箱型焊接結構，大車運行機構采用分別驅動，全部機構均在操縱室內操縱。 ①供電方式：小車采用軟纜供電，大車采用滑觸線供電。 ②為防止傾翻和大車滑行，特設置手動別軌器及地錨固定。 ③為了安全使用，在起重機上裝有避雷裝置。 ④窗戶安裝玻璃，能開窗玻璃易擦潔更換，內設凸輪控制器，操作方便 1.2 課題研究思路和設計方案 在設計過程中，結合起重機的實際工作條件，應該注意以下幾方面的要求：整臺起重機與

18、工作場所的配合，以及小車與門架的配合。小車與門架的相互配合，主要在于：小車軌距（車輪中心線間的水平距離）和門架上的小車軌距應相同，其次，在于小車的緩沖器與門架上的擋鐵位置要配合好，小車的撞尺和門架上的行程限位裝置要配合好。小車的平面布置愈緊湊小車愈能跑到靠近門架的兩端，起重機工作范圍也就愈大。小車的高度小，相應的可使起重機的高度減小，從而減少了起重機的自重，節(jié)約了材料。 小車上機構的布置及同一機構中各零件間的配合要求適當。起升機構和小車平面的布置要合理，二者之間的距離不應太小，否則維修不便，或造成小車架難以設計。但也不應太大，否則小車就不緊湊。 小車車輪的輪壓分布要求均勻。如果能滿足這個要

19、求，則可以獲得最小的車輪，輪軸及軸承箱的尺寸，并且使起重機門架主梁上受到均勻的載荷，一般最大輪壓不應該超過平均輪壓得20%。 小車架上的機構與小車架配合要適當。為使小車上的起升、運行機構與小車架配合得好，要求二者之間的配合尺寸相符；連接零件選擇適當和安裝方便。在設計原則上，要以機構為主，盡量用小車架去配合機構；同時機構的布置也要盡量符合鋼結構的設計制造和運行機構的要求設計，但在不影響機構的工作的條件下，機構的布置也應配合小車架的設計，使其構造簡單，合理和便于制造。盡量選用標準零部件，以提高設計與制造的工作效率，降低生產成本。小車各部分的設計應考慮制造，安裝和維護檢修的方便，盡量保證各部件拆下

20、修理時而不需要移動鄰近的部件?？傊骖櫢鱾€方面的相互關系，做到各部分之間的配合良好。 1.2.1 小車設計方案 小車機構主要由主副起升機構、小車運行機構、小車架等機構組成。 主副起升機構 主副起升機構均由由電動機、聯(lián)軸器、制動器、減速器、卷筒、鋼絲繩、動滑輪、定滑輪、取物裝置等零部件組成。起動機電動機一般為YZR冶金電動機。主副起升機構均采用兩套制動器結構形式。主鉤采用雙月牙板鉤，副鉤采用鍛造單鉤。 小車運行機構 小車運行機構采用集中驅動結構形式，由電動機、聯(lián)軸器、制動器、傳動軸 、減速器、車輪組等組成。為保證輪壓，小車運行機構采用4車輪驅動方式.。

21、小車臺車布置如圖，主動輪和被動輪各半。且四個主動輪位于一側。 圖1-2 小車布置示意圖 圖1-3小車臺車布置 如圖，小車運行參數(shù)性能如下表： 序號 項 目 單 位 數(shù) 值 備 注 1 主動輪數(shù)目 m/min 2 2 被動輪數(shù)目 m/min 2 3 小車最大輪壓 KN 500 4 小車速度 m/min 3816 表1-1 小車運行參數(shù) 小車架 小車架采用剛性框架焊接結構，設計保證車架足夠的強度、剛度，小車架受載變形后不影響機構的正常工作；并且車架的構造設計考慮起升機構和小車運行機構的布置要

22、求，小車架上的設備支座經加工后焊接在小車架上。小車架所允許的最大剛度為f=1/2000 1.2.2 大車初定 大車機構由橋架、大車運行機構組成，大車整體布置如圖所示： 圖1-4 大車布置示意圖 圖1-5大車車輪布置示意圖 大車運行機構 大車的傳動系統(tǒng)為閉式傳動。大車運行機構采用四角驅動型式，由四套機構組成。機構由電動機、制動器、聯(lián)軸器、減速器、車輪組等組成。大車運行機構位于主梁內。大車運行機構有16個車輪8個臺車組成組成，每個角由四個車輪組成，為保證起動和制動時不打滑，每個角有兩個主動輪和兩個被動輪組成。如圖2-2。 大車運行參數(shù)如表 序號 項 目 單

23、位 數(shù) 值 備 注 1 主動輪數(shù)目 m/min 8 2 被動輪數(shù)目 m/min 8 3 小車最大輪壓 KN 500 4 小車速度 m/min 54 表1-2 大車運行參數(shù) 門架 門架主要由主梁和端梁組成，橋架主梁采用整根梁箱形結構，中間不分段。端梁亦采用箱形梁結構，為便于運輸，采取分兩段形式，端梁接頭形式為頂部翼緣板和腹板采用角鋼對接。橋架的主梁與端梁采用高強度螺栓連接。 1.2.3 其它結構初定 起重機除了小車和大車結構外，還有司機室，電氣設備等。本次設計中，橋式起重機采用安全滑觸線供電，滑觸線布置在司機室的對側。

24、而司機室布置在主梁一邊。起重機走臺上通道的寬度不小于600mm，走臺上方的凈空高度不小于1800mm。走臺能承受3kN移動的集中載荷而不產生永久變形。走臺板面具有防滑性能。在橋架上設有高度不低于1100mm的欄桿，并設有間距不大于350mm的水平橫桿，底部設有不低于80mm的圍護板；欄桿上任何一處都能承受1kN來自任何方向的載荷而不會產生塑性變形。橋式起重機的通道和門一般設置在司機室的一側。考慮到整機供電的安全性，起重機金屬機構及所有電器設備的金屬外殼、管槽、電纜金屬外皮及變壓器低壓側要全部接地。 1.3起重機設計的主要相關參數(shù) 序號 項 目 單 位 數(shù) 值

25、備 注 1 起重機跨度 m 30 2 工作級別 A5 3 吊鉤起重量 t 20/5 吊鉤起升高度 m 10 主鉤起升速度 m/min 716 副鉤起升速度 m/min 1918 4 大車速度 小車速度 m/min m/min 54 3816 5 大車最大輪壓 小車最大輪壓 KN KN 500 6 起重機兩邊懸臂長度 m 10 7 起升機構行走軌道扭矩 Kg/m 42 表1-3起重機相關參數(shù) 根據(jù)起重機性能參數(shù)，該起重機主副鉤均可采用一組雙聯(lián)卷筒、一組動

26、滑輪、一組定滑輪、一個吊鉤結構形式，由2根鋼絲繩起吊，每根鋼絲繩一端固定于卷筒的外端，另一端固定于定滑輪旁邊的平衡桿上；小車運行機構采用集中驅動方式；大車運行機構采用四角分別驅動方式；門架采用全偏軌箱形主梁、箱形端梁的單梁結構，小車架采用剛性框架焊接結構，為減輕整機重量，提高整機的性能，主要承載構件材質可采用Q345-A材料。 第二章 起重機起升機構的設計計算 2.1 主起升機構設計 電動機通過聯(lián)軸器和減速器的高速軸相聯(lián)系，為了安裝便利且提高補償能力，通常如上圖那樣將齒輪軸用一段浮動軸聯(lián)接。 2.1.1 門式起重機主起升機構設計參數(shù) 主起重量 Q=20t 工作級

27、別 A5 最大起升高度 H=10m 主鉤起升速度 Va=716m/min 2.1.2 確定傳動方案，選擇滑輪組 按照傳動機構布置易緊湊的原則，決定采用如上圖所示的傳動方案。如圖所示，選擇滑輪組倍率a=4的雙聯(lián)滑輪組，其鋼絲繩的纏繞方式如圖所示。 圖2-3 雙聯(lián)滑輪組 2.1.3 鋼絲繩的選擇 根據(jù)起重機的額定起重量,選擇雙聯(lián)起滑輪組，倍率為ih=4，承載繩的分支數(shù)Z=2ih=8. 若滑輪組采用滾動軸承，當ih=4查得鋼絲繩滑輪組效率ηh=0.97。 (1) 鋼絲繩所受最

28、大靜拉力 Smax=Q+G0/2ihηh =(20+0.96)104/ 240.97 =2.7104N 式中 Q ―— 額定起重量，Q =20t； G0—— 吊鉤組重量,G0 =0.96t （ 吊鉤的重量一般約占額定起重量的2 ~ 4 % ，這里取吊鉤掛架重量為0.96t）； ih——滑輪組倍率，ih=4； ηh——滑輪組效率，ηh=0.97。 根據(jù)上述數(shù)據(jù)選用鋼絲繩，由參考文獻[5]選擇圓股線接觸鋼絲繩6W﹙19﹚，選擇鋼絲繩的破斷拉力應滿足 Smax≦φSb/n 式中Smax——鋼絲繩工作

29、時所受的最大拉力（N）； Sb——鋼絲繩規(guī)范中鋼絲破斷拉力的總和（N）； ?——鋼絲繩判斷拉力換算系數(shù)，對于繩6W(19)的鋼絲繩，查得?=0.85； n——鋼絲繩安全系數(shù)，對于M5工作類型n=5.0 由上式可得 Sb≧k/φSmax =5.0/0.852.7104 =15.88104 查參考文獻[4]選擇鋼絲繩6W(19)，公稱抗拉強度1850N/ mm2，直徑d=20.0mm，其鋼絲破段拉力總和[Sb]=27.95104N，標記如下 鋼絲繩 20 NA T6(9+9+1)+FC1850ZS279.5 GB/

30、T 1996 2.1.4 滑輪、卷筒的選擇 為了確保鋼絲繩具有一定的使用壽命，滑輪的直徑應滿足： Dh≥d(h-1) (2.3) =20(20-1)=380mm 式中 h—— 系數(shù)，由參考文獻[4]查得，對工作類型M5的起重機，取h=20； d——所選擇的鋼絲繩的直徑，mm。 查參考文獻[4]取滑輪的直徑為Dh=560 mm。 平衡滑輪名義直徑：d平=Dh=560 mm 查參考文獻[2]，由鋼絲繩

31、直徑d=20mm，得繩槽斷面尺寸,由繩槽斷面尺寸，選擇滑輪軸承6224。 所選滑輪：滑輪 B 20630 起重機中主要采用鑄造圓柱形卷筒。在大多數(shù)情況下，繩索在卷筒上只繞一層。 1) 卷筒的直徑： DH ≧d(h-1) =20(18-1)=340mm 式中 h——系數(shù)，由《起重機設計手冊》查得，對工作類型M5的起重機，取h=18； d——所選擇的鋼絲繩的直徑，mm。 取卷筒的直徑為D =630mm。 2) 卷筒槽計

32、算 繩槽半徑：R=（0.53～0.56）d=10.6～11.2mm 取11mm 繩槽深度（標準槽）：c0=（0.25～0.4）d=5～8mm 取6.0mm 繩槽節(jié)距：p=d+（2～4） 取22mm 卷筒計算直徑：D0=D+d=650 mm 3) 確定卷筒長度并驗算起強度 根據(jù)需要選擇雙聯(lián)卷筒，卷筒的總長度： L=2(L0+L1+L2)+Lg (2.5) 式中 H—— 最大起升高度，H＝10 m； Z——鋼絲繩安全圈數(shù)，Z > 1.5 ，取Z=2； P ——繩槽節(jié)距，P = 22m

33、m； L1——無繩槽卷筒端部尺寸，由結構需要確定，L1= 300mm； L2——固定繩尾所需長度，L2≈3p=66mm； Lg——中間光滑部分長度， Lg=50mm 0D——卷筒的計算直徑（按纏繞鋼絲繩的中心計算）, 0D＝D＋d=630＋20 = 650 mm； 代入上式得： L=2(475.16+300+66)+50=1732.32mm 取L=1800m，卷筒材料初步采用HT200 灰鑄鐵 GB/T 9439-1988，抗拉強度極限δL=195MPa，抗壓δy=δL=585MPa 其壁厚可按參考文獻[14]公式確定 δ=0.02D+（6～10）=

34、0.02630+8=18.6～22.6mm， 取δ=20mm 卷筒壁的壓應力演算： 許用壓應力，故強度足夠。 由于卷筒L<3D，不計算由彎曲力矩產生的拉應力（因扭轉應力小，一般忽略不計). 卷筒轉速 計算電動機穩(wěn)態(tài)起升功率PN Pq--主起升機構額定起升載荷 vq--主鉤起升速度，單位m/s η--起升機構的總效率，一般取 0.80.85 2.1.5 初選電動機 按照S4工作制，確定相應的CZ值和實際接電持續(xù)率下的功率，然后判定其工作狀況。查閱參考文獻[1]，其起

35、升機構的JC值為JC%=25%,CZ=150穩(wěn)態(tài)負載平均系數(shù)G=0.8。 選用YZR280S-8型電動機，功率PC=51kw，轉速ne=718r/min 由JC=25%，CZ=150得P=25kw，GD2=23.5N.m2 2.1.6 初選減速器 根據(jù)要求選用QY系列硬齒面減速器 計算起升機構傳動比，選擇減速器 查《起重機設計手冊》，取i=5 根據(jù)傳動比i=5，有電動機功率N=51kw,電動機轉速718r/min， 選擇減速器，其型號為 QJR-500-3CW 其最大輸出扭矩60000N.m 驗算最大扭矩 Mmax=（0.70.8）M額i

36、 --電動機最大轉矩倍率 --電動機傳遞的效率， =0.9~0.95 M額--電動機額定轉矩 因為Mmax <[M],最大扭矩驗算通過。 實際起升速度和實際所需功率的驗算 實際起升速度為： 要求起升速度偏差應小于10% 所以 滿足要求。 2.1.7 選擇制動器 主起升機構采用支持制動和控制制動，支持制動采用常閉電液盤式制動器，控制制動采用電氣制動，在驅動裝置每個減速器高速軸兩端各設置一套電液盤式制動器，一套為工作制動器，另一套為輔助制動器，在任何情況下不會出現(xiàn)“溜鉤”現(xiàn)象，每套制動器的安全系數(shù)≥1.25。

37、 計算制動力矩 K2--制動器安全系數(shù)，K2取1.75 PQ--額定起升重量，取2.96104N --機構的效率，取0.85 D--卷筒直徑，單位m，取D=0.65 a--滑輪組倍率，a=4 i--減速器傳動比，i取5 故所選制動器型號為： YWZ5-315/80 其制動輪直徑為315mm，質量為62.4kg，最大制動力矩為1000N.m，其制動輪的聯(lián)軸器轉動慣量為5.4kg.m2。 2.1.8 選擇聯(lián)軸器 依據(jù)所傳遞的扭矩，轉速和被連接的軸頸等參數(shù)選擇聯(lián)軸器的具體規(guī)格，起升機構中，所選聯(lián)軸器要滿足 M=K1K2Mmax [M]

38、 K1--聯(lián)軸器重要程度系數(shù)，對起升機構，K1=1.8 K2--角度偏差系數(shù)，對齒輪聯(lián)軸器，其K2=1 Mmax--按照第二類載荷計算的軸傳遞的最大扭矩 選擇型號為 CLZ3，其最大許用扭矩為3150N.m。 2.1.9 起制動時間驗算 起動時間和起動加速度的驗算 J1--電動機轉子的轉動慣量，J1=17.08 kgm2 J2--聯(lián)軸器的轉動慣量，J2=0.22 kgm2 J3--制動輪的轉動慣量，J3=35 kgm2 D--卷筒的直徑，單位m， D=0.65m I --減速器的減速比，i=5 n --電動

39、機的額定轉速 n=718r/min M起平--電動機平均起動轉矩，查參考文獻[11]， 為（1.51.8）M電。取M起平=1.6 M電 M起平=2808 Nm M電--電動機的轉矩 通常起升機構的啟動時間為1~5s，故所選電動機合適. 制動時間和制動加速度的驗算 n’ --滿載下降時電動機轉速，通常取n’=1.1n=638r/min M靜’ --滿載下降時制動軸靜轉矩， Nm M制=4000 Nm 制動加速度為： 其制動加速度

40、小于推薦值，合理。 2.1.10 電動機的校核 電動機的過載校核 PN--電動機的額定功率，單位為（KW） H--系數(shù)，對于繞線式電動機取2.5 m--電動機的臺數(shù)，m=1 --電動機的過載倍數(shù)，取3.2 --起升機構的效率，取0.85 vq--起升速度，單位為716（m/s） 故，電動機的過載校核通過。 電動機的發(fā)熱校核(在S4工作制下) K--電動機的工作類型系數(shù)，取k

41、=0.75 r--系數(shù)，與的比值及使用情況有關，起升機構=（0.050.1），取其為0.1，查參考文獻[2]，得r=0.875 故 發(fā)熱校核通過。 2.2 副起升機構設計 2.2.1 門式起重機副起升機構設計參數(shù) 起重量 5t 起升高度 10m 起升速度 1918m/min 工作級別 A5 2.2.2 確定傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組 圖2-4 傳動機構設計方案 依據(jù)傳動機構布置易緊湊的原則，現(xiàn)采用如上圖所示的傳動方案。如圖所示，查閱參考文獻[5]，選擇滑輪組倍率a=2的雙聯(lián)滑輪組。查閱參考文獻[5]，選取起重量為0.5t的鍛造單鉤，由

42、G=（2%-4%）Q ,計G=0.1t，故主起升載荷 Pq=Q+G=0.6104N 2.2.3 鋼絲繩的選擇 滑輪組采用滾動軸承，采用a=2的倍率。查閱參考文獻[5]，得到滑輪組的效率=0.96 計算鋼繩的靜拉力 a--滑輪組的倍率 Pq--副起升機構額定起升載荷 選用鋼絲繩 由鋼絲繩選用的最小安全系數(shù)法 F0Sn F0--鋼絲繩整繩的破斷拉力 n --鋼絲繩的最小安全系數(shù)，查閱參考文獻[4]，由機構工作級別選擇n=4.5 S--鋼繩的最大靜剛度 F0=15.634.5=70

43、.31KN 對于單層繞卷筒一般選擇纖維芯的鋼絲繩 對 F0=*S絲 S絲--鋼絲的破斷拉力 --鋼絲繩判斷拉力換算系數(shù) ，對于單層繞纖維芯鋼絲繩取 S絲=82.72KN 由參考文獻[4]中鋼絲繩選擇表中 選擇合適的鋼絲繩，其編號為 鋼絲繩 12.5NAT619W+FC1550ZS88.7-1996 2.2.4 滑輪、卷筒的選擇 滑輪計算 為了確保鋼絲繩具有一定的使用壽命，滑輪的直徑（子繩槽底部算起的直徑）應滿足： Dh≥d(e-1) =12.5(20-1)=237.5mm 式中 e—— 系數(shù)，由參考文獻[5]查得，對工作類型M5的起重機，取e=20；

44、 d——所選擇的鋼絲繩的直徑，mm。 取滑輪的直徑為Dh=315 mm。 平衡滑輪名義直徑：d平=Dh=315mm 查參考文獻[4]，由鋼絲繩直徑d=12.5mm，得繩槽斷面尺寸。 由繩槽斷面尺寸，選擇滑輪軸承6224。 所選滑輪：滑輪B12.5315 卷筒計算 起重機中主要采用鑄造圓柱形卷筒。在大多數(shù)情況下，繩索在卷筒上只繞一層。 (1) 卷筒的直徑： Dh≥d(e-1)=12.5(18-1)=212.5mm 式中 e——系數(shù)，由《起重機設計手冊》查得，對工作類型M5的起重

45、機，取e=18； d——所選擇的鋼絲繩的直徑，mm。 查參考文獻[4]，取卷筒的直徑為D =400mm。 (2） 卷筒槽計算 繩槽半徑：R=（0.53～0.56）d=6.625～7mm 取7mm 繩槽深度（標準槽）： C0=（0.25～0.4）d=3.125～5mm 取4mm 繩槽節(jié)距：p=d+（2～4）=15mm 卷筒計算直徑：D0=D+d=412.5mm (3) 確定卷筒長度并驗算起強度 根據(jù)需要選擇雙聯(lián)卷筒，卷筒的總長度： 式中 H——最大起升高度，H＝10 m； Z——鋼絲繩安全圈數(shù)，Z > 1.5 ，取Z

46、=2； P ——繩槽節(jié)距，P = 15mm； L1——無繩槽卷筒端部尺寸，由結構需要確定，L1 = 80； L2——固定繩尾所需長度， L2≈3p=45mm； Lg——中間光滑部分長度，Lg =50mm D0——卷筒的計算直徑（按纏繞鋼絲繩的中心計算）, D0＝D＋d=400＋12.5=412.5 mm； 代入上式得： L=2(261.62+80+45)+50=773.23mm 取L=1000mm，卷筒材料初步采用HT200 灰鑄鐵 GB/T 9439-1988，抗拉強度極限δL=195MPa，抗壓δy=δL=585MPa。 其壁厚可按經驗公

47、式確定δ=0.02D+（6～10）=14～18mm，取δ=18mm。 卷筒壁的壓應力演算，： 許用壓應力，故強度足夠。 由于卷筒L<3D，可以不計算由彎曲力矩產生的拉應（因扭轉應力甚小，一般忽略不計）。 卷筒轉速 2.2.5 初選電動機 計算電動機穩(wěn)態(tài)起升功率PN Pq--主起升機構額定起升載荷 vq--主鉤起升速度，單位m/s --起升機構的總效率，一般取 0.80.85 選擇電動機 按照S4工作制，確定相應的CZ值和實際接電持續(xù)率下的功率，判定其工作狀況。查閱GB/T

48、 3811-2008，其起升機構的JC值為JC%=25%,CZ=150穩(wěn)態(tài)負載平均系數(shù)G=0.8。 由PnGPN Pn0.819.18=15.34KW 查閱參考文獻[5]， 根據(jù)JC%=25%, CZ=150選擇YZR冶金電動機， 其型號為 YZR 180 M–6 其中，轉速n=955r/min，額定功率N=17KW，質量m=840kg，轉子轉動慣量 GD2=3.9Nm2 最大轉矩倍率 =3.2 2.2.6 初選減速器 計算起升機構傳動比，選擇減速器 查閱參考文獻[11]， 由電動機功率傳動比i=32.5， 轉速n

49、=955r/min，選擇減速器，其型號為： QJR 560-32.5 Ⅱ C W 其最大許用輸出扭矩為 60000 Nm ，最大徑向力為75kN 驗算最大扭矩 Mmax=（0.70.8）M額i --電動機最大轉矩倍率 --電動機傳遞的效率， =0.9~0.95 M額--電動機額定轉矩 Mmax=（0.70.8）3.217032.50.95=13436.8 Nm60000 Nm 最大扭矩驗算通過 驗算最大徑向力和傳動比 卷筒的質量G筒為 其中為剛才的容積量 =78.5KN/m3 G筒=3.14400

50、10003.4878.510-6=34.31KN Pmax=2Smax+0.5G筒=1.0515.632+0.534.31=49.98 KN[75KN] 最大徑向力校核通過 選用合理 2.2.7 選擇制動器 副起升機構采用雙制動器，制動前，下降速度自動降低至速度的最低檔，在任何情況下不會出現(xiàn)“溜鉤”現(xiàn)象。制動器采用焦作“金箍牌”常閉式液壓推桿制動器，每套制動器的安全系數(shù)≥1.25。 計算制動力矩 K2--制動器安全系數(shù)，K2取1.75 PQ--額定起升重量，取5.1105N --機構的效率，取0.85

51、 D--卷筒直徑，單位m，取D=0.4m a--滑輪組倍率，a=2 i--減速器傳動比，i取32.5 故 所選制動器的型號為： YWZ5 – 325/ 80 其制動輪直徑為315mm，質量為62.4kg，最大制動力矩為1000 Nm 查閱參考文獻[1]表3-12-8， 其帶制動輪的聯(lián)軸器轉動慣量為 5.4 kgm2 2.2.8 選擇聯(lián)軸器 依據(jù)所傳遞的扭矩，轉速和被連接的軸頸等參數(shù)選擇聯(lián)軸器的具體規(guī)格，起升機構中，所選聯(lián)軸器要滿足 M=K1K2Mmax[M] K1--聯(lián)軸器重要程度系數(shù)，對起升機構，K1=1.8 K2--角度偏差系數(shù)，對齒輪聯(lián)軸器，其K2=1

52、 Mmax--按照第二類載荷計算的軸傳遞的最大扭矩 M=955051/9553.2（0.70.8）=1305.6Nm 選擇型號為 CLZ 3, 其最大許用轉矩為 3150Nm 2.2.9 起制動時間驗算 起動時間和起動加速度的驗算 J1--電動機轉子的轉動慣量，J1=2.86 kgm2 J2--聯(lián)軸器的轉動慣量，J2=0.12 kgm2 J3--制動輪的轉動慣量，J3=5.4kgm2 D--卷筒的直徑，單位m， D=0.4m I --減速器的減速比，i=32.5 n --電動機的額定轉速 n=955r/min M起平--電

53、動機平均起動轉矩，查參考文獻[1]，為（1.51.8） 取M起平=1.5 M電 M起平=1080Nm M電--電動機的轉矩 起動加速度為： 其起升加速度小于推薦值，合理。 制動時間和制動加速度的驗算 n’ --滿載下降時電動機轉速，通常取n’=1.1n=1064.8r/min M靜’ --滿載下降時制動軸靜轉矩， Nm M制=630 Nm 制動加速度為： 其制動加速度小于推薦值，合理 2.2.10 電動機的校核 電動機的過載校核

54、 PN--電動機的額定功率，單位為（KW） H--系數(shù)，對于繞線式電動機取2.5 m--電動機的臺數(shù)，m=1 --電動機的過載倍數(shù)，取3.2 --起升機構的效率，取0.85 vq--起升速度，單位為（m/s） 故，電動機的過載校核通過。 電動機的發(fā)熱校核(在S4工作制下) K--電動機的工作類型系數(shù)，取k=0.75 r--系數(shù)，與的比值及使用情況有關。 起升機構=（0.050.1），取其為0.1，查參考文獻[5]，得r=0.875

55、 故 發(fā)熱校核通過。 第三章 起重機小車運行機構的設計計算 3.1 主要參數(shù)和機構的布置 現(xiàn)將小車設計為垂直反滾輪式小車，起重量20t的起重機采用4個車輪支承的小車，起重四個為主動車輪，主動車輪由小車運行機構集中驅動。 圖3-1 小車運行機構傳動方式 起重量：Q主=20t Q副=5t 工作制度：中級工作制，JC%=25 小車運行速度：3816m /min 車輪數(shù)：4個（其中2個為主動車輪）其中外側的一個主動輪由立式套裝減速器的空心軸用鍵直接與車輪軸聯(lián)接，而另一個主動輪由固定在2個車輪軸上的齒輪通過中間軸上的惰輪驅動。 驅動形式：集中驅動 參考類型，規(guī)格相近

56、的單主梁小車，估計小車自重如下： ； ； 。 各質量至小車主動車輪的距離，其中距離B=1230mm;距離；； ; 根據(jù)小車的平衡條件，求出主動輪輪壓，從動輪輪壓和反滾輪輪壓； 由; 代入數(shù)據(jù)可得 由： 代入數(shù)據(jù)可得 因此，滿載主動輪輪壓； 滿載垂直反滾輪壓： 空載主動輪輪壓： 空載車輪輪壓為： 空載垂直反滾輪輪壓： 每個空載垂直反滾輪輪壓 3.2 選擇車輪和軌道 根據(jù)起升重量，選擇圓柱踏面單輪緣車輪，其D=500mm，選擇輕軌 求車輪踏面疲勞計算載荷 因為軌道系有凸頂，故車輪與軌道為點接觸。取D=500mm，

57、對于24kg/m輕軌，軌頂?shù)那拾霃絉=300mm： 點接觸的接觸應力計算 今選用車輪材料為ZG35CrMnSi，查文獻得，。由表，. 由表， 因車輪轉速 查文獻得， 滿足要求 3.3 穩(wěn)態(tài)運行阻力的計算 垂直反滾輪式小車，有兩個垂直車輪和兩個垂直反滾輪。 3.3.1摩擦阻力的計算 式中，主動車輪的參數(shù)： 垂直反滾輪的參數(shù)： 則可得Mm=9219N.m 3.3.2坡道阻力的計算 m--起重機總起升重量，單位kg mi--小車的質量，單位kg t --軌道的傾斜角度，門架上的小車為 0

58、.001 Pt=（49.6+8）103100.001=5760N.m 所以，穩(wěn)態(tài)運行阻力 Pj =Pm +Pt=14979N 3.3.3風阻計算 3.4 電動機的選擇 3.4.1電動機靜功率的計算 PN--電動機穩(wěn)態(tài)運行功率，單位kw Pj--小車穩(wěn)態(tài)運行阻力，Pj=14979N vy--小車運行速度，單位m/s vy=381660=63.6m/s --機構的傳遞效率，=0.9 m--電動機的總臺數(shù)，m=1 3.4.2電動機的選擇

59、 Kd--考慮到電動機起動時慣性影響的功率增大系數(shù)，取Kd =1.3 P=1.310.58=13.76kw 查閱參考文獻[7]，CZ=150 JC%=25 按S4工作制，選擇 電動機 YZR 160M2-6 其中，轉速n=945r/min，額定功率N=15KW，質量m=390kg，轉子轉動慣量 GD2=0.58kgm2 3.5 減速器的選擇 減速器的傳動比： 由參考文獻[14]選用立式減速器ZSC600，i=40 輸入功率 小車運行速度驗算 誤差： 選擇可用 3.6 制動器的選擇 運行機構的制動器根據(jù)起

60、重機滿載、順風和下坡運行時制動工況選擇，制動器應使起重機在規(guī)定的時間內停車，每套制動器的安全系數(shù)≥1.75； Pt--坡道阻力，單位N，Pt=5760N Pm’--不考慮輪緣與軌道附加摩擦的摩擦阻力，單位N， Pm’= Pm/1.6=14979N D--車輪踏面直徑，單位m --機構的傳遞效率，=0.9 i--減速器的減速比，i=40 n--電動機的額定轉速 tz--運行機構的制動時間，單位s，查閱參考文獻[7]，tz=5.8s k--其他傳動件的轉動慣量這算到電動機軸上的影響系數(shù)，k=1.2 mz--制動器的臺數(shù)。 前面已計算

61、 選擇 YWZ5 – 200/30 的制動器 3.7聯(lián)軸器的選擇 由表查得YZR160M2-6電動機的軸端尺寸為d=48mm,L=110mm 由表查得減速器ZSC-600的輸入軸端尺寸d1=35mm,l1=55mm 輸出軸端尺寸 D=80mm；l2=115mm； 3.7.1機構高速軸的計算扭矩 由參考文獻[16]選擇帶制動輪的半聯(lián)軸器，其圖號為S217，質量G2=18.1kg，，允許傳遞的最大扭矩 3.7.2低速軸的計算扭矩 今選用四個半齒聯(lián)軸器CLZ3，其圖號為S160，質量Gz=25.7kg 3.8電動機的校核 3.8.1電動機的過載校核

62、 PN--基準接電持續(xù)率的時電動機額定功率，單位kw vas--平均起動轉矩標么值，取1.7 Pj--穩(wěn)態(tài)運行阻力，14979N v--運行速度，v==24.96m/s --機構傳遞效率，取0.9 J總--機構總轉動慣量 J1--電動機轉子轉動慣量，取 J2--電動機上制動輪和聯(lián)軸器的轉動慣量 K--計及其他傳動輪飛輪距影響的系數(shù)，可取1.11.2 t--機構初選起動時間，小車運行機構取46s

63、 K--電動機的工作類型系數(shù)，取k=0.75 r--系數(shù)，與的比值及使用情況有關。 小車運行機構=0.35，查參考文獻，得r=1.25 N靜--滿載凈功率 N靜=10.58kw 故 發(fā)熱校核通過。 3.8.3 起動時間與啟動加速度驗算 滿載、上坡、迎風時的啟動時間 J總--機構總轉動慣量 kgm2，前面已算得J總=24.71kgm2 n --電動機的額定轉速 r/min m--電動機的臺數(shù) Mmq--電動機的平均

64、起動轉矩單位：Nm Mmq=(1.51.8)Tn Mmq=1.7Tn=1.7139.06=236.40 Nm Mj--滿載、上坡時作用于電動機軸上的靜阻力距。單位：Nm Nm PJ--運行靜阻力單位 D--車輪踏面直徑，單位mm i--減速器的減速比,I=40 --機構的傳遞效率 其起升加速度小于推薦值 第四章 起重機大車運行機構的設計計算 4.1 主要參數(shù)和機構的布置 起重量20t的單梁門式起重機采用16個

65、車輪支承的小車，每個角上4個車輪，4個車輪中有2個為主動車輪，主動車輪由大車運行機構分別驅動。 起重量：Q主=20t Q副=5t 工作制度：中級工作制，JC%=25 大車運行速度：54m /min 車輪數(shù)：16個（其中8個為主動車輪） 驅動形式：分別驅動 根據(jù)同類型起重機大小車重量估計為：大車橋架總重為14t，小車重量為8 t 圖4-1 大車運行機構傳動方式 4.2 選擇車輪和軌道 由表得，選擇雙輪緣車輪=700mm大車車輪軸徑：d=100mm； 車輪軸承型號：7524；軌道型號：P43；由表，軌頂曲率半徑R=30cm 最大許用輪壓為500KN。

66、 求車輪踏面疲勞計算載荷： 由前面計算可知： 因為軌道系有凸頂，故車輪與軌道為點接觸。取D=700mm，軌頂半徑R=300mm點接觸的接觸應力計算： 今選用車輪材料為ZG35CrMnSi，由參考文獻[9]，， ， 因車輪轉速 由參考文獻得， 經計算滿足要求。 4.3 穩(wěn)態(tài)運行阻力的計算 4.3.1 摩擦阻力的計算 摩擦阻力的計算，由式 取 4.3.2 坡度阻力的計算 坡度阻力的計算，根據(jù)式 4.3.3風阻力的計算 風阻力的計算： 4.3.4運行阻力的計算 運行總阻力： 4.4 電動機的選擇 初選電動機 電動機靜功率：已知運行速度 則電動機功率： 由參考文獻[5]選得，選擇電動機，YZE200L-6， 其中JC=40%，S4，N=17KW,n=973r/min, 4.5 減速器的選擇 減速器的傳動比： 今選用立式套裝減速器，查得：