【終稿全套】QD10t-31.5m箱形雙梁橋式起重機起重小車設計【7張CAD圖紙+文檔】

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rcvt）。另外，平均絕對誤差（1 / N）的| rcvt-d，rcvt|（在10秒的響應的N個數據點）將用于比較的結果。同樣的實驗已經執(zhí)行用于在控制器上幾個變化。對于每一個這些變型，所有約束都仍施加，但有些在補償方面 比控制器已被暫時關閉（在圖8中的垂直箭頭所示）。結果進行了比較的結果為總控制器和在圖13中被描繪。將要處理的情況下，有：1.所有前饋和補償的（總量）。2.沒有設定值前饋（斷），rcvt，d =0等式（37）。3.沒有關鍵（無皮帶打滑）扭矩約束補償（T排版關），Ftorque=0。4.無液壓約束補償（hydr樣圖關），F，液壓=0。5.無扭矩傳遞，也不液壓約束補償（T，hydr樣圖關），Ftorque=0，F，液壓=0。它是立即清除所有的替代品，與所有前饋總控制器和在上段所述（總量）補償器性能最佳，這意味著所有 控制器方面擁有盡可能降低跟蹤誤差了積極的貢獻。開關關閉或液壓約束補償項（hydr排版關閉）或轉矩傳遞 補償器（T補償關閉）不會嚴重降低質量跟蹤。但是， 切換兩個補償關閉（T，hydr補償關閉）不會引入大的跟蹤誤差。這發(fā)生，因為這兩個約束的最大操作者取來計算補償 動作，并且如果一個約束補償器是零，最大運算器的輸出仍然圖13幾個控制器的替代品沖和平均絕對誤差會是非零的，由于第二個約束。兩個補償器關掉同時 有效地引入控制器輸出U一個“死區(qū)”，其結果是明顯的。與設定值前饋響應關閉（off）中增加了錯誤的因產生反應的增加相位滯后?？偟牡玫降慕Y果開發(fā)的控制器顯示出更好的跟蹤行為（過沖和平均絕對誤差）和 較低的瞬時滑輪壓力（僅在比值的變化，如夾緊策略是相等的）與以前采用的控制器獲得，按文獻結果進行了比較。 這可能指示了可能改進新的CVT效率控制器如前所述。 圖14 在針尖的變化在測試賽道的實驗車輛 圖15CVT速比響應和跟蹤誤差，道路尖端移位通過在主壓力控制器的局限性。這種現象降低了最大減檔的速度，并且是作為在t輕微凸點=6.2s和t=8.2有形之前。如所呈現的實驗的主要目標是展示一個新的比率控制器概念，實驗皮帶打滑時一直使用經過驗證的鉗位裝置避免前面提到的。此外，網上基于模型的檢測算法被使用，驗證該。有兩種方法來檢測帶從測量數據滑落線（不直接在滑輪的皮帶的運行半徑來計算所謂的幾何測量比）的實驗后已被使用。第一，它已被證實，如果CVT的范圍幾何比例可能不超過（rlowrcvtrod）。其次，最大 轉移CVT的速度是有限的，由于有限的夾緊力和變速器的速度，看方程（10）。摩擦在推帶的過度（宏觀）滑移區(qū)域系數減小，滑差調速8。這將導致不穩(wěn)定的動態(tài)行為，因此速度滑將迅速增加，當AV-帶的扭矩容量是exceeded. As的比值從測量滑輪的速度，過快的比例變化（rcvt高值）可以指示皮帶打滑。每次測量的結果都經過仔細審查，其結果并沒有顯示皮帶打滑影響的任何痕跡。圖16 初級和次級帶輪的壓力，道路尖端移位7.結論一種新的比例控制器的金屬推帶式CVT用帶液壓夾緊系統(tǒng)被開發(fā)出來。在變速器和液壓系統(tǒng)動態(tài)模型補償的基礎系統(tǒng)，設定值前饋和反饋線性化控制方面實施。反饋控制器是帶有條件抗飽和PID控制器保護?？偙戎悼刂破鞅ＷC，壓力設定點中的至少一個總是以最少的相對于他的約束而另一種是上述的最小凸電平，用于換檔。這種方法有可能用于提高CVT的效率。滾子工作臺和公路實驗具有內置CVT表明足夠的跟蹤是一個車輛獲得的。從比例上設定的最大偏差由執(zhí)行機構壓力飽和造成的。實驗與幾個控制器的變化具有速度向前的現象，所有已執(zhí)行的前饋和約束補償方面產生有益的最小化跟蹤誤差影響。提示轉移的實驗顯示對曲線性好執(zhí)行器飽和。河北建筑工程學院畢業(yè)設計（論文）外文資料翻譯 系別： （用三號宋體，下同） 專業(yè)： 班級： 姓名： 學號： 外文出處： （用外文寫） 附 件：1、外文原文；2、外文資料翻譯譯文。指導教師評語：簽字： 年 月 日注：請將該封面與附件裝訂成冊。1、 外文原文（復印件）2、外文資料翻譯譯文譯文標題（3號黑體，居中） （小4號宋體，1.5倍行距）。（要求不少于3000漢字）附件2、外文資料翻譯譯文液壓驅動的無級變速器控制4. 液壓約束CVT的比率控制器（實際上）控制初級和次級壓力。幾個壓力的限制，必須考慮到該控制器：1. 轉矩限制PP的扭矩，防止打滑的滑輪;2. 較低壓力的約束PP，以保持兩個電路注滿油。在這里，相當任意的的PPlow=3bar選擇.為使有足夠的油流Qsa的附件電路和用于被動閥在該電路的一個適當的操作是必要的Qsa大于最小流Qsa，最小。最小壓力Ps低4bar轉 證明是不夠的;3. 上部壓力限制PPmax以防止損壞液壓管路汽缸和活塞.因此，Ppmax=25barPS最大值=50bar;4. 液壓約束PP液壓，以保證主電路能快速放掉夠向漏和次級電路可以提供足夠的流動朝向初級電路.壓力Pp，的扭矩和Ps扭矩限制1依賴于關鍵的夾緊力 Fcrit方程（5）.估計轉矩Tp是使用固定式發(fā)動機的的扭矩計算 地圖，變矩器特性和鎖止離合器模式，隨著慣性作用一起發(fā)動機輪和主齒輪箱軸.安全系數Ks=0.3相對于估計最大的主轉矩Tpmax已被引入到占上干擾估計轉矩Tp，例如沖擊負荷的車輪。然后帶輪的夾緊力（相等的兩個滑輪，而忽略了變速器效率）所需的扭矩傳遞變成了：因此，所產生的壓力，可以很容易地使用公式推導（12）和（13）： (26) (27)一模一樣的夾緊裝置已被以前使用參考。 3 試驗臺用于測量這款變速箱與測試車路。無滑移已經實現，在任何這些實驗中這項工作的主要目標是改進比跟蹤行為，夾緊裝置維持不變。進一步的闡述制約4是基于質量守恒的定律初級電路。首先，應當指出，對于本論述的泄漏流量Q p ，泄露漏和可壓縮長期可忽略不計相比。此外，它被再次提及，流量QSP與QPD永遠不能不等于零，則在同一時間。最后，可以選擇替換的比率變化rcvt率通過比移rcvt ，D所需的速率，這是由分層傳動系統(tǒng)控制器指定。如果 rcvt ，D 0且QSP = 0 。約束4相對于主滑輪電路然后導致以下關系的壓力，hyd ： (28)其中APD，max是主閥的流路中由初級的最大開口氣缸組成。以類似的方式，對于次級帶輪電路壓力Ps的關系，HYD在約束4可以得出。這個約束是特別相關的，如果rcvt0，也就是說，如果從流量QSP 次級到初級電路必須為正并且結果，QPD= 0。這就 液壓驅動的CVT397的結果： (29)Asp，max是主閥中的流道從次級最大開口到主電路。 對于CVT的比率控制器的設計是有利的配制，以約束夾緊力，而不是壓力方面。一個關聯的夾緊力F，與壓力P，和使用等式（12）和（13）這個結果的要求： (30)最小滑輪夾緊力： (31)5.控制設計假定在本節(jié)中，在每個時間點t時，主speedp （t）的比值rcvt （t）的初級壓力峰值（ t）和次級壓力Ps （t）的測量結果從已知的過濾和重建。此外，假定該無級變速器被安裝在一個車輛傳動系和所期望的CVT比rcvt ，D（t）和比值變化的所需速率 rcvt ，D（ t）由整體分層傳動系統(tǒng)控制器指定。這意味著，每個時間點的約束反力可被確定。本CVT控制器的主要目標是實現的快速和準確的跟蹤所需比例的軌跡。此外，控制器也應該是對干擾的控制性。一個重要的子目標是最大限度地提高效率。這是很合理的（和其他支持通過實驗， 3） ，要實現這個子目標夾緊力Fp和Fs的必須為越小越好，考慮在方程的要求（30）考慮在內。比例控制器的輸出是受方程（31）的約束。約束F F ，最小有效提高1帶輪的夾緊力的設定值，從而產生一個不良率的變化。這可以通過提高相對帶輪的夾緊來抵消力為好，使用基于模型的補償條款中的比例控制器。使用IDE的模式，即用式（ 10 ） ，表達式的比例變化迫使閃點，比例和Fs ，比（圖8 ）可以很容易地得出： (32) (33)其中Fshift，d是期望的換檔力，基本上之間加權力差異兩個滑輪。如前所述，取決于s這又取決于Fs的。這是一個隱式關系（FS，比例取決于FS），已解決由壓力計算測量?，F在將顯示在每一個時間，兩個夾緊力之一等于F，min，而其他確定的比值。用公式（30），（32）和（33）表示圖8帶約束補償比例控制器次級夾緊力Fp，d和Fs，d由下式給出： （34） （35）實際上，該比例被控制在這樣一種方式，移動力FSHIFT變得等于Fshift，d。對于由此產生的換檔力擁有所以： （36）這適用于，只要夾緊力不會對它們的最大約束飽和 （F，_F，min）。在F，ratioF，max，F，d =F，max，Fshift= Fshift，d的情況。因此，該換檔速度是因為飽和執(zhí)行器有限。（根據完成控制器，Fshift，d必須變速器的specified.As動態(tài) 到IDE的型號）都相當非線性，等效輸入u介紹，使用逆 該井模型Fshift，d的代表性： （37）當|p |與雙方的互補基本上是一個反饋線性化曲線。這將取消（已知的）非線性的變速器，max見，例如Slotine等。 15。另外，設定值前饋被引入，這將降低受控的相位滯后系統(tǒng)響應。由于模型不準確等因素（如上層鎖模力的限制），max差異rcvt和rcvt之間，max會發(fā)生d： （38）如果u代替以及獲得良好的跟蹤性能。線性反饋控制器 基于該（違背方程（10）中，有慣性的知識被選定進行u 參與，需要至少一個第二順序控制器。因此，使用的PID控制器。比例控制是用于迅速減少錯誤，而集成所需的過程，以便跟蹤斜坡設定值與零誤差。某些微分作用證明有必要獲得更大的穩(wěn)定裕度（少振蕩響應）?？刂破鲗崿F如下： （39） 其中Ke0，1切換積分，并根據是一定條件下進一步解釋。控制器的微分作用只作用于所測CVT 信號，以避免在給定值的階梯式變化的過度控制響應。 此外，一個高頻極點已被添加到該過程的操作，以防止過度的頻率在高頻率?？刂破鲄礟，I和D已被調諧手動。 在執(zhí)行器飽和的（因為最大的力約束）情況下， 閉環(huán)有效地打破（測量rcvt已經不反應的變化,u）。這會導致性能下降，因為控制器的積分器的值繼續(xù)成長。這個所謂的積分器積分飽和是不可取的。有條件的抗飽和機制 已加入飽和期間限制積分器的值： （40）如果任飽和壓力（= ，max or= ，max），移動速度誤差必然變大。抗積分飽和算法，確保穩(wěn)定，但跟蹤行為會 惡化。這是硬件限制其只能通過提高變換器來解決和液壓系統(tǒng)的硬件。有條件的抗飽和與一個標準的（線性）的優(yōu)點算法是線性方法需要調整的良好表現，而條件 辦法沒有。此外，有條件的算法的性能密切類似于一個良好的線性調整機制。6.實驗結果作為無級變速器已經在測試車輛已經實現，在車載實驗上的滾子長凳已經進行調整和驗證新的比率控制器。為了防止非同步的油門和CVT比操作，油門踏板信號（見圖1）具有被用作輸入的驗證實驗。協(xié)調器將跟蹤 發(fā)動機的最大效率運行點。在巡航控制的一種半強迫降行動 背出了在一個單一的參考實驗已進行的50公里每小時后跟一個踏板的速度。記錄的踏板角度（參見圖9）已被施加到所述協(xié)同控制器。 這種方法取消了有限的人力驅動的可重復性。圖10的上圖顯示了從速度的測量計算出的CVT比反應 利用方程（1），描述的跟蹤誤差。因為這是一個相當苛刻實驗，跟蹤信號是足夠的。可以得到更好的跟蹤性能 更光滑的設定點，但反應的特點將變得不那么明顯 為好。圖11示出了初級和次級帶輪壓力。最初的主峰在誤差信號（大約T =1.5秒）是飽和的二次壓力（下圖11地塊），由于泵的過流限制。一個更快的初步反應是必需的， 液壓硬件的適應是必要的。初始快速降擋后， 比再次降檔之前達到設定值（大約T =7次）。在轉移所有變動方向（T =1.3，T =1.6和t= 7.5s）發(fā)生相對少量的過沖， 這表明，該積分抗飽和算法表現良好。 看著在T附近的初級壓力= 1.5秒，它可以被觀察到，這壓力峰值反復高于其設定值。此行為是由性能限制 主壓力控制器。所開發(fā)的控制器，保證只有一個當時帶輪壓力設定值上升高于其低限，并且只實現期望的比率。 圖9 踏板輸入的CVT動力總成 圖10 CVT速比響應和跟蹤誤差，輥板凳半降檔 圖11 初級和次級帶輪壓力，輥板凳半降檔 圖12 新控制器的滑輪壓力設定值減去低的限制這被可視化在圖12中。更高的夾緊力導致更多的損失 無級變速器10，只要沒有宏觀滑移發(fā)生。主要原因是油泵電力需求 （大約與壓力呈線性），并在帶本身，這既增加而損失 增大夾緊壓力，通過測量16作為支撐。因此，該控制器具有用于提高CVT的效率的電位，相對于基于非模型控制器。回顧圖10，第二（正）峰的下圖（之后的第一個負峰值由于執(zhí)行器飽和）代表的比例響應的超調，由于移動方向變化。這個量描述了控制器的跟蹤性能好，并且將被用于評估控制器的性能。超調在這里計算作為（正的）最大的比例誤差：最大（rcvt，d - rcvt）。另外，平均絕對誤差（1 / N）的| rcvt-d，rcvt|（在10秒的響應的N個數據點）將用于比較的結果。同樣的實驗已經執(zhí)行用于在控制器上幾個變化。對于每一個這些變型，所有約束都仍施加，但有些在補償方面 比控制器已被暫時關閉（在圖8中的垂直箭頭所示）。結果進行了比較的結果為總控制器和在圖13中被描繪。將要處理的情況下，有：1.所有前饋和補償的（總量）。2.沒有設定值前饋（斷），rcvt，d =0等式（37）。3.沒有關鍵（無皮帶打滑）扭矩約束補償（T排版關），Ftorque=0。4.無液壓約束補償（hydr樣圖關），F，液壓=0。5.無扭矩傳遞，也不液壓約束補償（T，hydr樣圖關），Ftorque=0，F，液壓=0。它是立即清除所有的替代品，與所有前饋總控制器和在上段所述（總量）補償器性能最佳，這意味著所有 控制器方面擁有盡可能降低跟蹤誤差了積極的貢獻。開關關閉或液壓約束補償項（hydr排版關閉）或轉矩傳遞 補償器（T補償關閉）不會嚴重降低質量跟蹤。但是， 切換兩個補償關閉（T，hydr補償關閉）不會引入大的跟蹤誤差。這發(fā)生，因為這兩個約束的最大操作者取來計算補償 動作，并且如果一個約束補償器是零，最大運算器的輸出仍然圖13幾個控制器的替代品沖和平均絕對誤差會是非零的，由于第二個約束。兩個補償器關掉同時 有效地引入控制器輸出U一個“死區(qū)”，其結果是明顯的。與設定值前饋響應關閉（off）中增加了錯誤的因產生反應的增加相位滯后?？偟牡玫降慕Y果開發(fā)的控制器顯示出更好的跟蹤行為（過沖和平均絕對誤差）和 較低的瞬時滑輪壓力（僅在比值的變化，如夾緊策略是相等的）與以前采用的控制器獲得，按文獻結果進行了比較。 這可能指示了可能改進新的CVT效率控制器如前所述。 圖14 在針尖的變化在測試賽道的實驗車輛 圖15CVT速比響應和跟蹤誤差，道路尖端移位通過在主壓力控制器的局限性。這種現象降低了最大減檔的速度，并且是作為在t輕微凸點=6.2s和t=8.2有形之前。如所呈現的實驗的主要目標是展示一個新的比率控制器概念，實驗皮帶打滑時一直使用經過驗證的鉗位裝置避免前面提到的。此外，網上基于模型的檢測算法被使用，驗證該。有兩種方法來檢測帶從測量數據滑落線（不直接在滑輪的皮帶的運行半徑來計算所謂的幾何測量比）的實驗后已被使用。第一，它已被證實，如果CVT的范圍幾何比例可能不超過（rlowrcvtrod）。其次，最大 轉移CVT的速度是有限的，由于有限的夾緊力和變速器的速度，看方程（10）。摩擦在推帶的過度（宏觀）滑移區(qū)域系數減小，滑差調速8。這將導致不穩(wěn)定的動態(tài)行為，因此速度滑將迅速增加，當AV-帶的扭矩容量是exceeded. As的比值從測量滑輪的速度，過快的比例變化（rcvt高值）可以指示皮帶打滑。每次測量的結果都經過仔細審查，其結果并沒有顯示皮帶打滑影響的任何痕跡。圖16 初級和次級帶輪的壓力，道路尖端移位7.結論一種新的比例控制器的金屬推帶式CVT用帶液壓夾緊系統(tǒng)被開發(fā)出來。在變速器和液壓系統(tǒng)動態(tài)模型補償的基礎系統(tǒng)，設定值前饋和反饋線性化控制方面實施。反饋控制器是帶有條件抗飽和PID控制器保護?？偙戎悼刂破鞅ＷC，壓力設定點中的至少一個總是以最少的相對于他的約束而另一種是上述的最小凸電平，用于換檔。這種方法有可能用于提高CVT的效率。滾子工作臺和公路實驗具有內置CVT表明足夠的跟蹤是一個車輛獲得的。從比例上設定的最大偏差由執(zhí)行機構壓力飽和造成的。實驗與幾個控制器的變化具有速度向前的現象，所有已執(zhí)行的前饋和約束補償方面產生有益的最小化跟蹤誤差影響。提示轉移的實驗顯示對曲線性好執(zhí)行器飽和。8河北建筑工程學院畢業(yè)設計（論文）外文資料翻譯 系別： 機械工程學院 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班級： 機101 姓名： 侯躍龍 學號： 2010307107 外文出處： Vehicle System Dynamics （用外文寫） Vol.No.5，May 2006,387-406 附 件：1、外文原文；2、外文資料翻譯譯文。指導教師評語：簽字： 年 月 日注：請將該封面與附件裝訂成冊。河 北 建 筑 工 程 學 院 本科畢業(yè)設計（論文）題目QD10t-31.5m箱形雙梁橋式起重機起重小車任務書 學 科 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 機101 姓 名 侯躍龍 指 導 教 師 王占英 任玉燦 輔 導 教 師 目錄第1章 前言11.1 國內外起重機發(fā)展情況11.2 橋式起重機定義及特點41.3 實習地點及實習內容4第2章 總體設計42.1 概述52.2 傳動方案的確定62.3 基本參數10第3章 起升機構的設計計算123.1 選擇鋼絲繩123.2 滑輪和卷筒的計算133.3 計算靜功率153.4 選擇電動機153.5 驗算電動機的發(fā)熱條件153.6 減速機的初選163.7 校核減速機163.8 制動器的選擇173.9 聯動器的選擇173.10 驗算起動時間183.11 浮動軸強度驗算19第4章 運行機構的設計計算214.1 確定機構傳動方案214.2 選擇車輪與軌道并驗算其強度214.3 運行阻力計算234.4 選擇電動機244.5 驗算電動機發(fā)熱條件254.6 選擇減速器254.7 驗算運行機構和實際所需功率254.8 驗算起動時間264.9 驗算起動不打滑條件274.10 制動器的選擇274.11 選擇聯軸器284.12 驗算低速浮動軸強度29第5章 零部件的設計計算315.1 滑輪的尺寸計算與選擇315.2吊鉤組的選擇325.3 車輪軸的設計計算35第6章 零部件的設計計算386.1 梁386.2 梁406.3 梁426.4 梁446.5 梁48第7章 畢業(yè)設計小節(jié)53參考文獻54附：英文原文英文譯文畢業(yè)實習報告河北建筑工程學院畢業(yè)設計計算書指導教師：王占英 任玉燦 設計題目：QD10t-31.5m箱形雙梁橋式起重機起重小車設計 設計人：侯躍龍設計項目計算與說明結果第1章 前言1.1國內外起重機發(fā)展概況起重運輸機械行業(yè)在我國從上世紀五六十年代開始建立并逐步發(fā)展壯大，該行業(yè)已形成了各種門類的產品范圍和龐大的企業(yè)群體，服務于國民經濟各行業(yè)。隨著我國經濟的快速發(fā)展，起重運輸機械制造業(yè)也取得了長足進步。2005年起重運輸機械行業(yè)銷售額達到1272億元，“十五”期間平均每年增長超過30，2006年依然保持著持續(xù)增長的態(tài)勢，目前市場前景非常好。近年來，國家重點發(fā)展能源（其中煤炭工業(yè)迅猛發(fā)展，起重運輸機械制造業(yè)將提供所需的豎井提升設備、斜井防爆下運帶式輸送機、防爆移置式帶式輸送機、裝車機、露天礦連續(xù)開采輸送設備、用于洗選設備的各種輸送設備等）、電力（各種電站專用橋式/門式起重機、料場用物料搬運裝卸設備、輸煤給煤棧橋內物料輸送設備、環(huán)保排灰輸送設備、水電站用閘門啟閉機械、升船機、核電站廢料處理專用起重機等將有較大需求）、石化（起重運輸機械制造業(yè)將提供所需的自動灌裝和包裝碼垛設備、倉儲專用設備、廠內和車間內物料搬運裝卸設備等）、冶金（對各種冶金起重機、廠內和車間內物料搬運裝卸設備、料場堆取料與混勻料設備等將有較大需求）、造船、交通等工業(yè)領域（需要大量的高效、節(jié)能、低污染、智能化、柔性化、成套化的物料搬運裝卸設備）。十一五”期間，我國起重運輸機械產品的工業(yè)總產值、銷售收入和利潤總額的年平均增長率將超過15。到2010年，該行業(yè)的工業(yè)總產值將達到2670億元，銷售收入將達到2560億元，利潤總額將達到148億元；出口額約達65億元，平均年增長11；而國內市場增長的速度會呈逐年小幅遞減趨勢，其主要原因是國內市場開放程度大幅度提高、而行業(yè)又均56河北建筑工程學院畢業(yè)設計計算書指導教師：王占英 任玉燦 設計題目：QD10t-31.5m箱形雙梁橋式起重機起重小車設計設計人：侯躍龍設計項目計算與說明結果3.1選擇鋼絲繩3.2滑輪和卷筒的計算3.2.1確定滑輪主要尺寸3.2.2確定卷筒尺寸，并驗算強度3.3計算靜功率3.4選擇電動機3.5驗算電動機的發(fā)熱條件3.6選擇減速器3.7校核減速器的輸出強度3.9選擇聯軸器3.10驗算起動時間3.11浮動軸強度驗算4.1確定機構傳動方案4.2選擇車輪與軌道并驗算其強度4.3運行阻力計算44選電動機4.5驗算電動機發(fā)熱條件4.6選擇減速器4.7驗算運行速度和實際所需功率4.8驗算起動時間4.9 驗算啟動不打滑條件4.10制動器的選擇4.11選擇聯軸器4.12驗算低速浮動軸強度5.1滑輪的尺寸計算與選擇5.2吊鉤組的選擇5.3車輪軸的設計計算5.3.1強度計算5.3.2疲勞計算6.1梁6.1.1集中力的計算6.1.2支承反力和最大彎矩的計算6.1.3斷面特性及最大應力的計算6.1.4梁與梁連接焊縫的計算6.2梁6.2.1支承反力和最大彎矩的計算6.1.2斷面特性及最大應力的計算6.1.3梁與梁連接焊縫的計算6.3梁6.3.1支承反力和最大彎矩的計算6.3.2斷面特性及最大應力的計算6.3.3梁與、梁連接焊縫的計算6.4梁6.4.1支承反力和最大彎矩的計算6.4.2斷面特性及最大應力的計算6.4.3梁端部斷面圖如圖所示6.4.4梁端部斷面剪切應力的計算6.4.5支承斷面翼緣焊縫應力的計算6.5梁6.5.1支承反力和最大彎矩的計算6.5.2斷面特性及最大應力的計算6.5.3梁端部斷面圖6.5.4梁端部斷面剪切應力的計算6.5.5支承斷面翼緣焊縫應力的計算受到發(fā)達國家技術壁壘等限制；另一方面我國市場對高質量高水平的起重運輸機械需求旺盛，而我國行業(yè)的技術競爭能力有待提高。政府主管部門應加強對起重運輸機械行業(yè)的政策引導和管理，樹立規(guī)模生產方式。國家應重點培育34個起重運輸機械集團和重點配套件的生產體系，加大技術改造的力度，提升裝備水平，保證產品質量，提高生產效率，降低制造成本，提高市場競爭力。培育自主創(chuàng)新能力，走引進國外先進技術、消化吸收再創(chuàng)新、集成創(chuàng)新的道路。發(fā)展自主品牌的新產品，替代進口產品，并出口國際市場，參與國際競爭。2010年力爭有2530的產品接近或達到國際先進水平。樹立品牌意識，推進名牌戰(zhàn)略，努力創(chuàng)建中國名牌產品、行業(yè)名牌產品。充分認識“科技是第一生產力”的觀點。建立各類行業(yè)培訓中心，加強對重點骨干企業(yè)、起重機械制造基地的管理干部、科技人才和高級技工的培訓。樹立知識產權意識，加大保護知識產權的力度，嚴厲打擊各種違法行為，有利于調動廣大科技人員和企業(yè)創(chuàng)新的積極性。加強調整各級行業(yè)協(xié)會，選拔一批有科技、生產、企業(yè)管理經驗的專職人員充實到各級行業(yè)協(xié)會。行業(yè)協(xié)會要積極推行職業(yè)化、專業(yè)化、年輕化，配合國務院有關部門加強對行業(yè)的管理。在國外，尤其是美國、日本和西歐的一些發(fā)達國家，機械產品的結構優(yōu)化已有幾十年的歷史，門橋式起重機已完全采用了模塊化設計，它可以根據用戶對設備起重量、起升高度和軌道跨距等主參數的要求，并結合用戶現場的實際空間和工作環(huán)境特點，直接調用參數化3D模型進行現場組裝，然后對起重機結構進行有限元分析和優(yōu)化，直到滿足用戶的要求。而在國內，由于主梁結構比較復雜，傳統(tǒng)的設計方法很難分析主梁局部應力和變形，使一些真正危險點被忽 略，或對一些本已比較安全的部位無畏地加大或加厚，造成材料的浪費和生產成本的增加，不利于產品的市場競爭。因此，對門橋式起重機主梁結構的有限元分析和優(yōu)化具有很重要的現實意義。另外，隨著社會的進步，環(huán)保意識和勞動保護意識的提高，冶金起重機設計過程中把人機工程及操作環(huán)境舒適要求提到了較高的要求，如：司機室加裝冷、暖空調、隔熱保護、地面無線遙控、車上有線和無線通訊、航空座椅、司機休息室，上、下吊車全部采用斜梯、電氣室加裝隔熱防護和冷風機，較窄的人行通道采取防滑措施，經常檢修部分加裝吊籠等都為操作維護人員提供了較好的工作環(huán)境和條件。特別是雙層壁、雙層玻璃的司機室與可躺式航空座椅、冷暖空調、有線、無線通訊配合使用。為改善司機的工作條件、提高工作效率、減少工作失誤起到了很好的作用。人機工程合理化正逐步成為現代冶金起重機發(fā)展的主要趨勢之一，越來越引起人們的重視。橋架、小車架整體加工的應用。橋架、小車架包括一些大型結構件整體加工是保證冶金起重機產品質量的一項重要措施和有效途徑。由于冶金起重機工作的特殊性，對質量提出了較高的要求，小車架整體加工指焊在小車架上的電動機底座，制動器底座，減速器支承座，卷筒支承座，和小車車輪支承座等機座一次性地劃線加工而成，相互間的形位、尺寸公差由機床保證，因此裝配工作變得特別簡單。只要把電動機、制動器、減速器、卷筒、車輪就位即可，不像舊的辦法，它們間的形位、尺寸誤差靠塞墊片來調節(jié)。簡而言之，這些部件間的形位公差由機床精度保證與裝配工人的技術等級無關，排除了人為因素，因而大大提高了裝配精度和使用性能，同時也大大縮短了用戶的維修時間。我們認為未來中國起重機的幾個發(fā)展趨勢如下：1、重點產品大型化、高速化、耐久化和專用化2、系列產品模塊化、組合化、標準化和實用化3、通用產品小型化、輕型化、簡易化和多樣化4、產品性能自動化、智能化、集成化和高效化5、產品組合成套化、系統(tǒng)化、復合化和信息化6、產品設計微機化、精確化、快速化和全面化7、產品構造新型化、美觀化、宜人化和綜合化8、產品制造柔性化、靈捷化、精益化和規(guī)?；?.2橋式起重機定義及特點取物裝置懸掛在可沿橋架運行的起重小車或運行式葫蘆上的起重機，稱為“橋架型起重機”；橋架兩端通過運行裝置直接支撐在高架軌道上的橋架型起重機，稱為“橋式起重機”。橋式起重機一般由裝有大車運行機構的橋架、裝有起升機構和小車運行機構的起重小車、電氣設備、司機室等幾個大部分組成。外形像一個兩端支撐在平行的兩條架空軌道上平移運行的單跨平板橋。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運動；橋架和大車運行機構用來將起重小車和物品作縱向移動，以達到在跨度內和規(guī)定高度內組成三維空間里作搬運和裝卸貨物用3。橋式起重機是使用最廣泛、擁有量最大的一種軌道運行式起重機，其額定起重量從幾噸到幾百噸。最基本形式是通用吊鉤橋式起重機，其他形式的橋式起重機基本上都是在通用吊鉤橋式的基礎上派生發(fā)展出來的。1.3實習地點及實習內容畢業(yè)實習是在張家口市神力起重設備有限公司對QD16t/20t雙梁橋式起重機小車進行了參觀實習。第2章 總體設計2.1 概述總體設計是機械設計中極為關鍵的環(huán)節(jié)，它是對機器本身總的設想?？傮w設計的成敗關系到整部機器的經濟技術指標，直接決定了機械設計的成敗?？傮w設計指導機構設計和零件設計的進行至關重要。在接受設計任務后進行細致的調查研究，收集國內外同類機械的有關資料了解國內外的使用、生產、設計和科研情況，并進行分析比較，制定總體設計原則。設計原則應當保證所設計的機型符合有關的方針、政策。在滿足使用要求的前提下，力求結構合理，經濟性好，壽命長，同時還應考慮到綠色環(huán)保和操作的舒適安全?？傮w設計應遵循以下原則：1.遵循“三化”原則：零件標準化，產品系列化，部件通用化。2.采用“四新”原則：新技術，新工藝，新結構，新材料。3.滿足“三好”原則：好造，好用，好修。好造,即具有良好的工藝性，制造簡單；好用，即具有良好的使用性能，表現為生產率高,操作輕便，機動靈活，安全而且耐用可靠；好修，即一旦發(fā)生故障，易于拆卸，維修護理方便。4.對部件設計和零件設計負責的原則。把各部件的設計制造特點作為部件和零件指導性文件，必須為零部件的設計人員創(chuàng)造方便條件，而零部件設計必須滿足總體設計提出的工作條件、尺寸、性能參數等方面的要求。制定設計總則以后，便可以編寫設計任務書。在調研的基礎上，運用所學的知識，從優(yōu)選擇，確定總體參數，保證設計的成功。2.2 傳動方案的確定箱式雙梁橋式起重機主要組成部分有小車（起升機構，小車運行機構和小車架），橋架（主梁，端梁，走臺和護欄等），大車運行機構和司機室（操縱機構和電器設備等）等部分組成。橋式起重機的運動，是由大車的縱向，小車的橫向及吊鉤的上下三種運動組成的。有時是單一的運動，有時是合成的動作。他們都有各自的傳動機構來保證其運動形式的實現。2.2.1起升機構的傳動原理起升機構的傳動原理:起升機構的動力來源是由電動機產生，經齒輪聯軸器，浮動軸，制動輪聯軸器，將動力傳遞給減速器的高速軸端，經減速器把電動機的高轉數降低到所需的轉數之后，由減速器低速軸輸出經卷筒上的齒輪聯軸器把動力傳遞給卷筒組，再經過鋼絲繩和滑輪組使吊鉤進行升降，從而完成升降重物的目的。2.2.2起重小車運行系統(tǒng)的傳動原理起重小車運行系統(tǒng)的傳動原理動力由電動機產生，經制動輪聯軸器，立式二級減速器的高速軸，并經立式二級減速器把電動機的高轉數降低到所需要的轉數之后，再由低速軸端輸出，經半齒聯軸器傳到驅動輪，再有驅動輪的另一端經半齒聯軸器通過浮動軸，半齒聯軸器傳到另一驅動輪。從而帶動了小車驅動輪的旋轉，完成小車的橫向運送重物的目的。2.2.3大車運行系統(tǒng)的傳動原理動力由電動機發(fā)出，經制動輪聯軸器，補償軸和半齒聯軸器將動力傳遞給減速器的高速軸端，并經減速器把電動機的高轉數降低到所需要的轉數之后，由低速軸傳出，又經全齒聯軸器把動力傳遞給大車的主動車輪組，從而帶動了大車主動車輪的旋轉，完成橋架縱行吊運重物的目的。大車兩端的驅動機構是一樣的。原有雙梁橋式專用起重機的大車運行機構機構是由四個電機驅動的，電機較多，機構比較繁雜，這給安裝和維修帶來了許多不便，同時也提高了生產成本，改進后只在兩梁的兩側分別安裝一個電機，適當提高電機功率，由兩對主、被動車輪組成。在不影響行走性能的前提下，精簡了機構，減少了故障率，易于安裝維修，電機的減少有效地降低了成本。2.2.4設計小車的基本原則和要求箱形雙梁橋式起重機由兩根箱形主梁和兩根橫向端梁構成的雙梁橋架，在橋架上運行起重小車，可起吊和水平搬運各類物件，其中主梁做橫向移動，小車做縱向移動從而使起重機的工作范圍擴展到一個立方形空間。箱形雙梁橋式起重機一般由起重小車、橋架運行機構、橋架金屬結構組成。而起重小車主要由起升機構、小車運行機構和小車架以及限位安全裝置等組成。 在設計橋式起重機小車時，必須力求滿足以下幾方面的要求:1、整臺起重機與廠房建筑物的配合以及小車與橋架的配合要適當。小車與橋架的互相配合，主要在 于小車軌距和橋架上的小車軌距應相同；其次，小車上的緩沖器與橋架上的擋鐵位置要配合好，小車上的撞尺和橋架上的行程限位開關要配合恰當。小車的平面布置愈緊湊，小車到橋架的兩端愈遠，起重機工作范圍也就愈大。小車的高度小，相應地可使起重機的高度減小，從而可降低廠房建筑物的高度。2、小車上機構的布置及同一機構中各零部件間的配合要求適當。起升機構和小車運行機構在小車架平面上的布置要合理緊湊，但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。3、小車車輪的輪壓分布要求均勻。如能滿足這個要求，則可以獲得最小的車輪、軸承及軸承箱尺寸，并且使起重機橋架主梁受到均勻的輪壓載荷。一般最大輪壓不應超過平均輪壓的20%。4、小車架上的機構與小車架結構的配合要適當。為使小車上的起升、運行機構與小車架配合的好，要求二者之間的配合尺寸相符；聯接零件要選擇適當和安裝方便。在設計原則上，要以機構為主，應盡量用小車架去配合機構；同時機構的布置也要盡量使鋼結構的設計制造方便。因為小車架是用來安置與支撐起升機構和小車運行機構的，所以小車架要按照起升和運行機構的要求設計，但在不影響機構工作的條件下，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。5、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。6、小車各部分的設計應考慮制造、安裝和維護檢修方便，要盡量在不需移動鄰近部件的條件下，能將各部件拆下修理。橋式起重機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。我國制造的橋式起重機的小車具有下列特征；1、 起升和運行機構由獨立的部件構成。這些部件之間用補償聯軸器聯系起來。齒輪聯軸器補償了轉軸中心線的偏移和歪斜，這些偏差和歪斜系因制造與安裝不精確，以及小車架變形而產生部件間彼此位移所引起的。由于采用了分組的獨立部件，因此，使小車上各機構的裝拆方便。2、在設計機構和小車時，遵循“三化”（標準化、通用化和系列化）的原則。這可使零部件的互換性得到保證，降低制造和使用維護起重機的費用，并使所需零部件的備品量減到最少。3、小車架用鋼板焊接而成。在車架上焊有底板。電動機、減速器、制動器和和可拆卸的軸承座等均安裝在這種底板上。為了簡化車架的加工，底座的加工面應盡量布置在同一水平面或垂直面上。4、起升機構和運行機構采用減速器式傳動裝置。起重機小車除有起升、運行機構和小車架外，還必須有必要的安全保護裝置:如欄桿、排障板、撞尺、緩沖器、和限位開關等。其具體要求分述如下:1、 欄桿 欄桿設置在與小車軌道相垂直的小車臺面邊緣上。為了便于維修上下，在小車的另外兩側不設欄桿。欄桿可用角鋼或鋼管制作，高度不低于1米，并應設有間距為350的水平橫桿，底部應設有不小于70高的圍護板。2、 排障板 排障板裝在小車架端梁兩端的車輪外邊，用于推開小車軌道上可能有的障礙物，以利于小車運行。2、限位開關 用于限制吊鉤和小車架的極限位置。在起升機構中，限位開關用于限制吊鉤向上運行位置，使其不能碰到小車架。小車運行機構的行程限位開關，安裝在起重機橋架主梁的兩端，位于小車軌道外側的主梁蓋板上。在小車架相應的端梁外側固定著一根用角鋼彎折的撞尺。當小車運行至極限位置時，撞尺壓迫限位開關的搖柄轉動30，使開關盒內的觸點斷開，于是運行機構的電動機斷電。由于接線關系，此時電動機只能作反向運行。3、 超載限制器 起升機構超載限制器應保證載荷不超過其額定值的10%，工作精度為23%。起重機小車的設計主要是對起升機構、小車運行機構、小車架的設計以及包括欄桿、高度限位器、負載限制器和行程開關等在內的安全裝置分析與計算，并在原有設計的基礎上做出改進，并解決原來起重機上存在的影響工作性能的結構，并盡可能降低成本。最終設計出優(yōu)化產品。2.3 基本參數1.額定起重量(Q)起重機正常工作時允許一次起升的最大重量稱為額定起重量，單位為噸（t）或千克，常用符號Q、P或CP等表示。橋式起重機的額定起重量是定值。當額定起重量不只一個時，通常稱額定起重量為最大起重量，或簡稱起重量。額定起重量:Q=10t2.起升高度(H)起升高度是指從地面至取物裝置最高位置的鉛垂距離（吊鉤的鉤環(huán)中心），單位為米。起升高度:H=12m3.跨度(L)與軌距(l)橋式起重機大車運行軌道中心線之間的水平距離稱為跨度（L），小車運行軌道中心線之間的水平距離稱為軌距?？缍葹椋篖=31.5 m軌距為：l=2 m4.工作級別確定起重機的工作級別是為了對起重機金屬結構和結構設計提供合理的基礎，為和客戶進行協(xié)商時提供一個參考范圍，它能使起重機勝任它需要完成的工作任務。由利用等級和載荷狀態(tài)兩個因素來確定起重機的工作級別。工作級別為A55.起重機利用等級起重機在有效壽命期間有一定的總工作循環(huán)數。起重機作業(yè)的工作循環(huán)是從準備起吊物品開始，到下一次起吊物品為止的整個作業(yè)過程。工作循環(huán)總數表征起重機的利用程度，它是起重機分級的基本參數之一。起重機利用等級為U56.工作速度起重機機構工作速度根據作業(yè)要求而定。主起升速度：V1=13.3m/min小車運行速度：V3=43.8m/min大車運行速度：V2=112.5m/min第3章 起升機構的設計計算由已知條件：工作級別A5，起重機利用等級U5，主鉤額定起重量10t。參考文獻【1】P7表1-8得起重機為中級工作類型，JC%=25參考文獻【1】P50表4-3得安全系數K=5.5，=25（固定式）參考文獻【1】P65表4-14得選雙聯滑輪組X=2，倍率m=3參考文獻【3】表2-1得滑輪組的效率=0.985參考文獻【2】P230查附表8選圖號為G15吊鉤組，得其重量=219kg,兩動滑輪間距A=185mm參考文獻【1】P50式4-4換算系數=0.85（619）=0.82（637）1. 選擇鋼絲繩計算鋼絲繩最的大靜拉為鋼絲繩破斷拉力為:=5.517.29=95.1KN查參考文獻【2】P224附表1選用瓦林吞型纖維芯鋼絲繩619W+FC，鋼絲公稱抗拉強度1670MPa，光面鋼絲，左右互捻，直徑d=14mm，鋼絲繩最小破斷拉力=108KN，標記如下：鋼絲繩14NAT619W+FC1770ZS108GB8918-88滑輪的許用最小直徑圖3-1起升鋼絲繩纏繞簡圖=14（25-1）=336mm式中系數e=25由【3】表2-4查的。由【2】附表2選用滑輪直徑D=355mm，取平衡滑輪直徑0.6D=213mm，由【2】附表2選用=225mm?；喌睦K槽部分尺寸可由【2】附表3查得。由【2】附表4選用鋼絲繩直徑d=14mm，D=355mm，滑輪軸直徑=90mm的型滑輪標記為:滑輪14355-90 ZB J80 006.8-87由【2】附表5平衡滑輪選用d=14mm，D=225mm 滑輪軸直徑=45mm的F型滑輪標記為： 滑輪F14225-45 ZB J80 006.9-87 卷筒直徑：=336mm由【2】附表13選用D=400mm，卷筒繩槽尺寸由【4】附表14-3查得槽距，t=16mm，槽底半徑r=8mm卷筒尺寸： 取L=1500 式中附加安全系數，取=2； 卷槽不切槽部分長度，取其等于吊鉤組滑輪的間距，即=A=185mm 卷筒計算直徑=D+d=400+14=414mm 卷筒壁厚：取卷筒壁壓應力驗算： 選用HT200,最小抗壓強度 許用壓應力=130 因為 故抗拉強度足夠。卷筒斷面系數=6.68所以 =28.2故卷筒的強度合理,尺寸設計合理。卷筒A4001500-816-153左ZB J80 007.2-87卷筒轉速減速器傳動比：查【3】附表35選ZQ-500-3CA減速器 計算靜功率： 式中-機構總效率，一般=0.80.9，取=0.85電動機計算功率 式中 系數由【3】表6-1查得，=0.750.85取=0.8查【2】附表30選用電動機JZR2-42-8其中=16KW，=715rpm，=1.46 kgm2，電動機質量=260kg按照等效功率法，求JC=25%時所需的等效功率：式中工作級別系數，查【2】表6-4得=0.75 系數，根據機構起動時間與平均工作時間的比值查得，由【2】表6-3，取tq/tg=0.1,由【2】表6-6查得=0.87由以上計算結果，故初選電動機能滿足發(fā)熱條件卷筒轉速減速機總傳動比=38.6 查參考文獻【2】附表35選擇ZQ-500-3CA減速器。許用功率P=12KW 傳動比i=40 質量m=345kg ，入軸直徑d1=50mm，軸端長l1=85mm（錐形） 由【2】公式（6-16）得輸出軸最大徑向力： 式中 =217290=34580 N=34.58KN卷筒上卷繞鋼絲繩引起的載荷；Gj=4.56卷筒及軸的自重=20.5KNZQ500減速器輸出軸端最大允許徑向載荷，由【2】附表40查的=（34.58+4.56）=19.57KN=20.5KN 輸出軸端的短暫最大轉矩式中： =218 Nm電動機軸額定力矩 =2.8當JC=25%時電動機最大力矩倍數，由【2】附表33查得=0.95減速機傳動效率 =26500 Nm減速器輸出軸最大容許轉矩，由【2】附表36查得=0.82.821840.170.95=18635 Nm=26500由以上計算，所選減速器能滿足要求 實際起升速度因此該減速器符合要求。所需靜制動力矩查參考文獻【1】P11式6-1知中級工作類型=1.75查參考文獻【2】附表15選用YMZ5-315/23制動器 其制動轉矩=180280Nm，制動輪直徑Dz=315mm，制動器質量Gz=44.6kg高速軸聯軸器的計算轉矩 =1.51.8218=588.6Nm式中電動機額定轉矩 =218Nmn聯軸器安全系數 n=1.5剛性動載系數 一般=查參考文獻【2】附表31查得JZR2-42-8電動機軸段為圓錐形d=65mm,l=105m由參考文獻【2】附表34查得ZQ-500減速器的高速軸端為圓錐形d=50mm,l=85mm靠電動機軸端聯軸器 由【2】附表43選用CLZ3聯軸器，最大容許轉矩=3150Nm，轉動慣量=0.403kgm,質量=23.6kg浮動軸兩端為圓形=45mm，=85mm。靠電動機軸端聯軸器選帶300制動輪的半聯軸器，最大容許轉矩=3150Nm，飛輪矩=1.8kgm,質量=38.5kg。為與制動器YWM5-315/23相適應，將S124聯軸器所帶300制動輪，修改為315mm應用 起動時間為式中靜力矩： 平均啟動轉矩：另取k=1.15得起動時間為 由【3】表6-6查的許用減速度，a0.2,a= ，故 故合適（1） 疲勞強度由起升機構疲勞計算基本載荷=306.32Nm式中：動載系數 =1.042起升載荷動載系數=1+0.77.275560=1.08已選定軸徑d=50mm，因此扭轉壓力：=12.25軸材料為45號鋼，=600,=300彎曲應力扭轉應力軸受脈動循環(huán)的許用扭轉應力式中：k考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應力系數 k=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=與零件表面加工粗糙度有關，對于高的粗糙度，=，對于低的粗糙度，=，此處取k=21.25=2.5考慮材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數，對碳鋼及低合金鋼=0.2，安全系數 =1.25=故通過。(2) 強度驗算軸所受最大轉矩：最大扭轉應力許用扭轉應力=120式中：安全系數 =1.5因為,故通過.浮動軸構造如下圖,中間軸徑取=60mm.圖5-3 主動車輪軸尺寸簡圖第4章 運行機構的設計計算1.確定機構傳動方案圖4-1運行機構簡圖如下對于跨度為31.5m的小車運行機構,采用集中驅動傳動方案。2.選擇車輪與軌道并驗算其強度小車質量估取=4.0t 假定輪壓均勻分布:車輪最大輪壓=35000N車輪最小輪壓=4000=10000N由小車的運行速度v=43.8m/min初選車輪 查參考文獻【3】P239附表17可知，當運行速度小于60m/min時，=2.461.6 工作級別為中級時，車輪直徑=350mm,軌道型號為24kg/m()的許用輪壓為3.49t3.5t。根據GB4628-84規(guī)定，直徑系列為 =250,315,400,500,630mm，故初步選定車輪直徑=315mm，而后進行校核。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 查參考文獻【2】P355式3-8-1=26667N式中：起重機車輪最大輪壓 起重機車輪最小輪壓車輪材料取ZG340-640，=340,=6401） 線接觸局部擠壓強度式中：與材料有關的許用線接觸應力（N/mm）；鋼制車輪的按參考文獻【2】P356表3-8-6查的=6車輪直徑 =400mml車輪與軌道的有效接觸長度 查參考文獻【3】P246附表22 l=b=26.13mm轉速系數 查參考文獻【2】P356表3-8-7=33.44r/min 取=0.99 工作級別系數 查參考文獻【2】P356表3-8-8 取=1.0因為 故線接觸強度通過。2） 點接觸局部擠壓強度=參考文獻【2】P356式3-8-3式中：與材料有關的許用點接觸應力（N/mm）；鋼制車輪的按表5-2查的=0.181 R曲率半徑，車輪與軌道曲率半徑中的大值，車輪=157.5mm軌道曲率半徑 查參考文獻【2】附表22查得=90mm，所以曲率半徑R=157.5mm。 m由比值確定的系數，=0.57查參考文獻【3】P356表3-8-9取m=0.44=30277N因為 故通過。根據以上計算結果選直徑=400mm的單輪緣車輪，標記為DYL-400 GB4628-84圖4-2車輪結構簡圖3.運行阻力計算1) 運行阻力運行阻力查參考文獻【2】P109式2-3-1式中：滿載運行時最大摩擦阻力查參考文獻【2】P109式2-3-2 = =490Nm其中：f滾動摩擦系數（mm），查參考文獻【2】P110表2-3-2 車輪軸承摩擦系數，查參考文獻【2】P110表2-3-3 d與軸承配合處車輪軸的直徑 附加摩擦阻力系數，查參考文獻【2】P110表2-3-4 摩擦阻力系數，初步計算時可查參考文獻【2】P110表2-3-5 坡道阻力查參考文獻【2】P110式2-3-7運行摩擦阻力:當無載時: 4.選電動機電動機靜功率:KW式中：m電動機的個數，采用集中驅動m=1v運行速度 v=43.8m/min小車滿載時的靜阻力運行機構的總機械效率 =0.9=1.152.30=2.65KW式中：電動機功率增大系數查參考文獻【3】附表7-6取=1.15查參考文獻【2】附表30選用JZR2-12-6型電動機 =3.5KW,n=910r/min,=0.79轉動慣量=0.142kgm,電動機質量=80kg。5.驗算電動機發(fā)熱條件電動機等效功率：式中：工作級別系數，=25%時，=0.75 r=1.12 ,故初選電動機發(fā)熱條件通過。6.選擇減速器 車輪轉速：機械傳動比：查參考文獻【2】附表40選用ZSC-400-2型減速器。=22，=2.8KW7.驗算運行速度和實際所需功率實際運行速度：誤差：=0.5%15%實際所需電動機等效功率：=2.17KW故合適。8.驗算起動時間查參考文獻【3】P83式1 式中：電動機轉速，=910r/min m電動機個數，m=1 =1.5=1.595503.5/910=56.25Nm滿載運行時折算到電動機軸上的運行靜阻力矩=24.3Nm空載運行時折算到電動機軸上的運行靜阻力矩=6.94Nm初步估算制動輪和聯軸器的飛輪矩=0.26kgm機構總飛輪矩： =1.150.07+0.26 =0.466kgm1) 滿載起動時間 =2.64s 2) 空載啟動時間 =0.65s由【3】表7-6查得,當Vc=45m/min=0.75m/s時，tq推薦值為5.5s，故所選電動機能滿足快速啟動要求9.驗算啟動不打滑條件 因室內使用，故不計風阻及坡度阻力矩，只計算空載和滿載啟動兩種工況。 空載啟動時，助動車輪與軌道接觸處的圓周切向力：車輪與軌道的粘著力： ，故可能打滑。解決辦法就是在空載時增大啟動電阻，延長起動時間滿載時，主動輪與軌道接觸的圓周切向力：車輪與軌道啟動時的粘著力：故滿載啟動時不回打滑，因此所選電動機合適10.制動器的選擇為了避免制動輪制動時行輪在鋼軌上的滑移現象，必須控制適當的減速度并進行滿載制動驗算。1） 選擇制動器查參考文獻【2】P112式2-3-21式中：坡道阻力，=225N 滿載運行時最小摩擦阻力，=1687.5N 制動器個數，=1 m電動機個數，m=1 制動時間，查參考文獻【2】P111式2-3-6 取=3.5s =14.9Nm查參考文獻【2】附表15選用YWZ3200/23制動器，制動輪轉矩=112Nm考慮到所取制動時間tz=3s與起動時間=2.64s很接近，故略去制動不打滑條件驗算11.選擇聯軸器1） 高速軸聯軸器的計算轉矩=1.351.837.5=91Nm查參考文獻【2】P112式2-3-23式中：n聯軸器的安全系數，n=1.5 剛性動載系數，=1.8電動機軸端尺寸：D=35mm，L=80mm，減速器輸入端尺寸：d=30mm，l=55mm減速器輸出端尺寸：=55mm，=82mm制動輪軸端尺寸：查參考文獻【2】P358式3-8-10d=80mm，l=115mm。選擇聯軸器：參考文獻【2】附表41選G1CL型聯軸器，許用轉矩=630Nm轉動慣量=0.009kgm標注為：CICLZ3聯軸器ZBJ19013-892) 低速軸聯軸器的選擇低速軸計算轉矩=917.3Nm減速器輸出端與制動輪端選用GICLZ3型聯軸器許用轉矩=3150Nm 轉動慣量=0.12kgm質量m=25.4kg標注為：CICLZ3聯軸器ZBJ19014-8912.驗算低速浮動軸強度1） 疲勞驗算運行機構疲勞計算基本載荷=680.4Nm選定浮動軸端直徑d=60mm，其扭轉應力為浮動軸的載荷變化為對稱循環(huán)，材料選用45鋼，得=140,=180,許用扭轉應力：=44.8,故通過。2） 強度驗算運行機構工作最大載荷： =1088.6式中;考慮彈性震動的力矩增大系數，對突然啟=起動的機構，=，此處=1.6 剛性動載系數，取=1.8最大扭轉應力許用扭轉應力=120,故通過。浮動軸直徑=6570，取=70mm。第5章 零部件的設計計算 1.滑輪的尺寸計算與選擇工作滑輪直徑 查參考文獻【2】P214式3-2-1式中：按鋼絲繩中心計算的滑輪直徑 鋼絲繩直徑 輪繩直徑比系數，與機構工作級別和鋼絲繩結構有關 查參考文獻【2】P215式3-2-1 =20故=2018.5=370mm查參考文獻【2】P217式3-2-4選擇滑輪直徑D=400mm，選擇滑輪型號為19500-120ZBJ80006.3-87=120mm，=140mm，=215mm,=245mm,B=100mm,=110mm,=94mm,=90mm,=10mm.滾動軸承型號GB276-2242.吊鉤組的選擇1）選擇吊鉤查參考文獻【2】P248 單鉤 式中：Q額定起重量 Q=16t查參考文獻【1】P86 選用D=150mm的單鉤（梯形截面） A型短鉤圖5-2吊鉤尺寸簡圖2） 驗算吊鉤 鉤軸徑螺紋T8010處拉伸應力=42.3式中：螺紋內徑，查參考文獻【5】P560T8010中=57.5mm單鉤的動力系數，查參考文獻【4】P106=1.1查參考文獻【4】P106軸徑拉伸許用應力：因為，故強度足夠。螺紋的剪切應力按第一圈螺紋承受載荷的一半，剪切面的高度為螺距的一半計算。=46.16=(0.60.8)=112.8150.4因為,故剪切強度足夠。查參考文獻【2】P248圖3-4-7得鉤身主彎曲截面（水平截面）A-A最危險。截面A-A中，內外側邊界最大應力應滿足要求。 對20鋼，=188式中:=220MP n安全系數，n=1.30.9(其中0.9是考慮M5工作級別系數)確定吊鉤的螺母尺寸螺母的最小工作高度：=0.864=51mm考慮設置防松螺栓，實際取螺紋高度H=78mm。螺母外徑：=(1.82)=124.2138mm取=130mm。止推軸承的選擇由于軸承在工作過程中很少轉動，故可根據額定靜載荷來選擇。查參考文獻【2】P260表3-4-12.選用8217推力球軸承。內徑為100mm，外徑為150mm，厚度為38mm，重量為2.2kg。查參考文獻【2】附表5額定靜負荷=239000N,動負荷系數為1.15。軸承當量靜載荷：N, 式中：安全系數，=1.25故安全。吊鉤橫軸的計算橫軸兩側拉板的間距是由滑輪的尺寸所決定的，由于兩滑輪間距離L=105mm,4個滑輪軸L=1054=420mm，橫軸可做為一個簡支梁進行強度計算。N橫軸最大彎矩=836000Nmm中間斷面的截面模數:彎曲應力：橫軸材料用45鋼，許用應力=故橫軸強度足夠?；嗇S計算滑輪軸也是一個簡支梁，支點距離仍然是420mm。它作用有四個滑輪的壓力，為計算簡便起見，把四個力看作集中力?；喌淖饔昧Γ狠S上的彎矩：截面系數：彎曲應力：滑輪軸的材料與吊鉤橫軸相同,均為45號鋼,故許用應力也相同故強度足夠。拉板的強度驗算拉般的尺寸如圖，斷面a-a的拉伸應力：式中：k應力集中系數，k=2.2拉板材料為Q235鋼，許用拉伸應力拉板軸孔內表面的擠壓應力：拉板許用擠壓應力因為,故強度足夠。3.車輪軸的設計計算查參考文獻【2】P358表3-8-10小車輪組400的車輪軸尺寸為圖5-3主動車輪軸尺寸簡圖1)強度計算軸受到純彎曲時的計算應力式中：用最大輪壓計算的軸的最大彎矩=3375000Nmm軸的抗彎斷面系數Nmm=25.84軸受到純扭轉時的計算應力式中:第二類載荷的計算扭矩電動機的額定起轉扭矩=9550=9550=38.9Nm抗扭斷面模數 =6.7彎曲應力和扭轉應力合成的計算應力，故強度計算通過。2）疲勞計算軸受到純彎曲時的計算應力=25.84軸受到純扭轉時的計算應力第一類載荷的動力系數=1+=1+=1.5車輪軸所受的計算扭矩=1.538.9250.9=1312875Nmm=5.26彎曲應力和扭轉應力合成的計算應力=式中：45鋼的抗拉強度，=710 k應力集中系數，k=2 n安全系數，n=1.4 ，故疲勞計算通過。第6章 小車架的設計計算梁的受力及彎矩的計算1. 梁(1)集中力的計算在梁上作用的集中力是主固定滑輪重量的一半及三倍主鋼絲繩最大張力之和，即式中：主固定滑輪重量，查參考文獻【4】P598附表。=523=156KG=1560N 動載系數，取=1.3 主卷揚鋼絲繩最大拉力，=21134.02N圖6-1梁受力簡圖(2)支承反力和最大彎矩的計算(3)斷面特性及最大應力的計算材料采用45鋼，取安全系數n=1.5，許用應力1) 總斷面相對a-a軸的靜力矩2) 總斷面的面積3) 總斷面重心到a-a軸的距離4) 總斷面對x-x軸的慣性矩5)總斷面對x-x軸的斷面系數對于下部邊緣：對于下部邊緣：在下部邊緣處拉應力：在上部邊緣處壓應力：(4)梁與梁連接焊縫的計算連接焊縫的剪切應力：圖6-3梁受力簡圖式中：梁與梁連接處焊縫的數目。=2 焊縫高度。=6mm l焊縫長度。l=360mm故梁與梁連接焊縫強度足夠。2. 梁梁上集中作用力為梁與梁連接處的力(1) 支承反力和最大彎矩的計算圖6-4梁斷面圖(2)斷面特性及最大應力的計算梁選擇工字形斷面1)總斷面相對a-a軸的靜力矩2)總斷面的面積3)總斷面重心到a-a軸的距離4)總斷面對x-x軸的慣性矩5)總斷面對x-x軸的斷面系數對于下部邊緣：對于下部邊緣：在下部邊緣處拉應力：在上部邊緣處壓應力：(3)梁與梁連接焊縫的計算在與梁處焊縫受力較大。連接焊縫的剪切應力：式中：梁與梁連接處焊縫的數目。=2 焊縫高度。=6mm l焊縫長度。l=360mm故梁與、梁連接焊縫強度均足夠。3.梁梁所受集中力有梁的支反力，運行機構減速器作用的集中力和電動機作用的集中力。圖6-5梁受力簡圖(1)支承反力和最大彎矩的計算 (2)斷面特性及最大應力的計算梁選擇箱形斷面結構1)總斷面相對a-a軸的靜力矩2)總斷面的面積6-6梁選擇箱形斷面斷面圖3)總斷面重