鶴式（門式）起重機設計

鶴式（門式）起重機設計,鶴式,門式,起重機,設計 太原科技大學畢業(yè)設計說明書第一章起升機構1.1起升機構方案規(guī)劃起升機構是用來實現(xiàn)貨物升降，因此它是任何起重機不可缺少的部分，是起重機中最基本的機構。其工作的好壞，將直接地影響到整機的工作性能。起升機構主要由驅(qū)動裝置、傳動裝置、卷繞系統(tǒng)、取物系統(tǒng)與制動裝置組成。針對此門座起重機采用兩套驅(qū)動裝置，兩個電動機分別驅(qū)動，為使兩個獨立但相互協(xié)作的兩個驅(qū)動裝置能更好的發(fā)揮作用且不互相干涉所以采用如圖1所示布置。由兩個電動機分別通過齒式聯(lián)軸器與減速器的高速軸相連，再由減速器低速軸帶動卷筒將鋼絲繩卷上或放出，經(jīng)過滑輪組系統(tǒng)，使吊鉤等取物裝置實現(xiàn)上升和下降。選用齒式聯(lián)軸器是為了安裝方便與避免高速軸在小車架受栽變形時受到彎曲，且是用得最廣范的，減速器選用三級柱式齒輪減速器。由于門座起重機是工作比較繁重的多用途起重機械，本設計采用抓斗吊鉤互換使用。正因為工作級別比較高，對于鋼絲繩和卷筒，滑輪來說要求是比較高的，為避免鋼絲繩的磨損，卷筒和滑輪都取直徑比較大的，且鋼絲繩選用絲數(shù)較多的，為防止吊鉤的旋轉(zhuǎn)，鋼絲繩選擇向相反方向纏繞的兩根。機構停止工作時，制動器是吊鉤連同貨物懸吊在空中，吊鉤的升降靠電動機改變轉(zhuǎn)向來達到，當滑輪組升降到最高極限位置時，使吊鉤停止上升，以此可以保證安全。1.2起升機構設計計算1.確定傳動方案按照構造宜緊湊的原則，決定采用下圖的傳動方案，采用雙聯(lián)滑輪組。按Q=8t，取滑輪組倍ih =2 因而承載分支數(shù)為 Z=2ih =4釣具自重G0=（0.0250.035）Q=22.8KN 取G0=2.5KN；2.選擇鋼絲繩若滑輪組采用滾動軸承，當i=3，查1中表2-1得滑輪組效率h=0.98。鋼絲繩所受最大拉力：吊鉤=單繩抓斗按下式計算鋼絲繩直徑dC-選擇系數(shù) 查得C=0.104選擇鋼絲繩6W（19）公稱抗拉強度155N/mm2，直徑d=17.5mm，其鋼絲破斷拉力總和為Sb=138000N，標記如下：鋼絲繩6W（19）-17.5-1550-I-光-右交（GB1102-74）3.確定滑輪主要尺寸滑輪的許用最小直徑：（e-1）=17.520=350mm式中系數(shù)e=25由1中表2-3查得。由附表5中選用標準滑輪D=400mm4.確定卷筒尺寸并驗算強度卷筒直徑：（e-1）=17.518=315mm選用D=400mm。由附表12查得繩槽螺距t=16mm。卷筒長度：L=（）t+L12 =（）22+66 =1296.28mm 取L=1310mm式中：H-起升高度H=H1+H2=20000+16000mmn-安全圈數(shù) 取2L1卷筒端部不切槽部分長度，取L1=3t=66mm；D0卷筒的計算直徑D0=D+d=414.5mm。卷筒壁厚： =0.02D+（6-10）=0.02400+（6-10） =14-18mm 取=15mm 卷筒壁的壓應力計算：A-應力減小系數(shù)，一般取A=0.75 對于HT15-33鑄鐵材料，抗壓強度極限by=650N/cm2，抗拉強度極限為b=150N/cm2。故許用壓應力： = 故強度足夠扭曲應力：5.選電動機計算靜功率： 式中：機構的總效率，取=0.85（注：一般規(guī)定在初選電動機時取=0.80-0.85。因=hj0，卷筒效率j=0.96-0.98；ZQ型減速器效率0=0.94，故對于一般無開式齒輪的傳動效率0.85。所以取=0.85比較合適） 查手冊選用電動機YZR200L-8，其，6）驗算電動機的發(fā)熱條件按照等效功率法求得：當JC%=40時，所需的等效功率式中：工作類型系數(shù)，查（1）中表6-4，=0.75（中級）；系數(shù)，根據(jù)tq/tg值查得。tq/tg起重機構平均起動時間與平時工作時間的比值，由（1）中查得當tq/tg=0.1時，=0.87。 由以上計算結果可知，初選電動機能滿足發(fā)熱條件，即7）選擇標準減速器卷筒轉(zhuǎn)速：減速器總傳動比：查手冊選QJR-D400-40IICW減速器，當中級工作類型時，許用功率N=39kw；i0=40，自重Gg=1390kg，輸入軸直徑軸端長l1=110mm（錐形）8）驗算起升速度和實際所需功率實際起升速度： 誤差：=15%，可以。實際功率：9）校核減速器輸出軸強度（1） 輸出軸最大徑向力：由1中公式（6-16） 式中：aSmax=226810N卷筒上卷繞鋼絲繩引起的載荷；Gj=2240N卷筒及軸自重，參考附表13決定；R=55000NQJR-D280減速器輸出軸端最大容許徑向載荷，由附表35查得。因此R，（2）通輸出軸最大扭矩：由1中公式（6-17） 式中：電動機的額定力矩；max=2.9當JC%=40時電動機最大力矩倍數(shù)，由附表25查得；0=0.95減速器傳動效率；M=21200kgf.m 因此 =1552017737kgf.mM由以上計算可知所選減速器能滿足要求10）選擇制動器所需制動力矩：式中：kz=2.0制動安全系數(shù)，由1查得。 由手冊選用YWZ2-300/50制動器，制動輪直徑Dz=200mm; 其額定制動力矩Mez=200N.m， 制動器重量Gz=43kg。11）選擇聯(lián)軸器 高速軸的計算扭矩： 式中：等效系數(shù)，查表2-7得；安全系數(shù)，查表2-21得；Mel相應與機構JC%值的電動機額定力矩換算到高速軸上的力矩由手冊查得YZR200L-8電動機軸端為圓錐形d=60mm，l=140mm由手冊查得QJR-D400-40IICW減速器的高速軸端為圓錐形d=65mm，l=140mm。從表3-12-7選用CLZ3半聯(lián)軸器，最大允許扭矩Mmax=3150Mm，飛輪矩（GD2）l=0.12kg.m2，重量Gl=25.4kg。12）驗算起動時間起動時間：+0.2=2.92kgf.m 靜阻力矩： 平均起動力矩： 因此， 查1對于3-80t通用橋式起重機tq=1-2sec，故所選電動機合適。13）驗算制動時間制動時間：查1當v12m/min時，tz=10sec。因為tztz，故合適。下降是電動機軸上的靜力矩- 8 -