5噸通用橋式起重機雙梁小車設計

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1、 5 噸通用橋式起重機雙梁小車設計 緒 論 橋式起重機是橋架在高架軌道上運行的一種橋架型起重機， 又稱天車。橋式起重機的橋架沿鋪設在兩側高架上的軌道縱向運行， 起重小車沿鋪設在橋架上的軌道橫向運行，設置在小車上的起升機構實現(xiàn)貨物垂直升降。三個機構的綜合， 構成一立方體形的工作范圍， 這樣就可以充分利用橋架下面的空間吊運物料， 不受地面設備的阻礙。 橋式起重機廣泛地應用在室內外倉庫、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。 各類橋式起重機的特

2、點如下 1. 普通橋式起重機主要采用電力驅動，一般是在司機室內操縱，也有遠距離控制的。起重量可達五百噸，跨度可達 60 米。 2. 簡易梁橋式起重機又稱梁式起重機， 其結構組成與普通橋式起重機類似，起重量、跨度和工作速度均較小。 橋架主梁是由工字鋼或其它型鋼和板鋼組成的簡單截面梁， 用手拉葫蘆或電動葫蘆配上簡易小車作為起重小車， 小車一般在工字梁的下翼緣上運行。 橋架可以沿高架上的軌道運行， 也可沿懸吊在高架下面的軌道運行，這種起重機稱為懸掛梁式起重機。 3. 冶金專用橋式起重機在鋼鐵生產過程中可參與特定的工藝操作，其基本 結構與普通橋式起重機相似， 但在起重小車上還裝

3、有特殊的工作機構或裝置。 這種起重機的工作特點是使用頻繁、條件惡劣，工作級別較高。主要有五種類型。 4. 鑄造起重機：供吊運鐵水注入混鐵爐、煉鋼爐和吊運鋼水注入連續(xù)鑄錠設備或鋼錠模等用。主小車吊運盛桶，副小車進行翻轉盛桶等輔助工作。 5.夾鉗起重機：利用夾鉗將高溫鋼錠垂直地吊運到深坑均熱爐中，或把它取 出放到運錠車上。 6.脫錠起重機：用以把鋼錠從鋼錠模中強制脫出。 小車上有專門的脫錠裝置， 脫錠方式根據錠模的形狀而定： 有的脫錠起重機用項桿壓住鋼錠， 用大鉗提起錠 模；有的用大鉗壓住錠模，用小鉗提起鋼錠。 7. 加料起重機：用以將爐料加到平爐中。主小

4、車的立柱下端裝有挑桿，用 以挑動料箱并將它送入爐內。主柱可繞垂直軸回轉，挑桿可上下擺動和回轉。 副小車用于修爐等輔助作業(yè)。 1 橋式類型起重機的金屬結構一般由主梁和端梁組成， 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。主梁與端梁剛性連接， 端梁兩端裝有車輪， 用以支承橋架在高架上運行。主梁上焊有軌道， 供起重小車運行。 橋架主梁的結構類型較多比較典型的有箱形結構、四桁架結構和空腹桁架結構。 箱形結構又可分為正軌箱形雙梁、偏軌箱形雙梁、偏軌箱形單主梁等幾種。正軌箱形雙梁是

5、廣泛采用的一種基本形式， 主梁由上、下翼緣板和兩側的垂直腹板組成，小車鋼軌布置在上翼緣板的中心線上，它的結構簡單，制造方便，適于成批生產，但自重較大。 偏軌箱形雙梁和偏軌箱形單主梁的截面都是由上、 下翼緣板和不等厚的主副腹板組成，小車鋼軌布置在主腹板上方，箱體內的短加勁板可以省去， 其中偏軌箱形單主梁是由一根寬翼緣箱形主梁代替兩根主梁，自重較小，但制造較復雜。 四桁架式結構由四片平面桁架組合成封閉型空間結構， 在上水平桁架表面一般鋪有走臺板， 自重輕，剛度大，但與其它結構相比， 外形尺寸大，制造較復雜，疲勞強度較低，已較少生產。 空腹桁架結構類似偏軌箱形主梁， 由四片鋼板組成

6、一封閉結構， 除主腹板為實腹工字形梁外， 其余三片鋼板上按照設計要求切割成許多窗口， 形成一個無斜桿的空腹桁架，在上、 下水平桁架表面鋪有走臺板， 起重機運行機構及電氣設備裝在橋架內部，自重較輕，整體剛度大，這在中國是較為廣泛采用的一種型式。 下面具體介紹普通橋式起重機的構造。 普通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。 起重小車又由起升機構、 小車運行機構和小車架三部分組成。 起升機構包括電動機、 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。 小車架是支托和安裝起升機構和小車運行機構等部件的機架，

7、通常為焊接結構。 起重機運行機構的驅動方式可分為兩大類： 一類為集中驅動， 即用一臺電動機帶動長傳動軸驅動兩邊的主動車輪； 另一類為分別驅動、 即兩邊的主動車輪各用一臺電動機驅動。中、 小型橋式起重機較多采用制動器、 減速器和電動機組合成一體的“三合一”驅動方式，大起重量的普通橋式起重機為便于安裝和調整，驅動裝置常采用萬向聯(lián)軸器。 起重機大車運行機構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。當車輪超過四個時，必須采用鉸接均衡車架裝置， 使起重機的載荷均勻地分布在各車輪上。 本次設計課題為 5t 通用橋式起重機小車設計，主要包括起升、運

8、行兩大機構及其安全裝置的設計計算和裝配圖與零部件圖的繪制。 將我們所學的知識最大 2 限度的貫穿起來， 使我們學以至用、理論聯(lián)系實際。培養(yǎng)我們的設計能力及理論聯(lián)系實際過程中分析問題、解決問題的能力。 1.小車設計方案的確定 2. 1.1 本設計原始數據： 1 、 起重量 5 噸； 2 、 起重機結構采用箱型結構； 3 、 工作級別 M5； 4 、 起升高度 16 米； 5 、 起重小車起升速度 11.3m/min ； 6 、 環(huán)境溫度： -20 0 C~400 C

9、; 7 、 起重小車運行速度 37.4m/min ； 8 、 海拔高度： 1000m以下； 9 、 濕度： 40%； 10 、起重機軌道： P18； 11 、室內使用； 12 、顏色：橘紅。 1.2 設計要求： 1 、依據 GB3811-83《起重機設計規(guī)范》進行。 2 、圖紙： 2.1 、小車總裝配圖（不考慮電氣部分） 2.2 、卷筒結構圖 2.3 、滑輪組結構圖 2.4 、吊鉤組結構圖 2.5 、主動車輪組結構圖 2.6 、被動車輪組結構圖 3 、計算書內容： 小車

10、的概述、 結構組成、機構計算（卷筒計算、 電機計算、減速機選型、 制動器計算、聯(lián)軸器計算）（包括電機發(fā)熱） 、軸承的選擇計算 （減速機內部的齒輪可以不計算）。 3 4 、小車運行部分計算（包括電機發(fā)熱）、車輪計算、車輪軸計算、軸承的選擇計算（減速機內部的齒輪可以不計算）。 5 、自己認為需要增加的計算內容。 1.3 簡圖： 主起升機構簡圖

11、 吊鉤組機構簡圖 4 高速浮動軸構造 小車運行機構傳動簡圖

12、 5 2. 主起升機構的設計計算 2.1 確定起升機構傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組 按照布置宜緊湊的原則， 決定采用如下圖 5-1 的方案。按 Q=5t，查[1] 表 4-2 取滑輪組倍率 ih=2 ，承載繩分支數： Z=2i h=4 查[1] 附表 9 選短型吊鉤組，得其質量： G0 =99kg 兩端滑輪間距 A=162mm。 所以 i h =2 Z=4

13、 2.2 選擇鋼絲繩 若滑輪組采用滾動軸承，當 i h=2， 查 [1] 表 2-1 得滑輪組效率η h=0.985 鋼絲繩所受最大拉力： Q G0 = 5000 99 =8.62KN Smax= 2 2 0.985 2i h 查 [2] 表, 中級工作類型 ( 工作級別 M5) 時 , 安全系數 n=5。鋼絲繩計算破斷拉力 Sb： S b=nSmax=58

14、.62=43.1KN 查 [1] 附表 1 選用纖維芯鋼絲繩 6W(19)-13.5-155I ，鋼絲公稱抗拉強度 1670MPa，光面鋼絲，左右互捻，直徑 d=11mm，鋼絲繩最小破斷拉 6 力 [S b ]=66.68KN，標記如下：鋼絲繩 6W(19)-13.5-155I 2.3 確定滑輪主要尺寸 滑輪的許用最小直徑： D≥ d e 1 = 20 25 1 =480mm 式中系數 e=25由 [2] 表 2-4 查得。由[1] 附表 2 選用滑輪直徑 D=280mm，取平衡滑輪的直徑 Dp=0.6*

15、264=158.4 由表的 Dp=225mm?；喌睦K槽部分尺寸可由 [1] 附表 3 查得。由附表 4 選用鋼絲繩 d=11mm，D=280mm，滑輪軸直徑 D5=90mm的 E1 型滑輪，其標記為： 滑輪 E111 280-90 ZB J80 006.8-87 所以 D=400mm 2.4 確定卷筒尺寸，并驗算強度 卷筒直徑： D ≥ d e 1 =11 25 1 =264mm 由 [1] 附表 13 選用， A 型卷筒繩槽尺寸 D=315mm由[3] 附表 14-3 查得槽距， t=14mm，槽底半徑 r=7mm

16、 卷筒尺寸： H ih Z 0 4 t L1 = 2 18 103 3 L=2 D0 2 4 13 162 3.14 326 =1089.1mm 取 L=1100mm 式中 Z 0——附加安全系數，取 Z0 =2； L 1——卷槽不切槽部分長度，取其等于吊鉤組動滑輪的間距，即 L1=A=162mm，實際長度在繩偏斜角允許范圍內可以適當增減； D 0——卷筒計算直徑 D0=D+d=315+11=326mm 卷筒壁厚： =0.02D +（6～10）=0.02 315+（6～10）=12.3

17、 ～ 16.3 取 =13mm 卷筒壁壓應力驗算： 卷筒的長度 L=946，而 3 倍 D 為 945 7 卷筒拉應力驗算：卷筒長度 L＞3D，尚應校驗由彎矩產生的拉應力， 卷筒彎矩圖示與圖 5-2 卷筒彎矩圖 卷筒最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中間時： M w = Smax l = Smax L L1 =8620 1100 162 2

18、 2 =4042780Nmm 卷筒斷面系數： W =0.1 D 4 D i 4 =0.1 3154 2894 =921729.67 mm3 D 315 式中 D ——卷筒外徑， D =315mm； Di ——卷筒內徑， Di = D -2 =315-2 13=289mm 于是 M w = 4042780 =4.39MPa l = 921729.67 W 合成應力：

19、 l = l + l y max =4.39+ 39 51=19.7MPa y 130 式中許用拉應力 l = b = 195 =39MPa n2 5 8 ∴ l ＜ l 卷筒強度驗算通過。故選定卷筒直徑 D =315mm，長度 L=1100mm；卷 筒槽形的槽底半徑 r =7mm，槽距 t =13mm，倍率 i h =3 卷筒 A3151100-7 13-20 3 左

20、ZB J80 007.2-87 所以 Ds=90mm L=1100mm =13mm 通過校核計算 l ＜ l 強度驗算通過。 2.5 選電動機 計算靜功率： N j = Q G0 v = 5000 99 8 =14KW 102 60 102 60 0.85 式中 ——機構總效率，一般 =0.8 ～ 0.9 ，取 =0.85 電動機計算功率： N e ≥ kd N j =0.8 14=11.2KW 式中系數 kd 由[2] 表 6-1 查得，對于 M 1 ～

21、 M e 級機構， k d =0.75 ～0.85 ，取 kd =0.8 查 [1] 附表 30 選用電動機 JZR -41-8 ，其 ， ， 2 Ne =11KW n1 =710rpm [ GD 2 ] d =1.06kg m2 ，電動機質量 Gd =210kg N e =11.2KW 選電動機 YZR180L-8 2.6 驗算電動機發(fā)熱條件 按照等效功率法，求 JC =25%時所需的等效功率： N x ≥ k25 N j =0.75 0.87 7.84=5.1KW

22、 9 式中 k25 ——工作級別系數，查 [2] 表 6-4 ，對于 M5～ M6 級， k 25 =0.75 ； ——系數，根據機構平均起動時間與平均工作時間的比重 （ tq / t g ）查得。由 [2] 表 6-3 ，一般起升機構 t q / t g =0.1 ～0.2 ，取 t q / t g =0.1 ，由 [2] 圖 6-6 查得 =0.87 。 由以上計算結果 N x ＜ N e ，故初選電動機能滿足發(fā)熱條件 N x =5.1KW N x ＜ N e 電動機

23、發(fā)熱驗算通過 2.7 選擇減速器 卷筒轉速： Vi h = 13.3* 2 =26r/min N j = 3.14 0.326 D 0 減速器總傳動比：、 i0 = n1 =710 =27.3 n j 26 查 [1] 附表 35 選 PJ-500Ⅱ-3CA-左減速器，當工作類型為中級（相當工作級別為 M5 級）時，許用功率 [N]=31.5KW， i 0 =40.17 ，質量 G g =878 ㎏，主軸直徑 d1 =60mm，軸端長

24、 l1 =110mm（錐形） 選減速器 PJ-500Ⅱ-3CA 2.8 驗算起升速度 實際起升速度： v =26* 0.326 =8.476m/min 10 2.9 校核減速器輸出軸強度 由 2-2-10 得輸出軸最大徑向力 Fmax ： F max = 2 S+G/2 [F] ∴ Fmax =1.05 * 8.62 4.56 / 2 =11.3KN＜[ F ]=26.5KN 由 2-2-11 得輸出軸最大扭矩：

25、 M max = 2 M M ∴ M max =1.05*40=42KNm＜ [ M ]=96500Nm 由以上計算，所選減速器能滿足要求 M max ＜[ M ] 減速器輸出軸強度足夠 2.10 選擇制動器 所需靜制動力矩： M z K z M j = K z QG0 D 0 2i hi 0 =1.75 5000 3 99 0.315 0.85 2 27.3 =14.5 ㎏ m 式中 K z =1.75 ——制動安全系數，由 [

26、2] 第六章查得。 由 [1] 附表 15 選用 YWZ5-250/23 制動器，其制動轉矩 M ez =140^225Nm， 制動輪直徑 D z =250mm，制動器質量 Gz =37.6 ㎏ 選用 YWZ5-250/23 制動器 2.11 選擇聯(lián)軸器 高速聯(lián)軸器計算轉矩，由 [2] （ 6-26 ）式： M c n 8 M e 1.5 1.8 151 408 Nm 11 式中 M e 151——電動機額定轉矩（前節(jié)求出）； n =1.5 ——

27、聯(lián)軸器安全系數； 8 =1.8 ——剛性動載系數，一般 8 =1.5 ～2.0 。 由[1] 附表 29 查得 JZR2 -41- 軸端 d 65mm ， l 105mm 。從[1] 附表 34 查得減速器的高速軸為圓錐形 d 42mm, l 85mm 。 靠電動機軸端聯(lián)軸器 由[1] 附表 43 選用 CLZ3 -S 139 半聯(lián)軸器，最大容 許轉矩 [ M ]=3150Nm＞ M C 值，飛輪力矩 GD 2 2 ，質量 t l 0.403kg m Gl =23.6

28、kg 浮動軸的兩端為圓柱形 d 55mm,l 85mm 靠減速器軸端聯(lián)軸器 由[1] 附表 45 選用帶 300mm 制動輪的半齒聯(lián) 軸 器 , 其圖 號 為 S385, 最 大容 許轉 矩 [ M t ]=1400Nm, 飛 輪 力 矩 GD 2 l 0.33 kg m2 , 質量 18.4kg 為與制動器 Y 相適應 , 將 S385 聯(lián)軸 器所需制動輪 , 修改為 250mm 應用 半齒聯(lián)軸器； CLZ3 , 圖號 S139 M C ＜[ M t ] 帶 250

29、mm 制動輪半齒聯(lián)軸器 , 圖號 S385 2.12 驗算起動時間 起動時間： t q n1 C GD 2 1 Q G0 D 2 0 38.2 M q M j i 2 式中 GD 2 1 GD 2 d GD 2 Z =1.063 2+0.403 2+0.33 2=1.40kg m2 靜阻力矩： Q G0 D 0 5000 99 0.315 kg m M j 2 27.3 30.61 2i 0.85

30、 12 =306.1Nm 平均起動轉矩： M q 1.5M e 1.5 220 330 Nm ∴ tq 710 5000 99 0.3152 38.2 330 306.1 1.15 1.40 27.3 2 0.85 3 =0.68s 查[2] 對于 3～80t 通用橋式起重機起升機構的 [t q ] 1 ~ 5 sec，此時 tq >1s. 故所選電動機合適。 tq 0.68sec 2.13 驗算制動時間 由 [2] 式

31、（ 6-24 ）得，制動時間： t z n1 M j ) C(GD 2 )1 (Q G0 )D0 2 38.2(M e2 i 2 710 38.2(2800 455.26) 1.15 1.40 2 455.26 502 0.65 0.46 sec 式中

32、 M j (Q G0 )D 2ih i0 (5000 99) 0.315 0.85 84.2 N m 2 3 27.3 查 [1] 表 6-6 查得許用減速度 a 0.2,a=v / t z ， [tz] 0.67 sec，因為 t [ tz] ，故合適。 tz =0.46sec [tz] 0.67 sec t [ tz]

33、 13 2.14 高速浮動軸 （1）疲勞計算 軸受脈動扭轉載荷，其等效扭矩： M Im ax 6 M e 2 146 292 N m 式中 6 ——動載系數 6 =2 由上節(jié)選擇聯(lián)軸器中， 已經確定浮動軸端直徑 d=42mm,因此扭轉應力 軸材料用 45 號鋼， b 650MPa , s 360MPa 許用扭轉應力：由 [1] 中式（ 2-11 ），（ 2-14 ） 2 1 1 [ ok ] nI k 式中 k kx km —

34、—考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應力集中系 數； k x ——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， kx =1.5 — 2.5 km ——與零件表面加工光潔度有關，此處取 k=21.25=2.5 ——考慮材料對應力循環(huán)對稱的敏感系數， 對碳鋼，低合金鋼 0.2 n I ——安全系數，查 [1] 表 30 得 nI 1.25 因此 , 2 143 [ ok ] 66 .2MPa (2.5 0.2) 1.6 故, n [ ok ] 通過 .

35、 （2）強度計算 軸所受的最大轉矩 M I Im ax2 M e 1.68 146 245.28MPa 最大扭轉應力： max M I Im ax 245.28 26.68MPa W 3.14 0.0423 /16 許用扭轉應力： 14 [ ] II s 216 nII 135MPa 1.6 式中： nII ——安全系數，由 [1] 表 2-21 查得 nII 1.6 max[ ] II 故合適。

36、 浮動軸的構造如圖所示，中間軸徑 高速浮動軸構造如圖所示，中間軸徑 d1 d (5 ~ 10) 50^ 55mm ，取 d1 55mm 高速浮動軸構造 15 3. 小車運行機構的設計計算

37、3.1 確定傳動方案 經比較后，確定采用下圖所示傳動方案： 小車運行機構傳動簡圖 3.2 選擇車輪及軌道并驗算其強度 車輪最大輪壓：小車質量估計取 Gxc =2560kg 輪壓，則 Pmax=（5000+2560）/4= 1890kg 車輪最小輪壓： Pmin=Gxc /4=5000/4=1250kg 初選車輪：由 [1] 表 3-8-15P360 ，當運行速度 40m/mi

38、n<60m/min ， Q/Gxc=5000/2560=1.9>1.6 ，工作級別為 M5時，車輪直徑 Dc =250mm，許 用 輪 壓 為 11.8t >Pmax 。 GB4628— 84 規(guī) 定 ， 直 徑 系 為 Dc =250,315,400,500,630mm，故初步選定車輪直徑 Dc =250mm，而后校 核強度。 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： P c=（2Pmax+Pmin）/3= （21890+1250） /3 =1677N 16

39、 車輪材料為 ZG340-640，σ s=340Mpa，σ b=640Mpa 線接觸局部擠壓強度： P c ’=k1DclC 1C2=6.0 25026.13 11=39195sN 式中 , k 1 ——許用線接觸應力常數（ 2 表 5-2 查得 k1=6.0 N/mm），由 [2] l ——車輪與軌道有效接觸強度，對于 P24， l=b=26.13mm C 1——轉速系數，由 [2] 表 5-3 ，車輪轉速 Nc=v/Dc=40/ （3.14*0.4 ）=31.85r/min

40、 時， C1 =1.0 C 2——工作級別，由 [2] 表 5-4 ，當為 M5時， C 2=1 P c ’ > P c，故通過。 點接觸局部擠壓強度： P c ’’ =k2R2C1C2/m3=0.132 2002 1 1/0.47 3 =50855N 2 式中，k2 ——許用點接觸應力常數 （N/mm），由[3] 表 5-2 查得 k2=0.132 R — — 曲 率 半 徑 ， 車 輪 與 軌 道 曲 率 半 徑 中 的 大 值 。 車 輪 R1 =D/2=250/2=125mm，軌道 R2 =200mm，故

41、取 R=00mm m ——由 R1/R2 比值所確定的系數， R1/R 2= 125/200=0.625 ，由 [3] 表 5-5 查得 m=0.47 P c’’ >Pc，故通過。 ; 驗算車輪強度大車車輪采用圓柱形踏面的雙輪緣車輪： 材料選用 ZG340-640（相當于 ZG55，正火后回火）車輪直徑 350mm。為了提高車輪的使用壽命， 車輪踏面和輪緣內側進行表面淬火， 便面強度達到 HB300～ 380. 對于淬硬層的深度，應大于 15～20mm，因輪壓 Nmax=4192公斤，故選用 P18型鐵路鋼軌（圓弧頂），由于軌頂面是 弧 形能適

42、應車輪的傾斜， 一級起重機跑偏的情況具有足夠的強度， 使壽命長，同時其軌頂應有足夠的寬度以減少對基礎的比壓， 截面具有足夠的抗彎強度， 軌面一般與車輪配用，不再進行強度校核。驗算車輪的疲 勞強度由于車輪在使用中失效的主要原因是踏面疲勞損壞，車輪的計算蛀牙是踏面疲勞強度的計算。踏面疲勞計算載荷： PC= 自 (4-11 式) 式中： PC-車輪他民疲勞計算載荷（ N） 17 Pmax-起重機正常工作時的最大輪壓 Pmin-起重機正常工作時的最小輪壓故 PC=30.4KN 因圓柱形踏面與圓弧頂鋼軌為點接觸所以車

43、輪踏面的疲勞計算載荷應 滿 足：; 式中： C1-轉速系數，表 4-4 ， 查得 C1=1.13（插值法 計算） C2-運行機構工作級別系數，表 4-5 得： C2=1.00（工作級別為 M5） K2-與車輪材料有關的點接觸應力常熟，查 4-6 得： K2=0.126（插值法 計 算）查得： ;b=640MPa〔 s〕 P3-39R-曲率半徑， P18 型軌道頂面曲率半 徑， R=175mm，取車輪半徑與軌道頂曲面曲率半徑中之大值，故取 R=175mmm 由軌道頂面曲率半徑與車輪半徑之比所確定的系數： m=

44、 = =0.514 根據比值，查 0.487 表 4-7 得： m=0.487 則： PC=30.4KN＜ C1C2K2 =37.75KN所以車輪疲勞強度校核通過。 3.3 運行阻力的計算 1. 摩擦阻力 Fm： 小車滿載運行時的最大摩擦阻力： F m ( Q G ) 2 f d ( Q G ) D = （5000+2560)*0.015*9.8 =1111.3N 式中， ——摩擦阻力系數，初步計算時可按 (1) 表 2-3-5 查得 =0.015 。 滿載

45、運行時最小摩擦阻力： Fm0=( G Q ) 2 f d D = (5000 2560 ) 2 0.4 0.02 60 *9.8 250 18 =592.7N 空載運行時最小阻力： Fm1 =G(2 f d ) D =2560*9.8*(0.4*2+0.02*60)/2500=200N F=0.4( 查表 2-3-2) =0.02 （查表 2-3-3 ） 2. 坡道阻力 F p F p =（Q+G） sin = （ 5000+2560）*9.8*0.001=74N 3. 風阻力

46、 F風 F 風 =0 F j =1111.32+74+0=1185.32N 3.4 選電動機 電動機的靜功率： F j v 0 Pj= m 1000 = 1185 .32 43 . 7 0 .9 1 60 1000 =0.96kw 式中， ——機構傳動效率，取 0.9 式中 Fj =Fm(Q=Q)——滿載運行時的靜阻力； m——驅動電動機臺數 m=1； 對于橋式起重機的小車運行機構可按下式初

47、選電動機： P=kd Pj=1.33 0.96=1.27kw 初選電動機功率： N=kd Nj =1.25*1.27=1.5kw 式中， kd ——電動機功率增大系數，由 [1] 表 7-6 得 kd=1.25 。 由附表選用電動機 YZR112M-，6 Ne=1.5kw，n1=877 r/min ，電動機質 量 74kg 。 19 3.5 驗算電動機發(fā)熱條件 電機等效功率： Nx =K2.5 r Nj =0.75 1.12 1.27 =1.06k

48、w 式中， K2.5——工作類型參數，由 2 表 6-4 查得 K2.5=0.75 r ——由 (1) 按起重機工作場所得 tq/tg=0.2 ，查得 r=1.12 由此可知， Nx < N e ，滿足發(fā)熱要求 3.6 選擇減速器 車輪轉速： c VDC 43.7 55.7 / min n = DC 0.25 r 機構傳動比： 0 n1 877 15.7 i = n2 55.7

49、 由[1] 附表 40，選用 JSC-350- -2 減速器。 故 NJ<[N] 3.7 驗算起升速度和實際所需功率 實際運行速度： i 0 31.5 39.8 26.8m / min V’dc=Vdc 46.7 i 0 誤差： VdcVdc 31.5 26.8 14.8% 15% Vdc 31.5 實際所需電動機靜功率： N’j =NJ V dc 3.72 26.8 Vdc 3.1

50、5kw 31.5 20 由于 N’j

51、 Me =9550 ne (JC 25%) n1 ( JC 25%) 3.9 按起動工況校核減速器功率 起動工況下校核減速器功率： N d= PdVdc 1000 m 式中 P d=Pj +Pg=Pj + Q G Vdc g 60tq (Q Q ) 10 26.8 =8100+(7000+20000) =17904N m’——運行機構中同一傳動減速器的個數， m’ =1 因此 N d= 17904 26.8 8.89kw 1000 60 0.9

52、 1 所選用減速器的 [N] JC25%=6.9kw＜Nd, 故減速器合適。 3.10 驗算起動不打滑條件 由于起重機是在室內使用，故坡度阻力及風阻力均不予考慮。 以下按二種工況進行驗算 空載起動時，主動車輪與軌道接觸的圓周切向力： 21 vc P2 k d P1k T Q 0 Gxc 2 = g 60tq Q Dc / 2 0 7000 26.8 3500

53、 0.005 0.02 0.125 2 3500 0.0005 2 9.81 60 0.41 0.4 / 2 =847.4 ㎏=8474N 車輪與軌道的粘著力： F P f 3500 0.2 700 kg 7000 N ＜ T（ Q 0），故可能打滑。解 （ Q 0） 1 決辦法是在空載起動時增大起動電阻，延長起動時間。滿載時起動，主動車輪與軌道接觸處的圓周切向力： T Q Q （ Q G XC 0 vc P2 ( fd / 2)P1 k

54、 ） 2 （ 60tq (Q Q ) D C g = 32000 11200 36.1 9.81 60 3.8 21600 0.0005 0.02 0.14 1.5 21600 0.0005 + 2 0.4 / 2 =1069.5 ㎏=10695N 車輪與軌道的粘著力：

55、 （ Q Q ） P1 f 20000 7000 0.2 2700kg 27000N ＞ T(Q Q ) ，故滿 F 2 載起動時不會打滑，因此所選電動機合適。 3.11 選擇制動器 由 [2] 查得，對于小車運行機構制動時間 t z ≤3～ 4s，取 tz =2s，因 此，所需制動轉矩： 2Q Gxc Dc2 Q Gxc k d 1 n1 2 M z 38.2tz mcGD l 2 i0 m i0

56、 = 1{ 1000 1 1.15 0.863 20000 7000 0.42 0.9 1 38.2 2 46.72 22 20000 7000 0.0005 0.02 0.125 10 - 2 } 46.7 0.9 =27.2 Nm 由附表 15 選用 MW 100 40 ，其制動轉矩 M ez 112Nm 考慮到所取制動時間 tz 2s與起動時間 t q 1.23s很接近，故略去制 動不打滑條件驗算

57、 3.12 選擇高速軸聯(lián)軸器及制動輪 高速軸聯(lián)軸器計算轉矩，由 [2] （6-26 ）式： M c n 8 M e 1.35 1.8 17.55 42.64Nm 式中 M e 9750 N e JC 25% 9750 1.8 17.55Nm ——電動額定轉矩； n1 1000 n ——聯(lián)軸器的安全系數，運行機構 n=1.35 ； 8 ——機構剛性動載系數， 8 =1.2 ～ 2.0 ，取 8 =1.8 。 由附表 31 查電動機 YZR112M-6兩端伸

58、出軸各為圓柱d=32mm， l =80mm。由附表 37 查 JSC-350 減速器高速軸 端為圓柱形 d1 =22mm， l =50mm。故從 1 附表 41 選鼓形齒式聯(lián)軸器，主 動端 A 型鍵槽 d1 =32mm，L=80mm；從動端 A 型鍵槽 d 2 =22mm，L=50mm。 標記為： GICL 聯(lián)軸器 32 80 ZBJ19013-89。其公稱轉矩 T n Nm ＞ 1 22 50 630 ，飛輪矩 GD 2 =0.009kg m2 ，質量 Gl =5.9kg M c =42.65

59、Nm l 高速軸端制動輪：根據制動器已選定為 YWZ5 100 /18 ，由 [1] 附表 16 選制動輪直徑 D z =100mm，圓柱形軸孔 d=32mm，L=80mm，標記為：制動 輪 100-Y32 JB/ZQ4389-86 ，其飛輪矩 GD 2 Z = 0.2kg m2 ，質量 Gz =10kg 以上聯(lián)軸器與制動輪飛輪矩之和： GD 2 l + GD 2 z =0.209kg m2 原估計 0.281kg m2 基本相符，故以上計算不需修改 23 3.

60、13 選擇低速軸聯(lián)軸器 低速軸聯(lián)軸器計算轉矩，可由前節(jié)的計算轉矩 M c 求出 M C 1 M c i0 1 42.64 15 0.9 287 Nm 2 2 由 [1] 附表 37 查得 ZSC-350減速器低速軸端為圓柱形 d=45mm，L=80mm，取浮動軸裝聯(lián)軸器軸徑 d=45mm，L=80mm，由[1] 附表 42 選用兩個 GICLZ4 鼓形齒式聯(lián)軸器。其主動端： Y 型軸孔 A 型鍵槽， d1 =45mm。從動端： Y 型軸孔， A 型鍵槽， d2 =45m，L=80mm，標記為 GICLZ3

61、 聯(lián)軸器 45 80 ZBJ 19014 89 45 80 由前節(jié)已選定車輪直徑 Dc =250mm，車輪軸安裝聯(lián)軸器處直徑 d=45mm， L=80mm，同樣選用兩個 GICLZ4 鼓形齒式聯(lián)軸器。其主動軸端： Y 型軸 孔， A 型鍵槽 d1 =45m， L=80mm，從動端： Y 型軸孔， A型鍵槽 d2 =45mm， L=80mm，標記為： GICLZ3 聯(lián)軸器 45 80 ZBJ19014-89 45 80 3.14 驗算低速浮動軸強度 （1）疲勞驗算 由[4] 運行機構疲勞計算基

62、本載荷 M r max 5 M e i0 1.8 42.66 15.7 0.9 542 Nm 2 2 前節(jié)已選定浮動軸端直徑 d=70mm，其扭轉應力： M r max 542 21.7 10 6 N / m 2 21.7MPa n 0.2 0.05 3 W 浮動軸的載荷變化為對稱循環(huán) （因運行機構正反轉轉矩值相同），材 料 仍 選 用 45 鋼 ， 由 起 升 機 構 高 速 浮 動 軸 計 算 ， 得 1 140MPa , s 180MPa ，許用扭轉

63、應力： 1 1 140 1 1k nⅠ 2.5 44.8MPa k 1.25 24 式中 k、 n ＜1k 通過 nⅠ——與起升機構浮動軸計算相同 （2）強度驗算 由[4] 運行機構工作最大載荷 MⅡmax M e 1.6 1.8 42.66 58 i0 15.7 0.9 868N.m 2 2 式中 5 ——考慮彈性振動的力矩增大系數，對突然起 動的機構， 5 =1.5 ～ 1.7 ，此處取 5 =1.6 ；

64、 8 ——剛性動載系數，取 8 =1.8 。 最大扭轉應力： maxM Ⅱ max 868 34.7 106 N / m 2 34.7MPa W 0.2 0.05 3 許用扭轉應力： Ⅱ s 180 120MPa nⅡ 1.5 max ＜ Ⅱ 故通過 浮動軸直徑： d 1 d （5～10） =50～55m 取 。 d1

65、 =50mm 致謝 非常感謝在我大學的最后學習階段——畢業(yè)設計階段李達敏老師給自己的 指導，從最初的定題，到資料收集，到寫作，修改，到論文定稿，他給了我耐心 的指導和無私的幫助，為了指導我們的畢業(yè)論文，他放棄了自己的休息時間， 他 的這種無私奉獻的敬業(yè)精神令人欽佩，在此我向他表示我誠摯的謝意。同時， 感 25 謝所有的任課老師和所有同學在這四年來為自己的指導和幫助， 是他們教會了我專業(yè)知識，教會

66、了我如何學習，教會了我如何做人。正是由于他們，我才能在各方面取得顯著的進步， 在此向他們表示我由衷的謝意， 并祝所有的老師培養(yǎng)出越來越多的優(yōu)秀人才，桃李滿天下！ 通過這一段的努力，我的畢業(yè)設計終于完成了， 這意味著大學生活即將結束。在大學階段，我在學習上和思想上都受益匪淺， 這除了自身的努力外， 與各位老師，同學和朋友的關心，支持和鼓勵是分不開的。 在我的設計過程中，我的指導老師傾注了大亮點心血，從選題到開題報告，從寫作提綱，到一遍一遍的指出我設計中的具體問題，嚴格把關，循循善誘，在此我表示衷心感謝。 同時我還要感謝在我學習期間給我極大關心和支持的各位要是以及關心我的同學和朋友。 畢業(yè)設計是一次再系統(tǒng)學習的過程， 畢業(yè)設計的完成， 同樣也意味著新的學習生活的開始。 我將銘記我曾是一名河南科技學院新科學院的學子， 在今后的工作中把新科學院的優(yōu)良傳統(tǒng)發(fā)揚光大。 感謝各位老師的批評指導。