2t壁行式起重機設計[懸臂式-旋臂式]【4張CAD圖紙+文檔全套文件】

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張質文, 包起帆等. 起重機設計手冊. 北京中國鐵道出版社，20012 倪慶興, 王殿臣. 起重輸送機械圖冊(上冊). 北京：機械工業(yè)出版社, 19913 AUTOCAD實用教程(2005中文版). 哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社, 20054 楊長揆, 傅東明. 起重機械(第二版). 北京：機械工業(yè)出版社, 19855 陳道南, 盛漢中. 起重機設計課程設計指導書. 北京：機械工業(yè)出版 社, 19916 孫恒, 陳作模. 機械原理(第六版). 北京：高等教育出版社, 2000說明：一式兩份，一份裝訂入學生畢業(yè)設計（論文）內，一份交學院（直屬系）。概述壁行式起重機是在壁柱式旋臂起重機的基礎上研制的一種新型物料吊運設備。該機運行于3條軌道上，安裝于廠房的立柱支撐上，沿著道軌可做縱向運動，同時電動葫蘆又可完成沿懸臂的橫向運動以及垂直方向的起吊。另外壁行式起重機具有獨立的行走軌道，行走在常規(guī)橋式起重機之下，它不同于常規(guī)的工作崗位旋臂吊，可以同時服務于多個工作崗位，極大的擴展了作業(yè)范圍，更為有效的利用了廠房空間，對大跨徑廠房提供合適的起重機工作區(qū)域，使用效果更加理想。適用于庫房，碼頭，貨物作短距離搬運裝卸之用，為鋼結構廠房或生產(chǎn)流水線提供理想的起重機械，使用安全可靠，轉動靈活，從而減輕工人的作業(yè)強度，提高生產(chǎn)率。 懸臂起重機分類：1、定柱式旋臂起重機（BZ形式，如有電動則BZD）在這種起重機中，按大臂不一樣，又分成：BZ-L，型鋼，箱形大臂BZ-KBK，KBK大臂2、壁式旋臂起重機（BX形式，如有電動則BXD），也就我們所說的墻壁吊同樣按大臂不一樣，分成：BX-L，型鋼，箱形大臂BX-KBK，KBK大臂3、壁行式起重機，這種起重機在我國標準里沒有，國外的不少起重機廠家已有生產(chǎn)，效果不錯，我們國內也有，比較少。 第一章 壁行式起重機金屬結構設計1.1 壁行式起重機總體設計 壁行式起重機金屬結構主要尺寸和連接的確定：1.1.1大車輪距的確定垂直滾輪輪距 實際取。上水平反滾輪輪距 實際取。 下水平反滾輪輪 實際取1.1.2 懸臂梁尺寸的確定由于起重量和懸臂長都偏大，故宜選用箱形截面梁。懸臂梁根部截面的理論高度為： 懸臂梁兩腹板外側間距為： 懸臂梁翼緣板寬度受CXT低凈空小車鋼絲繩電動葫蘆尺寸的限制，故取=410mm，考慮到箱形梁內部焊接的要求，兩腹板外側間距取為；按箱形梁整體穩(wěn)定性條件，實際取，這樣選定的懸臂梁截面尺寸偏小，只能采用較厚的翼緣和腹板才能滿足強度要求，故選取翼緣板厚度分別為上翼緣板厚度為12mm、下翼緣板厚度為16mm、腹板厚度為6mm。1.1.3 端梁尺寸的確定端梁理論高度為 實際取，考慮到垂直大車輪安裝尺寸，端梁總寬取端梁兩腹板外側間距為182mm。由于端梁受較大載荷，為滿足強度要求，選取較厚翼緣板和腹板，翼緣板厚度為25mm、腹板厚度為10mm。上端梁理論高度為，實際取，考慮到水平大車輪安裝尺寸，上端梁總寬取，上端梁兩腹板往外側間距為218mm,由于上端梁受較大載荷，為滿足強度要求，選取較厚翼緣板和腹板，翼緣板厚度為16mm、腹板厚度為14mm。下端梁與上端梁由于受到的載荷基本相同，故取相同尺寸，下端梁總寬 ，兩腹板外側間距為218mm、翼緣板厚度為16mm、腹板厚度為14mm。1.1.4 懸臂梁與端梁連接采用度螺栓連接，其余均為焊縫連接，并盡量采用自動焊。1.2懸臂梁、端梁截面幾何性質 懸臂梁 A=20360=0.02036 懸臂梁截面圖端梁 A=15000=0.015 端梁截面圖 上、下端梁由于尺寸相同，故 上、下端梁截面圖1.3、懸臂梁計算1.3.1 垂直載荷及內力 懸臂梁自重載荷為 葫蘆小車集中載荷為 起重質量（kg） ; 葫蘆小車質量（kg）。 動力效應系數(shù)為： 起升沖擊系數(shù)， 起升載荷動載系數(shù)， 起升速度（m/s） 運行沖擊系數(shù) （h=1mm） 起重機運行速度（m/s） 當葫蘆小車位于懸臂梁端部極限位置時，懸臂梁根部受到最大彎矩，按懸臂梁計算，如下簡圖所示： 葫蘆小車位于懸臂梁端部極限位置時壁行式起重機垂直受力簡圖懸臂梁根部的彎矩為 = 懸臂梁根部的剪切力為 當葫蘆小車位于懸臂梁端部極限位置時，懸臂梁根部受到最小彎矩，按懸臂梁計算，如下簡圖所示： 葫蘆小車位于懸臂梁根部極限位置時壁行式起重機受力簡圖懸臂梁根部的彎矩為懸臂梁根部的剪切力為 1.3.2水平載荷及內力 大車運行起、制動產(chǎn)生的水平慣性力，按大車車輪主動打滑條件確定 懸臂梁均布水平慣性力為 葫蘆小車載荷集中水平慣性力為 當葫蘆小車位于懸臂梁端部極限位置時，懸臂梁根部受到最大彎矩，按懸臂梁計算，如下簡圖所示： 葫蘆小車位于懸臂梁端部極限位置時壁行式起重機水平受力簡圖懸臂梁根部彎矩為懸臂梁根部剪切力為 當葫蘆小車位于懸臂梁根部極限位置時，懸臂梁根部受到最小彎矩，按懸臂梁計算，如下簡圖所示： 葫蘆小車位于懸臂梁根部極限位置時壁行式起重機水平受力簡圖懸臂梁根部彎矩為 懸臂梁根部剪切力為 1.3.3強度校核 需要計算懸臂梁根部截面危險點、點的強度當葫蘆小車位于懸臂梁端部極限位置時，懸臂梁根部截面最遠角點的應力 垂直彎矩產(chǎn)生的應力為 水平彎矩產(chǎn)生的應力為 懸臂梁根部截面危險點的組合應力為 按載荷組合計算許用應力 安全系數(shù) 拉伸、壓縮、彎曲許用應力為： 實際取切應力為：故 滿足強度要求。當葫蘆小車位于懸臂梁端部極限位置時，懸臂梁根部截面腹板邊緣的應力垂直彎矩產(chǎn)生的應力為 水平彎矩產(chǎn)生的應力為 懸臂梁根部垂直切應力為 為主梁腹板高度， 為主梁腹板厚度 懸臂梁根部截面危險點的組合應力為故 滿足強度要求。 當葫蘆小車位于懸臂梁根部極限位置時，懸臂梁根部截面輪壓作用點翼緣板的彎曲應力垂直彎矩產(chǎn)生的應力為水平彎矩產(chǎn)生的應力為輪壓作用下翼緣板的局部彎曲應力 葫蘆小車最大輪壓為 取不均勻系數(shù)為K=1.45,根據(jù)，有圖5-6查得計算系數(shù)，。 局部彎曲應力 輪壓作用點 ：橫向應力 縱向應力 翼緣板外邊緣： 式中，t為下翼緣板厚度。懸臂梁根部截面危險點的組合應力為故 滿足強度要求。懸臂梁根部截面危險點的組合應力為 故 滿足強度要求。懸臂梁翼緣焊縫厚度，采用自動焊接，不需要驗算。1.3.4 懸臂梁穩(wěn)定性 整體穩(wěn)定性 懸臂梁高寬比，滿足要求，不需驗算整體穩(wěn)定性。 局部穩(wěn)定性 懸臂梁受壓翼緣外伸部分不失穩(wěn)的極限寬厚比為 懸臂梁兩腹板之間的受壓翼緣板不失穩(wěn)的極限寬厚比為懸臂梁腹板不失穩(wěn)的極限寬厚比為 兩腹板內側間距 下翼緣板厚下翼緣外伸凈寬度 腹板高度 腹板厚度滿足要求，不需驗算局部穩(wěn)定性，只需設置橫向隔板，間距為a=1.4m2=1.48m,隔板中間不需要開孔，隔板厚度為6mm。1.4 端梁、（上）下端梁計算 由壁行式起重機結構和受力確定，端梁承受很大的垂直載荷作用，而上、下端梁承受水平載荷和自重載荷作用，故端梁只計算垂直載荷作用，上、下端梁計算水平載荷作用和自重載荷作用。1.4.1 端梁計算 端梁垂直載荷及應力 端梁承受垂直載荷作用，按簡支梁計算 端梁受力簡圖 滿載葫蘆小車在任意位置時，端梁承受力都為 懸臂梁支承力 端梁均布自重載荷為 上、下端梁均布自重載荷為上、下端梁自重載荷為端梁跨中垂直彎矩為 跨端剪切力為 端梁應力端梁跨中所受應力為 端梁跨端所受剪應力為 故 ， 滿足強度要求。1.4.1.2 端梁穩(wěn)定性 整體穩(wěn)定性 端梁高寬比 ，滿足要求，不需要驗算整體穩(wěn)定性。 局部穩(wěn)定性 端梁受壓翼緣外伸部分不失穩(wěn)的極限寬厚比為 ，滿足要求，不需要驗算局部穩(wěn)定性。 端梁兩腹板之間的受壓翼緣板不失穩(wěn)的極限寬厚比為，滿足要求，不需要驗算局部穩(wěn)定性。端梁腹板不失穩(wěn)的極限寬厚比為 ，滿足要求，不需要驗算局部穩(wěn)定性。 故端梁不需要設置任何加勁肋。1.4.2 上、下端梁計算 1.4.2.1 上、下端梁水平載荷及應力 上、下端梁承受水平載荷作用，按簡支梁計算 上端梁水平受力簡圖 下端梁水平受力簡圖當滿載葫蘆小車位于懸臂梁端部極限位置時，根據(jù)平衡條件可求出上、下端梁承受水平載荷作用滿載葫蘆小車運行起、制動慣性力為 上、下端梁跨中水平彎矩為上、下端梁跨端剪切力為 上、下端梁所受彎曲正應力為 上、下端梁所受剪切應力為 上、下端梁承受自重載荷作用，按簡支梁計算 上端梁垂直受力簡圖 下端梁垂直受力簡圖 上、下端梁跨中垂直彎矩為 上、下端梁所受彎曲正應力為 上、下端梁的組合應力為 故 ， 滿足強度要求。1.4.2.2 上、下端梁穩(wěn)定性 整體穩(wěn)定性上、下端梁高寬比 ，滿足要求，不需要驗算整體穩(wěn)定性。 局部穩(wěn)定性 上、下端梁受壓翼緣外伸部分不失穩(wěn)的極限寬厚比為 ，滿足要求，不需要驗算局部穩(wěn)定性。 上、下端梁兩腹板之間的受壓翼緣板不失穩(wěn)的極限寬厚比為，滿足要求，不需要驗算局部穩(wěn)定性。上、下端梁腹板不失穩(wěn)的極限寬厚比為 ，滿足要求，不需要驗算局部穩(wěn)定性。 故端梁不需要設置任何加勁肋。1.5 懸臂梁與端梁、（上）下端梁連接計算 1.5.1焊縫連接計算 懸臂梁與端梁支承立柱的連接，采用貼角焊縫連接，焊縫厚度 懸臂梁與端梁支承立柱的焊縫連接簡圖如下圖所示 懸臂梁與端梁支承立柱的焊縫連接簡圖懸臂梁與端梁支承立柱的連接處貼角焊縫承受垂直彎矩和水平彎矩作用，當滿載葫蘆小車位于懸臂梁端部極限位置時，連接處貼角焊縫承受最大垂直彎矩和水平彎矩作用 連接處貼角焊縫承受最大垂直彎矩 =連接處貼角焊縫承受最大水平彎矩 在最大垂直彎矩和水平彎矩作用下，與焊縫連接的懸臂梁下翼緣板所受的應力為： +=+= 由于懸臂梁與端梁支承立柱的連接是懸臂梁下翼緣板與立柱貼角焊縫連接，故在最大彎矩作用下，下翼緣板的最大承載能力可按翼緣板承受的軸向力計算 即 懸臂梁下翼緣板的截面積， 下翼緣板與立柱采用四周圍焊，焊縫的焊腳尺寸，下翼緣板焊縫承載剪力應等于，則焊縫剪切應力為： 材料,貼角焊縫時，焊縫的許用應力為 故 ，焊縫滿足強度要求。懸臂梁上翼緣板與斜板連接焊縫計算 由于上翼緣板與斜板焊縫連接同樣承受最大垂直彎矩和水平彎矩作用，所以在最大垂直彎矩和水平彎矩作用下，與焊縫連接的懸臂梁上翼緣板所受的應力為： +=+=故在最大彎矩作用下，上翼緣板的最大承載能力可按翼緣板承受的軸向力計算即 懸臂梁上翼緣板的截面積，上翼緣板與斜板為單焊縫，焊縫的焊腳尺寸，上翼緣板焊縫承載剪力應等于，則焊縫剪切應力為： 材料,貼角焊縫時，焊縫的許用應力為 故 ，焊縫滿足強度要求。端梁連接板焊縫計算 由于端梁上翼緣板與連接板處受最大彎矩為 所以端梁上翼緣板與連接板處承受彎曲正應力為故端梁上翼緣板與連接板處承受的軸向力為端梁上翼緣板的截面積， 端梁上翼緣板與連接板處焊縫簡圖如下 端梁上翼緣板與連接板處焊縫簡圖 上翼緣板與連接板為四周圍焊縫，焊縫的焊腳尺寸，上翼緣板焊縫承載剪力應等于，則焊縫剪切應力為：材料,貼角焊縫時，焊縫的許用應力為 故 ，焊縫滿足強度要求。上端梁連接分別有右連接板和下連接板，它們分別承受水平彎矩作用和垂直彎矩作用。 右連接板與上端梁上翼緣板連接處承受的水平彎矩為 右連接板與上端梁上翼緣板連接處承受的彎曲正應力為 則右連接板與上端梁上翼緣板承受的軸向力為上端梁上翼緣板的截面積，右連接板焊縫為四周圍焊縫，如圖所示 右連接板焊縫簡圖 由于右連接板焊縫承載的剪切力應等于 故右連接板焊縫的剪應力為材料,貼角焊縫時，焊縫的許用應力為 故 ，焊縫滿足強度要求。下連接板與上端梁腹板連接處承受的垂直彎矩為 下連接板與上端梁腹板連接處承受的彎曲正應力為 則下連接板與上端梁腹板承受的軸向力為上端梁腹板的截面積，下連接板焊縫為四周圍焊縫，如圖所示 下連接板焊縫簡圖 由于下連接板焊縫承載的剪切力應等于 故下連接板焊縫的剪應力為材料,貼角焊縫時，焊縫的許用應力為 故 ，焊縫滿足強度要求下端梁連接板焊縫計算 下端梁連接板分別有左連接板和上連接板，由于左連接板焊縫與上連接焊縫共用一條焊縫，而且上連接板主要受軸力，故只計算上連接板焊縫。上連接板所受軸向力上連接板焊縫簡圖如下 上連接板焊縫簡圖 上連接板焊縫所受剪應力為 材料,貼角焊縫時，焊縫的許用應力為 故 ，焊縫滿足強度要求 1.5.2 螺栓連接計算 由于上端梁與懸臂梁連接處螺栓只受拉力，故上端梁與懸臂梁連接采用普通螺栓連接，上端梁螺栓連接簡圖如下圖所示 上端梁螺栓連接簡圖 上端梁的右連接板螺栓連接分布簡圖如下圖所示，由于螺栓只受拉力，故只計算螺栓連接的抗拉承載力。右連接板螺栓連接分布簡圖由于采用普通螺栓連接，材料為Q235，故螺栓螺紋小徑，螺栓桿徑，螺栓的拉伸許用應力。 右連接板單個螺栓所承受的拉力為 右連接板單個螺栓的許用拉力為 故 ，普通螺栓滿足要求。上端梁的下連接板螺栓連接分布簡圖如下圖所示，由于螺栓只受拉力，故只計算螺栓連接的抗拉承載力。 下連接板螺栓連接分布簡圖由于采用普通螺栓連接，材料為Q235，故螺栓螺紋小徑，螺栓桿徑，螺栓的拉伸許用應力。 下連接板單個螺栓所承受的拉力為 下連接板單個螺栓的許用拉力為 故 ，普通螺栓滿足要求。由于下端梁與立柱連接處螺栓只受拉力，故下端梁與立柱連接采用普通螺栓連接，下端梁螺栓連接簡圖如下圖所示 下端梁螺栓連接簡圖下端梁的左連接板螺栓連接分布簡圖如下圖所示，由于螺栓只受拉力，故只計算螺栓連接的抗拉承載力。 左連接板螺栓連接分布簡圖由于采用普通螺栓連接，材料為Q235，故螺栓螺紋小徑，螺栓桿徑，螺栓的拉伸許用應力。 左連接板單個螺栓所承受的拉力為 左連接板單個螺栓的許用拉力為 故 ，普通螺栓滿足要求。下端梁的上連接板螺栓連接分布簡圖如下圖所示，由于螺栓只受拉力，故只計算螺栓連接的抗拉承載力。上連接板螺栓連接分布簡圖由于采用普通螺栓連接，材料為Q235，故螺栓螺紋小徑，螺栓桿徑，螺栓的拉伸許用應力。 上連接板單個螺栓所承受的拉力為 上連接板單個螺栓的許用拉力為 故 ，普通螺栓滿足要求。由于端梁與立柱連接處螺栓只受拉力，故端梁與立柱連接采用普通螺栓連接，端梁螺栓連接分布簡圖如下圖所示端梁連接板螺栓連接分布簡圖由于端梁與立柱連接處螺栓只受拉力，故只計算螺栓連接的抗拉承載力。由于采用普通螺栓連接，材料為Q235，故螺栓螺紋小徑，螺栓桿徑，螺栓的拉伸許用應力。 上連接板單個螺栓所承受的拉力為 上連接板單個螺栓的許用拉力為 故 ，普通螺栓滿足要求。支承管與懸臂梁螺栓連接受軸向力，采用普通螺栓,支承管與懸臂梁螺栓連簡圖如下圖所示 支承管與懸臂梁螺栓連接簡圖 由于連接處懸臂梁彎矩作用，故連接板受軸向力作用 支承管與懸臂梁連接處彎矩為 =125127 支承管與懸臂梁連接處上翼緣板應力為支承管與懸臂梁連接處連接板所受軸向力為 A懸臂梁上翼緣板截面積 支承管與懸臂梁上連接板螺栓分布簡圖支承管與懸臂梁下連接板螺栓分布簡圖由于采用普通螺栓連接，材料為Q235，故螺栓螺紋小徑，螺栓桿徑，螺栓的剪切許用應力。 連接板單個螺栓所承受的剪切力為 連接板單個螺栓的許用剪切力為 故 ，普通螺栓滿足要求。支承管與上端梁螺栓連接受拉力，支承管與上端梁螺栓連接簡圖如下圖所示支承管與上端梁螺栓連接簡圖 支承管與上端梁螺栓連接分布簡圖由于有兩根支承管與上端梁螺栓連接，故兩個連接板螺栓群受的拉力為N=147307，每個連接板螺栓群受拉力為由于采用普通螺栓連接，材料為Q235，故螺栓螺紋小徑，螺栓桿徑，螺栓的拉伸許用應力。 連接板單個螺栓所承受的拉力為 連接板單個螺栓的許用拉力為 故 ，普通螺栓滿足要求。1.6 剛度計算 1.6.1 懸臂梁垂直靜撓度 滿載葫蘆小車位于懸臂梁端部極限位置時，產(chǎn)生的靜撓度為 =懸臂梁垂直靜撓度,滿足設計要求。1.6.2懸臂梁水平慣性位移 滿載葫蘆小車位于懸臂梁端部極限位置時，大車運行、制動產(chǎn)生的懸臂梁端部慣性位移，按水平懸臂梁計算 =懸臂梁水平慣性位移,滿足設計要求。1.6.3 起重機垂直動剛度起重機垂直剛度，以滿載葫蘆小車位于懸臂梁端部極限位置時的垂直自振頻率來表征起重量 葫蘆小車質量吊具質量懸臂梁端部換算質量為 起升質量 起升載荷 起升鋼絲繩滑輪組的最大下放長度為 懸臂梁端部靜位移為 起升鋼絲繩滑輪組的靜伸長為 結構質量影響系數(shù)為 懸臂梁端部的垂直自振頻率為 懸臂梁端部的垂直自振頻率，滿足設計要求。1.6.4起重機水平動剛度 起重機水平動剛度以物品高位懸掛、滿載葫蘆小車位于懸臂梁端部極限位置時的水平自振頻率來表征懸臂梁端部換算質量為 懸臂梁端部在單位水平力作用下產(chǎn)生的水平位移為 懸臂梁起重機的水平自振頻率為懸臂梁端部的水平自振頻率，滿足設計要求。1.7 懸臂梁的翹度 懸臂梁的標準翹度值為 考慮制造因素，實際取懸臂梁的翹度值，懸臂梁端部一邊按拋物線，設置翹度，如下圖所示： 懸臂梁的翹度簡圖懸臂梁的點， 懸臂梁的點，懸臂梁的點，懸臂梁的點，懸臂梁的點， 第二章 葫蘆小車的選擇2.1 電動葫蘆的基本參數(shù) 起重量 ，起升高度，起升速度，運行速度，工作級別,接電持續(xù)率25。2.2 電動葫蘆的選擇 根據(jù)電動葫蘆的基本參數(shù)和懸臂梁結構形式，可選擇電動葫蘆為德仕達起重輸送設備有限公司的CXT低凈空小車鋼絲繩電動葫蘆，型號為 CXT30410025P2。 CXT30410025P2低凈空小車鋼絲繩電動葫蘆的基本參數(shù)為 起重量 ，起升高度，起升速度，運行速度，工作級別,鋼絲繩繩徑，鋼絲繩結構接電持續(xù)率25，電源、50Hz,總重。 根據(jù)CXT30410025P2低凈空小車鋼絲繩電動葫蘆的基本參數(shù)可以確定此電動葫蘆滿足選擇要求。 德仕達起重輸送設備有限公司的CXT低凈空小車鋼絲繩電動葫蘆的結構形式和基本參數(shù)表：CXT低凈空小車鋼絲繩電動葫蘆。起重量 kg工作級別 Fem型號 低凈空懸掛起升機構滑輪倍率起升速度（m/min)起升高度 （m)B(mm)Cmin(mm)A1 (mm)A2 (mm)H (mm)8003mCXT20210008P11280-410375-4802982022502/110/1.71935920225010002mCXT20210010P11280-410375-4803462022502/110/1.71942820225012503mCXT30210012P21280-410375-4803562022502/110/1.71942820225016002mCXT30210016P21280-410375-4803562022502/110/1.71942820225016002mCXT40210016P222.5100-490410-5705342584272/110/1.73063425842716003mCXT20410016P1680-410325-4352912582504/15/0.89.537225825020003mCXT40210020P312100-490435-5954342582402/110/1.71853425824024634258240 30N/AN/AN/AN/AN/A25002mCXT40210025P312100-490435-5954342582402/110/1.71853425824024634258240 30N/AN/AN/AN/AN/A25003mCXT30410025P2680-410325-4353002582404/15/0.89.537225824025003mCXT40410025P211100-4903404743184274/15/0.81557431842732001AmCXT40210032P312100-490435-5954342582402/18/1.251753425824024634258240 30N/AN/AN/AN/AN/A32002mCXT30410032P2680-410325-4353002582504/15/0.89.537225825032002mCXT40410032P211100-4903404743184274/15/0.81557431842740003mCXT40410040P36100-4904203543382404/15/0.894543382401255433824015N/AN/AN/AN/AN/A40003mCXT50210040P518100-610540-7406474112622/110/1.7247674112623291741126240N/AN/AN/AN/AN/A50002mCXT40410050P36100-490420-5503543382404/15/0.894543382401255433824015N/AN/AN/AN/AN/A50002mCXT50210050P518100-610570-7406474112622/110/1.7247674112623291741126240N/AN/AN/AN/AN/A63001AmCXT40410063P36100-490435-5653803662424/14/0.794803662421258036624263001AmCXT50210063P518100-610570-7406974115132/110/1.7248174115133296741151340N/AN/AN/AN/AN/A63003mCXT50410063P59100-610530-7155694892624/15/0.8126894892621683948926220N/AN/AN/AN/AN/A63003mCXT60210063P616N/AN/AN/AN/AN/A2/110/1.622N/AN/AN/AN/AN/A28.5N/AN/AN/AN/AN/A37N/AN/AN/AN/AN/A47.5N/AN/AN/AN/AN/A61.5N/AN/AN/AN/AN/A81N/AN/AN/AN/AN/A97.5N/AN/AN/AN/AN/A75002mCXT40610075P66N/AN/AN/AN/AN/A6/13.2/0.58N/AN/AN/AN/AN/A10N/AN/AN/AN/AN/A80002mCXT60210080P616N/AN/AN/AN/AN/A2/110/1.622N/AN/AN/AN/AN/A28.5N/AN/AN/AN/AN/A37N/AN/AN/AN/AN/A47.5N/AN/AN/AN/AN/A61.5N/AN/AN/AN/AN/A第三章 大車運行機構的計算 3.1 大車運行機構傳動方案的確定 經(jīng)比較后，為了起重機運行機構經(jīng)湊布置，運行機構采用“三合一”驅動部件分別驅動，傳動方案如下圖 3.2選擇車輪與軌道、并驗算其強度3.2.1 端梁的車輪與軌道按輪壓均布計算大車車輪的最大輪壓和最小 滿載時，最大輪壓 起重機估計總重（包括葫蘆小車重量） 空載時，最小輪壓 車輪踏面疲勞計算載荷 車輪材料：采用16Mn(調質)，抗拉強度屈服點 選擇車輪直徑D=300mm,由表查得軌道型號為50（方鋼）。由圓柱形踏面與平頂軌道接觸，故按線接觸條件進行計算： 線接觸局部擠壓強度驗算 許用線接觸應力常數(shù)（）由表查得車輪與軌道的有效接觸長度，方鋼50軌道的=50mmD車輪直徑、分別為轉速系數(shù)、工作級別系數(shù)，車輪轉速時，=0.99當工作級別為M5時，查得=1由于，故驗算通過。3.2.2上、下端梁的車輪與軌道 由于上、下端梁的車輪與軌道受力一樣，故車輪和軌道選擇一樣。按輪壓均布計算大車車輪的最大輪壓和最小 滿載時，最大輪壓 起重機估計總重（包括葫蘆小車重量） 空載時，最小輪壓 車輪踏面疲勞計算載荷 車輪材料：采用16Mn(調質)，抗拉強度屈服點 選擇車輪直徑D=300mm,由表查得軌道型號為50（方鋼）。由圓柱形踏面與平頂軌道接觸，故按線接觸條件進行計算： 線接觸局部擠壓強度驗算 許用線接觸應力常數(shù)（）由表查得車輪與軌道的有效接觸長度，方鋼50軌道的=50mmD車輪直徑、分別為轉速系數(shù)、工作級別系數(shù)，車輪轉速時，=0.99當工作級別為M5時，查得=1由于，故驗算通過。3.3運行阻力計算 起重機在直線軌道上穩(wěn)定運行的靜阻力，它由摩擦阻力和坡道阻力組成。3.3.1摩擦阻力計算起重機大車運行機構在兩條水平軌道和一條垂直軌道上運行，故水平反滾輪大車的摩擦阻力為 =3.3.2坡道阻力計算 當坡道很小時，在計算中可用軌道坡度代替，。 故起重機運行靜阻力為3.4 “三合一”驅動運行機構的選擇計算由起重機設計手冊查得“三合一”驅動運行機構為“三合一”減速器，它的選擇需要確定“三合一”減速器的電動機的額定功率和減速器的傳動比。3.4.1 “三合一”減速器的電動機的選擇 “三合一”減速器的電動機的靜功率起重機運行靜阻力起重機運行速度機構傳動效率，可取=0.9電動機個數(shù)由于運行機構的靜載荷變化較小，動載荷較大，因此所選用電動機的額定功率應比靜功率大，以滿足電動機的起動要求。大車運行機構可按下式初選電動機電動機起動時慣性影響的功率增大系數(shù) 可取=1.5故根據(jù)基準工作制為,負載持續(xù)率為25%，和初選功率 選用“三合一”專用電動機，型號：ZDR112-4,技術參數(shù)：額定功率=1.5KW，轉速，制動力矩，重量?！叭弦弧睖p速器的傳動比“三合一”運行機構減速器的選擇要滿足 彈性震動力矩增大系數(shù)，可取=2基準接電持續(xù)率時，電動機的額定功率工作級別 ，=5標準減速器承載能力表中的許用功率由于和，故選擇“三合一”運行機構減速器為QS208(ZDR112-4,ML2)3.4.2 運行打滑驗算為了使起重機運行時可靠地起動和制動，防止出現(xiàn)驅動輪在軌道上的打滑現(xiàn)象，避免車輪打滑影響起重機的正常工作和加劇車輪的磨損，應分別對驅動輪做起動和制動時的打滑驗算 對于起重機大車運行機構驗算空載小車位于懸臂梁根部時輪壓最小的驅動輪，其驗算公式為 粘著系數(shù)，=0.15粘著安全系數(shù)，=1.1軸承摩擦系數(shù)，=0.015軸承內徑，=110mm車輪直徑，D=300mm驅動輪最小輪壓電動機的起動力矩，考慮到空載起動容易打滑，司機于起動時在轉子回路中接入較多的電阻器，以適當減小電動機輸出力矩，可取=。傳動機構中其他傳動零件飛輪矩影響的系數(shù)，=1.1電動機轉子轉動慣量，=0.03電動機軸上帶制動輪聯(lián)軸器的轉動慣量，=0.075起動平均加速度，=0.106故大車驅動輪不打滑。參考文獻1張質文，包起帆等.起重機設計手冊.中國鐵道出版社.2001.北京.2倪慶興，王殿臣.起重輸送機械圖冊（上冊）.北京：機械工業(yè)出版社，1991.3周明衡. 減速器選用手冊. 北京. 化學工業(yè)出版社. 20024AUTOCAD實用教程（2005中文版）.哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社.2005.5大連理工大學工程畫教研室.機械制圖, 北京：高等教育出版社，2000.1楊長揆，傅東明. 起重機械（第二版）. 北京：機械工業(yè)出版社，1985.2倪慶興，王殿臣.起重輸送機械圖冊（上冊）.北京：機械工業(yè)出版社，1991.3西南交通大學等.起重機設計手冊. 北京：機械工業(yè)出版社，20014周明衡. 減速器選用手冊. 北京. 化學工業(yè)出版社. 20025陳道南，盛漢中.起重機設計課程設計指導書. 北京：機械工業(yè)出版社，1991.6起重機設計手冊編寫組.起重機設計手冊. 北京：機械工業(yè)出版社，1985.7徐格寧.起重輸送機金屬結構設計. 北京：機械工業(yè)出版社，2003.8孫恒，陳作模.機械原理（第六版）. 北京：高等教育出版社，2000.9 楊長揆，傅東明. 起重機械（第一版）. 北京：機械工業(yè)出版社，1991.10倪慶興，王殿臣.起重機械. 上海：上海交通大學出版社，11管彤賢,潘力行，龔賢.起重機械典型結構圖冊. 北京：人民交通出版社，1993.12唐增寶，何永然，劉以俊.機械設計課程設計.武漢：華中科技大學出版社.13AUTOCAD實用教程（2005中文版）.哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社.2005.14馮如設計在線.AUTOCAD2006與機械制圖手冊.北京：電子工業(yè)出版社.200615大連理工大學工程畫教研室.機械制圖, 北京：高等教育出版社，2000.- 40 -