板坯搬運(yùn)起重機(jī)的設(shè)計【雙梁橋式起重機(jī)】【說明書+CAD】

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要：制造業(yè)是一個國家或地區(qū)經(jīng)濟(jì)發(fā)展的重要支柱，其發(fā)展水平標(biāo)志著該國家或地區(qū)的經(jīng)濟(jì)實力、科技水平、生活水準(zhǔn)和國防實力的水平。而制造業(yè)的發(fā)展離不開各種各樣的起重機(jī)械。本文對雙梁橋式起重機(jī)進(jìn)行了比較系統(tǒng)和完整的設(shè)計。雙梁橋式起重機(jī)主要由起升機(jī)構(gòu)、小車運(yùn)行機(jī)構(gòu)、大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)及橋架結(jié)構(gòu)等組成，本文對其各個部分又進(jìn)行了分析與設(shè)計，并進(jìn)行了嚴(yán)格的計算驗算 關(guān)鍵詞：雙梁橋式起重機(jī)；起升機(jī)構(gòu)；運(yùn)行機(jī)構(gòu)；橋架結(jié)構(gòu)Design of Slab Handing CraneStudent:Weijing Tutor:Dongliang (College of Engineering , Hunan Agricultural University, Changsha 410128, China) Abstract:The manufacturing industry is an important pillar of the economic development of a country or region.Their level of development marked the country or regions economic strength, technological level, the standard of living and national defensive strength level.The manufacturing sector development is inseparable from a variety of lifting appliances.In this paper double girder overhead crane more systematic and complete design.A double girder overhead crane mainly composed of the hoisting mechanism, the car run institutions the traveling mechanism and the bridge structure.In this paper it contains various parts of the analysis and design,and a rigorous calculation checking.Key words:Double girder overhead crane ; Hoisting mechanism; Operating agencies; Bridge structure;1 前言眾所周知，起重機(jī)作為許多大型工程必不可少的工具，用途的確越來越廣泛，不僅適用于廠礦、企業(yè)的車間、倉庫等，而且可以適應(yīng)在室內(nèi)或露天的固定跨間作一般裝卸及起重運(yùn)輸工作。由此可見起重機(jī)的在實際過程中的作用越來越重要了。物料搬運(yùn)成了人類生產(chǎn)活動的重要組成部分，距今已有五千多年的發(fā)展歷史。隨著生產(chǎn)規(guī)模的擴(kuò)大，自動化程度的提高，作為物料搬運(yùn)重要設(shè)備的起重機(jī)在現(xiàn)代化生產(chǎn)過程中應(yīng)用越來越廣，作用愈來愈大，對起重機(jī)的要求也越來越高。起重機(jī)正經(jīng)歷著一場巨大的變革。在工程中所用的起重機(jī)械，根據(jù)其構(gòu)造和性能的不同，一般可分為輕小型起重設(shè)備、橋式類型起重機(jī)械和臂架類型起重機(jī)三大類。輕小型起重設(shè)備如：千斤頂、氣動葫蘆、電動葫蘆、平衡葫蘆（又名平衡吊）、卷揚(yáng)機(jī)等。橋架類型起重機(jī)械如梁式起重機(jī)、龍門起重機(jī)等。臂架類型起重機(jī)如固定式回轉(zhuǎn)起重機(jī)、塔式起重機(jī)、汽車起重機(jī)、輪胎起重機(jī)、履帶起重機(jī)等。1 橋式起重機(jī)是橋架在高架軌道上運(yùn)行的一種橋架型起重機(jī)，又稱天車。橋式起重機(jī)的橋架沿鋪設(shè)在兩側(cè)高架上的軌道縱向運(yùn)行，起重小車沿鋪設(shè)在橋架上的軌道橫向運(yùn)行，設(shè)置在小車上的起升機(jī)構(gòu)實現(xiàn)貨物垂直升降。三個機(jī)構(gòu)的綜合，構(gòu)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(yùn)物料，不受地面設(shè)備的阻礙。2橋式起重機(jī)廣泛地應(yīng)用在室內(nèi)外倉庫、廠房、碼頭和露天貯料場等處。橋式起重機(jī)可分為普通橋式起重機(jī)、簡易梁橋式起重機(jī)和冶金專用橋式起重機(jī)三種。各類橋式起重機(jī)的特點如下： 1) 普通橋式起重機(jī)主要采用電力驅(qū)動，一般是在司機(jī)室內(nèi)操縱，也有遠(yuǎn)距離控制的。起重量可達(dá)五百噸，跨度可達(dá)60米。 2) 簡易梁橋式起重機(jī)又稱梁式起重機(jī)，其結(jié)構(gòu)組成與普通橋式起重機(jī)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(yùn)行。橋架可以沿高架上的軌道運(yùn)行，也可沿懸吊在高架下面的軌道運(yùn)行，這種起重機(jī)稱為懸掛梁式起重機(jī)。 3) 冶金專用橋式起重機(jī)在鋼鐵生產(chǎn)過程中可參與特定的工藝操作，其基本結(jié)構(gòu)與普通橋式起重機(jī)相似，但在起重小車上還裝有特殊的工作機(jī)構(gòu)或裝置。這種起重機(jī)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(jī)：供吊運(yùn)鐵水注入混鐵爐、煉鋼爐和吊運(yùn)鋼水注入連續(xù)鑄錠設(shè)備或鋼錠模等用。主小車吊運(yùn)盛桶，副小車進(jìn)行翻轉(zhuǎn)盛桶等輔助工作。 5) 夾鉗起重機(jī)：利用夾鉗將高溫鋼錠垂直地吊運(yùn)到深坑均熱爐中，或把它取出放到運(yùn)錠車上。 6) 脫錠起重機(jī)：用以把鋼錠從鋼錠模中強(qiáng)制脫出。小車上有專門的脫錠裝置，脫錠方式根據(jù)錠模的形狀而定：有的脫錠起重機(jī)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(jī)：用以將爐料加到平爐中。主小車的立柱下端裝有挑桿，用以挑動料箱并將它送入爐內(nèi)。主柱可繞垂直軸回轉(zhuǎn)，挑桿可上下擺動和回轉(zhuǎn)。副小車用于修爐等輔助作業(yè)。 8) 鍛造起重機(jī)：用以與水壓機(jī)配合鍛造大型工件。主小車吊鉤上懸掛特殊盛料器高溫液態(tài)鋼包，用以支持和翻轉(zhuǎn)鋼包，副小車用來抬起鋼包，澆鑄液態(tài)金屬。3橋式類型起重機(jī)的金屬結(jié)構(gòu)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(yùn)行。主梁上焊有軌道，供起重小車運(yùn)行。橋架主梁的結(jié)構(gòu)類型較多比較典型的有箱形結(jié)構(gòu)、四桁架結(jié)構(gòu)和空腹桁架結(jié)構(gòu)。4箱形結(jié)構(gòu)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。正軌箱形雙梁是廣泛采用的一種基本形式，主梁由上、下翼緣板和兩側(cè)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(jié)構(gòu)簡單，制造方便，適于成批生產(chǎn)，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(nèi)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(fù)雜。四桁架式結(jié)構(gòu)由四片平面桁架組合成封閉型空間結(jié)構(gòu)，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(jié)構(gòu)相比，外形尺寸大，制造較復(fù)雜，疲勞強(qiáng)度較低，已較少生產(chǎn)。空腹桁架結(jié)構(gòu)類似偏軌箱形主梁，由四片鋼板組成一封閉結(jié)構(gòu)，除主腹板為實腹工字形梁外，其余三片鋼板上按照設(shè)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(jī)運(yùn)行機(jī)構(gòu)及電氣設(shè)備裝在橋架內(nèi)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(jī)的構(gòu)造。普通橋式起重機(jī)一般由起重小車、橋架運(yùn)行機(jī)構(gòu)、橋架金屬結(jié)構(gòu)組成。起重小車又由起升機(jī)構(gòu)、小車運(yùn)行機(jī)構(gòu)和小車架三部分組成。起升機(jī)構(gòu)包括電動機(jī)、制動器、減速器、卷筒和滑輪組。電動機(jī)通過減速器，帶動卷筒轉(zhuǎn)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(jī)構(gòu)和小車運(yùn)行機(jī)構(gòu)等部件的機(jī)架，通常為焊接結(jié)構(gòu)。2起重機(jī)運(yùn)行機(jī)構(gòu)的驅(qū)動方式可分為兩大類：一類為集中驅(qū)動，即用一臺電動機(jī)帶動長傳動軸驅(qū)動兩邊的主動車輪；另一類為分別驅(qū)動、即兩邊的主動車輪各用一臺電動機(jī)驅(qū)動。中、小型橋式起重機(jī)較多采用制動器、減速器和電動機(jī)組合成一體的“三合一”驅(qū)動方式，大起重量的普通橋式起重機(jī)為便于安裝和調(diào)整，驅(qū)動裝置常采用萬向聯(lián)軸器。起重機(jī)大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)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(dāng)車輪超過四個時，必須采用鉸接均衡車架裝置，使起重機(jī)的載荷均勻地分布在各車輪上。42 起升機(jī)構(gòu)計算 2.1 確定起升機(jī)構(gòu)傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組4傳動方案如圖 1 Q=30t 查1表4-2取滑輪組的倍率 ih=4承載繩分支數(shù) Z=2i=2*4=8 圖 1起升機(jī)構(gòu)傳動方案簡圖Fig. 1 Lifting transmission scheme diagram of mechanism 查1表8選用圖號為 T1-362.1509吊鉤組，質(zhì)量 G0=847kg，兩動滑輪間的間距：A=102mm (l0=102mm,l1=165mm)2.2 選擇鋼絲繩4 若滑輪組采用滾動軸承，當(dāng)=4，查1表4-10得滑輪組效率 =0.98，鋼絲繩所受最大拉力: max=37.887kN (1)查1表4-8，重級工作類型（工作級別A7），安全系數(shù) n=5鋼絲繩的計算破斷拉力： Sb=Smax=5*37.886=189.433kN (2)鋼絲繩的直徑?。?dCmax=0.1=19.46mm (3)式中 選擇系數(shù)： C=0.1查附表1選用瓦林吞型纖維芯鋼絲繩，鋼絲繩公稱抗拉強(qiáng)度1670MPa，光面鋼絲，右交互捻，直徑d=20mm，鋼絲繩的最小破斷拉力Sb=237.8KN，標(biāo)記如下：鋼絲繩 20NAT 619W+FC 1670 ZS 216 162 GB 8918-882.3 確定滑輪主要尺寸6滑輪的敘用最小直徑:Ded=2020=400mm （4） 式中系數(shù)e=20，由表4-8查得。由1附表2選用滑輪直徑D=560，滑輪的繩槽部分尺寸可由附表3查得。由1附表4選用鋼繩直徑d=20mm，D=560mm，滑輪軸直徑=120mm的E1型滑輪，標(biāo)記為：E1 20560-100 ZB JB J80006.8-872.4 確定卷筒尺寸并驗算強(qiáng)度3 卷筒直徑：Dd（e-1）=20（22.4-1）=380mm (5）由附表13 選用D=630mm卷筒繩槽尺寸由3附表14-3查得槽距p=22mm，槽底半徑R=11mm。卷筒尺寸：有槽部分長度L =()p=()22= 744.28 mm （6）取L0=800mm。則總長L=2（L0+L1+L2）+L3=2*(800+66+66)+200=2062mm. （7）式中 附加安全系數(shù)，取=2 L1無繩槽卷筒端部尺寸，一般取L1=3p=66mm； L2固定鋼繩所需長度，一般取L2=3p=66mm； L3卷槽中間光滑部分長度，根據(jù)鋼繩允許偏角確定，取L3=200mm； 卷筒計算尺寸直徑=D+d=630+20=650mm。卷筒壁厚： （8）取=20mm，卷筒壁壓應(yīng)力驗算： （9）選用灰鑄鐵HT250，最小抗拉強(qiáng)度許用壓應(yīng)力： (10) ，故抗壓強(qiáng)度足夠 圖 2 卷筒彎矩圖 Fig. 2 Roll bending moment diagram 卷筒的最大彎距發(fā)生在鋼絲繩位于各端卷筒中間（如圖2）時： （11） 卷筒斷面系數(shù)： （12）式中 卷筒外徑，D=630mm 卷筒內(nèi)徑，于是： （13） 合成應(yīng)力： （14）式中許用拉應(yīng)力卷筒強(qiáng)度驗算通過，故選定卷筒直徑D=630mm，長度L=2100mm卷筒槽型的槽底半徑R=11mm，槽距p=22mm，起升高度H=12m，倍率=4，靠近減速器一端的卷筒槽向為左的卷筒630-2100-1122-164 左ZB J80 007.2-872.5 選電動機(jī)5 計算靜功率： （15）式中機(jī)構(gòu)總效率，一般取=0.8-0.9，電動機(jī)計算功率： （16）式中系數(shù) 由1表6-1查得，取 =0.9由附表30選用電動機(jī) 315M-10，=600r/min， =8.86kg. ，電動機(jī)質(zhì)量=1170kg。 2.6 驗算電動機(jī)發(fā)熱條件5 按照等效功率法，求JC=40%時所需等效功率： （17）式中 工作級別系數(shù)，查1表6-4，對A7級，=0.85 系數(shù)，由1圖6-6查得 =0.87 由以上計算結(jié)果 ，故初選電動機(jī)能滿足發(fā)熱條件2.7 選擇減速器6 卷筒轉(zhuǎn)速： （18） 減速器總傳動比： 查附表35選 ZQ-1000-3CA 減速器，工作類型為重級，許用功率N=161KW， =20.49，質(zhì)量 =2140kg入軸直徑d1=90mm，軸端長度L1=135mm。2.8 驗算起升速度和實際所需功率3實際起升速度： （19）誤差：實際所需等效功率： （20）2.9 校核減速器輸出軸強(qiáng)度6由1公式6-16 得輸出軸最大徑向力： （21） 式中 =2*38381.4=76.7628KN 卷筒上卷撓鋼絲繩引起的載荷。 卷筒及軸自重 R=12.8*9.8=125.44KN ZQ1000減速器輸出軸端最大允許徑向載荷，由附表36查得。 由1公式6-17得輸出軸最大扭矩： （22） 式中 電動機(jī)軸額定力矩 當(dāng)JC=40%時電動機(jī)最大矩倍數(shù)，由附表33查得 減速器傳動效率 減速器輸出軸最大容許轉(zhuǎn)矩，由附表36查得 由以上計算，所選減速器能滿足要求。2.10 選擇制動器6所需靜動力矩 （23） 式中 =1.75制動安全系數(shù)，由1表6查得由于所設(shè)計的是左右對稱的兩個制動器，故所選制動器只需滿足 。由附表15選用YWZ5-500/121制動器，其制動轉(zhuǎn)矩 =11202240Nm，制動輪直徑=500mm,制動器質(zhì)量 =135.8kg。2.11 選擇聯(lián)軸器6高速聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩，由1表6-26式 （24） 式中 =2600電動機(jī)額定轉(zhuǎn)矩 N=1.5聯(lián)軸器安全系數(shù) =1.8剛性動載荷系數(shù)，一般 =1.5-2.0 最大容許轉(zhuǎn)矩=8000NmMc值，飛輪力矩 =1.54，質(zhì)量，浮動軸兩端為圓柱形d=65mm,l=115mm，靠減速器軸端聯(lián)軸器，由附表43選用CLZ5半聯(lián)軸器，技術(shù)參數(shù)同上。2.12 驗算起動時間3 起動時間： （25）式中 靜阻力矩： （26）平均起動轉(zhuǎn)矩： 通常,起升機(jī)構(gòu)起動時間為1-5s,此處tq1s,可在電氣設(shè)計時增加起動電阻,延長起動時間,故所選電動機(jī)合適。2.13 驗算制動時間3制動時間： （27)由1表6-6查得許用減速度a0.2，a=,故合適。2.14 高速浮動軸計算62.14.1 疲勞計算 由2起升機(jī)構(gòu)疲勞計算基本載荷 （28）式中 動載荷系數(shù)=（1+）/2=1.09 起升動載荷系數(shù)=1+0.71v=1+0.71*14.96/60=1.18由前節(jié)已選定軸徑d=65mm，因此扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： （29）軸材料用45號鋼，=600MPa ， =300MPa 彎曲 扭轉(zhuǎn)：, 。軸受脈動循環(huán)的許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： （30）式中：k=考慮零件集合形狀和零件表面狀況的應(yīng)力集中系數(shù)； 與零件幾何形狀有關(guān)對于零件表面有急劇過度和開有鍵槽及緊配合區(qū)段, =1.5-2.5； 與零件表面加工光潔度有關(guān), =2.5； 考慮材料對應(yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù),對碳鋼及低合金鋼=0.2； 安全系數(shù), =1.25；故 , 通過。2.14.2 強(qiáng)度驗算： 軸所受最大轉(zhuǎn)矩：最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： （31）許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：式中： 安全系數(shù)，=1.5 ，故通過。浮動軸的構(gòu)造如圖3 圖 3浮動軸Figure 3 Floating shaft 中間軸徑d1=d+（510）=7075mm，取d1=75mm。3. 小車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的計算3.1 確定機(jī)構(gòu)傳動方案8經(jīng)比較后，確定采用如圖4 所示傳動方案： 圖 4小車運(yùn)行機(jī)構(gòu)簡圖Fig. 4 Schematic diagram of a trolley running mechanism 3.2 選擇車輪和軌道并驗算強(qiáng)度12車輪最大輪壓：小車質(zhì)量估計取Grc=18000kg假定輪壓均布： （32）車輪最小輪壓： （33） 初選車輪：由附表18可知，當(dāng)運(yùn)行速度60m/min時 工作級別為重級，車輪直徑為Dc=630mm，軌道類型43kg/m，許用輪壓為17.618t。強(qiáng)度驗算：按車輪和軌道為線接觸及點接觸兩種情況驗算車輪接觸強(qiáng)度。車輪踏面疲勞計算載荷： （34）車輪材料，取ZG 340-640 線接觸局部擠壓強(qiáng)度： （35）式中 許用線接觸應(yīng)力常數(shù)=6 l 車輪與軌道有效接觸強(qiáng)度，對于軌道P43，l=46 C1轉(zhuǎn)速系數(shù)，車輪轉(zhuǎn)速，=1.02 C2工作級別系數(shù)，由1表5-4，取C2=1，故通過。點接觸局部擠壓強(qiáng)度 （36）式中 許用點接觸應(yīng)力常數(shù)，由1表5-2查=0.132 R曲率半徑，車輪與軌道曲率半徑中的較大值。車輪半徑,軌道半徑 ，故取R=315mm M由r/R比值（r為r1，r2中小者）所確定的系數(shù)，r/R =300/315=0.95，由1表8-6查得m=0.39 ， 故通過。根據(jù)以上計算結(jié)果，選定直徑Dc=630mm的單輪緣車輪，標(biāo)記為：車輪 DYL-630 GB 4628-84。3.3 運(yùn)行阻力計算12 摩擦阻力矩： （37）查附表19，Dc=630mm車輪組選用軸承為7520，軸承內(nèi)徑和外徑的平均值 d=（100+180）/2=140mm，由1表8-10 查得滾動摩擦系數(shù)k=0.6mm=0.0006m，軸承摩擦系數(shù) =0.02，附加阻力系數(shù)=2.0， 運(yùn)行摩擦阻力： （38）無載荷時： （39） （40） 3.4 選電動機(jī)8電動機(jī)靜功率： （41）式中： 滿載荷時阻力。 =0.9 機(jī)構(gòu)傳動效率。 m=1驅(qū)動電動機(jī)臺數(shù)。初選電動機(jī)功率：N=式中 電動機(jī)動率增大系數(shù)，=1.15 ；由附表30選用JZR2-31-6，Ne=11KW ，n1=940r/min，電動機(jī)質(zhì)量=155kg。3.5 驗算電動機(jī)發(fā)熱條件8等效功率： （42）式中 工作級別系數(shù)，由1表3-1查得，當(dāng)JC=25%時， =1.0 由1表查圖6-6得=1.12NxNe，故所選電動機(jī)發(fā)熱條件通過。3.6 選擇減速器8車輪轉(zhuǎn)速： （43）機(jī)構(gòu)傳動比： （44）查附表40選用ZSC-750-，N重級=11.3kw，i0（輸入軸轉(zhuǎn)速為1250r/min）NxN重級。3.7 驗算運(yùn)行速度和實際所需功率3 誤差： 合適實際所需電動機(jī)等效功率：，故合適。3.8 驗算起動時間3起動時間： （45）式中： =940r/min，m=1驅(qū)動電動機(jī)臺數(shù) Mq=1.5Me=1.5*9550*Ne（JC25%）/n1 =1.5*9550*11/940=167.63N.m滿載運(yùn)行時折算到電動機(jī)軸上的運(yùn)行的靜力矩： （46）空載運(yùn)行時折算到電動機(jī)軸上的運(yùn)行的靜力矩： (47) 初始估計制動輪和聯(lián)軸器的飛輪矩：機(jī)構(gòu)總飛輪矩： 滿載起動時間： 無載起動時間: =1.76s 由1表7-6查得,當(dāng) =55.4m/min時,推薦值為5-9 s,故能滿足要求。3.9 按起動工況校核減速器傳遞的功率8 （48）式中: 運(yùn)行機(jī)構(gòu)中同一級傳動的減速器個數(shù),m=1所選減速器的N重級=11.3kwN,考慮到減速器有一定的過載能力(如N中級=21kw)可過載,故不再改動。3.10 驗算起動不打滑條件8 因室內(nèi)使用,故計風(fēng)阻力和坡度的阻力矩,只驗算空載及滿載起動時兩種工況.空載起動時,主動車輪與軌道接觸處的圓周切向力: （49） 車輪與軌道的粘著力： 不會打滑。滿載時主動車輪與軌道接觸處的圓周切向力： （50） 車輪與軌道粘著力： 故滿載不會打滑,滿足要求。3.11 選擇制動器6 由1查得,對于小車運(yùn)行機(jī)構(gòu)制動時間34s,取=3,因此,所需制動力矩為： （51）由附表15選用YWZ5-200/30,其制動轉(zhuǎn)矩=180N.m315 N.m3.12 驗算制動不打滑條件12 空載制動時,主動車輪與軌道接觸處的圓周切向力： （52） 車輪與軌道粘著力：不會打滑。 滿載時主動車輪與軌道接觸處的圓周切向力: （53）車輪與軌道粘著力:故滿載時不會打滑。3.13 選擇高速聯(lián)軸器及制動輪8 高速聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩: 式中: n聯(lián)軸器的安全系數(shù),運(yùn)行機(jī)構(gòu)n=1.35 機(jī)構(gòu)剛性動載荷系數(shù), , 取=1.8由附表31查電動機(jī)JZR2-31-6兩端伸出軸為圓柱形,d=50mm,l=110mm。由附表37查ZSC-750減速器高速軸端為圓錐形,=50mm,l=110mm，故從附表41選GICL3鼓形齒式聯(lián)軸器:主動端A型鍵槽=50mm,L=110mm，從動端A形鍵槽=50mm,L=110mm，標(biāo)記為:GICL3聯(lián)軸器ZBJ191013-89。質(zhì)量=17.2kg。其公稱轉(zhuǎn)矩,飛輪轉(zhuǎn)矩,高速軸制動輪:根據(jù)制動器已經(jīng)選定為YWZ5-200/30,由附表16選制動=200mm,圓柱形軸孔d=50mm,L=112mm,標(biāo)記為:制動輪200-Y50 JB/ZQ 4389-86,其飛輪矩,質(zhì)量以上聯(lián)軸器和制動輪飛輪矩之和:。與原估計0.3基本相符,故以上計算不需修改可符合要求。3.14 選擇低速軸聯(lián)軸器5 低速軸聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩,可由前節(jié)的計算轉(zhuǎn)矩求出 （54）由附表37查得ZSC-750減速器低速軸為圓柱形，d=95mm,L=145mm,取浮動軸裝聯(lián)軸器軸徑d=90mm,L=145mm,由4選用兩個CLZ4型齒輪,聯(lián)軸器,其主動端:Y型軸孔A型鍵槽=95mm;從動端:Y型軸孔A型鍵槽=90mm標(biāo)記為:CLZ4聯(lián)軸器由前已選定車輪直徑=630mm,由表19參考630mm車輪組,取車輪軸安裝聯(lián)軸器處直徑d=95mm,L=145mm,同樣選用兩個CLZ4齒式聯(lián)軸器,其主動端;Y型軸孔,A型鍵槽=90mm;從動端:Y型軸孔,A型鍵槽=95mm 標(biāo)記為:CLZ4聯(lián)軸器.3.15 驗算低速浮動軸強(qiáng)度123.15.1 疲勞驗算由2運(yùn)行機(jī)構(gòu)疲勞計算基本載荷: （55）由前面已經(jīng)選定浮動軸端直徑d=90mm,其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力:浮動軸的載荷變化為對稱循環(huán)(因運(yùn)行機(jī)構(gòu)正反轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩值相同),材料仍選用45號鋼,由起升機(jī)構(gòu)高速浮動軸計算,得 ,；許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： （56）式中 ,與起升機(jī)構(gòu)浮動軸計算相同 通過.3.15.2 強(qiáng)度計算由2運(yùn)行機(jī)構(gòu)工作最大載荷： （57）式中: 考慮彈性振動的力矩增大系數(shù),對突然起動機(jī)構(gòu)=1.5-1.7,取=1.6。 剛性動載荷系數(shù),取=1.8最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： （58）許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： （59） 故通過。 圖5浮動軸Figure 5 Floating shaft 浮動軸直徑：,取=100mm 如圖54 大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)計算4.1 確定傳動機(jī)構(gòu)方案6跨度為L=31m,為減輕重量,采用如圖6的傳動方案 圖6大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)傳動方案簡圖Fig.6 Transmission scheme of crane traveling mechanism diagram 4.2 選擇車輪與軌道,并驗算其強(qiáng)度12按照如圖7所示的重量分布,計算大車車輪的最大輪壓和最小輪壓 圖7主梁上力的分布圖Figure 7 Distribution of the main girder stress 滿載時，最大輪壓： （60）空載時，最小輪壓： （61）車輪踏面疲勞計算載荷為： 車輪材料：采用ZG340-640（調(diào)質(zhì)），。由Q/G=60/165.267=0.363，查附表18，選擇車輪直徑，又由4表3-8-14查得軌道型號為QU80按車輪與軌道為點接觸和線接觸兩種情況來驗算車輪的接觸強(qiáng)度：點接觸局部擠壓強(qiáng)度驗算： （62）式中： 許用點接觸應(yīng)力常數(shù)（）由4查取=0.245 R曲率半徑，由車輪和軌道兩者曲率半徑中取較大值，軌道r=400，故取R=400mm m由軌頂和車輪的曲率半徑之比（r/R）所確定的系數(shù)，由4表3-8-9查的m=0.388 轉(zhuǎn)速系數(shù)，由4表3-8-7，車輪轉(zhuǎn)速，=1 工作級別系數(shù)，由4表3-8-8查得，A7取=0.8， 故驗算通過。線接觸局部擠壓強(qiáng)度驗算： （63）式中：許用線接觸應(yīng)力常數(shù)，由4表3-8-6查得 車輪與軌道的有效接觸長度，QU70軌道的l=70mm 車輪直徑 轉(zhuǎn)速系數(shù)，由4表3-8-7，車輪轉(zhuǎn)速 ，=1 工作級別系數(shù)，由4表3-8-8查得，A7取=0.8 故驗算通過。4.3 運(yùn)行阻力計算12 摩擦總阻力矩： （64）由4查得車輪的軸承型號為7530，軸承的內(nèi)徑和外徑的平均值為 =210mm ，由1表7-1至表7-3查得：滾動摩擦系數(shù)k=0.0003m，軸承摩擦系數(shù)，附加阻力系數(shù)，代入上式得： （65）運(yùn)行摩擦阻力： （66）當(dāng)空載時： （67） （68）4.4 選擇電動機(jī)6 電動機(jī)靜功率： （69）式中：滿載運(yùn)行時的靜阻力； 驅(qū)動電動機(jī)臺數(shù)； 機(jī)構(gòu)傳動效率；初選電動機(jī)功率：式中 電動機(jī)功率增大系數(shù)，由1中表7-6查得 由附表30選用YZR225M-8型電動機(jī)。， 電動機(jī)質(zhì)量為398kg。4.5 驗算電動機(jī)發(fā)熱條件3 等效功率： （70)式中：工作級別系數(shù)，由1表3-1查得，當(dāng)JC%=25%時，=1.0 由1按起重機(jī)工作場所得查得 由此可知，故初選電動機(jī)發(fā)熱通過。4.6 選擇減速器6車輪轉(zhuǎn)速： （71）構(gòu)傳動比：查附表35，選用兩臺ZQ-650-型減速器，N=30kw （當(dāng)輸入轉(zhuǎn)速為1000r/min時） 可見 4.7 驗算運(yùn)算速度和實際所需功率4實際運(yùn)行速度： （72）誤差： （73）實際所需電動機(jī)靜功率： （74）由于，故所選電動機(jī)和減速器均合適。4.8 驗算起動時間3 起動時間： （75）式中： m=2 （驅(qū)動電動機(jī)臺數(shù)） 時電動機(jī)額定扭矩滿載運(yùn)行時的靜阻力矩： （76）空載時運(yùn)行的靜阻力矩： （77）初步估算高速軸上聯(lián)軸器的飛輪矩：機(jī)構(gòu)總的飛輪矩（高速軸）：滿載起動時間： （78）空載起動時間： （79）由2知，起動時間在允許范圍（810s）之內(nèi)，故合適。4.9 起動工況下校核減速器功率3 起動工況下減速器傳動功率： （80）式中： （81） 運(yùn)行機(jī)構(gòu)中同一級傳動減速器的個數(shù)，=2 因此，所選用的減速器的 ，所以適合。4.10 驗算起動不打滑條件3由于起重機(jī)是在室內(nèi)使用，故坡度阻力和風(fēng)阻力均不予考慮，以下按三種工況進(jìn)行驗算。4.10.1 二臺電動機(jī)空載設(shè)計同時起動 （82）式中：主動輪輪壓和； 從動輪輪壓和； 室內(nèi)粘著系數(shù)； 防止打滑的安全系數(shù)；故兩臺電動機(jī)空載起動不會打滑。4.10.2 事故狀態(tài)當(dāng)只有一個驅(qū)動裝置工作，而無載小車位于工作著的驅(qū)動裝置這一邊時，則： （83）式中：工作的主動輪輪壓； 非主動輪輪壓和； 臺電動機(jī)工作時的空載起動時間。 ，故不會打滑。4.10.3 事故狀態(tài)當(dāng)只有一個驅(qū)動裝置工作，而無載小車遠(yuǎn)離工作著的驅(qū)動裝置這一邊時，則：，與第二種工況相同。 ，故也不會打滑。4.11 選擇制動器6由1取制動時間 ,按空載計算制動力矩，即Q=0代入：式中： （84） （85） =2 制動器的臺數(shù)，兩套驅(qū)動裝置工作；現(xiàn)選用兩臺YWZ5-315/30制動器，查附表15得其額定制動力矩，為避免打滑，使用時需將其制動力矩調(diào)至28N.m以下。考慮到所取的制動時間，在驗算起動不打滑條件時已知是足夠安全的，故制動不打滑驗算從略。4.12 選擇聯(lián)軸器6根據(jù)機(jī)構(gòu)傳動方案，每套機(jī)構(gòu)的高速軸和低速軸都采用浮動軸4.12.1 機(jī)構(gòu)高速軸上的計算扭矩 式中： 聯(lián)軸器的等效力矩； 等效系數(shù)，見1表2-6取=2由附表29查得，電動機(jī)YZR225M-8電動機(jī)，軸端為圓柱形，。故在靠電動機(jī)的一端從附表45中查選兩個帶的制動輪的半齒聯(lián)軸器CLZ5（S270）（靠電動機(jī)一側(cè)為圓錐孔，浮動軸端d=65mm） ，重量G=48.9kg。在靠減速器端，由附表43，選用兩個半齒聯(lián)軸器CLZ5（S270）（靠近減速器端為圓錐形）浮動軸直徑d=65mm，其，重量為G=48.9kg。高速軸上轉(zhuǎn)動零件的飛輪矩之和為,與原估計基本相浮，故有關(guān)計算則不需要重復(fù)。4.12.2 低速軸的計算扭矩 （86）由附表34查得ZQ-650減速器低速軸端為圓柱形：d=60mm，=110mm。由附表19得：的主動車輪的伸出軸為圓柱形：，。故從4中選用4個聯(lián)軸節(jié)：其中兩個為：（靠近減速器端）另外兩個為：（靠車輪端）所有 ，G=37.5kg（在聯(lián)軸器型號標(biāo)記中，分子均為浮動軸端直徑）4.13 浮動軸的驗算124.13.1 疲勞強(qiáng)度驗算低速軸的等效扭矩： （87）式中 等效系數(shù)，由表2-6查得 =1.5 由上面已取浮動軸端直徑d=110mm，故其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為：由于浮動軸載荷變化為對稱循環(huán)（因為浮動軸在運(yùn)行過程中正反轉(zhuǎn)之扭矩相同），所以許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為： （88）式中，材料用45號鋼，取，所以 考慮零件幾何形狀，表面狀況的應(yīng)力集中系數(shù)； 安全系數(shù)。，故疲勞強(qiáng)度驗算通過。4.13.2 靜強(qiáng)度驗算計算靜強(qiáng)度扭矩： （89） 式中： 動力系數(shù)，查表2-5得=2.5扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 （90）許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力：，故靜強(qiáng)度驗算通過。高速軸所受扭矩雖比低速軸?。ǘ呦嗖?倍），但強(qiáng)度還是足夠的，故此處高速軸的強(qiáng)度驗算從略。 5 箱形結(jié)構(gòu)主梁的計算12在箱形梁式橋架結(jié)構(gòu)的主梁截面尺寸初步確定之后，便可以按照第種載荷組合（大車平穩(wěn)制動，小車在跨度中，滿載下降制動）情況對主梁進(jìn)行強(qiáng)度驗算，主梁的強(qiáng)度驗算內(nèi)容主要包括：在橋架跨度中部危險截面的最大彎曲應(yīng)力和在主梁端部支 撐處截面上的剪應(yīng)力。5.1 主梁垂直方向彎矩和剪力的計算分析主梁在上述各種外載荷組合作用下引起的內(nèi)力（彎矩和剪力）時，必須注意到下面這一情況：從結(jié)構(gòu)力學(xué)的分析方法可知，對其中的移動載荷部分（即考慮動力系數(shù)的計算輪壓），應(yīng)該以該載荷的最大不利位置來分別確定其造成的主梁彎矩和剪力最大值，作為主梁強(qiáng)度驗算的依據(jù)。而其余的外載荷均屬于固定載荷（考慮沖擊系數(shù)值）。按照材料力學(xué)的方法便可以確定其相應(yīng)截面上的彎矩和剪力。下面按照大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)驅(qū)動的兩種方式分別進(jìn)行討論。5.1.1 大車輪距 （91）取k=7m5.1.2 主梁的高度（理論值） （92）5.1.3 端梁高度 （93） 取=1.4m5.1.4 橋架端部梯形高度 （94）取c=4.3m5.1.5 主梁腹板高度根據(jù)主梁計算高度H=1.72m，最后選定腹板高度h=1.7m5.1.6 確定主梁截面尺寸主梁中間截面各構(gòu)件板厚根據(jù)表7-1推薦確定如下：主腹板厚，副腹板厚，上下蓋板厚主梁兩腹板內(nèi)壁間距根據(jù)下面的關(guān)系式來決定： （95）取b=700mm ，采用自動焊，則蓋板寬度：取B=750mm主梁的實際高度：H= 同理，主梁支撐截面的腹板高度取這時支撐截面的實際高度主梁中間截面和支撐截面的尺寸簡圖分別如圖8，圖9： 圖8主梁中間截面 圖9支撐截面 Fig.8 The main beam in the middle section Fig.5.1.2 Support section 5.1.7 加勁板的布置尺寸為了保證主梁截面中受壓構(gòu)件的局部穩(wěn)定性，需要設(shè)置一些加勁構(gòu)件主梁端部大加勁板的間距：，取=1.7m主梁端部（梯形部分）小加勁板的間距： 主梁中部（矩形部分）大加勁板的間距：，取a=3m 主梁中部小加勁板的間距：若瞎扯鋼軌采用p43重軌，其對水平重心軸線x-x的最小抗彎截面模數(shù)，則根據(jù)連續(xù)梁由鋼軌的彎曲強(qiáng)度條件求得加勁板間距（此時連續(xù)梁的支點即加勁板所在位置；使一個車輪輪壓作用字兩加勁板間距的中央） （96）式中：小車的輪壓，取平均值； 動力系數(shù)，=1.15 鋼軌的許用應(yīng)力，=170MPa因此，根據(jù)布置方便，取由于腹板的高厚比，所以要設(shè)置水平加勁桿，以保證腹板局部穩(wěn)定，采用角鋼作水平加勁桿。5.2 主梁的計算45.2.1 計算載荷確定查圖7-11曲線得半個橋架（不包括端梁）的自重，則主梁由于橋架自重引起均布載荷： （97）查表7-3得主梁由于集中驅(qū)動大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的長傳動軸系引起均布載荷：，取=9.5N/cm由表7-3查得運(yùn)行機(jī)構(gòu)中央驅(qū)動部件重量引起集中載荷為：主梁的總均布載荷： 主梁的總計算均布載荷：式中 =1.1沖擊系數(shù)，由公式2-5得作用在一根主梁上的小車兩個車輪的輪壓值可根據(jù)表7-4中所列數(shù)據(jù)選用：；考慮動力系數(shù)的小車車輪計算輪壓值為： 式中 =1.15動力系數(shù)5.2.2 主梁垂直最大彎矩12計算主梁垂直最大彎矩如圖 10： （98）設(shè)敞開式司機(jī)操縱室的重量為其重心距支點距為： 圖10主梁所受彎矩圖Fig. Bending moment diagram from figure 將以上各數(shù)據(jù)代入上式可得： （99） 5.2.3 主梁水平最大彎矩12 （100）式中 g重力加速度，g=9.81 a大車起制動加速度平均值，則 不計及沖擊系數(shù)和動載荷系數(shù)時的主梁垂直最大彎矩，由下式可計算得： （101）因此得主梁水平最大彎矩： （102）取=5.2.4 主梁的強(qiáng)度驗算12主梁中間截面的最大彎曲應(yīng)力： （103）式中 主梁中間截面水平重心軸線x-x的抗彎截面模數(shù) （104） 主梁中間截面對垂直重心軸線y-y的抗彎模數(shù)： （105）因此可得：由表2-19查得Q235鋼的許用應(yīng)力為 故 主梁只承截面的最大剪應(yīng)力根據(jù)公式計算： （106） 式中 主梁支承截面所受的最大剪力： (107) 主梁支承面對水平重心軸線x-x的慣性矩 （108） S主梁支承截面半面積對重心軸線x-x的靜矩： （109）因此可得：由表2-24查得鋼的許用剪應(yīng)力為故由上面的計算可知，強(qiáng)度足夠。5.2.5 主梁的垂直剛度驗算主梁在滿載小車輪壓作用下，在跨度所產(chǎn)生的最大垂直撓度為： （110）式中： 因此可得：允許撓度值：因此 5.2.6 主梁對水平剛度驗算主梁在大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)起制動慣性載荷作用下，產(chǎn)生的水平最大撓度可按下計算： （111）式中：作用在主梁上的集中慣性載荷 （112） 作用在主梁上的均布慣性載荷 （113） 由此可得： 水平撓度的許用值：，因此有上面計算可知，主梁的垂直和水平剛度均滿足要求。5.3 端梁的計算45.3.1 計算載荷的確定設(shè)兩根主梁對端梁的作用相等，則端梁的最大支反力為： （目 錄 摘要1 關(guān)鍵詞1 1前言2 2 起升機(jī)構(gòu)計算4 2.1確定起升機(jī)構(gòu)傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組5 2.2選擇鋼絲繩5 2.3 確定滑輪主要尺寸6 2.4 確定卷筒尺寸并驗算度6 2.5 選電動機(jī)7 2.6 驗算電動機(jī)發(fā)熱條件8 2.7 選擇減速器8 2.8 驗算起升速度和實際所需功率8 2.9 校核減速器輸出軸強(qiáng)度8 2.10 選擇制動器 9 2.11 選擇聯(lián)軸器 9 2.12 驗算起動時間9 2.13 驗算制動時間10 2.14 高速浮動軸計算10 3.小車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的計算 12 3.1 確定機(jī)構(gòu)傳動方案 12 3.2 選擇車輪和軌道并驗算強(qiáng)度 12 3.3 運(yùn)行阻力計算 13 3.4 選電動機(jī) 14 3.5 驗算電動機(jī)發(fā)熱條件 14 3.6 選擇減速器 14 3.7 驗算運(yùn)行速度和實際所需功率 14 3.8 驗算起動時間 14 3.9 按起動工況校核減速器傳遞的功率 15 3.10 驗算起動不打滑條件15 3.11 選擇制動器 16 3.12 驗算制動不打滑條件 17 3.13 選擇高速聯(lián)軸器及制動輪 17 3.14 選擇低速軸聯(lián)軸器 18 3.15 驗算低速浮動軸強(qiáng)度 18 4 大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)計算19 4.1 確定傳動機(jī)構(gòu)方案19 4.2 選擇車輪與軌道,并驗算其強(qiáng)度 20 4.3 運(yùn)行阻力計算21 4.4 選擇電動機(jī)22 4.5 驗算電動機(jī)發(fā)熱條件22 4.6 選擇減速器22 4.7 驗算運(yùn)算速度和實際所需功率22 4.8 驗算起動時間23 4.9 起動工況下校核減速器功率24 4.10 驗算起動不打滑條件24 4.11 選擇制動器 25 4.12 選擇聯(lián)軸器 26 4.13 浮動軸的驗算 27 5 箱形結(jié)構(gòu)主梁的計算28 5.1 主梁垂直方向彎矩和剪力的計算28 5.2 主梁的計算30 5.3 端梁的計算34 5.4 主要焊縫的計算37 6 總結(jié)37 參考文獻(xiàn)38 致謝38