3690 小型自動翻轉提升機設計

3690 小型自動翻轉提升機設計,小型,自動,翻轉,提升,晉升,設計 畢業(yè)設計過程管理材料題 目 小型自動翻轉提升機學生姓名系部名稱專業(yè)班級指導教師職 稱系部起止時間教 務 處 制1小型自動翻轉提升機設計第 1章 緒 論1.1課題來源及研究的目的和意義隨著經濟的不斷發(fā)展，大型工業(yè)與民用建筑不斷的出現，以至使得像大型 H 鋼這樣的鋼材有著大量的市場需求。2005 年推出的鋼鐵新政確立了一個重要的的產業(yè)政策是注重鋼材的節(jié)約使用，發(fā)展循環(huán)經濟，是實現鋼鐵工業(yè)可持續(xù)發(fā)展的必由之路。同時還明確指出 H 型鋼材是綠色環(huán)保產品，要大力推廣應用。因此可以說，H 鋼遠期需求依然很大。在 H 鋼的價格方面有利好因素，首先，板材價格持續(xù)上漲，自 2005 年以來，以冷軋為帶動，中厚板，熱卷以及螺紋等的價格都有不同程度的上漲。尤其寶鋼調價以來，板材價格在此帶動下持續(xù)高漲。鋼市場逐步回暖也給 H 型鋼市場形成了一個比較穩(wěn)定的外部環(huán)境。其次，國外 H 型鋼市場行情較好，為我國H 型鋼出口創(chuàng)造了一個有利環(huán)境，日本，美國及歐洲等地 H 型鋼市場逐步回暖，價格均有不同程度的程度的回升，國內市場進口 H 型鋼與國產 H 型鋼價格差距已經消失，對國內市場不再構成威脅，反而有利于國內鋼材的出口。大型 H 鋼提升翻轉機機構在在這個經濟背景下產生。H 鋼雖然可以用熱軋的方法制造，但只能在端面高度為 400600mm 范圍內取得最佳經濟效果，小于或大于這個范圍，用其它焊接方法制造更為有利。同時，在焊接生產加工中，當 H 鋼完成組對并進行一面的焊接后，需要將其翻轉，以便焊接另一面。但由于 H 鋼體積大、重量重，人工很難翻轉，所以需要專用的設備，尤其是在大批量生產中，就更需要一種翻轉提升機構來完成這一操作，以提高生產效率。大型H 鋼翻轉提升機就是應用在這種場合下的設備。1.2同類設備目前的發(fā)展著狀況對于翻轉機構，現在已有很多的形式。如有框架式、頭尾架式、鏈式、環(huán)式、推舉式等。并已在實際生產中用于各種工件的翻轉。目前國內還未對各種形式的翻轉機制訂出系列標準，但國內已有廠家生產頭尾架式的翻轉機，并成系列。另外，配合焊接機器人使用的框架式、頭尾架式翻轉機，國內外均有生產。它們都是點位控制，控制點數以使用要求而定，但多為 2 點(每隔 )、4 點（每隔 ） 、180908 點（每隔 ）控制，翻轉速度以恒速的為多，但也有變速的。翻轉機與機器人聯452機按程序動作，載重量多在 203000 之間。例如我國汽車、摩托車等制造行業(yè)使kg用的弧焊機器人加工中心，已成功地采用了國產頭尾架式和框架式的焊接翻轉機，由于是恒速翻轉，點位控制，并輔以電磁制動和汽缸錐銷強制定位，所以多采用交流電動機驅動、普通齒輪副減速，機械傳動系統的制造精度比軌跡控制的低 1 到 2 級，造價便宜。提升機構主要有機械式和液壓式兩種，且各種提升設備已形成標準系列。機械式提升機構通常是以省力的鋼絲繩滑輪組作為執(zhí)行構件的，所以可以有較大的提升范圍，滑輪組一般使用定滑輪、定滑輪和動滑輪、雙聯滑輪組（四分支） 、雙聯滑輪組（八分支）等幾種形式。另外在機械式提升機構中，也有采用齒輪和齒條進行提升，但采用這種機構的設備一般只適用于小型貨物、輕載情況下的提升作業(yè)。液壓式提升機構也是常用提升機構中的一種。它采用液壓作為動力源，包括有使用液壓馬達，其執(zhí)行提升的機構同機械式。由于液壓缸的行程有限，對于較大行程的提升都設計有增加行程的裝置，如 X 形的支架。因此，液壓式提升機構多用于升降臺、汽車翻斗等不需要很大行程，但卻有較大載重的設備中?？紤]液壓傳動具有在同樣的驅動功率下，液壓裝置的重量更輕、體積更小及耐沖擊的特點。選用液壓式提升機構作為 H 鋼的提升裝置。由于系統不需要較大的提升行程，所以使用液壓缸直接推動翻轉架進行提升即可，這樣做，雖然要使用較多的液壓缸，但可以簡化提升機構，所有翻轉架的液壓缸都由一個泵源提供動力，即可保證液壓缸的同步動作，也可以減少空間的使用。我國研制的液壓提升機，因具有體積小、結構緊湊、安裝靈活、操作簡單及良好的防爆性能與容積調速和恒扭矩輸出特性等優(yōu)點，廣泛應用于工業(yè)生產中，并已在在各種金屬、非金屬礦山和現代工程施工、建筑等領域作非防爆提升設備也得一定程度的推廣應用，并仍有較大市場前景。隨著技術的發(fā)展，在液壓提升機的使用市場受到挑戰(zhàn)的條件下，對液壓提升機動性的動態(tài)品質與綜合性能提出了更高的要求?，F有液壓提升機的液壓系統為開環(huán)加簡單的手動操作比例式減壓閥控制方式，液壓泵為直接反饋排量調節(jié)變量控制結構，這很難滿足對液壓提升機的高品質要求。在現有液壓提升機基礎上，如何調整液壓系統結構、設計控制策略，實現自動控制程度更高、安全可靠性更好、運行效率更高、滿足乘坐舒適性要求的高品質液壓提升機成了目前液壓提升機研究與生產廠家的當務之急。液壓提升機按傳動系統有全液壓傳動的液壓提升機和液壓機械傳動兩大類。液壓提升機由于采用液壓傳動，減小了產生電火花的元件，空載直接啟動，完全由液壓系統實現調速，電氣控制設備簡單，便于實現防爆，安全可靠性好，液壓系統3傳遞動力均勻平穩(wěn)，而且通過液壓變量泵能實現無級變速，起動換向平穩(wěn)低速動轉性能好，電控制提升機在啟動和低速提升時電阻器消耗能量，在低速重載下放時靠制動間摩擦來實現調速。而液壓提升機調節(jié)速時無電阻器消耗電能，且在下放重載時向電網反饋電能。液壓提升機不象電控制提升機那樣頻繁啟動電動機，與同功率的電控防爆提升機相比，結構簡單，體積小，占用用室小、運輸、安裝費用低;安全保護設施齊全。從控制理論角度來講，提升機液壓系統是典型的非線性、變載荷、變參數的系統，工作效率更高、安全可靠性更好、乘坐更為舒適性等技術要求又對液壓提升機的平層位置精度、速度、加(減)速度的動態(tài)控制指標提出了更高的要求。到目前為止，防爆液壓提升機控制系統主要是容積調速控制，即司機操作減壓式比例控制閥向變量控制系統的比例油缸輸入逐漸變化的壓力油，比例油缸位移控制伺服閥閥芯位移，伺服閥又通過差動油缸控制擺動缸體，改變變量泵的斜盤傾角大小，改變液壓泵拾出流量的大小和方向，進而改變液壓馬達的速度大小和旋轉方向，實現對提升箕斗或雄籠的升降。液壓提升的電液比例控制和電液伺服控制方式正處于研究和研制階段。根據國家計委等三部委發(fā)布的“提升設備產品市場總需求表”獲悉，礦用提升設備產品“九五”期間總需求量比“八五”期間增加 38%,“十五”期間的總需求量也有增無減，其中大中型礦用提升設備全國每年平均需求量約為 3250 臺。同時，據不完全統汁，目前我國約有 1.22.5m 井下提升設備近 15000 臺，大部分為非防爆型。隨著電控防爆技術的發(fā)展， 、液壓防爆提升機的井下市場的受到挑戰(zhàn)。但因液壓防爆提升機具有電控提升機無法比擬的優(yōu)點，特別是隨著液壓伺服控制技術的發(fā)展，各種液壓伺服控制策略如 PID 控制、自適應控制、變結構控制、模糊控制、神經網絡控制在液壓提升機中的應用，液壓提升機的動態(tài)品質、綜合性能必將得到大幅度的提高，液壓防爆提升的優(yōu)勢將更加明顯。液壓提升機的競爭優(yōu)勢除原有結構緊湊、安裝靈活、操作簡單及良好的防爆性能與容積調速恒扭矩輸出特性外，各種液壓伺服控制策略的應用必將使其具有新的技術優(yōu)勢，可以說液壓提升機的技術優(yōu)勢主要在于液壓伺服控制系統的優(yōu)勢，具體可歸納為大功率液壓伺服控制系統與電氣伺服控制系統相比，仍將保持體積小、重量輕、慣性小。一般電氣元件的動作是基于電磁作用，已知的各種鐵磁物質在很低的磁通下便飽和了，這意味著一定體積的電動機不可能獲得更大的力矩。電磁鐵每平方厘米能產生的最大力大致 71.6N 左右，即使昂貴的坡莫合金，每平方厘米面積的力也不超過215.7N、而采用作動筒的液壓伺服系統在 lcm2 能產生力 372.92059.4N 的力是很普遍的，45000N/cm2 及以上壓力的液壓系統也在發(fā)展之中，由此看出與電氣元件同樣4大小的液壓元件所產生的力要比電氣元件大得多，采用液壓馬達時，其轉動慣量約為相應功率電動機的轉動慣量的 1%左右，液壓伺服控制系統的力矩慣性比，比電氣伺服系統大十幾倍到幾十倍，對于一個自動控制系統，元件的質量及慣量的降低減輕了系統的重量和體積外更重要性的是由于慣性小，變化速度與反向控制容易，其快速性可以大大提高，這在大功率的液壓提升機上將更明顯。靜、動態(tài)控制精度對現代化的液壓提升設備來說已是一項非常重要的指標，由于液壓伺服系統特別是電液伺服系統可以允許較大的放大倍數，功率放大倍數可達106，因而可以獲得較高的靜態(tài)與動態(tài)精度，液壓伺服系統的時間常數在 0.110-3s，而電動系統一般在 0.510-2s;液壓伺服系統的壓力放大倍數大，故系統受負載變化的影響相對小，對反操作的抑制能力強;液壓伺服所表現的這種負載剛性大的另一個原因是液壓油本身帶來的油的體積的變化很小。電動機的輸出力是由電磁力的電磁場作用造成的，它的剛性比液壓的差，因而定位誤差也大。更高動態(tài)品質、綜合性能要求的液壓提升機的發(fā)展正是利用了液壓伺服控制的這些優(yōu)勢。液壓伺服系統解決散熱問題方便，利用液體的流動把那些由于功率損耗而產生的熱量，從發(fā)生的地方帶到別處，只要在適當的地方裝上冷卻器便可解決散熱問題。電氣元件由于電阻損失和渦流損失等到產生的熱量無法很快帶走，故而限制了它的使用條件，或它的最小使用條件受到限制，因而液壓元件的體積可以做得相當小。 此外，液壓油能兼起潤滑作用，從而使液壓統的使用壽命得到延長;液壓伺服系統調速范圍寬，高低速之比可以達 400 以上，以及固有的枯滯性使其傳動平穩(wěn)，特別是低速有良好的穩(wěn)定性，當然液壓伺服系統也存在著如液壓油容易污染、流體流動復雜，理論上的描述不如電氣成熟，以及管路傳輸也不如電氣方便等缺點。隨著對自動化生產和高生產效率的要求，對生產設備也提出新的要求，即需要解決液壓提升機的層位控制精度不高、提高安全可靠性等一系列問題，這是液壓提升機發(fā)展中大家密切注視和急待解決的問題。調整液壓系統結構、設計控制策略，實現自動控制程度更高、安全可靠性更好、運行效率更高、滿足乘坐舒適性要求的高品質液壓提升機是近幾年液壓提升機的主要發(fā)展趨勢。液壓提升機提升繩系與電控式提升機的完全一樣，主機則為全液壓驅動與制動結構，液壓驅動系統為泵控馬達容積調速系統，制動系統則為閥控缸節(jié)流系統。由于兩液壓系統在動態(tài)特性上的固有差異，加之現役液壓提升機的控制手段相對落后，致使其綜合性能、品質不高。因此，除在降低振動噪聲、減少泄漏污染等方面繼續(xù)加以研究外，在技術上主要應解決提高平層精度的問題。平層精度包括液壓提升機停穩(wěn)后提升容器在?？刻幣c平層間的位置誤差(規(guī)定誤5差值為士 50mm)和卷筒制動時刻至提升容器停穩(wěn)所經歷的時間即平層時間兩方面，這是影響液壓提升機運行效率的主要因素。平層精度與液壓驅動系統的速度伺服控制方法、提升機減速過程中的激勵加速度函數、提升繩系的振蕩特性、提升容器所要?？康钠綄釉诰仓械奈恢?它決著提升鋼繩的長度)和負載大小密切相關。提升機的減速停車過程設計主要為時間設計法和行程設計法兩種。在現有液壓提升機的減速運行過程中，司機根據深度指示器的指示，手動操作減壓式比例閥發(fā)出減速停車信號，其減速停車的過程是一種粗糙的距離控制法。這種控制法往往不夠精確而要靠司機一次或多次微動操作才能使提升容器達到規(guī)定誤差范圍，嚴重影響著運行效率的提高。對提升繩系的動力學與振蕩特性的研究?？刂谱兞康乃欧兞繖C構位置直接反饋比例排量調節(jié)系統使泵的拾出流量能限隨輸入信號減壓式比例閥閥芯位移作連續(xù)比例變化，但液壓泵的容積效率隨系統工作壓力、油液粘度等的變化而變化，加之液壓油的可壓縮性、管道的彈性、液壓元件的泄漏等因素的影響，從而使輸人液壓馬達的流量得不到精確的控制，又由于液壓驅動系統沒有馬達輸出速度檢側與反饋閉環(huán)。因此，提高液壓提升機的平層精度就必須改變其現有控制方式。提高液壓驅動與制動動作的協同性是保證液壓提升機可靠、安全有序工作的關鍵，在液壓提升機加速起動、減速停車的瞬間，司機操作減壓式比例閥向液壓驅動系統與制動系統同時發(fā)出控制信號，驅動系統液壓馬達輸出轉速與輸出扭矩逐漸動態(tài)地建立，同時液壓制動系統松閘或抱閘制動，兩者協同配合實現負載的升降。液壓驅動系統為泵控馬達系統，制動系統為閥控制缸系統，相比之下，前者的響應速度慢很多，雖然液壓制動系統中設置有節(jié)流閥以調節(jié)制動、松閘時間，但因負載、系統油溫等因素的影響，液壓驅動系統扭矩、轉速(同步建立)建立或降低時間均是個變量，從而引起所謂的“上坡起動負載瞬時下滑”與停車時系統壓力沖擊現象。因此，設置液壓驅動系統輸出速度的閉環(huán)反饋與控制，對確保液壓驅動與制動的協同配合，提高系統的動態(tài)品質致關重要。綜上所述 ，液壓提升機的液壓系統是典型的變負載、大慣量、非線性、時變高階系統，要提高其綜合性能與動態(tài)品質，關鍵是合理設計對應于一個提升循環(huán)中的液壓驅動系統馬達的輸出速度曲線，尤其是控制加速起動與減速停車過程中的加速度方程:這就必須改變液壓提升機的控制策略，采用閉環(huán)與多種控制策略來提高系統的速度剛度與負載擾動下的響應速度。液壓提升機具有液壓傳動系統與電控提升機的眾多優(yōu)點，仍將有較大的市場前景，有我們多年來設計、制造與使用維護所積累的經驗，對提高液壓提升機的動態(tài)品質與綜6合性能是完全可能的;而其中的關鍵是改變現有液壓提升機的簡單手動操作比例式減壓閥操作與控制方式，而實現以數字 PID 控制、自適應控制、模糊控制、神經網絡控制或它們的復合控制為算法的計算機控制系統，這也是近幾年液壓提升機的發(fā)展趨勢。目前，液壓提升機的計算機控制策略正在理論與試驗研究之中。1.3 設計的基本內容和擬解決的主要問題1.3.1設計基本內容1完成 H 鋼翻轉提升機構的主要參數計算和整體設計方案。2. 進行 H 鋼翻轉部分的設計與計算，并進行主動軸強度和剛度的校核。3. 進行提升部分設計，確定主要零部件的尺寸。1.3.2擬解決的主要問題根據生產中鋼的尺寸，設計出適當尺寸的翻轉機構。在 H 鋼翻轉過程中，需考慮到傳動傳動裝置的磨損，變松以及如何改善這種情況，另需注意各部件間的潤滑，確定 H 鋼提升的方式。本設計的提升機構用于 H 鋼的提升，工業(yè)上要求物料輸送過程的平穩(wěn)高效，同時要使所占用的空間盡可能小，以減小生產成本。大型 H 鋼翻轉提升機構翻轉部分采用鏈式翻轉結構，該結構主要由鏈條、鏈輪、電動機、皮帶傳動裝置和架體等部分組成。提升部分采用液壓式提升機構，本設計完成翻轉部分的機械本體及提升部分的液壓系統設計。解決 設計方案的確定，翻轉機構的設計，提升機構的設計，以及兩者的相互協調和運行平穩(wěn)。7第 2章 系統總體設計2.1初始參數的擬訂翻轉的H鋼最大尺寸為：高1200mm、寬600mm、長18000mm，最大質量為10噸。每個翻轉機構設置1臺翻轉電機，要求機構能實現正反方向任意角度的翻轉。提升機構的最大提升高度為800mm。整個系統由3個翻轉提升架組成，分別編號為號、號、號。號與號之間相距4m，號與號之間相距 7m。各翻轉提升架之間放置輸送輥道。2.2機構的選擇及各部分形式的確定根據對題目“ 大型H鋼翻轉提升機構設計” 可知，該機構主要有兩部分組成，即翻轉機構和提升機構，現分別對這兩種機構進行討論。2.2.1翻轉機構翻轉機構是將工件沿水平軸轉動或傾斜，使之處于有利于加工位置的變位設機構。常見的有框架式、頭尾架式、鏈式、環(huán)式、推舉式等翻轉機構。它們的使用場合見表2.1。表 2.1 翻轉變位機構形 式 變位速度 驅動方式 使 用 場 合框架式 恒定 機電或液壓 板結構、桁架結構等較長焊件的傾斜變位頭尾架式 可調 機電軸類和橢圓形焊件的環(huán)形焊縫，表面堆焊時的旋轉變位鏈式 恒定 機電裝配定位焊后，自身剛度很強的梁住型的翻轉變位環(huán)式 恒定 機電裝配定位焊后，自身剛度很強的梁住型的翻轉變位。在大型構件的組對與焊接應用中較多推舉式 恒定 液壓各類構件的傾斜變位。裝配和焊接在同一工作臺上進行8根據各種機構的使用場合可知，對于大型H鋼的翻轉可以采用鏈式、環(huán)式和推舉式翻轉機構?，F對這三種機構加以比較，以確定最終采用的機構形式。1、鏈式翻轉機構 鏈式翻轉機構結構形式如圖2.1。41鏈輪 2鏈條 3H鋼 4支架圖2.1 鏈式翻轉機構由圖2.1可知，鏈式翻轉機構結構比較簡單，因為采用鏈條支撐，對箱形斷面的角接焊縫也同樣適用，其缺點是焊縫對中較費時，焊接是在自由狀態(tài)下焊接，不便于用夾具控制焊接變形。2、環(huán)式翻轉機構環(huán)式翻轉機構結構形式如圖2.2。1托輪 2支撐環(huán) 3鈍齒輪 4驅動裝置圖2.2 環(huán)式翻轉機構在翻轉同等體積的H鋼時環(huán)式翻轉機構整體尺寸較大，機構上配有加緊裝置，因此，相對與鏈式而言，結構復雜。但特別適合與超大型工件的翻轉。3、推舉式翻轉機構推舉式翻轉機構結構如圖2.3。91反轉工作臺 2推拉式軸銷 3升液壓缸圖2.3 推舉式翻轉機構推舉式翻轉機構結構也比較簡單，且能翻轉的工件類型也較多，但這種結構一次最多只能翻轉 ，翻轉后工作臺需要復位。對于大角度的翻轉效率低下。根據以上三種機構的特點，考慮結構的復雜程度和工作效率，選用鏈式翻轉機構做為大型H鋼的翻轉裝置鏈式翻轉機構主要由電機、鏈條、鏈輪、張緊輪及架體等組成。在起重機械中應用的鏈條主要有環(huán)形焊接鏈和片式關節(jié)鏈。使用環(huán)形焊接鏈條具有撓性好、可用較小直徑的鏈輪和卷筒，且傳動機構外形尺寸小，鏈條本身耐腐蝕。缺點是可靠性差、有突然斷裂的可能、不耐沖擊、質量大、不易用于高速提升設備中，鏈條本身運動中常產生滑移和摩擦。片式關節(jié)鏈的撓性比焊接鏈更好，比較可靠、運動平穩(wěn)。缺點是有方向性、橫向無撓性、成本高、對灰塵和銹蝕較為敏感。由于設備在運動中有沖擊，出于安全和運動穩(wěn)定性的考慮，選用片式關節(jié)鏈作為翻轉用鏈條。電機通過窄V帶將功率傳遞給翻轉裝置，因為翻轉提升架的翻轉過程不需要準確的速比，且翻轉過程中對系統有沖擊，所以優(yōu)先選用帶傳動的形式。另外在各種帶中，窄V帶具有普通V帶的所有特點外，不但壽命長、傳動功率大、費用低而且可以減少帶輪的寬度和直徑。2.2.2 提升機構提升機構分為機械式和液壓式兩種，現對這兩種機構進行比較，以確定最終采用的機構形式。機械式提升機構通常是以省力的鋼絲繩滑輪組作為執(zhí)行構件的，所以可以有較大的提升范圍，滑輪組一般使用定滑輪、定滑輪和動滑輪、雙聯滑輪組（四分支） 、雙聯滑輪組（八分支）等 幾種形式。另外在機械式提升機構中，也有采用齒輪和齒條進行提升，但采用這種機構的設備一般只適用于小型貨物、輕載情況下的提升作業(yè)。液壓式提升機構也是常用提升機構中的一種。它采用液壓作為動力源。包括有使用液壓馬達，其執(zhí)行提升的機構同機械式。還有采用液壓缸進行提升。由于液壓缸的10行程有限，對于較大行程的提升都設計有增加行程的裝置，如 X 形的支架。因此，液壓式提升機構多用于升降臺、汽車翻斗等不需要很大行程，但卻有較大載重的設備中?？紤]液壓傳動具有在同樣的驅動功率下，液壓裝置的重量更輕、體積更小及耐沖擊的特點。選用液壓式提升機構作為 H 鋼的提升裝置。由于系統不需要較大的提升行程，所以使用液壓缸直接推動翻轉架進行提升即可，這樣做，雖然要使用較多的液壓缸，但可以簡化提升機構，所有翻轉架的液壓缸都由一個泵源提供動力，即可保證液壓缸的同步動作，也可以減少空間的使用。2.3 H鋼翻轉過程分析在 H 鋼被提升起后，在鏈條上處于圖 2.4 所示狀態(tài)，當鏈條順時針旋轉時， H 鋼將會以 B 點為中心逆時針方向翻轉。圖 2.4 翻轉過程當 A 點達到最低點后，如圖 2.5。若 H 鋼要繼續(xù)翻轉，就要以 A 點為中心，此時如果重心在支點 A 的左側如圖 2.5（a） ，則它產生的力矩將會使 H 鋼繼續(xù)翻轉。如果重心在支點 A 的右側如圖 2.5（b） ，它產生的力矩將會阻止 H 的翻轉，此時要求H 鋼的慣性足以克服重力產生的力矩使 H 鋼繼續(xù)翻轉到重心移動到 A 點的左側，否則 H 鋼翻轉到此位置時將停止翻轉且在鏈條上打滑。H 鋼是否會打滑主要取決于 H 鋼與鏈條摩擦力的大小，即如果摩擦力足夠大，將出現圖 2.5（a ）的狀態(tài)，此時不會發(fā)生打滑現象。如果摩擦力不夠大，出現圖2.5（b）的狀態(tài)就要求 H 鋼有足夠的翻轉速度以保證不出現打滑的現象。由于鏈條的表面有明顯的凹凸不平，所以 H 鋼與鏈條之間的摩擦力不能簡單的用平面之間的靜摩擦進行計算，所以這里不對 H 鋼是否打滑進行理論計算。（a） (b)11圖 2.5 H 鋼翻轉過程簡圖2.4 大型 H鋼翻轉提升機的布置整個系統由 3 個翻轉提升架組成，分別編號為號、號、號。要求三個翻轉提升架成一排放置，三個翻轉提升架的中心線保持在一條直線上，且號與號之間相距 4m，號與號之間相距 7m。各翻轉提升架之間放置輸送輥道?？刂婆_放置在號架的一側。見圖 2.6。圖 2.6 大型 H 鋼翻轉提升機的布置2.5本章小結通過幾種提升機構和翻轉結構的分別比較，確立了本設計的最終所采用的大型H 鋼提升翻轉機構的形式,其提升部分用液壓提升，翻轉部分采用鏈式翻轉。12第 3章 傳動系統零件的選擇及設計3.1電動機的選擇翻轉部分的結構簡圖如圖 3.1。圖 3.1 翻轉結構簡圖設計鏈速為 0.05 ，單個翻轉架承受重力為 50000 。受力分析如圖 3.2。m/s N圖 3.2 鏈條受力分析鏈條與水平方向夾角 5210arctg鏈條受力 N349sinsi21GF水平分力 co3495co27 功率 20.14kWPFv電機功率131.7452.3kW098pP電 鏈 皮式中 鏈條傳動效率， 取 =90%鏈鏈皮帶傳動效率， 取皮 %皮選取電動機型號YZ160L-8 ，轉速705r/min，額定功率7.5 (電動機的功率因數k為0.766，傳遞效率為0.824）。電動機YZ160L-8 是起重設備專用電機，這種電動機具有啟動轉矩大，啟動電流小的特點，且能夠頻繁、重載啟動。因此選用這種類型的電機作為系統的翻轉電機。3.2帶傳動設計3.2.1帶傳動的計算設計資料參數為：傳遞的功率 ，窄 帶傳動，每天工作小于10小時，2.3kWPV重載啟動且有載荷沖擊。 1、確定計算功率 ccaPK（3.1）式中 計算功率cP工作情況系數。取aK1.4aK傳遞的額定功率，故 1.423.kWcP2、選擇帶型根據小帶輪轉速 ， ，由參考文獻10選用窄 帶SPZ。1705rmin.c V3、確定帶輪的基準直徑（1）初選小帶輪基準直徑 1d根據 帶截形，根據參考文獻10查得 ，則 。V163md167ad（2）計算帶速14（3.21061ndv）式中 主動輪的圓周速度1v主動輪的轉速n故 113.467052.3ms601dnv（3）計算從動輪基準直徑 2d設計傳動比 ，則5i 3156512d取 ， 。231md239ad4、確定中心距a 和帶的基準長度 dL初定中心距 0(3.3)210217. dda(635)(635)解得 04.7初選 =550mm。0a基準長度 2 10210()()4dddLaa3.435656（ ）=1622.212mm選取 。160mdL m5132601.5020 dLa考慮安裝調整和補償預緊力的需要，中心距的變動范圍為：15m56103.5103. 489maxin dL5、驗算主動輪上的包角根據對包角的要求，應保證： 1205.75136809(.112）至 少ad包角滿足要求。6、確定帶的根數（3.4）LcKPz0式中 包角系數，查得 =0.92；aKaK長度系數，查得 ；L 1.6L單根 帶的基本額定功率， 。0PV0.8P所以 4.16.926.3z取 根5z7、確定帶的預緊力)15.(09. 20 mvKzvPFc（3.5）式中 帶單位長度質量，查得 ；mV.7kgm帶速；v帶的根數；z包角系數；aK計算功率。cPN2153.07)192.5(3.509.0 F168、計算傳動作用在軸上的力2sin10zFP（3.6）式中 帶的根數z單根帶的預緊力0F主動輪上的包角11522sin9NPF3.2.2 帶輪設計及計算V根據帶輪的轉速和功率， 帶輪采用材料HT200鑄造V1、小帶輪設計計算由于小帶輪的基準直徑 ，所以小帶輪采用實心式，結構形式如圖3.3，2.5d結構參數見表3.1。圖3.3 小帶輪結構表3.1 小帶輪結構參數參數 數值(mm) 計算公式d 32158 1(.82)dd6317ad67B 64 24BfeL 83 (1.5)Ld 36注： 第一槽對稱面至端面距離f槽間距e2、大帶輪設計大帶輪采用孔板式，結構形式如圖3.4，結構參數見表3.2。圖3.4 大帶輪結構表3.2 大帶輪結構參數參數 數值（mm） 計算公式d 45190 2)d(1.8dd31518ad319B 64 B=2f+4eL 64 B1.5d時，L=BC 11 (1/71/4)B1D2590174.5 =0.5( + )0D1dd50 =(0.20.3)( - )d 36注： 第一槽對稱面至端面距離f槽間距e3.2.3 帶傳動的張緊由于 帶不是完全的彈性體，在預緊力的作用下，經過一段時間的運轉后，就會V由塑性變形而松弛，使預緊力降低。因此，為了保證皮帶能夠正常的工作，必須要有一種裝置使得皮帶始終處于一種張緊的狀態(tài)。常見的張緊裝置有定期張緊裝置（滑道式和擺架式） 、自動張緊裝置和采用張緊輪的裝置。在接近水平和垂直的皮帶傳動中適合采用定期張緊的方法，本設計采用擺架式張緊的方法，結構如圖3.5。當要調節(jié)帶的預緊力時只要調整電動機下方的螺母即可。19圖3.5 擺架式張緊裝置3.3 本章小結在此章節(jié)中，選取了電動機，進行了大小帶輪和皮帶的選擇和計算,選擇大帶輪為孔板式結構，小帶輪采用實心形式，同時確定了V 帶輪的材料，皮帶采用窄 帶，V并對皮帶張緊裝置進行了選擇，張緊裝置為擺架式張緊裝置。20第 4章 翻轉和提升裝置零件設計4.1鏈條的選擇及鏈輪的設計計算4.1.1鏈條的選擇及計算1、鏈條的選擇根據第 2 章鏈條的受力分析可知，鏈條工作時拉力為 39.984KN。選擇 08A 型板式起重鏈條?；緟等缦拢汗Q節(jié)距 P 12.7mm板數組合 66極限拉伸載荷 Q 66.7KN2、鏈條的長度鏈條的布置形式如圖 4.1。圖 4.1 鏈條的布置形式根據鏈條的布置形式初步確定鏈條長度 m6102)45160(2)(105222L考慮到鏈輪部分的鏈條長度沒有算入，所以取 L=6200mm3、確定鏈條的節(jié)數（4.1）48.21.7P取 節(jié)490PL4.1.2鏈輪的設計及計算鏈輪采用整體式鋼制小鏈輪，結構形式如圖 4.2。21圖 4.2 鏈輪結構表 4.1 鏈輪基本參數名稱數值（mm）計算公式配用鏈條節(jié)距 P12.7配用鏈條的滾子外徑 1d5.12 根據機械設計手冊表 8-1-73 查得配用鏈條的排距 tp6.25 Pt=3b0分度圓直徑 d68 m6814.305nvd齒數 z17 取 z=17arcsi8dpzkd35齒頂圓直徑 a77 m385.74)6.1(251minaxdpzd齒根圓直徑 fd63 .f分度圓旋齒高 ah5 m79.3)(5.05.08.621min 1axdphz輪轂厚度 11.5 .6k22輪轂長度 l36 m9.26.minhl輪轂直徑 hd58 58dkh齒寬 fb3.7 7.3)(1.0bf注： 設計鏈速v鏈輪轉速n常數 50 100 時 =4.8kdk鏈板厚度，08A 型 =2.08mm0b0b4.1.3滑輪的設計因為鏈條的布置形式特殊（鏈條的布置形式見圖 4.1） ，所以要設計一個滑輪將下側的鏈條拉緊，以防止上下兩側的鏈條在工作的時候發(fā)生接觸?；喌慕Y構形式見圖4.3。圖 4.3 滑輪的結構表 4.2 滑輪設計參數名稱 數值（mm） 計算公式d80輪槽直徑 1D140 m5.63min1PD輪緣直徑 2160 4172i2dh輪緣間寬 b30 9.0.minb滑輪寬 B50注： 鏈條節(jié)距，P=12.7mmp鏈條銷軸長度，b=27.99mmb23鏈條通道高度，h1=12.32mm1h鏈條銷軸直徑， =5.09mm2d2d4.1.4鏈條的潤滑由于鏈條采用的是開式傳動，且鏈條較長、布置形式特殊，不易采用手工潤滑。所以要求定期將鏈條拆下，放入煤油中清洗，干燥后，浸入 7080潤滑油中，待鉸鏈間隙中充滿油后安裝使用。潤滑油采用牌號為 L-AN46 的全損耗系統用油，潤滑油中加入添加劑 WS2。4.2軸的結構設計及校核4.2.1軸的設計及計算系統中有主動軸 1 根，空場鏈輪軸 1 根、滑輪軸 1 根及電動機采用擺架式張緊安裝時使用的銷軸 1 根。現僅對主動軸做精確的設計計算。1、輸出軸上的功率、轉速和轉矩鏈條的傳動效率為 =0.98，則 =1.9992/0.98=2.04軸pkW17054r/minni2.9138NT2、作用在鏈輪上的力由第 2 章鏈條的受力分析可知， =25000N， =23477N。Frt3、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為 45 鋼，調質處理。取 =112，于是得 0Am2714.330min Pd軸軸的最小直徑處為安裝鏈輪處，此處有一個鍵槽，軸徑應放大 6%，即，取 。62.80.127mind 6min4、軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案裝配方案如圖 4.4。（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度24為了使鏈輪軸向定位，處右側制有螺紋，-處長 70mm，處右側制出一軸肩， 。m50Id初選滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求，并根據 ，選用深溝球軸承 6410，其尺寸為 。考I 5013dDB慮到- 處端蓋的厚度及軸的伸出長度，取-處長 51mm。處右側制出一軸肩 ，-長 550mm。 ，考慮到此m5IVd mVI處安裝有軸承、皮帶輪和端蓋，取-長 30mm,-長 100mm。處右側制有螺紋M42， - 長 50mm。（3）軸上零件的周向定位皮帶輪、鏈輪的周向定位均采用平鍵聯接。圖 4.4 輸出軸上零件裝配方案鏈輪與軸的連接選用平鍵 。皮帶輪與軸的定位選用平鍵 1082bhl bh=14950。選用皮帶輪、鏈輪與軸的配合為 H7/r6，以保證良好的對中性。滾動軸承l(wèi)的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 。m6（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角 245，各軸肩處的圓角半徑為 。2R5、軸的內力根據軸的結構簡圖作出軸的計算簡圖、彎矩圖和扭矩圖，如圖 4.5 所示。25圖 4.5 軸的內力圖從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出 處是危險截面?，F將計算出截面B處的 、 及 的值列于表 4.3。BHMV表 4.3 截面 處的載荷計算載荷 水平面 H垂直面 V支反力12608NNF49H 1245NNVF6彎矩 M35m 7mVM彎矩 221847503NM扭矩 TT6、按彎扭合成應力校核軸的強度現只校核軸的危險截面 處的強度BpTMd1223)(68.1（4.2）式中 軸的直徑；dM軸所受的彎矩；軸所受的扭矩；T校正系數，雙向旋轉1軸的許用彎曲應力，取1p 207MPap2632013821.6846.m507d危險截面 處軸的強度滿足要求B4.2.2 滾動軸承的校核選用的滾動軸承為深溝球軸承6410，設計工作壽命為1000h。（4.3）hmdrnTfCP式中 基本額定動載荷；C當量動載荷；p壽命因數，查得 ；hf 1.26hf速度因數，查得 ；n 0n力矩載荷因數，查得 ；mf .5mf沖擊載荷因數，查得 ；d 12d溫度因數，查得 ；Tf .0Tf軸承徑向基本額定動載荷，查得 。rC9.2kNrC因為軸承只承受徑向力，故 = ，所以p25rF1.6.1.0C ，故滾動軸承6410滿足動載荷要求。Cr4.2.3鍵的強度校核軸上共有兩個鍵，由于鏈輪處的鍵所受的應力最大，故對此處的鍵做強度校核。1、擠壓強度校核（4.4）2ppkldT式中 傳遞的轉矩；T鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 ；k 0.5.84mh鍵的工作長度，圓頭平鍵 ；l 21lLb軸的直徑；d27鍵連接的許用擠壓應力，查得 。p 120MPap計算得 321806.5a4p p故鍵擠壓強度滿足要求。2、鍵的剪切強度校核（4.5）pdblT2式中 傳遞的轉矩；T軸的直徑；db鍵的寬度；鍵的長度，圓頭平鍵l 2810mlLb許用剪應力，查得p9MPap計算得 3218042.6a6p故鍵的剪切強度滿足要求。4.3 液壓缸的設計及計算4.3.1液壓缸的結構設計1、原始數據H 鋼重 10t，翻轉架重 2t。單個液壓缸承受負載=（10/2+2 ）/4=1.75 t=17500N。行程 ，提升速度 0.08m/s。80mL2、初步設計液壓缸為雙作用單活塞桿液壓缸28圖 4.6 液壓缸結構形式3、活塞及活塞桿計算選擇液壓缸的工作壓力為 。2.5MPa（1）計算液壓缸的牽引力 FF= + + + （4.6）壓 密 慣 背F一般取 =（0.010.1）密F壓=0.117500=1750N密而=慣F1750.81429N9Gvgt=0背所以=17500+1750+1429+0=20679NF（2）計算液壓缸內徑、活塞直徑 6420794/ 15m3.1DP選 。125m（3）活塞桿直徑在受壓時 情況下， ?。?.50.55）MPadD=1250.5=62.5mm選取 =63mmd4、缸筒長度 以及其它部位尺寸L液壓缸結構如圖 4.7 所示。29圖 4.7 液壓缸結構最小導向長度 + = + =102.5mmH20LD8215取 =103mm。H活塞寬度 =（0.61.0） ，取B=0.8125=100mmB導向套滑動面長度 A當 80mm 時， =（0.61.0） ，取Dd=0.662.5=37.5mm隔套= 0.5（ + ）=103-0.5 （100+37.5）=34.25 mmCHAB取 =35mm5、缸筒壁厚及其驗算（1）選取缸筒外徑為 146mm，則壁厚= （146-125）=10.1mm21取 0m（2）壁厚校核= =0.081D102530當 =0.08 0.3 時，可用下列公式校核D（4.7）max2.3-PD式中 缸筒內最高工作壓力， =1.52.5=3.75MPa；maxPax缸筒材料的許用應力， 。15MP故= =0.0017m=1.7mmmax2.3-PD75.31.20，壁厚強度合格。106、缸底、缸蓋設計及計算（1）缸底采用焊接方式，如圖 4.8。圖 4.8 缸底連接方式缸底厚度0.433D2 （4.8）1p式中 計算厚度處直徑，取 。2D205mD則缸底厚度0.433105 =6.2mm1135.焊縫應力計算公式為= （4.9）62104FDd式中 缸內最大推力；F缸筒外徑；1D31焊縫直徑；1d焊接效率，取=0.7。所以= =13MPa622107.36.014.3焊接強度可靠（2）缸蓋采用外螺紋連接，如圖4.9。圖4.9 缸蓋連接方式螺紋處拉應力= （4.10）214KFdD螺紋處剪應力（4.11）103.2d式中 缸筒端部受最大推力；F缸筒內徑；D螺紋外徑；0d螺紋底徑，螺紋使用M1404普通螺紋，查得1 135.670md擰緊螺紋的系數，不變載荷取 =1.251.5；KK螺紋連接的摩擦因數， 取 。1 10.7.21.則=2.354.45MPa167432=30.125041.2MPa.67相當應力 = 。n2223.許用應力= （4.12）0ns式中 缸筒材料的屈服極限，35 鋼為 320MPa；s安全系數，取 =1.22.5。0n0n32016MPa相當應力 ，螺紋強度滿足要求。n7、活塞桿穩(wěn)定性計算液壓缸采用腳架方式兩端固定，則 。由于活塞桿受力 完全在軸線90mBLF上，所以按式 4.13 驗證。 （4.13）FKn式中 活塞桿彎曲失穩(wěn)臨界壓縮力；KF安全系數，通常取 3.56。n其中（4.14）21KBEIFL式中 實際彈性模數，取 ；1E51.80MPaE液壓缸安裝導向系數，查得 =2K活塞桿截面慣性矩I 744 10.603.1dI4mN.29.278.3 42652KF33N104.95.42KnF而=20143N 9.4104N所以，活塞桿有足夠的彎曲穩(wěn)定性。4.3.2 液壓缸緩沖和排氣及密封防塵裝置設計及選擇1、當活塞運動速度在 0.1m/s 以下時，不必采用緩沖裝置。由于本設計中活塞運動的速度僅為 0.08m/s，所以不對緩沖裝置進行理論設計及計算。2、排氣閥用來排除油缸內的空氣，使油缸穩(wěn)定工作。根據液壓缸的安裝形式，將排氣閥放置在缸底上，選用整體式。3、根據形狀，密封防塵件一般分為 O 形、Y 形、U 形、L 形、J 形及三角形等。參照各種密封防塵元件的適用形式，選擇情況如下：活塞與活塞桿之間選用 O 形密封圈 =65mm， =55mm。D1d活塞與缸體之間選用 U 形夾織物密封圈 =125mm， =100mm。ZD活塞桿與缸蓋之間選用 U 形夾織物密封圈 =85mm， =60mm。選用 J 形防塵圈 =65mm， =59mm。d3缸蓋與缸體之間選用 O 型密封圈 =145mm， =135mm。D1d4.4本章小結本章對于提升和翻轉部分的具體零件給出了選擇和設計，在提升部分對于鏈條給給出了選擇對于鏈輪給出了設計方案，對于傳動軸給出了設計。在翻轉部分，給出了液壓缸的設計選擇和計算，并對傳動軸和鍵給出了校核。34第 5章 控制系統設計5.1液壓系統設計1、技術要求根據前幾章設計可知，液壓系統的工作情況為：慢速提升維持提升位置不動慢速下降。提升下降速度均為 0.08m/s，起升的總重量為 120000N，上升的最大行程800mm。系統中共有15個液壓缸，其中3個制動液壓缸由于額定壓力和流量都較小，不予單獨計算，將其壓力和流量計入到損失中去。每次提升時，僅有8個提升液壓缸在工作，故 =8， =80.0123=0.0984 ，取缸的機械效率 =91%。1A2m2、編制工況圖系統提升時，依靠液壓泵提供動力，下降時依靠負載的重力，故下降階段不需要系統提供動力。現將液壓缸提升時各階段的壓力和流量列于表 5.1。表5.1 液壓缸提升時各階段的壓力和流量輸入流量 q工作階段 計算公式受力/NF工作腔壓力 /MPaP/cm3s-1 /Lmin-1未帶負載 20000 0.22 7872 131帶負載 1vAqp120000 1.3 78720 1310各個階段的功率計算如下：未帶負載工作時 W84.1732078212.0661 qpP帶負載工作時 .3.662 根據以上分析與計算結果，可繪出液壓缸的工況圖35圖5.1 液壓缸工況圖3、擬定液壓系統圖系統中有三個翻轉提升架，每次工作任選其中的兩個架。所以依靠單向閥和2位2通閥來完成翻轉提升架液壓缸的選擇。液壓缸的通斷依靠一個3位4通閥控制，機架下降時，液壓缸靠負載和架體的重量返回?；赜吐飞系牧髁靠刂崎y保證回油流量一定，架體和負載有較穩(wěn)定的下降速度。液壓系統原理見圖5.2。圖5.2 液壓系統原理4、液壓元件選擇由液壓系統工況圖可以看出液壓缸的最高工作壓力出現在帶負載提升階段，。估取進油路壓力損失為 。則泵的最高工作壓力為1.3MPap0.5MPap13.8p液壓泵的最大供油量 按液壓缸的最大輸入流量進行估算，取泄露量系數q，則1.K1.34.1minpKL根據以上計算結果，選取BB-BB125內嚙合齒輪泵，其額定壓力為2.5MPa，額定36轉速1500r/min，排量為125ml/r。由工況圖可知，最大功率出現在帶負載提升階段，由此時的液壓缸工作壓力和流量可算出此時液壓泵的最大理論功率。 1.84.259.8WtpPq取泵的總效率為 ，則液壓泵的實際功率，即所需電動機功率為0.85p0.356ktPp選用規(guī)格相近的Y801-4型三相異步電機，其額定功率為0.55 ，額定轉速為k1390r/min。按所選電動機的轉速和液壓泵的排量，液壓泵的最大理論流量為= =1390125=173750ml/min=173.75L/mintqnv大于計算所需流量144L/min，滿足使用要求。根據選擇的液壓泵及系統的工作情況，將選擇的系統其它液壓元件列入表5.2。表5.2 翻轉提升機液壓系統元件型號規(guī)格序號元件名稱額定壓力 MPa額定流量 L/min型號規(guī)格 說明1 過濾器0.07（損失 )160 XU-A160X30FS 通徑為40mm2 齒輪泵 2.5 125 BB-B125額定轉速1500r/min電機功率0.55KW3 溢流閥 25 200 BG-06 通徑為16mm42位4通電液換向閥16 180 24DF3B-E16B 通徑為16mm5 減壓閥 31.5 60 DR6DP3-50 通徑為15mm6、9單向閥 31.5 175 S20P 通徑為20mm72位4通電磁換向閥16 80 24DF3-E10B 通徑為10mm8 3位4通電液 28 160 4WEH16G 通徑為16mm37換向閥10 單向調速閥 32 100 QA-H20 通徑為20mm11 液壓缸 自行設計12 液壓缸 外購注：所列元件均查自機械設計手冊第4卷5、油管及油箱各元件間連接管道的規(guī)格按元件接口處尺寸決定，液壓缸進、出油管按輸入、排出的最大流量計算。當油液在壓力管中流速取5m/min時，油管的內徑為mm6.23015326d根據GB/T8163油管選用內徑25mm，外徑34mm的皮管。油箱容積按下式估算（5.1）pqV式中 油箱的有效容積；V與系統壓力有關的經驗系數，低壓系統 ； 24液壓泵的額定流量。pq317.5.LpVq選用AB40-01/0630油箱。 5.2電氣控制系統設計1、控制要求（1）翻轉電機要求能夠正反轉；（2）系統采用液壓驅動；（3）液壓泵由電機M4拖動；（4）翻轉過程由三臺翻轉電機中的任兩臺完成，通過旋轉開關選擇電動機型號。翻轉電機M1、M2、M3 選用 YZ160L-8型，參數為380V、18A、705r/min；液壓泵電機M4選用Y801-4型，參數為380V、1.5A、1390r/min。2、電氣控制線路設計（1）主回路設計根據電氣傳動要求，由接觸器KM1、KM2實現電機的正反轉，由接觸器KM3控38制液壓泵的電機。系統的三相電源由電源引入開關Q引入，電機、 、和液壓泵電機設短路保護熔斷器FU2、FU3 、 FU4、FU5。電機、 、由于是短時工作，不設過載保護。液壓泵電機的過載保護由熱繼電器KR實現。（2）控制電路設計開關SB1負責整個系統的關閉，開關 SB2用于啟動液壓泵電機。旋轉開關S負責選擇要使用的翻轉提升架組合，即接通要使用的翻轉提升架的液壓回路，同時切斷未被選中的翻轉提升架的電機電路。開關SB3、SB4負責翻轉架的提升和下降，同時設置限位開關 ST1、ST2 用于限制提升、下降的位置。開關SB5、SB6、SB7 負責電機的制動、正轉和反轉。（3）電機啟動、制動回路設計電機的啟動一般有直接啟動和降壓啟動兩種方法。降壓啟動包括：電阻或電抗器降壓啟動、Y- 降壓啟動、自耦變壓器降壓啟動、延邊三角形啟動等幾種方法。但電阻或電抗器降壓啟動、Y- 降壓啟動時，要求電機輕載或空載。自耦變壓器降壓啟動不能用于頻繁啟動的回路中。延邊三角形啟動又對電機出線有特殊的要求。所以采用降壓啟動并不適合本系統對電機頻繁啟、制動，重載啟動的要求?？紤]到選用的翻轉電機YZ160L-8是起重行業(yè)專用電機，具有啟動轉矩大，啟動電流小的特點，因此采用直接啟動的方法。根據供電部門規(guī)定，采用直接啟動時，在有獨立變壓器供電的情況下，若電動機啟動頻繁時，則電動機功率小于變壓器容量的20%時允許直接啟動。如果沒有獨立變壓器的情況下，電動機啟動頻繁，則滿足下列關系可直接啟動。 電 動 機 功 率電 源 總 容 量額 定 電 流啟 動 電 流 43NSTI直接啟動的電動機有兩臺，功率共為15KW。當采用專用電源時，需要供電變壓器的容量不少于100KVA。當電源動力與照明混用時， 15431.5電 源 總 容 量，即電源總容量大于261KVA時可直接啟動電動機。KVA261電 源 總 容 量在電動機停機時，系統中有專門的器件進行制動，所以不對電動機設計制動回路。39（4）繪制電氣原理圖電器原理圖見圖紙。3、選擇電氣元件（1）電源引入開關QQ主要作為電源隔離開關用，并不用它來直接起停電動機，可按電動機額定電流來選。根據4臺電機的額定電流，選用HZ5-60/10 L02型，額定電流60A，三極組合開關。（2）熱繼電器KR電機M4額定電流為1.5A，所以KR應選用JR15-10/2型熱繼電器，選用6號元件，熱元件電流為2.4A，刻度電流調節(jié)范圍是1.52.0 2.4A ，工作時將額定電流調整為1.5A。（3）熔斷器FU1、FU2 、FU3 、FU4和FU5FU1是對控制電路進行保護，選用RL1-15型熔斷器，配用熔斷體 2A。FU2、FU3、FU4 是對翻轉電機 M1、M2、M3進行保護的熔斷器，熔體電流為 AIR72.365.18可選用RL1-60型熔斷器，配用熔斷體40A。FU5是對液壓泵電機進行保護的熔斷器，熔體電流為 IR6.35.21可選用RL1-15型熔斷器，配用熔斷體5A。（4）接觸器KM1、KM2、KM3、KM4、KM5和KM6根據電機M1、M2、M3 的額定電流 18A，控制回路電源220V ，KM1、KM2需主觸點3對，動合輔助觸點1對，動斷輔助觸點2對，KM4、KM5和KM6需主觸點3對，根據上述情況，選用CJ0-20A型交流接觸器，控制電壓為220V。KM3選用CJ0-10A型交流接觸器，控制電壓為220V。（5）控制變壓器TC變壓器最大負載時是KM3、KM4、1YA、4YA、6YA同時工作