QD型16-3.2T電動橋式雙梁起重機的機械設計【cad高清圖紙和說明書全套】

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L0=86x103x20/437.5x3.14=1095mm. L1無繩端尺寸取200mm L2固定鋼絲繩用長度取80mm Lg為中間光滑部分長度取50mm那么,Ls=1425mm所以查起重機設計手冊表3-3-6.取T1024-500-1500-右-16t-20.2.2.3 卷筒的轉(zhuǎn)速計算nt=60mv/D0 式中 v是起升速度（m/s）.所以 nt=15.09轉(zhuǎn)/min 2.3 選擇電動機2.3.1 電動機靜功率的計算Pj=Q*V/1000式中機構(gòu)總功率。=z*d*t*cz為在表3-2-10中取 0.95，d導向輪到效率在表2-2-3中取0.985.c卷筒的效率0.985. t傳動效率，在表2-2-4中取0.85。所以,=0.783那么,Pj=26.366kw2.3.2 電動機功率Pj=GQv/1000=21.1kw式中G 于表2-2-5取0.8所以Pj取26kw ,初步選擇YZR225M8-708型電動機。2.3.3 電動機過載能力校驗Pn 其中式中： Pn基準通電持續(xù)率是電機額定功率（kw） m電機轉(zhuǎn)矩允許過載倍數(shù)，取2.8. H 超載系數(shù)，繞線型電機取2.1 U電機臺數(shù)，為一臺。所以，Pn 因為 YZR225M8-708型電動機在JC25，CZ=150時，輸出P=24.096kw大于Pn故滿足要求。2.4 減速器的選擇2.4.1 傳動比的計算 式中:n為電動機的額定轉(zhuǎn)速nt為轉(zhuǎn)筒的轉(zhuǎn)速2.4.2 標準減速器的選擇式中:K為減速器選擇系數(shù)取1.1.故 故在減速器手冊上選擇 ZQ-650-I-3CA型減速機。傳動比48.57。因為ZQ型制造容易，價格低廉，能夠滿足設計需要。2.4.3. 驗算減速器最大徑向力Fmax，短暫最大扭矩Tmax。 其中：起升載荷系 數(shù)取1.2.S鋼絲繩最大靜拉力Gt卷筒的重力7379.4NF是 減速器允許的 最大徑向載荷。Fmax=37.05kNF=42000NTmax=2TTT鋼絲繩產(chǎn)生的最大扭矩。Tmax=1.2xsx0.5=16.6kN.mT=19000所以減速器符合設計要求。2.5 選擇制動器 制動器是保證起重機安全的重要部件，制動器制動力矩必須要大于貨物產(chǎn)生力矩。在貨物處于懸吊狀態(tài)時具有足夠的安全裕度。制動轉(zhuǎn)矩應滿足下式要求：式中： Tz制動器制動轉(zhuǎn)矩。Kz制動安全系數(shù)，與機構(gòu)的重要程度和機構(gòu)的工作等級有關(guān)取1.75Q 額定起升載荷 D0 卷筒的卷繞直徑 500機構(gòu)的總效率0.785M滑輪組的倍率為3 i傳動結(jié)構(gòu)的傳動比48.57計算得：TZ737.26N.m在制動器樣本上選取YWZ3-315/90型。其制動力矩為900N.m直徑350mm2.6 選擇軸及聯(lián)軸器2.6.1 軸的選擇： 軸所傳遞力矩 T=9550P/n=350.7N.m其中： , 所以:直徑取55mm.2.6.2 聯(lián)軸器的的選擇依據(jù)所傳遞的扭矩，轉(zhuǎn)速和被連接的軸徑等參數(shù)選擇。起升機構(gòu)聯(lián)軸器應滿足下式的要求： 式中：T 所傳扭矩的計算值按第II類載荷計算的軸最大扭矩。對于高速軸 s 所以，=617.24N.m聯(lián)軸器的許用扭矩。K1聯(lián)軸器的重要程度系數(shù)，起升機構(gòu)取1.8K3角度偏差系數(shù)，從表3-12-4中選1.25所以：T=1388N.m故選用CL3型。2.7 起動及制動時間驗算2.7.1 起動時間和起動加速度驗算起動時間 式中: n電動機的額定轉(zhuǎn)速Tq電動機平均起動轉(zhuǎn)矩，查表2-2-8，Tq=1.5TnTn=350N.m式中:Jd電動機轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動慣量。查表0.82Je為制動輪和聯(lián)軸器轉(zhuǎn)動慣量/。在表3-7-4和3-12-7中選擇0.6，0.12J=1.771+0.059=1.83所以，Tq=0.475s查表2-2-9Tq一般小于1.5s.所以合適起動時間還要驗算平均加速度來驗證。 aq=v/tqa式中：aq是起動平均加速度。V起升速度a推薦值為0.2.所以aq=0.177a符合起重機設計標準。2.7.2 制動時間和制動平均加速度驗算滿載下降制動時間 式中:n滿載下降時電動機的轉(zhuǎn)速，通常取1.1nTz制動器的制動轉(zhuǎn)矩為900N.mTj滿載下降時制動軸靜轉(zhuǎn)矩。所以，Tj=Mj=210.6N.mJ是滿載下降時換算到機構(gòu)總的轉(zhuǎn)動慣量，按下式計算 那么，Tz=0.6942stz推薦時間可取tztq=1.5s制動平均減速度 V是滿載下降速度m/s 可取v=1.1vaj無特殊要求不的大于表2-2-10中0.2計算得 aj=0.1901p2時，主梁的最大彎矩截面距左支點的距離為 所以Z=7649mm其最大彎矩為 當小車位于跨端時，即z=0.主梁的剪力最大Qmax=p1+p2-p2*b/L=110.47KN主梁在水平面內(nèi)按框架計算，由p大慣，和q慣引起的跨中彎矩為式中： B是端梁的長度是4182mm，c是端梁除去軌道寬度，一端的長度為1406mm，l為軌道的寬度2000mm,所以，r=17.5m.P大慣=（16000+6227）x9.8x0.19=41.386KNq慣=1658.1N那么，MH=114.37KN.m 圖示6,7如下： 圖6 主梁分布慣性力圖圖7 主梁集中慣性力圖跨中翼緣板總的彎曲應力 Mv固定和移動在計算截面引起的彎矩之和。Wz是在垂直方向上截面抗彎模量。Wz=bh2/6=0.05Wy是在水平方向的截面抗彎模量。 Wy=hb2/6=0.023=99.6+4.9=104.5Mpa =120Mpa跨端截面腹板的最大剪應力為 其中：Q計算截面上的計算剪力Ix計算截面上的慣性矩bh3/12=0.0246S0計算剪應力處截面的最大靜矩0.152腹板厚度。6mm=30.16Mpa=90Mpa故以上強度條件滿足要求。6.3.2 主梁的剛度計算 主梁的垂直靜剛度計算如下：對于四輪小車 其中:p1,p2小車的計算輪壓。 E材料的彈性模量，200GPa. I梁的轉(zhuǎn)動慣量,計算出得0.02175Fv=4.29f=16500/2000=8.25故剛度符合要求。結(jié)束語 未來橋式起重機機械部分將向著以及先進的制造工藝，便宜而優(yōu)質(zhì)的材料，更加合理了構(gòu)造方式，較底的制造成本等方向發(fā)展，最終實現(xiàn)橋式起重機的高效化、實用化。因此，采用優(yōu)化的機構(gòu)，減少用材，提高材料的性價比是不忽視的。以改善橋式起重機的整體性能，對推動起重更新?lián)Q代，具有非常現(xiàn)實的意義。通過本課題的研究開發(fā)工作，下面提出以下幾點要求： 1不斷關(guān)注相關(guān)的最新理論、及自我實踐中總結(jié)，使用方便、可靠的材料，并且性價比更高的機械配件，提高件設計水平，促進整機性能的提高，降低成本。為國家的可持續(xù)發(fā)展戰(zhàn)略作出貢獻。 2應該更多的理論與實踐相結(jié)合，提高理論在實踐中的精確，從而提高設備的精度。 致謝 感謝機電學院老師以其嚴謹求實的治學態(tài)度，高度的責任心和敬業(yè)精神，給予我極大的幫助與鼓勵;導師踏實認真、開拓創(chuàng)新的治學作風將使我終生受益;導師給我提供了良好的學習環(huán)境，以及社會實踐的機會。在此期間，老師多次詢問我的課題進度，提醒我該注意的問題，并在我課題遇到困難時，給予了我耐心的指導和幫助。借此論文的完成之際，謹向我的表達我衷心的感謝和崇高的敬意!感謝各位老師在這五年學習生涯中給予我的關(guān)心和幫助，才使得我得以順利完成學業(yè)!主要參考文獻與資料 1張 質(zhì).起重機設計手冊M北京：中國鐵道出版社.2004(3)15 2祝 權(quán).實用五金手冊M上海：上?？萍汲霭嫔?2001.(4)67 3劉鴻文.材料力學M北京：高等教育出版社.2004 4濮良貴等.機械設計第八版M北京：高等教育出版社.2006(5)15 5王玉蘭.機械制圖M北京：高等教育出版社.2004(2)6 6中華人民共和國GB3811-83 M.起重機設計規(guī)范 北京:中國標準出版社M1983 7徐 壑.機械設計手冊M北京：機械工業(yè)出版社.1991 8中華人民共和國.GB6067-85起重機安全規(guī)程M北京： 中國標準出版社.1985 9馮啟高，傅宇.工程力學M成都：電子科技大學出版社.2001 10電機樣本M無錫新大力電機有限公司.2009 11減速器樣本M浙江泰興市華東減速機制造有限公司.2009 12制動器樣本M焦作制動器股份有限公司.2009 13大連起重機廠起重機M.遼寧人民出版社.2003 14陳道南.起重運輸機械手冊M1998年第5卷:4663 北京 :冶金機械出版社. 1998