3T立柱式旋臂起重机设计

欢迎下载本文档参考使用，如果有疑问或者需要CAD图纸的请联系q1484406321目 录摘要1关键字11 前言 2 1.1 设计的背景及意义21.2 起重机的分类 21.3 旋臂起重机介绍 32 起升机构的设计3 2.1 确定起升机构的方案 3 2.2 选择电动葫芦 5 2.3 选择钢丝绳5 2.4 确定滑轮的主要尺寸62.5 确定卷筒尺寸并验算其强度 72.6 卷筒心轴计算8 2.6.1 支座反力9 2.6.2 疲劳计算 9 2.6.3 静强度计算10 2.7 选择轴承 10 2.8 绳端固定装置计算123 变幅机构的设计 13 3.1 选电动机 13 3.2 验算电动机发热条件 14 3.3 选择减速器 14 3.4 验算起升速度和实际所需功率 14 3.5 校核减速器输出轴强度 15 3.6 选择制动器 16 3.7 验算启动时间 16 3.8 验算制动时间16 3.9 变幅机构设计174 回转机构设计17 4.1 回转支承装置 18 4.2 回转驱动装置 19 4.3 回转机构驱动装置计算 19 4.3.1 电动机选择 20 4.3.2 极限力矩联轴器 21 4.3.3 制动器的选择 22 4.3.4 减速器的选择 23 4.4 螺栓组的设计244.5 强度的校核 255 起重机金属结构 26 5.1 立柱计算 28 5.2 起重机旋臂梁的设计计算29 5.2.1 计算条件 29 5.2.2 受力计算30结论 31参考文献 32致谢33附录 333T立柱式旋臂起重机设计学 生：李 敏指导老师：翁 伟 讲师(湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128)摘 要：本文主要对3吨立柱式旋臂起重机进行设计，分析了该起重机所要求实现的功能和相应的结构，了解了起重机的工作原理，基本结构，系统组成及功能。本研究主要是对该起重机的旋臂梁的设计及旋转功能部分的机构设计及参数的选择。起重机是一种循环、间歇运动的机械，包括了起升、回转、变幅、及金属结构的设计，所以该设计主要是针对回转机构选择相应的零部件及其技术参数，使其既能很好地实现起重机的运行而且互不干涉且配合良好。设计主要包括起重机的起升机构、回转机构，变幅机构及金属结构的选择。在本设计中，起重机的总体、部件图，都有详细的说明。关键词：起重机；回转机构；变幅机构The Design of 3-Ton Column Rotary Beam CraneAuthor: Li MinTutor: Weng Wei(Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128)Abstract: This article put its emphasis on designing 3-ton column rotary beam crane, analyzing the functional and relative structure that the crane required, thus acquiring a knowledge of the principle, basic structure, composition and function of the system. It mainly researched the design of the rotary arm and the design of the mechanism of the rotary part and the selection of the parameter. Crane is a sort of cycle, intermission motion of machine, including the design of lifting, revolving, variable rate, and metal structure, as a result it is in the view of choosing the appropriate spare parts and technical parameters for slewing mechanism in order to be good for crane operation and non-interference. There are hoisting mechanism of crane, slewing mechanism, the luffing mechanism and metal structure selection in this article. The overall crane and the drawing of the assembly unit, are also described in the article in detail. Keywords: Crane; Slewing mechanism ; luffing mechanism1 前言 1.1 设计的背景及意义起重机是一种循环、间歇运动的机械，主要用于物品的装卸。一个工作循环一般包括：取物装置从取物地点由起升机构把物品提起，运行、旋转或变幅机构把物品移位，然后物品在指定地点下降；接着进行反向运动，使取物装置回到原位，以便进行下一次的工作循环。在两个工作循环之间，一般有短暂的停歇。由此可见，起重机械工作时，各机构经常是处于起动、制动以及正向、反向等相互交替的运动状态中的。起重机是各种工程建设广泛应用的重要起重设备，它对减轻劳动强度，节省人力，降低建设成本，提高劳动生产率，加快建设速度，实现工程施工机械化起着十分重要的作用。1.2 起重机的分类起重机根据结构的不同分类15 18。1）梁式型起重机。可在长方形场地及其上空作业，多用于车间、仓库、露天堆场等处的物品装卸，有梁式起重机、桥式起重机、龙门起重机、缆索起重机、运载桥等。梁式起重机：梁式起重机主要包括单梁桥式起重机和双梁桥式起重机。桥式起重机：桥式起重机是桥架在高架轨道上运行的一种桥架型起重机，又称天车。桥式起重机可分为普通桥式起重机、简易梁桥式起重机和冶金专用桥式起重机三种。 2）悬臂起重机（旋臂起重机）。悬臂起重机有立柱式、壁挂式、平衡起重机三种形式。 立柱式悬臂起重机是悬臂可绕固定于基座上的定柱回转，或者是悬臂与转柱刚接，在基座支承内一起相对于垂直中心线转动的由立柱和悬臂组成的悬臂起重机。它适用于起重量不大，作业服务范围为圆形或扇形的场合。一般用于机床等的工件装卡和搬运。壁挂起重机是固定在墙壁上的悬臂起重机，或者可沿墙上或其他支承结构上的高架轨道运行的悬臂起重机。壁行起重机的使用场合为跨度较大、建筑高度较大的车间或仓库，靠近墙壁附近处吊运作业较频繁时最适合。平衡起重机俗称平衡吊，它是运用四连杆机构原理使载荷与平衡配重构成一平衡系统，可以采用多种吊具灵活而轻松地在三维空间吊运载荷。平衡起重机轻巧灵活，是一种理想的吊运小件物品的起重设备，被广泛用于工厂车间的机床上下料，工序间、自动线、生产线的工件、砂箱吊运、零部件装配，以及车站、码头、仓库等各种场合平衡吊。3）门式起重机。门式起重机一般根据门架结构形式、主梁形式、吊具形式来进行分类。按门框结构形式分：全门式起重机：主梁无悬伸，小车在主跨度内进行。半门式起重机：支腿有高低差，可根据使用场地的土建要求而定。双悬臂门式起重机：最常见的一种结构形式，其结构的受力和场地面积的有效利用都是合理的。单悬臂门式起重机：这种结构形式往往是因场地的限制而被选用。按主梁结构形式分：单主梁门式起重机：单主梁悬臂门式起重机结构简单，制造安装方便，自身质量小，主梁多为偏轨箱形架结构。与双主梁门式起重机相比，整体刚度要弱一些。因此，当起重量Q50t、跨度S35m时,可采用这种形式. 双梁桥式起重机：双梁桥式起重机承载能力强，跨度大、整体稳定性好，品种多，但自身质量与相同起重量的单主梁门式起重机相比要大些，造价也较高。根据主梁结构不同，又可分为箱形梁和桁架两种形式。目前一般多采用箱形结构。1.3 旋臂起重机介绍Cantilever jib crane 旋臂起重机。一种可以移动的铲车起重机，用于将笨重货物装入敞顶集装箱。悬臂为安在铲车上的，通常带有吊钩的很长的起重臂。 按构造分，有立柱式悬臂起重机和壁式悬臂起重机。 旋臂起重机是参照西德引进设备研制的新产品根据用户需要设计的专用起重设备。具有结构新颖、合理、简单、操作使用方便、回转灵活、作业空间大等优点，是节能高效的物料吊运装备。可广泛利用于厂矿、车间的生产线、装配线和机床的上下工件及仓库、码头等场合的重物吊运。本机由立柱、回转旋臂及电动葫芦等组成。立柱下端固定于混泥土基础上，旋臂回转，可根据用户需求进行回转。回转部分分为手动和电动回转（摆线针轮减速剂安装与上托板或者下托板上带动转管旋臂回转）。电动葫芦安装在旋臂轨道上，用于起吊重物10。2 起升机构设计2.1 确定起升机构的传动方案根据设计要求参数，起重量Q=3t，属于小起重量旋臂起重机，鉴于目前我国的生产经验及生产出现的机型，决定采用开式传动。根据设计所给的参数我们可以有如下方案，如图a所示。显然，a方案结构表1 起重机主要技术参数Tab1 Crane Main Technical Parameters起重量Q 起升高度H 跨度L 起升速度V 3t 12m 7.5m 8m/min 图1 第一种传动方案Map1 The first transmission图2 第二种传动方案Map2 The first transmission简单，安装及维修都比较方便，但是由于轴两端的变形较大使得两齿轮沿齿宽方向受力不均匀，易产生磨损。针对这一缺点，b方案都对起进行了完善，使两齿轮的受力均匀，而且从结构上看，该方案不但可以使两齿轮受力均匀，而且结构紧凑简单，又考虑我国现有的生产经验故采用b方案。2.2 选择电动葫芦电动葫芦的选择：由额定起重量为3吨，起升高度为7.5米，我通过查阅金牛起重表4选择电动葫芦的型号为MD1，其技术性能和为下表所示：表2 MD1电动葫芦技术参数Table 2 Electric hoist technical parameters MD1技术性能 单位 参数 起重量 吨 3起升高度 米 12运行速度 米/分 8钢丝直径 毫米 0.22 钢丝绳直径 GB1102-75 D-637-13-170-I-右钢丝绳结构形式 D-637-13-170-I-右工字梁轨道型号（GB706-65 I 20a-32c环形轨道最小半径 米 1.2起升电动机型号 Z21-6容量 千瓦 4.5转速 转/分 1380相数 3电压 伏 380电流 安培 2.4频率 HZ 50运行电动机型号 ZD11-4容量 千瓦 0.4转速 转/分 1380相数 3电压 伏 380电流 安培 0.72频率 HZ 50工作类型及机构级别 中级M52.3 选择钢丝绳因为在起升过程中，钢丝绳的安全性至关重要，所以要保证钢丝绳的使用寿命，为此，我们可以采用以下措施：1）高安全系数，也就是降低钢丝绳的应力2）选用较大的滑轮与卷筒直径滑轮槽的尺寸与材料对于钢丝绳的寿命有很大的关系，其太大会使钢丝绳与滑轮接触面积减小，太小会使钢丝绳与槽壁间的摩擦剧烈，甚至会卡死。尽量减少钢丝绳的弯曲次数。钢丝绳破断拉力计算 （1）钢丝绳的破断拉力（N）钢丝绳中每一根钢丝的直径（mm）n钢丝绳中钢丝的总根数钢丝绳中钢丝的抗拉强度（Pa）钢丝绳中钢丝的总断面积（）钢丝绳中钢丝的搓捻不均匀引起的受载不均匀系数查表，选用GB1102-74，D-637-13-170-I验算6*37型本设计选用6*37-13型钢丝绳，钢丝多且细，则绳的挠性好，而耐磨性则稍差。在此基础上还能满足我需要的要求，故选用6*37-13型钢丝绳。查表知，机动起重机设备安全系数K=5-6，我们选择安全系数K=6，钢丝绳倍率为=2，则钢丝绳的允许拉力为：6*37+1型 （2）选用钢丝绳直径d=22mm,6*37-13-170-I型钢丝绳11 12。2.4 确定滑轮的主要尺寸滑轮许用最小直径：按钢丝绳中心计算的滑轮允许的最小卷绕直径mmd钢丝绳直径mme滑轮直径与钢丝绳直径的比值查表查知，其中轮绳直径比e=25 （3）查表选用滑轮直径D=280mm，滑轮的绳槽部分尺寸可由表查得。由表选用钢丝绳直径d=11mm，D=280mm，滑轮轴直径=80mm的型滑轮标记为：ZBJ80006.8-87-11*280-8017 10 12。2.5 确定卷筒尺寸并验算其强度1）卷筒直径 （4）为了适当的减少卷筒的长度，故此选用较大直径的卷筒，选用卷筒直径由表选用D=315mm，卷筒绳槽尺寸由附表14-3查得，t=13mm,槽底半径r=7mm1714。2）卷筒尺寸 （5）取L=800mm表中附加安全系数，取=2 卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，但本设计只有一个动滑轮，无间距，特此取=A=160mm 卷筒计算直径=D+d=280+11=291mm 钢丝绳倍率，取=23）卷筒壁厚 (6)取=15mm卷筒壁压应力验算： (7)选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度，许用压应力： (8)故抗压强度足够卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时： (9)卷筒断面系数 (10)式中D卷筒外径D=315mm 卷筒内径=D-2=315-2*15=285mm于是 (11)合成应力： (12)式中许用拉应力： (13)所以卷筒强度验算通过。故此卷筒直径D=315mm，长度L=800mm，卷筒槽形的槽底半径r=8mm，绳槽尺寸t=13mm，倍率=2；2.6 卷筒心轴计算由前述可以得知：卷筒的名义直径D=260mm，螺旋节距t=13mm，卷筒长度L=800mm，壁厚为=15mm。钢丝绳受到的最大拉力为：轴的设计确定轴的最小直径，选取设计系数A=115mm，可得 (14)P卷筒心轴功率 P=0.786kwn卷筒心轴转速 n=27.8r/min2.6.1 支座反力心轴右轮毂支承处最大弯矩： (15)2.6.2 疲劳计算对于疲劳计算采用等效弯矩，查表得知等效系数=1.118 20 3；等效弯矩： (16)弯曲应力： (17)心轴的载荷变化为对称循环。由22式知许用弯曲应力：轴材料用45号钢，其=600MPa，=300MPa；=0.43，=258MPa。 (18)式中n=1.6安全系数18 K应力集中系数，可参考第二章第五节 与零件几何形状有关的应力集中系数，当零件表面形状剧烈过渡和零件上开有沟槽时，以及紧配合区段=1.52.5，本处取=1.5 与零件表面加工粗糙度有关的应力集中系数，=1.101.15，本处取=1.15通过2.6.3 静强度计算卷筒轴属于起升机构低速轴零件，其动力系数可由表查得，=1.2 18。 (19) (20)许用应力： (21)通过故卷筒轴的疲劳和静强度计算通过2.7 选择轴承因轴衬的外座圈固定，内座圈与心轴一同旋转，应按额定动负荷来选择。1）左端轴承左端轴承采用6407，其额定动负荷=32500N左端轴承的径向负荷 (22)左端轴承的轴向负荷=0设级工作类型的轴承工作时数=4000h，由表查的6407轴承的e=0.23，令=0e，故x=1，y=1.7，当量动负荷17 18 7：由式： (23)所以 (24)故动负荷 (25)故左端轴承安全2）右端轴承令右端轴承也采用6407，其额定动负荷=32500N右端轴承的径向负荷右端轴承的轴向负荷=0设级工作类型的轴承工作时数=4000h，由表查的6407轴承的e=0.23，令=0e，故x=1，y=1.7，当量动负荷： （26）由式 （27）所以 （28）故动负荷故右端轴承安全。2.8 绳端固定装置计算绳索卷筒的表面有光面和螺旋槽的两种。光面的多用于多层卷绕钢丝绳的卷筒，其构造比较简单，绳索按螺旋形紧密的排列在卷筒表面，绳圈依次卷绕在槽内，使绳索与卷筒接触面积增大，单层卷绕钢丝绳卷筒上车有螺旋槽，绳圈依次卷绕在槽内，使绳槽与卷筒接触面积增大，从而减低单位压力；此外，绳索节距大于绳索直径。绳之间有一定间隙，工作时不会彼此摩擦，可以延长钢丝绳的使用寿命。螺旋槽有浅槽（标准槽）和深槽两种。一般情况下，多采用标准槽，因此其节距比深槽的短，所以绳槽圈数相同时，标准槽的卷筒工作长度比深槽的短。但是，如果，钢丝绳绕入卷筒的偏角较大，或对于在使用过程中钢丝绳有脱槽的危险时，为避免钢丝绳脱槽或乱绕。可以用深槽的卷筒。根据钢丝绳直径为11mm，选择压板固定装置，并将压板的绳槽改用=梯形槽。双头螺柱的直径M16。已知卷筒长度计算中采用的附加圈数=2，绳索与卷筒槽间的摩擦系数f=0.15。则在绳端固定处的作用力：压板螺栓所受之拉力：式中压板梯形槽与钢丝绳和换算摩擦系数，当=时， （29）螺柱由拉力和弯矩作用的合成应力： （30）式中Z=2（螺柱数） =13.8mm（螺纹内径） （31）螺柱材料为Q-235，屈服极限，则许用拉伸应力为（取安全系数）因为所以通过。3 变幅机构的设计运行机构主要用作水平运移物品以及调整起重机（小车）的工作位置。通用桥式起重机和龙门起重机运行机构的用途往往是属于前者，而门座起重机和装卸桥的运行机构往往是属于后者。运行机构有下列部件组成：电动机、传动装置（传动轴、联轴器和减速器等），制动器和车轮组等。在大型起重机中，为了降低车轮的压力，提高传动件和支承件的通用化程度，便于装配和维修，常采用带有平衡梁的车轮组。运行机构的工作速度随起重机的用途而定。3.1 选电动机计算静功率 （32）式中机构总功率，一般=0.80.9，取=0.8电动机计算功率 （33）式中 系数K对于M级机构，Kd=O85095,取kd=0.9 查起重机设计手册附表5-1-12选用电动机YZ160M2-6，其中N（25）=4.5kW 额定转速为948rpm,GD=0.143kg.m,电机质量=281kg16 11 12。3.2 验算电动机发热条件按照等效功率法，求JC=25时所需的等效功率： Nkr=0.850.878.58=6.34kW 式中k工作级别系数。对于M级，k=0.85 r系数，根据机构平均起动时间与平均工作时间的比值（t/t）查得，一般起升机构t/t=0.1查得r=0.87由以上计算结果 N，故初选电动机能满足.3.3 选择减速器卷筒转速为： （34）减速器总传动比： （35）查表选用SF87R57DT80N4型的减速器，当中级工作类型时，许用功率为=15.1kw，=31.5，自重=345kgf，输出轴直径为=50mm，轴端长=85mm11 12。关于开式齿轮的计算开式齿轮的传动比是取i=1.7参考各部件的安装位置，我们应用的开式齿轮尺寸为：=281mm，=297mm，齿轮宽度为B=80mm。3.4 验算起升速度和实际所需功率实际起升速度： （36）误差： （37）实际所需等效功率： （38）（40%）=1.15kw3.5 校核减速器输出轴强度输出轴最大径向力为： （39）式中卷筒上卷绕钢丝绳引起的载荷=2kN卷筒及轴自重，参考资料估计11 16=12.1kNZQ500减速器输出轴端最大允许径向载荷，由查得由公式得输出轴最大扭矩： （40）式中电动机轴额定力矩 当JC=40%时电动机最大力矩倍数，由表查出16 =0.95减速器输出轴最大容许转矩，由表查得17由上计算，所选减速器能满足要求。3.6 选择制动所需静制动力矩：式中=1.75制动安全系数由表选用YZRW11211 12 16 （41）3.7 验算启动时间启动时间： （42）其中静阻力矩： (43)平均启动转矩： (44)通常起升机构启动时间为1s5s，此处1s，可在电气设计时，增加启动电阻，延长启动时间，故所选电动机合适。3.8 验算制动时间制动时间：当起升速度小于12m/min时，11.25，故，满足要求。 (45) 3.9 变幅机构设计臂架式起重机的变幅机构按作业要求可分为非工作性变幅和工作性变幅两种，按性能要求又分为非平衡变幅和平衡变幅两种。非平衡变幅就是在摆动臂架时，臂架的重心和物品的重心都要升高或降低，在减少幅度时，需要耗费很大的驱动功率；而在增大幅度时，则引起较大的惯性载荷，影响使用性能，因此非平衡变幅大多在非工作性变幅时应用。工作性变幅的起重机在每一工作循环中都要变幅，为了提高生产率，节约驱动功率和使操作平稳可靠，需要采用平衡变幅，即应用各种方法使起重机在变幅过程中物品的重心沿水平线或近似水平线移动，而臂架系统的重量由活动平衡重所平衡，两者的合成重心也沿水平线移动或固定不动。工作性变幅的起重机的变幅速度按其用途和起重量而定，用于安装工作，变幅速度为1035米/分；用于装卸作业的，变幅速度为4090米/分或更高，小起重量时取较高速度，大起重量时取较低速度。滑轮是用来支撑绳索及改变绳索运动方向的零件，通过绳索可以组成滑轮组。对于大型齿轮多采用焊接的方法生产，这种生产方法可避免生产自重大，造成功率的浪费，但考虑到齿轮直径较小，可采用制造的方法制造。有前述主升机构的计算，滑轮具体尺寸如下所示；=305mm,D=280mm,d=80mm,B=70mm,b=40mm4 回转机构设计起重机的回转运动，在于扩大机械的工作范围，当吊有物品的起重臂架绕塔机的回转中心作三百六十度的回转时，就能使物品吊运到回转圆所及的范围以内。这种回转运动是通过回转棘手来实现的。4.1 回转支承装置在起重机中主要使用柱式和滚动轴承式回转支承装置16 17。转柱式回转支承装置机构简单，制造方便，适用于起升高度和工作幅度以及起重量较大的塔式起重机。所以本设计选用滚动轴承式回转支承装置。起重机回转部分固定在大轴承的回转座圈上，而大轴承的固定座圈则与底架或门座的顶面相固结。常用的滚动轴承式回转支承装置按滚动体形状和排列方式可分为下面四种结构：1）单排四点接触球式回转支承它由两个座圈组成，其滚动体为圆球形，每个滚动体与滚道间呈四点接触，能同时承受轴向，径向力和倾覆力矩。2）双排球式回转支承它有三个座圈，采用开式装配，上下两排钢球采用不同直径以适应受力状况的差异。由于滚道接触压力角较大，因此能承受很大轴向载荷和倾覆力矩。适用于中型塔式起重机。3）单排交叉滚柱式回转支承它由两个座圈组成，其滚动体为圆柱形，相邻两滚动体的轴线呈交叉排列，接触压力角为45度。由于滚动体与滚道间是线接触，故承载能力高于单排钢球式。这种回转支承装置制造精度高，装配间隙小，安装精度要求较高，适用于中小型塔式起重机。4）三排滚柱式回转支承它由三个座圈组成，上下及径向滚道各自分开。上下两排滚柱水平平行排列，承受轴向载荷和倾覆力矩，径向滚道垂直排列的滚柱承受径向载荷，是常用四种形式的回转支承中承载能力最大的一种，适用于回转支承直径较大的大吨位起重机。以上四种机构相比较，本设计选用定柱式旋转支承装置。4.2 回转驱动装置电动回转驱动装置通常装在起重机的回转部分上，电动机经过减速器带动最后一级大齿轮相啮合，以实现起重机回转。在起重机回转机构中常用的是下列三种形式机械传动装置：根据原有的设计图，采用的是定柱式旋转支承装置。这种旋转支承装置的特点是其转动部分由一个大“钟罩”，带着起重臂的起重机转动部分通过空心的钟形罩套装在定柱上，定柱牢固地撞在非旋转部分上，在定柱的上、下端分别装有上支座和下支座，并通过驱动装置转动钟形罩以实现起重机的旋转运动。该装置结构简单、制造方便；采用这种旋转支承装置的起重机的旋转部分转动惯量小，自重和驱动功率较小，机构布置得当还可以使整台起重机的中心较转柱式低，但由于钟罩占用了相当大的空间，使旋转部分的平面尺寸变大。4.3 回转机构驱动装置计算计算回转力矩NcQq+G1+Gd=4.2t (46)其中：Qq 起升载荷 3tG1 旋转部分重量 1.2tGd 对重 0t起升载荷Q当q在最大幅度时，对下支承的水平力为H225kN (47)1)对实心的轴端止推滚动轴承的摩擦阻力矩 M30.5Ncf3d39.3Nm (48)其中f3：0.003 d3：0.1m图4 起重机的结构图Figure 4 Crane structure对反滚轮滚动轴承的摩擦阻力矩M10.5Hf1d113.5Nm2)风阻力矩 室内使用，无风载荷。3)倾斜阻力矩MqNc L sina154Nm 其中a0.02864)惯性力矩 Mg=2460.8Nm (49) M=M1+M3+Mq+Mg=2637.8Nm4.3.1 电动机选择等效功率为； (50)式中n起重机回转速度，一般取0.60.8r/min，本处取n=0.6机构效率，蜗杆传动为0.60.65，本设计处取=0.6摩擦阻力矩，根据回转支承类型计算得出等效坡道阻力矩等效风阻力矩 (51)依据机械设计手册第四卷，选择YZ132M1-6型电动机6其主要技术参数为额定电压380V，频率50HZ，其工作制为S4（断续周期工作制），额定功率为4.5kw,额定转速=1380r/min，质量80kg，转动惯量0.056。4.3.2 极限力矩联轴器起重机由于回转惯性力矩，为了避免机构零件和结构损坏，通常在回转机械末级传动的小齿轮轴上装设有极限力矩联轴器。极限力矩联轴器的摩擦力矩按下式确定； (52)式中极限力矩联轴器摩擦力矩Nm 电动机的最大转矩；=（2.83.4） 电动机轴上电机转子，制动轮和联轴器饿传动惯量， 电动机额定转速 r/min 电动机轴至极限力矩联轴器的传动比和传动效率 t 起、制动时间s (53)4.3.3 制动器的选择如果回转机构中装有极限力矩限制动器，则制动器的制动力矩为： (54)依据制动转矩应满足的条件，选取型号为YW200-300（电动液压块式制动器），其额定只动转矩140Nm，制动轮直径200mm，推动器型号为YTD/Ed300-50。4.3.4 减速器的选择确定机构的传动比 (55)式中减速器传动比 末级齿轮传动比，回转支承=90齿，小齿轮=14齿 电动机的额定转速r/min n 回转速度r/min (56)依据减速器设计选用手册，选择型号为SF87R57DT80N4。其主要技术参数如下：工作级别M5传动比113.3公称转速，输入=1460r/min公称输入功率4.6kw4.4 螺栓组的设计螺栓组联接设计的基本原则是，力求各螺栓和联接接合面受力均匀，便于加工和装配。具体设计螺栓组联接时，通常先进行结构设计，即首先确定接合面的形状、螺栓布置方式和数目，然后按螺栓组的结构和承载状况进行受力分析，找出受力最大的螺栓并求出其所受力的大小和方向，再按单个螺栓进行强度计算，确定螺栓尺寸。其余螺栓也取相同尺寸。进行螺栓组的结构设计时，具体应考虑以下几个方面的问题。1）联接的接合面应尽可能设计成轴对称的简单几何形状。2）受横向载荷的螺栓组，螺栓的布置应尽可能使各螺栓受力均匀。3）螺栓排列应有合理的间距、边距，以便扳手转动有足够的空间。4）应保证螺栓与螺母的支撑面平整，并垂直于螺栓轴线，以避免引起偏心载荷。计算步骤:在本设计中，立柱底座受到倾覆力矩：M=4900N4m=19.6KNm，由F=M（=1,2,324），因为底座为圆形截面，所以螺栓为周向布置，数目为12个，=450mm。算得： F=M/12=3629.6N。 （57）对于一般的联接，工作载荷稳定时(剩余预紧力)=(0.2-0.6)F,取=0.2F，因此总拉力： =F+=1.2F=4355.52N， （58）进行强度计算: =1.34/dp。 （59）查机械设计第四篇第十五章表15-2选螺栓、螺钉、螺钉的性能等级为12.9，其屈服点s=1080MPa6 7。查表15-4得其许用应力： p=s/S，S=8.5，p=127MPa由上述可算得d7.5mm，因此选择d=12选择M12的螺栓。4.5 强度的校核4.5.1.旋臂强度校核旋臂所受弯矩M产生的应力: 选用旋臂根部为危险截面，截面承受剪组合应力，最大弯矩由均布载荷和集中载荷共同作用产生：MQ=G1*(L1-E/2)=29667500N.mm Mq=G2*（L1-E/2）/2=8695986.296 N.mmMmax=MQ+Mq=38363486.3N.mmw=Mmax/W=51.724Mpa (60)旋臂截面所受反力R产生的应力：R=G1+G2=7931.149 N=R/A=1.246 Mpa (61)以上两对旋臂产生的合应力：=w2+3*2-0.5=51.769Mpa 强度满足旋臂的挠度f1:旋臂的挠度由均布载荷和集中载荷共同作用产生fQ=G1*(L1-E/2)3/(3*E*I)= 12.1015703mmfq=G2*（L1-E/2）3/(8*E*I)= 2.66036292mm (62)图5 旋臂的挠度Figure 5 Arm deflections旋臂总挠度：f1=fQ+fq=14.7619332mm H型钢翼缘强度校核说明：旋臂主要受移动葫芦和起吊载荷力，所以最大载荷F=G3+G1=5500N按照钢结构设计规范GB50017的规定，当梁的翼缘受有沿腹板平面作用的集中荷载、且该荷载处又未设置支承加劲肋时，腹板计算高度边缘处的局部压应力验算公式为: = *F/(tw*lz) (63)其中：-集中荷载增大系数，对重级工作制吊车梁取：1.35其他梁取1.00F-集中荷载，对动力载荷应考虑动力系数，现取: F=5500Ntw-腹板厚度 (由型材截面中测量） tw=7mm(如图所示)lz-翼缘计算长度，对下翼缘受集中而言为，lz = a+2.5hy;按照GB50017规定，a=50mm,hy为翼缘厚度和圆弧部分高度(如图所示,由型材截面中测量)现取:hy=27mm所以lz=a+2.5hy=117.5mm=*F/(tw*lz)=9.027Mpa 强度满足4.5.2 销轴强度校核(材料选用45#钢）所有外力对回转中心轴的力矩总和如下:MQ=G1*L1=30000000N.mmMq=G2*L1/2=8793447N.mm则销轴承受的剪力F1和F2为: F1=F2=(MQ+Mq)/H2=46739.093N (64)图6 型材截面Figure 6 Profile sections 则销轴承受的剪应力=F/A=4*F/(*A2)=23.816Mpa 强度满足4.5.3 定柱顶部连接板强度校核作用力F1可认为直接作用在连接板截面，截面受力产生拉应力（如图）：已知： h1=222.42mmh2=60mmb=20mm由上得截面面积A=（h1-h2)*b=3248.4mm2则=F1/A=14.388Mpa 强度满足 (65)图7 连接板截面Figure 7 Connection panel sections4.5.4 顶部连接板和定柱焊缝强度校核顶板和立柱之间采用焊接方式，焊缝为贴角焊缝，焊缝的高度根据圆管的壁厚现取：K=9mm 沿着立柱外径426mm满焊，焊条采用J422，焊缝的许用剪切应力为: =0.8/20.5=0.8*235/20.5=132.936Mpa=F/(a*l)=F/(K*20.5*D1*)= 2.745Mpa 强度满足 (66)4.5.5 定柱强度校核由已知条件得定柱的外径： D1=426mm 定柱的壁厚t=9mm定柱材料的抗弯模数：W=/32*D14-(D1-2*t)4/D1=1204050.78mm （67）定柱材料的惯性矩：I=/32*D14-(D1-2*t)4=256462816mm (68)定柱上承受的最大弯矩：Mmax=(G1+G3)*(L1+L2)+G2*(L1/2+L2)=44783152.6N.mm 则 w = Mmax/W=37.194Mpa 强度满足定柱受力产生的挠度f2：（见上图左）受力F1和反作用力F2作用风别产生fF1=F1*(H1+H3)3/(3*E*I)= 75.194mm 图8 定柱受力挠度图Figure 8 Column load deflection graphsfF2=F2*(H1+H3-H2)3/(3*E*I)= 49.507mm (69)f2=fF2-fF1=25.688mmf2=(L1-E/2)*s