双梁门式起重机小车设计说明书

优秀本科设计- 1 -1 前言1.1 起重运输机械国内外研究现状及发展趋势1.1.1 起重运输机械国内外研究现状近年来，在国家宏观调控政策的影响下，我国工程机械产业进入了加速增长阶段，呈现出前所未有的繁荣态势。随着在生产过程中的工作要求和不断发展，在现代化的工矿企业、车站港口、建筑工地等国民经济各部门，越来越广泛地使用各种起重运输机械，进行装卸、输送、分配等生产作业。随着全球市场国际化的飞跃，工程机械发展异常迅猛，新理念、新技术、新工艺、新材料不断给予工程机械新的生命力。随着生产水平的不断提高，起重运输机械的作用已超出作为辅助设备的范围，进而直接应用于生产工艺过程中，成为流水生产线上的主体设备组成部分。为了更好的适应大型水电建设工程中的筑坝工作，适用港口装卸工作、大型露天工厂和建筑工地的安装、起重运输工作，文献1中介绍了对现有的DMQ540/30 型门式起重机进行的改造。为了在修建大桥中体现出起重机的作用，文献2,3 着重介绍了浮吊和龙门吊架桥的设计与应用。由于大多起重机都在户外工作，在起重吊运重物中往往会受到空气阻力的影响迫使重物在起升过程中来回摆动，一般来说，建模和参数标识都是麻烦和费时的任务。为了解决这个问题，文献4为自动门式起重机介绍一个实用和智能的控制方法和实验性地评价。文献5介绍了一个新的计算方法对起重机吊臂和臂架进行刚度和强度计算。对于以往桥式起重机结构的优化设计多数是针对箱型主梁结构的，文献6介绍了采用混合离散变量优化的方法对四桁架门式起重机空间结构优化设计。由于我国的起重运输机械行业起步较晚，虽然在技术上有了长足的进步，但相比国外的先进技术还存在着一定的差距。比如我国生产的产品性能一般，产品开发能力较弱，制造工艺水平较低，产品检测水平不高，配套件供应和质量问题一般，产品更新滞后，行业标准不规范等诸多问题。在未来的发展上应该加大与国外知名企业的合作和交流，为中国的起重机械未来发展提供广阔的发展平台。1.1.2 起重运输机械的发展趋势随着科技的日新月异，当今国际起重运输机械朝着大型化、信息化、多用途、高效率的方向发展。这在不同程度上扩大了产品标准化，参数、尺寸规格化和零部件通用化的范围，为起重机械制造的机械化和自动化提供了便利的条优秀本科设计- 2 -件，为实现自动化设计、加强流水作业生产、提高劳动生产率、降低产品成本和材料消耗，改进工艺流程，加强和提高企业管理水平等都具有很大的现实意义。当今起重运输机械的发展趋势如下。（1） 起重机的大型化大型化是机械装备的一个主要的发展方向。由于许多工艺过程需要的机械设备须向大型化发展，如受地域资源的限制，物料越放越远，起吊物料越来越重等，促推所使用的设备想大型化发展。目前，世界上最大的浮游起重机起重量达到 6500t，最大的履带起重机重量为 3000t，最大的桥式起重机起重量是1200t。带式输送机最大带宽达 3.2m，输送能力最大可达 40000t/h，单机最大距离能达 60km 以上 。总之，起重机向大型化和高效化发展是当前的发展主流。7（2） 起重机的信息化信息化方向包括自动化、智能化、数字化和网络化等。自动化不仅是以减轻人们的身体的力量劳动，提高设备工效为目标；智能化是作为完成工作的手段，如利用计算机、单片机完成某种工作；数字化主要包括智能化设计、可视优化设计、虚拟设计，使人们更清楚的了解环境；网络化除了体现在异地设计和异地制造之外，还包括远程诊断与远程监控。信息化就是将机械技术和电子技术相结合，将先进的技术应用到机械的驱动和控制系统。目前已出现了能自动装卸物料、有精确位置检测和有自动过程控制的桥式起重机用于自动化生产线。起重机上还装有微机自诊断监控系统，能对自身的运行状态进行监测和维护。（3） 起重机的规模化起重机向成套化、系统化、综合化和规模化发展。将各种起重机械的单机组合为成套系统，加强生产设备与物料搬运机械的有机结合，提高自动化程度，改善人机系统。目前重点发展的有港口集装箱装卸系统，工厂生产管理自动化立体仓库系统等。（4） 起重机的小型和多样化现实生活中，有相当一部分起重机械在一般的车间和仓库等处使用，但工作并不频繁。为了考虑综合效益，要求这些起重机械尽量的减少外形尺寸，简化结构设计，减低维修成本，实现利益的最大化。优秀本科设计- 3 -1.2 本课题的研究意义和主要内容1.2.1 本课题的意义和目的在过去四年的大学学习生涯中，学过了机械制图、理论力学、材料力学、机械原理、机械设计等课程内容，基本上掌握了一般机器零部件的设计方法；同时通过对课外书籍的阅读，对桥式起重机，门式起重机等典型起重机的构造型式、工作原理和机构计算等也有了初步的了解。起重机械包括的种类很多，本课题设计的是双梁门式起重机小车部分的设计，其意义是加深对起重机械的认识和理解，熟悉我国在起重机械方面的优劣及未来的发展趋势，以便未来的更好发展。本课题设计的目的是综合运用之前学过的基础理论知识，对整体起重机的主要部分进行设计，学习设计方法，熟悉零件的工艺性，机器装配和安全技术等方面的知识，培养分析问题和解决问题的能力。1.2.2 本课题研究的主要内容本次课题的题目是双梁门式起重机小车设计，主要是对起重机小车部分的设计研究。起重机小车部分主要包括起升机构、运行机构和小车架。根据所给定的参数对起升机构和运行机构进行了计算，选定用于各个机构的电动机、减速器、轴承、联轴器等零件，然后根据确定的尺寸设计小车架并绘制结构图、主要零部件的零件图和整体装配图；最终完成设计说明书。1.2.3 小车设计的原始参数表 1.1 小车设计的原始数据起重量(t)跨度(m)起升高度(m)起升速度(m/min)运行速度(m/min)工作制度5 18 10 12.31 44 A5优秀本科设计- 4 -2 小车总体结构设计2.1 双梁门式起重机总体结构双梁门式起重机是一种有轨运行的中小型起重机，适用于各种工矿企业、交通运输及建筑施工等部门的仓库及露天场所，作装卸或抓取物料等。本设计主要是对双梁门式起重机的小车部分进行结构设计，确定各部分参数，并进行计算校核，绘制装配图和零件图。普通门式起重机一般由桥架、大车运行机构、起重小车、电气设备和驾驶室组成。其中起重小车安装于桥架上，由起升机构、小车运行机构、起重小车车架组成。图 2.1 为起重机结构示意图。图 2.1 双梁门式起重机结构示意图1- 门架 2-小车 3-大车运行机构 4-电气设备起升机构的作用是实现货物的升降，它包括电动机、制动器、减速器、卷筒和滑轮组。电动机通过减速器，带动卷筒转动，使钢丝绳绕上卷筒或从卷筒放下，以升降重物。小车架是支托和安装起升机构和小车运行机构等部件的机架，通常为焊接结构。小车运行机构：驱动起重小车沿桥架上的轨道水平横向运行。起重机运行机构的驱动方式可分为两大类：一类为集中驱动，即用一台电动机带动长传动轴驱动两边的主动车轮；另一类为分别驱动、即两边的主动车轮各用一台电动机驱动。中、小型门式起重机较多采用制动器、减速器和电动机组合成一体的“三合一”驱动方式，大起重量的普通门式起重机为便于安装和调整，驱动装置常采用万向联轴器。起重机大车运行机构一般只用四个主动和从动车轮，如果起重量很大，常用增加车轮的办法来降低轮压。当车轮超过四个时，必须采用铰接均衡车架装置，使起重机的载荷均匀地分布在各车轮上。优秀本科设计- 5 -本次设计课题为双梁门式起重机小车设计，主要包括起升、运行两大机构及其安全装置的设计计算和装配图与零部件图的绘制。2.2 小车主要机构的设计和选择2.2.1 起升机构的设计起升机构主要由以下部分组成：驱动装置、传动装置、卷筒、滑轮组、取物装置和制动装置。每个机构采用分别驱动的形式，这种形式布置方便、安装和检修容易。图 2.2 所示为电动驱动的起升机构简图。电动机 4 通过联轴器 3 与减速器2 的高速轴相联。为了安装方便，并当小车架受载荷变形时为了避免使高速轴受到弯曲，联轴器 3 应当是带有补偿性功能的，所以通常采用弹性柱销联轴器或齿轮联轴器。图 2.2 起升机构简图1-制动器 2-减速器 3-联轴器 4-电动机 5-卷筒 6-轴承2.2.2 运行机构的设计运行机构有电动机、传动装置、联轴器、传动轴、车轮组和制动器所组成。按照本次课题的参数要求，为了保证主动轮总轮压保持不变，主动轮的布置采用四角布置。主动轮的驱动形式采用集中驱动。图 2.3 所示为集中驱动的小车运行机构简图。电动机 1 运转通过联轴器 6与减速器 2 相联在经过浮动轴 4 和联轴器 6 将力与力矩传送到车轮 5，驱动小车运行。优秀本科设计- 6 -图 2.3 集中驱动的小车运行机构简图1-电动机 2-减速器 3-制动器 4-浮动轴 5-车轮 6-联轴器2.2.3 小车架及其他辅助装置的设计选择小车架是支承和安装起升机构和小车运行机构各部件的机架。同时它又是承受和传递全部起重载荷的就构件。因此要求小车架既具有足够的强度和刚度；又尽量减轻其自重，以降低小车的轮压，减轻桥架结构的负载。小车架用钢板焊接而成（如图 2.4 所示） 。在车架上焊有底座（垫板）电动机、减速器、制动器和可拆卸的轴承座等均安装在这个底板上。为了简化车架的加工，底座的加工面应尽量布置在同一水平面或垂直而上。图 2.4 焊接小车架简图1-横梁 2-纵梁所有机构中都采用滚动轴承。卷筒和车轮安装在转轴上和转动的心轴上。通常，从动车轮安装在带有角型轴承箱的转动心轴上。而主动车轮安装在带有两个角型轴承箱的独立转轴上，它与减速器的输出轴相连接，拆装减速器后车轮可与其轴承箱一起从轨道上推出。减速器也可以单独拆装。起重机小车设计除了有起升、运行机构和小车架外，还必须有必要的安全保护装置：如栏杆、排障板、撞尺、缓冲器和限位开关等。优秀本科设计- 7 -3 小车主要参数选择和计算3.1 起升机构计算3.1.1 确定传动方案，选择滑轮组和吊钩组 按照布置宜紧凑的原则，决定采用如图 3.1 的方案，采用了双联滑轮组。按 Q=5t 查起重机课程设计 表 4-2 取滑轮组倍率 ，承载绳分支数8 =2。=2=4图 3.1 起升机构计算简图查8附表 8 选图号为 G13 吊钩组，得其质量 ,两动滑轮间距0=99A=200mm。3.1.2 选择钢丝绳若滑轮组用滚动轴承，当 ，查表得滑轮组效率： 钢丝绳所受=2 =0.99最大拉力:(3.1)=+02 =5000+99220.99=12.876查机械设计手册 表 8-1-8 工作级别为 M5 时，安全系数 n=5,钢丝绳9计算破断拉力 (3.2)=512.876=64.38查8附表 l 选用瓦林吞型纤维芯钢丝绳 619W+FC，钢丝公称抗拉强度1670MPa，光面钢丝，右交互捻，直径 d=11mm，钢丝绳最小破断拉力,标记如下：钢丝绳 11NAT6l9W 十 FCl670ZS67GB8918-88=66.68优秀本科设计- 8 -3.1.3 确定滑轮主要尺寸滑轮的许用最小直径：Dhd （3.3）式中 h 表示与机构工作级别和钢丝绳结构有关系数。由9表 8-1-54 得对于机构工作级别 M5，卷筒 h =18，滑轮 h =20。12卷筒最小卷绕直径 = h d=1811=198mm01滑轮最小卷绕直径 = h d=2011=220mm02由8附表 2 选用滑轮直径 D=280mm，取平衡滑轮直径:0.6D=0.6 280=168mm (3.4)p由8附表 2 选用 =225mm。滑轮的绳槽部分尺寸可由附表 3 查得。p由9表 8-1-67c 选用钢丝绳直径 d=11mm，D=280mm，滑轮轴直径=90mm 的 E 型滑轮标记为： JB/T9005.3-19995D11128090由8附表 5 平衡滑轮选用 d=11mm，D=225mm，滑轮轴直径 =45mm 的5DF 型滑轮标记为：滑轮 F11225-45 JB/T9005.3-19993.1.4 确定卷筒尺寸及验算Dd(e-1)=11(20-1)=209mm式中轮绳直径比系数 e=20，由起重运输机械 表 2-4 查得。10由8附表 13 选用 D=315mm，卷简绳槽尺寸由8附表 14 查得槽距t=13mm，槽底半径 r7mm 。卷筒尺寸:=2（ 0+0+4） +1=2(1010323.14326+2+4)13+200=523式中 L=1500mm附加安全系数, =2；0 0卷槽不切槽部分长度,取其等与吊钩组动滑轮的间距,即 =A=200,实1 1际长度在钢丝绳偏斜角允许范围内可适应增减。卷筒计算直径 =D+d=326mm0 0卷筒壁厚：=0.02D+(6 10)=0.02315+(610)=12.316.3mm 取 =15mm卷筒壁压应力验算:优秀本科设计- 9 -（3.5）MPamNSty 03.6/103.60.15.28726maxa 选用灰铸铁 HT200,最小抗拉强度 =195 2/c许用应力：（3.6）=1=1951.5=1303D,尚应验算弯矩产生的拉应力,卷筒弯矩图示于图 3.2图 3.2 卷筒弯矩图卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时:(3.7)NmlSlM8369402150876)2(1maxa 卷筒断面系数：(3.8)344 57.1038531.01.0DWi式中 D卷筒外径,D=300mm -卷筒内径, =270mmi iD合成应力： = + =20.619N/cm2 lylmax（3.9）式中许用拉应力 = =39MPa2nbl51913KW。njP nj10947.53.1.7 验算起升速度和实际所需功率实际起升速度：= =12.03m/min （3.14）v401.39.2误差：= 100%=2.25%=1.7589.14=155.995选用 制动器，其额定制动力矩 140225Nm；制动轮直径5250/23为 250mm，质量为 37.6Kg安装时将制动力矩调整到所需的制动力矩 =200Nm。ezM3.1.10 选择联轴器根据电动机和减速器以及浮动轴的轴伸尺寸及形状选连轴器，使连轴器的许用应力矩M计算的所需力矩 M,则满足要求。高速轴联轴器计算转矩：优秀本科设计- 13 -(3.19)=8=1.51.8134.55=363.285式中 =134.55电机额定转矩(前节求出)；n=1.5-联轴器安全系数；=1.8-刚性动载系数；8由11表 12-9 查得 YZR160L-6 电动机轴端为圆锥形轴伸 d=48mm,长度mm。=82从附表 34 查得 ZQ500 减速器的高速轴端为圆锥形轴伸 d=50mm,长度=85mml靠近电动机轴端联轴器 由8附表 43 选用 半联轴器，其图号为 S152,最2大容许转矩M =1400N.mMt C飞轮力矩(GD ) =0.202kg.m 质量 G =13.44kg2l 2l浮动轴的两轴端为圆柱形 d=45mm,1=85mm靠近减速器轴端联轴器 由8附表 45 选用带 250mm 制动轮的半齿轮联轴器，其图号为 S217，最大容许转矩 M =1400Nm,飞轮矩(GD ) =0.33kgme 2z质量 G =18.1kg。2z3.1.11 验算起动时间起动时间：(3.20)20121 )()()(2.38iDGQcMntjqq 式中 (GD ) =(GD ) +(GD2) +(GD ) =0.78+0.202+0.33=1.312kgm21dl2z静阻力矩：=(Q+G )D /2i=(5000+99)j00.326/22400.85=15.52kgm=134.97Nm（ 3.21）平均起动转矩： =1.5 =1 5134.55=201.825NmqMe stq 59.0.36)9(.)97.3482.0(3 22 ）（优秀本科设计- 14 -通常起升机构起动时间为 1-5s 此处 0.9,， 工作级别为中级时，车轮直径 D =250mm，轨道型号为xcGQ4 c11kg m(P11)的许用轮压为 2.58t =2.25t。根据 GB4628-84 规定，直径系列为 D =250、 315、400、500，630m m，故初步选定车轮直径 D =315mm。而后校c c核强度。强度验算可按车轮与轨道为线按触及点接触两种情况验算车轮接触强度。车轮踏面疲劳计算载荷P = = =10833Nc32minax3250车轮材料，取 ZG340-640 钢， =340MPa, =640MPasb触局部挤压强度：= =6.031519.40.961.0=35199N (3.29)cP21ClDk式中 ：许用线接触应力常数(N/mm )，由9表 8-1-97 查得 =6：1k2 1k：车轮与轨道有效接触强度， =b=19.4mm：l lC ：转速系数，由车轮转速 n= = =44.5rpm 查得 C =0.96，1 Dv315.041优秀本科设计- 17 -C ：工作级别系数，由9表 8-1-99，当为 M5 级时 C =1.02 2P ，故通过。c点接触局部挤压强度：= =0.132 0.961.0=30085N （3.30）c22312 3247.5式中 k =0.132：许用点接触应力常数(N/mm )；2 2R：曲率半径，车轮与轨道曲率半径中的大值，取 R=315/2=157.5。m=0.47：由 r/R 比值(r 为 r1，r2 中的小值)所确定的系数P P 故通过c根据以上计算结果，选定直径 P =315 的单轮缘车轮，标记为：c车轮 DL-315 JB/T6392.1-19923.2.3 运行阻力矩计算在运行时，电动机须克服摩擦阻力、道路坡度阻力和风阻力；起重摩擦阻力是最主要的阻力。起重机（或小车）运行时，其主要摩擦阻力矩有： 车轮踏面在轨道上的 1滚动摩擦阻力矩； 车轮轴承的摩擦阻力矩； 附加摩擦阻力矩。 2 3摩擦阻力矩：（3.31）=（ +） (+2)查9表 9-1-102，由 =315mm 车轮组的轴承型号为 7518（圆锥滚子轴承cD32218） ，轴承内径和外径的平均值 d=(90+160)/2=125mm。滚动摩擦系数k=0.0005，轴承摩擦系数 =0.02，附加阻力系数： =2.0，代人上式得满载时运行阻力矩：=(5000+4000)(0.0005+0.020.125/2)2=31.5kgm=315Nm（ =）相应的运行摩擦阻力：（ =） =2=3150.315/2=2000当无载时：M (Q=0)= =4000（ 0.0005+0.02 2=14kg.m=140Nmm)2(dkGx)15.优秀本科设计- 18 -= = =888.9N（ =0） 2/)0(CQmDM/315.43.2.4 选择电动机(1)电动机静功率：N = =1.63KW （3.32）jmvpcj1019.0642式中 P = ： 满载时静阻力；=0.9 ：机构传动效率；m=1：驱动电动j（ =）机台数。（2）初选电动机功率：N=k N =1.101.63=1.83kw （3.33）dj式中 k =1.10：电动机功率增大系数；d由11表 12-7 选用电动机 JZR-112M-6， =1.8kw，n =815r min，(GD ) 12=0.11kgm ；电机质量 G=74kg。d23.2.5 验算电动机发热条件等效功率:N =k N =0.751.121.63=1.4kw （3.34）x25j式中 k ：工作级别系数，当 Jc=25%时，k =0.75； =112。25 25N T(Q=0)，故空载时不可能打滑。1满载起动时，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力： 2/)(60)( T12)()( CQqcxcQ DkPdktvgG优秀本科设计- 21 -(3.43)Nkg2348. 2/315.005.4).(509.61905 车轮与轨道的粘着力：F =P f=)(Q1 )(92.05 QTNkg故满载起动时不会打滑，因此所选电动机合适3.2.11 选择制动器由10查得，对于小车运行机构制动时间 t 34s,取 t =4s，因此，所需制zz动转矩：M =（3.44z )()(2.381202iDGQmctnCxclz )2(0idkxc）= 2.1735)45(4.1.519.8.8Nm02.7.0)(0(由8附表 1 5 选择 YWZ -200/23，其制动转矩 M =112Nm5 ez考虑到所取制动时间 t =4s 与起动时间 t =4.1s 很接近，故略去制动不打滑z q条件验算。3.2.12 选择高速轴联轴器及制动轮高速轴联轴器计算转矩，由10（6-26) 式：M =n =1.351.821.53=52.32Nm (3.45)ce8式中 M =9750 =21.53Nm-电动机额定转矩，e 15.9701%)25(NJCen:联轴器的安全系数，运行机构 n=1.35：机构刚性动载系数， =1220，取888.1由11表 12-9 查电动机 YZR112M-6 两端伸出轴各为圆柱形d=32mm， 80mm。l由8附表 37 查 ZQ-250 减速器高速轴端为圆柱形 d=30mm，l=60mm。故从优秀本科设计- 22 -8附表 41 选 GICL 鼓形齿式联轴器，主动端 A 型键槽 d =32mm； L=82mm,1 2从动端 A 型键槽 d 30mm,L=60mm。标记为：GICL 联轴器2 1ZBJ1901389。其公称转矩 =630Nm =57.71Nm, 飞轮矩 = 60382 0 ()20.009kg.m ,质量 =5.9kg。高速轴端制动轮；根据制动器已选定为 YWZ -200/23，由8附表 16 选制5动轮直径 =200mm，圆柱形袖孔 d=32mm，L=82mm,标记为：制动轮 200-Y32 JBZQ4389-86 ，其飞轮矩GD =0.2kgm2，质量 G =10kg。2z z以上联轴器与制动轮飞轮矩之和：(GD2)l+(GD2)z=0.209kgm 2与原估计 0.26kgm 基本相符，故以上计算不需修改.2低速轴联轴器计算转矩，可由前节的计算转矩 求出=1/2 = =482.4Nm 0 9.0423.51由8附表 34 查得 ZSC350 减速器低速轴端圆柱形 d=45mm,L=70mm,取浮动轴端联轴器轴径 d=45，L=70，由8附表 42 选用两个 GICLZ 鼓形齿式联轴器。2其主动瑞：Y 型轴孔 A 型键槽， =45mm。从动端：Y 型轴孔，A 型键槽1d=45mm,L=112mm,标记为：GICLZ 联轴器 ZBJ19014-892d212453.2.13 选择低速轴联轴器由前节巳选定车轮直径 Dc=315mm，由8附表 19 参 350 车轮组，取车轮轴安装联轴器处直径 d=65，L=85，同样选用两个 GICLZ 鼓形齿式联轴器。其主动2铀端，Y 型轴孔，A 型键槽 d1=60mm，L=85mm，从动端：Y 型轴孔，A 型键槽 d2=65mm，L=85mm ，标记为：GICLZ 联轴器 ZBJl901489285603.2.14 验算低速浮动轴强度(1)疲劳验算 由运行机构疲劳计算基本载荷：（3.46）mNiMeax 309.21753.8208Im 由前节已选定浮动轴端直径 d=45mm,其扭转应力：（3.47）MPaWaxn 6.51/05.16)04.(232I优秀本科设计- 23 -浮动轴的载荷变化为对称循环，材料仍选用 45 钢，由起升机构高速浮动轴计算得 =140MPa， =180MPa,许用扭转应力：1s MPankI 8.425.101式中 K、 与起升机构浮动轴计算相同Inn -1k 通 过(2)强度验算 由运行机构工作最大载荷得：M =（3.48）max mNie 3.947.02153.86.2085 式中 ：1.51.7，此处取 =1.6，5 5：刚性动载系数，取 =1.8；8 8最大扭转应力：26.3 10 N/m =26.3MPa （3.49）3maxax )045.(297WM 62许用扭转应力： = = =120MPans5.18 故通过max浮动轴直径：d =d+(510)=45+(510)=5055mm 取 d =55mm1 13.3 卷筒部件计算3.3.1 卷筒心轴计算由前面计算已知数据有，卷简名义直径 D=315mm，螺旋节距 t=13mm;卷筒长度 L=1500mm 壁厚为 =11mm。通过做草图得到卷简心轴的支点位置，并参考有关资料，决定心轴的各段直径。轴的材料用 45 号钢。优秀本科设计- 24 -（ a）（ b）图 3.5 卷 筒 心 轴 的 计 算 简 图（1）支座反力(图 3.5a)：（3.50）=12876（ 100+585+83） +12876（ 100+585）1560 =11993=21287611993=13759心轴右轮毂支承处最大弯矩， =10=1375910=137590（2）疲劳计算：对于疲劳计算采用等效弯矩，由8表 2-7 查得等效系数 =1.1，等效弯矩（3.51）=1.1137590=151349弯曲应力：=0.13=1513490.173=44.13心轴的载荷变化为对称循环。由82-11,2-13 式知许用弯曲应力：轴材料用 45 号钢，其 =600 MPa; =300MPa， =0.43 =258 MPa 1 (3.52)1= 11式中 n=1.6安全系数；优秀本科设计- 25 -K应力集中系数， =1.41.15=1.611= 11=2581.6111.6=100所以验算通过。 1(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8表 2-5 查得， =1.2=1.2137590=165108=0.13=1651080.173=48.14许用应力：=3001.6=187.5 所以验证通过。故 卷筒轴的疲劳和静强度计算通过。3.3.2 选择轴承由于卷筒心轴上的左轴承的内、外座圈以同样速转动，故无相对运动可按照额定静载荷来选择。右轴承的外座圈固定，内座圈与心轴共同旋转，应按照额定动负荷来选择。(1)左端轴承：由轴承的额定静负荷:C0n 0P0 （3.53）式中 C 0 :额定静负荷P0:当量静负荷n0:安全系数选用型号为 1313 的滚动轴承，其额定静负荷 C =22900N，左轴承的当量静负0荷：P0= fdRa=1.114724=16196.4N式中 fd=1.1-动负荷系数， n =1.0416196.4=16844C 安全。0 0(2)右端轴承：令右端轴承也采用 1311，其额定动负荷C=40300N右轴承的径向负荷 F r= fdRB=1.111028=12130.8N轴向负荷 F a=0设 M5 级工作类型的轴承工作时数 Lh=4000h,，已知 1311 轴承的 e=0.23,，令 Fa/ Fr=0e,故 x=1,y=2.7,当量动负荷 P=xFr+yFa=1 12130.8+2.70=12130.8N优秀本科设计- 26 -由式：Lh=（3.54）86)(01PCn(C/P)=1.067故动负荷 C=(C/P)P=1.60712130.8=19494Nc 3.3.3 绳端固定装置计算 根据钢绳直径为 11mm,由9表 8-1-57 选择压板固定装置 (图 3.6)并将压板的绳槽改用 =40 梯形槽双头螺柱的直径 M12。0图 3.6 固定装置已知卷筒长度计算中采用的附加圈数 ，绳索与卷筒绳槽间的摩擦系数0=2f=0.15.则在绳端固定处的作用力:(3.55)=128760.154=1955压板螺栓所受之拉力：(3.56)= +1= 19550.15+0.198=5617.8式中 -压板梯形槽与钢绳的换算摩擦系数。 当 =40 时。1 0198.76.15643.0cossin1 ff螺柱由拉力和弯矩作甩的合成应力：(3.57)= 1.3124+ 0.113式中 Z=2(螺柱数)d1=11mm(螺纹内径)（ 弯 矩 ）=19551.2=2346优秀本科设计- 27 -= 1.35617.823.141.124+ 23460.121.13=126.55螺柱材料为 Q235，屈服极限 =240Mpa,则许用拉伸应力为：1=2401.6=150 通过 13.4 吊钩装置的设计已知吊钩装置用于两倍率双联滑轮组，所以采用长型的构造方案。由9表 8-1-81 选择一个 5t 的锻造单面吊钩，吊钩钩号选为 4，其基本尺寸如图所示，材料采用 20 号钢。图 3.7 5t 锻造单面吊钩（1）吊钩轴颈螺纹 M42 处拉伸应力：(3.58)=124=2124=1.08500003.143.7824=48.12式中 -螺纹内径，1-动力系数，由8图 2-2 查得 =1.082 2由10查得轴颈拉伸许用应力： =50MPa，由于 ，故直柄位置强度足够。 3.5 小车架的设计3.5.1 小车架的形式选择小车架时支承和安装起升机构和小车运行机构的机架。小车架的型式有铸优秀本科设计- 28 -造的、铆接的和焊接的三种。铸造的小车架是将轴承座和减速器的箱体都铸成一体，但铸造和加工比较麻烦，而且比铆接和焊接的车架重。因此现在应用极少。铆接的小车架与铸造的小车架相比，有重量轻的特点，曾被广泛应用。近年来，因为焊接工艺的发展和成熟，已经被焊接车架所代替。焊接的车架由型钢（槽钢、工字钢、角钢）和钢板焊接而成。对于较小起重量（5t）的起重机，车架可全由型钢焊接。对于该课题的要求，采用焊接小车架，为