325T门式起重机大车运行机构和副起升机构设计

1、毕毕 业业 设设 计计 题题 目：目：32/5T 门式起重机大车运行机构和副起升机构设计门式起重机大车运行机构和副起升机构设计英文题目：英文题目：32/5T gantry crane traveling mechanism and the auxiliary design of the hoisting mechanism学生姓名：学生姓名： 学学 号：号： 专专 业：业： 机械制造机械制造 系系 别：别： 机电系机电系 指导老师：指导老师： 职称：职称： 副教授副教授 二零一二年六月二零一二年六月 摘要I摘 要龙门起重机是一种应用广泛的起重运输机械，在铁路货场、港口和工厂大量使用。大车运行机

2、构和副起升机构是龙门起重机的基本机构，其设计质量对起重机性能有直接的影响，因此掌握运行机构的设计方法对起重机设计具有重要意义。论文主要完成了一下工作：（1）各机构布置方案的总体设计；（2）各机构及部件的设计研究和设计计算；（3）各机构部件主要技术指标校核；（4）运行机构总图设计与零部件图设计。具体工作如下：论文首先介绍了起重运输机械的用途和现代起重机的发展趋势。然后根据龙门起重机各机构的设计要求，结合所学的专业知识，按照国家相关规范和起重机设计手册进行了大车运行机构的设计计算。设计计算过程中主要进行了方案选择，总体布置和驱动方式确定。相继进行了电动机、减速器、制动器等主要部件计算和校核，包括功

3、率、力矩、强度、发热等。最后，按照设计和选择的部件型号，查找相关尺寸进行绘图，将个部件组合在一起，画出了本次设计研究的大车运行机构，副起升机构。通过本次毕业设计，熟悉了起重机的设计计算过程，通过绘图提高了自己对AutoCAD 的应用能力，巩固了所学的专业知识，为今后工作和进一步学习奠定了基础。 关键词：龙门起重机；大车运行机构；副起升机构；AutoCAD 绘图 TIIABSTRACTThe gantry crane is one kind of hoisting machinery used widely. It is used in the railway freight yard, the

4、 port and factory. The moving mechanism is one basic mechanism of the gantry crane. Design quality of moving mechanism has the direct influence to the performance of gantry crane. Therefore, design of moving mechanism have important significance to the crane design. The thesis has mainly completed f

5、ollowing works: (1) The mechanism scheme design， (2) the mechanism and components of the design and calculation，(3) The mechanism part of main technology index check，(4) Operation mechanism design of general layout and component design. The thesis introduces the effect and classify of the crane at f

6、irst, then it introduces the developing current of modern cranes. Through the introduction all of us can get some knowledge about crane more or less. The primary content of the thesis is designing the right moving framework to fit the work environment according to the known parameter. During the des

7、igning time, the most important thing is choosing the right project of the whole framework to drive the crane, choosing the driving project, the disposing project of the retarder and driving wheel. For example, after I design and examine each part of the crane like linker,arrester,electric motor and

8、 so on. All of the parts fit together in order is out moving framework of the crane.At last, I search the correlation size to carry on the cartography according to the model of various parts. Enhanced own to the AutoCAD application ability by cartography.The graduation project will build the foundat

9、ion for the work and study in the future. Keywords: gantry crane , Crane traveling mechanism, Auxiliary lifting mechanism AutoCAD design东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 目录目 录绪 论.11副起升机构的设计计算.31.1 副起升机构传动方案与卷绕装置.31.2 电动机的选择.71.3.减速器的选择.91.4 制动器的选择.111.5 联轴器的选择.111.6 起动时间与制动时间的验算.131.7 高速浮动轴的设计.142.大车运行机构的设计计算.172.

10、1 主要参数与机构的布置简图.172.2 电动机的选择.172.3 减速器的选择.212.4 制动器的选择.232.5 联轴器的选择.242.6 不打滑条件.26结 论.29致 谢.30参考文献.31附 录.32东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 绪论1绪 论0.1 门式起重机简介门式起重机又称龙门起重机，是露天物料搬运广泛采用的大型装卸机械，它与其它类型的起重机相比，具有起重量大，作业空间大，货场面积利用率高，装卸效率高，基建投资少，运行成本低等优点。因此，它广泛用于工矿、交通运输和工程建设等部门，尤其能在铁路货场的装卸作业中发挥重要的作用。目前世界销售市场对起重机械的需求量正在不断增加，

11、从而使国外各种制造起重机企业在生产中更多地采用优化设计，机械制动化和自动化设备去提高劳动生产率，这对世界销售市场，制造商和用户都产生了巨大的影响。世界上工业发达国家已经开始进入新的技术革命时代，这个时代的特征是有大量的新技术出现，它使企业开始走向小型化，分散化，和专业化，另一个特征是知识的不断更新，生产达到高度柔性化阶段。我国目前仍然处在设计、生产周期化阶段，起点低，设备落后、相对发达国家落后 1520年左右。如果我国能从国外工业发展中得到启示，将可加快我国起重机械工业的发展。图 0-1 门式起重机起重机的技术设计，即绘制计划图和编制设计计算说明书。在作课程设计时，应多注意结构构造的设计工作，

12、即根据其计算得出的主要尺寸和选好的标准件，确定出起重机的整体结构和各部件的构造。起重机的自重及其工作可靠性在很大程度上与载荷和材料许用应力的计算正确性有关。认真阅读现有的相关资料、图纸，研究典型结构，充分利用国家标准规范，并按时完成各阶段的设计任务。在起重机设计计算中采用的是确定性方法。对于变化复杂的实际载荷，只能用简化的理论计算与试验和参考同类型规格的起重机相结合的方法来确定，由此得到的载荷只是真实载荷的近似，即为计算载荷。所以在起重机的机构零件和结构构件的设计计算时，必须考虑载荷的实际数值和作用情况，以便确定出与各种强度计算方法相适应的计东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 绪论2算载荷；

13、同时，还应根据具体工作条件来确定材料的许用应力或安全系数。设计中还应考虑所选用的零部件工艺性要好，易拆装，检修，操作方便和使用安全。0.2 本次设计相关参数本课程设计的目的是综合运用以前学过的基础理论知识，对起重机的主要部分进行设计，学习设计方法，及其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。 设计 32/5tA 型门式起重机拟达到的主要目标及技术参数如下：起重重量主钩32 吨，副钩 5 吨；工作级别 M5；跨度 25 米，两端悬臂各 5.5 米；主起升高度 10 米，副起升高度 12 米；工作速度主起升速度 9.5 米/分，副起升速度 19 米/分；小车运行速度 38.5 米

14、/分，大车运行速度 37.9 米/分；小车轨距 2.5；基距 8.5 米。本次设计重点是大车运行机构和副起升机构的设计计算。 通过这次起重机设计，结合相关所学机械方面专业知识，总结四年所学的知识。由于本人能力有限，设计尚有许多不足之处，恳请各位老师给予指教，本人将表示衷心的感谢。 东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 副起升机构的设计计算31副起升机构的设计计算起升机构是起重机最基本的工作机构，用以实现所吊重物的垂直运动。副起升机机构由驱动装置、传动装置、卷绕系统、取物装置、制动器及其他安全装置等组成，不同种类的起重机需配备不同的取物装置，其驱动装置亦有不同。1.1 副起升传动方案与卷绕装置1

15、.1.1 确定副起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组如图 1-1 为电动驱动的起升机构简图。起升机构主要由：驱动装置、传动装置、卷筒、滑轮、取物装置和制动装置组成。图 1-1 起升机构简图1-电动机 2带制动器半齿联轴器 3减速器 4卷筒组 5吊钩组及滑轮组 6联轴器按照设计要求,副起升机构传动装置有较大的跨度，因此采用图 1-2 的传动方案图 1-2 闭式传动起升机构构造型式1电动机 ；2半齿联轴器 ；3带制动轮的半齿联轴器；4浮动轴；5制动轮；6减速器；7卷筒；8轴承座；9制动器东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 副起升机构的设计计算4如图 1-3 所示、采用单联滑轮组。按 Q=5t，取

16、滑轮倍率 ih=2，承载绳分支数： （1-1）hZ2i4Z=4 a=2(后文多次使用)图 1-3 起升机构的计算简图查3吊钩组产品表选号为 G13 吊钩组，得其质量：G0=99Kg，两动滑轮间距 A=200选 G13 吊钩组1.1.2 选择钢丝绳副起升机构滑轮组采用滚动轴承，当 ih=2，查12表 2-1 得滑轮组效率： 0.99h1.1.2.1 钢丝绳所受最大拉力 （1-2）0max5000991287.612.8822 2 0.99hQGskgKNi 查12表 2-4，中级工作类型（工作级别 M5）时，安全系数 n=5.5。1.1.2.2 钢丝绳计算破断拉力 （1-3）max5.5 12.

17、8870.84bsn sKN查钢丝绳产品表选用纤维芯钢丝绳 619W+FC，钢丝公称抗拉强度为 1670MPa，光面钢丝，右交互捻，直径 d=14，钢丝绳最小破断拉力=108KN，标记如下： s钢丝绳 14NAT619W+FC1770ZS108GB/T8918-1996东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 副起升机构的设计计算51.1.3 确定滑轮主要尺滑轮的许用最小直径：Dd（e-1）=14（25-1）=336 （1-4）式中系数 e=25 由12表 2-4 查得。由12附表 2 选用滑轮直径，取平D355衡滑轮直径，选用。滑轮的轮槽部分尺寸可pD0.6D0.6 355213pD225由12

18、附表 3 查得。由前计算钢丝绳直径，滑轮轴直径d14D355的型滑轮标记为：5D901E滑轮（定滑轮）E114355-90 ZB J80 006.8-87滑轮直径D355 由12附表 5 平衡滑轮选用 d=14，D=225，滑轮轴直径 D5=45的 F 型滑轮标记为：滑轮（动滑轮）F14225-45 ZB J80 006.8-87滑轮直径pD2251.1.4 确定卷筒尺寸，并验算强度1.1.4.1 卷筒直径：Dde 11425 1336（）（）由12附表 13 选用，槽踞，槽底直径D400t16r8 卷筒直径D4001.1.4.2 卷筒尺寸： 3max010Ha12 102L2Z4tL2241

19、6200947.7D3.14 414（） 取 （1-L12005） 卷筒长度L1200式中附加安全系数，取；0Z0Z2 卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，即1 L，实际长度在绳偏斜角允许的范围内可以适当增减。 1LA200卷筒计算直径 （1-0D0DDd400 144146）1.1.4.3 卷筒壁厚： （1-0.02D6100.02 4006101418（）（）东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 副起升机构的设计计算67） 卷筒壁厚取 =15卷筒壁压应力计算： （1-maxymaxS1288053.7MPat0.015 0.0168）选用灰铸铁 HT200，最小抗拉强度b195

20、MPa许用压应力： （1-9） by195130MPa1.51.5 故抗压强度足够。 ymaxy ymaxy1.1.4.4 卷筒拉应力验算：由于卷筒长度 L3D，尚应校验由弯矩产生的拉应力，卷筒弯矩图示于图 1-4：SmaxSmax2Smax图 1-4 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： （1-10）6max1wmaxSLL128801200200MSl6.44 10 N22（）（）卷筒断面系数： （1-11）444430.1DDi0.1400370W17.15D400（）（）式中 D 卷筒外径，D400 Di卷筒内径，DiD24002 15370 于是：东华理工大学长江学院

21、毕业设计（论文） 副起升机构的设计计算76wiM6.44 103.68MPaW17.15 合成应力： （1-12） 111max3.6839/130 4015.68MPayy式中许用拉应力 119539MPa55b 故： 11卷筒强度验算通过。故选定卷筒直径 D=400，长度 L=1200；卷筒槽形的槽底半径 r=8，t=16；起升高度 H=12m，倍率 ih=2；靠近减速器一端的卷筒槽向左的 A 型卷筒，由12附表 14 得，标记为：卷筒 A4001200816122 左 JB/T9006.21999图 1-5 卷筒示意图外形尺寸：（单位 mm）DD1D2LL1L2400370360 120

22、070281.2 电动机的选择：1.2.1 计算静功率： （1-13）0QG500099N18.6kw102 60102 60 0.85j（）（）19东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 副起升机构的设计计算8式中 机构总效率，一般 =0.80.9，取 =0.851.2.2 电动机计算功率： （1-14）N =K0.8 18.614.99kWedjN 电动机功率 Ne=14.99kw式中 系数 Kd由12表 61 查得，对于 M1M6 级机构，Kd=0.750.85 取 Kd=0.8 查12附表 28，选用绕线转子三相异步电动机 YZR200L-8（如图 1-5） ，YZR 系列电动机适用于驱

23、动各种起重机械及冶辅助设备，具有较高的过载能力和机械强度，特别适用于短时或断续运转，频繁起动、制动及有显著振动及有冲击的设备，YZR200L-8 电动机, 其 Ne（25%）=15kW, n1=710r/min，电22GD1.5kg m 机质量=230图 1-6 YZR 式电动机简图安装尺寸：（单位 mm）HABCCAK螺栓直径DEFGGD20031830513340019M16601401621.410外形尺寸：（单位 mm）ACABHDBBLLCHA405405510400 9751118251.2.3 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 （1-13）25N

24、kN0.75 0.87 18.612.13kwxj 式中 k25工作级别系数，查12表 6-4，对于 M5M6 级，k25=0.75。东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 副起升机构的设计计算9系数，根据机构平均起动时间与平均工作时间的比值（tq/tg）查得。由查12表 6-5，一般起升机构 tq/tg =0.10.2，取 tq/tg=0.1，由12图 6-6 查得=0.87。 由以上计算结果 NxNe 故初选电动机能满足发热条件。1.3 选择减速机1.3.1 卷筒转数： （1-14）0a19 2n29.2 r / minD3.14 0.414i1.3.2 减速器总传动比： 06.245 .2

25、97100jnni (1-15)查12附表 35，选渐开线圆柱齿轮减速器，ZQ-500-IV-3C 减速器，ZQ 减速器主要用于起重机械，高速轴转速不大于 1500r/min;工作的环境温度为-40 到+45 度，适用于正反两向运行。当工作类型为中级（相当工作级别为 M6）时，ZQ-500-IV-3C减速器，其许用功率N=15.1kW，i0=23.34，质量 Gg=345， 如轴直径d1=50，轴端长 l1=85， （锥形） 。故选取 ZQ-500-IV-3C 减速器图 1-7 ZQ 型减速器简图外形尺寸中心高中心距 AA1A2LHBh500200300986592300300安装尺寸C1S1

26、S2S3C孔径（个） 孔数（个）质量（kg）东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 副起升机构的设计计算10802403104501301763451.3.3 验算起升和实际所需功率1.3.3.1 实际起升速度： min/84.1934.2306.241900miivv （1-16） 实际起升速度 =19.84m/min1.3.3.2 误差： （1-17） 19.84 19100%100%4.42%15%19（）（）所以 1.3.3.3 实际所需等效功率： （1-18）N12.13 19.84N 12.67kwN15kw19xxe 所以 N Nxe1.3.4 校核减速器输出轴强度1.3.4.1

27、计算轴最大径向力：由12公式（6-16）得出轴最大径向力： maxmaxR0.5a SGRj（）式中 N=25.8 kN卷筒上卷绕钢丝绳引起的载荷；maxa S2 1288025760卷筒及轴自重，参考12附表 14 估计；G4.56 KNj由12附表 36 得 maxR0.525.84.5615.2KN R16.5 KN（）1.3.4.2 计算轴最大扭矩：由12公式（6-1）得出轴最大扭矩： （1-19） maxmax0M0.70.8M iMe（）式中 电动机轴额定力矩；ee1N15M9750 9750152.3N mn960东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 副起升机构的设计计算11当

28、JC=25%时电动机最大力矩倍数，由12附表 33 查出；max2.8 =0.95减速器传动效率；减速器输出轴最大容许转矩，由12附表 36 查出； M25000N m故： maxM0.8 2.8 152.3 0.95 31.510208.97N m M25000Nm由以上计算，所选减速器能满足要求 减速器输出轴强度足够 maxMM2 lGD0.403（）选用 CLZ3半联轴器，型号为 S512 图 1-9 CLZ 型带圆锥形孔半齿联轴器公称转矩Tn许用转速n1轴孔直径 d1DD1型号N.mr/minmmS5123150240054.5220185D2C润滑剂用量重量转动惯量 J东华理工大学长

29、江学院毕业设计（论文） 副起升机构的设计计算13mmmLKgKg.m2 150 2.568 19.740.435 浮动轴的两轴端 d=45，l=85（轴端长度） 靠减速器轴端联轴器 由12附表 45 选用带 300制动轮的半齿联轴器，其型号为 S216，最大容许转矩Mt=1400，飞轮矩(GD2)=1.28kgm ，质量N m2G1=27.6kg。ctMM故选用带 300制动轮的半齿联轴器,型号为 S216图 1-10 带制动轮半齿联轴器公称转矩 Tn许用转速 n1轴孔直径 d1DD1型号N.mr/minmmS2161400300045300155D2C润滑剂用量重量转动惯量 JmmmLKgK

30、g.m2 120 2.56827.61.281.6 起动时间与制动时间的验算1.6.1 启动时间东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 副起升机构的设计计算14 （1-20）001p2 l2QGDntCGD38.2MMiqj（）（）（）式中 22221dlzGDGDGDGD1.50.403 1.83.7（）（）（）（）1.6.2 静阻力矩： （1-21）00jQGD5000990.414M18.87N m2i2 2 32.9 0.85 （）（）1.6.3 平均起动力矩：qeM1.5 M1.5 152.3228.45N m故2p29655099 0.414t1.15 3.70.75s38.2228

31、.45 18.872 32.90.85（）（） 起动时间 tp =0.75s通常起升机构时间为 15s，可在电气设计时，增加起动电阻延长时间，故所选电动机适合。1.6.4 验算制动时间制动时间： 222001zl22ezQGDn9605099 0.414t CGD1.15 3.70.23s38.2MMi38.2500 13.632 32.9j（）（）（）（）（） （1-22）式中 00h0QGD5000990.414 0.85M13.63N m2ii2 2 32.9j （）（）（1-23）由126-6 查得许用减速度， ，za=0.2a t，故 tz=/a=19.7/0.260=1.58s 合

32、适 zztt 所以，故所选制动器合适 zztt1.7 高速浮动轴的计算东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 副起升机构的设计计算151.7.1 疲劳计算 起升机构疲劳计算基本载荷 （1-24）Imax6eMM 1.12 152.3170.6N m式中动载系数， （1-25）6620.5 10.5 1 1.221.11（）（）起升载荷动载系数（物品起升或下降制动是动载效应）221 0.711 0.7 19/601.22 扭转应力：3nImax M/ W170.6/0.20.0459.36MPa（）轴材料用 45 号钢，bs600MPa300MPa，弯曲：，10.27600300243MPa（）扭

33、转：，查12表 2-811243140MPa33 查12表 2-190.60.6 300108Mpass轴受脉动循环的许用扭转应力： （1-27）10k12kn（）式中 K=KxKm考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数；KX与零件几何形状有关，对于零件表面有急剧过渡和有键槽及紧配合区段， =1.52.5；xkKm=与零件表面加工光洁度有关，对于粗糙度 3.2Km=1.151.2；对于粗糙度 12.5，Km=1.251.35此处取 k=21.25=2.5考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，对碳钢及低合金钢 =0.2；n1安全系数，n1=1.25（由12表 30 查得） 。ok2 1408

34、2.9MPa2.50.21 12.5 （） 故 通过n0k1.7.2 强度计算 轴所受最大转矩：东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 副起升机构的设计计算16IImax2eMM1.22 152.3185.806MPa最大扭转应力：maxmax3M18510.15MPaW0.20.045（）许用扭转应力： nIIII180120MPan1.5式中 安全系数，II nIIn1.5 故通过 maxII 强度计算通过,故所选浮动轴疲劳强度合格 maxII浮动轴的构造如图 1-11 所示，中间轴径 d1+（510）=55，取 d1=55。图 111 高速浮动轴构造图 如前所述，在设计选用合适的部件，相互

35、配合安装起重机的副起升机构如图 1-12 所示 东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 副起升机构的设计计算17图 112 副起升机构装配图东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 大车运行机构的设计计算172.大车运行机构的设计计算大车运行机构主要用于水平纵向（与主梁方向垂直）运移物体。大车运行机构采用的驱动形式有两种：集中驱动和分别驱动。本次设计计算采用的驱动形式是分别驱动。两边车轮分别由两套独立的无机械联系的驱动装置驱动，省去了中间传动轴，自重轻，部件分组性好，安装和维修方便。2.1 主要参数与机构的布置简图门式起重机的大车，起重量在 5 吨至 50 吨范围内一般均由八个车轮支承，其中四个车轮

36、为主动轮。主动车轮由大车运行机构分别驱动。 图 2-1 大车运行机构简图1电动机；2齿轮联轴器；3减速器；4车轮2.2 电动机的选择2.2 .1 轮压计算参考同类型规格相近的起重机，可以近似认为主钩中心线至端梁两端主、从车轮中心线距离相等，主钩中心线离端梁中心线最小距离（极限尺寸）。ml5 . 11eL=22.5m2Pmax2PminGg=G-Gxc11.25m图 2-2 轮压计算图（1）大车最大轮压（满载） LlLGQGGP2)41max（）（小车起小车总满东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 大车运行机构的设计计算18式中 起重机总重，=350KN；总GG总 小车自重，=12.5KN；小车

37、G小车G 起升载荷，=320KN；起QG起 桥架跨度，L=25m；L 吊钩中心线至端梁中心线的最小距离，。1lml5 . 11 =269.5KNmaxP350-142.5320+142.525-1.5+4225（2）大车最大轮压（空载）=118.85KNminP350-142.5142.525-1.5+4225车轮踏面疲劳计算载荷 = =219.28KNcP32minmaxPP2 269.5+118.853车轮材料:采用 ZG340-640(调质), =700MPa, =380MPa,由12附表 18 选择车bs轮直径 Dc=500mm ,由12表 5-1 查得轨道型号为 P38(铁路轨道)或

38、 Qu70(起重机专用轨道)按车轮与轨道为点接触和线接触两种情况来验算车轮的接触强度点接触局部挤压强度验算P=kc c =0.1810.97 1= 438925N (2-1)c 232mR12234000.4k 许用点接触应力常数（N/mm ）由12表 5-2 取 k =0.181222R曲率半径，由车和轨道两者曲率半径中取最大值，取 QU70 轨道的曲率半径为R=400mm m由轨顶和车轮曲率半径之比（r/R）所确定的系数，由3表 5-5 查 m=0.46c 转速系数，由3表 5-3，车轮转速 n = =17.2r/min，c =0.971cCdcDV5 . 09 .371c 工作级别系数，

39、由3表 5-4 查得当 M5 级时，c =122P 故验算通过c cP线接触局部挤压强度验算东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 大车运行机构的设计计算19P=k D l c c =6.8 500 70 0.97 1= 230860N C1c12k 许用线接触应力常数（N/mm ）由12表 5-2 查得 k =6.8121l车轨与轨道的有效接触长度，P38 轨道的 l=68mm，而 QU70 轨道的 l=70mm，按后者计算D 车轮直径（mm）cc ，c 同前12P 故验算通过CcP2.2.2 运行阻力计算摩擦总阻力矩：M =（Q+G） （k+） (2-2)m2d由12查得 D =500mm

40、车轮的轴承型号为 7424，与轴承内径相配合处车轮轴直径cd=120mm；由12表 7-1 至 7-3 查得：滚动摩擦系数 k=0.0008；轴承摩擦系数=0.02；附加阻力系数=1.5。代入上式得：当满载时的运行阻力矩M=（Q+G） （k+） m)(QQ2d =20100.121.53200003500000.00080.022（）（）N m运行摩擦阻力P= =8040 m)(QQ2/)(CQQmDM201020.5N m当空载时M=1.5 350000 （0.0008+0.02）=1050 )0(Qm212. 0N mP= =4200 )0(Qm2/)0(cQmDM105020.5N m2

41、.2.3 电动机型号的选择确定电动机静功率：N = =2.5kWjmvPdcj10008040 37.91000 60 0.95 4东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 大车运行机构的设计计算20式中 P = P满载运行时的静阻力；jm)(QQ m=2驱动电动机台数； =0.95机构传动效率初选电动机功率：N=k N =1.3 2.5 2=6.5kWdj式中 k 电动机功率增大系数，由12中表 7-6 查得 k =1.3dd由12附表 30，选用绕线转子三相异步电动机，YZR160M2-6 电动机；YZR 系列电动机适用于驱动各种起重机械及冶辅助设备，具有较高的过载能力和机械强度，特别适用于短

42、时或断续运转，频繁起动、制动及有显著振动及有冲击的设备，YZR160M2-6电动机，其 N =7.5Kw；n =940r/min；（GD ） =0.142kgm ；电动机质量 160kge12d2图 2-3 YZR 型电动机简图安装尺寸：（单位 mm）HABCCAK螺栓直径DEFGGD16025421010833015M12481101442.59外形尺寸：（单位 mm）ACABHDBBLLCHA325320420290758868202.2.4 验算电动机发热条件等效功率：N =kN =0.75 1.3 2.5=2.43Kwx25jk工作级别系数,由12查得,当 JC%=25%时, k=0.

43、75;2525东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 大车运行机构的设计计算21按起重机工作场所得 t /t =0.25 查得=1.3qg由此可知, N N ,故初选电动机发热通过.xe2.3 减速器的选择2.3.1 车轮转速:n =24.14r/min ccdcDv37.90.52.3.2 机构传动比:i =37.7ocnn191024.14查12附表 35,选用四台渐开线圆柱齿轮立式减速器，ZSC-600-III-3/4 减速器, ZSC减速器主要为行车配套，齿轮的圆周速度不大于 10m/s ，高速轴转数不大于1500r/min ，工作环境温度工作的环境温度为-40 到+45 度。ZSC-6

44、00-III-3/4 减速器，其 i=40.17，N=15.7Kw(当输入转速为 1000 r/min)，可见 N Noj 选定 ZSC-600-III-3/4 减速器图 2-4 ZSC 型减速器简图外形尺寸中心高中心距 A1A2A3ALHBh150200250600980481312235地脚安装尺寸质量（kg）KK1K2K3孔径 d孔数（个）8514030120216220东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 大车运行机构的设计计算222.3.3 验算运行速度和实际所需功率实际运行速度:v=v=37.9 =35.6m/min dcdcooii37.740.17误差= 100%=6.0%15

45、%dcdcdcvvv37.935.637.9实际所需电动机静功率:N= N=2.5 =2.35Kwjjdcdcvv35.637.9由于 N N ,所以合适%25JCd2.4 选择制动器取制动时间 t =3.5sz按空载计算制动力矩,即 Q=0 代入式：M =M+ mc(GD ) + (2-7)zm1jztn2 .3812122ociGD式中 M=-20.11 Nmjmin2)(ocmpiDPP34.23295. 07 . 0)43.2171760(P =0.002G=0.002350000=700N坡度阻力pP= =2800Nminm2/)2(cDdkG0.12350000 (0.00080.

46、02)20.52东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 大车运行机构的设计计算24M=4制动器台数，四套驱动装置工作=-20.11+=50.3 NmzM212291035000 0.50.954 1.15 1.1338.2 3.540.17现选用两台选用电力液压块式制动器，YWZ -200/23 制动器，YWZ 制动器被广泛应55用于各种机械的传动装置中，其结构紧凑，失电制动器轴向尺寸虽小，但制动扭矩足够大， 响应迅速，寿命长久。YWZ -200/23 制动器，得其额定制动力矩5M=112.225 Nmez为避免打滑，使用时需将其制动力矩调至 50.3Nm 以下。考虑到所取的制动时间 tt （Q

47、=0） ，在验算起动不打滑条件时已知是足够安全的，zq故制动不打滑验算从略。 选用 YWZ -200/23 制动器5图 2-5 YWZ 型制动器安装及外形尺寸（mm）制动器型号制动力矩Dh1kidYWZ5-200/231122252001601455614安装及外形尺寸(mm)重量（kg）nbFGEHALC280901651604544481178026.62.5 选择联轴器根据机构传动方案，M=M n =751.4=105jsN m东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 大车运行机构的设计计算25 M 联轴器的等效力矩M =M =237.5=75 1elN m等效系数，见12表 2-7 取=2

48、11M =9550=9550=36.7 el1nNe3.5910N m由12附表 31 查得，电动机 YZR160M2-6，轴端为圆柱形，d =35mm，l=80mm，1选用选用带 200制动轮的半齿联轴器，其型号为 S429，其M =710 ；(GDlN m) =0.38 kgm ；重量 G=17.15kg2l2最大容许转矩Mt=710MI值N m选用带 200制动轮联轴器型号 S429图 2-6 带制动轮联轴器公称转矩Tn许用转速n1轴孔直径 d1DD1型号N.mr/minmmS429710240035200140D2C润滑剂用量重量转动惯量 J东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 大车运

49、行机构的设计计算26mmmLKgKg.m2 1052.56817.150.33 靠大车轮轴端联轴器 由12附表 45 选用 CLZ3半联轴器，其型号为 S512，最大容许转矩值，飞轮力矩，质量 Gl=23.6。tcM3150N mM2 lGD0.403（） 选用 CLZ3半联轴器，型号为 S512图 2-7 CLZ 型带圆锥形孔半齿联轴器公称转矩Tn许用转速n1轴孔直径 d1DD1型号N.mr/minmmS5123150240054.5220185D2C润滑剂用量重量转动惯量 JmmmLKgKg.m2 150 2.568 19.740.4352.6 验算起动不打滑条件以下按三种工况进行验算两台

50、电动机空载时同时起动:n=n (2-8)2/2602201cQqdcDkPdkPtvgGfP）（）（z式中 P =P+P=119410+81510=200920N主动轮轮压和;1minmax东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 大车运行机构的设计计算27P = P =200920N从动轮轮压和;21F=0.2室内工作的粘着系数;n =1.051.2防止打滑的安全系数zn=2.0 200920 0.20.14200920(0.00080.02) 1.5200920 0.000837.92350000.560 1.22nn ,故两抬电动机空载起动不打滑z事故状态:当只有一个驱动装置工作,而无载小车

51、位于工作着的驱动装置这一边时,则n=n2/2601201cQqdcDkPdkPtvgGfP）（）（zP = P=86000N工作的主动轮轮压;1maxP =2 P+ P =254000+86000=194000N非主动轮轮压之和;2minmaxt一台电动机工作时的空载起动时间:）（0Qq=2.84s）（0Qqt2291035000 0.52 1.15 0.6138.2 (2 56.252.6)40.170.95n= =1.87s200920 0.20.14200920(0.00080.02) 1.5 119410 0.000837.92350000.560 1.22nn 故不打滑z事故状态:当

52、只有一个驱动装置工作,而无载小车远离工作着的驱动装置这一边时,则P = P=71510N1minP =2 P+ P=2119410+71510=310330N2maxmint=2.84s,与第 2 种工况相同）（0Qq东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 大车运行机构的设计计算28n=0.639s71510 0.237.9310330 0.002 1.571510 0.0008350000.560 1.22nn 故也不会打滑z 如图所述，设计选择合适的部件，根据相互的尺寸配合安装起重机大车运行机构如图 2-8 所示图 2-8 大车运行机构装配图32/5tA 型门式起重机的主体机构包括大车运行机构，起升机构，小车运行机构，主梁及支腿。本设计主要针对的是大车运行机构和副起升机构的设计，通过和本课题其他同学数据的匹配，绘制起重机