16t通用桥式起重机起升及运行机构设计解析

1、2013 年5月6日 毕业论文（设计） 论文（设计）题目：16/3.2t通用桥式起重机 起升及运行机构设计 姓名xxxxxx 学号xxxxxxxxxxx 院系xxxxxxxxxxxxxx 专业xxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxx 年级xxxxxxxxxxxx 指导教师xxxxxxx 摘要1 Abstract2 第1章绪论3 1.1 对起重机研究意义3 1.2 国内外起重机3 1.2.1 国外起重机3 1.2.2 国内起重机发展方向4 1.3 设计内容4 第2章主起升机构的设计5 2.1 确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组5 2.2 选择钢丝绳5 2.3 确定滑轮主要尺寸6 2.4

2、 确定卷筒尺寸并验算强度7 2.5 选电动机9 2.6 验算电动机发热条件9 2.7 选择减速器10 2.8 验算起升速度和实际所需功率10 2.9 校核减速器输出轴强度10 2.10 选择制动器11 2.11 选择联轴器11 2.12 验算起动时间12 2.12.1 起动时间tq验算12 2.12.2 起动平均加速度aq13 2.13 验算制动时间13 2.13.1 满载下降制动时间14 2.13.2 制动平均减速度14 2.14 高速浮动轴验算14 2.14.1 疲劳验算14 2.14.2 静强度计算15 第3章小车运行机构17 3.1 确定机构传动方案17 3.2 选择车轮与轨道并验算其

3、强度17 3.3 运行阻力计算18 3.4 选电动机19 3.5 验算电动机发热条件20 3.6 选择减速器20 3.7 验算运行速度和实际所需功率20 3.8 验算起动时间20 3.9 按起动工况校核减速器功率21 3.10 验算起动不打滑条件223.13 选择低速轴联轴器24 3.14 验算低速浮动轴强度24 3.14.1 疲劳验算24 3.14.2 强度验算25 第4章副起升机构设计26 4.1 确定传动方案，选择滑轮组和吊钩组26 4.2 选择钢丝绳26 4.3 确定卷筒尺寸并验算强度27 4.4 计算起升静功率27 4.5 初选电动机28 4.6 选用减速器28 4.7 电动机过载验

4、算和发热验算28 4.8 选择制动器29 4.9 选择联轴器30 4.10 验算起制动时间30 4.12 高速轴计算31 4.12.1 疲劳计算31 4.12.2 静强度计算32 第5章大车运行机构的设计34 5.1 确定机构的传动方案34 5.2 选择车轮与轨道，并验算其强度34 5.4 运行阻力计算36 5.5 选择电动机37 5.6 验算电动机发热条件37 5.7 选择减速器37 5.8 验算运行速度和实际所需功率38 5.9 验算起动时间38 5.10 起动工况下校核减速器功率39 5.11 验算起动不打滑条件40 5.12 选择制动器41 5.13 选择联轴器42 5.13.1 机构

5、高速轴上的计算扭矩42 5.13.2 低速轴的计算扭矩43 5.13.3 浮动轴的验算43 参考文献45 致谢46摘要 根据机械设计标准和起重机设计标准及各零部件的选择标准，依据所给参数和具体工作环境，设计出了桥式起重机小车大车各个机构。起升机构采用电动机驱动,布置方式采用电动机轴与卷筒轴平等布置。小（大） 车运行机构主动轮采用对面布置方式， 集中驱动。 各零部件间采用具有补偿性能的齿轮联轴器连接，带制动轮的联轴器安装在减速器的高速轴上，这样，即使联轴器被损坏，制动器仍可将卷筒制动，确保机构安全。为使起升机构布置方便并增大补偿能力，在电动机与减速器之间采用浮动轴连接。带制动轮的半齿联轴器和制动

6、器靠近减速器，万一浮动轴被扭断，制动器仍可以制动住卷筒。 关键词：桥式起重机；起升机构；小车运行机构；大车运行机构Abstract Accordingtothemechanicaldesignstandardsanddesignstandardsforcranesandotherpartsoftheselectioncriteria,basedonthegivenparametersandthespecificworkingenvironment,thedesignofthebridgecranecaragencies.Liftingbodiesusingmotor-drivenlayoutw

7、iththeuseofmotoraxisequalaxisreellayout.Cardrivingwheelusedtoruninstitutionsacrossthelayout,concentrateddrive.Betweenthevariouscomponentsofcompensationwiththeperformanceoftheuseofthegearcouplingtoconnectwiththecouplingwheelbrakeinstalledontheaxisofhigh-speedreducer,sothatevenifthecouplinghasbeendama

8、gedcanbebrakedrumbraketoensurethatsecurityagencies.Inordertofacilitatethehoistingmechanismandincreasethecompensationarrangementofcapacitybetweenthemotorandreducerwithfloating-axisconnection.Semi-roundwithbrakeandbrakegearcouplingnearthereducer,ifthefloating-axishasbeenbroken,brakescanstillbrakedruml

9、ive. Keywords:bridgecrane；hoistingmechanism；carruninstitutions;Themovingmainframe第1章绪论 1.1 对起重机研究意义 起重机械是用来对物料进行起重、运输、装卸和安装作业的机械。它可以完成 靠人力无法完成的物料搬运工作，减轻人们的体力劳动，提高劳动生产率，在工厂、矿山、车站、港口、建筑工地、仓库、水电站等多个领域和部门中得到了广泛的应用。随着生产规模日益扩大，特别是现代化、专业化生产的要求，各种专门用途的起重机相继产生，在许多重要的部门中，它不仅是生产过程中的辅助机械，而且已成为生产流水作业线上不可缺少的重要机械设

10、备，它的发展对国民经济建设起着积极的促进作用。 桥式起重机不但要容易操作， 容易维护， 而且安全性要好， 可靠性要高， 要求具有优异的耐久性、无故障性、维修性和使用经济性。加强对桥式起重机的研究和改进，促进其不断发展，必将对整个起重运输行业产生深远的影响。 1.2 国内外起重机 随着现代工业的迅速发展，新技术、新工艺的充分应用，社会生产力又跃上了一个新水平。一些大型、重型机构、设备、塔器的运输等工作，没有起重机是很难完成的。由于市场竞争的需要，起重机生产方式也由单件小批量向着多品种的变批量方向发展。由于工业生产规模的不断扩大，生产效率日益提高，以及产品生产过程中物料装卸搬运费用所占比例逐渐增加

11、，促使大型或高速起重机的需求量不断增长。起重量越来越大，工作速度越来越高，对能耗和可靠性要求也越来越高。起重机已成为自动化生产流程中的重要环节。 1.2.1 国外起重机 目前世界销售市场对起重机械的需量正在不断增加，根据公布的财务统计数据，2007年世界最大的20家起重机制造商一个主要特点就是销售增长超过40% 随着国际市场竞争的加剧， 起重机械的科技含量要求明显提高， 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、机械自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。 有关调查资料表明，65%勺起重机械用户主要是为了提高生产率、减少劳动工资，因而

12、要求采用先进的起重机设备的用户便越来越多。近年来，国外起重运输机械主 要发展趋势如下： (1)采用新理论、新技术和新手段。推广采用优化设计、可靠性概率设计、极限状态设计、虚拟样机设计、CAD/CA豉计等现代设计方法。 (2)向自动、智能和信息化，向成套、系统和规模化发展。 (3)向大型、高效和节能化发展。 (4)向模块、通用化，向简易、多样化发展。 (5)重视产品的合理人机关系、外观造型与表面涂装，有利于提高作业效率和操作安全舒适。 1.2.2 国内起重机发展方向 目前国内销售市场对起重机械的需求量正在不断增加，据分析，目前全国的桥式、 门式起重机的市场份额每年大约有200多亿。而其中桥式类型

13、起重机就广泛应用于大型的生产车间、装配车间、以及冶金车间等等，是现代化生产中合理组织生产必不可少的生产设备。我国起重机应从以下几方面进行起重机的研究与改进： (1)改进起重机械的结构，减轻自重。 (2)充分吸收利用国外先进技术。 (3)向大型化发展。 1.3 设计内容 设计参数如下: 起重量(t) 跨度(m) 起升高度(m) 速度(m/min) 无 主起升 副起升 主起升 副起升 主起升 副起升 小车 大车 无 16 3.2 22.5 16 18 16.4 19.5 43.8 101.4 无 工作级别 车轮直径(mm) 卷筒直径 起升倍率 主起升 副起升 小车 大车 大车 小车 主起升 副起升

14、 主起升 副起升 M6 M5 M5 M6 700 350 500 300 3 2 根据所给参数设计完成桥式起重机的起升及运行机构的设计 第2章主起升机构的设计 2.1确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组 按照布置宜紧凑的原则，采用闭式传动起升机构构造型式，如图2-1所示，采 用了双联滑轮组，按Q=16t,滑轮组倍率1=3,承载纯分支数：Z=2ih=6 图 2 2- -1 1 起升机构计算简图 Q=16t;GO-吊钩组重量，G0=467kg查起重机设计手册选图号为T1-362.1508吊钩组，得其质量: G0=467kg。 两动滑轮间距：A=87mm。 2.2选择钢丝绳 初步选择双联滑轮组，

15、滑轮组采用滚动轴承，如图2-2所示16t钢丝绳缠绕图 滑轮组倍率ih=3时，查起重机设计手册得滑轮组效率h1d=20父18=360 2 .卷筒绳槽尺寸：由起重机械查得槽距t=26mm槽底半径r=11mm 3 .确定卷筒长度并验算起强度： 如下图2-3所示 2 2- -3 3 卷筒尺寸简图 L=2(L。+!+12)+I3 ,/H%、,，16*3*103 L0=(+n)t=(+2)26=819mm D0二*518 D0=Dd=50018=518mm Lo一螺旋绳槽部分长度；H一起升高度； Do-卷绕直径；n附加安全圈数，取2; 1I一纯尾固定部分长度，按固定方法确定，一般取l1=3t=78 l2一

16、卷筒两端空余部分长度，取50mm %一卷筒中央不切槽部分长度， 取其等于吊钩组两工作动滑轮的间距,即L3=A=87mm,实际长度在纯偏斜角允许范围类可以适当增减。 经计算:L=2(l_0+li+I2)+I3-1981mm取L=2000mm. 卷筒壁厚：0=0.02D+(610)=0.02x500+(6-10)=1620mm,取6=18mm卷筒 壁压应力验算： ymax=孕=27445=91.48106N/m2-91.48MPa ymax、bt0.0150.02 由起重机械选用灰铸铁HT200,最小抗拉强度6b=195MPa, 许用压应力：6y=195=130MPaE6b故强度足够n11.5 卷

17、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，卷筒的最大弯矩发生在 钢丝绳位于卷筒中间时: n1715 i0:25.18 nc28.4 卷筒断面系数: 0.54-4.6443 =0.1=0.0124mm 26251142=2.117MPa 0.00124 合成应力: 39 ymax=2.11791.48=29.561MPa y130 式中许用拉应力： 、%195 、l=一=39MPan25 、卜1卷筒强度验算通过。 故选定卷筒直径D=500mm长度L=2000m诽筒槽形的槽底半径r=11mm槽矩 L-3 Smax(2)=27445 2000-87 M 2 =26251142N

18、mm 0.5 式中：D卷筒外径, D=500mm=0.5m Di 卷筒内径, Di=D26=4.64mm。 则、：1 t=26mm靠近减速器一端的卷筒槽向为左的A型卷筒。 卷筒A5002000-1126-143左ZBJ80-007.2-87 4.卷筒转速：n=60mv/nD=60*3*16.4/n*518=18.43r/min 2.5 选电动机 起升机构静功率： QG0*9.8vQG0V Pj= j10006010260 式中：起升机构的总效率，一般q=0.80.9,取4=0.85; QG0V=160.467100016.4 10260102600.85 电动机计算功率：Pe之GPj=0.8M

19、51.91=41.53KWG为稳态负载系数 由起重机械设计手册根据G值，查手册选取JC%=40CZ=300 查起重机械设计手册表，根据PG,JC%CZ的值， 选择绕线型异步电动机YZR315MH10,其额定功率为75kW工作制度S3-40%同步转数600r/min,额定转速为579r/min,最大转矩倍数为3.4,转动惯量为8.68kg-ni,质量为1156kg,输出端轴径为95mm 2.6 验算电动机发热条件 R=GPJ=0.851.91-41.53KW 式中R稳态平均功率，kw m电动机台数，m=1 由以上计算结果RPn,故所选电动机能满足发热校验 电动机过载验算： 过载验算公式如下： H

20、(QGO)V2.1*16467*9.8*16.4匚 P,=75kW-=57.35kw ms10001*1.7*1000*0.95*60 Pj =51.91KW 式中 1.7 s平均起动转矩标准值，对绕线型异步电动机取 H系数，绕线式异步电动机取2.1 电动机满足不过载要求，电动机选择符合要求。 2.7选择减速器 减速器总传动比： 选用标准型号的减速器时， 其总设计寿命一般应与它所在机构的利用等级相符合。 一般情况下，可根据传动比、输入轴的转速、工作级别和电动机的额定功率来选择减速器的具体型号，并使减速器的许用功率满足一定条件。QJ型起重机减速器 用于起升机构的选用方法： 1 P1-121.12

21、Pe=0.52.11.1275=70.31 式中2起升载荷动载系数； I工作级别，I=18。 查起重机械设计手册选择型号为QJR-D-500-31.5-IV-P-W的标准减速器，其许用功率为79kW输出轴端最大允许径向载荷60000N,许用输出扭矩42500Nm2.8验算起升速度和实际所需功率实际起升速度为： i3141 V=曰v=-16.4=16.35n/min i31.5 并要求起升速度偏差应小于10%. =父100%=16.4T&35M100%=0.30%10% v|16.4 实际所需等效功率： V16.35 B=GPj=M41.53=41.40kw，R潴足要求。 v16.4 2

22、.9 校核减速器输出轴强度 (1)轴端最大径向力Fmax,按下式校验： Fmax=%Smax+*=1.1父27445+9810/2=35094(N)卜 二60000(N)式中G=9.81kN-卷筒及轴自0 579 18.43 =31.41 n0 重 1F-减速器输出轴端的允许最大径向载荷(N)。 输出轴轴端的最大径向力经验算满足要求。 (2)基于起升机构载荷的特点，减速器输出轴承受的短暂最大扭矩应满足以下条件： Tmax=0.75Ti T_(QGO)D_(16000467)518*0.94*9.8_415N皿 -2ihi-2*3*31.5- Tmax=0.75*2*415*31.5*0.94=

23、18432T=42500(N-m) 式中邛一电动机最大转矩倍数，中=2.0; i减速器的传动比； 。一减速器的效率，刈=0.94; 由以上计算知，所选减速器能满足要求。 2.10 选择制动器 制动器是保证起重机安全的重要部件， 起升机构的每一套独立的驱动装置至少要装设一个支持制动器。支持制动器应是常闭式的，制动轮必须装在与传动机构刚性联结的轴上。起升机构制动器的制动转矩必须大于由货物产生的静转矩，在货物处于悬 吊状态时具有足够的安全系数，制动转矩Tz应满足下式要求： 所需静制动力矩： (QG)D0(16000467)518*0.94*9.8, MZH=KZHMJ2.5-0-22.5=1037.

24、5NLM 2ihi2*3*31.5 式中：Kz=2.5-制动安全系数 查手册选用标准块式制动器具型号为：YW500800,制动轮直径为500mm额定制动转矩为1400NJ-m整机质量为158kg0 2.11 选择联轴器 2.11.1 高速轴联轴器 依据所传递的扭矩、转速和被联接的轴径等参数选择联轴器的具体规格，起升 机构中的联轴器应满足下式要求: 75 =1.810.73,49550=529.951(Nm)T 579 式中T所传扭夕!的计算值N|_|m； k1联轴器重要程度系数，对起升机构，k=1.8; k3角度偏差系数。 根据电动机输出轴和减速器输入轴的直径，查手册选择高速轴的联轴器型号为

25、CL5K轴器65X142JB/ZQ4218-86,其许用转矩为T】=8000N|_|m,转动惯量J1B5584 2 0.45kg-m。 2.11.2 低速轴联轴器 低速轴联轴器的计算扭矩2应满足： 75 Tc1=i1n148Tn箱=12.5父1,35M2父9550MM0,9=5961.94Njm卜 579 查手册选择低速轴的联轴器型号为：CL7联轴器110父212JB/ZQ4218-86, J1B80132 靠近减速器一端的联轴器。靠近车轮端用CL7联轴器80”72JB/ZQ4218-86, J1B80132 许用转矩为T】=18000Nm转动，卜M量为1.15kg-m，其质量为109.5kg

26、。 2.12 验算起动时间 机构起动和制动时，产生加速度和惯性力。如起动和制动时间过长，加速度小,要影响起重机的生产率；如起动和制动时间过短，加速度太大，会给金属结构和传动部件施加很大的动载荷。因此，必须把起动与制动时间(或起动加速度与制动减速度)控制在一定的范围内。 2.12.1 起动时间tq验算 式中n0电动机额定转速(r/min)； Tq电动机平均起动转矩N|_lm,按下式计算: T=k1k3T _max tq 9.55(Tq-Tj) 57914.81 9.55(1855.57-526.53) =0.68(s) tq1=(46)s _，八八75 Tq=1.59550=1855.57Nlm

27、 579 Tj电动机静阻力矩N|_|m,按下式计算: 164670.5189.8- 二526.53Njm 2331.50.84 J机构运动质量换算到电动机轴上的总转动惯量（kg-m）, =14.81 系数1.15用以考虑高速轴以外其他回转质量的转动惯量，标准零部件给出飞轮矩, 2 贝版J二GD-4 Jd电动机转子的转动惯量（kg-m）; Je制动轮和联轴器的转动惯量（kg-m）; tq推荐起动时间（S）。 所以起动时间满足要求 2.12.2 起动平均加速度aq V16.4tq-600.68 q 式中aq起动平均加速度（m/s。； v起升速度（m/s）； a1平均升降加（减）速度推荐值（0.6-

28、0.8m/s2）所以该起动时间合适。 2.13 验算制动时间 制动时间与制动平均减速度验算(Q+GJDo 2mi 按下式计算: J：=1.15JdJe (Q+GJD； 40m2i2 =1.15(8.6816.3-4) _2一一 164670.5189.8 24,_2_. (kgm) _.2_ =0.40m/s-a MI W 25260 0.293 2、 =173.25(N/cm) 2.13.1 满载下降制动时间 式中n满载下降时电动机转速（r/min），通常取n=1.1n0; Tz制动器制动转矩N|_|m； 一.-.,一一 Tj满载下降时制动轴静转矩NUm,按下式计算： (QG0)D0_(16

29、000467)518*0.94*9.8_415N|_M 2*3*31.5 J下降时换算到电动机轴上的机构总转动惯量（kgm2） 匕】一一推荐制动时间（s）。 所以满载时制动时间满足要求。 2.13.2 制动平均减速度 式中V满载下降速度，v=1.1v 所以该制动时间合适 2.14 高速浮动轴验算 2.14.1 疲劳验算 轴受脉动扭转载荷，其等效扭矩: MInqiMe=2126.30=252.6Njm 式中1一一等效系数，由起重机课程设计手册查得尸2。 Me相应于机构工作类型的电动机额定力矩折算至计算轴的力矩N_Jm Pc75 Me=975=975126.30Nl_m n1579 由选择的联轴器

30、中，已确定浮动轴端直径d=90mm因此扭转应力: ,nUl tz- 9.55(Tz-Tj) 1.157914.81 9.55(1043.24-415) =1.57(s)h屋tq Tj= 2 1.116.4 601.57 =0.19(m/s2) v 轴材料用45号钢，调质处理。由机械设计查得：仃b=6400N/cm2, cs=3550N/cm2,由起重机课程设计查得：1A=0.22crb=1408N/cm2, 2 is=0.6os=2130N/cm。 式中K考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数，K=kx kx与零件几何形状有关，对于零件表面有急剧过渡和开有键槽及紧配合 区段，kx=1.5

31、2.5。 km与零件表面加工光洁度有关，对于V5,km=1.151.2;对于V3, km=1.251.35。 止匕处取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、低合金钢=0.2 ni安全系数，查起重机课程设计得ni=1.6 2.14.2 静强度计算 MII=CIIMj=1.51043.24=1564.86NLm 式中,-CII动力系数，查起重机课程设计得.CII=1.5 许用扭转应力: 1 ni 214081 x 2.50.21.6 2、 =651.85(N/cm) 轴的最大扭矩：如图2-4所示高速轴 2 2- -4 4 高速浮动轴构造图 Mj按额定起重量计算轴所受静

32、阻力矩，由上节计算 Mj=1043.24N|_m。 最大扭转应力: Mu156486 max一W 0.293 2、 二1073.29(N/cm) 许用扭转应力：！.II 二2130=1331.25(N/cm2) nn1.6 式中nN安全系数, 查起重机课程设计得=1.6。 max !T,满足要求。 浮动轴的构造如2-5 图所示，d=90mml=115mm中间轴径d1=d+(510)mm 取=100mm 第3章小车运行机构 3.1 确定机构传动方案 小车的传动方式有两种.即减速器位于小车主动轮中间或减速器位于小车主动轮一侧。减速器位于小车主动轮中间的小车传动方式.使小车减速器输出轴及两侧传动轴所

33、承受的扭矩比较均匀。 减速器位于小车主动轮一侧的传动方式，安装和维修比较方便，但起车时小车车体有左右扭摆现象。 对于双梁桥式起重机，小车运行机构采用图2-6减速器位于小车主动轮中间的 传动方案： 小车运行机构传动简图 2 2- -6 6 3.2 选择车轮与轨道并验算其强度 车轮最大轮压：小车质量估计，取Gxc=6300kg。 假定轮均布： -1-、1. Pmax(QGxc)(160006300)=5575kg=55750N 44 车轮最小轮压： 1-1,) Pmin=-Gxc=-6300=1575kg=15750N 初选车轮：由起重机课程设计可知，当运行速度W60m/min时, Q16 =2.

34、541.6, Gxc6.3 工作级别为中级时，车轮直径Dc=350mm,轨道型号为P43 强度验算： 按车轮与轨道为线接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: _2Pmax-Pmin Pc二 3 车轮材料,取ZG340-64O,0rs=340MPa,yb=640MPa 线接触局部挤压强度: PC=KIDCLCIC2=6.0350460.991=382536N KI许用线接触应力常数（N/mr2）,由起重机运输机械查得（=6 L车轮与轨道有效接触强度，对于轨道P43起重机课程设计，L=46mm G转速系数，由起重机运输机械，车轮转速nc=v=43.8=27.89rpm 二D

35、二0.5 时，G=0.99; G工作级别系数，由起重机运输机械，当工作级别为M5时，G=1; PCAPC,故通过 点接触局部挤压强度： R21752 PCK2CIC2=0.18130.991=375798N m0.388 式中：K2许用点接触应力常数（N/mr2）,由起重机运输机械查得，&=0.181 R曲率半径，车轮与轨道曲率半径的大值， 车轮旦=350=175mm 22 轨道曲率半径2=175由起重机课程设计，故取R=350mm r m由R比值（r为r1,r2中小值）所确定的系数，由起重机运输机械， 并利用内插值法得m=0.388 艮巳，故通过 根据以上计算结果，选定直径Dc=35

36、0的双轮缘车轮， 标记为：车轮DYL-350GB4628-84 3.3 运行阻力计算 摩擦阻力矩： 25575015750 =42416.7N ,d、- Mm=(QGxc)(K一)： 2 查起重机课程设计得，由Dc=350mr#轮组的轴承型号为7524,据此选出 Dc=350车轮组轴承亦为7524.轴承内径和外径的平均值d=120*215=167.5mm,由2 起重机运输机械查得滚动摩擦系数K=0.0009,轴承摩擦系数以=0.02,附加阻 力系数6=2.0(采用导轮式电缆装置导电)， 代入上式得：满载时运行阻力矩 Mm=(QdQ)=(QGxc)(Kd)=(160006300)(0.00090

37、.02化化75)222 =114.845kgm=1148.45Nm 运行摩擦阻力: Mm(Q=Q)1148.45 Pm(Q=Q)4593.8N Dc20.52 无载时运行阻力矩: id:0.1675 Mm(Q=0)=Gxc(K)=6300(0.00090.02)2 22 =32.445kgm=324.45Nm 3.4 选电动机 电动机静功率： 式中Pj=Pm(Q=Q)满载时静阻力； 4=0.9机构传动效率： m=1驱动电机台数 初选电动机功率：N=KdNj=1.153.71=4.267KW 式中Kd电动机功率增大系数，由起重机运输机械得，Kd=1.15 由起重机课程设计选用电动机JZR2-42

38、-8,Ne=16kw 运行摩擦阻力: rMm(Q-0) Pm(Q=0) Nj PjVc 1000m 4593.843.8 10000.960 =3.71KW n1=715r/min,(GD2)d=1.456kgm2,电机质量Gd=260kg 3.5 验算电动机发热条件 等效功率： Nx=K25Nj=0.751.123.79-3.187KW 式中K25工作级别系数，由起重机运输机械查得，当Jc=25%寸，K25=0.75; 查起重机运输机械得=1.12NxNe,故所选电动机发热条件通过 3.6 选择减速器 车轮转速：nc=*=型-=27.83rmin nDcnx0.5/min 机构传动比：i0=

39、1=7I，=25.69 nc27.83 查起重机课程设计选用ZSC-600-V减速器，i0F=27.3,N=21kW。 3.7 验算运行速度和实际所需功率 实际运行速度： i。25.69. Vc=Vc=43.8=41.21mmin i027.3 误差：一女二竺包300%=5.91%15%,故合适。 Vc43.8 实际所需电动机等效功率： Vc41.21 Nx=Nx=3.187黑=2.998KWNe,故合适 Vc43.8 3.8验算起动时间 起动时间： ,n1rd.QGx” 匕二/一一1mc(GD)；一 38.2(mMq-Mj)io 式中n1=715r/min； m=1驱动电动机台数； Ne(J

40、C25%)16 由起重机运输机械查得, %2, Mq=1.5Me=1.59550=1.59550=320.56Nm n1 715 满载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩： Mm(Q=Q)1148.45 Mj(Q=Q)46.74Nm io27.30.9 空载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩： 初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩: (GD2)Z(GD2)C=0.6kgm2 本机构总飞轮矩： _2_2_2_2_2 C(GD)I=C(GD)dC(GD)ZC(GD)l=1.15(1.4650.6)=2.3747kgm 式中C由起重机运输机械得知计及其他传动飞轮矩影响系数，折算到电动 机轴上可取C=1.

41、15 满载起动时间： 无载起动时间: 71563000.52 2.3575=0.14s38.2(1320.56-13.2)27.320.9 由起重机运输机械得，当vc=44.6m/min=0.74m/s时，tq推荐值为5.5s,tq(Q=QMc=382Nm3555 飞轮矩(GD)=0.091kgLm2,质量G1=24.9kg 高速轴端制动轮：根据制动轮已选用YWZ5315/23 由起重机课程设计选制动轮直径DZ=315mm,I柱形轴孔d=65mml=140mm 1n12 图=三mc(GD)1 (QGxc)D 2 10 (QGxc)(Kd) C _2 1；715(160006300)0.5 12

42、.37472 0.9 (160006300)(0.00090.02 0.1675 )10 0.9 Ne(jc25%) Me=9750 n1 标记为：制动轮315-Y65JB/ZQ4389-86,其飞轮矩GD2=0.6kg1m2,质量GZ=24.5kg 以上联轴器与制动轮飞轮矩之和： GD2l+GD2Z=0.6+0.091=0.6091kg1m2 与原估计的0.6kg|_m2基本相符，故以上计算不需修改。 3.13 选择低速轴联轴器 低速轴联轴器计算转矩，可由前节的计算转矩Me求出Mc: 11 Mc=Mci0=-38227.30.9=4704.5Nm22 由起重机课程设计查得ZSC-600减速器

43、低速轴端为圆柱形d1=80mm l1=115mm取浮动轴装联轴器轴径d2=80mml2=115mm 由起重机课程设计选用两个G1CL5t形齿式联轴器， 其主动端：Y型轴孔A型键槽，d3=80mml3=115mm 从动端：Y型轴孔A型键槽，d4=80mml4=115mm 标记为：G1CL5K轴器80115ZBJ19014-89 80115 由前节已选定车轮直径Dc=350mm由起重机课程设计表19参考小350车轮 组，取车轮轴安装联轴器处直径d1=80mml1=85mm 同样选用两个G1CL诚形齿式联轴器，其主动端：Y型轴孔A型键槽，d2=80mm l2=115mm从动端：Y型轴孔A型键槽，d3

44、=80mml3=115mm 标记为：G1CL5K轴器80115ZBJ19014-89 80115 3.14验算低速浮动轴强度 3.14.1 疲劳验算 由起重机设计规范(GB3811-83)运行机构疲劳计算基本载荷： Me218.18 Mmax=8i0=1.327.30.9=3484.4Nm 22 由前节已选定浮动轴端直径d=80mm, 其扭转应力: 许用扭转应力: s180 二=120MPa n1.5 7max7故强度校核通过。 Mmax.n=: 3484.4 0.20.083 =34.03Mpa 浮动轴的载荷变化为对称循环(因运行机构正反转矩值相同)，材料仍选用 45 钢，由起升机构高速浮动

45、轴计算，得E_L=140MPa,%=180MPa, 许用扭转应力 r1二11401 .Jk44.8MPa kn12.51.25 式中k,n1与起升机构浮动轴计算相同 却=0.97 钢丝绳所受最大拉力： 按下式计算钢丝绳直径d: d=c.Smax=0.0969.70=9.45mm GOQ38409.8 hhihx140.97 -9.70kN 3.2t副起升钢丝绳缠绕图副起升钢丝绳缠绕图 2 2- -4 4 副起升机构简图 c:选择系数，单位mmA,1N,选用钢丝绳Ob=1850N/mm, 根据M5及Ob查表得c值为0.096,选不松散瓦林吞型钢丝绳直径d=10mm 其标记为6W(19)-10-1

46、85-I-光-右顺(GB1102-74) 4.3 确定卷筒尺寸并验算强度 卷筒直径： 卷筒和滑轮的最小卷绕直径D0=300 D minhd满足要求 式中h表示与机构工作级别和钢丝纯结构的有关系数 查表得：卷筒h1=18;滑轮h2=20 卷筒最小卷绕直径口0讪=几d=1810=180 滑轮最小卷绕直径D0min=h2d=2010=200 考虑机构布置及卷筒总长度不宜太长，滑轮直径和卷筒直径一致取D=300mm。 卷筒长度：L=1500mm 卷筒壁厚6=0.02D+(610)=0.02M300+(610)mm=1216mm取6=16mm应进行卷筒壁的压力计算。 卷筒转速nt=mvn=4x19.5r

47、/min=80.13r/min。 二DO3.140.31 4.4 计算起升静功率 式中“起升时总机械效率n=nznchnlnt=0.97X0.94X0.992=0.894 L为滑轮组效率取0.97;“ch为传动机构机械效率取0.94;1为卷筒轴承效率取 0.99;、连轴器效率取0.99。 Pj 3 (QGo)Vn_(3.20.64)19.59.810 601000 =13.68kW 6010000.894 4.5 初选电动机 PJCGPj=0.8Ml3.68=10.944kW 式中PJC.在JC值时的功率，单位为kW; G:稳态负载平均系数，根据电动机型号和JC值查表得G=0.8o 选用电动机

48、型号为YZR180L-6,PJC=17KWnc=955r/min,最大转矩允许过载 倍数入m=2.5;飞轮转矩G12=1.5KN.m2o Pi13.68 电动机转速：nd=n0-(n0-nJC)=1000-一(1000-955)=963.7r/min PJC17 式中八:在起升载荷PQ=3.2t作用下电动机转速； ng：电动机同步转速; Jnjc：是电动机在JC值时额定功率和额定转速。 4.6 选用减速器 减速器总传动比：i=包=96红=12.02,取实际速比i=16ni80.13 起升机构减速器按静功率Pj选取，根据Pj=18.17kW,nd=951.9r/min,i=16, 工作级别为M5

49、选定减速器为ZQH50减速器许用功率Pnj=31KW低速轴最大扭矩为M=21000N.m 减速器在963.7r/min时许用功率Pnj为Plnj=31父951.9=29.5kW17kW 1000 实际起升速度vn=19.5X15.865=19.334m/min; 16 实际起升静功率pj8/7skW 4.7 电动机过载验算和发热验算 过载验算按下式计算: 16 用R类载荷校核减速器输出轴的径向载荷，最大力矩。 HQG02.1(3.20.64)10319.59.8彳 Pn义Mvn=父=11.49kw m=100012.510000.89460 Pn=17KW此题Pn恰好与Pjc=P25的功率相等

50、。 式中Pn；基准接电持续率时，电动机额定功率，单位为kVV H:系数，绕线式异步电动机，取H=2.1; 入m:基准接电持续率时，电动机转矩允许过载倍数，查表得入m取2.5; m:电动机个数； “：总机械效率4=0.894。 发热验算按下式计算：PF3 式中P:电动机在不同接电持续率JC值和不同CZ值时允许输出功率， 单位为kW按CZ=150JC值=25%查表得P=15.393kW 3 0.8(3.20.64)1019.59.8 100010.894 P=15.363P、. 过载验算和发热验算通过。 4.8 选择制动器 按下式计算，选制动器(MzhAKzhMj 式中Mzh.制动力矩，单位为N.

51、m； Kzh.制动安全系数，查表M5得篙=2.0; Mj:下降时作用在电动机轴上的静力矩，单位为N.m； 3 n,，(QG0)D0(3.20.64)100.310.8949.8, Mj=-020=-=81.47N.m 2mi2416 “，：下降时总机械效率，通常取“，=4=0.894 Mzh=MzhMj=281.47=162.94N.m 根据选用Mzh=286.24N.m选用YWZ315/30制动器，其额定制动力矩400N.m； DG(QG0)、n P:二 1000m =6.56kw 安装时将制动力矩调整到所需的制动力矩Kzh=290N.m 4.9 选择联轴器 根据电动机和减速器以及浮动轴的轴

52、伸尺寸及形状选连轴器，使联轴器的许用应力矩园计算的所需力矩M,则满足要求。 电动机的轴伸：d=55mm（t形），长度E=82 0.5mm 减速器轴伸：d=50mm（形），长度E=85mm 浮动轴的轴头：d=45mm长度E=84mm 选取梅花弹性联轴器：型号为MLL6-I-200,M=630N.m；G12=26.8Kg.m2;型 号为MLL6M=630N.m；G12=1.854=7.4Kg.m2。 Pjc17 电动机额定力矩Mn=9550-=9550=170N.m njc955 计算所需力矩M=n8Mn=1.52.0170=510N.m 式中n:安全系数取n=1.5; *8,刚性动载系数，取*8

53、=2.0； M=630M=510N.M 所选联轴器合格。 4.10 验算起制动时间 1.起动时间: nd2(QG0)103D02 dc(GD2) - 375(Mq-Mj)i2m2 963.71一八(3.20.64)1030.3129.8 1.15(1.526.87.4)2寸 375(289-179.07)162420.894 式中：(GD2)1=(GD2)d+(GD2)l+(GD2)z =1.5+26.8+7.4=35.7kN.m 静阻力矩： (QGOD。(3.20.64)9.81030.31,i/9.0/N.m 2mi21640.894 tq =1.0s 电动机启动力矩： Mq=1.7Mn=

54、1.7170=289N.mq 平均起动加速度： ( a=n=19.5=0.32m/s2 qtq601.060q aq=0.32m/s2a=0.4m/s2 电动机启动时间合适 2.制动时间： (2 nd2gG0)D0 tzh=dCGD2-270 375(MzhMj)ih2m2 nd,电机满载下降转速，单位为r/min； nd=2叫-nd=21000-963.7=1036.3r/min. Mzh=290N.m,Mj=143N.m V195 平均制动减速器速度2力=n-=.一=0.37m/s2a=0.4m/s2tzh600.8560 所以制动时间也合适。 4.12高速轴计算 4.12.1 疲劳计算

55、轴受脉动扭转载荷，其等效扭矩： M1=1Me=216.9=33.8kgf.m 式中：j1等效系数，由表查得j尸2 Me相应于季候工作类型的电动机额定力矩传至计算轴的力矩 Me=9755%)=975卫=16.9kgf.m Q(25%)977 963.7 375(290-143) (3.20.64)9.81030.31、 1.15(1.526.87.4) 162420.894 0.85s 由上节选择联轴器中，已确定浮动轴端直径d=45mm. 因此扭转应力为: -33.83=185.4kgf.cm0.24.53 许用扭转应力：.ohJ kn1 轴材料用45钢，0b=6000kgf/cm2,仃s=35

56、50kgf/cm2 22 =0.22；人=1320kgf/cm.s=0.6-s=2130kgf/cm kx-与零件几何形状有关，对于零件表面有急剧过度和开键槽及紧配合区段kx=1.5-2.5; km-与零件表面加工光洁度有关，对于V5,km=1.151.2; 对于、3,km=1.251.35. 止匕处取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，低合金刚，取h=0.2. nI安全系数，查表得nI=1.6. 因此tok=(2.52二片石二片石611.1kgS2 故tntok通过。 4.12.2静强度计算 轴的最大扭矩：M2=c2Mj=2179.07=358.14kgf.m

57、 动力系数，由表查得，因轴的工作速度较高，取/2=2； Mj按照额定起重量计算轴受静力矩，Mj=179.07kgf.m 最大扭转应力：max=町=358.143=196.5kgf/cm2 W0.24.53 MI n_W K=kxkm 考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数 式中：；c2 .s21302 =1331.25kgf/cm 021.6 式中：02-安全系数，由表查得02=1.6。 tmaxt|故合适. 浮动轴的构造如图2-7所示： 中间轴径d=d+(510)=45+(5-10)=50-55mniMd1=55mm, 许用扭转应力：.2 浮动轴 2 2- -7 7 第5章大车运行机构

58、的设计 5.1 确定机构的传动方案 跨度为22.5m为中等跨度，为减轻重量，决定采用图2-8的传动方案。 1 1电动机；2 2制动器；3 3 一带制动器的半齿轮联轴器; 4 4浮动轴；5 5 一半齿轮联轴器；6 6减速器；7 7车轮 5.2 选择车轮与轨道，并验算其强度 桥式起重机重量估计参照起重机设计规范其跨度越大，对应重量倍数越大, 起重量越小倍数也越大，但是倍数范围一般在0.7-6.3之间。就是说，在起重量最 小，跨度最大的情况下，可以达到6.3倍。这里跨度为22.5米，起重量16T,取其 倍数2.27倍，约为36.3t. 采用集中对角布置，计算大车车轮的最大轮压和最小轮压。 满载时，最

59、大轮压：取g=10N/Kg G-Gxc.QGxcLe 42L 363-631606322.5-1.5rX 4222.5 空载时，最小轮压: 集中传动的大车运行机构布置方式 2 2- -8 8 Pmax =179.07kN 5.3 选择车轮轨道并验算起强度 车轮材料：采用ZG340/640(调质)，6b=700MPa,6s=380MPa,由起重机课程 设计选择车轮直径Dc=700mm,由起重机运输机械查得轨道型号为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： DR: Pc-k23C1c2 m 4002 =1.8130.951=28

60、2650N 0.461 k2-许用点接触应力常数(N/m2),由起重机运输机械表5-2取k2=1.81; R-曲率半径 由车轮和轨道两者曲率半径中取大值，取Qu70l道的曲率半径为R=400mm; m-由轨顶和车轮白曲率半径之比(r/R)所确定的系数 由起重机运输机械查得m=0.46; G-转速系数， VD一 由起重机汪输机械查得当车轮转速nc=1=64.5&/min时，G=0.95; 二Dc c2-工作级别系数， 由起重机运输机械查得，当M6级时G=1 PCPC 故验算通过。 线接触局部挤压强度验算： P=kDclc1c2=6.670060.260.951=264481.1N Pmin G-Gxc乌1