三轴立式加工中心毕业设计

1、（2010 届） 毕业设计（论文）题 目 名 称：三轴立式高速加工中心X、Y工作台 学 院（部）： 机械工程学院 专 业： 机械设计与制造 学 生 姓 名：周啸 班 级：机制一班 学号10305910142 指导教师姓名：李忠群 职称 最终评定成绩： 2013 年 03 月 摘 要 工作台是机床上必不可少的部件，因此工作台的设计具有重要意义，工作台的自动化能大大减轻劳动强度，提高劳动生产效率。三轴立式高速加工中心X、Y工作台机电系统设计是一个开环控制系统，其结构简单，实现方便而且能保证一定的精度。降低成本，是微机控制技术的最简单的应用，它充分的利用了微机的软硬件功能以实现对机床的控制，使机床的

2、加工范围扩大，精度和可靠性进一步提高。随着经济的发展，机械行业的许多普通机床和闲置设备，经过数控改造以后，不但可以提高加工精度和劳动生产率，而且能有效的适应多品种，小批量的市场经济的需要，使之更有效的发挥经济效益和社会效益。本文主要介绍了三轴立式高速加工中心X、Y工作台的整体设计理论和设计过程，其中重点设计了三轴立式高速加工中心导轨机构、传动类型、驱动系统、控制系统等类型关键词：三轴立式 高速加工中心 刀架 主轴功率 目 录第一章 三轴立式加工中心概述91.1 概论91.2 加工中心介绍91.3 加工中心的类型及特点91.4 国外高速加工中心发展动向101.5 国内高速加工中心发展动向10第二

3、章 三轴立式高速加工中心导轨设计12 2.1 对导轨的基本要求122.2 滑动导轨的介绍122.3 滚动导轨的介绍132.4 提高导轨耐磨性的措施14第三章 小车运行机构的设计与计算233.1 桥式起重机小车运行传动机构.233.2 运行机构设计的目的、内容和要求233.2 小车运行机构设计与计算24第四章 卷筒部件及设计计算34 4.1 卷筒部件的构造344.2 卷筒部件的设计与计算35第五章 吊钩装置的设计395.1 吊钩装置的构造395.2 吊钩装置主要零件的设计405.3 吊钩装置的计算42结论47参考文献48致谢4945第一章 概述1.1 概论桥式起重机是桥架型起重机的一种，它依靠起

4、升机构和在水平面内的两个相互垂直方向移动的运行机构，能在矩形场地及其上空作业，是工矿企业广泛使用的一种起重运输机械。它具有承载能力大，工作可靠性高，制造工艺相对简单等优点。桥式起重机一般有大车运行机构的桥架、装有起升机构和小车运行机构的起重小车、电气设备、司机室等几大部分组成。外形像一个两端支承在平行的两条架空轨道上平移运行的单跨平板桥。起升机构用来垂直升降物品，起重小车用来带着载荷作横向移动，以达到在跨度内和规定高度内组成的三维空间里做搬运和装卸货物用。桥式起重机是使用最广泛、拥有量最大的一种轨道运行式起重机，其额定起重量从几吨到几百吨。最基本的形式是通用吊钩桥式起重机，其他形式的桥式起重机

5、都是在通用吊钩桥式起重机的基础上派生发展出来的。起重机的产品型号表示为：类、组、型代号 特征代号 主参数代号 更新代号例如：QD70/20桥式起重机表示为，吊钩桥式起重机，主钩70t，副钩20t。1.2起重机介绍起重机(Crane)属于起重机械的一种，是一种作循环、间歇运动的机械。一个工作循环包括：取物装置从取物地把物品提起，然后水平移动到指定地点降下物品，接着进行反向运动，使取物装置返回原位，以便进行下一次循环。通常起重机械由起升机构(使物品上下运动)、运行机构(使起重机械移动)、变幅机构和回转机构(使物品作水平移动)，再加上金属机构，动力装置，操纵控制及必要的辅助装置组合而成。1.3起重机

6、的类型及特点  取物装置悬挂在可沿桥架运行的起重小车或运行式葫芦上的起重机，称为“桥架型起重机”。 桥架两端通过运行装置直接支承在高架轨道上的桥架型起重机，称为“桥式起重机”。 桥式起重机一般由装有大车运行机构的桥架、装有起升机构和小车运行机构的起重小车、电气设备、司机室等几个大部分组成。外形像一个两端支承在平行的两条架空轨道上平移运行的单跨平板桥。起升机构用来垂直升降物品，起重小车用来带着载荷作横向运动；桥架和大车运行机构用来将起重小车和物品作纵向移动，以达到在跨度内和规定高度内组成三维空间里作搬运和装卸货物用。 桥式起重机是使用最广泛、拥有量最大的一种轨道运行式起重机，

7、其额定起重量从几吨到几百吨。最基本的型式是通用吊钩桥起重机，其他型式的桥式起重机基本上都是在通用吊钩桥式的基础上派生发展出来的。1.4国外桥式起重机发展动向当前，国外桥式起重机发展有四大特征：1、简化设备结构，减轻自重，降低生产成本法国Patain公司采用了一种以板材为基本构件的小车架结构，其重量轻，加工方便，适应于中、小吨位的起重机。该结构要求起升采用行星圆锥齿轮减速器，小车架不直接与车架相连接，以此来降低对小车架的刚度要求，简化小车架结构，减轻自重。Patain公司的起重机大小车运行机构采用三合一驱动装置，结构比较紧凑，自重较轻，简化了总体布置。此外，由于运行机构与起重机走台没有联系，走台

8、的振动也不会影响传动机构。2、更新零部件，提高整机性能法国Patain公司采用窄偏轨箱形梁作主梁，其高、宽比为43.5左右，大筋板间距为梁高的2倍，不用小筋板，主梁与端梁的连接采用搭接的方式，使垂直力直接作用于端梁的上盖板，由此可以降低端梁的高度，便于运输。3、设备大型化随着世界经济的发展，起重机械设备的体积和重量越来越趋于大型化，起重量和吊运幅度也有所增大，为节省生产和使用费用，其服务场地和使用范围也随之增大。4、机械化运输系统的组合应用国外一些大厂为了提高生产率，降低生产成本，把起重运输机械有机的结合在一起，构成先进的机械化运输系统。1.5 国内桥式起重机发展动向国内桥式起重机发展有三大特

9、征：1、改进机械结构，减轻自重国内桥式起重机多已经采用计算机优化设计，以此提高整机的技术性能和减轻自重，并在此前提下尽量采用新结构。如550t通用桥式起重机中采用半偏轨的主梁结构。与正轨箱形相比，可减少或取消加筋板，减少结构重量，节省加工工时。2、充分吸收利用国外先进技术起重机大小车运行机构采用了德国Demang公司的“三合一”驱动装置，吊挂于端梁内侧，使其不受主梁下挠和振动的影响，提高了运行机构的性能和寿命，并使结构紧凑，外观美观，安装维修方便。遥控起重机的需要量随着生产发展页越来越大，宝钢在考察国外钢厂起重机之后，提出大力发展遥控起重机的建议，以提高安全性，减少劳动力。3、向大型化发展由于

10、国家对能源工业的重视和资助，建造了许多大中型水电站，发电机组越来越大。特别是长江三峡的建设对大型起重机的需求量迅速提升。三峡电厂需要1200t桥式起重机和2000t大型塔式起重机。第二章 桥式起重机起升机构的设计2.1 设计小车的基本原则与要求在设计桥式起重机小车时，必须力求满足以下几方面的要求： 1、整台起重机与厂房建筑物的配合，以及小车与桥架的配合要恰当。小车与桥架的互相配合，主要在于：小车轨距（车轮中心平面间的水平距离）和桥架上的小车轨距应相同；其次在于：小车上的缓冲器与桥架上的挡铁位置要配合好，小车上的撞尺和桥架上的行程限位开关要配合恰当。小车的平面布置应紧凑，高度要小，相应地可使起重

11、机的高度减小，从而降低了厂房建筑物的高度。2、 小车上机构的布置及同一机构中各零件间的配合要求适当。起升机构和小车运行机构二者之间的距离不应太小，否则维修不便，或造成小车架难以设计；但也不应太大，否则小车就不紧凑。 3、 小车车轮的轮压分布要求均匀。且要求获得最小的车轮、轴及轴承箱的尺寸，并且使起重机桥架主梁上受到均匀的载荷。一般最大轮压不应超过平均轮压的20%。 4、 小车架上的机构与小车架配合要恰当。在设计原则上，要以机构为主，尽量用小车去配合机构；同时机构的布置也要尽量使钢结构的设计制造方便。因为小车架是为了安置与支承起升机构和小车运行机构的，所以小车架要按照起升和运行机构的要求设计，但

12、在不影响机构工作的前提下，机构的布置也应配合小车架的设计，使其构造简单、合理和便于制造。5、 尽量选用标准零部件,以提高设计与制造的工作效率，降低生产成本。 6、 小车各部分的设计应考虑制造、安装和维护检修方便，尽可能保证各部件拆下修理时而不须移动相邻的部件。 以上所述，机械与建筑物的配合、机构与小车架的配合、机构的布置以及制造安装与维修等方面的要求，不仅是设计小车的基本要求，也是设计其它机械的基本要求。至于轮压分布要求均匀，则是设计起重机小车的特殊要求，应予以充分注意。2.2 起重机小车的构造 桥式起重机小车主要由起升机构、小车运行机构和小车架三部分组成。另外，还有一些安全防护装置。起升机构

13、：桥式吊钩起重机在小车架上部安装着起升机构，单钩时为一套独立驱动装置；有主、付两个钩时，就有两套各自独立的驱动装置作为起升机构。为了保证工作的安全可靠，减速机高速轴上装有制动装置，卷筒一端的轴承座上装有起升高度限位位置。小车运行机构：小车运行机构是由电动机带动立式减速机，减速机的低速轴以集中驱动的方式连接主动车轮，电动机轴的另一端装有制动器。 小车架是由钢板焊接而成，上面装有起升机构和运行机构。 安全装置：为了保证起重设备的自身安全，杜绝起重作业中发生事故，起重机构设有安全防护装置。常见的防护装置有：限位开关、缓冲器、防碰撞装置、起重量限制器等。2.3 起升机构的传动方案因起重机、起升速度和起

14、升高度等设计参数的不同，桥式起重机小车有多种传动方案。在这些方案中大体上可分为闭式传动和带有开式齿轮传动的两类。闭式传动在电动机与卷筒之间，大多数情况采用传动效率较高的圆柱齿轮减速器，而涡轮减速器由于传动效率低，除受位置限制需要外，一般较少使用。电动机与减速器之间采用一带制动轮的弹性柱塞联轴器或带制动轮的全齿联轴器直接联接，而电动机与减速器之间采用一中间轴，轴的一端联有半尺联轴器，另一端则联有带制动轮的半尺联轴器。中间的这一根轴就是浮动轴。为了设计安全，带制动轴的半齿轮联轴器和制动器应靠近减速器。减速器与卷筒的联接型式很多，比较常见的是用一个全齿联轴器来联接。为了缩短卷筒与减速器联接的轴向尺寸

15、，采用同轴传动的型式，即把卷筒轴与减速器低速轴合成为一根长轴。综上所述，起升机构各种方案的组成方式虽然不同，但是所有的零部件基本上式相同的。起升机构布置方案，要根据起重量、起升高度、起升速度、安装位置和小车轨距等因素研究确定。起升机构所用制动器应采用常闭式的。制动器的位置通常都装在高速轴上，因高速轴转矩较小，从而选用制动器尺寸也小。对于吊运炽热或熔化的金属、毒品以及易燃易爆等危险品的起升机构，每套驱动器装置应各装有两套制动轴。卷筒上的螺旋槽应与滑轮组的型式相适应，用单螺旋槽或双螺旋槽。通用桥式起重机多采用双联齿轮组，其起重重量与滑轮组的倍率关系见表2-1。表2-1 桥式起重机常用的起升机构滑轮

16、组倍率起重重量Q（T）358（10）12.5162032倍率ih12333342.4 起升机构的设计与计算已知数据：起重量Q=8t,桥架跨度L=22.5m，起升高度H=10m，起升速度V=12m/min，小车运行速度Vc=40m/min，工作级别为中级（即为M5级），机构接电持续率JC=25%，小车重量估计Gxc=5t，起重机估计总重（包括小车重量）G=30t。设计内容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，决定采用图4-22的方案，图中采用了双滑轮组。按Q=8t，查表4-10取滑轮组倍率ih=3，承载绳分支数：Z = 2ih = 6 图2-1 起升机构计算简图 查2选

17、图号为G15吊钩组，得其质量：G0=219kg，两动滑轮组间距：A = 185 mm2选择钢丝绳 若滑轮采用滚动轴承，当ih=3，查3表2-1得滑轮组效率：h=0.985钢丝绳所受最大拉力：Smax=1390.6kg=13.91kN查7表2-4，中级工作类型（工作类别M5）时，安全系数n=5.5。.钢丝绳计算破断拉力Sb：Sb=n·Smax=5.5×13.91=76.5kN查7附表1选用瓦林吞型纤维钢丝绳6×19W+FC，钢丝公称抗拉强度1670MPa，光面钢丝，右交互捻，直径d =14mm，钢丝绳最小破断拉力Sb=108KN，标记如下：钢丝绳 14NAT6

18、15;19W+FC1770ZS108 GB8918-88 3 确定滑轮主要尺寸 齿轮的许用最小直径：Dd（e-1）=14×（25-1）=336mm式中系数e=25由表2-4查得。由4附表2查得滑轮直径D=355mm，平衡滑轮直径Dp0.6D=0.6x355=213mm，由4附表2选用Dp=225mm。滑轮的绳槽部分尺寸可由4附表3查得。由4附表4选用钢绳直径d=14mm，D=355mm，滑轮轴直径D5=90mm的E1型滑轮标记为： 滑轮E14×35590 ZB J80 006.8-87由附表5平衡滑轮选用d=14mm，D=225mm，滑轮轴直径D5=45mm的F型滑轮标记为

19、：滑轮F14×22545 ZB J80 006.9-874 确定卷筒尺寸并验算强度卷筒直径：Dd(e-1)=14×(25-1)=336mm由7附表13选用D=400mm，卷筒绳槽尺寸由3附表14-3查得槽距，t=16mm，槽底半径r=8mm。卷筒尺寸：L=2（+4）t+L1 =2×（）×16+185 =1115.48mm 取L=1200mm式中 附加安全系数，取=2； L1卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距 L1=A=185mm（图4-23），实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减； D0卷筒计算直径D0=D+d=400+14=414mm卷

20、筒壁厚：=0.02D+（610）=0.02×400+(610)=1418mm取 =15mm卷筒壁压应力验算：选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度=195MPa，许用压应力：y=130MPa<y 故抗拉强度足够卷筒拉应力验算：由于卷筒长度L>3D，尚应校验由弯矩产生的拉应力，卷筒弯矩图示于 图2-2图 2-2 卷筒弯矩图卷筒的最大弯矩发生在钢丝位于卷筒中间时：Mw=Smax l=Smax（）=13910× =7059325N·mm卷筒断面系数：W=0.1=0.1× =1714597.5mm3式中 D卷筒外径，D=400mm； Di卷筒内径，Di=

21、D-2=400-2×15=370mm于是l=6.63MPa合成应力：l´=l+ =6.63+ =28.2MPa式中许用拉应力 =39MPa l´ < 卷筒强度验算通过。故选定卷筒直径D=400mm，长度L=1500mm；卷筒槽形的槽底半径r=8mm，槽距t=16mm，起升高度H=10mm，倍率ih=3；靠近减速器一端的卷筒槽向为左的A型卷筒，标记为：卷筒 A400×1500-8×16-10×3 左 ZB J80 007.2-875 电动机的选择计算静功率：Nj=18.96kW式中机构总效率，一般=0.80.9，取=0.85 电动

22、机计算功率： Nekd·Nj=0.8×18.96=15.17kW式中 系数Kd由表6-1查得，对于M1M6级机构，Kd=0.750.85，取Kd=0.8查7附表30选用电动机JZR2-42-8，其Ne（25%）=16kW，n1=715rpm，GD2d=1.465kg·m2,其质量Gd=260kg6 验算发电机的发热条件 按照等效功率法，求JC=25%时所需的等效功率：Nxk25··Nj=0.75×0.87×18.96=12.37kW式中 k25工作级别系数，查表6-4，对于M5M6 级，k25=0.75； 系数，根据机构平均

23、起动时间与平均工 作时间的比值（tq/tg）查得。由表6-3， 一般起升机构tq/tg=0.10.2，取 tq/tg=0.1，由图76-6查得=0.87。.由以上计算结果Nx<Ne，故初选电动机能满足发热条件。7 选择减速器 卷筒转速：Nj=27.69r/min 减速器总传动比：io=25.82查5附表35选 ZQ-500-3CA减速器，当工作类型为中级（相当工作级别为M5级）时，许用功率N=15.1kW，i0´=23.34，质量Gg=345kg（见7附表33），入轴直径d1=50mm，轴端长l1=85mm（锥形）8 验算起升速度和实际所需功率实际起升速度：v´=v=

24、12×=13.27m/min误差：=×100%=×100%=10%<=15%实际所需等效功率：=Nx=12.37×=13.68kWNe(25%)=16kW9 校核减速器的输出强度由公式得输出轴最大径向力：Rmax=（aSmax+Gj）R式中 aSmax=2×13910=27820N=27.82kN卷筒上卷绕丝绳引起的载荷； Gj=4.56kN卷筒及轴自重，参考2附表14估计； R=20.5kNZQ500减速器输出轴端最大允许径向载荷，由7附表40查得。 Rmax=×（27.82+4.56）=16.19kN<R=20.5kN

25、由公式（6-17）得输出轴最大扭矩：Mmax=（0.70.8）maxMei0´0M式中 Me=9750=9750×=218Nm电动机轴额定力矩； max=2.8当JC=25%时电动机最大力矩倍数由7附表33查得； 0=0.95减速器传动效率； M=26500Nm减速器输出轴最大容许转矩，由附表736查得。 Mmax=0.8×2.8×218×31.5×0.95 =14612.976Nm<M =26500Nm由上计算，所选减速器能满足要求10 选择制动器所需静制动力矩：Mz Kz·Mj´=Kz· =1.

26、75××0.85 =36.14kg·m=361.4Nm式中 Kz=1.75制动安全系数，由3第六章查得。由5附表15选用YWZ5-315/30制动器，其制动转矩Mez=280450Nm，制动轮直径Dz=315mm，其制动质量Gz=50.6kg。11 选择联轴器高速联轴器计算转矩，由式：Mc=nBMe=1.5×1.8×218=588.6Nm式中Mc=218电动机额定转矩（前节求出）； N=1.5联轴器安全系数；B=1.8刚性动载系数，一般B=1.52.0。由3附表31查得JZR2-42-8电动机轴端为圆锥形，d=65mm，l=105mm。从3附表

27、34查得ZQ-500减速器的高速轴端为圆锥形，d=50mm，l=85mm。 靠电动机轴端联轴器 由附表43选用CLZ3半联轴器，其图号为S139，最大容许转矩Mt=3150Nm>Mc值，飞轮力矩（GD2）l=0.403kg·m2,质量Gl=23.6kg。浮动轴的两轴端为圆柱形d=45mm，l=85mm。靠减速器轴端联轴器，由3附表45选用带=300mm制动轮的半轴联轴器，其图号为S124，最大容许转矩Mt=3150Nm，飞轮矩（GD2）z=1.8kg·，质量Gz=38.5kg。为与制动器YWZ5-315/30相适应，将S124联轴器所带300mm制动轮，修改为315m

28、m应用。12 验算启动时间起动时间：Tq=式中（GD2）1=（GD2）d+（GD2）l+（GD2）z =1.465+0.403+1.8 =3.668kg·静阻力距：Mj= =28.59kg·m=285.9Nm平均启动转矩：Mq=1.5Me=1.5×218=327Nm tq=1.39s 通常起升机构起动时间为15s，此处tq在次范围内，故所选电动机合适。13 验算制动时间制动时间：tz= = =1.30s式中 Mj´= =×0.85 =20.65kg·m=206.5Nm由4表6-6查得许用减速度，a0.2，a=，故tz= =1.11s

29、由于tztz，虽不完全符合tz<tz,但这么小的时间差完全可以在电气设计时，在整流装置的电路中增加特殊装置来缩短这微小的制动时间差。故选此电动机合适。14 高速浮动轴计算疲劳计算 由起升机构疲劳计算基本载荷Mmax=6Me=1.06×218=231.08Nm式中 6动载系数，6=（1+2）=（1+1.12） =1.06； 2起升载荷动载系数（物品起升或下降制动的 动载效应），2=1+0.71v=1+0.71× =1.15 。由.前节已选定轴径d=45mm，因此扭转应力：n=12.68×106N/=12.68MPa轴材料用45号钢，b=600MPa，s=300

30、MPa。 弯曲-1：-1=0.27（b+s）=0.27×（600+300）=243MPa扭矩：-1=140MPas=0.6s=0.6×300=180MPa轴受脉动循环的许用扭矩应力：0k=式中 k=kx·km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 急剧过渡和开有键槽及紧配合区段， kx=1.52.5； Km与零件表面加工粗糙度有关，对于粗糙 度为3.2，km=1.151.2；对于粗糙度为 12.5，km=1.251.35 。 此处取 k=2×1.25=2.5。 考虑材料对应力循环不对称的敏感系 数，对碳钢

31、及低合金钢=0.2； 安全系数，=1.25（由7表30查得）。 0k= =88.9MPa故 n<0k 通过（2）强度验算轴所受最大转矩：Mmax=Me=1.12×218=244.16MPa最大扭转应力：max=13.40MPa许用扭转应力：=120MPa式中 安全系数，=1.5max< 故通过浮动轴的构造如图2-3所示，中间轴径d1=d+（510）=5055mm，取d1=55mm 。图2-3 高速浮动轴构造图第三章小车运行机构的设计与计算3.1桥式起重机小车运行传动机构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

32、传动方式使小车减速器输出轴及两侧传动轴所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。3.2运行机够设计的目的、内容和要求1、设计目的现代桥式起重机设计是在学完起重机械课程之后的一个重要实践性教学环节。其目的在于通过桥式起重机设计，使学生在拟订传动结构方案、结构设计和装配、制造工艺以及零件设计计算、机械制图和编写技术文件等方面得到综合训练；并对已经学过的基本知识、基本理论和基本技能进行综合运用。从而培养学生具有结构分析和结构设计的初步能力；使学生树立正确的设计思想、理论联系实际和实事求是的工作作风2、设计内容a) 起重小车总体设计（

33、1）、小车运行机构计算b) 起升机构卷筒组的设计计算。c) 吊钩组或动滑轮组（包括悬挂装置）的设计计算。d) 起重机总体方案设计（2）、大车运行机构的方案设计，主要包括：a) 确定大车运行机构的传动方案b) 进行大车运行机构的主要计算c) 选择主要零部件3、设计要求在设计过程中，结合起重机的实际工作条件，注意了以下几方面的要求：整台起重机与厂方建筑物的配合，以及小车与桥架的配合要恰当。小车与桥架的相互配合，主要在于：小车轨距（车轮中心线间的水平距离）和桥架上的小车轨距应相同，其次，在于小车的缓冲器与桥架上的挡铁位置要配合好，小车的撞尺和桥架上的行程限位装置要配合好。小车的平面布置愈紧凑小车愈能

34、跑到靠近桥架的两端，起重机工作范围也就愈大。小车的高度小，相应的可使起重机的高度减小，从而降低了厂房建筑物的高度。小车上机构的布置及同一机构中各零件间的配合要求适当。起升机构和小车平面的布置要合理，二者之间的距离不应太小，否则维修不便，或造成小车架难以设计。但也不应太大，否则小车就不紧凑。小车车轮的轮压分布要求均匀。如能满足这个要求，则可以获得最小的车轮，轮轴及轴承箱的尺寸，并且使起重机桥架主梁上受到均匀的载荷。一般最大轮压不应该超过平均轮压得20%。小车架上的机构与小车架配合要适当。为使小车上的起升、运行机构与小车架配合得好，要求二者之间的配合尺寸相符；连接零件选择适当和安装方便。在设计原则

35、上，要以机构为主，尽量用小车架去配合机构；同时机构的布置也要尽量使钢结构的设计制造和运行机构的要求设计，但在不影响机构的工作的条件下，机构的布置也应配合小车架的设计，使其构造简单，合理和便于制造。尽量选用标准零部件，以提高设计与制造的工作效率，降低生产成本。小车各部分的设计应考虑制造，安装和维护检修的方便，尽量保证各部件拆下修理时而不需要移动邻近的部件。总之，要兼顾各个方面的相互关系，做到各部分之间的配合良好。3.3小车运行机构设计与计算 已知数据：起重量Q=8t,起升高度H=10m，起升速度v=12m/min,小车运行速度=40m/min，工作级别均为中级，机构接电持续率JC=25%，小车质

36、量估计=5t。1、确定机构传动方案经比较后，确定采用如图3-1所示的传动方案图3-1 小车运行机构传动简图1、 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。假设压轮均布：车轮最小轮压：初选车轮：由2附表17可知，当运行速度60m/min时，1.6，工作级别为中级时，车轮直径，轨道型号为，18kg/m（P24）的许用轮压为11.8t4.375t，根据GB4628-84规定，直径系列为=250、315、400、500、630mm，故初步选定车轮直径为。而后校核强度强度校核：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。车轮踏面疲劳强度计算载荷：车轮材料，取ZG340-640，M

37、Pa，MPa线接触局部挤压强度：N式中许用线接触应力常数（N/mm）, 由1表5-2查得；车轮与轨道有效接触强度，对于轨道（由2附表22），转速系数，由1表5-3，车轮转速pm时，；工作级别系数，由1表5-4，当为级时。 故通过点接触局部挤压强度：N式中许用点接触应力常数，由1表5-2查得； 曲率半径，车轮与轨道曲率半径中的大值，车轮,轨道曲率半径（由1附表22查得），故取； 由比值（、中的小值）所确定的系数，,由1表5-5查得 故通过根据以上计算结果，选定直径的单轮缘车轮，标记为：车轮 DYL-315 GB 4528-842、 运行阻力计算摩擦阻力矩：查3附表19，由mm车轮组的轴承型号为7

38、518，据此选mm车轮组轴承亦为7518。轴承内径和外径的平均值mm。由1表7-1表7-3查得滚动摩擦系数，轴承摩擦系数，附加阻力系数代入上式的满载时运行阻力矩： 42kg·m420Nm运行摩擦阻力：N无载荷时： 17.5kg·m175NmN3、 选电动机电动机静功率：kW式中满载时静阻力；机构传动效率； 驱动电动机台数。 初选电动机功率：Kw式中电动机功率增大系数，由1表7-6查得，由2附表30选择电动机JZR,kW，r/min, kg·m；电动机质量kg4、 验算电动机发热条件等效功率：kW式中工作级别系数，由1查得，当时，；由1表6-5查得，查1图6-6得，

39、故所选电动机能满足发热条件5、 选择减速器车轮转速：机构传动比：查2附表40选用ZSC-400-I-2减速器：；kW（当输入轴转速为1000r/min时），6、 验算运行速度和实际所需功率实际运行速度：误差：合适，实际所需电动机等效功率：故适合7、 验算起动时间起动时间： 式中 ；m=1驱动电动机台数；Nm满载运行时折算到电动机上的运行静阻力矩：Nm空载运行时折算到电动机上的运行静阻力矩初步估计制动轮和联轴器的飞轮矩=0.26kg机构总飞轮矩1.15（0.1105 +0.26）=0.426 kg满轴启动时间：s无载启动时间s由1表7-6查得当时，推荐值为5.5s，故电动机能满足快速启动要求8、

40、 按起动工况校核减速器功率起动状况减速器传递的功率：kW式中=2667+为计算载荷 运行机构中同一级传动减速器的个数=1。所用减速器的N=2.8kWN,如改选大一号，则中心距由400增至600 N=23.8，相差太大，考虑到减速器由一定过载能力（如NkW）故不再变动9、 验算起动不打滑条件因室内使用，故不计风阻及坡度阻力矩，只验算空载及满载起动时两种工况。在空载起动时，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力：=320kg=3200N 式中 车轮与轨道黏着力：，故可能打滑。解决办法是在空载起动时增大电阻，延长起动时间满载起动时，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力： = =360kg=3600N车轮与轨道

41、的黏着力：故满载起动时不会打滑，因此所选电动机合适10、 选择制动器由1查得，对于小车运行机构制动时间34s，取=3s。因此，所需制动力矩：=38Nm由附表15查得选用其制动转矩考虑到所取制动时间与起动很接近，故略去制动不打滑条件验算11、 选择高速联轴器及制动轮高速联轴器计算转矩，由1（6-26）式：式中-电动机额定转矩；联轴器的安全系数，运行机构n=1.35；机构刚性懂载系数，=1.22.0取=1.8由2附表31电动机JZR-12-6两端伸出轴各为圆柱形d=35mm。=80mm，由2附表37查ZSC-400减速器高速轴端为圆柱形，所以2附表41选择GCL鼓式齿式联轴器，主动端A型键槽=40

42、mm。=80mm；从动端A型键槽，。标记为GICL联轴器ZBJ19013-89其公称转矩630Nm=91Nm,飞轮矩质量 =5.9kg高速轴端制动轮：根据制动器已经选定为YWZ，由2附表16选制动轮直径，圆柱形轴孔，标记为：制动轮200-Y JB/ZQ4389-86 ,其飞轮矩为=0.2kg·m 质量=10kg以上飞轮矩估计制动轮和联轴器的飞轮矩=0.209kg与原估计值0.26 kg·m基本相符，故以上计算不需要修改12、 选择低速联轴器低速轴联轴器计算转矩，可由前面的计算转矩求出由2附表37电动机ZSC-400减速器低速轴端为圆柱形d=65mm。=85mm，取浮动轴装联

43、轴器径,由2附表42选用两个GICLZ鼓形齿式联轴器。其主动端：Y型轴孔，A型键槽，。从动端：Y型轴孔，A型键槽，标记为：标记为GICLZ联轴器ZBJ19014-89由前节已选定车轮直径，由2表19参考车轮组，取车轮轴安装联轴器出直径同样选用两个选用两个GICLZ鼓形齿式联轴器。其主动端：Y型轴孔，A型键槽，。从动端：Y型轴孔，A型键槽，标记为：标记为GICLZ联轴器ZBJ19014-8913、 验算低速浮动轴强度（1）疲劳计算 由于运行既有疲劳计算基本载荷：Nm由前节已选定浮动轴端直径，其扭转应力：浮动轴的载荷变化为对称循环（因运行机构正反转扭矩值相同），材料45钢，由起升机构高速浮动轴计算

44、得许用扭转应力：式中、与起升机构浮动轴计算相同， 通过2强度验算 由2运行机构工作最大载荷式中 考虑到弹性振动的力矩增大系数，对突然起动的机构，=1.51.7这里选择=1.7刚性动载系数，此处取。最大扭转应力许用扭转应力 故通过浮动轴直径：第四章 桥式起重机卷筒部件及设计计算4.1 卷筒部件的构造卷筒部件的形式很多，根据起升机构传动方案的不同而不同。这种卷筒部件的构造主要由卷筒、联接盘、卷筒轴、卷筒轴承座和钢丝绳在卷筒上的联接件以及其它一些连接定位的零件等组成。1、卷筒卷筒可用HT150到HT300的灰铸铁及ZG270-500、ZG230-450的铸钢铸造的毛坯，也有用Q235（A3）钢板焊接

45、的毛坯焊接而成。后者的自重比前者的轻3540% 。在我国现有的标准系列桥式起重机小车中常采用铸造卷筒。由于卷筒所占的空间位置和界限尺寸在小车计划图中已经确定，卷筒的主要尺寸如直径、长度、壁厚和螺旋槽等在机构计算中也已经确定，在此阶段主要解决内部机构的设计及与其它有关零件好相互配合问题。2、联接盘用于连接卷筒与减速器的输出轴端。它既是一个带半内齿的半齿轮联轴器，又是卷筒的一个轮毂。因此，可使减速器输出轴扭矩借助联接盘传到卷筒上，而使卷筒旋转。同时，卷筒上钢丝绳的作用力可以通过联接盘的轮毂传递给卷筒轴，再由卷筒轴的左轴承通过外齿轮形输出轴端作用到减速器机壳上。联接盘与卷筒的联接型式，常见的有两种：

46、一种是连接铰孔螺栓安装在卷筒内，另一种是连接铰孔螺栓装在卷筒之外的型式。前一种联接型式用的最多，因为卷筒制造简便，后一种型式只有在不得已的情况下使用。3、卷筒轮毂卷筒轮毂的型式有整体式和装配式两种。前者轮毂与卷筒做成一体，这种轮毂铸造的工艺性较差，轮毂与轮辐过渡处铸造时易产生裂缝，轮毂处易有铸造缺陷，费工时多。后者轮毂与卷筒分别制成，然后装配成一体。这种轮毂铸造方便且易保证质量，铸造后也易于清砂。缺点是加工及装配工时较多。4、卷筒轴、轴承及轴承座卷筒轴在减速器一端，穿过联接盘插入减速器输出轴的喇叭口内。根据喇叭口的大小，可以分别配置自位的的滚动轴承和特质的球面滑动轴承来支承卷筒轴。卷筒轴的另一

47、端，则用单独的自位滚动轴承及轴承座来支持它（参看7附表47）。卷筒轴的材料通常为调制的45号钢。卷筒轴只承受轮毂传递的载荷（由于钢丝绳拉力引起的）。因扭矩直接由减速器输出轴端通过齿轮联接盘传到卷筒上，所以卷筒轴为两支点的转动心轴（不承受扭矩）。卷筒轴承座可采用标准轴承座，另配上一焊接支架，也可以采用专用的高型轴承座（7附图40）。卷筒轴承座主要承受卷筒和卷筒轴的自重及钢丝绳通过卷筒与轴专递的作用力。为使轴承座定位，需要定位装置。一般在卷筒部件安装调整好后，用一小段角钢焊在小车架上使轴承座定位。5、钢丝绳在卷筒上的固定位置钢丝绳在卷筒上的位置应该保证工作可靠、便于检查和容易拆换钢丝绳，避免钢丝绳

48、在固定处受到过分弯曲。现有的钢丝绳固定装置都是利用摩擦力来固定的。现在常用的固定装置及其固定方法有三种：利用压紧螺钉及压板的方法，利用盖板的方法，利用楔形固定绳端的方法。4.2 卷筒部件的设计与计算题目和已知数据：起重重量Q=8T，起升高度H=10m，起升速度v=12m/min，小车的运行速度Vxc=40m/min，工作级别均为M5级，机构接电持续率JC=25%，小车质量估计Gxc=5T。卷筒部件计算由第二章第四节计算已知数据有：卷筒名义直径D=400mm，螺旋节距t=16mm;卷筒长度L=1500mm；壁厚为=15mm。1、卷筒心轴计算通过做草图得到卷筒心轴的支点位置（7图5-8），并参考有

49、关资料，决定心轴的各段直径。轴的材料用45号钢。支座反力（如7图5-8，a）： RA=19790N RB=2×1729019790=14790N心轴右轮毂支承处最大弯矩： Mw=RB·20=14790×20=295800N 疲劳计算：对于疲劳计算采用等效弯矩，由表2-7查得等效系数=1.1，等效弯矩：Md=kd·Mw=1.1×295800=325380N·cm弯曲应力：w=94.9MPa心轴的载荷变化为对称循环。由上式式知许用弯曲应力：轴材料用45号钢，其b=600MPa； s=300MPa；-1w=0.43b=258MPa；-1w=

50、式中 n=1.6安全系数 K应力集中系数，K=Kx·Km=1.4×1.15=1.61； Kx=1.4与零件几何形状有关的应力集中系 数（=1.11，=0.1， Km=1.15与零件表面加工粗糙度有关的应力集中系 数，按粗糙度为5查得。故： -1w=100MPa w<-1w 通过静强度计算：卷筒轴属于起升机构低速轴零件，其动力系数可由表2-5查得，c=1.2M =c=1.2×295800=354960N·cmmax=103.5MPa许用应力：w=187.5MPamax< 通过故卷筒轴的疲劳和静强度计算通过。2、 选择轴承 由于卷筒轴心轴上的左轴

51、承的内、外座圈以同样转速转动，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，内座圈与心轴一同旋转，应按照额定动载荷来选择。左端轴承轴承的额定静负荷C0n0P0式中 C0额定静负荷； P0当量静负荷； N0安全系数，由表19-7取n0=1.04.参考3附表8，选用中型双排滚珠轴承，型号1311，由表19-9查得轴承的额定静负荷C0=22900N,左轴承的当量静负荷：P0=fd RA=1.1×19790=21770N式中 fd=1.1动负荷系数，由表19-6选取n0 P0=1.04×21770=22640NC, 安全。右端轴承：令右端轴承也采用1311.其额定动负荷

52、C=40300N右轴承的径向负荷 Fr=fdRB=1.1×14790=16270N轴向负载Fa=0设M5级工作类型的轴承工作时数Lh=4000h，由表19-16查得1311轴承的e=0.23，令=0<e，故x=1，y=2.7，当量动负荷：P=xFr+yFa=1×16270+2.7×0=16270N由（19-2）式：Lh= =1.607故动负荷C=P=1.607×16270=26150N<C 安全3、 绳端固定装置计算根据钢丝绳直径为13.5mm，由表23-11选择压板固定装置（图4-1）并将压板的绳槽改用=40º梯形槽。双头螺柱的直径M16。 图4-1绳端固定装置已知卷筒长度计算中采用的附加圈数Z0=2，绳索与卷筒绳槽间的摩擦系数f=0.15。则在绳端固定处的作用力：S=2630N