t桥式起重机小车毕业设计说明书

大学本科生毕业设计PAGEIII目录１概述 -1-1.1起重机械的用途及工作特点 -1-1.2起重机械的发展简史 -2-1.3起重机械的组成和种类 -3-1.3.1起重机械的组成 -3-1.3.2起重机械的种类 -4-1.4桥式起重机的分类和用途 -5-1.4.1桥式起重机的分类 -5-1.4.2桥式起重机的用途 -5-1.4.3桥式起重机的基本结构 -6-1.5桥式起重机的基本参数 -7-2吊钩桥式起重机设计任务书 -9-2.1设计参数 -9-2.2工作条件 -9-2.3设计原则 -9-3小车起升机构和运行机构的计算 -11-3.1起升机构计算 -11-3.1.1确定起升结构传动方案，选择滑轮组和吊钩组 -11-3.1.2选择钢丝绳 -12-3.1.3确定滑轮主要尺寸 -13-3.1.4确定卷筒尺寸并验算强度 -13-3.1.5选电动机 -18-3.1.6验算电动机发热条件 -19-3.1.7选择标准减速器 -20-3.1.8验算起升速度和实际所需功率 -20-3.1.9校核减速器输出轴强度 -21-3.1.10选择制动器 -22-3.1.11选择联轴器 -23-3.1.12验算起动时间 -24-3.1.13验算制动时间 -25-3.1.14高速浮动轴计算 -26-3.2小车运行机构计算 -30-3.2.1确定机构传动方案 -30-3.2.3运行阻力计算 -32-3.2.4选电动机 -33-3.2.5验算电动机发热条件 -34-3.2.6选择减速器 -34-3.2.7验算运行速度和实际所需功率 -34-3.2.8验算起动时间 -35-3.2.9按起动工况校核减速器功率 -36-3.2.10验算起动不打滑条件 -36-3.2.11选择制动器 -37-3.2.12选择高速轴联轴器及制动轮 -38-3.2.13选择低速轴联轴器 -38-3.2.14验算低速浮动轴强度 -39-4大车运行机构的计算 -41-4.1确定传动机构方案 -41-4.2选择车轮与轨道，并验算其强度 -41-4.3运行阻力计算 -43-4.4选择电动机 -44-4.5验算电动机发热条件 -44-4.6选择减速器 -45-4.7验算运行速度和实际所需功率 -45-4.8验算起动时间 -46-4.9起动工况下校核减数器功率 -47-4.10验算起动不打滑条件 -47-4.11选择制动器 -49-4.12选择联轴器 -50-4.13浮动轴低速轴的验算 -51-4.14浮动轴高速轴的验算 -53-5桥架结构的计算参数 -55-5.1主要尺寸的确定 -55-5.1.1大车轮距 -55-5.1.2主梁高度 -55-5.1.3端梁高度 -55-5.1.4桥架端梁梯形高度 -55-5.1.5主梁腹板高度 -55-5.1.6确定主梁截面尺寸 -55-5.2主梁的计算 -57-5.2.1计算载荷确定 -57-5.2.2主梁垂直最大弯矩 -58-5.2.3主梁水平最大弯矩 -59-5.2.4主梁的强度验算 -59-5.2.5主梁的垂直刚度验算 -61-5.2.6主梁的水平刚度验算 -62-5.3端梁的计算 -63-5.3.1计算载荷的确定 -63-5.3.2端梁垂直最大弯矩 -63-5.3.3端梁水平最大弯矩 -63-5.3.4端梁截面尺寸的确定 -64-5.3.5端梁的强度验算 -65-5.4主要焊缝的计算 -68-5.4.1端梁端部上翼缘焊缝 -68-5.4.2端梁端部下翼缘焊缝 -68-5.4.3主梁与端梁的连接焊缝 -68-5.4.4主梁上盖板焊缝 -68-附录 -70-总结 -72-参考文献 -73-76-１概述1.1起重机械的用途及工作特点起重机械主要用于装卸和搬运物料，是现代化生产的重要设备。它不仅广泛应用于工厂、矿山、港口、车站、建筑工地、电站等生产领域，而且也应用到人们的生活领域。使用起重运输机械，能减轻工人劳动强度，降低装卸费用，减少货物的破损，提高劳动生产率，实现生产过程机械化和自动化不可缺少的机械设备。起重机械是以间歇、重复工作方式，通过起重吊钩或其它吊具的起升、下降，或升降与运移重物的机械设备。其工作特点具有周期性。在每一工作循环中，它的主要机构作一次正向及反向运动，每次循环包括物品的装载及卸载，搬运物品的工作行程和卸载后的空钩回程，前后两次装载之间还有包括辅助准备时间在内的短暂停歇。综合起重机械的工作特点，从安全技术角度分析，可概括如下：⑴起重机械通常具有庞大的结构和比较复杂的机构，能完成一个起升运动、一个或几个水平运动。例如，桥式起重机能完成起升、大车运行和小车运行三个运动；门座起重机能完成起升、变幅、回转和大车运行四个运动。作业过程中，常常是几个不同方向的运动同时操作，技术难度较大。⑵所吊运的重物多种多样，载荷是变化的。有的重物重达几百吨乃至上千吨，有的物体长达几十米，形状很不规则，还有散粒、热融状态、易燃易爆危险物品等，使吊运过程复杂而危险。⑶大多数起重机械，需要在较大的范围内运行，有的要装设轨道和车轮（如塔吊、桥吊等），有的要装设轮胎或履带在地面上行走（如汽车吊、履带吊等），还有的需要在钢丝绳上行走（如客运、货运架空索道），活动空间较大，一旦造成事故影响的面积也较大。⑷有些起重机械，需要直接载运人员在导轨、平台或钢丝绳上做升降运动（如电梯、升降平台等），其可靠性直接影响人身安全。⑸暴露的、活动的零部件较多，且常与吊运作业人员直接接触（如吊钩、钢丝绳等），潜在许多偶发的危险因素。⑹作业环境复杂。从大型钢铁联合企业，到现代化港口、建筑工地、铁路枢纽、旅游胜地，都有起重机械在运行；职业场所常常会遇有高温、高压、易燃易爆、输电线路、强磁等危险因素，对设备和作业人员形成威胁。⑺作业中常常需要多人配合，共同进行一个操作，要求指挥、捆扎、驾驶等作业人员配合熟练、动作协调、互相照应，作业人员应有处理现场紧急情况的能力。多个作业人员之间的密切配合，存在较大的难度。上述诸多危险因素的存在，决定了起重伤害事故较多。根据有关资料统计，我国每年起重伤害事故的因工死亡人数，占全部工企业因工死亡总人数的15%左右。为了保证起重机械的安全运行，国家将它列为特种设备加以特殊管理，许多企业都把管好起重设备作为安全生产工作的关键环节。1.2起重机械的发展简史随着社会生产力的发展和人民生活水平的提高，起重机械在不断地发展和完善。这是因为，起重机械是物流机械化系统中的重要设备。社会化大生产愈发展，人民生活水平愈提高，物料搬运和人员的输送量就愈大，起重机械的应用范围也就愈广泛。根据人类生产和生活的需要，许多具有特殊用途的新型设备不断出现。简单的起重运输装置的诞生，可以追溯到公元前5000～4000年的新石器时代末期。那时，我国劳动人民已能利用这些简单装置开凿和搬运巨石，砌成石棺、石台，用以埋葬和纪念死者。进入18世纪以后，英、法、德、美和匈牙利、意大利等国的机械工业发展较快。特别是1765年，瓦特发明了蒸汽机，蒸汽机的应用大大推进了起重机械的发展。19世纪下半叶，世界上出现了铁路，一些工业比较发达的国家为了满足港口、码头等地吊运物资和其它装备的需要，对起重机械提出了新的要求，以前那些用人力驱动、低效率、固定式的起重机已经达不到要求，取而代之的是轨道式起重机。起重机械的兴盛发展，还是到电动机被应用于工业之后。随着冶金业、煤炭业、采矿业、机械制造业和海港、内河码头装备的发展，起重机械的品种不断完善，其参数也大大扩展。1880年，美国的奥的斯电梯公司，首先使用电动机作为动力装置安装在客梯上，从而出现了第一台电力驱动的电梯。电力驱动装置的出现，同样是起重机发展史上的转折点。目前，由于高性能金属材料的采用和材料加工能力的提高，起重机零部件的性能和寿命也不断提高，整机使用寿命一般规定在10年以上。由于电动机、电气拉制技术和液压技术的发展，近年来起重机电力驱动的品质和自动化水平也大为提高。起重机的发展趋势，将主要体现在如下几个方面：⑴大型化。起重机的起重量将会越来越大，以满足特殊工程的需要。⑵轻量化。将广泛采用新材料和采用合理的结构形式，以减轻设备自重。采用新的结构形式，主要是在梁、臂的截面形式上下功夫，如汽车起重机吊臂采用八角形截面或带有变形孔的伸缩臂；采用新的计算方法，如有限单元法与结构力学的有机结合，并配合使用电子计算机，精确计算应力值，避免设计中的“肥梁胖柱”；采用新材料，起重机结构件将越来越多地采用高强度钢，零部件逐渐采用塑料，现在滑轮已经采用铸尼龙材料，缓冲器采用了聚氨脂材料，国外还有采用碳纤维强化塑料（比重是钢的1/3～1/4，强度是钢的3～5倍）代替起重机部分结构的趋势。⑶提高作业性能。如提高运行速度，保证运行的准确性和平稳性。⑷多样化。将向同一设备可使用多种工作装置的要求发展，扩大使用范围。⑸最优化。将普遍采用先进的设计计算方法，并配用电子计算机进行优化设计，以选择合理的结构形式。⑹通用化。力求提高系列产品零部件的通用率。⑺液压化。主要体现在轮式起重机向全液压传动发展。⑻安全化。起重机械的可靠性、安全性和舒适性将成为评价设备的重要指标；特别是安全性，将作为评价先进性的头等重要指标。例如，在安全防护装置的配备、司机室的合理布置、以及减少振动和噪音等方面，都将作为制造厂家设计原则的一部分。1.3起重机械的组成和种类1.3.1起重机械的组成起重机械一般是由工作结构、金属结构、动力装置与控制系统三部分组成的。⑴工作机构起重机械的工作机构一般可概括为起升、运行、回转和变幅四大机构。起升机构是升降重物的机构。它是起重机械最主要的机构，任何一种起重机械，都有这种机构。有的起重机械不止一套起升机构，升降重物能力最大的起升机构叫主起升机构，除主起升机构以外的其它起升机构叫副起升机构。运行机构是使起重机械或起重小车行走的机构。回转机构是使起重机械的回转部分在水平面，绕回转中心线转动的机构。变副机构是使起重机械臂架倾角变化，改变幅度的机构。所谓幅度是指起重机械置于水平场地时，空载吊具垂直中心线至回转中心线之间的水平距离。⑵金属结构金属结构是指起重机械的骨架，主要用来支承工作结构、承受自身的重力和作业时的外载荷。⑶动力装置和控制系统动力装置是驱动起重机械运动的动力设备。它在很大程度上决定了起重机械的性能和构造特点。起重机械的控制系统包括操纵装置和安全装置。各种机构的起动、调速、改向、制动和停止，都是通过操纵控制系统来实现的。1.3.2起重机械的种类根据起重机械构造的特点、机构的多少和服务范围的不同，通常分为三类，即轻小起重设备、起重机、升降机。⑴轻小起重设备轻小起重设备是体积小，结构紧凑，动作简单，作业范围投影以点、线为主的轻便起重机械，如千斤顶、手拉葫芦、绞车和电动葫芦等。⑵起重机起重机是具有多种机构的起重机械，挂在它的取物（吊具）上的重物，在空间除了能作升降运动以外，还能作水平移动。取物装置是指吊取、抓取、吸取、夹取、托取或用其它方法吊运货物的装置，如吊钩、抓斗、电磁吸盘（起重电磁铁）、夹钳等。起重机按构造特点，分为桥架型起重机、臂架型起重机和缆索型起重机。桥架型起重机是取物装置挂在可沿桥架运行的起重小车或运行式葫芦上的起重机。其特点是具有一个桥架式的金属结构。这类起重机依靠起升机构和在水平面内两个相互垂直方向移动的运行机构，能在长方形场地及其上空作业。属于这类的起重机有桥式起重机、门式起重机和半门式起重机。它们适合在车间、仓库、露天堆场等处作货物的装卸运输工作。臂架型起重机是取物装置悬挂在臂架顶端或可沿臂架运行的起重小车上的起重机。其特点是具有一个臂架式的金属结构。这类起重机有起升机构，一般还有回转和变幅机构。依靠这些机构的配合，能在圆形场地及其上空作业。有些还有运行机构，这样就构成了常见的各种可以运行的臂架型起重机。它们具有很好的机动性，特别适合作露天装卸及安装工作。属于这类的起重机如塔式起重机、汽车起重机等。缆索型起重机是挂有取物装置的起重小车沿架空承载索运行的起重机。这类起重机常用于林场、山区、水库、矿山、水电站等处。⑶升降机升降机是重物或取物装置只能沿导轨升降的起重机械，如电梯、高炉上料机、矿井升降机等。1.4桥式起重机的分类和用途桥式起重机是在固定的跨间内吊装重物的机械设备，被广泛用于车间、仓库或露天场地。桥式起重机的主梁横跨于跨间内一定高度的专用轨道上，可沿轨道在跨间的纵向移动，在外观上布置有起升装置，大多数起升装置采用起重小车，起升装置可沿主梁在跨间横向移动，外观像一条金属的桥梁，所以人们称它为桥式起重机。桥式起重机俗称“天车”、“行车”。1.4.1桥式起重机的分类桥式起重机的种类较多，可按不同方法分类。根据吊具不同，可分为吊钩式起重机、抓斗式起重机、电磁吸盘式起重机。根据用途不同，可分为通用桥式起重机、专用桥式起重机两大类。专用桥式起重机的形式较多，主要有：锻造桥式起重机、铸造桥式起重机、冶金桥式起重机、电站桥式起重机、防爆桥式起重机、绝缘桥式起重机、挂梁桥式起重机、两用（三用）桥式起重机、大起升高度桥式起重机等。按主梁结构形式可分为箱行结构桥式起重机、桁架结构桥式起重机、管行结构桥式起重机。还有型钢（工字钢）和钢板制成的简单截面梁的起重机，称为梁式起重机。梁式起重机多采用电动葫芦作为起重小车。1.4.2桥式起重机的用途桥式起重机被广泛用于各类工业企业、港口车站、仓库、料场、水电站、火电站等场所。不同类型的桥式起重机所适合吊装的重物不同，并根据不同的要求采用不同的吊具。吊钩起重机吊装各种成件重物；抓斗起重机吊装各种散装物品，如煤、焦碳、砂、盐等；电磁起重机吊装导磁的金属材料，如型钢、钢板、废钢铁等。两用起重机是为了提高生产效率，在一台小车上装有可换的吊钩和抓斗或者电磁盘和抓斗，但每一工作循环只能使用其中的一种取物装置；三用起重机即吊钩、抓斗、电磁铁3种可以互换的取物装置，可吊装成件、散粒物品或导磁的金属材料，但每次吊装重物时，只能使用其中的一种取物装置。防爆起重机用于在有易爆、易燃介质的房间、库房等场所吊装成件重物，起重机上的电气设备和有关装置具有防爆特性，以免发生火花而爆炸。绝缘起重机用于吊装电解车间的各种成件物品，起重机上有关部分具有可靠的绝缘装置，保证安全操作。双小车起重机是在同一台主梁上设有两台相同的小车，用来搬运长件材料，各小车又可单独使用。挂梁起重机通过两个吊钩上的平衡梁挂钩或平衡梁上的电磁盘吊装和对垛各种长件材料，如木材、钢管、棒材、型材、钢板等。1.4.3桥式起重机的基本结构尽管桥式起重机的类型繁多，但基本结构是相同的。桥式起重机主要是由主梁、起升装置、端梁、主梁行走机构、起升装置行走机构、轨道和电气动力、控制装置等构成。⑴主梁结构桥式起重机一般采用两根端部连接的主梁组合结构，称为双梁桥式起重机，只有少数轻型桥式起重机采用单梁，称为梁式起重机。桥式起重机主梁的结构形式主要有箱行结构、偏轨箱行结构、偏轨空腹箱行结构、单主梁箱行结构、四桁架式结构、三角形桁架式结构、单腹板梁结构、曲腹板梁结构及预应力箱型梁结构等。最常见的是箱行结构。箱行梁由上盖板、下盖板和两个腹板构成一个箱体，箱内还有纵横长短筋板，见图1-1。在箱行梁的一侧铺设走台板和栏杆，在上盖板上铺设起升装置的行走轨道。为了检修的方便，在主梁上还布置有供人行走的走台和栏杆。⑵起升机构起升机构用来实现重物的升降，是起重机上最重要和最基本的机构。桥式起重机的起升机构，除了少数梁式起重机采用电动葫芦外，一般均采用起重小车。起重小车由车架、运行机构、起升卷绕机构和电气设备等组成。车架支撑在四个车轮上，车架上的运行机构带动车轮沿轨道运行，以实现在跨间宽度方向不同位置的吊装。起升卷绕机构实际上是一台电动卷扬机和滑轮组的组合。起重量大于150KN的桥式起重机，一般具有两套起升卷绕机构，既主钩和副钩，主钩的额定载荷较大，但起升速度较慢，副钩的额定载荷小，但起升速度快，用以起吊较轻的物件或作辅助性的工作，以提高工作效率。在桥式起重机的铭牌上对其额定载荷的标注通常将主钩额定载荷标注在前，副钩额定载荷标注在后，中间用“/”隔开，如“1600KN/500KN”。1.5桥式起重机的基本参数起重机械的基本参数是用来说明起重机械的性能和规格的一些数据，也是提供设计计算和选择使用起重机械的主要依据。桥式起重机的基本参数主要有额定载荷、跨度、起升高度、工作速度和工作级别等。桥式起重机的额定载荷一般在50~5000KN之间，我国生产的标准桥式起重机系列有13种，即50，80，125/30，160/30，200/50，320/80，500/125，800/200，1000/320，1250/320，1600/500，2000/500，2500/500。桥式起重机的跨度指的是其主梁两轨道中心线的距离，它决定了桥式起重机的工作范围。目前我国生产的标准的跨度最小为10.5m，最大为31.5m，每隔3m一个规格，即10.5m，13.5m，16.5m，19.5m，22.5m，25.5m，28.5m，31.5m。起升高度指的是吊钩上升到极限位置时，吊钩中心线至地面的垂直距离，一般标准桥式起重机的起升高度在12~32m之间。桥式起重机的其他有关参数包括如下几项：⑴额定起重量（t）吊钩所能吊起的最大重量。如使用其它辅助取物装置和吊具（如抓斗、电磁铁、夹钳和盛钢桶等）时，这些装置的自重应包括在额定起重量内。当决定起重机的额定起重量时，应符合标准规定的数值。因为起重量的数值对大多数起重机的自重有决定性的作用，因此在确定时应按照生产实际情况考虑，过小不能满足生产要求，过大会造成基建投资的浪费。⑵起升高度（m）吊钩最低位置到吊钩最高位置之间的垂直距离，此参数在标准中没有规定，可根据工作需要来定。⑶跨度（m）和幅度(m)都是表示起重机工作范围的参数。跨度是指桥式类型起重机大车运行轨道之间的距离；幅度是指旋转起重机的旋转中心线到吊钩中心线之间的水平距离。⑷轨距(m)轨距也称轮距，按下列三种情况定义：①对于小车，为小车轨道中心线之间的距离；②对于铁路起重机，为运行线路两钢轨头部下内侧16mm处的水平距离；③对于臂架型起重机，为轨道中心线或起重机行走轮踏面（或履带）中心线之间的距离。⑸基距基距也称轴距，是指沿纵向运动方向的起重机或小车支承中心线之间的距离。基距的测定与支承轮的布置有关。⑹起重力矩起重力矩是幅度与其相对应的起吊物品重力的乘积。⑺起重倾覆力矩起重倾覆力矩，是指起吊物品重力与其至倾覆线距离的乘积。⑻轮压轮压是指一个车轮传递到轨道或地面上的最大垂直载荷。按工况不同，分为工作轮压和非工作轮压。⑼工作速度v(m/min)包括起升、运行、变副和旋转速度，但旋转速度用n(r/min)表示。①起升速度——起升机构电动机在额定转速下吊钩上升的速度；②运行速度——运行机构电动机在额定转速下，大车或小车直线运行的速度；③变副速度——吊钩从最大幅度到最小幅度的平均线速度；④旋转速度——旋转机构电动机在额定转速下，起重机的转速。⑽生产率Q（t/h）说明起重机装载或吊运物品的工作能力的综合指标。⑾起重机工作级别起重机工作级别是考虑起重量和时间的利用程度以及工作循环次数的工作特性。它是按起重机利用等级（整个设计寿命期内，总的工作循环次数）和载荷状态划分的。或者说，起重机工作级别是表明起重机工作繁重程度的参数，即表明起重机工作在时间方面的繁忙程度和在吊重方面满载程度的参数。⑿自重及外形尺寸这是任何一种机器都应有的技术经济指标，它不仅是说明起重机械性能优劣的数据，而且直接影响基建费用的投资，因此，应十分重视减轻自重和减小外形尺寸。2吊钩桥式起重机设计任务书2.1设计参数主要参数为：起重量（主起升）：50t，起升高度（主起升）：14m，起升速度（主起升）：6m/min；起重量（副起升）：16t，起升高度（副起升）：16m，起升速度（副起升）：16m/min；小车运行速度：40m/min；大车运行速度：70m/min，跨度：25.5m；工作级别：A5。2.2工作条件工作地点为室内，采用交流电。2.3设计原则为保证起重机安全正常工作，起重机本身应具备三个基本条件：1）金属结构和机械零部件应具有足够的强度、刚度和抗弯曲能力；2）整机具备必要的抗倾覆稳定性；3）原动机具备满足作业性能要求的功率，制动装置提供必要的制动转矩。3小车起升机构和运行机构的计算已知数据：起重量（主起升）：50t，起升高度（主起升）：14m，起升速度（主起升）：6m/min；起重量（副起升）：16t，起升高度（副起升）：16m，起升速度（副起升）：16m/min；小车运行速度：40m/min；工作级别：A5；机构接电持续率JC=25%；小车质量估计=10t。3.1起升机构计算3.1.1确定起升结构传动方案，选择滑轮组和吊钩组注：以下计算①为主起升计算，②为副起升计算。⑴起升机构的计算按照布置紧凑的原则，决定采用双联滑轮组的方案。按Q=50t，查[3]表3-2-8取滑轮组倍率=4，承载绳分支数Z=2=8；查[3]表3-4-11选图号为T1362.1508吊钩组，得其质量=1050kg，两滑轮间距=112mm；Q=16t，查[3]表3-2-8取滑轮组倍率=2，承载绳分支数Z=2=4；查[3]表3-4-11选图号为G13吊钩组，得其质量=296kg，两滑轮间距=96mm；3.1.2选择钢丝绳①若滑轮组采用滚动轴承，当=4，查[3]表3-2-11得滑轮组效率=0.97，钢丝绳所受最大拉力：=6578.6kg=65.79kN查[3]表3-1-2，工作级别A5时，安全系数n=4.5,钢丝绳计算破断拉力：=296.037kN查[2]附表1所选瓦林吞型纤维芯钢丝绳6×19W+FC，钢丝公称抗拉强度1770MPa，光面钢丝，右交互捻，直径d=21.5mm，钢丝绳最小破断拉力=298kN,标记如下：钢丝绳1：21.5NAT6×19W+FC1770ZS298GB8918-88②若滑轮组采用滚动轴承，当=2，查[3]表3-2-11得滑轮组效率=0.99，钢丝绳所受最大拉力：=4157.14kg=41.57kN查[3]表3-1-2，工作级别A5时，安全系数n=4.5,钢丝绳计算破断拉力：=187.065kN查[2]附表1所选瓦林吞型纤维芯钢丝绳6×19W+FC，钢丝公称抗拉强度1570MPa，光面钢丝，右交互捻，直径d=18.5mm，钢丝绳最小破断拉力=199.5kN,标记如下：钢丝绳2：18.5NAT6×19W+FC1570ZS199.5GB8918-883.1.3确定滑轮主要尺寸①滑轮的许用最小直径：D≥d（e-1）=21.5×（20-1）=408.5mm式中:系数e=20由[1]表2-4查得，由[2]附表2表选用滑轮直径D=600mm，取平衡滑轮直径≈0.6D=0.6×450=360mm，由[2]附表2选用=400mm。滑轮的绳槽部分尺寸由[2]附表3查得，由[2]附表4选用钢丝绳直径=21.5mm，=600mm。轮的许用最小直径：D≥d（e-1）=18.5×（20-1）=351.5mm式中:系数e=20由[1]表2-4查得，由[2]附表2表选用滑轮直径D=500mm，取平衡滑轮直径≈0.6D=0.6×500=300mm，由[2]附表2选用=315mm。滑轮的绳槽部分尺寸由[2]附表3查得，由[2]附表4选用钢丝绳直径=18.5mm，=500mm。3.1.4确定卷筒尺寸并验算强度①卷筒直径：D≥d（e-1）=21.5×（20-1）=408.5mm由[3]表3-3-6，选用齿轮连接盘式卷筒组，图号T210，=800mm，=2000mm，槽距，=26mm，槽底半径=12mm，卷筒壁厚=30mm。卷筒尺寸：==957.92mm式中：——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，即=A=112mm，实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减；——卷筒计算直径=D+d=800+11=811mm卷筒壁厚：δ=0.02D+（6～10）=0.02×500+（6～10）=16～20mm该卷筒壁厚满足要求。由于该卷筒长度，故用下式校核合成应力式中：——钢丝绳最大拉应力，=65.79kN——卷筒壁厚，=30mm——应力减少系数，一般取=0.75卷筒材料为HT200灰铸铁，许用压应力该卷筒强度满足要求。②卷筒直径：D≥d（e-1）=18.5×（20-1）=351.5mm由[3]表3-3-6选用齿轮连接盘式卷筒组，图号T145，=500mm，=1200mm，槽距，=20mm，槽底半径=10mm，卷筒壁厚=22mm卷筒尺寸：==1135mm所选滚筒长度满足要求。式中：——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，即=A=96mm，实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减；——卷筒计算直径=D+d=500+10=510mm卷筒壁厚：δ=0.02D+（6～10）=0.02×510+（6～10）=16~20mm卷筒壁厚满足要求。由于卷筒长度，按下式验算卷筒强度：强度满足要求。3.1.5选电动机①计算静功率：式中:：——机构总效率，一般=0.8～0.9，取=0.9；电动机计算功率：≥=0.9×56.72=51.05kW式中系数由[1]表6-1查得，中级起重机=0.85～0.95，取=0.9查[3]附表5-1-35选用电动机YZR250M-6，其（25%）=52kW，=958r/min，=7.0kgm，电机质量=398kg。②计算静功率：式中：——机构总效率，一般=0.8～0.9，取=0.85；电动机计算功率：≥=0.8×48.28=38.24kW式中系数由[1]表6-1查得，中级起重机=0.85～0.95，取=0.8查[3]表5-1-35选用电动机YZR250M-6，其（25%）=52kW，=958r/min，=7.0kgm，电机质量=462kg。3.1.6验算电动机发热条件①按照等效功率法，求JC=25%时所需要的等效功率：≥=0.75×0.98×56.72=41.69kW式中：——工作级别系数，查[1]表6-4，工作类型为中级时=0.75；——系数，根据机构平均启动时间与平均工作时间的比值（/），由[1]表6-5，一般起升机构/=0.1～0.2，取/=0.2，由[1]图6-6查=0.98；由以上计算结果，＜，故初选电动机能满足发热条件。②按照等效功率法，求JC=25%时所需要的等效功率：≥=0.75×0.85×48.28=30.78kW式中：——工作级别系数，查[1]表6-4，工作类型为中级时=0.75；——系数，根据机构平均启动时间与平均工作时间的比值（/），由[1]表6-5，一般起升机构/=0.1～0.2，取/=0.1，由[1]图6-6查=0.85；由以上计算结果，＜，故初选电动机能满足发热条件。3.1.7选择标准减速器①卷筒转速：==9.42r/min减速器总传动比：=查[2]附表35，选QJSD710-100减速器，当工作类型为中级时，许用功率[N]=115kW，=100，质量=4900kg。②卷筒转速：==20.02r/min减速器总传动比：==47.85查[2]附表35，选QJSD-560-50减速器，当工作类型为中级时，许用功率[N]=117kW，=50，质量=2600kg。3.1.8验算起升速度和实际所需功率①实际起升速度：=5.90m/min误差：︱︳=︱×100%︳=︳︳=1.7%＜=15%实际所需等效功率：=40.99kW＜（25%）=52kW②实际起升速度：=16.72m/min误差：︱︳=︱×100%︳=︳︳=4.49%＜=15%实际所需等效功率：=32.25kW＜（25%）=52kW3.1.9校核减速器输出轴强度①由[1]公式（6-16）得输出轴最大径向力：≤式中：=2×65786=131.57kN——卷筒上钢丝绳引起的载荷；=9.81kN——卷筒及轴自重，参考[4]附表8；[R]=107kN——QJR-D-710-100所选减速器输出轴端最大容许径向载荷，参考[2]附得。因此=（131.57+9.81）=70.69kN＜[R]，通过。由[1]中公式（6-17）得输出轴最大扭矩：=（0.7～0.8）ψη≤[]式中：=9550==518.37Nm——电动机轴额定力矩；ψ=2.8——当JC=25%时电动机最大力矩倍数，由[2]附表28查出；η=0.95——减速器传动功率；[]=118000Nm——QJR-D-710-100减速器输出轴最大容许转矩，由[2]附表36查出；∴=0.8×2.8×518.37×100×0.95=110309Nm＜[]=118000Nm由上计算，所选减速器能满足要求。②由[1]公式（6-16）得输出轴最大径向力：Rmax≤式中：=2×41.57=83.14kN——卷筒上钢丝绳引起的载荷；=3.44kN——卷筒及轴自重，参考[4]附表8；[R]=75kN——所选减速器输出轴端最大容许径向载荷，参考[2]附得。因此=0.5×（83.14+3.44）=43.29kN＜[R]，通过。由[1]中公式（6-17）得输出轴最大扭矩：=（0.7～0.8）ψη≤[]式中：=9550==518.37Nm——电动机轴额定力矩；ψ=2.8——当JC=25%时电动机最大力矩倍数，由[2]附表28查出；η=0.95——减速器传动功率；[]=60000Nm——QJRD-560-50减速器输出轴最大容许转矩，由[2]附表36查出；∴=0.8×2.8×518.37×50×0.95=55154.57Nm＜[]=60000Nm由上计算，所选减速器能满足要求。3.1.10选择制动器①所需静制动力矩：≥==76.98kgm式中：=1.75——制动安全系数，由[1]表6-6查取由[2]中附表15选用YWZ—315/80，其制动力矩=500～1000Nm，制动轮直径=315mm，制动器质量=62.4Kg。②所需静制动力矩：≥==61.81kgm式中：=1.75——制动安全系数，由[1]表6-6查取由[2]中附表15选用YWZ—315/50，其制动力矩=400～630Nm，制动轮直径=315mm，制动器质量=61.4Kg。3.1.11选择联轴器①高速轴联轴器计算转矩，由[1]（6-26）式=1.5×1.8×518.37=1399.60Nm式中：联轴器安全系数n值起升机构或变幅机构吊钩起重机或起重机的变幅机构1.5抓斗、电磁、三用起重机1.4调运炽热或融化金属的冶金起重机1.6=518.37——电动机额定转矩；=1.5——联轴器安全系数；=1.8——刚性动载系数，一般=1.5～2.0；由[2]附表29查得YZR250M-6电动机轴端为圆锥形d=70mm，=140mm；由[2]附34查得QJRD-710-100减速器的高速轴端为圆锥形d=120mm，=210mm；靠电动机轴端联轴器：由[3]表3-12-6选用CLZ半联轴器，最大容许转矩[]=5600Nm＞值，飞轮转矩=0.22kgm，质量G=37.5kg。浮动轴的两轴端为圆柱形d=70mm，=140mm；靠减速器的联轴器，由[2]附表45选用带mm制动轮的联轴器NGCLZ7，最大容许转矩[]=6300Nm，飞轮转矩=1.479kgm，质量=79.6kg，与制动器YWZ—315/80相适应，将联轴器所带mm制动轮，修改为mm应用。②高速轴联轴器计算转矩，由[1]（6-26）式=1.5×1.8×518.37=589.14Nm式中：=518.37——电动机额定转矩；=1.5——联轴器安全系数；=1.8——刚性动载系数，一般=1.5～2.0；由[2]附表29查得YZR42-8电动机轴端为圆锥形d=70mm，=140mm；由[2]附34查得ZQ-400减速器的高速轴端为圆锥形d=100mm，=210mm；靠电动机轴端联轴器：由[2]附表43选用CLZ半联轴器，许转矩[]=5600Nm＞值，飞轮转矩（GD）=0.22kgm，质量G=37.5kg。浮动轴的两轴端为圆柱形d=70mm，=140mm；靠减速器的联轴器，由[2]附表45选用带mm制动轮的联轴器NGCLZ8，最大容许转矩[]=9000Nm，飞轮转矩=4.18kgm，质量=117kg，与制动器YWZ—400/121相适应。3.1.12验算起动时间①起动时间：式中：=1.78+1.48+0.22=3.48kgm静阻力矩：==608.85Nm平均起动力矩：=1.5=1.5×518.37=777.56Nm∴==0.59s通常起升机构起升时间为1～5s，此处＜1s，可在电气设计时，增加起动电阻，延长起动时间，故所选电动机合适。②起动时间：式中：=1.78+0.22+4.18=6.18kgm静阻力矩：==488.88Nm平均起动力矩：=1.5=1.5×518.37=777.56Nm∴==0.66s通常起升机构起升时间为1～5s，此处＜1s，可在电气设计时，增加起动电阻，延长起动时间，故所选电动机合适。3.1.13验算制动时间①制动时间：==0.321s式中：===439.35Nm查[1]表6-7，当≤12m/min时，[]=1.0～1.25s，因为＜[]，故合适。②制动时间：==0.78s式中：===353.2Nm查[1]表6-7，当＞12m/min时，[]=1.5～2.0s，因为＜[]，故合适。3.1.14高速浮动轴计算①疲劳计算：由[5]中起升机构疲劳计算基本载荷：=1.04×518.37=539.1Nm式中：——动载系数，=（1+）=（1+1.07）=1.04——起升载荷动载系数（物品升降或下降制动的动载效应）=1+0.71=1+0.71×=1.07由前节已选定轴径d=125mm，因此扭转应力：=7.7MPa轴材料用45#钢,=600MPa=300MPa,弯曲：=0.27()=0.27(600+300)=243MPa扭转:=140MPa=0.6=0.6×300=180MPa轴受脉动循环的许用扭转应力:[]=式中：=——考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数；——与零件几何形状有关,对于零件表面有急剧过度和开有键槽及紧密配合区段,=1.5～2.5；——与零件表面加工光洁度有关.，此处取=2×1.25=2.5η——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η=0.2——安全系数=1.25，由[3]表1-4-10查得；∴MPa故＜强度验算：轴所受最大转矩：==1.04×518.37=539.1MPa最大扭转应力：==7.85MPa许用扭转应力：[]===120MPa式中：——安全系数，=1.5∴＜[]故通过。浮动轴的构造如图3-3所示，中间轴径d=d+（5～10）=120+（5～10）=125～130mm，取d=125mm②疲劳计算：由[5]中起升机构疲劳计算基本载荷：=1.10×518.37=570.21Nm式中：——动载系数，=（1+）=（1+1.19）=1.12——起升载荷动载系数（物品升降或下降制动的动载效应）=1+0.71=1+0.71×=1.19由前节已选定轴径d=125mm，因此扭转应力：=8.31MPa轴材料用45#钢,=600MPa=300MPa,弯曲：=0.27()=0.27(600+300)=243MPa扭转:=140MPa=0.6=0.6×300=180MPa轴受脉动循环的许用扭转应力:[]=式中：=——考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数；——与零件几何形状有关,对于零件表面有急剧过度和开有键槽及紧密配合区段,=1.5～2.5；——与零件表面加工光洁度有关.，此处取=2×1.25=2.5η——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η=0.2——安全系数=1.25，由[3]表1-4-10查得；∴MPa故＜强度验算：轴所受最大转矩：==1.10×518.37=570.21MPa最大扭转应力：==8.31MPa许用扭转应力：[]===120MPa式中：——安全系数，=1.5∴＜[]故通过。浮动轴的构造如图3-3所示，中间轴径d=d+（5～10）=100+（5～10）=105～110mm，取d=110mm3.2小车运行机构计算3.2.1确定机构传动方案经比较后，决定采用图3-4所示的传动方案：图3-4传动方案3.2.2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G=8000Kg，假定轮压均布：车轮最大轮压：P=（Q+G）=（50000+10000）×10=150000N车轮最小轮压：P=G=×100000=25000N初选车轮：由[2]附表17可知，当运行速度＜60m/min时，==5＞1.6，工作级别为中级时，车轮直径D=500mm，轨道型号为43kg/m（P43）的许用轮压为16.5t＞15t。根据GB4628-84规定，直径系列为D=250、315、400、500、630，故初选直径D=500mm，而后校核强度。强度验算：按照车轮和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：P==55000N车轮材料，取ZG340-640，σ=640MPa,σ=340MPa线接触局部挤压强度：P==6×500×25.48×1.03×1=78733N式中：——许用线接触应力常数（N/mm），由[3]表3-8-6查得=6；——车轮与轨道有效接触强度，对于轨道P43（由[2]附表22）=b=44mm；——转速系数，由[3]表3-8-7中查得，车轮==25.48r/min时，=1.03；——工作级别数，由[3]表3-8-8中查得，当为M5级时=1；∴P＞P故通过。点接触局部挤压强度：P==0.132××1.03×1=177542N式中：——许用点接触应力常数（N/mm），由[3]表3-8-6查得=0.132；——曲率半径，车轮与轨道曲率半径中的大值，车轮===250；轨道曲率半径由[2]附表22查得=300，故取=300；m——由比值（为、中的小值）所确定的系数，==0.83，查[3]表3-8-9取m=0.41；∴P＞P，故通过。根据以上计算结果，选定直径D=500mm的单轮缘车轮，标记为：车轮DYL-500GB4628-843.2.3运行阻力计算摩擦阻力矩：=（Q+G）（+μ）β由[2]附表19查得，由D=500mm车轮组的轴承型号为7524，轴承内径和外径的平均值==167.5mm，由[2]表7-1~表7-3查得滚动摩擦系数=0.0007，轴承摩擦系数μ=0.02，附加阻力系数β=0.2，带入上式得：当满载（Q=Q）时运行阻力矩：=2×（50000+10000）（0.0007+）=285.6kg.m=2856Nm运行摩擦阻力：==11424N当无载（Q=0）时运行阻力矩：=βG（+μ）=2×10000×（0.0007+）=476Nm==1904N系数β值表（滚动轴承）3.2.4选电动机电动机静功率：==8.46kw式中：=——满载运行时静阻力；η=0.9——机构传动效率；m=1——驱动电动机台数；初选电动机功率：==1.15×8.46=9.73kw式中：——电动机功率增大系数，由[1]表7-6查得，=1.15由[2]附表30选用电动机YZR-160L-6，N（25%）=13kw，=942r/min，(GD)=0.2kgm，电机质量=108kg。3.2.5验算电动机发热条件按照等效功率法，求JC=25%时所需要的等效功率：＝KN=0.5×1.1×8.46=4.65kw式中：K——工作级别系数，查[1]表6-4，中级K=0.5；——由[1]表6-5，取/=0.2由[1]图6-6查=1.1；由以上计算结果，＜，故初选电动机能满足发热条件。3.2.6选择减速器车轮转速：===25.48r/min机构传动比：==36.50查[2]附表40选ZSC-600-Ⅳ-2减速器，当中级工作类型时，许用功率[N]=14kw（当输入轴转速为1000r/min），=37.9∴＜3.2.7验算运行速度和实际所需功率实际运行速度：===41.5r/min误差：=×100%=0.38%＜[]=15%实际所需电动机等效功率：=4.82kw＜N，故合适。3.2.8验算起动时间起动时间：式中：=942r/min，m=1——驱动电动机台数；=1.5=1.5×9550=1.5×9550×=167.3Nm满载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩：=83.73Nm空载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩：=13.95Nm初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩：=0.65kg.m机构总飞轮矩：=1.15×（0.419+0.65）=1.23kg.m满载起动时间：=3.78s无载起动时间：=0.506s由[1]表7-6查得，当=40m/min=0.67m/s时，[]推荐值为5.5s，＜[]，故所选电动机能满足快速起动要求。3.2.9按起动工况校核减速器功率起动状况减速器传递的功率：=9.62kw式中：=+=+=11424+=12522N此值为计算载荷——运行机构中同一级传动减速器的个数，=1。所用选减速器的=14kw>N，故所选用减速器合适。3.2.10验算起动不打滑条件因室内使用，故不计风阻和坡度阻力矩，只验算空栽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：==1476.1kg=14761N车轮与轨道的粘着力：F=P=5000×0.2=1000kg=10000N<故空载起动时会出现打滑现象，可以通过增加启动时间来避免这一情况出现，当启动时间为1s时=8009N，此时不会出现打滑现象。满载起动时，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力：==1753.1kg=17531N车轮与轨道的粘着力：kg=60000N＞故满载起动时不可能打滑，因此所选电动机合适。3.2.11选择制动器由[1]查得，对于小车运行机构制动时间≤3～4s，取=4s，因此，所需制动转矩：==623.5Nm由[2]附表15选用YWZ—315/50，其制动转矩=360～710Nm，考虑到所取制动时间=4s与起动时间3.78s很接近，故略去制动不打滑条件验算。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[1]（6-26）式：==1.35×1.8×131.4=319.3Nm式中：=9550==131.4Nm——电动机额定转矩；——联轴器的安全系数，运行机构=1.35；——机构刚性动载系数，一般=1.2～2.0，取=1.8；由[2]附表31查得电动机YZR-160L-6两端伸出轴各为圆柱形d=48mm，=110mm。由[2]表37查得ZSC-600减速器高速轴端为圆柱形d=35mm，=55mm。故从[2]附表41选GICL鼓形齿式联轴器，主动端A型键槽d=48mm，=112mm，从动端A型键槽d=35mm，=82mm，标记为：GICL联轴器ZBJ19013-89，其公称转矩T=1120Nm＞=319.3Nm，飞轮转矩（GD）=0.02kgm，质量=9.7kg。高速轴端制动轮：根据制动器已选定YWZ—315/50，由[2]附表16选制动轮直径D=300mm，圆柱形轴孔d=48mm，=112mm，标记为：制动轮300-Y48JB/ZQ4389-86,其飞轮转矩=0.6kg.m，质量=24.5kg。以上联轴器和制动轮飞轮转矩之和：0.02+0.6=0.62kg.m与原估计0.65kg.m基本相符，故以上计算不需修改。3.2.13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求出：=η=×319.3×37.9×0.9=5445.7Nm由[2]附表37查得ZSC-600减速器低速轴端为圆柱形d=80mm，=115mm。取浮动轴装联轴器轴径d=80mm，=172mm，由[2]附表42选用两个鼓形齿式联轴器，其主动端：Y型轴孔A型键槽，d=80mm。从动端：Y型轴孔A型键槽，d=80mm，=172mm，标记为：联轴器ZBJ19014-89由前节选定车轮直径D=500mm，由[2]附表19参考φ400车轮组，取车轮轴安装联轴器处直径d=80mm，=115mm，同样选两个鼓形齿式联轴器，其主动轴端：Y型轴孔A型键槽，d=80mm，=172mm，从动端：Y型轴孔A型键槽，d=80mm，=172mm，标记为：联轴器ZBJ19014-893.2.14验算低速浮动轴强度⑴疲劳验算由[5]运行机构疲劳计算基本载荷：=η=×1.8×131.4×37.9×0.9=4033Nm由前节已选定浮动轴径d=80mm，因此扭转应力：==39.4MPa浮动轴的载荷变化为对称循环（因运行机构正反转转矩值相同），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：=44.8MPa式中：、——与起升机构浮动轴计算相同∴＜[]通过⑵强度验算由[5]运行机构工作最大载荷：==×1.6×1.8×131.4×37.9×0.9=6454.2MPa式中：——考虑弹性振动的力矩增大系数，对突然起动的机构=1.5～1.7，此处=1.6；——刚性动载系数，取=1.8。最大扭转应力：==63.0MPa许用扭转应力：=120MPa∴＜故通过。浮动轴直径：+（5～10）=80+（5～10）=85～90mm，取d=90mm，参考图如起升机构浮动轴图示：4大车运行机构的计算已知数据：起重量50t；桥架跨度L=25.5m；大车运行速度=70m/min；工作级别，机构接电持续率JC%=25%；起重机估计总重（包括小车重量）G=500；小车自重=100。4.1确定传动机构方案跨度25.5m为中等跨度，为减轻重量，决定采用分别传动的大车运行机构布置方式。4.2选择车轮与轨道，并验算其强度按图4-1所示的重量分布，计算大车车轮的最大轮压和最小轮压。图4-1满载时，最大轮压：P=+×=+×=388.2 kN空载时，最大轮压：P′=+×=+×=148.0kN空载时，最小轮压：P′=+×=+×=102.0kN车轮踏面疲劳计算载荷：P===292.8kN车轮材料：采用ZG35CrMnSi，=700，=380，由[3]表3-8-11选择车轮直径：当运行速