机房防盗报警系统设计方案及机加工车间10吨桥式起重机结构设计

-18- 前言桥式起重机是横架于车间和仓库上空进行物料调运的起重设备。由于它两段坐落在高大的水泥柱或金属架上，形状似桥，所以俗称“天车”。桥式起重机是现代工业和起重运输中实现生产过程机械化、自动化的重要工具与设备，可减轻操作者的劳动强度，可大大提高生产效率。桥式起重机在机加工车间、工矿企业、钢铁化工、铁路交通等部门和场所应用的最为广泛，是人们生产生活不可或缺的一种设备。随着工业的迅速发展和科学技术的不断进步，桥式起重机在结构设计及自动化程度上相继出现了一些新的变化和新的特点，在结构上，国内起重机设备已采用计算机优化设计，以提高起重机的机械性能，在起重质量方面逐步向大型化发展，大型桥式起重机正在钢铁、水利、发电等行业不断出现，令世人瞩目的三峡发电厂安装了两台1200T/125T的桥式起重机，目前国内起重机行业正在向世界先进水平快速发展。总之，随着科技的迅速发展，国内各种先进的电气控制和机械技术正逐步应用到起重机上，起重机的自动化程度越来越高，结构日趋简单，性能愈加可靠，起重量越来越大，品种也越来越全。本次毕业设计主要针对的是桥式起重机的结构设计，所以先要对桥式起重机的结构作一下了解：桥式起重机主要结构有金属结构、机械部分、电气部分、电气线路、安全装置。在对桥式起重机的各种结构设计中，我主要要选择桥式起重机的的电动机、钢丝绳、联轴器、制动器等，然后还有对提升系统、卷筒、电动小车、运行机构等进行设计。重点概括如下：（1）对国内外起重机的现状、发展趋势和发展方向进行综述；（2）对桥式起重机的基本金属结构和原理进行分析；（3）对桥式起重机提升机构进行设计；（4）对桥式起重机的工作装置进行结构设计；（5）对桥式起重机的小车系统进行设计。

由于初次进行设计,在设计过程中难免出现不足,敬请各位批评指正。我一定积累这次设计的经验在以后的工作学习中借鉴经验努力进取。1.绪论1.1起重机的发展史中国古代灌溉农田用的桔槔是臂架型起重机的雏形。在古代已经有起升和移动重量较大的物品的需要，因此就采用起重装置来进行这个工作。在公元前五千年到四千年的新石器时代的末期，我国古代劳动人民己能开凿和搬运巨石到远处，砌成石棺石台等来埋葬和纪念死者。在商朝（公元前1765年至1760年之间），我国劳动人民就用了汲水的桔槔（一种用杠杆、对重和取物装置组成的起重装置）。以后到公元前1115年至1079年之间，又有辘栌的发明。在古埃及建造金宇塔时，广泛采用滚子、斜面和杠杆来起升大石块、石碑和雕像，这些物品的重量有的甚至达到1000吨。那时候起重机械都是人力驱动。公元前120年，在盖隆的著作中描述了幅度不变的起重机和幅度可变的起重机。在这些书籍中记载了下列零部件的采用：自锁式涡轮传动装置、齿轮、起重卷筒等。工业中蒸气机的出现大大地推动了起重机械的发展和改善。1827年，出现了第一台用蒸气驱动的固定式旋转起重机。1846年，第一次制成了用液力驱动的起重机。工业中电力驱动的出现，是起重机械进一步蓬勃发展的转折点。1880年，出现了第一台用电力驱动的载客升降机。1885年制成了电力驱动的旋转起重机。接着制成电力驱动的桥式起重机和门座起重机。随着冶金工业、煤炭和采矿工业、机器制造业、海港和内河码头的装备和建筑工程等发展，起重机械的品种和参数都大大扩大。机械制造已经成长成一门独立的机械制造部门。第二次世界大战以后的几十年，起重机械获得极其迅速的发展高，起重机的质量、产量和品种得到大大的发展。例如，由于焊接技术的发展，箱形结构的桥式起重机得到广泛的应用，由于金属材料的改善和加工技术的改进，起重机零部件的寿命也提髙，由于电机和控制技术的发展，大大提高了起重机电力驱动的品质和自动化水平。我国的起重机械制造业由于长期受封建主义、帝国主义和官僚资本主义的深重压迫，没有自己的机器制造业，没有起重机械制造业。中华人民共和国成立以来，在中国共产党的领导下，我国已经建立能独立制造各种起重机的工业体系。对桥式起重机、汽车起重机、门座起重机和塔式起重机等已具有批量的生产能力。但是，即使已经取得了很大的成绩，但在今后相当长时期里，要抓好起重机的质量和产量，抓好各个环节，如原材料、基本零部件以及生产管理等环节，使我国起重机质量和产量达到国际先进水平。1.2目前桥式起重机在国内外的研究情况1.2.1起重机在国内的研究现状国内专业生产大型起重机的厂家很多。其中以中联重科、三一重工、抚挖等公司产品系列较全市场占有率较高。中联重科在2007年12月宣布实行品牌统一战略后现已成功开发了50t~600t履带式起重机产品系列。作为中国起重机行业的领跑者，徐州重型机械有限公司现在已经形成了以汽车起重机为主导，履带式重机和全路面起重机为侧翼强势推进的庞大型谱群。国内最具历史的履带式起重机生产企业抚挖现已拥有35t~350t的履带式起重机产品系列。QUY350是抚挖2007年推出的国产首台350t履带式起重机，填补了国内350t履带式起重机的产品型谱空白。三一科技自2004年初进入履带式起重机的研发和生产领域至今，已成功开发出50t~900t共10个型号的全系列产品并全部实现销售。其900t履带起重机的顺利下线，标志着我国大型、超大型履带起重机自主研发领域已走在亚洲前列，成为目前亚洲最大吨位的履带式起重机。据悉，日前三一科技已具备3200t以下履带式起重机的开发能力。1.2.2起重机在国外的研究现状国外专业生产大型起重机厂家也很多。其中利勃海尔、特雷克斯-德马格、马尼托瓦克与神钢等公司家产品系列较全，市场占有率较高。利勃海尔公司的产品技术先进、工作可靠，其生产的LR系列履带起重机最大起重量已达1200t。其桁架臂履带式起重机系列在2007年又喜添新品LR1600/2，使其产品型谱更加完善。德马格公司主要生产起重量从50t~1600t的CC系列履带起重机。最近推出了世界最大的履带式起重机CC8800-1双臂新增功能套件使其起重能力达到3200t马尼托瓦克公司团推出了新研发的31000型履带式起重机。其独特的创新是可变位配重(VPC)。与使用普通的吊运能力增强附件相比，可大量减少所需的地面准备工作。此外，配备可变位配重的起重机能够起吊和运送所有等级的额定负荷，可以很方便地在工地上移动。神钢公司开发的履带起重机产品系列化程度高、性价比高，深受发展中国家的欢迎，在全球范围内占有一定比例。近两年神钢在中国市场中吨位履带起重机的销售业绩较好日本产品的技术性能与德国产品还是有相当差距，但其进步较快，价格比德国产品更有竞争力，所以它们较适合我国一般履带起重机用户。1.2.3桥式起重机的发展趋势（1）起重机的大型化。近年来，火电发电机组的功率不断增大，由以前的30万千瓦为主转为60万千瓦乃至100万千瓦为主，对起重机的吨位需求增大。由于美国核电技术的推广应用，使大件吊装量大幅增加催生了大型起重机市场的需求。大型石化项目，同样需求大吨位的大型起重机特别是履带式起重机。（2）创新设计。开展对起重机传动型式创新、结构构造创新和功能原理创新等方面理论及技术基础研究，为此着重研究新材料、新工艺、新的传动装置，从而通过对不同设计方案的优选、分解和组合来产生新的设计方案，不断推出创新设计成果。（3）核心技术化。各大知名企业均具有其独特的核心技术，并不断创新，努力保持在同行业内的领先地位。现在各大公司均大力研究开发自己的核心技术，以不断提升自己的产品档次和竞争能力。（4）模块化和组合化。极短交货期的市场需求要求开展基于网络的协同异地设计技术、并行工程技术研究，这样可以缩短产品的开发周期。用模块化设计代替传统的整机设计方法，将起重机上功能基本相同的构件、部件和零件制成有多种用途，有相同联接要素和可互换的标准模块，通过不同模块的相互组合，形成不同类型和规格的起重机。达到改善整机性能，降低制造成本，提高通用化程度，用较少规格数的零部件组成多品种、多规格的系列产品，充分满足用户需求。（5）大吨位的自拆装系统。履带起重机体太笨重在公路上无法自由行走，必须拆卸才可运输，到达工作点后再进行组装，需要辅助吊车。为减少或不用辅助吊车，节省施工费用，因此研制自拆装系统势在必行。目前中吨位履带起重机的自拆装系统已比较完善，大吨位的自拆装系统仍是亟待解决的难题。1.3设计研究的主要的内容本次毕业设计通过查阅相关图书、期刊、网上查询、查阅参考文献等多种途径，经过课题的专业的调研,收集相关资料,针对起重机中的桥式起重机作一个比较全面的研究。桥式起重机是横架于车间、仓库和料场上空进行物料吊运的起重设备。由于它的两端坐落在高大的水泥柱或者金属支架上，形状似桥。桥式起重机的桥架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行，可以充分利用桥架下面的空间吊运物料，不受地面设备的阻碍。它是使用范围最广、数量最多的一种起重机械。普通桥式起重机一般由起重小车、桥架运行机构、桥架金属结构组成。起重小车又由起升机构、小车运行机构和小车架三部分组成。起升机构包括电动机、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。本次毕业设计主要针对的是桥式起重机的结构设计，所以首先要对桥式起重机的结构作一下了解，桥式起重机主要结构有：金属结构、机械部分、电气部分、电气线路、安全装置。在对桥式起重机的各种结构设计中，我主要要选择桥式起重机的的电动机、钢丝绳、联轴器、制动器等，然后还有对提升系统、卷筒、电动小车、运行机构等进行设计。重点概括如下：（1）对国内外起重机的现状、发展趋势和发展方向进行综述；（2）对桥式起重机的基本金属结构和原理进行分析；（3）对桥式起重机提升机构进行设计；（4）对桥式起重机的工作装置进行结构设计；（5）对桥式起重机的小车系统进行设计。2.起重机金属结构2.1参数的确定表2.1起重机相关参数表起重机类型机加工车间10吨桥式起重机工作级别A5桥架形式双梁8/5t×10m机构主起升副起升大车小车额定起重量（吨）1010——起升高度(米)1010——运行速度(米/分)7.37.34535工作级别M5M5M5M3轮距（米）——2.53轨距（米）——101.25轨道型号——P38P18起重机桥架结构钢材料选择Q235。起重机总质量。起重小车质量根据《起重机设计手册》图1-3-1取单根主梁自重稳定起升速度,起升冲击系数。根据《起重机设计手册》公式1-3-10确定起升载荷动载荷系数，车间用起升机的起升级别一般为和，结合《起重机设计手册》表1-3-5，取。起重机运行惯性力。小车运行惯性力。大车运行跑偏时，轨道侧面与车轮轮缘或水平导向轮之间产生水平侧向力，其中是起重机产生侧向力一侧最大轮压之和。2.2载荷计算（1）自重载荷：自重载荷包括均布载荷和集中载荷。根据图4-3-36可以得出作用在一根主梁上半个桥架的重量。（2）集中载荷，查《起重机设计手册》表4-3-8得：操纵室重量，运行机构重量，电气设备重量。（3）水平惯性载荷，分为桥架质量产生的惯性载荷作为均布载荷作用在桥架主梁上。大车启动或制动时，载重小车引起的惯性力以一集中载荷作用在主梁上。2.3主梁和端梁截面几何参数优化1)梁高h取H=600mm，选取腹板高度端梁高度，取，选取腹板高度。2）腹板和上下盖板腹板厚度，腹板间距，。取b=250mm，上下盖板厚度，取。盖板宽度。同理，端梁腹板厚度，上下盖板厚度，取。腹板间距，盖板宽度,取端梁长。主梁截面和端梁截面的尺寸简图分别示与图中： 图2.1主梁截面尺寸简图图2.2端梁截面尺寸简图2.4主梁的计算已经知道半个桥架的自重则主梁由于桥架自重引起的均布载荷：查表得主梁由于分别驱动大车运行机构的长传动轴系引起的均布载荷：，取。运行机构中央驱动部件重量引起的集中载荷为。主梁的总均布载荷：。主梁的总计算均布载荷：。式中是运行冲击系数，根据公式1-3-13得。作用在一根主梁上的小车两个车轮的轮压值可根据表3-8-12中所列数据选用：根据Q/G=8/11.8=0.68，初选轨道为P18，两车轮轮压值考虑动力系数的小车车轮的计算轮压值为：计算主梁垂直最大弯矩：（2.1）为操纵室的重量取，其重心距支点的距离为,，L=1000cm，，将各数值代入公式2.1计算可得：得主梁水平最大弯矩：（2.2）式中g——重力加速度，。a为大车起动、制动加速度平均值，由表1-3-7可计算得。为不计冲击系数和动载系数时主梁垂直最大弯矩，计算方法类似2.1，算得：（2.3）代入公式2.2得主梁水平最大弯矩：主梁中间截面的最大弯曲应力根据公式2.4计算：（2.4）式中——主梁中间截面对水平重心轴线X-X的抗弯截面模数，其近似值：（2.5）——主梁中间截面对垂直重心轴线Y-Y的抗弯截面模数，其近似值：（2.6）代入公式2.4因此可得：

查表得16Mn的许用应力主梁支承截面的最大剪应力根据公式计算：(2.7)式中是主梁支撑截面所受的最大剪力，由公式2.8计算：(2.8)——主梁支承截面对水平重心轴线X-X的惯性矩，其近似值(2.9) S——主梁支承截面半面积对水平重心轴线的静矩：（2.10）代入公式2.7可得：由上面的计算可知，强度足够主梁在满载小车轮压作用下，在跨中所产生的最大垂直挠度可按照下列公式进行计算：(2.11)式中代入公式2.11可得：

允许的挠度值由公式得到,因此

主梁在大车运行机构起、制动惯性载荷作用下，产生的水平最大挠度可按下列公式计算：(2.12)式中代入公式2.12可得：水平挠度的许用值：由上面计算可知，主梁的垂直和水平刚度均满足要求。2.5端梁计算端梁受有主梁的最大支撑压力和桥架偏斜侧向载荷，其中，是起重机产生侧向力一侧最大轮压之和，是水平侧向力系数，根据跨度L=10m和大车轮距k=2.5m，由《起重机设计手册》图1-3-6（b）中查得，则。由主梁自重和满载小车在端梁极限位置求得，对端梁产生垂直弯矩和剪力，并认为两主梁的压力相同：主梁自重2t，小车自重3.5t，小车满载重量为3.5t+8t=11.5t。根据理论力学计算出。由于小车制动惯性载荷和端梁自重影响很小，通常在计算强度的时候忽略不计，端梁的载荷作用图如下：图2.3端梁在竖直面内载荷作用图图2.4端梁在水平面内载荷作用图端梁的计算的部位为弯矩最大的截面，如图中所示的截面=1\*ROMANI-=1\*ROMANI、支撑截面=2\*ROMANII-=2\*ROMANII和安装接头钉孔削弱的截面=3\*ROMANIII-=3\*ROMANIII。图2.5端梁计算部位示意图=1\*ROMANI-=1\*ROMANI截面的弯矩为 剪力=1\*ROMANI-=1\*ROMANI截面的应力为（2.13）代入公式2.13得剪应力一般不大，可不算。=2\*ROMANII-=2\*ROMANII截面的弯矩为（水平弯矩很小，不考虑）剪力应力为(2.14)为截面=2\*ROMANII-=2\*ROMANII的截面抗弯模量，为截面=2\*ROMANII-=2\*ROMANII的最大静矩。而抗弯模量代入公式2.14得截面=3\*ROMANIII-=3\*ROMANIII的垂直弯矩很大，但剪力和水平弯矩不大，主要计算安装接头的螺栓连接：螺栓选择M20，则螺栓截面积由分析可知：腹板下一排螺栓受的拉力最大，每个螺栓受力为：（2.15）H为端梁高度，H=416mm,M为连接处的垂直弯矩，如图所示，是下盖板一端总受剪面数，，腹板与下盖板上的连接螺栓都取M20，则，n为一侧腹板受拉螺栓总数，n=36。b为螺栓距离盖板距离取为b=48mm，，，代入公式2.15得对应的每根螺栓上的拉应力为下盖板每个螺栓所受的剪力为,对应的剪应力经校核，端梁结构安全。3.起升结构结合本次设计的起重机有主副起升机构，故起升机构的布置如下图所示：图3.1起升机构的布置图1-减去器2-制动器3-带制动轮的联轴器4-浮动轴5-联轴器6-电动机7-卷筒8-卷筒支座3.1主起升机构的设计计算3.1.1钢丝绳的选择=1\*GB3①钢丝绳直径由《起重机设计手册》公式3-1-1给出其中C为选择系数，起升机工作级别为M5，由表3-1-2查得，S为钢丝绳最大工作静压力，由《起重机设计手册》公式2-2-2得(3.1)式中m为倍率，初选m=3,桥式起重机中多选用双联滑轮组,由《起重机设计手册》表3-2-11得，，由表2-2-3得，代入公式3.1得：取吊钩起重机的钢丝绳常用结构为6X（19），故选用的钢丝绳的型号为6X（19）-15-1550-I-光-右交（GB1102-74）。=2\*GB3②钢丝绳安全校核：钢丝绳计算破坏拉力由《起重机设计手册》表3-1-10可查取6X（19）-15-1550-I-光-右交，钢丝绳公称抗拉强度1550MPa，最小破断拉力所选钢丝绳安全3.1.2滑轮组的选择桥式起重机中多选用双联滑轮组，由《起重机设计手册》表3-2-8查得起重量为10t情况下，倍率选择m=3，其布置图如下图所示：图3.2起重机滑轮组图3.3吊钩工作滑轮的直径，其中d为钢丝绳直径，d=15mm，e为轮绳直径比系数，由表3-2-1差得e=20，故，取。由《起重机设计手册》表3-2-6选择滑轮型号3.1.3吊钩的选择根据起升机构布置图，吊钩组选用短钩型，由《起重机设计手册》表3-4-1选取工作强度等级为M5级，结合起升重量10t，由表3-4-2选取钩号为8，由表3-4-3查取吊钩的材料为DG20，柄部直径67mm，吊钩采用单钩钩型，由《起重机设计手册》表3-4-11查得吊钩自重161Kg，两端滑轮间距，其示意图如上：图3.3取D=100mm取h=100mm吊钩强度的校核：对于单钩钩身，钩身主要弯曲截面A-A最危险，截面A-A中，内外侧边界最大应力应满足（3.2）由《起重机设计手册》表3-4-6可知，在如下梯形截面中：图3.4吊钩截面图截面A-A面积截面A-A的形状系数由表3-4-6中查得为0.1，代入公式3.2得：由《起重机设计手册》表3-4-7可知由表3-4-4查取所以所以吊钩强度足够安全。3.1.4卷筒的选择根据传动设计机构，卷筒选择单层绕双联卷筒。卷筒直径其中e为筒绳直径比，由表3-3-2查得e=18，d为绳子直径，d=15mm。所以选取D=260mm绳槽半径取R=8mm卷筒长度式中为卷筒上有螺旋槽部分长度，其中为最大起升高度，m为滑轮组倍率m=3，为卷筒计算直径，为固定钢绳的安全圈数取，p是绳槽节距p=d+(2~4)mm=17~19mm取p=18mm，为无绳槽卷筒端部长度，由结构需求确定，取，为固定钢绳所需的长度，为中间光滑部分长度，由结构需求确定，取所以取L=1500mm卷筒壁厚：取卷筒壁压应力验算：卷筒在钢丝绳拉力作用下，产生压缩，弯曲和扭转剪应力，其中压缩应力最大。当时，弯曲和扭转的合成应力不超过压缩应力的10%~15%，只计算压应力即可。当时，要考虑弯曲应力。对尺寸较大，壁厚较薄的卷筒还须对筒壁进行抗压稳定性验算。卷筒筒壁的最大压应力出现在筒壁的内表面，压应力按下式计算： （3.3）为钢丝绳最大静拉力是壁厚节距p=18mm应力减小系数，一般取为为多层卷绕系数取代入公式3.3得：选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度许用压应力：卷筒强度验算通过。故选定卷筒直径=260mm，长度L=1500mm；卷筒槽形的槽底半径=8mm，槽距t=16mm；起升高度=8m，倍率m=33.1.5选择电动机计算静功率：（3.4）Q是起重量Q=10t，，v是起升速度，是机构总效率代入公式3.4得：电动机计算功率：一般情况下式中系数取0.8根据起升机构JC=25%查《起重机设计手册》表5-1-13选用电机YZR355L1-10,其额定转速n=578r/min3.1.6选择标准减速器卷筒的速度减速器总传动比选择公称传动比为i=63根据输入轴转速n=578r/min及高速轴的输入功率P=114.1kw由《起重机设计手册》表3-10-6选用减速器的型号为QJS800-63=3\*ROMANIIIHW其名义中心距800mm，传动比60，输入转速600r/min，许用功率158kw。3.1.7验算起升速度和实际需要功率：实际起升速度：误差：所以实际所需等效功率：其中是工作类型系数，中级，，r=0.87。3.1.8选择制动器所需静制动力矩：式子中为制动安全系数，一般取选择电磁块式制动器MWZ160-80，其额定制动力矩是80N·m，制动轮直径160mm，制动轮重量16kg。3.2副起升机构设计计算3.2.1钢丝绳的选择=1\*GB3①钢丝绳直径由《起重机设计手册》公式3-1-1给出其中C为选择系数，起升机工作级别为M5，由表3-1-2查得C=0.104，S为钢丝绳最大工作静压力，由《起重机设计手册》公式2-2-2得 （3.5）式中m为倍率，初选m=2,桥式起重机中多选用双联滑轮组,由《起重机设计手册》表3-2-11得，，由表2-2-3得，代入公式3.5得：取d=17.5mm吊钩起重机的钢丝绳常用结构为6X（19），故选用的钢丝绳的型号为6X（19）-17.5-1550-I-光-右交（GB1102-74）。=2\*GB3②钢丝绳安全校核：钢丝绳计算破坏拉力由表3-1-10可查取6X（19）-17.5-1550-I-光-右交，钢丝绳公称抗拉强度1550MPa时，最小破断拉力所选钢丝绳安全3.2.2滑轮组的选择桥式起重机中多选用双联滑轮组，由《起重机设计手册》表3-2-8查得起重量为8t情况下，倍率选择m=2，其布置图如下图所示：图3.5副起升机构滑轮组布置图工作滑轮的直径，其中d为钢丝绳直径，d=17.5mm，e为轮绳直径比系数，由《起重机设计手册》表3-2-1差得e=20，故，取。由表3-2-6选择滑轮型号3.2.3吊钩的选择根据起升机构布置图，吊钩组选用短钩型，由《起重机设计手册》表3-4-1选取工作强度等级为M5级，结合起升重量8t，由《起重机设计手册》表3-4-2选取钩号为6，由表3-4-3查取吊钩的材料为DG20，柄部直径60mm，吊钩采用单钩钩型，由《起重机设计手册》表3-4-11查得吊钩自重90Kg，其示意图如下：取D=90mm图3.6吊钩取h=90mm吊钩强度的校核：对于单钩钩身，钩身主要弯曲截面A-A最危险，截面A-A中，内外侧边界最大应力应满足(3.6)由《起重机设计手册》表3-4-6可知，在如下梯形截面中：图3.7吊钩截面图截面A-A面积截面A-A的形状系数由表3-4-6中查得为0.1，代入公式3.6得：由《起重机设计手册》表3-4-7可知由《起重机设计手册》表3-4-4查取所以所以吊钩强度足够安全。3.2.4卷筒的选择=1\*GB3①根据传动设计机构，卷筒选择单层绕双联卷筒。卷筒直径其中e为筒绳直径比，由表3-3-2查得e=18，d为绳子直径，d=17.5mm。所以选取D=300mm绳槽半径取R=9.5mm卷筒长度式中为卷筒上有螺旋槽部分长度，其中为最大起升高度m为滑轮组倍率m=2为卷筒计算直径为固定钢绳的安全圈数取p是绳槽节距p=d+(2~4)mm=19.5~21.5mm取p=20mm为无绳槽卷筒端部长度，由结构需求确定，取为固定钢绳所需的长度为中间光滑部分长度，由结构需求确定，取所以取L=1000mm卷筒壁厚：取=2\*GB3②卷筒壁压应力验算：卷筒在钢丝绳拉力作用下，产生压缩，弯曲和扭转剪应力，其中压缩应力最大。当时，弯曲和扭转的合成应力不超过压缩应力的10%~15%，只计算压应力即可。当时，要考虑弯曲应力。对尺寸较大，壁厚较薄的卷筒还须对筒壁进行抗压稳定性验算。卷筒筒壁的最大压应力出现在筒壁的内表面，压应力按下式计算：(3.7)为钢丝绳最大静拉力是壁厚节距p=20mm应力减小系数，一般取为为多层卷绕系数，一般取代入公式3.7得：选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度许用压应力：卷筒强度验算通过。故选定卷筒直径=300mm，长度L=1000mm；卷筒槽形的槽底半径=9.5mm，槽距t=18mm；起升高度=8m，倍率m=23.2.5选择电动机计算静功率：(3.8)Q是起重量Q=8t，吊钩重量，v是起升速度v=7.3m/min，是机构总效率代入公式3.8得：电动机计算功率：所以取一般取式中系数根据起升机构JC=25%查《起重机设计手册》表5-1-13选用电机YZR355M-10,其额定转速n=581r/min3.2.6选择标准减速器卷筒的速度减速器总传动比选择公称传动比为i=80根据输入轴转速n=581r/min及高速轴的输入功率P=93.3kw由《起重机设计手册》表3-10-6选用减速器的型号为QJS800-63=3\*ROMANIIIHW其名义中心距800mm，传动比60，输入转速600r/min，许用功率124kw。3.2.7验算起升速度和实际需要功率：实际起升速度：误差：所以实际所需等效功率：其中是工作类型系数，中级，，r=0.87。3.2.8选择制动器所需静制动力矩：式子中为制动安全系数，一般取选择电磁块式制动器MWZ160-80，其额定制动力矩是80N·m，制动轮直径160mm，制动轮重量16kg。3.3小车运行机构设计计3.3.1选择车轮起重机用车轮按用途分为三种类型：（1）轨上行走车轮，通常为桥、门式起重机的大、小车车轮，用量最大；（2）悬挂式车轮，在单梁起重机工字钢下翼缘上运行；（3）半圆槽滑轮式车轮，用于缆索起重机的承载索上。车轮按照有无轮缘也可以分为三种：（1）双轮缘车轮，用于桥、门式起重机大车行走轮，轮缘高为25mm-30mm；（2）单轮缘车轮，常用于桥、门式起重机的小车走行轮，轮缘高20mm-25mm，小车架跨度小，刚度好，不易脱轨。（3）无轮缘车轮，没有轮缘阻挡，车轮易脱轨，因而使用范围受到限制。如圆形轨道起重机的车轮，因为中心转轴的约束，车轮只能沿一特定的半径的圆形轨道行走，故可用无轮缘车轮。所以小车的行走车轮选择单轮缘轨上行走车轮。起重机车轮多采用铸钢制造，一般采用ZG310-570以上的铸钢。小尺寸的车轮也可用锻钢制造，一般不低于45号优质钢，特大车轮用60号以上优质钢，轮压小于50kN，运行速度小于30m/min的车轮，也可采用铸铁制造。所以，初选车轮材料为ZG310-570，其抗拉强度为570MPa。小车自重则小车运行速度35m/min由《起重机设计手册》表3-8-12选取小车车轮直径350mm，小车车轮的转速，轨道P18，工作级别M3，其最大许用轮压4.18t。最大计算轮压，式中k是冲击系数。点接触时进行强度校核的接触应力：式中r是轨顶弧半径，由表《起重机设计手册》3-8-15查得r=9cm。车轮材料为ZG310-570，其抗拉强度为570MPa,所以强度校核通过3.3.2运行阻力计算摩擦总阻力矩：(3.9)车轮直径350mm，车轮轴承型号为7581，轴承内径和外径的平均值d=125mm，由《起重机设计手册》表3-11-22查得滚动摩擦系数k=0.0005，滑动摩擦系数，附加系数，当满载时运行阻力矩(3.10)3.3.3选电动机：电动机净功率：式中：是满载时运行静阻力m—驱动电动机台数，m=1;初选电动机计算功率：根据小车运行机构JC=25%查《起重机设计手册》表5-1-13选用电机YZR250M2-8,其额定转速n=716r/min，质量563kg。3.3.4选择减速器：车轮转速：机构传动比：选择公称传动比i=20根据输入轴转速n=716r/min及高速轴的输入功率P=53kw由《起重机设计手册》表3-10-6选用减速器的型号为QJR400-20=3\*ROMANIIIHW其名义中心距400mm，传动比20，输入转速750r/min，许用功率77kW。3.3.5选择制动器所需静制动力矩：式子中为制动安全系数，一般取选择电磁块式制动器MWZ200-160，其额定制动力矩是160N·m，制动轮直径200mm，制动轮重量26kg。4.大车机构的设计计算4.1选择驱动形式桥式起重机的大车运行机构的作用，是驱动大车的车轮转动，并使车轮沿着起重机的轨道作水平方向的运动。它包括电动机、制动器、减速器、联轴器、传动轴、角形轴承箱和车轮等零部件。车轮又是通过角形轴承箱、端梁和主梁，支撑着起重机自身的重量及其全部外载荷。大车运行机构可以分为集中驱动和分别驱动两种形式。由一套驱动装置，通过中间轴来同时驱动大车两边的主动车轮旋转的驱动，叫做集中驱动。由两套各自独立的驱动装置，来驱使桥两边主动车轮的转动，这种驱动叫做分别驱动。在新型的桥式起重机上，一般多采用分别驱动形式，只有在小吨位或旧式的桥式起重机上，仍采用集中驱动的形式。小跨度时，采用集中驱动比较经济。分别驱动有以下的有点：由于省去了中间部分的传动轴，所以大车运行机构的重量减轻了很多，同时走台尺寸及大车重量也随之减小。统计表明，起重量为10t，跨度为10m的桥式起重机上，由集中驱动形式改为分别驱动形式之后，运行机构本身与走台部分一共减轻了3.5t。分别驱动的结构，不因主梁的变形而在大车传动性能方面受到影响，从而保证了运行机构工作的可靠性。当一端电动机损坏之后，另一端电动机依然可以维持短时间的工作，而不致造成像集中驱动结构形式那样，由于电动机出现故障立即就会停工或引起故障。分别驱动的形式如下图所示：图4.1大车驱动形式1-从动轮2-主动轮3-全齿联轴器4-减速器5-传动轴6-联轴器7-制动轮联轴器8-电动机4.2选择车轮与轨道起重机用车轮按用途分为三种类型：（1）轨上行走车轮，通常为桥、门式起重机的大、小车车轮，用量最大；（2）悬挂式车轮，在单梁起重机工字钢下翼缘上运行；（3）半圆槽滑轮式车轮，用于缆索起重机的承载索上。车轮按照有无轮缘也可以分为三种：（1）双轮缘车轮，用于桥、门式起重机大车行走轮，轮缘高为25mm-30mm；（2）单轮缘车轮，常用于桥、门式起重机的小车走行轮，轮缘高20mm-25mm，小车架跨度小，刚度好，不易脱轨。（3）无轮缘车轮，没有轮缘阻挡，车轮易脱轨，因而使用范围受到限制。如圆形轨道起重机的车轮，因为中心转轴的约束，车轮只能沿一特定的半径的圆形轨道行走，故可用无轮缘车轮。所以大车的行走车轮选择双轮缘轨上行走车轮。起重机车轮多采用铸钢制造，一般采用ZG310-570以上的铸钢。小尺寸的车轮也可用锻钢制造，一般不低于45号优质钢，特大车轮用60号以上优质钢，轮压小于50kN，运行速度小于30m/min的车轮，也可采用铸铁制造。所以，初选车轮材料为ZG310-570，其抗拉强度为570MPa。起重机自重G=11.8t则，大车运行速度45m/min，由表3-8-12选取大车车轮直径500mm，大车车轮的转速，轨道P38，工作级别M5，其最大许用轮压17.9t。最大计算轮压，式中k是冲击系数。点接触时进行强度校核的接触应力：(4.1)式中r是轨顶弧半径，由表3-8-15查得r=13cm。车轮材料为ZG310-570，其抗拉强度为570MPa,所以强度校核通过。4.3选择电动机电动机净功率：式中：是满载时运行静阻力(4.2)车轮直径500mm，车轮轴承型号为7581，轴承内径和外径的平均值d=125mm，由《起重机设计手册》表3-11-22查得滚动摩擦系数k=0.0005，滑动摩擦系数，附加系数，m—驱动电动机台数，m=1;初选电动机计算功率：根据小车运行机构JC=25%查《起重机设计手册》表5-1-13选用电机YZR250M2-8,其额定转速n=750r/min，质量563kg。4.4减速器的设计计算：4.4.1减速器设计相关参数减速器输入轴1连接电动机，输出轴2连接全齿联轴器。轴1的转速等于电动机的输出转速n=750r/min图4.2减速器示意图从电动机到工作机输出的总效率：其中分别为联轴器，滚动轴承，齿轮传动的效率。则由《机械设计手册》表9.1可知，=0.99=0.99=0.98。车轮转速即轴2的转速：机构传动比：选择公称传动比i=204.4.2分配传动比：考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取，

，。电动机轴的转矩(4.4)各轴的转速、功率、转速如表4.1所示：表4.1大车减速器各轴上的参数轴名功率P/kw转矩T/（N·m）转速n/（r·）传动比i效率η电机轴100127075010.991轴991257.37505.30.94中间轴936263.952轴8822612.6高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算考虑到带式运输机为一般机械，故大小齿轮选用45钢，小齿轮调制处理，大齿轮正火处理，查《机械设计》表10-1可得齿面硬度HBW=217~255HBW，HBW=162~217HBW。平均硬度分别为236HBW，190HBW。差值为46HBW，在30~50HBW之间，选8级精度。选择小齿轮齿数，大齿轮齿数,取初选螺旋角因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为(4.5)（1）确定公式内各计算数值1）因为v值未知，K值不能确定，可初步选载荷系数K=1.1~1.8，初选K=1.42）由《机械设计手册》图10-21选区区域系数（《机械设计手册》表10-30）3）端面重合度轴向重合度=1.554)计算接触疲劳许用应力（每年工作300天）小齿轮每年应力循环次数大齿轮每年应力循环次数由《机械设计手册》图10-21得到：取失效概率为1%，安全系数S=1，由《机械设计手册》图10-19取接触疲劳寿命系数，（4.6）5）计算许用接触应力6）弹性影响系数，由《机械设计手册》表10-6得7）8）根据轴承相对齿轮的布置，两支承相对于小齿轮不做对称布置应选择，9）u在增速中取，在减速中取u=i，所以u=i=5.310)由《机械设计手册》表10-26查得(2)计算1）小齿轮的分度圆的直径 （4.8）2）计算圆周速度。3）计算尺宽b及模数4)计算纵向重合度5）计算载荷系数K已知使用系数根据v=1.78m/s,8级精度，由图可查的动载系数;根据《机械设计手册》图10-4可查的的值与直齿轮相同，故由《机械设计手册》图10-13可查的由《机械设计手册》表10-3查的，故载荷系数6)按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径（4.9）7）计算模数按《机械原理》表6.2，取计算中心距（4.10）将中心距圆整为450mm。9）按圆整后的中心距修正螺旋角（4.11）因值与初选值相差过大，故对于有关的参数进行修正，由《机械设计手册》图10-30查得。节点区域系数Z=2.40，则端面重合度为：正确计算圆周速度：由图10-8得到。=1.17,K值不变，按《机械原理》表6.2取mn=6则高速级中心距为：取a1=450mm螺旋角修正为:修正完毕计算大小齿轮分度圆的直径计算尺宽:取取11)齿根弯曲疲劳强度条件为：(4.12)=1\*GB3①K,,，前面已知=2\*GB3②齿宽=3\*GB3③齿形系数和应力修正系数,当量齿数为：查《机械设计手册》表10-5可知=4\*GB3④由《机械设计手册》图10-28得：=5\*GB3⑤许用弯曲应力(4.13)由《机械设计手册》》图10-18得弯曲系数寿命由《机械设计手册》图10-20可知：安全系数代入公式4.13得：满足齿根弯曲疲劳强度。端面模数齿顶高齿根高齿全高顶隙齿顶圆直径：齿根圆直径：4.4.4低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算小齿轮均选用45钢，小齿轮正火处理，大齿轮调质处理，查表可得齿面硬度HB=217~255HWB,HB=162~217HBW.平均硬度分别为236HBW，190HBW。差值为46HBW,在30~50HBW之间。选用8级精度。选择小齿轮齿数，大齿轮齿数，取，初选螺旋角因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为公式4.14（4.14）（1）确定公式内各计算数值1）初步选择载荷系数，试选=1.42)小齿轮的传递转矩3)由《机械设计手册》表10-7选取尺宽系数4)由《机械设计手册》表10-6查的材料的弹性影响系数5）由《机械设计手册》图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限6)由《机械设计手册》式10-13计算应力循环次数7)由《机械设计手册》图10-19取接触疲劳寿命系数,8）由《机械设计手册》图10-21选区区域系数9）由《机械设计手册》图10-23可查得,,.10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，接触疲劳寿命系数11)取较小值444.6MPa（2）计算1）计算圆周速度。2）计算尺宽b及模数3)计算纵向重合度4）计算载荷系数K。已知使用系数,根据v=0.7m/s,8级精度，由图可查的动载系数;由《机械设计手册》表10-4可查的的值与直齿轮的相同，故由《机械设计手册》图10-13可查的由《机械设计手册》表10-3查的，故载荷系数5)按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由《机械设计手册》式（10-10a）得(4.15)6）计算模数取圆整7)计算传动中心距：取a2=860mm8）螺旋角为因值与初选值相差过大，故对于有关的参数进行修正，由《机械设计手册》图10-30查得，节点区域系数Z=2.40，则端面重合度为：正确计算圆周速度：由《机械设计手册》图10-8得到。=1.17,K值不变，按《机械原理》6.2取=14则高速级中心距为：a1=取a1=860mm螺旋角修正为:修正完毕故：取取10）齿根弯曲疲劳强度条件为：(4.16),,，前面已知,，，齿宽齿形系数和应力修正系数,当量齿数为：表10-5可知由图10-28得：5)许用弯曲应力(4.17)由《机械设计手册》图10-18得弯曲系数寿命《机械设计手册》图10-20可知：安全系数故：满足齿根弯曲疲劳强度。端面模数齿顶高齿根高齿全高顶隙齿顶圆直径：齿根圆直径：4.4.5中间轴的设计中间轴的传递功率，转速，齿轮分度圆直径，，齿轮宽度，。因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表可查的选用的材料为45钢，调制处理，查《机械设计手册》表15-3可得C=103~126，考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取较小值C=110，则（4.18）轴的结构构想图如图所示图4.3减速器中间轴（1）轴承部件的结构设计轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，按轴上件的安装顺序，从开始设计。（2）轴承的选择与轴段1及轴段5的设计，该段轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段1，5上安装轴承，其直径应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。取轴承为7311C进行计算，由表可查的轴承内径d=55mm，外径D=120mm，宽度B=29mm，定位轴肩直径，外径定位直径，故，通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则。（3）轴段2和4的设计轴段2上安装齿轮3，轴段4上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，和应分别大于和，可初定，对于齿轮2，采用腹板式结构，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。齿轮3采用腹板式，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段2和轴段4的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取，（4）轴段3该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.07~0.1）=3.99~5.7mm，取其高度为h=5mm，故。齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为，齿轮2与齿轮3的距离初定为则箱体内壁之间的距离为。齿轮2的右端面与箱体内壁的距离的，则轴段3的长度为（5）轴段1及轴段5的长度该减速器齿轮的轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离=12mm，中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段1的长度为轴段5的长度为（6）齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查《机械设计课程设计手册》表得键型号分别为键16GB/T1096-1990和键1690GB/T1096-19904.4.6低速轴的设计计算低速轴传递的功率88kW，转速37.2r/min，齿轮4分度圆直径，齿轮宽度。因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查表选用45钢，调制处理。查《机械设计课程设计手册》15-3表得C=103~126，考虑轴端只承受转矩，故取小值C=106，则(4.19)轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大3%~5%，轴端最细处直径轴的结构构想图如图所示图4.4减速器低速轴（1）轴承部件的结构设计，轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最小轴径处开始设计（2）联轴器及轴段1轴段1上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行，为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用刚性柱销联轴器。查表14-1取，则计算转矩由《机械设计课程设计手册》13-1表得GY12型联轴器符合要求；公称转矩为50000N，许用转速2000r/min，轴孔范围为150~200mm。考虑d>145.48mm，取联轴器毂孔直径为150mm，轴孔长度为202mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为GY121505014-2003，相应的轴段1直径，其长度略小于毂孔宽度，取=200mm（3）密封圈与轴段2在确定轴段2的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承盖密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度h=（0.07~0.1）=（0.07~0.1）=10.5~15mm。轴段2的轴径，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封，查手册14.4选毡圈175FZ/T92010-1991，则（4）轴承与轴段3及轴段6的设计轴段3与6上安装轴承，其直径应既便于安装又应符合轴承内径系列。考虑齿轮有轴向力的作用，选用角接触球轴承。先暂取轴承为7236C，由表查得轴承内径d=180mm，外径D=370mm，宽度B=79mm，内圈定位轴肩直径，外圈定位直径=355mm，轴上定位端面圆角半径最大为，故。轴承采用脂润滑，需要挡油环，挡油环宽度初定为，故通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，故（5）齿轮与轴段5该段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定，齿轮4轮毂的宽度范围为（1.2~1.5）=236.4~295.5mm，小于齿轮宽度，取其轮毂宽度等于齿轮宽度，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段5的长度应比轮毂略短，故取（6）轴段4该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为h=（0.07~0.1）=13.8~19.7mm取h=18mm，则,齿轮左端面距箱体内壁距离为,则轴段4的长度（7）轴段2与轴段6的长度轴段2的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓为螺栓GB/T5781M8，其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的拆装空间干涉，故取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为则有则轴段6的长度(8)联轴器与轴段1及齿轮4与轴段5间均采用A型普通平键连接，查《机械设计课程设计手册》表11.2得型号分别为GB/T1096-1990和键GB/T1096-19904.4.7高速轴的设计与计算高速轴传递的功率，转速，小齿轮分度圆直径，齿轮