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1、1.14.1 疲勞驗算 13 內容摘要 1 Abstract 2 前言 3 第 1 章 小車運行機構 4 1.1 確定機構 4 1.2 選擇車輪與軌道并驗算其強度 4 1.2.1 輪壓 4 1.2.2 初選車輪 5 1.2.3 強度驗算 5 1.3 運行阻力計算 6 1.4 選電動機 7 1.5 驗算電動機發(fā)熱條件 7 1.6 選擇減速器 8 1.7 驗算運行速度 8 1.8 . 驗算啟動時間 8 1.9 按起動工況校核減速器功率 10 1.10 驗算起動不打滑條件 11 1.11 選擇制動器 10 1.12 選擇高

2、速軸聯軸器及制動輪 11 1.13 選擇低速軸聯軸器 12 1.14.2 驗算強度 13 第 2 章 大車運行機構的設計 14 2.1 確定機構的傳動方案 14 2.2 輪壓 15 2.3 運行阻力計算 15 2.4 選擇電動機 16 2.5 驗算電動機發(fā)熱條件等效功率 17 2.6 選擇減速器 17 2.7 驗算運行速度和實際所需功率 17 2.8 驗算起動時間 18 2.9 起動工況下校核減速器功率 19 2.10 驗算起動不打滑條件 20 2.10.1 二臺電動機空載時同時使用 20 2.10.2 事故狀態(tài) 20 2.10.

3、3 事故狀態(tài) 21 2.11 選擇制動器 21 2.12 選擇聯軸器 22 2.12.1 機構高速軸上的計算扭矩 22 2.12.2 低速軸上的計算扭矩 23 2.13 浮動軸低速軸的驗算 23 2.13.1 疲勞強度驗算 24 2.13.2 靜強度驗算 25 2.14 浮動軸高速軸的驗算 25 2.14.1 疲勞前度驗算 25 2.14.2 靜強度驗算 26 第 3 章 總結 27 參考文獻 28 致 謝 29 內容摘要 橋式起重機是橋架在高架軌道上運行的一種橋架型起重機， 又稱大車。橋式 起重機的橋架沿鋪設在兩側高

4、架上的軌道縱向運行， 起重小車沿鋪設在橋架上的 軌道橫向運行，構成一矩形的工作范圍，就可以充分利用橋架下面的空間吊運物 料，不受地面設備的阻礙。 橋式起重機的運行機構主要由減速器、主動輪組、從動輪組、傳動軸、和一 些連接件組成。 運行機構的設計包括其大車小車運行機構設計的基本原則和要求； 機構的傳 動方案選擇；選擇車輪和軌道；穩(wěn)態(tài)運行阻力的計算；電動機的選擇減速器的選 擇；起動時間與啟動加速度驗算；制動器的選擇；聯軸器的選擇等。 此次設計已知數據：起重量（主起升）： 50t ,起重量（副起升）：12.5t, 小車運行速度：35m/min,大車運行速度：80m/min,工作級別：M5,

5、機構接電持續(xù) 率 JC=25% 關鍵詞：橋式起重機，大車運行機構，小車運行機構。 30 ABSTRACT This thesis mainly to the bridge crane metal structure and design for hoisting mechanism. Metal structure design including the main girder, the size of the design, to determine the intensity, and stiffness checking computations, calculation

6、 of girders load determination, main calculation, after welding joint design, welding process design, etc. Lifting mechanism design including lifting scheme selection, the diameter of wire rope drum, hook choice, determined, and the calculation of the nut electric motors and reducer choice, etc. K

7、ey words : Bridge Crane, crane travel mechanism, A trolley running mechanims 刖百 我國生產的橋式起重機，不論是通用橋式起重機或是冶金工廠用特種橋式類 型起重機，在1958年以前由于設計力量薄弱，基本上是沿用國外的設計，橋架 結構以箱型和四桁架型等傳統(tǒng)結構型式為主。一直到 1958年大躍進以后，由于 破除迷信，在群眾性的技術革新運動推動下，才試制了一些新型橋架結構的橋 式起重機，其中主要的如偏軌箱型、單主梁結構、三角桁架結構等等。但是由于 沒有及時總結經驗，研究試驗工作也做得不夠，沒有在改進與提高以后進行推 廣，

8、因此橋架選型工作仍然是我們當前迫切要做的工作，應該比較系統(tǒng)的有組 織的研究適合我國各個產業(yè)部門采用的橋架結構型。 橋式起重機是應用非常廣泛的起重機械。隨著社會主義建設的發(fā)展，橋式起 重機的需要與日俱增，我國每年的橋機產量在10萬噸以上。橋式起重機的橋架 結構是起重機的重要組成部分,它的重量占起重機自重的40%-60%,要使用大 量的鋼材。橋架自重也直接影響廠房建筑承重結構及基礎的土建費用與材料消 耗。在確保產品使用安全及正常使用年限的前提下，盡最減輕橋架自重是節(jié)約金 屬材料的重要途徑。 我國在橋式起重機的產品系列化、通用化和標誰化方面雖然也做了一些工作 但為了使橋架結構定型，還要做大量的工

9、作。目前生產的基本情況是5?50噸小 起重量橋式起重機仍以箱型結構為主，箱型結構是應用最為廣泛的傳統(tǒng)結構。它 具有制造簡便、生產工效高、通用性強等一系列優(yōu)點，因而迄今仍然是國內外橋 式起重機的常用橋架形式。在國內，在50年代和60年代初期，5?50噸的小起 重量系列產品和75?250噸的大起重量系列產品都采用箱型結構。 第1章小車運行機構 1.1 確定機構 小車的傳動方式有兩種.即減速器位于小車主動輪中間或減速器位于小車主 動輪一側。減速器位于小車主動輪中間的小車傳動方式. 使小車減速器輸出軸及 兩側傳動軸所承受的扭矩比較均勻。 減速器位于小車主動輪一側的傳動方式， 安 裝和維修比較

10、方便，但起車時小車車體有左右扭擺現象。 對于雙梁橋式起重機，小車運行機構采用圖1-1減速器位于小車主動輪中間 的傳動方案： 圖1-1小車運行機構傳動簡圖 1.2 選擇車輪與軌道并驗算其強度 1.2.1 輪壓 小車質量估計取 七=174000kg,假定車輪壓均布： 車輪最大輪壓： _ 1 -- 1 Pmax = —(Q +Pgx) =—(50000 +17400) =16850kg =168500N (1-1 ) 4 4 車輪最小輪壓: _ 1 _ 1 _ / 一、 Pmin =—p= — m 17400 = 4350kg =43500N (1-2)

11、4 4 1.2.2 初選車輪 由［起重機課程設計］［1］附表17可知，當運行速度 V< 60 m/min時，— 大 Gxc 于1.6 ,工作級別為中級時，車輪直徑 Dc=500mn>號型號為50kg/m （P37） 的許用輪壓為18.4 t>7 t。根據GB4628-84規(guī)定直徑系列為Dc =250> 315、400、 500、630,故初選直徑Dc=500 mm而其后校核核強度。 1.2.3 強度驗算 按照車輪和軌道為線接觸及點接觸兩種情況驗算車輪接觸強度，車輪踏面 計算載荷: pc = 2Pmax . Pmin 2 168500 43500

12、3 = 126833.33N (1-3) 車輪材料，取 ZG520-740，入=800MPa,；=s = 440MPa 線接觸局部擠壓強度: R = k1DCC2 =8 500 31.5 0.99 1 -124740N 式中： k1 ——許用線接觸應力常數（N/mm ），由［起重機設計手冊］［3］表3-8-6 查得K=8; l ——車輪與軌道有效接觸強度，對于軌道P38（由《起重機課程設計》 ［2］俯表 22） l =b=31.5mm C1 ——轉速系數，由［起重機設計手冊］［3］表3-8-7中查得，車輪 45 r 1 nc = =35.8r/min 時， c1 =

13、 0.99 ; 3.14 0.4 C2 ——工作級別數，由［起重機設計手冊］網表3-8-8中查得，當為M5 級時c2 =1 ; ' ? ? Pc < Pc故通過。 點接觸局部擠壓強度： R2 v Pc =k2 3C1C2 -［（0.143 0.99 1） 500 500］/（0.74 0.74） =87340.6 N m 式中： k2 ——許用點接觸應力常數（N/mn2）,由［起重機設計手冊］［3］表3-8-6 查得 k2=0.143; R ——曲率半徑，車輪與軌道曲率半徑中的大值，車輪產D =500/2=250; 2 軌道曲率半徑由［起重機設計手冊］［2

14、］附表22查得「2 =500,故取R =500; m ——由二比值（r為「1、r2中的小值）所確定的系數，-二250/500=0.5 , R R 查［起重機設計手冊］［3］表3-8-9取m=0.74 ; P c < Pc ,故通過。 根據以上計算結果，選定直徑Dc =500 mm的單輪緣車輪，標記為： 車輪 DYL-50000 GB4631-85 1.3 運行阻力計算 摩擦阻力矩： id M m =（QP Gx）（K 」一）- 2 由［起重機設計手冊］［2］附表19查得，由Dc=500mr#輪組的軸承型號為7524,據 此選出Dc=500mmff選擇的車輪組軸承

15、亦為 7524.軸承內徑和外徑的平均值 d =120；215 =167.5mm,由［起重機設計手冊］［2］表7-1表7-3查得滾動摩擦系數 K=0.0009,軸承摩擦系數產0.02,附加阻力系數”2.0 （采用導輪式電纜裝置 導電)，代入上式得 滿載時運行阻力矩: d - Me=(Q+PGx)(K+艮一)B= (5000+17400) 乂(0.0009+0.02 % 2 0.01675、 )x2=3471.1N.m 2 Pm(Q 'Q)= Mm(Q =Q) 34711 =13884.4N 0.25 運行摩擦阻力: 無載時運行阻力矩: ,d

16、- 0.01675 Mm(Q =。)=Pgx(K + :2) - =17400 (0.0009 0.02 -2一) 2 =896.1N m 運行摩擦阻力: Pm(Q -0)= Mm(Q =0) Dc2 896.1 0.25 二3584.3N 1.4 選電動機 13884.4 35 =8.999KW 1000 0.9 60 1 電動機靜功率： (1-4) c PjVc FJ 1000 m 式中： Pj =Pm(Q⑼——滿載時靜阻力; =0.9 ——機構傳動效率: m=1 ——驅動電機臺數: N -KdNj =1.15 8.999 =10.35

17、KW 式中： Kd ——電動機功率增大系數，由 ［起重機設計手冊］［1］表7-6得， Kd =1.15,由大連伯頓系列電機選用電動機 YZR160L-8,Ne=16kW,n1=705/min,電 機質量Gd = 172kg。 1.5 驗算電動機發(fā)熱條件 按照等效功率法，求Jc = 25%時所需要的等效功率： Nx = K25rN j =0.5 1.1 4.9=2.7KW 式中： K 25 ——工作級別系數，查［起重機設計手冊］［1］表6-4 ,中級K25=0.5; R——由［起重運輸機械］⑵表6-5,取tq/tg=0.2由［起重機運輸機械］［1］ q g 圖 6-6 查 R

18、=1.1; 由以上計算結果，Nx< Ne ,故初選電動機能滿足發(fā)熱條件。 1.6 選擇減速器 車輪轉速： Nc =Vc/n0.5 = 22.3r/min (Vc為小車運行速度) 機構傳動比： I0 =m/Nc =705/22.3 = 31.6查泰隆 ZQ系列軟齒面減速器表；選用 ZQ-500減速器，i0=31.5,［N］中級=12.8kWA 1.7 驗算運行速度 實際運行速度： _ _ _ _ _ _ ' _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ VC =Vci0i035 31.6/31.5 = 35.1m/min 誤差： £ = (V-V

19、9; c) Nc = (35.1-35 ) X 100%=0.2857<10%^合適 1.8 .驗算啟動時間 起動時間: 式中: tq 38.2(mMq -M j) mC(GD2)1 (Q Gxc)D2c i。 N1=930r/min , m=1 驅動電動機臺數; m =1.5 M e = 1.5X 9550 q e Ne(25%)=1.5 X 9550 X 2:5=115.5 Nm n1 930 滿載運行時折算到電動機軸上的運行靜阻力矩: M m(Q zQ) 1176 Mj(Q@ = ' = = 58.3Nm ) i0n 22.4

20、X0.9 空載運行時折算到電動機軸上的運行靜阻力矩: M j(Q =0) M m(Q-0) i0 336 =16.67Nm 22.4 0.9 初步估算制動輪和聯軸器的飛輪矩: 2 2 2 (GD )z (GD)i=0.65 kg.m 機構總飛輪矩: C(GD2)i =C[(GD2)d +(GD2)z +(GD2)1] = 1.15 X (0.419 +0.65) = 1.23 kg.m2 滿載起動時間: tq(Q zQ ) 930 38.2 (1 115.5 -58.3) [1.23 (20000 8000 ) 0.4 一 2 一一 22

21、 .4 0.9 2 _] = 4.75s 無載起動時間： tq(Q =0) 930 38 .2 (1 115 .5 -16.67) 2 [1.23 8000 2 0.4 ]= 1.73 s 22.4 0.9 由［起重運輸機械］［1］表7-6查得，當v c=35m/min=0.7m/s時，［tq］推薦值為5? 6S, tq(Q')< ［ tq］,故所選電動機能滿足快速起動要求。 q q PdV 1.9 按起動工況校核減速器功率 (1-5) 337551 35.16 =0.219KW 1000 m 1000 60 0.9 1 _ _ _

22、Q PGx Vc Pd =PP+ g = Pj + =13884.4+( 50000 +17400 ) X 10/g X g 60tq(Q =0) 35.1/( 60 X 0.12)=8759N (tq在上一步已經計算)，m' 運行機構中同一級彳^動的減速器個數， m'=1 q 1.10 驗算起動不打滑條件 因室內使用，故不計風阻及坡度阻力矩，只驗算空載及滿載起動時兩種工況。 空載起動時，主動車輪與軌道接觸處的圓周切向力: T(Q =0) Gxc vc g 60tq(Q ⑼ ,d P2(K d-) - P1K 2 =13248.67 N Dc 2

23、 車輪與軌道的粘著力: F (Q =0)= P f =236476.8 0.2 47 295kg7= 4 7 2 9N 3>7T Q =。) 故不會打滑。 滿載起動時，主動車輪與軌道接觸處的圓周切向力： QP v ' P2(K 」；尸 P2K T(Qq), QP Gx—vc— 2 =117463N () g 60tq(Q@ Dc 2 車輪與軌道的粘著力: 235339.6-Q) F(q=q)= P f =112669?8 0.2 23533. 故滿載起動時不會打滑，因此所選電動機合適。 1.11 選擇制動器 由［起重機課程設計］［1］查得，對

24、于小車運行機構制動時間 W4s,取=3s 所需制動轉矩: 一 1， M Z { m 382 tz ni …『］一 ,d (Q PGx)(K」d) L } io' ={ 940 /( 35 X 3[ 0,92 +[( 50000+17400 ) X 0.5 X 0.5 / 48.72 義 0.9]/( 48,72 X 48.72]-[( 50000 +17400) X ( 0.0009 + 0.02 X 0.01675/ 2) X 10X 0.9]/ 48,7=27,9 (1-6) 由[起重機課程設計][2]附表15選用YWZ5 315/23,其制動轉矩

25、MeZ=180Nm 考慮到所取制動時間 =3s與起動時間=0.729s差距不大，故可省略制動不 打滑驗算。 1.12 選擇高速軸聯軸器及制動輪 高速軸聯軸器計算轉矩，由［起重運輸機械］［3］ (6-26)式： Mc = n QMe = 1.35 x 1,8 x 78.6 = 190.9Nm 式中： Me = 9550 ■NJ^9550"5 = 190.9Nm——電動機額定轉矩； n1 930 n ——聯軸器的安全系數，運行機構n =1.35; Q——機構剛性動載系數，一般 %=1.2~2.0，取Q=1.8; 由［起重運輸機械］［1］附表31查得電動機JZR2-22-

26、6兩端伸出軸各為圓柱形 d=40 mm l =110 mm 由［起重機］［3］表37查得ZSC-400減速器高速軸端為圓柱形d=30 mml =55 mm 故從［2］附表41選GICL2鼓形齒式聯軸器，主動端A型鍵槽d1=40mml =112 mm, 從動端A型鍵槽d2=30 mml=82 mm,標記為：GICL2聯軸器處32ZBJ19013-89 , 30 82 其公稱轉矩 Tn=1120 Nm >mc=190 Nm 飛輪車^巨(GD2) l =0.02 kg m 2 ,質量 Gl =9.7 kg 高速軸端制動輪：根據制動器已選定 YWZ —250/30,由［2］附表16選制

27、 動輪直徑Dz=250 mm,圓柱形軸孔d=40mml=112mm,標記為：制動輪250-Y40 JB/ZQ4389-86 ,其飛輪轉矩［GD2］z=0.6 kg.m 2,質量 gz=24.5 kg 。 以上聯軸器和制動輪飛輪轉矩之和： 2 (GD )1 (GD )z =0.02 0.6 =0.62kg .m 與原估計0.65 kg.m 2基本相符，故以上計算不需修改。 1.13 選擇低速軸聯軸器 低速軸聯軸器計算轉矩，可由前節(jié)的計算轉矩 Mc求出： Mc'=N Mci0 Tl =1 X 190.9X 22.4 X 0.9 = 1924.3Nm (1-7) 2 2

28、 由［起重機課程設計］［3］附表37查得ZSC-400減速器低速軸端為圓柱形 d=65mm 1=85mm取浮動軸裝聯軸器軸徑 d=60mm 1 =85mm,由［2］附表42選用 兩個GICLZ3鼓形齒式聯軸器，其主動端：Y型軸孔A型鍵槽，d1=65 mm從動端： Y型軸孔A型鍵槽，d2 =60 mm 1=85 mm標記為： 65 85 GICLZ3聯軸器 65—85 ZBJ19014-89 60 85 由前節(jié)選定車輪直徑Dc=400 mm ,由［2］附表19參考小400車輪組，取車輪 軸安裝聯軸器處直徑 d=80mm 1=115mm,同樣選兩個GICLZ3鼓形齒式聯軸器， 其主動

29、軸端：Y型軸孔A型鍵槽，d1 =60 mm 1=85 mm ,從動端：Y型軸孔A 型鍵槽，d2 =65 mm 1 =185 mm 標記為： 60 85 GICLZ3聯軸器 60—85 ZBJ19014-89 65 85 1.14驗算低速軸強度 1.14.1 疲勞驗算 由［起重機設計規(guī)范］［3］運行機構疲勞計算基本載荷： M1max=1 %M ei0 Tl =1 X 1.8X 78.6 X 22.4 乂 0.9=1426Nm (1-8) 2 2 由前節(jié)已選定浮動軸徑d=60mm因此扭轉應力： M 1 max 1426 3 W 0.2 (0.06) = 33MPa

30、 浮動軸的載荷變化為對稱循環(huán)(因運行機構正反轉轉矩值相同) ，材料仍選 用45#鋼，由起升機構高速浮動軸計算，得 q=132MP2%=180MPa,許用扭轉應力: 132 1 _ 1k —=34MPa 2.5 1.6 式中: k、 n1 與起升機構浮動軸計算相同 品＜ ［匕］通過 1.14.2強度驗算 由［起重機設計規(guī)范］網運行機構工作最大載荷： M =1 QQm i “=1X 1.6X 1.8X 78.6 X 22.4X 0.9=2281.8MPa 2 111ax e 0 2 2 式中： Q ——考慮彈性振動的力矩增大系數，對突然起動的機構

31、%=1.5~1.7 ,此處 ％=1.6; %——剛性動載系數，取中8=1.8。 最大扭轉應力： m max M 2max 2281.8 3 0.2 (0.06) =52.8MPa 許用扭轉應力: [2]===18°=120MPa n2 1.5 Tmax < [T2] 故通過 浮動軸直徑: di =d+ (5~10) =70 + (5~10) =70~75 mm 取 di=80mm . 第2章大車運行機構 2.1 確定機構傳動方案 0 2.2 輪壓 滿載時，最大輪壓: Pmax =(486-17

32、0)/ 4+[( 500+170)/ 2 ] X [( 31.5-1.5)/ 31.5]= 398kN 空載時，最小輪壓： Pmin=G ~PGx +PGxl=( 486-170)/ 4 + 170/( 2 X 31.5)= 81.7kN 4 2 L 車輪踏面疲勞計算載荷: Pc JPmaJmin =( 2 x 398+81.7)/ 3=292.67kN 2.3 運行阻力計算 摩擦總阻力矩： (2-1) Mm，(Q Gk(1) 由［起重機課程設計］［2］查得Dc=800mm車輪的軸承型號為7530 ,軸承內徑和 外徑的平均值為：100+230 = 165mm ;由［2］表

33、7-1?7-3查得：滾動摩擦系數， 2 k=0.0006軸承摩擦系數N=0.02 ;附加阻力系數p =1.5代人上式得： 當滿載時的運行阻力矩: Mm(Q = Q) =  (Q G)(k 口?) 0.14 =1.5 (50000 363000)(0.0006 0.02 —) =1569N *m 運行摩擦阻力: Pm(Q=Q)=MmDQ=Q)=05：9 =3922.5N ：2 力 當空載時: id 0.14 M m(Q =0)= - ?G “k+:d) =1.5 9340 (0.0006 0.020.1- =) 28N02m Pm(Q =Q)= Mm(Q =0) 2

34、8.02 0.8 2 = 70.5N 2.4選擇電動機 電動機靜功率: Pj = Pjvdc =6432 x 80/( 1000 X 0.95 X 2 X 60)= 4.51kw (2-2 ) j 1000 m 式中： R =Pm(Q =Q)-滿載運行時的靜阻力； m=2 -驅動電動機臺數； 刈=0.95 -機構傳動效率。 P=GPj=0.85 X4.51=3.84kw 式中： G-電動機功率增大系數，由起重機械課本P57表8-G查得=0.85;由殄 考資料YZR系列大連伯頓選用電動機為 YZR160M2,電動機質量為160kg。 2.5 驗算電動機發(fā)熱條

35、件等效功率 Nx =k25：Nj =0.75X 1.3X 2.13=2.08kw 式中: 工作級別系數，由［起重運輸機械］［1］表6-4查得，當JC%=25%, k25=0.7 ； ———由［起重運輸機械］［3］表6-5查得，tq/tq=0.25,查得了=1.3; q g 由此可知，Nx< Ne ,故初選電動機發(fā)熱通過。 2.6 選擇減速器 車輪轉速: 一，Dc vd^=80/（冗 x 0.8）= 31.8r/min 機構傳動比: I0 =ni//=940/31.8 = 29.66 查泰隆資料表，選用兩臺減速器，其型號為: ZQ-500 減速器，i=31.5

36、; ［N］=12.8kw（當輸入轉速為 770r/min）,可見 Nj<［N］。 2.7驗算運行速度和實際所需功率 實際運行速度: vdc ' = vdc = 75 x 2286 = 73.46m/min i0 23.34 （2-3） vdc -vdc 100%= 75 -73.46 100%=2.1% < 15% vdc 75 實際所需電動機靜功率： ’ vdc Nj =Nj — Vdc 2.13X 73.46 =2.09kw 75 由于 Nj <Nj 故所選電動機和減數器均合適。 2.8驗算起動時間 起動時間: t

37、q ni _ — 2 1 [mc(GD )i 38.2(mMq -M j) (Q G)D2C] ] 式中: n1=910r/min ； m = 2 (驅動電動機臺數)； 3.5 Ma =1.5Me =1.5 9550 —— =55.1Nm q 910 Me =9550 Ne(JC25%)——JC25%寸電動機額定扭矩; n1(JC25%) 滿載運行時的靜阻力矩: M m(Q=Q) M j(Q=Q) = - i0 971.85 23.34 0.95 =43.83Nm 空載運行時的靜阻力矩: M m(Q =0) 905.85 Mj” 二一'

38、;一 二 = 40.85Nm i/ 23.34X0.95 初步估算高速軸上聯軸器的飛輪矩： 2 2 2 (GD )zl +(GD )i = 0.468kg - m 機構總飛輪矩(高速軸)： _ 2 _ 2 _ 2 _ 2 (GD )i =(GD )d (GD )zl (GD % 0.142 + 0.468=0.61kg ? m2 滿載起動時間: tq(Q -Q) 910 38.2 (2 55.1 -43.83) [2 1.15 0.61 2 (20000 27450 ) 0.6 2 ] 23.34 0.95 9.8s 空載起動時間： 910 2

39、 27450 0.6 tq(Q -0)= [2 1.15 0.61 丁 3 38.2 (2 55.1 -43.83) 23.34 0.95 ]=7.36s 由［起重機設計規(guī)范］［5］知，起動時間在允許范圍內（6~10）之內，故合適。 2.9 起動工況下校核減速器功率 起動工況下減速器傳遞功率: _ / Nd = * , 1000 m 式中： 一一 / Pd 二 Pj Pg = Pj vdc— g 601tq QQ ) : 6432 (500000 9340)」^9 : 1 996N 10 60 4.7 m -運行機構中同一級傳動減速器個數，m =2 因

40、此： =1 3.11kw 19960 74.9 1000 0.95 2 60 所選減速器的IN J =13.11kw〉Nd JC -25 % 所以減速器合適 2.10 驗算起動不打滑條件 由于起重機是在室內使用，故坡度阻力及風阻力均不予考慮。以下按三種工 況進行驗算： 2.10.1 二臺電動機空載時同時使用 Pif G vdc g 60 tq(Q° Dc/2 式中: Pi = Pmin ' Pmax' = 50400+86800 = 137200N——主動輪輪壓和; P2 =Pi = 137200 N ——從動輪輪壓和; 0.2——室

41、內工作的粘者系數; =1.05 ~ 1.2 ——防止打滑的安全系數; 137200 0.2 074 137200 (0.0008 0.02 - ) 1.5 137200 0.0008 27450 73.46 2 60 7.36 0.6 =5.47 n > nZ ,故兩臺電動機空載起動不會打滑。 2.10.2 事故狀態(tài) 當只有一個驅動裝置工作，而無載小車位于工作著的驅動裝置這一邊時， 則 甲 > n = : / nz ,d - P2（k 1）： P1k G —vdc— 2 g 60 tq（Q 劃 DC 2 式中： P1 =Pmax' =

42、 86800 N ——工作的主動輪輪壓； P2 =2Pmin' +Pmax =2^50400 + 86800 =187 N 非主動輪輪壓之和; tq(Q劃一一一臺電動機工作時的空載起動時間； 2 + _ 910 27450 0.6 . 一 4177 tq(Qf) [1.15 0.61 2 ] = 4|.77 s 38.2 (55.1 -43.83) 23.34 0.95 86800 0.2 0.14 187600 (0.0008 0.02 — ) 1.5 86800 0.0008 27450 73.46 2 - 2 60 41.77 0.6/2 =12

43、.2 n > nZ ,故不打滑。 2.10.3事故狀態(tài) 當只有一個驅動裝置工作，而無載小車原離工作著的驅動裝置這一邊時， 則 ' P1 -Pmm =86800 N P2 =2Pmax +Pmin = 2 X 86800+50400=224000 N ' tq(Q q) =41.77 s 與第二種工況相同。 86800 0.2 n 二 0.14 224000 (0.0008 0.02 — ) 1.5 86800 0.0008 27450 73.46 2 60 41.77 0.6/2 =11.25s n > nz ,故也不會打滑 2.11

44、選擇制動器 由焦作金箍系列的YWZ4C歹電力液壓筷式制動器的制動時間，tz -3s 按空載計算制動力矩，即Q=0代人起重運輸機械的（7-16）式 Mz =1} + n1 j|mc(GD2) l +GD^ "ll = 53.Nm z m [ j 38al i。2 JJ 式中： mj (Pd Pnmin)D 2i0 (186.8 -46.7)0

45、 .8 0.95 2 31.5 =1.69N *m Pmmin 0.14 9340(0.0006 0.02 —— 2 0.8 2 PD=0.02G= 0.002 9340 186b8頑度阻力; ) -46.7N m =2 —制動器臺數，兩套驅動裝置工作; 現選用兩臺YWZ5 200/2 3制動器，查［起重運機設計規(guī)范］［2 ］附表15得其額 定制動力矩，為了避免打滑，使用時需要將其制動力矩調至 112N.m一下。 考慮到所取的制動時間tz%tq(Q=0),在驗算起動不打滑條件時，已知是足 夠安全的，故制動不打滑驗算從略。 2.12選擇聯軸器 根據機構傳

46、動方案，每套機構的高速軸都采用浮動軸： 2.12.1 機構高速軸上的計算扭矩 ' Mjs =M InI =73.4 X 1.4=102.76Nm 式中: Mi——聯軸器的等效力矩; m I = Q=2 X 36.7 = 73.4 Nm 叼一一等效系數，見［起重機課程設計］⑴表2-6取小1=2; 3.5 Mei =9550 ——=36.7Nm 910 nI一—安全系數，對運行旋轉機構取1.4,由［起重運輸機械］⑷第六章二 節(jié)查； 由［起重運輸機械］［1］附表31查得，電動機JZR2-12-6 ，軸端為圓柱形，d1=35 mm ,l = 80 mm ； 由起重機課

47、程設計［起重運輸機械］⑴附表34查得，減速器ZQ-350 ,高速 軸端為圓錐形，d =40 mm l = 60 mm ,故在靠近電動機端從［2］附表44中選 兩個帶 ①200制動輪的半齒聯軸器s196 （靠電動機一側為圓柱形孔，浮動軸 端 d =40 mn）; ［ Ml］=710Nnr| （GD2）ZL=0.36 kg ? m2 ,重量 G =15 kg 。 在靠近減速器端，由［起重課程設計］［1］附表43選用兩個半齒聯軸器 s193 （靠近減速器端為圓錐形，浮動軸端直徑d =40 mm ）;其［Ml ］=710Nm； （GD 2）l =0.107 kg ? m2 ,重量 G =

48、8.36 kg 。 高速軸上轉動零件的飛輪矩之和為： （GD2）zl + （GD 2）l=0.36+0.107=0.467kg ? m 與原估計基本相符，故有關計算不需要重復。 2.12.2低速軸上的計算扭矩 M js =M js iJ=102.76X 23.34X 0.95=2278.5Nm 由［起重機課程設計］［2］附表34查得ZQ-350減速器低速軸端為圓柱形 d = 65 mm , l = 105 mm ; 由［起重機課程設計］⑵附表19查得Dc = 600 mm的主動車輪的伸出軸為圓 柱形 d = 85 mm , l = 115 mm 。 故從［2］附表42中選用

49、4個聯軸節(jié)： 其中兩個為：GICLZ5YA0 （靠減速器端） A65 另兩個為：GICL4YA0 （靠車輪端） A85 所有的［Ml］= 5000Nm gd2=0.0149kg - m2 ,重量G =36.2kg （在聯軸器型號標 記中，分子均為表示浮動軸端直徑）。 2.13 浮動軸低速軸的驗算 2.13.1 疲勞強度驗算 等效扭矩： M1=Q Mei” = 1.4X 36.7 X 23.34X 0.95=1139Nm (2-4) 式中: 電一一等效系數，見［2］表2-6取小產1.4; 由上節(jié)已取浮動軸端直徑 d =70mm，故其扭轉應力為： M i 1139 n

50、 = = 3 W 0.2 0.07 =16.6Xl06N/m2 = 16.6MP a 由于浮動軸載荷變化為對稱循環(huán)（因為浮動軸在運行過程中正反轉之扭矩相 同），所以許用扭轉應力為 [.北]==2=132 工=49.1MPa k q 1.92 1.4 式中材料用45號鋼，取ab = 600MP, Os = 300MP,所以 q = 0.22 舞= 0.22 X 600 = 132MP Ts = 0.6 %=0.6 義 300 = 180MH k=kxkm = 1.6X 1.2 = 1.92——考慮零件幾何形狀，表面狀況的應力集中 系數，由［起重機課程設計］［2］

51、第二章第五節(jié)，查得kx = 1.6, km=1.2o nI ——安全系數，對運行旋轉機構取 1.4; 品< ［［北］,故疲勞強度驗算通過。 2.13.2 靜強度驗算 計算靜強度扭矩： _ _ — ___工 _ _ _. Mmax=對 Mei i0n = 2.5 義 36.7 義 23.34 X 0.95=2034Nm 式中： 叼一一動力系數，查［2］2-5得小2 =2.5; 扭轉應力： 二 M max = 2034 =29.7MFa W 0.2 0.073 許用扭轉應力： 1.4 ［t］2=& = 180 = 128.6MP. T <

52、 ［釘2,故靜強度驗算通過。 2.14 浮動軸高速軸的驗算 2.14.1 疲勞強度驗算 等效扭矩： M2=r Mei = 1.4x 36.7 = 51.38Nm 式中： * ——等效系數，見［起重機課程設計］⑵表2-6取小1=1.4 ; 由上節(jié)已取浮動軸端直徑 d = 70 mm ,故其扭轉應力為： T =膽= 51.38 =0.75X 106N/m2 = 0.75MPa n W 0.2 0.073 由于浮動軸載荷變化為對稱循環(huán)（因為浮動軸在運行過程中正反轉之扭矩相 同），所以許用扭轉應力為： ［ ,北］==工=空工=49.1MPa k nI 1.92 1.4 式中材

53、料用45號鋼，取與=600 MPa,仃s=300MP,所以 q = 0.22 q= 0.22 X 600 = 132Mp Ts = 0.6 5=0.6 X 300 = 180MP k=kxkm = 1.6X 1.2= 1.92 —— 考慮零件幾何形狀，表面狀況的應力 集中系數，由［起重機課程設計］［2］第二章第五節(jié)，查得kx=1.6, km=1.2o n ——安全系數，對運行旋轉機構取 1.4; % < ［ ^4k］,故疲勞強度驗算通過。 2.14.2 靜強度驗算 計算靜強度扭矩： Mmax=% Mei =2.5 X 36.7 =91.75Nm 式中： 號 ——動力

54、系數，查［起重機課程設計］［2］2-5得小2=2.5 ; 扭轉應力: M max T = 91.75，=1.34MP 3 a 0.2 0.07 許用扭轉應力: [T]2=巴=18° = 128.6MP 1.4 所以工 < ［可2,故靜強度驗算通過 第3章總結 本篇論文為50/12.5t橋式起重機的設計，該起重機主要由小車，大車，橋架 結構，電氣設備，控制裝置等構成。以間歇、重復工作方式，通過起重吊鉤或其 它吊具的起升、下降，或升降與運移重物，主要用于車間及倉庫的起吊及搬運貨 物。 其工作特點具有周期性。在每一工作循環(huán)中，它的主要機構作一次正

55、向及反 向運動，每次循環(huán)包括物品的裝載及卸載， 搬運物品的工作行程和卸載后的空鉤 回程，前后兩次裝載之間還有包括輔助準備時間在內的短暫停歇。 方案設計； 1、起重機小車主要由起升機構、運行機構和小車架三部分組成，小車的起 升和運行機構由獨立的部件構成，均采用減速器式傳動裝置； 2、大車運行結構采用分別傳動的方案，保留了高速浮動軸而取消了低速浮 動軸，這樣，既可保證電動機的正常運轉，又可使減速器靠近端梁，減小主梁的 扭轉載荷； 此次論文的設計過程中，通過對所借資料、手冊、圖冊的分析，參閱了目前 常用起重機的結構形式，從實際設計參數入手，通過計算分析，進行數據處理， 即不照抄、照搬，也不脫

56、離實際，力求全面考慮設計的方案、結構、工藝性和加 工成本等問題，使之易于裝拆、維護和檢修。本次設計鞏固了已經學過的機械制 圖、工程力學、材料力學、機械零件等課程的知識，了解并掌握了一般零件的設 計方法，同時對橋式起重機的構造形式、工作原理和機構計算有了一個整體的了 解，鍛煉了自己的分析問題，解決問題的能力。由于自己所學知識和實際經驗尚 有欠缺，在設計中還有許多不足之處，如工作性能可能還未達到理想的要求， 懇 請各位老師給予批評和指正，我也會在以后的學習中認真總結， 學習經驗，結合 實際工況更加完善設計思路。 參考文獻 [1] 起重運輸機械金屬結構，王金諾等編，中國鐵道出版社， 1984年；

57、 [2] 起重機設計計算，胡宗武等編，北京科技出版社， 1988年； [3] 起重機課程設計，陳道南等編，冶金工業(yè)出版社， 1983年； [4] 起重機設計規(guī)范，中華人民共和國國家標準，中國標準出版社， 1984年; [5]張質文，包起帆.起重機設計手冊.北京：中國鐵道出版社，2001. [6]周明衡，減速器選用手冊.北京：化學工業(yè)出版社，2002. [7]姜勇，李剛健等.AUTOCADS教程.2008中文版.北京：人民郵電出版社， 2008. [8]徐格寧，機械裝備金屬結構設計.北京：機械工業(yè)出版社，2009. [9]孫恒，陳作模.機械原理.第七版.北京：高等教育出版社，20

58、06. [10]吳宗澤，機械設計手冊.北京：機械工業(yè)出版社，2002. [11] 王昆，何小柏，汪信遠.機械設計基礎課程設計.北京：高等教育出版社， 1995. [12]劉鴻文.材料力學.北京：高等教育出版社，2003. [13]中國機械工程學會焊接學會編.焊接手冊.機械工業(yè)出版社，1992. [14]濮良貴，紀名剛.機械設計.北京：高等教育出版社，2006. [15]徐格寧，起重運輸.2009. [16] 徐格寧，連續(xù)運輸機械.2008. 致謝 我通過幾個月的時間，結合了大學四年所學的專業(yè)知識，同時查閱了大量起 機專業(yè)的相關資料，以及起機教研室各位老師的幫助指導。使我對起

59、重機械的設 計有了新的較系統(tǒng)的認識。特別是對起重機金屬結構有了較深刻的了解。 在近兩個月的畢業(yè)設計即將完成之際， 衷心的向幫助過我，鼓勵過我的老師 同學們表示感謝。 首先向機電工程學院的全體老師表示衷心的感謝， 在這四年的時間里，他們 為我們的成長和進步做出了貢獻。 在這次畢業(yè)設計中，有許多老師給予了指導和 幫助，尤其是劉老師，在這次畢業(yè)設計的整個過程中，給了我們很大幫助，做為我 們的輔導老師，盡職盡責，一絲不茍。 至此，這次畢業(yè)設計也將告以段落，但老師的教誨卻讓人終生難忘，通過 這次畢業(yè)設計，不但使我學到了知識，也讓我學到了許多的道理，總之是受益匪 淺。 盡管我在畢業(yè)設計過程中做出了很多的努力， 但由于我的水平有限，設計中 誤錯誤和不當之處仍在所難免，望老師提出寶貴的意見。 最后，向文中引用到其學術論著及研究成果的學術前輩與同行們致謝！ 再次向畢業(yè)設計評審委員會的各位老師表示崇高敬意和衷心感謝。 ！