10T橋式起重機總體及大車運行機構設計7張CAD圖,10,橋式起重機,總體,大車,運行,機構,設計,CAD 大車運行機構的設計計算 設計數據： 起重機的起重量Q=5T，橋架跨度L=16.5m，大車運行速度Vdc=40m/min，工作類型為中級，機構運行持續(xù)率為JC%=25，起重機的估計重量G=130KN，小車的重量為Gxc=38KN，橋架采用箱形結構。 大車運行結構的傳動方案 經各方面綜合考慮傳動方案選用分別驅動，其傳動路線如下圖2-1所示 圖2—1大車運行機構傳動方案 1— 電動機 2—制動器 3—高速浮動軸 4—聯(lián)軸器 5—減速器 6—聯(lián)軸器 7—低速浮動軸 8—聯(lián)軸器 9—車輪 輪壓計算及強度驗算 計算大車的最大輪壓和最小輪壓： 按圖2-2所示的質量分布，計算大車車輪的最大輪壓和最小輪壓。 圖2—2 輪壓計算圖 滿載時的最大輪壓： Pmax= = =63KN 空載時最大輪壓： = = =40.2KN 空載時最小輪壓： = = =24.7KN 式中的e為主鉤中心線離端梁的中心線的最小距離e=1.5m 載荷率：Q/G=50/130=0.385 由[1]表19-6選擇車輪：當運行速度為Vdc=40m/min，Q/G=0.385時工作類型A6時，車輪直徑Dc=500mm，軌道為P38的許用輪壓為150KN，故可用。 強度計算及校核 1）.疲勞強度的計算 疲勞強度計算時的等效載荷： Qd=Φ2·Q=0.6×50000=30KN 式中，Φ2—等效系數，有[1]表4-8查得Φ2=0.6 車輪的計算輪壓： Pj= KCI·r ·Pd =1.05×0.89×54 =50.37KN 式中，Pd—車輪的等效輪壓 Pd= = =54.0KN r—載荷變化系數，查[1]表19-2，當Qd/G=0.79時，r=0.89 Kc1—沖擊系數，查[1]表19-1。第一種載荷當運行速度為V=1.5m/s時，Kc1=1.05 根據點接觸情況計算疲勞接觸應力： sj=4000 =4000 =25880g/cm2 sj =25880N/cm2 式中，r-軌頂弧形半徑，由[3]附錄22查得r=300mm， 對于車輪材料ZG55II，當HB>320時，[sjd] =160000-200000N/cm2，因此滿足疲勞強度計算。 2）.強度校核 最大輪壓的計算： Pjmax=KcII·Pmax =1.1×95600 =105160N 式中KcII為沖擊系數，由[3]表2-7第II類載荷KcII=1.1 按點接觸情況進行強度校核的接觸應力： jmax= = =15353Kg/cm2 jmax =153530N/cm2 車輪采用ZG55II，查[1]表19-3得，HB>320時， [j]=240000-300000N/cm2， jmax < [j] 故強度足夠。 運行阻力計算 摩擦總阻力距：Mm=β（Q+G）（K+） 由[1]表19-4 Dc=500mm車輪的軸承型號為：7520， 軸承內徑和外徑的平均值為：=140mm 由[1]中表9-2到表9-4查得：滾動摩擦系數K=0.0006m，軸承摩擦系數μ=0.02，附加阻力系數β=1.5，代入上式中： 當滿載時的運行阻力矩： Mm（Q=Q）= Mm(Q=Q)=b(Q+G)( k +m) =1.5（100000+168000）×（0.0006+0.02×0.14/2）=804N·m 運行摩擦阻力： Pm（Q=Q）===3216N 空載時： Mm（Q=0）=β×G×（K+μd/2） =1.5×168000×（0.0006+0.02×0.14/2） =504N P m（Q=0）= Mm（Q=0）/（Dc/2） =504×2/0.5 =2016N 選擇電動機 電動機靜功率：Nj= = =1.13KW 式中，Pj=Pm（Q=Q）—滿載運行時的靜阻力(P m（Q=0）=2016N) m=2—驅動電動機的臺數 =0.9—機構傳動效率 1.初選電動機功率： N=Kd·Nj=1.31.13=1.47KW 式中，Kd-電動機功率增大系數，由[1]表9-6查得Kd=1.3 查[2]表31-27選用電動機YR160M-10；Ne=2KW，n1=705rm，GD2=0.567kg.m2，電動機的重量Gd=160kg 2.驗算電動機的發(fā)熱功率條件： 等效功率：Nx=K25·r·Nj =0.75×1.3×1.13 =1.10KW 式中，K25—工作類型系數，由[1]表8-16查得當JC%=25時，K25=0.75 r—由[1]按照起重機工作場所得tq/tg=0.25，由[1]圖8-37估得r=1.3 由此可知：NxNd,故所選減速器功率合適。 驗算起動不打滑條件 由于起重機室內使用,故坡度阻力及風阻力不考慮在內.以下按三種情況計算. 1.兩臺電動機空載時同時驅動： n=>nz 式中p1==33.8+50.2=84KN—主動輪輪壓 p2= p1=84KN—從動輪輪壓 f=0.2—粘著系數(室內工作) nz—防止打滑的安全系數.nz1.05-1.2 =2.97 n>nz,故兩臺電動機空載啟動不會打滑。 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 nz 式中，主動輪壓p1==50.2KN p2=2+ =2×33.8+50.2=117.8KN---從動輪輪壓 為一臺電動機工作時空載啟動時間 = =13.47s n= =2.94 n>nz,故不打滑. 3.事故狀態(tài) 當只有一個驅動裝置工作,而無載小車遠離工作著的驅動裝置這一邊時,則 n=nz 式中P1==33.8KN---主動輪輪壓 P2=2=33.8+2*50.2=134.2KN---從動輪輪壓 = 13.47s 與第(2)種工況相同 n= =1.89 故也不會打滑 根據上述不打滑驗算結果可知,三種工況均不會打滑 選擇制動器 由[1]中所述,取制動時間tz=5s 按空載計算動力矩,令Q=0,得: Mz= 式中 = =-19.2N·m Pp=0.002G=168000×0.002=336N Pmin=G = =1344N M=2-為制動器臺數.兩套驅動裝置工作。 Mz= =41.2 N·m 現選用兩臺YWZ-200/25的制動器，查[1]表18-10其制動力矩M=200 N·m，為避免打滑，使用時將其制動力矩調制3.5 N·m以下 選擇聯(lián)軸器 根據傳動方案,每套機構的高速軸和低速軸都采用浮動軸. 1.機構高速軸上的計算扭矩： ==110.6×1.4=154.8 N·m 式中MI—連軸器的等效力矩. MI==2×55.3=110.6 N·m 為等效系數， 查[2]表2-7，取=2 Mel=9.75 =55.3 N·m 由[2]表33-20查的:電動機YR160M-8,軸端為圓柱形,d1=48mm,L=110mm;由[2]19-5查得ZLZ-160-12.5-iv的減速器,高速軸端為d=32mm,l=58mm,故在靠電機端從由表[2]選聯(lián)軸器ZLL2（浮動軸端d=40mm;[MI]=630N·m,(GD2)ZL=0.063Kg·m, 重量G=12.6Kg） ； 高速軸上轉動零件的飛輪矩之和為： (GD2)ZL+(GD2)L=0.063+0.015=0.078 Kg·m 與原估算的基本相符，故不需要再算。 低速浮動軸的驗算 1）.疲勞強度的計算 低速浮動軸的等效力矩： MI=Ψ1·Mel··η =1.4×55.3×12.5×0.95=919.4N?m 式中Ψ1—等效系數，由[2]表2-7查得Ψ1=1.4 由上節(jié)已取得浮動軸端直徑D=60mm，故其扭轉應力為： N/cm2 由于浮動軸載荷變化為循環(huán)（因為浮動軸在運行過程中正反轉矩相同），所以許用扭轉應力為： =4910 N/cm2 式中，材料用45號鋼，取sb=60000 N/cm2; ss=30000N/cm2,則t-1=0.22sb=0.22×60000=13200N/cm2；ts=0.6ss=0.6×30000=18000N/cm2 K=KxKm=1.6×1.2=1.92 考慮零件的幾何形狀表面狀況的應力集中系數Kx=1.6，Km=1.2，nI=1.4—安全系數，由[2]表2-21查得tn<[t-1k] 故疲勞強度驗算通過。 2）.靜強度的計算 計算強度扭矩： Mmax=Ψ2·Mel·i =2.5×55.3×12.5×0.95=1641.7 N.m 式中Ψ2—動力系數，查[2]表2-5的Ψ2=2.5 扭轉應力： t==3800N/cm2 許用扭轉剪應力： N/cm2 t<[t]II,故強度驗算通過。 高速軸所受扭矩雖比低速軸小，但強度還是足夠，故高速軸驗算省去。 起升小車的計算 確定機構的傳動方案 小車主要有起升機構、運行機構和小車架組成。 起升機構采用閉式傳動方案，電動機軸與二級圓柱齒輪減速器的高速軸之間采用兩個半齒聯(lián)軸器和一中間浮動軸聯(lián)系起來，減速器的低速軸與卷筒之間采用圓柱齒輪傳動。 運行機構采用全部為閉式齒輪傳動，小車的四個車輪固定在小車架的四周，車輪采用帶有角行軸承的成組部件，電動機裝在小車架的臺面上，在減速器的輸入軸與電動機軸之間以及減速器的兩個輸出軸端與車輪之間均采用帶浮動軸的半齒聯(lián)軸器的連接方式。 小車架的設計，采用粗略的計算方法，靠現有資料和經驗進行，采用鋼板沖壓成型的型鋼來代替原來的焊接橫梁。 起重量5噸至50噸范圍內的雙梁橋式起重機的小車，一般采用四個車輪支承的小車，其中兩個車輪為主動車輪。主動車輪由小車運行機構集中驅動。如下所示圖3-1為小車運行機構機構簡圖， 圖3-1小車運行機構簡 1——電機 2——制動器 3——減速器 4——傳動軸 5——聯(lián)軸器 6——角軸承箱 7——車輪 小車運行機構的計算 選擇小車的運行速度為Vc=40m/s 選擇車輪與軌道并驗算起強度 參考同類型規(guī)格相近的起重機,估計小車總重為Gxc=3800kg 車輪的最大輪壓為： = 車輪的最小輪壓為： Pmin= 載荷率： 由《起重機課程設計》附表17可知選擇車輪，當運行速度v<60m/min，，工作類型為中級時，車輪直徑Dc=350mm,軌道型號為18（P18）的許用輪壓為 3.19t根據GB4628-84規(guī)定，故初選Dc=315mm。而后校核強度 強度驗算：按車輪與軌道為線接幾點接觸兩中情況驗算車輪接觸強度，車輪踏面的疲勞強度計算載荷； Pc= 車輪材料 取ZG340-640 線接觸局部擠壓強度； Pc=K1DcC1C2= 式中--許用線接觸應力常數（）,由[3]表5-2查的=6； --車輪與軌道有效接觸強度，對于軌道型號可查（起重機課程設計附表22） --轉速系數，由[3]表5-3查的，車輪轉速===45.5rpm時，=0.96 --工作級別系數，由[3]表5-4查的工作級別為6級所以=1 點接觸局部擠壓強度 = 式中--許用點接觸應力常數（）,由[3]表5-2查的=0.181； R—曲率半徑，車輪和軌道曲率半徑的最大值， 車輪半徑為r= 曲率半徑為由附表22查的。所以R=157.5 m由由[3]表5-5查得m=0.47 根據以上計算結果 選定直徑=315mm的單輪與緣車輪標記為 車輪 DYL—315 GB 4628—84 運行阻力計算 摩擦阻力矩： 式中 ——車輪輪緣與軌道的摩擦、軌道的彎曲與不平行性、軌道不直以及運轉時車輪的擺動等因素有關，查《起重運輸機械》表7-3得； 、——分別為起重機小車重量和起重量； k——滾動摩擦系數（mm），它與車輪和軌道的材料性質、幾何尺寸及接觸表面情況有關，查《起重運輸機械》表7-1得k=0.0005 ——車輪軸承摩擦系數，查《起重運輸機械》表7-2得 d——軸承內徑（mm），d=0.125, 把以上數據帶入上式得當滿載時的運行阻力矩： =49kg.m=490Nm 式中 為車輪直徑 當無載時： 選電動機 電動機的靜功率 —— 小車滿載運行時的靜阻力, —— 小車運行速度, =Vc=42.4m/min; η —— 小車運行機構傳動效率, η=0.9; m —— 驅動電動機臺數,m=1. 初選電動機功率： 1.15 式中 —— 電動機起動時為克服慣性的功率增大系數,查《起重運輸機械》表7-6取=1.15 查《機械設計課程設計手冊》附表30電動機產品目錄選擇JZR2-12-6型電動機,功率Ne=3.5kw,轉速=910r/min,轉子飛輪矩電機質量=80kg 驗算電動機發(fā)熱條件 按等效功率法求得，當JC%=25時，所需等效功率為： (3-10) 式中 ——工作類型系數，由《起重機設計手冊》表8-16查得； ——由《起重機設計手冊》[圖8-37查得。 由以上計算結果，故所選電動機能滿足發(fā)熱條件 選擇減速器 車輪轉速： 機構傳動比： 根據減速器的傳動比，計算出實際的運行速度： 查《機械設計課程設計手冊》附表40選用ZSC-400--2減速器 驗算運行速度和實際所需功率 實際運行速度 誤差：合適實際所需電動機等效功率＜故適合 驗算起動時間 起動時間： 式中 ；m=1——驅動電動機臺數 當滿載時靜阻力矩： 平均起動力矩 當滿載時靜阻力矩： Nm 空載運行時折算到電動機上的運行靜阻力矩 初步估計制動輪和聯(lián)軸器的飛輪矩 =0.26kg 機構總飛輪矩 1.15（0.142 +0.26）=0.486 kg 滿軸啟動時間： 無載啟動時間 有表查的 電動機能滿足快速啟動要求 按起動工況校核減速器功率 啟動狀況減速器傳遞的功率：： 式中 =3111+——計算載荷 ——運行機構中同一級傳動減速器的個數=1. 因此： 所用減速器N<[N]，合適。 驗算起動不打滑條件 因起重機系室內使用，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。 故在空載起動時，主動車輪與軌道接觸處的圓周切向力： 式中 車輪與軌道黏著力： 故無載起動時不會打滑。 選擇制動器 由[3]查得，對于小車運行機構制動時間tz3~4s，取tz=3s。因此，所需制動力矩： =12.9Nm 由附表15查得選用其制動轉矩 選擇高速軸聯(lián)軸器及制動輪 機構高速軸上全齒聯(lián)軸器的計算扭矩： 式中電動機額定轉矩； n---聯(lián)軸器的安全系數，運行機構n=1.35； --機構剛性懂載系數，=1.2~2.0取=1.8 由《起重機設計手冊》[1電動機JZR2-12-6兩端伸出軸各為圓柱形d=35mm。l=80mm 由《起重機設計手冊》表21-15查得ZSC-400減速器高速軸端為圓柱形， 所以選擇GCL鼓式齒式聯(lián)軸器，主動端A型鍵槽d=35mm。l=80mm 從動端A型鍵槽，標記為GICL1聯(lián)軸器ZBJ19013-89 其公稱轉矩Tn630Nm＞Mc=91Nm,飛輪矩質量 =5.9kg 高速軸端制動輪：根據制動器已經選定為，由《起重機課程設計》附表16動輪；根據制動器已選定YWZ5200/23直徑Dz=200.援助型軸空d=35mm l=80mm，標記為制動輪200-y35 JB/ZQ4389-86 飛輪矩為=0.2 質量Gz=10kg 以上飛輪矩估計制動輪和聯(lián)軸器的飛輪矩 =0.209kg 與估計值相符所以不需要修改 （2）低速軸的計算扭矩 低速軸聯(lián)軸器計算轉矩，可有錢面得計算轉矩Mc求出 由《起重機設計手冊》表查的減速器軸端為圓柱形d=65mm。l=85mm 取浮動軸裝聯(lián)軸器軸徑d=50mm l=85mm 由《起重機設計手冊》附表42查的選用GICLZ3式齒式聯(lián)軸器，器主動端 Y型軸孔A型鍵槽d1=65mm從動端，Y 型軸孔A型鍵槽d2=60 l=85 驗算低速浮動軸強度 1）疲勞計算 低速浮動軸的等效扭矩為： 由前面算的直徑為86所以扭轉應力為 浮動軸的載荷變化為對稱循環(huán)（因運行機構正反轉扭矩值相同），許用扭轉應力： 式中k，n1 與起升機構 浮動軸計算校相同，疲勞驗算通過 2強度驗算 式中 考慮到彈性振動的力矩增大系數，對倜然啟動的機構， =1.5~1.7這里選擇=1.6 最大扭轉應力 許用扭轉應力 ＜故通過 浮動軸直徑d1取70mm 起升機構的設計參數 設計參數： 起重量5噸，工作類別：中級 圖3-2 起升機構傳動簡圖 1——電動機 2——聯(lián)軸器 3——傳動軸 4——制動器 5——減速器 6——卷筒 7——軸承座 8——平衡滑輪 9——鋼絲繩 10——滑輪組 11——吊鉤 鋼絲繩的選擇 根據起重機的額定起重量，選擇雙聯(lián)起升機構滑輪倍率為4， 鋼絲繩纏繞方式如下圖所示 圖3-3鋼絲繩纏繞方式 減速器的選擇 （1）起升機構總的傳動比： i= 根據傳動比i=34.6,電動機功率N=15KW，電動機轉速n=683r/min，工作類型中級，從減速器產品目錄中選用ZSY型減速器，傳動比i=35.5. （2）驗算減速器的被動軸的最大扭矩及最大徑向力 (a)最大扭矩的驗算Mmax=0.75 式中，M額為電動機額定扭矩，M額=N.m 傳動比i=34.6； 為電動機至減速器被動軸的傳動功率，=0.775； 為最大轉矩倍數，其中=2.4 為減速器低速軸上的最大短暫容許扭矩，=12000 其中Mmax=0.752.421034.60.775=10136 所以，Mmax≦ （b）實際起升速度的驗算 實際起升速度為：V實= 并且須滿足起升速度偏差應小于15%。 所以,<15% 滿足要求。 制動器的選擇 制動器裝在高速軸上，其制動力矩應滿足下式： M制≧K制·M制靜 式中，K制為制動安全系數，中級類型K制為1.75； M制靜為滿載時制動軸上的靜力矩； M制靜= 式中，為機構總效率，=0.91 M制靜=N·m K制·M制靜=1.75 17.5=30.625N·m 根據以上計算可選制動器型號JWZ-200/100,制動輪直徑為200毫米，最大制動力矩為40N·m。 聯(lián)軸器的選擇 帶制動輪的聯(lián)軸器通常采用齒輪聯(lián)軸器，根據其所傳遞的扭矩、被連接的軸頸和轉速，從系列表中選出具體型號，須滿足， 式中，M計為聯(lián)軸器傳遞的計算力矩； 為聯(lián)軸器的許用扭矩，= 其中n1相應于第Ⅰ類載荷的安全系數，n1=1.8 M等效為聯(lián)軸器的等效力矩， 其中，為實際起重量變動影響的等效靜載荷系數，取=1 為機構啟動、制動時動載荷對傳動零件影響的等效動載荷系數，=1.6； 相應于機構JC%值的電動機額定力矩傳至計算零件的力矩，=210N·m； M等效=N·m M計=N·m 根據電機軸連接尺寸和計算扭矩M計，同時考慮制動輪直徑，D制=400mm，選擇帶制動輪聯(lián)軸器，所允許扭矩=604kg·m2，kg·m2，所以選出LZ3型聯(lián)軸器，其允許扭矩=630kg·m2，=0.012kg·m2。因> M計,滿足條件。 參考文獻 [1] 《起重機設計手冊》 起重機設計編寫組，機械工業(yè)出版社，1980 [2] 《機械設計師手冊》 吳宗澤主編 機械工業(yè)出版社，2002 [3] 《起重機課程設計》 陳道南、盛漢中主編 冶金工業(yè)出版社，1983 [4] 《焊接手冊》中國機械工程學會焊接學會編，機械工業(yè)出版社，1992 [5] 《 起重運輸機械》 張質文 、劉全德 中國鐵道出版社 1983年 [6] 《 機械原理》 孫桓、 陳作模 高等教育出版社 1996年 [7] 《 工程起重機》 顧迪民 中國建筑工業(yè)出版社，1988 [8] 《 機械設計》 濮良貴、紀名剛 高等教育出版社，2000.12 [9] 《機械零件手冊》 周開勤 高等教育出版社，2000.12 [10] 《機械設計課程設計手冊》 吳宗澤、羅圣國 高等教育出版社，2006.5 35