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1、2017屆本科生畢業(yè)設計 分類號：TH215 題目：20T橋式起重機小車機構設計 作者姓名：阮吳祥 學號：2013080832 學院：機械與電子工程學院 專業(yè)：機械設計制造及其自動化 指導教師姓名：楊權王松 指導教師職稱：助教工程師 2017年5月 摘要 橋式起重機主要應用于大型加工企業(yè)，完成生產過程中的起重和吊裝工作。其中用于生產車間的橋式起重機，作業(yè)范圍能掃過整個廠房的建筑面積，具有非常重要的和不可替代的作用。 本論文是對20T橋式起重機的小車進行總體設計。本文首先對橋式起重機用途，工作特點，發(fā)展概況進行了介紹；然后設計了起重機

2、的運行機構，最后設計并校核了起升機構的結構和許用應力，最優(yōu)選擇了電機，減速器，制動器和聯(lián)軸器，驗算了起升機構的起升時間。并通過AutoCAD進行小車各部分設計圖的繪制得出合理的設計方案。 關鍵詞：橋式起重機；起升機構；小車運行機構；校核 ABSTRACT Bridge crane is mainly used in large-scale processing enterprises to complete the lifting and lifting work in the production process. Among them, the bridge crane used i

3、n the production workshop can sweep the floor area of the whole workshop, and has a very important and irreplaceable role. This paper is the overall design of 20T bridge crane trolley. Firstly, the bridge crane uses, work characteristics, development situation are introduced; then the design of the

4、 running mechanism of crane structure, finally the design and check of hoisting mechanism and allowable stress, the optimal choice of the motor, reducer, brake and clutch, checking the lifting mechanism of the lifting time. And through the AutoCAD design of the car parts drawing a reasonable design.

5、 Keywords:Bridge Crane; Lifting Mechanism; the Car Run Institutions; Check 目錄 緒論1 1 橋式起重機的用途 1 2 橋式起重機的分類及工作特點1 3 橋式起重機及發(fā)展概述 2 第1章 小車運行機構設計5 1.1 小車運行機構設計說明5 1.2 小車運行機構設計簡述5 1.3 小車運行機構設計計算說明書6 第3章 起升機構的設計17 2.1 確定起升機構傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組 17 2.2 吊鉤組的選擇計算 17 2.3 選擇鋼絲繩 18 2.4 確定滑輪主要尺寸 19 2.5 確

6、定卷筒尺寸，并驗算強度 19 2.6 電動機的選擇 23 2.7 減速器的選擇 24 2.8 校驗電機的過載和發(fā)熱 25 2.9 制動器的選擇 26 2.10 聯(lián)軸器的選擇 27 2.11 起動時間的驗算 28 結 論30 參考文獻31 致 謝32 緒論 1 橋式起重機的用途 橋式起重機是橫架在高架軌道上平面運行的一種橋架式起重機，又稱天車。橋式起重機的的橋架沿著鋪設在兩側高架上的軌道縱向往復運行，起重小車沿鋪設在橋架上的軌道橫向往復運行，設置在小車上的起升機構實現(xiàn)貨物垂直升降。三個機構的綜合，構成一個三維空間立方體形的工作范圍，這樣就可以充分利用橋架下面的

7、立體空間吊運物料，不受地面設備的阻礙。橋式起重機廣泛地應用在室外倉庫,廠房,碼頭,露天儲料場等處。橋式起重機是起重機的一種，主要依靠在水平面內的兩個相互垂直方向移動的運行機構和起升機構，可作業(yè)于矩形場地及其上空，是工礦企業(yè)廣泛使用的一種運輸機械。它具有工作可靠性高、制造工藝相對簡單、承載能力大的優(yōu)點。橋式起重機一般有大車運行機構的起升機構、橋架和小車運行機構的司機室、電氣設備、起重小車等機構組成，外形像一個兩端支撐在平行的兩條架空軌道上平移運行的單跨平板橋。起重小車用來帶著載荷作橫向移動，起升機構用來垂直升降物品，以達到在跨度內和規(guī)定高度內組成三維空間里做裝卸和搬運貨物用。橋式起重機是現(xiàn)代工業(yè)

8、生產和起重運輸中實現(xiàn)生產過程、自動化、機械化的重要工具和設備。所以橋式起重機在室內外工礦企業(yè)、鐵路交通、鋼鐵化工、港口碼頭以及物流周轉等部門和場所均得到廣泛的運用[1]。 2橋式起重機的分類及工作特點 隨著工業(yè)技術的飛速發(fā)展，橋式起重機的種類越來越多，根據用途不同，可分為通用橋式起重機、冶金專用橋式水電站用橋式起重機、大起升高度橋式起重機根據使用吊具不同，可分為吊鉤式，抓斗式起重機和電磁吸盤式起重機等。根據起重機所具有的運動機構，可以把起重機械分為單動作和復雜動作的起重機械兩大類。各類橋式起重機的分類如圖1橋式起重機按用途和構造特征分類[1]。 圖1橋式起重機按用途和構造特征分類 普通

9、橋式起重機一般由起重小車、橋架運行機構、橋架金屬結構組成。起重小車又由小車架、小車運行機構和起升機構三部分組成。 起升機構包括電動機、減速器、制動器、卷筒和滑輪組。電動機通過減速器，帶動卷筒轉動，使鋼絲繩繞上卷筒或從卷筒放下，以升降重物。小車架是支托和安裝起升機構和小車運行機構等部件的機架，通常為焊接結構。 起重機運行機構的驅動方式可分為兩大類：一類為分別驅動、即兩邊的主動車輪各用一臺電動機驅動；另一類為集中驅動，即用一臺電動機帶動長傳動軸驅動兩邊的主動車輪。中、小型橋式起重機較多采用減速器、制動器和電動機組合成一體的“三合一”驅動方式，大起重量的普通橋式起重機為便于調整和安裝，驅動裝置常

10、采用萬向聯(lián)軸器。 3 橋式起重機及發(fā)展概述 （1） 國內橋式起重機的發(fā)展 目前，國內專業(yè)生產大型起重機的廠家很多。其中以三一重工、中聯(lián)重科、撫挖等公司產品系列較全市場占有率較高。三一科技自2004年初進入履帶式起重機的研發(fā)和生產領域至今，己成功開發(fā)出50t-900t共10個型號的全系列產品并全部實現(xiàn)銷售。其900t履帶起重機的順利下線，標志著我國大型、超大型履帶起重機自主研發(fā)領域已走在亞洲前列，成為日前亞洲最大噸位的履帶式起重機。據悉，日前三一科技已具備3200t以下履帶式起重機的開發(fā)能力[2]。中聯(lián)重科在2007年12月宣布實行品牌統(tǒng)一戰(zhàn)略后現(xiàn)已成功開發(fā)了50t-600t履帶式起重機產

11、品系列。作為中國起重機行業(yè)的領跑者，徐州重型機械現(xiàn)在己經形成了以汽車起重機為主導，履帶式重機和全路面起重機為側翼強勢推進的龐大型譜群。國內最具歷史的履帶式起重機生產企業(yè)撫挖現(xiàn)已擁有35t-350t的履帶式起重機產品系列。QUY350是撫挖2007年推出的國產首臺350t履帶式起重機，填補了國內350t履帶式起重機的產品型譜空白。 （2） 國外橋式起重機的發(fā)展 目前，國外專業(yè)生產大型起重機廠家很多。其中利勃海爾、特雷克斯——德馬格、馬尼托瓦克與神鋼等公司家產品系列較全，市場占有率較高。利勃海爾公司的產品技術先進、工作可靠，其生產的LR系列履帶起重機最大起重量己達1200t。其析架臂履帶式起重

12、機系列在07年又喜添新品LR1600/2，使其產品型譜更加完善。德馬格公司主要生產起重量從50t-1600t的cc系列履帶起重機。最近推出了世界最大的履帶式起重機CC8800-1雙臂新增功能套件使其起重能力達到3200t，馬尼托瓦克公司團推出了新研發(fā)的31000型履帶式起重機。其獨特的創(chuàng)新是可變位配重。與使用普通的吊運能力增強附件相比，可大量減少所需的地面準備工作。此外，配備可變位配重的起重機能夠起吊和運送所有等級的額定負荷，可以很方便地在工地上移動。神鋼公司開發(fā)的履帶起重機產品系列化程度高、性價比高，深受發(fā)展中國家的歡迎，在全球范圍內占有一定比例。近兩年神鋼在中國市場中噸位履帶起重機的銷售業(yè)

13、績較好日本產品的技術性能與德國產品還是有相當差距，但其進步較快，價格比德國產品更有競爭力，所以它們較適合我國一般履帶起重機用戶[2]。 （3） 橋式起重機的發(fā)展趨勢 1）設計、制作的計算機化、自動化 近年來，隨著電子計算機的廣泛應用，許多國內外起重機制造商從應用計算機輔助設計系統(tǒng)(CAD)逐漸使得產品更加輕型化和多樣化。 2）起重機控制元件的革新與應用 起重機的定位精度是對起重機的重要要求，多數(shù)采用轉角碼盤、齒輪鏈、激光頭與鑰板孔帶來保證，定位精度通常為3mm，高于1mm的精度需外加定位系統(tǒng)。在起重機起升速度、制動器方面的改進，則使用低速運行的起重機吊鉤精確定位，起重機的剎車系

14、統(tǒng)也應用微處理進行控制和監(jiān)視工作。 3）新材料、新工藝的應用 由于鋼鐵工業(yè)新技術的應用，鋼材質量得以提高，在設計起重機主梁強度時，可使用較高的許用力而不需要很高的安全系數(shù)，以便減少起重機材料用量(這并不意味著不安全)，從而降低設備的重量和價格，因起重機重量的減小，可用功率較小的驅動裝置啟動，因此而減少電力，節(jié)省開支。 1.小車運行機構設計 1.1 小車運行機構設計說明 （1） 橋式起重機小車的組成及特點 橋式起重機小車主要由起升機構、小車運行機構和小車架三部分組成，另外，還有一些安全防護裝置。 橋式起重機的小車主要具有下列特征： 1)起升和運行機構由獨立的部件構成。 2)起重

15、小車由起升機構，小車運行機構和小車架以及安全防護裝置組成。 3)所有機構中均采用滾動軸承。卷筒和車輪安裝在轉軸上合轉動的心軸上。通常，從動車輪安裝在帶有兩個角形軸承箱的轉動心軸上。而主動車輪安裝在帶有兩個角形軸承箱的獨立軸上，它與減速器的輸出軸端用聯(lián)軸器相連接。 4)用制動性能良好的電動液壓推桿和電磁液壓推桿式制動器來取代過去的幾種制動方式，如反接制動等。 5)起升機構和運行機構采用減速器式傳動裝置，僅在起重量較大，傳動比高時，低速級才采用一級開式齒輪，而高速級仍采用減速器傳動。 在設計機構和小車架的時候，遵循標準化，通用化和系列化的原則[3]。 （2） 小車運行機構 運行機構采用

16、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，車輪采用帶有角形軸承箱的成組部件，電動機裝在小車架的臺面上，由于電動機軸和車輪軸不在同一個平面上，所以運行機構采用立式三級圓柱齒輪減速器，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軸之間均采用帶浮動軸的半齒聯(lián)軸器的連接方式。 1.2 小車運行機構設計簡述 表1.小車相關參數(shù) 名稱 數(shù)據 最大起升重量 20t 梁跨度

17、 31500mm 起升速度 18 28m/min 起升高度 14m 起重機運行速度 80 95m/min 起升機構運行速度 40 45m/min 估計小車重量

18、 Gxc=70KN；JC=25%;CZ=600;G=0.8 1.3 小車運行機構設計計算 ( 1 ) 確定傳動方案 經比較后,確定采用如圖1.1所示的傳動方案。 圖1.1 小車運行機構傳動簡圖 小車運行機構為兩輪驅動，三級圓柱齒輪減速器 ( 2 ) 選擇車輪及軌道并驗算其強度 1)選擇車輪及軌道并驗算其強度 車輪的最大輪壓：小車自重估計取為=70KN 假定輪壓均布，有=67.5KN （1.1） 車輪最小輪壓：=1/4 =17.5 KN （1.2） 線載荷率： =2.86>1.6

19、 （1.3） 由表選擇車輪：當運行速度<60m/min， 工作級別M6時，車輪直徑D=400㎜，軌道為38kgf/m 輕軌的許用輪壓為11.4t[4]，故可用。 2)強度驗算： 按車輪與軌道為線接觸及點接觸兩種情況驗算車輪接觸強度 車輪踏面疲勞計算載荷： PC=（2Pmax+ ）/3 ( 1.4 ) =（2×67.5+17.5）/3 =50.83KN 車輪材料為ZG340-640，=340Mpa，=640Mpa a.線接觸

20、局部擠壓強度： PC1= K1* L* C1*C2 （1.5） =6.0×400×43.9×1.01×0.9=95.7KN 式中, K1——許用線接觸應力常數(shù)（N/mm2），由表查得K1=6.0 L——車輪與軌道有效接觸長度，對于P18， L=b=43.9mm C1——轉速系數(shù)，由表查的車輪轉速 NT===35.83r/min時,C1=1.01 C2——工作級別，由表，當為M6時，C2 =0.9 PC1 > PC，故通過。 b.點接觸局部擠壓強度： PC2= K2·R2·C

21、1·C2 /m3 （1.6） =0.132×3002×1.08×0.9÷0.4433=132.82KN 式中，K2——許用點接觸應力常數(shù)（N/ mm2），由表查得K2=0.132 R——曲率半徑，車輪與軌道曲率半徑中的大值。車輪R1=D/2=400/2=200mm， 軌道R2=300mm，故取R=300mm m——由R1/ R2比值所確定的系數(shù)，R1/ R2 = 200/300=0.67，由表查得m=0.443 PC2> PC，故通過。 ( 3 )運行阻力的計算 1)摩擦阻力Fm：

22、 小車滿載運行時的最大摩擦阻力： （1.7） =（20000+7000）×9.8× =4895.1N 式中: Q——起升載荷（N）； G——起重機或者運行小車的自重載荷（N）； f——滾動摩擦系數(shù)（mm），由表查得f=0.6mm； ——車輪軸承摩擦系數(shù)，由表查得 =0.02； d——與軸承相配合處車輪軸的直徑，d=125mm； D——車輪踏面直徑，D=400mm； ——附加摩擦阻力系數(shù)，由表查得 =2； ——摩擦阻力系數(shù)，初步計算時可按表查得 =0.01。 2)坡道阻力： =（Q+G）sin ɑ=（Q+G）（1.8） =（20000+7000

23、）×9.8×0.001=264.60N 式中：----為坡度角，當其很小時計算中可用軌道坡度i代替 i----值與起重機類型有關，橋式起重機為0.001 3)風阻力： 室內不考慮 故起重機運行阻力： =Fm++=4895.10+264.6=5159.7N （1.9） ( 4 ) 電動機的選擇 1)電動機的靜功率： = （1.10） = =4.29kw 式中:——機構傳動效率，取0.9 ——滿載運行時的靜阻力； m——驅動電動機臺數(shù)m=1； 2) 電動機初選 對于橋式起重機的小車運行機構可按下

24、式初選電動機： P=· =1.15×4.29=4.94kw （1.11） 式中，——電動機功率增大系數(shù)，=1.15。 由表選用電動機YZR-160M1-6，額定功率5.5kw，額定轉速930r/min，電動機質量153.5kg 3) 電動機過載能力校驗 運行機構電動機過載能力按下式進行校驗 =Pd （kw）（1.12） 式中 : ——在基準接電持續(xù)率時的電動機額定功率（kw）； m——電動機臺數(shù)，暫取一臺； ——電動機轉矩的標么值，取1.7； ——運行阻力(N),按式計算=5159.7N v-------運行

25、速度（m/s）v=0.75m/s --- --機構傳動效率 n------電動機額定轉速（r/min） ----機構初選啟動時間，小車=5s 計算 Pd 故滿足電動機過載能力。 4) 驗算電動機發(fā)熱條件 PS （1.13） 式中：G----運行機構穩(wěn)態(tài)負載平均系數(shù)，查表取0.8 -----風阻力，室內為零 ==5159.7N v-------運行速度（m/s）v=0.75m/s --- --機構傳動效率，取值0.87 則PS =3.9kw 計算 故滿足電動機發(fā)熱要求 ( 5

26、) 減速器的選擇 車輪轉速： （1.14） 機構傳動比： （1.15） 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-600-v-2減速器 1) 驗算運行速度和實際所需功率 實際運行速度： （1.16） 誤差： （1.17） 所以合適。 實際所需電動機靜功率： 。 （1.18） 故所選電動機和減速器均合適。 2) 驗算起動時間 a.起

27、動時間： tq= （1.19） 式中 ：n1 ----電動機額定轉速（r/min） n1=930r/min； m--驅動電動機臺數(shù) m=1； Mq=1.5 Me=1.5 Me——JC25%時電動機額定扭矩：Me =9550 b.滿載運行時的靜阻力矩： Mj(Q=Q)= （1.20） 式中： c.當滿載時運行阻力矩： （1.21） = =570.5 d.空載時的運行阻力矩： Mj (Q=0)= （1.22） 式中： e.當無載時運行阻力矩

28、： =（1.23） =190.2 f.初步估算高速軸上聯(lián)軸器的飛輪轉矩： （1.24） g.機構總飛輪矩（高速軸）： =1.15（0.142+0.26）=0.486kgf·m（1.25） h.故滿載起動時間： tq(Q=Q)=（1.26） =3.98s i.空載起動時間： tq(Q=0)= [（1.27） 由表查得，故所選電動機能滿足快速起動的要求. 3) 按起動工況校核減速器功率 起動工況下校核減速器功率： Pj = （1.28） 式中：m——運行機構中同一傳動減速器的個數(shù)，m=1

29、 v----運行速度（m/s） ----運行機構的傳動效率，=0.87 Fj----運行靜阻力（N），F(xiàn)j=5159.7N Fg ----運行啟動時的慣性力（N） （1.29） l，考慮機構中旋轉質量的慣性力增大系數(shù) 因此N =（1.30） 所選用減速器的N<,故減速器合適。 4)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。以下按二種工況進行驗算 a.啟動時按下式驗算： （1.31） 故得：10130.734 ≥9839.18 b.制動時按下式驗算： （1.32） 故得：10127.18≥7105.856 式中：---

30、-粘著系數(shù)，室內工作起重機取0.15； K-----粘著安全系數(shù)，可取K=1.05-1.2； -----軸承摩擦系數(shù)，查表取0.015； d-------軸承內徑（mm）d=125mm； D------車輪踏面直徑（mm），D=400mm； Rmax---驅動輪最大輪壓（N），Rmax=67500N； Tmq----打滑一側電動機的平均啟動轉矩（N·m）； 故Tmq =9550·=9550×≈56.47N·m k-------及其他傳動件飛輪矩影響的系數(shù)k=1.1-1.2； J1-----電動機轉子轉

31、動慣量（kg·㎡） J1=0.12 J2-----電動機軸上帶制動聯(lián)軸器的轉動慣量（kg·㎡）J2=0.41 a----起動機平均加速度（m/） aq(Q=Q)= Tz-----打滑一側的制動器的制動轉矩（N·m），=29.63N·m； az----制動平均減速度 （m/）a2=v/ tz=0.147 故滿載起動時不會打滑，因此所選電動機合適。 ( 6 ) 制動器的選擇 滿載、順風和下坡時制動轉矩: （1.33） =-28.56N·m 式中Fp----坡道阻力， Fp=294N； ----風阻力，室內

32、=0N； Fm1---滿載運行時最小摩擦阻力，F(xiàn)m1=2501.6N m1-----制動器個數(shù)， m1=m=1 tz-----制動時間，參考表查的2.5s； 由表選用，其制動轉矩 考慮到所取制動時間與起動時間很接近，并驗算了起動不打滑條件，故略去制動不打滑條件的驗算。 ( 7 ) 軸聯(lián)軸器的選擇 1) 選擇高速軸聯(lián)軸器 機構高速軸上全齒聯(lián)軸器的計算扭矩： （1.34） 式中 Tn——電動額定轉矩； n——聯(lián)軸器的安全系數(shù)，運行機構n=1.35； ——機構剛性動載系數(shù)，=1.2～2.0，

33、取=1.8； 由表查電動機YZR-160M1-6兩端伸出軸各為圓柱d=48mm，=110mm。由表查ZSZ-600減速器高速軸端為圓柱形=35mm，=55mm。故表選鼓形齒式聯(lián)軸器，主動端A型鍵槽=48mm，L=112mm；從動端A型鍵槽=35mm，L=82mm[5]。 標記為：CL2聯(lián)軸器JB/ZQ4218-86。 其公稱轉矩＞=56.48N·m，飛輪矩=0.05kg·，質量=12.5kg 高速軸端制動輪：根據制動器已選定為，由表選制動輪直徑=200mm，圓柱形軸孔d=38mm，L=80mm，標記為：制動輪200-Y38 JB/ZQ4389-86[6]，其飛輪矩=，質量=10kg

34、 以上聯(lián)軸器與制動輪飛輪矩之和：+= , 原估計基本相符，故以上計算不需修改 2) 低速軸聯(lián)軸器計算轉矩: （1.35） =3259.74N·m 由表查得ZSC-600減速器低速軸端為圓柱形d=80mm，L=115mm，取浮動軸裝聯(lián)軸器軸徑d=80mm，L=115mm，由故表選用兩個CL鼓形齒式聯(lián)軸器。其主動端：Y型軸孔A型鍵槽，=80mm。從動端：Y型軸孔，A型鍵槽，=75m，L=142mm[6]， 標記為: CL5聯(lián)軸器JB/ZQ 4218-86 由前已選定車輪直徑=400mm，由表參考車輪組，取車輪軸安裝聯(lián)軸器處直徑d=80mm，L=115mm，同樣選用兩個C

35、L鼓形齒式聯(lián)軸器。其主動軸端：Y型軸孔，A型鍵槽=75m，L=142mm，從動端：Y型軸孔，A型鍵槽=80mm，L=132mm[6] 標記為： CL5聯(lián)軸器 JB/ZQ 4218-86 3) 驗算低速浮動軸強度 a.疲勞計算 低速浮動軸的等效扭矩： （1.36） 式中： 等效系數(shù)，由表查得； 由上節(jié)已取浮動軸端直徑d=70mm. 其扭轉應力:（1.37） 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. 許用扭轉應力： （1.38） 式中: ——與起升機構

36、浮動軸計算相同 因為 ＜故疲勞驗算通過。 b.靜強度計算 運行機構工作最大載荷: （1.39） 式中: ——考慮彈性振動的力矩增大系數(shù)，對突然起動的機構，=1.5～1.7，此處取=1.6； ——剛性動載系數(shù)，取=1.8。 最大扭轉應力: （1.40） 許用扭轉應力： 因此 ＜ 故靜強度驗算通過 浮動軸直徑：（5～10）=75～80mm 取=80mm. 1.4本章小結 電機選用YZR-160M1-6，額定功率5.5kw，額定轉速930r/min，電動機質量153.5kg；減速器選用ZSC-600-v-2減速器 ；制動器選擇，其制動轉矩；高速聯(lián)軸器選擇CL

37、2聯(lián)軸器JB/ZQ4218-86；低速聯(lián)軸器CL5聯(lián)軸器 JB/ZQ 4218-86. 2.起升機構的設計 已知數(shù)據：起重重量主鉤 20t；起升高度H=14m；起升速度 20m/min；小車運行速度V=45m/min ；工作類型均為中級，機構運轉持續(xù)率%=25。 2.1 確定起升機構傳動方案 按照布置宜緊湊的原則，決定采用如下圖2.1的方案，選用了雙聯(lián)滑輪組。 按Q=20t，查表取滑輪組倍率m=4，承載繩分支數(shù)：Z=2ih=8 圖2.1 起升機構簡圖 2.2 吊鉤組的選擇計算 ( 1 ) 吊鉤形式選擇 吊鉤采用倍率m=4的雙聯(lián)滑輪組,故采用長形吊鉤組吊鉤用普通的短吊鉤

38、( 2 ) 吊鉤主要尺寸的確定 圖2.2 吊鉤主要尺寸圖 D=160 h=180mm B=140mm 鉤身強度計算 計算公式： N/ （2.1） 式中：A—斷面面積，A=15840 —斷面重心坐標，=65mm —斷面形狀系數(shù)，=0.096 —起升動力系數(shù)，=1.56 對于20鋼，查表得；取安全系數(shù)n=1.3，則許用應力為： （2.2） 2.3 選擇鋼絲繩 鋼絲繩所受最大拉力： =26288.7N （2.3） —滑輪效率，取=0.97 m—起升倍率，m=4 n—安全系數(shù)，取n=6 查表得,繁重工作車間及倉庫類型和工作級別

39、M6，安全系數(shù)n=6 按下式計算鋼絲繩直徑 d=c=0.114 mm/N=19.44mm （2.4） c: 選擇系數(shù)，單位mm/，用鋼絲繩=1700N/mm2，據M6及查表得c值為0.114。選不松散瓦林吞型鋼絲繩直徑d=20.0mm，查表選用纖維芯鋼絲繩6×19W+FC，鋼絲公稱抗拉強度1670 N/mm2，光面鋼絲，左右互捻，直徑d=20.0mm標記如下： 20NAT6×19S+FC1670ZS220147GB/T8918—1996 2.4 確定滑輪主要尺寸 ( 1 ) 滑輪的許用最小直徑： D≥==500mm

40、 （2.5） 式中系數(shù)e=25由表查得。由表選用標準滑輪直徑D=630mm，圖號Q2-218.3H.由于選用短型吊鉤，所以不用平衡滑輪?；喌睦K槽部分尺寸可由表查得滑輪繩槽斷面尺寸R=11.0mm,H=35.0mm,B1=60mm,E1=44mm,C=1.5mm.。 滑輪軸徑計算： 材料采用45鋼，sb=600MPa，[t]=0.75sb=450MPa。 按剪切強度計算滑輪軸半徑：=10mm 查表選擇滑輪尺寸，D5=70mm, 根據滑輪組的選擇，查表選用6216型軸承。 其標記為：滑輪A120.0×630-70 JB/T9005.3-

41、1999 2.5 確定卷筒尺寸，并驗算強度 ( 1 ) 卷筒直徑： D≥=20.0×=380mm （2.6） 由表查得e=20 但是根據起重量選擇：查表選擇齒輪聯(lián)接盤式卷筒組，選用Do=400mm，槽形 JB/T9006.1—1999卷筒繩槽尺寸由表查得槽距，p=22mm，槽底半徑r=11.0mm ( 2 ) 卷筒尺寸： L= （2.7） = = =2455.1mm 取L=2500mm 式中 Z0——附加安全系數(shù)，取Z0=2； H

42、——最大起升高度，H=14m L1——無繩槽卷筒端部尺寸，由結構需要決定。 D0——卷筒計算直徑D0 =400mm L2————固定鋼繩所需長度，L2≈3p ————中間光滑部分長度，根據鋼絲繩允許偏角確定 m——滑輪組倍率 m= ih=4 ( 3 ) 卷筒壁厚： =+（6～10）mm （2.8） =0.02×400+（6～10）=14～18 mm 取=18mm ( 4 ) 卷筒壁壓應力驗算： =

43、 （2.9） = =66.46MPa 式中： Smax =26.28KN ---卷筒壁厚（mm） t----繩槽節(jié)距（mm） 選用灰鑄鐵HT350，最小抗拉強度=340MPa 許用壓應力： ===68MPa （2.10） ＜ 故抗壓強度足夠 ( 5 ) 卷筒拉應力驗算： 由于卷筒長度L＞3D，尚應校驗由彎矩產生的拉應力，卷筒彎矩圖示與圖2.3 圖2.3 卷筒彎矩圖 卷

44、筒最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中間時： === =31.25kn·m （2.11） 卷筒斷面系數(shù)： =0.1=0.1×=20112024.96 （2.12） 式中：D----卷筒直徑，取D=400mm ----卷筒內徑，=D-2=400-2×18=364mm 于是 ===11.43MPa 合成應力： =+=11.43+=31.53MPa （2.13） 式中許用拉應力 ===68MPa ∴＜卷筒強度驗算通過。 ( 6 ) 卷筒的抗壓穩(wěn)定性驗算 P≤PK/n

45、 （2.14） 式中 n——穩(wěn)定系數(shù)，n取1.4； P——卷筒壁單位面積上所受到的壓力； 其中P=2Smax/Dt==5.95MPa 對于鑄鐵卷筒，PK==2432.5 MPa 則P=5.95≤PK/n=17.123.2故穩(wěn)定性滿足。 故選定卷筒直徑=400mm，長度L=2500mm；卷筒槽形的槽底半徑=11.0mm，槽距p=22.0mm；起升高度=14m，倍率m=4 卷筒標記為：D400×2500-11×22-14×4√JB/T9006.1—1999 ( 7 ) 鋼絲繩在卷筒上的固定 固定方法選擇用壓板固定，由于鋼絲繩直

46、徑d=20.0mm,從表選擇序號 為7的壓板，壓板螺栓直徑為M24 1)繩尾固定處的拉力 為了減小鋼絲繩固定處的拉力，鋼絲繩在卷筒上應有1.5---3圈的安全圈。利用鋼絲繩與卷筒之間的摩擦，減小繩尾固定處的拉力。根據歐拉公式，繩尾固定處拉力 SG===3558.52N （2.15） 式中： Smax---鋼絲繩最大靜拉力（N）； μ----鋼絲繩與卷筒表面之間的摩擦系數(shù)，μ=0.12 0.16; α----安全圈在卷筒上包角（通常取1.53圈）； e----自然對數(shù)的底數(shù)，e≈2.718. 2) 螺

47、栓預緊力P 壓板槽為半圓形， 考慮鋼絲繩與卷筒之間的摩擦力作用： P= ==5981.92N （2.16） 3) 螺栓強度驗算 壓板螺栓除受預緊力的拉伸作用外，還受墊圈與壓板之間的摩擦力Pμ’使螺栓 彎曲引起的拉力，故螺栓的最大應力為： σ= （2.17） 則σ= 式中：z---固定鋼絲繩的螺栓數(shù)量，取z=3; d1---螺栓螺紋內徑18（mm）； ---墊圈與鋼絲繩壓板之間的摩擦系數(shù)，取=0.16； t---P 的作用力臂，t=22.5mm; [σ]—螺栓許用拉應力，取[σ]=0.8

48、σS/1.5=0.8*225/1.5=120MPa, σS為螺栓屈服強度為225MPa. 由于σ,故滿足要求。 ( 8 ) 卷筒轉速的計算 單層卷繞卷筒轉 NT===60.7r/min （2.18） 式中v——起升速度（m/s）；V=0.33 m/s D0——卷筒卷繞直徑，D0=400mm 2.6 電動機的選擇 ( 1 ) 電動機靜功率的計算 （2.19） 式中：Q—起升負荷， = —吊具自重 V—起升速度；V=0.34 m/s —機構總效率，取=0.8 ( 2 ) 電動機功率的選擇 繞線型異步電動機穩(wěn)態(tài)平均

49、功率： （2.20） 初選電動機： 選用YZR315S—8，額定功率，n=724r/min; 過載系數(shù)：； 根據JC=25%，CZ=150；查表得：允許輸出功率；轉動慣量 2.7 減速器的選擇 ( 1 ) 減速器傳動比的確定 （2.21） 查手冊選取實際傳動比： 上式中：—電機額定轉速，=724 r/min —卷筒轉速=63.7r/min （2.22） a—為滑輪倍

50、率，a=4 —卷筒計算直徑；=400mm V—起升速度：V=20m/min ( 2 ) 標準減速器的選擇 按靜功率P選?。? 電機輸入功率 ；輸入轉速： ，因機構工作級別為M6 故：；根據和以上數(shù)據；查手冊，選?。? 減速器：QJR—500—12.5、III，C、W、JB/T8905.1—1999 其有關參數(shù)如下： 高速軸許用功率； > ; 滿足要求。 ( 3 ) 減速器的驗算 最大徑向力的驗算 （2.23） 許用徑向力： < 滿足要求 —鋼絲繩最大靜拉力 —卷筒重力； —起升載荷動載系數(shù)，取=1.56 —減

51、速器輸出軸端的最大允許徑向載荷，取=45600N 最大扭矩驗算： （2.24） = 8612.2 < =42500 驗算通過 式中：T—鋼絲繩最大靜拉力在卷筒上產生的力矩 —減速器輸出軸允許的短暫最大扭矩，查手冊：=42500 2.8 校驗電機的過載和發(fā)熱 ( 1 ) 電機過載能力校驗 （2.25） > 54.4KW 驗算通過式中：—電機額定功率； u—電動機臺數(shù)；u=1 —電動機過載倍數(shù)；=3.3

52、H—電機有關系數(shù)；繞線型H=2.1 V—實際起升速度 —機構的效率；取=0.8 Q—起升機構的總載荷；Q= ( 2 ) 電機發(fā)熱校核 （2.26） =68.385KW > =65.26KW 校核通過 式中：—電機允許輸出功率，查表取 P=68.385KW —穩(wěn)態(tài)平均功率 （2.27） =65.26KW

53、 2.9 制動器的選擇 制動轉矩滿足下式要求： （2.28） =1.2054 根據=1.2054；查表得 選取YW—500/121型電力液壓塊式制動器；額定制動轉矩=11202240； 制動輪直徑：D=500mm; 轉動慣量： 式中：—制動器制動轉矩 —制動安全系數(shù)；取=1.75 2.10 聯(lián)軸器的選擇 ( 1 ) 電機與浮動軸連接處聯(lián)軸器 電機軸端尺寸：

54、d=95mm(圓錐); L=170mm ; 浮動軸尺寸 ：d=95mm 選取聯(lián)軸器應滿足下式要求： （2.29） =5328 式中：—所傳遞扭矩計算值 —聯(lián)軸器重要程度系數(shù)；=1.8 —角度偏差系數(shù)；=1 —傳動軸最大扭矩； （0.70.8） = —聯(lián)軸器許用扭矩 根據以上要求，查手冊，選用LM12型 梅花彈性聯(lián)軸器；其m ；轉動慣量： > ; 選用合理 聯(lián)軸器標注為：LM12聯(lián)軸器 MT12aGB/T 5272— 20

55、02 ( 2 )減速器與浮動軸的連接處聯(lián)軸器 浮動軸端尺寸：d=95mm 減速器輸入軸：d=90mm L=170mm 制動輪直徑：D=500 mm 根據以上結構尺寸和T=5328m;選取LMZ11—I—500型帶制動輪的梅花型聯(lián)軸器； 許用轉矩：=9000m > =5328m 選用合理 標注為：LMZ11—I—500聯(lián)軸器 MT11b GB/T 5272—2002 2.11 起動時間的驗算 ( 1 ) 起重時間計算 （2.30） 查表 推薦起動時間，=11.5S < ; 滿足要求 式中：—電機起

56、動轉矩； =1.6 （2.31） —電機靜阻力矩 （2.32）—機構運動質量換算到電機軸上的總轉動慣量 （2.33） =1.15（7.05+3.715）+ =12.749 —電機轉動慣量；=7.05 —制動輪聯(lián)軸器轉動慣量； =3.715 （ 2 ）起重加速度 （2.34） 1）滿載下降制動時間 = （2.35）

57、 =1.4S 查表取 =11.5S =1.4S < =11.5S 滿足要求 式中：—滿載下降電機轉速；取 —制動器制動轉矩；=1500N —滿載下降時制動軸靜轉矩； （2.36） =731.85 —換算到電機軸上的機構總轉動慣量； = （2.37） =12.734 —電機轉動慣量；=7.05 —制動輪聯(lián)軸器轉動慣量； =3.715

58、 2）制動平均減速度 （2.38） 2.12本章小結 鋼絲繩選擇20NAT6×19S+FC1670ZS220147GB/T8918—1996；滑輪選擇A120.0×630-70 JB/T9005.3-1999；卷筒尺寸選用Do=400mm，槽形 JB/T9006.1—1999卷筒繩槽尺寸由表查得槽距，p=22mm，槽底半徑r=11.0mm；電機選擇YZR315S—8，額定功率，n=724r/min; 過載系數(shù)：；減速器選擇QJR—500—12.5、III，C、W、JB/T8905.1—1999；制動器選取YW—500/1

59、21型電力液壓塊式制動器：聯(lián)軸器選用LMZ11—I—500聯(lián)軸器 MT11b GB/T 5272—2002. 結 論 本畢業(yè)設計的任務是20t橋式起重機小車機構的設計，在設計過程中，通過對橋式起重機整體機構的了解，設計了小車運行機構，起升機構。 在對小車運行機構的設計中，通過計算選取了各種部件，減速器，聯(lián)軸器，制動器，電動機的選擇和各種校核以及材料的選取，并且還有各種強度的計算，電動機的選取主要是根據其功率和電動機的轉速，減速器的選取主要是根據傳動比，而聯(lián)軸器的選取是根據軸的直徑以及扭矩來決定的。 在對小車起升機構的設計中，通過計算選取了吊鉤，卷筒，鋼絲繩和滑輪的型號以及尺寸。并對

60、吊鉤，卷筒等進行了強度校核，吊鉤的選擇主要是看起重量以及對吊鉤的應力驗算和強度校核，卷筒的選擇主要是看其卷筒直徑和長度，鋼絲繩的選擇主要是根據其起重量算出其鋼絲繩直徑在根據其工作級別選取鋼絲繩。 參考文獻 ［1］竇金平 周廣 通用機械設備［M］.北京:北京理工大學出版社，2011. ［2］王鳳萍等.國內外履式帶起重機現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢[J].工程機械，2006.10-16 ［3］陳道南 盛漢中.起重機課程設計［M］.北京：機械工業(yè)出版社，2009.6：43-50. ［4］中國國家標準.起重機設計規(guī)范（GB/T 3811）.北京：中國標準出版社，2008-4-30. ［5］成大先.機械設

61、計圖冊［M］. 北京：化學工業(yè)出版社，2000. ［6］高德主編，機械設計手冊［M］.北京：化學工業(yè)出版社，2005. ［7］黃靖遠.機械設計學［M］.北京：機械工業(yè)出版社，2006. ［8］胡宗武 王春生.起重機設計與實例［M］.北京：機械工業(yè)出版社，2009.6. ［9］濮良貴 程國定 吳立言.機械設計［M］.北京：高等教育出版社，2001：50-56 ［10］鄭文偉，吳克堅.機械原理（第七版）[M].北京：高等教育出版社，2011. ［11］劉洪文.材料力學Ⅰ(第4版)[M].北京：高等教育出版社，2004.1. ［12］王步瀛，機械零件強度計算的理論方法.高等教育出版社

62、,1986 ［13］祝燮權.實用軸承手冊，上海，上?？茖W技術文獻出版社，2010.6 ［14］周開勤，機械零件手冊 4版，北京，高等教育出版社 1994. ［15］孫靖民.機械結構優(yōu)化設計[M] 哈爾濱，哈爾濱工業(yè)大學出版社，2004-9. ［16］倪慶興，王殿臣.起重輸送機械圖冊［M］.北京：機械工業(yè)出版社，1992. 致 謝 大學四年的時光已經接近尾聲，在此我想感謝我的母校，我的父母，親人們，我的老師和同學們。感謝我的家人對我大學四年學習的默默支持，感謝我的母校宿州學院給了我在大學四年深造的機會，讓我能繼續(xù)學習和提高；感謝老師和同學們四年的關心和鼓勵，在大學四年中，老師的諄諄

63、教誨和同學們的認真熱情，讓我這四年充滿了感動。也讓我學會了包容，學會了很多做人的道理。 這次畢業(yè)設計我得到了老師很多的幫助。其中我的畢業(yè)設計導師楊老師對我的關心和支持尤為重要。每次遇到難題時，我最先做的就是向老師尋求幫助，而每次老師不管是忙還是閑，總會抽空來解決我的問題。畢業(yè)設計的每個階段，從選題到查閱資料，開題報告，中期報告，老師都會抽時間給我們檢查并說明其錯誤的地方。在此謹向楊老師致以誠摯的謝意和崇高的敬意。 在論文即將完成之際，我的心情無法平靜，從開始進入課題到論文的順利完成，有多少可敬的師長、同學、朋友給了我無言的幫助，在這里請接受我誠摯的謝意！由于時間比較倉促，加上本人水平有限，設計中難免有許多的錯誤和不足，懇請各位領導、老師、同學批評和指正。