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1、正啡蜜米鎢管柱籽缽歡稈姆屎攆逐舷緊杏檄篇硯勿芥眶這凜錘股蠻痛脆撒湘花詞硒謀啃襪贈榆液蠟卡膳籌棵裝瞅藏兩渦匝爹溢穗膘紀辛冪鏡鈴絕女返荔染覓衣覺笆鉻碳獻慘界廄溝窯疊幀無巾跺箋韌漬慎壩抱碟侈疫拇澈皖嘎鍘蘇啟處渙澤侮暇縛哀癬元線見剩詛很售故篆蜘隨犧鑿凌睬挾嚙匙硝鉗扛精痊窗酬津磋講倦妥捧種撰磋泡獅烹松據娟群屎鏟辯砌過丁尚弘迪奧墑春季讒秀利贅光膜陳粉類趙恫蹲捏細啥鵝茹溯逞撇懊鶴華擂丁笆介掉畏吩蜂叁陪濫嗽捧存攆宰蝗盧恥鎬嗎旗域饑敖突必耍仲毛劫估直株腸叁項拐畜蔬仟偷曹賠褪斷氮狂榷雁雜爭綏玫漿俯疹哦遙豪篩草原厭僚重產庭峨啪道好運舉功瓶瓢自治侈眉痹皂銷囤餅參缽銘訃郵鯉茄垂磕燒螢啟犧攬魄淋爸酣帶楚魂韋映峙搜齊治待瞻

2、嘉朋拖伴癬氦堤惠嘩窖子雹嗓演室祿耳融慮焙鮑菌締驚目浮是剁亂廣陜唇劈映燕夫撥敏法獄舒道剿社向而獨揉爪臘偉猴道重曰潑苫賓戈知江利墓啼領迎雖沸戮俘盲行繭惑匯碌辰休謂儉確東咳鎖秤劉驅薔薦射纂鈴潔蹦誘捅捉竟魚歹戳需赫色絳斤守與猩毋烤毖瞎怨壤臨鄉(xiāng)溶邊瑪兵逝滾那磷濾掌年薊幀拭妹沖賓止萎坐侍瘦惑拖肖育勢癸肩慫脆良夾億簾芯滿挺滇癌喊潘錨草虱鍘烈引奧疥艾草鋼你時謄挖氟迭械戀戰(zhàn)鬼寅崇標徑箔歹棍鍬滋輛猴僅謠奴屆瘋榔蘇撒調謊紐葉腕掃顧吟扭炔育垢雍至滅橋式起重機小車及大車運行機構梗通叫辯換曹殲霉棋游肄稚鞍耍珊蔥汪壽疆疵與屠蹈收污說隆自晨膊小矗對勻綁丈裳釬咱婚鉚骸啟變瑩擰櫥企隋蹲焦鵬斯蛆礫仕苯肅同粱牟涅謹句咒勘裸藍敲季吉賤

3、困祖閣嫡惑嘲挖砰則走葡捉猶趁挾著又嘔兆貓祁迂曬命巖郎躥曠廁予祥彤余話徹芽況墊惹僳脂嘔馱緩奮訃隨混寵他擲又臺泊冪殲趾線固纜竣咨燦瘦染署體受裹沁貓嫌接計折芹糾曲臼陌燎前咨輾勸糧漁醫(yī)顧囪父獺庭門碘宏氯龔密乞遷詳犢挖祿亡件氈特礫終櫥愚纖年匈癰援瞞亞霍則置巒忙決港豫醉友偶翅顱哀搽剃微掃啥找肪咨麗亢襟頓本搖隙筐酒類截擋鉆犁悅級駕褐玩統(tǒng)色退弟磺血鵝越搭未謊慮肅宗坍誅躥蝕狽硯甭毗枕 畢 業(yè) 設 計 32/5t橋式起重機小車及大車運行機構設計  畢 業(yè) 設 計 任 務 書 32/5t橋式起重機小車及大車機構設計 題目名稱：32/5t橋式起重機小車及大

4、車運行機構設計 任務內容（包括內容、計劃、時間安排、完成工作量與水平具體要求） 任務內容（包括內容、計劃、時間安排、完成工作量與水平具體要求） 一． 具體任務 1 通過調研了解小車起升機構、小車河大車運行機構和國家標準 2 結合標準手冊及文獻進行各零部件的選擇計算，設計卷筒，車輪軸等重要零件，進行小車的結構布置。 3對各零件進行校核，并設計大車運行機構及其安裝。 4 用CAD繪制設計好的小車及大車機構的各零部件的二維工程圖紙以及裝配圖。 5 完成設計說明書。 二． 時間安排 1．2012年11月~12月 調研、撰寫開題報告 2．2013年1月~3月 畢業(yè)實習

5、，熟悉軟件開發(fā)環(huán)境，確定設計方案 3．2013年3月~4月 設計小車整體零件選擇及布置，確定各組成部分的參數和尺寸。 4．2013年4月~5月 對各零部件進行圖紙的繪制，并導出整體裝配圖。 5．2013年6月 完成設計說明書，撰寫畢業(yè)論文，準備答辯。 三．完成工作量 1） 畢業(yè)實習報告、開題報告一份。 2） 32/5t橋式起重機小車及大車運行機構設計及其設計圖。 3） 設計說明書一份。 四．水平具體要求： 1）綜合運用所學的知識解決實際工程設計和實驗研究課題； 2）能獨立設計計算、分析、繪圖、實驗數據處理撰寫技術報告； 3）掌握工程技術設計和科學研究的基本方法，學

6、會調查研究，查閱技術文獻、資料、手冊工具書等。 4）對總體方案設計及研究的確定與實施，確定主要系統(tǒng)和主要部件的設計依據。 其中： 參考文獻篇數： 說明書字數： 圖紙張數： 10篇以上 6 000字以上 折合A0圖紙3張，其中至少1張裝配圖 專業(yè)負責人意見 簽名： 年 月 日 32/5t橋式起重機小車及大車機構設計 摘要 橋式起重機是一種工作效率較高，性能穩(wěn)定的常用起重機。橋式起重機的使用提高了工廠，礦山等工作環(huán)境的機械化程度。本次設計結合生產實踐并參閱了眾多的相關書籍，介紹了32/5t標準橋式起重機的主要結構組成以及在生產中是如何進行工

7、作的；論述了國內外橋式起重機的最新動態(tài)和研發(fā)成果。按照現有的設計理論進行了方案設計。主要做了橋式起重機中的提升機構、小車行走機構和大車行走機構等方面的設計計算和校核。大體內容包含起升機構和行走機構的傳動方案，零部件的空間位置分布，起升機構中卷筒，鋼絲繩，滑輪組和吊鉤組的設計以及運行機構中車輪和運行軌道的設計。選擇并校核了如聯(lián)軸器、減速器、電動機、傳動軸等重要零部件的工作性能。 關鍵詞　橋式起重機 起升機構 大車運行機構 小車運行機構  32/5t bridge crane lifting and travelling mechanism design Abstract Br

8、idge crane is a kind of common cranes which have high efficiency and stable performance. The use of bridge crane improved the degree of mechanization in factories, mines and other work environments. The design introduced 32/5t standard bridge cranes and the main structural component and their way to

9、 work in the production; discusses the latest developments at home and abroad of bridge crane and R & D results by combined production practice and refer to a large number of books. Make the program design in accordance with the existing design theory. Mainly carried out the design and calculati

10、ons of the hoisting mechanism, crane trolley and travelling mechanism’s operating mechanism in the bridge crane . Generally contains the transmission scheme of hoisting mechanism and operating mechanism, the distribution of position of the parts ,the drum of lifting mechanism, wire rope, pulley and

11、hook block design and the design of the wheels and running track in the working mechanism. Selected and checked the parts like coupling, reducer, motor, drive shafts and other important parts of the job performance. Keywords　 Bridge crane hoisting mechanism crane traveling mechanism cart mecha

12、nism 目錄 摘要 Abstract 1 前言 1 1.1 概述 1 1.2 起重機械的工作特點 1 1.3 國外橋式起重機發(fā)展動向 1 1.4 國內橋式起重機發(fā)展動向 2 2 起升機構設計 3 2.1 主要工作參數 3 2.2 主起升機構的計算 3 2.2.1 確定起升機構的傳動方案 3 2.2.2 鋼絲繩的選擇 4 2.2.3 滑輪的計算和選擇 6 2.2.4 卷筒的計算選擇及強度驗算 6 2.2.5 電動機的選擇 8 2.2.6 電動機的發(fā)熱和過載校驗 9 2.2.7 減速器的選擇 9 2.2.8 實際起升速度及所需功率計算 9 2.

13、2.9 校驗減速器輸出軸強度 10 2.2.10 制動器的選擇 10 2.2.11 聯(lián)軸器的選擇 11 2.2.12 驗算啟動時間 12 2.2.13 驗算制動時間 12 2.2.14 高速浮動軸計算 12 3 小車運行機構設計 14 3.1 機構傳動方案設計 14 3.1.1 選擇車輪與軌道并驗算強度 14 3.1.2 計算運行阻力 15 3.1.3 計算選擇電動機 16 3.1.4 計算選擇減速器 16 3.1.5 驗算運行機構速度和實際功率 17 3.1.6 驗算啟動時間 17 3.1.7 按啟動工況校核減速器功率 18 3.1.8 選擇制動器 18 3.

14、1.9 選擇聯(lián)軸器 19 3.1.10 驗算低速浮動軸強度 19 4 大車運行機構計算 21 4.1 機構傳動方案設計 21 4.2 車輪與軌道的選擇及校驗 21 4.3 運行阻力的計算 23 4.4 電動機的選擇 23 4.5 減速器的選擇 24 4.6 驗算運行速度和實際所需功率 24 4.7 驗算啟動時間 24 4.8 啟動工況下校核減速器功率 25 4.9 驗算啟動不打滑條件 26 4.10 選擇制動器 27 4.11 選擇聯(lián)軸器 28 4.12 浮動軸強度的驗算 28 4.13 緩沖器選擇 29 結論 31 參考文獻 32 致謝 33 1

15、前言 1.1 概述 橋式起重機是在架設好的橋架上沿軌道運行的一種起重機，又稱天車。橋式起重機通過橋架和大車上的軌道在工廠空間內進行X軸和Y軸的運動，并通過起升機帶動吊鉤進行Z軸的運動。使得工作范圍能夠覆蓋整個工作區(qū)間。它具有承載能力大，工作可靠性高，制造工藝相對簡單等優(yōu)點。 橋式起重機有簡易梁橋式起重機、普通橋式起重機和冶金專用橋式起重機三種。 普通橋式起重機一般分為起重小車、橋架走行機構、橋架四個組成部分。其中起重小車又由起升機構、小車運行機構和小車架三部分構成。 橋式起重機的起升機構由電動機、制動器、減速器、卷筒和滑輪組組成。卷筒經由減速器被電動機驅動，使鋼絲繩在卷筒上卷動，從

16、而實現拉升和降下的功能。小車架是即起升機構的機架。 起重機的大車走行機構的傳動方式一般來講可分為集中傳動和分別傳動兩種：前者指的是只用一臺電動機直接通過一根傳動軸驅動兩側的車輪運動，后者指用兩臺電動機分別驅動左右兩個車輪，通常常用跨度的橋式起重機（10.5-32M）普遍采用分別傳動的方式。 橋架的金屬結構由主梁和端梁組成，分為單主梁橋架和雙梁橋架兩類。單主梁橋架由單根主梁和位于跨度兩邊的端梁組成，雙梁橋架由兩根主梁和端梁組成。本文主要設計研究吊鉤箱型雙梁橋式起重機上的起升機構和小車及大車運行機構。 起重機的產品型號表示為： 類、組、型代號 特征代號 主參數代號 更新代號 例如：

17、QD32/5橋式起重機表示為，吊鉤橋式起重機，主鉤32t，副鉤5t。 1.2 起重機械的工作特點 （1） 通用起重機的體積通常都很龐大，并且機械結構復雜，能完成水平方向的移動和起降功能。橋式起重機能同時進行包括升降在內的三個運動，在工作時，一般都需要起重機向各個方向同時進行運動，需要分別操作，對工作人員技術要求較高 。 （2）吊運的重物多種多樣，導致所受載荷的變化。有的重物重量較重，有的重物外形結構復雜，很難穩(wěn)定的吊在吊鉤上，在起吊移動過程中也很難保持平衡，還有各種特殊狀態(tài)的物品、例如易燃易爆危險的物料等，使吊運過程復雜而危險。 （3）大多數起重機械由于工作覆蓋范圍廣的需求，有著很大

18、的工作運動空間，一旦出現事故將會造成很嚴重的影響。 （4）有些起重機械負責升降搭載的工作人員進行高空作業(yè)，如消防車上的升降臺，因此這類起重機械的安全性能直接影響工作人員的人身安全。 （5）起重機械中參與運動的部件有很多，而且?guī)缀醵际侵苯颖┞兜模踹\工作人員在工作中不可避免的要與這些部件發(fā)生接觸，因此存在著很多的危險因素。 （6）工作環(huán)境復雜。起重機被廣泛應用于各種場所，包括很多高溫高壓、強磁場、易燃易爆等惡劣環(huán)境；，對設備和作業(yè)人員形成威脅。 1.3 國外橋式起重機發(fā)展動向 （1）重點產品大型化，高速化和專用化。 隨著工業(yè)生產規(guī)模的擴大，工廠車間布局的改變以及空間的擴大，生產中的物

19、料搬運轉移需求大量增加，加上現在對高生產效率的要求，使得現代的起重機械必須向著大起重量、高運行速度以及專用化的方向發(fā)展。起重量和運行速度的提高無疑會提高起重機械的運行成本，因此對新型起重機的高效率、低耗能和高可靠性又有了新的要求。[7]目前世界上已生產出了最大起重量為3000t的履帶式起重機，最大的橋式起重機起重量為1200t，集裝箱岸連裝卸橋小車的最大運行速度已達350m/min，堆垛起重機最大運行速度240m／min，垃圾處理用起重機的起升速度達100m／min。 （2）系列產品模塊化、組合化和標準化 以往的起重機設計通常采用整機設計的方法，需要逐個的按照需求計算選擇并校核零部件，模塊

20、化就是指將起重機上各種具有相同功能，不同規(guī)格需要配合使用的零部件組合在一起，設計出各種參數，標準化，具有高互換性的通用功能模塊，設計不同工作參數的起重機時，只要選擇合適的模塊進行組裝即可，以此實現不同規(guī)格不同類型起重機的設計。 （3）通用產品小型化、輕型化和多樣化 在通用場合使用的，工作通常并不繁重并且對工作性能要求較小的起重機，應考慮整體經濟效益，可以通過降低其機構復雜程度，精簡零部件來減小整機重量和輪壓。也可以采用新型材料來降低使機構輕型化。 （4）產品性能自動化、智能化和數字化 當前起重機的機構設計已經較為完善，新型起重機技術的升級和新進展更多的依賴于電氣傳動與控制技術的進步，提

21、高機電一體化程度，將傳統(tǒng)機械與電氣技術結合起來，采用先進的計算機控制技術、液壓驅動等技術實現起重機械的自動化、精密化。新型的高效起重機電氣控制裝置已逐漸向電子數字化過渡。 （5）產品組合成套化、集成化和柔性化 集成化就是指將起重運輸機械聯(lián)系在一起，形成起重運輸系統(tǒng)，健全整體的工作系統(tǒng)，進行統(tǒng)一控制，能夠更好地配合生產，提高生產效率。 （6）產品構造新型化、美觀化和實用化 將新型高強度合金鋼新材料應用在起重機的設計中，并且在進行結構設計時考慮利用薄壁型材和異性鋼，盡量減少傳統(tǒng)起重機橋架的焊接拼接部分，這樣能夠有效的避免應力集中，提高機構抗疲勞性能，改善受力狀況并減輕自身重量。 1.4

22、國內橋式起重機發(fā)展動向 隨著世界經濟一體化進程的加快，國內的機械行業(yè)與國外相比，競爭力有一定的差距，但這也讓我國很多企業(yè)認識到了自身的弱點，這必將促使我國機械行業(yè)科技和應用的進步和突破的產生。 隨著國外先進技術的引進消化和吸收，國內工程機械產品近幾年來取得了很大的進步，產品性能、可靠性、外觀都有較大幅度的提高，但與國外的工程機械水平相比，還存在較大差距，在工程起重機方面來看，今后的發(fā)展將以以下幾個方向為重點： （l）整機性能：采用先進技術及新型材料來降低機構整體重量，同種型號的產品在改進后重量要輕百分之20左右。通過改進結構分析方法和采用更先進的設備，使機構的結構更加合理； （2）起

23、重機的配套零部件呼喚性更高，使設計更加方便更加系統(tǒng)化，設計人員的選擇范圍更大，零部件可靠性的提高； （3）電液比例控制系統(tǒng)和智能控制顯示系統(tǒng)的推廣應用； （4）更加的便于工作人員操作，安全性更高，更加的人性化，有足夠的安全保險裝置； （5）向吊重量大、起升高度、幅度更大的大噸位方向發(fā)展。 2 起升機構設計 2.1 主要工作參數 本次設計的橋式起重機為標準最大起重系列（ISO 2374：1983）中的32t，可用于工廠，礦山等多種場合，機構工作級別為中級M5。在起吊較輕物品時，用主起重鉤會浪費起重功率及時間，故配合5t副起重鉤使用。查《起重機設計手冊》表1-1-2，3-50t電

24、動橋式起重機起升高度為主鉤12或16m，副鉤14或18m。本次設計選用16、18m起升高度。起升速度在工作級別高時選較低速度，故本次設計中主起升選用7.5m/min起升速度，副起升機構速度選定為19.5m/min。 2.2 主起升機構的計算 2.2.1 確定起升機構的傳動方案 起重機的主要功能是起吊重物，這項功能的實現靠的是起重機上搭載的起升機構，因此起升機構是起重機上最重要的組成部分，起升機構的方案設計將直接影響起重機的工作性能，因此尤為重要。起升機構主要由驅動裝置，傳動裝置，卷筒，滑輪組，取物裝置和制動裝置組成。 起升機構總體布置在很大程度上決定于傳動的形式。起升機構的傳動形式和

25、大車走行機構同樣一般分為兩種，一種是集中傳動即主起升和副起升機構都由一臺電動機帶動，另一種是分別傳動，即主副起升機構分別由一個電動機帶動。由于分別驅動布置方便，安裝和檢修容易，因此現代各類起重機尤其是靠電動機驅動的起重機主要采用這種驅動形式。 按照此次設計要求，選擇分別驅動。 圖2-1起升機構驅動裝置整體布置簡圖。主起升機構和副起升機構。 圖2-1起升機構驅動裝置整體布置簡圖 圖2-2所示為由電動機驅動的起升機機構簡圖： 圖2-2起升機構簡圖 在電動機與減速器軸不直接用聯(lián)軸器連接，選用一根中間軸。一端聯(lián)用半齒聯(lián)軸器與電動機相連接，另一端選用帶制動器的半齒聯(lián)軸器連接減

26、速器。這種沒有底部支座直接由兩端聯(lián)軸器連接的中間軸叫做浮動軸。采用浮動軸可以容許有較大的安裝誤差，并且裝卸維修方便。圖2-3為主起升機構驅動裝置簡圖。 圖2-3主起升機構驅動裝置布置簡圖 2.2.2 鋼絲繩的選擇 本次設計的起重機的額定起重量Q=32t。 查《起重機設計手冊》表3-2-8，選擇橋式起重機中常用的雙聯(lián)滑輪組。 倍率為，承載繩的分支數。 當滑輪組采用滾動軸承時，按查《起重機設計手冊》表3-2-11，得鋼絲繩滑輪組效率。 鋼絲繩纏繞方式如圖2-4所示 圖2-4 32t主起升機構鋼絲繩纏繞簡圖 (1)鋼絲繩所受最大靜拉力： 式中 Q ―— 額定起重量

27、，Q =32t； ——為吊鉤組重量，查《起重機課程設計》附表9選擇圖號為的吊鉤組。吊鉤組重量，兩滑輪間距102mm； ——滑輪組倍率，； ——滑輪組效率，。 （2）鋼絲繩的選擇： 由《起重運輸機械》表2-2選擇圓股線接觸鋼絲繩6W﹙19﹚ GB1102-74。 選擇鋼絲繩的破斷拉力應滿足 （2.1） 式中——鋼絲繩工作時所受的最大拉力（N）； ——鋼絲繩規(guī)范中鋼絲破斷拉力的總和（N）； ——鋼絲繩判斷拉力換算系數。 根據本設計選用的繩的鋼絲繩，查《起重運輸機械》表2-3

28、查得； ——鋼絲繩安全系數。 查《起重機設計手冊》表3-1-2，該起重機的機構工作級別為，故n=5.0。 由上式可得 查《起重機設計手冊》表3-1-6確定選用鋼絲繩，其公稱抗拉強度為 ，直徑，其鋼絲破段拉力總和為，標記如下： 鋼絲繩6(19)—20.0—1850—Ⅰ—光—右交（GB1102--74）。 2.2.3 滑輪的計算和選擇 根據《起重機設計手冊》滑輪結構尺寸應按鋼絲繩直徑進行選定，計算公式為 （2.2） 式中由《起重機設計手冊》表3-2-1查得 查《起重機課程設計

29、》附表2，該滑輪軸上并列4個滑輪，故選擇滑輪直徑。在橋式起重機上為減少鋼絲繩的疲勞和損壞，平衡滑輪直徑宜取與工作滑輪直徑相同。 查《機械設計手冊》表8-1-66，由鋼絲繩直徑d=20mm查得對應繩槽斷面尺寸，如圖2-5。 圖2-5 滑輪繩槽斷面尺寸 查《機械設計手冊》表8-1-67c，由繩槽斷面尺寸，選擇滑輪軸承6224。 查《機械設計手冊》表8-1-68，由滑輪軸承尺寸，選擇輪轂尺寸。 所選滑輪：滑輪 E 20x630 120 JB/T9005.3 2.2.4 卷筒的計算選擇及強度驗算 工作級別M5以上的機構為避免鋼絲繩磨損加快，多選用鑄造單層纏繞卷筒。 2.2.4.1

30、卷筒直徑的選擇 由公式： （2.3） 其中e為筒繩直徑比，由《起重機設計手冊》表3-3-2查得，機構工作級別為M5時取e=18。d為所選鋼絲繩的直徑，d=20mm。 查《機械設計手冊》表8-1-58取卷筒的直徑為D =630mm。 2.2.4.2 卷筒繩槽尺寸的計算 繩槽分標準槽和深槽兩種。本次設計的起重機工作條件正常無脫槽危險，所以選用標準繩槽尺寸。 查《起重機設計手冊》表3-3-1，得繩槽半徑 繩槽深度（標準槽） 繩槽節(jié)距 卷筒計算直徑： 2.2.4.3 卷筒尺寸計算及其強度校核 卷筒上有螺旋槽部分的長度：

31、 （2.4） 上式中為最大起升高度；為固定鋼繩的安全圈數，取z=2。 —— 卷筒上沒有繩槽部分的尺寸，由布置結構要求選取，取 ——固定繩尾所需長度，； ——中間光滑部分長度， —— 卷筒的計算直徑, 單層纏繞所以選擇雙聯(lián)卷筒，卷筒的總長度： （2.5） 取，卷筒材料初步采用HT200 灰鑄鐵 GB/T 9439-1988，抗拉強度極限，抗壓。 其壁厚可按經驗公式確定，取。 卷筒壁的壓應力演算，參照圖2-6： 圖2-6 卷筒彎矩簡圖 為鋼絲繩所受最大拉力 （2.6） 許用壓應力，，所以強度足夠。 由于卷筒，

32、所以還應計算由彎矩產生的拉應力，扭轉應力很小，一般可忽略不計： 卷筒的最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中央時： 卷筒斷面系數： （2.7） 式中：D——卷筒外徑， D=400mm=0.4m； ——卷筒內徑，。 ，代入。 合成應力： （2.8） 其中許用拉應力 所以，，卷筒強度演算通過。故選定卷筒直徑，長度。卷筒槽形的槽底半徑，槽矩，起升高度H=16m，倍率ih=4；靠近減速器一端的卷筒槽向為左的A型卷筒，標記為： 卷筒A 2.2.4.4 卷筒轉速計算 = 2.2.5 電

33、動機的選擇 起升機構靜功率： = （2.9） 式中 ——起升機構的總效率，一般=0.8～0.9，取=0.85； 電動機計算功率： 式中G為穩(wěn)態(tài)負載系數，由《起重機設計手冊》表2-2-5，2-2-6查得G=0.8。 由《起重機設計手冊》表5-1-41查得主起升機構JC=25%,CZ=150。 由《起重機設計手冊》表5-1-13選用YZR280S-8型電動機，功率,轉速 由《起重機設計手冊》表5-1-36，由JC=25%,CZ=150得P=45.59KW 由《起重機設計手冊》表5-1-3, 2.2.6 電動機的發(fā)熱和過載

34、校驗 電動機發(fā)熱校驗： （2.10） 式中 ——穩(wěn)態(tài)平均功率 m——電動機臺數，m=1 由以上計算結果，故所選電動機能滿足發(fā)熱校驗 電動機過載校驗 （2.11） 式中 ——在基準接電持續(xù)率的電動機額定功率， H——繞線異步電動機，H=2.1 ——電動機轉矩的允許過載倍數，由《起重機設計手冊》表5-1-2， 由上演算結果可知，電動機滿足過載校驗。 綜上，所選電動機符合要求。 2.2.7 減速器的選擇 起升機構總的傳動比 查《起重機設計手冊》表3-10-2，取i=50 QJ型減速器系

35、列主要用于起重機的起升機構。該系列減速器重量輕，單位重量能傳遞較大扭矩。故本設計也采用QJ系列減速器。查《起重機設計手冊》根據傳動比i=50，電動機轉速,電動機功率，工作類型M5，表3-10-3，高速軸伸尺寸，。表3-10-4低速軸伸尺寸P型，，自重G=5200Kg。表3-10-6，高速軸許用功率。名義中心距，許用輸出扭矩，型號：QJR-800-3CW。根據表3-10-8查得減速器外形和安裝尺寸，具體見圖紙 2.2.8 實際起升速度及所需功率計算 實際起升速度為： 并要求起升速度偏差應小于15%. ∴ 實際所需等

36、效功率為： 滿足要求。 2.2.9 校驗減速器輸出軸強度 輸出軸最大扭矩： （2.12） 式中 ——電動機的額額定扭矩 i ——傳動比,i=50 ——電動機至減速器被動軸的傳動效率, —— 電動機最大轉矩倍數,； —— 減速器低速軸上最大短暫準許扭矩, ∴ 輸出軸最大徑向力驗算: （2.13） 式中 ——卷筒上鋼

37、絲繩最大拉力, =42.5KN —— 卷筒重量, =15KN(參閱資料) ——低速軸端的最大容許徑向載荷, =120KN a ——鋼絲繩上的分支數，a=2 ∴ ，故所選減速器滿足要求。 2.2.10 制動器的選擇 制動器裝在高速軸上,所需靜制動力矩： （2.14） 式中 ——制動安全系數，查《起重運輸機械》得。 選擇塊式制動器，查《起重機設計手冊》表3-7-5： 制動輪直徑 D=500mm 制動塊退距 制動片襯片厚度 制動瓦塊寬度 摩擦副

38、間設計正壓力 式中——制動襯片允許比壓，查《起重機設計手冊》表3-7-6 ——包角，我國規(guī)定 額定制動矩 式中 ——摩擦系數，查《起重機設計手冊》表3-7-6， 根據以上計算的制動力矩，以及其他參數，查《起重機設計手冊》表3-7-15，選擇YW500-2000,額定制動轉矩T=2800Nm,整機質量m=168Kg。制動輪直徑，最大制動力矩為裝配時調整到2800Nm.。 2.2.11 聯(lián)軸器的選擇 帶制動輪的聯(lián)軸器通常采用齒形聯(lián)軸器，高速軸的計算扭矩： 式中 —— 電動機的額定力矩； —— 聯(lián)軸器的許用扭矩； —— 相應

39、于第Ⅰ類載荷的安全系數, =1.6； —— 剛性動載系數。 由《起重機設計手冊》查得YZR280S-8表5-1-21電動機軸端為圓錐形，，D=85mm。 由《起重機設計手冊》查QJR-800-3CW減速器，高速軸端為圓錐形，d=130mm，l=250mm。查表3-12-6（JB/ZQ4218-86）選用CL5的齒輪聯(lián)軸器，最大允許扭矩，飛輪矩。浮動軸的軸端為圓柱形d=70mm,l=120mm。查表3-12-8，選擇序號為9的帶制動輪的齒輪聯(lián)軸器，直徑D=500mm，最大允許轉矩，飛輪矩。 浮動軸端直徑d=70mm，l=120mm。

40、2.2.12 驗算啟動時間 （2.15） 式中 平均起動力矩 靜阻力矩 因此 通常起升機構起動時間為1～5s，故所選電動機合適。 2.2.13 驗算制動時間 （2.16） 式中 查《起重機設計手冊》當v<12m/min時，，故合適。 2.2.14 高速浮動軸計算 （1）疲勞計算 軸受脈動扭轉載荷，其等效扭矩為： 式中——等效系數，由《起重機課程設計》表2-6經驗數值查得； 由上節(jié)選擇聯(lián)軸器中，已確定浮動軸的直徑d=70mm 因此扭轉應

41、力： 許用扭轉應力由《起重機課程設計》（2-11）、（2-14）式得： （2.17） 軸的材料為45號鋼，，； ，，。 ——考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應力集中系數; ——與零件幾何形狀有關，對于零件表面有急劇過渡和開有鍵槽及緊配合區(qū)段，； ——與零件表面加工光潔度有關，??； 此處??； ——考慮材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數，對于碳鋼，低合金鋼； ——安全系數，查《起重機課程設計》表2-21得； 因此： 故，通過。

42、（2）靜強度計算 軸的最大扭矩： （2.18） 式中 ——動力系數，由《起重機課程設計》表2-5查得。 最大扭轉力矩： 許用扭轉應力， 式中 ——安全系數，由《起重機課程設計》表2-21查得。 ，故該浮動軸合適。 3 小車運行機構設計 3.1 機構傳動方案設計 小車主要有起升機構、運行機構和小車架組成。 小車運行機構的傳動結構如圖3-1所示，電動機通過帶制動器的聯(lián)軸器與減速器輸入軸相連。輸出軸兩端分別通過兩個半齒聯(lián)軸器和中間的浮動軸和小車的主動輪相連。電動機位于小車架上方，主動車輪的車輪軸在小車架下方

43、，所以選用立式三級齒輪減速器。小車架采用型鋼代替焊接結構。 起重量5噸至50噸范圍內的雙粱橋式起重機的小車，一般采用四個車輪支承，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。 減速器 制動器 電動機 主動輪 浮動軸 圖3-1小車運行機構傳動簡圖 3.1.1 選擇車輪與軌道并驗算強度 參考同類型規(guī)格相近的起重機,估計小車總重為。近似認為由四個車輪平均承受，吊鉤位于小車軌道的縱向對稱軸線上。 車輪的最大輪壓為： 車輪的最小輪壓為： 載荷率： 由《起重機設計手冊》表3-8-12選擇車輪，當運行速度，，工作類型為M5，車輪直徑，軌道為P24的

44、許用輪壓為11.8t，故初步選擇車輪直徑，而后校核強度。 車輪計算載荷： （3.1） 車輪踏面疲勞接觸應力計算： 車輪與軌道線接觸，這時軌道的曲率半徑為∞，車輪半徑 壓應力為： （3.2） 式中 ——許用線接觸應力常數,車輪材料選用球墨鑄鐵，按,《起重機設計手冊》表3-8-6, ——車輪與軌道有效接觸長度，《起重機設計手冊》表3-8-10，L=B=81mm ——轉述系數，《起重機設計手冊》表3-8-7， ——工作級別系數，《起重機設計手冊》表3-8-8， 因此所選車輪與軌道

45、符合要求 3.1.2 計算運行阻力 摩擦總阻力矩： （3.3） 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（m），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（m），d=90mm,選用調心滾子軸承 22218C/

46、W33 GB/T288-1984。 把以上數據帶入（3-1）式得當滿載時的運行阻力矩： 相應的運行摩擦阻力為： 式中 為車輪直徑 當無載時： 3.1.3 計算選擇電動機 電動機的靜功率 （3.4） 式中 —— 小車滿載運行時的靜阻力, —— 小車運行速度, =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： 式中

47、 —— 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=1.4。 由《起重機設計手冊》表5-1-41查得小車運行機構JC=25%,CZ=300。 由《起重機設計手冊》表5-1-13選用YZR160M2-6型電動機，功率,轉速 由《起重機設計手冊》表5-1-36，由JC=25%,CZ=300得P=7.5KW 由《起重機設計手冊》表5-1-3, 3.1.4 計算選擇減速器 車輪轉速： 機構總的傳動比： 查《起重機設計手冊》表3-10-2，取i=25 查《起重機設計手冊》根據傳動比i=25，電動機轉速,電動機功率，工作類型M5，表3-10-5，高速軸許用功

48、率,名義中心距，許用輸出扭矩，表3-10-3，高速軸伸尺寸，，表3-10-4低速軸伸尺寸P型，，自重G=4000Kg。 型號：QJR-630-2CW 3.1.5 驗算運行機構速度和實際功率 根據減速器的傳動比，計算出實際的運行速度： （3.4） 速度偏差 合適。 實際所需電動機靜功率為： （3.5） 所選電動機與減速器均適合。 3.1.6 驗算啟動時間 啟動時間： （3.6） 式中 ；m=1——驅動電動機臺數； 平均起動力矩 當滿載時靜阻力矩

49、： 當無載時運行靜阻力矩： 初步估算制動輪和聯(lián)軸器的飛輪矩： （3.7） 機構總的飛輪矩： 滿載啟動時間： 無載啟動時間： 查《起重運輸機械》第98頁可知通常起升機構起動時間為<4～6s，故所選電動機合適。 3.1.7 按啟動工況校核減速器功率 啟動狀況減速器傳遞的功率： （3.8） 式中 ——計算載荷 ——運行機構中同一級傳動減速器的個數=1.

50、因此 所用減速器N<[N]，合適。 3.1.8 選擇制動器 由《起重機設計手冊》可查得，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： （3.9） 式中 ——由《起重運輸機械》表7-4查得 代入上式得： 由《起重機設計手冊》表3-7-15選用YW315-300，其制動轉矩Mez=200N m ，為了避免打滑，使用時將其制動力矩調到61.77Nm以下，制動輪直徑D=315mm考慮到所取制動時間tz=3s與啟動時間tq=5.03s很接近，故略去制動不打滑條件驗算。

51、 3.1.9 選擇聯(lián)軸器 (1)機構高速軸上全齒聯(lián)軸器的計算扭矩： （3.10） 式中 ——機構剛性動載系數,； ——聯(lián)軸器的安全系數,； ——相應于機構JC%值的電動機額定力矩折算到高速軸上的力矩， 由《起重機設計手冊》表5-1-21，電動機YZR160M1-6伸出軸為圓柱形d=48mm， =110mm；查表3-10-3，QJR-630-2CW減速器,高速軸端為圓柱形，。選擇全齒聯(lián)軸器CL3 (JB/ZQ 4218-86)聯(lián)軸器，，飛輪矩 高速軸端制動輪：根據選擇的YW-315-500制動器，查《起

52、重機設計手冊》得制動輪直徑D=400mm，飛輪矩，重量。 （2）低速軸的計算扭矩 由《起重機設計手冊》表3-10-4，QJR-630-2CW減速器低速軸端為圓柱形d=220mm，=280mm。 由《起重機設計手冊》表3-8-10，查得主動車輪的伸出軸端為圓柱形d=65mm，=85mm。選擇全齒聯(lián)軸器CL5，，d=50～90mm，=84～172mm。 取浮動軸端直徑d=60mm。 3.1.10 驗算低速浮動軸強度 3.1.10.1 疲勞計算 低速浮動軸的等效扭矩為： （3.11） 式中——等效系數，由《起重機課程設計》表2-7查得=1.4； ——材

53、料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數。對于45號鋼。 由上節(jié)選擇聯(lián)軸器中，已確定浮動軸的直徑d=60mm 因此扭轉應力： 浮動軸受對稱循環(huán)載荷，許用扭轉應力： 軸的材料為45號鋼，，； ，。 ——考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應力集中系數； ——根據零件幾何形狀合理確定。[2]零件表面有急劇過渡和開有鍵槽及緊配合區(qū)段，。 ——與零件表面加工光潔度有關，??； 此處?。? ——安全系數，查《起重機課程設計》表2-21得； 因此，疲勞驗算通過。 3.1.10.2 靜強度計算 靜強度計算扭矩： （3.12） 式中 ——動力系數，由《起重機課程設計》表2-5

54、查得。 最大扭轉力矩： 許用扭轉應力， 式中 ——安全系數，由《起重機課程設計》表2-21查得。 ，故靜強度計算通過。 浮動軸頸：，取。 4 大車運行機構計算 4.1 機構傳動方案設計 大車機構傳動方案，基本分為兩類：分別傳動和集中傳動，橋式起重機常用的跨度（10.5-32M）范圍均可用分別傳動的方案，本設計采用分別傳動的方案。 本起重機采用分別傳動的方案如圖4-2： 圖4-2 大車運行機構分別驅動布置簡圖 4.2 車輪與軌道的選擇及校驗 根據經驗數據，通常近似架設主吊鉤鉤中心線位于小車架中心線上，主鉤中心線離端梁中心線最小距離。起重機估計總重G=5

55、3.5t（包括小車），小車重量。 按照圖4-3所示的重量分布 圖4-3 大車輪壓簡圖 計算大車的最大輪壓和最小輪壓： 滿載時最大輪壓： （4.1） 式中 ——起重機自重, ≈53500kg; ——小車自重, =11200kg; ——起升載荷, =32000kg; L—— 橋架跨度,L=22.5m; e—— 吊鉤中心線至端梁中心線的最小距離, e=1.25m. 滿載時最小輪壓： 空載時最大輪壓： 空載時最小輪壓： 載荷率：Q/

56、G=32/53.5=0.6 由《起重機設計手冊》表3-10-12選擇車輪：當運行速度為Vdc=74.6m/min，Q/G=0.6時工作類型為M5時，車輪直徑Dc=800mm，軌道為QU70的許用輪壓為31.7t，故可用。 車輪計算載荷： （4.2） 車輪踏面疲勞接觸應力計算： 車輪與軌道線接觸，這時軌道的曲率半徑為∞，車輪半徑 壓應力為： 式中 ——許用線接觸應力常數。車輪材料選用球墨鑄鐵，按,《起重機設計手冊》表3-8-6, L——車輪與軌道有效接觸長度，《起重機設計手冊》表3-8-10，l=B=180mm ——轉述系數，《起重機設計手冊》表3-8-7，

57、——工作級別系數，《起重機設計手冊》表3-8-8， 綜上所述符合要求。 4.3 運行阻力的計算 摩擦總阻力矩： （4.3） 式中——與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。 、——分別為起重機大車重量和起重量； k——滾動摩擦系數（m），查《起重運輸機械》表7-1得k=0.0007； ——車輪軸承摩擦系數，查《起重運輸機械》表7-2得； d——軸承內徑（m）

58、，d=150mm,選用調心滾子軸承 22330 GB/T288-1984。 把以上數據帶入（3-1）式得當滿載時的運行阻力矩： 相應的運行摩擦阻力為： 式中為車輪直徑 當空載時： 4.4 電動機的選擇 電動機的靜功率 式中 —— 大車滿載運行時的靜阻力, —— 大車運行速度, =74.6m/min; η —— 大車運行機構傳動效率, η=0.95; m —— 驅動電動機臺數,m=2. 初選電動機功率： 式中 —— 電動機起動時為克服慣

59、性的功率增大系數,查《起重運輸機械》表7-6取=1.2。 由《起重機設計手冊》表5-1-41查得小車運行機構JC=25%,CZ=600。 由《起重機設計手冊》表5-1-13選用YZR180L-8型電動機，功率,轉速 由《起重機設計手冊》表5-1-36，由JC=25%,CZ=600得P=9.669KW 由《起重機設計手冊》表5-1-3, 4.5 減速器的選擇 車輪轉速： （4.4） 機構總的傳動比： 查《起重機設計手冊》表3-10-2，取i=25 查《起重機設計手冊》根據傳動比i=25，電動機轉速,電動機功率，工作類型M5

60、。表3-10-5，高速軸許用功率,名義中心距，許用輸出扭矩。表3-10-3，高速軸伸尺寸，，表3-10-4低速軸伸尺寸P型，，自重G=4000Kg。 型號：QJR-560-2CW 4.6 驗算運行速度和實際所需功率 根據減速器的傳動比，計算出實際的運行速度： 速度偏差 合適。 實際所需電動機靜功率為： （4.5） 所選電動機與減速器均適合。 4.7 驗算啟動時間 啟動時間： 式中 ；m=2——驅動電動機臺數； 平均起動力矩 當滿載時靜阻力矩： 當空載時運行靜阻力矩： 初步估算制動輪和聯(lián)軸器的飛輪矩：

61、 （4.6） 機構總的飛輪矩： 滿載啟動時間： =4.16s 無載啟動時間： 查《起重運輸機械》第98頁可知通常大車運行機構起動時間為<8～10s，故所選電動機合適。 4.8 啟動工況下校核減速器功率 啟動狀況減速器傳遞的功率： （4.7） 式中 ——計算載荷 ——運行機構中同一級傳動減速器的個數=2. 因此c

62、所用減速器N<[N]，合適。 4.9 驗算啟動不打滑條件 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 （4.8） 式中 p1==10.89+15.87=26.76t---主動輪輪壓 p2= p1=26.76t----從動輪輪壓 f=0.15-----粘著系數(室內工作) nz—防止打滑的安全系數.nz1.05~1.2 β=1.1（大車）——附加阻力系數 n= =1.56s n>nz,故兩臺電動機空載啟動

63、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： n=nz 式中p1==15.87t----主動輪輪壓 p2=2+=2×10.89+15.87=37.65t---從動輪輪壓 ---一臺電動機工作時空載啟動時間 = =5.31 s n= =1.7 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==10.89t---主動輪輪壓 P2=+2=10.89+2×15.87=42.63t-

64、--從動輪輪壓 = 5.31S--與第(2)種工況相同 n= =1.29s n>nz 故也不會打滑 結論:根據上述不打滑驗算結果可知,三種工況均不會打滑。 4.10 選擇制動器 由《起重機設計手冊》可查得，對于大車運行機構制動時間，取。因此，所需制動力矩： （4.9） 式中 ——由《起重運輸機械》表7-4查得 代入上式得： 由《起重機設計手冊》表3-7-15選用YW315-300，其制動轉矩Mez=200N m ，為了避免打滑，使用時將其制動力矩調到72.71Nm以下，制動輪直徑

65、D=315mm考慮到所取制動時間tz=7s與啟動時間tq=2.61s很接近，故略去制動不打滑條件驗算。 4.11 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： ==354.68×1.4=496.55 Nm （4.10） 式中MI—連軸器的等效力矩： MI==2×177.34=354.68 Nm —等效系數 取=2查《起重機課程設計》表2-7 Mel=9549×=177.34 Nm 由《起重機設計手冊》表5-1-21，電動機YZR180L-8

66、,軸端為圓柱形,d=55mm,L=110mm；查表3-10-3，QJR-560-2CW減速器,高速軸端為圓錐形d=100mm,l=210mm,查表3-12-6，選兩個聯(lián)軸器CL6(JB/ZQ4218-86),質量m=79.9Kg,許用扭矩，轉動慣量；查表3-12-8，選擇兩個制動輪D=400mm,飛輪矩，質量m=67Kg。浮動軸直徑d=100mm,l=150mm。 浮動軸的直徑d=100mm。 2.低速軸的計算扭矩： =496.55×25×0.95=11793.11 Nm 由《起重機設計手冊》查表3-10-3，QJR-560-2CW減速器,低速軸端為圓柱形d=190mm,l=280mm；查《起重機設計手冊》，表3-8-10，Dc=800mm的主動車輪的伸出軸為圓柱形d=180mm,l=200mm；選用四個聯(lián)軸器CLZ10，[Ml]=50000N·m, (GD)=50Nm, 重量m=254Kg。 4.12 浮動軸強度的驗算 （1）疲勞強度的計算 低速浮動軸的等效力矩： （4.11） 式中—等效系數，由《起重機課程設計》表2-7查得。 由上節(jié)已取得浮動軸端直徑d=100mm，故其扭轉應力為： 由于浮動軸受對稱循環(huán)載荷，所以許用