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南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） i16t/22m 箱型單主梁龍門起重機設計摘要：門式起重機(簡稱門機)是我國國民經(jīng)濟發(fā)展必不可少的設備。本文為了滿足鐵路搬運物品的需要，設計了這臺 16t/22m 的箱型單主梁門式起重機，并通過合理選型設計，使其具有結構形式簡單實用，使用操作方便，維護保養(yǎng)簡便等特點。根據(jù) 門式起重機的設計方法，主要對起重機的主梁、支腿、端梁、小車及運行機構進行了設計計算。關鍵詞：箱型，單主梁，門機南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） ii16t/22m single box girder gantry crane designAbstract Gnarty crnae is absolutely necessarily equipment in our national development of economy. In order to meet the need of railway handling items, design the 16t / 22m box -single-main-girder of gnarty cranes, and through the reasonable selection of the design, make its structure is simple and practical, use convenient operation and maintenance, etc. According to the gnarty crane design method,had been design and calculation main point to the crane girders, leg, cars and operation mechanism.Keywords: box, single-main-girder, gnarty cranes南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） iii目 錄1 緒 論 .11.1 門式起重機的應用 .11.2 門式起重機的分類 .11.3 起重機的發(fā)展趨勢及 我國起重機發(fā)展水平 .21.4 本課題使用的設計方法 .22 設計參數(shù)的確定 .42.1 已知參數(shù) .42.2 其它參數(shù)的確定 .43 起重小車的設計計算 .73.1 起升機構的設計 .73.2 小車運行機構的設計 224 門架的設計 計算 .324.1 確定門架主要尺寸 324.2 門架的計算載荷 354.3 門架的內力計算 384.4 門架的強度驗算 524.5 門架的剛度驗算 554.6 門架的穩(wěn)定性驗算 565 大車運行機構的設 計計算 .595.1 大車輪壓的計算 59南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） iv5.2 車輪與軌道的選擇與計算 625.3 運行阻力的計算 625.4 選擇電動機 645.5 選擇減速器 645.6 選擇聯(lián)軸器 655.7 電動機的驗算 655.8 減速器的驗算 675.9 選擇制動器 675.10 啟動和制動打滑驗算 .68參考文獻 69謝 辭 70附 錄 71南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 1 頁，共 88 頁1 緒論1.1 門式起重機的應用門式起重機又稱龍門起重機，是露天物料搬運廣泛采用的大型裝卸機械，它與其它類型起重機相比，具有起重量大，作業(yè)空間大，貨場面積利用率高，裝卸效率高，基建投資少，運行成本低等優(yōu)點。因此，門式起重機廣泛運用于各個行業(yè)之中，例如在電力場設備的地面組合、設備的制作加工配合、水泥框架的預制、物件的吊裝等；在港口碼頭裝卸集裝箱；在工廠內部起吊和搬運笨重的物件；在建筑安裝工地進行施工作業(yè)；在儲木場堆積木材等場合。同時，門式起重機也是與連續(xù)輸送機械組成機械化裝卸系統(tǒng)的理論機種，在國外工業(yè)先進國家，不僅機械作業(yè)比重大而且機械作業(yè)已實現(xiàn)體系化、專業(yè)化和自動化，所以門式起重機已被列為改擴建綜合性貨場、集裝箱貨場和散料貨場的主要配套機種，應用前景寬廣。1.2 門式起重機的分類門式起重機的形式很多，根據(jù)不同的分類方法，可以概括為以下幾種：①依據(jù)主梁數(shù)目不同，可分為單主梁和雙主梁門式起重機；②依據(jù)取物裝置不同，可分為吊鉤式、抓斗式、電磁吸盤式等起重機；③依據(jù)結構形式不同，可分為桁架式、箱型梁式、管型梁式、混合結構式等起重機；④依據(jù)支腳結構形式不同，可分為 L 型、C 型單主梁門式起重機和八字形、O 型、半門型等雙梁門式起重機；⑤依據(jù)支腳與主梁的連接方式不同，可分為兩個剛性支腳、一個剛性支腳與一個柔性支腳兩種結構形式的門式起重機，柔性支腳與主梁之間可采用螺栓、球鉸鏈和柱形鉸連接或其它方式連接；南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 2 頁，共 88 頁⑥依據(jù)用途不同，可分為一般用途門式起重機、造船用門式起重機、水電站用門式起重機、集裝箱用門式起重機以及裝卸用門式起重機等。此外，還可分為單懸臂、雙懸臂或無懸臂，軌道式或輪胎式等。1.3 起重機的發(fā)展趨勢及我國起重機發(fā)展水平隨著科技的日新月異，當今國際起重運輸機械朝著大型化、液壓化、多用途、高效率的方向發(fā)展。這在不同程度上擴大了產品標準化，參數(shù)、尺寸規(guī)格化和零部件通用化的范圍，為起重機運輸機械制造的機械化和自動化提供了方便的條件，對實現(xiàn)自動化設計、加強流水作業(yè)生產、提高勞動生產率、降低產品成本和材料消耗，改進工藝流程，增強和提高企業(yè)管理水平都具有很大意義。有的企業(yè)已基本上實現(xiàn)了鋼構件的連續(xù)生產，應用光電系統(tǒng)、數(shù)字程序控制系統(tǒng)及激光器切割下料，并從搬運、平料到組裝等形成了生產的自動控制和系統(tǒng)管理。當今起重機的發(fā)展方向如下：①向大型化、高效和節(jié)能方向發(fā)展；②向自動化、智能化、集成化和信息化發(fā)展；③向成套化、系統(tǒng)化、綜合化和規(guī)?；l(fā)展；④向模塊化、組合化、系列化和通用化發(fā)展；⑤向小型化、輕型化、簡易化和多樣化發(fā)展；⑥采用新理論、新方法、新技術和新手段提高質量；⑦采用新結構、新部件、新材料和新工藝提高產品性能。由于我國起重機機械行業(yè)起步較晚，雖然在技術水平上有了很大的發(fā)展與進步，但是與國際水平相比，還存在著一定差距。①產品性能一般； ②產品開發(fā)能力較弱；③制造工藝水平較低；④產品檢測水平不高；⑤配套件供應和質量問題影響較大；⑥產品技術標準更新滯后、實施乏力。南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 3 頁，共 88 頁1.4 本課題使用的設計方法本課題采用以經(jīng)典力學和數(shù)學為基礎的半理論、半經(jīng)驗設計法和模擬法、直覺法等傳統(tǒng)設計方法。南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 4 頁，共 88 頁2 設計參數(shù)的確定2.1 已知參數(shù)根據(jù)設計課題“16t/22m 箱形單主梁門機的整體設計”可知：起重機的最大起重量為 16 噸，跨度為 22 米。2.2 其它參數(shù)的確定2.2.1 起重量的確定當龍門起重機起重量等于或大于 15 噸時，起重小車應設置兩個起升機構，其中起重量大的稱為主鉤，即本課題中主鉤起重量為 16 噸，起重量小的為副鉤，根據(jù)門式重機的起重系列選取副鉤起重量為 3 噸。則本課題所設計起重機的起重量為 16/3 噸。2.2.2 懸臂長度的確定首先確定起重機的懸臂類型為雙懸臂。設計起重機懸臂長時，應根據(jù)支腿處的彎矩在當小車位于懸臂端時和當小車位于跨度中點附近時相等，這一條件設計。這樣設計出來的上部主梁是最經(jīng)濟的。因此，根據(jù)這一條件并參照同類起重機的懸臂長度 ，]2[選定本課題所設計起重機的懸臂長度 。mL5.71?2.2.3 起升高度的確定起重機的起升高度是指當?shù)蹉^升至最高位置時，大車運行軌面到吊鉤中心的垂直距離。參照同類起重機的起升高度 ，選定本課題所設計起重機的起升高度，主鉤為]2[12 米，副鉤為 14 米。2.2.4 工作速度的確定南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 5 頁，共 88 頁工作速度包括起升速度和運行速度。工作速度的選擇應與工作行程相適應。1) 起升速度起升速度指吊鉤的上升速度。在確定起升速度時，主起升機構的速度較慢，副起升機構的速度較快。初步確定主起升機構的速度為 7.8 米/分，副起升機構的速度為 22米/分。2) 運行速度運行速度指龍門起重機大車和起重小車的行走速度。一般小車行走速度在 35~45米/分之間，大車行走速度在 30~80 米/分之間 。初步確定大車的行走速度為 40 米/]2[分，小車的行走速度為 37.5 米/分。2.2.5 工作類型的確定為使設計的起重機安全可靠在設計時必須考慮由起重機的載荷特性和工作繁忙程度所確定的工作類型。因課題沒有做特別要求，自定工作類型為中級，從而起重機的工作級別為 機構負載持續(xù)率 。4A%25?JC][綜上所述得起重機的主要設計參數(shù)如表 2.1。表 2.1 起重機的基本設計參數(shù)表參數(shù) 參數(shù)大小南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 6 頁，共 88 頁名稱 符號主鉤 16起重量副鉤Q（t）3跨度 L（m） 22懸臂長度 L1（m） 7.5主鉤 12起升高度副鉤H(m)14主鉤 7.8起升速度副鉤(m/min)v22大車 (m/min)dc 40運行速度小車 (m/min)xv37.5工作級別 A4工作類型機構負載持續(xù)率 JC 25%南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 7 頁，共 88 頁3 起重小車的設計計算起重小車主要包括起升機構、小車運行機構和小車架三部分。各部分具體設計如下所示。3.1 起升機構的設計起升機構用來實現(xiàn)物料垂直升降，是任何起重機不可缺少的部分，因而是起重機最主要、也是最基本的機構。根據(jù)結構緊湊的原理，采用如圖 3.1 所示的起升機構傳動簡圖。其工作原理為：電動機通過聯(lián)軸器和傳動軸與減速器的高速軸相連，減速器的低速軸帶動卷筒，吊鉤等取物裝置與卷繞在卷筒上的省力鋼絲繩滑輪組連接起來。當電動機正反兩個方向的運動傳遞給卷筒時，通過卷筒不同方向的旋轉將鋼絲繩卷入或放出，從而使吊鉤與吊掛在其上的物料實現(xiàn)升降運動，這樣，將電動機輸入的旋轉運動轉化為吊鉤的垂直上下的直線運動。常閉式制動器在通電時松閘，使機構運轉；在失電情況下制動，使吊鉤連同貨物停止升降，并在指定位置上保持靜止狀態(tài)。當滑輪組升到最高極限位置時，上升極限位置限制器被觸碰面動作，使吊鉤停止上升。 南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 8 頁，共 88 頁1-電動機 2-聯(lián)軸器 3-傳動軸 4-制動器 5-制動輪6-減速器 7-卷筒 8-滑輪組 9-鋼絲繩 10-吊鉤圖 3.1 起升機構傳動簡圖3.1.1 主起升機構的設計1) 鋼絲繩的計算鋼絲繩一般采用靜力計算法，即鋼絲繩的最大靜拉力必須小于或等于鋼絲繩的許用拉力。a 鋼絲繩的最大拉力計算南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 9 頁，共 88 頁根據(jù)起重機的額定起重量 Q＝16 噸，查表 ，選取滑輪組倍率 ，起升機構鋼絲]1[ 3?hi繩纏繞系統(tǒng)如圖 3.2 所示。查表 ，選取短]1[鉤形 16 噸吊鉤組。鋼絲松承受的最大拉力由下式計算：（2.1）hiGQS?20max??]4[式中 ——額定起重量， ＝16000 公斤；——品鉤組重量， =322 公斤；0G0G——滑輪組倍率， ＝ 3； 圖 3.2 起升機構鋼絲繩纏繞系統(tǒng)hi hi——滑輪組效率，查表 ，取 ＝0.98。?]1[h?∴ NiQSh 3.2708.9.03260max ????b 鋼絲繩的選擇所選擇的鋼絲繩破斷拉力應滿足下式:（3.2）maxnS繩繩 ?]4[而 （3.3）絲繩 ?]4[式中 ——鋼絲繩的破斷拉力；繩S——鋼絲繩破斷拉力總和；絲a——折減系數(shù)，對于繩 6×19 的鋼絲繩 a＝0.85 ；]5[——鋼絲繩安全系數(shù)，對于中級工作類型 =5.5 。繩n 繩n][南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 10 頁，共 88 頁由上式可得 NS5.1760285.032anmx?????繩絲查表 ，選擇鋼絲繩 6×19，其公稱強度為 1700MPa，直徑為 17mm，其允許破斷拉]1[力總和為 184000N。選用鋼絲繩標記如下：鋼絲繩 6×19-17.0-1700-I-光-右交 GB1102-74。2) 滑輪、卷筒的計算a 滑輪、卷筒最小直徑的確定為確保鋼絲繩具有一定的安全使用壽命，滑輪、卷筒名義直徑(鋼絲繩卷繞直徑)應滿足下式：（3.4）繩edD?0]4[式中 e——系數(shù)，對于中級工作類型的龍門起重機取 e=25。所以， 。med425170???繩取滑輪、卷筒的名義直徑 ＝500mm。0Db 卷筒長度的確定根據(jù)圖 3.3，可知卷筒的長度可由下式計算：圖 3.3 卷筒尺寸（3.5）光LL??)(2210]4[南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 11 頁，共 88 頁（3.6）t)n(0max0??DiHLh?]4[式中 ——最大起升高度， ＝12 米； max maxHn——鋼絲繩安全圈數(shù)，取 n=2；t——繩槽節(jié)距， 21~942???）（繩dt mm ，取 t=20mm；]4[——根據(jù)結構確定卷筒空余部分，取 ＝3t＝60mm ；1LL]4[——固定鋼絲繩所需要的長度、取入 ＝3t＝60mm ；2 2][——根據(jù)鋼絲繩允許偏斜角確定,光,??tantanmimi HLHLhh ???光 ]2[?? 3t15031502??光，取 ＝120mm；473?光 光——卷繞部分長度0L，取 =500mm。m6.98420)53120(t)n(0max0 ????????DiHh 0L則卷筒長度 LL 132)(221 ?光取卷筒長度 L=1500mm。c 卷筒壁厚的計算根據(jù)經(jīng)驗計算公式，卷筒的壁厚：（3.7）mD)20~16()(502.)1~6(02. ???????]2[取卷筒壁厚 。m.7d 卷筒軸上的扭矩計算卷筒軸上的扭矩計算公式： （3.8）卷卷 ?0maxDSM?南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 12 頁，共 88 頁]4[式中 ——卷筒效率，取 =0.98 。卷?卷?]4[則扭矩 。m3.12998.053270max ????NDSM卷卷e 卷筒轉速的計算（3.9）0vinh??卷]4[式中 ——起升速度， =7.8m/min。vv則卷筒的轉速 。min/56.14.08730rDinh????卷3) 選擇電動機在起重機械中，電動機選用 YZR、JZR 系列冶金起重用繞線轉子三相異步電動機，其具有較高的過載能力和機械強度，適應于短時或斷續(xù)周期性工作制，頻繁啟動、制動，及有顯著的震動或沖擊的設備。具體選擇電動機時根據(jù)起升機構起升載荷、額定起升速度及機構效率計算出機構的靜功率和接電持續(xù)率來選擇。電機所需靜功率計算：（3.10）總?601)(???vGQNj]4[式中 ——機構總效率，取 =0.85 ?？?總 ]2[則 。w5.48.061793601)( KvGQNj ???????）（總電動機的計算功率：（3.11）jdeK?]4[式中 ——起升機構按靜功率初選電動機的系數(shù)，JC＝40%的電動機的 =0.8 。d dK]2[南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 13 頁，共 88 頁則 KwNKjde 6.195.2480???由表 選擇電動機的型號如下：]3[YZR225M-8,S3 工作制，JC=40%，CZ=6 次， ，轉速 =715r/min, KwNe2%)40(?電n飛輪矩為 。2.mkg?4) 選擇減速器根據(jù)傳動比和所需輸入功率選擇減速器。減速器的理論傳動比： （3.12）卷電ni?']4[18.4356.7由表 ,根據(jù)傳動比 =43.18，電機功率 。選擇減速器為：ZQ650,實]3[ 'i KwNe2%)40(?際傳動比 =40.17，輸入功率為 26Kw。i5)選擇制動器起升機構制動器的制動力矩應滿足下式：（3.13）靜制制制 ??MK]4[式中 ——制動安全系數(shù)，由表 對于中級工作類型 ＝1.5；制 ]5[ 制K——滿載時制動軸上的靜力矩，靜制 ?iDGQMh2)(0總靜制 ????則 mNK ???? 38117.43.95165.靜制制由表 ，選擇制動器型號為 ，制動力矩 ，]3[ 0/5?YWZ mNMez??450~28][南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 14 頁，共 88 頁，制動器質量 。mDz315?kgGzd6.50?6) 選擇聯(lián)軸器聯(lián)軸器計算力矩應滿足下式要求：（3.14）maxM?計]4[而 （3.15）額計 ns??]4[式中 ——聯(lián)袖器的計算扭矩；計M——聯(lián)軸器的最大允許扭短；maxn——安全系數(shù)，取 n=1.5 ；]4[——剛性動載系數(shù)，取 =1.5 ；s?s?]4[——電動機軸上的額定扭矩額Mm294715905????NnNe電額則 ns ???.624.1額計 ?由表 查得，電動機 YZR225M-8 的軸端直徑為 65mm，軸伸為 140mm。根據(jù)以上條]3[件，由表 選得聯(lián)軸器號數(shù)為 ，其圖號為 S139，最大允許扭矩為][ 3CLZ，飛輪矩為 ，質量 。從而，浮動軸直徑mNM??150[max 240.mkg? kgGL6.23?d=45mm。再由表 選一個帶制動輪直徑為 315mm 的半齒輪聯(lián)軸器，其圖號為 S215，]3[，飛輪矩為 ，質量 。??140][max 24.0kg? kgL1.9?7) 電動機的驗算a 電動機的過載能力驗算南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 15 頁，共 88 頁過載能力校驗是驗算電動機克服機構在短時間內可能出現(xiàn)的較大工作載荷的能力。當電機在基準接電持續(xù)率時，其額定功率 應滿足下式：nN（3.16）總??????106)(vGQmHNMn]3[Kw4.2185.79324.2???）（式中 ——系數(shù)，取 =2.1 ；H][——電動機個數(shù)，m=1 ；m]3[——允許過載倍率，取 =2.4 ；M?M?]3[由上可知， ，過載驗算通過。][enN?b 電動機發(fā)熱校核根據(jù)等效功率法，驗算電動機不過熱的條件為：（3.17）靜K??40]4[式中 ——電動機在 JC=40%時的額定功率， =22Kw；40N40N——滿載靜功率，靜；KwvGQ3.2685.0619)32(601)(' ???????總靜 ?——系數(shù)，取 =0.8 ；K]3[——系數(shù)，取 =0.95 。??][則 。40.23.695.08NKwN????靜由上可知電動機不會過熱。c 啟動時間的驗算電動機的啟動時間 按下式計算：qt南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 16 頁，共 88 頁（3.18）})(({)(2.38202總靜起 電 ?iDGQCMnt hq ????]4[式中 ——平均啟動轉矩， ；起 m4195.1. ????N額起——系數(shù)，取 =1.15 ；C]2[——飛輪矩，2GD?；222 kg03.42.03. ??????制聯(lián)電 GD——靜阻力矩， 。靜M m518.1796)(0 ??NiQh）（總靜 ?則 。stq 4.}5.17.438202.415{)34(2.87 2?????? ）（ ）（由起重機的允許啟動時間 ，可知啟動時間滿足啟動條件。stq~][?]5[d 制動時間的驗算電動機的制動時間 按下式計算：zt（3.19）})(({)(2.38202總’靜制 電 ?iDGQCMnt hz ????]4[式中 ——電動機所產生的制動力矩，靜 mNiDGQh ??????? 2548.0174329602)(0）（總’靜 ?則 stz 6.0}13.451{)450(2.387 2??? ）（ ）（由上可知制動時間太短， 型制動器的制動力矩可調，將制動器的制動力矩調5YWZ至 時，代入上式，制動時間為 0.96s，仍太短，可將制動器制動力矩調mNM?制至 ，此時的制動時間為 1.15s，可滿足制動要求。?360制南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 17 頁，共 88 頁綜上所述，電動機驗算通過。8) 減速器的驗算減速器主要承受的外力有卷筒、軸及重物產生的徑向力和扭矩。因此減速器的驗算主要包括最大徑向力、最大扭矩驗算，另外還需對減速器進行功率驗算及速度誤差驗算。a 速度誤差驗算實際起升速度： （3.20）iv''?]4[min/38.17.408?速度誤差： ,所以減速器速度誤差驗算通15%][43. ??????過。b 功率驗算實際所需功率： （3.21）vNjj''?]4[Kw3.268.7524?則 NKjde 1.0'' ??因 ，所以減速器功率驗算通過。]['?c 減速器輸出軸最大徑向力減速器輸出軸最大徑向力可由下式計算：（3.22）][)(21maxaxRGSR???卷]4[式中 ——繞到卷筒上的繩段數(shù)目, =2 ；a]4[——卷筒及軸的質量，參照同類產品，初步取定 ；卷G kgG90?卷 ]1[南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 18 頁，共 88 頁——減速器輸出軸允許最大徑向力， =98000N 。][R][R]3[則 ,所以滿足此][.16)8.903.27(1)(21maxax RNGS ????????卷條件。d 減速器輸出軸最大扭矩減速器輸出軸最大扭矩可由下式計算：（3.23）][)8.0~7('maxmax MiM??減額 ??]4[式中 ——電動機最大力矩倍數(shù)，取 =2.8 ；ax?max]5[——減速器效率，取 =0.95 ；減?減?]5[——減速器輸出軸上的最大短暫容許扭矩， 。][M m6027N][??M]3[則 ，).51~8.29(5.0174298.)0~7.(max M????所以滿足此條件。綜上所述，減速器驗算通過。3.1.2 副起升機構的設計參照主起升機構的設計，副起升機構的設計方案如下：1) 鋼絲繩的計算a 鋼絲繩的最大拉力計算根據(jù)起重機的額定起重量 Q＝3 噸，查表 ，選取滑輪組倍率 。查表 ，選取]1[ 1?hi]1[短鉤形 3 噸吊鉤組，吊鉤組質量 。kgG650?鋼絲繩的最大拉力： NiQSh 2.178.901230max ????式中 ——滑輪組效率， ＝0.99。hh南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 19 頁，共 88 頁b 鋼絲繩的選擇所選擇的鋼絲繩破斷拉力應滿足下式: maxnS繩繩 ?而 絲繩 ?由上可得 NS981605.0217amx????繩絲查表 ，選擇鋼絲繩 6×19，其公稱強度為 1550MPa，直徑為 14mm，其允許破斷拉]1[力總和為 112000N。選用鋼絲繩標記如下：鋼絲繩 6×19-14.0-1550-I-光-右交 GB1102-74。2) 滑輪、卷筒的計算a 滑輪、卷筒最小直徑的確定為確保鋼絲繩具有一定的安全使用壽命，滑輪、卷筒名義直徑應滿足下式： medD3501420???繩式中 e——系數(shù)，對于中級工作類型的龍門起重機取 e=25。取滑輪、卷筒的名義直徑 ＝400mm。0Db 卷筒長度的確定根據(jù)圖 2.3，可知卷筒的長度可由下式計算： 光LL??)(2210，取 =300mm；m26581)40(tn0max0 ?????DiHh 0L式中 ——最大起升高度， ＝14m；ax maxHn——鋼絲繩安全圈數(shù)，取 n=2；t——繩槽節(jié)距，取 t=18mm；——根據(jù)結構確定卷筒空余部分，取 ＝3t＝54mm；1L1L——固定鋼絲繩所需要的長度、取 ＝3t＝54mm；2 2南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 20 頁，共 88 頁——根據(jù)鋼絲繩允許偏斜角確定，取 ＝100mm。光L 光L則卷筒長度 mL9160)5430(2)(2210 ??????光取卷筒長度 L=1000mm。c 卷筒壁厚的計算根據(jù)經(jīng)驗計算公式，卷筒的壁厚： mD)18~4()06(402.)1~6(02. ???????取卷筒壁厚 。m5d 卷筒軸上的扭矩計算卷筒軸上的扭矩計算公式： 。92.6198.0421570max ????NDSM卷卷 ?e 卷筒轉速的計算 in/52.174.00rDvinh????卷式中 ——起升速度， =22m/min。3) 選擇電動機根據(jù)起升機構起升載荷、額定起升速度及機構效率計算出機構的靜功率和接電持續(xù)率選擇電動機。靜功率計算：w24.19.06153601)( KvGQNj ???????）（總?式中 ——機構總效率，取 =0.9 ?？?總 ]2[電動機的計算功率： KwNKjde 79.24.180???式中 ——起升機構按靜功率初選電動機的系數(shù)，JC＝40%的電動機的 =0.8。dK由表 選擇電動機的型號如下：]3[南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 21 頁，共 88 頁YZR180L-8,S3 工作制，JC=40%，CZ=6 次， ，轉速 =715r/min, 飛KwNe1%)40(?電n輪矩為 。25.1mkg?4) 選擇減速器減速器的理論傳動比： 81.4052.7' ?卷電ni由表 ,根據(jù)傳動比 =40.81，電機功率 。選擇減速器為：ZQ500,實]3[ 'i KwNe%)40(際傳動比 =40.17，輸入功率為 12Kw。i5)選擇制動器起升機構制動器的制動力矩應滿足下式：mNMK ?????? 68.1907.4012.85)630(5.1靜制制制式中 ——制動安全系數(shù)，由表 對于中級工作類型 ＝1.5；制 ]5[ 制K——滿載時制動軸上的靜力矩，靜制 ? iDGQMh2)(0總靜制 ???由表 ，選擇制動器型號為 ，制動力矩 ，]3[ 30/25?YWZ mNez??25~14][，制動器質量 。mDz250?kgGzd6.37?6)選擇聯(lián)軸器聯(lián)軸器應滿足下式要求：maxM?計而 mNns ????57.3092.1465.額計 ?式中 ——聯(lián)軸器的計算扭矩；計——聯(lián)軸器的最大允許扭短；maxn——安全系數(shù)，取 n=1.5；——剛性動載系數(shù)，取 =1.5；s?s?南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 22 頁，共 88 頁——電動機軸上的額定扭矩額Mm92.14675905????NnNe電額由表 查得，電動機 YZR180L-8 的軸端直徑為 55mm，軸伸為 110mm。根據(jù)以上條]3[件，從表 選得聯(lián)軸器號數(shù)為 ，其圖號為 S241，最大允許扭矩為][ 3CLZ，飛輪矩為 ，質量 。從而，浮動軸直徑mNM??150[max 245.0mkg? kgGL74.19?d=45mm。再由表 選一個帶制動輪直徑為 250mm 的半齒輪聯(lián)軸器，其圖號為 S120，]3[，飛輪矩為 ，質量 。??710][max 238.0kg?kgL17?7) 電動機的驗算a 電動機的過載能力驗算過載能力校驗是驗算電動機克服機構在短時間內可能出現(xiàn)的較大工作載荷的能力。當電機在基準接電持續(xù)率時，其額定功率 應滿足下式：nN。KwvGQmHNMn 8.105.106328934.2106)( ????????? ）（總??式中 ——系數(shù)，取 =2.1；——電動機個數(shù)，m=1；——允許過載倍率，取 =2.4；M?M?由上可知， ，過載驗算通過。][enN?b 電動機發(fā)熱校核根據(jù)等效功率法，驗算電動機不過熱的條件為：靜K??40式中 ——電動機在 JC=40%時的額定功率， =11Kw；N40N——滿載靜功率，靜南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 23 頁，共 88 頁；KwvGQN 43.129.06158)530(610)(' ???????總靜 ?——系數(shù)，取 =0.8；K——系數(shù)，取 =0.95。??則 。KwN45.93.125.08???靜由上可知電動機不會過熱。8) 減速器的驗算a 速度誤差的驗算實際起升速度： min/35.217.4082''iv???速度誤差： ,所以符合要求。1%][935. ????b 功率驗算實際所需功率： KwvNjj 7.023510'' ???則 KwKNjde 6.87.0'' ??因 ，所以符合要求。]['?3.2 小車運行機構的設計小車運行機構采用立式圓錐減速器形式的垂直反滾輪式小車。其中兩水平輪都為主動輪，這樣可以有效地的防止小車車輪啃道，提高小車運行的靈活性。3.2.1 輪壓計算本起重機小車為垂直反滾輪式起重小車，參考同類型，規(guī)格相近的起重機，估計小車架總重量及其重心至主軌道中心線的距離。小車受力簡圖如圖 3.4。根據(jù)起重小車架的平衡條件，求出主動輪輪壓和垂直反滾輪輪壓。南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 24 頁，共 88 頁a 滿載時輪壓計算由小車垂直反滾輪處力矩：0)()()()( 1321 ???????BPlGBllGM（3.24）得： 0123)()90123(50)6123(6)1023(450 1????????? P從而 ，滿載時主動輪輪壓 。NP8)21?? NP54max?參考同類型、規(guī)格相近的單主梁小車，估計小車自重，及相關尺寸。式中 ——兩車輪輪壓之和； )(21——小車上機械部分質量， ；GkgG4501?——吊重及吊具重量之和， ；2 Q16322?——小車架重量， ；3 k3——小車軌距， ；BmB10?——小車重心至主軌道中心線的距離， ；1l ml10?——吊重及吊具重心至主軌道中心線的距離， ； 2 l652——小車架重心至主軌道中心線的距離， 。3l 93由垂直方向受力平衡：（3.25）02)(3211 ??????fgPGPY得 ,從而求得滿載時垂直反滾輪輪壓8.9)6504382??fg。 Nfg5b 空載時輪壓計算按輪壓計算方法得：主動輪之和： ；NP79164)(021??南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 25 頁，共 88 頁主動輪輪壓： ；NP395822)(01min??垂直反滾輪輪壓： 。 fg740?圖 3.4 垂直反滾輪式小車受力簡圖3.2.2 選擇車輪與軌道，并驗算其強度 a 車輪與軌道的選擇根據(jù)滿載時車輪輪壓，由表 ，選擇直徑為 400mm 的小車車輪，車輪的踏面為圓]2[柱形。中小型起重機小車的軌道采用 P 型鐵路鋼軌，根據(jù)車輪直徑，配套選用鋼軌型號為 P38 。]2[b 驗算車輪與軌道強度車輪踏面疲勞計算載荷由下式計算得：。 （3.26）NPK12759948.0max???沖計 ?]2[式中 ——載荷變化系數(shù)，由表 有 ，從而有 =0.8；?]2[ 3.25041631??GQ?南華大學機械工程學院畢業(yè)設計（論文） 第 26 頁，共 88 頁——沖擊載荷，由表 有 =1。沖K]2[沖K因為軌道有禿頂，故車輪與軌道為點接觸。對于型號為 P38 的鋼軌，其軌頂曲率半徑 R=300mm。點接觸的接觸應力由下式計算得：（3.27）32140）（計點 RDP???? ]2[232/35051279mN??）（選用車輪材料為 ，其 。CrMnSiZG]2[ 2/68]點?3.2.3 運行阻力的計算1)滿載運行時靜阻力計算a 運行摩擦阻力對于帶垂直反滾輪式小車的單主梁龍門起重機,由下式有小車滿載運行時的最大摩擦阻力為： （3.28）反 輪 反 輪附輪摩 滿 ）（ DdKPDdKPGQP ?????? 22fgfg310]2[式中 ——滾動摩擦系數(shù)，由表 有 =0.06；K]2[——軸承摩擦系數(shù)，由表 有 =0.015；?][?——附加摩擦阻力系數(shù)，由表 有 =1.2；附 ]2[附K——車輪直徑， =40cm；輪D輪D——軸承內徑，d＝10cm；——垂直反滾輪直徑，取 ＝25cm；反 輪 反 輪——垂直反滾輪軸承內徑， =6cm。反 輪 反 輪d則小車滿載運行時的最大摩擦阻力為：