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1、本 科 生 畢 業(yè) 論 文 學 院 專 業(yè) 屆 別2017屆 題 目100/30t四主梁鑄造橋式起重機起升機構設計說明書 姓 名 學 號 指導教師 目 錄 摘 要1 Abstract2 第 1 章 緒 論3 1.1 對起重機研究意義3 1.2 國內外起重機3 1.2.1 國外起重機3 1.2.2 國內起重機發(fā)展方向4 1.3 設計內容4 第 2 章 主起升機構的設計5 2.1 確定起升機構傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組5 2.2 選擇鋼絲繩5 2.3 確定滑輪主要尺寸6 2.4 確定卷筒尺寸并驗算強度7 2.5 選電動機9 2

2、.6 驗算電動機發(fā)熱條件10 2.7 選擇減速器10 2.8選擇制動器12 2.9選擇聯(lián)軸器12 2.9.1 高速軸聯(lián)軸器12 2.9.2 低速軸聯(lián)軸器13 2.10驗算起動時間13 2.10.1 起動時間tq驗算13 2.10.2 起動平均加速度aq14 2.11驗算制動時間14 2.11.1 滿載下降制動時間14 2.11.2 制動平均減速度15 第 3 章 小車運行機構18 3.1 確定機構傳動方案18 3.2 選擇車輪與軌道并驗算其強度18 3.3 運行阻力計算19 3.4 選電動機20 3.5 驗算電動機發(fā)熱條件21 3.6 選擇減速器21 3.

3、7 驗算運行速度和實際所需功率21 3.8 驗算起動時間21 3.9 按起動工況校核減速器功率22 3.10 驗算起動不打滑條件23 3.11 選擇制動器23 第 4 章 副起升機構設計................................................................................ 27 4.1 確定傳動方案,選擇滑輪組和吊鉤組................................................ 27 4.2 選擇鋼絲繩...............................

4、.......................................................... 27 4.3 確定卷筒尺寸并驗算強度................................................................. 28 4.4 計算起升靜功率................................................................................. 28 4.5 初選電動機........................................

5、................................................. 29 4.6 選用減速器......................................................................................... 29 4.7 電動機過載驗算和發(fā)熱驗算............................................................. 29 4.8 選擇制動器..............................................

6、........................................... 30 4.9 選擇聯(lián)軸器......................................................................................... 31 4.10 驗算起制動時間............................................................................... 31 第 5 章 大車運行機構的設計.................................

7、....................................... 35 5.1 確定機構的傳動方案......................................................................... 35 5.2 選擇車輪與軌道，并驗算其強度..................................................... 35 5.3 選擇車輪軌道并驗算起強度36 5.4 運行阻力計算37 5.5 選擇電動機38 5.6 驗算電動機發(fā)熱條件38 5.7 選擇減速器38 5.8 驗算運

8、行速度和實際所需功率39 5.9 驗算起動時間39 5.10 起動工況下校核減速器功率40 5.11 驗算起動不打滑條件41 5.12 選擇制動器42 5.13 選擇聯(lián)軸器43 5.13.1 機構高速軸上的計算扭矩43 5.13.2 低速軸的計算扭矩44 5.13.3 浮動軸的驗算44 參考文獻46 致 謝 摘要 根據(jù)機械設計的標準和起重機設計標準，依據(jù)任務書所給參數(shù)設計出了橋式起重機起升機構。起升機構采用電機驅動，布置方式為電機軸與卷筒軸平行布置大（小）車的運行機構的主動輪采用對面布置方式，集中驅動。各部件之間采用齒輪聯(lián)軸器（有補償性能）連接，安裝在減速器高速軸上的聯(lián)

9、軸器帶有制動輪，這樣設計，即使聯(lián)軸器在工作中被損壞，制動器仍可保證卷筒的制動。為使起升機構增大補償能力并更合理布置，采用浮動軸連接電動機與減速器。帶制動輪的半聯(lián)軸器和制動器在浮動軸被扭斷時，仍可以保證制動住卷筒。 本起重機為起重量Q=100/30t，起升高度H=16m，起升速度v=24m/min的橋式四主梁起重機。該起升機構主要有一臺電動機，一臺減速器，一套卷筒裝置，一套滑輪裝置和一套吊鉤裝置構成。 關鍵詞：橋式起重機； 起升機構； 小車運行機構. Abstract According to the mechanical design standards and design

10、 standards for cranes and other parts of the selection criteria, based on the given parameters and the specific working environment, the design of the bridge crane car agencies. Lifting bodies using motor-driven layout with the use of motor axis equal axis reel layout. Car driving wheel used to run

11、institutions across the layout, concentrated drive. Between the various components of compensation with the performance of the use of the gear coupling to connect with the coupling wheel brake installed on the axis of high-speed reducer, so that even if the coupling has been damaged can be brake dru

12、m brake to ensure that security agencies. In order to facilitate the hoisting mechanism and increase the compensation arrangement of capacity between the motor and reducer with floating-axis connection. Semi-round with brake and brake gear coupling near the reducer, if the floating-axis has been bro

13、ken, brakes can still brake drum live. Keywords: bridge crane；hoisting mechanism；car run institutions；The moving mainframe。 The crane is bridge crane for lifting weight Q=100t,hoisting height H=26m,lifting speed v=24m/min. The crane is consisted of a lifting mechanism,an electric motor, a brake,a s

14、peed reducer,a set of drum unit,a pulley and a set of hook device.Required lifting equipment running smooth,accurate,safe,reliable and advanced technical performance. Keyword: bridge crane；hoisting mechanism；car run institutions 第 1 章 緒 論 1.1 對起重機研究意義 起重機械是用來對物料進行起重、運輸、裝卸和安裝作業(yè)的機械。 它可以完成 靠人力無法完成

15、的物料搬運工作，減輕人們的體力勞動，提高勞動生產(chǎn)率，在工廠、 礦山、車站、港口、建筑工地、倉庫、水電站等多個領域和部門中得到了廣泛的應用。 隨著生產(chǎn)規(guī)模日益擴大，特別是現(xiàn)代化、專業(yè)化生產(chǎn)的要求，各種專門用途的起重機 相繼產(chǎn)生，在許多重要的部門中，它不僅是生產(chǎn)過程中的輔助機械，而且已成為生產(chǎn) 流水作業(yè)線上不可缺少的重要機械設備，它的發(fā)展對國民經(jīng)濟建設起著積極的促進作 用。 橋式起重機不但要容易操作，容易維護，而且安全性要好，可靠性要高，要求具 有優(yōu)異的耐久性、無故障性、維修性和使用經(jīng)濟性。加強對橋式起重機的研究和改進， 促進其不斷發(fā)展，必將對整個起重運輸行業(yè)產(chǎn)生深遠的影響。 1

16、.2 國內外起重機 隨著現(xiàn)代工業(yè)的迅速發(fā)展，新技術、新工藝的充分應用，社會生產(chǎn)力又躍上了 一個新水平。一些大型、重型機構、設備、塔器的運輸?shù)裙ぷ鳎瑳]有起重機是很難 完成的。由于市場競爭的需要，起重機生產(chǎn)方式也由單件小批量向著多品種的變批 量方向發(fā)展。由于工業(yè)生產(chǎn)規(guī)模的不斷擴大，生產(chǎn)效率日益提高，以及產(chǎn)品生產(chǎn)過 程中物料裝卸搬運費用所占比例逐漸增加，促使大型或高速起重機的需求量不斷增 長。起重量越來越大，工作速度越來越高，對能耗和可靠性要求也越來越高。起重 機已成為自動化生產(chǎn)流程中的重要環(huán)節(jié)。 1.2.1 國外起重機 目前世界銷售市場對起重機械的需量正在不斷增加，根據(jù)公布的財務

17、統(tǒng)計數(shù)據(jù)， 2007 年世界最大的 20 家起重機制造商一個主要特點就是銷售增長超過 40%。 隨著國際市場競爭的加劇，起重機械的科技含量要求明顯提高，從而使國外各 種制造起重機企業(yè)在生產(chǎn)中更多地采用優(yōu)化設計、機械自動化和自動化設備去提高 勞動生產(chǎn)率，這對世界銷售市場、制造商和用戶都產(chǎn)生了巨大的影響。 有關調查資料表明，65%的起重機械用戶主要是為了提高生產(chǎn)率、減少勞動工資， 因而要求采用先進的起重機設備的用戶便越來越多。近年來，國外起重運輸機械主 本科畢業(yè)設計 要發(fā)展趨勢如下： (1)采用新理論、新技術和新手段。推廣采用優(yōu)化設計、可靠性概率設計、極限 狀態(tài)設計、虛擬樣

18、機設計、CAD/CAE 設計等現(xiàn)代設計方法。 (2)向自動、智能和信息化，向成套、系統(tǒng)和規(guī)模化發(fā)展。 (3)向大型、高效和節(jié)能化發(fā)展。 (4)向模塊、通用化，向簡易、多樣化發(fā)展。 (5)重視產(chǎn)品的合理人機關系、外觀造型與表面涂裝，有利于提高作業(yè)效率和操 作安全舒適。 1.2.2 國內起重機發(fā)展方向 目前國內銷售市場對起重機械的需求量正在不斷增加，據(jù)分析，目前全國的橋式、 門式起重機的市場份額每年大約有200多億。而其中橋式類型起重機就廣泛應用于大 型的生產(chǎn)車間、裝配車間、以及冶金車間等等,是現(xiàn)代化生產(chǎn)中合理組織生產(chǎn)必不可 少的生產(chǎn)設備。我國起重機應從以下幾方面進行起重機的研

19、究與改進： (1)改進起重機械的結構，減輕自重。 (2)充分吸收利用國外先進技術。 (3)向大型化發(fā)展。 1.3 設計內容 設計參數(shù)如下： 起重量（t） 起升高度（m） 速度（m/min） 跨度(m) 主起升 副起升 主起升 副起升 主起升 副起升 小車 大車 100 30 32 14 16 14 24 50/70 80 根據(jù)所給參數(shù)設計完成橋式起重機的起升及運行機構的設計。 本科畢業(yè)設計

20、第 2 章 主起升機構的設計 2.1 確定起升機構傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組 按照布置宜緊湊的原則，采用閉式傳動起升機構構造型式，采 用了雙聯(lián)滑輪組，按Q=100t ，滑輪組倍率ih=6，承載繩分支數(shù)：Z=2ih=12 2.2 選擇鋼絲繩 初步選擇雙聯(lián)滑輪組，滑輪組采用滾動軸承， 100t 鋼絲繩纏繞圖 滑輪組倍率ih=6時，查《起重機設計手冊》得滑輪組效率hz=0.95 鋼絲繩所受最大 拉力： 滑輪效率 滑 輪 組 效 率 滑 輪 組 倍 率 2 3 4 5 6 8 10 滾動軸承

21、 0.98 0.99 0.98 0.97 0.96 0.95 0.93 0.92 滑動軸承 0.96 0.98 0.95 0.93 0.90 0.88 0.84 表（1) 吊具自重與起重量的關系 S m ax = Q + G0 = (100000+3500 )*9 .8 = 88973 N 2 i h h h 2*6* 0 .9 5 Q ----- 額定起重量，Q=100t;G0 ----- 吊鉤組重量，G0 = 3500kg 查《起重機設計手冊》，工作級別M8 時，安全系數(shù) n=9，鋼絲繩破斷拉力sb 。 sb=

22、n·smax=9′88973=800.75kN 鋼絲繩是起重機的重要部件，也是安全系數(shù)要求較高的部件，已經(jīng)形成了國家 標準，那么我們要考慮到各種型號的功能，以及材料的利用率，進行有比較的選擇。 d = css 為單根鋼絲破斷拉力s=Smax/z 其中式中：c 為選擇系數(shù)，s 為鋼絲繩最大工作靜壓力，d 為鋼絲繩最小直徑 根據(jù)《起重機械》選擇 c=0.134,公稱抗拉強度為sb=1770N mm-1 機構工作級別 選擇系數(shù)C值 安全系數(shù)n 鋼絲繩公稱抗拉強度 1550 1770 1850 M1~M3 0.093

23、 0.089 0.085 4 M4 0.099 0.095 0.091 4.5 M5 0.104 0.100 0.096 5 M6 0.114 0.109 0.106 6 M7 0.123 0.118 0.113 7 M8 0.140 0.134 0.128 9 d =0.134 * 800750 / 12=34mm 鋼絲繩型號W6′19-34.0-177-I- 鍍-右圖GB1102-74 2.3 確定滑輪主要尺寸 滑輪的許用最小直徑： D 3h2d 查表根據(jù)工作級別查《起重機械》h2=25 卷筒

24、h1=20 機構工作級別 e M1~M3 14 M4 16 M5 18 M6 20 M7 22.4 M8 25 D 3h2d=25*34=850 查

25、《起重機課程設計手冊》，取滑輪直徑 D=850mm;取平衡滑輪直徑約為 0.6d=0.6*850=510，選用鋼繩直徑 d=34mm，D=850mm。 記為E118′850-120ZBJ80006.8-87 2.4 確定卷筒尺寸并驗算強度 1.卷筒直徑：D= h1d=25′34=850 2.卷筒繩槽尺寸：由《起重機械》查得槽距 t=26mm,槽底半徑 r=11mm。 3.確定卷筒長度并驗算起強度：如下圖 2-3 所示 2-3 卷筒尺寸簡圖 L =（2L 0+ l1+ l 2）+ l3 L 0 =（ H · i h + n）t=( 14 *6*103 +2)26=8

26、39mm p · D 0 p *886 D 0 = D + d = 850 + 34 = 884mm Lo—螺旋繩槽部分長度；H—起升高度； Do—卷繞直徑； n—附加安全圈數(shù)，取 2； l1—繩尾固定部分長度，按固定方法確定，一般取l1=3t=78 l 2—卷筒兩端空余部分長度，取50mm l3—卷筒中央不切槽部分長度，取其等于吊鉤組兩工作動滑輪的間距， 即 L3 =A= 87mm,實際長度在繩偏斜角允許范圍類可以適當增減。 經(jīng)計算:L= （2L0+l1+l2）+l3?1893mm 取 L=2000mm. 卷筒壁厚：d =0.02D+(6 ~ 10

27、)=0.02′850+(6 ~ 10)=23 ~27mm，取d=25mm 卷筒壁壓應力驗算： dy max = Smax = 88973 =296.58 ′ 10 6 N / m 2 = 296.58 MPa d t 0.015 ′ 0.02 由《起重機械》選用灰鑄鐵Q460C ，最小抗拉強度d b = 460MPa, 許用壓應力：[d y ] = db =4605/1.5 = 306MPa ￡ db 故強度足夠 n1 卷筒拉應

28、力驗算： 由于卷筒長度 L<3D ,尚應校驗由彎矩產(chǎn)生的拉應力，卷筒的最大彎矩發(fā)生在 鋼絲繩位于卷筒中間時： S max ( L - L3 ) = 88793 ′ 2000 - 87 = 84930504N · mm 2 2 卷筒斷面系數(shù)： W = 0.1 ′ D 4 - D4 0.85 4 -0.84 = 0.0132mm3 i = 0.1 ′ 0.85 D 式中：D——卷筒外徑， D=850mm=0.85m； Di——卷筒內徑，Di= D -2d =80

29、0 mm。 則d1 = Mv = 84930504 =6.434 MPa 0.00132 W 合成應力： d 1` = d 1 + d1 d y max = 6.434 + 92 ′ 296.58 =96.485MPa 303 Sy 式中許用拉應力： [dl ] = d /n=460/5=92 \ dl＇￡ [dl ] 卷筒強度驗算通過。 故選定卷筒直徑 D=850mm，長度 L=2000mm,卷筒槽形的槽底半徑 r

30、=11mm，槽矩 t=26mm；靠近減速器一端的卷筒槽向為左的 A 型卷筒。 卷筒A850′2000-11 ′ 26-14 ′ 3左ZBJ80-007.2-87 2.5 選電動機 起升機構靜功率： Pj = (Q + G 0 ) * 9.8v = (Q + G 0 ) v 1000 ′ 60h 102 ′ 60h 式中： h ——起升機構的總效率，一般η=0.8～0.9，取η=0.85； P = (Q + G0 )v = (100 +3.5 ) ′ 1000 ′14 = 326.29KW j 102′ 60h 102

31、′ 60 ′ 0.85 電動機計算功率：Pe 3 GPj = 0.8 ′326.29 = 261.033KW G 為穩(wěn)態(tài)負載系數(shù)。 由《起重機械設計手冊》根據(jù) G 值，查手冊選取 JC%=15，CZ=6。 查《起重機械設計手冊》表，根據(jù)PG ，JC%，CZ 的值，選擇繞線型異步電動機 YZR400L2—10，其額定功率為 270kW, 同步轉數(shù) 600r/min，額定轉速為 579 r/min，最大轉矩倍數(shù)為 3.4，轉動慣量為 8.68kg· m2，質量為 1156kg，輸出端軸徑為 95mm。 2.6 驗算電動機發(fā)熱條件 Ps= GPJ=0.8′326.29=

32、261.03KW 式中 Ps ——穩(wěn)態(tài)平均功率，kw m——電動機臺數(shù)，m=1 由以上計算結果Ps

33、總傳動比： i = n0 = 579 = 31.41 0 nt 18.43 選用標準型號的減速器時，其總設計壽命一般應與它所在機構的利用等級相符 合。一般情況下，可根據(jù)傳動比、輸入軸的轉速、工作級別和電動機的額定功率來 選擇減速器的具體型號，并使減速器的許用功率滿足一定條件。QJ 型起重機減速器 用于起升機構的選用方法： [P]312(1+ j2)′1.12(I-5)× Pe=0.5′2.1′1.12-1′75=70.31 式中 j2 ——起升載荷動載系數(shù)； I ——工作級別，I=1 ~ 8。 查《起重機械設計手冊》選擇型號為 QJR-D-5

34、00-31.5-IV-P-W 的標準減速器，其許用功率為 79kW，輸出軸端最大允許徑向載荷 60000N，許用輸出扭矩 42500N·m 2.8選擇制動器 制動器是保證起重機安全的重要部件，起升機構的每一套獨立的驅動裝置至少要 裝設一個支持制動器。支持制動器應是常閉式的，制動輪必須裝在與傳動機構剛性聯(lián) 結的軸上。起升機構制動器的制動轉矩必須大于由貨物產(chǎn)生的靜轉矩，在貨物處于懸 吊狀態(tài)時具有足夠的安全系數(shù)，制動轉矩Tz 應滿足下式要求: 所需靜制動力矩： M ZH = K ZH M J ` = 2.5 (Q + G0 )D0h = 103500 *886*

35、 0.94*9.8 2.5 =2229.7N M 2i h i 2 *6*31.5 式中：Kz=2.5- 制動安全系數(shù) 查手冊選用標準塊式制動器其型號為：JCZ300—15，制動輪直徑為 800mm，額 定制動轉矩為 3200N·m，整機質量為 85kg。 2.9選擇聯(lián)軸器 2.9.1 高速軸聯(lián)軸器 依據(jù)所傳遞的扭矩、轉速和被聯(lián)接的軸徑等參數(shù)選擇聯(lián)軸器的具體規(guī)格，起升 機構中的聯(lián)軸器應滿足下式要求： T = k1 k 3× T max=1.8′1′0.7′3.4′9550′57975=529.951(N×m)￡[T ] 式中T ——所傳扭矩的計算值N m；

36、 k1——聯(lián)軸器重要程度系數(shù)，對起升機構，k1=1.8； k3——角度偏差系數(shù)。 根據(jù)電動機輸出軸和減速器輸入軸的直徑，查手冊選擇高速軸的聯(lián)軸器型號為: CL5聯(lián)軸器 65 ′142 JB / ZQ4218 - 86 ，其許用轉矩為[T ] = 8000 N m ，轉動慣量 J1B55 ′ 84 0.45kg·m2。 2.10驗算起動時間 機構起動和制動時，產(chǎn)生加速度和慣性力。如起動和制動時間過長，加速度小， 要影響起重機的生產(chǎn)率;如起動和制動時間過短，加速度太大，會給金屬結構和傳動 部件施加很大的動載荷。因此，必須把起動與制動時間(或起動加速度與制動減速度)

37、控制在一定的范圍內。 2.10.1 起動時間tq 驗算 tq = n0 × [J ] = 579 ′14.81 = 0.68 (s)≤[tq ]=(4~6)s 9.55(Tq - T j ) 9.55 ′ (1855.57 - 526.53) 式中 n0 ——電動機額定轉速(r/min)； Tq——電動機平均起動轉矩N m，按下式計算： Tq=1.5′9550′57975=1855.57N m Tj——電動機靜阻力矩N m，按下式計算： Tj =（Q +G0）×D0 = 16467 ′ 0.518 ′ 9.8 = 526.53 N m 2 ′

38、 3 ′ 31.5 ′ 0.84 2 × m × i ×h [J ]——機構運動質量換算到電動機軸上的總轉動慣量(kg·m2)， [J ] = 1.15( J d （Q +G ）×D2 + Je ) + 0 0 2 2 40m i h 按下式計算：=1.15′(8.68+16.3?4)+16467′0.5182′9.8 (kg·m2) 40 ′ 32′ 31.5 2′ 0.84 = 14.81 系數(shù) 1.15 用以考慮高速軸以外其他回轉質量的轉動慣量，標準零部件給出飛輪矩， 則按 J=GD42 J d——電動機轉子的轉動慣量(kg·m2)

39、； Je——制動輪和聯(lián)軸器的轉動慣量(kg·m2)； [tq]——推薦起動時間(s)。 所以起動時間滿足要求。 2.10.2 起動平均加速度aq aq = v = 16.4 = 0.40(m / s2 ) ￡ [ a ] 60 ′ 0.68 tq 式中 aq ——起動平均加速度(m/s2)； v ——起升速度(m/s)； [a]2)。 所以該起動時間合適。 2.11驗算制動時間 2.11.1 滿載下降制動時間 n' × [J ' ] 1.1 ′ 579 ′14.81 é ù t z = ' ) =

40、 9.55 ′ (1043.24 - 415) = 1.57( s ) ￡ [t z ] ? ? t q ? 9.55(Tz - T j 式中 n' ——滿載下降時電動機轉速(r/min)，通常取n' = 1.1n0 ； Tz——制動器制動轉矩N m； Tj'——滿載下降時制動軸靜轉矩N m，按下式計算： T j￠ = (Q + G0 )D0h = (16000 + 467)518* 0.94*9.8 = 415N M 2i h i 2 *3*31.5 [J ']——下降時換算到電動機軸上的機構總轉動慣量(kg·m2) [tz]—

41、—推薦制動時間(s)。 所以滿載時制動時間滿足要求。 2.11.2 制動平均減速度 az=v'=1.1′16.4=0.19(m/s2) ≤[a] tz60′1.57 式中 v'— — 滿載下降速度，v'=1.1v 。 所以該制動時間合適。 第 3 章 小車運行機構 3.1 確定機構傳動方案 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 修比較方便，但起車時小車車體有左右扭擺現(xiàn)象。 對于雙梁橋式起重機，

42、小車運行機構采用下圖 減速器位于小車主動輪中間的 傳動方案： 3.2 選擇車輪與軌道并驗算其強度 車輪最大輪壓：小車質量估計，取Gxc=6300kg 。 假定輪均布： P max=1/4(Q + Gxc)=1/4(30000+6300)=9075kg =9075N 車輪最小輪壓： P min=14 Gxc=14′6300=1575kg =15750N 初選車輪：由《起重機設計手冊》可知，當運行速度￡60m/ min 時， Q=30=4.76> 1.6 ， Gxc6.3 工作級別為高級時，車輪直徑Dc=400mm ，軌道型號為 P38 強度驗算： 按車輪與軌道為線接觸及

43、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： 17 Pc = 2 P max + P min = 2 ′ 90750 +15750 = 65750N 3 3 車輪材料,取 ZG340-640，ss=340MPa,sb=640MPa 線接觸局部擠壓強度： pc￠= K 1 DcLC 1C 2=6.0′400′46′0.94′0.8=830208N K1——許用線接觸應力常數(shù)（N/mm2），由《起重機運輸機械》查得K1 =6 L ——車輪與軌道有效接觸強度，對于軌道 P38《起重機課程設計》，L=46mm C1——轉速系數(shù)，由《起重機運輸機械》，

44、時，C1=0.94； C2——工作級別系數(shù)，由《起重機運輸機械》，當工作級別為 M8時，C2=0.8； PC'> PC,故通過 點接觸局部擠壓強度： Pc ￠￠ = K 2 R2 C 1C 2 = 0.181 ′ 2002 ′ 0.94 ′0.8 = 140321N m 3 3 0.388 式中：K2——許用點接觸應力常數(shù)（N/mm2），由《起重機運輸機械》查得，K2=0.181 R ——曲率半徑，車輪與軌道曲率半徑的大值， 車輪r1r=D/2=200mm 軌道曲率半徑 r2 =200 由《起重機課程設計》，故取 R=40

45、0mm； m ——由 r/R比值（r 為 r1,r2 中小值）所確定的系數(shù)，由《起重機運輸機械》，并利用內插值法得 m=0.388 Pc ''>Pc ，故通過根據(jù)以上計算結果，選定直徑 Dc=400 的雙輪緣車輪， 標記為：車輪 DYL-400 GB4628-84 3.3 運行阻力計算 摩擦阻力矩： M m=(Q + Gxc)(K + md2)b 查《起重機課程設計》得，由 Dc=400mm 車輪組的軸承型號為 7524，據(jù)此選出 Dc=400 車輪組軸承亦為 7524.軸承內徑和外徑的平均值d=120+215=167.5mm ，由 2 《起重機運輸機械》查得滾動摩擦系數(shù)

46、K=0.0009，軸承摩擦系數(shù)μ=0.02，附加阻 力系數(shù)β=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 Mm = ( Q = Q ) = (Q + Gxc )( K + m d ) b = (30000 + 6300) ′ (0.0009 + 0.02 ′ 0.1675) ′ 2 2 2 =127.077kg × m = 1270.77N × m 運行摩擦阻力： Pm ( Q = Q) = Mm ( Q = Q) = 1270.77 = 63

47、53.85N Dc 2 0.4 2 無載時運行阻力矩： Mm ( Q = 0) = Gxc ( K + m d ) b = 6300 ′ (0.0009 + 0.02 ′ 0.1675) ′ 2 2 = 32.445kg × m = 324.45N × m 運行摩擦阻力：Pm ( Q = 0) =324.54/0.2=1622.7N 3.4 選電動機 電動機靜功率：

48、 N j = Pj Vc/1000ηm= 6353.8′50/1000*0.9*60=5.88KW 式中 Pj = Pm(Q=Q) ——滿載時靜阻力； η =0.9 ——機構傳動效率： m=1 ——驅動電機臺數(shù) 初選電動機功率： N=KdNj=1.15′3.71=4.267KW 式中Kd ——電動機功率增大系數(shù)，由《起重機運輸機械》得，Kd =1.15 由《起重機課程設計》選用電動機 JZR2-42-8，Ne=16kw， n1=715r/min,(GD2)d=1.456kg×

49、m2 ,電機質量 Gd=260kg。 3.5 驗算電動機發(fā)熱條件 等效功率： Nx = K 25g N j=0.75′1.12′5.88=3.187KW 式中K25 ——工作級別系數(shù)，由《起重機運輸機械》查得，當 Jc=25%時，K25 =0.75； g ——由《起重機運輸機械》查得， tqtg=0.2 ， 查《起重機運輸機械》得g =1.12Nx

50、.3 = 41.21 m min ￠ 誤差：e = Vc - Vc￠ = 43.8 - 41.21 ′ 100% = 5.91% < 15% ，故合適。 Vc 43.8 實際所需電動機等效功率： N x = N x Vc￠ = 3.187 ′ 41.21 = 2.998KW < Ne ，故合適 Vc 43.8 3.8 驗算起動時間

51、 起動時間： tq = n1 [mc(GD2 ) + Q + Gxc ] 38.2(mM q - M j ) i0 'h 式中 n1=715r/min； m=1——驅動電動機臺數(shù)； Mq = 1.5Me = 1.5′ 9550 Ne( JC 25%) = 1.5′ 9550′ 16 = 320.56N × m 715 n1 滿載運行時折算到電動

52、機軸上的運行靜阻力矩： Mj ( Q = Q) = Mm ( Q = Q) = 1148.45 = 46.74N × m i0 ￠ 27.3 ′ 0.9 h 空載運行時折算到電動機軸上的運行靜阻力矩： Mj ( Q = 0) = Mm ( Q = 0) = 324.45 = 13.2N × m i0 ￠ 27.3 ′ 0.9 h 初步估算制動輪和聯(lián)軸器的飛輪矩： (GD2 )z+ (GD2 )c= 0.6kg×m2 本機構總飛輪矩： C (GD2)1= C (GD2)d+ C (GD2)z+ C (GD2)l=1.15′(1

53、.465+0.6)=2.3747kg × m2 式中 C 由《起重機運輸機械》得知計及其他傳動飛輪矩影響系數(shù)，折算到電動 機軸上可取 C=1.15 滿載起動時間： t q ( Q = Q) = 715 （16000 + 6300）′ 0.52 ] = 0.729s ′ [2.3747 + 38.2 ′ (1 ′ 320.56 - 46.74) 27.32 ′ 0.9 無載起動時間： t q ( Q = 0) = 715 ′ [2.3575 + 6300 ′ 0.5

54、2 ] = 0.14s 38.2 ′ (1 ′ 320.56 - 13.2) 27.32 ′ 0.9 由《起重機運輸機械》得，當vc=44.6m/ min=0.74m/s 時，[tq]推薦值為 5.5s， tq（Q=Q）<[tq]，故所選電動機能滿足快速起動要求。 3.9 按起動工況校核減速器功率 起動狀況減速器傳遞的功率： N = PdVc ￠ = 29720 ′ 41.21 = 0.424KW ￠

55、 1000hm 1000 ′ 60 ′ 0.9 ′1 Pd = Pj + Pg = Pj + Q + Gxc Vc ￠ g 60tq(Q = 0) = 4593.8 + (16000 + 6300) ′10 ′ 41.21 = 564.7N 60 ′ 0.14 g m' ——運行機構中同一級傳動的減速器個數(shù)，m' =1 所用減速器[N]

56、中級

57、 3150 ′ (0.0009 + 0.02 ′ 0.1675) ′ 2 + 3150 ′ 0.0009 = ′ + 2 9.81 60 ′ 0.14 0.5 2 = 30.474kN 車輪與軌道的粘著力： F (Q=0)= P1 f =31500′0.2=6300 kg =63000N > T (Q=0) 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： Q + Gxc vc ' P (K + m d )b + P K T(Q=Q ) =

58、 + 2 2 1 g60tq(Q=Q ) Dc 2 0.1675 16000 +6300 41.21 11150′(0.0009 + 0.02′ 2 ) ′ 2 +11150′0.0009 = 9.81 ′ + 60′0.729 0.5

59、 2 =24.466kN 車輪與軌道的粘著力： F (Q=Q)= p1 f =11150′0.2=2230 kg =22300N > T (Q=Q) 故滿載起動時不會打滑，因此所選電動機合適。 3.11 選擇制動器 由《起重機運輸機械》查得，對于小車運行機構制動時間tZ ≤4s, 取tZ =3s 所需制動轉矩： 1 n1 2 (Q + Gxc )(K + m d ) M Z = { [mc(GD 2 ) + (Q +

60、Gxc )Dc h ] - 2 h} m 38.2t i '2 i ' Z 1 0 0 1 715 (16000 + 6300) ′ 0.52 = { [2.3747 + 27.32 ′ 0.9] 1 38.2 ′ 3 (16000 + 6300) ′ (0.0009 + 0.02 ′0.1675) ′

61、10 -2′ 0.9} 27.3 = 45Nm 由《起重機課程設計》選用 YWZ5 315/23，其制動轉矩 MeZ=180Nm 考慮到所取 制動時間 tZ=3s 與起動時間=0.729s 差距不大，故可省略制動不打滑驗算。 第 4 章 副起升機構設計 4.1 確定傳動方案,選擇滑輪組和吊鉤組 按照構造宜緊湊的原則，采用了單聯(lián)滑輪組.按 Q=30t，取滑輪組倍率ih =4，因而承載繩分支數(shù)為 Z=8。 G0吊具自重載荷，查下表2-5其自重為：G=2.0%′Pq=0.02′30=0.6t 額定起升載荷 Q（KN） 吊鉤自重載荷 32-80 2%Q

62、 100-200 2.5%Q 320-500 3%Q 630-1250 3.5%Q 1600-2500 4%Q 表 2-5 4.2 選擇鋼絲繩 若滑輪組采用滾動軸承， 當ih =4，查表得滑輪組效率hh =0.97。 鋼絲繩所受最大拉力： S max = G0 + Q = 30600 ′ 9.8 = 77.28kN h h ′ ih ′ x 1 ′ 4 ′ 0.97 滑輪效率 滑 輪 組 效 率

63、 滑 輪 組 倍 率 2 3 4 5 6 8 10 滾動軸承 0.98 0.99 0.98 0.97 0.96 0.95 0.93 0.92 滑動軸承 0.96 0.98 0.95 0.93 0.90 0.88 0.84 0.86 機構工作級別 選擇系數(shù)C值 安全系數(shù)n 鋼絲繩公稱抗拉強度 1550 1770 1850 M1~M3 0.093 0.089 0.085 4 M4 0.099 0.095 0.091 4.5

64、 M5 0.104 0.100 0.096 5 M6 0.114 0.109 0.106 6 M7 0.123 0.118 0.113 7 M8 0.140 0.134 0.128 9 按下式計算鋼絲繩直徑 d： d=c′ Smax=0.134′ 77.28=13.17mm c: 選擇系數(shù)，單位 mm/N ，選用鋼絲繩sb=1770N/mm2， 根據(jù) M8 及sb 查表得 c 值為 0.134，選不松散瓦林吞型鋼絲繩直徑 d=14mm。 其標記為 6W(19)-14-185-I-光-右順(GB1102-74) 4.3 確定卷筒尺寸

65、并驗算強度 卷筒直徑： 查表得：卷筒h1 =22.4；滑輪h2 =25 卷筒最小卷繞直徑D0 min =h1′ d=22.4′14=313.6 滑輪最小卷繞直徑D0 min =h2′ d=25′14=350 考慮機構布置及卷筒總長度不宜太長，滑輪直徑和卷筒直徑一致取 D=350 ㎜。卷筒長度：L=1500mm 卷筒壁厚δ=0.02D+(6~10)=[0.02′ 300+(6~10)]mm=12~16mm，取δ=16mm，應進行卷筒壁的壓力計算。 卷筒轉速nt = mvn = 4 ′19.5 r/min=80.13r/min。 pD0 3.14 ′ 0.31

66、 4.4 計算起升靜功率 Pj = (Q + G 0 )v n = (30 + 0.6) ′ 16 ′ 9.8 ′103 =89.44kW 60 ′1000h 60 ′ 1000 ′ 0.894 式中η起升時總機械效率h = hzhchhlht=0.97′0.94′0.992 =0.894 hz 為滑輪組效率取 0.97；hch 為傳動機構機械效率取 0.94；ht 為卷筒軸承效率取 0.99；hl 連軸器效率取 0.99。 4.5 初選電動機 PJC≥G Pj=0.8′89.44=71.55kW 式中PJC：在 JC 值時的功率,單位為 kW; G：穩(wěn)態(tài)負載平均系數(shù),根據(jù)電動機型號和 JC 值查表得 G=0.8。 選用電動機型號為 YZR400L1-10，PJC =111.263KW，nJC =955r/min，最大轉矩允許過載倍數(shù)λm=2.5；飛輪轉矩 GD2=1.5KN.m2。 4.6 選用減速器 減速器總傳動比： i = nd = 955 =12.02，取實際速比 i =16 80.13 n