16T桥式起重机毕业设计

武汉科技大学本科毕业设计I 本本科科毕毕业业设设计计题题目目： ：16/3.2t28.5m 桥桥式式起起重重机机设设计计学学 院院机械自动化学院专专 业业机电一体化专业学学 号号 014908200406学生姓名学生姓名李后谱_指导教师指导教师蔡 芸日日 期期 2011 年 9 月_ 武汉科技大学本科毕业设计II摘 要本次毕业设计是针对毕业实习中桥式起重机所做的具体到吨位级别的设计。随着我国制造业的发展，桥式起重机越来越多的应用到工业生产当中。在工厂中搬运重物，机床上下件，装运工作吊装零部件，流水线上的定点工作等都要用到起重机。起重机中种数量最多，在大小工厂之中均有应用的就是小吨位的起重机，小吨位的桥式起重机广泛的用于轻量工件的吊运，在我国机械工业中占有十分重要的地位。但是，我国现在应用的各大起重机还是仿造国外落后技术制造出来的，而且已经在工厂内应用了多年，有些甚至还是七八十年代的产品，无论在质量上还是在功能上都满足不了日益增长的工业需求。如何设计使其成本最低化，布置合理化，功能现代化是我们研究的课题。本次设计就是对小吨位的桥式起重机进行设计，主要设计内容是 16/3.2T桥式起重机的结构及运行机构，其中包括桥架结构的布置计算及校核，主梁结构的计算及校核，端梁结构的计算及校核，主端梁连接以及大车运行机构零部件的选择及校核。关键词：起重机 ； 大车运行机构 ； 桥架 ； 主端梁 ； 小吨位武汉科技大学本科毕业设计IIIAbstractThe graduation project is a bridge crane for the graduation field work done by the tonnage level specific to the design. As Chinas manufacturing industry, more and more applications crane to which industrial production. Carry a heavy load in the factory, machine parts up and down, the work of lifting parts of shipment, assembly line work should be fixed on the crane is used. The largest number of species of cranes, both in the size of the factory into the application is small tonnage cranes, bridge cranes small tonnage of lightweight parts for a wide range of lifting, in Chinas machinery industry plays a very important position. However, our current application, or copy large crane behind the technology produced abroad, and has been applied in the factory for many years, and some 70 to 80 years of products, both in quality or functionality are not growing to meet the industrial demand. How to design it the lowest cost, rationalize the layout, function modernization is the subject of our study. This design is for small tonnage bridge crane design, the main design elements are 16/3.2t crane structure and operation of institutions, including the bridge structure, calculation and checking the layout, the main beam structure calculation and checking , end beams calculation and checking, the main end beam connect and run the cart and checking body parts of choice.Key words：Crane； The moving mainframe； Bridge； Main beam and end beam； Small tonnage目 录武汉科技大学本科毕业设计IV1 绪绪 论论.11.1 桥式起重机的介绍.11.2 桥式起重机设计的总体方案.11.3 主梁和桥架的设计.11.4 端梁的设计.12 主起升机构的设计主起升机构的设计.32.1 确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组.32.2 选择钢丝绳.32.3 确定滑轮主要尺寸.42.4 确定卷筒尺寸并验算强度.42.5 选电动机.72.6 验算电动机发热条件.72.7 选择减速器.82.8 验算起升速度和实际所需功率.82.9 校核减速器输出轴强度.92.10 选择制动器.92.11 选择联轴器.102.12 验算起动时间.102.13 验算制动时间.112.14 高速浮动轴计算.113 小车运行机构小车运行机构.143.1 确定机构传动方案.143.2 选择车轮与轨道并验算其强度.143.3 运行阻力计算.153.4 选电动机.163.5 验算电动机发热条件.173.6 选择减速器.173.7 验算运行速度和实际所需功率.173.8 验算起动时间.173.9 按起动工况校核减速器功率.183.10 验算起动不打滑条件.193.11 选择制动器.203.12 选择高速轴联轴器及制动轮.203.13 选择低速轴联轴器.213.14 验算低速浮动轴强度.214 大车运行机构的设计大车运行机构的设计.234.1 确定机构的传动方案.234.2 选择车轮与轨道，并验算其强度.234.3 选择车轮轨道并验算起强度.244.4 运行阻力计算.25武汉科技大学本科毕业设计V4.5 选择电动机.264.6 验算电动机发热条件.264.7 选择减速器.274.8 验算运行速度和实际所需功率.274.9 验算起动时间.284.10 起动工况下校核减速器功率.294.11 验算起动不打滑条件.294.12 选择制动器.314.13 选择联轴器.314.14 浮动轴的验算.335 桥架具体计算设计桥架具体计算设计.355.1 主要尺寸的确定.355.1.1 大车车距.355.1.2 主梁高度.355.1.3 端梁高度.355.1.4 桥架端部梯形高度.355.1.5 主梁腹板高度.355.1.6 确定主梁截面尺寸.355.1.7 加劲板的布置尺寸.365.2 主梁的计算.375.2.1 计算载荷的确定.375.2.2 主梁垂直最大弯矩.385.2.3主梁水平最大弯矩.385.2.4 主梁的强度验算.395.2.5 主梁的垂直刚度验算.405.2.6 主梁的水平刚度验算.415.3 端梁的计算.425.3.1 计算载荷的确定.425.3.2 端梁垂直最大弯矩.425.3.3 端梁水平最大弯矩.425.3.4 端梁截面尺寸的确定.435.3.5 端梁的强度验算.445.4 主要焊缝的计算.465.4.1 端梁端部上翼缘焊缝.465.4.2 端梁端部下翼缘焊缝.475.4.3 主梁与端梁的连接焊缝.475.4.4 主梁上盖板焊缝.47结束语结束语.48参考文献参考文献.49致谢致谢.51武汉科技大学本科毕业设计11 绪绪 论论 1.1 桥式起重机的介绍桥式起重机的介绍 桥式起重机是桥架在高架轨道上运行的一种桥架型起重机，又称天车。桥式起重机的桥架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行，起重小车沿铺设在桥架上的轨道横向运行，构成一矩形的工作范围，就可以充分利用桥架下面的空间吊运物料，不受地面设备的阻碍。桥式起重机广泛地应用在室内外仓库、厂房、码头和露天贮料场等处。随着科学技术的进步和机械制造业的发展，起重机的许多基础部件已陆续完成了产品的换代，并推进了主机的更新。早在 2006 年 9 月 14 日已推出1【】Quadrix 超小型按键式起重机遥控器充分考虑了操作安全性，即使戴手套操作，也能保证安全操作。随着液压技术的进步和液压元件质量的提高，静液压传】【2动在起重机（特别是臂架式运行起重机）上的应用已十分普遍。4【】桥式起重机设计设计方法可以简单地划分为传统设计方法、现代设计方法和未来设计方法三类。传统设计方法指的是以古典力学和数学为基础的类比法、直觉法、经验法等设计方法，该法仍用于我国部分起重机的设计。现代设计法指的是近 30 年发展起来的设计方法，如 CAD、优化设计、可靠性设计、有限元分析、反求工程设计、动态仿真设计、模块化设计、工业艺术造型设计等等，这些方法在起重机的设计中都有应用。桥式起重机设计模块化和组合化达到6【】改善整机性能，降低制造成本， 提高通用化程度，用较少规格数的零部件组成多品种、 多规格的系列产品， 充分满足用户需求 。同时，桥式起重机的7【】并行工程的目标在于缩短产品投放市场的时间，提高产品的质量以及降低产品在整个生命周期中的消耗。并行工程应使产品及其相关过程设计工作集成，产品开发过程中各阶段工作交叉并行进行，以尽早发现并解决产品整个生命周期中的问题，达到多项工作的协调一致。可以相信，不远的将来智能设计会取8【】得更大的突破，从而使起重机的智能设计成为可能。【9】1.2 桥式起重机设计的总体方案桥式起重机设计的总体方案主要技术参数：中级工作级别，吊运金属工件，起重机设操纵室。起重量主钩 16t，副钩 3.2t，跨度 28.5m，起升高度为主钩 12m，副钩 14m 起升速度主钩 7.9m/min,副钩 16.7m/min；小车运行速度 v=44.6m/min，大车运行速度 V=87.6m/min；小车估计重量 6.3t，起重机的估计重量 36.3t。小车轮距Bxc=2400mm,小车轨距 Lxc=2000mm武汉科技大学本科毕业设计21.3 主梁和桥架的设计主梁和桥架的设计主梁跨度 28.5m ,主要构件是上盖板、下盖板和两块垂直腹板，主梁和端梁采用搭接形式，走台的宽度取决于端梁的长度和大车运行机构的平面尺寸，司机室采用闭式一侧安装，腹板上加横向加劲板和纵向加劲条或者角钢来固定，纵向加劲条的焊接采用自动焊，主梁翼缘板和腹板的焊接采用贴角焊缝，腹板的下边和下盖板硬做成抛物线形。1.4 端梁的设计端梁的设计端梁采用箱型的实体板梁式结构，是由车轮组合端梁架组成，端梁的中间截面也是由上盖板，下盖板和两块腹板组成；通常把端梁制成制成三个分段，端梁是由两段通过连接板和角钢用高强螺栓连接而成。端梁的主要尺寸是依据主梁的跨度，大车的轮距和小车的轨距来确定的；大车的运行采用分别驱动的方案。在装配起重机的时候，先将端梁的一段与其中的一根主梁连接在一起，然后再将端梁的两段连接起来。 2 主起升机构的设计主起升机构的设计2.1 确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组按照布置宜紧凑的原则，采用闭式传动起升机构构造型式，如图 2.1 所示，采用了双联滑轮组，按，查【1】表 4-1 取滑轮组倍率。16Qti3h承载绳分支数： 22 36hZi 武汉科技大学本科毕业设计3 图 2.1 起升机构计算简图查【1】附表 9 选图号为 T1-362.1508 吊钩组，得其质量：。两动滑轮间距：0467Gkg。367Amm2.2 选择钢丝绳选择钢丝绳若滑轮组采用滚动轴承，当时，查【2】表 2-1 得滑轮组效率：3hi ，钢丝绳所受最大拉力：0.985h (2.1)0max2hhQGSi 16000467278632 3 0.985N 查【2】表 2-4，工作级别为时，安全系数 n=5.5，钢丝绳计算破断拉力。5MbS max/5.5 2615/0.85169.2bSn SkN查【1】附表 1 选择瓦灵吞型钢丝绳。钢丝绳公称抗拉强度6 19wFc，光面钢丝，右交互捻，直径。钢丝绳最小破断拉力1670MPa16dmm武汉科技大学本科毕业设计4，标记如下：141.1bS 166 191670141.1891888NATWFCZSGB钢丝绳2.3 确定滑轮主要尺寸确定滑轮主要尺寸滑轮的许用最小直径： (2.2)d(1)16 (25 1)384Demm式中系数由【2】表 2-4 查得，查【1】附表 2，选用滑轮直径，25e 400Dmm取平衡滑轮直径由【1】附表 2 选用。滑轮的绳0.6240pDDmmp260Dmm槽部分尺寸可由【1】附表 3 查得。由【1】附表 4 选用钢绳直径16,400dmm Dmm标记为：1E滑轮： 16 400-90-2BJ80-006. 9-87由【1】附表 5 查得平衡滑轮选用，16,260dmm Dmm标记为：:16 2605080006.987FZBJ滑轮2.4 确定卷筒尺寸并验算强度确定卷筒尺寸并验算强度卷筒直径： (1)16 (25 1)384Dd emm由【1】附表 13 选用，卷筒绳槽尺寸由【4】附表 14-3 查得400Dmm。t20,10mmrmm槽距槽底半径卷筒尺寸： （2.3)0102(4)hHiLZtLD 314 1032 (24) 203671893.134mm3.14 416武汉科技大学本科毕业设计500120002;367LmmZZLAmm1取式中:附加安全系数，取卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，即L，实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减；00400 164160.02(6 10)0.02 400(6 10)14 18mm=15mmDDDdmmD卷筒计算直径：卷筒壁厚：，取卷筒壁压应力验算： (2.4)maxymaxtS 622786092.87 10/ m92.87a0.015 0.02NMP由【1】表 1-8-12 选用灰铸铁，最小抗拉强度，许用压应200HTb195aMP力：1max1951301.5,byyyMPan 故抗拉强度足够。卷筒拉应力验算：由于卷筒长度,尚应校验由弯矩产生的拉应力，卷筒3LD弯矩图如图 2.2： 图 2.2 卷筒弯矩图卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时： (2.5) maxMSL武汉科技大学本科毕业设计6 1max2000367()278602274769022LLSNmm卷筒断面系数：444434003700.10.11714597.5400400mmiDDWmmDDD式中：卷筒外径。； (2.6)lMW于是2274769013.27a1714597.5MP (2.7)llymaxySl合成应力： 3913.2792.8741.13130MPa2l195395bllMPan式中许用拉应力：卷筒强度验算通过，故选定卷筒直径，长度 L=2000mm，卷筒槽形的400mmD 槽底半径。槽距，起升高度，倍率；靠近减速10rmm20tmm14Hm3hi 器一端的卷筒槽向为左的 A 型卷筒，标记为： 20卷筒A40000-10 20-14 3左ZB-J80-007. 2-872.5 选电动机选电动机计算静功率： (2.8)jv102 60N0（Q +G） 25kw（16000+467）7. 9102 60 0. 85电动机计算功率0.85式中：机构总效率，一般=0. 80. 9, 取武汉科技大学本科毕业设计7：160.8 252026 10.75 0.85,0.8edjdNk NkwkMMdd式中：系数由【】表查得，对于级机构k取k查【1】附表 30 选用电动机： JZR-51-8 23e1(25%)22 w,715,2.56kg=335dNKnrpm GDmkg，电机质量G2.6 验算电动机发热条件验算电动机发热条件按照等效功率法，求的等效功率：25%(150)cJ 次时2525560.75 0.87 2516.312640.75;0.1 0.20.1.2660.87xjNkNkwkMM25qgqgqg式中：-工作级别系数，查【】表，对于级，k-系数, 根据机构平均起动时间与平均工作时间的比值（t / t ）查得，一般起升机构t / t。取t / t由【】图查得计算结果知：，故初选电动机能满足发热条件。xeNN2.7 选择减速器选择减速器卷筒转速： (2.9)0hvinD 7.9 318.14 / min3.14 0.416r减速器总传动比：1071539.4118.14jnin查【1】附表 35 选，50023ZQCA 01112 w,40.17,=345,50,85NKikgdmmlmm许用功率质量入轴直径轴端长武汉科技大学本科毕业设计82.82.8 验算起升速度和实际所需功率验算起升速度和实际所需功率实际起升速度： 00iviv=（2.10）39.47.97.75/ min40.17m误差：=100%=100%=1.9%=15%vvv 7.97.757.9 实际所需等效功率：=16KW=20.4KWxNvvNx7.7516.317.9eN40%2.9 校核减速器输出轴强度校核减速器输出轴强度由【2】公式(6-16)得输出轴最大径向力： （2.11）maxmax1() 2jRaSGRmax2 278605572055.72kN9.81114 100650136aSNkNRkNZQj式中：卷筒上卷绕钢丝绳引起的载荷；G卷筒及轴自重，参考【】附表；减速器输出轴端最大允许径向载荷，由【】附表查得；max1(55.729.81)32.765kN 100kN2RR6 17由【2】公式得输出轴最大扭矩为： （2.12）Mm axm axe 00M =(0. 70. 8)Mi式中：武汉科技大学本科毕业设计91(25%)22955095503007152.825%0.956150012.8 300 40.17 0.9525644.52861500eNNmnJCMNmNmMNmem ax0m axM电动机轴额定力矩；当时，电动机起动转矩，由【1】附表30查得；减速器传动效率；减速器输出轴最大容许转矩，由【】附表36查得；M =0. 8由以上计算知，所选减速器能满足要求。2.10 选择制动器选择制动器所需静制动力矩： （2.13）02zzjzhMK MKiiO0（Q +G）D (16000467) 0.4161.750.8542.28422.82 3 40.17kgmNm 式中：1.75315/30280 450,315,zezzKMNmDmm5z制动安全系数，由【2】第六章查得，由【1】附表15选用YW Z制动器，其制动转矩制动轮直径制动器质量G=50. 6kg。2.11 选择联轴器选择联轴器高速轴联轴器计算转矩，由【2】(6-26)式： (2.14)8ceMnM1.5 1.8 300810Nm式中：810()1.5eMNmn电机额定转矩前已求出；联轴器安全系数；881.81.5 2.0刚性动载系数，一般。由【1】附表 31 查得电动机轴端为圆锥形，251 8JZR 70,105dmm lmm从【1】附表 34 查得，减速器的高速轴端750 1 3ZQCA 。60,110dmm lmm武汉科技大学本科毕业设计10靠电动机轴端联轴器由【1】附表 43 选用半联轴器，其图号为，最3CLZ466S大容许转矩，飞轮矩，质量。tc M =3150N m M23l()0.435GDkg ml17.74Gkg浮动轴的两轴端为圆锥形。55,85dmm lmm靠减速器轴端联轴器由【1】附表 45 选用带制动轮的半齿联轴器，图300mm号为，最大容许转矩，飞轮矩，质213Stc M =3150N m M22()1.8lGDkgm量。为与制动器相适应，将联轴器所带的38.5zGkg5315/30YWZ 124S制动轮修改为应用。300mm3152.12 验算起动时间验算起动时间 启动时间： （2.15）2200112() ()38.2()qqjQG Dntc GDMMi 式中：222221()()()()2.560.435 1.84.795dlzGDGDGDGDkgm （2.16）00()2QG Dij静阻力矩：M= (16000467) 0.416334.42 3 0.85 40.17Nm 221.51.5 300450715(16000467) 0.4161.15 4.7950.138.2 (450334.4)(3 40.17)0.85qeqMMNmts平均起动转矩：通常起升机构起动时间为，此处小于 1s 故所选电动机合适。1 5s2.13 验算制动时间验算制动时间制动时间： （2.17）200112() ()38.2()zezjQG Dntc GDMMi式中：武汉科技大学本科毕业设计11 （2.18）000()2jhQG DMi i(16000467) 0.4160.8524.162 3 40.17Nm 2715(16000467) 0.4161.15 4.7950.850.2538.2 (45024.16)(3 40.17)zts由【2】表 6-6 查得许用减速度：7.90.2, 0.650.2 60 ZZZZZvvaattttt故故合适。2.14 高速浮动轴计算高速浮动轴计算疲劳计算：由【3】起升机构疲劳计算基本载荷1max666221.05 30031511=1+=1+1.1 =1.05227.9=1+0.711 0.711.160eMMN mv 式中：动载系数，起升载荷动载系数（物品起升或下降制动的动载效应）由前节已选定轴径，因此扭转应力：50dmm1max331512.60.2 (0.056)nMMPaW轴材料用 45 号钢，见【1】表 2-8600,300bsMPaMPa弯曲： 10.27 ()bs（2.19） 0.27 (600300)243MPa扭转：11243140;33MPa武汉科技大学本科毕业设计12 0.60.6 300180ssMPa轴所受脉动循环的许用扭转应力： 10121kkn（2.20）式中：1.5 2.5,2xmxxxkkkkkk考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数；与零件几何形状有关, 对于零件表面有急剧过渡和开有键槽及紧配合区段,取；001.252 1.252.51.25(30)2 140188.92.50.21.25mmknkkkkMPa与零件表面加工光洁度有关，此处取；考虑材料对应力循环不对称的敏感系数, 对碳钢及低合金钢=0. 2；n安全系数，n由【3】表查得故疲劳计算通过。强度验算：轴所受最大转矩：21.1 300330eMMMPam ax最大扭转应力：maxmax333013.20.2 (0.05)MMPaW许用扭转应力：222max2180120,1.51.5sMPann安全系数，取故强度验算通过。浮动轴构造如图 2.3 所示，中间轴径11(5 10)50 55,55ddmmdmm去武汉科技大学本科毕业设计13 图 2.3 高速浮动轴构造图 3 小车运行机构小车运行机构3.1 确定机构传动方案确定机构传动方案小车的传动方式有两种即减速器位于小车主动轮中间或减速器位于小车主动轮一侧。减速器位于小车主动轮中间的小车传动方式使小车减速器输出轴及两侧传动轴所承受的扭矩比较均匀。减速器位于小车主动轮一侧的传动方式，安装和维修比较方便，但起车时小车车体有左右扭摆现象。对于双梁桥式起重机，小车运行机构采用图 3.1 减速器位于小车主动轮中间的传动方案：武汉科技大学本科毕业设计14图 3.1 小车运行机构传动简图3.2 选择车轮与轨道并验算其强度选择车轮与轨道并验算其强度车轮最大轮压：小车质量估计，取。6300 xcGkg假定轮均布： max11()(160006300)55755575044xcPQGkgN（3.1）车轮最小轮压： min11630015751575044xcPGkgN（3.2）初选车轮：由【1】附表 17 可知，当运行速度时，min/60m，162.541.66.3xcQG工作级别为中级时，车轮直径，轨道型号为 43kg/m 的许用轮mmDc500压为。max5 .16Pt 强度验算：按车轮与轨道为线接触及点接触两种情况验算车轮接触强度。车轮踏面疲劳计算载荷： maxmin22 55750 1575042416.733cPPPN（3.3）车轮材料,取 ZG340-640，MPaMPabs640,340线接触局部挤压强度： 1126.0 500 46 0.99 1136620ccpK D LC CN 武汉科技大学本科毕业设计15（3.4）K1许用线接触应力常数（N/mm），由【2】表 5-2 查得=6；1KL 车轮与轨道有效接触强度，对于轨道 P43（【1】附表 22），L=46mm；C1转速系数，由【2】表 5-3，车轮转速时，rpmDvnc4 .285 . 06 .44C1=0.99；C2工作级别系数，由【2】表 5-4，当工作级别为 M5 时，C2=1；,故通过CCPP 点接触局部挤压强度 NCCmRKPc191734199. 0388. 0250181. 03221322 （3.5）式中 K2许用点接触应力常数（N/mm），由【2】表 5-1 查得，K2=0.181；R 曲率半径，车轮与轨道曲率半径的大值，车轮，轨道曲率半径 r =250（由【1】附表 22），故取mmDr2502500212R=250mm；m 由比值（r 为 r1,r2 中小值）所确定的系数，由Rr1250250Rr【2】表 5-5，并利用内插值法得 m=0.388，故通过ccPP 根据以上计算结果，选定直径 Dc=500 的双轮缘车轮，标记为：车轮 DYL-500 GB4628-843.3 运行阻力计算运行阻力计算摩擦阻力矩： )2)(dKGxcQMm（3.6）查【1】附表 19 得，由 Dc=500mm 车轮组的轴承型号为 7524，据此选出武汉科技大学本科毕业设计16Dc=500 车轮组轴承亦为 7524.轴承内径和外径的平均值，mmd5 .1672215120由【2】表 7-1表 7-3 查得滚动摩擦系数 K=0.0009，轴承摩擦系数 =0.02，附加阻力系数 =2.0（采用导轮式电缆装置导电），代入上式得满载时运行阻力矩：()0.1675()()(160006300) (0.00090.02) 222mQQxcdMQGK 114.8451148.45kg mN m运行摩擦阻力：()()1148.454593.80.522m QQm QQcMPND无载时运行阻力矩：(0)0.1675()6300 (0.00090.02) 232.445324.4522m QxcdMGKkg mN m 运行摩擦阻力：(0)(0)324.451297.80.522m Qm QcMPND3.4 选电动机选电动机电动机静功率： 4593.8 44.63.7910001000 0.9 60jcjPVNKWm（3.7）式中 满载时静阻力；)(QQmjPP =0.9 机构传动效率：m=1 驱动电机台数初选电动机功率：1.15 3.794.363djNK NKW式中电动机功率增大系数，由【2】表 7-6 得，=1.15dKdK由【1】附表 30 选用电动机 JZR2-42-8，Ne=16kW，n1=715/min,电机质量 Gd=260kg22()1.456dGDkg m武汉科技大学本科毕业设计173.5 验算电动机发热条件验算电动机发热条件等效功率： 250.75 1.12 3.793.187jNxKNKW（3.8）式中工作级别系数，由【2】查得，当 Jc=25%时，=0.75；25K25K 由【2】表 6-5 查得，查【2】图 6-6 得=1.122 . 0gqttNxNe,故所选电动机发热条件通过3.6 选择减速器选择减速器车轮转速： min4 .285 . 06 .44rDVnccc（3.9）机构传动比：18.254 .2871510cnni查【1】附表 40 选用 ZSC-600-V 减速器，N中级=21kW，NxN中3 .270i级3.7 验算运行速度和实际所需功率验算运行速度和实际所需功率实际运行速度： min58.403 .2718.256 .4400miiVVcc（3.10）误差：，故合适%15%01. 9%1006 .4458.406 .44cccVVV实际所需电动机等效功率：，故合适40.583.1872.944.6cxxecVNNKWNV3.8 验算起动时间验算起动时间起动时间：武汉科技大学本科毕业设计18 )()(2 .38021iGQGDmcMmMntxcjqq（3.11）式中 n1=715r/min；m=1驱动电动机台数； mNnNMMJCeeq56.3207151695505 . 195505 . 15 . 11%)25(满载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩：()()01148.4546.7427.3 0.9m QQj QQMMN mi空载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩：(0)(0)0324.4513.227.3 0.9m Qj QMMN mi初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩：2226 . 0)()(mkgGGcDzD本机构总飞轮矩：222221()()()()1.15 (1.4650.6)2.3747DDdDzDlC GC GC GC Gkg m式中 C 由【2】得知计及其他传动飞轮矩影响系数，折算到电动机轴上可取C=1.15满载起动时间：2()27151600063000.52.37470.72938.2 (1 320.5646.74)27.30.9q QQts（）无载起动时间：2(0)27156300 0.52.35750.1438.2 (1 320.56 13.2)27.30.9q Qts由【2】查表 7-6 得，当时，tq推荐值为smmvc/74. 0min/6 .445.5s，tq（Q=Q）tq，故所选电动机能满足快速起动要求。3.9 按起动工况校核减速器功率按起动工况校核减速器功率起动状况减速器传递的功率：武汉科技大学本科毕业设计19 （3.12） 29720 40.580.41810001000 60 0.9 1dcP VNKWm)0(60QqcxcjgjdtVgGQPPPP (160006300) 1040.584593.8556.160 0.14Ng运行机构中同一级传动的减速器个数，=1mm所用减速器N中级Mc=382Nm，飞轮矩（GD2）=0.091，质量 G1=24.9kg2kg m高速轴端制动轮：根据制动轮已选用 YWZ5 315/23，由【1】附表 16 选制动轮直径 DZ=315mm,圆柱形轴孔 d=65mm，l=140mm，标记为：制动轮 315-Y65 JB/ZQ4389-86，其飞轮矩GD2=0.6，质量 GZ=24.5kg2kg m以上联轴器与制动轮飞轮矩之和：GD2l+GD2Z=0.6+0.091=0.60912kg m与原估计的 0.6 基本相符，故以上计算不需修改。2kg m3.13 选择低速轴联轴器选择低速轴联轴器低速轴联轴器计算转矩，可由前节的计算转矩 Me 求出：cM （3.19）011382 27.3 0.94704.522ccMM iN m由【1】附表 37 查得 ZSC-600 减速器低速轴端为圆柱形d1=80mm，l1=115mm，取浮动轴装联轴器轴径 d2=80mm，l2=115mm，由【1】附表 42 选用两个 G1CL5 鼓形齿式联轴器，其主动端：Y 型轴孔 A 型键槽，d3=80mm，l3=115mm 从动端：Y 型轴孔 A 型键槽，d4=80mm，l4=115mm武汉科技大学本科毕业设计22标记为：G1CL5 联轴器89190141158011580ZBJ由前节已选定车轮直径 Dc=500mm，由【1】表 19 参考 500 车轮组，取车轮轴安装联轴器处直径 d1=80mm，l1=85mm，同样选用两个 G1CL5 鼓形齿式联轴器，其主动端：Y 型轴孔 A 型键槽，d2=80mm，l2=115mm 从动端：Y 型轴孔 A 型键槽，d3=80mm，l3=115mm标记为：G1CL5 联轴器89190141158011580ZBJ3.14 验算低速浮动轴强度验算低速浮动轴强度（1） 疲劳验算：由【3】运行机构疲劳计算基本载荷： mNiMMe4 .34849 . 03 .27218.2183 . 1208max（3.20）由前节已选定浮动轴端直径 d=80mm,其扭转应力： （3.21）MpaWMn03.3408. 02 . 04 .34843max浮动轴的载荷变化为对称循环（因运行机构正反转矩值相同），材料仍选用 45 钢，由起升机构高速浮动轴计算，得，MPaMPas180,1401许用扭转应力 MPankk8 .4425. 115 . 21401111（3.22）式中 k，n1与起升机构浮动轴计算相同 故强度校核通过1kn（2） 强度验算：由【3】运行机构疲劳计算基本载荷： mNiMMe1 .55759 . 03 .27218.2183 . 16 . 12085max（3.23）式中 5考虑弹性振动的力矩增大系数，对突然起动的机构，5=1.51.7，此处取 5=1.6；武汉科技大学本科毕业设计23最大扭转应力： （3.24）MpaWM4 .5408. 02 . 01 .55753maxmax许用扭转应力： MPans1205 . 1180 （3.25） 故强度校核通过 max4 大车运行机构的设计大车运行机构的设计4.1 确定机构的传动方案确定机构的传动方案跨度为 28.5m 为中等跨度，为减轻重量，决定采用图 4.1 的传动方案。 图 4.1 集中传动的大车运行机构布置方式1电动机；2制动器；3带制动器的半齿轮联轴器；4浮动轴；5半齿轮联轴器；6减速器；7车轮武汉科技大学本科毕业设计244.2 选择车轮与轨道，并验算其强度选择车轮与轨道，并验算其强度按图 4.2 所示的重量分布，计算大车车轮的最大轮压和最小轮压。 图 4.2 轮压计算图满载时，最大轮压： （4.1）max42xcxcGGQGLePL 363631606328.5 1.5180.634228.5kN空载时，最小轮压： （4.2）min142xcxcGGGPL 3636363176.14228.5kN车轮踏面疲劳计算载荷： （4.3）maxmin23cPPP 2 180.6376.1145.793kN4.3 选择车轮轨道并验算起强度选择车轮轨道并验算起强度车轮材料：采用，由【1】附表 18340/640()700,380sZGMPaMPab调质,选择车轮直径，由【2】表 5-1 查得轨道型号为(起重机专用轨500cDmm70Qu道)。按车轮与轨道为点接触和线接触两种情况来验算车轮的接触强度。点接触局部挤压强度验算： （4.4）221 23cRPkc cm武汉科技大学本科毕业设计25 234001.810.95 12826500.461N 222112(/),521.81550.46;87.65339.85 / min0.953.14 0.7cDcckN mkRmvcnrcDc许用点接触应力常数由【2】表取；曲率半径，由车轮和轨道两者曲率半径中取大值，取Q u70轨道的曲率半径为R =400m m ;m 由轨顶和车轮的曲率半径之比(r/ R )所确定的系数，由【2】表查得转速系数，由【2】表查得，当车轮转速时，；工作级别系52541ccMcPP数，由【2】表查得，当级时故验算通过。线接触局部挤压强度验算： （4.5）11 2ccPk D lc c 6.6 500 70 0.95 1219765.5N 式中：11526.6;7070kklQulmm2许用线接触应力常数(N / m m), 由【2】表查得，车轮与轨道的有效接触长度，轨道的();cDmm车轮直径12,ccc cPP同前故验算通过。4.4 运行阻力计算运行阻力计算摩擦总阻力矩： （4.6）()()2mdMQG k由【4】查得车轮的轴承型号为，轴承内径和外径的平均值为：500cDmm7520；由【2】表 7-17-3 查得：滚动摩擦系数，轴承100 1801402mm0.0006k 摩擦系数；附加阻力系数代人上式得：0.021.5当满载时的运行阻力矩： （4.7）()()()2dMm QQQG k武汉科技大学本科毕业设计26 0.141.5 (16000363000)(0.00060.02)15692Nm运行摩擦阻力： （4.8）()()2mmcMQQP QQD 156962760.52N当空载时： （4.9）(0)()2dMm QGk 0.141.5 363000 (0.00060.02)10892Nm （4.10）(0)()2mmcMQP QQD 108943560.52N4.5 选择电动机选择电动机电动机静功率： （4.11）1000cjdjPvNm6276 87.64.821000 0.95 2 60kw 式中：()0.95jmPP QQ满载运行时的静阻力；m =2 驱动电动机台数；机构传动效率。初选电动机功率： （4.12）djNk N 1.3 4.826.266kw式中：761.3ddkk电动机功率增大系数，由【2】表查得；由【1】附表 30 选用电动机为：武汉科技大学本科毕业设计272221226;7.5,930 /min,0.419,115edJZRNkw nrGDkgmkg电动机质量为4.6 验算电动机发热条件验算电动机发热条件等效功率： （4.13）25xjNkN0.75 1.3 6.2666.11kN式中： 252525%0.75,0.251.3cqgkJktt工作级别系数，由2 查得当时，；由2 按起重机工作场所所得当时查得由此可见：，故初选电动机发热通过。xeNN4.7 选择减速器选择减速器车轮转速： （4.14）cdccvnD 87.655.7 / min0.5r机构传动比：1093016.755.7cnin查【1】附表 35，选用两台减速器，其型号为： 040023.3411.8ZQZiNkwI V-1 减速器；（当输入转速为1000r/ m i n时）可见。 jNN4.8 验算运行速度和实际所需功率验算运行速度和实际所需功率实际运行速度： （4.15）0ccddoivvi武汉科技大学本科毕业设计28 16.787.671.4/ min20.49m误差： （4.16）cccdddvvv 87.671.4100%0.185%15%87.6故合适。实际所需电动机静功率： （4.17）vccdjjdvNN 71.44.823.9387.6kw由于，故所选电动机和减速器均合适。jjNN4.9 验算起动时间验算起动时间起动时间： （4.18）221120()()38.2()cqqjQG Dntmc GDmMMi式中：11930 / min;2()7.51.51.5 9550115.5;930(25%)9550%(25%)qeeenrmMMNmNJcMJcn Jc驱动电动机台数；时电动机额定扭矩；满载运行时的静阻力矩： （4.19）0()()mjMQQMQQi 156980.620.49 0.95Nm空载运行时的静阻力矩： （4.20）0(0)(0)mjMQMQi武汉科技大学本科毕业设计29 108955.9520.49 0.95Nm2222222212q2()()0.467()()()()()0.4190.4670.886;930(1000036300) 0.5t ()2 1.15 0.8864.57 ;38.2 (2 115.580.6)20.490.95zlldzllGDGDkgmGDGDGDGDkgmQQs初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩：机构总飞轮矩高速轴：满载起动时间：空载载2q293036300 0.5t (0)2 1.15 0.8863.4738.2 (2 115.555.95)20.490.95Qs起动时间：由【3】知，起动时间在允许范围内，故合适。4.10 起动工况下校核减速器功率起动工况下校核减速器功率起动工况下减速器传递功率： （4.21）1000ddcdP vNm式中： （4.22）60 ()dcdjgjqvQGPPPPgt QQ (1600036300)71.462678086.51060 3.47N2mm运行机构中同一级传动减速器个数，因此： 25%8086.5 71.45.041000 0.95 2 609.2ddJcNkwNkwN 所选减速器的所以减速器合适。4.11 验算起动不打滑条件验算起动不打滑条件由于起重机是在室内使用，故坡度阻力及风阻力均不予考虑，以下按三种工况武汉科技大学本科毕业设计30进行验算：(1)事故状态：两台电动机空载时同时起动， （4.23）122()260 (0)2zdccqP fnndP kPkvGDgt Q式中：1minmax2176.1 180.632567302567301.051.2zPPPNPPNn主动轮轮压和；从动轮轮压和；f =0. 2 室内工作的粘着系数；防止打滑的安全系数；256730 0.210.40.14256730 (0.00060.02) 1.5256730 0.000671.42363000.560 3.472znsnn故两台电动机空载起动不打滑。（2）事故状态：当只有一个驱动装置工作，而无载小车位于工作者的驱动装置这一边时，则 （4.24）121()260 (0)2zdccqP fnndP kPkvGDgt Q式中：1max2minmax2218063022 76100 180630332830(0)930363000 0.5(0)1.15 0.8869.72 ;38.2 (115.555.95)20.490.95qqPPNPPPNt Qt Qs工作的主动轮轮压；非主动轮轮压和；一台电动机工作时空载起动时间；180630 0.23.130.14332830 (0.00060.02) 1.5 180630 0.00063630087.5620.51060 9.722nznn武汉科技大学本科毕业设计31故不打滑。（3）事故状态：当只有一个驱动装置工作，而无载小车远离工作者的驱动装置这一边时，则1min2maxmin7610022 18063076100437360(0)9.7276100 0.22.60.16437360 (0.00060.02) 1.576100 0.00063630071.420.51060 9.722qzPPNPPPNt Qsnsnn；与第二种工况相同；故也不打滑。4.12 选择制动器选择制动器由【2】取制动时间，6zts按空载计算制动力矩，即代人【2】的（7-16）式0Q 221201()=53.7m38.2czjlzGDnMmmc GDNmti（4.25）式中： （4.26）min0()2DmcjPPDmi(72.6290.4) 0.5 0.952.522 20.49Nm 0.020.002 3630072.6DPGN坡度阻力； （4.27）min()22mcdG kPD 0.1436300(0.00060.02)2290.40.52N2m 制动器台数，两套驱动装置工作；武汉科技大学本科毕业设计32现选用两台制动器，查【1】附表 15 得其额定制动力矩5200/23YWZ，为避免打滑，使用时需将其制动力矩调至以下。112ezMNm112Nm考虑到所取的制动时间，在验算起动不打滑条件时，已知是足够安全的，0zqttQ故制动不打滑验算从略。4.13 选择联轴器选择联轴器根据机构传动方案，每套机构的高速轴和低速轴都采用浮动轴，（1）机构高速轴上的计算扭矩111154.04 1.4215.62 77.02154.04;2729550 7.5/93077.02jselMM nNmMMMNmNmnel式中：联轴器的等效力矩，等效系数，见【1】表取；M工作情况系数由【1】附表 31 查得，电动机。轴端为圆锥形。2226JZR 。由【1】附表 34 查减速器高速轴端为140,110dmm lmm350ZQ。故在靠电动机端从【1】附表 44 中选两个半齿联轴器40,60dmm lmm（靠电动机一侧为圆锥形，浮动轴端） 。119S40dmm其参数为：在靠减速器端，22710,0.36,15,lzlMNm GDkgmGkg重量由【1】附表 43 选用两个半齿联轴器（靠减速器一侧为圆锥形，浮动轴119S端） ，其40dmm22710,0.107,171,lzlMNm GDkgmGkg重量高速轴上转动零件的飞轮矩之和为： 2220.360.1070.467zllGDGDkgm与原估计基本相符，故有关计算不需要重复。（2）低速轴的计算扭矩：021560 20.49 0.95419676jsjsMMiNm由【1】附表 34 查得减速器低速轴端为圆柱形，350ZQ武汉科技大学本科毕业设计33。由【1】附表 19 查得的主动车轮的伸出轴为65,105dmm lmm500cDmm圆柱形，。75,105dmm lmm故由【1】附表 42 中选择 4 个联轴器：其中两个为：（靠减速器端）36055YAGICLZA另两个为：（靠车轮端）36075YAGICLZA223150,0.44,25.5lMNm GDkgmGkg重量4.14 浮动轴的验算浮动轴的验算（1）疲劳强度验算低速浮动轴的等效力矩为： （4.28）10elMMi1.4 77.02 20.49 0.952098.9Nm式中：11261.4等效系数，由【2】表查得由上节已取浮动轴端直径，故其扭转应力为：100dmm632098.948.59 1048.590.2 0.06nMPaMPaW由于浮动轴载荷变化为对称循环（因为浮动轴在运行过程中正反转之扭矩相同） ，所以许用扭转应力为： （4.29）111kkn 132149.11.921.4MPa11600,300,0.220.22 6001320.60.6 300180;1.6 1.21.921.6,1.2;1.42 18,bsbssxmxmnkMPaMPaMPaMPakkkkkn式中：材料用取,考虑零件几何形状表面状况的应力集中系数，由【1】第二章第五节及【3】第四章查得：安全系数由【1】表查得；武汉科技大学本科毕业设计34故疲劳强度验算通过。（2）静强度验算计算静强度扭矩： （4.30）max0celMM i 2.5 77.02 20.49 0.953823Nm式中： 33252.5382388.490.2 0.060.2 0.06180128.61.4ccsMPaMPan 动力系数，查【1】表得；MM扭转应力=；W许用扭转剪应力故静强度验算通过。高速轴所受扭矩虽比低速轴小（二者相差倍） ，但强度还是足够的，故此0i处高速轴的强度验算从略。武汉科技大学本科毕业设计35图 4.3 大车运行机构布置图 电动机；2-制动器及带制动轮半齿轮联轴器；3-浮动轴；4-半齿轮联轴器；5-减速器；6-全齿联轴器；7-车轮；8-舱口；-轴端间隙；l-浮动轴长；321,HHH-中心高；H-轴线距走台面的高度；A-减速器中心距；621,GGG-各零部件重量；621lll-各零部件重心到端量中线的距离；11,lG-分别为运行机构总重量及总重心到端量中心线的距离5 桥架具体计算设计桥架具体计算设计5.1 主要尺寸的确定主要尺寸的确定5.1.1 大车车距大车车距 111128.53.5625 5.78585KLm取5.7Km5.