50t橋式起重機小車運行機構(gòu)及超載限制器設(shè)計論文

1、<p>　　畢 業(yè) 論 文</p><p>　　50t橋式起重機小車運行機構(gòu)及超載限制器設(shè)計</p><p><b>　　作 者 姓 名 </b></p><p><b>　　指導(dǎo)導(dǎo)師姓名紀宏</b></p><p>　　畢業(yè)班級 學(xué) 科 類 別 工 學(xué) </p&g

2、t;<p>　　學(xué)科專業(yè)名稱 冶金機械</p><p>　　論文提交日期 2007年6 論文答辯日期 2007.06.19</p><p>　　答辯委員會成員 </p><p><b>　　評閱人 </b></p><p>　　遼 寧 科 技 學(xué) 院</p>

3、<p><b>　　2006年6</b></p><p>　　A Thesis in Metallurgical Machinery</p><p>　　Steel Roll Machinery</p><p>　　by CuiMing</p><p>　　Supervisor：Prelector J

4、iHong </p><p><b>　　June 2006</b></p><p>　　畢業(yè)設(shè)計（論文）任務(wù)書</p><p>　　畢業(yè)設(shè)計論文題目： 50t橋式起重機小車運行機構(gòu)</p><p>　　畢業(yè)設(shè)計論文內(nèi)容： 1.傳動方案選擇</p><p>　　2.起重機力能參數(shù)計算

5、 </p><p>　　3.常用標準件選擇計算 </p><p>　　4.主要零件疲勞強度計算 </p><p>　　5.編寫設(shè)計說明書

6、 </p><p>　　畢業(yè)設(shè)計論文專題部分： 起重機小車超載限制器設(shè)計 </p><p>　　指導(dǎo)教師： 簽字 年 月 日</p><p>　　教研室主任： 簽字 年 月 日</p><p

7、>　　系主任： 簽字 年 月 日</p><p><b>　　畢業(yè)設(shè)計論文評語</b></p><p>　　指導(dǎo)教師評語： </p><p>　　成績： </p

8、><p>　　指導(dǎo)教師： （簽字）</p><p>　　年 月 日</p><p>　　評閱人評語： </p><p>　　成績： </p><p>　　指導(dǎo)教師：

9、 （簽字）</p><p>　　年 月 日</p><p>　　畢業(yè)設(shè)計論文答辯成績及總成績評定</p><p>　　畢業(yè)設(shè)計論文答辯委員會成員于 年 月 日審查了 專業(yè)學(xué)生 的畢業(yè)設(shè)計論文</p><p>　　論文題目：50t橋

10、式起重機小車運行機構(gòu)設(shè)計 </p><p>　　論文專題：起重機小車超載限制器設(shè)計</p><p>　　論文說明書共 頁，設(shè)計圖紙共 5 張</p><p>　　指 導(dǎo) 教 師：紀宏</p><p>　　評 閱 人 ：</p><p>　　畢業(yè)設(shè)計論文答辯委員會意見：

11、 </p><p>　　答 辯 成 績： </p><p>　　總 成 績： </p><p>　　答辯委員會 主 任 委 員： </p><p>　　年 月 日</p><p><b&

12、gt;　　摘 要</b></p><p>　　橋式起重機運行小車中最主要的結(jié)構(gòu)有：電動機，減速器，聯(lián)軸器，等等。</p><p>　　橋式起重機的小車設(shè)有起升機構(gòu)和小車運行機構(gòu)，為使小車輪壓呈均勻分布，</p><p>　　應(yīng)對小車的機構(gòu)布置進行優(yōu)化設(shè)計，以知小車軌跡和軸矩為例，以車輪輪壓均勻分配為目標函數(shù)，按單鉤起重小車的條件提出約束條件，對優(yōu)化設(shè)計

13、的結(jié)果進行分析如下：</p><p>　　首先，電動機——起重機械的驅(qū)動電動機要根據(jù)所需功率、最大轉(zhuǎn)矩、接電持續(xù)率、起動等級、控制類型、速度變化范圍、供點方式、保護等級、環(huán)境溫度與使用地區(qū)海拔高度等因素進行選擇。 </p><p>　　其次，減速器——起重機械設(shè)計時，根據(jù)理論指導(dǎo)和工作經(jīng)驗，對機構(gòu)形式、

14、中心距、公稱傳動比及齒輪參數(shù)的選擇應(yīng)遵守原則和注意事項。</p><p>　　再次，聯(lián)軸器——起升機構(gòu)裝有聯(lián)軸器，其電動機工況驅(qū)動力矩，起升過程，減速傳動裝置的載荷等，與電動機通過減速器直接驅(qū)動的起重運行機構(gòu)有差別，本文根據(jù)在MH葫蘆橋式起重機系列設(shè)計中的應(yīng)用的經(jīng)驗，提出了把聯(lián)軸器傳動與起重機機構(gòu)設(shè)計相結(jié)合的設(shè)計計算方法，其設(shè)計計算結(jié)果在該系列試驗中得到證實。</p><p>　　關(guān)鍵詞

15、 起重小車、機構(gòu)布置、優(yōu)化設(shè)計、電動機選擇、減速器、設(shè)計原則、</p><p><b>　　聯(lián)軸器.</b></p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　The most of structure of conuey uehicle,which of the crane of bridge i

16、s this :genertor、cushion、coupting.</p><p>　　Trolley of overhead traveling crane comprises lifting and traversing mechanisms .Optimization method is applied to the layout design of mechanisms on trolley in or

17、der to maintain an even distribution of optimization design on an example a trolley with given wheel base and track gauge ,using even distribution of wheel loads as an objective funtion and condition of a signle hook lif

18、ting trolley as restrictive condition</p><p>　　The driving motor an electric cane has to be selected according to the required power、maximum torque 、dutyfator 、startup frequency 、type of control 、range of sp

19、eed rariation 、method of power supply 、class of protection 、ambient temperature and elevation oversee level at the vacation of use .</p><p>　　Based on theoretical and practical experience ，this paper present

20、s the principles and attentions for selecting and designing of the structure ,center distance ,nominal transmission ratio and gear parameters when designing the reducers for cranes .</p><p>　　Crane traveling

21、 mechanism equipped with hydraulic coupling is quite different from ordinary one so far as the working condition of motor .Driving moment,starting process load applied to reducer etc ,Based upon the experience of applic

22、ation to the series of MH type gantry crane with electric hoist as lifting mechanism ,this paper gives calculation method ,which combines the design of hydraulic transmission with the design of crane traveling mechanism

23、.The calculation result is successfully prove</p><p>　　Key words ：Trolley of overhead traveling crane </p><p>　　Selection of electric motor for lifting machinery</p><p>　　Redueer

24、 Design Principle </p><p>　　Hydraulic coupling </p><p><b>　　緒 論</b></p><p>　　起重運輸機械主要用于裝卸和搬運物料。它不僅廣泛應(yīng)用于工廠、礦山、 港口、車站、建筑工地、電站等生產(chǎn)領(lǐng)域，而且也應(yīng)用到人們的生活領(lǐng)域。使用起重運輸機械，能減輕工人勞動強度，降低裝卸費

25、用〖〗，減少貨物的破損，提高勞動生產(chǎn)率，甚至完成人們無法直接完成的某些工作。起重機械和運輸機械發(fā)展到現(xiàn)在，已成為合理組織大批量生產(chǎn)和流水作業(yè)生產(chǎn)的基礎(chǔ)。據(jù)統(tǒng)計，在我國冶金、煤炭部門的機械設(shè)備總臺數(shù)或總重量中，起重運輸機械占25～659f。</p><p>　　我們的祖先在古代，雖然也創(chuàng)造了不少結(jié)構(gòu)簡敢適應(yīng)當時生產(chǎn)需要的起重運輸機械設(shè)備，但真正形成現(xiàn)代的起重運輸機械制造工業(yè)，還是在中華人民共和國成立以后。就其發(fā)展，

26、主要有以下幾個階段：</p><p>　　1949年到1957年，是我國起重運輸機械制造的創(chuàng)業(yè)階段。當時由于缺少設(shè)計能力，大部分產(chǎn)品是按國外圖紙仿造的。 </p><p>　　1958年到1965年，各企業(yè)逐漸由仿造走上了自行設(shè)計的道路。先后進行了通用橋式起重機、帶式輸送機、斗式提升機等八種產(chǎn)品系列設(shè)計，同時，還逐漸開展了以改進產(chǎn)品結(jié)構(gòu)、性能、提高產(chǎn)品質(zhì)量和開發(fā)新產(chǎn)品為目標的科研工作

27、。 </p><p>　　1966年到1978年，起重運輸機械行業(yè)的生產(chǎn)雖然歷經(jīng)艱難曲折，侶在技術(shù)上仍有發(fā)展。主要表現(xiàn)在；對一些量大面寬的產(chǎn)品進行了系列設(shè)計或系列更新設(shè)計，如CD、MD和CD、MD，型電動葫蘆， LD型電動單梁橋式起重機， LH型電動葫蘆雙梁橋式起重機，TD75型帶式輸送機，DX型鋼絲繩芯帶式輸送機， HS型手拉葫蘆等； 發(fā)展和制造了一批國家急需的新產(chǎn)品，如450t橋式和門式起重機以

28、及2×300t雙小車橋式起重機。</p><p>　　1979年以后，由于實行改革開放政策，我國起重運輸機械行業(yè)的技術(shù)水平有了很大提高。主要是增強了成套設(shè)備的供應(yīng)能力，如國內(nèi)研制的首都機場行季包裝卸袖送系統(tǒng)和旅客登機橋全套設(shè)備，與國外合作生產(chǎn)的年產(chǎn)量2000～3000萬t的秦皇島煤炭出口碼頭成套裝卸設(shè)備，寶鋼扎40mm無縫鋼管廠、1900mm板坯連軋廠、2030mm冷連軋廠與2050mm熱連軋廠等冶金專

29、用成套起重設(shè)備；引進了一批起重運輸機械產(chǎn)品和通用零部件的設(shè)計制造技術(shù)，如電動萌蘆、帶式輸送機、液壓推桿、液力偶合器、起重電磁鐵等；研制了一批新產(chǎn)品；產(chǎn)品的制造工藝水平普遍有了提高。 </p><p>　　總的來說，我國起重運輸機械行業(yè)經(jīng)過了四十多年的發(fā)展，目前已經(jīng)具有一定的生產(chǎn)和研制能力，一部分產(chǎn)品已達國際水平。但就整個起重運輸機械行業(yè)而言，有很大一部分產(chǎn)品的性能和質(zhì)量還有待提高，提供現(xiàn)代化成套設(shè)備的能力還不能滿

30、足社會發(fā)展需要。</p><p>　　我國起重運輸機械行業(yè)今后幾年內(nèi)的發(fā)展趨勢，主要是：</p><p>　　1)對近幾年來與外國合作生產(chǎn)的成套設(shè)備實行國產(chǎn)化；</p><p>　　2)開發(fā)—批國家重點項目和國民經(jīng)濟各部門急需的品種：</p><p>　　3)對量大面寬的起重運輸機械產(chǎn)品和零部件進行系列更新；</p><p

31、>　　4)采用先進的設(shè)計方法和手段，加強對物流(物質(zhì)資料由供應(yīng)者向需要者移動)系統(tǒng)的研究；</p><p>　　5)推廣產(chǎn)品制造的先進工藝。</p><p><b>　　2目錄</b></p><p>　　Steel Roll Machinery1</p><p><b>　　摘 要I</b&

32、gt;</p><p>　　AbstractII</p><p><b>　　緒 論I</b></p><p><b>　　目錄I</b></p><p>　　第一章 起升系統(tǒng)計算１</p><p>　　1.1.確定起升機構(gòu)的傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組１</

33、p><p>　　1.2.選擇鋼絲繩２</p><p>　　1.3.確定滑輪主要尺寸２</p><p>　　1.4.確定卷筒尺寸并驗算３</p><p>　　1.5.選擇電動機６</p><p>　　1.6.驗算電動機發(fā)熱條件７</p><p>　　1.7.選擇減速器８</p>

34、<p>　　1.8.驗算起升速度和實際所需要功率８</p><p>　　1.9.校核減速器輸出軸強度９</p><p>　　1.10.選擇制動器９</p><p>　　1.11.選擇聯(lián)軸器１０</p><p>　　1.12.驗算起動時間１１</p><p>　　1.13.驗算制動時間１１<

35、;/p><p>　　1.14.電動機發(fā)熱驗算１２</p><p>　　1.15.電動機過載驗算１３</p><p>　　1.16.高速浮動軸計算１４</p><p>　　第二章 運行系統(tǒng)計算１６</p><p>　　2.1.確定機構(gòu)傳動方案１６</p><p>　　2.2.選擇車輪與軌道并

36、驗算其強度１６</p><p>　　2.3.運行阻力計算１７</p><p>　　2.4.選電動機１８</p><p>　　2.5.驗算電動機發(fā)熱條件１８</p><p>　　2.6.選擇減速器１９</p><p>　　2.7.驗算運行速度和實際所需功率１９</p><p>　　2.

37、8.驗算起動時間１９</p><p>　　2.9.按起動工況校核減速器功率２０</p><p>　　2.10.驗算不打滑的條件２０</p><p>　　2.11.選擇制動器２１</p><p>　　2.12.選擇高速軸聯(lián)軸器及制動輪２１</p><p>　　2.13.選擇低速軸聯(lián)軸器２２</p>

38、<p>　　2.14.驗算低速浮動軸強度２２</p><p>　　第三章 吊鉤的計算２４</p><p>　　3.1.確定吊鉤裝置構(gòu)造方案２４</p><p>　　3.2.選擇吊鉤并驗算２４</p><p>　　3.3.螺母尺寸２７</p><p>　　3.4.推軸承的選擇２７</p&

39、gt;<p>　　3.5.鉤橫軸的計算２７</p><p>　　3.6.滑輪軸計算２８</p><p>　　3.7.拉板的強度驗算２９</p><p>　　3.8.輪軸承的選擇３０</p><p>　　第四章　卷筒部件設(shè)計３２</p><p>　　4.1.筒心軸計算３２</p>

40、<p>　　4.2.選擇軸承３４</p><p>　　4.3.繩端固定裝置計算３５</p><p>　　第五章 專題——超載限制器３７</p><p>　　5.1.起重機安全保護裝置３７</p><p>　　5.2.超載限制器３８</p><p>　　5.3.起升載荷限制器３９</p>

41、;<p>　　5.4.電氣式超載限制器４３</p><p>　　5.5.起重力矩限制器４９</p><p>　　5.6.載重力矩限制器５２</p><p>　　第六章 參考文獻６０</p><p><b>　　結(jié)束語６０</b></p><p><b>　　設(shè)計

42、題目</b></p><p>　　第一章 起升系統(tǒng)計算</p><p>　　1.1.確定起升機構(gòu)的傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組</p><p>　　1.1 起升機構(gòu)計算</p><p>　　按照布置宜緊湊的原則，決定采用以下方案，如圖1-1所示，采用雙聯(lián)滑輪組，按Q=50t，查文獻[1]P21，表(I2-2)，取滑輪組倍率a=6，

43、據(jù)文獻[1]P20，式(2-7)知：承載繩索分支數(shù)Z=2a=12</p><p>　　查文獻[2] P243，表(15-15)，根據(jù)Q=50t，取吊鉤組為短鉤型，重量G0=1050公斤。</p><p><b>　　1.2.選擇鋼絲繩</b></p><p>　　據(jù)文獻[1] P22式(2-12)：</p><p>　　

44、式中：——滑輪組效率，據(jù)文獻[1]P21表(2-3)，若滑輪組采用滾動軸承，滑輪組采用滾動軸承，滑輪組倍率a=6，得h=0.96。</p><p>　　PQ——起升載荷，指起升質(zhì)量的重力。</p><p>　　PQ=Q+G0=50×103+1050=51×103(kg)</p><p>　　得： <

45、/p><p>　　據(jù)文獻[1]P26，式(2-14)</p><p>　　n——鋼絲繩安全系數(shù)，據(jù)[1]P27，表(2-5)，據(jù)工作級別M6知n=6。</p><p>　　K——鋼絲繩捻制折減系數(shù)，據(jù)[1]P27，表(2-4)，纖維繩芯，K=0.85</p><p>　　得： </p><p>　

46、　據(jù)文獻[1]P24知：瓦標吞式斷面充填嚴密，承載能力大，撓性好，是起重機常用的鋼絲繩類型，選瓦林吞式，據(jù)文獻[2]P195，表(12-10)，據(jù)公斤，選鋼絲繩直徑d=21.5mm，鋼絲繩公稱抗拉強度為170公斤/mm2,繩6W(19)股(1+6+6/6)，繩纖維芯，參考重量為175.5公斤/100mm，鋼絲繩最小破斷拉力為Sb=32050公斤，鋼絲繩標注如下：</p><p>　　21.5NAT6W(1+6+6

47、/6)+NF 1700 ZS 32.05 175.5 GB 1102-74</p><p>　　1.3.確定滑輪主要尺寸</p><p>　　據(jù)文獻[1]16 式（12-1）</p><p>　　得： 工作滑輪槽底的直徑D≥(h2-1)d</p><p>　　h2——與機構(gòu)工作級別和鋼絲繩結(jié)構(gòu)有關(guān)的系數(shù)，據(jù)文獻[

48、1]P17表(2-1)，據(jù)工作級別為M0，取h2=22.4</p><p>　　得： (h2-1)d=(22.4-1)×21.5=460.1mm</p><p>　　據(jù)文獻[2]P207表(13-2)，據(jù)D≥460.1mm，取D=500mm，</p><p>　　據(jù)文獻[2]P206式（13-2）</p>&l

49、t;p>　　平衡滑輪： </p><p>　　D平=(0.6～0.8)D=0.7×500=350mm</p><p>　　1.4.確定卷筒尺寸并驗算</p><p>　　據(jù)文獻[1]P31知，卷筒的槽底直徑D≥(h1-1)d</p><p>　　h1——與機構(gòu)工作級別和鋼絲繩結(jié)構(gòu)有關(guān)的系數(shù)，據(jù)文獻[1]P17表(2-1

50、)，據(jù)工作級別為M6，取h1=20</p><p>　　得： (h1-1)d=(20-1)×21.5=408.5mm</p><p>　　據(jù)文獻[2]P213表(14-2)，根據(jù)Q=50t,D≥408.5mm，取D=600mm，</p><p>　　據(jù)文獻[1]P33式（2-20）</p><p>&

51、lt;b>　　卷筒長度：</b></p><p>　　H——起升高度，12m=12×103mm</p><p>　　a——滑輪組倍率 a=6</p><p>　　Z0——附加圈數(shù)，一般取Z0=1.5～3，此取Z0=2</p><p>　　t——繩圈節(jié)距(mm)，光面卷筒t=d，據(jù)文獻［2］P223 表(14-5)，

52、據(jù)d=21.5mm，得: t=25mm。</p><p>　　L1——雙聯(lián)卷筒中間不切槽部分的長度，據(jù)文獻［2］P213 表(14-2)，據(jù)起重量Q=50t，</p><p>　　得: L1=L光=200mm</p><p>　　D0——卷筒直徑，卷筒直徑加上鋼絲繩直徑，D0=D+d=600+21.5=621.5mm。 </p><p&

53、gt;<b>　　得：</b></p><p><b>　　取L=2100mm</b></p><p><b>　　卷筒壁厚:</b></p><p>　　據(jù)文獻［1］P34，知：</p><p><b>　　鋼卷筒 δ=d</b></p>

54、<p><b>　　取δ=21.5mm</b></p><p>　　卷筒墻壁壓應(yīng)力驗算：</p><p>　　3D=3×600=1800mm</p><p><b>　　L=2100mm</b></p><p><b>　　L>3D</b></

55、p><p>　　據(jù)文獻［1］P35知，當驗算由彎曲和扭轉(zhuǎn)產(chǎn)生的復(fù)合應(yīng)力，卷筒受力如圖 </p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　MF——復(fù)合力矩(N.m)</p><p>　　MW——卷筒受到的最大彎矩(N.m)</p><p>　　MN——卷筒受到的最大扭矩</p>

56、;<p>　　ω——卷筒抗彎截面系數(shù)</p><p>　　D——卷筒槽底直徑D=600mm</p><p>　　D1——卷筒內(nèi)徑，查文獻［2］P213， 表(14-2)</p><p>　　根據(jù)Q=50t 知D1=545mm</p><p>　?。郏菰S用應(yīng)力，對于鋼卷筒</p><p>　　————鋼的屈

57、服極限，據(jù)文獻［2］P437</p><p>　　知：對3號鋼 ［］=2400公斤/厘米2</p><p><b>　　卷筒壁壓應(yīng)力驗算</b></p><p>　　據(jù)文獻［1］P 34 式(2-22)</p><p><b>　　(Mpa)</b></p><p>

58、;　　式中： Smax ——鋼絲繩最大靜拉力</p><p>　　Smax=42718N</p><p><b>　　δ——卷筒壁厚</b></p><p>　　δ=21.5mm=25×10-3m</p><p><b>　　t——卷筒繩槽節(jié)距</b></p><

59、p>　　t=25mm=25×10-3m</p><p>　　得 </p><p>　　————許用壓應(yīng)力 (Mpa)</p><p><b>　　鋼卷筒</b></p><p>　　得： </p>

60、<p>　　綜上所知：卷筒合適，驗算通過</p><p><b>　　1.5.選擇電動機</b></p><p>　　據(jù)文獻［1］P103 式（6-1）</p><p><b>　　式中： </b></p><p>　　PQ——起升載荷，是抬起升重物的重力</p><

61、p>　　PQ=Q+G0=(50000+1050)×9.8=50.029×104(N)</p><p>　　Vn——起升速度 Vn=10m/min</p><p>　　——起升機構(gòu)的總效率，（包括減速器、卷筒和滑輪組的效率）采用齒輪減速器，一般取=0.90</p><p>　　得: </p>&l

62、t;p>　　橋式起重機的使用工況較接近S3、S4、S5，根據(jù)Nj和JC=25%，查文獻［1］P225附表4，初選電動機為三相異步電動機，型號為YZR315M-8，JC=25%，CZ=5J</p><p>　　允許輸出功率N=93.597KW</p><p>　　據(jù)文獻［2］，P711，查表(33-1)，據(jù)N=93.597KW，選電動機型號為82號，轉(zhuǎn)速nd=750r/min，據(jù)文獻［

63、2］P92，式(8-21)</p><p>　　電動機額定輸出功率Ne</p><p>　　Ne≥K電Nj(KW)</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　K電——系數(shù)，據(jù)文獻［2］P93，表(8-10)，根據(jù)電動機型號為YZR，起重機工作特性為中級起重機，取K電=0.8-0.9，K電=0.85&

64、lt;/p><p>　　得： Ne≥K電Nj</p><p>　　≥0.85×92.64</p><p><b>　　≥78.744KW</b></p><p>　　取: Ne=78.744KW</p><p

65、>　　據(jù)文獻［1］P248,附表3，據(jù)功率N=93.597KW，N>11KW，取力矩過載系數(shù)λ=2.8。據(jù)文獻［1］P249，附表4，電動機型號為YZR315M-8知飛輪矩</p><p>　?。跥D2］=34.00 (kg·f·m2)</p><p>　　1.6.驗算電動機發(fā)熱條件</p><p>　　據(jù)文獻［1］P104，式(6-

66、3)和式(6-4)，</p><p><b>　　得：</b></p><p>　　式中： ————電動機的轉(zhuǎn)速（r/min）</p><p><b>　　————卷筒的轉(zhuǎn)速</b></p><p>　　——-——卷筒的卷繞直徑</p><p>　　=624mm=

67、6.24mm</p><p>　　疲勞基本載荷： </p><p>　　式中： ——動載系數(shù)，=1/2(1+)</p><p>　　——起升載荷系數(shù)，一般在1-2內(nèi)</p><p>　　據(jù)文獻［1］P13 式(1-11)</p><p>　　=1+0.70Vn=1+0.7×(10/60)

68、=1.1167</p><p>　　=1/2(1+)=1/2(1+1.1167)=1.05833</p><p>　　Me——電動機額定力矩</p><p>　　相對于M4工作級別的功率：</p><p>　　折算成M6時的功率：</p><p>　　Nm6= M4×1.124-6</p>&l

69、t;p>　　=99.057×1.124-6</p><p>　　=78.967(Kw)</p><p><b>　　1.7.選擇減速器</b></p><p>　　據(jù)文獻［2］P349，表(21-6)，據(jù)nd=750r/min </p><p>　　i'=24.3939, Nm6=78.967

70、KW,初選減速器為ZQH85 ，</p><p>　　得：高速軸許用功率為101KW，公稱傳動比i=25</p><p>　　1.8.驗算起升速度和實際所需要功率</p><p>　　起升速度誤差： </p><p>　　速度誤差一般不超過±4%</p><p>　　因為 ε=-2.4% 所以 在

71、范圍之內(nèi)</p><p>　　所以減速器速度誤差驗算通過</p><p>　　由文獻［2］P347表(21-5)，知減速器高速軸輸出端直徑d=90mm L=135mm</p><p>　　1.9.校核減速器輸出軸強度</p><p>　　據(jù)文獻［2］P100，式（8-35）</p><p><b>　　最大

72、徑向力：</b></p><p>　　式中:G筒——卷筒重量，文獻［3］P236表14，估計為G＝22523N</p><p>　　［R］——減速器輸出軸容評最大徑向載荷，根據(jù)文獻［2］P353，據(jù)減速器型號為ZQH85，nd=750r/min</p><p>　　取 [R]=10600公斤=103880N</p><p>　　所

73、以：Pmax=53979N<[R]=103880N</p><p>　　由文獻［2］P100，式8-36：</p><p>　　最大力矩： =(0.7～0.8)</p><p><b>　　.</b></p><p>　　——電動機最大力矩倍數(shù)，==2.8</p>

74、<p>　　——文獻［2］P94，電動機額定力矩</p><p>　　——減速器傳動效率，文獻［2］P92表(8-9)，對圓柱齒輪減速器傳動 =0.95</p><p>　　Mmax=0.7×2.8×1192.42578×2.5×0.95=55507.42(N.m)</p><p>　　[M]——減速器輸出軸允許最

75、大扭矩，據(jù)文獻［2］P349，據(jù)減速器型號為ZQH85，</p><p>　　N=750r/min.得：［M］=10940公斤.米=107212N.m</p><p>　　綜上所述，所選減速器能滿足工求。</p><p>　　1.10.選擇制動器</p><p>　　據(jù)文獻［1］P106 式（6-9）</p><p>

76、<b>　　式中:減速器傳動比</b></p><p>　　起升機構(gòu)的總效率，，為減速器的效率</p><p><b>　　得： </b></p><p>　　由文獻［1］P109 式（6-29） </p><p>　　Kz——制動安全系數(shù)，一般取Kz=1.5，</p><

77、;p>　　Mez——所選制動器能額定制動力矩（N.m）</p><p>　　由文獻［2］P300 表(18-9)，據(jù)，初選制動器型號為JCZ—400/45,其，制動輪直徑D=400mm，重量G=174公斤，</p><p>　　1.11.選擇聯(lián)軸器</p><p>　　聯(lián)軸器由文獻［1］P110 式(6-31)， 式(6-32)</p><

78、;p>　　n——聯(lián)軸器安全系數(shù)，對起升機構(gòu)，n=1.5</p><p>　　——剛性動載系數(shù)，=12～2.0，取=1.5</p><p>　　——相應(yīng)于jc值的電動機額定力矩換算到該聯(lián)軸器上的力矩</p><p>　　由文獻［2］P281表（17－5），</p><p><b>　　由</b></p>

79、<p>　　由，選聯(lián)軸器型號為CL3，帶制動輪D=300mm的齒輪聯(lián)軸器，連接減速器與浮動軸允許的最大扭矩為315公斤.米=0.42公斤.米2，選一個半齒輪聯(lián)軸器聯(lián)接電動機與浮動軸，由文獻［2］P282，表（17－6），選聯(lián)軸器型號為CLZ3，允許的最大扭矩為315公斤.米，JL2=0.1085kg.㎡ ,浮動軸直徑為d=45mm,L=85mm</p><p>　　1.12.驗算起動時間</p&

80、gt;<p>　　由文獻［1］P108 式(6－20)</p><p>　　C——由文獻［1］可知 (P107) ：C=0.105</p><p>　　［J］——滿載起升時換算到電動機軸上的總轉(zhuǎn)動慣量，</p><p>　　+(1.1～1.2)J1</p><p>　　J1——高速軸上各旋轉(zhuǎn)零件轉(zhuǎn)動慣量的總和J1=Jd+JL&l

81、t;/p><p>　　Jd——電動機轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動慣量，由［1］P108</p><p>　　知： Jd=</p><p>　　J1——Jd+JL=8.5+0.45+0.1085=9.055(kg,㎡)</p><p>　　Mq——電動機的平均起動力矩由［1］P106表（6—3）知三相交流繞線型 Mq=1.8

82、Me</p><p>　　電動機的平均起動力矩，由文獻[2]P24 </p><p>　　得： </p><p>　　由文獻［1］P106 式（6—9）</p><p>　　1.13.驗算制動時間</p><p>　　根據(jù)文獻[1] P106 式（6-9）</p><p>

83、;　　根據(jù)文獻[1]108 式（6-22）</p><p><b>　　[]=</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　[]—————平均速度，根據(jù)文獻[1]表6-4又起重機的用途及種類一般加工車間，選平均加速度為0.2m/</p><p>　　由文獻［2］P99，

84、式（8—32），知：</p><p>　　————起升載荷，Q=50000+1050=51050公斤</p><p>　　V——計及其他傳動件飛輪矩影響的系數(shù)換算到電動機上可取K=1.15</p><p>　　Mz——制動器動力矩，由以前計算</p><p>　　知： Mz=16000公斤.厘米=160公斤.米&

85、lt;/p><p>　　1.14.電動機發(fā)熱驗算</p><p>　　Mjz=932.605N.m=95.163775公斤.米</p><p>　　由文獻[1]P109 式(6-30)知：</p><p><b>　　由以前可知：</b></p><p>　　綜上所述，制動器所選合適</p>

86、;<p>　　由文獻[1]P105 式(6-5)：</p><p>　　G——穩(wěn)態(tài)，負載平均系數(shù)，據(jù)文獻［1］P103表(6-1)，由用途及起重機形式中知G=G2，又由文獻［1］P105表(6-2)</p><p><b>　　知:G2=0.8，</b></p><p><b>　　即:G=0.8</b>&l

87、t;/p><p>　　Z——電動機系數(shù) Z=1</p><p><b>　　因允許輸出功率 </b></p><p><b>　　因</b></p><p><b>　　∴驗算通過</b></p><p><b>　　電動機發(fā)熱利用率</b&

88、gt;</p><p>　　1.15.電動機過載驗算</p><p>　　由文獻［1］P105</p><p><b>　　式(6-6)</b></p><p>　　H——系數(shù)，繞線型異步電動機取H=2.1</p><p>　　λ——基準工作制時，電動機力矩允許過載語數(shù)的課證值，</p>

89、;<p><b>　　由以前計算可</b></p><p><b>　　知：λ=2.8</b></p><p>　　Ne——基準工作制時，</p><p><b>　　計算中知:</b></p><p>　　∵Ne>Ne ∴過載驗算通過</p>

90、;<p>　　綜上可知，電動機驗算通過</p><p>　　1.16.高速浮動軸計算</p><p><b>　　1)疲勞驗算</b></p><p>　　由前面電動機計算中知疲勞基本載荷為：</p><p>　　Mmax=1261.3199N.m d=45mm</p><p>

91、;　　由文獻［2］P79，</p><p>　　知: 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：</p><p>　　軸材料用45號鋼，b=600Mpa s=300Mpa</p><p>　　彎曲應(yīng)力： -1=0.27×(b+s)=243Mpa</p><p>　　扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： </p><p

92、>　　軸受脈動值環(huán)的許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： </p><p>　　式中： </p><p>　　Kx——與零件幾何形狀有關(guān)，Kx=1.75</p><p>　　Km——與零件表面加工光潔度有關(guān)，Km=1.25</p><p>　　——考慮材料對應(yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，取y=0.2</p><p&

93、gt;　　n1——安全系數(shù)，n1=1.25</p><p>　　2)強度計算，軸所受最大轉(zhuǎn)矩</p><p>　　最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)為 </p><p>　　許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)為 </p><p><b>　　∵</b></p><p><b>　　∴強度計算通過</b>

94、</p><p>　　浮動軸的構(gòu)造如圖（1-16.1）中間軸徑:</p><p>　　d1=d+(5～10)=45+(5～10)=50～55mm，取d1=55mm。</p><p>　　第二章 運行系統(tǒng)計算</p><p>　　2.1.確定機構(gòu)傳動方案</p><p>　　小車運行機構(gòu)計算經(jīng)比較后，確定采用如圖2-1所

95、示的傳動方案。</p><p>　　2.2.選擇車輪與軌道并驗算其強度</p><p>　　車輪最大輪壓：小車質(zhì)量后計取G= 4000kg</p><p>　　輪壓均布： Pmax=1/4(Q+G)=1/4(10000+4000)=3500kg=35000N</p><p>　　車輪最小輪壓： Pmin=1/4G=1/4×4000=

96、10000</p><p><b>　　N</b></p><p>　　由文獻［3］P239附表17知：</p><p>　　運行速度40.8m/min<60m/min,Q/G=50000/10000=5>1.6</p><p>　　工作級別為中級時，車輪直徑取D=350mm，軌道型號為18kg/m，(P18

97、)的許用輪壓為3.49t≈Pmax=3.5t</p><p>　　根據(jù)GB4628-84規(guī)定，由小車直徑系列值初選車輪直徑DC=315mm</p><p>　　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，車輪疲勞計算載荷</p><p><b>　　車輪材料，</b></p><p>　　取:

98、 ZG340-60，S=340Mpa,b=640Mpa.</p><p>　　由文獻［1］P64 式(4-12) ：線接觸疲勞強度計算：</p><p><b>　　(N)</b></p><p>　　C1——轉(zhuǎn)速系數(shù) </p><p>　　由文獻［1］P64 表(4-4)，取C1=0

99、.96</p><p>　　C2——運行機構(gòu)工作級別系數(shù)，由[1]表5-4，由M5取C2=1</p><p>　　K1——與車輪材料有關(guān)的許用線接觸應(yīng)力常數(shù)，由b=640Mpa，由文獻［1］P64表4-6取K1=6.0</p><p>　　L——車輪與軌道有效接觸長度 由文獻［3］P246 附表(2-2)，軌道P43，取L=b=46mm</p><

100、;p><b>　　=</b></p><p>　　因 為 PC< 所以，線接觸時疲勞強度合適。</p><p>　　點接觸疲勞強度計算：</p><p>　　由文獻［1］P65 式(4-13)：</p><p>　　式中： （N）</p><p&

101、gt;　　K2——與車輪有關(guān)的點接觸應(yīng)力常數(shù)，由文獻［1］P64表(4-6)，取K2=0.181</p><p>　　R——曲率半徑，車輪半徑r1=D/2=157.5mm，由文獻［2］P246 附表22，則軌道P43知 r2=A=90mm，取R=157.5mm。</p><p>　　m——由軌道頂向曲率半徑與車輪半徑之比（r/R）所確定的系數(shù)r/R=140/250=0.56,由文獻［1］P

102、65表（4-7），取m=0.4，</p><p>　　因為 >PC 所以點接觸強度驗算通過</p><p>　　綜上所知，車輪與軌道合適。</p><p>　　2.3.運行阻力計算</p><p>　　由文獻［3］P81 摩擦阻力矩：</p><p>　　d——由文獻［3］P242 附錄19知小車車輪組主動車輪組

103、中Φ315知軸承型號為7518，由文獻［4］P209得內(nèi)徑d=90mm，外徑D=157.5mm，平均值</p><p>　　k——滾動磨擦系數(shù)，由表7-1~7-3，知k=0.0005mm</p><p>　　u——車輪軸承的摩擦系數(shù)，u=0.02</p><p>　　β——附加摩擦阻力系數(shù)，由文獻［1］P114知β=2.0.</p><p>

104、　　Mm=(1000+4000)(0.0005+0.02×0.125/2)×2=490N.m</p><p>　　運行摩擦阻力： </p><p><b>　　當無載時：</b></p><p><b>　　2.4.選電動機</b></p><p><b>　

105、　電動機靜功率： </b></p><p>　　Pj= Pm=888.9N</p><p>　　m——電動機個數(shù) m=1</p><p>　　初選電動機功率： N=KdNj=1.15×2.59=2.98KW</p><p>　　Kd——電動機功率增大系數(shù)，由［1］表（7-6），由運行速度為40.18m/min，滑

106、動軸承取Kd=1.15，由附表30選電動機型號為JZR2-12-6，Ne=3.5KW, n1=910r/min,(GD2)d=0.142kg·m2,電動機質(zhì)量Gd=80kg</p><p>　　2.5.驗算電動機發(fā)熱條件</p><p>　　由文獻［2］P95式8-26a： </p><p>　　——由文獻［3］P96表（8-14）知機構(gòu)t起/ t2值大

107、約為0.3-0.4，據(jù)文獻［3］P97圖（8-36），求出V25=0.88，N25=0.75×1.12×2.59=2.18KW</p><p>　　N25=2.18KW<Ne=3.5KW</p><p>　　所以電動機發(fā)熱校核通過。</p><p><b>　　2.6.選擇減速器</b></p><

108、p>　　車輪轉(zhuǎn)速: </p><p>　　機構(gòu)傳動比： </p><p>　　由文獻［3］P275附表40選用ZSC-400-I-2減速器，I=22.4，［N］中級=2.8KW，輸入軸轉(zhuǎn)速為1000r/min,Nx<［N］中級。</p><p>　　2.7.驗算運行速度和實際所需功率</p><

109、p><b>　　運行速度誤差：</b></p><p><b>　　合適。</b></p><p>　　實際所需電動機等效功率</p><p>　　2.8.驗算起動時間</p><p><b>　　起動時間： </b></p><p>　　m—

110、—由電動機個數(shù)，m=1</p><p>　　滿載運行時折算到電動機上的運行靜阻力矩，</p><p>　　空載運行時折算到電動機上的運行靜阻力矩</p><p>　　初步估算制動輪和聯(lián)軸器的飛輪矩為：(GD2) +(GD2)Z=0.26kg·m2</p><p>　　機構(gòu)總飛輪矩： C×(GD2)L=1.45×

111、(0.142+0.26)=0.466 kg·m2</p><p><b>　　滿載起動時間：</b></p><p><b>　　空載起動時間： </b></p><p>　　由[1]表7-6查得，當Vc=45m/min=0.75m/s時，[tp]推薦值為5.5S，tp(Q=Q)<[tp],故所選電動機能

112、滿足快速起動要求</p><p>　　2.9.按起動工況校核減速器功率</p><p>　　起動狀況減速器的功率：</p><p><b>　　×</b></p><p>　　式中： 為計算載荷</p><p>　　m’——運行機構(gòu)中，同一級傳動的減速器個數(shù)m’=

113、1</p><p>　　所以減速器 ［N］中=2.8KW〈N</p><p>　　所以減速器過載能力較強合適。</p><p>　　2.10.驗算不打滑的條件</p><p>　　因室內(nèi)使用，故不計風阻力及坡度阻力矩，只驗算空載及滿載運動時兩種工況，空載起時主動車輪與軌道接觸處的圓周切向力：</p><p

114、>　　式中：P1——所有主動車輪輪壓之和</p><p>　　P2——所有從動車輪輪壓之和</p><p>　　k、u、d、β——同運行阻力計算中取值一樣</p><p>　　車輪與軌道的粘著力：</p><p>　　f——粘度系數(shù)：由文獻［1］P170知:f=Φ=0.15</p><p>　　滿載起動時，主動車

115、輪與軌道接觸處的周圍切力</p><p>　　車輪與軌道的粘著力： F(Q=0)=P1f=</p><p>　　所以不會打滑，所以電動機合適。</p><p>　　2.11.選擇制動器</p><p>　　由［1］查知：對小車，3～4秒，取，因此，所需制動力矩</p><p>　　m——電動機個數(shù)，m=1</p

116、><p>　　c.［GD2］.k.u.d.β——同前面計算中的取值，</p><p>　　由文獻P237［3］附表15，選用YWZS200/23，考慮到所取制動時間與其制動時間4.89s，相差不大，故略去制動不打滑條件的驗算。</p><p>　　2.12.選擇高速軸聯(lián)軸器及制動輪</p><p>　　高速軸聯(lián)器計算轉(zhuǎn)矩：</p>

117、<p>　　式中:n——聯(lián)軸器安全系數(shù)，n=1.35</p><p>　　剛性動載系數(shù)，由文獻［1］P110可知：</p><p>　　由文獻［3］P261附表31查電動機JZR2—12－6，兩端伸出端軸為圓柱形，</p><p>　　d=35㎜, L=80㎜, 由文獻［3］P272，附表37，減速器ZSC—400查出高速軸</p><

118、p>　　d=30㎜, L=55㎜, 由文獻［3］P276，附表41，送出GICL鼓型齒式聯(lián)軸器，主動端d1=30㎜, L=55㎜，公稱轉(zhuǎn)矩，Tn=630N.m>Mc=56.1N.m，飛輪矩，</p><p>　　(GD2)2=0.09kg.㎡, 質(zhì)量GL=5.9Kg</p><p>　　高速軸端制動輪：根據(jù)制動器為YWEs200/23 由文獻［3］P238附表16 選制功能直徑

119、Dz=200㎜ ，圓柱形軸孔d=35㎜, L=80㎜，飛輪矩(GD2) =0.2kg, 質(zhì)量GD=10 kg</p><p>　　以一聯(lián)軸器為制動輪飛輪矩之和：</p><p>　　(GD2)2+(GD2)z=0.209 kg.㎡</p><p>　　與原估計0.26kg.㎡基本相等，故以上計算不需修改</p><p>　　2.13.選擇低速

120、軸聯(lián)軸器</p><p>　　低速軸聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩：可由前節(jié)的計算轉(zhuǎn)矩Me，求出:</p><p>　　由附表42，選用兩個GICLZ5鼓形齒輪聯(lián)軸器，主動端</p><p>　　d1=60㎜, L=85㎜，從動端d1=65㎜, L=85㎜</p><p>　　由前節(jié)已選定車輪直徑Dc=315㎜ ，由文獻［3］P242附表19，ф350車輪組

121、，取車輪安裝聯(lián)軸器處直徑d=65㎜, L=85㎜，同樣選兩個GICLZ5鼓形出輪聯(lián)軸器，主動端：d1=60㎜, L=85㎜，從主動端：d2=65㎜, L=85㎜</p><p>　　2.14.驗算低速浮動軸強度</p><p>　　(1)疲勞驗算：由文獻［2］運行機構(gòu)疲勞計算其中載荷：</p><p>　　由前節(jié)已選定浮動軸直徑d=60㎜,其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，</p&

122、gt;<p>　　式中：.i.—— 同前取值一樣</p><p>　　浮動軸的載荷變化時稱循環(huán)，材料仍選用45鋼，由起升機構(gòu)高速浮動軸計算：得： </p><p>　　式中: 與起升機構(gòu)取值相同。</p><p><b>　　，通過</b></p><p>　　(

123、2)驗算強度：由文獻［2］運行機構(gòu)工作最大載荷</p><p>　　式中: ——與 彈性振動力矩勁大系數(shù)，對突然起動機構(gòu)：=1.5～1.7，取=1.6，——同前</p><p>　　最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： </p><p>　　許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： </p><p>　　式中：同前面計算中取值一樣浮動軸直徑：</p>

124、<p>　　d1=d+(5～10)=60+(5～10)=65～70</p><p><b>　　取d=70㎜</b></p><p>　　第三章 吊鉤的計算</p><p>　　3.1.確定吊鉤裝置構(gòu)造方案</p><p><b>　　受力分析：</b></p><

125、;p>　　1點：拉應(yīng)力+彎曲拉應(yīng)力</p><p>　　2點：拉應(yīng)力+彎曲壓應(yīng)力</p><p>　　3點：剪應(yīng)力+拉應(yīng)力+彎曲拉應(yīng)力</p><p>　　4點：剪應(yīng)力+拉應(yīng)力+彎曲壓應(yīng)力</p><p>　　已知吊鉤裝置用于六倍率雙聯(lián)滑輪組，所以，可以采用長型短鉤的構(gòu)造方案，選用吊鉤材料為20號鋼，尺寸由文獻［2］P238 表(15-

126、10)，如圖（3-1.1）所示</p><p>　　3.2.選擇吊鉤并驗算</p><p>　　2.1吊鉤軸勁螺紋處拉伸應(yīng)力：</p><p>　　由文獻［2］P238，表(15-10)，知：Q=50t時，螺紋為T140×6，則螺紋處拉伸應(yīng)力： </p><p>　　式中：——由文獻［2］P225知：=</