50t橋式起重機小車畢業(yè)設計說明書.doc

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1、大學本科生畢業(yè)設計 目 錄 １　概述 - 1 - 1.1起重機械的用途及工作特點 - 1 - 1.2起重機械的發(fā)展簡史 - 2 - 1.3起重機械的組成和種類 - 3 - 1.3.1起重機械的組成 - 3 - 1.3.2起重機械的種類 - 4 - 1.4橋式起重機的分類和用途 - 5 - 1.4.1橋式起重機的分類 - 5 - 1.4.2橋式起重機的用途 - 5 - 1.4.3橋式起重機的基本結構 - 6 - 1.5橋式起重機的基本參數(shù) - 7 - 2 吊鉤橋式起重機設計任務書 - 9 - 2.1設計參數(shù) - 9 - 2.2工作條件 - 9 - 2.3設計原則

2、 - 9 - 3 小車起升機構和運行機構的計算 - 11 - 3.1起升機構計算 - 11 - 3.1.1確定起升結構傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組 - 11 - 3.1.2選擇鋼絲繩 - 12 - 3.1.3確定滑輪主要尺寸 - 13 - 3.1.4確定卷筒尺寸并驗算強度 - 13 - 3.1.5選電動機 - 18 - 3.1.6驗算電動機發(fā)熱條件 - 19 - 3.1.7選擇標準減速器 - 20 - 3.1.8驗算起升速度和實際所需功率 - 20 - 3.1.9校核減速器輸出軸強度 - 21 - 3.1.10選擇制動器 - 22 - 3.1.11選擇聯(lián)軸器 - 23

3、 - 3.1.12驗算起動時間 - 24 - 3.1.13驗算制動時間 - 25 - 3.1.14高速浮動軸計算 - 26 - 3.2小車運行機構計算 - 30 - 3.2.1確定機構傳動方案 - 30 - 3.2.3運行阻力計算 - 32 - 3.2.4選電動機 - 33 - 3.2.5驗算電動機發(fā)熱條件 - 34 - 3.2.6選擇減速器 - 34 - 3.2.7驗算運行速度和實際所需功率 - 34 - 3.2.8驗算起動時間 - 35 - 3.2.9按起動工況校核減速器功率 - 36 - 3.2.10驗算起動不打滑條件 - 36 - 3.2.11選擇制動器 -

4、 37 - 3.2.12選擇高速軸聯(lián)軸器及制動輪 - 38 - 3.2.13選擇低速軸聯(lián)軸器 - 38 - 3.2.14驗算低速浮動軸強度 - 39 - 4 大車運行機構的計算 - 41 - 4.1確定傳動機構方案 - 41 - 4.2選擇車輪與軌道，并驗算其強度 - 41 - 4.3運行阻力計算 - 43 - 4.4選擇電動機 - 44 - 4.5驗算電動機發(fā)熱條件 - 44 - 4.6選擇減速器 - 45 - 4.7驗算運行速度和實際所需功率 - 45 - 4.8驗算起動時間 - 46 - 4.9起動工況下校核減數(shù)器功率 - 47 - 4.10驗算起動不打滑條件

5、 - 47 - 4.11選擇制動器 - 49 - 4.12選擇聯(lián)軸器 - 50 - 4.13浮動軸低速軸的驗算 - 51 - 4.14浮動軸高速軸的驗算 - 53 - 5 橋架結構的計算參數(shù) - 55 - 5.1主要尺寸的確定 - 55 - 5.1.1 大車輪距 - 55 - 5.1.2 主梁高度 - 55 - 5.1.3 端梁高度 - 55 - 5.1.4 橋架端梁梯形高度 - 55 - 5.1.5主梁腹板高度 - 55 - 5.1.6 確定主梁截面尺寸 - 55 - 5.2主梁的計算 - 57 - 5.2.1計算載荷確定 - 57 - 5.2.2主梁垂直最大

6、彎矩 - 58 - 5.2.3 主梁水平最大彎矩 - 59 - 5.2.4 主梁的強度驗算 - 59 - 5.2.5 主梁的垂直剛度驗算 - 61 - 5.2.6 主梁的水平剛度驗算 - 62 - 5.3端梁的計算 - 63 - 5.3.1計算載荷的確定 - 63 - 5.3.2端梁垂直最大彎矩 - 63 - 5.3.3端梁水平最大彎矩 - 63 - 5.3.4端梁截面尺寸的確定 - 64 - 5.3.5端梁的強度驗算 - 65 - 5.4主要焊縫的計算 - 68 - 5.4.1端梁端部上翼緣焊縫 - 68 - 5.4.2端梁端部下翼緣焊縫 - 68 - 5.4

7、.3主梁與端梁的連接焊縫 - 68 - 5.4.4主梁上蓋板焊縫 - 68 - 附 錄 - 70 - 總 結 - 72 - 參考文獻 - 73 - III １　概述 1.1起重機械的用途及工作特點 起重機械主要用于裝卸和搬運物料，是現(xiàn)代化生產的重要設備。它不僅廣泛應用于工廠、礦山、港口、車站、建筑工地、電站等生產領域，而且也應用到人們的生活領域。使用起重運輸機械，能減輕工人勞動強度，降低裝卸費用，減少貨物的破損，提高勞動生產率，實現(xiàn)生產過程機械化和自動化不可缺少的機械設備。 起重機械是以間歇、重復工作方式，通過起重吊鉤或其它吊具的起升、下降，或升降與運移重物的機械設備

8、。其工作特點具有周期性。在每一工作循環(huán)中，它的主要機構作一次正向及反向運動，每次循環(huán)包括物品的裝載及卸載，搬運物品的工作行程和卸載后的空鉤回程，前后兩次裝載之間還有包括輔助準備時間在內的短暫停歇。 綜合起重機械的工作特點，從安全技術角度分析，可概括如下： ⑴起重機械通常具有龐大的結構和比較復雜的機構，能完成一個起升運動、一個或幾個水平運動。例如，橋式起重機能完成起升、大車運行和小車運行三個運動；門座起重機能完成起升、變幅、回轉和大車運行四個運動。作業(yè)過程中，常常是幾個不同方向的運動同時操作，技術難度較大 。 ⑵所吊運的重物多種多樣，載荷是變化的。有的重物重達幾百噸乃至上千噸，有的物體長

9、達幾十米，形狀很不規(guī)則，還有散粒、熱融狀態(tài)、易燃易爆危險物品等，使吊運過程復雜而危險。 ⑶大多數(shù)起重機械，需要在較大的范圍內運行，有的要裝設軌道和車輪（如塔吊、橋吊等），有的要裝設輪胎或履帶在地面上行走（如汽車吊、履帶吊等），還有的需要在鋼絲繩上行走（如客運、貨運架空索道），活動空間較大，一旦造成事故影響的面積也較大。 ⑷有些起重機械，需要直接載運人員在導軌、平臺或鋼絲繩上做升降運動（如電梯、升降平臺等），其可靠性直接影響人身安全。 ⑸暴露的、活動的零部件較多，且常與吊運作業(yè)人員直接接觸（如吊鉤、鋼絲繩等），潛在許多偶發(fā)的危險因素。 ⑹作業(yè)環(huán)境復雜。從大型鋼鐵聯(lián)合企業(yè)，到現(xiàn)代化港口、建

10、筑工地、鐵路樞紐、旅游勝地，都有起重機械在運行；職業(yè)場所常常會遇有高溫、高壓、易燃易爆、輸電線路、強磁等危險因素，對設備和作業(yè)人員形成威脅。 ⑺作業(yè)中常常需要多人配合，共同進行一個操作，要求指揮、捆扎、駕駛等作業(yè)人員配合熟練、動作協(xié)調、互相照應，作業(yè)人員應有處理現(xiàn)場緊急情況的能力。多個作業(yè)人員之間的密切配合，存在較大的難度。 上述諸多危險因素的存在，決定了起重傷害事故較多。根據(jù)有關資料統(tǒng)計，我國每年起重傷害事故的因工死亡人數(shù)，占全部工企業(yè)因工死亡總人數(shù)的15%左右。為了保證起重機械的安全運行，國家將它列為特種設備加以特殊管理，許多企業(yè)都把管好起重設備作為安全生產工作的關鍵環(huán)節(jié)。

11、1.2起重機械的發(fā)展簡史 隨著社會生產力的發(fā)展和人民生活水平的提高，起重機械在不斷地發(fā)展和完善。這是因為，起重機械是物流機械化系統(tǒng)中的重要設備。社會化大生產愈發(fā)展，人民生活水平愈提高，物料搬運和人員的輸送量就愈大，起重機械的應用范圍也就愈廣泛。根據(jù)人類生產和生活的需要，許多具有特殊用途的新型設備不斷出現(xiàn)。 簡單的起重運輸裝置的誕生，可以追溯到公元前5000～4000年的新石器時代末期。那時，我國勞動人民已能利用這些簡單裝置開鑿和搬運巨石，砌成石棺、石臺，用以埋葬和紀念死者。進入18世紀以后，英、法、德、美和匈牙利、意大利等國的機械工業(yè)發(fā)展較快。特別是1765年，瓦特發(fā)明了蒸

12、汽機，蒸汽機的應用大大推進了起重機械的發(fā)展。19世紀下半葉，世界上出現(xiàn)了鐵路，一些工業(yè)比較發(fā)達的國家為了滿足港口、碼頭等地吊運物資和其它裝備的需要，對起重機械提出了新的要求，以前那些用人力驅動、低效率、固定式的起重機已經(jīng)達不到要求，取而代之的是軌道式起重機。起重機械的興盛發(fā)展，還是到電動機被應用于工業(yè)之后。隨著冶金業(yè)、煤炭業(yè)、采礦業(yè)、機械制造業(yè)和海港、內河碼頭裝備的發(fā)展，起重機械的品種不斷完善，其參數(shù)也大大擴展。1880年，美國的奧的斯電梯公司，首先使用電動機作為動力裝置安裝在客梯上，從而出現(xiàn)了第一臺電力驅動的電梯。電力驅動裝置的出現(xiàn)，同樣是起重機發(fā)展史上的轉折點。目前，由于高性能金屬材料的采

13、用和材料加工能力的提高，起重機零部件的性能和壽命也不斷提高，整機使用壽命一般規(guī)定在10年以上。由于電動機、電氣拉制技術和液壓技術的發(fā)展，近年來起重機電力驅動的品質和自動化水平也大為提高。 起重機的發(fā)展趨勢，將主要體現(xiàn)在如下幾個方面： ⑴大型化。 起重機的起重量將會越來越大，以滿足特殊工程的需要。 ⑵輕量化。 將廣泛采用新材料和采用合理的結構形式，以減輕設備自重。采用新的結構形式，主要是在梁、臂的截面形式上下功夫，如汽車起重機吊臂采用八角形截面或帶有變形孔的伸縮臂；采用新的計算方法，如有限單元法與結構力學的有機結合，并配合使用電子計算機，精確計算應力值，避免設計

14、中的“肥梁胖柱”；采用新材料，起重機結構件將越來越多地采用高強度鋼，零部件逐漸采用塑料，現(xiàn)在滑輪已經(jīng)采用鑄尼龍材料，緩沖器采用了聚氨脂材料，國外還有采用碳纖維強化塑料（比重是鋼的1/3～1/4，強度是鋼的3～5倍）代替起重機部分結構的趨勢。 ⑶提高作業(yè)性能。 如提高運行速度，保證運行的準確性和平穩(wěn)性。 ⑷多樣化。 將向同一設備可使用多種工作裝置的要求發(fā)展，擴大使用范圍。 ⑸最優(yōu)化。 將普遍采用先進的設計計算方法，并配用電子計算機進行優(yōu)化設計，以選擇合理的結構形式。 ⑹通用化。 力求提高系列產品零部件的通用率。 ⑺液壓化。 主要體現(xiàn)在輪

15、式起重機向全液壓傳動發(fā)展。 ⑻安全化。 起重機械的可靠性、安全性和舒適性將成為評價設備的重要指標；特別是安全性，將作為評價先進性的頭等重要指標。例如，在安全防護裝置的配備、司機室的合理布置、以及減少振動和噪音等方面，都將作為制造廠家設計原則的一部分。 1.3起重機械的組成和種類 1.3.1起重機械的組成 起重機械一般是由工作結構、金屬結構、動力裝置與控制系統(tǒng)三部分組成的。 ⑴工作機構 起重機械的工作機構一般可概括為起升、運行、回轉和變幅四大機構。 起升機構是升降重物的機構。它是起重機械最主要的機構，任何一種起重機械，都有這種機構。有的起重機械不止一套起升機構，升降重物能

16、力最大的起升機構叫主起升機構，除主起升機構以外的其它起升機構叫副起升機構。 運行機構是使起重機械或起重小車行走的機構。 回轉機構是使起重機械的回轉部分在水平面，繞回轉中心線轉動的機構。 變副機構是使起重機械臂架傾角變化，改變幅度的機構。所謂幅度是指起重機械置于水平場地時，空載吊具垂直中心線至回轉中心線之間的水平距離。 ⑵金屬結構 金屬結構是指起重機械的骨架，主要用來支承工作結構、承受自身的重力和作業(yè)時的外載荷。 ⑶動力裝置和控制系統(tǒng) 動力裝置是驅動起重機械運動的動力設備。它在很大程度上決定了起重機械的性能和構造特點。起重機械的控制系統(tǒng)包括操縱裝置和安全裝置。各種機構的起動、調速、

17、改向、制動和停止，都是通過操縱控制系統(tǒng)來實現(xiàn)的。 1.3.2起重機械的種類 根據(jù)起重機械構造的特點、機構的多少和服務范圍的不同，通常分為三類，即輕小起重設備、起重機、升降機。 ⑴輕小起重設備 輕小起重設備是體積小，結構緊湊，動作簡單，作業(yè)范圍投影以點、線為主的輕便起重機械，如千斤頂、手拉葫蘆、絞車和電動葫蘆等。 ⑵起重機 起重機是具有多種機構的起重機械，掛在它的取物（吊具）上的重物，在空間除了能作升降運動以外，還能作水平移動。取物裝置是指吊取、抓取、吸取、夾取、托取或用其它方法吊運貨物的裝置，如吊鉤、抓斗、電磁吸盤（起重電磁鐵）、夾鉗等。起重機按構造特點，分為橋架型起重機、臂架

18、型起重機和纜索型起重機。 橋架型起重機是取物裝置掛在可沿橋架運行的起重小車或運行式葫蘆上的起重機。其特點是具有一個橋架式的金屬結構。這類起重機依靠起升機構和在水平面內兩個相互垂直方向移動的運行機構，能在長方形場地及其上空作業(yè)。屬于這類的起重機有橋式起重機、門式起重機和半門式起重機。它們適合在車間、倉庫、露天堆場等處作貨物的裝卸運輸工作。 臂架型起重機是取物裝置懸掛在臂架頂端或可沿臂架運行的起重小車上的起重機。其特點是具有一個臂架式的金屬結構。這類起重機有起升機構，一般還有回轉和變幅機構。依靠這些機構的配合，能在圓形場地及其上空作業(yè)。有些還有運行機構，這樣就構成了常見的各種可以運行的

19、臂架型起重機。它們具有很好的機動性，特別適合作露天裝卸及安裝工作。屬于這類的起重機如塔式起重機、汽車起重機等。 纜索型起重機是掛有取物裝置的起重小車沿架空承載索運行的起重機。這類起重機常用于林場、山區(qū)、水庫、礦山、水電站等處。 ⑶升降機 升降機是重物或取物裝置只能沿導軌升降的起重機械，如電梯、高爐上料機、礦井升降機等。 1.4橋式起重機的分類和用途 橋式起重機是在固定的跨間內吊裝重物的機械設備，被廣泛用于車間、倉庫或露天場地。 橋式起重機的主梁橫跨于跨間內一定高度的專用軌道上，可沿軌道在跨間的縱向移動，在外觀上布置有起升裝置，大多數(shù)起升裝置采用起重小車，起升裝置可沿

20、主梁在跨間橫向移動，外觀像一條金屬的橋梁，所以人們稱它為橋式起重機。橋式起重機俗稱“天車”、“行車”。 1.4.1橋式起重機的分類 橋式起重機的種類較多，可按不同方法分類。 根據(jù)吊具不同，可分為吊鉤式起重機、抓斗式起重機、電磁吸盤式起重機。 根據(jù)用途不同，可分為通用橋式起重機、專用橋式起重機兩大類。專用橋式起重機的形式較多，主要有：鍛造橋式起重機、鑄造橋式起重機、冶金橋式起重機、電站橋式起重機、防爆橋式起重機、絕緣橋式起重機、掛梁橋式起重機、兩用（三用）橋式起重機、大起升高度橋式起重機等。 按主梁結構形式可分為箱行結構橋式起重機、桁架結構橋式起重機、管行結構橋式起重機。還有型鋼（工

21、字鋼）和鋼板制成的簡單截面梁的起重機，稱為梁式起重機。梁式起重機多采用電動葫蘆作為起重小車。 1.4.2橋式起重機的用途 橋式起重機被廣泛用于各類工業(yè)企業(yè)、港口車站、倉庫、料場、水電站、火電站等場所。不同類型的橋式起重機所適合吊裝的重物不同，并根據(jù)不同的要求采用不同的吊具。吊鉤起重機吊裝各種成件重物；抓斗起重機吊裝各種散裝物品，如煤、焦碳、砂、鹽等；電磁起重機吊裝導磁的金屬材料，如型鋼、鋼板、廢鋼鐵等。 兩用起重機是為了提高生產效率，在一臺小車上裝有可換的吊鉤和抓斗或者電磁盤和抓斗，但每一工作循環(huán)只能使用其中的一種取物裝置；三用起重機即吊鉤、抓斗、電磁鐵3種可以互換的取物裝置，可吊裝成件

22、、散粒物品或導磁的金屬材料，但每次吊裝重物時，只能使用其中的一種取物裝置。 防爆起重機用于在有易爆、易燃介質的房間、庫房等場所吊裝成件重物，起重機上的電氣設備和有關裝置具有防爆特性，以免發(fā)生火花而爆炸。絕緣起重機用于吊裝電解車間的各種成件物品，起重機上有關部分具有可靠的絕緣裝置，保證安全操作。 雙小車起重機是在同一臺主梁上設有兩臺相同的小車，用來搬運長件材料，各小車又可單獨使用。 掛梁起重機通過兩個吊鉤上的平衡梁掛鉤或平衡梁上的電磁盤吊裝和對垛各種長件材料，如木材、鋼管、棒材、型材、鋼板等。 1.4.3橋式起重機的基本結構 盡管橋式起重機的類型繁多，但基本結構是相同的。橋式起重機主

23、要是由主梁、起升裝置、端梁、主梁行走機構、起升裝置行走機構、軌道和電氣動力、控制裝置等構成。 ⑴主梁結構 橋式起重機一般采用兩根端部連接的主梁組合結構，稱為雙梁橋式起重機，只有少數(shù)輕型橋式起重機采用單梁，稱為梁式起重機。 橋式起重機主梁的結構形式主要有箱行結構、偏軌箱行結構、偏軌空腹箱行結構、單主梁箱行結構、四桁架式結構、三角形桁架式結構、單腹板梁結構、曲腹板梁結構及預應力箱型梁結構等。最常見的是箱行結構。箱行梁由上蓋板、下蓋板和兩個腹板構成一個箱體，箱內還有縱橫長短筋板，見圖1-1。在箱行梁的一側鋪設走臺板和欄桿，在上蓋板上鋪設起升裝置的行走軌道。為了檢修的方便，在主梁上還布置有供人行

24、走的走臺和欄桿。 ⑵起升機構 起升機構用來實現(xiàn)重物的升降，是起重機上最重要和最基本的機構。橋式起重機的起升機構，除了少數(shù)梁式起重機采用電動葫蘆外，一般均采用起重小車。起重小車由車架、運行機構、起升卷繞機構和電氣設備等組成。 車架支撐在四個車輪上，車架上的運行機構帶動車輪沿軌道運行，以實現(xiàn)在跨間寬度方向不同位置的吊裝。 起升卷繞機構實際上是一臺電動卷揚機和滑輪組的組合。起重量大于150KN的橋式起重機，一般具有兩套起升卷繞機構，既主鉤和副鉤，主鉤的額定載荷較大，但起升速度較慢，副鉤的額定載荷小，但起升速度快，用以起吊較輕的物件或作輔助性的工作，以提高工作效率。在橋式起重機的銘牌上對其額定

25、載荷的標注通常將主鉤額定載荷標注在前，副鉤額定載荷標注在后，中間用“/”隔開，如“1600KN/500KN”。 1.5橋式起重機的基本參數(shù) 起重機械的基本參數(shù)是用來說明起重機械的性能和規(guī)格的一些數(shù)據(jù)，也是提供設計計算和選擇使用起重機械的主要依據(jù)。 橋式起重機的基本參數(shù)主要有額定載荷、跨度、起升高度、工作速度和工作級別等。橋式起重機的額定載荷一般在50~5000KN之間，我國生產的標準橋式起重機系列有13種，即50，80，125/30，160/30，200/50，320/80，500/125，800/200，1000/320，1250/320，1600/500，2000/500，2500/

26、500。 橋式起重機的跨度指的是其主梁兩軌道中心線的距離，它決定了橋式起重機的工作范圍。目前我國生產的標準的跨度最小為10.5m，最大為31.5m，每隔3m一個規(guī)格，即10.5m，13.5 m，16.5 m，19.5 m，22.5 m，25.5 m，28.5 m，31.5 m。 起升高度指的是吊鉤上升到極限位置時，吊鉤中心線至地面的垂直距離，一般標準橋式起重機的起升高度在12~32m之間。 橋式起重機的其他有關參數(shù)包括如下幾項： ⑴額定起重量（t） 吊鉤所能吊起的最大重量。如使用其它輔助取物裝置和吊具（如抓斗、電磁鐵、夾鉗和盛鋼桶等）時，這些裝置的自重應包括在額定起重量內。當決定起重

27、機的額定起重量時，應符合標準規(guī)定的數(shù)值。因為起重量的數(shù)值對大多數(shù)起重機的自重有決定性的作用，因此在確定時應按照生產實際情況考慮，過小不能滿足生產要求，過大會造成基建投資的浪費。 ⑵起升高度（m） 吊鉤最低位置到吊鉤最高位置之間的垂直距離，此參數(shù)在標準中沒有規(guī)定，可根據(jù)工作需要來定。 ⑶跨度（m）和幅度(m) 都是表示起重機工作范圍的參數(shù)?？缍仁侵笜蚴筋愋推鹬貦C大車運行軌道之間的距離；幅度是指旋轉起重機的旋轉中心線到吊鉤中心線之間的水平距離。 ⑷軌距(m) 軌距也稱輪距，按下列三種情況定義： ①對于小車，為小車軌道中心線之間的距離； ②對于鐵路起重機，為運行線路兩鋼軌頭部下內側1

28、6mm處的水平距離； ③對于臂架型起重機，為軌道中心線或起重機行走輪踏面（或履帶）中心線之間的距離。 ⑸基距 基距也稱軸距，是指沿縱向運動方向的起重機或小車支承中心線之間的距離?；嗟臏y定與支承輪的布置有關。 ⑹起重力矩 起重力矩是幅度與其相對應的起吊物品重力的乘積。 ⑺起重傾覆力矩 起重傾覆力矩，是指起吊物品重力與其至傾覆線距離的乘積。 ⑻輪壓 輪壓是指一個車輪傳遞到軌道或地面上的最大垂直載荷。按工況不同，分為工作輪壓和非工作輪壓。 ⑼工作速度v(m/min) 包括起升、運行、變副和旋轉速度，但旋轉速度用n(r/min)表示。 ①起升速度——起升機構電動機在額定轉速下

29、吊鉤上升的速度； ②運行速度——運行機構電動機在額定轉速下，大車或小車直線運行的速度； ③變副速度——吊鉤從最大幅度到最小幅度的平均線速度； ④旋轉速度——旋轉機構電動機在額定轉速下，起重機的轉速。 ⑽生產率Q（t/h） 說明起重機裝載或吊運物品的工作能力的綜合指標。 ⑾起重機工作級別 起重機工作級別是考慮起重量和時間的利用程度以及工作循環(huán)次數(shù)的工作特性。它是按起重機利用等級（整個設計壽命期內，總的工作循環(huán)次數(shù)）和載荷狀態(tài)劃分的?；蛘哒f，起重機工作級別是表明起重機工作繁重程度的參數(shù)，即表明起重機工作在時間方面的繁忙程度和在吊重方面滿載程度的參數(shù)。 ⑿自重及外形尺寸 這是任何一

30、種機器都應有的技術經(jīng)濟指標，它不僅是說明起重機械性能優(yōu)劣的數(shù)據(jù)，而且直接影響基建費用的投資，因此，應十分重視減輕自重和減小外形尺寸。 - 76 - 2 吊鉤橋式起重機設計任務書 2.1設計參數(shù) 主要參數(shù)為：起重量（主起升）：50t，起升高度（主起升）：14m， 起升速度（主起升）：6m/min；起重量（副起升）：16t，起升高度（副起升）：16m， 起升速度（副起升）：16m/min；小車運行速度：40m/min；大車運行速度：70m/min，跨度：25.5m；工作級別：A5。 2.2工作條件 工作地點為室內，采用交流電。 2.3設計原則 為保證起重機安全正常工作，起重

31、機本身應具備三個基本條件： 1）金屬結構和機械零部件應具有足夠的強度、剛度和抗彎曲能力； 2）整機具備必要的抗傾覆穩(wěn)定性； 3）原動機具備滿足作業(yè)性能要求的功率，制動裝置提供必要的制動轉矩。 3 小車起升機構和運行機構的計算 已知數(shù)據(jù)：起重量（主起升）：50t，起升高度（主起升）：14m， 起升速度（主起升）：6m/min；起重量（副起升）：16t，起升高度（副起升）：16m， 起升速度（副起升）：16m/min；小車運行速度：40m/min；工作級別：A5；機構接電持續(xù)率JC=25%；小車質量估計=10t。 3.1起升機構計算 3.1.1確定起升結構傳動方案，選擇滑

32、輪組和吊鉤組 注：以下計算①為主起升計算，②為副起升計算。 ⑴起升機構的計算 按照布置緊湊的原則，決定采用雙聯(lián)滑輪組的方案。 ① 按Q=50t，查[3]表3-2-8取滑輪組倍率=4，承載繩分支數(shù)Z=2= 8； 查[3]表3-4-11選圖號為T1 362.1508吊鉤組，得其質量=1050kg，兩滑輪間距=112mm； ② Q=16t，查[3]表3-2-8取滑輪組倍率=2，承載繩分支數(shù)Z=2= 4； 查[3]表3-4-11選圖號為G13吊鉤組，得其質量=296kg，兩滑輪間距=96mm； 3.1.2選擇鋼絲繩 ①若滑輪組采用滾動軸承，當=4，查[3]表3-2-11得滑輪

33、組效率=0.97，鋼絲繩所受最大拉力： = 6578.6 kg = 65.79 kN 查[3]表3-1-2，工作級別A5時，安全系數(shù)n=4.5,鋼絲繩計算破斷拉力： =296.037 kN 查[2]附表1所選瓦林吞型纖維芯鋼絲繩619W+FC，鋼絲公稱抗拉強度1770MPa，光面鋼絲，右交互捻，直徑d=21.5mm，鋼絲繩最小破斷拉力=298kN, 標記如下： 鋼絲繩1：21.5NAT 619W+FC 1770 ZS 298 GB8918-88 ②若滑輪組采用滾動軸承，當=2，查[3]表3-2-11得滑輪組效率=0.99，鋼絲繩所受

34、最大拉力： = 4157.14 kg = 41.57 kN 查[3]表3-1-2，工作級別A5時，安全系數(shù)n=4.5,鋼絲繩計算破斷拉力： =187.065 kN 查[2]附表1所選瓦林吞型纖維芯鋼絲繩619W+FC，鋼絲公稱抗拉強度1570MPa，光面鋼絲，右交互捻，直徑d=18.5mm，鋼絲繩最小破斷拉力=199.5kN, 標記如下： 鋼絲繩2：18.5NAT 619W+FC 1570 ZS 199.5 GB8918-88 3.1.3確定滑輪主要尺寸 ①滑輪的許用最小直徑： D≥d（e-1）=21.5（20-

35、1）=408.5 mm 式中: 系數(shù)e=20由[1]表2-4查得，由[2]附表2表選用滑輪直徑D=600 mm，取平衡滑輪直徑≈0.6D=0.6450=360 mm，由[2]附表2選用= 400 mm。滑輪的繩槽部分尺寸由[2]附表3查得，由[2]附表4選用鋼絲繩直徑=21.5 mm，=600 mm。 ③ 輪的許用最小直徑： D≥d（e-1）=18.5（20-1）=351.5 mm 式中: 系數(shù)e=20由[1]表2-4查得，由[2]附表2表選用滑輪直徑D=500 mm，取平衡滑輪直徑≈0.6D=0.6500=300 mm，由[2]附表2選用= 315mm。滑輪的

36、繩槽部分尺寸由[2]附表3查得，由[2]附表4選用鋼絲繩直徑=18.5 mm，=500 mm。 3.1.4確定卷筒尺寸并驗算強度 ①卷筒直徑： D≥d（e-1）=21.5（20-1）=408.5 mm 由[3]表3-3-6，選用齒輪連接盤式卷筒組，圖號T210，=800mm，=2000mm，槽距，=26 mm，槽底半徑 =12 mm，卷筒壁厚=30mm。 卷筒尺寸： = = 957.92 mm 式中： ——附加安全系數(shù)，取= 2； ——卷槽不切槽部分長度，取其等于吊鉤組動滑輪的間距，即=A=112 mm，實際長度在繩偏斜角允許范圍內

37、可以適當增減； ——卷筒計算直徑=D+d=800+11=811 mm 卷筒壁厚： δ=0.02D+（6～10）=0.02500 +（6～10） =16～20 mm 該卷筒壁厚滿足要求。 由于該卷筒長度，故用下式校核合成應力 式中： ——鋼絲繩最大拉應力，=65.79kN ——卷筒壁厚，=30mm ——應力減少系數(shù)，一般取=0.75 卷筒材料為HT200灰鑄鐵，許用壓應力 該卷筒強度滿足要求。 ②卷筒直徑： D≥d（e-1）=18.5（20-1）=351.5 mm 由[3]表3-3-6選用齒輪連接盤式卷筒組，圖

38、號T145，=500 mm，=1200mm，槽距，=20 mm，槽底半徑=10 mm，卷筒壁厚=22mm 卷筒尺寸： = = 1135 mm 所選滾筒長度滿足要求。 式中： ——附加安全系數(shù)，取= 2； ——卷槽不切槽部分長度，取其等于吊鉤組動滑輪的間距，即=A=96 mm，實際長度在繩偏斜角允許范圍內可以適當增減； ——卷筒計算直徑=D+d=500+10=510 mm 卷筒壁厚： δ=0.02D+（6～10）=0.02510 +（6～10） =16~20 mm 卷筒壁厚滿足要求。 由于卷筒長度，按下式驗算卷筒強度：

39、 強度滿足要求。 3.1.5選電動機 ①計算靜功率： 式中:： ——機構總效率，一般=0.8～0.9，取=0.9； 電動機計算功率： ≥=0.956.72=51.05 kW 式中系數(shù)由[1]表6-1查得，中級起重機=0.85～0.95 ， 取=0.9 查[3]附表5-1-35選用電動機YZR250M-6，其（25%）=52kW，=958r/min，=7.0 kgm，電機質量 =398 kg。 ②計算靜功率： 式中： ——機構總效率，一般=0.8～0.9，取=0.85； 電動機計

40、算功率： ≥=0.848.28=38.24 kW 式中系數(shù)由[1]表6-1查得，中級起重機=0.85～0.95 ， 取=0.8 查[3]表5-1-35選用電動機YZR250M-6，其（25%）=52 kW，=958r/min，=7.0kgm，電機質量 =462 kg。 3.1.6驗算電動機發(fā)熱條件 ①按照等效功率法，求JC=25%時所需要的等效功率： ≥ =0.750.9856.72=41.69 kW 式中： ——工作級別系數(shù)，查[1]表6-4 ，工作類型為中級時=0.75； ——系數(shù)，根據(jù)機構平均啟動時間與平均工作時間的比值（

41、/），由[1]表6-5，一般起升機構 / =0.1～0.2，取/=0.2，由[1]圖6-6查=0.98； 由以上計算結果，＜ ，故初選電動機能滿足發(fā)熱條件。 ②按照等效功率法，求JC=25%時所需要的等效功率： ≥ =0.750.8548.28=30.78 kW 式中： ——工作級別系數(shù)，查[1]表6-4 ，工作類型為中級時=0.75； ——系數(shù)，根據(jù)機構平均啟動時間與平均工作時間的比值（/），由[1]表6-5，一般起升機構 / =0.1～0.2，取/=0.1，由[1]圖6-6查=0.85； 由以上計算結果，＜ ，故初選電動機能滿足發(fā)熱條件。 3.1.7

42、選擇標準減速器 ①卷筒轉速： = = 9.42 r/min 減速器總傳動比： = 查[2]附表35，選QJSD710-100減速器，當工作類型為中級時，許用功率[N]=115 kW ，=100，質量=4900kg。 ②卷筒轉速： = = 20.02 r/min 減速器總傳動比： = = 47.85 查[2]附表35，選QJSD-560-50減速器，當工作類型為中級時，許用功率[N]=117kW ，=50，質量=2600kg。 3.1.8驗算起升速度和實際所需功率 ①實際起升速度： =5.90 m/m

43、in 誤差： ︱ ︳= ︱100% ︳= ︳ ︳ = 1.7% ＜ = 15% 實際所需等效功率： = 40.99 kW ＜（25%）=52 kW ②實際起升速度： =16.72 m/min 誤差： ︱ ︳= ︱100% ︳= ︳ ︳ = 4.49% ＜= 15% 實際所需等效功率： = 32.25 kW ＜（25%）=52 kW 3.1.9校核減速器輸出

44、軸強度 ①由[1]公式（6-16）得輸出軸最大徑向力： ≤ 式中： =265786=131.57kN —— 卷筒上鋼絲繩引起的載荷； =9.81 kN ——卷筒及軸自重，參考[4]附表8； [R]=107 kN ——QJR-D-710-100所選減速器輸出軸端最大容許徑向載荷，參考[2]附得。 因此 = （131.57+9.81）=70.69 kN ＜[R] ，通過。 由[1]中公式（6-17）得輸出軸最大扭矩： =（0.7～0.8）ψη≤[] 式中： =9550==518.37 Nm—— 電動機軸額定力矩； ψ=2

45、.8—— 當JC=25%時電動機最大力矩倍數(shù)，由[2]附表28查出； η=0.95—— 減速器傳動功率； []=118000 Nm——QJR-D-710-100減速器輸出軸最大容許轉矩，由[2]附表36查出； ∴ =0.82.8518.371000.95=110309 Nm ＜[]=118000 Nm 由上計算，所選減速器能滿足要求。 ②由[1]公式（6-16）得輸出軸最大徑向力： Rmax≤ 式中： =241.57=83.14kN —— 卷筒上鋼絲繩引起的載荷； =3.44 kN

46、 ——卷筒及軸自重，參考[4]附表8； [R]=75 kN —— 所選減速器輸出軸端最大容許徑向載荷，參考[2]附得。 因此= 0.5（83.14+3.44）=43.29 kN ＜[R] ，通過。 由[1]中公式（6-17）得輸出軸最大扭矩： =（0.7～0.8）ψη≤[] 式中： =9550==518.37 Nm—— 電動機軸額定力矩； ψ=2.8—— 當JC=25%時電動機最大力矩倍數(shù)，由[2]附表28查出； η=0.95—— 減速器傳動功率； []=60000 Nm——QJRD-560-50減速器輸出軸最大容許

47、轉矩，由[2]附表36查出； ∴ =0.82.8518.37500.95=55154.57 Nm ＜[]=60000 Nm 由上計算，所選減速器能滿足要求。 3.1.10選擇制動器 ①所需靜制動力矩： ≥ = =76.98 kgm 式中： =1.75—— 制動安全系數(shù)，由[1]表6-6查取 由[2]中附表15選用YWZ —315/80，其制動力矩 =500～1000Nm ，制動輪直徑 =315 mm ，制動器質量=62.4 Kg。 ②所需靜制

48、動力矩： ≥ = =61.81 kgm 式中： =1.75—— 制動安全系數(shù)，由[1]表6-6查取 由[2]中附表15選用YWZ —315/50，其制動力矩 =400～630Nm ，制動輪直徑 =315 mm ，制動器質量=61.4 Kg。 3.1.11選擇聯(lián)軸器 ①高速軸聯(lián)軸器計算轉矩，由[1]（6-26）式 =1.51.8518.37=1399.60 Nm 式中： 聯(lián)軸器安全系數(shù)n值 起升機構或變幅機構 吊鉤起重機或起重機的變幅機構 1.5 抓

49、斗、電磁、三用起重機 1.4 調運熾熱或融化金屬的冶金起重機 1.6 =518.37 —— 電動機額定轉矩； =1.5 —— 聯(lián)軸器安全系數(shù)； =1.8 —— 剛性動載系數(shù)，一般=1.5 ～ 2.0； 由[2]附表29查得YZR250M-6電動機軸端為圓錐形d=70mm，=140mm； 由[2]附34查得QJRD-710-100減速器的高速軸端為圓錐形d=120mm，=210mm； 靠電動機軸端聯(lián)軸器：由[3]表3-12-6選用CLZ半聯(lián)軸器，最大容許轉矩[]=5600 Nm ＞ 值，飛輪轉矩=0.22kg m，質量G=37.5 kg 。

50、浮動軸的兩軸端為圓柱形d=70mm，=140mm； 靠減速器的聯(lián)軸器 ，由[2]附表45選用帶mm制動輪的聯(lián)軸器NGCLZ7，最大容許轉矩[]=6300 Nm，飛輪轉矩=1.479 kgm，質量=79.6 kg ，與制動器YWZ—315/80 相適應，將聯(lián)軸器所帶mm制動輪，修改為mm應用。 ②高速軸聯(lián)軸器計算轉矩，由[1]（6-26）式 =1.51.8518.37=589.14 Nm 式中： =518.37 —— 電動機額定轉矩； =1.5 —— 聯(lián)軸器安全系數(shù)； =1.8 —— 剛性動載系數(shù)，一般=1.5

51、～ 2.0； 由[2]附表29查得YZR42-8電動機軸端為圓錐形d=70mm，=140mm； 由[2]附34查得ZQ-400減速器的高速軸端為圓錐形d=100mm，=210mm； 靠電動機軸端聯(lián)軸器：由[2]附表43選用CLZ半聯(lián)軸器， 許轉矩[]=5600 Nm ＞ 值，飛輪轉矩（GD）=0.22 kg m，質量G=37.5 kg 。 浮動軸的兩軸端為圓柱形d=70mm，=140mm； 靠減速器的聯(lián)軸器 ，由[2]附表45選用帶mm制動輪的聯(lián)軸器NGCLZ8，最大容許轉矩[]=9000 Nm，飛輪轉矩=4.18 kgm，質量=117 kg ，與制動器YWZ—400/121相

52、適應。 3.1.12驗算起動時間 ①起動時間： 式中： =1.78+1.48+0.22 =3.48 kgm 靜阻力矩： = =608.85 Nm 平均起動力矩： =1.5=1.5518.37=777.56 Nm ∴ = =0.59 s 通常起升機構起升時間為1～5 s ，此處＜1 s ，可在電氣設計時，增加起

53、動電阻，延長起動時間，故所選電動機合適。 ②起動時間： 式中： =1.78+0.22+4.18 =6.18 kgm 靜阻力矩： = =488.88 Nm 平均起動力矩： =1.5=1.5518.37=777.56 Nm ∴ = =0.66 s 通常起升機構起升時間為1～5 s ，此處＜1 s ，可在電氣設計時，

54、增加起動電阻，延長起動時間，故所選電動機合適。 3.1.13驗算制動時間 ①制動時間： = = 0.321 s 式中： = = = 439.35 Nm 查[1]表6-7 ，當≤12 m/min 時，[]=1.0～1.25 s ，因為＜[]　，故合適。 ②制動時間： = = 0.78 s 式中： = = =

55、353.2 Nm 查[1]表6-7 ，當＞12 m/min 時，[]=1.5～2.0 s ，因為＜[]　，故合適。 3.1.14高速浮動軸計算 ①疲勞計算： 由[5]中起升機構疲勞計算基本載荷： =1.04518.37=539.1 Nm 式中： ——動載系數(shù) ，=（1+）=（1+1.07）=1.04 ——起升載荷動載系數(shù)（物品升降或下降制動的動載效應）=1+0.71=1+0.71=1.07 由前節(jié)已選定軸徑d=125 mm，因此扭轉應力： =7.7 MPa 軸材料用45#鋼, =600 MPa =300 MP

56、a , 彎曲： =0.27()=0.27(600+300)=243 MPa 扭轉: =140 MPa =0.6=0.6300=180 MPa 軸受脈動循環(huán)的許用扭轉應力: []= 式中： = —— 考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應力集中系數(shù)； ——與零件幾何形狀有關,對于零件表面有急劇過度和開有鍵槽及緊密配合區(qū)段, =1.5～2.5； 　　　——與零件表面加工光潔度有關.，此處取=21.25=2.5 η —— 考慮材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，對碳鋼及低合金鋼η=0.2 —— 安全系數(shù) =1.25，由[3

57、]表1-4-10查得； ∴ MPa 故 ＜ 強度驗算： 軸所受最大轉矩： ==1.04518.37=539.1 MPa 最大扭轉應力： ==7.85 MPa 許用扭轉應力： []===120 MPa 式中： —— 安全系數(shù)，=1.5 ∴ ＜ [] 故通過。 浮動軸的構造如圖3-3所示，中間軸徑d=d+（5～10）=120+（5～10）=125～130 mm，取d=125mm ②疲勞計算： 由[5]中起升機構疲勞計算基本載荷

58、： =1.10518.37=570.21 Nm 式中： ——動載系數(shù) ，=（1+）=（1+1.19）=1.12 ——起升載荷動載系數(shù)（物品升降或下降制動的動載效應）=1+0.71=1+0.71=1.19 由前節(jié)已選定軸徑d=125 mm，因此扭轉應力： =8.31 MPa 軸材料用45#鋼, =600 MPa =300 MPa , 彎曲： =0.27()=0.27(600+300)=243 MPa 扭轉: =140 MPa =0.6=0.6300=180 MPa 軸受脈動循環(huán)的許用扭轉應力:

59、 []= 式中： = —— 考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應力集中系數(shù)； ——與零件幾何形狀有關,對于零件表面有急劇過度和開有鍵槽及緊密配合區(qū)段, =1.5～2.5； 　　　——與零件表面加工光潔度有關.，此處取=21.25=2.5 η —— 考慮材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，對碳鋼及低合金鋼η=0.2 —— 安全系數(shù) =1.25，由[3]表1-4-10查得； ∴ MPa 故 ＜ 強度驗算： 軸所受最大轉矩： ==1.10518.37=570.21 MPa

60、最大扭轉應力： ==8.31 MPa 許用扭轉應力： []===120 MPa 式中： —— 安全系數(shù)，=1.5 ∴ ＜ [] 故通過。 浮動軸的構造如圖3-3所示，中間軸徑d=d+（5～10）=100+（5～10）=105～110 mm，取d=110 mm 3.2小車運行機構計算 3.2.1確定機構傳動方案 經(jīng)比較后，決定采用圖3-4所示的傳動方案： 圖3-4 傳動方案 3.2.2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G=8000Kg，假定輪壓均布： 車輪最大輪壓：

61、 P =（Q+ G）=（50000+10000）10 =150000 N 車輪最小輪壓： P= G=100000=25000 N 初選車輪： 由[2]附表17可知，當運行速度＜60 m/min 時，==5＞1.6 ，工作級別為中級時，車輪直徑D=500mm ，軌道型號為43 kg/m （P43）的許用輪壓為16.5 t＞15t 。根據(jù)GB4628-84規(guī)定，直徑系列為D=250、315、400、500、630，故初選直徑D=500 mm，而后校核強度。 強度驗算： 按照車輪和軌道為線接觸及點

62、接觸兩種情況驗算車輪接觸強度，車輪踏面疲勞計算載荷： P= =55000 N 車輪材料，取ZG340-640，σ=640 MPa , σ=340 MPa 線接觸局部擠壓強度： P==650025.481.031=78733 N 式中： ——許用線接觸應力常數(shù)（N/mm） ，由[3]表3-8-6查得=6； —— 車輪與軌道有效接觸強度，對于軌道P43（由[2]附表22）=b=44 mm； ——轉速系數(shù)，由[3]表3-8-7中查得，車輪==25.48 r/mi

63、n 時，=1.03； ——工作級別數(shù)，由[3]表3-8-8中查得，當為M5級時=1； ∴ P ＞ P 故通過。 點接觸局部擠壓強度： P==0.1321.031 =177542 N 式中： ——許用點接觸應力常數(shù)（N/mm） ，由[3]表3-8-6查得=0.132； ——曲率半徑 ，車輪與軌道曲率半徑中的大值，車輪===250；軌道曲率半徑由[2]附表22查得=300，故取=300； m—— 由比值（為、中的

64、小值）所確定的系數(shù)，==0.83，查[3]表3-8-9取 m=0.41； 　　∴ P ＞ P ，故通過。 根據(jù)以上計算結果，選定直徑D=500 mm 的單輪緣車輪，標記為 ： 車輪 DYL-500 GB4628-84 3.2.3運行阻力計算 摩擦阻力矩： =（Q+ G）（+μ）β 由[2]附表19查得，由D=500 mm 車輪組的軸承型號為7524，軸承內徑和外徑的平均值==167.5 mm ，由[2]表7-1~表7-3查得滾動摩擦系數(shù)=0.0007，軸承摩擦系數(shù)μ=0.02，附加阻力系數(shù)β=0.2 ，帶入上式得： 當滿載（Q=Q）

65、時運行阻力矩： =2（50000+10000）（0.0007+） =285.6 kg.m=2856 Nm 運行摩擦阻力： = =11424 N 當無載（Q=0）時運行阻力矩： =βG（+μ） =210000（0.0007+） =476 Nm ==1904 N 系數(shù)β值表（滾動軸承） 3.2.4選電動機 電動機靜功率： ==8.46 kw 式中： = ——滿載運行時靜阻力； η=

66、0.9 —— 機構傳動效率 ； m=1 —— 驅動電動機臺數(shù)； 初選電動機功率： ==1.158.46=9.73 kw 式中： ——電動機功率增大系數(shù)，由[1]表7-6查得，=1.15 由[2]附表30選用電動機YZR-160L-6 ，N（25%）=13kw ，=942 r/min， (GD)=0.2 kgm，電機質量 =108 kg。 3.2.5驗算電動機發(fā)熱條件 按照等效功率法，求JC=25%時所需要的等效功率： ＝ K N=0.51.18.46=4.65 kw 式中： K——工作級別系數(shù)，查[1]表6-4 ，中級K=0.5； ——由[1]表6-5，取/=0.2由[1]圖6-6查=1.1； 由以上計算結果， ＜，故初選電動機能滿足發(fā)熱條件。 3.2.6選擇減速器 車輪轉速： ===25.48 r/min 機構傳動比： ==36.50 查