32-5t吊鉤橋式起重機提升機構設計【說明書+CAD】

32-5t吊鉤橋式起重機提升機構設計【說明書+CAD】,說明書+CAD,32-5t吊鉤橋式起重機提升機構設計【說明書+CAD】,32,吊鉤,橋式起重機,提升,機構,設計,說明書,CAD 湖南科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） 目 錄 第一章 前 言 3 1 起重機械的用途、工作特點及其在經濟建設中的地位 3 2 起重機械的發(fā)展簡史及發(fā)展動向 3 3 起重機械的組成和類型 4 4 橋式起重機的分類、用途、基本結構、基本參數(shù)及工作等級 6 第二章 小車起升機構的計算 10 1 起升結構傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組 10 2 鋼絲繩及繩具的計算選擇 12 3 滑輪和滑輪組的選擇 13 4 選擇卷筒組并驗算其強度 13 5 選擇電動機并驗算發(fā)熱 24 6 選擇標準減速器 26 7 驗算起升速度和實際所需功率 27 8 校核減速器輸出軸強度 27 9 選擇制動裝置 29 10 選擇聯(lián)軸器 30 11 高速浮動軸疲勞和強度的計算 31 第三章 吊鉤組的計算 35 1主起升吊鉤的計算 35 1.1吊鉤橫梁的計算 38 1.2滑輪軸的計算 39 1.3拉板的校核 40 1.4滑輪軸承的選擇 41 2 副起升吊鉤的計算 41 1.1吊鉤主要尺寸的確定 41 1.2吊鉤橫梁的計算 44 1.3滑輪軸的計算 45 1.4拉板的校核 45 1.5滑輪軸承的選擇 46 第四章 小車運行機構計算 48 1 選擇機構傳動方案 48 2 選擇車輪與軌道并驗算其強度 48 3 運行阻力計算 50 4 選擇電動機 51 5 選擇減速器 51 6 驗算運行速度和實際所需功率 53 7 驗算起動時間 53 8 按起動工況校核減速器功率 53 9 選擇制動器 54 10 驗算起動時的不打滑條件 54 11 選擇高速軸聯(lián)軸器及制動輪 55 12 選擇低速軸聯(lián)軸器 56 13 驗算低速浮動軸強度 56 總 結 58 參考文獻 59 致 謝 60 第一章 前 言 1 起重機械的用途、工作特點及其在經濟建設中的地位 起重作業(yè)是將機械設備或其他物件從一個地方運送到另一個地方的一種工業(yè)過程。多數(shù)起重機械在吊具取料之后即開始垂直或垂直兼有水平的工作行程，到達目的地后卸載，再空行程到取料地點，完成一個工作循環(huán)，然后再進行第二次吊運。一般來說，起重機械工作時,取料、運移和卸載是依次進行的,各相應機構的工作是間歇性的。起重機械主要用于搬運成件物品，配備抓斗后可搬運煤炭、礦石、糧食之類的散狀物料，配備盛桶后可吊運鋼水等液態(tài)物料。有些起重機械如電梯也可用來載人。在某些使用場合，起重設備還是主要的作業(yè)機械，例如在港口和車站裝卸物料的起重機就是主要的作業(yè)機械。 起重機械通過起重吊鉤或其它取物裝置起升或起升加移動重物。起重機械的工作過程一般包括起升、運行、下降及返回原位等步驟。起升機構通過取物裝置從取物地點把重物提起，經運行、回轉或變幅機構把重物移位，在指定地點下放重物后返回到原位。起重機屬于有危險性作業(yè)的設備，它發(fā)生事故造成的損失將是巨大的。所以，起重機設計和制造一定要嚴格按照國家標準和有關規(guī)定進行。 2 起重機械的發(fā)展簡史及發(fā)展動向 自有人類文明以來，物料搬運便成了要類活動的重要組成部分，距今已有五千多年的發(fā)展歷史。隨著生產規(guī)模的擴大，自動化程度的提高，作為物料搬運重要設備的起重機在現(xiàn)代化生產過程中應用越來越廣，作用愈來愈大，對起重機的要求也越來越高，科學技術的飛速發(fā)展，推動了現(xiàn)代設計和制造能力的提高，激烈的國際市場競爭也越來越依賴于技術的競爭。這些都促使起重機的技術性能進入嶄新的發(fā)展階段，起重機正經歷著一場巨大的變革。 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，為埋葬和紀念死者而修筑石棺和石臺，我國古代勞動人民已能開鑿和搬運巨石。蒸氣機的出現(xiàn)，推動了第一次工業(yè)革命，起重機械也因之有了較大發(fā)展。1827年，出現(xiàn)了第一臺用蒸氣機驅動的固定式回轉起重機，從此結束了起重機采用人力驅動的歷史。在工業(yè)發(fā)展中，電力驅動的出現(xiàn)是起重機械蓬勃發(fā)展的轉折點。1880年，出現(xiàn)了第一臺電力驅動的載客升降機。1885年，制成了電力驅動的回轉起重機，從后制成了電力驅動的橋式起重機和門座起重機等。二次世界大戰(zhàn)期間，新產品、新材料、新工藝不斷出現(xiàn)。例如：由于自動焊接新技術的出現(xiàn)，箱形結構的橋式起重機越來越受到人們的歡迎；由于計算機技術的推廣應用，利用計算機進行輔助設計（CAD）和輔助制造（CAM），使起重機的整機布置更趨優(yōu)化，基本零部件更加緊湊耐用；由于自控技術和數(shù)顯技術的廣泛普及，使起重機的控制和安全保護裝置大為改善，保證了操作的安全性和可靠性。 縱觀世界各國起重機械發(fā)展的現(xiàn)狀，對今后的動向，可歸納如下： （1）大型化 由于石油、化工、冶煉、造船以及電站等的工程規(guī)模越來越大，所以吊車起吊物品的重量也越來越大。 （2）重視“三化”，逐步采用國際標準 所謂“三化”，是指起重機械的標準化、系列化和通用化。貫徹“三化”可以縮短設計周期，保證產品制造質量，便于管理和提高經濟效益。 （3）.實現(xiàn)產品的機電一體化 機械產品需要更新?lián)Q代。在當今計算機技術、數(shù)控技術及數(shù)顯技術大發(fā)展的年代里，更新?lián)Q代的重要標志是實現(xiàn)產品的機電一體化。在起重機械上應用計算機技術，可以提高作業(yè)性能，增加安全性，以至實現(xiàn)無人自動操作。 （4）人機工程學的應用 起重機械一般應用在沉重和繁忙的、環(huán)境比較惡劣的場合。為減少司機的作業(yè)強度，保持旺盛的注意力，應根據人機工程學的理論，設計駕駛室，改善振動于噪聲的影響，防止廢氣污染，使其符合健康規(guī)范的要求。 3 起重機械的組成和類型 (1)起重機械的組成 起重機由產生運動的機構、承受載荷的金屬機構、提供動力和起控制作用的電氣設備及各種安全指示裝置等四大部分組成。 起重機機構有四類，即：使貨物升降的起升機構；作平面運動的運行機構；使起重機旋轉的回轉機構；改變回轉半徑的變幅機構。每一機構均由電動機、減速傳動系統(tǒng)及執(zhí)行裝置等組成。設計時應盡可能采用標準的零部件加以組合，以利于制造和維修。金屬結構則要根據使用要求進行設計制造。電動機和控制設備大多是標準產品，安全指示裝置通常從市場購買，特殊的由制造廠設計制造。 (2)起重機械的分類 在建橋工程中所用的起重機械，根據其構造和性能的不同，一般可分為輕小型起重設備、橋式類型起重機械和臂架類型起重機，纜索式起重機四大類。輕小型起重設備如：千斤頂、氣動葫蘆、電動葫蘆、平衡葫蘆（又名平衡吊）、卷揚機等。橋架類型起重機械如梁式起重機等。臂架類型起重機如固定式回轉起重機、塔式起重機、汽車起重機、輪胎起重機、履帶起重機等。纜索式起重機如升降機等。 按起重性質分：流動式起重機、塔式起重機、桅桿式起重機。 按驅動方式分：一類為集中驅動，即用一臺電動機帶動長傳動軸驅動兩邊的主動車輪；另一類為分別驅動、即兩邊的主動車輪各用一臺電動機驅動。中、小型橋式起重機較多采用制動器、減速器和電動機組合成一體的“三合一”驅動方式，大起重量的普通橋式起重機為便于安裝和調整，驅動裝置常采用萬向聯(lián)軸器。 按結構形式，起重機主要分為輕小型起重設備、橋架式（橋式、門式起重機）、臂架式（自行式、塔式、門座式、鐵路式、浮船式、桅桿式起重機）、纜索式。 單動作起重設備 這類起重設備是使貨物作升降運動的起升機構。常見的下列幾種： 1)千斤頂 一種升降行程很小，舉升能力較大的小型起重設備。螺旋千斤頂或齒條千斤頂可用于汽車維修；液壓千斤頂可將大型起重機頂起以更換車輪。 2)滑車（俗稱葫蘆） 一種用鏈條或鋼絲繩與滑輪構成的省力滑輪組，結構緊湊，質量輕，是一種可攜帶的起重工具，有手動和電動兩種。電動葫蘆則是一種電動起升機構，配有運行小車后可在空間布置的工字鋼軌上運行，構成單軌架空道，是一種生產流水線上空的自動運貨車。電動葫蘆亦可作為梁式起重機的起升機構。 3)絞車 由電動機經減速器、卷筒、驅動鋼絲繩滑輪組成的起重設備，用以起吊重物或產生牽引力。在礦山、建筑工地及艦船等處應用。各類起重機的起升機構都是一種絞車。 4)升降機 一種由絞車拖動吊廂，吊廂沿剛性軌道升降的起重設備。在建筑工地上應用的建筑升降機是一種最典型的形式。在高層建筑物中應用的電梯是供人員上下樓使用的。礦山使用的礦井提升機與電梯類似，但更加大型化。 橋式類型起重機 依靠起重機運行機構和小車運行機構組合，使起吊的貨物作平面運動，再加上置與小車上的起升機構，作業(yè)的范圍是長方形空間。根據結構形式不同有下列幾種： 1)橋式起重機 2)門式起重機，包括裝卸橋，岸邊集裝箱起重機等。 3)纜索起重機 回轉類型起重機 依靠起重機的回轉和變幅機構運動的組合，使起吊的貨物作水平運動，作業(yè)范圍是圓柱形空間，由于起重機整體還可以沿一定的軌道運行，所以，這類起重機的作業(yè)范圍是比較大的，它又可分為如下幾種： 1)塔式起重機 2)門座起重機 3)流動起重機 4)浮式起重機 4 橋式起重機的分類、用途、基本結構、基本參數(shù)及工作等級 橋式起重機有通用和專用兩類。通用橋式起重機俗稱行車，通常裝在車間的頂上，用來為車間裝卸貨物。通用橋式起重機是標準產品，可從市場購買。專用橋式起重機主要為冶金企業(yè)各車間服務的，通常要專門設計。橋式起重機由橋架和運行小車組成，橋架由兩根主梁和兩根端梁構成，在端梁上安裝有鋼制車輪，使得整個橋架可以沿車間頂上的軌道運行。小車也有車輪，可以沿橋架運行。在小車上還裝有起升機構，大中型的橋式起重機設有兩個起升機構，大起重量的起升機構用來裝卸大件貨物，起升速度較低，小起重量的起升機構用來裝卸小件貨物，起升速度較高。 橋式起重機的大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，起升裝置可沿大梁在跨間橫向移動，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”。 橋式起重機由電纜供電，用電動機分別驅動各機構。 (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（工字鋼）和鋼板制成的簡單截面梁的起重機，稱為梁式起重機。 (2)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。橋式起重機主要是由大梁、起升裝置、端梁、大梁行走機構、起升裝置行走機構、軌道和電氣動力、控制裝置等構成。 1)大梁結構 橋式起重機一般采用兩根端部連接的大梁組合結構，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。 橋式起重機大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，在大梁上還布置有供人行走的走臺和欄桿。 2)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”。 (3)橋式起重機的參數(shù)情況 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，也是提供設計計算和選擇使用起重機械的主要依據。 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50，80，125/30，160/30，200/50，320/80，500/125，800/200，1000/320，1250/320，1600/500，2000/500，2500/500。 橋式起重機的跨度指的是其大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： 1)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。 2)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，可根據工作需要來定。 3)跨度（m）和幅度(m) 都是表示起重機工作范圍的參數(shù)。跨度是指橋式類型起重機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。 4)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16mm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。 5)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。基距的測定與支承輪的布置有關。 6)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。 7)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。 8)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。 9)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。 10)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。 11)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)。 12)自重及外形尺寸 這是任何一種機器都應有的技術經濟指標，它不僅是說明起重機械性能優(yōu)劣的數(shù)據，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。 (4)橋式起重機的工作級別 相同起重量的同一種起重機，如果它們使用的頻繁程度不同，所起吊貨物的質量接近額定起重量的程度不同，那么它們構件的尺寸和電動機的功率就應有較大的差別。為了在設計上給予區(qū)分，應將起重機分為不同的使用等級。所以，起重機工作級別是起重機設計的最基本出發(fā)點，主要有兩個特征決定：①起重機使用的忙閑程度（起重機的使用等級）；②起重機經常吊運貨物的質量接近額定起重量的程度（起重機載荷狀態(tài)等級）。 第二章 小車起升機構的計算 已知數(shù)據：起重量（主起升）：32t，起升高度（主起升）：16m， 起升速度（主起升）：7.5m/min；起重量（副起升）：5t，起升高度（副起升）：18m， 起升速度（副起升）：20m/min；工作級別：A5；機構接電持續(xù)率JC=25%。 起升機構是任何起重機必須具備的，使物品獲得升降運動的基本組成。起升機構工作的好壞將直接影響整臺起重機的工作性能。 起升機構主要由驅動裝置、傳動裝置、卷筒、滑輪組、取物裝置和制動裝置組成。驅動裝置包括電動機、聯(lián)軸器、制動器、減速器、卷筒等部件。鋼絲繩卷繞系統(tǒng)包括鋼絲繩、卷筒、定滑輪和動滑輪。取物裝置包括吊鉤、吊環(huán)、抓斗、電磁吸盤、吊具、掛梁等多種型式。安全保護裝置有超負荷限制器、起升高度限位器、下降深度限位器、超速保護開關等。根據實際需要配用。 1 起升結構傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組 按照布置緊湊的原則，決定采用雙聯(lián)滑輪組的方案。在不能設置導向滑輪的起重機中，雙聯(lián)滑輪組的特點是物品作垂直升降，而沒有水平移動?；喗M的倍率與起一般5重量有關，一般5—30T起重量時，取2倍率；30—100T時，取4倍率。 a 32t鋼絲繩繞向示意圖 b 5 t鋼絲繩繞向示意圖 圖2.1 主、副起升運行機構布置 圖2.2起升機構驅動裝置整體布置 電動機通過聯(lián)軸器與減速器的高速軸相聯(lián)。 圖2.3 電動驅動的起升機構 (1)按Q=32t，查[1]表4-1取滑輪組倍率=4，承載繩分支數(shù)Z=2= 8； 查[1]附表9選圖號為T1 362.1509吊鉤組，得其質量=847kg，兩滑輪間距=102+2×165=432mm； (2)按Q=5t，查[1]表4-1取滑輪組倍率=2，承載繩分支數(shù)Z=2= 4； 查[1]附表8選圖號為G13吊鉤組，得其質量=99kg，兩滑輪間距=200mm； 2 鋼絲繩及繩具的計算選擇 鋼絲繩是廣泛應用于起重機的撓性構件，。它具有承載能力大、卷繞性好，運動平穩(wěn)無噪音、極少突然斷裂、工作可靠等優(yōu)點。 鋼絲繩的選擇包括鋼絲繩結構型式的選擇和鋼絲繩直徑的確定。繞經滑輪和卷筒的結構工作鋼絲繩應優(yōu)先選用線接觸鋼絲繩。在腐蝕性環(huán)境中應采用鍍鋅鋼絲繩。鋼絲繩的性能和強度應滿足結構安全正常工作的要求。 (1) 主起升機構中，若滑輪組采用滾動軸承，當=4，查[2]表2-1得滑輪組效率=0.975，鋼絲繩所受最大拉力： （2.1） = 4211.15 kg = 41.27 kN 查[2]表2-4，工作級別A5時，安全系數(shù)n=5.5,鋼絲繩計算破斷拉力： =226.99 kN （2.2） 查[1]附表1所選瓦林吞式纖維芯鋼絲繩6×19W+FC，鋼絲公稱抗拉強度1770MPa，光面鋼絲，右交互捻，直徑d1=20mm，鋼絲繩最小破斷拉力=233.6 kN 標記如下： 鋼絲繩1：20NAT 6×19W+FC 1770 ZS 233.6 GB8918-88 (2)副起升機構中，若滑輪組采用滾動軸承，當=2，查[2]表2-1得滑輪組效率=0.99，鋼絲繩所受最大拉力： （2.3） = 1287.63 kg = 12.62 kN 查[2]表2-4，工作級別A5時，安全系數(shù)n=5.5,鋼絲繩計算破斷拉力： =69.41 kN （2.4） 查[1]附表1所選瓦林吞式纖維芯鋼絲繩6×19W+FC，鋼絲公稱抗拉強度1770MPa，光面鋼絲，右交互捻，直徑d2=11mm，鋼絲繩最小破斷拉力=70.68 kN, 標記如下： 鋼絲繩2：11NAT 6×19W+FC 1770 ZS 70.68 GB8918-88 3 滑輪和滑輪組的選擇 滑輪用以支撐鋼絲繩，并能改變鋼絲繩的走向，平衡鋼絲繩分支的拉力，組成滑輪組，達到省力或增速的目的。 由鋼絲繩依次繞過若干動滑輪和定滑輪而組成的裝置稱為滑輪組。根據滑輪組的功能分為省力滑輪組和增速滑輪組。 (1)主起升滑輪的許用最小直徑： D1min≥d1（e-1）=20×（25-1）=480 mm （2.5） 式中: 由[2]表2-4查得輪繩直徑比系數(shù)e=25，由[1]附表9表選用滑輪直徑D1=610 mm，由[1]附表4選用鋼絲繩直徑=20 mm，滑輪直徑=610 mm，滑輪軸直徑D=130mm的E型滑輪標記為 滑輪E 20×610－130 ZB J80 006.8－87； (2)副起升滑輪的許用最小直徑： D2min≥d2（e-1）=11×（25-1）=264 mm （2.6） 式中: 系數(shù)e=25由[1]表2-4查得，由[1]附表8表選用滑輪直徑D2=400 mm，由[1]附表4選用鋼絲繩直徑=11 mm，滑輪直徑=400 mm，滑輪軸直徑D=45mm的E型滑輪標記為 滑輪E 11×400－45 ZB J80 006.8-87 4 選擇卷筒組并驗算其強度 卷筒組是起升機構和牽引機構中卷繞鋼絲繩的部件，常用的卷筒類型有齒輪聯(lián)接盤式、周邊大齒輪式、短軸式和內裝行星齒輪式。目前橋式起重機卷筒組的典型類型是齒輪聯(lián)接盤式，且齒輪聯(lián)接盤式為封閉式傳動，分組性好，卷筒軸不受扭矩，只承受彎矩。故本設計采用齒輪聯(lián)接盤式。 (1)主起升卷筒尺寸： 卷筒直徑：D≥d1（e-1）=20×（18-1）=340 mm （2.7） 其中系數(shù)筒繩直徑比e=18由[4]表3-3-2查得，由[1]附表13選用=630 mm，卷筒繩槽尺寸由[4]表3-3-3得槽距=22 mm，槽底半徑=11 mm 卷筒長度： （2.8） = = 2099.7 mm 取 =2100 mm 式中： ——附加安全系數(shù)，取= 2； L1——無繩槽卷筒端部尺寸，根據結構取10mm L2——固定鋼繩所需長度，L2≈3t=66mm，根據情況取L2=80mm ——卷筒不切槽部分長度，取其等于吊鉤組動滑輪的間距，即=A1=432 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=630+20=650 mm （2.9） 卷筒壁厚： δ=0.02D+（6～10）=0.02×630 +（6～10） （2.10） =18.6～22.6 mm 取δ=20 mm 卷筒壁壓應力計算： N/m=117.24 MP （2.11） 選用灰鑄鐵HT200，最小抗拉強度σ=195 MPa，許用壓應力： = 130 MPa （2.12） 因﹤ ，故抗拉強度是足夠的。 卷筒拉應力驗算： 由于卷筒長度L≥3D，尚應校驗由彎曲應力產生的拉應力，卷筒的最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中間時： （2.13） = 34419180 N·mm 卷筒斷面系數(shù)： （2.14） = 5770793.65 N·mm 式中： D ——卷筒外徑，D=630 mm； D——卷筒內徑，D= D-2δ=630-2×20=590 mm 于是： =5.96 MPa （2.15） 合成應力： （2.16） = = 41.13 MPa 式中許用拉應力： MPa 故＜ 卷筒強度驗算通過，故選定卷筒直徑=630 mm，長度=2100 mm，卷筒槽形的槽底半徑=11 mm，槽矩=22 mm，起升高度=16 m，倍率=4，靠近減速器一端的卷筒槽向為右的A型卷筒，標記為： 卷筒A 630×2100—11×22—16×4 右ZB J80 007.2-87 卷筒心軸計算： 通過做草圖得到卷筒心軸的支點位置，并參考有關資料，決定心軸的各段直徑，軸的材料用45鋼。 圖2.4 卷筒組 1)支座反力 ＝N ＝2×41270－65823.18=16716.82 N 心軸右輪轂支承處最大彎矩: =16716.82×14.78=247074.6 2)疲勞計算： 對于疲勞計算采用等效彎矩，由[1]表2－6查得等效系數(shù)=1.1，等效彎矩: （2.17） 彎曲應力： （2.18） 心軸的載荷變化為對稱循環(huán)。由[1]2－11，2－13式知許用彎曲應力： 軸材料為45鋼，其 （2.19） 式中 n＝1.6——安全系數(shù)；（見[1]表2－18） K——應力集中系數(shù)，K＝； Kx＝1.4——與零件幾何形狀有關的應力集中系數(shù)； Km＝1.15——與零件表面加工光潔度有關的應力集中系數(shù)； 故 < 通過 3)靜強度計算： 卷筒軸屬于起升機構低速軸零件，其動力系數(shù)可由[1]2－5查得，； （2.20） （2.21） 許用應力： （2.22） < 通過 故卷筒軸的疲勞和靜強度計算通過。 選擇軸承 由于卷筒心軸上的左軸承的內，外座圈以同樣轉速轉動，故無相對運動，可按照額定靜載荷來選擇。右軸承的外座圈固定，內座圈與心軸一同旋轉，應按照額定動負荷來選擇。 1)左端軸承： 由[6]（19－16）式軸承的額定靜負荷 C0≧ 式中 C0——額定靜負荷； P0——當量靜負荷； n0——安全系數(shù)，由[6]表19－7取n0＝1.04 因此選用調心球軸承，型號2318，其額定靜載荷C0＝77.2 kN，左軸承的當量靜負荷為： （2.23） 式中 fd＝1.1——動負荷系數(shù)，由[6]表19－6選取， 故安全 2)右端軸承： 令右端軸承也采用2318，其額定動負荷[C]=142 kN 右軸承的徑向負荷 （2.24） 軸向負荷 設M5級工作類型的軸承工作時數(shù)Lh＝4000h，查得2318軸承的e＝0.39，令，故 x=1,y=2.7，當量動負荷： （2.25） 由[6]（19－2）式： （2.26） 所以 (2.27) 動負荷 安全 繩端固定裝置計算 根據鋼繩直徑為20mm，卷筒長度計算中采用的附加圈數(shù)Z0＝2，繩索與卷筒繩槽間的摩擦系數(shù)f＝0.15。則在繩端固定處的作用力： (2.28) 壓板螺栓所受之拉力： (2.29) 式中 ——壓板與鋼繩的換算摩擦系數(shù) 螺柱由拉力和彎矩作用的合成應力： (2.30) 式中 Z＝2（螺柱數(shù)） d1＝22mm（螺紋內徑） （彎矩） (2.31) 螺柱材料為Q－235，屈服極限＝240MPa，則許用拉伸應力為：（取安全系數(shù)n＝1.6） [σ]＝ (2.32) 因為 <[σ] ，故通過 (2)副起升卷筒尺寸： 卷筒直徑：由式（2.7）D≥d（e-1）=11×（25-1）=264 mm 由[1]附表13選用=300 mm，卷筒繩槽尺寸由[4]表3-3-3得 槽距=13 mm，槽底半徑=6 mm 卷筒長度：由式（2.8） = = 1370 mm 取 =1500 mm 式中： ——附加安全系數(shù)，取= 2； L1——無繩槽卷筒端部尺寸，根據結構取30mm L2——固定鋼繩所需長度，L2≈3t=39mm，根據情況取L2=50mm ——卷槽不切槽部分長度，取其等于吊鉤組動滑輪的間距，即=A=200 mm，實際長度在繩偏斜角允許范圍內可以適當增減； ——由式（2.9）卷筒計算直徑=D+d=300+11=311 mm 卷筒壁厚： 由式（2.10）δ=0.02D+（6～10）=0.02×300 +（6～10） =12～16 mm 取δ=14 mm 卷筒壁壓應力計算：由式（2.11） N/m=69.34 MP 選用灰鑄鐵HT200，最小抗拉強度σ=195 MPa，許用壓應力： 由式（2.12） = 130 MPa 因﹤ ，故抗拉強度是足夠的。 卷筒拉應力驗算： 由于卷筒長度L≥3D，尚應校驗由彎曲應力產生的拉應力，卷筒的最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中間時： 由式（2.13） = 8203000 N·mm 卷筒斷面系數(shù)： 由式（2.14） = 875455.9 N·mm 式中： D ——卷筒外徑，D=300 mm； D——卷筒內徑，D= D-2δ=300-2×14=272 mm 于是： 由式（2.15）=9.37 MPa 合成應力： 由式（2.16） = = 30.17 MPa 式中許用拉應力： MPa 故＜ 卷筒強度驗算通過，故選定卷筒直徑=300 mm，長度=1500 mm，卷筒槽形的槽底半徑=6 mm，槽矩=13 mm，起升高度=18 m，倍率=2，靠近減速器一端的卷筒槽向為右的A型卷筒，標記為： 卷筒A 300×1500—6×13—18×2 右ZB J80 007.2-87 卷筒心軸計算： 通過做草圖得到卷筒心軸的支點位置，并參考有關資料，決定心軸的各段直徑，軸的材料用45鋼。圖同上圖圖2.4. 1)支座反力 ＝N ＝2×12620－16186=9054 N 心軸右輪轂支承處最大彎矩: =9054×14.78=133818.12 2)疲勞計算： 對于疲勞計算采用等效彎矩，由[1]表2－6查得等效系數(shù)=1.1，等效彎矩: 由式（2.17） 彎曲應力： 由式（2.18） 心軸的載荷變化為對稱循環(huán)。由[1]2－11，2－13式知許用彎曲應力： 軸材料為45鋼，其 由式（2.19） 式中 n＝1.6——安全系數(shù)；（見[1]表2－18） K——應力集中系數(shù)，K＝； Kx＝1.4——與零件幾何形狀有關的應力集中系數(shù)； Km＝1.15——與零件表面加工光潔度有關的應力集中系數(shù)； 故 < 通過 3)靜強度計算： 卷筒軸屬于起升機構低速軸零件，其動力系數(shù)可由[1]2－5查得，； 由式（2.20） 由式（2.21） 許用應力： 由式（2.22） < 通過 故卷筒軸的疲勞和靜強度計算通過。 選擇軸承 由于卷筒心軸上的左軸承的內，外座圈以同樣轉速轉動，故無相對運動，可按照額定靜載荷來選擇。右軸承的外座圈固定，內座圈與心軸一同旋轉，應按照額定動負荷來選擇。 1)左端軸承： 由[6]（19－16）式軸承的額定靜負荷 由式C0≧ 式中 C0——額定靜負荷； P0——當量靜負荷； n0——安全系數(shù)，由[6]表19－7取n0＝1.04 因此選用調心球軸承，型號2314，其額定靜載荷C0＝37.5 kN，左軸承的當量靜負荷為： 由式（2.23） 式中fd＝1.1——動負荷系數(shù)，由[6]表19－6選 故安全 2)右端軸承： 令右端軸承也采用2314，其額定動負荷[C]=110 kN 右軸承的徑向負荷 由式（2.25） 軸向負荷 設M5級工作類型的軸承工作時數(shù)Lh＝4000h，查得2314軸承的e＝0.38，令，故 x=1,y=2.7，當量動負荷： 由式（2.25） 由式（2.26）： 所以由式（2.27） 動負荷 安全 繩端固定裝置計算 根據鋼繩直徑為11mm，卷筒長度計算中采用的附加圈數(shù)Z0＝2，繩索與卷筒繩槽間的摩擦系數(shù)f＝0.15。則在繩端固定處的作用力： 由式（2.28） 壓板螺栓所受之拉力： 由式（2.29） 式中 ——壓板與鋼繩的換算摩擦系數(shù) 螺柱由拉力和彎矩作用的合成應力： 由式（2.30） 式中 Z＝2（螺柱數(shù)） d1＝16mm（螺紋內徑） 由式（2.31）（彎矩） 螺柱材料為Q－235，屈服極限＝240MPa，則許用拉伸應力為：（取安全系數(shù)n＝1.6） 由式（2.32）[σ]＝ 因為 <[σ] ，故通過 5 選擇電動機并驗算發(fā)熱 (1)主起升電動機靜功率： （2.33） = = 47.3 kW 式中:： ——機構總效率，一般=0.8～0.9，取 =0.85； 電動機計算功率： ≥=0.8×47.3=37.84 kW （2.34） 式中系數(shù)由[2]表6-1查得，對于M1—M6級機構，=0.75～0.85 ， 故取=0.8 查[1]附表28選用電動機YZR280M，其額定功率（25%）=52kw，額定轉速=727r/min，飛輪矩=11.2 kg·m，質量=848kg (2)副起升電動機靜功率： 由式（2.33） = = 19.6 kW 式中： ——機構總效率，一般=0.8～0.9，取=0.85； 電動機計算功率： 由式（2.34）≥=0.8×19.6=15.68 kW 式中系數(shù)由[2]表6-1查得，對于M1—M6級機構，=0.75～0.85 ， 故取=0.8 查[1]附表28選用電動機YZR225M，其額定功率（25%）=21kw，額定轉速=718r/min，飛輪矩=3.2 kg·m，質量=390kg 發(fā)熱條件的驗算 (1)主起升機構中，按照等效功率法，求JC=25%時所需要的等效功率： ≥ =0.75×0.87×47.3=30.86 kW （2.35） 式中： ——工作級別系數(shù)，查[2]表6-4 ，工作類型為中級時=0.75； ——系數(shù)，根據機構平均啟動時間與平均工作時間的比值（/），由[2]表6-5，一般起升機構 / =0.1～0.2，取/=0.1，由[2]圖6-6查=0.87； 由以上計算結果，＜ ，故初選電動機能滿足發(fā)熱條件。 (2)副起升機構中，按照等效功率法，求JC=25%時所需要的等效功率： 由式（2.35） ≥ =0.75×0.87×19.6=12.79 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)，根據機構平均啟動時間與平均工作時間的比值（/），由[2]表6-5，一般起升機構 / =0.1～0.2，取/=0.1，由[2]圖6-6查=0.87； 由以上計算結果，＜ ，故初選電動機能滿足發(fā)熱條件。 6 選擇標準減速器 起重機的起升、運行、回轉和電動臂架變幅機構中都要使用減速器。各個機構的共同特點是周期性工作，承受間歇性載荷。 (1)主起升卷筒轉速： = （2.36） = 14.7 r/min 減速器總傳動比： = = 49.46 （2.37） 查[1]附表35，選ZQ-850-Ⅰ-3CA減速器，當工作類型為中級時，許用功率[N]=57 kW ，=48.57 (2)副起升卷筒轉速： 由式（2.36）= = 40.96 r/min 減速器總傳動比： 由式（2.37）= = 17.53 查[1]附表35，選ZQ-500-Ⅵ-3CA減速器，當工作類型為中級時，許用功率[N]=27.0 kW ，=15.75 7 驗算起升速度和實際所需功率 (1)主起升實際起升速度： =7.64 m/min （2.38） 誤差： ︱ ︳= ︱×100% ︳= ︳ ︳ （2.39） = 1.87% ＜ = 15% 實際所需等效功率： （2.40） = 31.44 kW ＜（25%）=52 kW (2)副起升實際起升速度： 由式（2.38）=22.26 m/min 誤差： 由式（2.39）︱ ︳= ︱×100% ︳= ︳ ︳ = 11.3% ＜= 15% 實際所需等效功率： 由式（2.40） = 14.24 kW ＜（25%）=21 kW 8 校核減速器輸出軸強度 (1)在主起升機構中，由[2]公式（6-16）求出輸出軸的最大徑向力： ≤ （2.41） 式中： =2×41270=82540 N=82.54 kN —— 卷筒上鋼絲繩引起的載荷； =13.5 kN ——卷筒及軸自重，參考[1]附表14； [R]=13700×9.8=134.26 kN ——ZQ-850-Ⅰ-3CA減速器輸出軸端最大容許徑向載。參考[1]附表36可得； 因此 = （82.54+13.5）=48.02 kN ＜[R] ，故通過。 由[2]中公式（6-17）得輸出軸最大扭矩： =（0.7～0.8）ψη≤[] （2.42） 式中： =9550==683.1 Nm—— 電動機軸額定力矩； （2.43） ψ=2.85—— 當JC=25%時電動機最大力矩倍數(shù)，由[1]附表28查出； η=0.95—— 減速器傳動功率； []=121800 Nm——減速器輸出軸最大容許轉矩，由[1]附表36查 出； ∴ =0.8×2.85×683.1×48.57×0.95=71863.9 Nm ＜[]=121800 Nm 根據以上計算，所選減速器的性能傳動能滿足要求。 (2)在副起升機構中，由[2]公式（6-16）求出輸出軸的最大徑向力： 由式（2.41）≤ 式中： =2×12620=25240 N=25.24 kN —— 卷筒上鋼絲繩引起的載荷； =3.37 kN ——卷筒及軸自重，參考[1]附表14； [R]=1550×9.8 = 15.19 kN ——ZQ-500-Ⅵ-3CA減速器輸出軸端最大容許徑向載荷，參考[1]附表36可得。 因此 = （25.24+3.37）=14.3 kN ＜[R] ，符合要求。 由[2]中公式（6-17）求出輸出軸的最大扭矩： =（0.7～0.8）ψη≤[] 式中： 由式（2.43） =9550==279.32 Nm—— 電動機軸額定力矩； ψ=2.96—— 當JC=25%時電動機最大力矩倍數(shù)，由[1]附表28查出； η=0.95—— 減速器傳動功率； []=23500 Nm——減速器輸出軸最大容許轉矩，由[1]附表36查出； ∴ =0.8×2.96×279.32×15.75×0.95=10873 Nm ＜[]=23500 N·m 根據以上計算，所選減速器性能傳動能滿足要求。 9 選擇制動裝置 制動裝置是保證起重機安全工作的重要部件。制動裝置用以防止懸吊的物品或吊臂下落，防止轉臺或起重機在風力或坡道分力作用下溜動，使起重機機構減速停車，在特殊情況下調節(jié)或限制機構的運行速度。 (1)主起升制動器所需靜制動力矩： ≥ （2.44） = =81.73 kg·m =801 N·m 式中： =1.75——制動安全系數(shù)，由[2]表6-6查取 由[5]中表5-4-28選用TJ2A-200，其制動力矩 =1600 N·m ，制動輪直徑 =200 mm ； (2)副起升制動器所需靜制動力矩： 由式（2.44） ≥ = =37.44 kg·m =366.91 N·m 式中： =1.75——制動安全系數(shù)，由[2]表6-6查取 由[5]中表5-4-28選用TJ2A-200/100，其制動力矩 =400 N·m ，制動輪直徑=200 mm ; 10 選擇聯(lián)軸器 起重機使用的聯(lián)軸器主要用來聯(lián)接兩根同軸線布置或基本平行的轉軸，傳遞扭矩同時補償少許角度和徑向偏移，有時還能改善傳動裝置的動態(tài)特性。聯(lián)軸器根據傳遞的扭矩和工作條件來選擇。 (1)主起升高速軸聯(lián)軸器計算轉矩，由[2]（6-26）式 =1.5×1.8×683.08=1844.32 Nm （2.45） 式中： =683.08 —— 電動機額定轉矩 =9550p/n=9550×52/727=683.08 N·m =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[1]附表29查得YZR280M電動機軸端為圓柱形，d=85mm，=170mm； 由[1]附表34查得ZQ-850-Ⅰ-3CA減速器的高速軸端為圓錐形主動軸端， d=90mm，=135mm； 靠近電動機軸端聯(lián)軸器：由[5]表5-2-9選用GⅡCLZ6型齒式聯(lián)軸器，最大容許轉矩[]=5000 N·m，質量G=31.2 kg ; 浮動軸的靠近電動機的軸端為圓柱形d=90mm，=130mm； 靠近減速器高速軸的聯(lián)軸器 ，由[1]附表46選用帶mm制動輪的NGCLZ6型鼓形齒式聯(lián)軸器，最大容許轉矩[]=4500 N·m，質量=53.2 kg ； 浮動軸的靠近減速器的軸端為圓柱形d=90mm，=130mm； (2)副起升高速軸聯(lián)軸器計算轉矩，由式（2.45） =1.5×1.8×279.32=754.16 N·m =279.32 —— 電動機額定轉矩 =9550p/n=9550×21/718=279.32 N·m =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[1]附表29查得YZR225M電動機軸端為圓柱形d=65mm，=140mm； 由[1]附34查得ZQ-500-Ⅵ-3CA減速器的高速軸端為圓錐形d=50mm，=85mm； 靠近電動機軸端聯(lián)軸器：由[5]表5-2-9選用GⅡCLZ5齒式聯(lián)軸器，最大容許轉矩[]=3150 N·m，質量G=19.6 kg ； 浮動軸的靠近電動機的軸端為圓柱形d=65mm，=105mm； 靠近減速器高速軸的聯(lián)軸器，由[1]附表46選用帶mm制動輪的NGCLZ4型鼓形齒式聯(lián)軸器，最大容許轉矩[]=1400 N·m，質量=26.8 kg ； 浮動軸的靠近減速器的軸端為圓柱形d=65mm，=105mm； 11 高速浮動