橋式起重機小車運行機構和起升機構設計【優(yōu)秀課程畢業(yè)設計+含5張CAD圖紙+帶任務書+開題報告+35頁加正文0.98萬字】-jxsj10

橋式起重機小車運行機構和起升機構設計【優(yōu)秀課程畢業(yè)設計+含5張CAD圖紙+帶任務書+開題報告+35頁加正文0.98萬字】-jxsj10【詳情如下】【需要咨詢購買全套設計請加QQ1459919609】.bat任務書.docx卷筒A1.dwg卷筒壓板3.dwg備份圖紙.zip小車裝配圖A1.dwg開題報告 .doc摘要及目錄.doc文件清單.txt橋式起重機小車運行機構和起升機構設計.doc起升2.dwg齒形聯(lián)接盤A2.dwg摘  要本設計簡要地介紹了橋式起重機的發(fā)展狀況、特點、組成、性能、結構及起升機構和小車運行機構的設計，并參照相關資料對起重機起升機構及其零部件進行設計計算，從方案論證到具體設計計算，充分發(fā)揮了計算機在整體設計中的作用，從而提高了設計質量，縮短了設計周期，提高了工作效率。首先在橋式起重機的起升機構設計中，本設計從起升機構的設計方案展開，在橋式起重機起升機構設計方面，從鋼絲繩的選取及校核、卷筒選定、吊鉤的設計、吊鉤橫軸確定、電機、減速器和制動器的選取及相關校核這幾方面進行了設計計算。在小車運行機構的設計計算中我們從起重機整體出發(fā)，由受力計算，車輪選取，電機及減速器選定校核和浮動軸的設計構成。關鍵詞：橋式起重機；起升機構；小車運行機構；設計AbstractThe design brief introduction of the overhead crane state of development, characteristics, composition, performance, structure, and the lifting mechanism and operation of the trolley design, and in the light of relevant information on the crane and its components or design, from the feasibility study to the specific program design, make full use of computers in the overall design, thereby improving the design quality and shorten the design cycle, improve work efficiency. First in the overhead crane hoisting mechanism design, the design of hoisting bodies from the design program launched the bridge crane hoisting mechanism design, selected from the rope and Verification, selected reel, hook design, determine horizontal hook, motor, brake and reducer selection and related Check these aspects of design. Trolley operation in the design calculations from the crane overall, by force, wheel selection, motor and reducer selected Checking and floating axis constitutes the design.Keywords:  Overhead crane; Hoisting mechanism; Traverse mechanism; Design目  錄摘   要IAbstractII1  概述11.1 橋式起重機的簡介11.2 起重機械的發(fā)展11.3 起重機械的特點11.4 起重機械的組成22  起升機構設計22.1 確定起升機構傳動方案32.2 鋼絲繩的選擇32.3 滑輪的計算與選擇42.4 吊鉤的計算52.5 卷筒的計算112.6 繩端固定裝置的計算132.7 電動機的選用142.8 減速器的計算與選用152.9 起升速度和實際所需功率162.10 制動器的選用162.11 起升和制動時間驗算162.12 高速浮動軸的計算172.13 聯(lián)軸器的計算與選用193  小車運行機構設計203.1 機構傳動方案203.2 車輪的選用與驗算203.3 運行阻力的計算213.4 電動機的選用223.5 減速器的計算與選用233.6 運行速度和實際所需功率233.7 起動時間驗算243.8 校核減速器功率253.9 起動不打滑條件253.10 制動輪的計算263.11 高速軸聯(lián)軸器及制動器263.12 低速軸聯(lián)軸器的選用273.13 低速浮動軸的驗算274  總結29謝辭30參考文獻31 1摘 要 本 設計 簡要地介紹了 橋式 起重機的發(fā)展狀況、 特點、組成、 性能、結構 及起升機構和小車運行機構的設計 ，并參照 相關資料 對起重機起升機構及其零部件進行設計計算，從方案論證到具體設計計算，充分發(fā)揮了計算機在整體設計中的作用，從而提高了設計質量 ，縮短了設計周期，提高了工作效率。 首先在橋式起重機的起升機構設計中，本設計從起升機構的設計方案展開，在橋式起重機起升機構設計方面，從鋼絲繩的選取及校核、卷筒選定、吊鉤的設計、吊鉤橫軸確定、電機、減速器和制動器的選取及相關校核這幾方面進行了設計計算。在小車運行機構的設計計算 中我們從起重機整體出發(fā)，由受力計算，車輪選取，電機及減速器選定校核和浮動軸的設計構成。 關鍵詞 ： 橋式起重機；起升機構；小車運行機構；設計 2 he of of of in of on or to of in in of of in by 3目 錄 摘 要 . I . 概述 . 1 式起重機的簡介 . 1 重機械的發(fā)展 . 1 重機械的特點 . 1 重機械的組成 . 2 2 起升機構設計 . 2 定起升機構傳動方案 . 3 絲繩的選擇 . 3 輪的計算與選擇 . 4 鉤的計算 . 5 筒的計算 .端固定裝置的計算 . 13 動機的選用 . 14 速器的計算與選用 . 15 升速度和實際所需功率 . 16 動器的選用 . 16 升和制動時間驗算 . 16 速浮動軸的計算 . 17 軸器的計算與選用 . 19 3 小車運行機構設計 . 20 構傳動方案 . 20 輪的選用與驗算 . 20 行阻力的計算 . 21 動機的 選用 . 22 速器的計算與選用 . 23 行速度和實際所需功率 . 23 動時間驗算 . 24 4 核減速器功率 . 25 動不打滑條件 . 25 動輪的計算 . 26 速軸聯(lián)軸器及制動器 . 26 速軸聯(lián)軸器的選用 . 27 速浮動軸的驗算 . 27 4 總結 . 29 謝辭 . 30 參考文獻 . 31 51 概述 式起重機的簡介 起重機械和其它自然科學一樣，是人類生產斗爭經驗的總結，它是隨著人們的生產實踐逐漸發(fā)展并不斷豐富完善的。 橋式起重機是橋 架在高架軌道上運行的一種橋架型起重機，又稱天車。 橋式起重機是生產車間、料場、電站廠房和倉庫中為實現(xiàn)生產過程機械化與自動化，減輕體力勞動，提高勞動生產率的重要物品搬運設備。橋式起重機安裝在廠房高處兩側的吊車梁上，整機可以沿鋪設在吊車梁上的軌道縱向行駛。而起重小車又可沿小車軌道橫向行駛，吊鉤則作升降運動。 橋式起重機常見的類型有以下三種形式： 通用橋式起重機：取物裝置為吊鉤，適用于各種物料的搬運，通用性強；抓斗式橋式起重機：取物裝置是抓斗，用于大批量散粒物料的搬運；電磁橋式起重機：取物裝置為電磁吸盤，為專用起 重機，用于鐵磁性物料的搬運。 經過比較，選用電動雙梁橋式起重機。這種起重機的各個工作機構均為電力驅動。起重小車在橋架主梁上方鋪設的軌道上行駛，其橋架是雙主梁結構形式。在橋架兩側的走臺上，一側用來安裝大車運行機構，另一側則安裝有電氣設備和給小車供電的滑線設施。 普通橋式起重機一般由起重小車、橋架運行機構和橋架金屬結構組成。起重小車又由起升機構、小車運行機構和小車架三部分組成。 重機械的發(fā)展 隨著現(xiàn)代科學技術的迅速發(fā)展，工業(yè)生產規(guī)模的擴大和自動化程度的提高，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。尤其是計算機技術的廣泛應用，許多跨學科的先進設計方法出現(xiàn)，這些都促使起重機的技術進入嶄新的發(fā)展階段。 起重機發(fā)展趨勢 輕型化和多樣化。有相當批量的起重機是在通用場合使用，工作并不很繁重。這類起重機批量大、用途廣，考慮綜合效益，要求起重機盡量降低外形高度，簡化結構，減小自重和輪壓，也可使整個建筑物高度下降，建筑結構輕型化，降低造價。因此電動葫蘆橋式起重機和梁式起重機會有更 好 的發(fā)展，并將取代大部分中小噸位的一般用途橋式起重機。 重機械的特點 起重機械是一種間歇動作的機械， 它具有重要而短暫的工作特征。起重機械在搬運物料時，通常經歷著上料、運送、卸料以及回到原處的過程，各工作機構在工作時作往復周期性的運動，例如經歷起升機構的工作由物品的升、降和空載取裝置的升、降所組成；運行機構的工作由負載和空載時的往復運動所組成。在起重機械的每一個工作循環(huán)，即每搬運一次物品的過程中，其有關的工作機構都要作一次正向和反向的運動。起重機械與連續(xù)運輸機械的主要區(qū)別就在于前者是以周期性的短暫往復工作循環(huán)運送物品，而后者是以長期連續(xù)單向的工作運送物品。正是由于這一基本差異決定了起重機械和連續(xù)運輸機械在構造和設計計算方面的許多重要差別。在起重機械中，用來使貨物提升或下降的機構稱為起升機構。起升機構是起重機械最基本的機構。起升機構通常包括：取物裝置、鋼絲繩卷繞系統(tǒng)、制動裝置、減速裝置、驅動裝置以及安全裝置等部分，其中不少零件采用標準通用零件。 起升機構中大多數情況均采用閉式減速器傳動，并且以漸開線圓柱齒輪傳動為主。一 6 些新穎的齒輪傳動如圓弧齒輪，擺線行星齒輪傳動，漸開線少齒傳動和諧傳動正被逐漸應用到起重機械上來。 重機械的組成 工作機構，它是起重機械的執(zhí)行機構，其作用是使被吊運的物品獲得必要的升降和水平位移，從而實現(xiàn)物品裝卸 、 轉載 、 安裝等作業(yè)要求。起重機械上常用的工作機構有起升機構、運行機構、變幅機構和回轉機構，即所謂起重機械的四大構件。此外，針對某些特殊的使用要求，有時還設有伸縮機構，放倒機構，夾鉗機構等，在這些機構中，實現(xiàn)物品垂直升降的起升結構是起重機械的基本工作機構，而其它機構則是輔助的工作機構，配合起升機構工作。根據具體使用要求，輔助的工作機構卻是任何一種起重機械所必不可少的。金屬結構，它是起重機械的骨架，決定了起重機械的結構造型，它用來支撐工作機構、物品的重力、自身重力以及外部載荷等，并將這些 重力和載荷傳遞給起重機械的支撐基礎。動力設備，它為起重機械提供工作動力、控制、照明和聯(lián)絡等。 72 起升機構設計 定起升機構傳動方案 起升機構的設計應該確保滿足起重機的主要工作性能，要合理選擇機構型式，要使機構工作可靠，結構簡單，自重輕和維修保養(yǎng)方便等。 起升機構的設計計算主要包括：根據總體設計要求選擇合理的結構型式，并確定機構的傳動布置方案；按給定的整機主要參數（最大額定起重量、起升高度、起升速度等）確定起升機構參數，并確定機構各部件的結構類型和尺寸；以及機構動力裝置的選擇計算等。 起升機構的起重零部件的選擇計算主要包括：吊鉤、起升機構滑輪組倍率、起重鋼絲繩、滑輪與卷筒。起升機構的布置如圖 示： 圖 升機構布置方案 按照布置宜緊湊的原則，采用雙聯(lián)滑輪組。如下圖： 圖 輪組簡圖 按 Q 10t= ，查文獻 1表 24 選 滑輪組倍率 3a ， 承載繩分支數： 26。查文獻1附表 8 選圖號為 鉤組，得其質量：0 219，兩動滑輪間距 185 。 絲繩 的選擇 (1) 選擇鋼絲繩 鋼絲繩是由許多高強鋼絲編繞而成。鋼絲的材料通常采用優(yōu)質碳素鋼，其含碳量為%根據不同使用目的，其結構和編繞方式各不相同，有單繞，雙重繞，三重繞等型式。起重機用鋼絲繩采用雙繞繩，即先由鋼絲繞成股，再由股圍繞繩芯繞成繩。繩 8 芯的材料可用有機物芯如麻芯，棉芯，還可用石棉芯或金屬芯。有機物芯的鋼絲繩具有較大的撓性和彈性，潤滑性好，但不能承受橫向壓力，不耐高溫；石棉芯鋼絲繩的特性與上述相似，但能在高溫條件下工作；金屬芯鋼絲繩強度高，能承受高溫工作和橫向力，但潤滑性較差。一般情況下常選用有機物芯的鋼絲繩，高溫時宜用石棉芯或金屬 芯，在卷筒上多層卷進繞時宜用金屬芯的鋼絲繩。 若滑輪組采用滾動軸承，當 3a ，查文獻 1表 12 得滑輪組效率： 鋼絲繩所受最大拉力： 0m a x 1 0 0 0 0 2 1 9 1 7 . 22 2 3 0 . 9 9a (2查文獻 1附表 42 選用 ，中級工作類型（工作級別 安全系數 6.5n 。 鋼絲繩計算破斷拉力 : m a x 5 . 6 1 7 . 2 9 6 . 3 2bS n S (2查文獻 1附表 1 選用瓦林型纖維芯鋼絲繩 ，鋼絲公稱抗拉強度 1670光面鋼絲，右交互捻，直徑 14 ，鋼絲繩最小破斷拉力 108，標記如下： 鋼絲繩 : 149W+89182) 鋼絲繩允許的偏斜角 1) 鋼絲繩進出滑輪時的允許偏角 : 002 t a n 2 t a n 2 9 . 2t a 7 2 8 . 60 . 7 (2式中 由 2查得 : ； 0 4 0 0 1 4 4 1 4 m + =； 。 所以 130 。2) 鋼絲繩進出卷筒時允許偏角： 1查 2表 263 ， 273 。向空槽方向 ，向鄰槽方向 。 輪的計算與選擇 滑輪的許用最小直徑： 1 1 4 2 5 1 3 3 6 m mD d e (2式中 系數 e 25 由查文獻 1表 42 查得； 滑輪直徑 350 ，取平衡滑輪直徑 9 03 5 文獻 1附表 2 選用 2 2 5 m 。 滑輪的繩槽部分尺寸可由查文獻 2附表 3 查得。 由查文獻 1附表 4 選用鋼絲繩直徑 14 , 350 ,滑輪軸直徑8 80的1E 型滑輪標記為 : 滑輪： 50B/T 查文獻 1附表 5 平衡滑輪選用 14 , 225 ,滑 輪直徑5 45的 F 型滑輪標記為 : 滑輪： 50B/T 鉤的計算 (1) 確定吊鉤裝置構造方案 吊鉤按制造方法可分為鍛造吊鉤和片式吊鉤；按其結構型式可分為單鉤和雙鉤；長鉤和短鉤。 吊鉤裝置用于三倍率雙聯(lián)滑輪組，所以必須采用長型的構造方案。吊鉤鉤身的截面形狀有圓形，方形，梯形或 T 字形。從受力情況分析，以 T 字形截面最為合理，但鍛造工藝較復雜。梯形截面受力較合理，鍛造容易。 鍛造吊鉤的材料一般采用 20 號鋼。起重量較小的吊鉤也可采用 20 236i ；片式吊鉤由切割成型的多片鋼板 構成， 其厚度不 得小于 20使板鉤在高度方向與鋼板軋制方向一致。 工程起重機常用 T 字形或梯形截面的鍛造單鉤。通過吊鉤已經標準化，設計時可查閱有關手冊直接選用。采用非標準吊鉤或需對所選項吊鉤進行強度驗算時，可按下述方法進行。 由 文獻 3表 61 選擇一個 造單面吊鉤 ,鉤號為 8 ，材料采用 20 號鋼 。 (2) 吊鉤主體結構的主要尺寸 1) 根據文獻 3當 10t Q 選擇吊鉤類型為直柄 8 號吊鉤，由文獻 5表 51 所得。 2) 吊鉤螺母最小工作高度查文獻 4選 母： 00 . 8 0 . 8 5 6 4 4 . 8 (2考慮設置防松螺栓，實際取螺紋高度： 56 。 3) 螺母外徑： 0( 1 . 8 2 ) ( 1 . 8 2 ) 5 6 1 0 0 . 8 1 1 2 (2取 D 108。 (3) 吊鉤強度驗算 1) 吊鉤軸的頸部螺紋 拉伸應力： 21 2 2 2111 . 1 1 0 0 0 0= = = = 4 2 . 3 M P 5 7 . 5 4 (2 10 式 中 d 螺紋內徑，由文獻 4表 6得 1 ； 2 動力系數，由文獻 4圖 22 查得 。 由文獻 6表 85 查得等級 安全系數 4n ，材料 20 號鋼，由文獻 6表 105 查 得s ，故 M P ， 故滿足強度要求。 2) 吊鉤彎曲部分斷面 強度驗算： 其受拉力 Q ，偏心力距 12e ， 由 xR 000彎拉 0202022 ( ) l n ( ) 1() bk b R e B bB b h h R e (2式中 。534396934350221211011.0k 。 3211 632 1 . 0 4 1 0 0 0 0 2 4 3 1 0 1 8 . 84 3 2 0 1 0 0 . 1 1 1 0 0 1 0 D (23221 632 1 . 0 4 1 0 0 0 0 2 5 3 1 0 6 . 4( 2 ) 4 3 2 0 1 0 0 . 1 1 (1 0 0 2 9 6 ) 1 0 D H (2因為 l ,故滿足強度要求 。 其應力分布如圖 示。 圖 吊鉤彎曲處應力分布 113) 吊鉤彎曲部分斷面 度驗算： 系物繩張力一側： 32c o s 4 5 7 . 0 7 1 02P Q Q (2圖 鋼絲繩一側受力 由上圖 絲繩受力圖可得 ： 4 5 0 . 5 5 0 0 0T V P C O S Q (23213 632 1 . 0 4 1 0 0 0 0 2 4 3 1 0 1 8 . 84 3 2 0 1 0 0 . 1 1 1 0 0 1 0 D (22 4 2 2436322( 2 )1 . 0 4 1 0 0 0 0 2 5 3 1 0 6 . 4 M P 2 0 1 0 0 . 1 1 ( 1 0 0 2 9 6 ) 1 0Q e Q D F K D h (2故滿足強度要求。 因為 面尺寸按理當比 面小，但由于 面有強烈的磨損，一般取與面相同的尺寸。 (4) 推力球軸承的選擇 由于軸承在工作過程中很少轉動 ，故可根據額定靜負荷選擇。由文獻 3表 510 選51211(301力球軸承，由文獻 3 表 510 查得其額定靜負荷0 1 5 8 0 0 0 ，由文獻 7表 13得 載荷系數 5.1 軸承當量靜負荷： 0 1 . 2 1 0 0 0 0 0 1 2 0 0 0 0 f F (2所以 000 0 0 0 01 2 0 0 0 安全。 式中 n 安全系數由文獻 3表 719 選 用 。 (5) 吊鉤組軸及拉板的強度驗算 1) 吊鉤橫軸的計算 12 由文獻 1附圖可知，橫軸兩側 拉板的間距是由滑輪之間尺寸所決定 ( 287 m m )L 。橫軸可做為一簡支梁來進行強度計算。 橫軸的計算載荷如圖 2.5(a)： 2 1 . 0 4 1 0 0 0 0 0 1 0 4 0 0 0 (2式中 由文獻 1圖 22 查取動載系數 。 橫軸的最大彎矩： 1 0 4 0 0 0 2 8 . 7 7 4 6 2 0 0 N c (2中間斷面的截面模數如圖 22 3( ) ( 1 6 6 . 3 ) 1 1 1 9 5 . 6 c d (2圖 鉤橫軸和滑輪軸的計算簡圖 彎曲應力： 13746200 3 8 . 1 M P 5 . 6W (2橫軸材料由文獻 6表 105 查取 許用應力 M P n 。故橫軸強度足夠。其中式中 為安全系數見文獻 6表 5 2) 滑輪軸的計算 滑輪軸是一個簡支梁，支點距離 。它的作用是 承受 滑輪的三個壓力 ， 為計算簡便起見，把三個力看作集中力如圖 滑輪的作用力： 21 2 31 . 0 4 1 0 0 0 0 0= = = = = = 3 4 6 6 7 3P P P (2軸上的 彎矩（ 1 2面）： 111040009 9 4 6 8 0 0 0 N c 4 0 0 3 3 1 0 4 0 0 0 7 . 5 7 2 8 0 0 0 N c 3 2 (21 2面模數： 3 3 3113 3 3220 . 1 0 . 1 5 . 6 1 7 . 6 c 1 0 . 1 1 0 . 4 1 1 2 . 5 c (2彎曲應力： 111222468000 2 6 6 M P . 6728000 6 4 . 7 M P 2 . 5 (2滑輪軸的材料與吊鉤橫軸相同，亦為 40鋼，許用應力也相同。 M ， 故強度足夠。 3) 拉板的強度校核 14 圖 板簡圖 拉板的尺寸如圖 示，斷面 拉伸應力： 32 1 . 1 1 0 0 0 0 0 2 . 2 1 0 7 . 1 M P a( ) 2 ( 1 8 6 . 7 ) 1 (2式中 應力集中系數，由文獻 1圖 5得。 拉板材料為 鋼，由文獻 6表 85 和表 105 得了屈服極限 s和安全系數 7.1n ，許用拉伸應力： 220 1 2 9 M P 7sl n (2垂直斷面 內側拉應力最大，其為： 42631 . 0 4 1 0 7 7 . 6 M P 6 7 1 0 1 0 (2又因為吊鉤橫梁的軸頸，材料鑄鋼 文獻 6表 110 查出 s，由 文獻 6表 10得安全系數為 4n 。 n M P 筒的計算 (1) 卷筒尺寸 1) 卷筒直徑 ： ( 1 ) 1 4 ( 2 5 1 ) 3 3 6 m mD d e (2查文獻 1附表 13 取 400 ， 卷筒繩 槽尺寸由 文獻 2表 14得槽距 ， 14 ， 槽底半徑 8 。 2) 卷筒長度 0101 5 0 0 0 3L = 2 4 t + L = 2 3 4 1 4 + 1 8 5 1 4 9 0 m 1 4 4 1 4D (2式 中 H 起重機最大高度： 1 5 1 5 0 0 0 m ； 0D 卷筒的計算直徑：0 4 1 4 m d= + =； 0Z 附加安全圈數，一般取 圈：取0Z 3； t 繩槽節(jié)距：查 文獻 2表 333 ，取 14 ； 1L 卷筒不切槽部分長度：取其等于吊鉤滑輪的間距1； 取 1500 。 卷筒的壁厚： 0 . 0 2 ( 6 1 0 ) 0 . 0 2 4 0 0 ( 6 1 0 ) 1 4 1 8 m (2取 。 (2) 卷筒強度驗算 1) 卷筒壁壓應力驗算 m a xm a x 1 2 t (2式中 1A 多層卷繞系數， 取單層則1 1A； 2A 應力減小系數，考慮繩圈繞入時對筒壁應力有減小作用，一般可取2 ； 鋼絲繩最 大靜拉力，m a x 1 7 2 0 0 0 k ； 卷筒壁厚， 18 ； t 繩槽節(jié)距， 14 ； 將數值代入上式，得：m a x 5 1 M P a 。 對鑄鐵卷筒 文獻 6表 10 得其最小抗拉強度 b。 許用壓應力： 16 1195 1 3 0 M P 5 (2 故卷筒壓縮強度足夠。 2) 卷筒應力驗算 由于卷筒長度 ，尚應校驗由彎矩產生的拉應力，卷筒彎矩圖如圖 圖 筒受力簡圖 卷筒的最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒是中間時 : 1m a x m a x 1 5 0 0 1 8 51 7 2 0 0 1 1 3 0 9 0 0 0 N m l S (2卷筒斷面系數 : 44 44 34 0 0 3 6 40 . 1 0 . 1 2 0 1 1 2 0 2 . 5 m (2式中 D 卷筒外徑 , 400 ； 卷筒內徑 , 21424 0 02 11309000= = = 5 . 6 M P 5W (2合成應力 : m a 6 6 3 . 7 2 4 . 7 M P (2式中 許用應力 MP n 由 文獻 6表 105 和 110 查 b， 52 n 。 17所以 / ，卷筒強度驗算通過。故選定卷筒直徑 400 ，長度 1500 ，卷筒槽的槽底半徑 8 ，槽距 18 ；起升高度 H=15m，倍率 a=3 靠近減速器一端的卷筒槽為向左的 A 型卷筒，標記為： 卷筒： A 4 0 0 1 5 0 0 8 1 8 1 5 3 左 1999 端固定裝置 的計算 根據鋼繩直徑為 14由 文獻 2表 11擇壓板固定裝置（圖 將壓板的繩槽改用 040 梯形槽。雙頭螺柱的直徑 圖 繩固定端簡圖 用壓板固定鋼絲繩 ,已知卷筒長度計算采用的附加圈數 20 Z，繩索與卷筒繩槽間的摩擦系數 15.0f 。則在繩端固處的作用力： m a x 0 . 1 5 417200 1 1 7 8 . 1 (2壓板螺栓所受之拉力： 11 1 7 8 . 1 3 3 5 8 . 3 1 5 0 . 1 9 8SP (2式中 1f 040 時： 10 . 1 5 0 . 1 9 8s i n c o s 0 . 6 4 3 0 . 1 5 0 . 7 6 6ff f (2螺柱由拉力和彎矩作用的合成應力： 2 31 12 30 . 30 . 141 . 3 3 3 8 5 . 3 1 6 4 9 . 31 3 9 M P 1 4 2 1 . 8 0 . 1 2 1 . 8 224 (2 18 式中 2Z （螺栓數）； 1 （螺紋內徑）； l= = ? ? （彎矩）。 螺栓材料為 由 文獻 6表 85 查取屈服極限 s，則許用拉伸應力為：（由 6表 105 取安全系數 n ）。 MP 0 ， 因為 l，故通過強度驗算。 動機的選用 (1) 電動機的功率確定 起升機構靜功率： 00() ( 1 0 0 0 0 2 1 9 ) 7 . 5 1 4 . 7 3 k 2 6 0 1 0 2 6 0 0 . 8 5j Q G (2式中 機構總效率 是由三部分組成：滑輪組效率滑、卷筒效率筒和減速器效率減，由 文獻 3查得一般 ，取 。 電動機的計算功率： = 0 . 8 1 4 . 7 3 = 1 1 . 7 8 k d jP k p (2式中 系數獻 1表 16 查得，對于16M5.08.0 查 文獻 1附表 30 選用電機 842 ，其 2 5 % 1 3 k ，1 m ， 電機質量 260 。 (2) 驗算電動機發(fā)熱條件 電動機的發(fā)熱驗算 4 0 4 0 = 0 . 8 1 4 . 7 3 0 . 7 6 = 9 . 0 k k p k (2其中 k（查文獻 2表 28 1 4 k 由此 0P，初選電動機能滿足不過熱條件。 速器的計算與選用 (1) 減速器傳動比 卷筒轉速： 007 . 5 3 . 3 m i 1 4 0 . 4 1 4 (2減速器總傳動比： 10 725 4 1 . 91 7 . 3n (2中 1n 電動機額定轉速；1 m 卷筒轉速； (2) 減速器的選取 查 文獻 1附表 35 選取 Q 500速器，當工作類型為中級時，許用功 率 78 ，400 i，質量 345，輸入軸直徑 1 50 ，軸端長度 1 110 （錐形）。 (3) 輸出軸強度校核： 輸出軸最大徑向力 m a x m a ) 0 . 5 ( 3 4 . 4 4 . 5 6 ) 1 9 . 5 K N ，飛輪矩 22 質量 。浮動軸的兩端為圓柱形 55 ， 85 ?？繙p速器端聯(lián)軸器 由 文獻 1附表 45 選用帶 制動輪的半齒聯(lián)軸器最大容許轉矩 3150? 值，飛輪矩 22 。為與制動器 5 相適應，將聯(lián)軸器 帶 制動輪。 24 3 小車運行機構設計 構傳動方案 經比較后，確定采用如圖 示的傳動方案。 圖 車運行機構傳動圖 輪的選用與驗算 (1) 車輪選 用 車輪最大輪壓，小車質量為 4 0 0 0 k 。假定輪壓均布： m a x 11( ) ( 1 0 0 0 0 4 0 0 0 ) 3 5 k G (3車輪最小輪壓： m i n 11 4 0 0 0 1 0 0 0 k g 1 0 k (3初選車輪： 由 文獻 1附表可知，當運行速度 60 m m ， 作級為中級時，車輪直徑 350 m 軌道型號為 ( )18 kg m P 18 的許用輪壓為 P 。 根據 定，直徑系列為 250 m ， 315 400 500 600 故初選定車輪直徑為 315 而后校核強度。 (2) 強度驗算 按車輪與軌道為線接觸兩種情況驗算車輪接觸強度。車輪踏面疲勞計算載荷： m a x m i 3 5 0 0 0 1 0 0 0 0 = 2 6 6 6 7 k (3車 輪材料，由 文獻 5表 1 340 M P ， 640 M P 。 線接觸局部擠壓強度： 1 1 2 6 . 0 3 1 5 2 8 . 2 0 . 9 0 . 9 6 4 6 0 4 9 . 5 k D l C C (3 25式中 1k 許用線接觸應力常數 ( 2N ，由 文獻 1附表 25 查得其為 6； l 車輪與軌道有效接觸強度 ,對于軌道 (由 文獻 1附表 22 ） 2 8 .2 m ； 1C 轉速系數，由 1表 35 ，車輪轉速 r p 5 c 時， C ； 2C 工作級別系數，由 文獻 1表 45 ，當為6C ； P ，故通過。 點接觸局部擠壓強度 2212331 5 7 . 50 . 1 3 2 0 . 9 0 . 9 6 3 0 2 7 7 4 7k C (3式中 2k 許用點接觸應力常數 2(N/ ，由 文獻 1表 25 查得 k ； r 曲率半徑，車輪與軌道曲率半徑中最大值車輪231521 r （由 文獻 1附表 22 查得），故取 315 1 5 7 . 5 m = ； m 由r 為 1r ， 2r 中的小值）所確定的系數， 文獻 1表 55 查得 47.0m 。 ,故通過。 根據以上計算結果，選定直徑 315m 的單輪緣車 輪子： S Y L - 3 1 5 G B 4 6 2 8 - 8 4 行阻力的計算 摩擦阻力矩： ( ) ( )2m x c G k (3查 文獻 1附表 19 ，此選 315m 車輪組軸承亦6215。軸承內徑和外徑的平均 值7 5 1 3 0 1 0 2 . 5 m =。由 文獻 1表 3717 查得滾動摩擦系數 0005.0k ， 軸承摩擦系數