QD10t-31.5m箱形雙梁橋式起重機小車設計論文

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1、 目錄 第1章 前言··········································································1 1.1 國內外起重機發展情況·······················································1 1.2 橋式起重機定義及特點·······················································4 1.3 實習地點及實習內容······················································

2、····4 第2章 總體設計···································································4 2.1 概述·············································································5 2.2 傳動方案的確定·······························································6 2.3 基本參數············································

3、··························10 第3章 起升機構的設計計算···················································12 3.1 選擇鋼絲繩···································································12 3.2 滑輪和卷筒的計算···························································13 3.3 計算靜功率······································

4、·····························15 3.4 選擇電動機···································································15 3.5 驗算電動機的發熱條件······················································15 3.6 減速機的初選································································16 3.7 校核減速機····························

5、·······································16 3.8 制動器的選擇································································17 3.9 聯動器的選擇································································17 3.10 驗算起動時間·······························································18 3.11 浮動軸強度驗算···········

6、·················································19 第4章 運行機構的設計計算···················································21 4.1 確定機構傳動方案···························································21 4.2 選擇車輪與軌道并驗算其強度··············································21 4.3 運行阻力計算···························

7、·····································23 4.4 選擇電動機···································································24 4.5 驗算電動機發熱條件························································25 4.6 選擇減速器···································································25 4.7 驗算運行機構和實際所需功率·········

8、·····································25 4.8 驗算起動時間································································26 4.9 驗算起動不打滑條件························································27 4.10 制動器的選擇·······························································27 4.11 選擇聯軸器····················

9、··············································28 4.12 驗算低速浮動軸強度·······················································29 第5章 零部件的設計計算·····················································31 5.1 滑輪的尺寸計算與選擇······················································31 5.2吊鉤組的選擇···························

10、······································32 5.3 車輪軸的設計計算···························································35第6章 零部件的設計計算·····················································38 6.1 梁Ⅰ···········································································38 6.2 梁Ⅱ·························

11、··················································40 6.3 梁Ⅲ···········································································42 6.4 梁Ⅵ···········································································44 6.5 梁Ⅴ······································································

12、·····48 第7章 畢業設計小節····························································53 參考文獻············································································54 河北建筑工程學院 畢業設計計算書 指導教師：王占英 任玉燦 設計題目：QD10t-31.5m箱形雙梁橋式起重機起重小車設計 設計人：侯躍龍 設計項目 計算與說明 結果

13、 第1章 前言 1.1國內外起重機發展概況 起重運輸機械行業在我國從上世紀五六十年代開始建立并逐步發展壯大，該行業已形成了各種門類的產品范圍和龐大的企業群體，服務于國民經濟各行業。隨著我國經濟的快速發展，起重運輸機械制造業也取得了長足進步。2005年起重運輸機械行業銷售額達到1272億元，“十五”期間平均每年增長超過30％，2006年依然保持著持續增長的態勢，目前市場前景非常好。近年來，國家重點發展能源（其中煤炭工業迅猛發展，起重運輸機械制造業將

14、提供所需的豎井提升設備、斜井防爆下運帶式輸送機、防爆移置式帶式輸送機、裝車機、露天礦連續開采輸送設備、用于洗選設備的各種輸送設備等）、電力（各種電站專用橋式/門式起重機、料場用物料搬運裝卸設備、輸煤給煤棧橋內物料輸送設備、環保排灰輸送設備、水電站用閘門啟閉機械、升船機、核電站廢料處理專用起重機等將有較大需求）、石化（起重運輸機械制造業將提供所需的自動灌裝和包裝碼垛設備、倉儲專用設備、廠內和車間內物料搬運裝卸設備等）、冶金（對各種冶金起重機、廠內和車間內物料搬運裝卸設備、料場堆取料與混勻料設備等將有較大需求）、造船、交通等工業領域（需要大量的高效、節能、低污染、智能化、柔性化、成套化的物料搬運裝

15、卸設備）。 十一五”期間，我國起重運輸機械產品的工業總產值、銷售收入和利潤總額的年平均增長率將超過15％。到2010年，該行業的工業總產值將達到2670億元，銷售收入將達到2560億元，利潤總額將達到148億元；出口額約達65億元，平均年增長11％；而國內市場增長的速度會呈逐年小幅遞減趨勢，其主要原因是國內市場開放程度大幅度提高、而行業又均 56 河北建筑工程學院 畢業設計計算書 指導教師：王占英 任玉燦

16、 設計題目：QD10t-31.5m箱形雙梁橋式起重機起重小車設計 設計人：侯躍龍 設計項目 計算與說明 結果

17、 3.1選擇鋼絲繩 3.2滑輪和卷筒的計算 3.2.1確定滑輪主要尺寸 3.2.2確定卷筒尺寸，并驗算強度

18、 3.3計算靜功率 3.4選擇電動機 3.5驗算電動機的發熱條件 3.6選擇減速器 3.7校核減速器的輸出強度 3.9選擇聯軸器 3.10驗算起動時間

19、 3.11浮動軸強度驗算 4.1確定機構傳動方案 4.2選擇車輪與軌道并驗算其強度 4.3運行阻力計

20、算 4．4選電動機 4.5驗算電動機發熱條件 4.6選擇減速器 4.7驗算運行速度和實際所需功率 4.8驗算起動時間 4.9 驗算啟動不打滑條件

21、 4.10制動器的選擇 4.11選擇聯軸器 4.12驗算低速浮動軸強度 5.1滑輪的尺寸計算與選擇 5.2吊鉤組的選擇

22、 5.3車輪軸的設計計算 5.3.1強度計算 5.

23、3.2疲勞計算 6.1梁Ⅰ 6.1.1集中力的計算 6.1.2支承反力和最大彎矩的計算 6.1.3斷面特性及最大應力的計算 6.1.4梁與梁連接焊縫的計算 6.2梁Ⅱ 6.2

24、.1支承反力和最大彎矩的計算 6.1.2斷面特性及最大應力的計算 6.1.3梁與梁連接焊縫的計算 6.3梁Ⅲ 6.3.1支承反力和最大彎矩的計算 6.3.2斷面特性及最大應力的計算 6.3.3Ⅲ梁與Ⅳ、Ⅴ梁連

25、接焊縫的計算 6.4梁Ⅳ 6.4.1支承反力和最大彎矩的計算 6.4.2斷面特性及最大應力的計算 6.4.3梁Ⅳ端部斷面圖如圖所示

26、 6.4.4梁Ⅳ端部斷面剪切應力的計算 6.4.5支承斷面翼緣焊縫應力的計算 6.5梁Ⅴ 6.5.1支承反力和最大彎矩的計算 6.5.2斷面特性及最大應力的計算 6.5.3梁Ⅳ端部斷面圖

27、 6.5.4梁Ⅳ端部斷面剪切應力的計算 6.5.5支承斷面翼緣焊縫應力的計算 受到發達國家技術壁壘等限制；另一方面我國市場對高質量高水平的起重運輸機械需求旺盛，而我國行業的技術競爭能力有待提高。政府主管部門應加強對起重運輸機械行業的政策引導和管理，樹立規模生產方式。國家應重點培育3～4個起重運輸機械集團和重點配套件的生產體系，加大技術改造的力度，提升裝備水平，保證產品質量，提高生產效率，降低制造成本，提高市場競爭力。培

28、育自主創新能力，走引進國外先進技術、消化吸收再創新、集成創新的道路。發展自主品牌的新產品，替代進口產品，并出口國際市場，參與國際競爭。2010年力爭有25％～30％的產品接近或達到國際先進水平。樹立品牌意識，推進名牌戰略，努力創建中國名牌產品、行業名牌產品。充分認識“科技是第一生產力”的觀點。建立各類行業培訓中心，加強對重點骨干企業、起重機械制造基地的管理干部、科技人才和高級技工的培訓。樹立知識產權意識，加大保護知識產權的力度，嚴厲打擊各種違法行為，有利于調動廣大科技人員和企業創新的積極性。加強調整各級行業協會，選拔一批有科技、生產、企業管理經驗的專職人員充實到各級行業協會。行業協會要積極推行

29、職業化、專業化、年輕化，配合國務院有關部門加強對行業的管理。 在國外，尤其是美國、日本和西歐的一些發達國家，機械產品的結構優化已有幾十年的歷史，門橋式起重機已完全采用了模塊化設計，它可以根據用戶對設備起重量、起升高度和軌道跨距等主參數的要求，并結合用戶現場的實際空間和工作環境特點，直接調用參數化3D模型進行現場組裝，然后對起重機結構進行有限元分析和優化，直到滿足用戶的要求。而在國內，由于主梁結構比較復雜，傳統的設計方法很難分析主梁局部應力和變形，使一些真正危險點被忽 略，或對一些本已比較安全的部位無畏地加大或加厚，造成材料的浪費和生產成本的增加，不利于產品的市場競爭。因此，對門橋式起重機主梁

30、結構的有限元分析和優化具有很重要的現實意義。另外，隨著社會的進步，環保意識和勞動保護意識的提高，冶金起重機設計過程中把人機工程及操作環境舒適要求提到了較高的要求，如：司機室加裝冷、暖空調、隔熱保護、地面無線遙控、車上有線和無線通訊、航空座椅、司機休息室，上、下吊車全部采用斜梯、電氣室加裝隔熱防護和冷風機，較窄的人行通道采取防滑措施，經常檢修部分加裝吊籠等都為操作維護人員提供了較好的工作環境和條件。特別是雙層壁、雙層玻璃的司機室與可躺式航空座椅、冷暖空調、有線、無線通訊配合使用。為改善司機的工作條件、提高工作效率、減少工作失誤起到了很好的作用。人機工程合理化正逐步成為現代冶金起重機發展的主要趨勢

31、之一，越來越引起人們的重視。 橋架、小車架整體加工的應用。橋架、小車架包括一些大型結構件整體加工是保證冶金起重機產品質量的一項重要措施和有效途徑。由于冶金起重機工作的特殊性，對質量提出了較高的要求，小車架整體加工指焊在小車架上的電動機底座，制動器底座，減速器支承座，卷筒支承座，和小車車輪支承座等機座一次性地劃線加工而成，相互間的形位、尺寸公差由機床保證，因此裝配工作變得特別簡單。只要把電動機、制動器、減速器、卷筒、車輪就位即可，不像舊的辦法，它們間的形位、尺寸誤差靠塞墊片來調節。簡而言之，這些部件間的形位公差由機床精度保證與裝配工人的技術等級無關，排除了人為因素，因而大大提高了裝配精度和使用

32、性能，同時也大大縮短了用戶的維修時間。 我們認為未來中國起重機的幾個發展趨勢如下： 1、重點產品大型化、高速化、耐久化和專用化 2、系列產品模塊化、組合化、標準化和實用化 3、通用產品小型化、輕型化、簡易化和多樣化 4、產品性能自動化、智能化、集成化和高效化 5、產品組合成套化、系統化、復合化和信息化 6、產品設計微機化、精確化、快速化和全面化 7、產品構造新型化、美觀化、宜人化和綜合化 8、產品制造柔性化、靈捷化、精益化和規模化 1.2橋式起重機定義及特點 取物裝置懸掛在可沿橋架運行的起重小車或運行式葫蘆上的起重機，稱為“橋架型起重機”；橋架兩端通過運行裝置直接支撐在高

33、架軌道上的橋架型起重機，稱為“橋式起重機”。 橋式起重機一般由裝有大車運行機構的橋架、裝有起升機構和小車運行機構的起重小車、電氣設備、司機室等幾個大部分組成。外形像一個兩端支撐在平行的兩條架空軌道上平移運行的單跨平板橋。起升機構用來垂直升降物品，起重小車用來帶著載荷作橫向運動；橋架和大車運行機構用來將起重小車和物品作縱向移動，以達到在跨度內和規定高度內組成三維空間里作搬運和裝卸貨物用[3]。 橋式起重機是使用最廣泛、擁有量最大的一種軌道運行式起重機，其額定起重量從幾噸到幾百噸。最基本形式是通用吊鉤橋式起重機，其他形式的橋式起重機基本上都是在通用吊鉤橋式的基礎上派生發展出來的。 1.3實習

34、地點及實習內容 畢業實習是在張家口市神力起重設備有限公司對QD16t/20t雙梁橋式起重機小車進行了參觀實習。 第2章 總體設計 2.1 概述 總體設計是機械設計中極為關鍵的環節，它是對機器本身總的設想?？傮w設計的成敗關系到整部機器的經濟技術指標，直接決定了機械設計的成敗。 總體設計指導機構設計和零件設計的進行至關重要。在接受設計任務后進行細致的調查研究，收集國內外同類機械的有關資料了解國內外的使用、生產、設計和科研情況，并進行分析比較，制定總體設計原則。設計原則應當保證所設計的機型符合有關的方針、政策。在滿足使用要求的前提下，力求結構合理，經濟性好，壽命長，同時還應考慮到綠色環

35、保和操作的舒適安全。 總體設計應遵循以下原則： 1.遵循“三化”原則：零件標準化，產品系列化，部件通用化。 2.采用“四新”原則：新技術，新工藝，新結構，新材料。 3.滿足“三好”原則：好造，好用，好修。 好造,即具有良好的工藝性，制造簡單；好用，即具有良好的使用性能，表現為生產率高,操作輕便，機動靈活，安全而且耐用可靠；好修，即一旦發生故障，易于拆卸，維修護理方便。 4.對部件設計和零件設計負責的原則。把各部件的設計制造特點作為部件和零件指導性文件，必須為零部件的設計人員創造方便條件，而零部件設計必須滿足總體設計提出的工作條件、尺寸、性能參數等方面的要求。 制定設計總則以后，便

36、可以編寫設計任務書。在調研的基礎上，運用所學的知識，從優選擇，確定總體參數，保證設計的成功。 2.2 傳動方案的確定 箱式雙梁橋式起重機主要組成部分有小車（起升機構，小車運行機構和小車架），橋架（主梁，端梁，走臺和護欄等），大車運行機構和司機室（操縱機構和電器設備等）等部分組成。 橋式起重機的運動，是由大車的縱向，小車的橫向及吊鉤的上下三種運動組成的。有時是單一的運動，有時是合成的動作。他們都有各自的傳動機構來保證其運動形式的實現。 2.2.1起升機構的傳動原理 起升機構的傳動原理:起升機構的動力來源是由電動機產生，經齒輪聯軸器，浮動軸，制動輪聯軸器，將動力傳遞給減速器的高速軸端，經

37、減速器把電動機的高轉數降低到所需的轉數之后，由減速器低速軸輸出經卷筒上的齒輪聯軸器把動力傳遞給卷筒組，再經過鋼絲繩和滑輪組使吊鉤進行升降，從而完成升降重物的目的。 2.2.2起重小車運行系統的傳動原理 起重小車運行系統的傳動原理動力由電動機產生，經制動輪聯軸器，立式二級減速器的高速軸，并經立式二級減速器把電動機的高轉數降低到所需要的轉數之后，再由低速軸端輸出，經半齒聯軸器傳到驅動輪，再有驅動輪的另一端經半齒聯軸器通過浮動軸，半齒聯軸器傳到另一驅動輪。從而帶動了小車驅動輪的旋轉，完成小車的橫向運送重物的目的。 2.2.3大車運行系統的傳動原理 動力由電動機發出，經制動輪聯軸器，補償軸和半

38、齒聯軸器將動力傳遞給減速器的高速軸端，并經減速器把電動機的高轉數降低到所需要的轉數之后，由低速軸傳出，又經全齒聯軸器把動力傳遞給大車的主動車輪組，從而帶動了大車主動車輪的旋轉，完成橋架縱行吊運重物的目的。大車兩端的驅動機構是一樣的。 原有雙梁橋式專用起重機的大車運行機構機構是由四個電機驅動的，電機較多，機構比較繁雜，這給安裝和維修帶來了許多不便，同時也提高了生產成本，改進后只在兩梁的兩側分別安裝一個電機，適當提高電機功率，由兩對主、被動車輪組成。在不影響行走性能的前提下，精簡了機構，減少了故障率，易于安裝維修，電機的減少有效地降低了成本。 2.2.4設計小車的基本原則和要求 箱形雙梁橋式

39、起重機由兩根箱形主梁和兩根橫向端梁構成的雙梁橋架，在橋架上運行起重小車，可起吊和水平搬運各類物件，其中主梁做橫向移動，小車做縱向移動從而使起重機的工作范圍擴展到一個立方形空間。 箱形雙梁橋式起重機一般由起重小車、橋架運行機構、橋架金屬結構組成。而起重小車主要由起升機構、小車運行機構和小車架以及限位安全裝置等組成。 在設計橋式起重機小車時，必須力求滿足以下幾方面的要求: 1、整臺起重機與廠房建筑物的配合以及小車與橋架的配合要適當。小車與橋架的互相配合，主要在 于小車軌距和橋架上的小車軌距應相同；其次，小車上的緩沖器與橋架上的擋鐵位置要配合好，小車上的撞尺和橋架上的行程限位開關

40、要配合恰當。小車的平面布置愈緊湊，小車到橋架的兩端愈遠，起重機工作范圍也就愈大。小車的高度小，相應地可使起重機的高度減小，從而可降低廠房建筑物的高度。 2、小車上機構的布置及同一機構中各零部件間的配合要求適當。起升機構和小車運行機構在小車架平面上的布置要合理緊湊，但二者之間的距離不應太小，否則維修不便，或造成小車架難以設計。 3、小車車輪的輪壓分布要求均勻。如能滿足這個要求，則可以獲得最小的車輪、軸承及軸承箱尺寸，并且使起重機橋架主梁受到均勻的輪壓載荷。一般最大輪壓不應超過平均輪壓的20%。 4、小車架上的機構與小車架結構的配合要適當。為使小車上的起升、運行機構與小車架配合的好，要求二者

41、之間的配合尺寸相符；聯接零件要選擇適當和安裝方便。在設計原則上，要以機構為主，應盡量用小車架去配合機構；同時機構的布置也要盡量使鋼結構的設計制造方便。因為小車架是用來安置與支撐起升機構和小車運行機構的，所以小車架要按照起升和運行機構的要求設計，但在不影響機構工作的條件下，機構的布置也應配合小車架的設計，使其構造簡單、合理和便于制造。 5、盡量選用標準零部件，以提高設計與制造的工作效率，降低生產成本。 6、小車各部分的設計應考慮制造、安裝和維護檢修方便，要盡量在不需移動鄰近部件的條件下，能將各部件拆下修理。 橋式起重機小車主要由起升機構、小車運行機構和小車架三部分組成。另外，還有一些安全防

42、護裝置。 我國制造的橋式起重機的小車具有下列特征； 1、 起升和運行機構由獨立的部件構成。這些部件之間用補償聯軸器聯系起來。齒輪聯軸器補償了轉軸中心線的偏移和歪斜，這些偏差和歪斜系因制造與安裝不精確，以及小車架變形而產生部件間彼此位移所引起的。由于采用了分組的獨立部件，因此，使小車上各機構的裝拆方便。 2、在設計機構和小車時，遵循“三化”（標準化、通用化和系列化）的原則。這可使零部件的互換性得到保證，降低制造和使用維護起重機的費用，并使所需零部件的備品量減到最少。 3、小車架用鋼板焊接而成。在車架上焊有底板。電動機、減速器、制動器和和可拆卸的軸承座等均安裝在這種底板上。為了簡化車架的加

43、工，底座的加工面應盡量布置在同一水平面或垂直面上。 4、起升機構和運行機構采用減速器式傳動裝置。 起重機小車除有起升、運行機構和小車架外，還必須有必要的安全保護裝置:如欄桿、排障板、撞尺、緩沖器、和限位開關等。其具體要求分述如下: 1、 欄桿 欄桿設置在與小車軌道相垂直的小車臺面邊緣上。為了便于維修上下，在小車的另外兩側不設欄桿。欄桿可用角鋼或鋼管制作，高度不低于1米，并應設有間距為350㎜的水平橫桿，底部應設有不小于70㎜高的圍護板。 2、 排障板 排障板裝在小車架端梁兩端的車輪外邊，用于推開小車軌道上可能有的障礙物，以利于小車運行。 2、限位開關 用于限制吊鉤和小車架的極限位置

44、。在起升機構中，限位開關用于限制吊鉤向上運行位置，使其不能碰到小車架。小車運行機構的行程限位開關，安裝在起重機橋架主梁的兩端，位于小車軌道外側的主梁蓋板上。在小車架相應的端梁外側 固定著一根用角鋼彎折的撞尺。當小車運行至極限位置時，撞尺壓迫限位開關的搖柄轉動30°，使開關盒內的觸點斷開，于是運行機構的電動機斷電。由于接線關系，此時電動機只能作反向運行。 3、 超載限制器 起升機構超載限制器應保證載荷不超過其額定值的10%，工作精度為2~3%。 起重機小車的設計主要是對起升機構、小車運行機構、小車架的設計以及包括欄桿、高度限位器、負載限制器和行程開關等在內的安全裝置分析與計算，并在原有

45、設計的基礎上做出改進，并解決原來起重機上存在的影響工作性能的結構，并盡可能降低成本。 最終設計出優化產品。 2.3 基本參數 1.額定起重量(Q) 起重機正常工作時允許一次起升的最大重量稱為額定起重量，單位為噸（t）或千克，常用符號Q、P或CP等表示。橋式起重機的額定起重量是定值。當額定起重量不只一個時，通常稱額定起重量為最大起重量，或簡稱起重量。 額定起重量:Q=10t 2.起升高度(H) 起升高度是指從地面至取物裝置最高位置的鉛垂距離（吊鉤的鉤環中心），單位為米。 起升高度:H=12m 3.跨度(L)與軌距(l) 橋式起重機大車運行軌道中心線之間的水平距離稱為跨度（L）

46、，小車運行軌道中心線之間的水平距離稱為軌距。 跨度為：L=31.5 m 軌距為：l=2 m 4.工作級別 確定起重機的工作級別是為了對起重機金屬結構和結構設計提供合理的基礎，為和客戶進行協商時提供一個參考范圍，它能使起重機勝任它需要完成的工作任務。由利用等級和載荷狀態兩個因素來確定起重機的工作級別。 工作級別為A5 5.起重機利用等級 起重機在有效壽命期間有一定的總工作循環數。起重機作業的工作循環是從準備起吊物品開始，到下一次起吊物品為止的整個作業過程。工作循環總數表征起重機的利用程度，它是起重機分級的基本參數之一。 起重機利用等級為U5 6.工作速度 起重機機構工作速度根

47、據作業要求而定。 主起升速度：V1=13.3m/min 小車運行速度：V3=43.8m/min 大車運行速度：V2=112.5m/min 第3章 起升機構的設計計算 由已知條件：工作級別A5，起重機利用等級U5，主鉤額定起重量10t。 參考文獻【1】P7表1-8得起重機為中級工作類型，JC%=25 參考文獻【1】P50表4-3得安全系數K=5.5，=25（固定式） 參考文獻【1】P65表4-14得選雙聯滑輪組X=2，倍率m=3 參考文獻【3】表2-1得滑輪組的效率=0.985 參考文獻【2】P230查附表8選圖號為G15吊鉤組，得其重量=

48、219kg,兩動滑輪間距A=185mm 參考文獻【1】P50式4-4換算系數=0.85（6×19）=0.82（6×37） 1. 選擇鋼絲繩 計算鋼絲繩最的大靜拉為 鋼絲繩破斷拉力為: =5.5×17.29=95.1KN 查參考文獻【2】P224附表1選用瓦林吞型纖維芯鋼絲繩6×19W+FC，鋼絲公稱抗拉強度1670MPa，光面鋼絲，左右互捻，直徑d=14mm，鋼絲繩最小破斷拉力[]=108KN，標記如下： 鋼絲繩14NAT6×19W+FC1770ZS108GB8918-88 滑輪的許用最小直徑 圖3-1起升鋼絲繩纏繞簡圖 =14（25-1）=336mm 式中系數e=2

49、5由【3】表2-4查的。由【2】附表2選用滑輪直徑D=355mm，取平衡滑輪直徑≈0.6D=213mm，由【2】附表2選用=225mm?；喌睦K槽部分尺寸可由【2】附表3查得。由【2】附表4選用鋼絲繩直徑d=14mm，D=355mm，滑輪軸直徑=90mm的型滑輪標記為: 滑輪14×355-90 ZB J80 006.8-87 由【2】附表5平衡滑輪選用d=14mm，D=225mm 滑輪軸直徑=45mm的F型滑輪標記為： 滑輪F14×225-45 ZB J80 006.9-87 卷筒直徑：=336mm 由【2】附表13選用D=400mm，卷筒繩槽尺寸由【4】附表1

50、4-3查得槽距，t=16mm，槽底半徑r=8mm 卷筒尺寸： 取L=1500 式中—附加安全系數，取=2； —卷槽不切槽部分長度，取其等于吊鉤組滑輪的間距，即=A=185mm —卷筒計算直徑=D+d=400+14=414mm 卷筒壁厚： 取 卷筒壁壓應力驗算： 選用HT200,最小抗壓強度 許用壓應力 =130 因為﹤ 故抗拉強度足夠。 卷筒斷面系數 =6.68 所以 =28.2﹤ 故卷筒的強度合理,尺寸設計合理。 卷筒A400×1500-8×16-15×3左ZB

51、J80 007.2-87 卷筒轉速 減速器傳動比： 查【3】附表35選ZQ-500-Ⅱ-3CA減速器 計算靜功率： 式中η-機構總效率，一般η=0.80.9，取η=0.85 電動機計算功率 式中 系數由【3】表6-1查得，=0.750.85 取=0.8 查【2】附表30選用電動機JZR2-42-8其中=16KW，=715rpm，=1.46 kg·m2，電動機質量=260kg 按照等效功率法，求JC=25%時所需的等效功率： 式中－工作級別系數，查【2】表6-4得=0.75 γ－系數，根據機構起動時間與平均工作時間的比值查

52、得，由【2】表6-3，取tq/tg=0.1,由【2】表6-6查得γ=0.87 由以上計算結果≤，故初選電動機能滿足發熱條件 卷筒轉速 減速機總傳動比=38.6 查參考文獻【2】附表35選擇ZQ-500-Ⅱ-3CA減速器。許用功率[P]=12KW 傳動比i=40 質量m=345kg ，入軸直徑d1=50mm，軸端長l1=85mm（錐形） 由【2】公式（6-16）得輸出軸最大徑向力： 式中 =2×17290=34580 N=34.58KN—卷筒上卷繞鋼絲繩引起的載荷； Gj=4.56—卷筒及軸的自重 =20.5KN—ZQ500減速器輸出軸端最大允許徑向載荷，由【2】

53、附表40查的 ∴=（34.58+4.56）=19.57KN<=20.5KN 輸出軸端的短暫最大轉矩 式中： =218 Nm—電動機軸額定力矩 =2.8—當JC=25%時電動機最大力矩倍數，由【2】附表33查得 =0.95—減速機傳動效率 =26500 Nm—減速器輸出軸最大容許轉矩，由【2】附表36查得 ∴=0.8×2.8×218×40.17×0.95=18635 Nm<=26500 由以上計算，所選減速器能滿足要求 實際起升速度 因此該減速器符合要求。 所需靜制動力矩 查參考文獻【1】P11式6-1知中級工作類型=1.75 查

54、參考文獻【2】附表15選用YMZ5-315/23制動器 其制動轉矩[]=180280Nm，制動輪直徑Dz=315mm，制動器質量Gz=44.6kg 高速軸聯軸器的計算轉矩 =1.5×1.8×218=588.6N·m 式中—電動機額定轉矩 =218N·m n—聯軸器安全系數 n=1.5 —剛性動載系數 一般= 查參考文獻【2】附表31查得JZR2-42-8電動機軸段為圓錐形d=65mm,l=105m 由參考文獻【2】附表34查得ZQ-500減速器的高速軸端為圓錐形d=50mm,l=85mm 靠電動機軸端聯軸器 由【2】附表43選用CLZ3聯軸器，最大容許轉矩=3150Nm＞，

55、轉動慣量=0.403kg·m2,質量=23.6kg 浮動軸兩端為圓形=45mm，=85mm。 靠電動機軸端聯軸器選帶300制動輪的半聯軸器，最大容許轉矩=3150N·m＞，飛輪矩 =1.8kg·m2,質量=38.5kg。為與制動器YWM5-315/23相適應，將S124聯軸器所帶300制動輪，修改為315mm應用 起動時間為 式中 靜力矩： 平均啟動轉矩： 另取k=1.15得起動時間為 由【3】表6-6查的許用減速度，a≤0.2, a= ，故 故合適 （1） 疲勞強度 由起升機構疲勞計算基本載荷 =306.32N·m 式中：—動載

56、系數 =1.042 —起升載荷動載系數 =1+0.7×7.2755／60=1.08 已選定軸徑d=50mm，因此扭轉壓力： =12.25 軸材料為45號鋼，=600,=300 彎曲應力 扭轉應力 軸受脈動循環的許用扭轉應力 式中：k—考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應力系數 k= —與零件幾何形狀有關，對于零件表面有急劇過渡和開有鍵槽及緊配合區段= —與零件表面加工粗糙度有關，對于高的粗糙度， =，對于低的粗糙度，=，此處取k=2×1.25=2.5 —考慮材料對應力循環不對稱的敏感系數，對碳鋼及低合金鋼=0.2， —安全系數 =1.25 =

57、＜[]故通過。 (2) 強度驗算 軸所受最大轉矩： 最大扭轉應力 許用扭轉應力 []==120 式中：—安全系數 =1.5 因為＜,故通過. 浮動軸構造如下圖,中間軸徑 取=60mm. 圖5-3 主動車輪軸尺寸簡圖 第4章 運行機構的設計計算 1.確定機構傳動方案 圖4-1運行機構簡圖如下 對于跨度為31.5m的小車運行機構,采用集中驅動傳動方案。 2.選擇車輪與軌道并驗算其強度 小車質量估取=4.0t 假定輪壓均勻分布: 車輪最大輪壓 ==35000N 車輪最小輪壓 =×4000=10000N

58、 由小車的運行速度v=43.8m/min 初選車輪 查參考文獻【3】P239附表17可知，當運行速度小于60m/min時，=2.46＞1.6 工作級別為中級時，車輪直徑=350mm,軌道型號為24kg/m()的許用輪壓為3.49t≈3.5t。根據GB4628-84規定，直徑系列為 =250,315,400,500,630mm，故初步選定車輪直徑=315mm，而后進行校核。 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。 車輪踏面疲勞計算載荷 查參考文獻【2】P355式3-8-1 =26667N 式中：—起重機車輪最大輪壓 —起重機車輪最小輪壓

59、 車輪材料取ZG340-640，=340,=640 1） 線接觸局部擠壓強度 式中：—與材料有關的許用線接觸應力（N/mm2）；鋼制車輪的按參考文獻【2】P356表3-8-6查的=6 —車輪直徑 =400mm l—車輪與軌道的有效接觸長度 查參考文獻【3】P246附表22 l=b=26.13mm —轉速系數 查參考文獻【2】P356表3-8-7 =33.44r/min 取=0.99 —工作級別系數 查參考文獻【2】P356表3-8-8 取=1.0 因為＞ 故線接觸強度通過。 2） 點接觸局部擠壓強度 = 參考文獻【2】P356式3-8-3 式中：—

60、與材料有關的許用點接觸應力（N/mm2）；鋼制車輪的按表5-2查的=0.181 R—曲率半徑，車輪與軌道曲率半徑中的大值，車輪=157.5mm 軌道曲率半徑 查參考文獻【2】附表22查得=90mm，所以曲率半徑R=157.5mm。 m—由比值確定的系數，=0.57 查參考文獻【3】P356表3-8-9取m=0.44 ==30277N 因為＞ 故通過。 根據以上計算結果選直徑=400mm的單輪緣車輪，標記為DYL-400 GB4628-84 圖4-2車輪結構簡圖 3.運行阻力計算 1) 運行阻力 運行阻力 查參考文獻【2】P109式2-3-1 式中

61、：—滿載運行時最大摩擦阻力查參考文獻【2】P109式2-3-2 = =490Nm 其中：f—滾動摩擦系數（mm），查參考文獻【2】P110表2-3-2 μ—車輪軸承摩擦系數，查參考文獻【2】P110表2-3-3 d—與軸承配合處車輪軸的直徑 β—附加摩擦阻力系數，查參考文獻【2】P110表2-3-4 ω—摩擦阻力系數，初步計算時可查參考文獻【2】P110表2-3-5 —坡道阻力查參考文獻【2】P110式2-3-7 運行摩擦阻力: \ 當

62、無載時: 4.選電動機 電動機靜功率: KW 式中：m—電動機的個數，采用集中驅動m=1 v—運行速度 v=43.8m/min —小車滿載時的靜阻力 η—運行機構的總機械效率 η=0.9 =1.15×2.30=2.65KW 式中：—電動機功率增大系數查參考文獻【3】附表7-6取=1.15 查參考文獻【2】附表30選用JZR2-12-6型電動機 =3.5KW,n=910r/min,η=0.79轉動慣量=0.142kg·m2,電動機質量=80kg。 5.驗算電動機發熱條件 電動機等效功率： 式中：－工作級別系數，=25%時，=0.75

63、 r=1.12 ＜,故初選電動機發熱條件通過。 6.選擇減速器 車輪轉速： 機械傳動比： 查參考文獻【2】附表40選用ZSC-400-Ⅰ-2型減速器。=22，[]=2.8KW ＜[] 7.驗算運行速度和實際所需功率 實際運行速度： 誤差： =0.5%＜15% 實際所需電動機等效功率： =2.17KW＜ 故合適。 8.驗算起動時間 查參考文獻【3】P83式1 式中：—電動機轉速，=910r/min m—電動機個數，m=1 =1.5=1.5×9550×3.5/910=56.25N·m 滿載運行時折算

64、到電動機軸上的運行靜阻力矩 =24.3N·m 空載運行時折算到電動機軸上的運行靜阻力矩 =6.94N·m 初步估算制動輪和聯軸器的飛輪矩 =0.26kg·m2 機構總飛輪矩： =1.15×[0.07+0.26] =0.466kg·m2 1) 滿載起動時間 =2.64s 2) 空載啟動時間 =0.65s 由【3】表7-6查得,當Vc=45m/min=0.75m/s時，〔tq〕推薦值為5.5s，，故所選電動機能滿足快速啟動要求 9.驗算啟動不打滑條件 因室內使用，故不計風阻及坡度阻力矩，只計算空載和滿載啟動兩種工況

65、。 空載啟動時，助動車輪與軌道接觸處的圓周切向力： 車輪與軌道的粘著力： ，故可能打滑。解決辦法就是在空載時增大啟動電阻，延長起動時間 滿載時，主動輪與軌道接觸的圓周切向力： 車輪與軌道啟動時的粘著力： 故滿載啟動時不回打滑，因此所選電動機合適 10.制動器的選擇 為了避免制動輪制動時行輪在鋼軌上的滑移現象，必須控制適當的減速度并進行滿載制動驗算。 1） 選擇制動器 查參考文獻【2】P112式2-3-21 式中：—坡道阻力，=225N —滿載運行時最小摩擦阻力，=1687.5N —制動器個數，=1 m—電動機個數，m=

66、1 —制動時間，查參考文獻【2】P111式2-3-6 取=3.5s =14.9N·m 查參考文獻【2】附表15選用YWZ3200/23制動器，制動輪轉矩[]=112N·m 考慮到所取制動時間tz=3s與起動時間=2.64s很接近，故略去制動不打滑條件驗算 11.選擇聯軸器 1） 高速軸聯軸器的計算轉矩 =1.35×1.8×37.5=91N·m 查參考文獻【2】P112式2-3-23 式中：n—聯軸器的安全系數，n=1.5 —剛性動載系數，=1.8 電動機軸端尺寸：D=35mm，L=80mm， 減速器輸入端尺寸：d=30mm，l=55mm 減速器輸出端尺寸：=55mm，=82mm 制動輪軸端尺寸：查參考文獻【2】P358式3-8-10 d=80mm，l=115mm。 選擇聯軸器： 參考文獻【2】附表41選G1CL型聯軸器，許用轉矩[]=630N·m＞ 轉動慣量=0.009kg·m2 標注為：CICLZ3聯軸器ZBJ19013-89 2) 低速軸聯軸器的選擇 低速軸計算轉矩 ==917