十噸位橋式起重機大車運行機構設計【10張CAD圖紙+文檔全套文件】

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編號 無錫太湖學院 畢業(yè)設計（論文） 題目：十噸位橋式起重機大車運行機構設計 信機 系 機械工程及自動化 專業(yè) 學 號： 　　　 0923087　　　　 學生姓名： 葉宏城 指導教師： 　 陳炎冬（職稱：講 師 ） （職稱： ） 2013年5月 25日 無錫太湖學院本科畢業(yè)設計（論文） 誠 信 承 諾 書 本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文） 十噸位橋式起重機大車運行機構設計 是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的成果，其內(nèi)容除了在畢業(yè)設計（論文）中特別加以標注引用，表示致謝的內(nèi)容外，本畢業(yè)設計（論文）不包含任何其他個人、集體已發(fā)表或撰寫的成果作品。 班 級： 機械92 學 號： 0923087 作者姓名： 2013 年 5 月 25 日 無錫太湖學院 信 機　 系 　 機械工程及自動化　 專業(yè) 畢 業(yè) 設 計論 文 任 務 書 一、 題目及專題： 1、題目　　 十噸位橋式起重機大車運行機構設計 ２、專題　 　 二、課題來源及選題依據(jù) 本次課程設計的課題來源于正常的生產(chǎn)實踐需求。 選題的相關數(shù)據(jù)參數(shù)： 起重機的起重量Q=10T， 橋架跨度L=22.5m， 大車運行速度Vdc=43.8m/min，工作類型為中級，機構運行持續(xù)率為JC%=25， 起重機的估計重量G=168KN，小車的重量為Gxc=40KN，橋架采用箱形結構。 3、 本設計（論文或其他）應達到的要求： 1. 了解橋式起重機的大車運行機構的相關知識和工作原理。 2. 完成3張A0圖紙（折合）。 3. 撰寫設計說明書，內(nèi)容包括：課題的目的、意義、國內(nèi)外動態(tài)；研究的主要內(nèi)容；總體方案的擬定和主要參數(shù)的設計計算；傳動方案的確定及設計計算，主要工作部件的設計；主要零件分析計算和校核；參考文獻。文字在30頁左右，條理清楚，計算有據(jù)，格式按無錫太湖學院學士學位論文（設計）規(guī)范化要求。 四、接受任務學生： 機械 92 班 　　姓名 葉宏城 五、開始及完成日期： 自2012年11月12日 至2013年5月25日 六、設計（論文）指導（或顧問）： 指導教師　　　　　　　簽名 簽名 　　　　　　　簽名 教研室主任 　　　　　　〔學科組組長〕 　　　　　　　簽名 　　 　　系主任 　　　　　　簽名 2012年 11 月 12 日 摘 要 橋式起重機是一種工作性能比較穩(wěn)定，工作效率比較高的起重機。隨著我國制造業(yè)的發(fā)展，橋式起重機越來越多的應用到工業(yè)生產(chǎn)當中。在工廠中搬運重物，機床上下件，裝運工作吊裝零部件，流水在線的定點工作等都要用到起重機。在查閱相關文獻的基礎上，綜述了橋式起重機的開發(fā)和研究成果,重點對橋式起重機大車運行機構、端梁、主梁、焊縫及連接進行設計并進行強度核算,主要是進行端梁的抗震性設計及強度計算和支承處的接觸應力分析計計算過程。設計包括電動機,減速器,聯(lián)軸器,軸承的選擇和校核。設計中參考了許多相關數(shù)據(jù), 運用多種途徑, 利用現(xiàn)有的條件來完成設計。本次設計通過反復考慮多種設計方案, 認真思考, 反復核算, 力求設計合理;通過采取計算機輔助設計方法以及參考他人的經(jīng)驗, 力求有所創(chuàng)新;通過計算機輔助設計方法, 繪圖和設計計算都充分發(fā)揮計算機的強大輔助功能, 力求設計高效。 關鍵詞：橋式起重機,大車運行機構,主梁，端梁，焊縫 Abstract Bridge crane is a kind of performance is stability, the working efficiency is relatively high crane. Along with the development of China's manufacturing industry,bridge crane is applied to industrial production more and more . Carrying heavy loads in factories , machine tool fluctuation pieces, shipping work on the assembly line for hoisting parts, the designated work with a crane.On the basis of literature review, summarized the bridge crane development and research results, focusing on bridge crane during operation organization, main beam,end beam weld and connection for design and the strength calculation; Mainly for the girders extent design and strength calculation and the support of contact stress analysis program in calculation. Design including motor, reducer, coupling, bearing choosing and checking. The design refer to many related information, reference to apply a variety of ways, make the existing conditions to complete design. By considering various design scheme repeatedly, thinking deeply,strive to design reasonable; By taking computer aided design method and reference the experience of others,strive to make innovation; Through computer aided design method, graphics and design calculations give fullplay to the powerful auxiliary function, computer to design efficient. Key words: bridge crane; during operation organization; main beam; end beam;weld 目 錄 摘 要 IV Abstract V 目 錄 VI 1 緒論 1 1.1 起重機背景及其理論 1 1.2 實際意義 1 1.3 研究現(xiàn)狀及存在問題 1 1.4 起重機國內(nèi)與國外發(fā)展動向 2 1.4.1 國內(nèi)橋式起重機發(fā)展動向 2 1.4.2 國外起重機的發(fā)展動向 2 1.5 橋式起重機設計的主要內(nèi)容 3 2 大車運行機構的設計 5 2.1 設計的基本原則和要求 5 2.1.1 機構傳動方案 5 2.1.2 大車運行機構具體布置的主要問題： 5 2.2 大車運行機構的計算 6 2.2.1 確定機構的傳動方案 6 2.2.2 選擇車輪與軌道，并驗算其強度 6 2.2.3 運行阻力計算 8 2.2.4 選擇電動機 9 2.2.5 驗算電動機的發(fā)熱功率條件 9 2.2.6 減速器的選擇 10 2.2.7 驗算運行速度和實際所需功率 10 2.2.8 驗算起動時間 10 2.2.9 起動工況下校核減速器功率 11 2.2.10 驗算啟動不打滑條件 11 2.2.11 選擇制動器 13 2.2.12 選擇聯(lián)軸器 14 2.2.13 浮動軸的驗算 14 2.2.14 緩沖器的選擇 15 3 端梁的設計 17 3.1 端梁的尺寸的確定 17 3.1.1端梁的截面尺寸 17 3.1.2 端梁總體的尺寸 17 3.2 端梁的計算 17 3.3 主要焊縫的計算 20 3.3.1 端梁端部上翼緣焊縫 20 3.3.2 下蓋板翼緣焊縫的剪應力驗算 21 4 端梁接頭的設計 22 4.1 腹板和下蓋板螺栓受力計算 22 4.2 計算螺栓和焊縫的強度 24 4.2.1 螺栓的強度校核 24 4.2.2 焊縫的強度校核 24 5 焊接工藝設計 26 6 結論與展望 30 致 謝 31 參考文獻 32 V 十噸位橋式起重機大車運行機構設計 1 緒論 1.1 起重機背景及其理論 橋式起重機是架設在高架軌道上運行的一種橋架型起重機，又稱為天車。橋式起重機的橋架沿著鋪設在兩側(cè)的高架軌道縱向運行，起重小車沿著鋪設在橋架上的軌道橫向運行，構成覆蓋一定面積的工作區(qū)域，這樣可以充分利用橋架下面的空間吊運、裝卸貨物，不受地面設施、貨物的阻礙。橋式起重機廣泛地應用在室內(nèi)外倉庫、廠房、機場、港口和露天貨物場所等處。二十世紀以來，隨著鋼鐵、機械制造業(yè)和鐵路、港口、航空運輸及交通業(yè)的的發(fā)展，大大的促進了起重運輸機械行業(yè)的發(fā)展。對起重運輸機械的性能也提出了更高的要求。現(xiàn)代起重運輸機械擔當著繁重的貨物搬運任務，是工廠、港口、貨運鐵路等工作部門實現(xiàn)貨物搬運、裝卸現(xiàn)代化、機械化的關鍵。因而起重機的金屬結構都用質(zhì)量可靠的鋼材制造，并用焊接代替鉚接，不但簡化機構，縮短了制造時間，而且大大地減輕了自身的重量，焊接結構是現(xiàn)代金屬結構的特征。我國是應用起重機械最早的國家之一，我們的祖先采用杠桿搬運石料建造城墻，就是利用起重設備節(jié)省人力、裝卸貨物的例子。幾千年的封建統(tǒng)治和近代革命戰(zhàn)爭的影響，我國工業(yè)基礎薄弱，自行設計制造的起重機械很少，絕大多數(shù)起重運輸機械需要依靠進口。新中國成立以來，隨著冶金、鋼鐵工業(yè)的發(fā)展，起重運輸機械也獲得了很好的發(fā)展，全國剛解放就建立了全國最大的大連起重機械廠，1949 年10月，在該廠試制成功我國第一臺起重量為50 噸，跨度為22.5m 的橋式起重機。為培養(yǎng)起重運輸機械專業(yè)的人才，多所高等工業(yè)學校，創(chuàng)辦了起重運輸機械專業(yè)。到目前為止，我國通用門式起重機和工程起重機已擺脫了仿制進口，完全有能力設計制造各種大型先進的起重設備。無論從結構形式，還是性能指針都達到世界領先水平。 1.2 實際意義 我國起重運輸機械行業(yè)從新中國成立后開始建立并逐步發(fā)展壯大，并已形成了各種類型的產(chǎn)品范圍和龐大的企業(yè)群體，服務于國家經(jīng)濟各個行業(yè)。改革開房以來，隨著我國經(jīng)濟的快速發(fā)展，我國的起重運輸機械制造業(yè)也取得了長足的進步。目前起重機械銷售應用市場的前景非常廣闊，2011年度起重運輸機械行業(yè)銷售額達到2730億元，“十一五”期間平均每年超過15%，20112年度市場依然保持著持續(xù)增長的態(tài)勢。 70年代以來，起重機的類型、規(guī)格、性能和技術水平都獲得了極大的發(fā)展，除了滿足國內(nèi)經(jīng)濟建設對起重機日益增長的需要外，還向國外出口各種類型的高性能、高水平的起重機。由此可見，起重機的設計制造，也能從一個方面反映出一個國家的工業(yè)現(xiàn)代化水平。 1.3 研究現(xiàn)狀及存在問題 上個世紀70年代以來，隨著生產(chǎn)力和科學技術的發(fā)展，起重機械無論在類型及質(zhì)量上都得到了極其迅速的發(fā)展。隨著國民經(jīng)濟的快速發(fā)展，特別是國家加大基礎工程建設的結構部件和機械設備的重量也越來越大，特別是大型水電站、石油、化工、港口、冶金、航天以及公用民用高層建筑的安裝作業(yè)的迫切需要，極大的促進了起重機、特別是大型起重機的發(fā)展，起重機的設計制造技術得到了迅速發(fā)展。隨著起重機的使用頻率、起重量的增大，對其安全性能、經(jīng)濟性能、效率以及耐久性能等問題，也越來越引起人們的重視，并對設計理念、方法及手段的探討也日趨深入。由于在起重機設計中采取常規(guī)設計方法時，許多構件存在不合理性，進而影響整個設備性能。隨著計算機技術的應用，在很大范圍內(nèi)解決了起重機的設計中遇到的一些問題，尤其是有限元分析方法與計算機技術的結合，為起重機結構的準確分析提供了強力的有效手段，在實際工程已日益普及，且今后的結構分析從孤立的單個構件轉(zhuǎn)變到整體結構系統(tǒng)的整體空間分析。 1.4 起重機國內(nèi)與國外發(fā)展動向 起重機作為一種古老的機械，時至今日，在其承載方式、驅(qū)動裝置、取物機構、控制方法及安全等方面上都有了完善的發(fā)展，其設計理念、制造工藝、檢測方法等都日趨規(guī)范、完善，已經(jīng)成為安全可靠的機械。隨著生產(chǎn)力發(fā)展，起重機的種類、形式也需要相應地發(fā)展和創(chuàng)新，性能也需要不斷加強與完善。隨著現(xiàn)代化設計方法的建立，以及計算機輔助設計等現(xiàn)代設計手段的廣泛應用，起重機設計理念和方法得到了進一步的發(fā)展，其它技術領域和相鄰工業(yè)部門不斷取得的新科技成果在起重機上不斷的滲透、推廣應用等，使得起重機的各方面都不斷地發(fā)得到展。因此，起重機向現(xiàn)代化、智能化、數(shù)字化、更安全可靠方便的方向不斷發(fā)展。 1.4.1 國內(nèi)橋式起重機發(fā)展動向 加入世貿(mào)組織后，雖然國內(nèi)市場(特別是配件)將受到較大沖擊，但同時也給我們帶來了大量的新技術，使國內(nèi)主要起重機械生產(chǎn)企業(yè)更深刻認識到差距，更深刻地了解國產(chǎn)起重機械存在的致命問題，引導主要起重機械設備生產(chǎn)企業(yè)的進行進一步的技術創(chuàng)新。隨著機械起重產(chǎn)品十多年來隨著技術的引進、消化、吸收，有了長足的進步，產(chǎn)品性能、可靠性、外觀都有較大幅度的改善和提升，但同國外同類型產(chǎn)品比較來看，仍然存在較大差距，就工程起重機而言，今后的發(fā)展主要表現(xiàn)在如下幾個方面： （1）整機性能，隨著先進技術和新型材料的應用,同種型號的產(chǎn)品，整機重量將要比現(xiàn)在輕15%左右。隨著結構分析應用和先進設備的使用,使得起重機的結構形式更加合理 （2）高性能、高可靠性的配件,零部件選擇范圍大、適應性能好,使得起重機性能得到充分發(fā)揮 （3）智能數(shù)字控制顯示系統(tǒng)的推廣應用和電液比例控制系統(tǒng)的廣泛應用 （4）完善操作方法，使得起重機更方便、舒適、安全 （5）向吊重量大、起升高度、幅度更大的大噸位方向發(fā)展。 1.4.2 國外起重機的發(fā)展動向 （1）重點產(chǎn)品大型化，高速化和專用化。 由于工業(yè)生產(chǎn)規(guī)模不斷擴大，生產(chǎn)效率日益提高，以及產(chǎn)品生產(chǎn)過程中物料將卸搬運費用所占比例逐漸增加，促使大型或高速起重機的需求量不斷增長，起重量越來越大，工作速度越來越高，并對能耗和可靠性提出更嚴格的要求。目前世界上最大的履帶起重機起重量3000t，最大的橋式起重機起升重量200t，集裝箱岸連裝卸橋小車的最大運行速度已達350m/min，堆垛起重機級最大運行速度240m/min，垃圾處理用起重機的起升速度達100m/min。 （2）系列產(chǎn)品模塊化、組合化和標準化 用模塊化設計代替?zhèn)鹘y(tǒng)的整機設計方法，將起重機上功能基本相同的構件、部件和零件制成有多種用途的標準件，有相同連接方法和可互換的標準模塊，通過不同模塊的相互組合，形成不同功能和規(guī)格的起重機。 （3）通用產(chǎn)品小型化、輕型化和多樣化 絕大部分的起重機是在通用的場合使用，工作重量不是很重。這類起重機生產(chǎn)批量大、用途廣，考慮到綜合效益，要求起重機重量降低高度，簡化結構，減小自重和輪壓，使得整體建筑物高度下降，建筑結構輕型化，降低造價，降低成本。 （4）產(chǎn)品性能自動化、智能化和數(shù)字化 起重機的更新和發(fā)展，在很大程度上取決于電氣傳動控制系統(tǒng)的發(fā)展。將機械技術和電子技術相結合，將先進的計算機技術、電子技術、電力技術、光纜技術、液壓技術、模糊控制技術等技術應用到機械的驅(qū)動和控制系統(tǒng)，實現(xiàn)起重機的自動化和智能化。大型高效起重機新一代電氣控制裝置已發(fā)展為全電子數(shù)字化控制系統(tǒng)。 （5）產(chǎn)品組合成套化、集成化和柔性化 在起重機單機自動化的基礎上，通過計算機把各種起重運輸機械組成一個物料搬運集成系統(tǒng)，通過中央控制室的控制，與生產(chǎn)設備有機結合，與生產(chǎn)系統(tǒng)協(xié)調(diào)配合。 （6）產(chǎn)品構造新型化、美觀化和實用化 結構方面采用薄壁型材和異形鋼、減少結構的拼接焊縫，提高抗疲勞性能。采用各種高強度低合金鋼新材料，提高承載能力，改善受力條件，減輕自重和增加外形美觀。 1.5 橋式起重機設計的主要內(nèi)容 大車運行機構的設計： 了解設計的基本原則和要求，確定機構傳動方案， 解決大車運行機構具體布置的主要問題， 計算大車運行機構的相關計算， 通過計算結果選擇車輪與軌道，驗算校核其強度。 選擇電動機，驗算電動機的發(fā)熱功率條件 選擇合適的減速器 驗算運行速度和實際所需功率 驗算起動時間，并驗算啟動不打滑條件 選擇制動器、聯(lián)軸器 驗算浮動軸 選擇緩沖器 端梁的設計： 焊縫的計算，選擇合適的焊接方法， 端梁端部上翼緣焊縫， 驗算下蓋板翼緣焊縫的剪應力， 設計端梁接頭 計算腹板和下蓋板螺栓受力 計算校核螺栓和焊縫的強度 設計焊接工藝 2 大車運行機構的設計 2.1 設計的基本原則和要求 大車運行機構的設計通常和橋架的設計一起考慮，兩者的設計工作要交叉進行，一般的設計步驟： 1）確定橋架結構的形式和大車運行機構的傳方式 2）布置橋架的結構尺寸 3）安排大車運行機構的具體位置和尺寸 4）綜合考慮二者的關系和完成部分的設計 對大車運行機構設計的基本要求是： 1）機構要緊湊，重量要輕 2）和橋架配合要合適，這樣橋架設計容易，機構好布置 3）盡量減輕主梁的扭轉(zhuǎn)載荷，不影響橋架剛度 4）維修檢修方便，機構布置合理 2.1.1 機構傳動方案 大車機構傳動方案，基本分為兩類：主要分為集中驅(qū)動和分別驅(qū)動。 集中驅(qū)動又分為高速和低速兩種。高速集中驅(qū)動的大車運行機構，由電動機通過制動輪與聯(lián)軸器、傳動軸直接連接，減速器安裝在主梁走臺的兩端。采用這種運行機構傳動方案的傳動軸轉(zhuǎn)速較高，傳遞轉(zhuǎn)矩小，而傳動軸和軸系零件尺寸也較小、傳動機構的重量輕。低速集中驅(qū)動的大車運行機構，由電機通過制動輪直接與減速器聯(lián)接，減速器安裝在主梁走臺的中間。采用這種傳動方案傳動軸轉(zhuǎn)速低，比較安全，但傳動軸轉(zhuǎn)矩大，因而一些零件的尺寸較大，使得整個機構較重。 分別驅(qū)動是在橋式起重機上裝兩套相同，但互不相連的驅(qū)動裝置。其特點是省去了傳動軸．而使運行機構自重減輕，由于分組性能好，使得安裝和維護保養(yǎng)都很方便。 分別傳動和集中傳動，橋式起重機常用的跨度（10.5-32M）范圍均可用分別傳動的方案本設計采用分別傳動的方案。 2.1.2 大車運行機構具體布置的主要問題： （1）聯(lián)軸器的選擇 （2）軸承位置的安排 （3）軸長度的確定 這三著是互相聯(lián)系的。在具體布置大車運行機構的零部件時應該注意以幾點： （1）因為大車運行機構要安裝在起重機橋架上，橋架的運行速度很高，而且受載之后向下?lián)锨?，機構零部件在橋架上的安裝可能不十分準確，所以如果單從保持機構的運動性能和補償安裝的不準確性著眼，凡是靠近電動機、減速器和車輪的軸，最好都用浮動軸。 （2）為了減少主梁的扭轉(zhuǎn)載荷，應該使機構零件盡量靠近主梁而遠離走臺欄桿；盡量靠近端梁，使端梁能直接支撐一部分零部件的重量。 （3）對于分別傳動的大車運行機構應該參考現(xiàn)有的資料，在浮動軸有足夠的長度的條件下，使安裝運行機構的平臺減小，占用橋架的一個節(jié)間到兩個節(jié)間的長度，總之考慮到橋架的設計和制造方便。 （4）制動器要安裝在靠近電動機，使浮動軸可以在運行機構制動時發(fā)揮吸收沖擊動能的作用。 2.2 大車運行機構的計算 已知數(shù)據(jù)： 起重機的起重量Q=10T， 橋架跨度L=22.5m， 大車運行速度Vdc=43.8m/min，工作類型為中級，機構運行持續(xù)率為JC%=25， 起重機的估計重量G=168KN，小車的重量為Gxc=40KN，橋架采用箱形結構。 計算過程如下： 2.2.1 確定機構的傳動方案 本起重機采用分別傳動的方案如圖2.1 1—電動機 2—制動器 3—高速浮動軸 4—聯(lián)軸器 5—減速器 6—聯(lián)軸器 7低速浮動軸 8—聯(lián)軸器 9—車輪 圖2.1 大車運行機構 2.2.2 選擇車輪與軌道，并驗算其強度 按照如圖所示的重量分布，計算大車的最大輪壓和最小輪壓： 滿載時的最大輪壓： Pmax = （2.1） = =95.6KN 空載時最大輪壓： P‘max= = =50.2KN 空載時最小輪壓： P‘min = （2.2） = =33.8KN 式中的e為主鉤中心線離端梁的中心線的最小距離e=1.5m 載荷率：Q/G=100/168=0.595 由[1]表19-6選擇車輪：當運行速度為Vdc=30-60m/min，Q/G=0.595時工作類型為中級時，車輪直徑Dc=500mm，軌道為P38的許用輪壓為150KN，故可用。 （1）疲勞強度的計算 疲勞強度計算時的等效載荷： Qd=Φ2·Q=0.6*100000=60000N 式中Φ2——等效系數(shù)，由[1]表4-8查得Φ2=0.6 車論的計算輪壓： Pj= KCI· r ·Pd （2.3） =1.05×0.89×77450 =72380N 式中：Pd——車輪的等效輪壓 Pd = = =77450N r——載荷變化系數(shù)，查[1]表19-2，當Qd/G=0.357時，r=0.89，Kc1——沖擊系數(shù)，查[1]表19-1。第一種載荷當運行速度為V=1.5m/s時，Kc1=1.05 根據(jù)點接觸情況計算疲勞接觸應力： sj=4000 （2.4） =4000 =13555Kg/cm2 sj =135550N/cm2 式中r——軌頂弧形半徑，由[3]附錄22查得r=300mm，對于車輪材料ZG55II，當HB>320時，[sjd] =160000-200000N/cm2，因此滿足疲勞強度計算。 （2）強度校核 最大輪壓的計算： Pjmax=KcII·Pmax （2.5） =1.1×95600 =105160N 式中KcII——沖擊系數(shù)，由[3]表2-7第II類載荷KcII=1.1 按點接觸情況進行強度校核的接觸應力：4 jmax= （2.6） = =15353Kg/cm2 jmax =153530N/cm2 車輪采用ZG55II，查[1]表19-3得，HB>320時， [j]=240000-300000N/cm2，jmax < [j]。故強度足夠。 2.2.3 運行阻力計算 摩擦總阻力距 Mm=β（Q+G）（K+μ*d/2） （2.7） 由[1]表19-4 Dc=500mm車輪的軸承型號為：22220K， 軸承內(nèi)徑和外徑的平均值為：（100+180）/2=140mm。 由[1]中表9-2到表9-4查得：滾動摩擦系數(shù)K=0.0006m，軸承摩擦系數(shù)μ=0.02，附加阻力系數(shù)β=1.5，代入上式中： 當滿載時的運行阻力矩： Mm（Q=Q）= Mm(Q=Q)=b(Q+G)( k +m) =1.5（100000+168000）×（0.0006+0.02×0.14/2） =804N·m 運行摩擦阻力： Pm（Q=Q）== （2.8） =3216N 空載時： Mm（Q=0）=β×G×（K+μd/2） =1.5×168000×（0.0006+0.02×0.14/2） =504N P m（Q=0） = Mm（Q=0）/（Dc/2） =504×2/0.5 =2016N 2.2.4 選擇電動機 電動機靜功率： Nj=Pj·Vdc/（60·m· ） （2.9） =3216×43.8/60/0.95/2=2.54KW 式中Pj=Pm（Q=Q）(P m（Q=0）=2016N)——滿載運行時的靜阻力，m=2驅(qū)動電動機的臺數(shù) 初選電動機功率： N=Kd*Nj=1.3*2.54=3.3KW 式中Kd——電動機功率增大系數(shù)，由[1]表9-6查得Kd=1.3，查[2]表31-27選用電動機YR160M-8；Ne=4KW，n1=705r/min，（GD2）=0.567kg/m2，電動機的重量Gd=160kg 2.2.5 驗算電動機的發(fā)熱功率條件 等效功率： Nx=K25·r·Nj （2.10） =0.75×1.3×2.54 =2.48KW 式中K25——工作類型系數(shù)，由[1]表8-16查得當JC%=25時，K25=0.75，r——由[1]按照起重機工作場所得tq/tg=0.25，由[1]圖8-37估得r=1.3 由此可知：NxN,故所選減速器功率合適。 2.2.10 驗算啟動不打滑條件 由于起重機室內(nèi)使用,故坡度阻力及風阻力不考慮在內(nèi).以下按三種情況計算. （1）兩臺電動機空載時同時驅(qū)動： n=>nz （2.18） 式中 p1= =33.8+50.2=84KN——主動輪輪壓 p2= p1=84KN——從動輪輪壓 f=0.2——粘著系數(shù)(室內(nèi)工作) nz——防止打滑的安全系數(shù).nz1.05~1.2 n = =2.97 n>nz,故兩臺電動機空載啟動不會打滑 （2）事故狀態(tài) 當只有一個驅(qū)動裝置工作,而無載小車位于工作著的驅(qū)動裝置這一邊時,則 n=nz 式中p1==50.2KN——主動輪輪壓 p2=2+ =2×33.8+50.2=117.8KN——從動輪輪壓 ——一臺電動機工作時空載啟動時間 = =13.47 s n= =2.94 n>nz,故不打滑. （3）事故狀態(tài) 當只有一個驅(qū)動裝置工作,而無載小車遠離工作著的驅(qū)動裝置這一邊時,則 n=nz 式中P1==33.8KN——主動輪輪壓 P2 =2=33.8+2*50.2=134.2KN——從動輪輪壓 = 13.47 S ——與第(2)種工況相同 n= =1.89 故也不會打滑 結論:根據(jù)上述不打滑驗算結果可知,三種工況均不會打滑 2.2.11 選擇制動器 由[1]中所述,取制動時間tz=5s 按空載計算動力矩,令Q=0,得: Mz= （2.19） 式中 = =-19.2N·m Pp=0.002G=168000×0.002=336N Pmin=G ==1344N M=2——制動器臺數(shù).兩套驅(qū)動裝置工作 Mz= =41.2 N·m 現(xiàn)選用兩臺YWZ-200/25的制動器，查[1]表18-10其制動力矩M=200 N·m，為避免打滑，使用時將其制動力矩調(diào)制3.5 N·m以下。 2.2.12 選擇聯(lián)軸器 根據(jù)傳動方案,每套機構的高速軸和低速軸都采用浮動軸. （1）機構高速軸上的計算扭矩： ==110.6×1.4=154.8 N·m （2.20） 式中MI——連軸器的等效力矩. MI==2×55.3=110.6 N·m ——等效系數(shù) 取=2查[2]表2-7 Mel=9.75*=55.3 N·m 由[2]表33-20查的:電動機Y160M1-8,軸端為圓柱形,d1=48mm,L=110mm;由[2]19-5查得ZLZ-160-12.5-iv的減速器,高速軸端為d=32mm,l=58mm,故在靠電機端從由表[2]選聯(lián)軸器ZLL2（浮動軸端d=40mm;[MI]=630N·m,(Gd2ZL=0.063Kg·m,重量G=12.6Kg） ；在靠近減速器端，由[2]選用兩個聯(lián)軸器ZLD，在靠近減速器端浮動軸端直徑為d=32mm;[MI]=630 N·m, (Gd2)L=0.015Kg·m, 重量G=8.6Kg. 高速軸上轉(zhuǎn)動零件的飛輪矩之和為： (Gd2)ZL+(Gd2)L=0.063+0.015=0.078 Kg·m 與原估算的基本相符，故不需要再算。 （2）低速軸的計算扭矩： =154.8×15.75×0.95=2316.2 N·m 2.2.13 浮動軸的驗算 （1）疲勞強度的計算 低速浮動軸的等效力矩： MI=Ψ1?Mel?i =1.4×55.3×12.5×0.95=919.4N?m 式中Ψ1——等效系數(shù)，由[2]表2-7查得Ψ1=1.4 由上節(jié)已取得浮動軸端直徑D=40mm，故其扭轉(zhuǎn)應力為： N/cm2 （2.21） 由于浮動軸載荷變化為循環(huán)（因為浮動軸在運行過程中正反轉(zhuǎn)矩相同），所以許用扭轉(zhuǎn)應力為： （2.22） =4910 N/cm2 式中，材料用45號鋼，取sb=60000 N/cm2; ss=30000N/cm2,則t-1=0.22sb=0.22×60000=13200N/cm2；ts=0.6ss=0.6×30000=18000N/cm2 K=KxKm=1.6×1.2=1.92 考慮零件的幾何形狀表面狀況的應力集中系數(shù)Kx=1.6，Km=1.2，nI=1.4——安全系數(shù)，由[2]表2-21查得tn<[t-1k] 故疲勞強度驗算通過。 （2）靜強度的計算 計算強度扭矩： Mmax=Ψ2?Mel?I （2.23） =2.5×55.3×12.5×0.95=1641.7 N?m 式中Ψ2——動力系數(shù)，查[2]表2-5的Ψ2=2.5 扭轉(zhuǎn)應力： t==3800N/cm2 許用扭轉(zhuǎn)剪應力： N/cm2 t<[t]II,故強度驗算通過。 高速軸所受扭矩雖比低速軸小，但強度還是足夠，故高速軸驗算省去。 2.2.14 緩沖器的選擇 （1）碰撞時起重機的動能 W動= （2.24） G——帶載起重機的重量G=168000+100000×0.1 =178000N V0——碰撞時的瞬時速度，V0=（0.3～0.7）Vdx g——重力加速度取10m/s2 則W動= =5006.25 N m （1）緩沖行程內(nèi)由運行阻力和制動力消耗的功 W阻=（P摩+P制）S 式中P摩——運行阻力，其最小值為 Pmin=Gf0min=178000×0.008=1424N f0min——最小摩擦阻力系數(shù)可取f0min=0.008 P制——制動器的制動力矩換算到車輪踏面上的力，亦可按最大制動減速度計算 P制 ==17800×0.5=9790N =0.55 m /s2 S——緩沖行程取S=140 mm 因此W阻=（1424+9790）×0.14=1569.96N·m （3）緩沖器的緩沖容量 一個緩沖器要吸收的能量也就是緩沖器應該具有的緩沖容量為： （2.25） =5006.25-1569.96 =3436.29Nm 式中 n——緩沖器的個數(shù) 取n=1 由[1]表22-3選擇彈簧緩沖器彈簧D=120mm，d=30mm 3 端梁的設計 3.1 端梁的尺寸的確定 3.1.1端梁的截面尺寸 （1）端梁截面尺寸的確定： 上蓋板d1=10mm, 中部下蓋板d1=10 mm 頭部下蓋板d2=12mm 按照[1]表19-4直徑為500mm的車輪組尺寸，確定端梁蓋板寬度和腹板的高度時，首先應該配置好支承車輪的截面，其次再確定端梁中間截面的尺寸。配置的結果，車輪輪緣距上蓋板底面為25mm;車輪兩側(cè)面距離支承處兩下蓋板內(nèi)邊為10 mm，因此車輪與端梁不容易相碰撞；并且端梁中部下蓋板與軌道便的距離為55 mm。如圖示3.1 圖3.1 端梁的截面尺寸 3.1.2 端梁總體的尺寸 大車輪距的確定：K=（～）L=（～）×22.5=2.06～3.3m 取K=3300㎜ 端梁的高度 H0=（0.4～0.6）H 主取H0=500㎜ 確定端梁的總長度L=4100㎜ 3.2 端梁的計算 （1）計算載荷的確定 設兩根主梁對端梁的作用力Q(G+P)max相等，則端梁的最大支反力： RA= （3.1） 式中 K——大車輪距，K=330cm Lxc——小車輪距，Lxc=200cm a2——傳動側(cè)車輪軸線至主梁中心線的距離，取a2=70 cm =114237N 因此RA= =117699N （2）端梁垂直最大彎矩 端梁在主梁支反力作用下產(chǎn)生的最大彎矩為： Mzmax=RAa1=117699×60=7.06×106N a1——導電側(cè)車輪軸線至主梁中心線的距離，a1=60 cm。 （3）端梁的水平最大彎矩 端梁因車輪在側(cè)向載荷下產(chǎn)生的最大水平彎矩： =Sa1 （3.2） 式中：S——車輪側(cè)向載荷，S=lP； l——側(cè)壓系數(shù)，查得，l=0.08； P——車輪輪壓，即端梁的支反力P=RA 因此： =lRAa1 =0.08×117699×60=564954N·cm 端梁因小車在起動、制動慣性載荷作用下而產(chǎn)生的最大水平彎矩： =a1 （3.3） 式中——小車的慣性載荷：= P1=37000/7=5290N 因此： ==327018N·cm 比較和兩值可知，應該取其中較大值進行強度計算。 (4)端梁的強度驗算 端梁中間截面對水平重心線X-X的截面模數(shù)： （3.4） ==2380.8 端梁中間截面對水平重心線X-X的慣性矩： （3.5） =2380.8 =59520 端梁中間截面對垂直重心線Y-Y的截面模數(shù)： （3.6） =1154.4 端梁中間截面對水平重心線X-X的半面積矩： （3.7） ==1325.6 端梁中間截面的最大彎曲應力： （3.8） ==2965+489=3454N/cm2 端梁中間截面的剪應力： （3.9） ==2120 N/cm2 端梁支承截面對水平重心線X-X的慣性矩、截面模數(shù)及面積矩的計算如下： 首先求水平重心線的位置 水平重心線距上蓋板中線的距離： C1= =5.74 cm 水平重心線距腹板中線的距離： C2=5.74-0.5-0.5×12.7 =-1.11 cm 水平重心線距下蓋板中線的距離： C3=（12.7+0.5+0.6）-5.74 =8.06cm 端梁支承截面對水平重心線X-X的慣性矩： =×40×13+40×1×5.742+2××12.73×0.6+2×12.7×0.6×1.112+2×11×1.23+2×11×1.2×8.062=3297cm4 端梁支承截面對水平重心線X-X的最小截面模數(shù)： =× （3.10） =3297× =406.1 cm3 端梁支承截面水平重心線X-X下部半面積矩： =2×11×1.2×8.06+（8.06-0.6）×0.6×（8.06-0.6）/2 =229.5 cm3 端梁支承截面附近的彎矩： =RAd=117699×14=1647786N·cm 端梁支承截面的彎曲應力： （3.11） =4057.6N/cm2 端梁支承截面的剪應力： （3.12） =6827.4 N/cm2 端梁支承截面的合成應力： （3.13） =12501.5 N/cm2 端梁材料的許用應力： [sd]II=(0.80～0.85) [s]II =(0.80～0.85)16000=12800～13600 N/cm2 [td]II=(0.80～0.85) [t]II = (0.80～0.85)9500 =7600～8070 N/cm2 驗算強度結果，所有計算應力均小于材料的許用應力，故端梁的強度滿足要求。 3.3 主要焊縫的計算 3.3.1 端梁端部上翼緣焊縫 端梁支承截面上蓋板對水平重心線X-X的截面積矩： =40×1×5.74=229.6 cm3 端梁上蓋板翼緣焊縫的剪應力： =4878.8 N/cm2 式中n1——上蓋板翼緣焊縫數(shù)； Hf——焊肉的高度，取hf=0.6 cm 3.3.2 下蓋板翼緣焊縫的剪應力驗算 端梁支承截面下蓋板對水平重心線X-X的面積矩： =2×12×1.2×8.06=232.128 cm3 端梁下蓋板翼緣焊縫的剪應力： =4929.8 N/cm2 由[1]表查得[t]=9500 N/cm2，因此焊縫計算應力滿足要求。 4 端梁接頭的設計 端梁的安裝接頭設計在端梁的中部，根據(jù)端梁輪距K大小，則端梁有一個安裝接頭。端梁的街頭的上蓋板和腹板焊有角鋼做的連接法蘭，下蓋板的接頭用連接板和受剪切的螺栓連接。頂部的角鋼是頂緊的，其連接螺栓基本不受力。同時在下蓋板與連接板鉆孔是應該同時鉆孔。 如下圖為接頭的安裝圖 圖4.1 接頭安裝 圖4.2 接頭安裝 下蓋板與連接板的連接采用M18的螺栓，而角鋼與腹板和上蓋板的連接采用M