10t橋式起重機小車設計

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1、精選優(yōu)質文檔-----傾情為你奉上 第1章 緒論 起重機械的基本任務是垂直升降重物，并可兼使重物作短距離的水平移動，以滿足重物裝卸、轉載、安裝等作業(yè)的要求。起重機機械是現代化生產必不可少的重要機械設備，它對于減輕繁重的體力勞動、提高勞動生產率和實現生產過程的機械化、自動化及改善人民的物質、文化生活都具有重大的意義。 起重機械廣泛應用于工礦企業(yè)、港口碼頭、車站倉庫、建筑工地、海洋開發(fā)、宇宙航行等各個工業(yè)部門，可以說陸地、海洋、空中、民用、軍用各個方面都有起重機械在進行著有效的工作。 起重機械不僅可以作為輔助的生產設備，完成原料、半成品、產品的裝卸、搬運，進行機電設備的安裝、維修，而且

2、它也是一些生產過程工藝操作中的必須設備，例如鋼鐵冶金生產中的各個環(huán)節(jié)，從爐料準備、加料到煉好的鋼水澆鑄成錠以及脫模取錠等。又例如原子能工業(yè)中的一些工藝操作等人所難達到之處，沒有起重機械，簡直無法生產。據統計，在我國冶金、煤炭部門的機械設備總臺數或總重中，起重運輸機械約占25％～65％。 起重機械與運輸機械發(fā)展到現在，已經成為合理組織成批大量生產和機械化流水作業(yè)的基礎，是現代化生產的重要標志之一。在我國四個現代化的發(fā)展和各個工業(yè)部門機械化水平、勞動生產率的提高中，起重機必將發(fā)揮更大的作用。 1.1 橋式起重機的簡介 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

3、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

4、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。 1.2 起重機械的發(fā)展 隨著現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，這些都促使起重機的技術進入

5、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。 1.3 起重機械的特點 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

6、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、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

7、以漸開線圓柱齒輪傳動為主。一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。 1.4 起重機械的組成 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

8、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、照明和聯絡等。 第2章 起升機構設計 2.1 確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

9、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2.1所示： 圖2.1 起升機構布置方案 按照布置宜緊湊的原則，采用雙聯滑輪組。如下圖： 圖2.2 滑輪組簡圖 按，查文獻[1]表選滑輪組倍率，承載繩分支數：。查文獻[1]附表選圖號為G15吊鉤組，得其質量：，兩動滑輪間距。 2.2 鋼絲繩的選擇 (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

10、，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，查文獻[1]表得滑輪組效率：鋼絲繩所受最大拉力： kN

11、 (2-1) 查文獻[1]附表選用，中級工作類型（工作級別）時安全系數。 鋼絲繩計算破斷拉力: kN (2-2) 查文獻[1]附表選用瓦林型纖維芯鋼絲繩，鋼絲公稱抗拉強度，光面鋼絲，右交互捻，直徑，鋼絲繩最小破斷拉力，標記如下： 鋼絲繩: 14NAT6×19W+FC1770ZS10867.4GB/T8918-1996 (2) 鋼絲繩允許的偏斜角 1) 鋼絲繩進出滑輪時的允許偏角: (2-3) 式中 由文獻[2]查得: ； ；

12、 。 所以 。 2) 鋼絲繩進出卷筒時允許偏角： ， 查文獻[2]表，。向空槽方向，向鄰槽方向。 2.3 滑輪的計算與選擇 滑輪的許用最小直徑： (2-4) 式中 系數由查文獻[1]表查得； 滑輪直徑，取平衡滑輪直徑 ，查文獻[1]附表選用。 滑輪的繩槽部分尺寸可由查文獻[2]附表查得。 由查文獻[1]附表選用鋼絲繩直徑,,滑輪軸直徑的型滑輪標記為: 滑輪：E114×350-80 JB/T 9005.3-1999 由查文獻[1]附表平衡滑輪選用,,滑輪直徑的型滑

13、輪標記為: 滑輪：F14×250-80 JB/T 9005.3-1999 2.4 吊鉤的計算 (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，梯形或字形。從受力情況分析，以字形截面最為合理，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號鋼。起重量較小的吊鉤也可采用或；片式吊鉤由切割成型的多片鋼板構成，其厚度不得小于20mm并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

14、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]表選擇一個鍛造單面吊鉤,鉤號為，材料采用號鋼。 (2) 吊鉤主體結構的主要尺寸 1) 根據文獻[3]當選擇吊鉤類型為直柄號吊鉤，由文獻[5]表所得。 2) 吊鉤螺母最小工作高度查文獻[4]選M56螺母： mm (2-5) 考慮設置防松螺栓，實際取螺紋高度：。 3) 螺母外徑： mm (2-6) 取。 (3) 吊鉤強度驗算 1) 吊鉤軸的頸部螺紋M56處拉伸應力：

15、 (2-7) 式中 —螺紋內徑，由文獻[4]表6-3查得，； —動力系數，由文獻[4]圖查得。 由文獻[6]表查得等級，安全系數，材料號鋼，由文獻[6]表查得，故，故滿足強度要求。 2) 吊鉤彎曲部分斷面強度驗算： 其受拉力，偏心力距，由 (2-8) 式中 得出：。 MPa (2-9) MPa (2-10) 因為,故滿足強度要求。其應力分布如圖2.3所示。 圖2.3 吊鉤彎曲處應力分布 3) 吊鉤彎曲部分斷面B-B強度驗算： 系物繩張力一側： kg

16、 (2-11) 圖2.4 鋼絲繩一側受力 由上圖2.4鋼絲繩受力圖可得： kg (2-12) MPa (2-13) (2-14) 故滿足強度要求。 因為B-B斷面尺寸按理當比斷面小，但由于斷面有強烈的磨損，一般取與斷面相同的尺寸。 (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]表選51211(GB/T301-1995)推力球軸承，由文獻表查得其額定靜負荷，由文獻[7]表13-6查得載荷系數。 軸承當量靜負荷：

17、 (2-15) 所以 安全。 式中 —安全系數由文獻[3]表選用。 (5) 吊鉤組軸及拉板的強度驗算 1) 吊鉤橫梁的計算 由文獻[1]附圖可知，橫梁兩側拉板的間距是由滑輪之間尺寸所決定。橫軸可做為一簡支梁來進行強度計算。 橫梁的計算載荷如圖2.5(a)： (2-16) 式中 由文獻[1]圖查取動載系數。 橫梁的最大彎矩： (2-17) 中間斷面的截面模數如圖2.5b： (2-18) 圖2.5 吊鉤橫梁和滑輪軸的

18、計算簡圖 彎曲應力： (2-19) 橫梁材料由文獻[6]表查取，許用應力。故橫軸強度足夠。其中式中為安全系數見文獻[6]表5-10。 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2.5c。 滑輪的作用力： (2-20) 軸上的彎矩（和斷面）： (2-21) 和斷面模數： (2-21) 彎曲應力：

19、 (2-21) 滑輪軸的材料與吊鉤橫軸相同，亦為號鋼，許用應力也相同。， 故強度足夠。 3) 拉板的強度校核 圖2.6 拉板簡圖 拉板的尺寸如圖2.6所示，斷面a-a的拉伸應力： (2-24) 式中 —應力集中系數，由文獻[1]圖5-13查得。 拉板材料為Q-235號鋼，由文獻[6]表和表得了屈服極限和安全系數，許用拉伸應力： (2-25) 垂直斷面內側拉應力最大，其為： (2-26) 又因為吊鉤橫梁的軸頸，材料鑄鋼ZG340-640，由文獻[6]表

20、查出，由文獻[6]表查得安全系數為。 2.5 卷筒的計算 (1) 卷筒尺寸 1) 卷筒直徑： (2-27) 取，卷筒繩槽尺寸由文獻[2]表14-3查得槽距，， 槽底半徑。 2) 卷筒長度 (2-28) 式中 —起重機最大高度： ； —卷筒的計算直徑：； —附加安全圈數，一般取圈：??； —繩槽節(jié)距：查文獻[2]表，??； —卷筒不切槽部分長度：取其等于吊鉤滑輪的間距； 取 。 卷筒的壁厚： (2-29) 取。 (2) 卷筒強度驗算

21、 1) 卷筒壁壓應力驗算 (2-30) 式中 —多層卷繞系數， 取單層則； —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； —鋼絲繩最大靜拉力，； —卷筒壁厚，； —繩槽節(jié)距，； 將數值代入上式，得：。 對鑄鐵卷筒HT20-40，則文獻[6]表10-1查得其最小抗拉強度。 許用壓應力： (2-31) ，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

22、彎矩圖如圖2.7。 圖2.7 卷筒受力簡圖 卷筒的最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒是中間時: (2-32) 卷筒斷面系數: (2-33) 式中 —卷筒外徑,； —卷筒內徑, 于是 (2-34) 合成應力: (2-35) 式中 許用應力 由文獻[6]表和查，。 所以 ，卷筒強度驗算通過。故選定卷筒直徑，長度，卷筒槽的槽底半徑，槽距；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：—

23、左 JB/T 9006.2—1999

24、 2.6 繩端固定裝置的計算 根據鋼繩直徑為，由文獻[2]表選擇壓板固定裝置（圖2.8）并將壓板的繩槽改用梯形槽。雙頭螺柱的直徑M24。 圖2.8 鋼繩固定端簡圖 用壓板固定鋼絲繩,已知卷筒長度計算采用的附加圈數，繩索與卷筒繩槽間的摩擦系數。則在繩端固處的作用力： (2-36)

25、 壓板螺栓所受之拉力： (2-37) 式中 -壓板梯形槽與鋼繩的換算摩擦系數。當時： (2-38) 螺柱由拉力和彎矩作用的合成應力： (2-39) 式中 （螺栓數）； （螺紋內徑）； （彎矩）。 螺栓材料為，由文獻[6]表查取屈服極限，則許用拉伸應力為：（由[6]表取安全系數）。 ， 因為，故通過強度驗算。 2.7 電動機的選用 (1) 電動機的功率確定 起升機構靜功率： (2-40) 式中 機構總效率是由

26、三部分組成：滑輪組效率 、卷筒效率和減速器效率，由文獻[3]查得一般，取。 電動機的計算功率： (2-41) 式中 系數由文獻[1]表查得，對于級機構，。 查文獻[1]附表30選用電機，其，，，電機質量。 (2) 驗算電動機發(fā)熱條件 電動機的發(fā)熱驗算 (2-42) 其中 （查文獻[2]表） 由此，初選電動機能滿足不過熱條件。 2.8 減速器的計算與選用 (1) 減速器傳動比 卷筒轉速： (2-43) 減速器總傳動比：

27、 (2-44) 式中 —電動機額定轉速； —卷筒轉速； (2) 減速器的選取 查文獻[1]附表選取減速器，當工作類型為中級時，許用功率，，質量，輸入軸直徑，軸端長度（錐形）。 (3) 輸出軸強度校核： 輸出軸最大徑向力Rmax (2-45) 式中: 卷筒上卷引起的載荷； 卷筒及軸自重，由文獻[1]附表估算； 減速器輸出軸端最大允許向載荷，由[1]附表查得。 由文獻[1]公式得輸出最大扭矩： (2-46) 式中: 電機軸額定力矩； 當時電機最大

28、轉矩倍數，由文獻[1]附表查出； 減速器傳動效率； 減速器輸出軸最大容許轉矩，由文獻[1]附表。 所以： 由上計算，所選取減速器能滿足要求。 2.9 起升速度和實際所需功率 (1) 實際速度 驗算貨物實際速度： (2-47) 誤差： (2-48) (2) 實際功率 實際所需等效功率： (2-49) 2.10 制動器的選用 根據物體下降時的扭矩 (2-50) 由文獻[3]附表選用：電力液壓推桿制動器。 參數： 制動

29、直徑； 制動力矩； 配用推動器型號：； 電機功率； 配用制動架型號：ZDJ-300/25Z。 制動轉矩： (2-51) 2.11 起升和制動時間驗算 (1) 起動時間驗算 機構起動和制動時，產生加速度和慣性力。如起動和制動時間過長，加速度小，要影響起重機的生產率；如起動和制動時間過短,加速度太大，會給金屬結構和傳動部件施加很大的動載荷。因此,必須把起動和制動時間(或起動加速度與制動減速度)控制在一定的范圍內。 起動時間： (2-52) 式中 —電動機額定轉速，

30、 (2-53) 靜阻力矩： (2-54) 平均起動轉矩： (2-55) 所以 (2-56) 通常起升機構起動時間為，此處小于，可在電氣設計時，增加起動電阻，延長起動時間，故所選電動機合適。 (2) 制動時間驗算 制動時間: (2-57) 式中 (2-58) 由文獻[1]表查得許用加速度，，，故： ，，符合要求。 2.12 高速浮動軸的計算 (1) 疲勞計算 由文獻[2]起升機構疲勞計算基本載荷

31、 (2-59) 式中 —動載系數，； —起升載荷動載系數（物品起升或下降制動的動載效應）， 由前節(jié)選定軸徑，因此扭轉應力： 軸材料用號鋼，，， 彎曲：， 扭矩：； 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； —與零件幾何形狀有關，對于零件表面有急過渡和開有鍵槽及緊配合區(qū)段，； —與零件表面加工光潔度有關，對于粗糙度為3.2, ； 對于粗糙度為12.5；,此處??； —考慮材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數，對碳鋼及低合金鋼； —安全系數，（由文獻[2]表查得）。 所以 。故

32、通過。 (2) 強度驗算 軸所受最大轉矩： (2-60) 最大扭轉應力： (2-61) 許用扭轉應力： (2-62) 式中 —安全系數，。 因為 ，故通過。 浮動軸的構造如圖2.9所示，中間軸徑： ，取。 圖2.9 高速浮動軸構造圖 2.13 聯軸器的計算與選用 高速軸聯軸器計算轉矩，由[1] 式： (2-63) 式中 電機額定轉矩； 聯軸器安全系數； 剛性動載系數，一般。

33、 由文獻[1]附表查得電動機軸端為圓錐形,軸端，。 從文獻[1]附表查得減速器的高速軸端為圓錐形，?？侩妱訖C軸端聯軸器由文獻[1]附表選用半聯軸器，最大容許轉矩值，飛輪矩，質量。浮動軸的兩端為圓柱形，?？繙p速器端聯軸器 由文獻[1]附表選用帶制動輪的半齒聯軸器最大容許轉矩值，飛輪矩，質量。為與制動器YWZ-200/25相適應，將聯軸器所帶制動輪。 第3章 小車運行機構設計 3.1 機構傳動方案 經比較后，確定采用如圖3.1所示的傳動方案。 圖3.1 小車運行機構傳動圖 3.2 車輪的選用與驗算 (1) 車輪選用 車輪最大輪壓，小車質量為。假定輪壓均布：

34、 (3-1) 車輪最小輪壓： (3-2) 初選車輪：由文獻[1]附表可知，當運行速度，，工 作級為中級時，車輪直徑軌道型號為的許用輪壓為。 根據GB4628-84規(guī)定，直徑系列為，，，，。 故初選定車輪直徑為，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： (3-3) 車輪材料，由文獻[5]表1-27選ZG340-60，，。 線接觸局部擠壓強度： (3-4) 式中 —許用線接觸應力常數()，由文獻

35、[1]附表查得其為6； —車輪與軌道有效接觸強度,對于軌道(P18)（由文獻[1]附表）； —轉速系數，由[1]表，車輪轉速時，； —工作級別系數，由文獻[1]表，當為級時； ，故通過。 點接觸局部擠壓強度 (3-5) 式中 —許用點接觸應力常數，由文獻[1]表查得； —曲率半徑，車輪與軌道曲率半徑中最大值車輪軌道曲率半徑（由文獻[1]附表查得），故?。? —由比值（為，中的小值）所確定的系數，，由文獻[1]表查得。 ,故通過。 根據以上計算結果，選定直徑的單輪緣車輪 ： 3.3 運行

36、阻力的計算 摩擦阻力矩： (3-6) 查文獻[1]附表，此選車輪組軸承亦。軸承內徑和外徑的平均值。由文獻[1]表查得滾動摩擦系數，軸承摩擦系數，附加阻力系數，代入式得 滿載運行阻力矩： (3-7) 運行摩擦阻力： (3-8) 當空載時： (3-9) 運行摩擦阻力： (3-10) 3.4 電動機的選用 (1) 電動機選用 電動機靜功率： (3-11) 式中

37、 —滿載時靜功率; —機構傳動效率； —驅動電動機臺數。 初選電動機功率： (3-12) 式中 —電動機功率增大系數，由文獻[3]中，取 由文獻[3]表，JC%=40%型號YZR-132MB。，同步轉速為，滿載時轉速為。輸出軸徑為。 (2) 驗算電動機發(fā)熱條件 等效功率： (3-13) 式中 G由文獻[2]表7-11查得小車運行機構其可取； 故 ，所以所選電動機發(fā)熱條件通過。 3.5 減速器的計算與選用

38、 車輪轉速： (3-14) 機構傳動比： (3-15) 電動機的額定轉矩: (3-16) 疲勞計算基本載荷： (3-17) 式中 -電動機的額定轉矩； -剛性動載系數，。 則有： 相對工作級別的計算功率，按，得。 初選型號查文獻[5]表。又由式。因為 ，所以選擇減速器滿足要求。 選用標準型號的減速器時，其總設計壽命一般應與

39、它所在機構的利用等級相符合。一般情況下，可根據傳動比、輸入軸的轉速、工作級別和電動機的額定功率來選擇減速器的具體型號并使減速器的許用功率[P]滿足下式： (3-18) 式中 K—選用系數，根據減速器的型號和使用場合確定。 根據以上條件選用型號為型減速器。 3.6 運行速度和實際所需功率 (1) 實際運行速度 (3-19) 誤差： (3-20) (2) 實際所需等效功率 (3-21) 3.7 起動時間驗算 起動時間：

40、 (3-22) 式中 ； 驅動電機臺數； (3-23) 滿載運行時折算到電動機軸上的運行靜阻力矩： (3-24) 滿載運行時折算到電動機軸上的運行靜阻力矩： (3-25) 初步估算制動輪和聯軸器的飛輪矩： (3-26) 機構總飛輪矩： (3-27) (1) 滿載起動時間： (3-28) (2) 無載荷起動時間： (3-29) 由文獻[1]表查得

41、，當時，[]推薦值為，[]故所選項電動機能滿足要求。 3.8 校核減速器功率 起動狀況減速器傳動的功率： (3-30) 式中 —運行機構中同一級傳動的減速器個數，。 所以所選用減速符合標準。 3.9 起動不打滑條件 因室內使用，故不計風及坡阻力矩，只驗算空載及滿載起動時兩種工況?？蛰d起動時，主動車輪配軌道接觸處的圓周切向力： (3-31) 車輪與軌道的粘著力： ，故可能打滑。解決辦法是在空載起動最大起動電阻，延長起動時間。 滿載起動時，主動車辦與軌道接觸處的圓周切向力： (3-32) 車輪與軌道的粘著力：

42、 (3-33) 故滿載起動時不會打滑，因此所選項電動機合適。 3.10 制動輪的計算 由[1]查得，對于小車運行機構制動時間取，因此，所需制動轉矩： (3-34) 由文獻[1]表選用YWZ100/25Z型制動輪，其制動轉矩。 考慮到所取制動時間與起動時間接近，故略去制動不打滑條件驗算。 3.11 高速軸聯軸器及制動器 (1) 高速軸聯軸器 高速軸聯軸器計算轉矩，由文獻[1] 式： (3-35) 式中 N—聯軸器的安全系數，運行機構； —機構剛性動載系數，，

43、取。 由文獻[3]表查電動機YZR-132MB兩端伸出軸各為圓柱形，。由文獻[5]附表查得減速器高軸端為圓柱形，。故從文獻[4]表12-2選凸緣聯軸器。主動端A型鍵槽，，從動端A型鍵槽，。標記為：聯軸器。其公稱轉矩，,飛輪矩，質量。 (2) 制動器 高速軸端制動器：根據制動器已選定為，其飛輪矩[]，質量。 以上聯軸器與制動輪飛輪轉矩之和： (3-36) 與原估計0.26基本相符，故以上計算不需修改。 3.12 低速軸聯軸器的選用 低速軸聯軸器計算轉矩，可由前節(jié)的計算轉矩求出 (3-37) 由文獻[5]表查得減速器低速

44、軸端為圓柱形，，取浮動軸裝聯軸器軸軸徑，，由文獻[4]表選用兩個凸緣聯軸器。主動端A型鍵槽，，從動端A型鍵槽，L=84mm。 由前節(jié)已選車輪直徑，由表參考車輪組，車輪軸安裝聯軸器處直徑，。同樣選用兩個YL型凸緣聯軸器。其安裝聯軸器。其主動軸端；Y型軸孔，A型鍵槽，；從動端：Y型軸孔，A型鍵槽，。標記為： 3.13 低速浮動軸的驗算 (1) 疲勞驗算 由[2]運行機構疲勞計算載荷： (3-38) 由前節(jié)已選定浮動軸端直徑，其扭轉應力： (3-39) 浮動軸的載荷變化為對稱循環(huán)（因行機構正反轉矩相同），材料仍選用鋼，

45、由起升機構高速浮動軸計算，得，許用扭轉應力： (3-40) 式中 —考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應力集中系數； —與零件幾何形狀有關，對于零件表面有急過渡和開有鍵槽及緊配合區(qū)段，； —與零件表面加工光潔度有關，對于粗糙度為3.2, ；對于粗糙度為12.5；,此處??； —考慮材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數，對碳鋼及低合金鋼； —安全系數，（由文獻[2]表查得）。 故 ，通過驗算。 (2) 強度驗算 由運行機構工作最大載荷： (3-41) 式中 —考慮彈性振動的力矩增大系數，對突然起動的

46、機構，由文獻[2]式查 ，此處取其為； —剛性動載系數，文獻[2]式查,取。 最大扭轉應力： (3-42) 許用扭轉應力： (3-43) 所以 故通過。 浮動軸直徑：取。 第4章 總結 經過這次畢業(yè)設計，使得我學會了嚴謹的設計態(tài)度，了解了設計人員的困難與艱辛。設計產品，這一個從無到有的過程，需要參考許多的文獻并進行大量的計算，才能得到來之不易的結果。 剛剛拿到畢業(yè)設計題目的時候，從頭到尾看了一遍，感覺很難，比書本上的要深奧的

47、多，于是我就查閱資料，仔細推敲，進行繁冗的計算，最終選擇了合適的起升機構和運行機構的電動機，制動器，聯軸器，車輪等裝置，以及各裝置之間的配合，連接以及傳動，并繪制出了所需圖形。對我而言，在這個設計中的難點在于選擇裝置后，各裝置之間的配合，所以我花費了很多的時間在此上面。 經過設計過程中的計算和繪圖，最終我看到了自己的成果，心情非常愉悅，畢竟這是我認真思考,認真吸取各參考文獻中的知識所設計出來的東西。雖然我的設計存在不少紕漏，但經過指導老師（程賢福老師）的細心查看和耐心指導，我最終得以順利完成此次設計。 最后在這里感謝那些幫助過我的同學，特別是老師不厭其煩的細心指導的孜孜不倦的教誨讓我

48、受益良多，相信這對我今后的人生會有極大的幫助！ 謝 辭 本文是在導師程賢福老師的悉心指導下完成的。在整個論文工作中，程老師都給予了全面、認真的指導，在論文工作即將完成之際，向關心、教育我的導師表示衷心的感謝！幾年來的耳濡目染，導師高尚的品格、淵博的學識、嚴謹的治學態(tài)度和勤奮求實的工作作風給本人留下了深刻的印象，使本人受到了深刻的教育和啟迪，并將成為本人終生受益的寶貴財富。 同時我還要感謝在我遇到困難時鼓勵我堅持下去的同學們，正是他們的幫助才使我得以完成此次的設計，這份深厚的友誼我將永記在心。 當然我還應該感謝在大學期間教過我的每一位老師。正是他們每一點每一滴的教誨，使我的理

49、論知識逐日積累，我才能順利完成這次的畢業(yè)設計。 參考文獻 ［1］王士鴻.起重機課程設計[M]. 北京：冶金工業(yè)出版社, 1995. ［2］嚴大考,鄭蘭霞.起重機械[M]. 鄭州：鄭州大學出版社, 2003. ［3］胡宗武,徐履冰,石來德.非標準機械設備設計手冊[M]. 北京：機械工業(yè)出版社, 2003. ［4］洪家娣.機械設計指導[M]. 南昌：江西高校出版社, 2006. ［5］倪慶興,王殿臣.起重輸送機械圖冊[M]. 北京：機械工業(yè)出版社, 1992. ［6］濮良貴,紀名剛.機械設計[M]. 北京：高等教育出版社, 2004. ［7］顧迪民.工程起重機[M]. 北京：

50、中國建筑工業(yè)出版社, 2004. ［8］機械設計手冊編委會.機械設計手冊單行本起重運輸機械零部件、操作件和小五金[M]. 北京：機械工業(yè)出版社,2007. 附錄A——英文原稿 On the bridge crane mechanical failure analysis and preventive measures do 一． Wire Rope 1. Failure Analysis Wire rope during operation, t

51、he force of each wire is very complex, due to the wire in the rope in different positions, some in the outer layer, some in the inner layer. Even by the most simple tensile force, the force between the wire rope of each distribution is different, in addition to simple rope around the paper, the bend

52、ing stress generated when pulleys, wire and wire extrusion pressure between, the more accurate calculation of their force difficulties, generally static calculations. The maximum static pull rope shall meet the following formula requirements: Pmax≤Pd/n The formula: Pmax - rope work can withstand t

53、he maximum static stress; Pd - Rope breaking stress; n - safety factor. Pmax=(Q q)/(aη) The formula: Q - the nominal weight of cranes; q - hook group weight; a - rope pulley block carrying the total number of branches; η - pulley overall efficiency. The maximum allowable working tension wire

54、 calculation formula is: P=Pd/n The formula: P - wire rope rated at the maximum operating static stress P ≥ Pmax is safe. From this, the main reason for breaking rope was overloaded, but also with the pulleys, drum wear around the frequency of the first rope around each wear produced by direct be

55、nding on another song straight from the process, the more often wear around It can be easily damaged, broken; second rope around the pulley and breaking, reel diameter, the working environment, job type, maintenance conditions. 2. Precaution 2.1 During the operation of cranes operating from the

56、weight of no more than nominal weight. 2.2 Crane's wire rope and the environment according to the type of work chosen for the wire rope. 2.3 On the wire to conduct periodic lubrication (lubrication cycle determined according to the working environment). 2.4 Crane operator was not to make rope

57、by the sudden impact. 二． Reel and rope clips Reel is important to stress crane parts will appear in the course of tube wall thinning, pore and fracture failure. The reasons for these failures is the drum and wire rope extrusion and friction contact with each other. When the reel thinning to a ce

58、rtain extent, because of wire rope not bear the pressure and fracture. To prevent the occurrence of rolls of this machine, according to national standards, roll the cylinder wall wear and tear to the original 20% or cracks should be replaced promptly. Also pay attention to sanitation and operation o

59、f the reel, steel wire rope lubrication. 三． Hook Crane hook is used to extract the most devices, it bears all the load being lifted, in use, the hook once the fracture could easily lead to a major accident damage. Damage caused by hook fracture is due to friction and overloading makes hook crack

60、s, deformation, damage, fracture. To prevent hook failure, it is necessary in the course of non-overload lifting, in the inspection process should pay attention to the mouth opening hook, dangerous section of wear, while the annealing of regular hook, hook once Crack found to be scrapped according t

61、o GB10051-88, determined not to hook up for welding. Special equipment managers to hook inspection requirements in accordance with GB10051-88 can be used to judge whether the hook. 四. Gear 1.Failure Analysis Reducer is an important bridge crane transmission components, torque through the gears

62、meshing on the transmission of high-speed operation transferred to the motor speed required, the transmission torque will appear during the gear tooth fracture, tooth surface pitting, tooth plastic surface and, mechanical problems such as tooth wear, resulting in gear failure reasons are as follows:

63、 a. Short time overload or under load, caused by repeated bending fatigue fracture; b. Tooth surface is not smooth, stress concentration points are raised, or lubricant dirty; c. Caused by lubrication failure due to temperature is too high; d. Since the hard particles into the friction surface

64、caused by wear and tear. 1.Precaution a. Crane can not be used from the set, start, brake to slow, smooth, non-specific circumstances, a sudden fight against anti-car; b. Replacement of lubricant to be timely, and clean the shell, while choosing the right type of lubricant; c. To regularly chec

65、k the oil is clean; found dirty lubricant to change in time. 五. Brakes 1. Failure Analysis Overhead crane brakes are important safety components, have prevented the whereabouts of suspended objects, realization of parking and other functions, only intact brake on the crane to the accuracy and

66、safety are guaranteed, in the crane operations in the power brake system appears inadequate, sudden brake failure, brake wheel and brake pads high temperature smoke, brake arm Zhang Bukai and other mechanical failure. Mechanical failure for these reasons as follows: a. Brake band or brake wheel wear too much; brake with a small local off; main spring adjustment too loose; braking zone and has grease between the brake wheel; activities hinge areas outside catching or wear excessive parts; lock