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中國礦業(yè)大學2010屆本科生畢業(yè)設計 第 68頁
１ 概述
1.1起重機械的用途、工作特點及其在經濟建設中的地位
起重機械是用來對物料進行起重、運輸、裝卸、或安裝等作業(yè)的機械設備。它在國民經濟各部門都有廣泛的應用，起著減輕體力勞動、節(jié)省人力、提高勞動生產率和促進生產過程機械化的作用。例如，一個現(xiàn)代化的大型港口，每年的吞吐量有幾千萬噸乃至上億噸，被運送的物料品種繁多，有成件物品，也有散裝材料或液態(tài)材料。為了盡快地完成如此繁重的裝卸任務，如不采用成套的起重運輸設備，那是不可想象的。碼頭邊上，吊車林立，成了現(xiàn)代化港口的重要特點。因此說，起重機械在現(xiàn)代化的生產過程中決不是可有可無的輔助工具，而是合理組織生產的必不可少的生產設備。
起重機械在搬運物料時，經歷上料、運送、卸料和回到原處的過程，有時運轉，有時停轉，所以它是一種間歇動作的機械。一個工作循環(huán)時間一般從幾分鐘到二三十分鐘，其間各機構在不同時刻有短暫的停歇時間。這一特點決定了電動機的選擇和發(fā)熱計算方法；由于反復運動和制動，各機構和結構將承受強烈的振動和沖擊，載荷是正反向交替作用的，許多重要構件承受不穩(wěn)定變幅應力的作用，這些都將對構件的強度計算產生較大的影響。
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。
1.2起重機械的發(fā)展簡史及發(fā)展動向
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、數控技術及數顯技術大發(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。
1.3起重機械的組成和類型
1.3.1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。
1.3.2起重機械的類型
根據使用要求，設計任何合適的起重機形式。但從構造特征看，種類繁多的起重設備可歸納為三大類。
1、 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。
2、 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
3、 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
1.4橋式起重機的分類、用途、基本結構、基本參數及工作等級
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。
1.4.1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。
1.4.2橋式起重機的用途
橋式起重機被廣泛用于各類工業(yè)企業(yè)、港口車站、倉庫、料場、水電站、火電站等場所。不同類型的橋式起重機所適合吊裝的重物不同，并根據不同的要求采用不同的吊具。吊鉤起重機吊裝各種成件重物；抓斗起重機吊裝各種散裝物品，如煤、焦碳、砂、鹽等；電磁起重機吊裝導磁的金屬材料，如型鋼、鋼板、廢鋼鐵等。
兩用起重機是為了提高生產效率，在一臺小車上裝有可換的吊鉤和抓斗或者電磁盤和抓斗，但每一工作循環(huán)只能使用其中的一種取物裝置；三用起重機即吊鉤、抓斗、電磁鐵3種可以互換的取物裝置，可吊裝成件、散粒物品或導磁的金屬材料，但每次吊裝重物時，只能使用其中的一種取物裝置。
防爆起重機用于在有易爆、易燃介質的房間、庫房等場所吊裝成件重物，起重機上的電氣設備和有關裝置具有防爆特性，以免發(fā)生火花而爆炸。絕緣起重機用于吊裝電解車間的各種成件物品，起重機上有關部分具有可靠的絕緣裝置，保證安全操作。
雙小車起重機是在同一臺主梁上設有兩臺相同的小車，用來搬運長件材料，各小車又可單獨使用。
掛梁起重機通過兩個吊鉤上的平衡梁掛鉤或平衡梁上的電磁盤吊裝和對垛各種長件材料，如木材、鋼管、棒材、型材、鋼板等。
1.4.3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。
⑴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。
⑵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”。
1.4.4橋式起重機的基本參數
起重機械的基本參數是用來說明起重機械的性能和規(guī)格的一些數據，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包括如下幾項：
⑴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)定的數值。因為起重量的數值對大多數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。
⑵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，此參數在標準中沒有規(guī)定，可根據工作需要來定。
⑶跨度（m）和幅度(m)
都是表示起重機工作范圍的參數?？缍仁侵笜蚴筋愋推鹬貦C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。
⑷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。
⑸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。
⑹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。
⑺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。
⑻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。
⑼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。
⑽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。
⑾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）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，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。
⑿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。
1.4.5橋式起重機的工作等級
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）。
2 小車起升機構和運行機構的計算
已知數據：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%。
2.1起升機構計算
2.1.1確定起升結構傳動方案，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。
主、副起升運行機構布置圖
①按Q=32t，查[1]表4-1取滑輪組倍率=4，承載繩分支數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；
2.1.2選擇鋼絲繩
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：
= 4211.15 kg = 41.27 kN
查[2]表2-4，工作級別A5時，安全系數n=5.5,鋼絲繩計算破斷拉力：
=226.99 kN
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：
= 1287.63 kg = 12.62 kN
查[2]表2-4，工作級別A5時，安全系數n=5.5,鋼絲繩計算破斷拉力：
=69.41 kN
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
2.1.3確定滑輪主要尺寸
①主起升滑輪的許用最小直徑：
D1min≥d1（e-1）=20×（25-1）=480 mm
式中:
由[2]表2-4查得輪繩直徑比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
式中:
系數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
2.1.4確定卷筒及卷筒部件尺寸并驗算強度
①1）主起升卷筒尺寸：
卷筒直徑：D≥d1（e-1）=20×（18-1）=340 mm
其中系數筒繩直徑比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：
=
= 2099.7 mm
取 =2100 mm
式中：
——附加安全系數，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
卷筒壁厚：
δ=0.02D+（6～10）=0.02×630 +（6～10）
=18.6～22.6 mm
取δ=20 mm
卷筒壁壓應力計算：
N/m=117.24 MP
選用灰鑄鐵HT200，最小抗拉強度σ=195 MPa，許用壓應力：
= 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，卷筒彎矩圖示于圖：
卷筒的最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中間時：
= 34419180 N·mm
卷筒斷面系數：
= 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
合成應力：
=
= 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
2）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。
ⅰ.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
ⅱ.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=1.1，等效彎矩:
彎曲應力：
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
式中 n＝1.6——安全系數；（見[1]表2－18）
K——應力集中系數，K＝；
Kx＝1.4——與零件幾何形狀有關的應力集中系數；
Km＝1.15——與零件表面加工光潔度有關的應力集中系數；
故
< 通過
ⅲ.靜強度計算：
卷筒軸屬于起升機構低速軸零件，其動力系數可由[1]2－5查得，；
許用應力：
< 通過
故卷筒軸的疲勞和靜強度計算通過。
3）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。
ⅰ.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，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：
式中 fd＝1.1——動負荷系數，由[6]表19－6選取， 故安全
ⅱ.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
軸向負荷
設M5級工作類型的軸承工作時數Lh＝4000h，查得2318軸承的e＝0.39，令，故 x=1,y=2.7，當量動負荷：
由[6]（19－2）式：
所以
動負荷 安全
4）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Z0＝2，繩索與卷筒繩槽間的摩擦系數f＝0.15。則在繩端固定處的作用力：
壓板螺栓所受之拉力：
式中 ——壓板與鋼繩的換算摩擦系數
螺柱由拉力和彎矩作用的合成應力：
式中 Z＝2（螺柱數）
d1＝22mm（螺紋內徑）
（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n＝1.6）
[σ]＝
因為 <[σ] ，故通過
②1）副起升卷筒尺寸：
卷筒直徑：D≥d（e-1）=11×（18-1）=187 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：
=
= 1370 mm
取 =1500 mm
式中：
——附加安全系數，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；
——卷筒計算直徑=D+d=300+11=311 mm
卷筒壁厚：
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：
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：
= 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，卷筒彎矩圖示于圖：
卷筒的最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中間時：
= 8203000 N·mm
卷筒斷面系數：
= 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：
=9.37 MPa
合成應力：
=
= 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
2）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。
ⅰ.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
ⅱ.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=1.1，等效彎矩:
彎曲應力：
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
式中 n＝1.6——安全系數；（見[1]表2－18）
K——應力集中系數，K＝；
Kx＝1.4——與零件幾何形狀有關的應力集中系數；
Km＝1.15——與零件表面加工光潔度有關的應力集中系數；
故
< 通過
ⅲ.靜強度計算：
卷筒軸屬于起升機構低速軸零件，其動力系數可由[1]2－5查得，；
許用應力：
< 通過
故卷筒軸的疲勞和靜強度計算通過。
3）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。
ⅰ.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，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：
式中 fd＝1.1——動負荷系數，由[6]表19－6選取， 故安全
ⅱ.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
軸向負荷
設M5級工作類型的軸承工作時數Lh＝4000h，查得2314軸承的e＝0.38，令，故 x=1,y=2.7，當量動負荷：
由[6]（19－2）式：
所以
動負荷 安全
4）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Z0＝2，繩索與卷筒繩槽間的摩擦系數f＝0.15。則在繩端固定處的作用力：
壓板螺栓所受之拉力：
式中 ——壓板與鋼繩的換算摩擦系數
螺柱由拉力和彎矩作用的合成應力：
式中 Z＝2（螺柱數）
d1＝16mm（螺紋內徑）
（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n＝1.6）
[σ]＝
因為 <[σ] ，故通過
2.1.5選電動機
①主起升電動機靜功率：
=
= 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
式中系數由[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：
=
= 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：
≥=0.8×19.6=15.68 kW
式中系數由[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
2.1.6驗算電動機發(fā)熱條件
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
式中：
——工作級別系數，查[2]表6-4 ，工作類型為中級時=0.75；
——系數，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：
≥ =0.75×0.87×19.6=12.79 kW
式中：
——工作級別系數，查[1]表6-4 ，工作類型為中級時=0.75；
——系數，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。
2.1.7選擇標準減速器
①主起升卷筒轉速：
=
= 14.7 r/min
減速器總傳動比：
= = 49.46
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：
=
= 40.96 r/min
減速器總傳動比：
= = 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
2.1.8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
誤差：
︱ ︳= ︱×100% ︳= ︳ ︳
= 1.87% ＜ = 15%
實際所需等效功率：
= 31.44 kW ＜（25%）=52 kW
②副起升實際起升速度：
=22.26 m/min
誤差：
︱ ︳= ︱×100% ︳= ︳ ︳
= 11.3% ＜= 15%
實際所需等效功率：
= 14.24 kW ＜（25%）=21 kW
2.1.9校核減速器輸出軸強度
①主起升機構中，由[2]公式（6-16）得輸出軸最大徑向力：
≤
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荷，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≤[]
式中：
=9550==683.1 Nm—— 電動機軸額定力矩；
ψ=2.85—— 當JC=25%時電動機最大力矩倍數，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
由上計算，所選減速器能滿足要求。
②副起升機構中，由[2]公式（6-16）得輸出軸最大徑向力：
≤
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] ，通過。
由[2]中公式（6-17）得輸出軸最大扭矩：
=（0.7～0.8）ψη≤[]
式中：
=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，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
由上計算，所選減速器能滿足要求。
2.1.10選擇制動器
①主起升制動器所需靜制動力矩：
≥
=
=81.73 kg·m =801 N·m
式中：
=1.75——制動安全系數，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：
≥
=
=37.44 kg·m =366.91 N·m
式中：
=1.75——制動安全系數，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 ;
2.1.11選擇聯(lián)軸器
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
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；
=1.8 —— 剛性動載系數，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；
根據實際機構布置情況及作圖可得浮動軸結構尺寸如下：
②副起升高速軸聯(lián)軸器計算轉矩，由[2]（6-26）式
=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；
=1.8 —— 剛性動載系數，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；
2.1.12驗算起動時間
①主起升起動時間：
式中：
=11.2+20
=31.2 kgm
靜阻力矩：
=
=64.64 Nm
平均起動力矩：
=1.5=1.5×683.1=1024.65 Nm
∴ =
=0.98 s
通常起升機構起升時間為1～5 s ，此處＜1 s ，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副起升起動時間：
式中：
=3.2+6
=9.2 kgm
靜阻力矩：
=
=29.6 Nm
平均起動力矩：
=1.5=1.5×279.32=418.98 Nm
∴ =
=0.77 s
通常起升機構起升時間為1～5 s ，此處＜1 s ，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。
2.1.13驗算制動時間
①主起升制動時間：
=
= 0.56 s
式中：
=
=
= 46.7 Nm
查[2]表6-7 ，當≤12 m/min 時，[]=1.0～1.25 s ，因為＜[] ，故合適。
②副起升制動時間：
=
= 0.72 s
式中：
=
=
= 21.4 Nm
查[2]表6-7 ，當＞12 m/min 時，[]=1.5～2.0 s ，因為＜[] ，故合適。
2.1.14高速浮動軸計算
①主起升高速浮動軸疲勞計算：
由[3]中起升機構疲勞計算基本載荷：
=1.045×683.1=713.84 Nm
式中：
——動載系數 ，=（1+）=（1+1.09）=1.045
——起升載荷動載系數（物品升降或下降制動的動載效應）=1+0.71=1+0.71×=1.09
由前節(jié)已選定軸徑d=90 mm，因此扭轉應力：
=4.99 MPa
軸材料用45號鋼, =600 MPa =300 MPa ,
彎曲應力：
=0.27()=0.27(600+300)=243 MPa
扭轉應力:
=140 MPa
=0.6=0.6×300=180 MPa
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,對于零件表面有急劇過度和開有鍵槽及緊密配合區(qū)段, =1.5～2.5，此處取=2
——與零件表面加工光潔度有關.，此處取=1.25
η —— 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η=0.2
—— 取安全系數 =1.25
∴MPa
故 ＜
強度驗算：
軸所受最大轉矩：
==1.09×683.1=744.58 MPa
最大扭轉應力：
==5.2 MPa
許用扭轉應力：
[]===120 MPa
式中：
—— 安全系數，=1.5
∴ ＜ [] 故通過。
②副起升高速浮動軸疲勞計算：
由[3]中起升機構疲勞計算基本載荷：
=1.13×279.32=315.63Nm
式中：
——動載系數 ，=（1+）=（1+1.26）=1.13
——起升載荷動載系數（物品升降或下降制動的動載效應）=1+0.71=1+0.71×=1.26
由前節(jié)已選定軸徑d=65 mm，因此扭轉應力：
=5.86 MPa
軸材料用45#鋼, =600 MPa =300 MPa ,
彎曲應力：
=0.27()=0.27(600+300)=243 MPa
扭轉應力:
=140 MPa
=0.6=0.6×300=180 MPa
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,對于零件表面有急劇過度和開有鍵槽及緊密配合區(qū)段, =1.5～2.5，此處取=2
——與零件表面加工光潔度有關.，此處取=1.25
η —— 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η=0.2
—— 安全系數 =1.25，由[3]表1-4-10查得；
∴ MPa
故 ＜
強度驗算：
軸所受最大轉矩：
==1.26×279.32=351.94 MPa
最大扭轉應力：
==6.53 MPa
許用扭轉應力：
[]===120 MPa
式中：
—— 安全系數，=1.5
∴ ＜ [] 故通過。
2.2小車運行機構計算
2.2.1確定機構傳動方案
經比較后，決定采用下圖所示的傳動方案：
2.2.2選擇車輪與軌道并驗算其強度
車輪最大輪壓：
小車質量估計G1=11t，假定輪壓均布：
P =（Q+ G1）=（32000+11000）=10750 Kg=105350 N
車輪最小輪壓：
P=G1 =×11000=2750Kg=26950 N
初選車輪：
由[1]附表17可知，當運行速度＜60 m/min 時，載荷率==2.9＞1.6 ，工作級別為中級時，選軌道類型為鐵路軌道38 kg/m（P38），許用輪壓為13.4 t ，車輪直徑為=400mm
強度驗算：
按照車輪和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：
P=
=79216.67 N
車輪材料，取ZG340-640，σ=640 MPa , σ=340 MPa
線接觸局部擠壓強度：
P==6.0×400×43.9×0.99×1.00=104306.4 N
式中：
——許用線接觸應力常數（N/mm） ，由[4]表3-8-6查得=6.0；
—— 車輪與軌道有效接觸長度，對于軌道P24由[1]附表22查得=b=43.9 mm；
——轉速系數，由[4]表3-8-7中查得，車輪==33.44 r/min 時，=0.99；
——工作級別數，由[4]表3-8-8中查得，當為M5級時=1.00；
∴ P ＞ P ，故通過。
點接觸局部擠壓強度：
P==0.132××0.99×1.00
=138068.18 N
式中：
——許用點接觸應力常數（N/mm） ，由[4]表3-8-6查得=0.132；
——曲率半徑 ，車輪與軌道曲率半徑中的大值，車輪===200 ；軌道曲率半徑由[1]附表22查得=300，故取=300；
m—— 由比值（為、中的小值）所確定的系數，==0.67，查[4]表3-8-9取 m=0.44 ；
∴ P ＞ P ，故通過。
根據以上計算結果，選定直徑D=400mm 的雙輪緣車輪，標記為 ：
車輪 SYL-400×120 GB4628-84
2.2.3運行阻力計算
摩擦阻力矩：
=（Q+ G）（+μ）β
由[1]附表19查得，由D=400 mm 車輪組的軸承型號為23120C/W33，軸承內徑和外徑的平均值==132.5 mm ，由[2]表7-1~表7-3查得滾動摩擦系數=0.0005，軸承摩擦系數μ=0.02，附加阻力系數β=2.0 ，帶入上式得：
當滿載（Q=Q）時運行阻力矩：
=2.0×（32000+11000）（0.0005+）
=163.4 kg·m=1601.32 N·m
運行摩擦阻力：
=
=8006.6 N
當無載（Q=0）時運行阻力矩：
=βG（+μ）
=2.0×11000×（0.0005+）
=41.8 kg