50t橋式起重機小車運行機構及超載限制器設計論文

1、<p>　　畢 業(yè) 論 文</p><p>　　50t橋式起重機小車運行機構及超載限制器設計</p><p><b>　　作 者 姓 名 </b></p><p><b>　　指導導師姓名紀宏</b></p><p>　　畢業(yè)班級 學 科 類 別 工 學 </p&g

2、t;<p>　　學科專業(yè)名稱 冶金機械</p><p>　　論文提交日期 2007年6 論文答辯日期 2007.06.19</p><p>　　答辯委員會成員 </p><p><b>　　評閱人 </b></p><p>　　遼 寧 科 技 學 院</p>

3、<p><b>　　2006年6</b></p><p>　　A Thesis in Metallurgical Machinery</p><p>　　Steel Roll Machinery</p><p>　　by CuiMing</p><p>　　Supervisor：Prelector J

4、iHong </p><p><b>　　June 2006</b></p><p>　　畢業(yè)設計（論文）任務書</p><p>　　畢業(yè)設計論文題目： 50t橋式起重機小車運行機構</p><p>　　畢業(yè)設計論文內容： 1.傳動方案選擇</p><p>　　2.起重機力能參數計算

5、 </p><p>　　3.常用標準件選擇計算 </p><p>　　4.主要零件疲勞強度計算 </p><p>　　5.編寫設計說明書

6、 </p><p>　　畢業(yè)設計論文專題部分： 起重機小車超載限制器設計 </p><p>　　指導教師： 簽字 年 月 日</p><p>　　教研室主任： 簽字 年 月 日</p><p

7、>　　系主任： 簽字 年 月 日</p><p><b>　　畢業(yè)設計論文評語</b></p><p>　　指導教師評語： </p><p>　　成績： </p

8、><p>　　指導教師： （簽字）</p><p>　　年 月 日</p><p>　　評閱人評語： </p><p>　　成績： </p><p>　　指導教師：

9、 （簽字）</p><p>　　年 月 日</p><p>　　畢業(yè)設計論文答辯成績及總成績評定</p><p>　　畢業(yè)設計論文答辯委員會成員于 年 月 日審查了 專業(yè)學生 的畢業(yè)設計論文</p><p>　　論文題目：50t橋

10、式起重機小車運行機構設計 </p><p>　　論文專題：起重機小車超載限制器設計</p><p>　　論文說明書共 頁，設計圖紙共 5 張</p><p>　　指 導 教 師：紀宏</p><p>　　評 閱 人 ：</p><p>　　畢業(yè)設計論文答辯委員會意見：

11、 </p><p>　　答 辯 成 績： </p><p>　　總 成 績： </p><p>　　答辯委員會 主 任 委 員： </p><p>　　年 月 日</p><p><b&

12、gt;　　摘 要</b></p><p>　　橋式起重機運行小車中最主要的結構有：電動機，減速器，聯(lián)軸器，等等。</p><p>　　橋式起重機的小車設有起升機構和小車運行機構，為使小車輪壓呈均勻分布，</p><p>　　應對小車的機構布置進行優(yōu)化設計，以知小車軌跡和軸矩為例，以車輪輪壓均勻分配為目標函數，按單鉤起重小車的條件提出約束條件，對優(yōu)化設計

13、的結果進行分析如下：</p><p>　　首先，電動機——起重機械的驅動電動機要根據所需功率、最大轉矩、接電持續(xù)率、起動等級、控制類型、速度變化范圍、供點方式、保護等級、環(huán)境溫度與使用地區(qū)海拔高度等因素進行選擇。 </p><p>　　其次，減速器——起重機械設計時，根據理論指導和工作經驗，對機構形式、

14、中心距、公稱傳動比及齒輪參數的選擇應遵守原則和注意事項。</p><p>　　再次，聯(lián)軸器——起升機構裝有聯(lián)軸器，其電動機工況驅動力矩，起升過程，減速傳動裝置的載荷等，與電動機通過減速器直接驅動的起重運行機構有差別，本文根據在MH葫蘆橋式起重機系列設計中的應用的經驗，提出了把聯(lián)軸器傳動與起重機機構設計相結合的設計計算方法，其設計計算結果在該系列試驗中得到證實。</p><p>　　關鍵詞

15、 起重小車、機構布置、優(yōu)化設計、電動機選擇、減速器、設計原則、</p><p><b>　　聯(lián)軸器.</b></p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　The most of structure of conuey uehicle,which of the crane of bridge i

16、s this :genertor、cushion、coupting.</p><p>　　Trolley of overhead traveling crane comprises lifting and traversing mechanisms .Optimization method is applied to the layout design of mechanisms on trolley in or

17、der to maintain an even distribution of optimization design on an example a trolley with given wheel base and track gauge ,using even distribution of wheel loads as an objective funtion and condition of a signle hook lif

18、ting trolley as restrictive condition</p><p>　　The driving motor an electric cane has to be selected according to the required power、maximum torque 、dutyfator 、startup frequency 、type of control 、range of sp

19、eed rariation 、method of power supply 、class of protection 、ambient temperature and elevation oversee level at the vacation of use .</p><p>　　Based on theoretical and practical experience ，this paper present

20、s the principles and attentions for selecting and designing of the structure ,center distance ,nominal transmission ratio and gear parameters when designing the reducers for cranes .</p><p>　　Crane traveling

21、 mechanism equipped with hydraulic coupling is quite different from ordinary one so far as the working condition of motor .Driving moment,starting process load applied to reducer etc ,Based upon the experience of applic

22、ation to the series of MH type gantry crane with electric hoist as lifting mechanism ,this paper gives calculation method ,which combines the design of hydraulic transmission with the design of crane traveling mechanism

23、.The calculation result is successfully prove</p><p>　　Key words ：Trolley of overhead traveling crane </p><p>　　Selection of electric motor for lifting machinery</p><p>　　Redueer

24、 Design Principle </p><p>　　Hydraulic coupling </p><p><b>　　緒 論</b></p><p>　　起重運輸機械主要用于裝卸和搬運物料。它不僅廣泛應用于工廠、礦山、 港口、車站、建筑工地、電站等生產領域，而且也應用到人們的生活領域。使用起重運輸機械，能減輕工人勞動強度，降低裝卸費

25、用〖〗，減少貨物的破損，提高勞動生產率，甚至完成人們無法直接完成的某些工作。起重機械和運輸機械發(fā)展到現(xiàn)在，已成為合理組織大批量生產和流水作業(yè)生產的基礎。據統(tǒng)計，在我國冶金、煤炭部門的機械設備總臺數或總重量中，起重運輸機械占25～659f。</p><p>　　我們的祖先在古代，雖然也創(chuàng)造了不少結構簡敢適應當時生產需要的起重運輸機械設備，但真正形成現(xiàn)代的起重運輸機械制造工業(yè)，還是在中華人民共和國成立以后。就其發(fā)展，

26、主要有以下幾個階段：</p><p>　　1949年到1957年，是我國起重運輸機械制造的創(chuàng)業(yè)階段。當時由于缺少設計能力，大部分產品是按國外圖紙仿造的。 </p><p>　　1958年到1965年，各企業(yè)逐漸由仿造走上了自行設計的道路。先后進行了通用橋式起重機、帶式輸送機、斗式提升機等八種產品系列設計，同時，還逐漸開展了以改進產品結構、性能、提高產品質量和開發(fā)新產品為目標的科研工作

27、。 </p><p>　　1966年到1978年，起重運輸機械行業(yè)的生產雖然歷經艱難曲折，侶在技術上仍有發(fā)展。主要表現(xiàn)在；對一些量大面寬的產品進行了系列設計或系列更新設計，如CD、MD和CD、MD，型電動葫蘆， LD型電動單梁橋式起重機， LH型電動葫蘆雙梁橋式起重機，TD75型帶式輸送機，DX型鋼絲繩芯帶式輸送機， HS型手拉葫蘆等； 發(fā)展和制造了一批國家急需的新產品，如450t橋式和門式起重機以

28、及2×300t雙小車橋式起重機。</p><p>　　1979年以后，由于實行改革開放政策，我國起重運輸機械行業(yè)的技術水平有了很大提高。主要是增強了成套設備的供應能力，如國內研制的首都機場行季包裝卸袖送系統(tǒng)和旅客登機橋全套設備，與國外合作生產的年產量2000～3000萬t的秦皇島煤炭出口碼頭成套裝卸設備，寶鋼扎40mm無縫鋼管廠、1900mm板坯連軋廠、2030mm冷連軋廠與2050mm熱連軋廠等冶金專

29、用成套起重設備；引進了一批起重運輸機械產品和通用零部件的設計制造技術，如電動萌蘆、帶式輸送機、液壓推桿、液力偶合器、起重電磁鐵等；研制了一批新產品；產品的制造工藝水平普遍有了提高。 </p><p>　　總的來說，我國起重運輸機械行業(yè)經過了四十多年的發(fā)展，目前已經具有一定的生產和研制能力，一部分產品已達國際水平。但就整個起重運輸機械行業(yè)而言，有很大一部分產品的性能和質量還有待提高，提供現(xiàn)代化成套設備的能力還不能滿

30、足社會發(fā)展需要。</p><p>　　我國起重運輸機械行業(yè)今后幾年內的發(fā)展趨勢，主要是：</p><p>　　1)對近幾年來與外國合作生產的成套設備實行國產化；</p><p>　　2)開發(fā)—批國家重點項目和國民經濟各部門急需的品種：</p><p>　　3)對量大面寬的起重運輸機械產品和零部件進行系列更新；</p><p

31、>　　4)采用先進的設計方法和手段，加強對物流(物質資料由供應者向需要者移動)系統(tǒng)的研究；</p><p>　　5)推廣產品制造的先進工藝。</p><p><b>　　2目錄</b></p><p>　　Steel Roll Machinery1</p><p><b>　　摘 要I</b&

32、gt;</p><p>　　AbstractII</p><p><b>　　緒 論I</b></p><p><b>　　目錄I</b></p><p>　　第一章 起升系統(tǒng)計算１</p><p>　　1.1.確定起升機構的傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組１</

33、p><p>　　1.2.選擇鋼絲繩２</p><p>　　1.3.確定滑輪主要尺寸２</p><p>　　1.4.確定卷筒尺寸并驗算３</p><p>　　1.5.選擇電動機６</p><p>　　1.6.驗算電動機發(fā)熱條件７</p><p>　　1.7.選擇減速器８</p>

34、<p>　　1.8.驗算起升速度和實際所需要功率８</p><p>　　1.9.校核減速器輸出軸強度９</p><p>　　1.10.選擇制動器９</p><p>　　1.11.選擇聯(lián)軸器１０</p><p>　　1.12.驗算起動時間１１</p><p>　　1.13.驗算制動時間１１<

35、;/p><p>　　1.14.電動機發(fā)熱驗算１２</p><p>　　1.15.電動機過載驗算１３</p><p>　　1.16.高速浮動軸計算１４</p><p>　　第二章 運行系統(tǒng)計算１６</p><p>　　2.1.確定機構傳動方案１６</p><p>　　2.2.選擇車輪與軌道并

36、驗算其強度１６</p><p>　　2.3.運行阻力計算１７</p><p>　　2.4.選電動機１８</p><p>　　2.5.驗算電動機發(fā)熱條件１８</p><p>　　2.6.選擇減速器１９</p><p>　　2.7.驗算運行速度和實際所需功率１９</p><p>　　2.

37、8.驗算起動時間１９</p><p>　　2.9.按起動工況校核減速器功率２０</p><p>　　2.10.驗算不打滑的條件２０</p><p>　　2.11.選擇制動器２１</p><p>　　2.12.選擇高速軸聯(lián)軸器及制動輪２１</p><p>　　2.13.選擇低速軸聯(lián)軸器２２</p>

38、<p>　　2.14.驗算低速浮動軸強度２２</p><p>　　第三章 吊鉤的計算２４</p><p>　　3.1.確定吊鉤裝置構造方案２４</p><p>　　3.2.選擇吊鉤并驗算２４</p><p>　　3.3.螺母尺寸２７</p><p>　　3.4.推軸承的選擇２７</p&

39、gt;<p>　　3.5.鉤橫軸的計算２７</p><p>　　3.6.滑輪軸計算２８</p><p>　　3.7.拉板的強度驗算２９</p><p>　　3.8.輪軸承的選擇３０</p><p>　　第四章　卷筒部件設計３２</p><p>　　4.1.筒心軸計算３２</p>

40、<p>　　4.2.選擇軸承３４</p><p>　　4.3.繩端固定裝置計算３５</p><p>　　第五章 專題——超載限制器３７</p><p>　　5.1.起重機安全保護裝置３７</p><p>　　5.2.超載限制器３８</p><p>　　5.3.起升載荷限制器３９</p>

41、;<p>　　5.4.電氣式超載限制器４３</p><p>　　5.5.起重力矩限制器４９</p><p>　　5.6.載重力矩限制器５２</p><p>　　第六章 參考文獻６０</p><p><b>　　結束語６０</b></p><p><b>　　設計

42、題目</b></p><p>　　第一章 起升系統(tǒng)計算</p><p>　　1.1.確定起升機構的傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組</p><p>　　1.1 起升機構計算</p><p>　　按照布置宜緊湊的原則，決定采用以下方案，如圖1-1所示，采用雙聯(lián)滑輪組，按Q=50t，查文獻[1]P21，表(I2-2)，取滑輪組倍率a=6，

43、據文獻[1]P20，式(2-7)知：承載繩索分支數Z=2a=12</p><p>　　查文獻[2] P243，表(15-15)，根據Q=50t，取吊鉤組為短鉤型，重量G0=1050公斤。</p><p><b>　　1.2.選擇鋼絲繩</b></p><p>　　據文獻[1] P22式(2-12)：</p><p>　　

44、式中：——滑輪組效率，據文獻[1]P21表(2-3)，若滑輪組采用滾動軸承，滑輪組采用滾動軸承，滑輪組倍率a=6，得h=0.96。</p><p>　　PQ——起升載荷，指起升質量的重力。</p><p>　　PQ=Q+G0=50×103+1050=51×103(kg)</p><p>　　得： <

45、/p><p>　　據文獻[1]P26，式(2-14)</p><p>　　n——鋼絲繩安全系數，據[1]P27，表(2-5)，據工作級別M6知n=6。</p><p>　　K——鋼絲繩捻制折減系數，據[1]P27，表(2-4)，纖維繩芯，K=0.85</p><p>　　得： </p><p>　

46、　據文獻[1]P24知：瓦標吞式斷面充填嚴密，承載能力大，撓性好，是起重機常用的鋼絲繩類型，選瓦林吞式，據文獻[2]P195，表(12-10)，據公斤，選鋼絲繩直徑d=21.5mm，鋼絲繩公稱抗拉強度為170公斤/mm2,繩6W(19)股(1+6+6/6)，繩纖維芯，參考重量為175.5公斤/100mm，鋼絲繩最小破斷拉力為Sb=32050公斤，鋼絲繩標注如下：</p><p>　　21.5NAT6W(1+6+6

47、/6)+NF 1700 ZS 32.05 175.5 GB 1102-74</p><p>　　1.3.確定滑輪主要尺寸</p><p>　　據文獻[1]16 式（12-1）</p><p>　　得： 工作滑輪槽底的直徑D≥(h2-1)d</p><p>　　h2——與機構工作級別和鋼絲繩結構有關的系數，據文獻[

48、1]P17表(2-1)，據工作級別為M0，取h2=22.4</p><p>　　得： (h2-1)d=(22.4-1)×21.5=460.1mm</p><p>　　據文獻[2]P207表(13-2)，據D≥460.1mm，取D=500mm，</p><p>　　據文獻[2]P206式（13-2）</p>&l

49、t;p>　　平衡滑輪： </p><p>　　D平=(0.6～0.8)D=0.7×500=350mm</p><p>　　1.4.確定卷筒尺寸并驗算</p><p>　　據文獻[1]P31知，卷筒的槽底直徑D≥(h1-1)d</p><p>　　h1——與機構工作級別和鋼絲繩結構有關的系數，據文獻[1]P17表(2-1

50、)，據工作級別為M6，取h1=20</p><p>　　得： (h1-1)d=(20-1)×21.5=408.5mm</p><p>　　據文獻[2]P213表(14-2)，根據Q=50t,D≥408.5mm，取D=600mm，</p><p>　　據文獻[1]P33式（2-20）</p><p>&

51、lt;b>　　卷筒長度：</b></p><p>　　H——起升高度，12m=12×103mm</p><p>　　a——滑輪組倍率 a=6</p><p>　　Z0——附加圈數，一般取Z0=1.5～3，此取Z0=2</p><p>　　t——繩圈節(jié)距(mm)，光面卷筒t=d，據文獻［2］P223 表(14-5)，

52、據d=21.5mm，得: t=25mm。</p><p>　　L1——雙聯(lián)卷筒中間不切槽部分的長度，據文獻［2］P213 表(14-2)，據起重量Q=50t，</p><p>　　得: L1=L光=200mm</p><p>　　D0——卷筒直徑，卷筒直徑加上鋼絲繩直徑，D0=D+d=600+21.5=621.5mm。 </p><p&

53、gt;<b>　　得：</b></p><p><b>　　取L=2100mm</b></p><p><b>　　卷筒壁厚:</b></p><p>　　據文獻［1］P34，知：</p><p><b>　　鋼卷筒 δ=d</b></p>

54、<p><b>　　取δ=21.5mm</b></p><p>　　卷筒墻壁壓應力驗算：</p><p>　　3D=3×600=1800mm</p><p><b>　　L=2100mm</b></p><p><b>　　L>3D</b></

55、p><p>　　據文獻［1］P35知，當驗算由彎曲和扭轉產生的復合應力，卷筒受力如圖 </p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　MF——復合力矩(N.m)</p><p>　　MW——卷筒受到的最大彎矩(N.m)</p><p>　　MN——卷筒受到的最大扭矩</p>

56、;<p>　　ω——卷筒抗彎截面系數</p><p>　　D——卷筒槽底直徑D=600mm</p><p>　　D1——卷筒內徑，查文獻［2］P213， 表(14-2)</p><p>　　根據Q=50t 知D1=545mm</p><p>　　［］許用應力，對于鋼卷筒</p><p>　　————鋼的屈

57、服極限，據文獻［2］P437</p><p>　　知：對3號鋼 ［］=2400公斤/厘米2</p><p><b>　　卷筒壁壓應力驗算</b></p><p>　　據文獻［1］P 34 式(2-22)</p><p><b>　　(Mpa)</b></p><p>

58、;　　式中： Smax ——鋼絲繩最大靜拉力</p><p>　　Smax=42718N</p><p><b>　　δ——卷筒壁厚</b></p><p>　　δ=21.5mm=25×10-3m</p><p><b>　　t——卷筒繩槽節(jié)距</b></p><

59、p>　　t=25mm=25×10-3m</p><p>　　得 </p><p>　　————許用壓應力 (Mpa)</p><p><b>　　鋼卷筒</b></p><p>　　得： </p>

60、<p>　　綜上所知：卷筒合適，驗算通過</p><p><b>　　1.5.選擇電動機</b></p><p>　　據文獻［1］P103 式（6-1）</p><p><b>　　式中： </b></p><p>　　PQ——起升載荷，是抬起升重物的重力</p><

61、p>　　PQ=Q+G0=(50000+1050)×9.8=50.029×104(N)</p><p>　　Vn——起升速度 Vn=10m/min</p><p>　　——起升機構的總效率，（包括減速器、卷筒和滑輪組的效率）采用齒輪減速器，一般取=0.90</p><p>　　得: </p>&l

62、t;p>　　橋式起重機的使用工況較接近S3、S4、S5，根據Nj和JC=25%，查文獻［1］P225附表4，初選電動機為三相異步電動機，型號為YZR315M-8，JC=25%，CZ=5J</p><p>　　允許輸出功率N=93.597KW</p><p>　　據文獻［2］，P711，查表(33-1)，據N=93.597KW，選電動機型號為82號，轉速nd=750r/min，據文獻［

63、2］P92，式(8-21)</p><p>　　電動機額定輸出功率Ne</p><p>　　Ne≥K電Nj(KW)</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　K電——系數，據文獻［2］P93，表(8-10)，根據電動機型號為YZR，起重機工作特性為中級起重機，取K電=0.8-0.9，K電=0.85&

64、lt;/p><p>　　得： Ne≥K電Nj</p><p>　　≥0.85×92.64</p><p><b>　　≥78.744KW</b></p><p>　　取: Ne=78.744KW</p><p

65、>　　據文獻［1］P248,附表3，據功率N=93.597KW，N>11KW，取力矩過載系數λ=2.8。據文獻［1］P249，附表4，電動機型號為YZR315M-8知飛輪矩</p><p>　?。跥D2］=34.00 (kg·f·m2)</p><p>　　1.6.驗算電動機發(fā)熱條件</p><p>　　據文獻［1］P104，式(6-

66、3)和式(6-4)，</p><p><b>　　得：</b></p><p>　　式中： ————電動機的轉速（r/min）</p><p><b>　　————卷筒的轉速</b></p><p>　　——-——卷筒的卷繞直徑</p><p>　　=624mm=

67、6.24mm</p><p>　　疲勞基本載荷： </p><p>　　式中： ——動載系數，=1/2(1+)</p><p>　　——起升載荷系數，一般在1-2內</p><p>　　據文獻［1］P13 式(1-11)</p><p>　　=1+0.70Vn=1+0.7×(10/60)

68、=1.1167</p><p>　　=1/2(1+)=1/2(1+1.1167)=1.05833</p><p>　　Me——電動機額定力矩</p><p>　　相對于M4工作級別的功率：</p><p>　　折算成M6時的功率：</p><p>　　Nm6= M4×1.124-6</p>&l

69、t;p>　　=99.057×1.124-6</p><p>　　=78.967(Kw)</p><p><b>　　1.7.選擇減速器</b></p><p>　　據文獻［2］P349，表(21-6)，據nd=750r/min </p><p>　　i'=24.3939, Nm6=78.967

70、KW,初選減速器為ZQH85 ，</p><p>　　得：高速軸許用功率為101KW，公稱傳動比i=25</p><p>　　1.8.驗算起升速度和實際所需要功率</p><p>　　起升速度誤差： </p><p>　　速度誤差一般不超過±4%</p><p>　　因為 ε=-2.4% 所以 在

71、范圍之內</p><p>　　所以減速器速度誤差驗算通過</p><p>　　由文獻［2］P347表(21-5)，知減速器高速軸輸出端直徑d=90mm L=135mm</p><p>　　1.9.校核減速器輸出軸強度</p><p>　　據文獻［2］P100，式（8-35）</p><p><b>　　最大

72、徑向力：</b></p><p>　　式中:G筒——卷筒重量，文獻［3］P236表14，估計為G＝22523N</p><p>　?。跼］——減速器輸出軸容評最大徑向載荷，根據文獻［2］P353，據減速器型號為ZQH85，nd=750r/min</p><p>　　取 [R]=10600公斤=103880N</p><p>　　所

73、以：Pmax=53979N<[R]=103880N</p><p>　　由文獻［2］P100，式8-36：</p><p>　　最大力矩： =(0.7～0.8)</p><p><b>　　.</b></p><p>　　——電動機最大力矩倍數，==2.8</p>

74、<p>　　——文獻［2］P94，電動機額定力矩</p><p>　　——減速器傳動效率，文獻［2］P92表(8-9)，對圓柱齒輪減速器傳動 =0.95</p><p>　　Mmax=0.7×2.8×1192.42578×2.5×0.95=55507.42(N.m)</p><p>　　[M]——減速器輸出軸允許最

75、大扭矩，據文獻［2］P349，據減速器型號為ZQH85，</p><p>　　N=750r/min.得：［M］=10940公斤.米=107212N.m</p><p>　　綜上所述，所選減速器能滿足工求。</p><p>　　1.10.選擇制動器</p><p>　　據文獻［1］P106 式（6-9）</p><p>

76、<b>　　式中:減速器傳動比</b></p><p>　　起升機構的總效率，，為減速器的效率</p><p><b>　　得： </b></p><p>　　由文獻［1］P109 式（6-29） </p><p>　　Kz——制動安全系數，一般取Kz=1.5，</p><

77、;p>　　Mez——所選制動器能額定制動力矩（N.m）</p><p>　　由文獻［2］P300 表(18-9)，據，初選制動器型號為JCZ—400/45,其，制動輪直徑D=400mm，重量G=174公斤，</p><p>　　1.11.選擇聯(lián)軸器</p><p>　　聯(lián)軸器由文獻［1］P110 式(6-31)， 式(6-32)</p><

78、;p>　　n——聯(lián)軸器安全系數，對起升機構，n=1.5</p><p>　　——剛性動載系數，=12～2.0，取=1.5</p><p>　　——相應于jc值的電動機額定力矩換算到該聯(lián)軸器上的力矩</p><p>　　由文獻［2］P281表（17－5），</p><p><b>　　由</b></p>

79、<p>　　由，選聯(lián)軸器型號為CL3，帶制動輪D=300mm的齒輪聯(lián)軸器，連接減速器與浮動軸允許的最大扭矩為315公斤.米=0.42公斤.米2，選一個半齒輪聯(lián)軸器聯(lián)接電動機與浮動軸，由文獻［2］P282，表（17－6），選聯(lián)軸器型號為CLZ3，允許的最大扭矩為315公斤.米，JL2=0.1085kg.㎡ ,浮動軸直徑為d=45mm,L=85mm</p><p>　　1.12.驗算起動時間</p&

80、gt;<p>　　由文獻［1］P108 式(6－20)</p><p>　　C——由文獻［1］可知 (P107) ：C=0.105</p><p>　　［J］——滿載起升時換算到電動機軸上的總轉動慣量，</p><p>　　+(1.1～1.2)J1</p><p>　　J1——高速軸上各旋轉零件轉動慣量的總和J1=Jd+JL&l

81、t;/p><p>　　Jd——電動機轉子的轉動慣量，由［1］P108</p><p>　　知： Jd=</p><p>　　J1——Jd+JL=8.5+0.45+0.1085=9.055(kg,㎡)</p><p>　　Mq——電動機的平均起動力矩由［1］P106表（6—3）知三相交流繞線型 Mq=1.8

82、Me</p><p>　　電動機的平均起動力矩，由文獻[2]P24 </p><p>　　得： </p><p>　　由文獻［1］P106 式（6—9）</p><p>　　1.13.驗算制動時間</p><p>　　根據文獻[1] P106 式（6-9）</p><p>

83、;　　根據文獻[1]108 式（6-22）</p><p><b>　　[]=</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　[]—————平均速度，根據文獻[1]表6-4又起重機的用途及種類一般加工車間，選平均加速度為0.2m/</p><p>　　由文獻［2］P99，

84、式（8—32），知：</p><p>　　————起升載荷，Q=50000+1050=51050公斤</p><p>　　V——計及其他傳動件飛輪矩影響的系數換算到電動機上可取K=1.15</p><p>　　Mz——制動器動力矩，由以前計算</p><p>　　知： Mz=16000公斤.厘米=160公斤.米&

85、lt;/p><p>　　1.14.電動機發(fā)熱驗算</p><p>　　Mjz=932.605N.m=95.163775公斤.米</p><p>　　由文獻[1]P109 式(6-30)知：</p><p><b>　　由以前可知：</b></p><p>　　綜上所述，制動器所選合適</p>

86、;<p>　　由文獻[1]P105 式(6-5)：</p><p>　　G——穩(wěn)態(tài)，負載平均系數，據文獻［1］P103表(6-1)，由用途及起重機形式中知G=G2，又由文獻［1］P105表(6-2)</p><p><b>　　知:G2=0.8，</b></p><p><b>　　即:G=0.8</b>&l

87、t;/p><p>　　Z——電動機系數 Z=1</p><p><b>　　因允許輸出功率 </b></p><p><b>　　因</b></p><p><b>　　∴驗算通過</b></p><p><b>　　電動機發(fā)熱利用率</b&

88、gt;</p><p>　　1.15.電動機過載驗算</p><p>　　由文獻［1］P105</p><p><b>　　式(6-6)</b></p><p>　　H——系數，繞線型異步電動機取H=2.1</p><p>　　λ——基準工作制時，電動機力矩允許過載語數的課證值，</p>

89、;<p><b>　　由以前計算可</b></p><p><b>　　知：λ=2.8</b></p><p>　　Ne——基準工作制時，</p><p><b>　　計算中知:</b></p><p>　　∵Ne>Ne ∴過載驗算通過</p>

90、;<p>　　綜上可知，電動機驗算通過</p><p>　　1.16.高速浮動軸計算</p><p><b>　　1)疲勞驗算</b></p><p>　　由前面電動機計算中知疲勞基本載荷為：</p><p>　　Mmax=1261.3199N.m d=45mm</p><p>

91、;　　由文獻［2］P79，</p><p>　　知: 扭轉應力：</p><p>　　軸材料用45號鋼，b=600Mpa s=300Mpa</p><p>　　彎曲應力： -1=0.27×(b+s)=243Mpa</p><p>　　扭轉應力： </p><p

92、>　　軸受脈動值環(huán)的許用扭轉應力： </p><p>　　式中： </p><p>　　Kx——與零件幾何形狀有關，Kx=1.75</p><p>　　Km——與零件表面加工光潔度有關，Km=1.25</p><p>　　——考慮材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數，取y=0.2</p><p&

93、gt;　　n1——安全系數，n1=1.25</p><p>　　2)強度計算，軸所受最大轉矩</p><p>　　最大扭轉應為 </p><p>　　許用扭轉應為 </p><p><b>　　∵</b></p><p><b>　　∴強度計算通過</b>

94、</p><p>　　浮動軸的構造如圖（1-16.1）中間軸徑:</p><p>　　d1=d+(5～10)=45+(5～10)=50～55mm，取d1=55mm。</p><p>　　第二章 運行系統(tǒng)計算</p><p>　　2.1.確定機構傳動方案</p><p>　　小車運行機構計算經比較后，確定采用如圖2-1所

95、示的傳動方案。</p><p>　　2.2.選擇車輪與軌道并驗算其強度</p><p>　　車輪最大輪壓：小車質量后計取G= 4000kg</p><p>　　輪壓均布： Pmax=1/4(Q+G)=1/4(10000+4000)=3500kg=35000N</p><p>　　車輪最小輪壓： Pmin=1/4G=1/4×4000=

96、10000</p><p><b>　　N</b></p><p>　　由文獻［3］P239附表17知：</p><p>　　運行速度40.8m/min<60m/min,Q/G=50000/10000=5>1.6</p><p>　　工作級別為中級時，車輪直徑取D=350mm，軌道型號為18kg/m，(P18

97、)的許用輪壓為3.49t≈Pmax=3.5t</p><p>　　根據GB4628-84規(guī)定，由小車直徑系列值初選車輪直徑DC=315mm</p><p>　　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，車輪疲勞計算載荷</p><p><b>　　車輪材料，</b></p><p>　　取:

98、 ZG340-60，S=340Mpa,b=640Mpa.</p><p>　　由文獻［1］P64 式(4-12) ：線接觸疲勞強度計算：</p><p><b>　　(N)</b></p><p>　　C1——轉速系數 </p><p>　　由文獻［1］P64 表(4-4)，取C1=0

99、.96</p><p>　　C2——運行機構工作級別系數，由[1]表5-4，由M5取C2=1</p><p>　　K1——與車輪材料有關的許用線接觸應力常數，由b=640Mpa，由文獻［1］P64表4-6取K1=6.0</p><p>　　L——車輪與軌道有效接觸長度 由文獻［3］P246 附表(2-2)，軌道P43，取L=b=46mm</p><

100、;p><b>　　=</b></p><p>　　因 為 PC< 所以，線接觸時疲勞強度合適。</p><p>　　點接觸疲勞強度計算：</p><p>　　由文獻［1］P65 式(4-13)：</p><p>　　式中： （N）</p><p&

101、gt;　　K2——與車輪有關的點接觸應力常數，由文獻［1］P64表(4-6)，取K2=0.181</p><p>　　R——曲率半徑，車輪半徑r1=D/2=157.5mm，由文獻［2］P246 附表22，則軌道P43知 r2=A=90mm，取R=157.5mm。</p><p>　　m——由軌道頂向曲率半徑與車輪半徑之比（r/R）所確定的系數r/R=140/250=0.56,由文獻［1］P

102、65表（4-7），取m=0.4，</p><p>　　因為 >PC 所以點接觸強度驗算通過</p><p>　　綜上所知，車輪與軌道合適。</p><p>　　2.3.運行阻力計算</p><p>　　由文獻［3］P81 摩擦阻力矩：</p><p>　　d——由文獻［3］P242 附錄19知小車車輪組主動車輪組

103、中Φ315知軸承型號為7518，由文獻［4］P209得內徑d=90mm，外徑D=157.5mm，平均值</p><p>　　k——滾動磨擦系數，由表7-1~7-3，知k=0.0005mm</p><p>　　u——車輪軸承的摩擦系數，u=0.02</p><p>　　β——附加摩擦阻力系數，由文獻［1］P114知β=2.0.</p><p>

104、　　Mm=(1000+4000)(0.0005+0.02×0.125/2)×2=490N.m</p><p>　　運行摩擦阻力： </p><p><b>　　當無載時：</b></p><p><b>　　2.4.選電動機</b></p><p><b>　

105、　電動機靜功率： </b></p><p>　　Pj= Pm=888.9N</p><p>　　m——電動機個數 m=1</p><p>　　初選電動機功率： N=KdNj=1.15×2.59=2.98KW</p><p>　　Kd——電動機功率增大系數，由［1］表（7-6），由運行速度為40.18m/min，滑

106、動軸承取Kd=1.15，由附表30選電動機型號為JZR2-12-6，Ne=3.5KW, n1=910r/min,(GD2)d=0.142kg·m2,電動機質量Gd=80kg</p><p>　　2.5.驗算電動機發(fā)熱條件</p><p>　　由文獻［2］P95式8-26a： </p><p>　　——由文獻［3］P96表（8-14）知機構t起/ t2值大

107、約為0.3-0.4，據文獻［3］P97圖（8-36），求出V25=0.88，N25=0.75×1.12×2.59=2.18KW</p><p>　　N25=2.18KW<Ne=3.5KW</p><p>　　所以電動機發(fā)熱校核通過。</p><p><b>　　2.6.選擇減速器</b></p><

108、p>　　車輪轉速: </p><p>　　機構傳動比： </p><p>　　由文獻［3］P275附表40選用ZSC-400-I-2減速器，I=22.4，［N］中級=2.8KW，輸入軸轉速為1000r/min,Nx<［N］中級。</p><p>　　2.7.驗算運行速度和實際所需功率</p><

109、p><b>　　運行速度誤差：</b></p><p><b>　　合適。</b></p><p>　　實際所需電動機等效功率</p><p>　　2.8.驗算起動時間</p><p><b>　　起動時間： </b></p><p>　　m—

110、—由電動機個數，m=1</p><p>　　滿載運行時折算到電動機上的運行靜阻力矩，</p><p>　　空載運行時折算到電動機上的運行靜阻力矩</p><p>　　初步估算制動輪和聯(lián)軸器的飛輪矩為：(GD2) +(GD2)Z=0.26kg·m2</p><p>　　機構總飛輪矩： C×(GD2)L=1.45×

111、(0.142+0.26)=0.466 kg·m2</p><p><b>　　滿載起動時間：</b></p><p><b>　　空載起動時間： </b></p><p>　　由[1]表7-6查得，當Vc=45m/min=0.75m/s時，[tp]推薦值為5.5S，tp(Q=Q)<[tp],故所選電動機能

112、滿足快速起動要求</p><p>　　2.9.按起動工況校核減速器功率</p><p>　　起動狀況減速器的功率：</p><p><b>　　×</b></p><p>　　式中： 為計算載荷</p><p>　　m’——運行機構中，同一級傳動的減速器個數m’=

113、1</p><p>　　所以減速器 ［N］中=2.8KW〈N</p><p>　　所以減速器過載能力較強合適。</p><p>　　2.10.驗算不打滑的條件</p><p>　　因室內使用，故不計風阻力及坡度阻力矩，只驗算空載及滿載運動時兩種工況，空載起時主動車輪與軌道接觸處的圓周切向力：</p><p

114、>　　式中：P1——所有主動車輪輪壓之和</p><p>　　P2——所有從動車輪輪壓之和</p><p>　　k、u、d、β——同運行阻力計算中取值一樣</p><p>　　車輪與軌道的粘著力：</p><p>　　f——粘度系數：由文獻［1］P170知:f=Φ=0.15</p><p>　　滿載起動時，主動車

115、輪與軌道接觸處的周圍切力</p><p>　　車輪與軌道的粘著力： F(Q=0)=P1f=</p><p>　　所以不會打滑，所以電動機合適。</p><p>　　2.11.選擇制動器</p><p>　　由［1］查知：對小車，3～4秒，取，因此，所需制動力矩</p><p>　　m——電動機個數，m=1</p

116、><p>　　c.［GD2］.k.u.d.β——同前面計算中的取值，</p><p>　　由文獻P237［3］附表15，選用YWZS200/23，考慮到所取制動時間與其制動時間4.89s，相差不大，故略去制動不打滑條件的驗算。</p><p>　　2.12.選擇高速軸聯(lián)軸器及制動輪</p><p>　　高速軸聯(lián)器計算轉矩：</p>

117、<p>　　式中:n——聯(lián)軸器安全系數，n=1.35</p><p>　　剛性動載系數，由文獻［1］P110可知：</p><p>　　由文獻［3］P261附表31查電動機JZR2—12－6，兩端伸出端軸為圓柱形，</p><p>　　d=35㎜, L=80㎜, 由文獻［3］P272，附表37，減速器ZSC—400查出高速軸</p><

118、p>　　d=30㎜, L=55㎜, 由文獻［3］P276，附表41，送出GICL鼓型齒式聯(lián)軸器，主動端d1=30㎜, L=55㎜，公稱轉矩，Tn=630N.m>Mc=56.1N.m，飛輪矩，</p><p>　　(GD2)2=0.09kg.㎡, 質量GL=5.9Kg</p><p>　　高速軸端制動輪：根據制動器為YWEs200/23 由文獻［3］P238附表16 選制功能直徑

119、Dz=200㎜ ，圓柱形軸孔d=35㎜, L=80㎜，飛輪矩(GD2) =0.2kg, 質量GD=10 kg</p><p>　　以一聯(lián)軸器為制動輪飛輪矩之和：</p><p>　　(GD2)2+(GD2)z=0.209 kg.㎡</p><p>　　與原估計0.26kg.㎡基本相等，故以上計算不需修改</p><p>　　2.13.選擇低速

120、軸聯(lián)軸器</p><p>　　低速軸聯(lián)軸器計算轉矩：可由前節(jié)的計算轉矩Me，求出:</p><p>　　由附表42，選用兩個GICLZ5鼓形齒輪聯(lián)軸器，主動端</p><p>　　d1=60㎜, L=85㎜，從動端d1=65㎜, L=85㎜</p><p>　　由前節(jié)已選定車輪直徑Dc=315㎜ ，由文獻［3］P242附表19，ф350車輪組

121、，取車輪安裝聯(lián)軸器處直徑d=65㎜, L=85㎜，同樣選兩個GICLZ5鼓形出輪聯(lián)軸器，主動端：d1=60㎜, L=85㎜，從主動端：d2=65㎜, L=85㎜</p><p>　　2.14.驗算低速浮動軸強度</p><p>　　(1)疲勞驗算：由文獻［2］運行機構疲勞計算其中載荷：</p><p>　　由前節(jié)已選定浮動軸直徑d=60㎜,其扭轉應力，</p&

122、gt;<p>　　式中：.i.—— 同前取值一樣</p><p>　　浮動軸的載荷變化時稱循環(huán)，材料仍選用45鋼，由起升機構高速浮動軸計算：得： </p><p>　　式中: 與起升機構取值相同。</p><p><b>　　，通過</b></p><p>　　(

123、2)驗算強度：由文獻［2］運行機構工作最大載荷</p><p>　　式中: ——與 彈性振動力矩勁大系數，對突然起動機構：=1.5～1.7，取=1.6，——同前</p><p>　　最大扭轉應力： </p><p>　　許用扭轉應力： </p><p>　　式中：同前面計算中取值一樣浮動軸直徑：</p>

124、<p>　　d1=d+(5～10)=60+(5～10)=65～70</p><p><b>　　取d=70㎜</b></p><p>　　第三章 吊鉤的計算</p><p>　　3.1.確定吊鉤裝置構造方案</p><p><b>　　受力分析：</b></p><

125、;p>　　1點：拉應力+彎曲拉應力</p><p>　　2點：拉應力+彎曲壓應力</p><p>　　3點：剪應力+拉應力+彎曲拉應力</p><p>　　4點：剪應力+拉應力+彎曲壓應力</p><p>　　已知吊鉤裝置用于六倍率雙聯(lián)滑輪組，所以，可以采用長型短鉤的構造方案，選用吊鉤材料為20號鋼，尺寸由文獻［2］P238 表(15-

126、10)，如圖（3-1.1）所示</p><p>　　3.2.選擇吊鉤并驗算</p><p>　　2.1吊鉤軸勁螺紋處拉伸應力：</p><p>　　由文獻［2］P238，表(15-10)，知：Q=50t時，螺紋為T140×6，則螺紋處拉伸應力： </p><p>　　式中：——由文獻［2］P225知：=</