課程設(shè)計橋式起重機

橋式起重機課程設(shè)計一.起重機設(shè)計的總體方案本次起重機設(shè)計的主要參數(shù)如下：起重量10t, 跨度15m, 起上升度為7m，起升速度7m/min起重機的介紹主梁15m，是由上、下蓋板和兩塊垂直的腹板組成封閉箱形截面實6mm10mm，主梁上的走臺的寬度取決于端梁的長度和達成運行機構(gòu)的平面尺寸，主梁跨度中部高度取H=L/17，主梁和端梁承受搭接形式，主梁和端梁連接處的高取起重機的介紹主梁15m，是由上、下蓋板和兩塊垂直的腹板組成封閉箱形截面實6mm10mm，主梁上的走臺的寬度取決于端梁的長度和達成運行機構(gòu)的平面尺寸，主梁跨度中部高度取H=L/17，主梁和端梁承受搭接形式，主梁和端梁連接處的高取H0=0.4-0.6H，腹板的穩(wěn)定性有橫向加勁板和縱向加勁條或者角鋼來維持，縱向加勁條的焊接承受連續(xù)點焊，主梁翼緣板和腹板的焊接承受貼角焊縫，主梁通常會產(chǎn)生下?lián)献冃危庸ず脱b配時承受預(yù)制上拱。大車的設(shè)計一．設(shè)計的根本原則和要求進展，一般的設(shè)計步驟：確定橋架構(gòu)造的形式和大車運行機構(gòu)的傳方式布置橋架的構(gòu)造尺寸安排大車運行機構(gòu)的具體位置和尺寸對大車運行機構(gòu)設(shè)計的根本要求是：機構(gòu)要緊湊，重量要輕和橋架協(xié)作要適宜，這樣橋架設(shè)計簡潔，機構(gòu)好布置盡量減輕主梁的扭轉(zhuǎn)載荷，不影響橋架剛度修理檢修便利，機構(gòu)布置合理二．大車運行機構(gòu)具體布置大車運行機構(gòu)的零部件時應(yīng)當(dāng)留意以幾點：之后向下?lián)锨?，機構(gòu)零部件在橋架上的安裝可能不格外準(zhǔn)確，所以假設(shè)單從保持機構(gòu)的運動性能和補償安裝的不準(zhǔn)確性著眼，但凡靠近電動機、減速器和車輪的軸，最好都用浮動軸。盡量靠近端梁，使端梁能直接支撐一局部零部件的重量。的條件下，使安裝運行機構(gòu)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(shè)計和制造便利。動能的作用。小車的設(shè)計：小車主要有起升構(gòu)造、運行構(gòu)造和小車架組成。圓柱齒輪傳動。帶浮動的半齒聯(lián)軸器的連接方式。小車架的設(shè)計，承受粗略的計算方法，靠現(xiàn)有資料和閱歷來進展，承受鋼板沖壓成型的型鋼來代替原來的焊接橫梁。特征端梁的設(shè)計：件。端梁局部是有仇車輪組合端梁架組成，端梁局部主要有上蓋板，腹板和下蓋有加強筋，以保證端梁架受載后的穩(wěn)定性。梁端的主要尺寸是依據(jù)主梁的跨度，大車的輪距和小車的軌距來確定的；大車的運行承受分別傳動的方案。在裝配起重機的時候，先將梁端的一段與其中的一根主梁連接在一起，然后再將梁端的兩段接連起來。總體構(gòu)造示意圖二．機構(gòu)計算〔關(guān)鍵件〕一〕確定起升機構(gòu)的傳動方案<如圖一>，選擇大車。圖一大車運行構(gòu)造圖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-低俗浮動軸 8-聯(lián)軸器 二〕根本分兩類傳動的方案本設(shè)計承受分別傳動的方案。三〕車輪與軌道的選擇，強度的驗算滿載時的最大輪壓：G-GxcP=

QGxc

Lemax=

4 2 L168-4010040151.54 2 15=95KN空載時最大輪壓：G-Gxc Gxc LeP‘ = max 4

2 L168-40=

40151.54 2 15=50KN.空載時最小輪壓：G-Gxc Gxc eP‘ = min 4 2 L168-40 40 1.5= 4 215=34KNe=1.5m載荷率：Q/G=100/168=0.595由計算選擇車輪：當(dāng)運行速度為V=60-85m/min，Q/G=0.595dcD=500mm，P150KN。c 381〕.疲乏強度的計算疲乏強度計算時的等效載荷：d 2ΦΦ=0.62 2車論的計算輪壓：P=K·r·Pj CI d=1.05×0.89×77000=71957N式中：P—車輪的等效輪壓dP=G-GxcQdGxcL1.5d 4 2 L=168-406040151.54 2 15=77000Nr—Q/G=0.357，r=0.89dKV=1.5m/s，K=1.05c1 c12123PjDc r=4000j37195737195721250 30=14563Kg/cm2 =145630N/cm2j式中r-軌頂弧形半徑，由查得r=300mm，對于車輪材料ZG55II，當(dāng)HB>320時，[]=160000-202300N/cm2，因此滿足疲乏強度計算。jd2〕.強度校核最大輪壓的計算：P =K·Pjmax

max=1.1×95600=105160N

-沖擊系數(shù)，載荷K

=1.1cII cII按點接觸狀況進展強度校核的接觸應(yīng)力：3Pjmax3Pjmax212Dc rjmax2212310516050 30=15353Kg/cm2 =153530N/cm2jmaxZG55II，查得，HB>320

]=240000-300000N/cm2，jjmax

<[]j運行阻力計算摩擦總阻力距Mm=β〔Q+G〔K+μ*d/2〕由D=500mm22220K，軸承內(nèi)徑和外徑的平均值為：c〔100+180〕/2=140mm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(dāng)滿載時的運行阻力矩：M

=(Q+G)(+d)=1.5〔100000+168000〕×〔0.0006+0.02m〔Q=Q〕

m(Q=Q) 2×0.14/2〕=804N·m運行摩擦阻力：P =Mm(QQ)=804m〔Q=Q〕

Dc 0.52 2=3216NM =β×G×〔K+μd/2〕m〔Q=0〕=1.5×168000×〔0.0006+0.02×0.14/2〕=504NP =M /〔Dc/2〕m〔Q=0〕

m〔Q=0〕=504×2/0.5=2023N四〕電動機的選擇N=P·V/〔60·m· 〕j j dc=3216×85/60/0.95/2=2.40KW式中P=P —滿載運行時的靜阻力j m〔Q=Q〕(P =2023N)m〔Q=0〕m=2初選電動機功率：N=K*N=1.3*2.40=3.12KWd j式中K-電動機功率增大系數(shù)，由查得K=1.3d dYR160M-8Ne=4KWn=705rm〔GD2=0.567kgm2，電動機1G=160kgd驗算電動機的發(fā)熱功率條件等效功率：=K25·r·Nj=0.75×1.3×2.40=2.34KWK25—工作類型系數(shù)，由表查得當(dāng)JC%=25時，K25=0.75rtq/tg=0.25，估得r=1.3選擇電動機：YR160M-8減速器的選擇nc=Vdc/〔π·Dc〕=85/3.14/0.5=54.1rpm機構(gòu)傳動比：i。=n1/nc=705/54.1=13.0ZLZ-160-12.5-IVi‘=12.5；[N]=9.1KW，當(dāng)輸入轉(zhuǎn)速為。Nj<[N]中級。(電動機發(fā)熱條件通過,減速器：ZLZ-160-12.5-IV)起動時間：n1

(QG)D2T= mc(GD2) Cp 375(mMqMj)

/ 0

n=705rpm1m=2M=1.5×975×N/nq 1=1.5×975×4/705=82.9N·m滿載時運行靜阻力矩：MM =m(QQ)j〔Q=Q〕=

i/0804 =67.7N·m12.50.95空載運行時靜阻力矩：MM =m(Q0)j〔Q=0〕=

i/0504 =42.4N·m12.50.95初步估算高速軸上聯(lián)軸器的飛輪矩：(GD2)+(GD2)=0.78N·mZL L機構(gòu)總飛輪矩:(GD2)=(GD2)+(GD2)+(GD2)1 ZL L d=5.67+0.78=6.45N·m滿載起動時間:n1 (QG)D2t = mc(GD2) Cq(QQ)

375(mMqMj)

/ i/20= 705 21.156.45(100000168000)0.2512.512.50.95 =8.91s空載啟動時間:n1 (QG)D2t = mc(GD2)

C=q(Q0)

375(mMqMj)

/ 0

705375(282.967.7)

21.156.45

=5.7s起動時間在允許范圍內(nèi)。起開工況下校核減速器功率起開工況下減速器傳遞的功率:N=pd

v/dc

QG v/dcd j g

g

q(QQ)

88.56 =7746.2N10 8.91運行機構(gòu)中,同一級傳動減速器的個數(shù),m/=2.N=7746.288.56=5.89KW0.952[N]五．制動器的選擇tz=5s

=9.1KW>N,故所選減速器功率適宜。中級,Q=0,得:1

n GD2 Mz= M/

1 mc(GD2) C m 式中

375t z

1 0

(pM/

p

)Dcj 0= 212.5=-19.2N·mPp=0.002G=168000×0.002=336NDc2P (dDc2min

2168000(0.00060.020.14)= 2 =1344N0.52M=2 制動器臺數(shù).兩套驅(qū)動裝置工作1 705 168002 Mz= 19.2 21.150.645 0.952 12.52 =41.2N·mM=200N·m，為避開3.5N·m1.機構(gòu)高速軸上的計算扭矩：M/=Mnjs I

=110.6×1.4=154.8N·m式中M—連軸器的等效力矩.IM= M =2×55.3=110.6N·mI 1 el—等效系數(shù)取1

=2 查表M=9.75*4000=55.3N·mel 705Y160M1-8,,d=48mm,L=110mm;1ZLZ-160-12.5-ivd=32mm,l=58mm,故在靠電機端選聯(lián)軸器ZLL〔d=40mm;[M]=630N·m,(GD2)=0.063Kg·m,G=12.6Kg〕；2 I ZL在靠近減速器端，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;[M]=630N·m,(GD2=0.015Kg·m,G=8.6Kg.I L高速軸上轉(zhuǎn)動零件的飛輪矩之和為：(GD2)+(GD2)=0.063+0.015=0.078Kg·mZL L2.低速軸的計算扭矩：M””js

M”js

i”0=154.8×15.75×0.95=2316.2N·m浮動軸的驗算1〕.疲乏強度的計算低速浮動軸的等效力矩：M=ΨMiI 1?el?=1.4×55.3×12.5×0.95=919.4Nm?ΨΨ=1.41 1由上節(jié)已取得浮動軸端直徑D=60mm，故其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為：

91940 2128N/cm2n W 0.263由于浮動軸載荷變化為循環(huán)〔由于浮動軸在運行過程中正反轉(zhuǎn)矩一樣以許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為：1k

k

1 13200n 1.921.4I=4910N/cm245=60000N/cm2=30000N/cm2,則=0.22=0.22b s -1 b×60000=13200N/cm2；=0.6=0.6×30000=18000N/cm2s sK=KK=1.6×1.2=1.92xm考慮零件的幾何外形外表狀況的應(yīng)力集中系，K=1.2，n=1.4—安全系數(shù)，m I查得<[ ]故疲乏強度驗算通過。數(shù)K=1.6n -1k x計算強度扭矩：M=ΨMimax

2?el?=2.5×55.3×12.5×0.95=1641.7Nm?ΨΨ=2.52 2扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：MII

164170 =3800N/cm2W 0.263許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力：II

SnII

18000 1.4

12860N/cm2<[II高速軸所受扭矩雖比低速軸小，但強度還是足夠，故高速軸驗算省去七．緩沖器的選擇碰撞時起重機的動能Gv2W= 0動 2gG=168000+100000×0.1=178000NV=〔0.3～0.7〕V0 0 dx10m/s2=

Gv20

178000552動 2g 210=5006.25Nm緩沖行程內(nèi)由運行阻力和制動力消耗的功W=〔P+P〕S阻 摩 制

—運行阻力，其最小值為摩P=Gf =178000×0.008=1424Nmin 0min

=0.0080min 0min度計算

P—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制

=17800×0.55=9790N制 g

maxa制max

=0.55m/s2

S=140mm=〔1424+9790〕×0.14=1569.96Nm阻緩沖器的緩沖容量一個緩沖器要吸取的能量也就是緩沖器應(yīng)當(dāng)具有的緩沖容量為：W -WW 動 緩 n=5006.25-1569.96=3436.29Nm式中n—緩沖器的個數(shù)取n=1D=120mm，d=30mm三．小車運行機構(gòu)經(jīng)比較過后，確定承受如以下圖的傳動方案1- 電動機2-制動器3-立式減速器4-車輪5-半齒輪聯(lián)軸器6-浮動軸7-全齒輪聯(lián)軸器四．滑輪組吊鉤組一〕起升構(gòu)造的傳動方案1.依據(jù)使用場合，選構(gòu)造形式為637S(線接觸鋼絲繩，纖維芯)室內(nèi)工作的橋式起重機，選用右交互捻鋼絲繩，通常為B級鍍鋅承受最小安全系數(shù)法：Fo)運動繩，n=5.6；Fo—鋼絲繩破斷拉力；dmin=C

3=0.098 28460.4=16.517.C= n =

5.60.098k”t 0.331770最大工作靜拉力：Sm

XP

0.5160

=28460.4Naz 30.980.986dmin—鋼絲繩最小直徑，mm；S—鋼絲繩最大工作靜拉力，N；C—3-2mm/N1/2纖維芯鋼絲繩=0.33；鋼絲繩公稱抗拉強度選用中間值?。?1770N/ 選d=18mm, =1770N/ ,Fo=169000N〔4〕：18637S-FCBZS169(一) 滑輪、卷筒尺寸、卷筒轉(zhuǎn)速的計算滑輪〔1〕D=hd=22.418=403.2mmh—滑輪的卷繞直徑與鋼絲繩直徑的比值，查表3-5，M6，滑輪h=22.4，卷筒h1=20,P45;d—鋼絲繩直徑，d=18mm;取滑輪的卷繞直徑為500mm，滑輪的槽底直徑為Do=482mm(2) 滑 輪 槽 形 狀 及 尺 寸d>1718,R=10,H=30,B1=53,E1=38,R1=18,R2=15,R3=3,R4=5.M=12,C=1.5,S=12鑄造滑輪組，ZG270-500鑄鋼鑄造，軋制滑輪：低碳鋼Q235 3卷筒承受雙聯(lián)卷筒：卷繞直徑：D=hd=2018=360mm3-5，M6，h=20Do=630mm,3-10，P49。卷筒繩槽尺寸。卷筒選取標(biāo)準(zhǔn)槽d=18mm,p1=20mm