畢業(yè)設(shè)計（論文）5噸“L”型支腿 箱形單主梁門式起重機設(shè)計

1、畢 業(yè) 設(shè) 計（論文）說 明 書課題：5噸“l(fā)”型支腿 箱形單主梁門式起重機設(shè)計專 業(yè) 機械設(shè)計制造及其自動化班 級 機械0231 學(xué) 號 19 姓 名 指導(dǎo)教師 完成日期： 2007年 3 月至2007年 6 月湖南冶金職業(yè)技術(shù)學(xué)院機械工程系 湖南冶金職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文）總成績單學(xué) 生姓 名專業(yè)機械設(shè)計制造及其自動化班級機械0231學(xué)號19畢業(yè)設(shè)計題目5噸“l(fā)”型支腿 箱形單主梁門式起重機設(shè)計序號項 目 名 稱成績比例（%）簽 名1指導(dǎo)教師評定502答辯委員會評定50系（部）審核總 成 績（蓋章）年 月 日湖南冶金職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文）指 導(dǎo) 教 師 意 見 書學(xué) 生姓 名專業(yè)

2、機械設(shè)計制造及其自動化班級機械0231學(xué)號19畢業(yè)設(shè)計題 目5噸“l(fā)”型支腿 箱形單主梁門式起重機設(shè)計 評 語 指導(dǎo)教師： （簽名） 年 月 日湖南冶金職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文）任務(wù)書學(xué) 生姓 名專業(yè)機械設(shè)計制造及其自動化班級機械0231學(xué)號19畢業(yè)設(shè)計題 目5噸“l(fā)”型支腿 箱形單主梁門式起重機設(shè)計要求完成的主要工作量1張手繪小車裝配圖1張手繪卷筒裝配圖1張cad小車裝配圖1張cad卷筒裝配圖3張cad零件圖1份設(shè)計說明書畢業(yè)設(shè)計(論文)完成日期從 年 月 日 至 年 月 日指導(dǎo)教師(簽 名)教研室主任(簽 名)系（部）審核： （簽章）湖南冶金職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文）答辯表學(xué) 生姓 名

3、專業(yè)機械設(shè)計制造及其自動化班級機械0231學(xué)號19畢業(yè)設(shè)計題目5噸“l(fā)”型支腿 箱形單主梁門式起重機設(shè)計主答辯委員答辯時間 年 月 日(上、下午)向?qū)W生提出的主要問題前言隨著社會的發(fā)展進(jìn)步,建設(shè)創(chuàng)新型國家,培養(yǎng)創(chuàng)新型人才已經(jīng)越來越成為一個非常迫切的任務(wù).畢業(yè)設(shè)計作為我們大專學(xué)生在校學(xué)習(xí)的最后一個教學(xué)環(huán)節(jié),搞好畢業(yè)設(shè)計工作,不斷提高畢業(yè)質(zhì)量,也成為了培養(yǎng)學(xué)生成材的一個重要環(huán)節(jié).大專生畢業(yè)設(shè)計即是一種創(chuàng)新研究的嘗試. 起重機機械主要用于裝卸和搬運物料,不僅廣泛用于工廠 港口建筑工地等生產(chǎn)領(lǐng)域,通過起重機吊鉤或其他吊具的起升,下降及移動完成各物品的裝卸和移動,使用起重機能減輕工人勞動強度,提高勞動生

4、產(chǎn)率,甚至完成人們無法直接完成的某些工作. 由于本人是第一次單獨完成這項復(fù)雜的工作,其結(jié)論必有許多不足之處,望老師們能給予批評指正,我將積極改正并予以誠摯的感謝! 編 者 2007 年 6 月畢業(yè)設(shè)計題目及原始數(shù)據(jù)題號起重量跨度工作級別起升高度起升速度小車運行速度大車運行速度25t25.5a71215(m7)40110說明;1.大車運行機構(gòu)的工作級別與起升機構(gòu)相同,小車運行機構(gòu)的工作級別一律為m5級; 2.表中所列速度要求,在計算后所得的實際數(shù)值可允許有15%的偏差. 目 錄前言.1(一) 畢業(yè)設(shè)計題目及原始設(shè)計數(shù)據(jù)2(二) 小車起升機構(gòu)和運行機構(gòu)的設(shè)計計算3(三) 卷筒及部件的設(shè)計計算.18

5、(四) 門架及部件的設(shè)計計算.21(五) 大車及部件的設(shè)計計算.52(六) 小 結(jié).59(七) 參 考 文 獻(xiàn)60設(shè)計內(nèi)容 計 算 與 說 明結(jié) 果1)確定起升機構(gòu)傳動方案，選擇 滑輪組和吊鉤組 2)選擇鋼絲繩3)確定沿輪主尺寸4)確定卷筒尺寸，并驗算強度5)選電動機6)驗算電動機發(fā)熱條件7)選擇減速器8)驗算起升速和實際所需功率9)校核減速器輸出軸強度10)選擇制動器11)選擇聯(lián)軸器12)驗算起動時間13)驗算制動時間14)高速浮動軸計算1確定機構(gòu)傳動方案2)選擇車輪與軌道并驗算其強度 3)運行阻力計算4)選電動機5)驗算電動機發(fā)熱條件6)選擇減速器7)驗算運行速度和實際所需功率8)驗算起動

6、寸時間9)按起動工況校核減速器功率10夠驗算起動不打滑條件11)選擇制動器12)選擇高速軸器及制動輪13）選擇低速軸聯(lián)軸器14）驗算低速浮動軸強度1)卷簡心軸計算2)選擇軸承3)繩端固定裝1 . 門架主要尺寸定1）主梁幾何和特性2支腿幾何尺寸和幾何特性 3)下橫梁截面尺寸及幾何特性4)主粱支腿抗彎剛度比5)大車輪距取2.門架的計算載荷1主梁單位長度質(zhì)量2小車輪壓3)小車制動時由于貨重和小車自重引起的慣性力4）大車制動時產(chǎn)生的慣性力5）風(fēng)載荷主梁的內(nèi)力計算1)垂直面內(nèi)應(yīng)力1。 起升機構(gòu)計算 按照布置宜緊湊的原則，決定采用圖4-10的方塞。如圖4-22所示，采用了雙聯(lián)滑輪組。按q=5t查表42取滑

7、輪組倍率 ih=2，承載繩分支數(shù)； z=2ih =4圖4-22 起升機構(gòu)計算簡圖查起重機課程設(shè)計附表8選圖號為g13吊鉤組，得其質(zhì)量g0=99kg,兩動滑輪間距 a=200mm 若滑輪組用滾動軸承，當(dāng) ih =2，查表得滑輪組效率：=0.99鋼絲繩所受最大拉力: smax=12.876kn 查通用機械表2-4中級工作類型(工作級別m7)時，安全系數(shù)n=7,鋼絲繩計算破斷拉力sb sb=nsmax=5.512.876=90.132kn 查起重機課程設(shè)計附表l選用瓦林吞型纖維芯鋼絲繩6x19w+fc，鋼絲公稱抗拉強度1670mpa，光面鋼絲，右交互捻，直徑d=13mm，鋼絲繩最小破斷拉力sb=93

8、.14kn,標(biāo)記如下； 鋼絲繩13nat6l9w十fcl670zs93gb8918-88 滑軸的許用最小直徑： dd(e-1)=13(25-1)=312mm式中系數(shù)e=25由1通用機械表1-6查得。由起重機課程設(shè)計附表2選用滑艷直徑d=315mm,，取平衡滑輪直徑dp0.6d=06 315=189mm 由起重機課程設(shè)計附表4選用鋼絲繩直徑d=13mm.d=315mm.滑輪軸直徑d=90mm的f型滑輪標(biāo)記為： 滑輪f13x 25590 zb j80 006987由起重機課程設(shè)計附表5平衡滑輪選用d=13mm，d=225mm,滑輪軸直徑d6=45mm的f型滑輪標(biāo)記為：滑輪f13x22545 zb

9、j80 006987 確定卷筒尺寸，并驗算強度： dd(e-1)=13(25-1)=312mm由起重機課程設(shè)計附表13選用d=315mm，卷簡繩槽尺寸由起重機課程設(shè)計附表143查得槽距，t=13mm，槽底半徑r7mm 卷筒尺寸:l=2=2(=984.32mm 取l=1500mm式中 z0附加安全系數(shù),z0=2; l1卷槽不切槽部分長度,取其等與吊鉤組動滑輪的間距,即l1=a=200,實際長度在鋼絲繩偏斜角允許范圍內(nèi)可適應(yīng)增減。d0卷筒計算直徑d0=d+d=431mm卷筒壁厚：=0.02d+(610)=0.02400+(610)=1418mm取=15mm卷筒壁壓應(yīng)力驗算: 選用灰鑄鐵ht200,

10、最小抗拉強度b=195 n/cm2許用應(yīng)力:y= 130mpaymax3d,尚應(yīng)驗算彎矩產(chǎn)生的拉應(yīng)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:m=w=0.1式中 d卷筒外徑,d=400mm di=卷筒內(nèi)徑,di=370mm于是i=mw/w=8369400/1714597.5=4.9 mpa合成應(yīng)力：=+=20.995n/2式中許用拉應(yīng)力=39mpa 1ll 卷筒強度驗算通過。 卷筒a315x15007x13122左zb j80 007287 計算靜功率; nj=(q+g0)v/10260=14.7kw式中 機構(gòu)總效率，一般=o80.9，取=085電動機計算功率，nekdnj=

11、0.914.7=13.23kw式中 系數(shù)k對于m級機構(gòu)，kd=o85095,取kd=0.9 查起重機課程設(shè)計附表30選用電動機jzr-42-8，其中n（25）=16kw n=715rpm,gd=1.46kg.m,電機質(zhì)量=260kg 按照等效功率法，求jc=25時所需的等效功率： nkr=0.850.8714.7=10.62kw 式中k工作級別系數(shù)。對于m級，k=0.85 r系數(shù)，根據(jù)機構(gòu)平均起動時間與平均工作時間的比值（t/t）查得，一般起升機構(gòu)t/t=0.1查得r=0.87由以上計算結(jié)果 n，故初選電動機能滿足卷筒轉(zhuǎn)速; n=23.07r/min 減速器總傳動比; =31 查起重機課程設(shè)計

12、附 表35選zq5003ca減速器，當(dāng)工作類型為重級(相當(dāng)工作級別為m級)時，許用功率n=12.8kw,=31.5,質(zhì)量g=345kg，入軸直徑=50mm，軸端長=85mm(錐形) 實際起升速度; =15=15.24m/min 誤差： =x100=1.6=15 實際所需等效功率： =10.6=10.24kwne(25)=16kw 由(1)公式(616)得輸出軸最大徑向力： rmax=（as+g）r式中 as=2x12876=25752n n=25.752kn-卷筒上卷繞鋼絲繩引起的載荷， g=4.56kn-卷筒及軸自重，參考附表14估計， r=20.5knzq5oo減速器箱出軸端最大允許徑向載

13、荷，由起重機課程設(shè)計附表40查得。所以rmax=1/2(25.75+456)=15.155knr=20.5kn 由1公式(6-7)得輸出軸最大扭矩： mmax=(07一08)式中 me=9750=218 nm-電動機軸額定力矩， max=2.8-當(dāng)jc=25%時電動機最大力矩倍數(shù)，由起重機課程設(shè)計附表33查出， o=0.95-減速器傳動效率， m=26500 nm-減速器輸出軸最大容許轉(zhuǎn)矩，由起重機課程設(shè)計附表36查得。mmax=0.8x 2.8x218x23.34x0.95=10827.5n.mm飛輪力矩(gd)=0.403kg.m 質(zhì)量g=23.6kg 浮動軸的兩軸端為圓柱形d=45mm,

14、1=85mm 靠減速器軸端聯(lián)軸囂 由起重機課程設(shè)計附表43選用帶300mm制動輪的半齒輪聯(lián)軸器，其圖 號為s124，最大容許轉(zhuǎn)矩m=3150nm,飛輪矩(gd)=18kgm質(zhì)量g=385kg。為與制動器ywz-31523相適應(yīng)，將s124聯(lián)軸器所帶300mm制動輪修改為中315mm應(yīng)用起動時間：t= 式中 (gd)=(gd)十(gd2)十(gd)=1.46十0.403十18=3.668kgm 靜阻力矩;mj=(q+g)d/2i=(5000+99)0.413/2231.50.85=19.66kgm=196.6nm 平均起動轉(zhuǎn)矩： mq=1.5me=15218=327nm 通常起升機構(gòu)起動時間為1

15、一5s此處tq1s，可在電氣設(shè)計時，增加起動電阻，延長起動時間，故聽選電動機合適 制動時間： 式中 由（1)表6-6查得許用減速度，a0.2， a=v/t 故. t=1.27tt 故合適1）疲勞計算 2起升機構(gòu)疲勞計算基本載荷 =1.09218=237.62式中 -動載系數(shù)，=1/2(1+)=1/2(1+1.18)=1.09 起升載荷動裁系數(shù)(物品起升或下降制動的動載效應(yīng))， 1+0.71v=1+0.7115.24/60=1.18 由前節(jié)巳選定軸徑d=45mm, 因扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： n/m=13.03mpa 軸材料用45號鋼，=600mpa，=300mpa，彎曲：=0.27(=0.27(600+30

16、0)=243mpa 扭轉(zhuǎn) =140mpa =0.6300=180mpa 軸受脈動循環(huán)的許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力， =式中 k=kk一考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應(yīng)力集中系數(shù)， k與零件幾何形狀有關(guān)，對于零件表面有急劇過渡和開有鏈槽及緊合區(qū)段，k=1525， k一一與零件表面加工光潔度有關(guān).對平面粗糙度為3.2的零件 k=1151.2：對于平面粗糙度為12.5的零件，k=1.25135 此處取k=21.25=2.5 考慮材料對應(yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，對碳鋼及低合金鋼=0.2，n1-安全系數(shù)，n1=1.25(由2表30查得) = =88.9mpa故 通過 (2)強度驗算 軸所受最大轉(zhuǎn)矩： m=me=11

17、8218=257.24mpa 最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： = 14.114mpa 許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力， =120mpa式中n-安全系數(shù), n=1.5 故通過 浮動軸的構(gòu)造如圖4-24所示,中間軸徑d1=d+(510)=50-55mm, 取=55mm !2小車運行機構(gòu)計算 經(jīng)比較后，確定采用如圖4-25所示的傳動方案 圖4-25 小車運行機構(gòu)傳動簡圖 車輪最大輪壓：小車質(zhì)量估計取gxc=4000kg。假定輪壓均布：pmax=2250kg=22500n車輪最小輪壓： pmin=1000kg=10000n 初選車輪：由起重機課程設(shè)計附表17可知，當(dāng)運行速度0.9,，工作級別為 重級時，車輪直徑d=250mm，軌道型號

18、為11kgm(p18)的許用輪壓為2.21tpmax=2.25t。根據(jù)gb462884規(guī)宅，頁徑系列為dc=250、315。400、500，630mm，故初步選定車輪直徑dc=315mm。而后校核強度強度驗算可按車輪與軌道為線按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 pc=10833n車輪材料，取zg340-640，=340mpa,=640mpa 線接觸局部擠壓強度： =6.031519.4 0.970.8=28452.8n式中 許用線接觸應(yīng)力常數(shù)(nmm)，由1表52查得=6： 車輪與軌道有效接觸強度，對于軌道p11(由附表22)，=b=19.4mm： c轉(zhuǎn)速系數(shù)，由1表5

19、-3，車輪轉(zhuǎn)速n=40.44rpm時c=0.97 ， c工作級別系數(shù)，由(1)表5-4，當(dāng)為m級時c2=0.8 pcp， 故通過 點接觸局部擠壓強度 =kcc=0.1320.970.8=24318.75n式中 k許用點接觸應(yīng)力常數(shù)(nmm2)，由15-2查得k2=0.181 r-曲率串徑，車輪與軌道曲率半徑中的大值，車輪r=d/2=315/2,軌道曲率半徑=90(由起重機課程設(shè)計附22查得)，故取r=315/2=157.5 m-由r/r比值(r為r1，r2中的小值)所確定的系數(shù)，r/r=90/157.5=0.75，由1表5-5查得m=0.47 ppc 故通過 根據(jù)以上計算結(jié)果，選定直徑dc=3

20、15的單輪緣車輪，標(biāo)記為： 車輪dyl一315 gb 462884 摩擦阻力矩; mm=(q+g)(k+) 查起重機課程設(shè)計附表19，由d=250mm車輪組的軸承型號為7512，掘此選dc=315mm 車輪組軸承亦為7518。軸承內(nèi)徑和外徑的平均值d=(90+160)/2=125mm。 由1)表7-l表7-3查得滾動摩擦系數(shù)=0.0005，軸承摩擦系數(shù)=0.02，附加阻力系數(shù)：2.0，代人上式得滿載寸運行阻力矩：m(q=q)=(5000+4000)(0.0005+0.02x0.125/2)2=31.5kgm=315nm 運行摩擦阻力； p(q=q)= = 當(dāng)無載時： m(q=0)=4000（0

21、.0005 +0.02 2=14kg.m=140nm p(q=0)=888.9n電動機靜功率:n=1.48kw 式中p=pm(q=q)滿載時靜阻力，=0.9-機構(gòu)傳動效率， m=1-驅(qū)動電動機臺數(shù)。 初選電動機功率:n=kn=1.15x1.48=1.702kw 式中 k電動機功率增大系數(shù)，由1中表7-6查得k=1.15 由起重機課程設(shè)計附表3o選用電動機jzr-11-6，ne=2.2kw，n=885rmin，(gd)=0.1105kgm;電機質(zhì)量g=80kg等效功率: n=kn=0.75x1.48x1.12=1.24kw式中 k工作級別系數(shù)，由1查得，當(dāng)jc=25%時,k=0.75; 由1表6

22、5查得tt=o2,查表圖66得=112。 nxn，故所選電動機發(fā)條件通過 車輪轉(zhuǎn)速; n=40.4r/min 機構(gòu)傳動比 =21.88 查起重機課程設(shè)計附表40選用zsc-400-i-3減速器：=22.4;n =1.9kw(當(dāng)輸入軸轉(zhuǎn)速為1000rmin時)，n 實際運行速度; v=40=39.07m/mim 誤差：=2.3115%合適 實際所需電動機等效功率:n=n=.1.24=1.21ne故合適起動時間： t=式中 n=885rmin;m=1驅(qū)動電動機臺數(shù)； mq=1.5m=159550=35.63nm 滿載運行時折算到包動機軸上的運行靜阻力矩： mj(q=q)=15。63nm 空載運行寸

23、折算到電動機上的運行靜阻力矩 mj(q=0)=6.94nm 初步估算制動輪和聯(lián)軸器的飛輪矩： （gd）+（gd）=0。26kg.m 機構(gòu)總飛輪矩， c(gd)=c(gd+(gd+(gd=1.15(0.1105+0.26) =0.426kg.m 滿載起動時間： 無載起動時間： 由1表7-6，當(dāng)=40m/min=0.67m/s時,tq推薦值為5.5s,tq(q=q)tq故所選電動機能滿足快速起動要求 起動狀況減速器傳遞的功率： n= =3kw 式中pd=p+pg=pj+= m運行饑構(gòu)中同一級傳功的減速器個數(shù)，m=1。 所用減速器的n=19kwt(q=0)”， 故不可能打滑。 滿載起動時，主動車輪與

24、軌道接觸處的圓周切向力： t 車輪與軌道的粘著力： f=pf= 故滿載起動時不會打滑，因此所選電動機合適 由(1)查得，對于小車運行機構(gòu)制動時間t34s,取t=3s，因此,所需制動轉(zhuǎn)矩： m= = -9.81nm由起重機課程設(shè)計附表1 5選明ywz 520023，其制動轉(zhuǎn)矩m=112nm 考慮到所取制動時間t=3s與起動時間t=2，64s很接近，故略去制動不打滑條件驗算 高速軸聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩，由1（6-26)式： m=n=1.351.823.74=57.71nm式中 m=9750=23.74nm-電動機額定轉(zhuǎn)矩， n-聯(lián)軸器的安全系數(shù)，運行機構(gòu)n=1.35 機構(gòu)剛性動載系數(shù)，=122o，取 由

25、起重機課程設(shè)計附表31查電動機jzr116兩端伸出軸各為圓柱形d=35mm，80mm。由起重機課程設(shè)計附表37查zsz400減速器高速軸端為圓柱形d=30mm，l=55mm。故從起重機課程設(shè)計附表41選gcl鼓形鹵式聯(lián)軸器， 主動端a型鍵槽d=35mm； l=80mm,從動瑞a型鍵槽d30mm,l=55mm。標(biāo)記為；gicl聯(lián)軸器zbj1901389。其公稱轉(zhuǎn)矩tn=630nmm。=957.7nm, 飛輪矩(gd)l= o009kg.m,質(zhì)量gl=5.9kg 高速軸端制動輪；根據(jù)制動器已選定為ywz520023,由起重機課程設(shè)計附表16選制動輪直徑dz=20cmm，圓柱形袖孔d=35mml=8

26、0mm,標(biāo)記為：制動輪200-y35 jbzq4389-86，其飛輪矩gd2z=0.2kgm2，質(zhì)量gz=10kg以上聯(lián)軸器與制動輪飛輪矩之和： (gd2)l+(gd2)z=0.209kgm2=與原估計0.26kgm基本相符，故以上計算不需修改 低速軸聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)炬，可由前節(jié)的計算轉(zhuǎn)矩mc求出 mc=1/2mci0=581.6nm由起重機課程設(shè)計附表37查得zsc400減速器低速軸端圓柱形d=65mm,l=85mm,取浮動鈾裝聯(lián)軸器鈾徑d=60，l=85，由起重機課程設(shè)計附表42選用兩個giclz鼓形齒式聯(lián)軸器。其主動瑞：y型軸孔a型鍵槽，=65mmo從動瑞：y型軸孔，a型鍵槽，d2=60mm

27、,l=85mm,標(biāo)記為： giclz聯(lián)軸器zbj19014-89 由前節(jié)巳選定車輪直徑dc=315mm，由起重機課程設(shè)計附表19參考350車輪組，取車輪軸安裝聯(lián)軸器處直徑d=65，l=85，同樣選用兩個giclz3鼓形齒式聯(lián)軸器。其主動鈾端，y型軸孔，a型鍵槽d1=60mm，l=85mm，從動端：y型軸孔，a型鍵槽d2=65mm，l=85mm，標(biāo)記為： giclz聯(lián)軸器zbjl9014-89(1)疲勞驗算 由2運行機構(gòu)疲勞計算基本載荷： 由前節(jié)已選定浮動軸端直徑d=60mm,其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： 浮動軸的載荷變化力對稱循環(huán)(因遠(yuǎn)行機構(gòu)正反轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩值相同)，材料仍選用45鋼，由起升機構(gòu)高速浮動軸計算得-1

28、=140mpa，=180mpa,許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：式中k、 ni與起升機構(gòu)浮動軸計算相同 n -1k 通過(2)強度驗算 由(2)運行機構(gòu)工作最大載荷： m=式中考慮彈性振動的力矩增大系數(shù)，對突然起動的機構(gòu)，=1.51.7，此處取甲=1.6， 剛性動載系數(shù)，取=1.8。 最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，1610n/m 許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： =120mpa 故通過 浮動軸直徑：d=d+(510)=60十(510)=6570mm取d=70mm(參見圖4-24) 卷 簡 部 件 計 算 由前面計算已知數(shù)據(jù)有，卷簡名義直徑d=400mm螺旋節(jié)距t=16mm;卷筒長度l=1500mm壁厚為d=l5mm 通過做草圖得到卷簡心軸軋的支

29、點位置(圖58)，并參考有關(guān)資料，決定心它的各段直徑。軸的材料用45號鋼 1. 支座反力(圖5-8，a)：ra=12876(200+656+200)+12876(656+200)/1660=14724nrb=21287619790=11028n心軸右輪轂支承處最大彎矩， mw=rb20=11028x20=220560ncm 2 疲勞計算：對于疲勞計算采用等效彎矩，由表2-7查得等效系系數(shù)=1.1，等效彎矩 md=kdmw1.1 220560=220560ncm彎曲應(yīng)力： w=70.73mpa心軸的載荷變化為對稱循環(huán)。由211,2-13式知許用彎曲應(yīng)力：軸材料用45號鋼，其b=600mpa;s=

30、300mpa，-1w=0.43b=258mpa式中 n=1.6安全系數(shù)（見2-18）； k應(yīng)力集中系數(shù)； kx1.4與零件幾何形狀有關(guān)的應(yīng)力集中系數(shù)； km1.15面加工光滑度有關(guān)的應(yīng)力集中系數(shù)，按5查得 故 ：-1w=100mpa w -1w 通過1 靜強度計算：卷筒軸屬于起升機構(gòu)低速軸零件，其動力系數(shù)可由表2-5查得，=1.2, =264672nm max=77.16mpa 許用應(yīng)力： w=s / n= 185.5mpa maxw 通過 故卷筒軸的疲勞和靜強度計算通過由于卷筒心軸上的左軸承的內(nèi)、外座圈以同樣速轉(zhuǎn)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(nèi)座圈與心軸一同旋轉(zhuǎn)

31、， 應(yīng)按照額定動負(fù)荷來選擇（可參考4選擇）1 左端軸承：由4 （19-16）式軸承的額定靜負(fù)荷 c0n0p0式中 c0 額定靜負(fù)荷； p0當(dāng)量靜負(fù)荷； n0安全系數(shù)，由4表19-7取。參考起重機課程設(shè)計附表8，選用中型雙排珠軸承，型號1313，由4表19-9查得軸承的額定靜負(fù)荷c=22900n，左軸承的當(dāng)量靜負(fù)荷： p0= fdra=1.114724=16196.4n式中 fd=1.1-動負(fù)荷系數(shù)，由4表19-6選取n=1.0416196.4=16844c安全。2 右端軸承：令右端軸承也采用1311，其額定動負(fù)荷c=40300n右軸承的徑向負(fù)荷 fr= fdrb=1.111028=12130.

32、8n 軸向負(fù)荷 fa=0設(shè)m5級工作類型的軸承工作時數(shù)lh=4000h,，由4表19-16查得1311軸承的e=0.23,，令 fa/ fr=0e,故x=1,y=2.7,當(dāng)量動負(fù)荷 p=xfr+yfa=112130.8+2.70=12130.8n 由7（19-2）式：lh= (c/p)=1.067故動負(fù)荷c=(c/p)p=1.60712130.8=19494nc 根據(jù)鋼繩直徑為13mm,由4表311選擇壓板固定裝置(圖59)并將壓板的繩槽改用 =40梯形槽.雙頭螺柱的直徑m16 已知卷筒長度計算中采用的附加圈數(shù)z0=2，繩索與卷筒繩槽間的摩擦系數(shù)j=0.15.則在繩端固定處的作用力: s= 壓

33、板螺栓所受之拉力： p=式中 f1-壓板梯形槽與鋼繩的換算摩擦系數(shù)。 當(dāng)=40時。 f1=螺拄由拉力和彎矩作甩的合成應(yīng)力： =1.3p/z(d21/4)+mw/0.1d3z式中 z=2(螺柱數(shù)) d1=13.8mm(螺紋內(nèi)徑) mw=sl= 1956.81.8=3522 n.cm(彎矩) = 螺枉材料為q235，屈服極限s=240mpa,則許用拉伸應(yīng)力為： (由表2-21取安全系數(shù)n=1.6) l=s/ n=150mpa l 通過 門架的主要構(gòu)件有主粱，支腿和下橫粱，皆采用箱形結(jié)構(gòu)。主粱截面如圖824所示，其幾何尺寸如下： 主梁幾何尺寸 高度h（1/151/25）l =（1/151/25）x

34、22 =1.470.88m 取 h=1.516m 寬度b(060.8)h =(0.60.8)x1.52=0.911.21m 取 bs=1.10m; bx=0.96m 取副膻板厚度 2=0.6cm 其它板厚 1=3=4=0.8cm 其余尺寸 h=150cm,b=910cm腹板間距) 主梁幾何特性 面 積 f=3748cm2 靜面矩 sx=10150cm3; sy=6860cm3 慣性矩 ix=565cm4 iy=546465 cm4 截面模數(shù) wx=56454 cm3; wyl=54454cm3; wyr=54422 cm3; 支腿總體尺寸 支腿幾何圖形如圖8-25示參考同類型超重機，采用“l(fā)”

35、型支腿, 確定總體幾何尺寸如下: h=805m，h1=1.35m，h2=o40m，h3=150m，h4=200mh5=13.765m h=825m l=1.60m l=540m a=4.05m l=700mb=8.592m 計算門架內(nèi)力時，取計算高度， h=h+h1+h2=i35十805十o4=9.80m 計算內(nèi)力時，取計算高度: h=h=8.05ma-a截面: ixa-a=727588cm4; iya-a=l432431cm4;wya-a=17101cm3b-b截面：ixb-b=403208cm4; ixb-b =19511104;wyb-b= 19356cm3折算慣性矩：ixz=56539

36、8 cm4;iyz=16917704下橫梁截面幾何尺寸如圖8-27所示，其截面幾何特性為，cc截面： izc-c=1789263cm4;iyc-c=1113443 cm4 wyc-c=148855 cm3wzc-c =47713 cm3 d-d截面：izd-d =23452984 ; izd-d=99059c4， wyd-d=6338.63wyd-d =3301.93系數(shù):k=i2/i1h/l式中 i2主梁繞x軸慣性矩; i1= ix2=565398cm4支腿折算慣性矩， h=9.8m，l=22m k=i2/i1*h/l=(1328762/565398)(9.8/22)=1kdc=(1/4-1

37、/5)l0=9.16m 取 kdc=7m門架的計算載荷：q=50.13n/cm主梁的單位長度質(zhì)量：qf=q=150.13=50.13n/cm式中起升沖擊系數(shù)，由第二章，取=1。小車輪：單主梁小車有兩個垂直車輪輪壓 2p=q+gxc計算輪壓：2pj=gxc+(q+go)由第二章，動力系數(shù)可按下式計算：=1+0.01vq=1+0.017.8=1.078取=1.15則2pj=16999+1.15(16000+322)=252539npj=252539/2=126269n由式（8-10）可知，小車制動時的慣性力受限于小車車輪與軌道的粘著力，即pxgfv式中 f粘著系數(shù)，f=0.15 v主動車輪輪壓，pxgfv=0.15=0.15=17140.94n由式（8-7）可知，大車制動時引起的慣性力也受限于車輪與軌道的粘著力主梁自重引起的慣性力；在本例中，大車車輪總數(shù)為4，主動車車輪數(shù)為2，尺寸a和b見圖8-24：貨物自重和小車自重引起的慣性力 若取作用在處； =支腿自重引起的慣性力支腿自重：gt=3853kg=0.153853主梁自重引起慣性力化成均布截荷 作用于貨物的風(fēng)載荷當(dāng)q=16t時，fw=10m2; c=1.