t橋式起重機設(shè)計說明書

1、畢業(yè)設(shè)計論文）說明書課題：15t橋式起重機起升機構(gòu)和 小車運行機構(gòu)及其部件設(shè)計專 業(yè)機械制造與設(shè)計班級機械0332學(xué)號蹌姓名鄒志華指導(dǎo)教師趙近誼完成日期：2009年2月至2009年5月湖南冶金業(yè)職技術(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）任務(wù)書學(xué)生班2 t 鄒志華才機械0332 學(xué)號/33 J機械制造與設(shè)計11 .：業(yè)設(shè)t 15t橋式起重機起升機構(gòu)和小車運行機構(gòu)及其部件設(shè)計 題目要求完成的主要工作量1 15t橋式起重機起升機構(gòu)和運行機構(gòu)說明書2 15t電動機吊鉤橋式起重機裝配圖一張3卷筒裝配圖一張共2張裝配圖）4齒輪圖一張5心軸圖一張6卷筒圖一張7軸承座一張共4張零件圖）畢業(yè)設(shè)計（論

2、文）完成日期從2009年2月25日至2009年5月25日指導(dǎo)教師教研室主任（簽名（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）指導(dǎo)教師意見書生名 學(xué)姓鄒志華班 級機械0332學(xué)號33專 業(yè)機械制造與設(shè)計畢業(yè)設(shè)計題 目15t橋式起重機起升機構(gòu)和小車運行機構(gòu)及其部件設(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）答辯用紙生名 學(xué)姓鄒志華班 級機械 0332學(xué)號33專 業(yè)機械制造與設(shè)計畢業(yè)設(shè)計題目15t橋式起重機起升機構(gòu)和小車運行機構(gòu)及其部件設(shè)計主答辯委員答辯 時間年 月 日（上、下午）向?qū)W生提出的主要問題湖盛 畢業(yè)設(shè)i冶金職業(yè)技術(shù)學(xué)院:計論文)總成績單生名 學(xué)姓

3、班 鄒志華g機械033233 學(xué)號y機械制造與設(shè)計畢業(yè)設(shè)計題目15t橋式起重機起升機構(gòu)和小車運行機構(gòu)及其部件設(shè)計序號工程名稱成績比例()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 日目錄畢業(yè)設(shè)計論文）說明書-1 -目錄-6-第1章起升機構(gòu)設(shè)計-7 -1.1 確定起升機構(gòu)傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤-8-1.2 選擇鋼絲繩-8 -1.3 確定滑輪主尺寸-8 -1.4 確定卷筒尺寸，并驗算強度-9-1.5 選電動機-11-1.6 驗算電動機發(fā)熱條件-11-1.7 選擇減速器-11-1.8 驗算起升速和實際所需功率-11 -1.9 校核減速器輸出軸強度-12-1. 10選擇

4、制動器-12-1.11選擇聯(lián)軸器-IB-iJZ 驗算起動時間-13-1.13驗算制動時間-13-1. 14高速浮動軸計算-14-1. 14. 1疲勞計算- 14 -第二章、小車運行機構(gòu)計算-16-2. 1確定機構(gòu)傳動方案-17-2. 2選擇車輪與軌道并驗算其強度-17 -2. 3運行阻力計算-18-2.4選電動機-19-2.5驗算電動機發(fā)熱條件-19-2. 6選擇減速器-19-2. 7驗算運行速度和實際所需功率-19 -2. 8驗算起動時間-20-2. 9按起動工況校核減速器功率-20 -2. 10驗算起動不打滑條件-21-2. 11選擇制動器-22 -1 .12選擇高速軸器及制動輪-22 -

5、2 . 13選擇低速軸聯(lián)軸器-23-2. 14驗算低速浮動軸強度- 23-2. 14. 1疲勞驗算- 23 -3. 14.2強度驗算-24 -第三章卷筒部件計算-24 -3.1 卷筒心軸計算-24 -4. 1. 1支座反力- 25 -3. 1.2疲勞計算- 25 -3. 1.3靜強度計算- 26 -3. 2選軸承-26 -4. 3繩端固定裝置計算-27-第四章吊鉤-28-4.1確定吊鉤裝置構(gòu)造方案-28-4. 2選擇并驗算吊鉤-28 -1 .2.1吊鉤軸頸螺紋M64處拉伸應(yīng)力:- 29 -4 . 2. 2吊鉤彎曲部分A-A斷面的驗算- 29 -4. 3確定吊鉤螺母尺寸-30-4.4止推軸承的選

6、擇-31-4. 5吊鉤橫軸計算-31-5. 6滑輪軸計算-33 -1 .7拉板的強度驗算-33 -4 . 8滑輪軸承的選擇-34-結(jié)論-36 -參考文獻(xiàn)-37-致謝-41-第1章起升機構(gòu)設(shè)計1.1 確定起升機構(gòu)傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤按照布置宜緊湊的原則，決定采用F5J圖4-10的方案。如圖1-1所示，采 用了雙聯(lián)滑輪組。按Q二15«通用機械表17取滑輪組倍率。=3,承載繩分支 數(shù)；Z=2ih =6£田11甲毛1 1生如圖1-1起升機構(gòu)計算簡圖查2附表9選圖號G20吊鉤組T1-362. 1508得其質(zhì)量：G0=l67kg.兩動滑輪組 間距A=185mm.1.2 選擇鋼絲繩

7、若滑輪組采用滾動軸承,當(dāng)ih=3,查1表2-1得滑輪組效率："0.985,鋼繩所受最大拉力：S = 0=<15000+467 ) +2 X 3 X 0.985 ) =2617kg2,必=26.17kN查1表2-4,中級工作類別工作級別M5)時,安全系數(shù)"5.5鋼絲繩計算破斷 拉力：Sb=nSmax=5. 5X26. 17=133. 94kN查附表1選用瓦林吞型纖維芯鋼絲繩6X19w+FC.鋼絲公稱抗拉強度 1570MPa,光面鋼絲，右交互捻，直徑d=16mm,鋼絲繩最小破斷拉力Sb=132.6k標(biāo)記如下：鋼絲繩 16NAT6X 19w+FC1700ZS108GB891

8、8-881.3 確定滑輪主尺寸滑輪的許用最小直徑：Dd<e-1) =20 (25-l>=480mm式中系數(shù)e=25由1表2-4查的。由附表2選用滑輪直徑D=560mm.取平衡滑輪 直徑Dp%0. 6 X 400=336mm.山附表2選用Dp=355mm.山附表4選用鋼絲繩直徑 d=20mm, D=560mm,滑輪軸直徑D5=140mm的El型滑輪標(biāo)記為：滑輪F20X 560T40 ZB J80 006. 8-87111附表5平衡滑輪組選用d=20mm, D=355mm,滑輪軸直徑D=75mm的F型滑輪標(biāo) 記為：滑輪F20X355-75 ZB J80 006. 9-871.4 確定卷

9、筒尺寸，并驗算強度卷筒直徑Dd(e-l>=16 (25-l>=480mm由2附表13選用D=500mm,卷筒繩槽尺寸由3附表14-3查的槽距廿20mm,槽底半 徑尸10mm卷筒尺寸L=2(生+ Z0+4)f + /1= 21° 1 + 2 + 4 x 20+185 = 1160mm血口 3.14x416)_Z0附加安全系數(shù)，取Z0=2L1 一卷筒不切槽部分長度，取其等于吊鉤組動滑輪的間距，即L1=A=185mm,實際長度在繩偏斜角允許范圍內(nèi)可以適當(dāng)增減。D0 卷筒計算直徑 D0 = D+d=400+20=420mm卷筒壁厚：6=0.02D +C610二0. 002X400

10、+ (610二1418mm取。=16mm卷筒壁壓應(yīng)力驗算：c7(1cr= _二= 1O9.O4x1O6N/h2 =109.04MPi' c 0.015 X 0.016選用灰鑄鐵HT200最小抗拉強度6b=195MPa許用應(yīng)力：3/=2=空二130MPa故抗壓強度足夠1.5卷筒抗應(yīng)力驗算：由于卷筒長度L>3D響應(yīng)效驗山彎矩產(chǎn)生的拉應(yīng)力，卷筒 彎矩圖示于圖1-2)圖1-2轉(zhuǎn)筒彎矩圖發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中間時：Mw = S max I = S max |= 26170 j 心；工 | = 102063 N.mm卷筒斷面系數(shù)：卬=。1（°® = 01（40°

11、-37&） 1714597.5'D400式中D一卷筒外徑，D=500mm。Di 一卷筒內(nèi)徑，Di=D-26=500-2x 15=470mm于是 4 =M% = 102063%4597.5 = 5953MPa合成應(yīng)力2 =行 w 同 "x =5.953+義x 109.04 = 38.665MPa'' 同130同,=% =上=39MPan2 5式中許用應(yīng)力司,=% =也=39MPan2 5卷筒強度驗算通過故選定卷筒直徑D=500mm,長度L=2000mm,卷筒槽形的槽底半徑r=10mm,槽距 廿20mm,起升高度H=8mm,倍率ih=3?？拷鼫p速器一端的卷

12、筒槽向為左的A型卷筒, 標(biāo)記為：卷筒 A500X2000-10X20-8X3 左ZB J80 007.2-871.5 選電動機計算凈功率：Nj=(Q+Go>V/lO2X6O n =2 二35. 68kw 102x60x0.85式中，n機構(gòu)的總效率，取n=0.85。電動機的計算功率:NeKdNj=0.8X35. 68=28. 544kN式中系數(shù)kd由查得，對于MlM6級機構(gòu),kd=0. 750. 85,取kd=0. 8 查附表30選用電動機JZR2-42-8,其中Nc ( 25% ) =16kw, nl=715rpm, GD 2d=1.46kg.m 電機質(zhì)量Gd=260kg1.6 驗算電動

13、機發(fā)熱條件按照等效功率法，求JO25%時、所需要的等效功率：Nx2k25 r Nj=0. 75X0. 87X35. 68=23. 3kw式中k25一工作系數(shù)k25=0. 75r 一系數(shù)根據(jù)機構(gòu)平均起動時間與平均工作時間的比值(tq/tg) 查得由1表6 3,一般起升機構(gòu)tq / tg=0. 10. 2,取tq/tg=O.L由圖66查得尸0.87由以上計算結(jié)果Xx<Xe故初選電動機能滿足發(fā)熱條件1.7 選擇減速器卷筒轉(zhuǎn)速:V. 7.5 X 3 -3.14x0.416=17. 2r / min減速器總傳動比：i。二上二塵二41. 6rij 17.3查2附表35選ZQ-500-11-3cA減速

14、器。當(dāng)工作類型為中級時，許用功率 N =12kw, io=40.17,質(zhì)量Gg=345kg,入軸直徑dl=50mm,軸端長ll=85mm (錐形)1.8 瞼算起升速和實際所需功率實際起升速度v' =vi=7. 5X =7. 77m / minZo 40.17誤差：xl00%=3. 6%< 2 =15%實際所需等效功率：M = N =9. 6X=9. 95KWNe (25%>=16KW v 7.5符合滿足條件1.9 校核減速器輸出軸強度由1公式(6-16 )的輸出軸最大徑向力:Rmax= <as +G . ) W R式中 aSmax=2 X 26170=52340N=3

15、4. 58kN-卷筒上卷繞鋼絲繩引起的載荷Gj=4.56kX-卷筒及軸自重，參考附表4估計R=20. 5k-ZQ500減速器輸出軸端最大允許徑向載荷，山附表40查得。J Rmax=0. 5 ( 34. 58+4. 56 ) =19. 57kN< R=20. 5kN由1公式(6-17)得出輸出最大扭鉗:Mmax= ( 0. 7-0. 8 ) Wmax Meio ' r)o< M式中N,(25%)八 16Me=9750 x = 9750 x 二218/715Nm-電動機軸額定力矩Pmax=2.8-當(dāng)JC=25%時二電動機最大力矩倍數(shù)，由附表33查得。g = 0. 95減速器傳動

16、功率；M =26500減速器輸出軸最大容許轉(zhuǎn)矩，由附表36查得J Mmax=0. 8 X 2. 8 X 218 X 40. 17 X 0. 95=18635Nm< M =26500Nm由上計算，所選減速器能滿足需求。1.10 選擇制動器所需靜制動力矩：普x%爵/85=267Nm式中K2=L 75二一制動安全系數(shù)，由1第六章查得山附表15選用Ywz5 315 / 23制動器，其制動轉(zhuǎn)矩Me? =180-280Nm,制動輪直徑D2=315mm,制動器質(zhì)量G2=41. 6Kg1.11 選擇聯(lián)軸器高速軸聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩，由1（ 16-26 ）式:比.二11%也=1. 5X1.8X218=588.

17、6N. m式中Me=218 -電動額定轉(zhuǎn)矩N=l. 5-聯(lián)軸器安全系數(shù)中:1.8-剛性動載系數(shù)，一般38=1.52.0山附表31查得JZR2-42-8電動機軸端為圓錐形d=65mm, 1=105.從附表34查得 ZQ-500減速器的高速軸聯(lián)軸端為圓錐形d=50mm, l=85mm.考電動機軸端聯(lián)軸器，由附表33選用CLZ3半聯(lián)軸器，其圖號為S139,最大容 許轉(zhuǎn)矩Mt=3150Nm>Mc值，飛輪力矩（GD2 ） 1=0. 403kg. m2,質(zhì)量Gl=23. 6kg.浮動軸的兩軸端聯(lián)軸器，由附表45選用6300mm制動輪的半齒聯(lián)軸器，其圖 號為S124,最大容許轉(zhuǎn)矩Mt=3150Nm,飛

18、輪銀（GD2 ） 2=1. 8kg而，質(zhì)量 G2=38. 5kg,為與制動器YWZ5-315 / 23相適應(yīng)，將S124聯(lián)軸器所帶6300mm制動 輪，修改為3315mm應(yīng)用。1.12 驗算起動時間起動時間:t =!Q 38.2”,-助)-38-/40式中(GD 2 > 二(GD 2 > d 十(GD2>，十(GD 2：=1. 465十0. 403十1. 8=3.668kg m2靜阻力矩：Mj= (Q+G0>D0/2i n=(1500+467>0. 416/2 x 3x40. 17 x 0. 85=31. 40kg m=314N m 平均起動轉(zhuǎn)矩：Mq=l. 5M

19、e=l. 5X216=327Nm71538.2(327 -31.4)x1.15 x3.668 +(15000 + 467)x0.416(3x40.17)2 x0.85=0.3s通常起升機構(gòu)起動時間為15s,此處tqVls,可在電氣設(shè)計時，增加起動電阻 延長起動時間，故所選電動機適合。1.13 驗算制動時間制動時間tz =，八38.2(M,； M；)C(GO) +（。+的）。；用=W5 X 3.668 + B000 + 467)x0 6*038.2(327 -31.4)(3x40.17)2式中m,JQ+gm。,2"_ (15000 + 467)x0.416=X U.o2)2x3x40.

20、17=226.9N .in山1表6-6查得許用減速器，a<0.2, a=v/t2.故t. = - = _LZJ_ =0.633 a 0.2 x 60故合適1.14 高速浮動軸計算1.14.1 疲勞計算起升機構(gòu)疲勞計算基本載荷Mlmar = 06MLL 045 X 218=227. 8Nm式中 （p 6 一動載系數(shù)，*6=1/2（1+% >=1/2 （1+1. 09>=1, 045夕2 一起升載荷動載系數(shù)（物品起升或下降制動的動載效應(yīng)）%=1+0. 71V=1+0. 71 x 7. 71/60=1. 09111前節(jié)已選定軸徑d=45mm,因此扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：M777 R_r = 12

21、.5x 106N/m2=12. 5MPaW 0.2 x (0.045 )3軸材料用45號鋼，。6=600MPa,。/300MPa,彎曲:o _產(chǎn)0. 27 (% + %)=0. 27 (600+300>=233MpaC 40扭轉(zhuǎn) Ji = f=140Mpa勺=0.6ct5=0. 6X300=180NfPa軸受脈動循環(huán)的許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力: i- 2J1% - 7x k + n式中K=Kx - Km-考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應(yīng)力集中系數(shù)；Kx 一與零件幾何形狀有關(guān)，對于零件表面有急劇過渡和開有鍵槽及緊配合 區(qū)段，Kx=L52. 5加一與零件表面加工光潔度有關(guān)，對于Km=L51.2,對于，

22、Km=L251.35 此處取K=2 X 1. 25=2. 5n一考慮材料對應(yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，對碳鋼及低合金鋼n=o.2n I 安全系數(shù)，n I =1.25 （由2表30查得）J二言器x會二88. 9小故 n<TOk通過1.14. 2強度驗算軸所受最大彎矩： MUmax=2Me=l. 09 x 218=238MPa 最大扭矩應(yīng)力：MlJmax _w2380.2x(0.045)3= 13. 05MPa許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力:r i q（ru）二，二一二120MPa 口 1.5式中 口一安全系數(shù)， u =1.5小（,）故通過浮動軸的構(gòu)造如圖1-3）所示，中間軸徑dl=d+（ 510 ）=5055

23、mm,取dl=55mm圖1-3高速浮動軸構(gòu)造圖第二章、小車運行機構(gòu)計算2. 1確定機構(gòu)傳動方案確定機構(gòu)傳動方案經(jīng)比較后，確定采用如圖1-4所示的傳動方案圖1-4小車運行機構(gòu)傳動簡圖2. 2選擇車輪與軌道并驗算其強度車輪最大輪壓：小車質(zhì)量估計取Gxc=5000kg,假定輪壓均布：二/=段產(chǎn)二5000kg 二 5。丫車輪最小輪壓：Pmin= 5OOO=1250kg=12_0()N初選車輪：由2附表17可知，當(dāng)運行速度V60min時，Q / Gxc=15000 / 5000=2. 5>1. 6工作級別為M5級，車輪直徑De=350mm,軌道型號為18kg / m(P18 )的許用輪壓為3. 4

24、9t、Pmax=3. 5t .根據(jù)GB4628 84規(guī)定，直徑系列為 Dc=250., 315,400, 500, 630mm,初步選定車輪直徑Dc=315mm,而后校核強度。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度，車輪踏 面疲勞計算載荷：p°_+ 匕訪 _ 2 x 50000+ 125004小33車輪材料，取ZG340-640, as=340Mpa, ob=640Mpa線接觸局部擠壓強度：P：二kDelCC2 =6. 0X315X28. 2X0. 96X 1=51166N式中KI -許用線接觸應(yīng)力常數(shù)（N/mm?）,由口表5-2查得K6。L一車輪與軌道有效接觸

25、強度，對于軌道P18 （由附表22 ） L=b=282mmCl一轉(zhuǎn)速系數(shù)，由1表5-3,車輪轉(zhuǎn)速n二二一=45.5rmp時，冗D 乃 x 0.315C1 =0. 96C2工作級別系數(shù)，由1表5-4,當(dāng)為M5級時C2=lPc' <Pc 通過點接觸局部擠壓強度. R2P =Kf C,C, =0.132x 157.52 / 0. 4730.96x 1 =30 2 7 7N式中K2一許用點接觸應(yīng)力常數(shù)（N/mm?），由口表5-2查得K2=0. 181。K一曲率半徑，車輪與軌道曲率半徑中的大值，車輪rl=D/2=315/2,軌 道曲率半徑r2=90 （查2附表22查得），故取R=315+2

26、=157. 5m-由r/R比值（r為rl, r2中的小值）所確定的系數(shù)，r/R=904-157. 5=0. 57,由1表5-5查得m=0. 47Pc” >Pc 故通過根據(jù)以上計算結(jié)果，選定直徑Dc=315的單輪緣車輪，標(biāo)記為車輪DYL315GB4628-842. 3運行阻力計算摩擦阻力矩：Mm=（Q+G “（k+ ” /查2附表19,由c=350mm車輪組的軸承型號為7518,據(jù)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二（90 + 160 ） +2=125mm,由1表7-1表7-3查得滾動摩擦系數(shù)K=0. 0005,軸承摩擦系數(shù)產(chǎn)0.02,附加阻力系數(shù) 產(chǎn)

27、2.0,代入上式得滿載時運行阻力矩：Nfm （ Q=Q ） = （ 15000 + 5000 ） （ 0. 0005 + 0. 02X0. 125 / 2 ） 2=70kg. m=700N. m運行摩擦阻力:Pm（Q=Q>=4444.4NM”（2=o）_ 7000 /2 -0.315/2當(dāng)無載時:M, (Q=0>=Gv( + /-)=5000<0. 0005+0. 02x-) 2=17. 5kg= 175NM 22P (Q二0>="必。孫二一 "A yiiil 1NDc/2 0.315/22. 4選電動機電動機靜功率：X 二 P3 -4444.4x4

28、0 二3 29kw'100(帥 1000x60x0.9x1式中Pj=Pm ( Q=Q ) 一滿載時靜阻力，q=0.9 一機構(gòu)傳動功率；M=1 驅(qū)動電動機臺數(shù)初選電動機功率：N=KdNj=l. 5X2. 59=2. 98kw式中Kd-電動機功率增大系數(shù)，由1中表7-6查得，Kd=l. 5由附表 30 選用電動機 JZR2-12-6,Ne=3. 5kw, nl=910r / min, ( GD2 )d=0. 142kg. m2,電機質(zhì)量Gd=80kg2. 5驗算電動機發(fā)熱條件等效功率：N =k /X z =0.75x1.12x2.59=2.18kw.14 J ， J式中 K25 一工作級別

29、系數(shù)，由1查得，當(dāng)Jc=25%時,k26=0. 757 由1表6-5查得tq / tg=0. 2,查圖6-6得7=1.12NxN,故所選電動機發(fā)熱條件通過2. 6選擇減速器車輪轉(zhuǎn)速：V40n,=二40. 4r/min延c 3.14x0.315機構(gòu)傳動比：io=N / nc=910+40. 4=22. 5查2附表40選用ZSC400II2減速器，io' =27 中級=2. 8kw (查輸入轉(zhuǎn)速為 1000r/min時),NxVN中級2.7驗算運行速度和實際所需功率實際運行速度：V>vA=40 =33. 33r/min io 27誤差：£ =f = 14.6%V15%合適匕

30、 40實際所需電動機等效功率：NX=NV -=2. 18x l±l=1.82<Ne故適合 匕402. 8驗算起動時間起動時間:38.2(?M* 一 M )/«C(G£>2), +(°乎。io 式中nl=910r / mino m=l 驅(qū)動電動機臺數(shù);NMq=1.5Mr=l. 5 x 9550 /（，2>，>； =56. 25Nm n滿載運行時折算到電動機軸上的運行靜阻力矩：Mj （Q=Q>=蛆M= 700 =38. 8Nm z0;27 x 0.9空載運行時折算到電動機軸上的運行靜阻力矩：Mj （Q=0>= A；w（g=

31、（）二. 10 - =7. 2Xm z07727 x 0.9初步估算制動輪和聯(lián)軸器的飛輪銅：(GD 2 ) z+( GD 2 ) 1=0. 26kg. m 2機構(gòu)總飛輪銅：C ( GD 2 ) 1 =C ( GD 2 ) d+ ( GD 2 ) z+ ( GD 2 )1 =1. 15(0.142+0. 26 ) =0. 466kg. m 2滿載起動時間:910-38.2(1x56.25-28.8)0.466 +(15000+5000)x0.315272 x0.92- = 3.035無我起動時間:（。=0）91038.2(1x56.25-7.2)0.466 +5000 x 0,3152272 x

32、0.9=O.65ill 1表 7-6 查得，：z| Vc=40r / min=O. 75m / s 時，tq推薦值為 5. 5s, tq （Q=Q）Vtq,故所電動機能滿快速起動要求。2. 9按起動工況校核減速器功率起動狀況減速器傳遞的功率：后上6731x33.33 二6kw 100071000 x 60x 0.9 x 1式中c c c Q + Gxc v 一一， (15000 + 5000)1033.33Pd=P ： +Pg=P j+ -叫 x 一 二 4444.4 + x= 8182 Ng 6O%o=q)g60x3.33N為計算載荷一運行機構(gòu)中同一級傳動的減速器個數(shù)，/二1所用減速器的N中

33、級=2.8kwVN,（如改選大一號，則中心距將由400增至60 N中級=23.8, io' =21. 15 ）相差太大，考慮到減速器有一定過載能力（如M 輕級二6kw）故不再變動。2. 10驗算起動不打滑條件因室內(nèi)使用，故不計風(fēng)阻及坡度阻力矩，只驗算空載及滿載起動時兩種空 況。空載起動時，主動車輪與輪道接觸處的圓周切向里：G v'P式T u, = x+=° g劭 3。/2c2000（0.0005 + 0.02 -）2 + 2000 x 0,0005500033.332=x+=9.81 60x0.60.315/2=522.68kg=5226.87V車輪與軌道的粘著力：F

34、”二P1f =2000X0. 2=400kg=4000NVT（ Q=0 ）,故可能打滑。解決辦法是在空載 起動時增大起動電阻，延長起動時間滿載起動時間時，主動車輪與軌道接觸處的周圍切向力：_（0 + G,.） 匕2（。=-g60x0。,DJ215000+ 500033.3370。0（。.。5 + 0.02 x 等）2 + 7000x 0,0005=X+9.8160x3.030.315/2=394.8kg=39487V車輪與軌道的粘著力：F（°=P.4"°。丁”“）x 0.2 = 2000 = 20000/V > % 故滿載起動時不會打滑，因此所選電動機合適。

35、2.11選擇制動器山1查得，對于小車運行機構(gòu)制動起動時間t2W34s,取t2=3s,因此,所需 制動轉(zhuǎn)矩：M. = -一一“ ？ 38.2九<1(Q + G")伙 + -)"。91038.2x31x 1.15 x 0.466(15000 +5000)0.315 2+27x0.9-)= 19. 56Nm(15000 + 5000)(0.0005 + 0.02 x )1027 x 0.9ill 附表15選用YWZ5200 / 23,其制動轉(zhuǎn)矩Me2=112m考慮到所取制動時間t2=3s與起動時間tq=2. 64s很接近，故略去制動不打滑條件 驗算。2. 12選擇高速軸器及

36、制動輪高速軸聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩，由1（ 6-26 ）式:Mf=n .35x1.8x37.5=91 N.mNa c式中此二97501 心二=9550x =37. 5Nm-電動機額定轉(zhuǎn)矩勺910n一聯(lián)軸器的安全系數(shù)，運行機構(gòu)n=L35夕一機構(gòu)剛性動教系數(shù)，外=1.22. 0,取外=1.8由2附表31查電動機JZR2-12-6兩端伸出軸各為圓柱形d=35mm, l=80mm, ill 2 附表37查得ZSZ=400減速器軸端為圓柱形dl=30mm, l=55mm,故從2附表41選G1CL 鼓形齒式聯(lián)軸器，主動端A型鍵槽dl=35mm, L=80mm,從動端A型鍵槽d2=30mm, L=55mm,標(biāo)記為：

37、GICL1 聯(lián)軸器35X80 / 30X55ZB19013-89,其公稱轉(zhuǎn)矩 Tn=630N>MC=91mm, 侖矩（GD2 ） 1=0. 009kg. m2,質(zhì)量GL5. 9kg.高速軸端制動輪，根據(jù)制動器已選定為YWZ5200 / 23, ill 2附表16選制動輪直徑D2=220,圓柱形軸孔d=35mm, L=80mm.標(biāo)記為：制動輪200Y=35JB / ZQ3389-86 其飛輪矩GD2 2=0.2kg. m2,質(zhì)量 GZ=10kg.以上聯(lián)軸器與制動輪飛輪之和:（GD2）1+（ GD2 ） 2=0. 2009kg.蘇與原估 計0. 26kg. m2基本相等，故以上計算不需要修改

38、2. 13選擇低速軸聯(lián)軸器低俗聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩，可由前節(jié)的計算轉(zhuǎn)矩Me求出M/ =l/2Mc iof = 1x91x27x0.9=1105. 65N2ill 2附表37查得ZSC-400減速器低速軸端為圓柱形d=65mm, L=85mm,取浮動軸 裝聯(lián)軸器軸徑d=60mm,L=85mm,由附表42選用兩個GICCLZ3彭形齒式聯(lián)軸器，其主 動端:Y型軸孔A型鍵槽，dl=65mm.從動端Y型軸孔，A型鍵槽，d2=60mm,L=85=mm, 標(biāo)記為GILZ3聯(lián)軸器 6W ZBJ1904-8960x85由前節(jié)巳選定車輪直徑De=315mm，由5附表19參考（1）350車輪組，取車 輪軸安裝聯(lián)軸器處直徑

39、d=65, L=85,同樣選用兩個GICLZ3鼓形齒式聯(lián)軸器。其 主動軸端，Y型軸孔，A型鍵槽d尸60mm, L=85mm,從動端：Y型軸孔，A型鍵槽 出二65mm, L=85mm,標(biāo)記為：GICLZ 1聯(lián)軸器 6" 83ZBJ190148960x852.14瞼算低速浮動軸強度2.14.1疲勞驗算山運行機構(gòu)疲勞計算基本載荷：M叱 = 08。i077 = 1.8x x27x0.9 = 820.13Nm22由前節(jié)已選定浮動軸端直徑d=60mm,及扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：2 = 680 4= 15.75 x 106 / w2 = 15.75MPaW 0.2x（0.06）3浮動軸的載荷變化為對稱循環(huán)（用運

40、行機構(gòu)反轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩值相同），材料TB選用 45鋼，由起升機構(gòu)高速浮動軸計算，得T-1=140MpTS=180Mpa,許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：xJ_ = Ix = 44.8 MPa /2.5 1.25式中k nl 一與起升機構(gòu)浮動軸計算相同TnV七人通過2.14.2強度驗算由運行機構(gòu)工作最大載荷:MUmax= 。幣7 = 1.6xl.8x x 27x0,9 = 1312.2Nm 22式中巴考慮彈性振動的力矩增大系數(shù)，對突然起動的機構(gòu)，%=151.7,此處取% =1.6；外一剛性動載系數(shù),取丁=1.8最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：“max= 30. 4MpaMg 1312.2W 0.2x(0.06)3許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力:ru = -

41、 = =120MPa1.5故通過浮動軸直徑：d1=d+ ( 510 )=60+ ( 510 )=6570mm 取可二70mm第三章卷筒部件計算3.1 卷筒心軸計算卷筒名義直徑D=500mm,螺旋節(jié)矩廿20mm,卷筒長度L=2000mm,壁厚為6=16mm 通過做草圖得到卷筒心軸的支點位置，并參考有關(guān)資料，決定心軸的各段直徑軸 的材料用45號鋼。22019959022953.6N22386. 4N圖2-1卷筒心軸計算簡圖3.1.1 支座反力=29953.67V26170(200 +656+188) + 26170(656 + 200)1660/? =2X26170-29953. 6=22386.

42、 4N n心軸右輪轂支承處最大彎矩：Mw.=20/?/=447728N> cm3. 1.2疲勞計算對于疲勞計算采用等效彎矩，由2表2-7查得等效系數(shù)夕=11等效彎矩： 此=砥也尸1. 1X44728二492500. 8N. cm彎矩應(yīng)力：% = Md /0. ld3=492500.8/ 0.1 x73=133.6Mpa心軸的載荷變化為對稱循環(huán)。由2表2-11, 2-13式知許用彎曲應(yīng)力：軸材料用 45號鋼，其 b=600Mpa, 4=300Mpa, crw=0.33, 4=258Mpa,式中n=L 6一安全系數(shù)（見表2-18 ）；Kx=L 4一與零件幾何形狀有關(guān)的應(yīng)力集中系數(shù)（D / d

43、=78 / 70=1. 11, r/d=7/70=0.l由2表查得)；k-應(yīng)力集中系數(shù)，可參考書本第二章第五節(jié)，k=kx-km=1.4X1. 5=1.61oKm=l. 15 一與零件表面加工光潔度有關(guān)的應(yīng)力集中系數(shù)，按D5查得故:OCQ 1bj = x = 100=100Mpa1.61 1.61通過3.1.3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2表2-5查得，qjcll=1.2,九1小=/口2X447728二537273. 6N. cmM=537273.6/0.1 x 73=156.6MpamdX O.W3許用應(yīng)力：4=曳=300/l.6=187.5MPa名皿勺可”.通過故卷

44、筒軸的疲勞和靜強度計算通過3. 2選軸承由于卷筒心軸上的左軸承的內(nèi)外座圈以同樣轉(zhuǎn)速運轉(zhuǎn)，故無相對運動可按照 額定靜教荷來選擇。右軸承的外座固定，內(nèi)座圈與心軸一同旋轉(zhuǎn)應(yīng)按照額定動載 荷來選擇。3. 2.1左端軸承由4 ( 19 - 16 )式軸承的額定靜載荷?之0鳥式中%一額定靜負(fù)荷；P。一當(dāng)量靜負(fù)荷；n0一安全系數(shù)，由4表19-7取n0=L04.參考由2附表8,選用中型雙排滾珠軸承,型號1311.由4表19=9查得軸承的額定靜負(fù)荷C0=2290N.左軸承的當(dāng)量靜負(fù)荷：4=力七二L IX29953.6=32948. 96N式中心二 1.1 一動負(fù)荷系數(shù)，由4表 19-6選取n°Po=l

45、.O4X2177O=2264ONWCo 安全3. 2. 2右軸承右端軸承也采用1311,其額定動負(fù)荷C=40300X 右軸承的徑向負(fù)荷/1. 1X22386. 4二24625. 04N 軸向負(fù)荷Fa二0設(shè)中級工作類型的軸承工作時數(shù)L產(chǎn)4000h,由4表19-16查得13n軸承的 e=0. 23,令Fa / Fr=0<e,故x=L y=2. 7,當(dāng)量動負(fù)荷:P = xFr + yFa =1X 24625. 04 + 2. 7 X 0=24625. 04Nin6 r由（32）式：仆前,6QnLh160x17.3x4000V 10= 1.607安全3.3繩端固定裝置計算根據(jù)鋼繩直徑為13. 5

46、mm,由表23 - 11選擇壓板固定裝置（圖（2-2）并將壓板的繩槽改用產(chǎn)40梯形槽，雙頭螺柱的直徑M16.圖2-2繩端固定裝置已知卷筒長度計算中采用的附加圈數(shù)Z。=2,繩索與卷筒槽間的摩擦系數(shù)f=0. 15, 則在繩端固定處的許用力。S=Smax / efa=26170 / e壓板螺栓的所受之拉力：P=S/f+力式中“一壓板梯形槽與鋼繩的換算摩擦系數(shù)，當(dāng)0:40時，f= f =°15二 ° J ggsin P + f cos p 0.643 + 0.15 x 0.766螺柱由拉力和彎矩作用的合成應(yīng)力:O.k/3 xZ式中 Z=2 （螺栓數(shù)）d=13. 8 （螺紋內(nèi)徑）M，

47、SL1 3尸 M1 + =122.8Mpa r U1 O.k/3 XZ4螺柱材料為。-235,屈服極限=240Mpa,則許用拉伸應(yīng)力為：（由2表2- 21取安全系數(shù)nil =1.6 ）O,=O, /n =240 / 1. 6=150Mpa通過第四章吊鉤4.1確定吊鉤裝置構(gòu)造方案已知吊鉤裝置用于三倍率雙聯(lián)滑輪組，所以必須采用長型的構(gòu)造方案4. 2選擇并驗算吊鉤由3表15-12選擇一個10t鍛造單面吊鉤，其基本尺寸如圖所示（圖5-15）,材料采用20號鋼圖3-1 10t鍛造單面吊鉤4. 2. 1吊鉤軸頸螺紋M64處拉伸應(yīng)力：具=等二 63.6Mpa/近式中3 螺紋內(nèi)徑，由7表6-3查得M64, d

48、尸57. 5mm 匕一動力系數(shù)，由圖2-2查得心=1.1由1查得軸頸拉伸許用應(yīng)力：。7 =50Mpmb < b,故強度足夠。5. 2. 2吊鉤彎曲部分A-A斷面的驗算<1）圖解法求斷面重心首先按比例繪出吊鉤的截面形狀圖及曲率中心位置，并在下面做出相應(yīng)的 LGK坐標(biāo)圖5-6）用垂線將截面分為許多小格。在劃一垂線在斷面上均得到兩個 變數(shù)x和y。若把沒根垂線所得變數(shù)乘積S=xy。y為縱坐標(biāo)，x為橫坐標(biāo)，繪出 一點，并把個點連接起來，既得一條曲線。令在曲線下的面積為f,則重心C的 橫坐標(biāo)為：y_/ = 265200 = 4_.5600（2圖解法求系數(shù)K由曲率中心S點與所做曲線上A點相連，在

49、有中重心3點做直的平行線而 使其與相交的垂線AD相交于B點。如此，可以將許多類型的B點連成曲線，得 到面積工和即可算出系數(shù)k:25600(-510+255) = 0.0913計算A-A截面上1點的最大拉伸應(yīng)力:Qi _ 1.1x150000 菽上 一 56x0.0914.75x = 256 MM對于20號鋼由表15-1：兀 _ 220n 1.3x0.9=188Mpa式中:q =220Mpa20號鋼屈服極限n=1. 3x0. 9一安全系數(shù)其中0. 9是考慮級工作級別系數(shù)）。故與 er驗算通過（B-B截面驗算從略）4. 3確定吊鉤螺母尺寸4. 3.1螺母最小工作高度H=0 8do =0 8x64=

50、51.11111)考慮設(shè)置防松螺栓，實際取螺紋高度：H=784. 3. 2螺母外徑D-<1. 82) d0=<l. 82) 64=115128mm4. 4止推軸承的選擇由于軸承工作過程中很少轉(zhuǎn)動，故可根據(jù)額定靜載荷來選擇由2附表5,選擇8217推力軸承，由4表19-21,表19-6查得其額定靜載 荷Co=239OOON,動負(fù)載荷系數(shù)人=1. 15軸承當(dāng)量靜載荷：Po= fdF0 =1.15x150000 = 172500 N=1.25x172500 = 215625 NvC° 安全式中：.=1.25安全系數(shù)由4表19-7選取。4. 5吊鉤橫軸計算由2附圖25可知，橫軸兩側(cè)

51、拉板的間距是由滑輪6和8的尺寸所決定的< 即L=304mm)。橫軸可看做一個簡支梁來進(jìn)行強度計算橫軸的計算載荷圖3-30)：Q ,=2 (2 = 1.1x150000 =165000 N橫軸的最大彎矩：- QjL 165000 X 30.4M v. = := 1254000 N cm44中間斷面截面模數(shù)(圖3-3b>：(B-dh2(16-7.5)1123W =!=lcm -LU- ' va = /4C .：C' a nQ)I”, /./ / / / / / /% /r-.rr圖3-3吊鉤橫軸和滑輪軸的計算簡圖彎曲應(yīng)力：165000(tw = 133Mpav 171橫

52、軸材料用45號鋼，許用應(yīng)力也=2=出=120孫4 n 2.4故橫軸強度足夠。式中：N=2.4為安全系數(shù)34. 6滑輪軸計算滑輪軸也是一個簡支梁，支點距離任然是L=304mm。它作用有三個滑輪的壓力為計算簡便起見，把三個力看作集中力見圖3-3c)滑輪的作用力:P P P Qf k。 巴=丁丁 =1.1x1500003=55000 N軸上的彎矩1T和2-2斷面)：Q165000Mt = 6 =X 6 = 495000 N1 22 Qf 30.4 Q, 9.2 165000 30.4M =xx =x2232221650009 2X = 1001000 N e cm211和22截面模數(shù):嗎=O.k/1

53、3=O.lx93 =7WW, =0.k/? =0.1xll3 =133c/n3彎曲應(yīng)力:49500073_101000133= 67.SMpa=15.3Mpa滑輪軸的材料與吊鉤橫軸相同，亦為45號鋼，故許用應(yīng)力也相同bb = 120Mpa,強度足夠。4. 7拉板的強度驗算拉板尺寸如圖3-4所示，截面a-a的拉伸應(yīng)力：0 /21.1x150000x2.2 in6 =k = O3A3Mpa(b dJB 2(20-9) x 1.6式中:K=2.2應(yīng)力集中系數(shù)，由圖5-13查得。拉板材料為Q-235號鋼，許用拉伸應(yīng)力圖3-4拉板的計算簡圖軸頸與拉板的單位拉力：QJ2 165000、p = -:= 5729 N / cnrd d 2x9x 1.6拉板軸孔內(nèi)表面的擠壓應(yīng)力：(2)2 +,(2x9)2 +92 *b： = p - = 5729 = 95.48A/paJ (2/7)2(2x9)2-92拉板許用擠壓應(yīng)力b=生=二2 = 110Mpa n 2故5 V 內(nèi)和 v所以強度足夠4. 8滑輪軸承的選擇滑輪直徑D=40