20噸塔式起重機變幅小車及起升吊鉤設計

塔式起重機特點說明塔式起重機是ー種塔身豎立、起重臂回轉的起重機械。在エ業(yè)與民用建筑施工中塔式起重機是完成預制構件及其他建筑材料與工具等吊裝工作的主要設備。在高層建筑施工中其幅度利用率比其他類型起重機高。由于塔式起重機能靠近建筑物,其幅度利用率可達全幅度的80%,普通履帶式、輪胎式起重機幅度利用率不超過50%,而且隨著建筑物高度的增加還會急劇地減少。因此,塔式起重機在高層エ業(yè)與民用建筑施工的使用中一直處于領先地位。應用塔式起重機對于加快施工進度、縮短工期、降低工程造價起著重要的作用。同時，為了適應建筑物結構件的預制裝配化、工廠化等新エ藝、新技術應用的不斷擴大,現(xiàn)在的塔式起重機必須具備下列特點:起升高度和工作幅度較大,起重力矩大;工作速度高,具有安裝微動性能及良好的調(diào)速性能;要求裝拆、運輸方便迅速,以適應頻繁轉移工地之需要塔式起重機發(fā)展及機構介紹塔式起重機是在第二次世界大站后オ真正獲得發(fā)展的,戰(zhàn)后各國面臨著重建家園的艱巨任務,浩大的建筑工程最迫切需要大量性能良好的塔式起重機。在我國,塔式起重機的生產(chǎn)與應用已有40多年的歷史,經(jīng)歷了一個從測繪仿制到自行設計制造的過程。塔式起重機不論其技術性能還是構造上有什么差異,總可以將其分解為金屬結構、工作機構和驅動控制系統(tǒng)三個部分。金屬結構是塔式起重機的骨架,它承受著起重機自重以及作業(yè)時的各種外載荷,是塔式起重機的主要組成部分,由塔身、塔頭或塔帽、起重臂架、平衡臂架、回裝支撐架、底架、臺車架等主要部件組成,其重量通常占整機重量的一半以上。工作機構是為實現(xiàn)塔式起重機不同的機械運動要求而設置的各種機械部分的總稱。QTZ400塔式起重機的エ作機構有起升機構、變幅機構、回轉機構和頂升機構等。其各機構功能:起升機構主要實現(xiàn)物品的上升與下降;變幅機構改變吊鉤的幅度位置;回轉機構使起重臂架作360°的回轉,改變吊鉤在工作平面內(nèi)的位置；頂升機構使塔機的回轉部分升降,從而改變塔式起重機的工作高度。驅動控制系統(tǒng)是塔式起重機又ー個重要的組成部分。驅動裝置用來給各種機構提供動カ,最常用的是YZR與YZ系列交流電動機?？刂葡到y(tǒng)對工作機構的驅動裝置和制動裝置實行控制完成機構的起動、制動、換向、調(diào)速以及對機構工作的安全性實行監(jiān)控,并及時地將工作情況用各種參量:電流值、電壓值、速度、幅度、起重量、起重力矩、工作位置與風速等數(shù)值顯示出來以使司機在操作時心中有數(shù)。20噸塔式起重機機構說明QTZ400為水平起重臂，小車變幅，上回轉自升式多用途塔式起重機,其最大工作幅度為70米，最大起重量為20噸,在最大幅度70米處可吊1噸。QTZ400塔式起重機的起升機構由驅動裝置、傳動裝置、制動裝置和工作裝置四個部件組成。驅動裝置采用YZR315s-8交流電動機,其功率為85KW,額定轉速為724r/min;傳動裝置按機構布置需要,采用各種減速裝置,用來完成轉速與力矩的轉換的最佳匹配,使電機在滿足工作裝置要求情況下處于高效最佳工作狀態(tài):工作裝置由卷筒、鋼絲繩、滑輪組與吊鉤等所組成,當傳動裝置驅動卷筒轉動時,通過鋼絲繩、滑輪組變?yōu)榈蹉^的垂直上下直線運動;制動裝置可控制吊裝物品的下降速度或使其停止在空中的某一位置,不允許在重力作用下下落。由于重力始終作用在被懸吊的物品上,所以起升機構必須選用制動カ矩在制動器不松閘時始終作用在制動輪上的常閉式制動器，以策安全。回轉機構由回轉支撐裝置和回轉驅動裝置兩部分組成。在實現(xiàn)回轉運動時,為塔式起重機回轉部分提供穩(wěn)定、牢固的支承,并將回轉部分的載荷傳遞給固定部分的裝置稱為回轉支承裝置;驅動塔式起重機的回轉部分,使其相對塔式起重機的固定部分實現(xiàn)回轉的裝置稱為回轉驅動裝置。變幅機構是為了滿足物料的裝、卸工作位置的要求,充分利用自身的起吊能力（幅度減小能提高起重量）,塔式起重機需要經(jīng)常改變幅度。變幅機構則是實現(xiàn)改變幅度的工作機構，并用來擴大塔式起重機的工作范圍,提高生產(chǎn)效率。QTZ400塔式起重機采用繩索牽引式變幅機構,小車依靠鋼絲繩牽引沿吊臂軌道運行,其驅動カ不受附著力的限制,故能在略傾斜的軌道上行走。又由于驅動裝置裝在小車外部，從而使小車自重大為減少,所以使用于大幅度、其重量較大的起重機。在塔式起重機中大都采用繩索牽引式變幅機構，這樣既可減輕吊臂載荷,又可以使工作可靠,而且因其驅動裝置放在吊臂根部,平衡重也可略為減少。畢業(yè)設計目的本設計的目的在于通過對QTZ400塔式起重機工作機構的設計，了解目前塔式起重機的設計過程,熟悉塔式起重機的設計規(guī)范,掌握塔式起重機的設計原理、方法,并運用所學知識進行創(chuàng)新和改進設計。同時培養(yǎng)工程設計人員的查詢資料、査找規(guī)范和閱讀文獻等方面的能力,以適應畢業(yè)后從事設計工作。2.畢業(yè)設計任務設計依據(jù)及主要技術指標1.1機構工作級別起升機構:M5 變幅機構:M31.2工作幅度最大工作幅度：70m 最小工作幅度：3.5m1.3起升高度固定式：73m 附著式：180m2設計參數(shù)2.1最大起重量：20t2.2起升機構參數(shù)起重量/速度t/(m/min)：12.5/27倍率:a=8功率:85kW變幅機構參數(shù)速度（m/min）：20/40功率（kw）：13320噸塔式起重機起升機構設計塔式起重機起升機構的設計及計算主要包括:根據(jù)總體設計要求選擇合理的結構形式,確定機構的傳動布置方案;按給定的整機主要參數(shù)（最大額定起重量、起升高度、起升速度等）確定起升機構參數(shù),選擇確定機構各起重零部件的結構類型和尺寸;進行機構動カ裝置的選擇計算等。影響起升機構的主要因素1.1滑輪組的倍率塔式起重機起升機構通常都采用單聯(lián)滑輪組。滑輪組的倍率對起升機構的構造有著很大的影響。倍率愈大鋼絲繩所受的拉力愈小,但由于繞繩量的增加,將使鋼絲繩和卷筒長度增加,同時由于滑輪的數(shù)目的增多,也加劇了鋼絲繩的磨損和疲勞,從而降低了鋼絲繩的使用壽命。但從另ー個方面看,增加倍率,須相應提高卷筒的轉速,因此傳動比就可以減小,使結構較為緊湊。1.2卷筒直徑卷筒直徑應盡量選取最小許用值。因為隨著卷筒直徑的增加,轉矩和傳動比也將增大,從而引起整個機構的變大。但在起升高度較大時，應增加卷筒直徑以限制其長度。1.3聯(lián)軸器在高速軸上，電機和減速器一般都是通過彈性聯(lián)軸器相連接。在低速軸上,減速器輸出軸和卷筒之間的連接多采用滑塊或者齒輪聯(lián)軸器，原因是它們可以傳遞較大的扭矩,并具有??定的調(diào)心性能,有利于安裝調(diào)整比較。1.4制動器制動器一般安裝在高速軸上，以減小其尺寸。通常利用聯(lián)軸器的半個連接盤兼作制動,而帶制動輪的聯(lián)軸器半盤應安裝在減速器軸上。這樣,即使聯(lián)軸器損壞,制動器仍能工作。目前也有將制動器裝在電動機尾部殼體內(nèi),制成一個組合部件，從而使機構簡化緊湊。綜上所述,起升機構的設計應在保證滿足塔式起重機主要工作性能的同時,盡可能地使機構工作可靠,結構簡單,自重輕和維護保養(yǎng)方便等。2起升機構的載荷特點.物品起升和下降時,在驅動機構中鋼絲繩拉カ產(chǎn)生的扭矩方向不變。.物品懸掛系統(tǒng)由撓性鋼絲繩組成,物品慣性引起的附加轉矩一般不超過靜轉矩的10%,對機構影響不大。.機構起動或制動時,只有電動機輸出軸到制動器之間的零件承受較大的動載荷,齒輪傳動和其他低速軸零件所受的動載荷不大。3.3起升機構起重零部件的選擇計算3.3.1吊鉤起重吊鉤生產(chǎn)目前已經(jīng)標準化，一般根據(jù)用途和最大額定起重量選擇吊鉤的形式和規(guī)格,必要時需進行強度校核。3.3.1.1吊鉤的選型吊鉤是塔式起重機上應用最普遍、最通用的基本吊具,常與滑輪組的動滑輪組合成吊鉤組作起重機上的取物裝置。依據(jù)QTZ400額定起重量和及參數(shù)，選用A型一短鉤,材料為20鋼ロユ3.3.1.2吊鉤基本尺寸吊鉤的主要尺寸是由鉤孔直徑0來決定的:〇ル（3〇?35）ヤQ=35*720=156.5mm （3-1）取155mm〇式中FQ——額定起重量（t）o其他尺寸:

劃。七1.0?1.2 S^0.75Dム七（2?2.5% んの0.5/?尺寸如圖3-1所示:圖3-!鉤身主要尺寸簡圖3.3.1.3吊鉤強度計算如圖2所示。吊鉤在額定載荷ド〇作用下,鉤身1-2、3-4截面及鉤柱螺紋根部均為危險截面。計算時,吊鉤載荷為額定起重量。1.鉤身水平斷面A-A吊鉤按曲梁理論計算,其鉤身部分應力最大的斷面為某點的應カ為:A-AB圖3-2鉤身斷面強度計算圖

內(nèi)側拉應カ為2Fq。ん儲。2x20x1000x9.8x7313515x0.1x155=136.6MPaズび](3-2)(3-3)[cr]=148.5MPa(3-2)(3-3)外側拉應カ為2弓02(Th= ドん右(ハ+2〃)2x20x1000x9,8x97_13515x0.1x(170+2x170)=55.2MPa4Mロ]=148.5MPa式中:Q ー吊鉤承受的計算載荷,kN；Fa—4-A斷面面積,ア厶=6152mm2；D 一鉤孔直徑,mm2；h一梯形斷面高度,mm；ぐ、e2ー斷面形心距內(nèi)、外邊繳距離,b.+2b2hbx+b23114+2x45170114+45 3=73mm；e2=170-et=97mm0

ん一曲梁斷面4-A的形狀系數(shù)。對于梯形斷面［卜2+ （々+人）［0+弛）一（仇ーる）］一1"{bi+b2）h［しh2JD12J式中,仇、ム為梯形斷面的大小邊長。通常取。=伝許=0.67無;ち=0.4%,則K.aO.l。其他符號見圖3-2。2.鉤身垂直斷面B—BB—B斷面雖然受力不如A—A斷面大,卻是吊索強烈磨損的部位。隨著斷面面積減小,承載能力下降,應按實際磨損的斷面尺寸計算。危險的受力情況使當系物吊索分支的夾角a較大時，吊索每分支受カ為:2cosa20x1000x9.82xcos45°(3-4)=138.6kN(3-4)分解此カ,偏心拉カ為Psina=2tanamax=20x1000x9.8*tan45°=196kN;切カ為

2 2Pcosa=2=:型°°』9.8=1%kNo偏心拉カ產(chǎn)生與a-A斷面相似的受カ情況按2 2%x=45?？紤]，B—B斷面的內(nèi)側拉應カ巴為:FbKbD20x1000x9.8x7313515x0.1x170=62.3kN (3-5)

切應カ為:t_FqT- &20x1000x9.813515=14.5kN式中心ーB-B斷面面積;&,一曲梁斷面B-B的形狀系數(shù)。故:e=W+3t2=762.32+3x14S=67.2MPaメ。][a]=148.5MPa(3-6)(3-7)對于一般用途的鉤身彎曲部分許用應カ:工作級別為M時取口卜糸;(3-6)(3-7)為何2?3時取口卜”:為“5~朋6時取口トエ1.3 1.65此處因起升機構工作級別為Ms,故取：ロ］=2L11.652451.65=148.5MPa。從等強度考慮B-B截面應取得比A-A截面面積小一些,但是因為B-B截面在工作時磨損較大,所以兩截面一般取相同尺寸。.鉤柄尾部的螺紋部位C-C斷面螺紋根部應カ集中,容易受到腐蝕,會在缺陷處斷裂。螺紋的強度計算只驗算拉應カ。汗Fq(7= 建="血:4x20x1000x9.83.14x852=34.6MPaゴイ[cr]=49MPa (3-8)式中Fcー螺紋根部斷面面積,mm2；d0ー螺紋根部直徑,ム=81.752mm。.鉤柄尾部的螺紋(螺母)高度的確定螺紋部分應有足夠的高度,其高度可按螺紋表面的擠壓應カ決定。其擠壓應カ為:び4</>2FqP_J~兀(ギー前)H_4x1.5x20x1000x9.8x33.14x(85?-81.7522)x82=25.3MPa山」[cra]=49MPa (3-9)式中 F。ー吊鉤額定起升載荷，N；普通螺紋基本尺寸確定如下:Pー螺紋節(jié)距,查普通螺紋基本尺寸(GB196—2003)取尸=3mm；H—螺紋部分和螺母配合的總高度,查普通螺紋旋合長度取”=82mm；d一螺紋外徑,由吊鉤尺寸確定mm；d0ー螺紋內(nèi)徑,根據(jù)螺紋外徑查(GB196—2003)取〃=81.752mm；卜］ー許用擠壓應カ,MPa,對于Q235螺母和20號鋼吊鉤取は］=ら=49!刈^通過以上對吊鉤強度計算,可知吊鉤設計滿足強度要求〔用!3.3.1.4吊鉤橫梁的計算中間截面A-A(圖3-3)的最大彎曲應カ:圖3-3吊鉤橫梁計算簡圖吊鉤橫梁工作時的危險截面位于橫梁中部A-A截面,其最大彎曲應カ為M1,5X20>2XY2=52.8MP8［生2.598MPa2.5(3-10)式中:ドL起升載荷,N；02—動載系數(shù);更Iー拉板的間距,mm；B—橫梁寬度,mm；d—吊鉤孔徑,d=89mm；〃ー吊鉤與橫梁連接部分長度,h=85mmo軸孔ル一的平均擠壓應カ:1.5X20X1000X9.82X77X25-76.4MPaル』屹]=8S.75MPa（3-11）式中8ー拉板厚度，ざ=25mm；diー軸孔直徑,d/=077mm；b』ー許用擠壓應カ（MPa）, （工作時有相對轉動，對中小起重量取小值,大起重量取大值）;。/=4~3（工作時無相對轉動,對中l(wèi)[cra]=3a.75MPa小起重量取小值,大起重量取大值）。此處 。3.3.1.5吊鉤滑輪軸計算根據(jù)拉板在滑輪軸上的不同位置,作出滑輪軸上不同的彎矩圖,圖3-4中S為滑輪鋼絲繩拉力的合力則20X1000204599N(3-12)竊圖3-4滑輪軸計算簡圖故滑輪軸的最大彎曲應カ為:_664947100=66.5MPa是2.5至=142MPa2.5(3-13)式中M為滑輪中心線處截面的最大彎矩,更M=204599X134■664947NIcmW=0.1X/=0.1xio3=100cm3故滑輪軸滿足強度要求!1.6吊鉤拉板的計算吊鉤組兩側的拉板危險截面為A-A和B-B兩個截面（圖3-5）。水平截面A-A的內(nèi)側孔邊最大拉應カ為:1.SX22Y8SiS.lMPa生=133.2MPa(3-14)式中:b—拉板寬度,/?=850mm；ざー拉板厚度,5=25mm；Mー加強板厚度,考慮到拉板構造和加工エ藝性在此處不設加強板，取勺ー應カ集中系數(shù),由圖=2.38。圖3-6應カ集中系數(shù)與值垂直截面B-B的內(nèi)側孔邊最大拉應カ(切向)為:70.2MPa更頂as_235M3=78ヨMPa(3-15)軸孔處的平均擠壓應カ:_ISX20X1000X9.8

2X89XY2SJ0Y=66」MPag(』］=88.75MPa(3-16)經(jīng)計算滿足強度要求!3.3.2起升機構滑輪組倍率表1起重量與滑輪組倍率關系表額定起重量ん3581216254065100倍率な234?666?88?101012?1617?20根據(jù)表1,結合所設計的額定起重量為20噸,選倍率。=83.3.3鋼絲繩計算起升機構鋼絲繩直徑按最大靜載荷確定。鋼絲繩中的最大靜拉カ5mgロ(繞入卷筒的鋼絲繩分支上的拉カ),由下式確定:_Q+Fq易…a」加加20X1000X9.8Y1+3%Y8X0975X0.9852x09874=28110n (3-17)式中:口最大起升載荷,N,其中所含吊具自重載荷用估算為冗=3%F成a一滑輪組倍率,a=8；加』一滑輪組總效率(表2-8a)；たー導向滑輪效率,（表5-3）；所選鋼絲繩的破斷拉カラ必須滿足下式:N式中:n—安全系數(shù)（表2-2）,取n=5.5。根據(jù)序選擇起升鋼絲繩為：ISNAT6X19W+NF1770ZSGB891812006網(wǎng)。3.3.4卷筒的尺寸及轉速計算3.3.4.1卷筒的直徑及長度的確定卷筒用于纏繞鋼絲繩，其直徑及長度的確定是由鋼絲繩尺寸來設計選取,其最小值40應滿足：=25乂!8=450mm （3-18）式中:Dminロー按鋼絲繩中心計算的卷筒的最小卷繞直徑,mm；一與機構工作級別和鋼絲繩機構有關的系數(shù),表12-2選用1=25；d 一鋼絲繩直徑,d=18mm〇由JB/T9006.1-1999卷筒直徑系列取直徑た900mm網(wǎng)。其轉速n可按下式計算:aw8X203.14X0.91855.5m/min式中。一滑輪組的倍率;l起升速度;D1ー卷筒卷繞直徑,m,=。+d（D為卷筒槽底的直徑,d為鋼絲繩更直徑）。3.4.2卷筒其它尺寸的確定多層繞光面卷筒的繞繩部分長度為:0IZldLo=式中?エー111111111110=1.11ル直接纏繞在卷筒面上鋼絲繩圈數(shù);d■—鋼絲繩直徑,mm。設多層卷繞鋼絲繩各層的直徑分別為:〃、〃、〃……以、,共繞n層,每層為Z圈,如圖3-5所示,則卷筒的繞繩量為L=zH%+D二+% +已知りi=D+dD2=D+3d%―D+5dmi代入L=ZM%+%+%...+=Zm（。+ntf）故而Z=鋼絲繩的卷繞層數(shù)n不宜過大,否則起升速度變化太大,通常取n=3、611111311根據(jù)起升高度和機構耍求取定L=350m,則鋼絲繩在卷筒上纏繞圈數(shù)為:350

3.14X3X(0.900+3X0018)391

則多層纏繞卷筒繞繩部分的長度為:(plZ\dLo==1.1*39X18-7722mm,考慮卷筒兩端空余部分長度和固定鋼絲繩端頭部分長度,取為Lo=85Omm。3.5卷筒3.5.!卷筒壁厚計算卷筒壁厚一般先按經(jīng)驗公式初步確定,然后進行強度校核。對于鑄鐵卷筒:と=0.020+(6^10)mm&ld鑄鋼或焊接卷筒: mm式中:6式中:6—lllllnunlD一卷筒直徑,mm；dー鋼絲繩直徑,mm〇由于目前鑄造工藝的要求壁厚不宜過小,對于鑄鐵卷筒6>12"61m此處卷筒選用鑄鐵HT200,故其厚度6=0Q2D+(6、10)=26mm3.5.2卷筒壁厚強度驗算卷筒工作時,由于受鋼絲繩最大拉カSa的作用,卷筒壁厚主要承受鋼絲繩纏繞箍緊所產(chǎn)生的壓縮應カ,以及扭轉和彎曲應カ。當卷筒長度小于3倍直徑3D(L)時,彎曲和扭轉應カー般不超過壓縮應カ的,因此可以略去不計,只按壓縮應カ進行強度校核。更為計算卷筒截面上的壓應カ,在壁厚為あ的卷筒上取寬度為繩槽節(jié)距t的圓環(huán),并將其切開,如圖3-6所示。由于よ遠遠小于D,可以認為圓環(huán)截面上的壓應カ為:則卷筒壁厚上的壓應カ為:2811026ス!8=60.06MPa<[4][%]-155MPa(3-19)式中L繩槽節(jié)距,對于光面卷筒t=do〇;對鑄鐵此處材料為QT450T0,其M=73102=155MPa多層卷繞時,卷筒所受的壓カ不是隨卷繞層數(shù)而成倍地增加?？紤]到上層鋼絲繩對下層鋼絲繩的壓緊,使下層鋼絲繩在徑向產(chǎn)生彈性變形而使筒壁上應カ有所減少這ー因素,并將其用應カ增加系數(shù)A予以表示后,則多層纏繞卷筒壓應カ計算公式為:28110■108dMPaM-155MPa(3-20)式中A一由表2-9系數(shù)A值取A=l.8[1Jo故經(jīng)計算所設計卷筒滿足強度要求!3.3.6制動器的選擇根據(jù)制動器的安裝位置和機構的傳動方式，選擇制動器的形式和確定制動器的制動カ矩。制動器的靜制動カ矩弓,可由下式確定:TFqDrケ而?た20X1000X9.8X0.99= —— X0.7922X17.27X8=556.2 (NIm)(3-21)式中心ー最大起升載荷,N；Dn一鋼絲繩繞卷筒直徑,多層纏繞時 ，m為卷繞最多的層數(shù);な一卷筒至制動器軸間傳動比;?ー起升吊鉤至制動器軸間傳動效率,ワ!?心%%%h-0792。起升機構制動器的制動カ矩必須大于由起升載荷產(chǎn)生的力矩。=1.75X556.2=973.4 (NIm)(3-22)式中らー制動安全系數(shù),表5-4查得治=丄75叫綜上查手冊選用YWZ8-400/121,其制動カ矩為830、2000Nim,質(zhì)量為132kg〇3.4起升機構傳動裝置的設計計算4.1起升機構功率計算1.1計算電動機的靜功率20X1000X9.8X2060X1000X0.792更=82.49(kW) (3-23)式中%ー最大起升載荷,N；りー機構總效率,,式中惟為滑輪組總效率,%為導向滑輪效率,唳為卷筒的機械效率,采用滾動軸承時％=。98,為傳動機構的機械效率,它與傳動的型式有關,選用臥式減速器傳動取其機械效率為0.9；l起升速度,起升最大載荷是速度為20m/min。1.2初選電動機:根據(jù)機構工作級別、作業(yè)特點及電動機的工作特性,同時為了滿足電動機起動和不過熱要求,所選電動機的額定功率應滿足下式:=0.80X82.49?66.0(3-24)式中號c一電動機額定功率,kW；pi一起升靜功率,kW；0cー穩(wěn)態(tài)負載平均系數(shù),與接電持續(xù)率ル'有關,見表5-5,初步設計時,〃值及Z值可按表5-6選取,此處根據(jù)Q40樂選均C'0.800故而選用YZR315s-8型電動機，其ルモ25%時額定功率為號C=85kW,轉速為72417min。3.4.1.3電動機過載能力校驗起升機構要求電動機在有電壓損失(交流電動機為15%,直流不考慮)、最大轉矩允差(交流電動機!0%,直流不考慮)時，可起吊1.25倍的額定起重量。故電動機的額定功率應符合下式耍求,以保證有足夠的過載能力。2.1 20X1000X9.8X20= X 1X3.0 60X1000X0.792

=57.7(3-25)式中ワC一基準接電持續(xù)率時的電動機額定功率,kW；Zm—電動機臺數(shù);スー電動機轉矩的允許過載倍數(shù),對于線繞型異步電動機ス=2之、3,5,籠型異步電動機ス=25?29,此處取ス=3.0.?一考慮電壓降及轉矩允差以及靜載實驗超載的系數(shù),繞線異步電動機取占=2.1,籠型異步電動機取H=2.2,直流電動機取"=1.4。故所選電動機滿足過載能力校驗!3.4.1.4電動機發(fā)熱校驗異步電動機發(fā)熱校驗可采用平均損耗法,也可根據(jù)電動機的類型不同,選用等效轉矩法和等效電流法進行精確發(fā)熱校驗。本書采用GB/T13752-92推薦的方法近似計算,具體如下:64.2Pjc64.2kW(3-26)式中P/L電動機額定功率,其工作制為S3,接電持續(xù)率25%時為26KW；〃府一電動機額定轉速，〃"尸72417min；ケー機構傳動效率。,式中Z為電動機每小時折算起動次數(shù),查表5-6得Z=150"1;厶一最不利工作循環(huán)的等效靜阻カ矩,按下式取近似值:Tre=7j?ぬ更=83X0.68=570.0 ( N I m )(3-27)式中Kg一系數(shù),對于起升機構Kg=0.67-0.79,取Kg=0.68；刀ー起升機構靜阻カ矩(N1m),按下式計算:ケ20X1000X98X0.9362X8X1727X0.792=838.3 (NIm)(3-28)其中一額定起升載荷,N；Dmax一卷筒計算直徑,m,Dmax=D-2d;°一滑輪組倍率;iー卷筒至電動機軸傳動比;りー機構傳動效率(包括滑輪組效率),ワ=。792。2減速器2.1減速器的選擇起升機構的傳動比ル根據(jù)電動機段由的轉速和卷筒的轉速〃由下式確定。-13.05(3-29)式中nmー電動機額定轉速,r/min；〃ー卷筒轉速。塔式起重機起升機構中常用ZQ(JZQ)型漸開線圓柱齒輪減速器。故根據(jù)傳動比、輸入功率、輸入轉速以及機構的JC外,從標準中選用ZQ-500-VD-3cA當エ作類型為中級時,許用功率為32kW,to=12^4,質(zhì)量為345kg,入軸直徑固。

若減速器輸出軸采用齒輪聯(lián)軸器與卷筒相連時,輸出軸及軸端承受較大的短暫作用的扭矩和徑向カ,一般還須對此進行驗算。3.4.2.2驗算起升速度和實際所需功率實際起升速度:13.05=2"団20.65mmin誤差:2065I2065I2020X100%實際所需等效功率:=66.0=66.0X20.6520=68.1kWI(Prc|&k85kW3.4.2.3軸端最大徑向カアi校驗廣… .G?^inax=^2^max+~7350=1.6X28110+——=45840NI

更=93000 N(3-30)02式中 一起升載荷動載系數(shù);Smax一鋼絲繩最大靜拉カ,N;G,ー卷筒重力,約為嶋=750X9.8=735。N；【尸］一減速器輸出軸端的允許最大徑向載荷,［円=9300。No基于起升機構的特點,減速器輸出軸承受的短暫最大扭矩應滿足以下條件:^max=02T11.5X13155.5=19733.3NInii[r]=2303ONIm(3-31)式中ア一鋼絲繩最大靜拉力在卷筒上產(chǎn)生的扭矩,T=5g.X警23110X23110X093613155.5NIm.0z一起升載荷動載系數(shù);［門ー減速器輸出軸端的允許短暫最大扭矩,［門，23030Nlm四。3.4.3聯(lián)軸器的選擇聯(lián)軸器的具體規(guī)格依據(jù)所傳遞的扭矩、轉速和被連接的軸徑等參數(shù)選用。高速軸聯(lián)軸器計算轉矩為:=1,5X13X1121.2=3027.24NIm(3-32)式中:7—電動機額定轉矩;Nー聯(lián)軸器安全系數(shù);彩a—剛性動載系數(shù),一般取野。=1.5^2.0〇査機械設計手 得電動機輸出軸端為圓錐形,軸徑為イ=95mm,軸長丄=170mm,減速器高速軸端為圓錐形,軸徑為ビ=50mm.軸長1=85mm?？侩妱訖C軸端聯(lián)軸器:選用CLZ3半聯(lián)軸器,最大容許轉矩:[Tr]-8000N1m>rillllGi-54.8kg,浮動軸的兩端為圓柱形d=95mm,2=172mm"1o靠減速器軸端聯(lián)軸器:查手冊選用帶I?制動輪的半齒聯(lián)軸器，其圖號為S124,最大容許轉矩に】=315QNInilllll(GDa);=1.8kgI=3&5kgiIlinYWZ,-400/121相適應，將S124聯(lián)軸器所帶rmm的制動輪修改為ぐ]。驗算聯(lián)軸器扭矩條件要求:=1,3X1.0X2522.7=3279.5I[7]=800ONIm(3-33)式中:更7.max一按載荷組合B計算的最大扭矩,對高速軸,厶8m??丫0フ、。れス=0.75X3.0X1121.2■2522.7NIm其中ス為電動機轉矩的允許過載倍數(shù),厶:為電動機額定轉矩,P" n=9550X—=1121.2NImハ為電動機額定功率,kW,〃為轉速,r/min,對低速軸,,其中。2為起升載荷動NH載系數(shù),り為鋼絲繩最大靜拉力作用于卷筒的扭矩, ；［ロー聯(lián)軸器許用扭矩,查得m-8QOONlni⑷；Mー聯(lián)軸器重要程度系數(shù),對于起升機構，ね=1-3；%ー角度偏差系數(shù),選用齒輪聯(lián)軸器小。3.4.4驗算起動、制動時間起升機構的工作為周期性的,工作時分起動、穩(wěn)定運動和制動三個階段。由于機構在起動和制動時會產(chǎn)生加速度和慣性カ,若起動和制動時間過長,加速度小,將影響起重機的生產(chǎn)率。反之,加速度太大,又會給金屬結構和傳動部件施加很大的動載荷,并使零部件的受力增大。因此,必須把起動與制動時間控制在一定范圍內(nèi)。3.4.4.1起動時間驗算起升機構在起動階段,耍使原來靜止的質(zhì)量開始運動,這時電動機的起動カ矩Tq除了克服靜阻カ矩厶外,還有一部分用來克服運動質(zhì)量的慣性阻カ矩心,(3-34)Tq=Tj+T&(N)(3-34)靜阻カ矩厶有前式已算出7]=83N1mo慣性阻カ矩心為:式中nm一電動機額定轉速,ntn=724r/min；%一起動時間,s；20000X9.8X(0.90+2X0^)18)2=1.15X5.457+ ド x -4X9.8X82X17272x0J92kgIm=6.57=5.457kg|g一重力加速度,g=9.8m/s2o因此,可有:マ9S576.57X7249.55X(1906.0r838J)=0A7?第31_頁_夬45中南林業(yè)科技大學第31_頁_夬45滿足要求!電動機平均啟動轉矩Tq,由表5-9選取:Tq1.7XT25-1.7*1121.2=1906JI N(3-36)其中T25=9550?2585=咻。X—=1121.2し為JC=25%時的電動機功率,叱為電動機的額定轉速⑶。推薦電動機起動時間為卜ql=2F5⑶,故所選電動機滿足起動時間要求!3.4.4.2制動時間驗算滿載下降的制動時間:_[J]nmz.9.55(r-T'j)6.57x796.49.55x(700-557.6)=3.85<[r] (3-37)滿足耍求!式中〃，"ー滿載下降時電動機轉速,r/min,通常取?"=1.inm?1.1X724-796.4；Ti—制動器制動カ矩,所選制動器制動カ矩范圍為36O、71ON1m,此處取Tz=700Nlm；T；ー滿載下降時制動軸靜力矩,由前式已算。=557.6Nlm,[J]一下降時機構運動質(zhì)量換算到電動機軸上的總轉動慣量,IDi/X02,按下式計算:[7]=1/5（ム+ム）+—02,2り,由前式已算得4xgx。xi[J']=6.57kgInF[L]一推薦制動時間，s,可取匕]。ロ0]=2、5s。4變幅小車設計塔式起重機的變幅機構按機構的運動形式分為臂架擺動式變幅機構（即動臂式）和運行小車式變幅機構（即小車式）。如圖4-1所示:a動臂式 b小車式圖4-1塔式起重機變幅機構圖動臂式變幅機構是通過吊臂俯仰擺動實現(xiàn)變幅的?？捎娩摻z繩滑輪組和變幅液壓缸使吊臂作俯仰運動,塔式起重機一般多用前者。動臂式變幅機構在變幅時物品和臂架的重心會隨幅度的改變而發(fā)生不必耍的升降,耗費額外的驅動功率,而且在增大幅度時由于重心下降，容易引起較大的慣性載荷。所以一般多用于非工作性變幅。動臂式變幅的優(yōu)點是：具有較大的起升高度,在建筑施工群施工中不容更易產(chǎn)生死角,拆卸也比較方便。其缺點是:變幅的有效利用率降低;變幅速度不均勻;沒有裝設補償裝置時,重物不能做到水平移動,安裝就位不便,變幅功率也大。小車式變幅機構是通過移動牽引起重小車實現(xiàn)變幅的。工作時吊臂安裝在水平位置,小車有變幅牽引機構驅動,沿著吊臂的軌道（弦桿）移動。小車變幅的優(yōu)點是:變幅時物料作水平移動,安裝就位方便;速度快、功率省;幅度有效利用率大。其缺點是；吊臂承受較大彎矩,結構笨重,用鋼量較大。綜合以上兩種方案的優(yōu)點,有的塔式起重機同時采用兩種變幅方案,吊臂做成兩用,即可使小車沿吊臂水平移動,又可將小車固定在臂端實現(xiàn)吊臂的俯仰變幅。本設計QTZ400塔式起重機采用小車式變幅機構。按照小車沿吊臂弦桿行走方式,小車式變幅機構分為自行式和繩索牽引式兩類。前者驅動裝置直接裝在小車上,依靠車輪與吊臂軌道間的附著力,驅動車輪使小車運行,電動滑車沿吊臂弦桿行走就是這類變幅機構的典型例子。由于牽引力受附著力的限制,而且小車自重也比較大,故這種自行式小車變幅機構只適用于小型塔式起重機。繩索牽引式變幅機構的小車依靠變幅鋼絲繩牽引沿吊臂軌道運行，其驅動カ不受附著力的限制,故能在略呈傾斜的軌道上行走。又由于驅動裝置在小車外部,從而使小車自重大為減少，所以適用于大幅度、起重量較大的起重機。在塔式起重機中大都采用繩索牽引式變幅機構，這樣既可減輕吊臂載荷，又可以使エ作可靠,而且因其驅動裝置放在吊臂根部,平衡重也可略為減少。繩索牽引小車構造及其驅動方式1—導向輪；2ー滾輪;3ー小車架；4ー起升繩導向滑輪；5橫梁

圖4-2牽引小車構造圖4-2為繩索牽引小車的典型構造。除車架外,它裝有行走滾輪、起升繩導向輪等零部件以及用來改變滑輪倍率的銷子。變幅鋼絲繩穿繞方式如圖4-3所示。運行小車由設置在起重臂架上的牽引卷筒驅動。驅動卷筒通常分為普通牽引卷筒和摩擦卷筒兩種。前者工作可靠,但牽引卷筒較長,而且要有兩根鋼絲繩。后者牽引卷筒及鋼絲繩長度可減少ー半,但必須裝設張緊導向輪，且需經(jīng)常調(diào)整牽引繩張カ，以保證摩擦卷筒能正常工作。由于牽引力受限制,摩擦卷筒一般只用于小型塔式起重機上。1、3、4、5ー導向滑輪;2ー卷筒;6一運行小車;7ー變幅鋼絲繩圖4-3變幅繩穿繞方式卷筒的傳動機構可采用普通標準卷揚機。為了使尺寸更緊湊,目前已廣泛采用行星擺線針輪和漸開線齒輪的少齒差減速器傳動,而且在卷筒軸端部裝有用蝸桿或鏈輪帶動的幅度指示器及限位器,以確保工作安全。為了變幅時能保證重物作水平移動,起升繩的終端不能固定在運行小車上,而必須固定在起重臂架的端部,有起升繩固定在起重臂頭部的繞法和起升繩固定在起重臂根部的繞法。后者起重繩需要較長,但由于在起重臂端部引出的起升繩起了支承起重臂的作用，使水平臂架受カ性能改善。運行小車牽引力計算運行小車式計算主要包括:牽引阻カ計算,牽引繩最大張カ計算,電動機功率計算。4.2.1牽引阻カ計算運行小車沿著起重臂上的軌道行走時產(chǎn)生的阻カ主要有:摩擦阻カあ，坡度阻カル2,慣性阻カル3,迎風阻カ卬4,起升繩阻カw5,牽引繩下垂引起的阻更カ卬6。4.2.1.1摩擦阻カル主耍包括車輪沿軌道的滾動摩擦阻カ、車輪軸承中的摩擦阻カ和車輪輪緣與軌道的摩擦阻力等,按下式計算:卬1 (4-1)0.015X。ル352X0.0003Y20X1000X9.8+250X9.8YXY ————+-—YX1.80.136 0.136式中:Fq—起升載荷,N；んー小車自重,經(jīng)結構設計估算為Fg=250X9.8=2450N；“ー軸承摩擦系數(shù)(滾珠與滾柱軸承ル=0.015,滑動軸承”=0.08-1)；/—車輪滾動阻カ系數(shù)(cm),戶0.025?〇.04,此處取=0.03cm；。ー車輪直徑,0=0.136m；Kl附加阻カ系數(shù),K尸1.5?2.0。4.2.22坡度阻カ4起重臂由于承受載荷后變形而產(chǎn)生坡度。其阻カ按下式計算：W2=(FQ+Fg)Ka=(6x1000x9.8+2450)x0.002=122.5N (4-2)式中aー坡度阻カ,一般取2。。4.2.1.3慣性阻カ第慣性阻カ主要包括小車運行時起動慣性阻カル2,塔機冋轉時小車和重物的離心力小;,分別按下式計算:3125+16604785(4-3)gt020x1000x9.8+24500.669.8 1.32=10125N(Fq+FQ/RK= 900(6x1000x9.8+2450)x0.662x70900=2075.15N式中vー小車運行速度,按最大速度取v=0.66m/s；to—小車起動時間(s),t(j=v/a=1.32s,a為加速度,anー塔式起重機的回轉速度,取最大回轉速