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

1、畢 業(yè) 設(shè) 計(jì)（論文）說 明 書課題：5噸“L”型支腿 箱形單主梁門式起重機(jī)設(shè)計(jì)專 業(yè) 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動化班 級 機(jī)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(jī)械工程系 湖南冶金職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）總成績單學(xué) 生姓 名專業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動化班級機(jī)械0231學(xué)號19畢業(yè)設(shè)計(jì)題目5噸“L”型支腿 箱形單主梁門式起重機(jī)設(shè)計(jì)序號項(xiàng) 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(jì)（論文）指 導(dǎo) 教 師 意 見 書學(xué) 生姓 名專業(yè)

2、機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動化班級機(jī)械0231學(xué)號19畢業(yè)設(shè)計(jì)題 目5噸“L”型支腿 箱形單主梁門式起重機(jī)設(shè)計(jì) 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(jì)（論文）任務(wù)書學(xué) 生姓 名專業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動化班級機(jī)械0231學(xué)號19畢業(yè)設(shè)計(jì)題 目5噸“L”型支腿 箱形單主梁門式起重機(jī)設(shè)計(jì)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(jì)說明書畢業(yè)設(shè)計(jì)(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） （簽章）湖南冶金職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）答辯表學(xué) 生姓 名專業(yè)機(jī)

3、械設(shè)計(jì)制造及其自動化班級機(jī)械0231學(xué)號19畢業(yè)設(shè)計(jì)題目5噸“L”型支腿 箱形單主梁門式起重機(jī)設(shè)計(jì)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(jì)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(jì)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(jì)即是一種創(chuàng)新研究的嘗試. 起重機(jī)機(jī)械主要用于裝卸和搬運(yùn)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(jī)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(jī)能減輕工人勞動強(qiáng)度,提高勞動生產(chǎn)率,

4、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(dú)完成這項(xiàng)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(jì)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(yùn)行速度大車運(yùn)行速度25TA71215(M7)40110說明;1.大車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的工作級別與起升機(jī)構(gòu)相同,小車運(yùn)行機(jī)構(gòu)的工作級別一律為M5級; 2.表中所列速度要求,在計(jì)算后所得的實(shí)際數(shù)值可允許有15%的偏差. 目 錄前言.1(一) 畢業(yè)設(shè)計(jì)題目及原始設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)2(二) 小車起升機(jī)構(gòu)和運(yùn)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算3(三) 卷筒及部件的設(shè)計(jì)計(jì)算.18(四) 門架及

5、部件的設(shè)計(jì)計(jì)算.21(五) 大車及部件的設(shè)計(jì)計(jì)算.52(六) 小 結(jié).59(七) 參 考 文 獻(xiàn)60設(shè)計(jì)內(nèi)容 計(jì) 算 與 說 明結(jié) 果1)確定起升機(jī)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(yàn)算強(qiáng)度5)選電動機(jī)6)驗(yàn)算電動機(jī)發(fā)熱條件7)選擇減速器8)驗(yàn)算起升速和實(shí)際所需功率9)校核減速器輸出軸強(qiáng)度10)選擇制動器11)選擇聯(lián)軸器12)驗(yàn)算起動時間13)驗(yàn)算制動時間14)高速浮動軸計(jì)算1>確定機(jī)構(gòu)傳動方案2)選擇車輪與軌道并驗(yàn)算其強(qiáng)度 3)運(yùn)行阻力計(jì)算4)選電動機(jī)5)驗(yàn)算電動機(jī)發(fā)熱條件6)選擇減速器7)驗(yàn)算運(yùn)行速度和實(shí)際所需功率8)驗(yàn)算起動寸時間

6、9)按起動工況校核減速器功率10夠驗(yàn)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(yàn)算低速浮動軸強(qiáng)度1)卷簡心軸計(jì)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(jì)算1)垂直面內(nèi)應(yīng)力1。 起升機(jī)構(gòu)計(jì)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(jī)構(gòu)計(jì)算簡圖查起重機(jī)課程設(shè)計(jì)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：9鋼絲繩所受最大拉力: Smax=N 查通用機(jī)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(jì)算破斷拉力Sb Sb=n×Smax=×1= 查起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表l選用瓦林吞型纖維芯鋼絲繩6x19W+FC，鋼絲公稱抗拉強(qiáng)度1670MPa，光面鋼絲，右交互捻，直徑d=13mm，鋼絲繩最小破斷拉力Sb=kN,標(biāo)記如下； 鋼絲繩13NAT

8、6×l9W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(jī)械表1-6查得。由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)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(jī)課程設(shè)計(jì)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(jī)課程設(shè)計(jì)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 J80 0069

9、87 確定卷筒尺寸，并驗(yàn)算強(qiáng)度： Dd(e-1)=13(25-1)=312mm由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表13選用D=315mm，卷簡繩槽尺寸由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表143查得槽距，t=13mm，槽底半徑r7mm 卷筒尺寸:L=2=2(= 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(shí)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(jì)算直徑D0=D+d=431mm卷筒壁厚：=0.02D+(6×400+(610)=1418mm取=15mm卷筒壁壓應(yīng)力驗(yàn)算: 選用灰鑄鐵HT200,最小抗拉強(qiáng)度b=195 N/cm2許

10、用應(yīng)力:y= 130MPaymax<y,故抗壓強(qiáng)度足夠由于L>3D,尚應(yīng)驗(yàn)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=式中 D卷筒外徑,D=400mm Di=卷筒內(nèi)徑,Di=370mm于是i=Mw/W=8369400/= MPa合成應(yīng)力：=+·2式中許用拉應(yīng)力=39MPa 1l<l 卷筒強(qiáng)度驗(yàn)算通過。 卷筒A315x15007X1312×2左ZB J80 007287 計(jì)算靜功率; Nj=(Q+G0)V/102×60=式中 機(jī)構(gòu)總效率，一般=O8，取=085電動機(jī)計(jì)算功率，NeKdNj×式中 系數(shù)K

11、對于M級機(jī)構(gòu)，Kd=O85095,取kd 查起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表30選用電動機(jī)JZR-42-8，其中N（25）=16kW n=715rpm,GD=.m,電機(jī)質(zhì)量=260kg 按照等效功率法，求JC=25時所需的等效功率： Nk×r×× 式中k工作級別系數(shù)。對于M級，k r系數(shù)，根據(jù)機(jī)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(jī)構(gòu)t/t查得由以上計(jì)算結(jié)果 N，故初選電動機(jī)能滿足卷筒轉(zhuǎn)速; n= 減速器總傳動比; =31 查起重機(jī)課程設(shè)計(jì)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)

12、量G=345kg，入軸直徑=50mm，軸端長=85mm(錐形) 實(shí)際起升速度; =15=/min 誤差： =x100<=15 實(shí)際所需等效功率： ×Ne(25)=16KW 由(1)公式(616)得輸出軸最大徑向力： Rmax=（aS+G）R式中 aS卷筒上卷繞鋼絲繩引起的載荷， G卷筒及軸自重，參考附表14估計(jì)， ZQ5OO減速器箱出軸端最大允許徑向載荷，由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表40查得。所以Rmax=1/2(25.75+4 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(jī)軸額定力矩， max=2.8-當(dāng)JC=25%時電動機(jī)最

13、大力矩倍數(shù)，由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表33查出， 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(jī)課程設(shè)計(jì)附表36查得。Mmax=0.8x 2.8x218x23.34x0.95=10827.5N.m<M=25000Nm 由上計(jì)算，所選減速器能滿足要求 所需靜制動力 式中 K=175-制動安全系數(shù)，由(1)第六章查得。 由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表15選用YWZ一31523制動器，其制動轉(zhuǎn)矩M=180280Nm，制動輪直徑D=315mm，制動器質(zhì)量G=446kg 高速軸聯(lián)軸器計(jì)算轉(zhuǎn)矩，由1(6-26)式： M=n×式中 M=218電機(jī)額定轉(zhuǎn)矩(前節(jié)求出)， n=15-

14、聯(lián)軸器安全系數(shù)， =1，8-剛性動載系數(shù)，一般1520。 由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表31查得JZRs-42-8電動機(jī)軸端為圓錐形d=65mm, 105。從附表34查得ZQ500減速器的高速軸端為圓錐形d=5mm,=85mm 靠電動機(jī)軸端聯(lián)軸器 由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表43選用CLZ半聯(lián)軸器，其圖號為S139,最大容許轉(zhuǎn)矩M>M飛輪力矩(GD)=.m 質(zhì)量G= 浮動軸的兩軸端為圓柱形d=45mm,1=85mm 靠減速器軸端聯(lián)軸囂 由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)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)=18kg·m質(zhì)量G=385kg。為

15、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)十十18=·m 靜阻力矩;Mj=(Q+G)D/2i20.85=··m 平均起動轉(zhuǎn)矩： Mq=1.5Me=15218=327Nm 通常起升機(jī)構(gòu)起動時間為1一5s此處tq<1s，可在電氣設(shè)計(jì)時，增加起動電阻，延長起動時間，故聽選電動機(jī)合適 制動時間： 式中 由（1)表6-6查得許用減速度，a， a=v/t 故. t=t<t 故合適1）疲勞計(jì)算 2起升機(jī)構(gòu)疲勞計(jì)算基本載荷 ×式中 -動載系數(shù)，=1

16、/2(1+ 起升載荷動裁系數(shù)(物品起升或下降制動的動載效應(yīng))， 由前節(jié)巳選定軸徑d=45mm, 因扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： N/m 軸材料用45號鋼，=600MPa，=300MPa，彎曲：=0.27(=0.27(600+300)=243Mpa 扭轉(zhuǎn) =140Mpa ×300=180MPa 軸受脈動循環(huán)的許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力， =式中 k=k·k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).對平面粗糙度為的零件 k=115：對于平面粗糙度為的零件，K135 此處取k=2×

17、 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，n1-安全系數(shù)，n1=1.25(由2表30查得) = 故 < 通過 (2)強(qiáng)度驗(yàn)算 軸所受最大轉(zhuǎn)矩： M=Me=118 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(yùn)行機(jī)構(gòu)計(jì)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(yùn)行機(jī)構(gòu)傳動簡圖 車輪最大輪壓：小車質(zhì)量估計(jì)取Gxc=4000kg。假定輪壓均布：Pmax=2250kg=22500N車輪

18、最小輪壓： Pmin=1000kg=10000N 初選車輪：由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表17可知，當(dāng)運(yùn)行速度<60mmin時，=1.25>0.9,，工作級別為 重級時，車輪直徑D=250mm，軌道型號為11kgm(P18)的許用輪壓為Pmax=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(qiáng)度強(qiáng)度驗(yàn)算可按車輪與軌道為線按觸及點(diǎn)接觸兩種情況驗(yàn)算車輪接觸強(qiáng)度。車輪踏面疲勞計(jì)算載荷 Pc=10833N車輪材料，取ZG340-640，=340MPa,=640MPa 線接觸局部擠壓強(qiáng)度： =315

19、5;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(qiáng)度，對于軌道P11(由附表22)，=b=： C轉(zhuǎn)速系數(shù)，由1表5-3，車輪轉(zhuǎn)速n=時C=0.97 ， C工作級別系數(shù)，由(1)表5-4，當(dāng)為M級時 Pc>P， 故通過 點(diǎn)接觸局部擠壓強(qiáng)度 =KCC式中 k許用點(diǎn)接觸應(yīng)力常數(shù)(Nmm2)，由15-2查得 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(jī)課程設(shè)計(jì)附22查得)，故取 m-由r/R比值(r為r1，r2中的小值)所確定的系數(shù)，由1表5-5查得 P>Pc 故通過 根據(jù)以上計(jì)算結(jié)果，選定直徑Dc=31

20、5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(jī)課程設(shè)計(jì)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)，軸承摩擦系數(shù)，附加阻力系數(shù)：，代人上式得滿載寸運(yùn)行阻力矩：M(Q=Q)=(5000+4000)(0.0005+0.02x0.125/2)2=·m=315Nm 運(yùn)行摩擦阻力； p(Q=Q)= = 當(dāng)無載時： M(Q=0)=4000（ 2=14kg.m=140Nm P

21、(Q=0)=電動機(jī)靜功率:N= 式中P=Pm(Q=Q)滿載時靜阻力，機(jī)構(gòu)傳動效率， m=1-驅(qū)動電動機(jī)臺數(shù)。 初選電動機(jī)功率:N=kN 式中 k電動機(jī)功率增大系數(shù)，由1中表7-6查得k 由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表3O選用電動機(jī)JZR-11-6，n=885rmin，(GD)=·m;電機(jī)質(zhì)量G=80kg等效功率: N=kN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65查得tt=o2,查表圖66得=112。 Nx<N，故所選電動機(jī)發(fā)條件通過 車輪轉(zhuǎn)速; n= 機(jī)構(gòu)傳動比 = 查起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表40選用ZSC-400-I-3減速器：=22.4;N =1.9kW

22、(當(dāng)輸入軸轉(zhuǎn)速為1000rmin時)，N< 實(shí)際運(yùn)行速度; V=40=/mim 誤差：=1<15%合適 實(shí)際所需電動機(jī)等效功率:N=N=1.21<Ne故合適起動時間： t=式中 n=885rmin;m=1驅(qū)動電動機(jī)臺數(shù)； Mq=159550 滿載運(yùn)行時折算到包動機(jī)軸上的運(yùn)行靜阻力矩： Mj(Q=Q)=15。63Nm 空載運(yùn)行寸折算到電動機(jī)上的運(yùn)行靜阻力矩 Mj(Q=0)= 初步估算制動輪和聯(lián)軸器的飛輪矩： （GD）+（GD）=0。26kg.m 機(jī)構(gòu)總飛輪矩， C(GD)=C(GD+(GD+(GD=1.15(0.1105+0.26) =.m 滿載起動時間： 無載起動時間： 由1

23、表7-6，當(dāng)=40m/min=/s時,tq推薦值為5.5s,tq(Q=Q)<tq故所選電動機(jī)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(yùn)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=19kW<N，如改選大一號，則中心距將由400增至600N=23。8,i0相差太大，考慮到減速器有一定過載能力 (如N=6kW)故不再變動 因室內(nèi)使用，故不計(jì)風(fēng)阻及坡度阻力矩，只驗(yàn)算空截反滿載起動寸兩種工況。空載起動時，主動車輪與軌道接觸處的圓周切向力， 車輪與軌道的粘著力： F(Q=0)=Pf=2000xo2= 400kg=4000N&

24、gt;T(Q=0)”， 故不可能打滑。 滿載起動時，主動車輪與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(jī)合適 由(1)查得，對于小車運(yùn)行機(jī)構(gòu)制動時間t34s,取t=3s，因此,所需制動轉(zhuǎn)矩： M= = -由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)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(yàn)算 高速軸聯(lián)軸器計(jì)算轉(zhuǎn)矩，由1（6-26)式： M=n××式中 M=9750電動機(jī)額定轉(zhuǎn)矩， n-聯(lián)軸器的安全系數(shù)，運(yùn)行機(jī)構(gòu) 機(jī)構(gòu)剛性動載系數(shù)，=122o，取

25、由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)附表31查電動機(jī)JZR116兩端伸出軸各為圓柱形d=35mm，80mm。由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)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(jī)課程設(shè)計(jì)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=630Nm>M。=957.7Nm, 飛輪矩(GD)L= O009kg.m,質(zhì)量Gl= 高速軸端制動輪；根據(jù)制動器已選定為YWZ520023,由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)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=·m2，質(zhì)量Gz=10kg以上聯(lián)軸器與制動輪飛輪矩之和： (GD2)l+(GD2)z=·m2=與原估計(jì)·m基本相符，故以上計(jì)算不需修改 低速軸聯(lián)軸器計(jì)算轉(zhuǎn)炬，可由前節(jié)的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Mc求出 Mc=1/2Mc·i0=由起重機(jī)課程設(shè)計(jì)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(jī)課程設(shè)計(jì)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(jī)課程設(shè)計(jì)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(yàn)算 由2運(yùn)行機(jī)構(gòu)疲勞計(jì)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(jī)構(gòu)正反轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩值相同)，材料仍選用45鋼，由起升機(jī)構(gòu)高速浮動軸計(jì)算得-1=

28、140MPa，=180MPa,許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：式中K、 nI與起升機(jī)構(gòu)浮動軸計(jì)算相同 n <-1k 通過(2)強(qiáng)度驗(yàn)算 由(2)運(yùn)行機(jī)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(jī)構(gòu)，此處取甲， 剛性動載系數(shù)，取。 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(jì) 算 由前面計(jì)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點(diǎn)位置(圖58)

29、，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=Rb·20=11028X20=220560Ncm 2 疲勞計(jì)算：對于疲勞計(jì)算采用等效彎矩，由表2-7查得等效系系數(shù)=，等效彎矩 Md=kd· 220560=220560Ncm彎曲應(yīng)力： w=MPa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=300MPa，-1

30、wb=258Mpa式中 n安全系數(shù)（見2-18）； K應(yīng)力集中系數(shù)； Kx與零件幾何形狀有關(guān)的應(yīng)力集中系數(shù)； Km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(qiáng)度計(jì)算：卷筒軸屬于起升機(jī)構(gòu)低速軸零件，其動力系數(shù)可由表2-5查得，=1.2, =264672N·m max=Mpa 許用應(yīng)力： w=s / n= max<w 通過 故卷筒軸的疲勞和靜強(qiáng)度計(jì)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(yùn)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)， 應(yīng)按照額定動負(fù)荷來選擇（可參考4選擇）1 左端

31、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(jī)課程設(shè)計(jì)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=×N式中 fd動負(fù)荷系數(shù)，由4表19-6選取n×16196.4=16844<C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=×N 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

32、查得1311軸承的e=0.23,，令 Fa/ Fr=0<e,故x=1,y=2.7,當(dāng)量動負(fù)荷 P=xFr+yFa=1×N 由7（19-2）式：Lh= (C/P)=故動負(fù)荷C=(C/P)·P=×12130.8=19494N<c 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(jì)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

33、力和彎矩作甩的合成應(yīng)力： =1.3P/Z·(·d21/4)+MW3·Z式中 Z=2(螺柱數(shù)) d1=13.8mm(螺紋內(nèi)徑) MW=Sl= ×1.8=3522 N (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） 取 H= 寬度B(060.8)H 取 Bs=; Bx= 取副膻板厚度

34、2= 其它板厚 1=3=4= 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(jī)，采用“L”型支腿, 確定總體幾何尺寸如下: H=805m，H1=1.35m，H2=O40m，H3=150m，H4=200mH5= H=825m l= l=540m a=4.05m l=700mB= 計(jì)算門架內(nèi)力

35、時，取計(jì)算高度， h=H+H1+H2=I35十805十O4= 計(jì)算內(nèi)力時，取計(jì)算高度: h=H=A-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=565398 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

36、-D =23452984 ; IzD-D=99059C4， WyD-D3WyD-D3系數(shù):K=I2/I1·h/L式中 I2主梁繞x軸慣性矩; I1= Ix2=565398cm4支腿折算慣性矩， h=，L=22m K=I2/I1*h/L=(1328762/565398)×(9.8/22)=1Kdc=(1/4-1/5)L0=9.16m 取 Kdc=7m門架的計(jì)算載荷：q=主梁的單位長度質(zhì)量：qf=q=1×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(jì)算輪壓：2Pj=Gxc+(Q+Go)由第二章，動力系數(shù)可按下式計(jì)算：

37、15;取2Pj=1×6999+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 V主動車輪輪壓，Pxg××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×3853×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，F(xiàn)w=10m2; C=1.2;qfII為工作狀態(tài)最大風(fēng)壓，由1可知qfII=250N/(沒有沿海工作)作用在小車上的風(fēng)載荷式中Fxc小車的迎風(fēng)面積，由小車防雨罩的尺寸確定，F(xiàn) xc=8×250×8=2400N作用在主梁上的風(fēng)載荷式中Fq主梁長度方向迎風(fēng)面積；Fq=H(L+2L×3.64=55×250×55=16500N將主梁上風(fēng)載荷化為均布載荷作用在支腿上的風(fēng)力=CqfIIFt式中 Ft=H××1.675=13.5×250×13.5=