10T桥式起重机总体及大车运行机构设计7张CAD图
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大车运行机构的设计计算
设计数据：
起重机的起重量Q=5T，桥架跨度L=16.5m，大车运行速度Vdc=40m/min，工作类型为中级，机构运行持续率为JC%=25，起重机的估计重量G=130KN，小车的重量为Gxc=38KN，桥架采用箱形结构。
大车运行结构的传动方案
经各方面综合考虑传动方案选用分别驱动，其传动路线如下图2-1所示
图2—1大车运行机构传动方案
1— 电动机 2—制动器 3—高速浮动轴 4—联轴器 5—减速器 6—联轴器 7—低速浮动轴 8—联轴器 9—车轮
轮压计算及强度验算
计算大车的最大轮压和最小轮压：
按图2-2所示的质量分布，计算大车车轮的最大轮压和最小轮压。
图2—2 轮压计算图
满载时的最大轮压：
Pmax=
=
=63KN
空载时最大轮压：
=
=
=40.2KN
空载时最小轮压：
=
=
=24.7KN
式中的e为主钩中心线离端梁的中心线的最小距离e=1.5m
载荷率：Q/G=50/130=0.385
由[1]表19-6选择车轮：当运行速度为Vdc=40m/min，Q/G=0.385时工作类型A6时，车轮直径Dc=500mm，轨道为P38的许用轮压为150KN，故可用。
强度计算及校核
1）.疲劳强度的计算
疲劳强度计算时的等效载荷：
Qd=Φ2·Q=0.6×50000=30KN
式中，Φ2—等效系数，有[1]表4-8查得Φ2=0.6
车轮的计算轮压：
Pj= KCI·r ·Pd
=1.05×0.89×54
=50.37KN
式中，Pd—车轮的等效轮压
Pd=
=
=54.0KN
r—载荷变化系数，查[1]表19-2，当Qd/G=0.79时，r=0.89
Kc1—冲击系数，查[1]表19-1。第一种载荷当运行速度为V=1.5m/s时，Kc1=1.05
根据点接触情况计算疲劳接触应力：
sj=4000
=4000
=25880g/cm2
sj =25880N/cm2
式中，r-轨顶弧形半径，由[3]附录22查得r=300mm，
对于车轮材料ZG55II，当HB>320时，[sjd] =160000-200000N/cm2，因此满足疲劳强度计算。
2）.强度校核
最大轮压的计算：
Pjmax=KcII·Pmax
=1.1×95600
=105160N
式中KcII为冲击系数，由[3]表2-7第II类载荷KcII=1.1
按点接触情况进行强度校核的接触应力：
jmax=
=
=15353Kg/cm2
jmax =153530N/cm2
车轮采用ZG55II，查[1]表19-3得，HB>320时， [j]=240000-300000N/cm2，
jmax < [j]
故强度足够。
运行阻力计算
摩擦总阻力距：Mm=β（Q+G）（K+）
由[1]表19-4 Dc=500mm车轮的轴承型号为：7520， 轴承内径和外径的平均值为：=140mm
由[1]中表9-2到表9-4查得：滚动摩擦系数K=0.0006m，轴承摩擦系数μ=0.02，附加阻力系数β=1.5，代入上式中：
当满载时的运行阻力矩：
Mm（Q=Q）= Mm(Q=Q)=b(Q+G)( k +m) =1.5（100000+168000）×（0.0006+0.02×0.14/2）=804N·m
运行摩擦阻力：
Pm（Q=Q）===3216N
空载时：
Mm（Q=0）=β×G×（K+μd/2）
=1.5×168000×（0.0006+0.02×0.14/2）
=504N
P m（Q=0）= Mm（Q=0）/（Dc/2）
=504×2/0.5
=2016N
选择电动机
电动机静功率：Nj=
=
=1.13KW
式中，Pj=Pm（Q=Q）—满载运行时的静阻力(P m（Q=0）=2016N)
m=2—驱动电动机的台数
=0.9—机构传动效率
1.初选电动机功率：
N=Kd·Nj=1.31.13=1.47KW
式中，Kd-电动机功率增大系数，由[1]表9-6查得Kd=1.3
查[2]表31-27选用电动机YR160M-10；Ne=2KW，n1=705rm，GD2=0.567kg.m2，电动机的重量Gd=160kg
2.验算电动机的发热功率条件：
等效功率：Nx=K25·r·Nj
=0.75×1.3×1.13
=1.10KW
式中，K25—工作类型系数，由[1]表8-16查得当JC%=25时，K25=0.75
r—由[1]按照起重机工作场所得tq/tg=0.25，由[1]图8-37估得r=1.3
由此可知：NxNd,故所选减速器功率合适。
验算起动不打滑条件
由于起重机室内使用,故坡度阻力及风阻力不考虑在内.以下按三种情况计算.
1.两台电动机空载时同时驱动：
n=>nz
式中p 1==33.8+50.2=84KN —主动轮轮压
p2= p1=84KN—从动轮轮压
f=0.2—粘着系数(室内工作)
nz—防止打滑的安全系数.nz1.05-1.2
=2.97
n>nz,故两台电动机空载启动不会打滑。
2.事故状态
当只有一个驱动装置工作,而无载小车位于工作着的驱动装置这一边时,则
nz
式中，主动轮压p1==50.2KN
p2=2+
=2×33.8+50.2=117.8KN---从动轮轮压
为一台电动机工作时空载启动时间
=
=13.47s
n= =2.94
n>nz,故不打滑.
3.事故状态
当只有一个驱动装置工作,而无载小车远离工作着的驱动装置这一边时,则
n=nz
式中P1==33.8KN---主动轮轮压
P2=2=33.8+2*50.2=134.2KN---从动轮轮压
= 13.47s
与第(2)种工况相同
n=
=1.89
故也不会打滑
根据上述不打滑验算结果可知,三种工况均不会打滑
选择制动器
由[1]中所述,取制动时间tz=5s
按空载计算动力矩,令Q=0,得:
Mz=
式中
=
=-19.2N·m
Pp=0.002G=168000×0.002=336N
Pmin=G
=
=1344N
M=2-为制动器台数.两套驱动装置工作。
Mz=
=41.2 N·m
现选用两台YWZ-200/25的制动器，查[1]表18-10其制动力矩M=200 N·m，为避免打滑，使用时将其制动力矩调制3.5 N·m以下
选择联轴器
根据传动方案,每套机构的高速轴和低速轴都采用浮动轴.
1.机构高速轴上的计算扭矩：
==110.6×1.4=154.8 N·m
式中MI—连轴器的等效力矩.
MI==2×55.3=110.6 N·m
为等效系数， 查[2]表2-7，取=2
Mel=9.75
=55.3 N·m
由[2]表33-20查的:电动机YR160M-8,轴端为圆柱形,d1=48mm,L=110mm;由[2]19-5查得ZLZ-160-12.5-iv的减速器,高速轴端为d=32mm,l=58mm,故在靠电机端从由表[2]选联轴器ZLL2（浮动轴端d=40mm;[MI]=630N·m,(GD2)ZL=0.063Kg·m, 重量G=12.6Kg） ；
高速轴上转动零件的飞轮矩之和为：
(GD2)ZL+(GD2)L=0.063+0.015=0.078 Kg·m
与原估算的基本相符，故不需要再算。
低速浮动轴的验算
1）.疲劳强度的计算
低速浮动轴的等效力矩：
MI=Ψ1·Mel··η
=1.4×55.3×12.5×0.95=919.4N▪m
式中Ψ1—等效系数，由[2]表2-7查得Ψ1=1.4
由上节已取得浮动轴端直径D=60mm，故其扭转应力为：
N/cm2
由于浮动轴载荷变化为循环（因为浮动轴在运行过程中正反转矩相同），所以许用扭转应力为：
=4910 N/cm2
式中，材料用45号钢，取sb=60000 N/cm2; ss=30000N/cm2,则t-1=0.22sb=0.22×60000=13200N/cm2；ts=0.6ss=0.6×30000=18000N/cm2
K=KxKm=1.6×1.2=1.92
考虑零件的几何形状表面状况的应力集中系数Kx=1.6，Km=1.2，nI=1.4—安全系数，由[2]表2-21查得tn<[t-1k] 故疲劳强度验算通过。
2）.静强度的计算
计算强度扭矩：
Mmax=Ψ2·Mel·i
=2.5×55.3×12.5×0.95=1641.7 N.m
式中Ψ2—动力系数，查[2]表2-5的Ψ2=2.5
扭转应力：
t==3800N/cm2
许用扭转剪应力：
N/cm2
t<[t]II,故强度验算通过。
高速轴所受扭矩虽比低速轴小，但强度还是足够，故高速轴验算省去。
起升小车的计算
确定机构的传动方案
小车主要有起升机构、运行机构和小车架组成。
起升机构采用闭式传动方案，电动机轴与二级圆柱齿轮减速器的高速轴之间采用两个半齿联轴器和一中间浮动轴联系起来，减速器的低速轴与卷筒之间采用圆柱齿轮传动。
运行机构采用全部为闭式齿轮传动，小车的四个车轮固定在小车架的四周，车轮采用带有角行轴承的成组部件，电动机装在小车架的台面上，在减速器的输入轴与电动机轴之间以及减速器的两个输出轴端与车轮之间均采用带浮动轴的半齿联轴器的连接方式。
小车架的设计，采用粗略的计算方法，靠现有资料和经验进行，采用钢板冲压成型的型钢来代替原来的焊接横梁。
起重量5吨至50吨范围内的双梁桥式起重机的小车，一般采用四个车轮支承的小车，其中两个车轮为主动车轮。主动车轮由小车运行机构集中驱动。如下所示图3-1为小车运行机构机构简图，
图3-1小车运行机构简
1——电机 2——制动器 3——减速器 4——传动轴 5——联轴器
6——角轴承箱 7——车轮
小车运行机构的计算
选择小车的运行速度为Vc=40m/s
选择车轮与轨道并验算起强度
参考同类型规格相近的起重机,估计小车总重为Gxc=3800kg
车轮的最大轮压为：
=
车轮的最小轮压为： Pmin=
载荷率：
由《起重机课程设计》附表17可知选择车轮，当运行速度v<60m/min，，工作类型为中级时，车轮直径Dc=350mm,轨道型号为18（P18）的许用轮压为
3.19t根据GB4628-84规定，故初选Dc=315mm。而后校核强度
强度验算：按车轮与轨道为线接几点接触两中情况验算车轮接触强度，车轮踏面的疲劳强度计算载荷；
Pc=
车轮材料
取ZG340-640
线接触局部挤压强度；
Pc=K1DcC1C2=
式中--许用线接触应力常数（）,由[3]表5-2查的=6；
--车轮与轨道有效接触强度，对于轨道型号可查（起重机课程设计附表22）
--转速系数，由[3]表5-3查的，车轮转速===45.5rpm时，=0.96
--工作级别系数，由[3]表5-4查的工作级别为6级所以=1
点接触局部挤压强度
=
式中--许用点接触应力常数（）,由[3]表5-2查的=0.181；
R—曲率半径，车轮和轨道曲率半径的最大值， 车轮半径为r=
曲率半径为由附表22查的。所以R=157.5
m由由[3]表5-5查得m=0.47
根据以上计算结果 选定直径=315mm的单轮与缘车轮标记为
车轮 DYL—315 GB 4628—84
运行阻力计算
摩擦阻力矩：
式中 ——车轮轮缘与轨道的摩擦、轨道的弯曲与不平行性、轨道不直以及运转时车轮的摆动等因素有关，查《起重运输机械》表7-3得；
、——分别为起重机小车重量和起重量；
k——滚动摩擦系数（mm），它与车轮和轨道的材料性质、几何尺寸及接触表面情况有关，查《起重运输机械》表7-1得k=0.0005
——车轮轴承摩擦系数，查《起重运输机械》表7-2得
d——轴承内径（mm），d=0.125,
把以上数据带入上式得当满载时的运行阻力矩：
=49kg.m=490Nm
式中 为车轮直径
当无载时：
选电动机
电动机的静功率
—— 小车满载运行时的静阻力,
—— 小车运行速度, =Vc=42.4m/min;
η —— 小车运行机构传动效率, η=0.9;
m —— 驱动电动机台数,m=1.
初选电动机功率：
1.15
式中 —— 电动机起动时为克服惯性的功率增大系数,查《起重运输机械》表7-6取=1.15
查《机械设计课程设计手册》附表30电动机产品目录选择JZR2-12-6型电动机,功率Ne=3.5kw,转速=910r/min,转子飞轮矩电机质量=80kg
验算电动机发热条件
按等效功率法求得，当JC%=25时，所需等效功率为：
(3-10)
式中 ——工作类型系数，由《起重机设计手册》表8-16查得；
——由《起重机设计手册》[图8-37查得。
由以上计算结果，故所选电动机能满足发热条件
选择减速器
车轮转速：
机构传动比：
根据减速器的传动比，计算出实际的运行速度：
查《机械设计课程设计手册》附表40选用ZSC-400--2减速器
验算运行速度和实际所需功率
实际运行速度
误差：合适实际所需电动机等效功率＜故适合
验算起动时间
起动时间：
式中 ；m=1——驱动电动机台数
当满载时静阻力矩：
平均起动力矩
当满载时静阻力矩：
Nm
空载运行时折算到电动机上的运行静阻力矩
初步估计制动轮和联轴器的飞轮矩
=0.26kg
机构总飞轮矩
1.15（0.142 +0.26）=0.486 kg
满轴启动时间：
无载启动时间
有表查的 电动机能满足快速启动要求
按起动工况校核减速器功率
启动状况减速器传递的功率：：
式中 =3111+——计算载荷
——运行机构中同一级传动减速器的个数=1.
因此：
所用减速器N<[N]，合适。
验算起动不打滑条件
因起重机系室内使用，故不计风阻及坡度阻力矩，只验算空载及满载起动时两种工况。
故在空载起动时，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力：
式中
车轮与轨道黏着力：
故无载起动时不会打滑。
选择制动器
由[3]查得，对于小车运行机构制动时间tz3~4s，取tz=3s。因此，所需制动力矩：
=12.9Nm
由附表15查得选用其制动转矩
选择高速轴联轴器及制动轮
机构高速轴上全齿联轴器的计算扭矩：
式中电动机额定转矩；
n---联轴器的安全系数，运行机构n=1.35；
--机构刚性懂载系数，=1.2~2.0取=1.8
由《起重机设计手册》[1电动机JZR2-12-6两端伸出轴各为圆柱形d=35mm。l=80mm
由《起重机设计手册》表21-15查得ZSC-400减速器高速轴端为圆柱形，
所以选择GCL鼓式齿式联轴器，主动端A型键槽d=35mm。l=80mm
从动端A型键槽，标记为GICL1联轴器ZBJ19013-89
其公称转矩Tn630Nm＞Mc=91Nm,飞轮矩质量 =5.9kg
高速轴端制动轮：根据制动器已经选定为，由《起重机课程设计》附表16动轮；根据制动器已选定YWZ5200/23直径Dz=200.援助型轴空d=35mm l=80mm，标记为制动轮200-y35 JB/ZQ4389-86 飞轮矩为=0.2 质量Gz=10kg
以上飞轮矩估计制动轮和联轴器的飞轮矩
=0.209kg
与估计值相符所以不需要修改
（2）低速轴的计算扭矩
低速轴联轴器计算转矩，可有钱面得计算转矩Mc求出
由《起重机设计手册》表查的减速器轴端为圆柱形d=65mm。l=85mm
取浮动轴装联轴器轴径d=50mm l=85mm
由《起重机设计手册》附表42查的选用GICLZ3式齿式联轴器，器主动端
Y型轴孔A型键槽d1=65mm从动端，Y 型轴孔A型键槽d2=60 l=85
验算低速浮动轴强度
1）疲劳计算
低速浮动轴的等效扭矩为：
由前面算的直径为86所以扭转应力为
浮动轴的载荷变化为对称循环（因运行机构正反转扭矩值相同），许用扭转应力：
式中k，n1 与起升机构
浮动轴计算校相同，疲劳验算通过
2强度验算
式中 考虑到弹性振动的力矩增大系数，对倜然启动的机构，
=1.5~1.7这里选择=1.6
最大扭转应力
许用扭转应力
＜故通过
浮动轴直径d1取70mm
起升机构的设计参数
设计参数：
起重量5吨，工作类别：中级
图3-2 起升机构传动简图
1——电动机 2——联轴器 3——传动轴 4——制动器 5——减速器
6——卷筒 7——轴承座 8——平衡滑轮 9——钢丝绳 10——滑轮组
11——吊钩
钢丝绳的选择
根据起重机的额定起重量，选择双联起升机构滑轮倍率为4，
钢丝绳缠绕方式如下图所示
图3-3钢丝绳缠绕方式
减速器的选择
（1）起升机构总的传动比：
i=
根据传动比i=34.6,电动机功率N=15KW，电动机转速n=683r/min，工作类型中级，从减速器产品目录中选用ZSY型减速器，传动比i=35.5.
（2）验算减速器的被动轴的最大扭矩及最大径向力
(a)最大扭矩的验算Mmax=0.75
式中，M额为电动机额定扭矩，M额=N.m
传动比i=34.6；
为电动机至减速器被动轴的传动功率，=0.775；
为最大转矩倍数，其中=2.4
为减速器低速轴上的最大短暂容许扭矩，=12000
其中Mmax=0.752.421034.60.775=10136
所以，Mmax≦
（b）实际起升速度的验算
实际起升速度为：V实=
并且须满足起升速度偏差应小于15%。
所以,<15%
满足要求。
制动器的选择
制动器装在高速轴上，其制动力矩应满足下式：
M制≧K制·M制静
式中，K制为制动安全系数，中级类型K制为1.75；
M制静为满载时制动轴上的静力矩；
M制静=
式中，为机构总效率，=0.91
M制静=N·m
K制·M制静=1.75 17.5=30.625N·m
根据以上计算可选制动器型号JWZ-200/100,制动轮直径为200毫米，最大制动力矩为40N·m。
联轴器的选择
带制动轮的联轴器通常采用齿轮联轴器，根据其所传递的扭矩、被连接的轴颈和转速，从系列表中选出具体型号，须满足，
式中，M计为联轴器传递的计算力矩；
为联轴器的许用扭矩，=
其中n1相应于第Ⅰ类载荷的安全系数，n1=1.8
M等效为联轴器的等效力矩，
其中，为实际起重量变动影响的等效静载荷系数，取=1
为机构启动、制动时动载荷对传动零件影响的等效动载荷系数，=1.6；
相应于机构JC%值的电动机额定力矩传至计算零件的力矩，=210N·m；
M等效=N·m
M计=N·m
根据电机轴连接尺寸和计算扭矩M计，同时考虑制动轮直径，D制=400mm，选择带制动轮联轴器，所允许扭矩=604kg·m2，kg·m2，所以选出LZ3型联轴器，其允许扭矩=630kg·m2，=0.012kg·m2。因> M计,满足条件。
参考文献
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