18T桥式起重机机械部分设计

资源目录里展示的全都有，所见即所得。下载后全都有,请放心下载。原稿可自行编辑修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑问可加】 18t桥式起重机机械部分设计 摘 要：桥式起重机是一种提高劳动生产率重要物品搬运设备，主要适应车间物品搬运、设备的安装与检修等用途。桥式起重机由桥架、小车运行机构、大车运行机构和电气设备构成。在系统整体设计中采用传统布局的典型结构，小车运行机构采用集中驱动。起升机构滑轮组采用双联滑轮组，重物在升降过程中没有水平移动，起升过程平稳，且钢丝绳的安装和更换容易。相应的卷绕装置采用单层卷筒，有与钢丝绳接触面积大，单位压力低的优点。在起升机构中还涉及到钢丝绳、减速器、联轴器、电动机和制动器的选择等。小车运行机构中涉及小车轮压计算、小车车轮、小车轨道、减速器、联轴器、电动机和制动器的选择计算等。 关键词：桥式起重机；起升机构；小车运行机构；大车运行机构 The Design of Machinery of the 18-ton Bridge Crane   Abstract：Bridge crane is a significant increase labor productivity goods handling equipment, primarily to carry goods workshops, equipment installation and maintenance, and other purposes. Beam from the bridge crane, the trolley running, traveling mechanism and electrical equipment constituted. The overall design of the system using the traditional layout of the typical structure and operation of institutions used car driven focus. Pulley group or agency from using double-pulley blocks, heavy objects in the process of lifting the level of no movement, or from the process smooth, and the installation and replacement of wire rope easily. Winding installations in the corresponding single reel, a large area of contact with the rope, the advantages of low pressure units. In lifting bodies also involves rope, reducer, couplings, electrical and brake the choice. Vehicles involved in the operation of institutions pressure on the wheels, car wheels, car track, reducer, couplings, electrical and brake the choice of calculation. Key words：bridge crane; hoisting mechanism car; agencies operating; cane traveling mechanism 目 录 摘要………………………………………………………………………………1 关键词……………………………………………………………………………1 1 前言………………………………………………………………………2 1.1 桥式起重机简介…………………………………………………………2 1.2 普通桥式起重机的主要组成部分 ………………………………………2 1.2.1 小车………………………………………………………………2 1.2.2 大车………………………………………………………………2 1.2.3 动力装置和控制系统……………………………………………2 1.3 普通桥式起重机的运行方式 ………………………………………… 3 2 设计任务及参数…………………………………………………………………3 2.1 主要技术参数 …………………………………………………………3 2.2 起重机工作机构的级别 ………………………………………………3 3 小车起升机构的设计计算……………………………………………………3 3.1 吊钩组的设计计算………………………………………………………3 3.1.1 原始参数……………………………………………………………3 3.1.2 设计步骤……………………………………………………………3 3.2 滑轮组的设计计算 …………………………………………………8 3.2.1 滑轮结构形式及相关尺寸确定……………………………………8 3.2.2 滑轮直径确定………………………………………………………8 3.2.3 吊钩组上滑轮轴的计算……………………………………………8 3.2.4 滑轮轴承的选择计算……………………………………………9 3.3 钢丝绳的选择计算 ……………………………………………………10 3.3.1 钢丝绳的最大静拉力………………………………………………10 3.3.2 钢丝绳的选择………………………………………………………10 3.3.3 钢丝绳的标记选取钢丝绳为………………………………………11 3.4 卷筒的设计计算…………………………………………………………11 3.4.1 卷筒类型的初步选择…………………………………………11 3.4.2 卷筒直径的确定………………………………………………11 3.4.3 双联卷筒长度和壁厚的确定……………………………………11 3.4.4 卷筒强度的计算…………………………………………………12 3.4.5 卷筒的抗压稳定性验算…………………………………………13 3.5 钢丝绳在卷筒上的固定计算…………………………………………14 3.5.1 固定方法的选择…………………………………………………14 3.5.2 绳尾固定处拉力计算……………………………………………14 3.5.3 螺栓预紧力计算…………………………………………………14 3.5.4 螺栓强度验算……………………………………………………14 3.5.5 压板的选取……………………………………………………15 3.6 起升机构的设计计算……………………………………………………15 3.6.1 原始参数………………………………………………………15 3.6.2 设计计算步骤……………………………………………………15 4 小车运行机构的设计计算………………………………………………………20 4.1 原始参数…………………………………………………………………20 4.2 小车运行机构布局图……………………………………………………20 4.3 驱动方案初步确定……………………………………………………20 4.3.1 轮与轮道的选取…………………………………………………20 4.3.2 运行阻力计算…………………………………………………21 4.3.3 电机的选择……………………………………………………22 4.3.4 减速器选择……………………………………………………22 4.3.5 联轴器的选择……………………………………………………23 4.3.6 制动器的选择……………………………………………………24 4.3.7 电机过载校检……………………………………………………24 4.3.8 起动时间与起动平均加速度的校验……………………………25 4.3.9 运行打滑验算……………………………………………………25 5 起重机主梁的设计计算 …………………………………………………… 26 5.1 桥式起重机主梁的设计计算主要涉及内容 …………………………26 6 大车运行机构的设计计算 ……………………………………………………29 6.1 大车运行机构的确定 …………………………………………………29 6.2 选择车轮和轨道并验算其强度 ………………………………………30 6.3 运行阻力计算 …………………………………………………………31 6.3.1 摩擦总阻力矩……………………………………………………31 6.3.2 运行摩擦阻力……………………………………………………31 6.4 选择电动机…………………………………………………………31 6.5 减速器的选择…………………………………………………………32 6.5.1 车轮转数…………………………………………………………32 6.5.2 机构传动比………………………………………………………32 6.5.3 验算运行速度和实际功率……………………………………32 6.5.4 启动工况下校核减速器功率…………………………………32 6.6 验算启动不打滑条件……………………………………………34 6.6.1 两台电动机空载时间启动时……………………………………34 6.6.2 事故状态…………………………………………………………34 6.6.3 制动器选择………………………………………………………35 7 安全装置的选择说明……………………………………………………………36 7.1 主要安全装置的说明……………………………………………………36 7.1.1 走台和栏杆………………………………………………………36 7.1.2 排障板………………………………………………………36 7.1.3 小车行程限位开关…………………………………………36 7.1.4 起升高度限位开关…………………………………………36 7.1.5 大车行程限位开关…………………………………………36 7.1.6 缓冲器与挡铁………………………………………………36 参考文献 …………………………………………………………………………37 致谢…………………………………………………………………………………37 附录…………………………………………………………………………………38 1 前言 1.1 桥式起重机的简介 桥式起重机是生产车间、料场、电站厂房和仓库中为实现生产过程机械化和自动化，减轻体力劳动，提高劳动生产率的重要物品搬运设备。它横架于车间、仓库和料场上空进行物料吊运的起重设备。由于它的两端坐落在高大的水泥柱或者金属支架上，形状似桥。桥式起重机的桥架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行，可以充分利用桥架下面的空间吊运物料，不受地面设备的阻碍。它是使用范围最广、数量最多的一种起重机，它通常用来搬运物品，也可用于设备的安装与检修等用途。桥式起重机安装在厂房高处两侧的吊车梁上，整机可以沿铺设在吊车梁上的轨道纵向行驶，而起重小车又可沿小车轨道（铺设在起重机的门架上）横向行驶，吊钩则作升降运动。因此，它的工作范围是其所能行驶地段的长方体空间，正好与一般车间形式相适应。 1.2 普通桥式起重机的主要组成部分 1.2.1 小车 小车由起升机构，小车运行机构，小车架和保护装置等组成。小车起升机构包括电动机、制动器、减速器、卷筒和滑轮组。电动机通过减速器带动卷筒转动使上卷筒从卷筒放下，以达到起升的目的。小车架要承受起升载荷和各机构自重，应有足够的强度和刚度，同时又要尽量减轻自重，以降低轮压和门架受载。小车的电力则由滑线或软电缆引入。小车的运行机构有两种方式，本设计采用的是集中驱动，用四轮支撑，车轮选圆柱双轮缘车轮。设计时要考虑改善零部件的受力情况、减少外形尺寸和自重、安全可靠、工作平稳、装配维修方便等因素。 1.2.2 大车 大车由桥架和大车运行机构组成。桥架：桥架为起重机的金属结构，一方面支撑小车，允许小车在它上面横向行驶；另一方面又是起重机行走的车体，可沿铺设在厂房上面的轨道行驶。在其两侧的走台上，安装有大车运行机构和电器设备，大车运行机构用来驱动大车行走，大车上一般还有驾驶室，用来操纵起重机和安装各机构的控制设备。门架主要由主梁和端梁组成。设计时要考虑其强度，刚度和稳定性要求，也应考虑自重和外形尺寸要小，加工制造简单，运输、存放和使用维修方便，成本低等因素。 1.2.3 动力装置和控制系统 动力装置是驱动起重机运动的动力设备，它在很大程度上决定了起重机的性能和构造特点，桥式起重机的动力装置一般采用电动机。控制系统包括操纵装置和安全装置。各机构的启动、调速、改向、制动和停止，都通过操纵控制系统来实现。 1.3 普通桥式起重机的运行方式 桥式起重机是一种循环的、间隙动作的、短程搬运机械。一个工作循环一般包括上料、运送、卸料及回到原位的过程，即取物装置从取物地点由起升机构把物料提起，由运行机构把物料移位，然后物料在指定地点下放，接着进行相反动作，使取物装置回到原处，以便进行下一次工作循环。在两个工作循环之间一般有短暂的停歇。起重机工作时，各机构经常处于起动、制动以及正向、反向等相互交替的运动状态之中。 2 设计任务及技术参数 2.1 主要技术参数 表1　主要技术参数 Table 1 Main technical parameters 名 称 数 据 最大起重量 18t 粱跨度 31500mm 起升速度 18～28m/min 起升高度 14mm 起重机运行速度 80～95m/min 起升机构运行速度 40～45m/min 2.2起重机工作机构的级别 起重机工作级别A6；其中载荷状态为Q2(有时起升额定载荷,一般起升中等载荷)；利用等级为U6(总工作循环次数N=,不经常繁忙使用)起升机构工作级别M6；其中利用等级为T6,载荷状况为L2；小车运行机构工作级别M4；其中利用等级为T4,载荷状况L3；大车运行机构工作级别M4；其中利用等级为T4,载荷状况L2。 3 小车起升机构的设计与计算 3.1 吊钩组的选择计算 3.1.1 原始参数 机构工作级别:M6, 采用双联滑轮组,倍率: m=4，起升质量: = 18t，起升速度: ～，初取。 3.1.2 设计步骤 （1）吊钩形式选择。吊钩采用倍率m=4的双联滑轮组,故采用长形吊钩组，吊钩用普通的短吊钩。 （2）吊钩结构及制造方法的确定。选用吊钩断面为梯形的吊钩,其受力情况合理.用锻造方式制造,材料为20钢,机加工前热处理,硬度小于或等于156HBS。 （3）吊钩主要尺寸的确定 图 1 吊钩 Fig 1 Hook 单钩 D 即D=148.4 mm ，则由公式 得，h=150 (因为吊钩断面为梯形，故h=D)。 式中：Q额——额定起重量（吨） （4）钩身强度计算。1—2和3—4断面为危险断面，通常垂直断面3—4取与水平断面1—2相同的断面，而最大拉应力约为1—2断面的50% ，故只验算1—2面： (1) 式中：A—断面面积，A=15840 —断面重心坐标，=65mm —断面形状系数，=0.096 —起升动力系数，=1.56 对于20钢，查表得；取安全系数n=1.3，则许用应力为：，<，故钩身验算通过。 （5）吊钩尾部螺纹直径的确定。 (2) 即： =80.62mm 式中：， 同上 =180KN 螺纹根部直径 —材料许用应力 螺纹根部截面面积： 根据计算值，查表取梯形圆螺纹：。 （6）确定吊钩螺母尺寸计算。螺母最小工作高度：H=0.8d=72mm根据实际结构，需设防松螺栓，故取螺母高度为：90mm螺栓外径D=（1.7～2）d=153～180mm，故选取D=160mm，式中d为螺纹公称直径d=90mm。 （7）选择推力轴承乳。根据所选吊钩螺母尺寸，查表初选推力轴承型号：81124 其额定静载荷=660KN，因轴承在工作时很少转动，只需校验额定静载荷即可。 当量静负荷： (3) —安全系数，取=1.25 因为<，故校验通过选择81124型推力轴承。 （8）吊钩横梁的计算。根据滑轮尺寸，吊钩组装置示意图为： 集中载荷：=，L=475mm，，， ，P1=P2=，L=475mm，=237.5mm，D=106mm，B=160mm，P=280.8KN。 最大弯矩计算如下： =33.345 (4) 图 2 吊钩横梁 Fig 2 Hook beam 吊钩梁可看作简支梁，受力图如下： 图3吊钩横梁受力图 Fig 3 By trying to hook beam 横梁中间断面尺寸如下示： 图4 吊钩横梁中间断面图 Fig4 Hook the sectional drawing among beams 中间断面的弯曲系数： (5) 最大弯曲应力为： (6) 查表得：横梁材料为45钢的屈服极限： 取安全系数n=3，则许用强度： 由 < , 则有： h > 故取h=200mm。 （9）吊钩拉板强度计算 拉板结构尺寸如下图所示，断面A—A受拉伸应力，计算如下： ，，其中为拉板厚度,因拉板材料为A3钢，查表得屈服极限：；取安全系数n=1.7，则许用拉伸应力为： 因： < 则有： > mm 因轴孔要受挤压应力，则有： 取安全系数n=3.5，则有： 由上可得： 取。 拉板结构图如下： 图5拉板结构图 Fig 5 Pull board structure 如图所示：>12.48mm，n=3.5，5.43mm，，b=200mm，d=120mm，h=100mm。 3.2 滑轮组的设计计算 3.2.1 滑轮结构形式及相关尺寸的确定 根据所需设计桥式起重机性能要求，采用铸钢滑轮，其强度和冲击韧性好，材料选：2G230—450。 图 6滑轮结构 Fig 6 Cast steel pulley 3.2.2 滑轮直径的确定 普通滑轮直径的选择：，查表选取D=630mm。 式中：h—与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，查表取h=22.4 d—钢丝绳直径，d=20mm 平衡轮直径的选择：。 3.2.3 吊钩组上滑轮轴的计算 （1）吊钩装置简图如下： L=475mm，L1=78mm，L2=112mm，L3=95mm 图7 吊钩滑轮轴 Fig 7 Hook slide wheel group （2）滑轮轴可简化为简支梁，认为作用四个集中载荷受力情况图如下： 图8简支梁受力图 Fig 8 Slippery wheel bearing simplified diagram 图9简支梁弯矩图 Fig 9 Slippery wheel bearing bending moment figure 如图，可得：=70.2KN， =10951.2。 弯曲应力为： 滑轮轴材料为45钢， 则有：< 即：d > ，查手册选取 d=130mm，， ，材料45钢，d=130mm。 3.2.4 滑轮轴承的选择计算 轴承的圆周速度： (7) 工作转数： 每个滑轮中均采用两个径向滚动轴承，根据滑轮组的选择，查表选用6226型轴承。查表得，额定静载荷：；额定动载荷：。 所选轴承的验算： (8) 式中：—寿命系数，取=2 —负荷系数，=1.5 —速度系数，=0.95 —温度系数，=1 因为< ()，故验算通过。 轴承径向负荷： =39KN 由于，，故校核通过。 式中：n —为钢丝绳折减系数，取n=0.85 —钢丝绳最小破断拉力，查手册选取=220KN 3.3.3 钢丝绳的标记选取钢丝绳为 直径20mm，光面钢丝，结构形式为6西鲁式，纤维芯，抗拉强度为1670，右交互捻，最小破断拉力为220KN，单位长度重量147，因此标记为：20NAT6×19S+FC1670ZS220147GB/T8918—1996。 3.4 卷筒的设计计算 3.4.1 卷筒类型的初步选择 由于起升高度比较高，根据滑轮倍率和起升速度，采用双联卷筒，标准槽形，用铸造方式制造，材料为灰铸铁。 3.4.2 卷筒直径的确定 （1）直径确定：D，查手册选用A型卷筒，直径D=400mm。 式中：h—与机构级别有关的系数，取h=20； d—钢丝绳的直径，d=20mm （2）卷筒的槽形的选择。查手册，选标准槽形，其尺寸为槽底半径R=11mm，槽距，表面精度为1级， 标记为：槽形 JB/T9006.1—19993。 3.4.3 双联卷筒长度及壁厚的确定 1）卷筒上有螺旋槽部分长。 (9) 式中：—滑轮组倍率, —卷筒计算直径 —最大起升高度， —固定钢丝绳安全圈数, —绳槽槽距，=22mm 2）双联卷筒长度： 故取L=2500mm。 式中：—卷筒两端的边缘长度根据结构取=70mm； —固定钢丝绳所需长度； —中间光滑部分长度根据钢丝绳允许偏角左右,则有： ； —取物装置处于上极限时，动滑轮轴线与卷筒轴线的间距，取=1500mm； —由卷筒出来的两根钢丝绳引入悬挂装置的两动滑轮的间距: =319mm。 所选卷筒标记为：卷筒A400左 JB/T9006.2—1999 3）卷筒壁厚确定 对铸铁卷筒，按经验公式初选：（6～10）=0.02400+（6～10）=14～18mm，取。 3.4.4 卷筒强度的计算 因卷筒长度L=2500mm>3D=1200mm，需计算压应力和弯曲应力。 1）压应力的计算卷筒最大压应力在筒壁的内表面： (10) 由于<，所以校核通过。 式中：—钢丝绳最大静拉力 =26288.7N —许用压应力 —抗压强度，查手册=750Mpa n—安全系数，取n=4.25 —钢丝绳卷绕节距，=22mm 2) 弯曲应力的计算受力和弯曲简图： 因扭转应力很小，故忽略不计,卷筒的弯曲应力： 因扭转应力很小，故忽略不计,卷筒的弯曲应力： 图 10弯曲应力的受力 Fig 10 Bending diagram 卷筒的弯矩： =26288.7956.5=25145141.55 卷筒断面抗弯模量W： ==2159690 卷筒所受合应力：=35.8 因为<，所以校核通过。 式中： —材料的抗拉强度，=320 n—安全系数；取n=5 3.4.5 卷筒的抗压稳定性验算 卷筒需要保证一定的抗压稳定性，必须对其进行验算，其验算公式为： (11) 查表得：稳定系数n=1.5。 卷筒壁单位面积受的外压力P： 受压失稳临界压力： （2～2.6）=（2～2.6）25～32.5 因为=5.97<，故满足稳定性要求。 3.5 钢丝绳在卷筒上的固定计算 3.5.1 固定方法的选择 采用压板固定；因其构造简单，装拆方便，便于观察和检查，并安全可靠。其固定形式如下图示： 图 11钢丝卷 Fig 11 Wire rope fixed in the drum 3.5.2 绳尾固定处拉力计算 计算式如下： 式中：—钢丝绳最大静拉力 —钢丝绳与卷筒的摩擦系数，取 —安全圈在卷筒上的包角；取 e—自然对数的底数;e=2.718 3.5.3 螺栓预紧力计算 因选压板槽为半圆形，故： 3.5.4 螺栓强度验算 (12) 由于<=110MPa，故校验通过。 式中：Z—固定钢丝绳用的螺母数，取Z=4 d—螺栓螺纹的内径；d=18.8mm —垫圈与钢丝绳压板之间的摩擦系数，取=0.16 t—作用力臂；根据压板得t=22.4mm —螺栓许用拉应力，== —螺栓屈服强度；因螺栓材料为Q235；查手册得：=206Mpa 3.5.5 压板的选取 查手册：选取序号为6的压板，标准槽标注：压板6GB/T5975—1986。 3.6 起升机构的设计 3.6.1 原始参数 表2　原始参数 Table 2 The original parameters 名 称 数 据 工作级别 M6 起升高度 H=14m 起升载荷 起升速度 =18～28m/min ；取V=20m/min 其它参数 JC=25%，CZ=150，G=0.8 3.6.2 设计计算步骤 1）起升机构的布局 1.电动机2.联轴器3.浮动轴4.带制动轮联轴器5.制动器6.减速器7.卷筒8.卷筒支座 图12起升机构的布局 Fig 12 The layout of the hoisting mechanism 2）电动机的选择 电动机静功率的计算： 式中：Q—起升负荷，= —吊具自重 V—起升速度；V=0.33 m/s—机构总效率，取=0.8 电动机功率的选择绕线型异步电动机稳态平均功率： 根据所得数据，初选电动机为YZR315S—8，额定功率，n=724r/min；过载系数；根据JC=25%，CZ=150，查表得，允许输出功率，转动惯量。 3）减速器的选择 减速器传动比的确定： 传动比：，查手册选取实际传动比：。 式中：—电机额定转速，=724 r/min —卷筒转速，=60.7r/min a—为滑轮倍率，a=4 —卷筒计算直径；=420mm V—起升速度：V=20m/min 标准减速器的选择按静功率P选取：电机输入功率 ；输入转速：，因机构工作级别为M6故：；根据和以上数据；查手册，选取：减速器：QJR—500—12.5、III，C、W、JB/T8905.1—1999 其有关参数如下：高速轴许用功率；;满足要求。 减速器的验算 最大径向力的验算： 许用径向力： <，故满足要求。 式中：—钢丝绳最大静拉力 —卷筒重力； —起升载荷动载系数，取=1.56 —减速器输出轴端的最大允许径向载荷，取=45600N 最大扭矩验算： = 8612.2 因为<=42500，故验算通过。 式中：T—钢丝绳最大静拉力在卷筒上产生的力矩 —减速器输出轴允许的短暂最大扭矩，查手册：=42500 4）校验电机的过载和发热 电机过载能力校验： >46.5KW 故验算通过。 式中：—电机额定功率； u—电动机台数；u=1 —电动机过载倍数；=3.3 H—电机有关系数；绕线型H=2.1 V—实际起升速度 —机构的效率；取=0.8 Q—起升机构的总载荷；Q= 电机发热校核 因为=68.385KW>=58.73KW，所以校核通过。 式中：—电机允许输出功率，查表取P=68.385KW —稳态平均功率 =58.73KW 5）制动器的选择 制动转矩满足下式要求： =1.08468 根据=1.08468；查表得选取YW—500/121型电力液压块式制动器；额定制动转矩=1120～2240；制动轮直径：D=500mm; 转动惯量：。 式中：—制动器制动转矩 —制动安全系数，取=1.75 6）联轴器的选择 电机与浮动轴连接处联轴器电机轴端尺寸：d=95mm(圆锥)； L=170mm；浮动轴尺寸：d=95mm，选取联轴器应满足下式要求： =5328 (13) 式中：—所传递扭矩计算值 —联轴器重要程度系数；=1.8 —角度偏差系数；=1 —传动轴最大扭矩； （0.7～0.8）= —联轴器许用扭矩 根据以上要求，查手册选用LM12型梅花弹性联轴器，其m ；转动惯量：>，选用合理联轴器，标注为： LM12联轴器MT12aGB/T 5272—2002。 减速器与浮动轴的连接处联轴器浮动轴端尺寸：d=95mm 减速器输入轴：d=90mm L=170mm；制动轮直径：D=500mm。根据以上结构尺寸可知：T=5328m，选取LMZ11—I—500型带制动轮的梅花型联轴器；许用转矩：=9000m。由于>=5328m，故选用合理。标注为：LMZ11—I—500联轴器MT11b GB/T 5272—2002。 7）起动时间验算 起重时间计算： (14) 查表 推荐起动时间，=1～1.5S，<，故满足要求。 式中：—电机起动转矩：=1.6 —电机静阻力矩： —机构运动质量换算到电机轴上的总转动惯量： =1.15（7.05+3.715）+=12.712 —电机转动惯量；=7.05 —制动轮联轴器转动惯量；=3.715 起重加速度： 8）制动时间验算 满载下降制动时间： ==1.4S 查表取=1～1.5S，由于=1.4S<=1～1.5S，故满足要求。 式中：—满载下降电机转速；取 —制动器制动转矩；=1500 —满载下降时制动轴静转矩； =658.665 —换算到电机轴上的机构总转动惯量： = =12.699 —电机转动惯量：=7.05 —制动轮联轴器转动惯量：=3.715 制动平均减速度： 4 小车运行机构的设计计算 4.1原始参数 小车运行速度：V=40～45m/min，选取V=42m/min；起升载荷Q=180KN；小车自重。 4.2 小车运行机构布局图 1 制动器 2 电动机 3联轴器 4 减速器 5联轴器 6联轴器 7车轮 图13小车运行机构布局图 Fig 13 The car run institutions layout 4.3 驱动方案初步确定 根据原始参数，采用集中驱动，用四轮支撑，车轮选圆柱双轮缘车轮。 4.3.1 轮与轨道的选取 1)车轮轮压计算小车正常工作时最大轮压（满载时）： ；小车正常工作时最小轮压（空载时）：；车轮的疲劳计算载荷：。 2）选车轮与轨道根据；查手册，选车轮直径D=350mm；轨道型号：P24；轨道凸顶半径r=300mm；车轮材料：ZG310—570；表面淬硬度为300～380HBS。 3）车轮踏面疲劳强度校核： =101180N=101.18KN 因为<101.18KN，故校核通过。 式中：—与材料有关应力常数；查表=0.132 —转速系数； —工作级别系数； R—曲率半径；R=300mm m—轨道顶与车轮曲率半径之比有关系数；m=0.468 4.3.2 运行阻力计算 1）摩擦阻力小车满载运行时最大摩擦阻力： =250=3.214KN 满载运行时最小摩擦阻力：=250=2.143KN 空载运行时最大摩擦阻力：= 701.5=0.9KN 空载运行时最小摩擦阻力：=70=0.6KN 式中：Q—起升载荷；Q=180KN —小车自重载荷；=70KN f—滚动摩擦系数； f=0.6 —车轮轴承摩擦系数；=0.02 d—与轴承相配合处车轮直径；d=90mm D—车轮踏面直径； D=350mm —附加摩擦阻力系数；=1.5 2)坡道阻力： 查表选取桥式起重机坡度数=0.002， =250=500N。 3)风阻力： 因桥式起重机用于车间的吊运，不在露天工作，故风阻力忽略不计。 4)特殊运行阻力主要为惯性阻力： =7500N 5)总静阻力工作最大静阻力（小车满载时）： 工作时最小静阻力（小车空载时）： 4.3.3 电动机的选择 1）电动机静功率的计算： 式中：—工作最大静阻力；=4.012KN —初选运行速度；取=0.7m/s —机构传动效率；=0.88 m—电动机个数；m=1 2）初选电动机桥式起重机运行机构按下选电机： 查表取=1.6，根据P=5.12KW，JC=25%，CZ=600，查手册选用YZR160M1—6型电动机；电机额定功率，转速。 容许输出功率：； 转动惯量： 3）电机发热校验校验公式： =2.44KW 由=4.629KW>=2.44KW，所以校验通过。 式中：—电机允许输出容量；=4.629KW —工作循环中，负载稳态功率 G—稳态平均系数；取G=0.8 4.3.4 减速器选择 1）减速器传动比确定 根据减速器手册，选取 =25 式中：—电机额定转速；=921r/min —车轮转速； 2）减速器选择计算输入功率： ==7.7KW 根据设计需要选取运行机构减速器个数Z=1；因工作级别为M6，则按下式选择： 查表取放大系数K=2，根据=25，=15.4KW，电机输入转速=921r/min ；查手册选用QJR—236—25VIP ， L， JB/T8905.1—1999；减速器高速轴许用功率 ：传动比：=25，中心距：。 4.3.5 联轴器的选择 1）选择联轴器公式： (15) 式中：—联轴器安全系数；取=1.35 —刚性动载系数；取=1.8 —电机额定转矩 电机与浮动轴连接处联轴器选择：电机轴端尺寸，d=48mm（锥形）; L=110mm浮动轴尺寸，d=50mm ; 根据结构尺寸和 ,查手册选用LM8型梅花弹性联轴器，其 ；，转动惯量：， < ，故满足要求。标注为LM8联轴器GB/T5272—2002。 连接处联轴器选择：浮动轴尺寸：d=50mm减速轴高速轴尺寸：d=38mm，L=80 mm选LM7型梅花弹性联轴器； 则有：；转动惯量： >。满足要求标注：LM7联轴器 GB/T 5272—2002。 2）低速轴联轴器选择选用联轴器公式：= 式中：—减速器传动比；=25 —机构传动效率；=0.85其它同上 减速器输出端与浮动轴联轴器选用： 减速器低速端尺寸：d=80mm;L=130mm浮动轴尺寸：d=80mm。根据结构尺寸， 选取两个LM10型梅花弹性联轴器；其中： 转动惯量 > ，故满足要求。 标注为：LM10联轴器GB/T 5272—2002 浮动轴与车轮轴的联轴器选用：浮动轴尺寸：d=80mm；车轮轴尺寸：d=65mm ，L=85 mm。根据结构尺寸和，选取LM9型梅花弹性联轴器。其中转动惯量： >，，故满足要求。 标注：LM9联轴器 GB/T 5272—2002。 4.3.6 制动器的选择 制动器安装在电动机轴端，因制动时高速轴能起一部分缓冲作用，以减少制动时冲击制动转矩计算： =25.4 选用YWZ100/18型电力液压制动器；其制动转矩：；制动轮直径D=100mm；转动惯量：，因25.4<，故满足要求。 式中：—坡道阻力；=500N —风阻力；=0 —满载运行最小摩擦阻力；=2143N m—制动器个数；m=1 —制动时间； 查表取 =3.5S —电机转动惯量；=0.1175 —联轴器转动惯量；=0.0189 4.3.7 电机过载校验 校验公式： 由于>5.66KW，故过载校验通过。 式中：—电机额定功率；=6.3KW —平均起动转矩系数；取=1.7 m—电机个数； m=1 —运行静阻力；=4012KN V—运行速度；=0.67m/s —机构传动效率；=0.88 —机构总转动惯量；计算公式为： —电机转动惯量；=0.1175 —电机轴上制动轮和联轴器的转动惯量；=0.0189 k—其它传动件飞轮矩影响系数；k=1.1 n—电机额定转速； n=921r/min —机构初选起动时间；=4S 4.3.8 起动时间与起动平均加速度的校验 1）满载上坡时的起动时间： t=2.02S<=4～6S 故满足要求。 式中：—电机平均起动转矩； —电机轴上的静阻力矩； 2）起动平均加速度，查表可知满足要求。 4.3.9 运行打滑验算 小车运行打滑按空载运行工况验算： 1）起动时不打滑验算： 左边= 右边==9804.6N 因为左边<右边，所以校验不通过。这样会增加车轮磨损，实际起动时间延长，对于不经常使用的起重机，这种短暂的打滑是允许的。 2）制动时不打滑验算： 左边= 右边==3932.6N 因为左边>右边，制动打滑验算通过。 式中：—附着系数；取=0.15 K—附着安全系数；取K=1.05 —轴承摩擦系数；=0.02 d —轴承内径； d=90mm —驱动轮最小轮压；=17500N —打滑侧电机起动转矩；= k —飞轮矩影响系数；k=1.2 —起动平均加速度； —制动平均加速度； —打滑侧制动转矩；=25.4 5 起重机金属结构的设计计算 5.1 桥式起重机主梁的设计计算主要涉及内容 1）主梁材料的选择：选用Q235，其力学性能好。 2）桥式起重机主梁结构形式及截面尺寸的确定：根据标准选用后，验算是否符合要求。本设计选用箱形结构主梁，其组成由上下盖板及左右腹板焊接而成，断面为封闭的箱形，小车轨道安装在上盖板上。本设计选用了轨道安装在主梁的正中形式。为了防止上盖板变形，在箱形主梁内部，每隔一定间隔加焊了“长加劲板”和“短加劲板”。门架的刚度由两主梁保证，两主梁外侧，一侧走台上安放大车运行机构，另一侧安放电气设备，走台增加了门架的整体刚度，便于起重机的维修，但也增大了门架的自重和对主梁的附加扭矩。在设计中应尽量减少走台的宽度。从主梁受力来考虑，主梁纵向外形以抛物线为优，但制造费时，故一般将两端做成斜线段式。 3）主梁载荷的组合情况：由于起重机主梁受力情况复杂，在分析计算过程中，应合理处理。 4）主梁强度以及刚度的计算：主梁中间截面的最大弯曲应力： 式中：—主梁中间截面对水平重心轴线x-x的抗弯截面模数，其近似值： —主梁中间截面对垂直重心轴线y-y的抗弯截面模数，其近似值： cm3 因此可得： 由资料查得16Mn钢的许用应力为，故 主梁支承截面的最大剪应力： 式中：—主梁支承截面所受的最大剪力。 KN —主梁支承截面对水平重心轴线x-x的惯性矩，其近似值为： cm4 S—主梁水平截面半面积对水平重心轴线x-x的静矩。 cm3 因此可得： 因故知强度足够。 主梁的垂直刚度计算: 主梁在满载小车轮压的作用下，在跨中所产生的最大垂直挠度为： cm 式中： 允许的挠度值为: cm 因此，——材料的弹性模量，GP。 主梁的水平刚度计算: 主梁在大车运行机构起、制动惯性载荷作用下，产生的水平最大挠度为： cm 式中：KN；KN/m； cm4 水平挠度的许用值。 cm 因此,由上计算可知，主梁的垂直和水平刚度均满足要求。 当起重机工作无特殊要求时，可以不必进行主梁的动刚度验算。 5）端梁的计算：端梁采用压制成型，再焊接成箱形结构，有焊缝和加工工时少，端梁变形小，重量轻，外形美观等优点。选用后进行强度较核。 6）主梁与端梁的连接形式的选择：采用加连接扳用焊接的形式连接，门架的运输分割位置在端梁的中间区段，接头处的下盖板用连接板螺栓联接，侧面与顶面用角钢法兰联接。有制造简单、装拆方便、成本低等优点。 7）司机室的选用：司机室的构造与安装位置，应保证司机有良好的视野，司机室一般与门架固定，并应安装在无滑线一侧。司机室的结构有敞开式和封闭式两种，若无特殊要求，室温在10～40摄氏度的厂房内工作的一般制成敞开式，在多灰尘和有害气体的场合，露天及高温车间工作的司机室，一般制成封闭式。司机室的内部尺寸一般以满足视线要求为条件，宽度不宜过大，一般取1.3m～1.6m，长度不小于2m，高度不低于1.9m，司机室内部具体尺寸根据电器设备和工作要求确定. 司机室的骨架应有足够的强度和刚度，一般有轧制的型钢和冲压的薄板焊成。地板应用厚20mm的木板制成，地板离骨架100mm，人形过道处铺以4～5mm厚的橡胶板，地板和墙壁内用留有电缆线槽，玻璃窗的玻璃厚度应不小于5mm玻璃窗的尺寸和位置应保证司机坐着能看见起重机的取物装置在任何位置的工作情况，根据需要可设置上视窗和下视窗。 6 大车运行机构的设计计算 6.1 大车行走机构的确定 本起重机采用分别传动的方案如图所示： 1 电动机 2 制动器 3传动轴 4 告诉齿轮联轴器 5减速器 6低俗轴齿轮联轴器 7 车轮 图14 大车运行机构布局图 Fig 14 Traveling mechanism layout 6.2 选择车轮和轨道并验算其强度 根据上面的设计可知主钩中心线离梁端中心线最小距离（极限尺寸），起重量为Q=180KN,小车重量=70KN，起重机总重=323K,起重机运行速度取v=80m/min。 按下图所示的重量分布，计算大车的的最大轮压和最小轮压： 图15 受力图 Fig 15 By trying 满载时，最大轮压： 式中：—起重机自重；=323KN —小车自重；=70KN —起升载荷；=180KN —桥架跨度；=31.5m —吊钩中心线至端粱中心线的最小距离；=1.5m 空载时，最小轮压： =64.91KN 车轮踏面疲劳计算载荷： 车轮材料采用：采用ZG340-640（调质），，由《起重机课程设计》附表18选择车轮直径=500mm,轨道型号为P38或者Qu70. 线接触局部压强验算： 式中：---许用线接触应力常数，由《起重机设计手册》查的=6.6 L—车轮与轨道的有效接触长度，按Qu70轨道l=70mm —车轮直径500mm —转速系数，车轮转速时，=0.95 —工作级别系数，当M5级时=1 由，故验算通过。 6.3 运行阻力计算 6.3.1 摩擦总阻力距 由《起重机设计手册》表3-8-10查的车轮的轴承型号为7527，轴承内径外径的平均值为140mm由《起重机运输机构》表7-1 7-2 7-3查的滚动摩擦系数K=0.0006m，轴承摩擦系数=0.02，附加阻力系数=1.5。 6.3.2 运行摩擦阻力 当空载时: 6.4 选择电动机 电动机静功率: 式中：----满载时的静阻力 M=2-----驱动电动机台数 -----机动传动效率 初选电动机功率： 式中电动机功率增大系数由表7-6查得=1.3,有附表30查的选用电动机JZR2-22-6 Ne=7.5kw, =9300.58电动机质量为115kg。 验算电动机的发热功率条件。 等效功率： 式中：K25—工作类型系数，由《起重机设计手册》表8-16查得当JC%=25时，K25=0.75 r—按照起重机工作场所得，由《起重机设计手册》图8-37估得r=1.3 由此可知： ,故初选电动机发热条件通过。 6.5 减速器的选择 6.5.1 车轮转速 6.5.2 机构传动比 由附表35查的选用两台ZQ-350-V-1Z减速器当输入转速为1000是，因，故验算通过。 6.5.4 验算运行速度和实际所需功率 1）实际运行速度 误差: 实际所需电动机静功率: 因，所以选择的电动机减速器都合适。 2）验算起动时间 起动时间： 式中： m=2（驱动电动机台数） s时电动机额定扭矩 满载运行时的静阻力矩： 空载运行时的静阻力矩： 初步估计告诉轴上联轴器的飞轮矩： 0.468 机构总飞轮矩； 满载起动时间： 空载起动时间： 因起动时间在允许范围内，故合适。 3）起动工况下校核减速器功率 式中+=12658N 运行机构中同一级数减速器的个数，。 因此，所选用减速器的合适。 6.6 验算启动不打滑条件 由于起重机在室内使用，故坡度阻力及风阻力均不予考虑。以下三种工况进行验算。 6.6.1 二台电动机空载时间时启动 式中： N—主动轮轮压 从动轮轮压和 f=0.2室内工作的粘着系数 n=1.05～1.2—防止打滑的安全系数 =3.14 因，故两台电动机空载启动不会打滑。 6.6.2 事故状态 当只有一个驱动装置工作，而五载小车位于工作着的驱动装置这一边时，则： 式中---非主动轮轮压之和 工作的主动轮轮压； 一台电动机工作时的空载启动时间 因，故不打滑。 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： 与第2种工况相同 故不打滑 6.6.3 选择制动器 由《起重机设计手册》中所述,取制动时间 按空载计算制动力矩，即Q=0代入 式中： ---坡度阻力 m=2---制动器台