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18t橋式起重機機械部分設計
摘 要：橋式起重機是一種提高勞動生產率重要物品搬運設備，主要適應車間物品搬運、設備的安裝與檢修等用途。橋式起重機由橋架、小車運行機構、大車運行機構和電氣設備構成。在系統(tǒng)整體設計中采用傳統(tǒng)布局的典型結構，小車運行機構采用集中驅動。起升機構滑輪組采用雙聯(lián)滑輪組，重物在升降過程中沒有水平移動，起升過程平穩(wěn)，且鋼絲繩的安裝和更換容易。相應的卷繞裝置采用單層卷筒，有與鋼絲繩接觸面積大，單位壓力低的優(yōu)點。在起升機構中還涉及到鋼絲繩、減速器、聯(lián)軸器、電動機和制動器的選擇等。小車運行機構中涉及小車輪壓計算、小車車輪、小車軌道、減速器、聯(lián)軸器、電動機和制動器的選擇計算等。
關鍵詞：橋式起重機；起升機構；小車運行機構；大車運行機構
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
1 前言
1.1 橋式起重機的簡介
橋式起重機是生產車間、料場、電站廠房和倉庫中為實現(xiàn)生產過程機械化和自動化，減輕體力勞動，提高勞動生產率的重要物品搬運設備。它橫架于車間、倉庫和料場上空進行物料吊運的起重設備。由于它的兩端坐落在高大的水泥柱或者金屬支架上，形狀似橋。橋式起重機的橋架沿鋪設在兩側高架上的軌道縱向運行，可以充分利用橋架下面的空間吊運物料，不受地面設備的阻礙。它是使用范圍最廣、數量最多的一種起重機，它通常用來搬運物品，也可用于設備的安裝與檢修等用途。橋式起重機安裝在廠房高處兩側的吊車梁上，整機可以沿鋪設在吊車梁上的軌道縱向行駛，而起重小車又可沿小車軌道（鋪設在起重機的門架上）橫向行駛，吊鉤則作升降運動。因此，它的工作范圍是其所能行駛地段的長方體空間，正好與一般車間形式相適應。
1.2 普通橋式起重機的主要組成部分
1.2.1 小車
小車由起升機構，小車運行機構，小車架和保護裝置等組成。小車起升機構包括電動機、制動器、減速器、卷筒和滑輪組。電動機通過減速器帶動卷筒轉動使上卷筒從卷筒放下，以達到起升的目的。小車架要承受起升載荷和各機構自重，應有足夠的強度和剛度，同時又要盡量減輕自重，以降低輪壓和門架受載。小車的電力則由滑線或軟電纜引入。小車的運行機構有兩種方式，本設計采用的是集中驅動，用四輪支撐，車輪選圓柱雙輪緣車輪。設計時要考慮改善零部件的受力情況、減少外形尺寸和自重、安全可靠、工作平穩(wěn)、裝配維修方便等因素。
1.2.2 大車
大車由橋架和大車運行機構組成。橋架：橋架為起重機的金屬結構，一方面支撐小車，允許小車在它上面橫向行駛；另一方面又是起重機行走的車體，可沿鋪設在廠房上面的軌道行駛。在其兩側的走臺上，安裝有大車運行機構和電器設備，大車運行機構用來驅動大車行走，大車上一般還有駕駛室，用來操縱起重機和安裝各機構的控制設備。門架主要由主梁和端梁組成。設計時要考慮其強度，剛度和穩(wěn)定性要求，也應考慮自重和外形尺寸要小，加工制造簡單，運輸、存放和使用維修方便，成本低等因素。
1.2.3 動力裝置和控制系統(tǒng)
動力裝置是驅動起重機運動的動力設備，它在很大程度上決定了起重機的性能和構造特點，橋式起重機的動力裝置一般采用電動機?？刂葡到y(tǒng)包括操縱裝置和安全裝置。各機構的啟動、調速、改向、制動和停止，都通過操縱控制系統(tǒng)來實現(xiàn)。
1.3 普通橋式起重機的運行方式
橋式起重機是一種循環(huán)的、間隙動作的、短程搬運機械。一個工作循環(huán)一般包括上料、運送、卸料及回到原位的過程，即取物裝置從取物地點由起升機構把物料提起，由運行機構把物料移位，然后物料在指定地點下放，接著進行相反動作，使取物裝置回到原處，以便進行下一次工作循環(huán)。在兩個工作循環(huán)之間一般有短暫的停歇。起重機工作時，各機構經常處于起動、制動以及正向、反向等相互交替的運動狀態(tài)之中。
2 設計任務及技術參數
2.1 主要技術參數
表1 主要技術參數
Table 1 Main technical parameters
名 稱
數 據
最大起重量
18t
粱跨度
31500mm
起升速度
18～28m/min
起升高度
14mm
起重機運行速度
80～95m/min
起升機構運行速度
40～45m/min
2.2起重機工作機構的級別
起重機工作級別A6；其中載荷狀態(tài)為Q2(有時起升額定載荷,一般起升中等載荷)；利用等級為U6(總工作循環(huán)次數N=,不經常繁忙使用)起升機構工作級別M6；其中利用等級為T6,載荷狀況為L2；小車運行機構工作級別M4；其中利用等級為T4,載荷狀況L3；大車運行機構工作級別M4；其中利用等級為T4,載荷狀況L2。
3 小車起升機構的設計與計算
3.1 吊鉤組的選擇計算
3.1.1 原始參數
機構工作級別:M6, 采用雙聯(lián)滑輪組,倍率: m=4，起升質量: = 18t，起升速度: ～，初取。
3.1.2 設計步驟
（1）吊鉤形式選擇。吊鉤采用倍率m=4的雙聯(lián)滑輪組,故采用長形吊鉤組，吊鉤用普通的短吊鉤。
（2）吊鉤結構及制造方法的確定。選用吊鉤斷面為梯形的吊鉤,其受力情況合理.用鍛造方式制造,材料為20鋼,機加工前熱處理,硬度小于或等于156HBS。
（3）吊鉤主要尺寸的確定
圖 1 吊鉤
Fig 1 Hook
單鉤 D 即D=148.4 mm ，則由公式 得，h=150 (因為吊鉤斷面為梯形，故h=D)。
式中：Q額——額定起重量（噸）
（4）鉤身強度計算。1—2和3—4斷面為危險斷面，通常垂直斷面3—4取與水平斷面1—2相同的斷面，而最大拉應力約為1—2斷面的50% ，故只驗算1—2面：
(1)
式中：A—斷面面積，A=15840
—斷面重心坐標，=65mm
—斷面形狀系數，=0.096
—起升動力系數，=1.56
對于20鋼，查表得；取安全系數n=1.3，則許用應力為：，<，故鉤身驗算通過。
（5）吊鉤尾部螺紋直徑的確定。
(2)
即： =80.62mm
式中：， 同上
=180KN
螺紋根部直徑
—材料許用應力
螺紋根部截面面積：
根據計算值，查表取梯形圓螺紋：。
（6）確定吊鉤螺母尺寸計算。螺母最小工作高度：H=0.8d=72mm根據實際結構，需設防松螺栓，故取螺母高度為：90mm螺栓外徑D=（1.7～2）d=153～180mm，故選取D=160mm，式中d為螺紋公稱直徑d=90mm。
（7）選擇推力軸承乳。根據所選吊鉤螺母尺寸，查表初選推力軸承型號：81124 其額定靜載荷=660KN，因軸承在工作時很少轉動，只需校驗額定靜載荷即可。
當量靜負荷：
(3)
—安全系數，取=1.25
因為<，故校驗通過選擇81124型推力軸承。
（8）吊鉤橫梁的計算。根據滑輪尺寸，吊鉤組裝置示意圖為：
集中載荷：=，L=475mm，，， ，P1=P2=，L=475mm，=237.5mm，D=106mm，B=160mm，P=280.8KN。
最大彎矩計算如下：
=33.345 (4)
圖 2 吊鉤橫梁
Fig 2 Hook beam
吊鉤梁可看作簡支梁，受力圖如下：
圖3吊鉤橫梁受力圖
Fig 3 By trying to hook beam
橫梁中間斷面尺寸如下示：
圖4 吊鉤橫梁中間斷面圖
Fig4 Hook the sectional drawing among beams
中間斷面的彎曲系數：
(5)
最大彎曲應力為：
(6)
查表得：橫梁材料為45鋼的屈服極限：
取安全系數n=3，則許用強度：
由 < , 則有：
h >
故取h=200mm。
（9）吊鉤拉板強度計算
拉板結構尺寸如下圖所示，斷面A—A受拉伸應力，計算如下：
，，其中為拉板厚度,因拉板材料為A3鋼，查表得屈服極限：；取安全系數n=1.7，則許用拉伸應力為： 因： < 則有：
> mm
因軸孔要受擠壓應力，則有：
取安全系數n=3.5，則有：
由上可得： 取。
拉板結構圖如下：
圖5拉板結構圖
Fig 5 Pull board structure
如圖所示：>12.48mm，n=3.5，5.43mm，，b=200mm，d=120mm，h=100mm。
3.2 滑輪組的設計計算
3.2.1 滑輪結構形式及相關尺寸的確定
根據所需設計橋式起重機性能要求，采用鑄鋼滑輪，其強度和沖擊韌性好，材料選：2G230—450。
圖 6滑輪結構
Fig 6 Cast steel pulley
3.2.2 滑輪直徑的確定
普通滑輪直徑的選擇：，查表選取D=630mm。
式中：h—與機構工作級別和鋼絲繩結構有關的系數，查表取h=22.4
d—鋼絲繩直徑，d=20mm
平衡輪直徑的選擇：。
3.2.3 吊鉤組上滑輪軸的計算
（1）吊鉤裝置簡圖如下：
L=475mm，L1=78mm，L2=112mm，L3=95mm
圖7 吊鉤滑輪軸
Fig 7 Hook slide wheel group
（2）滑輪軸可簡化為簡支梁，認為作用四個集中載荷受力情況圖如下：
圖8簡支梁受力圖
Fig 8 Slippery wheel bearing simplified diagram
圖9簡支梁彎矩圖
Fig 9 Slippery wheel bearing bending moment figure
如圖，可得：=70.2KN，
=10951.2。
彎曲應力為：
滑輪軸材料為45鋼， 則有：<
即：d > ，查手冊選取 d=130mm，， ，材料45鋼，d=130mm。
3.2.4 滑輪軸承的選擇計算
軸承的圓周速度：
(7)
工作轉數：
每個滑輪中均采用兩個徑向滾動軸承，根據滑輪組的選擇，查表選用6226型軸承。查表得，額定靜載荷：；額定動載荷：。
所選軸承的驗算：
(8)
式中：—壽命系數，取=2
—負荷系數，=1.5
—速度系數，=0.95
—溫度系數，=1
因為< ()，故驗算通過。
軸承徑向負荷：
=39KN
由于，
，故校核通過。
式中：n —為鋼絲繩折減系數，取n=0.85
—鋼絲繩最小破斷拉力，查手冊選取=220KN
3.3.3 鋼絲繩的標記選取鋼絲繩為
直徑20mm，光面鋼絲，結構形式為6西魯式，纖維芯，抗拉強度為1670，右交互捻，最小破斷拉力為220KN，單位長度重量147，因此標記為：20NAT6×19S+FC1670ZS220147GB/T8918—1996。
3.4 卷筒的設計計算
3.4.1 卷筒類型的初步選擇
由于起升高度比較高，根據滑輪倍率和起升速度，采用雙聯(lián)卷筒，標準槽形，用鑄造方式制造，材料為灰鑄鐵。
3.4.2 卷筒直徑的確定
（1）直徑確定：D，查手冊選用A型卷筒，直徑D=400mm。
式中：h—與機構級別有關的系數，取h=20；
d—鋼絲繩的直徑，d=20mm
（2）卷筒的槽形的選擇。查手冊，選標準槽形，其尺寸為槽底半徑R=11mm，槽距，表面精度為1級，
標記為：槽形 JB/T9006.1—19993。
3.4.3 雙聯(lián)卷筒長度及壁厚的確定
1）卷筒上有螺旋槽部分長。
(9)
式中：—滑輪組倍率,
—卷筒計算直徑
—最大起升高度，
—固定鋼絲繩安全圈數,
—繩槽槽距，=22mm
2）雙聯(lián)卷筒長度：
故取L=2500mm。
式中：—卷筒兩端的邊緣長度根據結構取=70mm；
—固定鋼絲繩所需長度；
—中間光滑部分長度根據鋼絲繩允許偏角左右,則有：
；
—取物裝置處于上極限時，動滑輪軸線與卷筒軸線的間距，取=1500mm；
—由卷筒出來的兩根鋼絲繩引入懸掛裝置的兩動滑輪的間距: =319mm。
所選卷筒標記為：卷筒A400左 JB/T9006.2—1999
3）卷筒壁厚確定
對鑄鐵卷筒，按經驗公式初選：（6～10）=0.02400+（6～10）=14～18mm，取。
3.4.4 卷筒強度的計算
因卷筒長度L=2500mm>3D=1200mm，需計算壓應力和彎曲應力。
1）壓應力的計算卷筒最大壓應力在筒壁的內表面：
(10)
由于<，所以校核通過。
式中：—鋼絲繩最大靜拉力 =26288.7N
—許用壓應力
—抗壓強度，查手冊=750Mpa
n—安全系數，取n=4.25
—鋼絲繩卷繞節(jié)距，=22mm
2) 彎曲應力的計算受力和彎曲簡圖：
因扭轉應力很小，故忽略不計,卷筒的彎曲應力：
因扭轉應力很小，故忽略不計,卷筒的彎曲應力：
圖 10彎曲應力的受力
Fig 10 Bending diagram
卷筒的彎矩：
=26288.7956.5=25145141.55
卷筒斷面抗彎模量W：
==2159690
卷筒所受合應力：=35.8
因為<，所以校核通過。
式中：
—材料的抗拉強度，=320
n—安全系數；取n=5
3.4.5 卷筒的抗壓穩(wěn)定性驗算
卷筒需要保證一定的抗壓穩(wěn)定性，必須對其進行驗算，其驗算公式為：
(11)
查表得：穩(wěn)定系數n=1.5。
卷筒壁單位面積受的外壓力P：
受壓失穩(wěn)臨界壓力：
（2～2.6）=（2～2.6）25～32.5
因為=5.97<，故滿足穩(wěn)定性要求。
3.5 鋼絲繩在卷筒上的固定計算
3.5.1 固定方法的選擇
采用壓板固定；因其構造簡單，裝拆方便，便于觀察和檢查，并安全可靠。其固定形式如下圖示：
圖 11鋼絲卷
Fig 11 Wire rope fixed in the drum
3.5.2 繩尾固定處拉力計算
計算式如下：
式中：—鋼絲繩最大靜拉力
—鋼絲繩與卷筒的摩擦系數，取
—安全圈在卷筒上的包角；取
e—自然對數的底數;e=2.718
3.5.3 螺栓預緊力計算
因選壓板槽為半圓形，故：
3.5.4 螺栓強度驗算
(12)
由于<=110MPa，故校驗通過。
式中：Z—固定鋼絲繩用的螺母數，取Z=4
d—螺栓螺紋的內徑；d=18.8mm
—墊圈與鋼絲繩壓板之間的摩擦系數，取=0.16
t—作用力臂；根據壓板得t=22.4mm
—螺栓許用拉應力，==
—螺栓屈服強度；因螺栓材料為Q235；查手冊得：=206Mpa
3.5.5 壓板的選取
查手冊：選取序號為6的壓板，標準槽標注：壓板6GB/T5975—1986。
3.6 起升機構的設計
3.6.1 原始參數
表2 原始參數
Table 2 The original parameters
名 稱
數 據
工作級別
M6
起升高度
H=14m
起升載荷
起升速度
=18～28m/min ；取V=20m/min
其它參數
JC=25%，CZ=150，G=0.8
3.6.2 設計計算步驟
1）起升機構的布局
1.電動機2.聯(lián)軸器3.浮動軸4.帶制動輪聯(lián)軸器5.制動器6.減速器7.卷筒8.卷筒支座
圖12起升機構的布局
Fig 12 The layout of the hoisting mechanism
2）電動機的選擇
電動機靜功率的計算：
式中：Q—起升負荷，=
—吊具自重
V—起升速度；V=0.33 m/s—機構總效率，取=0.8
電動機功率的選擇繞線型異步電動機穩(wěn)態(tài)平均功率：
根據所得數據，初選電動機為YZR315S—8，額定功率，n=724r/min；過載系數；根據JC=25%，CZ=150，查表得，允許輸出功率，轉動慣量。
3）減速器的選擇
減速器傳動比的確定：
傳動比：，查手冊選取實際傳動比：。
式中：—電機額定轉速，=724 r/min
—卷筒轉速，=60.7r/min
a—為滑輪倍率，a=4
—卷筒計算直徑；=420mm
V—起升速度：V=20m/min
標準減速器的選擇按靜功率P選取：電機輸入功率 ；輸入轉速：，因機構工作級別為M6故：；根據和以上數據；查手冊，選?。簻p速器：QJR—500—12.5、III，C、W、JB/T8905.1—1999 其有關參數如下：高速軸許用功率；;滿足要求。
減速器的驗算 最大徑向力的驗算：
許用徑向力： <，故滿足要求。
式中：—鋼絲繩最大靜拉力
—卷筒重力；
—起升載荷動載系數，取=1.56
—減速器輸出軸端的最大允許徑向載荷，取=45600N
最大扭矩驗算：
= 8612.2
因為<=42500，故驗算通過。
式中：T—鋼絲繩最大靜拉力在卷筒上產生的力矩
—減速器輸出軸允許的短暫最大扭矩，查手冊：=42500
4）校驗電機的過載和發(fā)熱
電機過載能力校驗：
>46.5KW
故驗算通過。
式中：—電機額定功率；
u—電動機臺數；u=1
—電動機過載倍數；=3.3
H—電機有關系數；繞線型H=2.1
V—實際起升速度
—機構的效率；取=0.8
Q—起升機構的總載荷；Q=
電機發(fā)熱校核
因為=68.385KW>=58.73KW，所以校核通過。
式中：—電機允許輸出功率，查表取P=68.385KW
—穩(wěn)態(tài)平均功率 =58.73KW
5）制動器的選擇
制動轉矩滿足下式要求：
=1.08468
根據=1.08468；查表得選取YW—500/121型電力液壓塊式制動器；額定制動轉矩=1120～2240；制動輪直徑：D=500mm; 轉動慣量：。
式中：—制動器制動轉矩
—制動安全系數，取=1.75
6）聯(lián)軸器的選擇
電機與浮動軸連接處聯(lián)軸器電機軸端尺寸：d=95mm(圓錐)； L=170mm；浮動軸尺寸：d=95mm，選取聯(lián)軸器應滿足下式要求：
=5328 (13)
式中：—所傳遞扭矩計算值
—聯(lián)軸器重要程度系數；=1.8
—角度偏差系數；=1
—傳動軸最大扭矩；
（0.7～0.8）=
—聯(lián)軸器許用扭矩
根據以上要求，查手冊選用LM12型梅花彈性聯(lián)軸器，其m ；轉動慣量：>，選用合理聯(lián)軸器，標注為：
LM12聯(lián)軸器MT12aGB/T 5272—2002。
減速器與浮動軸的連接處聯(lián)軸器浮動軸端尺寸：d=95mm
減速器輸入軸：d=90mm L=170mm；制動輪直徑：D=500mm。根據以上結構尺寸可知：T=5328m，選取LMZ11—I—500型帶制動輪的梅花型聯(lián)軸器；許用轉矩：=9000m。由于>=5328m，故選用合理。標注為：LMZ11—I—500聯(lián)軸器MT11b GB/T 5272—2002。
7）起動時間驗算
起重時間計算：
(14)
查表 推薦起動時間，=1～1.5S，<，故滿足要求。
式中：—電機起動轉矩：=1.6
—電機靜阻力矩：
—機構運動質量換算到電機軸上的總轉動慣量：
=1.15（7.05+3.715）+=12.712
—電機轉動慣量；=7.05
—制動輪聯(lián)軸器轉動慣量；=3.715
起重加速度：
8）制動時間驗算
滿載下降制動時間：
==1.4S
查表取=1～1.5S，由于=1.4S<=1～1.5S，故滿足要求。
式中：—滿載下降電機轉速；取
—制動器制動轉矩；=1500
—滿載下降時制動軸靜轉矩；
=658.665
—換算到電機軸上的機構總轉動慣量：
= =12.699
—電機轉動慣量：=7.05
—制動輪聯(lián)軸器轉動慣量：=3.715
制動平均減速度：
4 小車運行機構的設計計算
4.1原始參數
小車運行速度：V=40～45m/min，選取V=42m/min；起升載荷Q=180KN；小車自重。
4.2 小車運行機構布局圖
1 制動器 2 電動機 3聯(lián)軸器 4 減速器 5聯(lián)軸器 6聯(lián)軸器 7車輪
圖13小車運行機構布局圖
Fig 13 The car run institutions layout
4.3 驅動方案初步確定
根據原始參數，采用集中驅動，用四輪支撐，車輪選圓柱雙輪緣車輪。
4.3.1 輪與軌道的選取
1)車輪輪壓計算小車正常工作時最大輪壓（滿載時）：
；小車正常工作時最小輪壓（空載時）：；車輪的疲勞計算載荷：。
2）選車輪與軌道根據；查手冊，選車輪直徑D=350mm；軌道型號：P24；軌道凸頂半徑r=300mm；車輪材料：ZG310—570；表面淬硬度為300～380HBS。
3）車輪踏面疲勞強度校核：
=101180N=101.18KN
因為<101.18KN，故校核通過。
式中：—與材料有關應力常數；查表=0.132
—轉速系數；
—工作級別系數；
R—曲率半徑；R=300mm
m—軌道頂與車輪曲率半徑之比有關系數；m=0.468
4.3.2 運行阻力計算
1）摩擦阻力小車滿載運行時最大摩擦阻力：
=250=3.214KN
滿載運行時最小摩擦阻力：=250=2.143KN
空載運行時最大摩擦阻力：= 701.5=0.9KN
空載運行時最小摩擦阻力：=70=0.6KN
式中：Q—起升載荷；Q=180KN
—小車自重載荷；=70KN
f—滾動摩擦系數； f=0.6
—車輪軸承摩擦系數；=0.02
d—與軸承相配合處車輪直徑；d=90mm
D—車輪踏面直徑； D=350mm
—附加摩擦阻力系數；=1.5
2)坡道阻力：
查表選取橋式起重機坡度數=0.002， =250=500N。
3)風阻力：
因橋式起重機用于車間的吊運，不在露天工作，故風阻力忽略不計。
4)特殊運行阻力主要為慣性阻力：
=7500N
5)總靜阻力工作最大靜阻力（小車滿載時）：
工作時最小靜阻力（小車空載時）：
4.3.3 電動機的選擇
1）電動機靜功率的計算：
式中：—工作最大靜阻力；=4.012KN
—初選運行速度；取=0.7m/s
—機構傳動效率；=0.88
m—電動機個數；m=1
2）初選電動機橋式起重機運行機構按下選電機：
查表取=1.6，根據P=5.12KW，JC=25%，CZ=600，查手冊選用YZR160M1—6型電動機；電機額定功率，轉速。
容許輸出功率：；
轉動慣量：
3）電機發(fā)熱校驗校驗公式：
=2.44KW
由=4.629KW>=2.44KW，所以校驗通過。
式中：—電機允許輸出容量；=4.629KW
—工作循環(huán)中，負載穩(wěn)態(tài)功率
G—穩(wěn)態(tài)平均系數；取G=0.8
4.3.4 減速器選擇
1）減速器傳動比確定
根據減速器手冊，選取 =25
式中：—電機額定轉速；=921r/min
—車輪轉速；
2）減速器選擇計算輸入功率：
==7.7KW
根據設計需要選取運行機構減速器個數Z=1；因工作級別為M6，則按下式選擇：
查表取放大系數K=2，根據=25，=15.4KW，電機輸入轉速=921r/min ；查手冊選用QJR—236—25VIP ， L， JB/T8905.1—1999；減速器高速軸許用功率 ：傳動比：=25，中心距：。
4.3.5 聯(lián)軸器的選擇
1）選擇聯(lián)軸器公式：
(15)
式中：—聯(lián)軸器安全系數；取=1.35
—剛性動載系數；取=1.8
—電機額定轉矩
電機與浮動軸連接處聯(lián)軸器選擇：電機軸端尺寸，d=48mm（錐形）; L=110mm浮動軸尺寸，d=50mm ; 根據結構尺寸和 ,查手冊選用LM8型梅花彈性聯(lián)軸器，其 ；，轉動慣量：， < ，故滿足要求。標注為LM8聯(lián)軸器GB/T5272—2002。
連接處聯(lián)軸器選擇：浮動軸尺寸：d=50mm減速軸高速軸尺寸：d=38mm，L=80 mm選LM7型梅花彈性聯(lián)軸器； 則有：；轉動慣量： >。滿足要求標注：LM7聯(lián)軸器
GB/T 5272—2002。
2）低速軸聯(lián)軸器選擇選用聯(lián)軸器公式：=
式中：—減速器傳動比；=25
—機構傳動效率；=0.85其它同上
減速器輸出端與浮動軸聯(lián)軸器選用：
減速器低速端尺寸：d=80mm;L=130mm浮動軸尺寸：d=80mm。根據結構尺寸， 選取兩個LM10型梅花彈性聯(lián)軸器；其中： 轉動慣量 > ，故滿足要求。
標注為：LM10聯(lián)軸器GB/T 5272—2002
浮動軸與車輪軸的聯(lián)軸器選用：浮動軸尺寸：d=80mm；車輪軸尺寸：d=65mm ，L=85 mm。根據結構尺寸和，選取LM9型梅花彈性聯(lián)軸器。其中轉動慣量： >，，故滿足要求。
標注：LM9聯(lián)軸器 GB/T 5272—2002。
4.3.6 制動器的選擇
制動器安裝在電動機軸端，因制動時高速軸能起一部分緩沖作用，以減少制動時沖擊制動轉矩計算：
=25.4
選用YWZ100/18型電力液壓制動器；其制動轉矩：；制動輪直徑D=100mm；轉動慣量：，因25.4<，故滿足要求。
式中：—坡道阻力；=500N
—風阻力；=0
—滿載運行最小摩擦阻力；=2143N
m—制動器個數；m=1
—制動時間； 查表取 =3.5S
—電機轉動慣量；=0.1175
—聯(lián)軸器轉動慣量；=0.0189
4.3.7 電機過載校驗
校驗公式：
由于>5.66KW，故過載校驗通過。
式中：—電機額定功率；=6.3KW
—平均起動轉矩系數；取=1.7
m—電機個數； m=1
—運行靜阻力；=4012KN
V—運行速度；=0.67m/s
—機構傳動效率；=0.88
—機構總轉動慣量；計算公式為：
—電機轉動慣量；=0.1175
—電機軸上制動輪和聯(lián)軸器的轉動慣量；=0.0189
k—其它傳動件飛輪矩影響系數；k=1.1
n—電機額定轉速； n=921r/min
—機構初選起動時間；=4S
4.3.8 起動時間與起動平均加速度的校驗
1）滿載上坡時的起動時間：
t=2.02S<=4～6S
故滿足要求。
式中：—電機平均起動轉矩；
—電機軸上的靜阻力矩；
2）起動平均加速度，查表可知滿足要求。
4.3.9 運行打滑驗算
小車運行打滑按空載運行工況驗算：
1）起動時不打滑驗算：
左邊=
右邊==9804.6N
因為左邊<右邊，所以校驗不通過。這樣會增加車輪磨損，實際起動時間延長，對于不經常使用的起重機，這種短暫的打滑是允許的。
2）制動時不打滑驗算：
左邊=
右邊==3932.6N
因為左邊>右邊，制動打滑驗算通過。
式中：—附著系數；取=0.15
K—附著安全系數；取K=1.05
—軸承摩擦系數；=0.02
d —軸承內徑； d=90mm
—驅動輪最小輪壓；=17500N
—打滑側電機起動轉矩；=
k —飛輪矩影響系數；k=1.2
—起動平均加速度；
—制動平均加速度；
—打滑側制動轉矩；=25.4
5 起重機金屬結構的設計計算
5.1 橋式起重機主梁的設計計算主要涉及內容
1）主梁材料的選擇：選用Q235，其力學性能好。
2）橋式起重機主梁結構形式及截面尺寸的確定：根據標準選用后，驗算是否符合要求。本設計選用箱形結構主梁，其組成由上下蓋板及左右腹板焊接而成，斷面為封閉的箱形，小車軌道安裝在上蓋板上。本設計選用了軌道安裝在主梁的正中形式。為了防止上蓋板變形，在箱形主梁內部，每隔一定間隔加焊了“長加勁板”和“短加勁板”。門架的剛度由兩主梁保證，兩主梁外側，一側走臺上安放大車運行機構，另一側安放電氣設備，走臺增加了門架的整體剛度，便于起重機的維修，但也增大了門架的自重和對主梁的附加扭矩。在設計中應盡量減少走臺的寬度。從主梁受力來考慮，主梁縱向外形以拋物線為優(yōu)，但制造費時，故一般將兩端做成斜線段式。
3）主梁載荷的組合情況：由于起重機主梁受力情況復雜，在分析計算過程中，應合理處理。
4）主梁強度以及剛度的計算：主梁中間截面的最大彎曲應力：
式中：—主梁中間截面對水平重心軸線x-x的抗彎截面模數，其近似值：
—主梁中間截面對垂直重心軸線y-y的抗彎截面模數，其近似值：
cm3
因此可得：
由資料查得16Mn鋼的許用應力為，故
主梁支承截面的最大剪應力：
式中：—主梁支承截面所受的最大剪力。
KN
—主梁支承截面對水平重心軸線x-x的慣性矩，其近似值為：
cm4
S—主梁水平截面半面積對水平重心軸線x-x的靜矩。
cm3
因此可得：
因故知強度足夠。
主梁的垂直剛度計算:
主梁在滿載小車輪壓的作用下，在跨中所產生的最大垂直撓度為：
cm
式中：
允許的撓度值為:
cm
因此，——材料的彈性模量，GP。
主梁的水平剛度計算:
主梁在大車運行機構起、制動慣性載荷作用下，產生的水平最大撓度為：
cm
式中：KN；KN/m；
cm4
水平撓度的許用值。
cm
因此,由上計算可知，主梁的垂直和水平剛度均滿足要求。
當起重機工作無特殊要求時，可以不必進行主梁的動剛度驗算。
5）端梁的計算：端梁采用壓制成型，再焊接成箱形結構，有焊縫和加工工時少，端梁變形小，重量輕，外形美觀等優(yōu)點。選用后進行強度較核。
6）主梁與端梁的連接形式的選擇：采用加連接扳用焊接的形式連接，門架的運輸分割位置在端梁的中間區(qū)段，接頭處的下蓋板用連接板螺栓聯(lián)接，側面與頂面用角鋼法蘭聯(lián)接。有制造簡單、裝拆方便、成本低等優(yōu)點。
7）司機室的選用：司機室的構造與安裝位置，應保證司機有良好的視野，司機室一般與門架固定，并應安裝在無滑線一側。司機室的結構有敞開式和封閉式兩種，若無特殊要求，室溫在10～40攝氏度的廠房內工作的一般制成敞開式，在多灰塵和有害氣體的場合，露天及高溫車間工作的司機室，一般制成封閉式。司機室的內部尺寸一般以滿足視線要求為條件，寬度不宜過大，一般取1.3m～1.6m，長度不小于2m，高度不低于1.9m，司機室內部具體尺寸根據電器設備和工作要求確定.
司機室的骨架應有足夠的強度和剛度，一般有軋制的型鋼和沖壓的薄板焊成。地板應用厚20mm的木板制成，地板離骨架100mm，人形過道處鋪以4～5mm厚的橡膠板，地板和墻壁內用留有電纜線槽，玻璃窗的玻璃厚度應不小于5mm玻璃窗的尺寸和位置應保證司機坐著能看見起重機的取物裝置在任何位置的工作情況，根據需要可設置上視窗和下視窗。
6 大車運行機構的設計計算
6.1 大車行走機構的確定
本起重機采用分別傳動的方案如圖所示：
1 電動機 2 制動器 3傳動軸 4 告訴齒輪聯(lián)軸器 5減速器 6低俗軸齒輪聯(lián)軸器 7 車輪
圖14 大車運行機構布局圖
Fig 14 Traveling mechanism layout
6.2 選擇車輪和軌道并驗算其強度
根據上面的設計可知主鉤中心線離梁端中心線最小距離（極限尺寸），起重量為Q=180KN,小車重量=70KN，起重機總重=323K,起重機運行速度取v=80m/min。
按下圖所示的重量分布，計算大車的的最大輪壓和最小輪壓：
圖15 受力圖
Fig 15 By trying
滿載時，最大輪壓：
式中：—起重機自重；=323KN
—小車自重；=70KN
—起升載荷；=180KN
—橋架跨度；=31.5m
—吊鉤中心線至端粱中心線的最小距離；=1.5m
空載時，最小輪壓：
=64.91KN
車輪踏面疲勞計算載荷：
車輪材料采用：采用ZG340-640（調質），，由《起重機課程設計》附表18選擇車輪直徑=500mm,軌道型號為P38或者Qu70.
線接觸局部壓強驗算：
式中：---許用線接觸應力常數，由《起重機設計手冊》查的=6.6
L—車輪與軌道的有效接觸長度，按Qu70軌道l=70mm
—車輪直徑500mm
—轉速系數，車輪轉速時，=0.95
—工作級別系數，當M5級時=1
由，故驗算通過。
6.3 運行阻力計算
6.3.1 摩擦總阻力距
由《起重機設計手冊》表3-8-10查的車輪的軸承型號為7527，軸承內徑外徑的平均值為140mm由《起重機運輸機構》表7-1 7-2 7-3查的滾動摩擦系數K=0.0006m，軸承摩擦系數=0.02，附加阻力系數=1.5。
6.3.2 運行摩擦阻力
當空載時:
6.4 選擇電動機
電動機靜功率:
式中：----滿載時的靜阻力
M=2-----驅動電動機臺數
-----機動傳動效率
初選電動機功率：
式中電動機功率增大系數由表7-6查得=1.3,有附表30查的選用電動機JZR2-22-6 Ne=7.5kw, =9300.58電動機質量為115kg。
驗算電動機的發(fā)熱功率條件。
等效功率：
式中：K25—工作類型系數，由《起重機設計手冊》表8-16查得當JC%=25時，K25=0.75
r—按照起重機工作場所得，由《起重機設計手冊》圖8-37估得r=1.3
由此可知： ,故初選電動機發(fā)熱條件通過。
6.5 減速器的選擇
6.5.1 車輪轉速
6.5.2 機構傳動比
由附表35查的選用兩臺ZQ-350-V-1Z減速器當輸入轉速為1000是，因，故驗算通過。
6.5.4 驗算運行速度和實際所需功率
1）實際運行速度
誤差:
實際所需電動機靜功率:
因，所以選擇的電動機減速器都合適。
2）驗算起動時間
起動時間：
式中：
m=2（驅動電動機臺數）
s時電動機額定扭矩
滿載運行時的靜阻力矩：
空載運行時的靜阻力矩：
初步估計告訴軸上聯(lián)軸器的飛輪矩：
0.468
機構總飛輪矩；
滿載起動時間：
空載起動時間：
因起動時間在允許范圍內，故合適。
3）起動工況下校核減速器功率
式中+=12658N
運行機構中同一級數減速器的個數，。
因此，所選用減速器的合適。
6.6 驗算啟動不打滑條件
由于起重機在室內使用，故坡度阻力及風阻力均不予考慮。以下三種工況進行驗算。
6.6.1 二臺電動機空載時間時啟動
式中：
N—主動輪輪壓
從動輪輪壓和
f=0.2室內工作的粘著系數
n=1.05～1.2—防止打滑的安全系數
=3.14
因，故兩臺電動機空載啟動不會打滑。
6.6.2 事故狀態(tài)
當只有一個驅動裝置工作，而五載小車位于工作著的驅動裝置這一邊時，則：
式中---非主動輪輪壓之和
工作的主動輪輪壓；
一臺電動機工作時的空載啟動時間
因，故不打滑。
事故狀態(tài)。當只有一個驅動裝置工作，而無載小車遠離工作著的驅動裝置這一邊時，則：
與第2種工況相同
故不打滑
6.6.3 選擇制動器
由《起重機設計手冊》中所述,取制動時間
按空載計算制動力矩，即Q=0代入
式中：
---坡度阻力
m=2---制動器臺數，兩套驅動裝置工作
現(xiàn)選用兩臺YWZ，得其額定制動力矩N 為避免打滑，使用時需將制動力矩調至28以下，考慮到所取的制動時間，在驗算啟動不打滑條件時已知是足夠安全的，故制動不答話驗算從略。
7 安全裝置的選擇說明
7.1 主要安全裝置的說明
電動雙梁門式起重機有相應的電氣保護裝置以外，還有其他保護裝置。
7.1.1 走臺和欄桿
走臺與作業(yè)平臺的鋪設采用具有防滑性能的鋼板制成，設置牢固的欄桿，欄桿離鋪板的垂直高度不低于1000mm,離鋪板約450mm處應有中間夾欄，底部有不低于70mm的擋板。
7.1.2 排障板
裝在大車和小車的車輪前，用來推開軌道上可能有的障礙物，以利于大車和小車的順利運行。
7.1.3 小車行程限位開關
安裝在小車一根軌道兩端外側的主梁蓋板上，小車架相應的端梁外側，固定一根用角鋼彎折的撞尺，當小車行至極限位置時，撞尺壓迫限位開關的搖桿，使其轉動，從而切斷小車運行機構電動機的電源，由于接線關系電動機只能做反向運動。因而小車行程限位開關的位置要安裝適當，及因考慮到小車撞尺與限位開關接觸時，使電動機斷電以后，小車由于慣性還要向前走一段距離。
7.1.4 起升高度限位開關
采用絲桿傳動起升高度限位開關，其工作零件是螺桿和滑塊。螺桿兩端分別支承在殼體上的軸承中，一端通過十字聯(lián)軸器與卷筒軸相連，卷筒轉動，滑塊沿螺桿移動，當吊鉤上升到極限位置時，滑塊移動到右端極限位置，螺栓壓迫開關，切斷電源，使起升機構停止運動，從而控制吊鉤高度。安裝時應注意，吊鉤裝置上升到極限位置時，應該與卷筒或定滑輪之間保持一定距離；機構設計上保證螺桿不能橫向竄動，否則要出事故。
7.1.5 大車行程限位開關
由于大車運行速度可能大于80m/min，采用杠桿式限位開關不能提供可靠的保證，故采用無觸點運行限位系統(tǒng)：光電裝置來保證。
7.1.6 緩沖器與擋鐵
為了阻止起重機和小車越軌，在起重機和小車軌道兩極端位置裝擋鐵。為了吸收起重機和小車與擋鐵相撞的能量，保證設備部受損壞，應采用緩沖器。由于本起重機的速度較大。選用彈簧緩沖器，它有吸收動能大，壽命長的優(yōu)點，但是其自重大、成本高、工作時有硬性碰撞的缺點。
參考文獻
[1] 機械設計手冊編委會主編，機械設計手冊·起重運輸機械零部件、操作件和小五金.北京：機械工業(yè)出版社，2007，3
[2] 嚴大考、鄭蘭霞主編，起重機械.鄭州：鄭州大學出版社，2003，9
[3] 余維張主編，起重機械檢修手冊.北京：中國電力出版社，1998，11
[4] 楊長睽，傅東明主編，起重機械（第2版）.北京：機械工業(yè)出版社，1992，5
[5] 機械設計手冊編委會主編，機械設計手冊·聯(lián)軸器、離合器與制動器.北京：機械工業(yè)出版社，2007，2
[6] 機械設計手冊編委會主編，機械設計手冊·減速器和變速器.北京：機械工業(yè)出版社，2007，2
[7] 羅宗澤，羅圣國主編，機械設計課程設計手冊（第3版）.北京：高等教育出版社，2006
[8] 張瑩主編，機械設計基礎.北京：機械工業(yè)出版社，1997，7
[9] 何焯主編，設備起重吊裝工程便攜手冊（第2版）.北京：機械工業(yè)出版社，2005，2
[10] 黃大巍，李風，毛文杰等主編，現(xiàn)代起重運輸機械.北京：化學工業(yè)出版社，2006，3
[11] 北京科技大學，東北大學主編，工程力學（靜力學）.北京：高等教育出版社，1997
[12] 北京科技大學，東北大學主編，工程力學（材料力學）.北京：高等教育出版社，1997
[13] 余雷聲主編，電氣控制與PLC應用.北京：機械工業(yè)出版社，1998，10
[14] 熊幸明主編，工廠電氣控制技術.北京：清華大學出版社，2005，10
[15] 張質文等主編，起重機設計手冊.北京：中國鐵道出版社，1997
[16] 趙秉衡主編，工廠電氣控制設備.北京：冶金工業(yè)出版社，2001，8
[17] 苑尚尊，程岷沙主編，電工與電子技術.東營：石油大學出版社，2004，6
[18] 田復興等主編，起重機械事故案例分析與預防.北京：中國水利水電出版社，2005
[19] 李錚主編，起重運輸機械.北京：冶金工業(yè)出版社，1989，10
[20] 陳敢澤主編，現(xiàn)代起重機管理與實用技術.北京：科學出版社，2000
[21] 孫桂林主編，起重與機械安全工程學.北京：北京經濟學院出版社，1991，9
致 謝
四年的讀書生活在這個季節(jié)即將劃上一個句號，而于我的人生卻只是一個逗號，我將面對又一次征程的開始。四年的求學生涯在師長、親友的大力支持下，走得辛苦卻也收獲滿囊，在論文即將付梓之際，思緒萬千，心情久久不能平靜。本論文是在翁偉老師的悉心指導和熱情關懷下完成的。從選題、撰寫到定稿，翁老師給予了我很多及時且建設性的指導意見，我在論文中的每一點進步，無不凝聚著恩師的心血。值此論文完成之際，謹向翁老師致以深深的感謝和崇高的敬意。
附錄
附錄1：卷筒零件CAD圖（A3×1）
附錄2：小車架結構CAD圖（A0×1）
附錄3：小車裝配CAD圖（A0×1）
附錄4：橋式起重機裝配CAD圖（A0×1）
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