《畢業(yè)設計（論文）10t橋式起重機小車運行機構設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《畢業(yè)設計（論文）10t橋式起重機小車運行機構設計（49頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、摘 要 橋式起重機運行小車中最主要的結構有：電動機，減速器，聯(lián)軸器，等等。 橋式起重機的小車設有起升機構和小車運行機構，為使小車輪壓呈均勻分布， 應對小車的機構布置進行優(yōu)化設計，以知小車軌跡和軸矩為例，以車輪輪壓均勻分配為目標函數(shù)，按單鉤起重小車的條件提出約束條件，對優(yōu)化設計的結果進行分析如下： 首先，電動機—起重機械的驅動電動機要根據所需功率、最大轉矩、接電持續(xù)率、起動等級、控制類型、速度變化范圍、供點方式、保護等級、環(huán)境溫度與使用地區(qū)海拔高度等因素進行選擇。 其次，減速器—起重機械設計時，

2、根據理論指導和工作經驗，對機構形式、中心距、公稱傳動比及齒輪參數(shù)的選擇應遵守原則和注意事項。 再次，聯(lián)軸器—起升機構裝有聯(lián)軸器，其電動機工況驅動力矩，起升過程，減速傳動裝置的載荷等，與電動機通過減速器直接驅動的起重運行機構有差別，本文根據在MH葫蘆橋式起重機系列設計中的應用的經驗，提出了把聯(lián)軸器傳動與起重機機構設計相結合的設計計算方法，其設計計算結果在該系列試驗中得到證實。 關鍵詞：起重小車，電動機選擇，減速器，聯(lián)軸器 Abstract The most of structure of conuey uehicle,which of the crane

3、of bridge is this :genertor、cushion、coupting. Trolley of overhead traveling crane comprises lifting and traversing mechanisms .Optimization method is applied to the layout design of mechanisms on trolley in order to maintain an even distribution of optimization design on an example a trolley with g

4、iven wheel base and track gauge ,using even distribution of wheel loads as an objective funtion and condition of a signle hook lifting trolley as restrictive condition The driving motor an electric cane has to be selected according to the required power、maximum torque 、dutyfator 、startup frequency

5、、type of control 、range of speed rariation 、method of power supply 、class of protection 、ambient temperature and elevation oversee level at the vacation of use . Based on theoretical and practical experience ，this paper presents the principles and attentions for selecting and designing of the struc

6、ture ,center distance ,nominal transmission ratio and gear parameters when designing the reducers for cranes . Crane traveling mechanism equipped with hydraulic coupling is quite different from ordinary one so far as the working condition of motor .Driving moment,starting process load applied to r

7、educer etc ,Based upon the experience of application to the series of MH type gantry crane with electric hoist as lifting mechanism ,this paper gives calculation method ,which combines the design of hydraulic transmission with the design of crane traveling mechanism .The calculation result is succes

8、sfully proved by the test of proto types . Key words ：Trolley of overhead traveling crane，Selection of electric motor for lifting machinery， Redueer， Design，Principle，Hydraulic coupling 目錄 1 緒論…………………………………………………………………………………1 2 起升系統(tǒng)計算………………………………………………………………………3 2.1確定起升機構的傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組

9、……………………………3 2.1.1起升機構計算………………………………………………………3 2.2選擇鋼絲繩……………………………………………………………………3 2.3確定滑輪主要尺寸…………………………………………………………4 2.4確定卷筒尺寸并驗算…………………………………………………………4 2.5選擇電動機…………………………………………………………………7 2.6驗算電動機發(fā)熱條件…………………………………………………………9 2.7選擇減速器……………………………………………………………………10 2.8驗算起升速度和實際所

10、需功率………………………………………………10 2.9校核減速器輸出軸強度………………………………………………………11 2.10選擇制動器…………………………………………………………………11 2.11選擇聯(lián)軸器…………………………………………………………………12 2.12驗算起動時間 ………………………………………………………………13 2.13驗算制動時間………………………………………………………………13 2.14電動機發(fā)熱驗算…………………………………………………………14 2.15電動機過載驗算……………………………………………………………1

11、5 2.16高速浮動軸計算……………………………………………………………16 3運行系統(tǒng)計算………………………………………………………………18 3.1確定機構傳動方案………………………………………………………18 3.2選擇車輪與軌道并驗算其強度………………………………………………18 3.3運行阻力計算………………………………………………………………19 3.4選電動機……………………………………………………………………20 3.5驗算電動機發(fā)熱條件…………………………………………………………20 3.6選擇減速器…………………………………………

12、………………………20 3.7驗算運行速度和實際所需功率………………………………………………21 3.8驗算起動時間…………………………………………………………………21 3.9按啟動工況校核減速器功率………………………………………………22 3.10驗算不打滑的條件…………………………………………………………22 3.11選擇制動器…………………………………………………………………23 3.12選擇高速軸聯(lián)軸器及制動輪………………………………………………23 3.13選擇低速軸聯(lián)軸器…………………………………………………………24

13、3.14驗算低速浮動軸強度………………………………………………………24 專題 …………………………………………………………………………………26 結論 …………………………………………………………………………………30 致謝 …………………………………………………………………………………31 參考文獻 ……………………………………………………………………………32 附錄 …………………………………………………………………………………33 1.緒 論 起重運輸機械主要用于裝卸和搬運物料。它不僅廣泛應用于工廠、礦山、 港口、車站、建筑工地、電站等生產領域，而且也應用到人們的生活領

14、域。使用起重運輸機械，能減輕工人勞動強度，降低裝卸費用，減少貨物的破損，提高勞動生產率，甚至完成人們無法直接完成的某些工作。起重機械和運輸機械發(fā)展到現(xiàn)在，已成為合理組織大批量生產和流水作業(yè)生產的基礎。據統(tǒng)計，在我國冶金、煤炭部門的機械設備總臺數(shù)或總重量中，起重運輸機械占25～659f。 我們的祖先在古代，雖然也創(chuàng)造了不少結構簡敢適應當時生產需要的起重運輸機械設備，但真正形成現(xiàn)代的起重運輸機械制造工業(yè)，還是在中華人民共和國成立以后。就其發(fā)展，主要有以下幾個階段： 1949年到1957年，是我國起重運輸機械制造的創(chuàng)業(yè)階段。當時由于缺少設計能力，大部分產品是按國外圖紙仿造的。

15、 1958年到1965年，各企業(yè)逐漸由仿造走上了自行設計的道路。先后進行了通用橋式起重機、帶式輸送機、斗式提升機等八種產品系列設計，同時，還逐漸開展了以改進產品結構、性能、提高產品質量和開發(fā)新產品為目標的科研工作。 1966年到1978年，起重運輸機械行業(yè)的生產雖然歷經艱難曲折，侶在技術上仍有發(fā)展。主要表現(xiàn)在；對一些量大面寬的產品進行了系列設計或系列更新設計，如CD、MD和CD、MD，型電動葫蘆， LD型電動單梁橋式起重機， LH型電動葫蘆雙梁橋式起重機，TD75型帶式輸送機，DX型鋼絲繩芯帶式輸送機， HS型手拉葫蘆等； 發(fā)展和制造了一批國家急需的新產

16、品，如450t橋式和門式起重機以及2300t雙小車橋式起重機。 1979年以后，由于實行改革開放政策，我國起重運輸機械行業(yè)的技術水平有了很大提高。主要是增強了成套設備的供應能力，如國內研制的首都機場行季包裝卸袖送系統(tǒng)和旅客登機橋全套設備，與國外合作生產的年產量2000～3000萬t的秦皇島煤炭出口碼頭成套裝卸設備，寶鋼扎40mm無縫鋼管廠、1900mm板坯連軋廠、2030mm冷連軋廠與2050mm熱連軋廠等冶金專用成套起重設備；引進了一批起重運輸機械產品和通用零部件的設計制造技術，如電動萌蘆、帶式輸送機、液壓推桿、液力偶合器、起重電磁鐵等；研制了一批新產品；產品的制造工藝水平普遍有了

17、提高。 總的來說，我國起重運輸機械行業(yè)經過了四十多年的發(fā)展，目前已經具有一定的生產和研制能力，一部分產品已達國際水平。但就整個起重運輸機械行業(yè)而言，有很大一部分產品的性能和質量還有待提高，提供現(xiàn)代化成套設備的能力還不能滿足社會發(fā)展需要。 我國起重運輸機械行業(yè)今后幾年內的發(fā)展趨勢，主要是： 1)對近幾年來與外國合作生產的成套設備實行國產化； 2)開發(fā)—批國家重點項目和國民經濟各部門急需的品種： 3)對量大面寬的起重運輸機械產品和零部件進行系列更新； 4)采用先進的設計方法和手段，加強對物流(物質資料由供應者向需要者移動)系統(tǒng)的研究；

18、 5)推廣產品制造的先進工藝。 2.起升系統(tǒng)計算 2.1.確定起升機構的傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組 2.1.1 起升機構計算 按照布置宜緊湊的原則，決定采用以下方案，如圖1-1所示，采用雙聯(lián)滑輪組，按Q=10t，查文獻[1，21]表(I2-2)，取滑輪組倍率a=3，據文獻[1，20]式(2-7)知：承載繩索分支數(shù)Z=2a=6 查文獻[2，243]表(15-15)，根據Q=10t，取吊鉤組為短鉤型，重量G0=219 公斤。 圖1-1 起升機構設計簡圖 2.2.選擇鋼絲繩 據文獻[1，22]式(2

19、-12)： (2-1) 式中：—滑輪組效率，據文獻[1，21]表(2-3)，若滑輪組采用滾動軸承，滑輪組采用滾動軸承，滑輪組倍率a=3，得h=0.985。 PQ—起升載荷，指起升質量的重力。 得： ； (2-2) 據文獻[1，26]式(2-14) (2-3) n—鋼絲繩安全系數(shù)，據[1]表(2-5)，據工作級別M5知n=5.5 K—鋼絲繩捻制折減系數(shù)，據[1，27]表(2-4)，

20、纖維繩芯，K=0.85 得： 據文獻[1，24]知：瓦標吞式斷面充填嚴密，承載能力大，撓性好，是起重機常用的鋼絲繩類型，選瓦林吞式，據文獻[2，195]表(12-10)，據公斤，選鋼絲繩直徑d=14mm，鋼絲繩公稱抗拉強度為108公斤/mm2,繩6W(19)股(1+6+6/6)，繩纖維芯，鋼絲繩最小破斷拉力為Sb=108kN公斤，鋼絲繩標注如下： 14NAT619W+F C1700 ZS 108 GB 8918-88 2.3.確定滑輪主要尺寸 據文獻[1，16]式（12-1） 得： 工作滑輪槽底的直徑D≥(e-1)d e—

21、與機構工作級別和鋼絲繩結構有關的系數(shù)，據文獻[1，17]表(2-1)，據工作級別為M0，取h2=25； 得： (e-1)d=(25-1)14=336mm 據文獻[2，207]表(13-2)，據D≥336mm，取D=355mm， 據文獻[2，206]式（13-2） 平衡滑輪： D平=(0.6～0.8)D=0.7355=249mm 2.4.確定卷筒尺寸并驗算 據文獻[1，31]知，卷筒的槽底直徑D≥(e-1)d e—與機構工作級別和鋼絲繩結構有關的系數(shù)，據文獻[1，17]表(2-1)，據工作級別為M5，取h1=25 得：

22、 (e-1)d=(25-1)14=336mm 據文獻[2，213]表(14-2)，根據Q=10t,D≥336mm，取D=400mm， 據文獻[1，33]式（2-20） 卷筒長度： (2-4) H—起升高度，15m=15103mm a—滑輪組倍率 a=3 Z0—附加圈數(shù)，一般取Z0=1.5～3，此取Z0=2 t—繩圈節(jié)距(mm)，光面卷筒t=d，據文獻［2，223］表(14-5)，據d=14mm，得: t=16mm。 L1—雙聯(lián)卷筒中間不切槽部分的長度，據文獻［2，213］表(14-2)，據起重量Q=10t， 得:

23、 L1=A=185mm D0—卷筒直徑，卷筒直徑加上鋼絲繩直徑，D0=D+d=400+14=414mm。 得： 取L=1500mm； 卷筒壁厚: 據文獻［1，34］知： 鋼卷筒 δ=0.02D+（6~10）=0.02400+（6～10）=14～18mm 取δ=15mm 卷筒墻壁壓應力驗算 據文獻［1，34］式(2-22) (Mpa) (2-5) 式中： Smax —鋼絲繩最大靜拉力 Smax=17290N； δ—卷

24、筒壁厚 δ=15mm=1510-3m； t—卷筒繩槽節(jié)距 t=16mm=1610-3m； 得 ————許用壓應力 (Mpa) 鋼卷筒 得： 故抗壓強度足夠； 3D=3400=1200mm L=1500mm L>3D 據文獻［1，35］知，當驗算由彎曲和扭轉產生的復合應力，卷筒受力如圖 圖1-2.1 卷筒受力簡圖 卷筒的最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中間時

25、 (2-6) 式中： MF—卷筒受到的最大彎矩(N.m) ω—卷筒抗彎截面系數(shù) D—卷筒槽底直徑D=400mm D1—卷筒內徑，查文獻［2，213］表(14-2) 根據Q=100t 知D1=370mm (2-7) ［］許用應力，對于鋼卷筒 綜上所知：卷筒合適，驗算通過 2.5.選擇電動機 據文獻［1，103］式（6-1） (2-8) 式中： PQ—起升載荷，是抬起升重物的重力 PQ=Q+G0=(10000+219)9

26、.8=10.0146104(N) (2-9) Vn—起升速度 Vn=7.5m/min —起升機構的總效率，（包括減速器、卷筒和滑輪組的效率）采用齒輪減速器，一般取=0.90 得: (2-10) 橋式起重機的使用工況較接近S3、S4、S5，根據Nj和JC=25%，查文獻［1，225］表4，初選電動機為三相異步電動機，型號為JZR2-42-8，JC=25%，CZ=5J 允許輸出功率N=16KW 據文獻［2，711］查表(33-1)，據N=16KW，選電動機型號為82號，轉速nd=715r/min，據文獻［2，92］式(8

27、-21) 電動機額定輸出功率Ne Ne≥K電Nj(KW) (2-11) 式中： K電—載荷系數(shù)，據文獻［2］P93，表(8-10)，根據電動機型號為JZR，起重機工作特性為中級起重機，取K電=0.8-0.9，K電=0.8 得： Ne≥K電Nj ≥0.80.8714.73 ≥9.6KW 取: Ne=9.6KW 據文獻［1，248］附表3，據功率N=14.3KW，N>11

28、KW，取力矩過載系數(shù)λ=2.8。據文獻［1，249］附表4，電動機型號為YZR315M-8知飛輪矩 ［GD2］=1.46 (kgm2) 據文獻［1，104］式(6-3)和式(6-4)， 得： (2-12) 式中： —電動機的轉速（r/min） —卷筒的轉速 —卷筒的卷繞直徑 =414mm=4.14mm 2.6.驗算電動機發(fā)熱條件 據文獻［1，104］式(6-3)和式(6-4)， 得：

29、 (2-13) 式中： —電動機的轉速（r/min） —卷筒的轉速 —卷筒的卷繞直徑 =624mm=6.24mm 疲勞基本載荷： 式中： —載荷系數(shù)，=1/2(1+) —載荷系數(shù)，一般在1-2內； 據文獻［1，13] 式(1-11) =1+0.70Vn=1+0.7(10/60)=1.1167 (2-14) =1/2(1+)=1/2(1+1.1167)=1.05833； (2-15) Me—電動機額定力矩 相對于M4工作級別的功率：

30、折算成M6時的功率： Nm6= M41.124-6 =99.0571.124-6 =78.967(Kw) 2.7.選擇減速器 卷筒的轉速 n= 減速器的總傳動比 據文獻［2，349］表(21-6)，據nd=715r/min i=41.3, Nm6=11.78 KW,初選減速器為ZQ—500—II—3CA ， 得：高速軸許用功率為12KW，公稱傳動比i=40.17 2.8.驗算起升速度和實際所需要功率 實際起升速度 (2-16) 起升速度誤差： (2-17) 速度誤差

31、一般不超過4% 因為 ε=2.8% 所以在范圍之內 所以減速器速度誤差驗算通過 由文獻［2，347］表(21-5)，知減速器高速軸輸出端直徑d=50mm L=85mm 2.9.校核減速器輸出軸強度 據文獻［2，100］式（8-35） 最大徑向力： (2-18) 式中:G筒—卷筒重量，文獻［3，236］表14，估計為G＝4.56KN ［R］—減速器輸出軸容評最大徑向載荷，根據文獻［2，353］據減速器型號為ZQ—500—II—3CA，nd=715r/min 取 [R]=20500公斤=20500N 所以：P

32、max=19570N<[R]=20500N 由文獻［2，100］式8-36： 最大力矩： =(0.7～0.8) (2-19) —電動機最大力矩倍數(shù)，==2.8 —據文獻［2，94］，電動機額定力矩 —減速器傳動效率，文獻［2，92］表(8-9)，對圓柱齒輪減速器傳動 =0.95 Mmax=0.72.821840.170.95=18635(N.m) [M]—減速器輸出軸允許最大扭矩，據文獻［2］P349，據減速器型號為ZQ—500—I

33、I—3CA， N=715r/min.得：［M］=26500公斤.米=26500N.m 綜上所述，所選減速器能滿足工求。 2.10.選擇制動器 據文獻［1，106］式（6-9） (2-20) 式中:i—制動器傳動比 —起升機構的總效率，，為減速器的效率 得： (2-21) 由文獻［1，109］式（6-29） Kz—動安全系數(shù)，一般取Kz=1.75， Mez—選制動器能額定制動力矩（N.m） 由文獻［2，300］表(18-9)，據，初選制動器型號為YWZ—40

34、0/45,其，制動輪直徑D=315mm，重量G=23.6公斤， 2.11.選擇聯(lián)軸器 聯(lián)軸器由文獻［1，110] 式(6-31)， 式(6-32) (2-22) n—聯(lián)軸器安全系數(shù)，對起升機構，n=1.5 —剛性動載系數(shù)，=12～2.0，取=1.5 —相應于jc值的電動機額定力矩換算到該聯(lián)軸器上的力矩 由文獻［2，281］表（17－5）， 由 由，選聯(lián)軸器型號為CL3，帶制動輪D=300mm的齒輪聯(lián)軸器，連接減速器與浮動軸允許的最大扭矩為315公斤.米=0.42公斤.米2，選一個半齒輪聯(lián)軸器聯(lián)接電動

35、機與浮動軸，由文獻［2,282］表（17－6），選聯(lián)軸器型號為CLZ3，允許的最大扭矩為315公斤.米，JL2=0.1085kg.㎡ ,浮動軸直徑為d=45mm,L=85mm。 2.12.驗算起動時間 由文獻［1，108］式(6－20) (2-23) C—由文獻［1，107］可知：C=0.105 ［J］—滿載起升時換算到電動機軸上的總轉動慣量， +(1.1～1.2)J1 J1—高速軸上各旋轉零件轉動慣量的總和J1=Jd+JL Jd—電動機轉子的轉動慣量，由［1，108］ 知：

36、 Jd= (2-24) J1—Jd+JL=8.5+0.45+0.1085=9.055(kg,㎡) (2-25) Mq—電動機的平均起動力矩由［1，106］表（6—3）知三相交流繞線型 Mq=1.8Me Me—電動機的平均起動力矩，由文獻[2]P24 得： 由文獻［1，106］式（6—9） 2.13.驗算制動時間 根據文獻[1，106] 式（6-9） (2-26) 根據文獻[1，108]

37、 式（6-22） []= (2-27) 式中： []—平均速度； 根據文獻[1]表6-4又起重機的用途及種類一般加工車間，選平均加速度為0.2m/ (2-28) 由文獻［2，229］式（8—32），知： (2-29) —起升載荷，Q=10000+219=10219公斤 V—計算及其他傳動件飛輪矩影響的系數(shù)換算到電動機上可取K=1.15 Mz—制動器動力矩，由以前計算 知：

38、 Mz=206.5Nm 2.14.電動機發(fā)熱驗算 Mjz=(10000+219)0.414(2340.17)=149KN.m 由文獻[1，109] 式(6-30)知： (2-30) 由以前可知： 綜上所述，制動器所選合適 由文獻[1，105]式(6-5)： (2-31) G—穩(wěn)態(tài)，負載平均系數(shù)，據文獻［1，103］表(6-1)，由用途及起重機形式中知G=G2，又由文獻［1，103］表(6-2) 知:G2=0.403， 即:G

39、=0.403 Z—電動機系數(shù) Z=1 因允許輸出功率 因 ∴驗算通過 電動機發(fā)熱利用率 2.15.電動機過載驗算 由文獻［1，105］式(6-6) (2-32) H—系數(shù)，繞線型異步電動機取H=2.1 λ—基準工作制時，電動機力矩允許過載語數(shù)的課證值， 由以前計算可 知：λ=2.8 Ne—基準工作制時， 計算中知: ∵Ne>Ne ∴過載驗算通過 綜上可知，電動機驗算通過 2.16.高速浮動軸計算 1)疲勞驗算 由前面電動機計算中知疲勞基本載荷為： Mm

40、ax=227.8N.m d=45mm 由文獻［2，79］ 知: 扭轉應力： 軸材料用45號鋼，b=600Mpa s=300Mpa 彎曲應力： -1=0.27(b+s)=243Mpa 扭轉應力： 軸受脈動值環(huán)的許用扭轉應力： 式中： Kx—與零件幾何形狀有關，Kx=1.75 Km—與零件表面加工光潔度有關，Km=2.5 —考慮材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，取y=0.2 n1—安全系數(shù)，n1=1.25 ； 2)強度計算，軸所受最大轉矩 最大扭轉應為 許用扭轉

41、應為 ∵ ∴強度計算通過 浮動軸的構造如圖（1-16.1）中間軸徑: d1=d+(5～10)=45+(5～10)=50～55mm，取d1=55mm。 高速浮動軸構造圖 3.運行系統(tǒng)計算 3.1.確定機構傳動方案 小車運行機構計算經比較后，確定采用如圖2-1所示的傳動方案。 3.2.選擇車輪與軌道并驗算其強度 車輪最大輪壓：小車質量后計取G= 4000kg 輪壓均布： Pmax=1/4(Q+G)=1/4(10000+4000)=3500kg=35000N 車輪最小輪壓： Pmin=1/4G=1/44000=10000N 由文獻［3，2

42、39］附表17知： 運行速度40.8m/min<60m/min,Q/G=50000/10000=5>1.6 工作級別為中級時，車輪直徑取D=350mm，軌道型號為18kg/m，(P18)的許用輪壓為3.49t≈Pmax=3.5t 根據GB4628-84規(guī)定，由小車直徑系列值初選車輪直徑DC=315mm 強度驗算：按車輪與軌道為線接觸及點接觸兩種情況，驗算車輪接觸強度，車輪疲勞計算載荷 車輪材料，由文獻［1，64］表(4-4)，取C1=0.96取: ZG340-60，S=340Mpa,b=640Mpa. 由文獻［1，64］式(4-12) ：線接觸疲勞強度計算：

43、(N) (3-1) C1—轉速系數(shù) C2—運行機構工作級別系數(shù)，由[1]表5-4，由M5取C2=1 K1—與車輪材料有關的許用線接觸應力常數(shù)，由b=640Mpa，由文獻［1，64］表4-6取K1=6.0 L—車輪與軌道有效接觸長度 由文獻［3，246］附表(2-2)，軌道P43，取L=b=46mm = 因 為 PC< 所以，線接觸時疲勞強度合適。 點接觸疲勞強度計算： 由文獻［1，65］式(4-13)： 式中： （N） (3-2) K2—

44、與車輪有關的點接觸應力常數(shù)，由文獻［1，64］表(4-6)，取K2=0.181 r—曲率半徑，車輪半徑r1=D/2=157.5mm，由文獻［2，246］附表22，則軌道P43知 r2=A=90mm，取R=157.5mm。 m—由軌道頂向曲率半徑與車輪半徑之比（r/R）所確定的系數(shù)r/R=140/250=0.56,由文獻［1，65］表（4-7），取m=0.4， 因為 >PC 所以點接觸強度驗算通過 綜上所知，車輪與軌道合適。 3.3.運行阻力計算 (3-3) D—由文獻［3，242］附錄19知小車車輪組主

45、動車輪組中Φ315知軸承型號為7518，由文獻［4，209］得內徑d=90mm，外徑D=157.5mm，平均值 K—滾動磨擦系數(shù)，由表7-1~7-3，知k=0.0005mm u—車輪軸承的摩擦系數(shù)，u=0.02 β—附加摩擦阻力系數(shù)，由文獻［1，114］知β=2.0. Mm=(1000+4000)(0.0005+0.020.125/2)2=490N.m 運行摩擦阻力： 當無載時： 3.4.選電動機 電動機靜功率： Pj= Pm=888.9N M—電動機個數(shù) m=1 初選電動機功率： N=KdNj=1.152.59=2.98KW Kd—電

46、動機功率增大系數(shù)，由［1］表（7-6），由運行速度為40.18m/min，滑動軸承取Kd=1.15，由附表30選電動機型號為JZR2-12-6，Ne=3.5KW, n1=910r/min,(GD2)d=0.142kgm2,電動機質量Gd=80kg 3.5.驗算電動機發(fā)熱條件 由文獻［2，95］式8-26a： —由文獻［3，96］表（8-14）知機構t起/ t2值大約為0.3-0.4，據文獻［3，97］式（8-36），求出V25=0.88，N25=0.751.122.59=2.18KW N25=2.18KW

47、速: 機構傳動比： 由文獻［3，275］附表40選用ZSC-400-I-2減速器，I=22.4，［N］中級=2.8KW，輸入軸轉速為1000r/min,Nx<［N］中級。 3.7.驗算運行速度和實際所需功率 運行速度誤差： 合適。 實際所需電動機等效功率 3.8.驗算起動時間 起動時間： (3-4) m—電動機個數(shù)，m=1 滿載運行時折算到電動機上的運行靜阻力矩， 空載運行時折算到電動機上的運行靜阻力矩 初步估算制動輪和聯(lián)軸器的飛輪矩為：(GD2) +(GD2)Z=0.26kgm2 機構總

48、飛輪矩： C(GD2)L=1.45(0.142+0.26)=0.466 kgm2 滿載啟動時間： 空載啟動時間： 由[1]表7-6查得，當Vc=45m/min=0.75m/s時，[tp]推薦值為5.5S，tp(Q=Q)<[tp],故所選電動機能滿足快速啟動要求 3.9.按啟動工況校核減速器功率 起動狀況減速器的功率： 式中： 為計算載荷 m’—運行機構中，同一級傳動的減速器個數(shù)m’=1 所以減速器 ［N］中=2.8KW〈N 所以減速器過載能力較強合適。 3.10.驗算不打滑的條件 因室內使用，故不計風阻力及坡度阻力矩，只驗算

49、空載及滿載運動時兩種工況，空載起時主動車輪與軌道接觸處的圓周切向力： 式中：P1—所有主動車輪輪壓之和 P2—所有從動車輪輪壓之和 k、u、d、β—同運行阻力計算中取值一樣 車輪與軌道的摩擦力： F(Q=0) =P1f =20000.2=4000N

50、，所需制動力矩 m—電動機個數(shù)，m=1 C，［GD2］.k.u.d.β——同前面計算中的取值， 由文獻［3，237］附表15，選用YWZS200/23，考慮到所取制動時間與其制動時間4.89s，相差不大，故略去制動不打滑條件的驗算。 3.12.選擇高速軸聯(lián)軸器及制動輪 高速軸聯(lián)器計算轉矩： 式中:n—聯(lián)軸器安全系數(shù)，n=1.35 剛性動載系數(shù)，由文獻［1，110］可知： 由文獻［3，261］附表31查電動機JZR2—12－6，兩端伸出端軸為圓柱形， d=35㎜, L=80㎜, 由文獻［3，272］附表37，減速器ZSC—400查出高速軸 d=30

51、㎜, L=55㎜, 由文獻［3，276］附表41，送出GICL鼓型齒式聯(lián)軸器，主動端d1=30㎜, L=55㎜，公稱轉矩，Tn=630N.m>Mc=56.1N.m，飛輪矩， (GD2)2=0.09kg.㎡, 質量GL=5.9Kg 高速軸端制動輪：根據制動器為YWEs200/23 由文獻［3，238］附表16 選制功能直徑Dz=200㎜ ，圓柱形軸孔d=35㎜, L=80㎜，飛輪矩(GD2) =0.2kg, 質量GD=10 kg 以一聯(lián)軸器為制動輪飛輪矩之和： (GD2)2+(GD2)z=0.209 kg.㎡ 與原估計0.26kg.㎡基本相等，故以上計算不需修改 3.13.選擇低速軸

52、聯(lián)軸器 低速軸聯(lián)軸器計算轉矩：可由前節(jié)的計算轉矩Me，求出: 由文獻[3，242]附表42，選用兩個GICLZ5鼓形齒輪聯(lián)軸器，主動端 d1=60㎜, L=85㎜，從動端d1=65㎜, L=85㎜ 由前節(jié)已選定車輪直徑Dc=315㎜ ，由文獻［3，242］附表19，ф350車輪組，取車輪安裝聯(lián)軸器處直徑d=65㎜, L=85㎜，同樣選兩個GICLZ5鼓形出輪聯(lián)軸器，主動端：d1=60㎜, L=85㎜，從主動端：d2=65㎜, L=85㎜ 3.14.驗算低速浮動軸強度 (1)疲勞驗算：由文獻［2］運行機構疲勞計算其中載荷： 式中： —電動機的轉速（r/min）

53、 由前節(jié)已選定浮動軸直徑d=60㎜,其扭轉應力， 式中：，i，— 同前取值一樣 浮動軸的載荷變化時稱循環(huán)，材料仍選用45鋼，由起升機構高速浮動軸計算：得： 式中: 與起升機構取值相同。 ，通過 (2)驗算強度：由文獻［2］運行機構工作最大載荷 式中: —與 彈性振動力矩勁大系數(shù)，對突然起動機構：=1.5～1.7，取=1.6，—同前 最大扭轉應力： 許用扭轉應力： 式中：同前面計算中取值一樣浮動軸直徑： d1=d+(5～10)=60+(5～10)=65～70 取d=70㎜

54、 4.專題—電動機選擇與探討 電動機是把電能轉換成機械能的設備。在機械、冶金、石油、煤炭、化學、航空、交通、農業(yè)以及其他各種工業(yè)中，電動機被廣泛地應用著。隨著工業(yè)自動化程度不斷提高，需要采用各種各樣的控制電機作為自動化系統(tǒng)的元件，人造衛(wèi)星的自動控制系統(tǒng)中，電機也是不可缺少的。此外在國防、文教、醫(yī)療及日常生活中(現(xiàn)代化的家電工業(yè)中)電動機也愈來愈廣泛地應用起來。 電動機也稱為“馬達”，利用電動機可以把發(fā)電機所產生的大量電能，應用構造和發(fā)電機基本上一樣，原理卻正好相反，電動機是通電于轉子線圈以引起運動，而發(fā)電機則是借轉子在磁場中之運動產生電流。為了獲得強大的磁場起見，不論

55、電動機還是發(fā)電機，都以使用電磁鐵為宜。 1.電動機因輸入的電流不同，可分為直流電動機與交流電動機： (1)直流電動機—用直流電流來轉動的電動機叫直流電動機。因磁場電路與電樞電路連結之方式不同，又可分為串激電動機、分激電動機、復激電動機； (2)交流電動機—用交流電流來轉動的電動機叫交流電動機。種類較多，主要有： ①整流電動機—使串激直流發(fā)電機，作交流電動機用，即成此種電動機，因交流電在磁場與電樞電路中，同時轉向，故力偶矩之方向恒保持不變，該機乃轉動不停。此種電動機因兼可使用交、直流，故又稱“通用電動機”。吸塵器、縫紉機及其他家用電器等多用此種電動機。 ②同步電

56、動機—電樞自一極轉至次一極，恰與通入電流之轉向同周期的電動機。此種電動機不能自己開動，必須用另一電動機或特殊輔助繞線使到達適當?shù)念l率后，始可接通交流電。倘若負載改變而使轉速改變時，轉速即與交流電頻率不合，足使其步調紊亂，趨于停止或引起損壞。因限制多，故應用不廣。 ③感應電動機——置轉子于轉動磁場中，因渦電流的作用，使轉子轉動的裝置。轉動磁場并不是用機械方法造成的，而是以交流電通于數(shù)對電磁鐵中，使其磁極性質循環(huán)改變，可看作為轉動磁場。通常多采用三相感應電動機（具有三對磁極）。直流電動機的運動恰與直流發(fā)電機相反，在發(fā)電機里，感生電流是由感生電動勢形成的，所以它們是同方向的。在電動機里電流是由外電

57、源供給的感生電動勢的方向和電樞電流I方向相反。交流電動機中的感應電動機，其強大的感應電流（渦流）產生于轉動磁場中，轉子上的銅棒對磁力線的連續(xù)切割，依楞次定律，此感應電流有反抗磁場與轉子發(fā)生相對運動的效應，故轉子乃隨磁場而轉動。不過此轉子轉動速度沒有磁場變換之速度高，否則磁力線將不能為銅棒所切割。 2.一般電動機主要由兩部分組成：固定部分稱為定子，旋轉部分稱為轉子。另外還有端蓋、風扇、罩殼、機座、接線盒等。 定子的作用是用來產生磁場和作電動機的機械支撐。電動機的定子由定子鐵心、定子繞組和機座三部分組成。定子繞組鑲嵌在定子鐵心中，通過電流時產生感應電動勢，實現(xiàn)電能量轉換。機座的作用主要是固

58、定和支撐定子鐵心。電動機運行時，因內部損耗而發(fā)生的熱量通過鐵心傳給機座，再由機座表面散發(fā)到周圍空氣中。為了增加散熱面積，一般電動機在機座外表面設計為散熱片狀。 電動機的轉子由轉子鐵心、轉子繞組和轉軸組成。轉子鐵心也是作為電動機磁路的一部分。轉子繞組的作用是感應電動勢，通過電流而產生電磁轉矩。轉軸是支撐轉子的重量，傳遞轉矩，輸出機械功率的主要部件。 直流電機是通電導體在磁場中受力的原理旋轉的.直流電機的旋轉是磁場不動.導體運動。 3.三相異步電動機的旋轉原理 : 當向三項定子繞組中通過入對稱的三項交流電時，就產生了一個以同步轉速n1沿定子和轉子內圓空間作順時針方向旋轉的旋轉磁場。由于

59、旋轉磁場以n1轉速旋轉，轉子導體開始時是靜止的，故轉子導體將切割定子旋轉磁場而產生感應電動勢（感應電動勢的方向用右手定則判定）。由于導子導體兩端被短路環(huán)短接，在感應電動勢的作用下，轉子導體中將產生與感應電動勢方向基本一致的感生電流。轉子的載流導體在定子磁場中受到電磁力的作用（力的方向用左手定則判定）。電磁力對轉子軸產生電磁轉矩，驅動轉子 沿著旋轉磁場方向旋轉。 通過上述分析可以總結出電動機工作原理為：當電動機的三項定子繞組（各相差120度電角度），通入三項交流電后，將產生一個旋轉磁場，該旋轉磁場切割轉子繞組，從而在轉子繞組中產生感應電流（轉子繞組是閉合通路），載流的轉子導體在定子旋轉磁場作用

60、下將產生電磁力，從而在電機轉軸上形成電磁轉矩，驅動電動機旋轉，并且電機旋轉方向與旋轉磁場方向相同。 4.單相交流電動機的旋轉原理 :單相交流電動機只有一個繞組，轉子是鼠籠式的。 單相電不能產生旋轉磁場.要使單相電動機能自動旋轉起來，我們可在定子中加上一個起動繞組，起動繞組與主繞組在空間上相差90度，起動繞組要串接一個合適的電容，使得與主繞組的電流在相位上近似相差90度，即所謂的分相原理。這樣兩個在時間上相差90度的電流通入兩個在空間上相差90度的繞組，將會在空間上產生（兩相）旋轉磁場，在這個旋轉磁場作用下，轉子就能自動 5.同步電動機是屬于交流電機，定子繞組與異步電動機相同。它的轉子旋

61、轉速度與定子繞組所產生的旋轉磁場的速度是一樣的，所以稱為同步電動機。正由于這樣，同步電動機的電流在相位上是超前于電壓的，即同步電動機是一個容性負載。為此，在很多時候，同步電動機是用以改進供電系統(tǒng)的功率因素的。 同步電動機在結構上大致有兩種： (1)轉子用直流電進行勵磁。這種電動機的轉子轉子做成顯極式的，安裝在磁極鐵芯上面的磁場線圈是相互串聯(lián)的，接成具有交替相反的極性，并有兩根引線連接到裝在軸上的兩只滑環(huán)上面。磁場線圈是由一只小型直流發(fā)電機或蓄電池來激勵，在大多數(shù)同步電動機中，直流發(fā)電機是裝在電動機軸上的，用以供應轉子磁極線圈的勵磁電流。 由于這種同步電動機不能自動啟動，所以在轉子

62、上還裝有鼠籠式繞組而作為電動機啟動之用。鼠籠繞組放在轉子的周圍，結構與異步電動機相似。 當在定子繞組通上三相交流電源時，電動機內就產生了一個旋轉磁場，鼠籠繞組切割磁力線而產生感應電流，從而使電動機旋轉起來。電動機旋轉之后，其速度慢慢增高到稍低于旋轉磁場的轉速，此時轉子磁場線圈經由直流電來激勵，使轉子上面形成一定的磁極，這些磁極就企圖跟蹤定子上的旋轉磁極，這樣就增加電動機轉子的速率直至與旋轉磁場同步旋轉為止。 (2)轉子不需要勵磁的同步電機 轉子不勵磁的同步電動機能夠運用于單相電源上，也能運用于多相電源上。這種電動機中，有一種的定子繞組與分相電動機或多相電動機的定子相似，同時有一個

63、鼠籠轉子，而轉子的表面切成平面，。所以是屬于顯極轉子，轉子磁極是由一種磁化鋼做成的，而且能夠經常保持磁性。鼠籠繞組是用來產生啟動轉矩的，而當電動機旋轉到一定的轉速時，轉子顯極就跟住定子線圈的電流頻率而達到同步。顯極的極性是由定子感應出來的，因此它的數(shù)目應和定子上極數(shù)相等，當電動機轉到它應有的速度時，鼠籠繞組就失去了作用，維持旋轉是靠著轉子與磁極跟住定子磁極，使之同步。 綜上所訴，由于起重機的工作環(huán)境與工作條件的特殊性，為了滿足這些條件，使起重機能再工作中更好的發(fā)揮作用，在不浪費功率的同時，能以最大的效率來進行工作，同時不僅提高起重機的工作效率，更能使生產得到更高的保證，故，本設計應該選擇三相

64、異步交流電動機作為電動機。 結論 以上是本人對橋式起重機的設計及計算的全過程。在該設計中和計算過程中涉及、運用了許多基礎及專業(yè)知識，如：起重運輸機械，起重機課程設計，機械設計，機械原理，理論力學，材料力學等。并且通過文獻對起重機這部分也有了比較深的了解，擴展了我的知識面，提高了自己查閱資料，整理資料的能力。計算機繪圖和說明書使我對這些工作軟件有更加熟練的掌握、對今后的工作、學習有很大的幫助。但由于知識水平有限，在計算、設計及繪圖過程中不可避免地出現(xiàn)錯誤，請各位師長和專家們給予批評指正。

65、 致謝 通過本次的畢業(yè)設計，使握對四年所學的知識有了深刻的理解。同時，通過實習，親身體驗到理論于實際相結合的重要性。在與同學的共同討論設計過程中懂得了“團結就是力量“和“自力更生”更深層的內涵。 本設計在內容上，雖然也對主要關鍵部分作了詳細分析及計算，但某些環(huán)節(jié)如超載限制器設計方面，由于種種原因，沒有對其加深研究，并不一定適應現(xiàn)代生產的要求。但我們渴望達到一定精度。對于延長使用壽命，減少成本有一定幫助。但在某種程度上依然存在著失陷，所以要不斷的學習，研究，才能提高，突破。 該設計受到劉寶權，紀宏，寧曉霞，朱克剛等諸位師長的精心指

66、導，才使該設計得以順利完成。在此表示衷心的感謝！ 編者：李鵬 二零零八年六月六日 參考文獻 ［1］羅文新《起重運輸機械》 冶金工業(yè)出版社 1991.12 ［2］《起重機設計手冊》機械工業(yè)出版社 1977.8 ［3］《起重機課程設計》冶金工程出版社 ［4］《機械零件設計手冊》(下)(第三版)冶金工業(yè)出版社 1994.4 ［5］《機械零件設計手冊》國防工業(yè)出版社 1984.7 ［6］《機械零件設計手冊》(第二版)冶金工業(yè)出版社1981.5 附錄 Heat Transfer During the Rolling Process 1 WORKPIECE TEMPE