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1、第三章橋式起重機大車運行機構的計算 3.1原始數(shù)據(jù) 起重機 小車 大車 載重量 〔T〕 跨度 〔m) 起升高度 〔m〕 起升速度 m/min 重量 〔T〕 運行速度 m min 1 小車重量 〔T〕 運行速度 m m in 16 16.5 10 7.9 16.8 44.6 4 84.7 大車運行傳動方式為分別傳動；橋架主梁型式，桁架式。工作類型為中級 3.2確定機構的傳動方案 本次設計采用分別驅(qū)動，即兩邊車輪分別由兩套獨立的無機械聯(lián)系的驅(qū)動裝置驅(qū) 動，省去了中間傳動軸及其附件，自重輕。機構工作性能好，受機架變形影響小, 安裝和

2、維修方便?？梢允∪ラL的走臺，有利于減輕主梁自重。 圖 大車運行機構圖 1 —電動機2—制動器3—咼速浮動軸4—聯(lián)軸器5—減速器6—聯(lián)軸器7低速浮 動軸8—聯(lián)軸器9—車輪 3.3車輪與軌道的選擇 車輪的構造特點 車輪按其輪緣可分為單輪緣形、雙輪緣形和無輪緣形三種。 通常起重機大車行走車輪主要采用雙輪緣車輪。對一些在繁重條件下使用的起重 機，除采用雙輪緣車輪外，在車輪旁往往還加水平輪，這樣可防止起重機歪斜運 行時輪緣與軌道側(cè)面的接觸。這是，歪斜力由水平輪來承受，使車輪輪緣的磨損 減輕。 車輪踏面形狀主要有圓柱形、圓錐形以及鼓形三種。從動輪采用圓柱形，驅(qū)動輪 可以采用圓柱形，也

3、可以采用圓錐形，單輪緣車輪常為圓錐形。采用圓錐形踏面 車輪時須配用頭部帶曲率的鋼軌。 在工字梁翼緣傷運行的電動葫蘆其車輪主要采用鼓形踏面。 圖起重機鋼軌 圖大車行走車輪 332車輪與軌道的初選 選用四車輪，對面布置 橋架自重：G 0.45Q起 0.82L 20.73t 207.3kN 式中 Q起一一起升載荷重量，為16000 kg L——起重機的跨度，為16.5m 滿載最大輪壓: P 二G q max 4 4 式中 q——小車自重，為4t l ――小車運行極限位置距軌道中心線距離，為 1.5 m 代入數(shù)據(jù)計算得：Pmax 132.7kN 空載最大輪壓：Pn?

4、ax=—- 4 代入數(shù)據(jù)得Pmax=60kN 空載最小輪壓：Pmin G ~ 4 2 L 代入數(shù)據(jù)得Pmin =43.64 kN 載荷率：Q 丄S 0.772 ?五金件？表8-1-120，當運行速度在 G 207.3 查？機械設計手冊第五版起重運輸件 60 ~ 90 m min，Q起 G 0.772，工作類型為中級時，選取車輪直徑為600 mm時,型號為P38的軌道的許用輪壓為178kN，故可用。車輪材料為ZG310-570,320HB 車輪踏面疲勞強度的校驗 車輪踏面的疲勞計算載荷: Pc 2Pmax ^min 代入數(shù)據(jù)計算得：Pc 103kN 車

5、輪踏面的疲勞強度: k2 R2 CiC 式中 k2――與材料有關的許用點接觸應力常數(shù)，查 ？起重機械？表7-1取為 0.1 R ――曲率半徑，取車輪和軌道曲率半徑中之大值，取為 600 mm m ――由軌道頂與車輪曲率半徑之比所確定的系數(shù)， 查表7-4取為0.468 C1 ――轉(zhuǎn)速系數(shù)，查表 7-2取為0.96 C2 ――工作級別系數(shù)，查表7-3取為1.00 代入數(shù)據(jù)計算得 k2 R2 3 C1C2 m 337.16kN 103kN 故滿足要求 3.4電動機選擇 選擇電動機應綜合考慮的問題 （1） 根據(jù)機械的負載性質(zhì)和生產(chǎn)工藝對電動機的啟動

6、、制動、反轉(zhuǎn)、調(diào)速以及 工作環(huán)境等要求，選擇電動機類型及安裝方式。 （2） 根據(jù)負載轉(zhuǎn)矩、速度變化范圍和啟動頻繁程度等要求，并考慮電動機的溫 升限制、過載能力和啟動轉(zhuǎn)矩，選擇電動機功率，并確定冷卻通風方式。所選電 動機功率應大于或等于計算所需的功率， 按靠近的功率等級選擇電動機，負荷率 一般選擇0.8~0.9。過大的備用功率會使電動機的效率降低，對于感應電動機， 其功率因數(shù)將變壞，并使按電動機最大轉(zhuǎn)矩校驗強度的生產(chǎn)機械造價提高。 （3） 根據(jù)使用場所的環(huán)境條件，如溫度、濕度、灰塵、雨水、瓦斯以及腐蝕和 易燃易爆氣體等考慮必要的保護方式，選擇電動機的構造型式。 （4） 根據(jù)企業(yè)的電網(wǎng)電壓標

7、準，確定電動機的電壓等級和類型。 （5） 根據(jù)生產(chǎn)機械的最高轉(zhuǎn)速和對電力傳動調(diào)速系統(tǒng)的過渡過程性能的要求， 以及機械減速機構的復雜程度，選擇電動機額定轉(zhuǎn)速。 （6） 選擇電動機還必須符合節(jié)能要求，考慮運行可靠性、設備的供貨情況、備 品備件的通用性、安裝檢修的難易，以及產(chǎn)品價格、建立費用、運行和維修費用、 生產(chǎn)過程中前期與后期電動機功率變化關系等各種因素。 圖 三相異步電動機 342運行阻力 P& ^坡 Fk 式中 P靜——起重機大車運行靜阻力 P摩 起重機大車運

8、行摩擦阻力 P坡 起重機大車在有坡度軌道上運行時須克制由起重機 重量分力引起的阻力 樂——室外起重機大車運行時由風載荷引起的阻力 運行摩擦阻力 起重機大車滿載運行時的最大摩擦阻力: Q起 Go Q起 Go fo 式中 Go ――起重機大車自重，估計為 2500kg K ――滾動摩擦系數(shù)，查表取0.06 d——軸承內(nèi)徑，取為10cm 卩一一軸承摩擦系數(shù)，查表 9-3取為0.015 K附――附加摩擦阻力系數(shù)，查表 9-4取為1.5 D輪 車輪直徑，取為60 cm fo 摩擦阻力系數(shù) 故計算得： P摩 124.9 kg 滿載運行時最小摩擦阻力: Go 2

9、K d D輪 代入數(shù)據(jù)得：P摩滿min 83.25kg 空載運行時最小摩擦阻力: P摩空min G0 2K D輪 代入數(shù)據(jù)得：P摩空min 11.25kg 滿載運行時最大坡度阻力 起重機大車滿載運行時的最大坡度阻力： P坡K坡Q起 G0 式中 K坡一一坡度阻力系數(shù)，查表9-5取為0.001 故計算得： P坡 =18.5kg 滿載運行時最大風阻力 P風=0 本次設計的橋式起重機是在理想條件下運作的，故不考慮風的因素，即: 故綜上所述，起重機大車運行靜阻力 Pb P摩 P坡 P風143.4kg 初選電動機 滿載運行時的

10、電動機的靜功率 6120 m 式中 P靜 起重機大車滿載運行時的靜阻力 v 起重機大車運行速度為 84.7m min ——機構傳動效率取為0.9 m 電動機個數(shù)，本次設計采取分別傳動的方案，故取 2 故計算得： N 靜=1.1 kw 343.2電動機的初選 對于吊鉤橋式起重機的大車運行機構，可按下式初選電動機 ： N K電N靜 式中 K電一一電動機啟動時為克制慣性的功率增大系數(shù)，查表 9-6,取為1.87 故：N K電 N 靜 1.87X 1.1kw=2.057kw 冶金及起重用三相異步電動機是用于驅(qū)動各種型式的起重機械和冶金設備中的 輔助機械的專用系列產(chǎn)品。它具有較

11、大的過載能力和較高的機械強度， 特別適用 于短時或斷續(xù)周期運行、頻繁啟動和制動、有時過負荷及有顯著的振動與沖擊的 設備。故查詢？機械設計課程設計手冊？表12-7，選取電動機額定功率為2.5kw , 故初選電動機型號為YZR132M1-6，其額定轉(zhuǎn)速為892r min。 初選電動機后確定減速器的傳動比和車輪的轉(zhuǎn)速 車輪的轉(zhuǎn)動速度為 84.7m min，即為1.41m s 代入數(shù)據(jù)得：n輪44.9匚min 故減速器的傳動比：i — = -892 =19.85 n 輪 44.9 滿載運行時電動機的靜力矩 P靜D輪 2i 式中 i 減速器的傳動比 代入數(shù)據(jù)計算得：M靜2.41 k

12、g m 343.5電動機的過載能力校驗 運行機構的電動機必須進展過載校驗。 2 P 1 P靜 V J n n m as 1000 9128% 式中 Pn ――基準接電持續(xù)率時電動機額定功率 as 平均啟動轉(zhuǎn)矩表示值〔相對于基準接電持續(xù)率時的額定轉(zhuǎn)矩〕 對繞線型異步電動機取1.7,籠型異步電動機取轉(zhuǎn)矩允許過載倍數(shù)的 90 00 P靜――運行靜阻力為1405.32N v 運行速度，即為車輪的轉(zhuǎn)速 1.41ms 機構傳動效率，取為0.9 J 機構總轉(zhuǎn)動慣量，即折算到電動機軸上的機構旋轉(zhuǎn)運動質(zhì)量與 直線運動質(zhì)量轉(zhuǎn)動慣量之和；按下式計算得: 2 1.90 kg m2 ,,

13、, 9.3 Q Gv k J1 J2 m — n J1 電動機轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動慣量 J2 電動機軸上制動輪和聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)動慣量 k 考慮其他傳動件飛輪矩影響的系數(shù)，一般取 k =1.1~1.2，取1.1 n 電動機額定轉(zhuǎn)速 ta 機構初選啟動時間，橋式起重機大車運行機構ta=8~10s，取10S。 故計算得：Pd 2.3kw R=2.5kw > Fd，故滿足要求。 起動時間與起動平均加速度驗算 起動時間的驗算 t起滿 n J 9.55 mM平起一M靜 M靜一一滿載、上坡、迎風時作用于電動機軸上的靜阻力矩 m 電動機個數(shù)， m=2 n 電動機轉(zhuǎn)速，為 892r min

14、 查?起重機設計手冊?表 8-11得： M平起 0.7 ~ 0.8 M max 0.75 2.5 1.875kg m 代入數(shù)據(jù)計算得：t起滿2.71s 對起重機的起重時間一般要求t 8~10s，故滿足要求。 344.2平均加速度的驗算 a平 t起滿 1.41 2.71 0.52 m s2 查表9-7得知起重機大車運行機構的平均加速度需在 0.4~0.7m s2之間即為合理, 故滿足要求。 電動機的發(fā)熱校驗 對工作頻繁的工作性運行機構，為防止電動機過熱損壞，需進展發(fā)熱校驗。 P靜v P Ps G 靜— 1000m 式中 P ――電動機工作的接電持續(xù)率JC值、

15、CZ值時的允許輸出容量 ps ――工作循環(huán)中負載的穩(wěn)態(tài)功率 G ——穩(wěn)態(tài)負載平均系數(shù)，查？起重機械？表7-11取G 0.9 代入數(shù)據(jù)計算得：Ps 0.99kw P，即滿足不發(fā)熱條件。 起動打滑驗算 為了使起重機運行時可靠的啟動，應對驅(qū)動輪作啟動時的打滑驗算。大車空載時 更易發(fā)生打滑現(xiàn)象，故校驗空載時大車是否打滑。 2 2 d 廠 2i 一 k GD電 GD聯(lián) i - RW min — M 平起 a￥ K D輪 D輪 2gD輪 式中 一一粘著系數(shù)，對室內(nèi)工作的起重機取 0.15 K ――粘著平安系數(shù)，上式中取平均起動力矩，故取 K=1.12 ——機構在起動時的傳動效率

16、R驅(qū) min 驅(qū)動輪最小輪壓 GD電一一電動機轉(zhuǎn)子飛輪矩之和 GD聯(lián)一一電動機軸上帶制動輪聯(lián)軸器的飛輪矩 k 計及其他傳動件飛輪矩影響的系數(shù)，換算到電動機軸上取 1.1 M平起一一驗算打滑一側(cè)電動機的平均起動力矩 a平 起重機大車起動時的平均加速度 大車空載起動時，驅(qū)動輪最小輪壓為空載最大輪壓與最小輪壓之和，即： R驅(qū) min Pmax Pmin =60+43.64=103.64kN =10.364kg 故: _ 0.15 R驅(qū) min = 1.12 0.015 10 60 10.364 1.414 2 2 2i k GD電 GD聯(lián) i M平

17、起 a平 D輪 2gD輪 60 1.875 11 皿倔 20 0.52 2 10 60 =1.1093v 1.414 . 2 2 . 故 R驅(qū)min M平起 a平成立，即滿足啟動不打滑條 K D輪 D輪 2gD輪 件。 3.5減速器 減速器的介紹 齒輪減速器在原動機和工作機之間起匹配轉(zhuǎn)速和傳遞轉(zhuǎn)矩的作用， 在現(xiàn)代機械中 應用極為廣泛。 減速器按用途可分為通用減速器和專用減速器兩大類，兩者的設計、制造和使用 特點各不一樣。20世紀70- 80年代，世界上減速器技術有了很大的開展，且與 新技術革命的開展嚴密結(jié)合。減速器主要分為齒輪減速器、蝸桿減速器、齒輪一

18、蝸桿減速器和行星齒輪減速器。 常見的減速器種類有以下幾種： (1) 渦輪蝸桿減速器 渦輪蝸桿減速器的主要特點是具有反向自鎖功能， 可以有較大的減速比，輸入軸 和輸出軸不在同一軸線上，也不在同一平面上。但是一般體積較大，傳動效率不 咼，精度不咼。 (2) 諧波減速器 諧波減速器的諧波傳動是利用柔性元件可控的彈性變形來傳遞運動和動力的， 體 積不大、精度很高，但缺點是柔輪壽命有限、不耐沖擊，剛性與金屬件相比擬差。 輸入轉(zhuǎn)速不能太高。 (3) 行星減速器 行星減速器其優(yōu)點是構造比擬緊湊，回程間隙小、精度較高，使用壽命很長，額 定輸出扭矩可以做的很大。但價格略貴。 減速器：簡言之，一

19、般機器的功率在 設計并制造出來后，其額定功率就不在改變，這時，速度越大，那么扭矩〔或扭 力〕越?。凰俣仍叫?，那么扭力越大。 圖渦輪蝸桿減速器 圖齒輪減速器 初選減速器 對于運行機構，其計算載荷按起開工況確定: 式中 P靜 ——起重機大車運行時的靜阻力 P慣 起重機大車運行時的慣性力 Q起Go a平 g 代入數(shù)據(jù)計算得：P慣981.6kg 即 F算 P靜 P慣 981.6+143.4kg =1125kg 故減速器的計算輸入功率為： 根據(jù)計算輸入功率，可從標準減速器的承載能力表中選擇使用的減速器。查 ？機 械設計手冊新版第三卷？表18.1-50,選

20、取兩臺QJR-236-20-I-P-L減速器。此減速 器公稱傳動比i額=20，N 13.3kW，當輸入軸的轉(zhuǎn)速為600r min時，輸入軸直 1125 84.7 6120 m 0.9 6120 2 =8.65 kw 徑為38mm,長為80mm，減速器總長為828mm，總寬為450mm，總高為518mm， 其許用功率為13.3kw，自重為240 kg。 驗算運行速度和實際所需功率 車輪轉(zhuǎn)速： n輪 —= 84.7 44.9r min 輪 D輪 0.6 機構傳動比：i — 門輪 式中 n 電動機轉(zhuǎn)速，為 892r min 代入數(shù)據(jù)計算得：i 19.85 大車的實際運行速

21、度：v實"丄84.7 19.85 84.06m min i額 20 故誤差： 84.7 84.06 0.756% V15% v 實 84.06 實際所需電動機靜功率： v實 N實N靜二 v 式中 N實一一大車運行需要的實際電動機靜功率 N靜一一滿載運行時電動機的靜功率，為 1.1kW 代入數(shù)據(jù)計算得：N實1.092kW V 2.5kW 應選取的電動機和減速器滿足要求。 減速器的使用與維護 減速器的使用與維護有以下幾點： 1、 減速器運轉(zhuǎn)正常時，應運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，聲響均勻。振動和溫度都在正常的范圍之 內(nèi)。如發(fā)現(xiàn)突然變化，應停頓檢查故障及時排除。對于重要大型減速器建議簡歷 測

22、試數(shù)據(jù)檔案或電腦監(jiān)制。 2、 潤滑充分是減速器正常運轉(zhuǎn)的必要條件，而潤滑充分的必要條件是：油品， 特別是油的粘度合格；油量足夠，但也不應過多。對于油池潤滑，齒輪浸油太深， 會增加攪油功率損耗，發(fā)熱升溫，同時增大噪聲。 3、 減速器首次使用運轉(zhuǎn)300~600h后，應更換潤滑油。在停車油未冷時，排放 舊油，此后每當運轉(zhuǎn)4000~5000h更換一次油。如果每次運轉(zhuǎn)時間較少，更滑油 的間隔期也不應超過18個月。更換油時，應清楚減速器油池內(nèi)的雜物，清洗油 路系統(tǒng)。 4、 減速器大修或更換損壞零件，重新組裝時，應參照減速器裝配圖及有關標準 進展。應注意結(jié)合面涂勻密封膠，不可堵塞油路，骨架油封的唇口

23、不可損傷。安 裝、使用、維護越認真，合理，那么運轉(zhuǎn)越可靠，壽命越長。 3.6制動器 制動器的介紹 為了滿足起重機械的工作需要和保證工作平安， 在起重機械上，都裝設有制動裝 置，它是保重起重機械平安正常工作的重要部件。起重機的起升、運行、回轉(zhuǎn)和 變幅機構一般都裝有制動裝置。 制動裝置的主要作用是：“停頓〃一一能使運動的機構停頓運動；“支持〃一一保 持停頓的狀態(tài)，使被吊物品或懸臂懸吊在一定的位置上，防止機構在起升重量、 吊臂自重以及風力等外載荷作用下，或在斜坡上工作時產(chǎn)生回轉(zhuǎn)和下滑等運動， 保證機構有確定的工作位置；“落重〃一一根據(jù)工作需要減小或者調(diào)節(jié)機構的運 行速度。制動裝置不僅能保證

24、起重機工作的平安可靠，還能使起重機的各種動作 具有一定的準確性，有利于提高作業(yè)效率。 圖平衡增力制動器 圖電磁制動器 制動機選用計算 對于室外工作的起重機，其制動器的制動力矩應滿足在滿載、順風及下坡的情況 下，使起重機停住，即： k GD電 GD聯(lián) nm 375 2 1 Q 起 G0 v M靜丄0.975起 0 t制 式中 M靜——電動機的靜力矩 t制——制動時間，取為2s k 計及其他傳動件飛輪矩影響的系數(shù)，取為 1.1 G電——電動機轉(zhuǎn)子飛輪矩 G聯(lián)――電動機軸上帶制動輪聯(lián)軸器的飛輪矩 m――制動器的個數(shù)，取為2 電動機的靜力矩的計算公式如下：

25、D輪 式中 P風一一滿載運行時最大風阻力，取為 0 P坡――滿載運行時最大坡度阻力，為18.5kg P摩滿min 滿載運行時最小摩擦阻力，為 83.25 kg 代入數(shù)據(jù)計算得：M靜 0.874kg m 故 24.4kg m 1 16000 2500 1.412 0.9 1.1 1.465 1.28 892 2 M 制 0.874 0.975— 制 2 892 375 因為驅(qū)動方式為分別驅(qū)動，故每個制動器的制動力矩為： M 制 24.4 M制分 12.2kg m =122 N m m 2 查?機械設計手冊第三版？表22.13-22得制動器的型號為YWZ20

26、0/25，其額定制 動力矩為200N m。為防止打滑，使用時需將其制動力矩調(diào)至 122N m以下。 制動器的維護 制動器的維護有以下幾點： 1、 正常使用的機器，應視工作情況定期對制動器進展檢查。 〔1〕、檢查推動器推桿有無彎曲，工作是否正常，有無漏油情況。 〔2〕、檢查拉桿、銷子、彈簧以及其他構件有無裂紋及明顯磨損。 〔3〕、檢查制動輪與制動瓦間隙是否適宜， 襯墊摩擦外表有無油膩臟物及襯墊磨 損情況。 2、 制動器的零件出現(xiàn)以下情況時應報廢： 〔1〕、裂紋。 〔2〕、制動摩擦墊片的磨損量達其厚度的一半。 〔3〕、彈簧出現(xiàn)塑性變形。 〔4〕、銷軸或軸孔直徑的磨損量為原尺寸

27、的 5% 3、 由于各制動襯片以及各鉸軸或孔的磨損，造成制動力矩下降，應及時調(diào)整彈 簧。 4、 由于各制動襯片以及各鉸軸或孔的磨損，造成電磁鐵或推動器的補償行程消 失，進而使制動力矩消失，制動器失靈，因此，在使用中應隨時調(diào)整，保證有足 夠的補償行程。 5、 當推動器中油液滲漏到達一定程度時，推動器會出現(xiàn)推力缺乏的現(xiàn)象，應及 時補充油液。 3.7聯(lián)軸器 根據(jù)傳動方案，每套機構的高速軸和低速軸都采用浮動軸。 聯(lián)軸器的分類與應用 聯(lián)軸器是機械產(chǎn)品中，軸系傳動最常用的聯(lián)接部件，現(xiàn)已開展成為三大類別，多 品種系列。聯(lián)軸器在傳遞轉(zhuǎn)矩和運動過程中， 與被聯(lián)接件共同回轉(zhuǎn)而不脫開，且 不改變轉(zhuǎn)矩的

28、大小，這是各類別聯(lián)軸器共性的功能；撓性聯(lián)軸器有補償兩軸相對 偏移的功能；彈性聯(lián)軸器還有不同程度的減震的緩沖的功能；平安聯(lián)軸器還有過 載平安保護的功能。因此，不同類型的聯(lián)軸器具有不同的功能。 聯(lián)軸器的分類見GB T 12458 2003 圖彈性套柱銷聯(lián)軸器 高速軸聯(lián)軸器 計算出高速軸的扭矩：Tci ni 8 Tn 式中 ni——聯(lián)軸器平安系數(shù)，取1.35 Tn ――電動機額定扭矩 代入數(shù)據(jù)計算：Tc1 1.35 1.6 9550 2.2 49.89N m 908 查?機械設計課程設計手冊？表12-9,電動機YZR132M1-6，其高速軸端為圓柱形， D 38mm， L

29、 80mm。 查?機械設計手冊第三版？表18.1-45,減速器QJR-236-20-I-P-L,其輸入端〔高速 端〕為圓柱形，d 38mm， l 80mm。 故查？機械設計課程設計手冊？表8-5,在兩個電動機的高速軸端以及兩個減速器 的輸入軸端均采用型號為LT6的彈性套柱銷聯(lián)軸器，浮動軸端d 38mm，許用 轉(zhuǎn)矩為250 N m。 低速軸聯(lián)軸器 計算出低速軸的扭矩：Tc2 口 8 Tn i 式中 i ――電動機至低速聯(lián)軸器的傳動比 ――電動機至低速聯(lián)軸器的傳動效率 代入數(shù)據(jù)計算：Tc2 1.35 1.6 9550 2.2 20 0.9 899.6N m 908 查?機械設計手

30、冊第三版？表18.1-44,減速器QJR-236-20-I-P-L，其低速軸端為圓 柱形，D 80mm, L 130mm。 查?機械設計手冊第五版單行本起重運輸件 ？五金件？表8-1-121,直徑為600mm 的主動車輪的伸出軸為圓柱形， d 85mm, l 115mm。 故在靠近減速器低速軸端，查？機械設計課程設計手冊？表8-5，選用兩個型號為 LT10的彈性套柱銷聯(lián)軸器，浮動軸端 d 80mm,許用轉(zhuǎn)矩為2000N m ； 在靠近主動車輪的伸出軸端，查？機械設計課程設計手冊？表8-5,選用兩個型號 為LT10的彈性套柱銷聯(lián)軸器，其浮動軸端直徑為 d 85mm，許用轉(zhuǎn)矩為 2000 N m。