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1、精選優(yōu)質文檔-----傾情為你奉上 吊鉤橋式起重機的設計計算 題目：吊鉤橋式起重機的課程設計 已知數(shù)據(jù)：起重量G=16 t，跨度 S=16.5 m，工作級別為A7，起升高度H=12m，起升速度Vq=16m/min，機構工作級別為M6，小車運行速度為Vy=45m/min，大車運行速度為Vx=110m/min，大車運行傳動方式：分別驅動，橋架主梁型式：箱型梁，估計質量：小車：Gxc<=16 t，G'<=23.7。（小車運行機構工作級別為M5，速度計算偏差與實際數(shù)值偏差為±15%均可） 根據(jù)機構工作級別M6可知起升機構的JC值為：JC=60%，小車運行機構的工作級別M5可知運行機構的JC值為

2、：JC=25%。 一． 機構計算 一） 確定起升機構的傳動方案，如圖一b)和c)，選擇滑輪組和吊鉤組 圖一 a) 橋式起重機上的雙聯(lián)滑輪組 b) 起升機構傳動方案 按照布置及緊湊原則，采用圖1的傳動方案，如圖，采用雙聯(lián)滑輪組。因為：Q=16t,查教材3-6,3-7(P48),取滑輪組倍率a=3，承載繩分支數(shù)Z=2a=6（即鋼絲繩有6根分支），采用課本圖3-10雙聯(lián)滑輪組c)方案，查附表4-1，強度等級為M，選鉤號為16的吊鉤組，滑輪數(shù)為2，適用鋼絲繩直徑17.5-24mm，R=12.5mm,D1=

3、630mm，h1=204mm,h2=275mm,h3=650mm,h4=145mm,a1=140mm,Go=453kg,L=578mm,s=372mm,查附表4-3，P245。 滑輪組采用滾動軸承，當a=3時，查手冊的[1]表2-1得滑輪組效率&h=0.98 (一) 鋼絲繩的選擇 1. 計算鋼絲繩的最大工作靜拉力： Sm =xPQ aηzηDα = 0.5xx0.98x0.982 =28460.4 N 1 x--承載分支系數(shù)，吊鉤：承載分支數(shù)為6,x=0.5(雙聯(lián)滑輪組)； α--導向滑輪數(shù)，α=2； a— 起升滑輪組倍率，a=3；

4、 ηz—滑輪組效率，ηz=0.98，見表3?9，P48; ηD—導向滑輪效率，ηD=0.98； PQ—額定起升載荷； 吊鉤額定起升載荷：PQ=(G+Gd)g=(16000+400) ×9.8= N Gd=2.5%G=2.5%×16000=400 N Gd—吊具質量，kg,見表4-2，P112，G=12.5-20t,Gd=2.5%G; 2. 選鋼絲繩 （1） 根據(jù)使用場合，選結構形式為6×37S (線接觸鋼絲繩，纖維芯) （2） 室內(nèi)工作的橋式起重機，選用右交互捻鋼絲繩，通常為B級鍍鋅 （3） 鋼絲繩直徑：Fo= nSm =5.6×28460.4=N(采用最小安全系數(shù)法：Fo

5、≥nS ) n—鋼絲繩最小安全系數(shù)，見表3-2，M6，運動繩，n=5.6； Fo—鋼絲繩破斷拉力； dmin=CS =0.098×28460.4 =16.5≈17 C=nk'σt=5.60.33×1770=0.098 dmin—鋼絲繩最小直徑，mm； S—鋼絲繩最大工作靜拉力，N； C—鋼絲繩選擇系數(shù)，見表3-2mm/N1/2 纖維芯鋼絲繩k'=0.33；鋼絲繩公稱抗拉強度選用中間值?。害襱=1770N/mm2； 選d=18mm, σb=1770N/mm2,Fo=N （4） 標注如下：18 6×37S-FC B ZS 169 (二) 滑輪、卷筒尺寸、卷筒轉速的計算 1

6、. 滑輪 （1） 滑輪的卷繞直徑： D=hd=22.4×18=403.2 mm h—滑輪的卷繞直徑與鋼絲繩直徑的比值，查表3-5，M6，滑輪 h=22.4，卷筒h1=20,P45;d—鋼絲繩直徑，d=18mm; 取滑輪的卷繞直徑為500mm，滑輪的槽底直徑為Do=482mm (2)滑輪槽形狀及尺寸見附表2-1，P235。 d>17~18,R=10,H=30,B1=53,E1=38,R1=18,R2=15,R3=3,R4=5.M=12,C=1.5,S=12 選鑄造滑輪組，ZG 270-500 鑄鋼鑄造，軋制滑輪：低碳鋼Q235 3 2. 卷筒 （1） 采用

7、雙聯(lián)卷筒： 卷繞直徑：D=hd=20×18=360mm 查表3-5，M6，h=20 適當放大卷筒直徑，選卷繞直徑D=648mm,卷筒的槽底直徑Do=630mm,查表3-10，P49。 （2） 卷筒繩槽尺寸。 卷筒選取標準槽d=18mm,p1=20mm,有關尺寸查附表3-1，P237. （3） 卷筒長度 采用雙聯(lián)卷筒： L=2(L0+L1+L2)+L3=2×(413.86+20+60)+372=1359.7mm （3-12） L滑-2Hmin tanφ≤L3≤L滑+2Hmin tanφ 查附表4-3，L3=S=372mm L0=(Hmax ?aπD+n0)p1=( 120

8、00 ×3 3.14×648 +3) ×20=413.86mm 取L=1500mm L1—兩端空余部分長度，L1=P1=20mm； L2—固定鋼絲繩所需的長度，L2=3 P1=60mm； L0—卷筒卷繞部分長度；H—最大起升高度，H=12m,n0—安全圈數(shù)，n0=3； 卷筒：槽底半徑R=10,節(jié)距P1=20,h1=7,R1=0.8,加深槽形：P2=24,h2=11，R2=0.5，查附表p237 （4） 卷筒壁與強度驗算 卷筒材料：Q235-A3 鋼板卷焊δ=0.02 D0+(6~10)=20.6mm 查附表,P239,D=648mm,模數(shù)m=8，齒數(shù)z=54，D1=

9、260,D2=432,D3=525,D4=570 因為：L=1500<3D=1944 所以：σy=A1A2SδP =1× 0.75 × 28460.420.6×20=51.8≤[σy]=112.5N/mm2 式中A1—卷繞層數(shù)系數(shù)，查表3-11，A1=1； A2—應力減小系數(shù)，A2=0.75； [σy]—許用壓應力，112.5 N/mm2 σs—材料屈服極限，σs=225 N/mm2 （5） 卷筒轉速 吊鉤（16t） nt=60aVqπD = 60×3×163.14×0.648×60 = 23.6 (r/min) Vq—起升速度，m/s；D—卷筒卷繞直徑，m； 3. 選電

10、動機 1） 電動機穩(wěn)態(tài)起升功率 PN =PQVq1000η=×162×1000×0.876×60 = 24.5 kw 4 η= ηz.ηDα. ηt. ηch=0.98×0.982×0.98×0.95=0.876 式中：PQ—額定起升載荷，N；Vq—起升速度，Vq=16m/min； η—起升機構總效率；ηt—卷筒效率，ηt=0.98；ηch—傳動效率，ηch=0.95，見表4-3。 2） 初選電動機 YZR系列異步電動機：Pn≥GPN =G2 PN =0.8×24.5=19.6 kw PN—電動機穩(wěn)態(tài)起升功率；G—穩(wěn)態(tài)負載平均系數(shù)，見

11、表4-8，G=G2,見表4-4，G2=0.8 根據(jù)Pn=19.6KW,JC=60%,此時等效接電持續(xù)率JC'=40%，選YZR 225M-6 電動機兩臺，工作制度S3應力普系數(shù)Ks:0.25~0.5,查表1-17，P20 查附表YZR 225 M 額定功率Pn=22KW,轉速n=715r/min,最大轉矩為2.9，轉子轉動慣量J=0.825kg.m2 電動機軸徑d1=65mm,軸端長l1=1050mm 4. 減速器的選擇 計算傳動比：ic=n/nt= n40%/ nt =715/23.59=30.3 n—電動機額定轉速，n=715r/min; nt—卷筒轉速，nt=23.5

12、9r/min 2)QJ型減速器的選用 [P]≥12（1+φ2）×1.12(i-5).PN =12×(1+1.095) ×1.12(6-5) ×24.5=28.74KW [P]—減速器高速軸許用功率，KW； φ2—起升動載系數(shù)，見表2-1,2-2； i—機構工作級別； 吊鉤：φ2=φ2min + β2.Vq=1.05+0.17×16/60=1.095 根據(jù)[P]=28.74kw,JC=60%,ic=30.3,n=715r/min,選擇減速器QJR-235-31.5 傳動比：ic=31.5，高速軸圓柱形軸伸d2=55mm,l2=110mm； 低速軸帶有外齒輪,模數(shù)m=8mm,Z=

13、54； 當工作級別為M6時，高速軸許用功率[P]=29kw,輸出轉矩：[Mn]=12500N.m 3)減速器驗算 減速器輸出軸承受短暫的最大轉矩： 5 Mnmax=φ2×Mn=1.095×9221.2=10097.2 N.m<[Mn]=12500 N.m Mn=S×D/2=28460.36×0.648/2=9221.2 N.m Mn—鋼絲繩最大靜拉力在卷筒上產(chǎn)生的轉矩； φ2—起升動載系數(shù)； S—最大工作靜拉力；D—卷筒卷繞直徑,D=64

14、8mm； 5. 實際起升速度計算 1） 實際起升速度： Vq'=nπD/60ai=715×3.14×0.648/(60×3×31.5)=0.26 m/s 實際起升速度應滿足的條件： ｜Vq-Vq'Vq｜×100%<15% ｜Vq-Vq'Vq｜×100%=｜16-0.26x60 16｜×100%=2.5%<15% 所以驗算合格。 6．選擇聯(lián)軸器 采用齒式聯(lián)軸器： ML=kML'=2×293.85=587.7 N.m≤[ML] ML'=9550×Pn/n=9550×22/715=293.85 N.m k—系數(shù)，起升機構k=2,查表可知：k=1.3~3.1,起升機構和

15、變幅機構取大值； ML'--聯(lián)軸器所連接軸的傳遞轉矩； 根據(jù)聯(lián)軸器計算力矩ML=587.7 N.m,減速器高速軸直徑d2=55mm,L2=110mm,圓柱形軸端，A型鍵；電動機軸直徑的d1=65mm,L1=1050mm,圓錐形軸端，C型鍵。 電動機與變速器：GⅡCL2齒式聯(lián)軸器，[Mn]=710N.m,轉動慣量J=0.022kg.m2 變速器與減速器：GⅡCL2齒式聯(lián)軸器，[Mn]=710N.m,轉動慣量J=0.022kg.m2 2） 低速軸 齒輪減速器QJR-D335-31.5 的低速軸軸端是C型，帶有齒輪聯(lián)軸器的外齒輪，與其相嚙合的內(nèi)齒圈和卷筒的輪轂作為一體，模數(shù)和齒數(shù)相同。

16、 7．電動機的驗算 1）起動時間 6 tq=n?J/9.55(Mdq-MN)=715×3.41/[9.55×(440.8-314.5)]=2.04 s Mdq—電動機的平均起動力矩，N.m；n—電動機額定轉速，r/min； Mdq =ASMn=(1.5~1.8) Mn=1.5×9550×22/715=440.8N.m MN—穩(wěn)態(tài)起升額定

17、起升載荷的轉矩，N.m； AS—電動機平均起動轉矩倍數(shù)，見表4-6，AS=(1.5~1.8) Mn—電動機額定轉矩，N.m； J--機構總轉動慣量，kg.m2 J=k(J1+J2)+PQD2/4ga2 i2 =1.15×(0.825+0.022+0.022+2)+×0.6482 / (2×4×9.8×32×31.52×0.876)=3.41 kg.m2 J1—電動機轉子轉動慣量，kg.m2 ，J1 =0.825 N.m 查資料：《起重機設計計算》（胡宗武、顧迪編著，P525） J2—電動機軸上制動輪和聯(lián)軸器的轉動慣量，kg.m2 ，聯(lián)軸器轉動慣量J=（0.022+0.022）

18、kg.m2 ，制動輪轉動慣量J=2 kg.m2 K—其他傳動件的轉動慣量折算到電動機軸上的影響系數(shù)，k=1.05-1.8； MN = PQ D/2ia = x0.648/(2x2x3x31.5x0.876)=314.5N.m 所以： tq=n?J/[9.55(Mdq-MN)]=715×3.41/[9.55×(440.8-314.5)]=2.04 s aq= Vq'/ tq =0.26/2.04=0.13 m/s2 查表4-7，P118，通用橋式起重機和通用門式起重機：tq=0.7-0.3 s, aq=0.01-0.15 m/s2 所以起動時間驗算合格。 2）電

19、動機過載驗算 PN =22kw ≥ Hmm PQVq'1000η =(2.5/3.1)xx0.26/(2x1000x0.876)=19.2 kw 7 PN ---電動機的額定功率，kw；m—相對于PN時的電動機最大轉矩倍數(shù)； H--系數(shù)：繞線轉子異步電動機-10%，H=2.5； m—電動機臺數(shù)； 所以，過載驗算合格。 3） 電動機的發(fā)熱驗算 （1） 吊鉤橋式起重機參考表4-8，取JC=60%，JC'=40%，CZ=300kw,G=G2 =0.8,查表4-4，P114. （2） 查電動機目錄，選用的電機為：YZR 225M-6電動機，在JC=6

20、0%，CZ=300時，允許的輸出功率Pn=23.1kw （3） 電動機的穩(wěn)態(tài)平均功率 Ps=GPQ Vq'/1000 η=0.8××0.26/(2×1000×0.876)=19.08KW <23.1KW G—穩(wěn)態(tài)負載平均系數(shù)，見4-4，p114,G=G2 = 0.8 所以，發(fā)熱驗算合格。 8.制動器的選擇 1）穩(wěn)定下降額定載荷時作用在制動輪軸上的轉矩 Mj'= PQDηQ-Z2aiQ-Z=×0.648×0.876/(2×3×2×31.5)=241.4N.m 式中：PQ—額定起升載荷，N； ηQ-Z—額定起升載荷到制動輪軸的機械效率； iQ-Z --制動

21、軸到卷筒軸的總傳動比； 2)制動輪軸上的計算制動轉矩 Mz=Kz×Mj'=1.75× 241.4=422.5N.m 式中：Kz—制動安全系數(shù)，見表4-9，p120,重要起升機構M6-M8，Kz>=1.75,取Kz=1.75 3)選制動器： 根據(jù)制動力矩Mz,查制動器產(chǎn)品目錄，選擇電力液壓塊式制動器YWZ9-250/50兩臺，制動器YWZ9-250/T500,配液壓推桿YTD5-500/60，制動力矩Mz=315-500N.m 4)制動時間驗算 tz=n'?J'/9.55(Mz-Mj')=1.1×715×3.5/[9.55×(422-241.4)]= 1.6

22、S 式中：n'--滿載下降且制動器投入有效轉矩時的電動機轉速，r/min；取n'=1.1； Mz—機械式制動器的制動轉矩，N.m； 8 Mj'--穩(wěn)態(tài)下降額定載荷時作用在制動軸上的轉矩N.m J'--機械總轉動慣量，kg.m J'=K(J1+J2)i2d-z ηd-Z +PQD2ηQ-Z4ga2i2t-z =1.15×(0.825+0.022×2+2)+ ×0.6482 × 0.876/(2×4×9.8×9×31.52)=3.5 kg.m2 K—其他傳動件的轉動慣量折算到電動機軸上的影響系數(shù)，K=1.0

23、5-1.2； id-z—電動機軸至制動輪軸的傳動比； ηd-Z—電動機軸到制動輪軸的傳動效率； it-z—卷筒軸到制動輪軸的傳動比； ηQ-Z—額定起升載荷至制動輪軸的傳動效率； 平均制動加速度： az = Vq''/tz = 1.1×0.26/1.6=0.15 m/s2 az—制動平均減速度，m/s2 ； Vq''--滿載下降且制動器開始有效制動時的下降速度，Vq''=1.1 Vq'，查表4-7，通用橋式起重機az=0.01-0.15 m/s2 ，tz=0.7-3s. 所以，制動時間驗算基本合格。 二． 小車運行機構的計算 經(jīng)比較過后，確定采用如圖所示的傳動方

24、案 1） 選擇車輪及軌道并驗算其強度 車輪最大輪壓：小車估計質量取GXC =6t=6000kg,假定輪壓均布 圖二 9 Pmax=14(Q+GXC)= 14×(16000+6000)=5500kg=N 車輪最小輪壓Pmin=14 GXC =14×6000=15000kg=14700N 初選車輪，有附表17可知（陳道南設計手冊），當運行速度<60m/min,Q/Gxc=16000/6000=2.67>1.6,工作級別為中級時，車輪直徑Dc=350mm,軌道型號為18kg/m(p18)的許用輪壓為3.49t>Pmax=

25、3.5t.直徑系列為Dc=250、315、400、500、620mm,故初選車輪直徑Dc=315mm,根據(jù)以上結果，選定直徑Dc=315mm的單輪緣車輪，標記為：車輪 DYL-315 GB4628-84 材料：ZG340-640 2)運行阻力計算 （1）摩擦阻力矩 Mm=(Q+GXC)(k+μd/2)β 查表19，由Dc=350mm車輪組的軸承型號為7518，據(jù)此選Dc=315mm,車輪組 軸承亦為7518。軸承內(nèi)徑和外徑的平均值d=(90+160)/2=125mm,由[1]表7-1~表7-3查得滾動摩擦系數(shù)k=0.005,軸承摩擦系數(shù)μ=0.02，附加阻力系數(shù)β=2.0，代入上

26、式得滿載時運行阻力矩: Mm(Q=Q)=(16000+6000)(0.0005+0.02×0.125/2) ×2=77kg.m=770N 運行摩擦阻力：Pm(Q=Q)= Mm(Q=Q)/(Dc/2)=770×2/0.315=4888.9N 當無載時： Mm(Q=0)=Gx(k+μd/2) β=6000(0.0005+0.02×0.125/2) ×2=21kg.m=210N Pm(Q=0)= Mm(Q=0)/(Dc/2)=210×2/0.315=1333.3N 3)選電動機 電動機靜功率 ： Nj =PjVc/1000 ηm= Pm(Q=Q)Vc/1000 ηm=4888.9 ×

27、45/ (1000×60×0.9×1)=4.1kw 式中：Pj= Pm(Q=Q)—滿載時靜阻力； η=0.9—機構傳動效率； m=1—驅動電動機臺數(shù) 4）驗算電動機發(fā)熱條件 初選電動機功率： 10 N=kd Nj=1.15×4.1=4.7kw 式中：kd –電動機功率增大系數(shù)，由[1]中表7-6查得，kd=1.15 由附表10-1，P277，選用YZR 160 L,nx=9.0kw,n1=694r/min 等效功率： Nx=kγNj=0.75×1.12×4.1=3.44

28、kw 式中：k—工作級別系數(shù)，由表[1]查得，當JC=25%時，k=0.75； Γ—由[1]表6-5查得tq/t0=0.2,查圖6-6得γ=1.12 Nx

29、態(tài)運行阻力； Pg—運行起動時的慣性阻力，N Pg= (PQ+PG)ay/g=1.1x(+58800)x0.25/9.8=6160N --機構中旋轉質量的慣性力增大系數(shù)，=1.1-1.3； ay—運行機構平均加速度，見表5-10，t=4s, ay=0.25m/s2 (4)選減速器：根據(jù)減速器的輸入功率PN=9.2kw,傳動比為16，減速器高速軸的轉速為694r/min,JC=25%,選擇減速器為 QJR-D 200，輸出轉矩為2650N.m,ic= 16,PN=9.7kw,d2=32mm,l2=80mm

30、 11 圖 三 a)采用齒式聯(lián)軸器連接的卷筒部件 1— 卷筒；2—連接盤；3—卷筒軸；4---軸承 圖 四 圖 五 課本圖10-13 d)卷筒輪轂 繩端固定裝置 17 設計小結

31、 此設計方案用于中小型起重量的橋式起重機，單吊鉤，設計內(nèi)容較詳細，規(guī)劃基本合理，數(shù)據(jù)經(jīng)過查相關資料的表格得到。步驟完整有序。 此方案的優(yōu)點是：結構簡單，安裝和拆卸方便，工作可靠，便于檢查，所畫圖易懂，方案內(nèi)容詳細，規(guī)劃合理，完整有序。 缺點是：所占的空間位置較大，尺寸選擇上有些偏差，標注不夠完整，卷筒裝置不能用于多層卷繞。由于時間緊迫，編寫的說明書一部分為打印，一部分手寫，欠美觀。 設計心得體會： 該設計工作量很大，時間緊迫，計算量多，繪圖較多，有一定的難度和挑戰(zhàn)性。本次設計過程是艱辛的，但結果是甜蜜的，大有收獲，讓我受益匪淺，通過本次的學習和親自體驗做設計，我學到了很多東西，熟悉和

32、掌握了做設計的方法和步驟，同時還體會到做設計的艱辛和收獲的快樂！也學到了做事要認真，嚴謹。更重要的是是我更進一步認識了橋式起重機的結構和工作原理，熟悉了CAD繪圖，掌握更多的技巧和方法，更加喜歡本專業(yè)。我們應該更加努力學習，掌握更多的設計和專業(yè)理論與實踐知識，強化專業(yè)知識，不斷提升自己的綜合能力。 參考資料 1.《港口起重機械（第二版）》，李谷音 主編，常紅 主審，人民交通出版社； 2.《起重機課程設計（修訂版）》，北京科技大學 陳道南 盛漢中 主編，冶金工業(yè)出版社； 3.《起重機設計計算》—遵循國際《起重機設計規(guī)范》的計算法，胡宗武 顧迪民 編著，北京科學技術出版社；

33、 23 橋式起重機械課程設計 指導教師：湯 文 生 班級： 2007級機械設計1班 學生：周 鳳 玲 學號： 2010年7月14號

34、 24 1、課程設計目的和要求 1.1設計的目的： 《起重機課程設計》是現(xiàn)代港口設備與自動化計算機科學與技術專業(yè)一個重要的實踐教學環(huán)節(jié)，是對學生進行的全面的技術設計訓練。 1.2課程設計的要求： 通過起重機課程設計，使學生掌握橋式起重機起重小車機構的設計計算方法和步驟；使學生對起升機構及小車運行機構的結構、工作原理、安裝要求等有進一步地了解；培養(yǎng)學生綜合運用基礎知識和專業(yè)理論知識分析和解決工程實際問題的能力；培養(yǎng)學生具有熟練地查閱各種技術標準與規(guī)范、使用設計手冊和設計資料等的能力。 2、設計題目 起重量：16t 跨度：13.5 工作級別A7 起升高度12m 起升速度16m

35、/min 機構工作級別為M6小車運行速度45m/min 大車運行速度：110m/min大車運行傳動方式：分別傳動 橋架主梁型式:箱型梁 估計質量：小車：6t 起重機：23.7t 25 目錄 一、起升機構的計算 1、確定起升機構的布置方案和傳動方案………………………………1 2、鋼絲繩選擇 確定起升滑輪倍率………………………………………………………1 鋼絲繩最大工作靜力……………………………………………………1 傳動方案簡圖……………………………………………………………2 鋼絲繩……

36、………………………………………………………………3 3、滑輪和卷筒尺寸、卷筒轉速計算 滑輪………………………………………………………………………3 卷筒繩槽尺寸……………………………………………………………4 卷筒同長度………………………………………………………………4 卷筒壁厚與強度計算……………………………………………………4 卷筒轉速…………………………………………………………………4 4、選用電動機 電動機穩(wěn)態(tài)起升功率……………………………………………………5 初選電動機………………………………………………………………5 5、減速器選擇 計算傳動比……………………

37、…………………………………………5 QJ型減速器選用 ………………………………………………………5 減速器驗算………………………………………………………………5 6、實際起升速度計算 26 實際起升速度……………………………………………………………6 實際起升速度滿足的條件………………………………………………6 7、聯(lián)軸器 高速軸……………………………………………………………………6 低速軸……………………………………………………………………6 8、電動機驗算

38、 起動時間…………………………………………………………………7 電動機過載運算…………………………………………………………7 電動機發(fā)熱驗算…………………………………………………………7 9、制動器的選擇 穩(wěn)態(tài)下額定載荷時作用在制動輪軸上的轉速…………………………7 制動輪軸上的計算制動轉矩……………………………………………7 制動器……………………………………………………………………7 制動時間驗算……………………………………………………………7 二、小車運行機構計算 1、確定機構傳動方案……………………………………………………8 2、選擇車輪與軌道并驗算其強度 初選

39、車輪…………………………………………………………………8 強度校核…………………………………………………………………8 3、運行阻力計算 摩擦阻力矩………………………………………………………………9 4、初選電動機 電動機靜功率……………………………………………………………9 初選電動機…………………………………………………………… 10 5、驗算電動機發(fā)熱條件………………………………………………10 6、選擇減速器 車輪轉速……………………………………………………………… 11 機構

40、傳動比…………………………………………………………… 11 初選減速器…………………………………………………………… 11 7、驗算運行速度和實際所需功率 實際運行速度………………………………………………………… 12 實際所需電動機等效功率…………………………………………… 12 8、驗算起動時間 滿載起動時間 …………………………………………………………12 無載起動時間 …………………………………………………………12 9、按起動工況校核減速器傳遞的功率………………………………13 10、驗算起動不打滑條件 ……………………………………………13 11、選擇制動器……

41、……………………………………………………13 12、選擇高速軸聯(lián)軸器及制動輪………………………………………14 13.、選擇低速軸聯(lián)軸器 ………………………………………………14 14、驗算低速軸浮動軸強度……………………………………………14 疲勞驗算 ………………………………………………………………14 強度驗算 ………………………………………………………………14 三、零件設計 1、卷筒組的設計計算…………………………………………………16 2、卷筒軸……

42、…………………………………………………………15 3、卷筒心軸計算………………………………………………………16 支座反力 ………………………………………………………………16 疲勞計算 ………………………………………………………………16 壓板固定裝置等構造圖……………………………………………… 17 靜強度計算 ……………………………………………………………18 4、選擇軸承 左端軸承 ………………………………………………………………18 右端軸承 ………………………………………………………………18 5、繩端固定裝置計算…………………………………………………19 四、

43、吊鉤裝置的設計計算 1、確定吊鉤裝置構造方案……………………………………………19 2、選擇及驗算吊鉤 吊鉤軸頸螺紋 …………………………………………………………19 吊鉤軸頸螺紋處拉伸應力 ……………………………………………19 計算截面上的最大拉伸應力 …………………………………………19 3、確定吊鉤螺母尺寸 螺母最小工作高度 ……………………………………………………20 螺母外徑 ………………………………………………………………20 4、止推軸承選擇………………………………………………………20

44、 5、吊鉤橫軸的計算……………………………………………………20 6、滑輪軸計算…………………………………………………………21 7、拉板的強度驗算……………………………………………………21 8、滑輪軸承的選擇……………………………………………………21 五、設計小結…………………………………………………………..23 六、參考資料……………………………………………………………23 七、卷筒組裝配圖、吊鉤裝置裝配圖；卷筒零件圖、卷筒軸零件圖 ………………………………………………………………………….24 專心---專注---專業(yè)