桥式起重机设计--起升机构

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东北林业大学桥式起重机设计课程名称：起重输送机械专业班级：森林工程4班学生：刘全兴学号：20080578指导教师：孟春老师2011.7.4~2011.7.15 桥式起重机设计起升机构设计说明书设计内容计算与说明结果1）确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组设计参数:（1）起重量:主钩25t（2）跨度:L=25m（3）最大起升高度:H=10m（4）起升速度V=0.0411m/s小车运行速度V=0.63m/s大车运行速度V=0.63m/s（5）工作级别A4（6）JC值:401.起升机构计算按照布置宜紧凑的原则，决定采用如下图5-1的方案。按Q=25t，查[1]表4-2取滑轮组倍率m=4，承载绳分支数：Z=2m=8图5-1起升机构计算简图m=4ZZ=8 2）选择钢丝绳3）确定滑轮及滑轮组主要尺寸查起重机设计手册附表9选长型吊钩组，图号为图3-4-22（b）。得其质量：G0=697kg两端滑轮间距A=376mm并根据工作级别和起重量从表3-4-2中选择吊钩LM20-M,材料为DG20。若滑轮组采用滚动轴承，当m=4，查[1]表2-1得滑轮组效率ηh=0.982.钢丝绳的选择钢丝绳所受最大拉力：Smax=Qg/2mηh==31.25KN按选择系数C确定钢丝绳直径d(mm)机构工作级别M5，取w=0.46,k=0.82,n=5,=1550MPa则有C=0.1d=C=0.1×=18.38mm查起重机设计手册选用纤维芯钢丝绳6w(19)-22.5-1550-I-光-SZGB1102-74，钢丝公称抗拉强度1550MPa，光面钢丝，左右互捻，直径d=22.5mm，钢丝绳最小破断拉力[Sb]=328KN，标记如下：钢丝绳6w(19)-22.5-1550-I-光-SZGB1102-743.滑轮组的选择3.1滑轮的许用最小直径：D≥==450mm式中系数e=20由起重机设计手册表3-2-1查得。由[1]附表2选用滑轮直径D=600mm。滑轮的绳槽部分尺寸可由[1]附表3查得。由附表4选用钢丝绳d=22.5mm，D=600mm，选长型吊钩组，图号为图3-4-22（b）吊钩LM20-M材料为DG20Smax=31.25KN钢丝绳6w(19)-22.5-1550-I-光-SZGB1102-74D=600mm 查起重机手册表3-2-2选择滑轮绳槽断面尺寸R=12.5mm,H=35.0mm,B1=63mm,E1=46mm,C=1.5mm.滑轮轴径计算：材料采用45钢，sb=600MPa，[t]=0.75sb=450MPa。按剪切强度计算滑轮轴半径：=10mm查表3-2-4选择滑轮尺寸，D5=50mm,滚动轴承型号为E1-210GB276,轴承宽B10=20其标记为：滑轮E122.5×600-50ZBJ80006.3-873.2吊钩横梁的计算中间截面的最大弯曲应力：σ=则轴孔d1的平均挤压应力：则式中：==275/3=91.67MPaδ=20mm,=244mm,B=290mm,d=90mm,d1=70mm3.3拉板的计算拉板上有轴孔的水平截面的内侧孔边最大拉应力为：σt=D=600mmD5=50mmh=65mmδ=20mm,=244mm,B=290mm,d=90mm,d1=70mm 4）确定卷筒尺寸，并验算强度则式中：--应力集中系数，取=2.25。垂直截面的内侧孔边最大拉应力：σ=则轴孔处的平均挤压应力：σbs=则4.卷筒的选择4.1卷筒直径：由起重机设计手册可查得。根据起重量选择：选择齿轮联接盘式卷筒组，选用Do=650mm，卷筒绳槽尺寸由起重机设计手册表3-3-7查得槽距，t=24mm，槽底半径r=11.5mm卷筒尺寸：L===b=175mmd=70mm=20mm=23h0=100mm =1600mm取L=2000mm式中Z0——附加安全系数，取Z0=2；L1——无绳槽卷筒端部尺寸，由结构需要决定。D0——卷筒计算直径D0=650mmL2————固定钢绳所需长度，L2≈3t————中间光滑部分长度，根据钢丝绳允许偏角确定m——滑轮组倍率4.2卷筒壁厚：=+（6～10）=0.02×650+（6～10）=19～23取=20mm4.3卷筒拉应力验算：由于卷筒长度L<3D，故不考虑弯曲和扭转的合成应力，仅考虑压应力对卷筒的影响。卷筒壁压应力验算：===65.1MPa选用灰铸铁HT350，最小抗拉强度=340MPa许用压应力：===68MPa＜故抗压强度足够4.4卷筒的抗压稳定性验算P≤PK/nL=2000mm=20mm＜ 式中n——稳定系数，n取1.4；P——卷筒壁单位面积上所受到的压力；其中P=2Smax/Dt==4MPa对于铸铁卷筒，PK==6.70MPa则P=4≤PK/n=6.70/1.4=4.79MPa故稳定性满足。故选定卷筒直径=650mm，长度L=2000mm；卷筒槽形的槽底半径=11.5mm，槽距=24mm；起升高度=10m，倍率m=4卷筒A-6502000-11.524-104-左ZBJ80006.1-874.5钢丝绳在卷筒上的固定固定方法选择用压板固定，由于钢丝绳直径d=22.5mm,从起重机手册表3-3-4选择序号为6的压板，压板螺栓直径为M20.4.5.1绳尾固定处的拉力为了减小钢丝绳固定处的拉力，钢丝绳在卷筒上应有1.5---3圈的安全圈。利用钢丝绳与卷筒之间的摩擦，减小绳尾固定处的拉力。根据欧拉公式，绳尾固定处拉力SG===4187.5N式中：Smax---钢丝绳最大静拉力（N）；μ----钢丝绳与卷筒表面之间的摩擦系数，μ=0.12~0.16;α----安全圈在卷筒上包角（通常取1.5~3圈）；e----自然对数的底数，e≈2.718.4.5.2螺栓预紧力P（1）压板槽为半圆形，P≤PK/n卷筒A-6502000-11.524-104-左ZBJ80006.1-87从起重机手册表3-3-4选择序号为6的压板，压板螺栓直径为M20.SG=4187.5N 5）考虑钢丝绳与卷筒之间的摩擦力作用：P===7014N4.5.3螺栓强度验算压板螺栓除受预紧力的拉伸作用外，还受垫圈与压板之间的摩擦力Pμ’使螺栓弯曲引起的拉力，故螺栓的最大应力为：σ=则σ=式中：z---固定钢丝绳的螺栓数量，取z=3;d1---螺栓螺纹内径（mm）；---垫圈与钢丝绳压板之间的摩擦系数，取=0.16；t---P的作用力臂，t=24.5mm;[σ]—螺栓许用拉应力，取[σ]=0.8σS/1.5=0.8*225/1.5=120MPa,σS为螺栓屈服强度为225MPa.由于σ,故满足要求。5驱动装置的设计5.1卷筒转速的计算单层卷绕卷筒转NT===4.82r/min式中v——起升速度（m/s）；D0——卷筒卷绕直径P==7014Nσ 驱动装置的设计5.2选择电动机5.2.1电动机的静功率的计算Pj===11.55kw式中Qv——起升载荷及起升速度——滑轮组效率且取滚动轴承取098；——导向滑轮效率，滚动滑轮取0.987——卷筒效率，取0.987——传动效率，取0.855.2.2电动机功率的计算Pw==0.8*11.55=9.24kwG——稳态负载平均系数，由起重机设计手册表2-2-6由工作级别可知取G2=0.85.2.3电动机型号的选择查起重机设计手册表5-1-3选用电动机基准工作制S3-40%，电动机的额定频率为50Hz,额定电压380V，定子绕组为Y接，YZR180L-8机座IM1003，故额定功率为11kw,额定转速为700r/min,轴孔D=55mm。5.2.4电动机过载能力校验起升机构电动机过载能力按下式进行校验NT=4.82r/minPj=11.55kwPw=9.24kw选电动机YZR180L-8机座IM1003 6）验算电动机发热条件Pn=PdPd==8.66MPa式中Pn——在基准接电持续率时的电动机额定功率；m——电动机台数，暂取一台；——电动机转矩的允许过载倍数，取2.8；H——考虑电压降及转矩允差以及静载试验超载的系数。接线异步电动机取2.1，笼型取2.2。故取2.1.Pd/Pn=8.66/11=78.7%<105%故满足电动机过载能力。6.绕线型异步发动机发热校验PS=式中：Ps——稳态平均功率（kw）；由于JC=40，CZ=30由起重机设计手册表5-1-36查得Ps=9.920G——稳态负载平均系数，一般由起重机设计手册表5-1-37及表5-1-41查得G=0.8；——机构总效率；Vq——物品起升速度（m/s）;PQ——起升载荷（N）；m——电动机的个数，此处m=1；由于Ps，故满足要求。该电机基准工作制S3-40%时，额定输出功率：Pn=11kw.7.选择减速器7.1减速器传动比起升机构传动比i0=n/nt=700/4.82=145Pd=8.66MPa故满足电动机过载能力。PS=9.920kw满足电动机发热校验要求 7）选择减速器式中n——电动机额定转速（r/min）；Nt————卷筒转速（r/min）；故为三级传动。7.2标准减速器的选用根据传动比，输入轴的转速，工作级别和电动机的额定功率来选择减速器的具体型号，并使减速器的许用功率[P]满足下式：[P]k*Pn(kw)式中：k——选用系数k=1.1由于许多标准减速器有自己的标定的选用方法，QJS型起重机减速器用于起升机构的选用方法为：[P]1.1*Pn=12.1kw查起重机设计手册表3-10-6选择QJS450-160-Ⅲ-C-W,当工作类型为中级（相当工作级别为M5级）时，许用功率[P]=13.7KW，i=160，质量=1400㎏，名义中心距，故传动比i=160.7.3减速器的验算减速器输出轴通过齿轮连接盘与卷筒相连时，输出轴及其轴端承受较大的短暂作用的扭矩和径向力，一般还需要对进行验算。轴端最大径向力Fmax=S+Gt/2[F]三级传动选减速器QJS450-160-Ⅲ-C-W 8）校核减速器输出轴强度=(1+0.7*0.041)*31250+1379*9.8/2=38913.4N＜64000N式中：——起升载荷动载系数，=1+0.7*v；S——钢丝绳的最大静拉力；Gt——卷筒重力，查起重机设计手册表3-3-6查得所选卷筒重力为Gt=1379*9.8N；[F]——减速器允许得最大径向载荷，查起重机设计手册表3-10-7查得[F]=64000N；减速器输出轴承受的最大扭矩应满足以下条件：Tmax=T[T]Tmax=(1+0.7*0.041)*31250*0.65=20902N<30000N式中：——起升载荷动载系数，=1+0.7*v；T——钢丝绳最大静拉力在卷筒上产生的扭矩；[T]——减速器输出轴允许的最大扭矩，查起重机设计手册表3-10-6查得[T]=30000N；故减速器满足要求9.制动器的选择9.1制动器转矩计算Fmax=38913.4NFmax<[F]Tmax=20902NTmax[T] 9）选择制动器起升机构制动器的制动转矩必须大于由货物产生的静转矩，在货物处于悬吊状态时具有足够的安全裕度，制动转矩应满足：Tz≥K（N*m）==189.42（N*m）式中：Tz——制动器制动转矩；K——制动安全系数，与机构重要程度和机构工作级别有关，由起重机设计手册表2-2-7查得K取1.75；Q——额定起重载荷；D0——卷筒卷绕直径；——机构总效率，0.87；i——传动机构传动比，i=160；9.2制动器型号的选择根据制动器的特点，使用范围以及注意事项，选择电力液压块式制动器，由Tz选择YWZ5-315/23,制动轮直径D=315mm,额定制动转矩为200N•m质量44.6kg 10）选择联轴器10联轴器型号的选择T=≤[T]式中：T——所传动扭矩的计算值（N*m）；——按第Ⅱ类载荷计算的轴传最大扭矩，故=1；k1——联轴器重要程度系数，对起升机构，k1=1.8；k3——角度偏差系数，选用齿轮联轴器，k3=1.25，取角度偏差系数为0.50.高速轴:=（0.7～0.8）取==315.21N*m式中：——电动转矩允许过载倍数，取2.8；Tn——电动机额定转矩，Tn=9550*故Tn≈150.1N*mT=≤[T]==709.22N*m由起重机设计手册表5-1-9查得YZR180L-8机座IM1003电动机轴端为圆锥形，。浮动轴的两端为圆柱形从起重机设计手册表3-10-9查得QJS制动器选择YWZ5-315/23T=709.22N*m 11）起制动时间验算450-160-Ⅲ-C-W减速器的高速轴为圆锥形。靠电动机轴端联轴器由表3-12-6选用CLZ联轴器最大容许转矩[Tt]=3150N*m＞值,质量=26.9kg靠减速器轴端联轴器由起重机设计手册表3-12-8选用带制动轮的半齿联轴器,序号为4,最大容许转矩[]=3150Nm,飞轮力矩kg·m,质量39kg.为与制动器YWZ5-315/23相适应,将联轴器所需制动轮,修改为应用.11.起制动时间的验算11.1起动时间的验算起动时间：≤[tq]=≈0.392s<1s式中:n——电动机额定转速（r/min）；Tq——电动机平均起动转矩，由起重机设计手册表2-2-8可知三相交流绕线Tq=1.7Tn=≈255N*m；Tj——电动机静阻力距，Tj==≈143N*m；高速轴联轴器选择CL3联轴器带制动轮齿轮联轴器,序号4=0.392s<1s [J]——机构运动质量换算到电动机轴上总转动惯量（）；[J]===0.599式中：Jd——电动机转子的转动惯量（），由起重机设计手册表5-1-13查得Jd=0.39；Je——制动轮和联轴器的转动惯量（），由起重机设计手册表3-12-6查得Je=0.13；[t]——推荐起动时间（s），因为v=0.041m/s,由起重机设计册表2-2-9查得[t]=1s；因为，故合适。11.2起动平均加速度：aq=aq==0.105,[a]=0.2aq<[a]满足要求11.2制动时间的验算因为，故合适。 满载下降制动时间：≤[tz]=≈0.528s<1s式中:n‘——满载下降时电动机额定转速（r/min）通常n‘=1.1n=；Tz——制动器制动转矩，由起重机设计手册表3-7-15Tz=200N*m；TJ‘——满载下降时电动机静阻力距，TJ‘==≈108N*m；[J‘]——机构运动质量换算到电动机轴上总转动惯量（）；[J‘]===0.603式中：Jd——电动机转子的转动惯量（），由起重机设计手册表5-1-13查得Jd=0.39；Je——制动轮和联轴器的转动惯量（），由起重机设计手册表3-12-6查得Je=0.13；[tz]——推荐制动时间（s），可取[tz]≈[tq]；aq<[a]tz≈0.528s<1s 12）高速浮动轴因为，故合适。制动平均减速度：aj=《[a]=1.1v=0.0451m/stz=0.528s,[a]=0.2aj=0.0451/0.528=0.085<[a]符合要求12.高速浮动轴的计算（1）疲劳计算轴受脉动扭转载荷，其等效扭矩：式中——动载系数=0.5（1+）=1.015——起升动载系数，=1.03由上节选择联轴器中，已经确定浮动轴端直径d=55mm,因此扭转应力轴材料用45号钢，由起重机设计手册表3-11-1可查得，弯曲：=240MPa扭转：=/=243/=140MPa=0.6=0.6300=180MPa许用扭转应力：由[1]中式（2-11），（2-14）因为，故合适。aj<[a]=152.4N*m 式中——考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数；——与零件几何形状有关，对于零件表面有急剧过渡和开有键槽及紧配合区段，=1.5—2.5——与零件表面加工光洁度有关，此处取k=2×1.25=2.5——考虑材料对应力循环对称的敏感系数，对碳钢，低合金钢，取；——安全系数，由起重机设计手册表3-11-5得因此,故,通过.（2）强度计算轴所受的最大转矩最大扭转应力：许用扭转应力：式中：——安全系数，由[1]表2-21查得故,通过.=4.646MPa 故合适。浮动轴的构造如图所示，中间轴径高速浮动轴构造如图所示，中间轴径，取图5-3高速浮动轴构造故合适。