课程设计桥式起重机共20页Word文档格式.docx
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4.综合考虑二者的关系和完成部分的设计
对大车运行机构设计的基本要求是：
1.机构要紧凑，重量要轻
2.和桥架配合要合适，这样桥架设计容易，机构好布置
3.尽量减轻主梁的扭转载荷，不影响桥架刚度
4.维修检修方便，机构布置合理
二．大车运行机构具体布置大车运行机构的零部件时应该注意以几点：
1.因为大车运行机构要安装在起重机桥架上，桥架的运行速度很高，而且受载之后向下挠曲，机构零部件在桥架上的安装可能不十分准确，所以如果单从保持机构的运动性能和补偿安装的不准确性着眼，凡是靠近电动机、减速器和车轮的轴，最好都用浮动轴。
2.为了减少主梁的扭转载荷，应该使机构零件尽量靠近主梁而远离走台栏杆；
尽量靠近端梁，使端梁能直接支撑一部分零部件的重量。
3.对于分别传动的大车运行机构应该参考现有的资料，在浮动轴有足够的长度的条件下，使安装运行机构的平台减小，占用桥架的一个节间到两个节间的长度，总之考虑到桥架的设计和制造方便。
4.制动器要安装在靠近电动机，使浮动轴可以在运行机构制动时发挥吸收（xīshōu）冲击动能的作用。
小车（xiǎochē）的设计：
小车主要有起升结构（jié
gò
u）、运行结构和小车架组成。
起升机构采用闭式传动方案，电动机轴与二级圆柱齿轮减速器的高轴速轴之间
采用两个半齿联轴器和一中间浮动轴联系起来，减速器的低速轴鱼卷筒之间采
用圆柱齿轮传动。
运行机构采用全部为闭式齿轮传动，小车的四个车轮固定在小车架的四周，车
轮采用带有角形轴承箱的成组部件，电动机装在小车架的台面上，由于电动机
轴好和车轮轴不在同一平面上，所以运行机构采用立式三级圆柱齿轮减速器，
在减速器的输入轴与电动机轴之间以及减速器的两个输出轴与车轮之间均采用
带浮动的半齿联轴器的连接方式。
小车架的设计，采用粗略的计算方法，靠现有资料和经验来进行，采用钢
板冲压成型的型钢来代替原来的焊接横梁。
1．特征
一）起升和运行机构由独立的部件构成
端梁的设计：
端梁部分在起重机中有着重要的作用，它是承载平移运部分运输的关键部件。
端梁部分是有仇车轮（chēlú
n）组合端梁架组成，端梁部分主要有上盖板，腹板和下盖
板组成端梁是由两段通过（tōngguò
）连接板和角钢用高强螺栓连接而成。
在端梁的内部设
有加强筋，以保证端梁架受载后的稳定性。
梁端的（duāndì
）主要尺寸是依据主梁的跨
度，大车的轮距和小车的轨距来确定的；
大车的运行采用分别传动的方案。
在装配起重机的时候，先将梁端的一段与其中的一根主梁连接在一起，然后
再将梁端的两段接连起来。
2.总体结构示意图
二．机构计算（关键件）
一）确定起升机构的传动方案<
如图一>
，选择大车。
图一
大车（dà
chē）运行结构图
1-电动机2-制动器3-高速（ɡāosù
）浮动轴4-联轴器5-减速器6-联轴器7-低俗（dīsú
）浮动轴8-联轴器9-车轮
二）基本分两类
分别传动和集中传动，桥式起重机常用的跨度（10.5-32M）范围均可用分别传动的方案
本设计采用分别传动的方案。
三）车轮与轨道的选择，强度的验算
按照如图所示的重量分布，计算大车的最大轮压和最小轮压：
满载时的最大轮压：
Pmax=
=
=95KN
空载时最大轮压：
P‘max=
=
=50KN.
空载时最小轮压：
P‘min=
=34KN
式中的e为主钩中心线离端梁的中心线的最小距离（jù
lí
）e=1.5m
载荷（zà
ihè
）率：
Q/G=100/168=0.595
由计算（jì
suà
n）选择车轮：
当运行速度为Vdc=60-85m/min，Q/G=0.595时工作类型为中级时，车轮直径Dc=500mm，轨道为P38的许用轮压为150KN。
1）.疲劳强度的计算
疲劳强度计算时的等效载荷：
Qd=Φ2·
Q=0.6*100000=60000N
式中Φ2—等效系数，查的Φ2=0.6
车论的计算轮压：
Pj=KCI·
r·
Pd
=1.05×
0.89×
77000
=71957N
式中：
Pd—车轮的等效轮压
Pd=
=77000N
r—载荷变化系数，当Qd/G=0.357时，r=0.89
Kc1—冲击系数，第一种载荷当运行速度为V=1.5m/s时，Kc1=1.05
根据点接触情况计算疲劳接触应力：
σj=4000
=4000
=14563Kg/cm2
σj=145630N/cm2
式中r-轨顶弧形（hú
xí
nɡ）半径，由查得r=300mm，对于（duì
yú
）车轮材料ZG55，当HB>
320时，[σjd]=160000-200000N/cm2，因此满足（mǎnzú
）疲劳强度计算。
2）.强度校核
最大轮压的计算：
Pjmax=Kc·
Pmax
=1.1×
95600
=105160N
式中Kc-冲击系数，载荷Kc=1.1
按点接触情况进行强度校核的接触应力：
jmax=
=15353Kg/cm2
jmax=153530N/cm2
车轮采用ZG55，查得，HB>
320时，[j]=240000-300000N/cm2，
jmax<
[j]
故强度足够。
运行阻力计算
摩擦总阻力距
Mm=β（Q+G）（K+μ*d/2）
由Dc=500mm车轮的轴承型号（xí
nghà
o）为：
22220K，轴承内径和外径的平均值为：
（100+180）/2=140mm
由查得：
滚动（gǔndò
ng）摩擦系数K=0.0006m，轴承（zhó
uché
ng）摩擦系数μ=0.02，附加阻力系数β=1.5，代入上式中：
当满载时的运行阻力矩：
Mm（Q=Q）=Mm（Q=Q）=β（Q+G）（κ+μ）=1.5（100000+168000）×
（0.0006+0.02×
0.14/2）
=804N·
m
运行摩擦阻力：
Pm（Q=Q）==
=3216N
空载时：
Mm（Q=0）=β×
G×
（K+μd/2）
=1.5×
168000×
=504N
Pm（Q=0）=Mm（Q=0）/（Dc/2）
=504×
2/0.5
=2016N
四）电动机的选择
电动机静功率：
Nj=Pj·
Vdc/（60·
m·
）
=3216×
85/60/0.95/2=2.40KW
式中Pj=Pm（Q=Q）—满载运行时的静阻力
（Pm（Q=0）=2016N）
m=2驱动（qūdò
nɡ）电动机的台数
初选（chūxuǎn）电动机功率：
N=Kd*Nj=1.3*2.40=3.12KW
式中Kd-电动机功率（gōnglǜ）增大系数，由查得Kd=1.3
查表选用电动机YR160M-8；
Ne=4KW，n1=705rm，（GD2）=0.567kgm2，电动机的重量Gd=160kg
1.验算电动机的发热功率条件
等效功率：
=K25·
r·
=0.75×
1.3×
2.40
=2.34KW
式中K25—工作类型系数，由表查得当JC%=25时，K25=0.75
r—按照起重机工作场所得tq/tg=0.25，估得r=1.3
由此可知：
<
Ne,故初选电动机发热条件通过。
选择电动机：
YR160M-8
2.减速器的选择
车轮的转数：
nc=Vdc/（π·
Dc）
=85/3.14/0.5=54.1rpm
机构传动比：
i。
=n1/nc=705/54.1=13.0
查表，选用两台ZLZ-160-12.5-减速器i。
‘=12.5；
[N]=9.1KW，当输入转速为750rpm，可见Nj<
[N]中级。
（电动机发热条件通过,减速器：
ZLZ-160-12.5-）
3.验算起动（qǐdò
nɡ）时间
起动（qǐdò
nɡ）时间：
Tp=
式中n1=705rpm
nɡ）电动机台数
Mq=1.5×
975×
N/n1
=1.5×
4/705=82.9N·
m
满载时运行静阻力矩：
Mj（Q=Q）=
==67.7N·
空载运行时静阻力矩：
Mj（Q=0）=
==42.4N·
初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩：
（GD2）ZL+（GD2）L=0.78N·
机构总飞轮矩:
（GD2）1=（GD2）ZL+（GD2）L+（GD2）d
=5.67+0.78=6.45N·
满载起动时间:
t=
=
=8.91s
空载启动（qǐdò
ng）时间:
t==
=5.7s
起动时间（shí
jiān）在允许范围内。
4.起动（qǐdò
nɡ）工况下校核减速器功率
起动工况下减速器传递的功率:
N=
式中Pd=Pj+Pg=Pj+
=3216+=7746.2N
m/--运行机构中,同一级传动减速器的个数,m/=2.
因此N==5.89KW
所以减速器的[N]中级=9.1KW>
N,故所选减速器功率合适。
五．制动器的选择（xuǎnzé
）
取制动（zhì
dò
nɡ）时间tz=5s
按空载（kōnɡzǎi）计算动力矩,令Q=0,得:
Mz=
式中
=-19.2N·
Pp=0.002G=168000×
0.002=336N
Pmin=G
==1344N
M=2----制动器台数.两套驱动装置工作
=41.2N·
现选用两台YWZ-200/25的制动器，查表其制动力矩M=200N·
m，为避免打滑，使用时将其制动力矩调制3.5N·
m以下。
六．选择联轴器
根据传动方案,每套机构的高速轴和低速轴都采用浮动轴.
1.机构高速轴上的计算扭矩：
==110.6×
1.4=154.8N·
式中MI—连轴器的等效（děnɡxià
o）力矩.
MI==2×
55.3=110.6N·
—等效（děnɡxià
o）系数取=2查表
Mel=9.75*=55.3N·
查的:
电动机Y160M1-8,轴端为圆柱形,d1=48mm,L=110mm;
查得ZLZ-160-12.5-的减速器,高速（ɡāosù
）轴端为d=32mm,l=58mm,故在靠电机端选联轴器ZLL2（浮动轴端d=40m
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