半龙门式起重机起升机构设计毕业设计.docx

半龙门式起重机起升机构设计毕业设计目录摘要错误!未定义书签。ABSTRACT错误!未定义书签。目录I第1章绪论11.1 课题研究的意义及现状11.2 论文主要研究内容6第2章任务分析及方案设计72.1 任务分析72.3 小车运行机构设计102.4 卷筒组方案设计12第3章起升机构设计计算133.1 确定主起升机构传动方案,选择滑轮组和吊钩组133.2 主起升机构选择钢丝绳133.3 确定主起升滑轮主要尺寸143.4 确定主起升卷筒尺寸并验算强度143.5 主起升电动机的选择及校验173.6 主起升选择减速器183.7 验算主起升速度和实际所需功率183.8 校核主起升减速器输出轴强度:183.9 选择主起升制动器193.10 选择主起升联轴器193.11 验算主起升起动时间203.12 验算主起升制动时间213.13 主起升高速浮动轴计算213.14 确定副起升机构传动方案,选择滑轮组和吊钩组233.15 副起升机构选择钢丝绳233.16 确定副起升滑轮主要尺寸243.17 确定副起升卷筒尺寸并验算强度243.18 副起升电动机的选择及校验263.19 副起升选择减速器273.20 验算副起升速度和实际所需功率273.21 校核副起升减速器输出轴强度:283.22 选择副起升制动器283.23 选择副起升联轴器293.24 验算副起升起动时间293.25 验算副起升制动时间303.26 副起升高速浮动轴计算31第4章小车运行机构计算334.1 确定机构传动方案334.2 选择车轮与轨道并验算强度334.3 运行阻计算354.4 电动机的选择354.5 选择减速器364.6 验算运行速度和实际所需功率364.7 验算起动时间374.8 按起动况校核减速器功率384.9 验算起动不打滑条件384.10 选择制动器394.11 选择高速轴联轴器及制动轮394.12 选择低速联轴器404.13 验算低速浮动轴强度41第5章卷筒部件计算435.1 卷筒心轴计算435.2 选择轴承445.3 绳端固定装置计算45第6章吊钩装置计算486.1 确定吊钩装置构造方案486.2 选择吊钩486.3 确定吊钩螺母尺寸496.4 止推轴承的选择496.5 吊钩横轴计算496.6 滑轮轴计算506.7 滑轮轴承的选择51结论52参考文献53致谢54附件155附件262第1章绪论1.1 课题研究的意义及现状1.1.1 起重机的发展史起重机械是种循环、间歇运动的机械,主要用于物品的装卸。个工作循环 般包括:取物装置从取物地点由起升机构把物品提起,运行、旋转或变幅机构把物品 移位,然后物品在指定地点下降:接着进行反向运动，使取物装置回到原位,以便进 行下一次的工作循环。在两个工作循环之间,一般有短暂的间歇。由此可见,起重机 械工作时,各机构经常处于启动、制动以及正向、反向等相互交替的运动状态中。早在中国古代灌溉农田用的桔是臂架式起重机的雏形。14世纪,西欧出现了人力 和畜力驱动的转动臂架型起重机。19世纪前期，出现了桥式起重机。起重机的重要磨 损件如轴、齿轮、和吊具等开始用金属材料制造,并开始采用水力驱动。19世纪后 期,蒸汽驱动的起重机开始取代了水力驱动的起重机。20世纪20年代初,由于电气 业和内燃机工业的迅速发展,以电动机和内燃机为驱动装置的各种起重机基本形成。起重机主要包括起升、运行、变幅、回转机构及金属结构等。起升机构式起重机 的基本工作机构，大多是由吊挂系统和绞车组成,也有通过滚压系统升降重物的。运 行机构用于以纵向水平运移重物以及调整起重机的工作位置,一般由电动机、减速 器、制动器、车轮组组成。起重机一般是是指除了起升机构外还有水平运动机构的起重设备。根据水平运动 的形式不同分为多种类型。本次设计为半龙门式起重机的部分机构及总体设计。对于半龙门式起重机水平桥架设置在一条支腿鱼高架轨道上的种桥架式起重 机。这种起重机有一条支腿在地面轨道上运行,主要在露天贮料场、船坞、电站、港 以及室内等进行安装作业。半龙门起重机的起升机构、小车运行机构和桥架结构， 与桥式起重机基本相似。由于跨度大,起重机运行机构大多采用分别驱动方式,以防 止起重机产生歪斜而增加阻,发生事故。龙门起重机的起重小车在桥架上运行,有 的起重小车就是一台臂架型起重机。桥架两侧的支腿一般都是刚性支腿;跨度超过30 米时，常是侧为刚性支腿,而另侧通过球较和桥架连接的柔性支腿,使门架成为 静定系统,这样可以避免在外载荷作用下由于侧向推力而引附加应力也可补偿桥架纵 向的温度变形龙门起重机的受风面积大,为防止在强风作用下滑行或翻倒。1.1.2 我国的起重机发展现状起重机的发展在我国有进50年的历史,50多年来基本的机械结构工作装置、回转 装置、行走机构等就其形式和外观形状没发生显著的变化,这是由于起重机基本原理 和性能没有本质的变化估计在以后,这三个方面也不会有本质的变化。1.我国的现状来说，起重机经苏联传入我国，自主创新不足，这与国际形式是不适 应的。其次是与国外的差距也很大:(1)规模差距 起重机属于小批量生产,不易形成规模化生产,规模小就难以 实现规模效益。(2)吨位差距国内起重机吨位低，较国际大型企业相差较大。(3)性能差距国产品牌的可靠性、结构性能,整机性能有待进步的提高。(4)销售差距国外销售额太少,应多向国外销售。龙门式及桥式起重机的市场份额越来越大,使用非常广泛,这是产品本身、龙门 式及桥式起重机厂家以及国家政策等多种因素共同作用下的结果，随着经济的不断发 展,尤其是目前经济危机的刺激,国家的揽子计划的推动，桥式起重机、门式起重 机以及悬臂起重机等起重机市场的需求、发展前景大好。龙门式及桥式起重机的市场需求一年年的上涨,需求量超出了很多起重机生产厂家的 预期,尤其是2008年末的场突如其来的全球性经济危机，冲击着世界上的每个角 落,当然经济迅速发展的中国也不例外,针对这种经济形势,我国及时的实施了积极的财 政政策和适度宽松的货币政策，尤其是揽子计划的出台和实施,为起重机行业的发展带 来了一线希望,尤其是桥式起重机、门式起重机、以及悬臂起重机等大型起重机在国 家基础设施建设中找到了危机下的生存之道。截至2009年8月底，我国龙门式及桥式起重机行业资产总计达到了 111.8亿元,同 比增长了 21.8%。由于起重机的门槛比较低,中国目前有超过几百家注册的起重机公司,尤其是在河 南新乡在最近几年发展的比较快，号称中国的起重机之乡。2008年,我国龙门式及桥式起重机市场在克服了上半年钢材等原材料价格上涨及下半 年全球金融危机等不利因素的影响下,市场销售表现依然十分强劲。但下半年,市场景气 开始持续走势。金融危机以来,超过90%的龙门式及桥式起重机企业经营受到不同程度影响,其中受 影响明显的企业占21.6%,未受到影响的企业占5%。未受到影响的企业大多承接了国家 重点工程项目。2008年下半年开始,龙门式及桥式起重机出口业务受到较大影响,很多 已确定的项目被暂停或缓建,新的项目订单量明显减少。随着起重设备的发展,对单体运输重量进行了挑战。尽管市场的东西难以预测, 但是毫无疑问,随着中国制造商的崛起,起重设备的制造商在国际国内市场的占有率 将会改变。就大型起重设备而言,虽然很多施工企业还在购买,其中带有很多的盲从 性。目前我国火电建设方面,己经显现出大型设备需求下降的趋势。随着中国核工业 中原建设引进的有一台利勃海尔履带式起重机的到位,我国将拥有千吨级以上履带起 重机4台,基本满足国内的要求。并且,随着国有大型吊装企业市场化改革的推进, 必将使一些企业陷入困境,我国大件吊装市场的竞争将会更将激烈。有关业内人士乐观的预测,中国大型吊装市场还会兴旺十几年,那么也就意味着 起重设备的需求也就兴旺十几年。但对于从事起重事业的人士来说,无疑希望他变成 现实。1.1.3 世界起重机发展现状近20年世界工程起重机行业发生了很大变化。RT（越野轮胎起重机）和AT（全地面起重机）产品 的迅速发展，打破了原有产品与市场格局,在经济发展及市场激烈竞争冲击下,导致世界工程起重 机市场进步趋向一体化。目前世界工程起重机年销售额已达?5亿美元左右。主要生产国为美 国、日本、德国、法国、意大利等，世界顶级公司有10多家,主要集中在北美、日本（亚洲）和 欧洲。美国既是工程起重机的主要生产国,又是最大的世界市场之一。但由于日本、德 国起重机业的迅速发展及RT和AT产品的兴起,美国厂商曾在20世纪670年代 世界市场中占有的主导地位正逐步受到削弱,从而形成美国、日本和德国三足鼎立之 势。近几年美国经济回升，市场活跃，外国厂商纷纷参与竞争。美国制造商的实力也 有所增强,特雷克斯起重机公司的崛起即是例证。特雷克斯起重机公司前身是美国科林起重机厂。1995年以来,其通过一系列的兼并活动,已发展成为世界顶级公司之日本从20世纪70年代起成为工程起重机生产大国,产品质量和数量提高很快, 已出口到欧美市场,年总产量居世界第一。自1992年以来,由于受日元升值、国内基 建投资下降和亚洲金融危机影响,年产量呈下降趋势。目前日本市场年需求量为3000 台左右。欧洲是潜很大的市场,欧洲各工业国既是工程起重机的出口国，也是重要的进 国。德国是最大的欧洲市场,其次为英国、法国、意大利等国。在德国AT产品市 场份额中,利勃海尔占53%,格鲁夫占16%,德马泰克占14%,多田野和特雷克斯各 占10%和5%左右。以往起重机厂商的某些合作,大多集中于营销协定或许可证贸易协 定。许可证贸易要比全面并购方式开展早,风险也小,在行业中已有先例。但按许可 证协定进行制造,往往在期满后因产权争议而告终。特雷克斯与日本IHI公司有历史联 系,至今特雷克斯还提供涂装AmericanCrane公司产品标志的!H!履带式起重机。有人 会将特雷克斯与IHI的合作看作许可证贸易行得通的例证。但此类协定难以持久，其 结果无非是雷克斯要求加强对IHI公司的控制,或者谋求独立生产履带式起重机。IHI 目前尚未建立北美市场份额,仅起分承包商作用。英国格鲁夫公司从1999年开始销售 神钢履带式起重机和城市型起重机。多田野和日立建机公司在1978年签订的相互提供 产品、扩展双方产品系列的合作协议,收效不大。在国内市场萎缩情况下,日立建机 于1999年2月宣布,将再次考虑扩大流动式起重机生产与销售领域与多田野的合作。 而多田野公司则希望能拥有一家美国制造基地,但目前时机尚未成熟。拥有多种类型产品可使收入多样化。特雷克斯公司既经营采矿设备又经营起重搬 运设备,起重搬运设备包括AT和RT产品、汽车起重机、履带式起重机、塔机等。林 克贝尔特公司基于其生产挖掘机的经验,成为首先将液压技术应用于桁架臂式起重机 的厂商之一。但目前住友公司已将其在日本和美国的起重机与挖掘机企业（包括林克贝 尔特）分开,其依据是起重机和挖掘机属于不同行业。利勃海尔既生产挖掘机,也生产 流动式起重机和塔式起重机,还在爱尔兰生产集装箱搬运起重机,其旗下各企业均为 单独实体。1.1.4 起重机的发展趋势起重机涉及相关的配套件,有发动机、电动机、材料、控制元件、液压元件;在 设计技术上,涉及到控制技术、液压技术、;在理论上有设计原理、固体力学、结构 学等。起重机总体性能先进与否,不但是个国家工业水平的体现,也是科技发展水 平的体现。起重机发展趋势应朝着大型化和高精尖方向发展。(1)大型化大型化是机械装备的个主要发展方向,由于许多工艺过程需要的大型化装备需 要向大型化发展。是提高利益,二是艺过程需要。起重机总的发展趋势是由小型到大型化发展,以适应大规模的基本建设需要与国 防建设需要,总之,起重机向大型和高效化发展是如今的主流。(2)信息化信息化包括自动化、智能化、数字化和网络化。首先自动化不仅仅是减轻人们的体力劳动、提高设备工率为目标,目前,正在向 更高水平发展,逐步有自动控制、自动调节自动补偿自动辨识等发展到自学习。自组 织、自维护和自修复方面发展，提高起重机的自动化水平是目前当务之急。目前,电气控制采用交流变频闭环调速控制,使控制达到灵活、稳定是实现人性 化设计的主要特征。采用柴油液压混合动力源是当今发展方向。其次是智能化发展，智能化一方面是作为完成工作的手段,.如利用计算机、单片 机完成某种工作另一方面是作为产品实现的目标。智能化是机械设备的发展方向，可 采取软件嵌入系统的方法,即在起重机中嵌入软件系统,软件在起重机中能对工作状 态进行实时监测，对于主要参数、起升速度、小车移动速度与小车位置进行智能化控 制与优化。以便获得各种明确目标的功能是起重机未来的发展趋势。(3)数字化主要包括智能化设计、虚拟设计、工作过程可数字化,使人们实时了解情况,是 目前研究的热点。(4)网络化包括异地设计与异地制造、远程诊断与远程监控。随着计算机与电子技术的不断 发展的计算机技术和传感技术在起重机行业得到广泛的应用。先进的电子技术和电脑 操作系统的应用越来越普遍。电脑根据关键参数的检测信号和机上的检测结果,提示 操作人员下步进行的操作或在故障状态下显示故障原因、部位以及处理方法。目前 网络化已成重要的研究领域。1.2论文主要研究内容本次设计主要是对12.5t半龙门式起重机起升机构和运行机构进行设计计算,并对 起重机在国内外发展前景及起重机的意义进行研究。在设计中小车起升机构和运行机 构方案进行讨论和研究,最重要的是对起重机小车起升机构和运行机构进行了详细的 设计计算，而且对小车的起升机构、运行机构中的相关部件的作用、设计及选择等作 了详细论述,指出了合理选用部件的重要性。第2章任务分析及方案设计2.1 任务分析小车主要有运行机构,起升机构及小车架组成。运行机构的任务是完成小车通过 大车架上导轨在整个起重机跨度上的运动;起升机构要完成的任务是起升重物;小车 架是用于安放运行机构和起升机构等。其中运行机构由电机、减速装置、传动装置、制动装置及车轮组组成;起升机构 由电机、减速装置、卷筒、钢丝、吊钩、滑轮、制动装置及限制装置（限高装置、限 速装置等）组成。在设计时应先根据起重机小车设计的基本原则和要求及小车的构造 确定小车的总体布置方案,之后再根据起升机构和小车运行机构的传动方案对上述机 构进行的设计及选型。除以上主要组成机构外，在设计时还要考虑些安全装 置，如限位装置、缓冲装置、栏杆和排障板等的设计。2.2 小车起升机构方案设计起升机构是由电机通过减速装置带动卷筒转动而使钢丝绳缠绕于卷筒之上进而带 动吊钩提升重物的装置。通常减速装置功能由带传动和齿轮传动来完成,但由于带传动适用于载荷不大的 场合,而起重机要求有大的输出转矩故带传动不适用于起重机中，可考虑用齿轮传动 来完成减速。总体传动方案:电机减速器卷筒方案一如图2-1所示,采用涡轮蜗杆减速器,此方案一般只用于圆柱齿轮减速器 位置受限的场合,由于涡轮蜗杆的传动效率较低,故一般很少使用。1减速器2制动器3全齿联轴器4电动机5开式齿轮6卷筒图2-2开式传动方案二为开式传动方案,见图2-2,适用于大起重量、低起升速度的情况,由于 开式传动齿轮磨损较快,故除特殊要求较少使用。开式传动的方案也较多,但由于本 次设计起重量为12.5/3.2t,为中小起重量,不宜采用开式传动,故开式传动的其他方 案在此不做详细讨论。1电动机2半齿联轴器3浮动轴4带制动轮的半齿联轴器5制动器6减速器7卷筒方案三为闭式传动,在电机和减速器之间采用浮动轴3连接,其优点为容许有较 大的安装误差,且轴越长允许的安装误差越大,而且这种装配留有足够的维护操作空 间,便于拆卸和更换零件,并使小车有零件自重引起的轮压分布均匀;缺点为增加了 零件数量和增大了转动惯量,因而在启动和制动时增加了动矩。在此方案中为安全考虑制动轮的半齿联轴器和制动器应靠近减速器,这样万一浮 动轴被扭断,制动器仍能制动住卷筒。3带制动轮的全齿减速器4电动机5卷筒图2-4短轴传动方案四在电动机和减速器之间采用带制动轮的弹性柱销联轴器或带制动轮的全 齿联轴器,这种装配的刚性较大,结构紧凑,对安装要求高,不便于拆卸和更换零 件。方案三和方案四中,在减速器和卷筒连接方面本方案为了缩短减速器和卷筒连接 的轴向尺寸,采用同轴传动的方案,把卷筒轴和减速器低速轴合成为个长轴。但缺 点是装拆不方便,轴的构造比较笨重,减速器不能单独运行装配和试运转,及分组性 较差。方案五2341减速器2制动器3全齿联轴器4电动机5全齿联轴器6卷筒图2-5短轴卷筒带联轴器传动此方案中在减速器和卷筒的连接上加入了全齿联轴器,这种形式构造简单解决了 方案三和方案四减速器的卷筒之间分组性较差的弱点,但其缺点是在卷筒轴线方向所 占的位置较长,且由于增加了卷筒的轴承部件和联轴器而使机构的自重增加。2.3 小车运行机构设计方案:双电机驱动1电动机2QS型减速器3导轨4车轮图2-6双电机驱动本方案使用两组同步电机及QS型减速器（该系列减速器采用了电动机、制动器和 减速器合为一体的结构）进行分别驱动,此种方案方法具有结构紧凑,体积小,重量轻安装灵活简便,传动效率高,寿命长等优点。但由于采用两套电动机及减速器装 置，成本较高。方案:单电机驱动此种方案可分为减速器在边端的方案如图2-7所示，减速器在中间的方案如图2-8 所示。1电动机2带制动器的全齿联轴器3制动器4立式减速器5十字沟槽联轴器6车轮7半齿联轴器8浮动轴图2-7减速器位于侧的方案1电动机2糊恸轮的全田联轴*3制动罂! .jJCWita 5车轮6芈由联轴18 7浮动轴图2-8减速器位于中间的方案在图2-7方案中，减速器装在小车旁边其优点是安装维护减速器的工人可在桥架走 台上工作,较为安全方便,缺点是减速器与靠近的一个车轮之间的转矩较大,等于全 部输出转矩,所需轴颈也较大。在图2-8方案中,减速器防于两车轮中间,使轴所受转矩减小,每边输出轴转矩是 减速器输出轴转矩的一半。减速器输出轴于车轮轴之间采用半齿联轴器和浮动轴连 接，这样可使允许的安装偏差稍大一些,易于安装;缺点是机构中的车轮轴承和联轴 器较多,而运行机构显得比较复杂,成本较高,一般用于起重量10t以上的桥式起重 机。2.4 卷筒组方案设计长轴卷筒方案图2-9长轴卷筒方案此方案使用齿轮连接盘,其特点是卷筒只受弯矩不受扭矩,故卷筒和卷筒轴不必 用键连接。只有当卷筒一端装有旋转式的起升限位开关,为确保卷筒轴与卷筒同步旋 转,卷筒毂与轴用键连接。第3章 起升机构设计计算3.1 确定主起升机构传动方案,选择滑轮组和吊钩组图3-1起升机构计算简图按布置紧凑原则,起升方案选取图2-3所示的方案三,如图3-1所示,采用双联滑 轮组。Q = 12.5f,查表4-1取滑轮组倍数=3,承载绳分支数:(3-1)Z = 2ih = 63.2 主起升机构选择钢丝绳查附表8选图号T1-3621507吊钩组,得其质量:Go = 322kg ,两滑轮间距A =358若滑轮组采用滚动轴承,当=3,查1表2-1得滑轮组效率：力=0.985,钢丝 绳所受最大拉：maxQ = Go212500 + 3222x3x0.985= 2170 依= 21.70AJV(3-2)查1表2-4,中级工作类型,安全系数钢丝绳计算破断拉SS/, =xSmax =5.5x21.7 = 119.35 N(3-3)查附表1选用瓦林吞型纤维芯钢丝绳6X19W + FC ,钢丝公称抗拉强度 1770MPa »光面钢丝,左右互捻,直径d = 14皿,钢丝绳最小破断拉 = 123.5N,标记如下:钢丝绳 14M4T6X19W + EC1770ZS123.5G88918-883.3 确定主起升滑轮主要尺寸滑轮的许用最小直径:D>d(e-) = 14(25 -1) = 336mm(3-4)式中系数e = 25有1表2-4得。有附表2选用滑轮直径。= 355,取平衡滑轮直径 Dp = 0.6D = 0.6x355 = 23mm ,由附表2选用。,= 225mm。滑轮的绳槽部分尺寸可 由附表3查得。由附表4选用钢绳直径d = 14m6,D = 355mm ,滑轮轴直径 。5 = 9Qmm的£1型滑轮标记：滑轮居14义355-90 ZB 80 006.8-87由附表5平衡滑轮选用d = 14/wn , D = 225mm ,滑轮轴直径。5 = 45nw7的F型滑 轮标记为:滑轮 14x355-45 ZB J80 006.9-873.4 确定主起升卷筒尺寸并验算强度3.4.1 卷筒直径:卷筒直径：D>d(e-l) = 14(25 -1) = 336mm(3-5)由附表13选用。=400mm,卷筒绳槽尺寸由3附表14-3查得槽距,t = 6mm,槽底半径r = 8mm 3.4.2 卷筒尺寸:卷筒尺寸:L = 2（黑+ Z（,+4» +=？12。 + 2 + 4）16 + 358 = 1244.2加（3-6）取丄=1500ww式中Z。为附加安全系数,取Z0=2;为卷筒不切槽部分长度,取其等于吊钩组动滑轮间距,即 L.=A = 25mm ,实际长度在绳偏斜允许范围内可以适当增减;D。为卷筒计算直径。 = + d = 400 +14 = 414mm。3.4.3 卷筒壁厚：卷筒壁厚:= 0.020 + (6 10) = 0.02x400 +(6 10) = 14 18/wm(3-7)取=15mm 3.4.4 卷筒壁压应验算:卷筒壁压应验算:_y max21700 _0.015x0.016=90.24MPa(3-8)选用灰铸铁”200,最小抗拉强度a =195用Pa,许用压应:(3-9)a= = = l30MPay 吗 1.5crvmax <crv故抗压强度足够。V mdA-* y3.4.5 卷筒拉应验算:由于卷筒长度3。,尚应校验由弯矩产生的拉应，卷筒弯矩图示于图3-2图3-2卷筒弯矩图卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时:Mw = SI = Smax (-) = 21700x 1500 - 358 =1239070ON -m机(3-10)h maxiTidx 2，2卷筒断面系数:ntD4- D.,4004 -37043W = 0.1 = O.lx = 1714597.5相(3-11)D400式中 。为卷筒外径,0 = 400加;为卷筒内径,。=0-23 = 400-2x15 = 370“于是Mw _ 12390700W 1714597.5=1.23MPa(3-12)合成应：= 7.23 + x 90.24 = 34.36MPa(3-13)11 ffv ix130式中许用拉应a, =- = = 39 MPa45(3-14)故; < 冋,卷筒强度验算通过。选定卷筒直径。= 400,",长度=1500J?;卷筒槽形的槽 底半径r= 8?,槽距，=16Z/;起升高度H = 12Z,倍率,; =3;靠近减速器一端的 卷筒槽向为左的A型卷筒,标记为:卷筒 4400x1500-8x16-12x3 左 ZBJ80 007.2-873.5主起升电动机的选择及校验3.5.1电动机的选择:计算静功率:(Q + G。)、(12500 + 322)xll.5 = 2&3初102x60102x6x0.85(3-15)式中 "为机构总效率,一般 =0.80.9,取 = 0.85电动机计算功率:Ne>kdNi = 0.8x28.3 = 22.64&W(3-16)式中 系数的由1表6-4查得,对于知6级机构，kd = 0.75 0.85,取怎=0.8查附表30选用电动机ZR2-52-8 ,其中N/60%) = 19.0kW ,=735?，GO=3.234依/2,电机质量G4=260&g3.5.2验算电动机发热条件:按照等效功率法,求0 = 60%时所需的等效功率:N、>k25-y-Nj =0.75x0.87x28.3 = 18.5W(3-17)式中 2s为工作级别系数,查1表6-4,对于“5知6级,k25 = 0.5 ；为系数,根据机构平均启动时间与平均工作时间的比值(0/)查得。由1 表6-3, 一般起升机构。& =0.1 ,由1图6-6查得=0.87由以上计算结果 N,<N,故初选电动机能满足发热条件3.6主起升选择减速器卷筒转速:工 11.5X3 x/min 血 3.14x0.414(3-18)减速器传动比:. n. 735_ _in= = 27.7n： 26.5(3-19)查附表35选ZQ-500-IV-3CA减速器,当工作类型为中级时,许用功率N = 2.0kW , z0 = 23.34 ,质量G« = 345依,入轴直径& = 50mm ,轴端长/, = 85mm（锥形）3.7验算主起升速度和实际所需功率实际起升速度:v = v4 = 11.5x = 13.6w/min(3-20)i0 23.39误差：v v,-_-x100% = 1.8%<£ = 15%(3-21)实际所需等效功率:N' =N,上= 18.5x坐= 183.7<N,“w=19.0 W(3-22)3.7校核主起升减速器输出轴强度:由1公式（6-16）得输出轴最大径向：降;（叫与）困（3-23）式中=2x21700 = 43400N = 43.4&N为卷筒上卷绕钢丝绳引起的载荷;Gj =9.81jW 为卷筒及轴自重R = l6.5kN为ZQ500减速器输出轴端最大允许径向载荷,由附表36查得R1mx =-(43.4 + 9.81) = 13.3AN <R = 6.5kN(3-24)由川公式(6-17)得输出轴最大扭矩:%().7 0.8)唳/。<fM(3-25)式中 M, =9750x丄= 252Nm 为电动机轴额定矩;m,x =2.8为当”:= 60%时电动机最大力矩倍数,由附表33查得;o=0.95为减速器传动效率;M = 25000N.2为减速器输出轴最大容许转矩，由附表36查得；=0.8x2.8x252x0.95x23.34 = 12516Nm<M = 25000Nm(3-26)由以上计算,所选减速器能满足要求。3.9 选择主起升制动器所需静制动矩:M >K M =K, ZZ Jz(Q + G。)。(12500 + 322)x0.414(3-27)2ihio2x3x23.34=56.38kg - m - 563.8 m式中K: =1.75为制动器安全系数,由1第六章查得由附表15选用YWZ5-400/50制动器,其制动转矩右=45. 710Nm,制动轮直径D. = 400mm ,制动器质量G： = 78.4kg3.10 选择主起升联轴器高速轴联轴器计算转矩,由1 (6-26)式:(3-28)Mc =%M, =1.5xl.8x252 = 680.4Nm式中 M«=218为电机额定转矩;= 1.5为联轴器安全系数;=1.8为刚性动载系数,一般必=1.52.0由附表31查得JZR2-52-8电动机轴端为圆锥形:d = 70mm , 1 = 105.从附表34 查得ZQ-500减速器的高速轴端为圆柱形:d - 50mm , I = 85mm靠电动机轴端联轴器 由附表43选用CLZ3半联轴器,图号为S139,最大容许转 矩順=3150N6>"<值,飞轮矩(GO?), =0.403依 m2,质量G,=23.6依浮动轴的两轴端为圆柱形d = 45mm , I = 85mm靠减速器轴端联轴器 由附表45选用带。300加制动轮的半齿联轴器,图号为 S124 «最大容许转矩M= 3150N2 ,飞轮矩(G。 = 1.8依,质量 G： =38.5依。为与制动器YWZ5-400/50相适应,将S124联轴器。30?制动轮修改 为。 = 4027 应用。3.11 验算主起升起动时间起动时间:38.2陷一xC(GD2), +(Q + G。)&V(3-29)式中(GO?% =(GZZ+(6。2)/+(G£>2)z =1.465 + 0.403 + 1.8q0)=3.668Ag - m2静阻矩:_ (Q + G0)D0 _ (12500 + 322)x0.414 1V1 2irj2x3x23.34x0.85=44.56依加=445.9N !(3-31)(3-22)故tq =735 38.2(445.5-378)1.15x3.668 +(12500 + 322)x0,414x0,85(3X23.34)2=1.46s平均起动转矩:a=1.5 %= 1.5X252 = 378N隕通常起升机构起动时间为15s,此处=1.46”故所选电机合适3.12验算主起升制动时间制动时间:38.2（必 吃）C(GD2),+(Q + G。)空 735_38.2(710-322)xl. 15x3.668 +(1000+219)0.414x0.85(3X40.17)2=0.26s式中x”皇熊XO.85 = 322小由1表6-6查得许用减速度,a <0.2, a =-故t = - a13.60.2x60= 1.13(3-23)(3-24)(3-25)tz <r故合适3.13主起升高速浮动轴计算3.13.I疲劳计算疲劳计算由起升机构疲劳计算基本载荷MXmax=（pbMe =°.72x252 = 181.4Nm式中 G6为动载系数,6 =万。+%）=耳（1 +116） = 0.72 心为起升载荷动载系数（P，=l + 0.71v = l + 0.71x = 1.16 260已选定轴颈d = 45加,故扭转应rnax_ 181.4 _0.2x(0.045)3=9.96x10 m = 9.96/WPa(3-26)(3-27)(3-28)(3-29)=与=隼= 140MPa ；V3 V3轴材料用 45 号钢,q = 600MPo , q = 300MPa , 弯曲: 吟=0.27(4 + CTV) = 0.27(600 + 300) = 243MPa ,扭转； &rt = 0.6、= 0.6x300 = 1 SOMPa轴守脉动循环的许用扭转应:(3-30)式中k = kx km为零件几何形状和零件表面状况的应集中系数;kx为与零件几何形状相关,对于零件表面有急剧过度和开有键槽紧密配合区段,k. = 1.5 2.5 ；km与零件表面加工光洁度有关此处取=2x1.25 = 2.5为材料对应循环不对称的敏感系数，对碳钢及低碳合金钢"=0.2；为安全系数,|=1.25rn,="。,x- = 88.9MPa > r通过Ok 2.5+ 0.2 1.25"3.13.2强度验算轴所受最大转矩;MUmax =(p2Me =1.16x252 = 292.3MPa(3-31)最大扭转应;%0 =丝双-=16.04X 10。N .加=16.04MR?W 0.2x(0.045)2(3-32)许用扭转应;r 1 qq帰=亠=120 MPa1.5(3-33)式中"u =1.5为安全系数。rmax <tu,故通过浮动轴的构造如图3-3,中间轴颈& =d + (510) = 5055mm。取& =55mm图3-3高速浮动轴3.14 确定副起升机构传动方案,选择滑轮组和吊钩组按布置紧凑原则,起升方案选取图2-3所示的方案三,如图3-1所示,采用双联滑轮组。Q = 3.%,查表4-1取滑轮组倍数=1,承载绳分支数:(3-33)Z = 2ih = 23.15 副起升机构选择钢丝绳查附表8选图号G13吊钩组,若滑轮组采用滚动轴承，当 所受最大拉:查n表2-4,中级工作类型,钢丝绳计算破断拉5Sb = nx 5ma得其质量:Go = 99kg ,两滑轮间距A = 200mm=1,查1表2-1得滑轮组效率：“=0.99,钢丝绳:期。+ 99 = 666依=16.66N(3-34)2x1x0.99安全系数= 5.5x16.66 = 91.63(3-35)查附表1选用瓦林吞型纤维芯钢丝绳6X19W + FC ,钢丝公称抗拉强度 1770MPa ,光面钢丝,左右互捻,直径d = 13 mm ,钢丝绳最小破断拉 5 = 98.71,标记如下：钢丝绳 13附 T6x 19W + FC 770Z5123.5G88918-883.16 确定副起升滑轮主要尺寸滑轮的许用最小直径:1) = 13(25-l) = 312/nw(3-36)式中系数e = 25有1表2-4得。有附表2选用滑轮直径= 31