1、 畢 業(yè) 設 計（說明書）2015 屆 題 目 多自由度起重機設計 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 學生姓名 姜 振 學 號 2011283512 指導教師 王金鶴 論文字數(shù) 15107 完成日期 2015年1月 湖州師范學院求真學院教務部印制原 創(chuàng) 性 聲 明本人鄭重聲明：本人所呈交的畢業(yè)論文，是在指導老師的指導下獨立進行研究所取得的成果。畢業(yè)論文中凡引用他人已經(jīng)發(fā)表或未發(fā)表的成果、數(shù)據(jù)、觀點等，均已明確注明出處。除文中已經(jīng)注明引用的內(nèi)容外，不包含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的科研成果。對本文的研究成果做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明。本聲明的法律責任由本人承擔。論文

2、作者簽名： 日 期： 關于畢業(yè)論文使用授權的聲明本人在指導老師指導下所完成的論文及相關的資料（包括圖紙、試驗記錄、原始數(shù)據(jù)、實物照片、圖片、錄音帶、設計手稿等），知識產(chǎn)權歸屬湖州師范學院求真學院。本人完全了解湖州師范學院求真學院有關保存、使用畢業(yè)論文的規(guī)定，同意學校保存或向國家有關部門或機構送交論文的紙質(zhì)版和電子版，允許論文被查閱和借閱；本人授權湖州師范學院求真學院可以將本畢業(yè)論文的全部或部分內(nèi)容編入有關數(shù)據(jù)庫進行檢索，可以采用任何復制手段保存和匯編本畢業(yè)論文。如果發(fā)表相關成果，一定征得指導教師同意，且第一署名單位為湖州師范學院求真學院。本人離校后使用畢業(yè)論文或與該論文直接相關的學術論文或成果

3、時，第一署名單位仍然為湖州師范學院求真學院。論文作者簽名： 日 期： 指導老師簽名： 日 期： 多自由度起重機設計摘要：多自由度起重機是一種能夠讓企業(yè)提高機械化、自動化，增加勞動率，減輕工人體力勞動的一種設備。多自由度起重機在工廠，礦山，車站，碼頭，倉庫，水電站和建筑工地等地方都擁有著多樣的應用。慢慢地提高機械化和自動化程度，在生產(chǎn)的時候，原來用于輔助的設備，如今卻是在加工生產(chǎn)中成為了至關重要的一部分。此次設計的多自由度起重機是為了使原有的橋式起重機的基礎之上能夠在更便捷的移動。關鍵詞：起重機，多自由度Multi-DOF crane designAbstract: The crane is t

4、o achieve the production process of mechanization and automation, improve labor productivity, reduce an important tool for heavy manual labor and equipment. It is in factories, mines, railway stations, docks, warehouses, hydropower and construction sites, etc., have a wide range of applications. Wit

5、h mechanization and automation of the continuous improvement in the production process, the original auxiliary equipment as lifting machinery, and some have become indispensable in continuous production processes specialized process equipment. The multi-DOF crane design is to make the foundation of

6、the original bridge crane above can be more convenient to move.Keywords: crane, multi-degree of freedom目 錄第1章 緒論11.1選題意義11.2本課題的研究目的21.3多自由度起重機的研究現(xiàn)狀2第2章設計方案42.1起重機的介紹42.2起重機設計的總體方案42.2.1主梁的設計42.2.2小車的設計42.2.3端梁的設計42.2.4橋架的設計5第3章 大車運行機構的設計63.1設計的基本原則和要求63.1.1機構傳動方案63.1.2大車運行機構具體布置的主要問題63.2大車運行機構的計算63

7、.2.1確定機構的傳動方案63.2.2選擇車輪與軌道，并驗算其強度73.2.3運行阻力計算93.2.4選擇電動機93.2.5驗算電動機的發(fā)熱功率條件93.2.6減速器的選擇103.2.7驗算運行速度和實際所需功率103.2.8驗算起動時間103.2.9起動工況下校核減速器功率113.2.10驗算啟動不打滑條件123.2.11選擇制動器133.2.12選擇聯(lián)軸器143.2.13浮動軸的驗算143.2.14緩沖器的選擇15第4章 端梁的設計174.1端梁的尺寸的確定174.1.1端梁的截面尺寸174.1.2端梁總體的尺寸174.2端梁的計算174.3主要焊縫的計算204.3.1端梁端部上翼緣焊縫2

8、04.3.2下蓋板翼緣焊縫的剪應力驗算21第5章 端梁接頭的設計225.1端梁接頭的確定及計算225.1.1腹板和下蓋板螺栓受力計算225.1.2上蓋板和腹板角鋼的連接焊縫受力計算235.2計算螺栓和焊縫的強度245.2.1螺栓的強度校核245.2.2焊縫的強度校核24第6章 橋架結構的設計266.1橋架的結構形式266.1.1箱形雙梁橋架的構成266.1.2箱形雙梁橋架的選材266.2橋架結構的設計計算266.2.1主要尺寸的確定266.2.2主梁的計算28第7章 焊接工藝設計33第8章結論35致謝36參考文獻37附錄 圖紙列表38VI湖州師范學院求真學院本科畢業(yè)論文第一章 緒 論1.1 選

9、題意義起重機是一種有著進行起升、搬運、裝載和裝配東西的作用的機械類設備，所以能夠做一些人不能夠?qū)崿F(xiàn)的工作，成功地減少了人們的工作量，增加工作效率，在工廠、礦山、港口、建筑行業(yè)等很多不同的地方都能取得應用，一天天擴大的規(guī)模，尤其是為了提高專業(yè)水平，實現(xiàn)現(xiàn)代化，很多種用于不同方面的起重機問世，在很多地方，它不單單是用于一些小地方，還成為了生產(chǎn)上的主要的大聲地作用生產(chǎn)機械工具，起重機的改變進步成功地提高了國家的經(jīng)濟水平。起重機是抬升、運輸?shù)臋C械類工具。起重機能夠提高此類生產(chǎn)的機械效率，減少加工生產(chǎn)時間，降低生產(chǎn)成本，有著很大的好處1。在關于高層房屋、冶金、華工和電站等建設工程中，在吊動和搬運方面的工

10、作量也越來越大，在這之中還有很多東西的重量過大無法用人力來完成。為此我們需要選擇一些不同的起重機來完成我們需要完成的工作。在路線，橋梁和水利電力等設施的建設過程中，能夠用到它的地方就更多了。不管是用于不同裝置的裝備拆卸，廠房組分的掉裝，裝配一些電力設備，吊動運載并且澆灌混凝土和模型，挖掉一些廢棄材料和其他的有關于次行業(yè)的廢料等，都必須要用到起重機。特別是在水利水電的一些工程上，不僅僅工程的規(guī)模很大，還由于地形的特別，施工對于環(huán)境氣候的要求很高、工程又因為規(guī)模而造成的種種麻煩，有利用到吊裝搬運的起重設備、建筑材料的用量很大而且種類繁多，所以有用到起重機的地方就更多了。11對于各式各樣的起重設備，

11、橋式起重機是生產(chǎn)的數(shù)量最多的，而且還是對于產(chǎn)品使用的材料是最多的。因為這種起重機都是在高空作業(yè)，能夠在產(chǎn)房內(nèi)進行各種吊裝，搬運貨物，所以能都取得很廣泛的應用。圖1-1是典型的雙梁橋式起重機。 圖1-1 雙梁橋式起重機1.2 本課題的研究目的（1）熟知多自由度起重機的構造和工作原理（2）明白多自由度起重機的設計方案（3）把學到的東西用到實際的使用中，讓自己有能力操作（4）知道起重機行業(yè)的改變歷程，為了之后的發(fā)展做準備1.3 多自由度起重機的研究現(xiàn)狀現(xiàn)在歐洲美國日本在起重設備的技術上處于領先地位。工程起重機最早是在歐洲被發(fā)明出來的，輪式起重機是各種起重機中有著最高水平的。他們的生產(chǎn)出來的東西在技術

12、，性能，安全等各個方面都是值得讓人們稱道的，消費者對他們的東西也是很滿意。 美國的起重機技術是沒有歐洲先進的。最近幾年用各種商業(yè)競爭的方法，讓美國人在起重這一方面的進步很大?，F(xiàn)在輪胎起重機、履帶式起重機、全路面起重機和汽車起重機是美國的主要生產(chǎn)對象。馬尼德維克公司是生產(chǎn)大戶，這個公司的主要的優(yōu)點是他們的產(chǎn)品質(zhì)量好，使用的技術水平也很不錯，他們的信譽也讓人們覺得他的東西很好，汽車底盤和全路面這2個技術更是他們主要的發(fā)展對象，有著這2個領先的技術使得他們能夠在這個方面領先于歐洲的一樣同類的企業(yè)，美洲地區(qū)和亞太地區(qū)也是他們能夠賣產(chǎn)品出去的最大的地方。 日本的經(jīng)濟發(fā)展是在二戰(zhàn)失敗之后才不斷發(fā)展出來的一

13、個全球第二的經(jīng)濟大國，他們的最主要的就是輪式起重機。雖然他們的發(fā)展的時間很晚，但是提升的速度確實很快，成為了他們的主要生產(chǎn)對象，另外，日本方面還通過了收購等手段去提升他們企業(yè)的水平。他們的一些主要的企業(yè)生產(chǎn)的設備有越野輪胎起重機，汽車起重機和全路面起重機，產(chǎn)品優(yōu)點是技術水平和性能都還不錯，但是過于脆弱，沒有歐美的那么牢靠。伴隨著我國日益發(fā)展的經(jīng)濟實力和日益增強的國際水平，在各種各樣的技術上面也有著巨大的發(fā)展，在起重設備方面，我們也不斷地去創(chuàng)新和學習其他先進水平國家的技術，讓我們自己國家能夠生產(chǎn)的東西不斷向世界一流水平靠近，也能夠設計出一些具有我們獨具特色的東西，在規(guī)模和生產(chǎn)質(zhì)量方面，一直是我國

14、創(chuàng)新改革的重要方向，在提高技術水平的同時，也要使得消耗的成本降低，盡可能地用最少的資源獲得最大的利益。為此在起重機行業(yè)上，我們有了長足的發(fā)展和進步，在提高生存率的同時也符合了我國經(jīng)濟發(fā)展的大方針。促進了社會主義事業(yè)的發(fā)展。11起重機在冶金工作行業(yè)有著重大的作用，他的出現(xiàn)對于這個行業(yè)的安全，效率各個方面都有了很大的提升，原來一些需要人工去完成的事情都能夠靠著機械去完成，讓工人的人身安全都有了很大的保證。同時我國的東西在技術水平上也有著一定的提高，最初的時候是70年代的時候我國的技術水平都是從蘇聯(lián)傳過來的技術，使用的也是仿照這前蘇聯(lián)的起重設備。是在改革開放之后，我們學習了國外的一些先進水平才改良了

15、我們現(xiàn)有的起重設備，在讓我們在冶金業(yè)有了巨大的變化。11現(xiàn)在冶金起重業(yè)的發(fā)展的方向就是不斷地提高起重機所能夠提升的物品的重量，這是冶金起重機最大的用途，用機械的力量代替人力從而達到高效率的結果，使較短的時間內(nèi)能夠完成更多的工作量。隨著社會的不斷地發(fā)展，原有的一些小提升已經(jīng)無法滿足日益變化的現(xiàn)代社會，在提高冶金行業(yè)的生產(chǎn)量的同時，我們也需要提升產(chǎn)品的質(zhì)量，做到真正的又多又好，這才是現(xiàn)代社會所需要的，這才能順應社會的發(fā)展，因此社會促進了本行業(yè)的發(fā)展進步，大型轉(zhuǎn)爐、連鑄、連軋這一些技術的出現(xiàn)改進，因此造成了在這一方面上冶金起重機行業(yè)所需要達到的要求和條件就更多了，這就表現(xiàn)在了起重機要提高起重的重量和

16、起重的速度從而來適應這些新出現(xiàn)的技術。對此，我們也有了一些系統(tǒng)的統(tǒng)計計算，在這些里面，起重機的鉤子的承受重量和它起升的速度也有了不斷地提高和變化。 早在7080年代我國的起升、運行機構就開始使用調(diào)速系統(tǒng)，其中交流調(diào)速是使用最為廣泛的一種，對此國內(nèi)外各大廠商也在這個方面不斷研究創(chuàng)新使這一技術能夠在起重行業(yè)取得一份大的份額。調(diào)速范圍根據(jù)不同的調(diào)速方法也有著不同的變化?，F(xiàn)在定子調(diào)壓和變頻調(diào)速這2個系統(tǒng)是使用率最高的2種，定子調(diào)壓被用在起重提升這一方面最為廣泛，而變頻調(diào)速則是在物件的水平運載方面市場使用的比率很高。機構使用了調(diào)速系統(tǒng)之后就有了這一些優(yōu)點：a)機構在啟動的時候能夠保存穩(wěn)定運行，對此是起重

17、行業(yè)的一個大突破，能夠使運載物件的時候不會造成對物件的損壞，特別對鑄造起重機有著很大的好處b)物塊的損傷得到了有效的遏制；c)能夠精確定位需要操作的物件；d)降低了對金屬部件和傳動設備的碰撞產(chǎn)生的損壞，極大地增加了產(chǎn)品的能夠用的時間；e)能夠使一線工人在工作的時候周邊的條件沒有那么得惡劣；f)降低起動對電網(wǎng)的沖擊。使用調(diào)速系統(tǒng)后也帶來如下問題：a)起重機的造價提高；b)對于修理設備的人員來說，這樣對于他們的技術水平的要求就更加高了，他們需要學習的東西就更多了，同時在接觸他們不熟悉的東西的時候他們就不能夠更加輕松快捷，對于他們自身的安危來說就更加的嚴重第二章 設計方案2.1起重機的介紹多自由度起

18、重機有著兩根主梁和兩根橫向端梁,它們組成了一個雙梁橋架的結構，小車能夠在橋架上面運動，它能夠起升吊裝和運載各種各樣的東西,在機械加工方面和各種部件裝配組合的車間使用。2.2起重機設計的總體方案 多自由度起重機設計的基本數(shù)據(jù)有:1）起重量：10t；2）起升高度：12m；3）起升速度：10m/min； 4）小車運行速度：40 m/min；5）大車運行速度：80 m/min；6）跨度：16.5m ；7）工作級別A5根據(jù)上述參數(shù)確定的總體方案如下2.2.1主梁的設計主梁的長度有16.5m ,是由上、下蓋板和兩塊垂直的腹板組成封閉箱形截面實體板梁連接，主梁的橫截面腹板的厚度是6mm,翼緣板的厚度是10m

19、m，人走通道的寬度是由端梁和大車運動機構來決定的，主梁跨度中部高度取H=L/17 ，主梁和端梁采用搭接形式，主梁和端梁連接處的高度取H0=0.4-0.6H，主梁在運動過程中會受到力的作用而導致其會向下彎曲，因此要有一個向上的力來保存它不會變形。2.2.2小車的設計小車的設計部件主要有起重吊升、水平運載這2個機構和小車架。小車的起重吊升機構采納的是一種緊閉在一起的方法，這一方案是讓電動機軸和二級圓柱齒輪減速器的高速軸的中心采納兩個半齒聯(lián)軸器和一個中央浮動軸把他們聯(lián)系在一起，減速器的低速軸與卷筒之間則是需要采納圓柱齒輪傳動機構。小車的水平運載機構則是用一種緊閉在一起的齒輪運動的裝置，運動小車的車輪

20、是安裝在小車架的各個角外的位置，車輪上的獨特造型是一個帶有著角形軸承箱的合成部件，電動機是安裝在小車架后面的位置上，可以又有的問題是車輪軸所在的平面與電動機軸的不一樣，為此水平運載機構要采納立式三級圓柱齒輪減速器，所以他們必須要使用浮動軸來使輸入軸與電動機軸和車輪戰(zhàn)和輸出軸能夠可以連接。小車架的設計必要用前人的一些思路還有推想，采納的是鋼板沖壓成型而得到的型鋼來替代之前的焊接橫梁。2.2.3端梁的設計端梁能夠為水平移動運輸提供了一個重量支撐點，所以這一部份十分的重要。車輪和端梁架構成了端梁這一個重要的部件，端梁架是由上、下蓋板，腹板這3個部份組成；高強螺栓把連接板和角鋼之間的端梁連接在了一起。

21、加強筋也被使用在了端梁這一部分上，使得它在收到了外力的作用的時候不會造成變形等情況以至于整個機架產(chǎn)生危害。端梁的基本長度根據(jù)的是主梁的長度大小車的輪胎的距離和軌道的距離；大車的運行采用分別傳動的方案。拼裝起重機的時候，一定要先把端梁和主梁連在一個使位置得到確認，然后再把端梁的兩端連接在一起。 2.2.4橋架的設計箱形結構常常被用在中小型的起重機上面，但是在此為了使起重機的安全性能更高一些，我還選用了雙梁結構。箱形雙梁橋架顧名思義就是要有著2根的箱型的主梁，同時它還需要端梁來實現(xiàn)它的現(xiàn)實使用，還有需要在主梁的一側安裝一個用于大車運動機構的放置裝配和工人能夠在上面走動的小平臺，主梁和端梁是要連在一

22、起的，人走通道在主梁的外側，同時人走通道外面一定要裝一個防護裝置，一般都是用鐵護欄。在計算的時候人走通道和鐵欄桿都是忽略不計的?？紤]到實際情況，在走通道的下面裝有一個司機室。司機室有封閉和開放這2種類型，室內(nèi)大多是采用開放式的司機室，而封閉這一種一般都是在環(huán)境條件很不好的情況下采納。這里對多自由度起重機進行了一個簡單的介紹，我們從中也能知道一些有關于該種起重機的一些特點.它有這很多的優(yōu)點，例如,它的起重重量很大，能夠滿足很多人力無法完成的事情，同時它的安全性能相對于同樣的一些起重機械來說是很高的，它的設計造型也讓它便于安裝維修，能夠適應很多不同的場合。但是它同樣有著一些需要改進的地方，他的梁在

23、受到很大的力的時候就容易造成彎曲的后果，長此以往會使機構發(fā)生變形容易產(chǎn)生危險。第三章 大車運行機構的設計3.1設計的基本原則和要求大車的運動部份的設計和橋架的設計這2個部份是要一同分析的，所以兩個部件的設計工作則需要交替地完成，設計的步驟是：1. 確定這2個部份的傳動方式2. 布置橋架的結構尺寸3. 確定大車運行機構是在什么地方和一些部件的大小4. 概括思量二者的關系和完成一些設計 對大車運行機構設計的要求是：1. 機構要簡單輕巧2. 2者要合適地加工在一起能夠減輕很多工作3. 在保證橋架有一定的強度剛度還要盡量地減少主梁的扭轉(zhuǎn)載荷 4. 要設計合理讓維修更簡單3.1.1機構傳動方案大車機構的

24、傳動方案是有2類：分別傳動和集中傳動這2種，多自由度起重機常用的跨度范圍（0.5-32m）一般都是用分別傳動，所以這里我也用了分別傳動來設計大車機構3.1.2大車運行機構具體布置的主要問題1. 聯(lián)軸器的選擇2. 軸承位置的安排3. 軸長度的確定這三著是互相聯(lián)系的。同時在設計的時候要注意一下幾點：1. 大車的運動機構是要在橋架上，又因為橋架的速度問題，所以容易受到彎曲，機構會造成不穩(wěn)定，部件都會有偏移，所以為了維持系統(tǒng)的穩(wěn)定在電機車輪和減速器的軸上都需要使用的是浮動軸2.要把機構設計在主梁一側同時要避免和欄桿靠得太近從而達到降低扭轉(zhuǎn)載荷的目的，也要讓端梁能夠承載到機構的一部分重量。3. 因為大車

25、使用了分動機構，所以我們要在考慮到浮動軸的情況下，使得空間減少從而讓設計和制造更加的方便。4. 為了讓浮動軸吸收到的沖擊力得到充分的利用我們要讓制動器靠近電機。3.2 大車運行機構的計算已知數(shù)據(jù)：起重機的起重量Q=100KN，橋架跨度L=16.5m，大車運行速度Vdc=90m/min，工作類型為中級，機構運行持續(xù)率為JC%=25，起重機的估計重量G=168KN，小車的重量為Gxc=40KN，橋架采用箱形結構。計算過程如下：3.2.1確定機構的傳動方案本起重機采用分別傳動的方案如圖（2-1）1車輪2聯(lián)軸器3低速浮動軸4聯(lián)軸器5減速器6聯(lián)軸器7高速浮動軸8制動器9電動機大車運行機構圖（2-1）3.

26、2.2 選擇車輪與軌道，并驗算其強度根據(jù)圖示算出最大輪壓和最小輪壓。滿載時的最大輪壓：Pmax= =95.6KN空載時最大輪壓：Pmax= = =50.2KN空載時最小輪壓：Pmin= = =33.8KN式中的e為鉤子的中點離端梁中點的最短的長度e=1.5m載荷率：Q/G=100/168=0.595由1表19-6選擇車輪：當運行速度為Vdc=60-90m/min，Q/G=0.595時工作類型為中級時，車輪的直徑Dc=500mm，軌道是P38的可以用的輪胎的壓力為150KN，所以能夠使用。1）.疲勞強度的計算疲勞強度的等效的載荷：Qd=2Q=0.6*100000=60000N 式中2等效系數(shù)，所

27、以2=0.6車論的計算輪壓：Pj= KCI r Pd=1.050.8977450 =72380N式中：Pd車輪的等效輪壓Pd= = =77450Nr載荷變化系數(shù)，查1表19-2，當Qd/G=0.357時，r=0.89Kc1沖擊系數(shù)，查1表19-1。V=1.5m/s時，Kc1=1.05按照點接觸可以得出疲勞接觸應力為： sj=4000 =4000 =13555Kg/cm2 sj =135550N/cm2式中r-軌頂弧形半徑，由3附錄22查得r=300mm，對于車輪材料ZG55II，當HB320時，sjd =160000-200000N/cm2，因此滿足疲勞強度計算。2）.強度校核最大輪壓的計算：

28、Pjmax=KcIIPmax =1.195600 =105160N式中KcII是沖擊系數(shù)，查表可以知道KcII=1.1根據(jù)點接觸可以得到強度校核的接觸應力：jmax= = =15353Kg/cm2 jmax =153530N/cm2車輪采用ZG55II，查1表19-3得，HB320時， j=240000-300000N/cm2，jmax j 故強度足夠。3.2.3 運行阻力計算摩擦總阻力距Mm=（Q+G）（K+*d/2）由1表19-4 Dc=500mm車輪的軸承型號為：22220K， 軸承內(nèi)徑和外徑的平均值為：（100+180）/2=140mm由1中表9-2到表9-4查得：滾動摩擦系數(shù)K=0.

29、0006m，軸承摩擦系數(shù)=0.02，還有就是另外算上去的阻力系數(shù)=1.5，代入上式中：當滿載時的運行阻力矩：Mm（Q=Q）= Mm(Q=Q)=b(Q+G)( k +m) =1.5（100000+168000）（0.0006+0.020.14/2） =804Nm 運行摩擦阻力：Pm（Q=Q）= =3216N空載時：Mm（Q=0）=G（K+d/2） =1.5168000（0.0006+0.020.14/2） =504NP m（Q=0）= Mm（Q=0）/（Dc/2） =5042/0.5 =2016N3.2.4選擇電動機電動機靜功率：Nj=PjVdc/（60m ）=321690/60/0.95/2=

30、2.54KW式中Pj=Pm（Q=Q）最大承受力的情況下所受到的阻力(P m（Q=0）=2016N) m=2驅(qū)動電動機的臺數(shù)初選電動機功率：N=Kd*Nj=1.3*2.54=3.3KW式中Kd-電動機功率增大系數(shù)，查表能夠知道Kd=1.3查2表31-27選用電動機YR160M-8；Ne=4KW，n1=705rm，（GD2）=0.567kgm2，電動機的重量Gd=160kg3.2.5 驗算電動機的發(fā)熱功率條件等效功率：Nx=K25rNj =0.751.32.54 =2.48KW式中K25工作類型系數(shù)，由1表8-16查得當JC%=25時，K25=0.75 r由1按照起重機工作場所得tq/tg=0.2

31、5，由1圖8-37估得r=1.3由此可知：NxNe,所以我選擇的這一種電動機的發(fā)熱的情況性能可以符合使用要求。選擇電動機：YR160M-83.2.6 減速器的選擇車輪的轉(zhuǎn)數(shù)：nc=Vdc/（Dc）=90/3.14/0.5=57.3rpm機構傳動比：i。=n1/nc=705/57.3=12.3查2表19-11，選用兩臺ZLZ-160-12.5-IV減速器i。=12.5；N=9.1KW，當輸入轉(zhuǎn)速為750rpm，可見NjN中級。(電機發(fā)熱的條件符合使用的要求,減速器：ZLZ-160-12.5-IV )3.2.7 驗算運行速度和實際所需功率實際運行的速度：Vdc=Vdc i。/ i。=9012.3/

32、12.5=88.56m/min誤差：=（Vdc- Vdc）/ Vdc=（90-88.56）/90100%=1.6%15%合適實際所需的電動機功率：Nj=NjVdc/ Vdc=2.5488.56/90=2.49KW因為NjN,所以可以得到我選擇的減速器的功率是符合要求的。3.2.10 驗算啟動不打滑條件因為此次所設計的起重機是用于室內(nèi)的環(huán)境中，不在室外有各種因素的影響，所以計算的類別有下面的3種1.兩臺電機在沒有物件的時候一起啟動：n=nz式中p1=33.8+50.2=84KN-主動輪輪壓p2= p1=84KN-從動輪輪壓 f=0.2-粘著系數(shù)(室內(nèi)工作)nz防止打滑的安全系數(shù).nz1.051.

33、2n = =2.97nnz,所以當2臺電機沒有裝載東西時運動沒有打滑的情況2.事故狀態(tài)只有一個電機啟動，沒有裝載東西的小車是在啟動的電機這邊的時候，則n=nz式中p1=50.2KN-主動輪輪壓 p2=2+=233.8+50.2=117.8KN-從動輪輪壓-一臺電機還是在沒有裝載物件的時候的啟動需要的時間= =13.47 sn= =2.94nnz,故不打滑.3.事故狀態(tài)在只有一個電機啟動時，沒有裝載東西的小車在未開啟的那個電機一側的時候,則n=nz式中P1=33.8KN-主動輪輪壓P2=2=33.8+2*50.2=134.2KN-從動輪輪壓= 13.47 S 與第(2)種工況相同n=1.89 故

34、也不會打滑結論:由上訴的情況我們可以得出，在這3個不同的情況下都不會發(fā)生打滑的情況。3.2.11選擇制動器由1中所述,取制動時間tz=5s按照沒有裝載物件來算動力矩,令Q=0,得:Mz=式中= =-19.2NmPp=0.002G=1680000.002=336NPmin=G=1344NM=2-制動器臺數(shù).有2個電機在制動Mz=41.2 Nm現(xiàn)選用兩臺YWZ-200/25的制動器，查表可以知道它的制動力矩是M=200 Nm，為了不造成打滑的這一情況，在要用的時候要把它的制動力矩調(diào)制3.5 Nm以下。3.2.12 選擇聯(lián)軸器在前面設計的時候我們就確定了,每一個不同的設備之中的高速軸和低速軸都采用浮

35、動軸.1.機構高速軸上的計算扭矩：=110.61.4=154.8 Nm式中MI連軸器的等效力矩. MI=255.3=110.6 Nm等效系數(shù) 取=2查2表2-7Mel=9.75*=55.3 Nm由2表33-20查的:電動機Y160M1-8,軸端為圓柱形,d1=48mm,L=110mm;由219-5查得ZLZ-160-12.5-iv的減速器,高速軸端為d=32mm,l=58mm,所以在接近電機的那一遍根據(jù)鏢可以得出聯(lián)軸器ZLL2（浮動軸端d=40mm;MI=630Nm,(GD2)ZL=0.063Kgm,重量G=12.6Kg） ；在接近減速器的那一邊，由2選用兩個聯(lián)軸器ZLD，在靠近減速器端浮動軸

36、端直徑為d=32mm;MI=630 Nm, (GD2)L=0.015Kgm, 重量G=8.6Kg. 高速軸上轉(zhuǎn)動零件的飛輪矩之和為： (GD2)ZL+(GD2)L=0.063+0.015=0.078 Kgm得出的結論和一開始大概想的大致是一樣的，所以不用再去計算了2.低速軸的計算扭矩： =154.815.750.95=2316.2 Nm3.2.13 浮動軸的驗算1）.疲勞強度的計算低速浮動軸的等效力矩：MI=1Meli=1.455.312.50.95=919.4Nm式中1等效系數(shù)，根據(jù)表格查得1=1.4根據(jù)前面我們知道了浮動軸端直徑D=60mm，所以它的扭轉(zhuǎn)應力為： N/cm2因為浮動軸的載荷

37、變化是循環(huán)交替的，所以許用扭轉(zhuǎn)應力為： =4910 N/cm2式中，材料用45號鋼，取sb=60000 N/cm2; ss=30000N/cm2,則t-1=0.22sb=0.2260000=13200N/cm2；ts=0.6ss=0.630000=18000N/cm2K=KxKm=1.61.2=1.92考慮零件的幾何形狀表面狀況的應力集中系數(shù)Kx=1.6，Km=1.2，nI=1.4安全系數(shù)，由2表2-21查得tnt-1k 故疲勞強度驗算通過。2）.靜強度的計算計算強度扭矩：Mmax=2Meli =2.555.312.50.95=1641.7 Nm式中2動力系數(shù)，查表可以知道2=2.5扭轉(zhuǎn)應力：

38、t=3800N/cm2許用扭轉(zhuǎn)剪應力：N/cm2 ttII,故強度驗算通過。高速軸所受扭矩雖比低速軸小，可是因為高速軸的材料等情況使得它不會崩潰，所以高速軸就不需要進行驗算。3.2.14 緩沖器的選擇1.碰撞時起重機的動能 W動= G帶載起重機的重量G=168000+1000000.1 =178000N V0碰撞時的瞬時速度，V0=（0.30.7）Vdx g重力加速度取10m/s2則W動= =5006.25 N m2. 緩沖行程內(nèi)由運行阻力和制動力消耗的功 W阻=（P摩+P制）S 式中P摩運行阻力，Pmin=Gf0min=1780000.008=1424N f0min最小摩擦阻力系數(shù)可取f0m

39、in=0.008 P制制動器的制動力矩換算到車輪踏面上的力 P制=178000.55=9790N =0.55 m /s2 S緩沖行程取S=140 mm因此W阻=（1424+9790）0.14=1569.96N m3. 緩沖器的緩沖容量 =5006.25-1569.96 =3436.29 N m 式中 n緩沖器的個數(shù) 取n=1由1表22-3選擇彈簧緩沖器彈簧D=120 mm，d=30 mm第四章 端梁的設計4.1 端梁的尺寸的確定4.1.1端梁的截面尺寸1.端梁截面尺寸的確定： 上蓋板d1=10mm, 中部下蓋板d1=10 mm 頭部下蓋板d2=12mm 根據(jù)查表可以得到直徑為500mm的車輪組

40、大小，在計算端梁蓋板寬度和腹板的高度時，先要處理好受力的那個車輪的截面是怎么樣的，然后再得到端梁中央的截面的大小。得到的數(shù)據(jù)是車輪輪緣距上蓋板底面為25mm;車輪兩側面距離支承處兩下蓋板內(nèi)邊為10 mm，這樣的話車輪和端梁就不會發(fā)生接觸撞擊的情況；并且端梁中部下蓋板與軌道便的距離為55 mm。如圖示（3-1）端梁的截面尺寸圖（3-1）4.1.2 端梁總體的尺寸大車輪距的確定：K=（）L=（）16.5=2.063.3m取K=3300 端梁的高度 H0=（0.40.6）H主 取H0=500確定端梁的總長度L=41004.2 端梁的計算1.計算載荷的確定 設兩根主梁對端梁的作用力Q(G+P)max相

41、等，那么端梁的最大支反力：RA= 式中 K大車輪距，K=330cm Lxc小車輪距，Lxc=200cm a2傳動側車輪軸線至主梁中線的長度，取a2=70 cm =114237N 因此RA= =117699N 2.端梁垂直最大彎矩 端梁在主梁支反力作用下產(chǎn)生的最大彎矩為： Mzmax=RAa1=11769960=7.06106N a1導電側車輪軸線到主梁的中線的長度，a1=60 cm。 3.端梁的水平最大彎矩1）. 端梁由于車輪在側向載荷的作用下而產(chǎn)生的最大水平彎矩： =Sa1 式中：S車輪側向載荷，S=lP； l側壓系數(shù)，由圖2-3查得，l=0.08； P車輪輪壓，即端梁的支反力P=RA 因此

42、： =lRAa1=0.0811769960=564954Ncm 2）.端梁因小車在起動、制動慣性載荷作用下而產(chǎn)生的最大水平彎矩： =a1式中小車的慣性載荷：= P1=37000/7=5290N 因此： =327018Ncm 比較和，我們能夠知道要選擇這2個數(shù)據(jù)的大的那個進行強度計算。4.端梁的強度驗算 端梁的最中央的截開的面積對水平面上的重心線X-X的截面模數(shù)： =2380.8 端梁的最中央的截開的面積對水平面上的重心線X-X的慣性矩： =2380.8 =59520 端梁的最中央的截開的面積對垂直面上的重心線Y-Y的截面模數(shù)： =1154.4 端梁的最中央的截開的面積對水平面上的重心線X-X的

43、半面積矩： =1325.6 端梁中間截面的最大彎曲應力： =2965+489=3454N/cm2 端梁中間截面的剪應力： =2120 N/cm2 端梁受力的截開的面積對水平面上的重心線X-X的慣性矩、截面模數(shù)及面積矩的計算如下： 首先求水平重心線的位置 水平重心線到上蓋板中心線之間的長度： C1= =5.74 cm水平重心線距腹板中線的距離： C2=5.74-0.5-0.512.7 =-1.11 cm 水平重心線到下蓋板中線之間的長度： C3=（12.7+0.5+0.6）-5.74 =8.06cm端梁受力的截開的面積對水平面上的重心線X-X的慣性矩： =4013+4015.742+212.73

44、0.6+212.70.61.112+2111.23+2111.28.062=3297cm4端梁受力的截開的面積對水平面上的重心線X-X的最小截面模數(shù)： = =3297 =406.1 cm3 端梁受力的截開的面積對水平面上的重心線X-X下部半面積矩： =2111.28.06+（8.06-0.6）0.6（8.06-0.6）/2 =229.5 cm3 端梁受力的截開的面積邊上的彎矩： =RAd=11769914=1647786Ncm 式中 端梁受力的截開的面積的彎曲應力： =4057.6N/cm2 端梁受力的截開的面積的剪應力： =6827.4 N/cm2 端梁受力的截開的面積的合成應力： =125

45、01.5 N/cm2 端梁材料的許用應力： sdII=(0.800.85) sII =(0.800.85)16000=1280013600 N/cm2 tdII=(0.800.85) tII = (0.800.85)9500 =76008070 N/cm2 驗算得到所有計算得到的應力都是比材料的許用應力要小，所以端梁的強度是符合我們要設計的起重機的要求的。4.3 主要焊縫的計算4.3.1 端梁端部上翼緣焊縫端梁支承截面上蓋板對水平重心線X-X的截面積矩：=4015.74=229.6 cm3端梁上蓋板翼緣焊縫的剪應力： =4878.8 N/cm2 式中n1上蓋板翼緣焊縫數(shù)； hf焊肉的高度，取h

46、f=0.6 cm4.3.2 下蓋板翼緣焊縫的剪應力驗算端梁受力的截開的面積下蓋板對水平重心線X-X的面積矩：=2121.28.06=232.128 cm3端梁下蓋板翼緣焊縫的剪應力： =4929.8 N/cm2由1表 查得t=9500 N/cm2，因此焊縫計算應力滿足要求。第五章 端梁接頭的設計5.1 端梁接頭的確定及計算依照端梁輪距K的大小，端梁上有個安裝接頭需要在端梁的中心上。端梁的接頭是由上蓋板和腹板上焊有角鋼做的連接法蘭，下蓋板的接頭用連接板和受剪切的螺栓連接。頂部的角鋼是被緊緊的安置在上面，邊上的物件是不怎么收到力的作用的額，還有下面的鉆孔是同時鉆孔的。如下圖為接頭的安裝圖下蓋板與連

47、接板的連接采用M18的螺栓，而角鋼與腹板和上蓋板的連接采用M16的螺栓。（a）連接板和角鋼連接圖4-1(b)5.1.1 腹板和下蓋板螺栓受力計算1.腹板最下面的螺栓所受到的力是最大的，每個螺栓所受的力為： N拉=12500N2.下腹板每個螺栓所受的剪切力相等，大小是： N剪= = =7200N式中n0下蓋板一端總受剪面數(shù)；n0=12 N剪 下蓋板其中一個螺栓所受的剪切力： n一側腹板受到拉力作用的螺栓總數(shù)；n=12 d1腹板上連接螺栓的直徑 d0下腹板連接螺栓的直徑；d1=16mm H梁高；H=500 mm M連接處的垂直彎矩；M=7.06106其余的尺寸如圖示5.1.2 上蓋板和腹板角鋼的連

48、接焊縫受力計算1. 上蓋板角鋼連接焊縫受剪，其值為： Q= =172500N2.腹板角鋼的連接焊縫同時受到拉力和彎曲應力的作用，大小是： N腹= = =43100NM腹= =2843000Nmm5.2 計算螺栓和焊縫的強度5.2.1 螺栓的強度校核1.精制螺栓的許用抗剪承載力：N剪= = =103007.7N 2.螺栓的許用抗拉承載力N拉= =27129.6N式中t=13500N/cm2 s=13500N/cm2 由1表25-5查得由于N拉N拉 ,N剪N剪 所以這些螺栓的強度都是符合要求的能夠使用5.2.2 焊縫的強度校核1.對腹板由彎矩M產(chǎn)生的焊縫最大剪應力：tM=15458.7N/ cm2式中I =395.4 焊縫的慣性矩其余尺寸見圖 2.由剪力Q產(chǎn)生的焊縫剪應力：tQ= =4427.7N/ cm2折算剪應力：t= =16079.6 N/ cm2t=17000 N/ cm2t由1表25-3查得式中h焊縫的計算厚度取h=6mm3.對上角鋼的焊縫t=211.5 N/ cm2t由上計算符合要求。第六章 橋架結構的設計6.1 橋架的結構形式箱形結構常常被用在中小型的起重機上面，但是在此為了使起重機的安全性能更高一