起重機起升機構(gòu)設計計算案例目錄TOC\o"1-3"\h\u12448起重機起升機構(gòu)設計計算案例 1123021.1抓斗寬度的確定 1175441.2抓斗端面形狀尺寸的確定 228751.3為起升機構(gòu)擬定傳動方案，并選擇適合的滑輪組 2136761.4計算鋼絲繩上所受拉力并選型 3235391.5確定卷筒尺寸和強度驗算 3228461.6計算電動機的參數(shù)并選型 4118161.7對電動機發(fā)熱狀態(tài)的檢驗及審核 5109321.8減速器參數(shù)計算 5240981.9驗算起升速度和實際所需功率 5142911.10減速器轉(zhuǎn)軸檢驗 6167061.11計算制動器力矩并選型 7189731.12選擇聯(lián)軸器 7179231.13對起升機構(gòu)啟動時間的檢驗 8156481.14對起升機構(gòu)制動時間的檢驗 9196611.15高速浮動軸參數(shù)選擇及強度檢驗 91.1抓斗寬度的確定由[15]可知抓斗完全張開時抓斗的最大開度為，當抓斗抓取難以抓取的物料時取。故抓斗的最大開度為：式中：——抓斗的額定容積，這里取。抓斗的寬度：式中：，當物料為大塊的物料或堅硬的物料時取較小值，松散的物料時取較大值。這里取。抓斗開啟的最大覆蓋面積：抓斗的結(jié)構(gòu)簡圖如下圖3-1所示：圖3-1抓斗結(jié)構(gòu)簡圖1.2抓斗端面形狀尺寸的確定確定端面水平長度：式中：——抓斗端面形狀系數(shù)，查[16]表4-5-17得。確定端面縱向高度：式中：——取。確定撐桿絞點的位置：由[16]圖4-5-4可知：，，撐桿長度，撐桿上絞點離開上滑輪中心的水平距離。抓斗閉合時的總高度：1.3為起升機構(gòu)擬定傳動方案，并選擇適合的滑輪組構(gòu)造方面，選用了閉式傳動起升機構(gòu)構(gòu)造造型，從而讓起重機結(jié)構(gòu)更加的緊湊，節(jié)省了大量的空間。由于本次設計選用的是四繩抓斗，其中包括兩根起升繩和兩根閉合繩，故鋼絲繩的分支數(shù)為，倍率均為。因為鋼絲繩的起升結(jié)構(gòu)和開閉結(jié)構(gòu)所受載荷不均勻，一般情況下取倍的起升載荷。1.4計算鋼絲繩上所受拉力并選型由[15]可知，滑輪組在工作時的傳遞效率為：。故計算可得鋼絲繩上所受拉力的最大值為：查[15]表5-7可知，當起重機處于工作級別時，鋼絲繩的安全系數(shù)為；，因此可以計算出鋼絲繩上的破斷拉力為：根據(jù)已知要求，采用能夠滿足作業(yè)強度的鋼絲繩的型號為瓦林吞型線接觸鋼芯型。在起重機正常作業(yè)時，其能夠承受的最大拉應力是1670MPa。由[15]公式（5-13）鋼絲繩直徑，c取0.114，得。1.5確定卷筒尺寸和強度驗算卷筒直徑：由[16]附表13取卷筒繩槽尺寸由[15]表5-14可知槽距，繩槽尺寸。計算卷筒外形參數(shù)：故式中：——起重機能夠提升物體的最大高度；——為提高卷筒強度而添加的放大系數(shù)，??；——卷筒槽上沒有開槽的尺寸，；——鋼絲繩纏繞在卷筒時其整體的直徑，。卷筒邊緣尺寸計算：取。求得卷筒外壁承受應力大小：卷筒材料采用灰鑄鐵，可以盡可能的降低生產(chǎn)成本。同時其抵抗拉力載荷強度的最小值為，故可以計算出卷筒上能承受的最大壓應力：而，所以抗拉強度符合條件。由于卷筒的長度,所以不需要再檢驗由彎曲應力而產(chǎn)生的拉應力。故卷筒符合起重機安全作業(yè)的需求，故卷筒軸徑設定為；卷筒總體長度設定為；卷筒上繩槽之間的間隔設定為；卷筒上繩槽直徑設定為；起重機提升重物的最大高度為；倍率。1.6計算電動機的參數(shù)并選型電動機穩(wěn)定運行時產(chǎn)生的功率大小為：式中：——各部件加起來的整體效率，查表知；所選電動機應滿足其功率最小為：式中：由[15]可知，起重機整機級別為，故；查[15]附表，電動機選用，，，其中起升裝置上電機自身重量為。1.7對電動機發(fā)熱狀態(tài)的檢驗及審核在的條件下，通過以上條件計算可得有效功率：式中：——起重機整機級別為時，；——時間比值系數(shù)，對于抓斗橋式起重機的起升機構(gòu)來說，，由表可知。，電動機正常運行時不會出現(xiàn)過熱現(xiàn)象。1.8減速器參數(shù)計算卷筒正常工作狀態(tài)下的旋轉(zhuǎn)速度的計算：減速器在機構(gòu)傳動間的傳動比大小為：由[17]通過比較，可知較為合適的減速器為，當起重機處于A7工作級別時，減速器的能承受的最大功率為：,，減速器自身的重量為：。1.9驗算起升速度和實際所需功率起重機起升狀態(tài)下的真實速度：理論速度與真實速度間的誤差：所要求電動機的真正功率：電動機功率滿足起重機作業(yè)時的安全起升條件。1.10減速器轉(zhuǎn)軸檢驗查[14]可知減速器轉(zhuǎn)軸在工作時產(chǎn)生的徑向力最大值為：式中：——鋼絲繩對卷筒施加的載荷;——卷筒及軸自重，由[16]表4-3-6查得；——查閱[17]附錄可知，型號為的減速器能承受的加載到輸出軸端上的最大徑向載荷的大小。查[14]得在減速器轉(zhuǎn)軸上產(chǎn)生的扭矩最大值為：式中：——電動機穩(wěn)定工作狀態(tài)下所產(chǎn)生的力矩大?。弧妱訖C在正常工作時所產(chǎn)生的力矩最大值的倍數(shù)；——減速器機械傳動過程中的效率；——減速器能承受的加載到輸出軸端上的最大轉(zhuǎn)矩，由[17]附表查得。故減速器符合起重機安全工作的需求。1.11計算制動器力矩并選型計算靜制動時產(chǎn)生的力矩大?。菏街校骸苿訒r為保證起重機安全平穩(wěn)制動的系數(shù)。由[17]中附表15查得，制動器的類型應選用，制動器能產(chǎn)生的最大制動力矩為：，制動器上制動輪的直徑尺寸大小為：，制動器自身的重量為：。1.12選擇聯(lián)軸器高速軸聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩：式中：——電動機穩(wěn)定工作狀態(tài)下所產(chǎn)生的力矩大?。弧獮楸ＷC聯(lián)軸器連接時的強度所設定的系數(shù)；——考慮齒輪在傳動時動載荷造成的影響引入的系數(shù)。查表知電動機型號為，軸端幾何形狀是圓錐形，其尺寸大小為：，。減速器型號為，減速器的高速軸端幾何形狀是圓錐形，其尺寸大小為：，。查[16]表4-12-6，經(jīng)過篩選，應選用齒輪聯(lián)軸器的型號為，許用轉(zhuǎn)矩，飛輪轉(zhuǎn)距，質(zhì)量。浮動軸兩端為圓柱形d=60mm,l=110mm；減速器上所選擇的聯(lián)軸器的參數(shù)為：由[16]表4-12-8可知，這里采用的是帶有制動輪的聯(lián)軸器，聯(lián)軸器能承受的最大轉(zhuǎn)矩為：，飛輪轉(zhuǎn)距為：，自身重量為；。1.13對起升機構(gòu)啟動時間的檢驗啟動過程中所耗費的時間為：式中：在起動機轉(zhuǎn)軸未開始轉(zhuǎn)動時由于阻力而產(chǎn)生的力距：電動機帶動各個部件開始運轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的平均力矩：計算得啟動過程中所耗費的時間：由[17]可知，對于本次設計的抓斗橋式起重機，安全啟動時間在。故起重機可以安全啟動。1.14對起升機構(gòu)制動時間的檢驗制動過程中所耗費的時間為：式中：由[17]得，當起升機構(gòu)的起升速度時，。，起重機可以安全制動。1.15高速浮動軸參數(shù)選擇及強度檢驗求得浮動軸上的疲勞載荷的大小：式中：——軸在承受壓力時的載荷與平時載荷的比值系數(shù)，；——起升機構(gòu)在運行過程中由于的動載荷而導致的動載效應。；已知浮動軸端部直徑尺寸為：。因此計算可得轉(zhuǎn)軸在旋轉(zhuǎn)時產(chǎn)生應力大小為：軸選用鋼材的型號為鋼，，。在軸上由于受彎形變產(chǎn)生的應力：在軸上由于旋轉(zhuǎn)變形產(chǎn)生的應力：高速浮動軸上所能承受的最大應力：式中：——由工件外形尺寸和工件表面粗糙度共同決定的應力在工件上聚集程度的系數(shù)；——由工件外形尺寸決定。；——由工件表面粗糙度決定。查表知；——工件在受力的作用時其敏感程度的系數(shù)。查表可知；——為