桥式起重机计算模版.doc

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1、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 2）选择钢丝绳 3）确定滑轮主要尺寸4）确定卷筒尺寸，并验算强度5）选电动机 6）验算电动机发热条件7）选择减速器 8）验算起升速度和实际所需功率9）校核减速器输出轴强度 10）选择制动器11）选择联轴器12）验算起动时间13）验算制动时间14）高速浮动轴1）确定传动方案2）选择车轮及轨道并验算其强度3）运行阻力的计算4）选电动机5）验算电动机发热条件6）选择减速器7）验算运行速度和实际所需功率8）验算起动时间9)按起动工况校核减速器功率10）验算起动不打滑条件11）选择制动器12）选择高速轴联轴器及制动轮13）

2、选择低速轴联轴器1.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=10t，查1表4-2取滑轮组倍率ih=3，承载绳分支数：Z=2ih=6 图5-1 起升机构计算简图 查1附表8选图号G15吊钩组，得其质量：G0=219kg两端滑轮间距 A=185mm若滑轮组采用滚动轴承，当ih=3，查1表2-1得滑轮组效率h=0.985钢丝绳所受最大拉力：Smax=1729kg=17.29KN查2表2-4,中级工作类型(工作级别M5)时,安全系数n=5.5。钢丝绳计算破断拉力Sb： Sb=nSmax=5.517.29=95.1KN查1附表1选用纤维芯钢丝绳619W+FC，钢丝公称抗拉强度

3、1670MPa，光面钢丝，左右互捻，直径d=14mm，钢丝绳最小破断拉力Sb=108KN，标记如下：钢丝绳 14NAT619W+FC1670ZS108GB8918-88滑轮的许用最小直径：D=336mm式中系数e=25由2表2-4查得。由1附表2选用滑轮直径D=355mm，取平衡滑轮直径Dp-0.6D=0.6355=213 mm,由附表2选用Dp=225mm,。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=14mm，D=355mm，滑轮轴直径D5=90mm的E1型滑轮，其标记为： 滑轮E114355-100 ZB J80 006.8-87卷筒直径： D=14=336mm由1附表13

4、选用D=400mm，卷筒绳槽尺寸由3附表14-3查得槽距，t=16mm，槽底半径r=8mm 卷筒尺寸：L= =1559mm 取L=1500mm式中 Z0附加安全系数，取Z0=2； L1卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，即L1=A=185mm，实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减； D0卷筒计算直径D0=D+d=400+14=414mm 卷筒壁厚： =+（610）=0.02400+（610）=1418取=15mm卷筒壁压应力验算：=N/m2=72.04MPa选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度=195MPa许用压应力：=130MPa 故抗压强度足够 卷筒拉应力验算：由于卷筒长度L

5、3D，尚应校验由弯矩产生的拉应力，卷筒弯矩图示与图5-2 图5-2 卷筒弯矩图卷筒最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时： =Nmm 卷筒断面系数：=0.1=0.1=.5式中卷筒外径，=400mm； 卷筒内径，=-2=400-215=370mm于是 =6.63MPa 合成应力： =+=6.63+=28.2MPa式中许用拉应力 =39MPa 卷筒强度验算通过。故选定卷筒直径=400mm，长度L=1500mm；卷筒槽形的槽底半径=8mm，槽距=16mm；起升高度=16m，倍率=3 卷筒 A4001500-816-163左ZB J80 007.2-87 计算静功率： =14.9KW式中机构总效率，一般=

6、0.80.9，取=0.85 电动机计算功率：=0.814.9=11.92KW式中系数由2表6-1查得，对于级机构，=0.750.85，取=0.8 查1附表30选用电动机JZR2-42-8，其（25%）=16KW，=715rpm，=1.46kg，电动机质量=260kg 按照等效功率法，求=25%时所需的等效功率：=0.750.8714.9=9.7KW式中工作级别系数，查2表6-4，对于M5M6级，=0.75； 系数，根据机构平均起动时间与平均工作时间的比重（/）查得。由2表6-3，一般起升机构/=0.10.2，取/=0.1，由2图6-6查得=0.87。由以上计算结果，故初选电动机能满足发热条件

7、卷筒转速：=17.3r/min 减速器总传动比：、=41.3 查1附表35选ZQ-500-3CA减速器，当工作类型为中级（相当工作级别为M5级）时，许用功率N=12KW，=40.17，质量=345，主轴直径=50mm，轴端长=85mm（锥形） 实际起升速度：=7.6=7.81m/min 误差：=100%=100%=2.76%=15% 实际所需等效功率：=9.7=9.97KW=16KW 由2公式（6-16）得输出轴最大径向力：= 式中=217290=34580N=34.58KN卷筒上卷绕钢丝所引起的载荷；=4.56KN卷筒及轴自重，参考1附表14估计R=20.5KNZQ500减速器输出轴端最大允

8、许径向载荷，由1附表40查得。=19.57KN=20.5KN 由2公式（6-17）得输出轴最大扭矩：=（0.70.8）式中=9750=218Nm电动机轴额定力矩； =2.8当=25%时电动机最大力矩倍数 减速器传动效率； Nm减速器输出轴最大容许转矩，由1附表36查得。=0.82.821840.170.95=18635Nm=26500Nm 由以上计算，所选减速器能满足要求 所需静制动力矩：= =1.75=26.11m=261.1Nm式中=1.75制动安全系数，由2第六章查得。 由1附表15选用YWZ5-315/23制动器，其制动转矩=180280Nm，制动轮直径=315mm，制动器质量=44.

9、6 高速联轴器计算转矩，由2（6-26）式： Nm式中电动机额定转矩（前节求出）； =1.5联轴器安全系数； =1.8刚性动载系数，一般=1.52.0。 由1附表31查得JZR2-42-8电动机轴端为圆锥形，。从1附表34查得ZQ-500减速器的高速轴为圆锥形。 靠电动机轴端联轴器 由1附表43选用CLZ半联轴器，其图号为S139，最大容许转矩=3150Nm值，飞轮力矩kgm，质量=23.6kg 浮动轴的两端为圆柱形 靠减速器轴端联轴器 由1附表45选用带制动轮的半齿联轴器,其图号为S124,最大容许转矩=3150Nm, 飞轮力矩 kgm,质量38.5kg.为与制动器YWZ5-315/23相适

10、应,将S124联轴器所需制动轮,修改为应用 起动时间：式中=1.465+0.403+1.8=3.668kgm 静阻力矩：kgm =206.5Nm平均起动转矩：Nm =0.708s 查2对于380t通用桥式起重机起升机构的，此时1s,可在电气设计时增加起动电阻，延长启动时间，故所选电动机合适。 由2式（6-24）得，制动时间：式中 查1表6-6查得许用减速度a0.2,a=v/，因为，故合适。（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+）=1.045 起升动载系数，=1+0.71v=1+0.717.6/60=1.09由上节选择联轴器中，已经确定浮动轴端直径d=45mm,

11、因此扭转应力轴材料用45号钢，弯曲： =0.27（+ ）=0.27（600+300）=243MPa扭转： = /=243/=140MPa =0.6=0.6300=180MPa许用扭转应力：由1中式（2-11），（2-14）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，=1.52.5与零件表面加工光洁度有关，此处取k=21.25=2.5考虑材料对应力循环对称的敏感系数，对碳钢，低合金钢安全系数，查1表30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 故合适

12、。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2.小车运行机构计算经比较后，确定采用下图所示传动方案：图5-4 小车运行机构传动简图 车轮最大轮压：小车质量估计取Gxc=3000kg 假定轮压均布，则Pmax=（10000+3000）/4=3250kg车轮最小轮压：Pmin=Gxc/4=3000/4=750kg 初选车轮：由1表3-8-15P360，当运行速度40m/min1.6，工作级别为M5时，车轮直径Dc=350mm，轨道型号为P18，许用轮压为3.49tPmax。GB462884规定，直径系为=250,315,400,500,630mm，

13、故初步选定车轮直径=315mm，而后校核强度。强度验算：按车轮与轨道为线接触及点接触两种情况验算车轮接触强度车轮踏面疲劳计算载荷： Pc=（2Pmax+Pmin）/3=（232500+7500）/3 =24167N车轮材料为ZG340-640，s=340Mpa，b=640Mpa线接触局部挤压强度： Pc=k1DclC1C2=6.0315028.20.961=51166N式中, k1许用线接触应力常数（N/mm2），由2表5-2查得k1=6.0 l车轮与轨道有效接触强度，对于P18， l=b=28.2mm C1转速系数，由2表5-3，车轮转速 Nc=v/Dc=43.8/（3.14*0.315）=

14、44.28r/min 时，C1=0.96 C2工作级别，由2表5-4，当为M5时， C2=1 Pc Pc，故通过。 点接触局部挤压强度： Pc=k2R2C1C2/m3=0.132157.520.961/0.473 =30277N式中，k2许用点接触应力常数（N/mm2），由3表5-2查得k2=0.132R曲率半径，车轮与轨道曲率半径中的大值。车轮R1=D/2=315/2=157.5mm，轨道R2=90mm，故取R=157.5mm m由R1/R2比值所确定的系数，R1/R2= 90/157.5=0.57，由3表5-5查得m=0.47 Pc Pc，故通过。摩擦阻力Fm：小车满载运行时的最大摩擦阻力

15、： =（10000+3000） =2889N式中，Q起升载荷；G起重机或者运行小车的自重载荷；f滚动摩擦系数，由(1)表2-3-2查得f=0.0005；车轮轴承摩擦系数，由(1)表2-3-3查得 =0.02； d与轴承相配合处车轮轴的直径，d=125mm； D车轮踏面直径，D=315mm；附加摩擦阻力系数，由(1)表2-3-4查得 =2；空载运行时最小摩擦阻力： Fm0= =666.7N电动机的静功率：Pj= = =2.34kw式中，机构传动效率，取0.9式中 Fj=Fm(Q=Q)满载运行时的静阻力；m驱动电动机台数m=1；对于桥式起重机的小车运行机构可按下式初选电动机：P=kdPj=12.3

16、4=2.34dkw初选电动机功率： N=kdNj=1.15*2.34=2.69kw式中，kd电动机功率增大系数，由1表7-6得kd=1.15。由附表选用电动机JZR-12-6，Ne=3.5kw，n1=910 r/min，(GD2)d=0.142kg.m2，电动机质量80kg 。 电机等效功率： Nx =K2.5rNj =0.751.122.34 =1.97kw式中，K2.5工作类型参数，由表6-4查得K2.5=0.75 r由(1)按起重机工作场所得tq/tg=0.2，查得r=1.12由此可知，Nx Ne，满足发热要求车轮转速：nc=机构传动比：i0=由1附表40，选用ZSC-400-I-2减速

17、器， =22.4；N=2.8kw (当输入转速为1000r/min时)。 故NJN实际运行速度：Vdc=Vdc误差：实际所需电动机静功率：Nj=NJ由于NjNe，故所选电动机和减速器均合适起动时间： tq=式中 n1=910r/min； m=1(驱动电动机台数)；Mq=1.5Me=1.5MeJC25%时电动机额定扭矩：Me =9550 满载运行时的静阻力矩：Mj(Q=Q)=空载时的运行阻力矩：Mj(Q=0)=初步估算高速轴上联轴器的飞轮转矩： (GD2)zl+(GD2)l=0.26kgm2机构总飞轮矩（高速轴）：C(GD2)l=1.15(0.142+0.26)=0.466kgm2满载起动时间：

18、tq(Q=Q)= =2.35s空载起动时间： tq(Q=0)= 由1表7-6查得,当时, tq的推荐植为5.5s,故tq(Q=Q) tq,古所选电动机能满足快速起动的要求. 起动工况下校核减速器功率：Nd=式中 Pd=Pj+Pg=Pj+=2889+(3000+10000)=6584Nm运行机构中同一传动减速器的个数，m=1因此 Nd=所选用减速器的NJC25%=2.8kwNd, 故减速器合适。由于起重机是在室内使用，故坡度阻力及风阻力均不予考虑。以下按二种工况进行验算空载起动时，主动车轮与轨道接触的圆周切向力：= =293.4=2934N 车轮与轨道的粘着力： ，故可能打滑。解决办法是在空载起

19、动时增大起动电阻，延长起动时间。满载时起动，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力： = +=541.8=5418N车轮与轨道的粘着力：，故满载起动时不会打滑，因此所选电动机合适。由2查得，对于小车运行机构制动时间34s，取=3s，因此，所需制动转矩： = -=13.49Nm 由附表15选用，其制动转矩 考虑到所取制动时间与起动时间很接近，故略去制动不打滑条件验算高速轴联轴器计算转矩，由2（6-26）式： 式中 电动额定转矩； n联轴器的安全系数，运行机构n=1.35； 机构刚性动载系数，=1.22.0，取=1.8。由附表31查电动机JZR-12-6两端伸出轴各为圆柱d=35mm，=80mm。由附表

20、37查ZSZ-400减速器高速轴端为圆柱形=30mm，=55mm。故从附表41选G1CL1鼓形齿式联轴器，主动端A型键槽=38mm，L=80mm；从动端A型键槽=30mm，L=55mm。标记为：GICL联轴器ZBJ19013-89。其公称转矩=91Nm，飞轮矩=0.009kg，质量=5.9kg高速轴端制动轮：根据制动器已选定为，由1附表16选制动轮直径=200mm，圆柱形轴孔d=35mm，L=80mm，标记为：制动轮200-Y35 JB/ZQ4389-86，其飞轮矩=，质量=10kg以上联轴器与制动轮飞轮矩之和：+=原估计基本相符，故以上计算不需修改低速轴联轴器计算转矩，可由前节的计算转矩求出

21、 Nm 由1附表37查得ZSC-400减速器低速轴端为圆柱形d=65mm，L=85mm，取浮动轴装联轴器轴径d=60mm，L=85mm，由1附表42选用两个GICLZ3鼓形齿式联轴器。其主动端：Y型轴孔A型键槽，=60mm。从动端：Y型轴孔，A型键槽，=65m，L=85mm，标记为 GICLZ联轴器 由前节已选定车轮直径=315mm，由1表19参考车轮组，取车轮轴安装联轴器处直径d=65mm，L=85mm，同样选用两个GICLZ3鼓形齿式联轴器。其主动轴端：Y型轴孔，A型键槽=60m，L=85mm，从动端：Y型轴孔，A型键槽=65mm，L=85mm，标记为： GICLZ联轴器ZBJ19014-

22、89（1）疲劳验算 由4运行机构疲劳计算基本载荷 Nm 前节已选定浮动轴端直径d=60mm，其扭转应力： 浮动轴的载荷变化为对称循环（因运行机构正反转转矩值相同），材料仍选用45钢，由起升机构高速浮动轴计算，得，许用扭转应力： 式中与起升机构浮动轴计算相同 通过（2）强度验算 由4运行机构工作最大载荷式中 考虑弹性振动的力矩增大系数，对突然起 动的机构，=1.51.7，此处取=1.6； 刚性动载系数，取=1.8。最大扭转应力： 许用扭转应力： 故通过 浮动轴直径：（510）=6570m 取=70mmih=3ZZ=6选G15吊钩组d=14mmD=355mmDp=225mmD=400 L=1500

23、mm=15mm 强度验算通过=11.92KW选电动机JZR2-42-8=9.7KW电动机发热验算通过选减速器ZQ-500-3CA=7.81m/min减速器输出轴强度足够选用YWZ5-315/23制动器半齿联轴器；CLZ,图号 S139 带制动轮半齿联轴器,图号S124=0.64s疲劳计算通过强度计算通过车轮直径：=315mm材料：ZG340-640轨道：P18 线接触疲劳强度通过。选电动机：JZR-12-6Ne=3.5kw=910r/min发热验算通过ZSC-400-I-2减速器Nj 和 Ne均在许用范围内按起动工况验算减速器的功率，虽不够，但不再选大一号的减速器（考虑到减速器有一定的过载能力）GICL联轴器ZBJ19013-89制动轮200-Y35 JB/ZQ4389-86