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1、摘 要桥式起重机运行小车中最主要的结构有：电动机，减速器，联轴器，等等。桥式起重机的小车设有起升机构和小车运行机构，为使小车轮压呈均匀分布，应对小车的机构布置进行优化设计，以知小车轨迹和轴矩为例，以车轮轮压均匀分配为目标函数，按单钩起重小车的条件提出约束条件，对优化设计的结果进行分析如下：首先，电动机起重机械的驱动电动机要根据所需功率、最大转矩、接电持续率、起动等级、控制类型、速度变化范围、供点方式、保护等级、环境温度与使用地区海拔高度等因素进行选择。 其次，减速器起重机械设计时，根据理论指导和工作经验，对机构形式、中心距、公称传动比及齿轮参数的选择应遵守原则和注意事项。再次，联轴器起升机构装
2、有联轴器，其电动机工况驱动力矩，起升过程，减速传动装置的载荷等，与电动机通过减速器直接驱动的起重运行机构有差别，本文根据在MH葫芦桥式起重机系列设计中的应用的经验，提出了把联轴器传动与起重机机构设计相结合的设计计算方法，其设计计算结果在该系列试验中得到证实。关键词：起重小车，电动机选择，减速器，联轴器AbstractThe most of structure of conuey uehicle,which of the crane of bridge is this :genertor、cushion、coupting.Trolley of overhead traveling crane c
3、omprises lifting and traversing mechanisms .Optimization method is applied to the layout design of mechanisms on trolley in order to maintain an even distribution of optimization design on an example a trolley with given wheel base and track gauge ,using even distribution of wheel loads as an object
4、ive funtion and condition of a signle hook lifting trolley as restrictive conditionThe driving motor an electric cane has to be selected according to the required power、maximum torque 、dutyfator 、startup frequency 、type of control 、range of speed rariation 、method of power supply 、class of protectio
5、n 、ambient temperature and elevation oversee level at the vacation of use .Based on theoretical and practical experience ，this paper presents the principles and attentions for selecting and designing of the structure ,center distance ,nominal transmission ratio and gear parameters when designing the
6、 reducers for cranes .Crane traveling mechanism equipped with hydraulic coupling is quite different from ordinary one so far as the working condition of motor .Driving moment,starting process load applied to reducer etc ,Based upon the experience of application to the series of MH type gantry crane
7、with electric hoist as lifting mechanism ,this paper gives calculation method ,which combines the design of hydraulic transmission with the design of crane traveling mechanism .The calculation result is successfully proved by the test of proto types .Key words ：Trolley of overhead traveling crane，Se
8、lection of electric motor for lifting machinery， Redueer， Design，Principle，Hydraulic coupling目录1 绪论12 起升系统计算3 2.1确定起升机构的传动方案，选择滑轮组和吊钩组3 2.1.1起升机构计算3 2.2选择钢丝绳3 2.3确定滑轮主要尺寸4 2.4确定卷筒尺寸并验算4 2.5选择电动机7 2.6验算电动机发热条件9 2.7选择减速器10 2.8验算起升速度和实际所需功率10 2.9校核减速器输出轴强度11 2.10选择制动器11 2.11选择联轴器122.12验算起动时间 13 2.13验算制
9、动时间13 2.14电动机发热验算14 2.15电动机过载验算15 2.16高速浮动轴计算163运行系统计算18 3.1确定机构传动方案18 3.2选择车轮与轨道并验算其强度18 3.3运行阻力计算19 3.4选电动机20 3.5验算电动机发热条件20 3.6选择减速器20 3.7验算运行速度和实际所需功率21 3.8验算起动时间21 3.9按启动工况校核减速器功率22 3.10验算不打滑的条件22 3.11选择制动器23 3.12选择高速轴联轴器及制动轮23 3.13选择低速轴联轴器24 3.14验算低速浮动轴强度24专题 26结论 30致谢 31参考文献 32附录 331.绪 论起重运输机
10、械主要用于装卸和搬运物料。它不仅广泛应用于工厂、矿山、 港口、车站、建筑工地、电站等生产领域，而且也应用到人们的生活领域。使用起重运输机械，能减轻工人劳动强度，降低装卸费用，减少货物的破损，提高劳动生产率，甚至完成人们无法直接完成的某些工作。起重机械和运输机械发展到现在，已成为合理组织大批量生产和流水作业生产的基础。据统计，在我国冶金、煤炭部门的机械设备总台数或总重量中，起重运输机械占25659f。 我们的祖先在古代，虽然也创造了不少结构简敢适应当时生产需要的起重运输机械设备，但真正形成现代的起重运输机械制造工业，还是在中华人民共和国成立以后。就其发展，主要有以下几个阶段： 1949年到195
11、7年，是我国起重运输机械制造的创业阶段。当时由于缺少设计能力，大部分产品是按国外图纸仿造的。 1958年到1965年，各企业逐渐由仿造走上了自行设计的道路。先后进行了通用桥式起重机、带式输送机、斗式提升机等八种产品系列设计，同时，还逐渐开展了以改进产品结构、性能、提高产品质量和开发新产品为目标的科研工作。 1966年到1978年，起重运输机械行业的生产虽然历经艰难曲折，侣在技术上仍有发展。主要表现在；对一些量大面宽的产品进行了系列设计或系列更新设计，如CD、MD和CD、MD，型电动葫芦， LD型电动单梁桥式起重机， LH型电动葫芦双梁桥式起重机，TD75型带式输送机，DX型钢丝绳芯带式输送机，
12、 HS型手拉葫芦等； 发展和制造了一批国家急需的新产品，如450t桥式和门式起重机以及2300t双小车桥式起重机。 1979年以后，由于实行改革开放政策，我国起重运输机械行业的技术水平有了很大提高。主要是增强了成套设备的供应能力，如国内研制的首都机场行季包装卸袖送系统和旅客登机桥全套设备，与国外合作生产的年产量20003000万t的秦皇岛煤炭出口码头成套装卸设备，宝钢扎40mm无缝钢管厂、1900mm板坯连轧厂、2030mm冷连轧厂与2050mm热连轧厂等冶金专用成套起重设备；引进了一批起重运输机械产品和通用零部件的设计制造技术，如电动萌芦、带式输送机、液压推杆、液力偶合器、起重电磁铁等；研制
13、了一批新产品；产品的制造工艺水平普遍有了提高。 总的来说，我国起重运输机械行业经过了四十多年的发展，目前已经具有一定的生产和研制能力，一部分产品已达国际水平。但就整个起重运输机械行业而言，有很大一部分产品的性能和质量还有待提高，提供现代化成套设备的能力还不能满足社会发展需要。 我国起重运输机械行业今后几年内的发展趋势，主要是： 1)对近几年来与外国合作生产的成套设备实行国产化； 2)开发批国家重点项目和国民经济各部门急需的品种： 3)对量大面宽的起重运输机械产品和零部件进行系列更新； 4)采用先进的设计方法和手段，加强对物流(物质资料由供应者向需要者移动)系统的研究；5)推广产品制造的先进工艺
14、。2.起升系统计算2.1.确定起升机构的传动方案，选择滑轮组和吊钩组 2.1.1 起升机构计算按照布置宜紧凑的原则，决定采用以下方案，如图1-1所示，采用双联滑轮组，按Q=10t，查文献1，21表(I2-2)，取滑轮组倍率a=3，据文献1，20式(2-7)知：承载绳索分支数Z=2a=6查文献2，243表(15-15)，根据Q=10t，取吊钩组为短钩型，重量G0=219 公斤。图1-1 起升机构设计简图2.2.选择钢丝绳据文献1，22式(2-12)： (2-1)式中：滑轮组效率，据文献1，21表(2-3)，若滑轮组采用滚动轴承，滑轮组采用滚动轴承，滑轮组倍率a=3，得h=0.985。PQ起升载荷
15、，指起升质量的重力。得： ； (2-2)据文献1，26式(2-14) (2-3)n钢丝绳安全系数，据1表(2-5)，据工作级别M5知n=5.5K钢丝绳捻制折减系数，据1，27表(2-4)，纤维绳芯，K=0.85得： 据文献1，24知：瓦标吞式断面充填严密，承载能力大，挠性好，是起重机常用的钢丝绳类型，选瓦林吞式，据文献2，195表(12-10)，据公斤，选钢丝绳直径d=14mm，钢丝绳公称抗拉强度为108公斤/mm2,绳6W(19)股(1+6+6/6)，绳纤维芯，钢丝绳最小破断拉力为Sb=108kN公斤，钢丝绳标注如下：14NAT619W+F C1700 ZS 108 GB 8918-882.
16、3.确定滑轮主要尺寸据文献1，16式（12-1）得： 工作滑轮槽底的直径D(e-1)de与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，据文献1，17表(2-1)，据工作级别为M0，取h2=25；得： (e-1)d=(25-1)14=336mm据文献2，207表(13-2)，据D336mm，取D=355mm，据文献2，206式（13-2）平衡滑轮： D平=(0.60.8)D=0.7355=249mm2.4.确定卷筒尺寸并验算据文献1，31知，卷筒的槽底直径D(e-1)de与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，据文献1，17表(2-1)，据工作级别为M5，取h1=25得： (e-1)d=(25-1)14=
17、336mm据文献2，213表(14-2)，根据Q=10t,D336mm，取D=400mm，据文献1，33式（2-20）卷筒长度： (2-4)H起升高度，15m=15103mma滑轮组倍率 a=3Z0附加圈数，一般取Z0=1.53，此取Z0=2t绳圈节距(mm)，光面卷筒t=d，据文献2，223表(14-5)，据d=14mm，得: t=16mm。L1双联卷筒中间不切槽部分的长度，据文献2，213表(14-2)，据起重量Q=10t，得: L1=A=185mmD0卷筒直径，卷筒直径加上钢丝绳直径，D0=D+d=400+14=414mm。 得：取L=1500mm；卷筒壁厚:据文献1，34知：钢卷筒 =
18、0.02D+（610）=0.02400+（610）=1418mm取=15mm卷筒墙壁压应力验算据文献1，34式(2-22) (Mpa) (2-5)式中： Smax 钢丝绳最大静拉力 Smax=17290N； 卷筒壁厚=15mm=1510-3m； t卷筒绳槽节距t=16mm=1610-3m；得 许用压应力 (Mpa) 钢卷筒得： 故抗压强度足够；3D=3400=1200mmL=1500mmL3D据文献1，35知，当验算由弯曲和扭转产生的复合应力，卷筒受力如图 图1-2.1 卷筒受力简图卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时 (2-6)式中：MF卷筒受到的最大弯矩(N.m)卷筒抗弯截面系数D卷筒
19、槽底直径D=400mmD1卷筒内径，查文献2，213表(14-2)根据Q=100t 知D1=370mm (2-7) 许用应力，对于钢卷筒综上所知：卷筒合适，验算通过2.5.选择电动机据文献1，103式（6-1） (2-8)式中： PQ起升载荷，是抬起升重物的重力PQ=Q+G0=(10000+219)9.8=10.0146104(N) (2-9)Vn起升速度 Vn=7.5m/min起升机构的总效率，（包括减速器、卷筒和滑轮组的效率）采用齿轮减速器，一般取=0.90得: (2-10)桥式起重机的使用工况较接近S3、S4、S5，根据Nj和JC=25%，查文献1，225表4，初选电动机为三相异步电动机
20、，型号为JZR2-42-8，JC=25%，CZ=5J允许输出功率N=16KW据文献2，711查表(33-1)，据N=16KW，选电动机型号为82号，转速nd=715r/min，据文献2，92式(8-21)电动机额定输出功率NeNeK电Nj(KW) (2-11)式中：K电载荷系数，据文献2P93，表(8-10)，根据电动机型号为JZR，起重机工作特性为中级起重机，取K电=0.8-0.9，K电=0.8得： NeK电Nj 0.80.8714.739.6KW取: Ne=9.6KW据文献1，248附表3，据功率N=14.3KW，N11KW，取力矩过载系数=2.8。据文献1，249附表4，电动机型号为YZ
21、R315M-8知飞轮矩GD2=1.46 (kgm2)据文献1，104式(6-3)和式(6-4)，得： (2-12)式中： 电动机的转速（r/min）卷筒的转速卷筒的卷绕直径=414mm=4.14mm2.6.验算电动机发热条件据文献1，104式(6-3)和式(6-4)，得： (2-13)式中： 电动机的转速（r/min）卷筒的转速卷筒的卷绕直径=624mm=6.24mm疲劳基本载荷： 式中： 载荷系数，=1/2(1+) 载荷系数，一般在1-2内；据文献1，13 式(1-11) =1+0.70Vn=1+0.7(10/60)=1.1167 (2-14) =1/2(1+)=1/2(1+1.1167)=
22、1.05833； (2-15)Me电动机额定力矩相对于M4工作级别的功率：折算成M6时的功率：Nm6= M41.124-6 =99.0571.124-6=78.967(Kw)2.7.选择减速器卷筒的转速n=减速器的总传动比 据文献2，349表(21-6)，据nd=715r/min i=41.3, Nm6=11.78 KW,初选减速器为ZQ500II3CA ，得：高速轴许用功率为12KW，公称传动比i=40.172.8.验算起升速度和实际所需要功率实际起升速度 (2-16)起升速度误差： (2-17)速度误差一般不超过4%因为 =2.8% 所以在范围之内所以减速器速度误差验算通过由文献2，347
23、表(21-5)，知减速器高速轴输出端直径d=50mm L=85mm2.9.校核减速器输出轴强度据文献2，100式（8-35）最大径向力： (2-18)式中:G筒卷筒重量，文献3，236表14，估计为G4.56KNR减速器输出轴容评最大径向载荷，根据文献2，353据减速器型号为ZQ500II3CA，nd=715r/min取 R=20500公斤=20500N所以：Pmax=19570NNe 过载验算通过综上可知，电动机验算通过2.16.高速浮动轴计算1)疲劳验算 由前面电动机计算中知疲劳基本载荷为：Mmax=227.8N.m d=45mm由文献2，79知: 扭转应力：轴材料用45号钢，b=600M
24、pa s=300Mpa弯曲应力： -1=0.27(b+s)=243Mpa扭转应力： 轴受脉动值环的许用扭转应力： 式中： Kx与零件几何形状有关，Kx=1.75Km与零件表面加工光洁度有关，Km=2.5考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，取y=0.2n1安全系数，n1=1.25；2)强度计算，轴所受最大转矩最大扭转应为 许用扭转应为 强度计算通过浮动轴的构造如图（1-16.1）中间轴径:d1=d+(510)=45+(510)=5055mm，取d1=55mm。高速浮动轴构造图3.运行系统计算3.1.确定机构传动方案小车运行机构计算经比较后，确定采用如图2-1所示的传动方案。3.2.选择车轮与轨道
25、并验算其强度车轮最大轮压：小车质量后计取G= 4000kg轮压均布： Pmax=1/4(Q+G)=1/4(10000+4000)=3500kg=35000N车轮最小轮压： Pmin=1/4G=1/44000=10000N由文献3，239附表17知：运行速度40.8m/min1.6工作级别为中级时，车轮直径取D=350mm，轨道型号为18kg/m，(P18)的许用轮压为3.49tPmax=3.5t根据GB4628-84规定，由小车直径系列值初选车轮直径DC=315mm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，车轮疲劳计算载荷车轮材料，由文献1，64表(4-4)，取C1=0
26、.96取: ZG340-60，S=340Mpa,b=640Mpa.由文献1，64式(4-12) ：线接触疲劳强度计算： (N) (3-1)C1转速系数 C2运行机构工作级别系数，由1表5-4，由M5取C2=1K1与车轮材料有关的许用线接触应力常数，由b=640Mpa，由文献1，64表4-6取K1=6.0L车轮与轨道有效接触长度 由文献3，246附表(2-2)，轨道P43，取L=b=46mm=因 为 PCPC 所以点接触强度验算通过综上所知，车轮与轨道合适。3.3.运行阻力计算 (3-3)D由文献3，242附录19知小车车轮组主动车轮组中315知轴承型号为7518，由文献4，209得内径d=90
27、mm，外径D=157.5mm，平均值K滚动磨擦系数，由表7-17-3，知k=0.0005mmu车轮轴承的摩擦系数，u=0.02附加摩擦阻力系数，由文献1，114知=2.0.Mm=(1000+4000)(0.0005+0.020.125/2)2=490N.m运行摩擦阻力： 当无载时：3.4.选电动机电动机静功率： Pj= Pm=888.9NM电动机个数 m=1初选电动机功率： N=KdNj=1.152.59=2.98KWKd电动机功率增大系数，由1表（7-6），由运行速度为40.18m/min，滑动轴承取Kd=1.15，由附表30选电动机型号为JZR2-12-6，Ne=3.5KW, n1=910
28、r/min,(GD2)d=0.142kgm2,电动机质量Gd=80kg3.5.验算电动机发热条件由文献2，95式8-26a： 由文献3，96表（8-14）知机构t起/ t2值大约为0.3-0.4，据文献3，97式（8-36），求出V25=0.88，N25=0.751.122.59=2.18KWN25=2.18KWNe=3.5KW所以电动机发热校核通过。3.6.选择减速器车轮转速: 机构传动比： 由文献3，275附表40选用ZSC-400-I-2减速器，I=22.4，N中级=2.8KW，输入轴转速为1000r/min,NxN中级。3.7.验算运行速度和实际所需功率运行速度误差：合适。实际所需电动
29、机等效功率3.8.验算起动时间起动时间： (3-4)m电动机个数，m=1满载运行时折算到电动机上的运行静阻力矩，空载运行时折算到电动机上的运行静阻力矩初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩为：(GD2) +(GD2)Z=0.26kgm2机构总飞轮矩： C(GD2)L=1.45(0.142+0.26)=0.466 kgm2满载启动时间：空载启动时间： 由1表7-6查得，当Vc=45m/min=0.75m/s时，tp推荐值为5.5S，tp(Q=Q)tp,故所选电动机能满足快速启动要求3.9.按启动工况校核减速器功率起动状况减速器的功率：式中： 为计算载荷m运行机构中，同一级传动的减速器个数m=1所以减速器
30、 N中=2.8KWN所以减速器过载能力较强合适。3.10.验算不打滑的条件因室内使用，故不计风阻力及坡度阻力矩，只验算空载及满载运动时两种工况，空载起时主动车轮与轨道接触处的圆周切向力：式中：P1所有主动车轮轮压之和P2所有从动车轮轮压之和k、u、d、同运行阻力计算中取值一样车轮与轨道的摩擦力： F(Q=0) =P1f =20000.2=4000NT,故可能打滑。解决办法是在空载启动时间增大启动电阻，延长启动时间。f摩擦系数：由文献1，170知:f=0.15满载起动时，主动车轮与轨道接触处的周围切力 车轮与轨道的粘着力： F(Q=0)=P1f=所以不会打滑，所以电动机合适。3.11.选择制动器由1查知：对小车，34秒，取，因此，所需制动力矩 m电动机个数，m=1C，GD2.k.u.d.同前面计算中的取值， 由文献3，237附表15，选用YWZS200/23，考虑到所取制动时间与其制动时间4.89s，相差不大，故略去制动不打滑条件的验算。3.12.选择高速轴联轴器及制动轮高速轴联器计算转矩：式中:n联轴器安全系数，n=1.35刚性动载系数，由文献1，110可知： 由文献3，261附表31查电动机JZR2126，两端伸出端轴为圆柱形，d=35, L=8