双梁门式起重机小车的设计

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1、1前言起重运输机械国外研究现状及发展趋势1.1.1起重运输机械国外研究现状近年来，在国家宏观调控政策的影响下，我国工程机械产业进入了加速增长阶段，呈现出前所未有的繁荣态势。随着在生产过程中的工作要求和不断发展，在现代化的工矿企业、车站港口、建筑工地等国民经济各部门，越来越广泛地使用各种起重运输机械，进行装卸、输送、分配等生产作业。随着全球市场国际化的飞跃，工程机械发展异常迅猛，新理念、新技术、新工艺、新材料不断给予工程机械新的生命力。随着生产水平的不断提高，起重运输机械的作用已超出作为辅助设备的围，进而直接应用于生产工艺过程中，成为流水生产线上的主体设备组成部分。为了更好的适应大型水电建设工程

2、中的筑坝工作，适用港口装卸工作、大型露天工厂和建筑工地的安装、起重运输工作，文献1中介绍了对现有的DMQ540/30型门式起重机进行的改造。为了在修建大桥中体现出起重机的作用，文献2,3着重介绍了浮吊和龙门吊架桥的设计与应用。由于大多起重机都在户外工作，在起重吊运重物中往往会受到空气阻力的影响迫使重物在起升过程中来回摆动，一般来说，建模和参数标识都是麻烦和费时的任务。为了解决这个问题，文献4为自动门式起重机介绍一个实用和智能的控制方法和实验性地评价。文献5介绍了一个新的计算方法对起重机吊臂和臂架进行刚度和强度计算。对于以往桥式起重机结构的优化设计多数是针对箱型主梁结构的，文献6介绍了采用混合离

3、散变量优化的方法对四桁架门式起重机空间结构优化设计。由于我国的起重运输机械行业起步较晚，虽然在技术上有了长足的进步，但相比国外的先进技术还存在着一定的差距。比如我国生产的产品性能一般，产品开发能力较弱，制造工艺水平较低，产品检测水平不高，配套件供应和质量问题一般，产品更新滞后，行业标准不规等诸多问题。在未来的发展上应该加大与国外知名企业的合作和交流，为中国的起重机械未来发展提供广阔的发展平台。1.1.2起重运输机械的发展趋势随着科技的日新月异，当今国际起重运输机械朝着大型化、信息化、多用途、高效率的方向发展。这在不同程度上扩大了产品标准化，参数、尺寸规格化和零部件通用化的围，为起重机械制造的机

4、械化和自动化提供了便利的条件，为实现自动化设计、加强流水作业生产、提高劳动生产率、降低产品成本和材料消耗，改进工艺流程，加强和提高企业管理水平等都具有很大的现实意义。当今起重运输机械的发展趋势如下。（1）起重机的大型化大型化是机械装备的一个主要的发展方向。由于许多工艺过程需要的机械设备须向大型化发展，如受地域资源的限制，物料越放越远，起吊物料越来越重等，促推所使用的设备想大型化发展。目前，世界上最大的浮游起重机起重量达到6500t，最大的履带起重机重量为3000t，最大的桥式起重机起重量是1200t。带式输送机最大带宽达3.2m输送能力最大可达40000t/h，单机最大距离能达60km以上7。

5、总之，起重机向大型化和高效化发展是当前的发展主流。（2）起重机的信息化信息化方向包括自动化、智能化、数字化和网络化等。自动化不仅是以减轻人们的身体的力量劳动，提高设备工效为目标；智能化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；数字化主要包括智能化设计、可视优化设计、虚拟设计，使人们更清楚的了解环境；网络化除了体现在异地设计和异地制造之外，还包括远程诊断与远程监控。信息化就是将机械技术和电子技术相结合，将先进的技术应用到机械的驱动和控制系统。目前已出现了能自动装卸物料、有精确位置检测和有自动过程控制的桥式起重机用于自动化生产线。起重机上还装有微机自诊断监控系统，能对自身的运行状态进

6、行监测和维护。（3）起重机的规模化起重机向成套化、系统化、综合化和规模化发展。将各种起重机械的单机组合为成套系统，加强生产设备与物料搬运机械的有机结合，提高自动化程度，改善人机系统。目前重点发展的有港口集装箱装卸系统，工厂生产管理自动化立体仓库系统等。（4）起重机的小型和多样化现实生活中，有相当一部分起重机械在一般的车间和仓库等处使用，但工作并不频繁。为了考虑综合效益，要求这些起重机械尽量的减少外形尺寸，简化结构设计，减低维修成本，实现利益的最大化。本课题的研究意义和主要容1.2.1本课题的意义和目的在过去四年的大学学习生涯中，学过了机械制图、理论力学、材料力学、机械原理、机械设计等课程容，基

7、本上掌握了一般机器零部件的设计方法；同时通过对课外书籍的阅读，对桥式起重机，门式起重机等典型起重机的构造型式、工作原理和机构计算等也有了初步的了解起重机械包括的种类很多，本课题设计的是双梁门式起重机小车部分的设计，其意义是加深对起重机械的认识和理解，熟悉我国在起重机械方面的优劣及未来的发展趋势，以便未来的更好发展。本课题设计的目的是综合运用之前学过的基础理论知识，对整体起重机的主要部分进行设计，学习设计方法，熟悉零件的工艺性，机器装配和安全技术等方面的知识，培养分析问题和解决问题的能力。1.2.2本课题研究的主要容本次课题的题目是双梁门式起重机小车设计，主要是对起重机小车部分的设计研究。起重机

8、小车部分主要包括起升机构、运行机构和小车架。根据所给定的参数对起升机构和运行机构进行了计算，选定用于各个机构的电动机、减速器、轴承、联轴器等零件，然后根据确定的尺寸设计小车架并绘制结构图、主要零部件的零件图和整体装配图；最终完成设计说明书。123小车设计的原始参数表1.1小车设计的原始数据起重量跨度(m)起升高度(m)起升速度(m/min)运行速度(m/min)工作制度5181012.3144A52小车总体结构设计2.1双梁门式起重机总体结构双梁门式起重机是一种有轨运行的中小型起重机，适用于各种工矿企业、交通运输及建筑施工等部门的仓库及露天场所，作装卸或抓取物料等。本设计主要是对双梁门式起重机

9、的小车部分进行结构设计，确定各部分参数，并进行计算校核，绘制装配图和零件图。普通门式起重机一般由桥架、大车运行机构、起重小车、电气设备和驾驶室组成。其中起重小车安装于桥架上，由起升机构、小车运行机构、起重小车车架组成。图2.1为起重机结构示意图。图2.1双梁门式起重机结构示意图起升机构的作用是实现货物的升降，它包括电动机、制动器、减速器、卷筒和滑轮组。电动机通过减速器，带动卷筒转动，使钢丝绳绕上卷筒或从卷筒放下，以升降重物。小车架是支托和安装起升机构和小车运行机构等部件的机架，通常为焊接结构。小车运行机构：驱动起重小车沿桥架上的轨道水平横向运行。起重机运行机构的驱动方式可分为两大类：一类为集中

10、驱动，即用一台电动机带动长传动轴驱动两边的主动车轮；另一类为分别驱动、即两边的主动车轮各用一台电动机驱动。中、小型门式起重机较多采用制动器、减速器和电动机组合成一体的“三合一”驱动方式，大起重量的普通门式起重机为便于安装和调整，驱动装置常采用万向联轴器。起重机大车运行机构一般只用四个主动和从动车轮，如果起重量很大，常用增加车轮的办法来降低轮压。当车轮超过四个时，必须采用铰接均衡车架装置，使起重机的载荷均匀地分布在各车轮上。本次设计课题为双梁门式起重机小车设计，主要包括起升、运行两大机构及其安全装置的设计计算和装配图与零部件图的绘制。小车主要机构的设计和选择2.2.1起升机构的设计起升机构主要由

11、以下部分组成：驱动装置、传动装置、卷筒、滑轮组、取物装置和制动装置。每个机构采用分别驱动的形式，这种形式布置方便、安装和检修容易。图2.2所示为电动驱动的起升机构简图。电动机4通过联轴器3与减速器2的高速轴相联。为了安装方便，并当小车架受载荷变形时为了避免使高速轴受到弯曲，联轴器3应当是带有补偿性功能的，所以通常采用弹性柱销联轴器或齿轮联轴器。图2.2起升机构简图1-制动器2-减速器3-联轴器4-电动机5-卷筒6-轴承2.2.2运行机构的设计运行机构有电动机、传动装置、联轴器、传动轴、车轮组和制动器所组成。按照本次课题的参数要求，为了保证主动轮总轮压保持不变，主动轮的布置采用四角布置。主动轮的

12、驱动形式采用集中驱动。图2.3所示为集中驱动的小车运行机构简图。电动机1运转通过联轴器6与减速器2相联在经过浮动轴4和联轴器6将力与力矩传送到车轮5,驱动小车运行。223小车架及其他辅助装置的设计选择小车架是支承和安装起升机构和小车运行机构各部件的机架。同时它又是承受和传递全部起重载荷的就构件。因此要求小车架既具有足够的强度和刚度；又尽量减轻其自重，以降低小车的轮压，减轻桥架结构的负载。小车架用钢板焊接而成（如图2.4所示）。在车架上焊有底座（垫板）电动机、减速器、制动器和可拆卸的轴承座等均安装在这个底板上。为了简化车架的加工，底座的加工面应尽量布置在同一水平面或垂直而上。图2.4焊接小车架简

13、图1-横梁2-纵梁所有机构中都采用滚动轴承。卷筒和车轮安装在转轴上和转动的心轴上。通常，从动车轮安装在带有角型轴承箱的转动心轴上。而主动车轮安装在带有两个角型轴承箱的独立转轴上，它与减速器的输出轴相连接，拆装减速器后车轮可与其轴承箱一起从轨道上推出。减速器也可以单独拆装。起重机小车设计除了有起升、运行机构和小车架外，还必须有必要的安全保护装置：如栏杆、排障板、撞尺、缓冲器和限位开关等。3小车主要参数选择和计算3.1起升机构计算3.1.1确定传动方案，选择滑轮组和吊钩组按照布置宜紧凑的原则，决定采用如图3.1的方案，采用了双联滑轮组。按Q=5t查起重机课程设计表4-2取滑轮组倍率*=2，承载绳分

14、支数Z=2L4。查8附表8选图号为G13吊钩组，得其质量Co=色两动滑轮间距A=200mm3.1.2选择钢丝绳若滑轮组用滚动轴承，当，查表得滑轮组效率:最大拉力：九IX=5fWm+聘=12.876比N町2抽2X2x0.99(3.1)查机械设计手册9表8-1-8工作级别为M5时，安全系数n=5,钢丝绳计算破断拉力Sb=nxSmfX=5x12.876=64.38/c/V(3.2)查8附表l选用瓦林吞型纤维芯钢丝绳6XI9W+FC钢丝公称抗拉强度1670MP光面钢丝，右交互捻，直径d=11mm钢丝绳最小破断拉力,标记如下：钢丝绳11NAT649W十FCI670ZS67GB8918-883.1.3确定

15、滑轮主要尺寸滑轮的许用最小直径:Dhd(3.3)式中h表示与机构工作级别和钢丝绳结构有关系数。由9表8-1-54得对于机构工作级别M5卷筒=18,滑轮h2=20。卷筒最小卷绕直径几刖珀二h1X=18X1仁19mm滑轮最小卷绕直径谕二h2Xd=20X11=22mmDp0.6D=0.6280=168mm(3.4)由8附表2选用Dp=225mm滑轮的绳槽部分尺寸可由附表3查得。由9表8-1-67C选用钢丝绳直径d=11mmD=280mm滑轮轴直径Ds=90mm的E型滑轮标记为：*280-90JB/T9005.3-1999由8附表5平衡滑轮选用d=11mn，D=225nm滑轮轴直径D5=45mm勺F型

16、滑轮标记为：滑轮F11225-45JB/T9005.3-19993.1.4确定卷筒尺寸及验算Dd(“1)=11(20-1)=209mm式中轮绳直径比系数e=20,由起重运输机械10表2-4查得。由8附表13选用D=315nnp卷简绳槽尺寸由8附表14查得槽距t=13mnp槽底半径r=7mm卷筒尺寸：lHih/10X1O3X2L=2+N+4t+L=2+2+4x13卜2OO=523nnn网n/13,14x326式中L=1500mm7bzU附加安全系数,5=2;1卷槽不切槽部分长度,取其等与吊钩组动滑轮的间距,即1=A=200,实际长度在钢丝绳偏斜角允许围可适应增减。nn卷筒计算直径G=D+d=32

17、6mm卷筒壁厚：S=0.02D+(610)=0.02315+(670)=12.316.3mn取S=15mm卷筒壁压应力验算：ymaxSmax1287666.03106N/m266.03MPa(3.5)选用灰铸铁HT200,最小抗拉强度/&=195N/cm2许用应力：叫195Itfl=-130MPalJyn115Symay,故抗压强度足够要求。(3.6)由于L3D，尚应验算弯矩产生的拉应力,卷筒弯矩图示于图3.2卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时S|max1Smax(!128761500严8369400Nm(3.7)卷筒断面系数:0.EDi40.1315428543151031142857

18、mm3(3.8)式中D卷筒外径，D=300mmD卷筒径,Di=270mm合成应力:2ymax=20.619N/cm(3.9)b195式中许用拉应力ib=39MPa门25i2左JB/T9006.2-19993.1.5选择电动机(1) 计算静功率:(3.10)(QG)vn=(50000990)12.31=122kW601000=6010000.858=.式中起升时总机械效率由机械设计课程设计手册zch丨t0.970.940.9820.992=0.858，11查表12-7选用电机型号：YZR160L-6其中，额定功率Pn=13KW转速nn=942r/min，断续周期工作制(S3)FC=25%最大转矩

19、允许过载倍数m=2.8;飞轮转矩GD2=0.78KN.m2，电机质量174KPj122电动机转速ndnjc)1000(1000942)=941r/minPjc13电动机的过载校验HQ+GJV(50000+990)x1231PnAOmr=1x1000x0.858X60=9.14kW(311)式中Pn:基准接点持续率时，电动机额定功率(kWPn=13KV9.14KW，此电动机符合条件。(2) 发热验算按照等效功率法，求JC=25谢所需的等功率：Nxk25Nj0.750.8712.27.96KWN&25%)13KW(3.12)由以上计算结果NxNe，故初选电动机能满足发热条件。3.1.6选用减速器卷

20、筒转速：Vih12.312cc、nj=24.05r/min(3.13)JDo3.140.326nd941一减速器总传动比：丨=39.1，取实际速比i=40。nj24.05起升机构减速器按静功率Pj选取，根据Pj=12.2kWnd=941r/min，i=40,工作级别为M5选定减速器为ZQ-500-II-3CA，减速器许用功率Pnj=15.7KW。低速轴最大扭矩为M=26000N.m157941减速器在941r/min时许用功率Pnj为Pnj=14.7713KW10003.1.7验算起升速度和实际所需功率实际起升速度：v12.3139.1v=12.03m/min(3.14)40误差：IE=vvX

21、100%=2.25%E=15%(3.15)v122391实际起升静功率Pj=11.93kWNe(25%)=13KW403.1.8校核减速器输出轴校核减速器输出轴强度时按第二类载荷情况进行。(1)最大径向力：由于载荷及卷筒自重在减速器输出轴端的作用力11Rmax-(aSmaxGj)-(212.8763.44)14.59KNR18.5KN(3.16)式中a、Smax:卷筒上卷绕的钢丝绳分支数a及钢丝绳最大力Smax；Gj:卷筒及轴自重;R:减速器承载能力表中标出的输出轴端最大容许载荷(径向力)(2)最大力矩:MnaaJC=(07-0,8)仇如=0.8x2用x134,55x39.1x0.95(3.1

22、7)式中叫9750Xn139750x一=134.551(25沟942:电动机额定力矩()；=11195,2A;mkzMj(3.18)式中Mez：所选择制动器的额定制动力矩，单位为Nmkz：制动安全系数，查得kz=1.75;Mj:当载荷下降时的静阻力矩，单位为N-m，(QGo)Do，(500.99)1030.3260.858Mi、moiu风)_y_u八vow89.14Nmj2i2240:下降时总机械效率，通常取0.858。处M；=175X8914=155.995JVmJ选用厂250/23制动器，其额定制动力矩i40225Nm制动轮直径为250mm质量为37.6Kg安装时将制动力矩调整到所需的制动

23、力矩Mez=200Nm3.1.10选择联轴器根据电动机和减速器以及浮动轴的轴伸尺寸及形状选连轴器，使连轴器的许用应力矩M计算的所需力矩M,则满足要求。高速轴联轴器计算转矩:(3.19)Mc=1.5xL8x134+55=363.285-m式中=134.55电机额定转矩(前节求出)；n=1.5-联轴器安全系数;=1.8-刚性动载系数;由11表12-9查得YZR160L-6电动机轴端为圆锥形轴伸d=48mm长度82|mm从附表34查得ZQ-500减速器的高速轴端为圆锥形轴伸d=50mm长度l=85mm靠近电动机轴端联轴器由8附表43选用%半联轴器，其图号为S152,最大容许转矩Mt=1400N.mM

24、C22飞轮力矩(GD2)l=0.202kg.m质量G=13.44kg浮动轴的两轴端为圆柱形d=45mm,仁85mm靠近减速器轴端联轴器由8附表45选用带250mm制动轮的半齿轮联22轴器，其图号为S217,最大容许转矩Me=1400Nm飞轮矩(GD)z=0.33kg-m质量Gz=18.1kg。3.1.11验算起动时间起动时间:tq38.2(MqMj)2c(GD)12(QGo)Do72i(3.20)式中(GD2)1=(GD2)d+(GD)i+(GD)z=0.78+0.202+0.33=1.312kgm2静阻力矩:Mj=(Q+G0)D0/2in=(5000+99)0.326/22X40X).85=

25、15.52kgi=134.97N-m(3.21)平均起动转矩:Mq=1.5Me=1.5X134.55=201.825Nmtq业1.151.312(50099)032620.59s38.2(201.825134.97)(240)0.85通常起升机构起动时间为1-5S此处tq1s,可在电气设计时，增加起动电阻,延长起动时间，故所选电动机合适3.1.12验算制动时间制动时间:爲38.2(M；Mj)C(GD2)1(QGo)D；.2i1.151.31238.2(134.5588.3)0.84s2(500099)0.326(240)20.85(3.22)式中Mj(QG0)D02ihi(500099)0.3

26、2622400.8588.3N.m由10表6-6查得许用减速度,a0.2,a=v/ttz=-12.310.260=1.03tzL图3.3高速浮动轴结构图3.2小车运行机构计算3.2.1确定机构传动方案经比较后，确定米用如图3.4所示的传动方案图3.4集中驱动的小车运行机构简图322选择车轮与轨道，并验算其强度车轮最大轮压：小车质量估计取Gxc=400Xg。假定轮压均布:Gxc500040004=2250kg=22500N(3.28)车轮最小轮压:Gxc4000=1000kg=10000N初选车轮：由8附表17可知，当运行速度0.9,，工作级别为中级时，车轮直径Dc=250mm轨道型号为11kg

27、Gxc4000/m(P11)的许用轮压为2.58t=2.25t。根据GB4628-84规定，直径系列为Dc=250、315、400、500,630mm故初步选定车轮直径Dc=315mm而后校核强度。强度验算可按车轮与轨道为线按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=2PmaxPmin22250010000=10833N车轮材料，取ZG340-640钢，s=340MPab=640MPa触局部挤压强度：Pc=k1DclC1C2=6.0x315X19.4x0.96x1.0=35199(3.29)2式中k1:许用线接触应力常数(N/mm)，由9表8-1-97查得k6:丨：车轮与轨

28、道有效接触强度，l=b=19.4mmv44C1:转速系数，由车轮转速n=44.5rpm查得G=0.96，D0.315C2：工作级别系数，由9表8-1-99，当为M5级时C2=1.0PcVPc，故通过点接触局部挤压强度:,咫-彳心15752巳-血=0.132xI57.53X).96.0=30085N(3.30)0.473式中k2：2=0.132:许用点接触应力常数(N/mm);R：曲率半径，车轮与轨道曲率半径中的大值，取R=315/2=157.5m=0.47:由r/R比值(r为r1，r2中的小值)所确定的系数PcVPc故通过根据以上计算结果，选定直径Pc=315的单轮缘车轮，标记为：车轮DL-3

29、15JB/T6392.1-19923.2.3运行阻力矩计算在运行时，电动机须克服摩擦阻力、道路坡度阻力和风阻力；起重摩擦阻力是最主要的阻力。起重机(或小车)运行时，其主要摩擦阻力矩有：O1车轮踏面在轨道上的滚动摩擦阻力矩；C2车轮轴承的摩擦阻力矩；O3附加摩擦阻力矩。摩擦阻力矩：Mm=(G+Q)(.k+i&fl2(3.31)查9表9-1-102，由Dc=315mm车轮组的轴承型号为7518(圆锥滚子轴承32218)，轴承径和外径的平均值d=(90+160)/2=125mm滚动摩擦系数k=0.0005，轴承摩擦系数卩=0.02，附加阻力系数：B=2.0，代人上式得满载时运行阻力矩：旧Q=Q-=(

30、5000+4000)(0.0005+0.020.125/2)2=31.5kgm315Nm相应的运行摩擦阻力:卩rnQ=Q)315=2000/V0J15/2当无载时:Mm(Q=0)=Gx(k-J-)=4000(0.0005+0.0220.1252)2=14kg.m=140N-mMm(Q0)Dc/2=888.9N0.315/23.2.4选择电动机(1)电动机静功率:PjVc1000m2000441000600.91=1.63KW(3.32)式中Pj=:满载时静阻力；n=0.9:机构传动效率；m=1：驱动电动机台数。(2)初选电动机功率:(3.33)N=k-Nj=1.10X1.63=1.83kw式中

31、k-=1.10:电动机功率增大系数；由11表12-7选用电动机JZR-112M-6,叫=1.8kw,n1=815r/min,22(GD)-=0.11kgm;电机质量G=74kg3.2.5验算电动机发热条件等效功率：Nx=k25Nj=0.75X.12X.63=1.4kw(3.34)式中k25:工作级别系数，当Jc=25%寸，k25=0.75;=1.12。NxNe，故所选电动机符合发热条件通过326选择减速器车轮转速：V44ne=44.5r/min(3.35)DC3.140.315机构传动比：i0=21=_8l5=18.3(3.36)n244.5查8附表40选用ZSC350-II减速器：io=17

32、.2;N中级=3.0kW(当输入轴转速为1000r/min时),NxvN中级。3.2.7验算运动速度和实际所需功率实际运行速度:Vc=Vc4=44i018.317.2=46.8m/min误差:46844=6.4%153合适44v468实际所需电动机等效功率：Nx=Nx=1.4X一=1.499550X囲=31.64Nm(3.38)MMj(Q=Q)=-i。满载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩:(3.39)m(QQ)315=20.35Nm17.20.9空载运行时折算到电动机上的运行静阻力矩MMj(Q=0)=.i0m(Q0)=9.04Nm17.20.9(3.40)22初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩

33、：(GD)z+(GD)i=0.26kg机构总飞轮矩:2222C(GD)1=C(GD2)d+(GD)z+(GD2)i=1.15(0.11+0.26)=0.4255kg.m满载起动时间:tq(QQ)204255(5040)31538.2(131.6420.35)815217.220.95.94S无载起动时间:tq(Q0)0.4255400020315238.2(131.649.04)17.20.98151.81s已知tq推荐值为5-7s，故所选电动机能满足快速起动要求。3.2.9按起动工况校核减速器功率起动状况减速器传递的功率:N=_1000m34657黔=3KW100060(3.41)式中PdP

34、jPgPjQ9VC一g60tq(QQ)2000(50004000)103933465.7N604.1:运行机构中同一级传动的减速器个数,所用减速器的N中级=3.0kW=N故所选择减速器符合要求3210验算起动不打滑条件空载起动时，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力:T(Q0)GXCvcg60tq(Q0)P2（k号）PikDc/2(3.42)40009226.5kg2265N4682000(0.00050.02.)220000.0005601.810.315/2车轮与轨道的粘着力:F（Q=0）=Rf=2000X）.2=400kg=4000NT（Q=0）,故空载时不可能打滑。满载起动时，主动车轮与轨

35、道接触处的圆周切向力：(QGxc)1(QQ)g1Vc是(k2)Rk60tq(QQ)Dc/25000400046.84500(0.00050.020.125245000.0005(3.43)9.81605.940.315/2234.8kg2348N车轮与轨道的粘着力：50004000F（qq）=PJ=0.2900kg9000NT（qQ）故满载起动时不会打滑，因此所选电动机合适3.2.11选择制动器由10查得，对于小车运行机构制动时间21.53=52.32N-m(3.45)N18式中Me=9750eJC25%)9750-=21.53Nm-电动机额定转矩，n1815n:联轴器的安全系数，运行机构n=

36、1.358:机构刚性动载系数，8=1.22.0,取81.8由11表12-9查电动机YZR112M-两端伸出轴各为圆柱形d=32mml80mm由8附表37查ZQ-250减速器高速轴端为圆柱形d=30mml=60mm故从8附表41选GICJ鼓形齿式联轴器，主动端A型键槽d2=32mmL=82mm从动端A3282型键槽d230mm,L=60mm标记为：GICL1联轴器-ZBJ19013-89。其公称3060转矩5=63ONm0=57.71Nm,飞轮矩()L=o.oo9kg.m2,质量归=5.9kg。高速轴端制动轮；根据制动器已选定为YWZ-200/23，由8附表16选制动轮直径D?=200mm圆柱形

37、袖孔d=32mmL=82mm标记为：制动轮200-Y32JB/ZQ4389-86，其飞轮矩GD2z=0.2kg-m2,质量Gz=10kg。以上联轴器与制动轮飞轮矩之和：(GD2)l+(GD2)z=0.209kgm2与原估计0.26kg-m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卩求出叭=112叭=-52.3220.490.9=482.4Nm2由8附表34查得ZSC350减速器低速轴端圆柱形d=45mm,L=70m取浮动轴端联轴器轴径d=45，L=70，由8附表42选用两个GICLZ鼓形齿式联轴器。其主动瑞：丫型轴孔A型键槽，d!=45mm从动端：丫型轴孔，A型键槽

38、d2=45mm,L=112mm,标记为：GICLZ联轴器45112ZBJ19014-89451123.2.13选择低速轴联轴器由前节巳选定车轮直径Dc=315mm由8附表19参、350车轮组，取车轮轴安装联轴器处直径d=65,L=85,同样选用两个GICLZ2鼓形齿式联轴器。其主动铀端,丫型轴孔，A型键槽d仁60mmL=85mm从动端：丫型轴孔,A型键槽d2=65mm6585L=85mm标记为：GICLZ2联轴器ZBJ190148960853.2.14验算低速浮动轴强度(1)疲劳验算由运行机构疲劳计算基本载荷:MImax8殳i08警亿2。9300Nm(3.46)由前节已选定浮动轴端直径d=45

39、mm其扭转应力:Mimaxn300316.5106N/m2W0.2(0.045)16.5MPa(3.47)浮动轴的载荷变化为对称循环，材料仍选用45钢，由起升机构高速浮动轴计算得1=140MPas=180MPa许用扭转应力：1k111401knI2.51.2544.8MPan-1k通过(2)强度验算由运仃机构工作最大载何得:Memaxi。1.61.8215317.20.9479.93Nm(3.48)2式中5:1.51.7，此处取5=1.6,8:刚性动载系数，取8=1.8；最大扭转应力:maxmax0T(263106N/m2=26.3MPa(3.49)许用扭转应力:=180=120MPan1.5

40、max=10=13751)X10=(2)疲劳计算:对于疲劳计算采用等效弯矩，由8表2-7查得等效系数=1.1=Mt=11X1375*)0=111349jV-cm，等效弯矩(3.51)弯曲应力:Old30.1X73心轴的载荷变化为对称循环。由82-11,2-13式知许用弯曲应力:轴材料用45号钢，其”心600MPa;=300MPa0.435=258MPa(3.52)式中n=1.6安全系数;K应力集中系数,用-”汽-t：-90|=x=lOOMPa1wKn1.611.6所以验算通过。(3)静强度计算：卷筒轴属于起升机构低速轴零件，其动力系数可由8表2-5查得,畑2叽哑=爭川叽=1.2X137590=

41、l65108Wmajmax105108耳皿=MPa0.1/0.1X尹许用应力：f.J300一“0二一三=lB75MPti如n1.6所以验证通过。故卷筒轴的疲劳和静强度计算通过。3.3.2选择轴承由于卷筒心轴上的左轴承的、外座圈以同样速转动，故无相对运动可按照额定静载荷来选择。右轴承的外座圈固定，座圈与心轴共同旋转，应按照额定动负荷来选择。(1)左端轴承：由轴承的额定静负荷式中G：额定静负荷P0：当量静负荷no：安全系数选用型号为1313的滚动轴承，其额定静负荷Co=229OON左轴承的当量静负荷：Po=fdRa=1.1X4724=16196.4N式中fd=1.1-动负荷系数，n。R=1.046

42、196.4=16844B=1.11028=12130.8N轴向负荷Fa=0设M5级工作类型的轴承工作时数Lh=4000h,，已知1311轴承的e=0.23,令Fa/Fr=00=12130.8N由式：6Lh=d(C)8(3.54)60nP(C/P)=1.067故动负荷C=(C/P)-P=1.607X12130.8=19494Nc3.3.3绳端固定装置计算根据钢绳直径为11mm由9表8-1-57选择压板固定装置(图3.6)并将压板0的绳槽改用B=40梯形槽双头螺柱的直径M12图3.6固定装置式中-压板梯形槽与钢绳的换算摩擦系数。当B=40时。0.151sinfcos0.6430.150.7660.

43、198已知卷筒长度计算中采用的附加圈数切=2,绳索与卷筒绳槽间的摩擦系数f=0.15.则在绳端固定处的作用力：12876(3.55)压板螺栓所受之拉力:S1955(3.56)015+0.198=56178?V螺柱由拉力和弯矩作甩的合成应力:1.3P叽(3.57)式中Z=2（螺柱数）di=11mm螺纹径)（弯矩）M|fj=S/=1955X1.2=2346/V-cm13X5617.82346a=+=】2氐血MPU314X1,10+1X2x1K2X螺柱材料为C235,屈服极限240=150MPL6通过3.4吊钩装置的设计已知吊钩装置用于两倍率双联滑轮组，所以采用长型的构造方案。由9表8-1-81选择

44、一个5t的锻造单面吊钩，吊钩钩号选为4,其基本尺寸如图所示，材料米用20号钢(1) 图3.75t锻造单面吊钩吊钩轴颈螺纹M42处拉伸应力：Ql也Q1.08x500(10ai二=二=48.12MPandy23.14X3.7H2斗44(3.58)式中1-螺纹径，叫动力系数，由8图2-2查得旳=1.08由10查得轴颈拉伸许用应力：卜i|=50MPa由于故直柄位置强度足够。3.5小车架的设计3.5.1小车架的形式选择小车架时支承和安装起升机构和小车运行机构的机架。小车架的型式有铸造的、铆接的和焊接的三种。铸造的小车架是将轴承座和减速器的箱体都铸成一体，但铸造和加工比较麻烦，而且比铆接和焊接的车架重。因

45、此现在应用极少。铆接的小车架与铸造的小车架相比，有重量轻的特点，曾被广泛应用。近年来，因为焊接工艺的发展和成熟，已经被焊接车架所代替。焊接的车架由型钢(槽钢、工字钢、角钢)和钢板焊接而成。对于较小起重量（5t）的起重机，车架可全由型钢焊接。对于该课题的要求，采用焊接小车架，为了减少焊接工作量，在车架中采用一部分钢板冲压成型的构件来代替焊接构件，从而使车架的重量减轻，制造更方便。选择型钢和钢板材料：参考要求，选用Q-235钢。3.5.2小车架的结构小车架的主要受力构件有：两根顺着小车轨道的纵梁，两根或数根与之相垂直的连接横梁（如下图3.8所示）。纵梁支承在车轮的轴承上，横梁与纵梁焊接在一起形成一

46、个刚性构架。图3.8小车架的主要构件1-纵梁2-横梁在纵梁和横梁组成的构架上面空缺部分，除工作需要留空、槽外，均用钢板拼接成小车的台面。为了安装方便，车架台面上安装电动机、减速器、制动器和轴承座得地方还有垫板或垫座。在小车架台面板得下面，还可焊上一些加劲板，以增强安装部件处的局部刚性。在小车架纵梁两端，有弯曲的下盖板1（如下图3.9）；在它的面上焊接有垫板2，此垫板是用于安装车轮的角形轴承箱3的。垫板的四面都需要加工，侧面的宽度要与角形轴承箱的凹槽相配合。垫板要有足够的厚度，在纵梁下盖板地面与角形轴承箱之间留有10mm勺间隙，以便于容纳6mn高的焊缝。图3.9安装车轮的垫板1-下盖板2-垫板3

47、-角形轴承箱起重机械是现代化生产不可缺少的设备，被广泛地应用于冶金、煤炭、电力等各行业的各种物料的起重、运输、装卸安装和人员输送等作业中，从而大大减轻了体力劳动的强度，提高了劳动生产效率。同时一些起重机械还能在生产过程中进行某些特殊的工艺操作，使生产过程实现机械化和自动化。（1）本文完成的工作包括双梁门式起重机小车总体结构的设计，小车部分主要机构的设计和选择，对于小车起升机构和运行机构的参数计算和主要零件的选择及校核。另外还包括小车架和其他辅助性设备的选择。（2）双梁门式起重机主要是用于各种工矿企业、交通运输及建筑施工等部门的露天仓库、码头等露天场所，作为装卸与搬运货物以及安装建筑构件等设备应用。本文设计的是起重量为5t的起重机小车部分，起重量不是很大，在保证设备安全运行的前提下，采用轻型材料或者简单的组合结构，来减轻设备的自身质量，提高经济性能。另外，设备的布置和安装时考虑到人机功能学，让操作者能够熟悉清晰的使用、维护设备。（3）毕业设计的时间是有限的，本文只是对小车的机械部分进行了设计分析而对控制部分没有提及，如果时间允许还可以在电气控制方面做得更好。另外还应当有一套测控装置及有关附属仪器仪表的日常维护保养记录为以后的改进提供技术支持。