【正文】 PN電動機穩(wěn)態(tài)運行功率，單位kwPj小車穩(wěn)態(tài)運行阻力，Pj=14979Nvy小車運行速度，單位m/s vy=3816247。求車輪踏面疲勞計算載荷：由前面計算可知：因為軌道系有凸頂，故車輪與軌道為點接觸。 起動時間與啟動加速度驗算滿載、上坡、迎風時的啟動時間 J總機構總轉動慣量 kgm2，前面已算的J總= kgm2n 電動機的額定轉速 r/minm電動機的臺數(shù)Mmq電動機的平均起動轉矩單位：NmMmq=()Tn Mmq=== NmMj滿載、上坡時作用于電動機軸上的靜阻力距。mB、小車在懸臂端 求得彎矩：MD==500=ML/2==由于以上數(shù)據(jù)可知，主梁在垂直面和水平面內(nèi)的合成彎短，小車在跨中時，跨中彎矩最大。m③ 主腹板上的剪應力τ1=式中 π=b0h0==㎡τ1==㎡≤[τ]蓋板厚度與主腹板厚度相同④ 副腹板上剪應力τ2==1641N/c㎡≤[τ]計算支腿內(nèi)力時，可分別取門架平面和支腿平面的門架作為平面剛架進行計算，門架平面的剛架為一次超靜定結構，支腿平面的剛架為靜定結構。而在支腿平面內(nèi)，支腿下部彎矩較大，向上逐漸變小。1= V180。其計算步驟是：先分別計算出在門架平面內(nèi)和支腿平面內(nèi)的輪壓，然后疊加。在輸電滑線處要設置輸電滑線防護板，起到安全保護作用。超載限制器具有在司機室內(nèi)顯示起重量的功能。位于同跨同一軌道上的起重機之間設置聲光報警、停車保護。交流220VC為起重機照明電源，交流36VC為起重機安全信號和檢修電源。結語起重機畢業(yè)設計是我大學階段最后一次也是最重要的一次作業(yè),在指導老師的指導下,在同學們的幫助下,是一次全面應用所學理論知識和專業(yè)知識的訓練,提高了自己分析問題,同時也提高了制定設計方案、調(diào)查研究、,基本掌握了機械設計的有關的內(nèi)容、方法及步驟,這是一次機械知識綜合學習和運用的機會.在這次設計中,在此深表謝意.參考文獻[1]朱大林 《起重機械設計》 1980[5]紀宏 《起重與運輸機械》 冶金工業(yè)出版社 2012[6]徐格寧 《機械裝備金屬結構設計》（第二版）機械工業(yè)出版社 2009[7]濮良貴、陳國定、吳立言 《機械設計》 高等教育出版社 2013[8]章寶華、龔良貴 《材料力學》 北京大學出版社 2011[9]朱張校、姚可夫 《工程材料》（第五版）清華大學出版社 2011[10]張青、張瑞軍 《工程起重機結構與設計》化學工業(yè)出版社 2008[11]秦曾煌 《電工學上下冊》（第七版） 高等教育出版社 2012[12]何銘新、錢可強、徐祖茂 《機械制圖》 高等教育出版社 2010[13]王伯平《互換性與測量技術基礎》（第三版）機械工業(yè)出版社 2008[14]李育錫《機械設計課程設計》西北工業(yè)大學 高等教育出版社 2013 [15]：國家標準局出版社 2008[16]吳永平、姚懷新 《工程機械設計》人民交通出版社 2005[17]周開勤 《機械零件手冊》 高等教育出版社 2000[18]須雷 現(xiàn)代起重機的特征和發(fā)展趨向[J] 起重運輸機械1997(10)：3～7致謝首先向學校的全體老師表示衷心的感謝，在這四年的時間里，他們?yōu)槲业某砷L和進步做出了貢獻。與他們的討論和交流拓寬了我的知識面，同時也為我畢業(yè)設計的寫作提供了各方面的啟發(fā)。感謝與我一起共同學習的同學。以方便檢修電氣和機械設備。 照明及信號部分設有專用的隔離變壓器。當大、小車運行到極限位置時，自動切斷電源并且發(fā)出信號；兩車相近時大車上的放碰裝置發(fā)出信號并使大車上的制動器制動；小車限位裝置采用行程開關與碰尺的結構形式。運行極限位置限制器：運行機構設置運行極限限制器； 可以保證機構在其運行到極限位置時，能夠自動切斷前進的動力電源并且停止運動。該門式起重機的電機總容量為250KW。S2/cm式中 在此 于是 ② 小車在懸臂端時： =1=V180。彎矩支反力 ==12946N彎矩 M1=V1l1=24813160=M2=V2l2=12946540=⑤ 下橫梁自重引起的下橫梁內(nèi)力在計算支腿平面內(nèi)的門架內(nèi)力時，可同時求出支腿上的彎矩Ms和下橫梁中的彎矩M1及M2。此外，主梁截面還了在受純扭轉剪應力，現(xiàn)驗算如下：①彎心的位置發(fā)中圖832所示，主梁截面彎心位置：圖510 主梁截面彎心計算簡圖小車各部分重量如下：G1=4509kg——小車上機械部分重量；G2=16322kg——吊重及吊鉤組重量；G3=2490kg——小車架及防雨罩重量。m支座處 =ⅹ=(在S4工作制下) K電動機的工作類型系數(shù)，取k=r系數(shù)，與的比值及使用情況有關。單位：NmNm PJ運行靜阻力單位D車輪踏面直徑，單位mmi減速器的減速比,I=40機構的傳遞效率 其起升加速度小于推薦值 第四章 起重機大車運行機構的設計計算 主要參數(shù)和機構的布置 起重量20t的單梁門式起重機采用16個車輪支承的小車，每個角上4個車輪，4個車輪中有2個為主動車輪，主動車輪由大車運行機構分別驅動。取D=500mm，對于24kg/m輕軌，軌頂?shù)那拾霃絉=300mm：點接觸的接觸應力計算今選用車輪材料為ZG35CrMnSi，查文獻得。起升機構=（），查參考文獻[5]，得r=故 發(fā)熱校核通過。 由于卷筒L3D，可以不計算由彎曲力矩產(chǎn)生的拉應（因扭轉應力甚小，一般忽略不計）。 由繩槽斷面尺寸，選擇滑輪軸承6224。 電動機的校核 電動機的過載校核 PN電動機的額定功率，單位為（KW）H系數(shù)，m電動機的臺數(shù)，m=1電動機的過載倍數(shù)，起升機構的效率，vq起升速度，單位為716（m/s）故，電動機的過載校核通過。查閱參考文獻[1]，其起升機構的JC值為JC%=25%,CZ=150穩(wěn)態(tài)負載平均系數(shù)G=。 查參考文獻[4]取滑輪的直徑為Dh=560 mm。序號項 目單 位數(shù) 值備 注1起重機跨度m302工作級別A53吊鉤起重量t20/5吊鉤起升高度m10主鉤起升速度m/min716副鉤起升速度m/min19184大車速度小車速度 m/min m/min5438165大車最大輪壓小車最大輪壓KNKN5006起重機兩邊懸臂長度m107起升機構行走軌道扭矩Kg/m42表13起重機相關參數(shù)根據(jù)起重機性能參數(shù)，該起重機主副鉤均可采用一組雙聯(lián)卷筒、一組動滑輪、一組定滑輪、一個吊鉤結構形式，由2根鋼絲繩起吊，每根鋼絲繩一端固定于卷筒的外端，另一端固定于定滑輪旁邊的平衡桿上；小車運行機構采用集中驅動方式；大車運行機構采用四角分別驅動方式；門架采用全偏軌箱形主梁、箱形端梁的單梁結構，小車架采用剛性框架焊接結構，為減輕整機重量，提高整機的性能，主要承載構件材質(zhì)可采用Q345A材料。本次設計中，橋式起重機采用安全滑觸線供電，滑觸線布置在司機室的對側。機構由電動機、制動器、聯(lián)軸器、減速器、車輪組等組成。主鉤采用雙月牙板鉤，副鉤采用鍛造單鉤。在設計原則上，要以機構為主，盡量用小車架去配合機構；同時機構的布置也要盡量符合鋼結構的設計制造和運行機構的要求設計，但在不影響機構的工作的條件下，機構的布置也應配合小車架的設計，使其構造簡單，合理和便于制造。起升機構和小車平面的布置要合理，二者之間的距離不應太小，否則維修不便，或造成小車架難以設計。最基本的形式是通用吊鉤門式起重機，其他形式的門式起重機都是在通用吊鉤門式起重機的基礎上派生發(fā)展出來的。本論文首先介紹了起重運輸機械的用途和發(fā)展趨勢，然后根據(jù)任務書給定參數(shù)，結合所學相關專業(yè)知識，按照相關國家標準及起重機設計手冊，對各機構布置方案進行總體設計，對各機構和部件進行研究及計算并對主要技術指標進行校核，對相關電氣設備及部件進行選擇，最后依據(jù)計算和校核選擇正確的部件，進行組合，參照國標選擇部件尺寸，完成總圖一張和若干工作裝置圖。外形就像一個屹立在工作場所的大門。①供電方式：小車采用軟纜供電，大車采用滑觸線供電。小車與門架的相互配合，主要在于：小車軌距（車輪中心線間的水平距離）和門架上的小車軌距應相同，其次，在于小車的緩沖器與門架上的擋鐵位置要配合好，小車的撞尺和門架上的行程限位裝置要配合好。小車車輪的輪壓分布要求均勻?？傊?，要兼顧各個方面的相互關系，做到各部分之間的配合良好。小車臺車布置如圖，主動輪和被動輪各半。如圖22。走臺能承受3kN移動的集中載荷而不產(chǎn)生永久變形。如圖所示，選擇滑輪組倍率a=4的雙聯(lián)滑輪組，其鋼絲繩的纏繞方式如圖所示。在大多數(shù)情況下，繩索在卷筒上只繞一層。 選擇制動器 主起升機構采用支持制動和控制制動，支持制動采用常閉電液盤式制動器，控制制動采用電氣制動，在驅動裝置每個減速器高速軸兩端各設置一套電液盤式制動器，一套為工作制動器，另一套為輔助制動器，在任何情況下不會出現(xiàn)“溜鉤”現(xiàn)象，每套制動器的安全系數(shù)≥。如圖所示，查閱參考文獻[5]，選擇滑輪組倍率a=2的雙聯(lián)滑輪組。 (1) 卷筒的直徑： Dh≥d(e1)=(181)= 式中 e——系數(shù)，由《起重機設計手冊》查得，對工作類型M5的起重機，取e=18； d——所選擇的鋼絲繩的直徑，mm。 由PnGPN =查閱參考文獻[5]， 根據(jù)JC%=25%, CZ=150選擇YZR冶金電動機，其型號為 YZR 180 M–6其中，轉速n=955r/min，額定功率N=17KW，質(zhì)量m=840kg，轉子轉動慣量 GD2= 最大轉矩倍率 = 初選減速器 計算起升機構傳動比，選擇減速器 查閱參考文獻[11]， 由電動機功率傳動比i=，轉速n=955r/min，選擇減速器，其型號為：QJR Ⅱ C W其最大許用輸出扭矩為 60000 Nm ，最大徑向力為75kN驗算最大扭矩Mmax=（）M額i電動機最大轉矩倍率電動機傳遞的效率， =~ M額電動機額定轉矩 Mmax=（）170= Nm60000 Nm最大扭矩驗算通過驗算最大徑向力和傳動比卷筒的質(zhì)量G筒為 其中為剛才的容積量 =G筒=4001000106=Pmax=2Smax+=2+= KN[75KN]最大徑向力校核通過 選用合理 選擇制動器副起升機構采用雙制動器，制動前，下降速度自動降低至速度的最低檔，在任何情況下不會出現(xiàn)“溜鉤”現(xiàn)象。驅動形式：集中驅動參考類型，規(guī)格相近的單主梁小車，估計小車自重如下：；；。60=機構的傳遞效率，=m電動機的總臺數(shù)，m=1