【文章內(nèi)容簡介】 40mm，查文獻[5]附表42選取四個齒式聯(lián)軸器CICLZ3聯(lián)軸器 CICLZ3聯(lián)軸器 驗算低速浮動軸強度低速浮動軸的等效扭矩：式中： —等效系數(shù)， 由上節(jié)已取浮動軸端直徑d=90mm，其扭轉(zhuǎn)應力：浮動軸的載荷變化為對稱循環(huán)(因運行機構(gòu)正反轉(zhuǎn)扭矩值相同)，許用扭轉(zhuǎn)應力：式中，材料用45鋼，取； ；彎曲： ；扭轉(zhuǎn)：—考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應力集中系數(shù)，參考起升機構(gòu)計算，取K=。 —安全系數(shù)， 因此故疲勞驗算通過。靜強度計算扭矩： 式中： —動力系數(shù),；扭轉(zhuǎn)應力： 許用扭轉(zhuǎn)應力因此， 靜強度驗算通過。浮動軸直徑：，取=100mm 小車安全裝置計算 小車緩沖器采用橡膠緩沖器，初定緩沖器數(shù)目n=4。 緩沖行程 式中， —小車碰撞速度，有限位開關，故取=；—容許的最大減速度，為4m/s178。 所以 緩沖能量 最大緩沖力 橡膠緩沖器的主要尺寸 橡膠斷面積A式中， —橡膠的許用應力，采用中等硬度，中等強度的橡膠，彈性模數(shù)； n—緩沖器個數(shù)，取n=4 選用圓形斷面，則其直徑D為 ，參考有關標準，取D=140mm橡膠緩沖器的長度L ，取L=140mm 由文獻[5]附表51選取型號 HX250的橡膠緩沖器 緩沖器的額定緩沖行程,額定緩沖容量和極限緩沖力F： 實際的緩沖行程，最大緩沖力和最大減速度 第4章 大車運行機構(gòu)計算采用分別傳動的方案如圖4—1圖4—1 大車運行機構(gòu)簡圖 選擇車輪與軌道，并驗算其強度計算大車的最大輪壓和最小輪壓：滿載時的最大輪壓： 空載時最小輪壓： 式中: —為主鉤中心線離端梁的中心線的最小距離車輪踏面疲勞計算載荷:車輪材料，采用，選擇車輪直徑，由文獻[3]表3811查的軌道型號為按車輪與軌道為點接觸和線接觸兩種情況來驗算車輪的接觸強度點接觸局部擠壓強度計算：式中， k2—許用點接觸應力常數(shù)（N/mm2），由文獻[1]表9111，取k2=； R—曲率半徑，由車輪和軌道兩者曲率半徑中取最大值，取Qu120軌道的曲率半徑為R=500mm； m—由軌頂和車輪的曲率半徑之比（r/R）所確定的系數(shù)，由文獻[1]表9112查得m=； c1—轉(zhuǎn)速系數(shù)，由文獻[1]表918，車輪轉(zhuǎn)速：時，c1=； c2—工作級別系數(shù)，由文獻[1]表9110查得，當M8級時，c2=，故驗算通過線接觸局部擠壓強度驗算：式中，k1—許用線接觸應力常數(shù)（N/mm2）,由文獻[1]表9111查得，k1=；l—車輪與軌道的有效接觸長度，QU120軌道的l=120mm Dc—車輪直徑（mm）。 c1c2—同前故驗算通過 運行阻力計算摩擦總阻力距由文獻[1]表194 Dc=800mm車輪的軸承型號為：7530， 軸承內(nèi)徑和外徑的平均值為：由文獻[1]表92到表94查得：滾動摩擦系數(shù)K=，軸承摩擦系數(shù)μ=，附加阻力系數(shù)β=，代入上式中：當滿載時的運行阻力矩： 運行摩擦阻力：空載時:電動機靜功率：式中，—滿載運行時的靜阻力 —驅(qū)動電動機的臺數(shù)—機構(gòu)傳動效率初選電動機功率：式中，Kd—電動機功率增大系數(shù)，由文獻[1]表934查得Kd=查表選用電動機：；電動機的重量 驗算電動機的發(fā)熱條件等效功率：式中，K25—工作類型系數(shù)，由文獻[1]查得當JC%=60時，K25= —由文獻[1]按照起重機工作場所得tq/tg=，由文獻[1]圖837估得由此可知：,故初選電動機發(fā)熱條件通過。 減速器的選擇車輪的轉(zhuǎn)速：機構(gòu)傳動比：查文獻[5]附表35，選用兩臺Ⅳ減速器；（當輸入轉(zhuǎn)速為時），可見Nj[N] 驗算運行速度和實際所需功率實際運行的速度：誤差：實際所需的電動機功率：由于,故所選的電動機和減速器都合適 驗算起動時間起動時間：式中， —驅(qū)動電動機臺數(shù)滿載時運行靜阻力矩：空載運行時靜阻力矩：初步估算高速軸上聯(lián)軸器的飛輪矩：機構(gòu)總飛輪矩:滿載起動時間: 空載啟動時間: 起動時間在允許范圍（8—10s）內(nèi)。 起動工況下校核減速器功率起動工況下減速器傳遞功率：式中， 運行機構(gòu)中,同一級傳動減速器的個數(shù), 因此，考慮減速器有一定的過載能力，故不再更換 驗算啟動不打滑條件由于起重機室內(nèi)使用,.：式中，—主動輪輪壓和—從動輪輪壓和 —粘著系數(shù)(室內(nèi)工作)—防止打滑的安全系數(shù). ,故兩臺電動機空載起動不會打滑當只有一個驅(qū)動裝置工作,而無載小車位于工作著的驅(qū)動裝置這一邊時,則式中，—主動輪輪壓 —非主動動輪輪壓和—一臺電動機工作時空載啟動時間 ,故不打滑.當只有一個驅(qū)動裝置工作,而無載小車遠離工作著的驅(qū)動裝置這一邊時,則，與第二種工況相同 故也不會打滑結(jié)論:根據(jù)上述不打滑驗算結(jié)果可知,三種工況均不會打滑由文獻[1]中所述,取制動時間tz=5s按空載計算動力矩,令Q=0,得:Mz=式中， = —坡度阻力Pmin=G—制動器臺數(shù),兩套驅(qū)動裝置工作Mz=現(xiàn)選用兩臺的制動器，查表其制動力矩 選擇聯(lián)軸器根據(jù)傳動方案,每套機構(gòu)的高速軸采用浮動軸.機構(gòu)高速軸上的計算扭矩：=式中，—聯(lián)軸器的等效力矩—等效系數(shù) 取=2查文獻[5]附表31得，電動機,軸端為圓錐形, , 。查文獻[5]附表33得減速器高速軸端為圓錐形，,故在靠電機端選兩個帶制動輪的聯(lián)軸器（靠電動機一側(cè)為圓錐形孔，浮動軸端）（文獻[5]附表45）；，質(zhì)量；在靠近減速器端，選用兩個聯(lián)軸器（文獻[5]附表45），在靠近減速器端為圓錐形，浮動軸端直徑為。其 ， , 重量 高速軸上轉(zhuǎn)動零件的飛輪矩之和為： 與原估算的基本相符，故不需要再算。查文獻[5]附表33得，減速器低速軸端為圓柱形，的主動車輪的伸出軸為圓柱形，選用兩個聯(lián)軸器：所有的，質(zhì)量 浮動軸的驗算1）.疲勞強度的計算高速浮動軸的等效力矩：式中，—等效系數(shù)，由上節(jié)已取得浮動軸端直徑，故其扭轉(zhuǎn)應力為： 由于浮動軸載荷變化為對稱循環(huán)（因為浮動軸在運行過程中正反轉(zhuǎn)矩相同），所以許用扭轉(zhuǎn)應力為： 式中，材料用45號鋼，取，,則；—考慮零件的幾何形狀表面狀況的應力集中系數(shù)—安全系數(shù)，tn[t1k] 故疲勞強度驗算通過。2）.靜強度的計算計算強度扭矩：式中，—動力系數(shù)扭轉(zhuǎn)應力：許用扭轉(zhuǎn)剪應力： t[t]II,故強度驗算通過。 緩沖器的選擇 式中， —帶載起重機的重量 —碰撞時的瞬時速度， —重力加速度取10m/s2 緩沖行程內(nèi)由運行阻力和制動力消耗的功 式中，—運行阻力，其最小值為 —最小摩擦阻力系數(shù) —制動器的制動力矩換算到車輪踏面上的力，亦可按最大制動減速度計算 P制= —緩沖行程取因此， 緩沖器的緩沖容量 一個緩沖器要吸收的能量也就是緩沖器應該具有的緩沖容量為： 式中， —緩沖器的個數(shù) 取由文獻[5]附表50選擇彈簧緩沖器 86 80∕30T 28m 通用橋式起重機設計第二部分 結(jié)構(gòu)設計計算第5章 總體方案設計 材料選擇及許用應力 根據(jù)總體結(jié)構(gòu)采用箱形梁，主要采用板材及型材。主梁采用Q235鋼，端梁采用Q345鋼，二者的聯(lián)接采用焊接連接。材料許用應力及性質(zhì):Q235: 取= 取= 取=Q345: 取= 取= 取= 總體尺寸設計(1)大車軸距： 根據(jù)小車軌距和偏軌箱形梁寬度以及大車運行機構(gòu)的設置，取，梁的全長。(2)主梁尺寸：高度: 取腹板高度: 翼緣板厚度：腹板的厚度：主腹板 ，副腹板 主梁總高度： 主梁的寬度：腹板外側(cè)間距取且根據(jù)偏軌箱形梁主梁軌道寬面的要求上、下翼緣板不相同，分別為：及。主梁端部變截面長度：，取高度：，取考慮到大車輪的安裝，端梁內(nèi)寬：，總寬：，翼緣板：，腹板：。、端梁的連接 主、端梁采用焊接連接，端梁為拼接式。橋架結(jié)構(gòu)與主、端梁截面如圖5—1及圖6—1所示。 圖5—1 雙梁橋架結(jié)構(gòu)第6章 主端梁截面幾何性質(zhì) （a）主梁截面 （b）端梁截面 圖6—1 主梁與端梁截面主梁： 主梁截面性質(zhì)計算如圖6—2所示： 圖6—2 主梁截面性質(zhì)計算圖形心： = ； ；慣性矩： 偏心距：式中：、—為箱形梁主副腹板的厚度； b—為箱形梁腹板外側(cè)間距。上翼緣板靜矩： X軸以上截面靜矩： 端梁：形心： 端梁截面性質(zhì)計算如圖6—3所示： 圖6—3 端梁截面性質(zhì)計算圖慣性矩： 端梁上翼緣板靜矩： 端梁中軸以上截面靜矩： 第7章 載荷:（1）起升沖擊系數(shù)：，在此取。： 根據(jù)動態(tài)理論分析，起重機結(jié)構(gòu)在物品懸掛點的動載系數(shù)按下式?jīng)Q定： 其中對橋式類型起重機，通常取簡化式：。: 起重機沿軌道或道路運行時，由于路面不平或軌道接頭的影響，將對結(jié)構(gòu)產(chǎn)生垂直方向的沖擊作用，這時運行沖擊系數(shù)乘以自重載荷來計算，對軌道起重機，=式中h為軌道接頭的高低差，對橋式起重機h=1mm主梁自重載荷為： 小車軌道重量：欄桿、導電架等重量：主梁的均布載荷： 根據(jù)主、副起升機構(gòu)和運行機構(gòu)的設計布置如簡圖5所示：作小車輪壓計算簡圖，如圖7—1所示：圖7—1 小車輪壓的計算起升載荷：其中：是起重量，==，為吊鉤組質(zhì)量（由文獻[1]表81估計）。小車重量：滿載小車靜輪壓： 空載小車輪壓為： 大車4個車輪，小車4個車輪，其中主動輪、從動輪各占一半，按車輪打滑條件確定大、小車運行的慣性力： 一根主梁上的小車慣性力：大車運行起，制動慣性力（一根主梁上）為：說明：主梁跨端設備慣性力影響小，忽略。：因為端梁之間采用螺栓連接，端梁只起連接作用，不受彎矩的影響，故不需要考慮偏斜側(cè)向力對整個結(jié)構(gòu)的影響，為計算方便，現(xiàn)做如下假定：，故只傳剪力不傳扭矩；，可認為主梁剛度無限大，因而端梁的端頭是剛性嵌固，不能轉(zhuǎn)動；（大車）總輪壓時，可認為端梁總長為實際端梁長與兩個端梁連接處的主梁寬之和，并作為一個整體計算；。具體布置簡圖如圖7—2所示：圖7—2 端梁總輪壓計算取，一根主梁質(zhì)量為：一根端梁單位長度的重量為：一根端梁的重量為：一組大車運行機構(gòu)的重量（兩組對稱布置）為：司機室及設備的重量（按合力計）為：(1)滿載小車在主梁跨中央位置時左側(cè)端梁總靜輪壓：則(2)滿載小車在主梁左端極限位置滿載小車在主梁極限位置左側(cè)端梁總靜輪壓： 則 滿足設計要求。其中為QV120軌道許用輪壓（由文獻[3]表3811查得）。由，查文獻[6]圖39得側(cè)向力為： 偏軌箱形梁由和的偏心作用而產(chǎn)生移動扭矩（如圖7—3所示），因為其它載荷、產(chǎn)生的扭矩較小且作用方向相反，故不計算.偏心軌箱形梁彎心A在梁截面的對稱形心軸上不考慮翼緣外伸部分彎心至腹板中線大的距離為：圖7—3 扭轉(zhuǎn)載荷計算 軌高： 移動扭矩為： 第8章 主梁計算主梁計算時分垂直載荷計算和水平載荷計算兩種。在計算垂直載荷時按簡支梁計算，在計算水平載荷時按剛結(jié)構(gòu)鉸點形式計算，在計算內(nèi)力時對比較小的內(nèi)力和影響小的內(nèi)力可以忽略不計，但整個結(jié)構(gòu)的分析要做到正確、嚴謹、簡明和清楚。 計算大車傳動側(cè)的主梁，在固定載荷和移動載荷作用下，主梁按簡支梁計算，如圖8—1所示：圖8—1 主梁計算模型固定載荷作用下主梁跨中的彎矩為： 跨端剪切力為： 移動載荷作用下主梁的內(nèi)力：1） .輪壓合力與左輪的距離為：滿載小車在跨中E點產(chǎn)生最大