桥式起重机的主起升机构设计共39页Word文件下载.docx
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端梁部分是由车轮组合端梁架组成,端梁部分主要有上盖板,腹板和下盖板组成;
端梁是由两段通过连接板和角钢用高强螺栓连接而成。
在端梁的内部设有加强筋,以保证端梁架受载后的稳定性。
端梁的主要尺寸是依据主梁的跨度,大车的轮距和小车的轨距来确定的;
大车的运行采用分别传动的方案。
在装配起重机的时候,先将端梁的一段与其中的一根主梁连接在一起,然后再将端梁的两段连接起来。
本章主要对箱形桥式起重机进行介绍,确定了其总体方案并进行了一些简单的分析。
箱形双梁桥式起重机具有加工零件少,工艺性好、通用性好及机构安装检修方便等一系列的优点,因而在生产中得到广泛采用。
我国在5吨到10吨的中、小起重量系列产品中主要采用这种形式,但这种结构形式也存在一些缺点:
自重大、易下挠,在设计和制造时必须采取一些措施来防止或者减少。
2.大车运行(yù
nxí
ng)机构的设计
2.1设计(shè
)的基本原则和要求
大车运行(yù
ng)机构的设计通常和桥架的设计一起考虑,两者的设计工作要交叉进行,一般的设计步骤:
1.确定桥架结构的形式和大车运行机构的传方式
2.布置桥架的结构尺寸
3.安排大车运行机构的具体位置和尺寸
4.综合考虑二者的关系和完成部分的设计
对大车运行机构设计的基本要求是:
1.机构要紧凑,重量要轻
2.和桥架配合要合适,这样桥架设计容易,机构好布置
3.尽量减轻主梁的扭转载荷,不影响桥架刚度
4.维修检修方便,机构布置合理
2.1.1机构传动方案
大车机构传动方案,基本分为两类:
分别传动和集中传动,桥式起重机常用的跨度(10.5-32M)范围均可用分别传动的方案本设计采用分别传动的方案。
2.1.2大车运行机构具体布置的主要问题:
1.联轴器的选择
2.轴承位置的安排
3.轴长度的确定
这三着是互相联系的。
在具体布置大车运行机构(jīgò
u)的零部件时应该注意以几点:
1.因为大车运行机构要安装(ānzhuāng)在起重机桥架上,桥架的运行速度很高,而且受载之后向下挠曲,机构零部件在桥架上的安装可能不十分准确,所以如果单从保持机构的运动性能和补偿安装的不准确性着眼,凡是靠近电动机、减速器和车轮的轴,最好都用浮动轴。
2.为了减少主梁的扭转载荷,应该使机构零件尽量靠近主梁而远离走台栏杆(lá
ngān);
尽量靠近端梁,使端梁能直接支撑一部分零部件的重量。
3.对于分别传动的大车运行机构应该参考现有的资料,在浮动轴有足够的长度的条件下,使安装运行机构的平台减小,占用桥架的一个节间到两个节间的长度,总之考虑到桥架的设计和制造方便。
4.制动器要安装在靠近电动机,使浮动轴可以在运行机构制动时发挥吸收冲击动能的作用。
2.2大车运行机构的计算
已知数据:
起重机的起重量Q=100KN,桥架跨度L=16.5m,大车运行速度Vdc=90m/min,工作类型为中级,机构运行持续率为JC%=25,起重机的估计重量G=168KN,小车的重量为Gxc=40KN,桥架采用箱形结构。
计算过程如下:
2.2.1确定机构的传动方案
本起重机采用分别(fēnbié
)传动的方案如图(2-1)
ng)机构图(2-1)
1—电动机2—制动器3—高速(ɡāosù
)浮动轴4—联轴器5—减速器6—联轴器7低速浮动轴8—联轴器9—车轮
2.2.2选择车轮与轨道,并验算其强度
按照如图所示的重量分布,计算大车的最大轮压和最小轮压:
满载时的最大轮压:
Pmax=
=
=95.6KN
空载时最大轮压:
P‘max=
=
=50.2KN
空载时最小轮压:
P‘min=
=33.8KN
式中的e为主钩中心线离端梁的中心线的最小距离(jù
lí
)e=1.5m
载荷(zà
ihè
)率:
Q/G=100/168=0.595
由[1]表19-6选择(xuǎnzé
)车轮:
当运行速度为Vdc=60-90m/min,Q/G=0.595时工作类型为中级时,车轮直径Dc=500mm,轨道为P38的许用轮压为150KN,故可用。
1).疲劳强度的计算
疲劳强度计算时的等效载荷:
Qd=Φ2·
Q=0.6*100000=60000N
式中Φ2—等效系数,有[1]表4-8查得Φ2=0.6
车论的计算轮压:
Pj=KCI·
r·
Pd
=1.05×
0.89×
77450
=72380N
式中:
Pd—车轮的等效轮压
Pd=
=77450N
r—载荷变化系数,查[1]表19-2,当Qd/G=0.357时,r=0.89
Kc1—冲击系数,查[1]表19-1。
第一种载荷当运行速度为V=1.5m/s时,Kc1=1.05
根据点接触情况计算疲劳接触应力:
σj=4000
=4000
=13555Kg/cm2
σj=135550N/cm2
式中r-轨顶弧形半径,由[3]附录(fù
lù
)22查得r=300mm,对于车轮材料ZG55,当HB>
320时,[σjd]=160000-200000N/cm2,因此(yīncǐ)满足疲劳强度计算。
2).强度(qiá
ngdù
)校核
最大轮压的计算:
Pjmax=Kc·
Pmax
=1.1×
95600
=105160N
式中Kc-冲击系数,由[3]表2-7第类载荷Kc=1.1
按点接触情况进行强度校核的接触应力:
jmax=
=15353Kg/cm2
jmax=153530N/cm2
车轮采用ZG55,查[1]表19-3得,HB>
320时,[j]=240000-300000N/cm2,
jmax<
[j]
故强度足够。
2.2.3运行阻力计算
摩擦总阻力距
Mm=β(Q+G)(K+μ*d/2)
由[1]表19-4Dc=500mm车轮的轴承型号(xí
nghà
o)为:
22220K,轴承内径和外径的平均值为:
(100+180)/2=140mm
由[1]中表9-2到表9-4查得:
滚动(gǔndò
ng)摩擦系数K=0.0006m,轴承摩擦系数μ=0.02,附加(fù
jiā)阻力系数β=1.5,代入上式中:
当满载时的运行阻力矩:
Mm(Q=Q)=Mm(Q=Q)=β(Q+G)(κ+μ)=1.5(100000+168000)×
(0.0006+0.02×
0.14/2)
=804N·
m
运行摩擦阻力:
Pm(Q=Q)==
=3216N
空载时:
Mm(Q=0)=β×
G×
(K+μd/2)
=1.5×
168000×
=504N
Pm(Q=0)=Mm(Q=0)/(Dc/2)
=504×
2/0.5
=2016N
2.2.4选择电动机
电动机静功率:
Nj=Pj·
Vdc/(60·
m·
)
=3216×
90/60/0.95/2=2.54KW
式中Pj=Pm(Q=Q)—满载运行时的静阻力
(Pm(Q=0)=2016N)
m=2驱动(qūdò
nɡ)电动机的台数
初选(chūxuǎn)电动机功率:
N=Kd*Nj=1.3*2.54=3.3KW
式中Kd-电动机功率增大(zēnɡdà
)系数,由[1]表9-6查得Kd=1.3
查[2]表31-27选用电动机YR160M-8;
Ne=4KW,n1=705rm,(GD2)=0.567kgm2,电动机的重量Gd=160kg
2.2.5验算电动机的发热功率条件
等效功率:
Nx=K25·
r·
Nj
=0.75×
1.3×
2.54
=2.48KW
式中K25—工作类型系数,由[1]表8-16查得当JC%=25时,K25=0.75
r—由[1]按照起重机工作场所得tq/tg=0.25,由[1]图8-37估得r=1.3
由此可知:
Nx<
Ne,故初选电动机发热条件通过。
选择电动机:
YR160M-8
2.2.6减速器的选择
车轮的转数:
nc=Vdc/(π·
Dc)
=90/3.14/0.5=57.3rpm
机构传动比:
i。
=n1/nc=705/57.3=12.3
查[2]表19-11,选用(xuǎnyò
ng)两台ZLZ-160-12.5-减速器i。
‘=12.5;
[N]=9.1KW,当输入转速(zhuà
nsù
)为750rpm,可见Nj<
[N]中级。
(电动机发热条件(tiá
ojià
n)通过,减速器:
ZLZ-160-12.5-)
2.2.7验算运行速度和实际所需功率
实际运行的速度:
V‘dc=Vdc·
i。
/i。
‘
=90×
12.3/12.5=88.56m/min
误差:
ε=(Vdc-V‘dc)/Vdc
=(90-88.56)/90×
100%=1.6%<
15%合适
实际所需的电动机功率:
N‘j=Nj·
V‘dc/Vdc
=2.54×
88.56/90=2.49KW
由于N‘j<
Ne,故所选的电动机和减速器都合适
2.2.8验算起动时间
起动时间:
Tp=
式中n1=705rpm
m=2驱动电动机台数
Mq=1.5×
975×
N/n1
=1.5×
4/705=82.9N·
m
满载时运行静阻力矩:
Mj(Q=Q)=
==67.7N·
空载运行(yù
ng)时静阻力矩:
Mj(Q=0)=
==42.4N·
初步估算高速(ɡāosù
)轴上联轴器的飞轮矩:
(GD2)ZL+(GD2)L=0.78N·
机构(jīgò
u)总飞轮矩:
(GD2)1=(GD2)ZL+(GD2)L+(GD
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