15t桥式起重机设计说明书.doc
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毕业设计（论文）说明书
课题：
15t桥式起重机起升机构和
小车运行机构及其部件设计
专业机械制造与设计
班级机械0332
学号33
姓名邹志华
指导教师赵近谊
完成日期：
2009年2月至2009年5月
湖南冶金业职技术学院机械工程系
湖南冶金职业技术学院
毕业设计（论文）任务书
学生
姓名
邹志华
班
级
机械0332
学号
33
专
业
机械制造与设计
毕业设计题目
15t桥式起重机起升机构和小车运行机构及其部件设计
要求完成的主要工作量
1）15t桥式起重机起升机构和运行机构说明书
2）15t电动机吊钩桥式起重机装配图一张
3）卷筒装配图一张（共2张装配图）
4）齿轮图一张
5）心轴图一张
6）卷筒图一张
7）轴承座一张（共4张零件图）
毕业设计（论文）完成日期
从2009年2月25日至2009年5月25日
指导教师
（签名）
教研室主任
（签名）
系（部）审核：
（签章）
湖南冶金职业技术学院毕业设计（论文）
指导教师意见书
学生
姓名
邹志华
班
级
机械0332
学
号
33
专
业
机械制造与设计
毕业设计题目
15t桥式起重机起升机构和小车运行机构及其部件设计
评语
指导教师：
（签名）
年月日
湖南冶金职业技术学院
毕业设计（论文）答辩用纸
学生
姓名
邹志华
班
级
机械0332
学
号
33
专
业
机械制造与设计
毕业设计题目
15t桥式起重机起升机构和小车运行机构及其部件设计
主答辩
委员
答辩时间
年月日（上、下午）
向学生提出的主要问题
湖南冶金职业技术学院
毕业设计（论文）总成绩单
学生
姓名
邹志华
班
级
机械0332
学
号
33
专
业
机械制造与设计
毕业设计题目
15t桥式起重机起升机构和小车运行机构及其部件设计
序号
项目名称
成绩
比例（%）
签名
1
指导教师评定
50
2
答辩委员会评定
50
系（部）审核
总成绩
（盖章）
年月日
目录
毕业设计（论文）说明书 -1-
目录 -6-
第1章起升机构设计 -8-
1.1确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩 -8-
1.2选择钢丝绳 -8-
1.3确定滑轮主尺寸 -9-
1.4确定卷筒尺寸，并验算强度 -9-
1.5选电动机 -11-
1.6验算电动机发热条件 -11-
1.7选择减速器 -11-
1.8验算起升速和实际所需功率 -11-
1.9校核减速器输出轴强度 -12-
1.10选择制动器 -12-
1.11选择联轴器 -13-
1.12验算起动时间 -13-
1.13验算制动时间 -13-
1.14高速浮动轴计算 -14-
1.14.1疲劳计算 -14-
第二章、小车运行机构计算 -17-
2.1确定机构传动方案 -17-
2.2选择车轮与轨道并验算其强度 -17-
2.3运行阻力计算 -18-
2.4选电动机 -19-
2.5验算电动机发热条件 -19-
2.6选择减速器 -19-
2.7验算运行速度和实际所需功率 -20-
2.8验算起动时间 -20-
2.9按起动工况校核减速器功率 -21-
2.10验算起动不打滑条件 -21-
2.11选择制动器 -22-
2.12选择高速轴器及制动轮 -22-
2.13选择低速轴联轴器 -23-
2.14验算低速浮动轴强度 -24-
2.14.1疲劳验算 -24-
2.14.2强度验算 -24-
第三章卷筒部件计算 -25-
3.1卷筒心轴计算 -25-
3.1.1支座反力 -25-
3.1.2疲劳计算 -25-
3.1.3静强度计算 -26-
3.2选轴承 -26-
3.3绳端固定装置计算 -27-
第四章吊钩 -29-
4.1确定吊钩装置构造方案 -29-
4.2选择并验算吊钩 -29-
4.2.1吊钩轴颈螺纹M64处拉伸应力:
-29-
4.2.2吊钩弯曲部分A-A断面的验算 -30-
4.3确定吊钩螺母尺寸 -31-
4.4止推轴承的选择 -31-
4.5吊钩横轴计算 -32-
4.6滑轮轴计算 -33-
4.7拉板的强度验算 -34-
4.8滑轮轴承的选择 -35-
结论 -37-
参考文献 -38-
致谢................................................................................................................................................-41-
第1章起升机构设计
1.1确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩
按照布置宜紧凑的原则，决定采用「5」图4-10的方案。
如图1-1所示，采用了双联滑轮组。
按Q=15<<通用机械>>表1—7取滑轮组倍率ih=3，承载绳分支数；
Z=2ih=6
如图1-1起升机构计算简图
查[2]附表9选图号G20吊钩组T1-362.1508得其质量：
G0=467kg.两动滑轮组间距A=185mm.
1.2选择钢丝绳
若滑轮组采用滚动轴承，当ih=3，查[1]表2-1得滑轮组效率：
n=0.985,钢绳
所受最大拉力：
S==（15000+467）÷（2×3×0.985）=2617kg=26.17kN
查[1]表2-4，中级工作类别（工作级别M5）时，安全系数n=5.5钢丝绳计算破断拉力：
Sb=n•Smax=5.5×26.17=133.94kN
查[2]附表1选用瓦林吞型纤维芯钢丝绳6×19w+FC.钢丝公称抗拉强度1570MPa,光面钢丝，右交互捻，直径d=16mm,钢丝绳最小破断拉力[Sb]=132.6kN
标记如下：
钢丝绳16NAT6×19w+FC1700ZS108GB8918-88
1.3确定滑轮主尺寸
滑轮的许用最小直径：
D≥d（e-1）=20（25-1）=480mm
式中系数e=25由[1]表2-4查的。
由附表2选用滑轮直径D=560mm.取平衡滑轮直径Dp≈0.6×400=336mm.由附表2选用Dp=355mm.由附表4选用钢丝绳直径d=20mm,D=560mm,滑轮轴直径D5=140mm的E1型滑轮标记为：
滑轮F20×560-140ZBJ80006.8-87
由[2]附表5平衡滑轮组选用d=20mm,D=355mm,滑轮轴直径D=75mm的F型滑轮标记为：
滑轮F20×355-75ZBJ80006.9-87
1.4确定卷筒尺寸，并验算强度
卷筒直径
D≥d（e-1）=16（25-1）=480mm
由[2]附表13选用D=500mm,卷筒绳槽尺寸由[3]附表14-3查的槽距t=20mm,槽底半径r=10mm
卷筒尺寸L=2=mm
Z0―附加安全系数，取Z0=2
L1―卷筒不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，即L1=A=185mm，实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减。
D0―卷筒计算直径D0=D+d=400+20=420mm
卷筒壁厚：
δ=0.02D+（6～10）=0.002×400＋（6～10）=14～18mm
取δ=16mm
卷筒壁压应力验算：
选用灰铸铁HT200最小抗拉强度δb=195MPa许用应力：
[δ]y==130MPa故抗压强度足够
卷筒抗应力验算：
由于卷筒长度L＞3D响应效验由弯矩产生的拉应力，卷筒弯矩图示于图（1-2）
图1-2转筒弯矩图
发生在钢丝绳位于卷筒中间时：
卷筒断面系数：
式中D―卷筒外径，D=500mm;
Di―卷筒内径，Di=D-2δ=500-2×15=470mm
于是
合成应力MPa
式中许用应力
卷筒强度验算通过
故选定卷筒直径D=500mm,长度L=2000mm,卷筒槽形的槽底半径r=10mm,槽距t=20mm,起升高度H=8mm,倍率ih=3;靠近减速器一端的卷筒槽向为左的A型卷筒，标记为：
卷筒A500×2000－10×20－8×3左ZBJ80007.2－87
1.5选电动机
计算净功率：
Nj=（Q+G0）V/102×60η==35.68kw
式中，η——机构的总效率，取η=0.85。
电动机的计算功率：
Ne≥KdNj=0.8×35.68＝28.544kN
式中系数kd由[1]6－1查得，对于M1～M6级机构，kd=0.75～0.85,取kd=0.8
查[2]附表30选用电动机JZR2－42－8，其中Nc﹙25％﹚=16kw,n1=715rpm,[GD²]d=1.46kg.m²,电机质量Gd=260kg
1.6验算电动机发热条件
按照等效功率法，求JC=25％时，所需要的等效功率：
Nx≥k25·r·Nj=0.75×0.87×35.68=23.3kw
式中k25―工作系数k25=0.75
r―系数根据机构平均起动时间与平均工作时间的比值（tq／tg﹚
查得由[1]表6－3，一般起升机构tq／tg=0.1～0.2，
取tq／tg=0.1，由[1]图6－6查得r=0.87
由以上计算结果Nx＜Ne故初选电动机能满足发热条件
1.7选择减速器
卷筒转速：
n===17.2r／min
减速器总传动比∶===41.6
查[2]附表35选ZQ-500-Ⅱ-3CA减速器。
当工作类型为中级时，许用功率[N]=12kw,io=40.17,质量Gg=345㎏,入轴直径d1=50㎜,轴端长l1=85㎜﹙锥形﹚
1.8验算起升速和实际所需功率
实际起升速度
v′==7.5×=7.77m／min
误差：
ξ=x100﹪=3.6﹪<[ξ]=15﹪
实际所需等效功率：
=9.6×9.95KW≤Ne（25﹪）=16KW
符合满足条件
1.9校核减速器输出轴强度
由[1]公式﹙6-16﹚的输出轴最大径向力:
Rmax=（as+G）≤[R]
式中aSmax=2×26170=52340
N=34.58kN-卷筒上卷绕钢丝绳引起的载荷
Gj=4.56kN-卷筒及轴自重，参考附表[4]估计
[R]=20.5kN-ZQ500减速器输出轴端最大允许径向载荷，由附表40查得。
∴Rmax=0.5﹙34.58＋4.56﹚=19.57kN＜[R]=20.5kN
由[1]公式﹙6-17﹚得出输出最大扭钜：
Mmax=﹙0.7～0.8﹚ΨmaxMeio′ŋo≤[M]
式中
Me=9750=218
Nm-电动机轴额定力矩
Ψmax=2.8-当JC=25％时，电动机最大力矩倍数，由附表33查得。
ŋо＝0.95－减速器传动功率；
[M]=26500Nm－减速器输出轴最大容许转矩，由附表36查得
∴Mmax=0.8×2.8×218×40.17×0.95=18635Nm＜[M]=26500Nm
由上计算，所选减速器能满足需求。
1.10选择制动器
所需静制动力矩：
0.85==267Nm
式中K2=1.75=－制动安全系数，由[1]第六章查得
由[2]附表15选用Ywz5－315／23制动器，其制动转矩Me²=180～280Nm,制动轮直径D2=315mm,制动器质量G2=41.6Kg
1.11选择联轴器
高速轴联轴器计算转矩，由[1]﹙16－26﹚式：
M=n=1.5×1.8×218=588.6N.m
式中Me=218–电动额定转矩
N=1.5-联轴器安全系数
Ψ=1.8-刚性动载系数，一般Ψ8=1.5～2.0
由附表31查得JZR2-42-8电动机轴端为圆锥形d=65mm,l=105.从附表34查得ZQ-500减速器的高速轴联轴端为圆锥形d=50mm,l=85mm.
考电动机轴端联轴器，由附表33选用CLZ3半联轴器，其图号为S139，最大容许转矩[Mt]=3150Nm＞Mc值，飞轮力矩﹙GD²﹚l=0.403kg.m²,质量Gl=23.6kg.
浮动轴的两轴端联轴器，由附表45选用Φ300mm制动轮的半齿联轴器，其图号为S124,最大容许转矩[Mt]=3150Nm,飞轮钜﹙GD²﹚2=1.8kg·m²,质量G2=38.5kg,为与制动器YWZ5-315／23相适应，将S124联轴器所带Φ300mm制动轮，修改为Φ315mm应用。
1.12验算起动时间
起动时间：
t=
式中（GD）=（GD）十（GD2）十（GD）=1.465十0.403十1．8=3.668kg·m
静阻力矩：
Mj=（Q+G）D/2iη=（1500+467）0.416/2ⅹ3ⅹ40.17ⅹ0.85=31.40kg·m=314N·m
平均起动转矩：
Mq=1.5Me=1.5×216=327Nm
∴
通常起升机构起动时间为1～5s,此处tq＜1s,可在电气设计时，增加起动电阻延长起动时间，故所选电动机适合。
1.13验算制动时间
制动时间
式中
由[1]表6﹣6查得许用减速器，a≤0.2,a=v／t2.故
[t]==0.633
t2＜[t2]故合适
1.14高速浮动轴计算
1.14.1疲劳计算
起升机构疲劳计算基本载荷
=1.045×218=227.8Nm
式中－动载系数，=1/2（1+）=1/2（1+1.09）=1.045
－起升载荷动载系数﹙物品起升或下降制动的动载效应﹚
1+0.71v=1+0.71ⅹ7.71/60=1.09
由前节已选定轴径d=45mm,因此扭转应力：
N/m=12.5MPa
轴材料用45号钢，σ=600MPa,σ=300MPa,弯曲：
σ=0.27（=0.27（600+300）=233Mpa
扭转=140Mpa
=0.6×300=180MPa
轴受脉动循环的许用扭转应力：
[]=
式中K=Kx·Km－考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数；
Kx－与零件几何形状有关，对于零件表面有急剧过渡和开有键槽及紧配合区段，Kx=1.5～2.5
Km－与零件表面加工光洁度有关，对于
Km=1.5～1.2,对于，Km=1.25～1.35此处取K=2×1.25=2.5
η－考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，对碳钢及低合金钢η=0.2
nⅠ－安全系数，nⅠ=1.25﹙由[2]表30查得﹚
∴〔〕==88.9MPa
故n＜[τok]通过
1.14.2强度验算
轴所受最大弯矩：
M=Me=1．09ⅹ218=238MPa
最大扭矩应力:
==13.05MPa
许用扭转应力：
〔〕===120MPa
式中－安全系数，=1.5
<〔〕故通过
浮动轴的构造如图（1-3）所示，中间轴径d1=d＋﹙5～10﹚=50～55mm,取d1=55mm
图1-3高速浮动轴构造图
第二章、小车运行机构计算
2.1确定机构传动方案
确定机构传动方案
经比较后，确定采用如图1-4所示的传动方案
图1-4小车运行机构传动简图
2.2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=5000kg,假定轮压均布：
Pmax==5000kg=50000N
车轮最小轮压：
Pmin===1250kg=12500N
初选车轮：
由[2]附表17可知，当运行速度＜60min时，Q／Gxc=15000／5000=2.5＞1.6工作级别为M5级，车轮直径Dc=350mm,轨道型号为18kg／m﹙P18﹚的许用轮压为3.49t≈Pmax=3.5t.根据GB4628－84规定，直径系列为Dc=250.,315,400,500,630mm,初步选定车轮直径Dc=315mm,而后校核强度。
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度，车轮踏面疲劳计算载荷：
Pc===37500N
车轮材料，取ZG340-640,σs=340Mpa,σb=640Mpa
线接触局部挤压强度：
==6.0×315×28.2×0.96×1=51166N
式中K1－许用线接触应力常数﹙N／mm²﹚,由[1]表5-2查得K1=6;
L－车轮与轨道有效接触强度，对于轨道P18﹙由附表22﹚L=b=282mm
C1－转速系数，由[1]表5-3，车轮转速n==45.5rmp时，C1=0.96
C2－工作级别系数，由[1]表5-4，当为M5级时C2=1
Pc′＜Pc通过
点接触局部挤压强度
=KCC=0.132×157.5²／0.47³0.96×1=30277N
式中K2－许用点接触应力常数﹙N／mm²﹚,由[1]表5-2查得K2=0.181;
K－曲率半径，车轮与轨道曲率半径中的大值，车轮r1=D／2=315／2,轨道曲率半径r2=90﹙查[2]附表22查得﹚，故取R=315÷2=157.5
m－由r／R比值﹙r为r1，r2中的小值﹚所确定的系数，r／R=90÷157.5=0.57,由[1]表5-5查得m=0.47
Pc″＞Pc故通过
根据以上计算结果，选定直径Dc=315的单轮缘车轮，标记为车轮DYL－315GB4628－84
2.3运行阻力计算
摩擦阻力矩：
Mm=（Q+G）（k+）
查[2]附表19，由c=350mm车轮组的轴承型号为7518，据此选Dc=315mm,车轮组轴承亦为7518，轴承内径和外径的平均值d=﹙90＋160﹚÷2=125mm,由[1]表7-1～表7-3查得滚动摩擦系数K=0.0005,轴承摩擦系数μ=0.02，附加阻力系数β=2.0，代入上式得满载时运行阻力矩：
Mm﹙Q=Q﹚=﹙15000＋5000﹚﹙0.0005＋0.02×0.125／2﹚2=70kg.m=700N.m
运行摩擦阻力:
p（Q=Q）==
当无载时：
M（Q=0）==5000（0.0005+0.022=17.5kg=175NM
P（Q=0）===1111.1N
2.4选电动机
电动机静功率:
N==3.29kw
式中Pj=Pm﹙Q=Q﹚－满载时静阻力，η=0.9－机构传动功率；
M=1－驱动电动机台数
初选电动机功率：
N=KdNj=1.5×2.59=2.98kw
式中Kd－电动机功率增大系数，由[1]中表7-6查得，Kd=1.5
由[2]附表30选用电动机JZR2－12－6,Ne=3.5kw,n1=910r／min,﹙GD²﹚d=0.142kg.m²,电机质量Gd=80kg
2.5验算电动机发热条件
等效功率：
N=kN=0.75×1.12×2.59=2.18kw
式中K25－工作级别系数，由[1]查得，当Jc=25％时，k=0.75
－由[1]表6-5查得tq／tg=0.2,查图6-6得=1.12
Nx2.6选择减速器
车轮转速：
n===40.4r/min
机构传动比：
io=N／nc=910÷40.4=22.5
查[2]附表40选用ZSC－400－Ⅱ－2减速器，io′=27[N]中级=2.8kw﹙查输入转速为1000r／min时﹚，Nx＜[N]中级
2.7验算运行速度和实际所需功率
实际运行速度：
V==40=33.33r／min
误差:
ε===14.6％＜15％合适
实际所需电动机等效功率：
N=N=2.18ⅹ=1.82＜Ne故适合
2.8验算起动时间
起动时间：
t=]
式中n1=910r／min;m=1－驱动电动机台数；
Mq=1.5M=1．5ⅹ9550=56.25Nm
满载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩：
Mj（Q=Q）===38.8Nm
空载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩：
Mj（Q=0）===7.2Nm
初步估算制动轮和联轴器的飞轮钜:
﹙GD²﹚z＋﹙GD²﹚l=0.26kg.m²
机构总飞轮钜：
C﹙GD²﹚1=C[﹙GD²﹚d＋﹙GD²﹚z＋﹙GD²﹚l]=1.15﹙﹙0.142＋0.26﹚=0.466kg.m²
满载起动时间：
无载起动时间：
由[1]表7-6查得，当Vc=40r／min=0.75m／s时，[tq]推荐
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