起重机计算与说明书(上).doc
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起重机计算与说明书(上).doc
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毕业设计(论文)说明书
课题:
5吨“L”型支腿箱形单主梁门式起
重机设计
专业机械设计制造及其自动化
班级机械0231
学号19
姓名刘兵兵
指导教师王洪
完成日期:
2007年3月至2007年6月
湖南冶金职业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)总成绩单
学生
姓名
刘兵兵
专业
机械设计制造及其自动化
班
级
机械0231
学
号
19
毕业设计题目
5吨“L”型支腿箱形单主梁门式起重机设计
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
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
刘兵兵
专业
机械设计制造及其自动化
班级
机械0231
学号
19
毕业设计题目
5吨“L”型支腿箱形单主梁门式起重机设计
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)任务书
学生
姓名
刘兵兵
专业
机械设计制造及其自动化
班
级
机械0231
学号
19
毕业设计题目
5吨“L”型支腿箱形单主梁门式起重机设计
要求完成的主要工作量
1张手绘小车装配图
1张手绘卷筒装配图
1张CAD小车装配图
1张CAD卷筒装配图
3张CAD零件图
1份设计说明书
毕业设计(论文)完成日期
从年月日至年月日
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)答辩表
学生
姓名
刘兵兵
专业
机械设计制造及其自动化
班级
机械0231
学号
19
毕业设计题目
5吨“L”型支腿箱形单主梁门式起重机设计
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
前言
随着社会的发展进步,建设创新型国家,培养创新型人才已经越来越成为一个非常迫切的任务.毕业设计作为我们大专学生在校学习的最后一个教学环节,搞好毕业设计工作,不断提高毕业质量,也成为了培养学生成材的一个重要环节.大专生毕业设计即是一种创新研究的尝试.
起重机机械主要用于装卸和搬运物料,不仅广泛用于工厂港口
建筑工地等生产领域,通过起重机吊钩或其他吊具的起升,下降及移动完成各物品的装卸和移动,使用起重机能减轻工人劳动强度,提高劳动生产率,甚至完成人们无法直接完成的某些工作.
由于本人是第一次单独完成这项复杂的工作,其结论必有许多不足之处,望老师们能给予批评指正,我将积极改正并予以诚挚的感谢!
编者
2007年6月
毕业设计题目及原始数据
题号
起重量
跨度
工作级别
起升高度
起升速度
小车运行速度
大车运行速度
2
5T
25.5
A7
12
15(M7)
40
110
说明;1.大车运行机构的工作级别与起升机构相同,小车运行机构的工作级别一律为M5级;
2.表中所列速度要求,在计算后所得的实际数值可允许有15%的偏差.
目录
前言……………………………………………………………………..1
(一)毕业设计题目及原始设计数据…………………………………2
(二)小车起升机构和运行机构的设计计算…………………………3
(三)卷筒及部件的设计计算………………………………………….18
(四)门架及部件的设计计算………………………………………..21
(五)大车及部件的设计计算………………………………………..52
(六)小结………………………………………………………..59
(七)参考文献……………………………………………………60
设计内容
计算与说明
结果
1)确定起升机
构传动方案,选择滑轮组和吊钩组
2)选择钢丝绳
3)确定沿轮主尺寸
4)确定卷筒尺寸,并验算强度
5)选电动机
6)验算电动机发热条件
7)选择减速器
8)验算起升速和实际所需功率
9)校核减速器
输出轴强度
10)选择制动器
11)选择联轴器
12)验算起
动时间
13)验算制动时
间
14)高速浮动轴
计算
1>确定机构传
动方案
2)选择车轮与
轨道并验算其强度
3)运行阻力计算
4)选电动机
5)验算电动机
发热条件
6)选择减速
器
7)验算运行速
度和实际所需功率
8)验算起动寸时间
9)按起动工况
校核减速器功率
10够验算起动不
打滑条件
11)选择制动器
12)选择高速轴器及制动轮
13)选择低速轴联轴器
14)验算低速浮动轴强度
1)卷简心轴计
算
2)选择轴承
3)绳端固定装
1.门架主要尺寸定
1)主梁几何和特性
2>支腿几何尺寸和几何特性
3)下横梁截面尺寸及几何特
性
4)主粱支腿
抗弯刚度比
5)大车轮距
取
2.门架的计算载荷
1>主梁单位长度质量
2>小车轮压
3)小车制动时由于货重和小车自重引起的惯性力
4)大车制动时产生的惯性力
5)风载荷
主梁的内力计算1)垂直面内应力
1。
起升机构计算
按照布置宜紧凑的原则,决定采用图4-10的方塞。
如图4-22所示,采用了双联滑轮组。
按Q=5t查表4—2取滑轮组倍率ih=2,承载绳分支数;
Z=2ih=4
图4-22起升机构计算简图
查《起重机课程设计》附表8选图号为G13吊钩组,得其质量G0=99kg,两动滑轮间距
A=200mm
若滑轮组用滚动轴承,当ih=2,查表得滑轮组效率:
η=0.99钢丝绳所受最大拉力:
Smax===12.876kN
查《通用机械》表2-4中级工作类型(工作级别M7)时,安全系数n=7,钢丝绳计算破断拉力Sb
Sb=n×Smax=5.5×12.876=90.132kN
查《起重机课程设计》附表l选用瓦林吞型纤维芯钢丝绳6x19W+FC,钢丝公称抗拉强度1670MPa,光面钢丝,右交互捻,直径d=13mm,钢丝绳最小破断拉力
[Sb]=93.14kN,标记如下;
钢丝绳13NAT6×l9W十FCl670ZS93GB8918-88
滑轴的许用最小直径:
D≥d(e-1)=13(25-1)=312mm
式中系数e=25由[1]《通用机械》表1-6查得。
由《起重机课程设计》附表2选用滑艳直径D=315mm,,取平衡滑轮直径Dp≈0.6D=0.6×315=189mm
由《起重机课程设计》附表4选用钢丝绳直径d=13mm.D=315mm.滑轮轴直径D=90mm的F型滑轮标记为:
滑轮F13x255—90ZBJ80006.9—87
由《起重机课程设计》附表5平衡滑轮选用d=13mm,D=225mm,滑轮轴直径D6=45mm.的F
型滑轮标记为:
滑轮F13x225—45ZBJ80006.9—87
确定卷筒尺寸,并验算强度:
D≥d(e--1)=13(25-1)=312mm
由《起重机课程设计》附表13选用D=315mm,卷简绳槽尺寸由《起重机课程设计》附表14—3查得槽距,t=13mm,槽底半径r=7mm
卷筒尺寸:
L=2=2(=984.32mm取L=1500mm
式中Z0—附加安全系数,Z0=2;
L1—卷槽不切槽部分长度,取其等与吊钩组动滑轮的间距,即L1=A=200,实际长度在钢丝绳偏斜角允许范围内可适应增减。
D0—卷筒计算直径D0=D+d=431mm
卷筒壁厚:
δ=0.02D+(6~10)=0.02×400+(6~10)=14~18mm取δ=15mm
卷筒壁压应力验算:
选用灰铸铁HT200,最小抗拉强度δb=195N/cm2
许用应力:
[δ]y==130MPa
δymax<[δ]y,故抗压强度足够
由于L>3D,尚应验算弯矩产生的拉应力,卷筒弯矩图示于图
卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时:
M=
W=0.1
式中D—卷筒外径,D=400mm
Di=卷筒内径,Di=370mm
于是
δi=Mw/W=8369400/1714597.5=4.9MPa
合成应力:
=+·=20.995N/㎝2
式中许用拉应力==39MPa
σ1l<[σ]l
卷筒强度验算通过。
卷筒A315x1500—7X13—12×2左ZBJ80007.2—87
计算静功率;
Nj=(Q+G0)V/102×60η==14.7KW
式中η—机构总效率,一般η=O.8~0.9,取η=0.85电动机计算功率,Ne≥KdNj=0.9×14.7=13.23KW
式中系数K对于M级机构,Kd=O.85~0.95,取kd=0.9
查《起重机课程设计》附表30选用电动机JZR-42-8,其中N(25%)=16kWn=715rpm,[GD]=1.46kg.m,电机质量=260kg
按照等效功率法,求JC=25%时所需的等效功率:
N≥k×r=0.85×0.87×14.7=10.62kW
式中k—工作级别系数。
对于M级,k=0.85
r—系数,根据机构平均起动时间与平均工作时间的比值(t/t)查得,一般起升机构t/t=0.1
查得r=0.87
由以上计算结果N,故初选电动机能满足
卷筒转速;
n===23.07r/min
减速器总传动比;
===31
查《起重机课程设计》附表35选ZQ—500—Ⅲ—3CA减速器,当工作类型为重级(相当工作级别为M级)时,许用功率[N]=12.8kw,=31.5,质量G=345kg,入轴直径
=50mm,轴端长=85mm(锥形)
实际起升速度;
==15ⅹ=15.24m/min
误差:
ξ=x100﹪=1.6﹪<[ξ]=15﹪
实际所需等效功率:
=10.6×=10.24KW≤Ne(25﹪)=16KW
由
(1)公式(6—16)得输出轴最大径向力:
Rmax=(aS+G)≤[R]
式中aS=2x12876=25752NN=25.752kN--卷筒上卷绕钢丝绳引起的载荷,
G=4.56kN--卷筒及轴自重,参考附表14估计,
[R]=20.5kN—ZQ5OO减速器箱出轴端最大允许径向载荷,由《起重机课程设计》附表40查得。
所以Rmax=1/2(25.75+4.56)=15.155kN<[R]=20.5kN
由[1]公式(6-7)得输出轴最大扭矩:
Mmax=(0.7一0.8)
式中Me=9750=218Nm--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《起重机课程设计》附表33查出,
ηo=0.95--减速器传动效率,
[M]=26500Nm--减速器输出轴最大容许转矩,由《起重机课程设计》附表36查得。
∴Mmax=0.8x2.8x218x23.34x0.95=10827.5N.m<[M]=25000Nm
由上计算,所选减速器能满足要求
所需静制动力
0.85=24.86kgm=248.6Nm
式中K=1.75--制动安全系数,由
(1)第六章查得。
由《起重机课程设计》附表15选用YWZ一315/23制动器,其制动转矩M=180~280Nm,制动轮直径D=315mm,制动器质量G=44.6kg
高速轴联轴器计算转矩,由[1](6-26)式:
M=n=1.5×1.7=555.9N.m
式中M=218——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,一般1.5—2.0。
由《起重机课程设计》附表31查得JZRs-42-8电动机轴端为圆锥形d=65mm,105。
从附表34查得ZQ—500减速器的高速轴端为圆锥形d=5mm,=85mm
靠电动机轴端联轴器由《起重机课程设计》附表43选用CLZ半联轴器,其图号为S139,最大容许转矩[M]=3150N.m>M
飞轮力矩(GD)=0.403kg.m质量G=23.6kg
浮动轴的两轴端为圆柱形d=45mm,1=85mm
靠减速器轴端联轴嚣由《起重机课程设计》附表43选用带300mm制动轮的半齿轮联轴器,其图
号为S124,最大容许转矩[M]=3150Nm,飞轮矩(GD)=1.8kg·m
质量G=38.5kg。
为与制动器YWZ--315/23相适应,将S124联轴器所带300mm制动轮修改为中315mm应用
起动时间:
t=
式中(GD)=(GD)十(GD2)十(GD)=1.46十0.403十1.8=3.668kg·m
静阻力矩;
Mj=(Q+G)D/2iη=(5000+99)0.413/2ⅹ2ⅹ31.5ⅹ0.85=19.66kg·m=196.6N·m
平均起动转矩:
Mq=1.5Me=1.5ⅹ218=327Nm
通常起升机构起动时间为1一5s此处tq<1s,可在电气设计时,增加起动
电阻,延长起动时间,故听选电动机合适
制动时间:
式中
由
(1)表6-6查得许用减速度,a≤0.2,a=v/t故.
[t]==1.27
t<[t]故合适
1)疲劳计算[2]起升机构疲劳计算基本载荷
=1.09×218=237.62
式中--—动载系数,=1/2(1+)=1/2(1+1.18)=1.09
—起升载荷动裁系数(物品起升或下降制动的动载效应),
1+0.71v=1+0.71ⅹ15.24/60=1.18
由前节巳选定轴径d=45mm,因扭转应力:
N/m=13.03MPa
轴材料用45号钢,σ=600MPa,σ=300MPa,弯曲:
σ=0.27(=0.27(600+300)=243Mpa
扭转=140Mpa
=0.6×300=180MPa
轴受脉动循环的许用扭转应力,
[]=
式中k=k·k一考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数,
k——与零件几何形状有关,对于零件表面有急剧过渡和开有链槽及紧合区段,k=1.5~2.5,
k一一与零件表面加工光洁度有关.对平面粗糙度为3.2的零件
k=1.15~1.2:
对于平面粗糙度为12.5的零件,K=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,
n1--安全系数,n1=1.25(由[2]表30查得)
∴〔〕==88.9MPa
故<〔〕通过
(2)强度验算轴所受最大转矩:
M=Me=1.18ⅹ218=257.24MPa
最大扭转应力:
==14.114MPa
许用扭转应力,
〔〕===120MPa
式中nⅡ---安全系数,nⅡ=1.5
<〔〕故通过
浮动轴的构造如图4-24所示,中间轴径d1=d+(5—10)=50-55mm,取
=55mm!
2.小车运行机构计算
经比较后,确定采用如图4-25所示的传动方案
图4-25小车运行机构传动简图
车轮最大轮压:
小车质量估计取Gxc=4000kg。
假定轮压均布:
Pmax==2250kg=22500N
车轮最小轮压:
Pmin===1000kg=10000N
初选车轮:
由《起重机课程设计》附表17可知,当运行速度<60m/min时,==1.25>0.9,,工作级别为重级时,车轮直径D=250mm,轨道型号为11kg/m(P18)的许用轮压为2.21t≈Pmax=2.25t。
根据GB4628—84规宅,页径系列为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===10833N
车轮材料,取ZG340-640,=340MPa,=640MPa
线接触局部挤
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