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直臂架起升滑輪補償起重機設計軟件

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更新時間：2018-01-03
發布人：dd841056

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直臂架起重機設計找點軟件，包含平衡系統計算變幅功率計算，輪壓穩定性計算
1）確定起升機構傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組

2）選擇鋼絲繩

3）確定滑輪主要尺寸

4）確定卷筒尺寸，并驗算強度

5）選電動機

6）驗算電動機發熱條件

7）選擇減速器

8）驗算起升速度和實際所需功率

9）校核減速器輸出軸強度

10）選擇制動器

11）選擇聯軸器

12）驗算起動時間

13）驗算制動時間

14）高速浮動軸

1）確定傳動方案

2）選擇車輪及軌道并驗算其強度

3）運行阻力的計算

4）選電動機

5）驗算電動機發熱條件

6）選擇減速器

7）驗算運行速度和實際所需功率

8）驗算起動時間

6)按起動工況校核減速器功率

10）驗算起動不打滑條件

11）選擇制動器

12）選擇高速軸聯軸器及制動輪

13）選擇低速軸聯軸器

14）驗算低速浮動軸強度

1.起升機構計算
按照布置宜緊湊的原則，決定采用如下圖5-1的方案。按Q=20t，查[1]表4-2取滑輪組倍率ih=3，承載繩分支數：
Z=2ih=6

圖5-1 起升機構計算簡圖
查[1]附表9選短型吊鉤組，圖號為T1-362.1508。得其質量：G0=467kg兩端滑輪間距 A=87mm
若滑輪組采用滾動軸承，當ih=3，查[1]表2-1得滑輪組效率ηh=0.985
鋼絲繩所受最大拉力：
Smax===3463kg=34.63KN
查[2]表2-4,中級工作類型(工作級別M5)時,安全系數n=5.5。
鋼絲繩計算破斷拉力Sb：
Sb=n×Smax=5.5×34.63=190.5KN
查[1]附表1選用纖維芯鋼絲繩6×19W+FC，鋼絲公稱抗拉強度1670MPa，光面鋼絲，左右互捻，直徑d=20mm，鋼絲繩最小破斷拉力[Sb]=220.4KN，標記如下：
鋼絲繩 20NAT6×19W+FC1670ZS233.6GB8918-88
滑輪的許用最小直徑：
D≥==480mm
式中系數e=25由[2]表2-4查得。由[1]附表2選用滑輪直徑D=500mm，由于選用短型吊鉤，所以不用平衡滑輪。滑輪的繩槽部分尺寸可由[1]附表3查得。由附表4選用鋼絲繩d=20mm，D=500mm，滑輪軸直徑D5=100mm的E1型滑輪，其標記為：
滑輪E120×500-100 ZB J80 006.8-87
卷筒直徑：
D≥=20=480mm
由[1]附表13選用D=500mm，卷筒繩槽尺寸由[3]附表14-3查得槽距，t=22mm，槽底半徑r=11mm
卷筒尺寸：
L==
=1644mm 取L=2000mm
式中 Z0——附加安全系數，取Z0=2；
L1——卷槽不切槽部分長度，取其等于吊鉤組動滑輪的間距，即L1=A=87mm，實際長度在繩偏斜角允許范圍內可以適當增減；
D0——卷筒計算直徑D0=D+d=500+20=520mm
卷筒壁厚：
=+（6～10）=0.02×500+（6～10）=16～20
取=20mm
卷筒壁壓應力驗算：
===N/m2=78.7MPa
選用灰鑄鐵HT200，最小抗拉強度=195MPa
許用壓應力：===130MPa
＜故抗壓強度足夠
卷筒拉應力驗算：由于卷筒長度L＞3D，尚應校驗由彎矩產生的拉應力，卷筒彎矩圖示與圖5-2

圖5-2 卷筒彎矩圖
卷筒最大彎矩發生在鋼絲繩位于卷筒中間時：
===
=33123595N·mm
卷筒斷面系數：
=0.1=0.1×=3545088
式中——卷筒外徑，=500mm；
——卷筒內徑，=-2=500-2×20=460mm
于是
===9.34MPa
合成應力：
=+=9.34+=32.95MPa
式中許用拉應力 ===39MPa
∴＜
卷筒強度驗算通過。故選定卷筒直徑=500mm，長度L=2000mm；卷筒槽形的槽底半徑=11mm，槽距=22mm；起升高度=16m，倍率=3
卷筒 A500×2000-11×22-16×3左ZB J80 007.2-87
計算靜功率：
===40.1KW
式中——機構總效率，一般=0.8～0.9，取=0.85
電動機計算功率：
≥=0.840.1=32.11KW
式中系數由[2]表6-1查得，對于～級機構，
=0.75～0.85，取=0.8
查[1]附表28選用電動機YZR 250M2，其（25%）=33KW，=725rpm，[]=7.0kg·，電動機質量=513kg
按照等效功率法，求=25%時所需的等效功率：
≥··=0.75×0.85×40.1=25.6KW
式中——工作級別系數，查[2]表6-4，對于M5～M6級，
=0.75；
——系數，根據機構平均起動時間與平均工作時間的比重（/）查得。由[2]表6-3，一般起升機構/=0.1～0.2，取/=0.1，由[2]圖6-6查得=0.85。
由以上計算結果＜，故初選電動機能滿足發熱條件
卷筒轉速：
===18.7r/min
減速器總傳動比：、
===38.8
查[1]附表35選ZQ-650Ⅱ-3CA減速器，當工作類型為中級（相當工作級別為M5級）時，許用功率[N]=31.5KW，=40.17，質量=878㎏，主軸直徑=60mm，軸端長=110mm（錐形）
實際起升速度：
==10.2=10.6m/min
誤差：
=×100%=×100%=3.9%＜[]=15%
實際所需等效功率：
==25.6=26.6KW＜=33KW
由[2]公式（6-16）得輸出軸最大徑向力：
=≤[]
式中=2×34630=69260N=69.26KN——卷筒上卷繞鋼絲所引起的載荷；
=9.81KN——卷筒及軸自重，參考[1]附表14估計
[R]=89.5KN——ZQ650減速器輸出軸端最大允許徑向
載荷，由[1]附表36查得。
∴==39.5KN＜[]=89.5KN
由[2]公式（6-17）得輸出軸最大扭矩：
=（0.7～0.8）
式中==9750=443.8Nm——電動機軸額定力矩；
=2.8——當=25%時電動機最大力矩倍數
——減速器傳動效率；
Nm——減速器輸出軸最大容許轉矩，由[1]附表36查得。
∴=0.8×2.8×443.8×40.17×0.95=37936Nm＜[]=96500Nm
由以上計算，所選減速器能滿足要求
所需靜制動力矩：
·=·
=1.75×
=65.67㎏·m=656.8Nm
式中=1.75——制動安全系數，由[2]第六章查得。
由[1]附表15選用YWZ5-315/50制動器，其制動轉矩=360～710Nm，制動輪直徑=315mm，制動器質量=61.4㎏
高速聯軸器計算轉矩，由[2]（6-26）式：
Nm
式中——電動機額定轉矩（前節求出）；
=1.5——聯軸器安全系數；
=1.8——剛性動載系數，一般=1.5～2.0。
由[1]附表29查得YZR-250M2電動機軸端為圓錐形，。從[1]附表34查得ZQ-650減速器的高速軸為圓錐形。
靠電動機軸端聯軸器由[1]附表43選用CLZ半聯軸器，其圖號為S180，最大容許轉矩[]=3150Nm＞值，飛輪力矩kg·m，質量=23.2kg
浮動軸的兩端為圓柱形
靠減速器軸端聯軸器由[1]附表45選用帶制動輪的半齒聯軸器,其圖號為S198,最大容許轉矩[]=3150Nm, 飛輪力矩 kg·m,質量37.5
kg.為與制動器YWZ5-315/50相適應,將S198聯軸器所需制動輪,修改為應用
起動時間：

式中=7.0+0.403+1.8
=9.203kg·m
靜阻力矩：
kg·m
=519.5Nm
平均起動轉矩：
Nm
∴
=1.429s
查[2]對于3～80t通用橋式起重機起升機構的，此時>1s.
由[2]式（6-24）得，制動時間：

式中

查[1]表6-6查得許用減速度a0.2,a=v/，，因為，故合適。
（1）疲勞計算軸受脈動扭轉載荷，其等效扭矩：

式中——動載系數=0.5（1+）=1.065
——起升動載系數，
=1+0.71v=1+0.7110.6/60=1.13
由上節選擇聯軸器中，已經確定浮動軸端直徑d=55mm,因此扭轉應力

軸材料用45號鋼，
彎曲： =0.27（+ ）=0.27（600+300）=243MPa
扭轉： = /=243/=140MPa
=0.6=0.6300=180MPa
許用扭轉應力：由[1]中式（2-11），（2-14）

式中 ——考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應力集中系數；
——與零件幾何形狀有關，對于零件表面有急劇過渡和開有鍵槽及緊配合區段，=1.5—2.5
——與零件表面加工光潔度有關，此處取k=2×1.25=2.5
——考慮材料對應力循環對稱的敏感系數，對碳鋼，低合金鋼
——安全系數，查[1]表30得
因此,
故, 通過.
（2）強度計算軸所受的最大轉矩

最大扭轉應力：

許用扭轉應力：

式中：——安全系數，由[1]表2-21查得
故合適。
浮動軸的構造如圖所示，中間軸徑
高速浮動軸構造如圖所示，中間軸徑，取

圖5-3 高速浮動軸構造
2.小車運行機構計算
經比較后，確定采用下圖所示傳動方案：
圖5-4 小車運行機構傳動簡圖
車輪最大輪壓：小車質量估計取Gxc=7000kg
假定輪壓均布，則Pmax=（2500+7000）/4=6750kg
車輪最小輪壓：Pmin=Gxc/4=7000/4=1750kg
初選車輪：由[1]表3-8-15P360，當運行速度40m/min<60m/min ，Q/Gxc=20000/7000=3>1.6，工作級別為M5時，車輪直徑Dc=350mm，軌道型號為P24，許用輪壓為11.8t >Pmax。GB4628—84規定，直徑系為=250,315,400,500,630mm，故初步選定車輪直徑=400mm，而后校核強度。
強度驗算：
按車輪與軌道為線接觸及點接觸兩種情況驗算車輪接觸強度
車輪踏面疲勞計算載荷：
Pc=（2Pmax+Pmin）/3=（2×6750+17500）/3
=50833N
車輪材料為ZG340-640，σs=340Mpa，σb=640Mpa
線接觸局部擠壓強度：
Pc’=k1DclC1C2=6.0×400×26.13×1×1=62712N
式中, k1——許用線接觸應力常數（N/mm2），由[2]表5-2查得k1=6.0
l——車輪與軌道有效接觸強度，對于P24，
l=b=26.13mm
C1——轉速系數，由[2]表5-3，車輪轉速
Nc=v/Dc=40/（3.14*0.4）=31.85r/min
時，C1=1.0
C2——工作級別，由[2]表5-4，當為M5時，
C2=1
Pc’ > Pc，故通過。
點接觸局部擠壓強度：
Pc’’=k2R2C1C2/m3=0.132×3002×1×1/0.473
=114426N
式中，k2——許用點接觸應力常數（N/mm2），由[3]表5-2查得k2=0.132
R——曲率半徑，車輪與軌道曲率半徑中的大值。車輪R1=D/2=400/2=200mm，軌道R2=300mm，故取R=300mm
m——由R1/R2比值所確定的系數，R1/R2=
200/300=0.67，由[3]表5-5查得m=0.47
Pc’’ >Pc，故通過。
摩擦阻力Fm：
小車滿載運行時的最大摩擦阻力：

=（200000+7000）
=8100N
式中，Q——起升載荷；
G——起重機或者運行小車的自重載荷；
f——滾動摩擦系數，由(1)表2-3-2查得f=0.6；
——車輪軸承摩擦系數，由(1)表2-3-3查得 =0.02；
d——與軸承相配合處車輪軸的直徑，d=125mm；
D——車輪踏面直徑，D=400mm；
——附加摩擦阻力系數，由(1)表2-3-4查得 =2；
——摩擦阻力系數，初步計算時可按(1)表2-3-5查得 =0.01。
空載運行時最小摩擦阻力：
Fm0=
=
=1225N
電動機的靜功率：
Pj=
=
=4.72kw
式中，——機構傳動效率，取0.9式中
Fj=Fm(Q=Q)——滿載運行時的靜阻力；
m——驅動電動機臺數m=2；
對于橋式起重機的小車運行機構可按下式初選電動機：
P=kdPj=1×4.72=4.72kw
初選電動機功率： N=kdNj=1.6*1.684=2.694kw
式中，kd——電動機功率增大系數，由[1]表7-6得kd=1.0。
由附表選用電動機YZR-160M1，Ne=5.8kw，n1=1000 r/min，(GD2)d=0.47kg.m2，電動機質量154kg 。
電機等效功率：
Nx =K2.5×r×Nj
=0.75×1.12×4.72
=3.96kw
式中，K2.5——工作類型參數，由表6-4查得K2.5=0.75
r——由(1)按起重機工作場所得tq/tg=0.2，查得r=1.12
由此可知，Nx < Ne，滿足發熱要求
車輪轉速：
nc=
機構傳動比：
i0=
由[1]附表40，選用兩臺ZSC-600-Ⅲ-2減速器， =46.7；[N]=6.9kw (當輸入轉速為600r/min時)。
故NJ<[N]
實際運行速度：
V’dc=Vdc
誤差：

實際所需電動機靜功率：
N’j=NJ
由于N’j 起動時間：
tq=
式中 n1=1000r/min； m=1(驅動電動機臺數)；
Mq=1.5Me=1.5
Me——JC25%時電動機額定扭矩：
Me =9550
滿載運行時的靜阻力矩：
Mj(Q=Q)=
空載時的運行阻力矩：
Mj(Q=0)=
初步估算高速軸上聯軸器的飛輪轉矩：
(GD2)zl+(GD2)l=0.28kg·m2
機構總飛輪矩（高速軸）：
C(GD2)l=1.15×(0.47+0.28)=1.863kg·m2
滿載起動時間：
tq(Q=Q)=
=1.23s
空載起動時間：
tq(Q=0)= [
由[1]表7-6查得,當時, [tq]的推薦植為5.5s,故tq(Q=Q) <[tq],古所選電動機能滿足快速起動的要求.
起動工況下校核減速器功率：
Nd=
式中 Pd=Pj+Pg=Pj+
=8100+(7000+20000)
=17904N
m’——運行機構中同一傳動減速器的個數，m’=1
因此 Nd=
所選用減速器的[N]JC25%=6.9kw＜Nd, 故減速器合適。
由于起重機是在室內使用，故坡度阻力及風阻力均不予考慮。以下按二種工況進行驗算
空載起動時，主動車輪與軌道接觸的圓周切向力：
=

=847.4㎏=8474N
車輪與軌道的粘著力：
＜，故可能打滑。解決辦法是在空載起動時增大起動電阻，延長起動時間。
滿載時起動，主動車輪與軌道接觸處的圓周切向力：
=
+
=1069.5㎏=10695N
車輪與軌道的粘著力：
＞，故滿載起動時不會打滑，因此所選電動機合適。
由[2]查得，對于小車運行機構制動時間≤3～4s，取=2s，因此，所需制動轉矩：

={
-}
=27.2 Nm
由附表15選用，其制動轉矩
考慮到所取制動時間與起動時間很接近，故略去制動不打滑條件驗算
高速軸聯軸器計算轉矩，由[2]（6-26）式：

式中 ——電動額定轉矩；
n——聯軸器的安全系數，運行機構n=1.35；
——機構剛性動載系數，=1.2～2.0，取=1.8。
由附表31查電動機YZR132M2-6兩端伸出軸各為圓柱
d=38mm，=80mm。由附表37查ZSZ-600減速器高速軸
端為圓柱形=35mm，=55mm。故從附表41選鼓形齒式聯軸器，主動端A型鍵槽=38mm，L=80mm；從動端A型鍵槽=30mm，L=55mm。標記為：GICL聯軸器ZBJ19013-89。其公稱轉矩＞=88Nm，飛輪矩=0.009kg·，質量=5.9kg
高速軸端制動輪：根據制動器已選定為，由[1]附表16選制動輪直徑=200mm，圓柱形軸孔d=38mm，L=80mm，標記為：制動輪200-Y38 JB/ZQ4389-86，其飛輪矩=，質量=10kg
以上聯軸器與制動輪飛輪矩之和：+=
原估計基本相符，故以上計算不需修改
低速軸聯軸器計算轉矩，可由前節的計算轉矩求出
Nm
由[1]附表37查得ZSC-600減速器低速軸端為圓柱形d=80mm，L=115mm，取浮動軸裝聯軸器軸徑d=8mm，L=115mm，由[1]附表42選用兩個GICLZ鼓形齒式聯軸器。其主動端：Y型軸孔A型鍵槽，=80mm。從動端：Y型軸孔，A型鍵槽，=75m，L=8mm，標記為
GICLZ聯軸器
由前節已選定車輪直徑=400mm，由[1]表19參考車輪組，取車輪軸安裝聯軸器處直徑d=80mm，L=115mm，同樣選用兩個GICLZ鼓形齒式聯軸器。其主動軸端：Y型軸孔，A型鍵槽=75m，L=115mm，從動端：Y型軸孔，A型鍵槽=80mm，L=115mm，標記為：
GICLZ聯軸器ZBJ19014-89
（1）疲勞驗算由[4]運行機構疲勞計算基本載荷
Nm
前節已選定浮動軸端直徑d=70mm，其扭轉應力：

浮動軸的載荷變化為對稱循環（因運行機構正反轉轉矩值相同），材料仍選用45鋼，由起升機構高速浮動軸計算，得，許用扭轉應力：

式中——與起升機構浮動軸計算相同
＜通過
（2）強度驗算由[4]運行機構工作最大載荷
式中 ——考慮彈性振動的力矩增大系數，對突然起
動的機構，=1.5～1.7，此處取=1.6；
——剛性動載系數，取=1.8。
最大扭轉應力：

許用扭轉應力：

＜故通過
浮動軸直徑：（5～10）=85～90m 取=90mm
...

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