大跨度桥式起重机水平导向轮的设计

analyses its producing mechanism and harm , concludes t he conditions under which t he parasitic force can′ t be formed. This offers a t heoretical basis for t he designing of belt conveyor drives.
2 2 σn = σ 合成应力 + 3τ ≤ 111 [σ] 式中 A — — — 水平轮轴危险截面的面积 W — — — 水平轮轴危险截面的截面模数 [σ] — — — 水平轮轴材料的许用应力 613 轴承的计算
水平导向轮的线接触许用轮压值为 : Pc = K1 DL C1 C2
Ps ≤Pc
12) 。根据国家标准 GB681 — 1965 ,将起重量 30 t 靠
— 10
—
2 水平导向轮的结构形式
由于水平侧向力以力偶形式出现 , 水平导向轮 也应成对设置 。水平侧向力来自轨道两侧的可能性 是随机的 , 水平轮应布置于起重机同一端轨道两 侧 , 另一端可自由伸缩 。 当采用起重机钢轨 ( QU 型) 作为起重机轨道 时 , 钢轨头部侧面斜度为 1 ∶ 10 , 水平导向轮踏面 应有相应锥度 1 ∶ 5 ( 见图 1 ) 。当采用铁路钢轨 ( P 型) 或方钢作为起重机轨道时 , 因钢轨头部侧面无 斜度 , 故只要将水平导向轮踏面改为圆柱形即可 。
调整螺栓位置 偏心距离/ mm
1 - 5 2 3
图5 偏心轴的调整范围 表1 偏心轴的调整范围数值
4 - 1 5 - 0125 6 0 7 0125 8 1 9 211 10 315 11 5
- 315 - 211
6 水平导向轮 、水平导向轮轴及轴承计算
611 水平导向轮的计算
式中 h — — —Ps 对水平轮轴的作用力臂 τ= Q/ A 则 : 剪应力 σ 弯曲应力 = M / W
= 28 m = 7 R max/ 15 , 可得出 R max = 60 m , Q R max =
Q R max/ 3 = 10 t , 起重能力曲线为 Q = 480/ ( R -
工业出版社 , 1980.
2 许宝树 , 王福荫 . 电动单元组合仪表在门座起重机中的
应用 . 造船工业建设 , 1983 ( 4) . 作者地址 : 上海市武宁路 303 号 邮 编 : 200063 收稿日期 : 1999 - 07 - 14 《起重运输机械》 2000 ( 4)
式中 K1 — — — 与材料有关的许用线接触应力常数 D— — — 车轮直径 L — — — 车轮与轨道有效接触长度
C1 — — — 转速系数 C2 — — — 工作级别系数
上述系数的选取均与起重机车轮踏面接触强度 计算系数相同或类似 。 612 水平轮轴的计算 水平轮轴主要承受剪力 Q 和弯矩 M , Q = Ps
轮的车轮轮压之和计算 。 ( 3) 一侧轨道有 8 个或 8 个以上车轮时 , 按紧 靠水平导向轮的大车台车的轮压之和计算 。
4 水平导向轮位置的确定
如上所述 , 要减小水平导向轮承受的水平侧向 力 , 可增大水平导向轮轮距 B 。但由于起重机作业 空间和起重机本身结构限制 , B 不可能无限增大 , 应根据桥架的具体结构 , 将水平轮置于端梁下面或 端梁端头 , 或安装于其他部位 , 既不增加起重机外 形尺寸或增加不大 , 又不影响桥架的刚性 , 合理的 跨度与轮距比应为 S / B ≤ 6 。下面是笔者参与设计 的几种水平导向轮的安装形式 : Q E ( 150 + 75/ 20) t × 46 m 起重机的端梁与两 主梁铰接 , 主梁与大车台车连接 , 四点驱动 , 每点 设主动台车和被动台车各一组 。对于这种形式的桥 架 , 将水平导向轮置于主梁下两大车台车之间 , 与 主梁连接 , 见图 2 。 QD20/ 5 t × 4415 m 起重机的桥架形式与普通 桥架相同 , 端梁较低 , 将水平导向轮置于端梁两 端 , 见图 3 。 Q Z5 t × 5215 m 起重机采用四点驱动形式 , 每 点设一台主动台车 , 大车台车采用 45° 剖分式轴承 箱 。将水平导向轮置于台车下面 , 与台车连接 , 结 构紧凑 , 刚性好 , 见图 4 。
大跨度桥式起重机水平导向轮的设计
北京起重运输机械研究所 蒋雪卿 孙吉泽 对中运行 , 采用大锥度圆锥 - 圆柱形车轮时 , 起重 机的自动对中性更好 , 将大锥度圆柱车轮按同一轨 道反锥法安装时 , 对中性也很好 。但锥形踏面车轮 需配用头部带曲率的钢轨 , 车轮与轨道之间属点接 触 , 受力状况不好 , 车轮的加工和安装难度也较 大 , 且由于小车运行位置变化大 , 起重机满载运行 时的偏斜侧向力大 , 当钢轨对锥度车轮的水平支承 分力不足以平衡时 , 起重机自动对中的效果并不十 分理想 。研究表明 , 当圆锥驱动车轮超过一对时 , 车轮易打滑 , 车轮与钢轨的磨损反而加剧 , 因此近 年来很少采用大锥度圆锥车轮 。 如果采用水平导向轮和无轮缘的大车车轮 , 啃 轨现象就不会出现 , 而且当偏斜运行到一定程度 时 , 水平导向轮承受水平侧向力 , 能阻止其进一步 偏斜运行 。另外 , 水平导向轮与轨道侧面之间是滚 动摩擦 , 摩擦阻力大大减小 , 对运行传动机构承载 能力和电动机容量的要求则相应降低 。 向标准起重量 32 t , 由该处的起重能力曲线得出 R max = 27 m 。 根据曲线 Q = 480/ ( R - 12 ) , 可以选择在 R = 27～60 m 之间的几个特定的位置上的幅度 ( R ) 起重量组合 : 60 m/ 10 t , 44 m/ 15 t , 36 m/ 20 t , 27 m/ 32 t , 18 m/ 32 t , 作为计算整机抗倾覆稳定 性 , 轮压 、旋转支承装置和起重机金属结构的计算 位置 。
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| Δ| ≤ 015 B
间隙 e 的初始值取 015 B 的圆整值 。根据德国 工业标准 D IN15018 的推存 , 导向轮与轨道间隙至 少应为 5 mm 。因此 , 间隙 e 应取上述两数值中的 较大值 , 但最大不超过侧向极限偏差 10 mm 。 当采用独立偏心轴方法调整间隙 e 的大小时 , 在偏心轴的偏心方向与轨道方向平行时 , 间隙为初 始间隙 ; 在二方向垂直时 , 为可调整的最大范围 , 见图 5 。取偏心距 E = 5 mm , 图中数字表示偏心 轴定位孔编码 。表 1 中调整螺栓位置是指偏心轴定 位孔转至与调整螺栓轴线重合时的位置 , 位置 6 为 初始间隙位置 。
Ps ・ B = PW ・ S
故 Ps = PW ・ S/ B 式中 S — — — 起重机跨度 PW — — — 起重机两侧驱动力的差值 由于影响驱动力的因素很多 , 所以 PW 的值很 难确定 , 通常可按下式进行近似计算 : ΣR PW = 015λ 式中 , λ为水平侧向力系数 , 与起重机跨度和 水平导向轮轮距之比 S / B 有关 , 可按 GB3811 - 83 《起重机设计规范》的规定取值 ; ΣR 为起重机产 生侧向力一侧相应车轮的最大静轮压之和 。采用水 平导向轮时 , ΣR 按下列情况计算 :
图1 水平导向轮组
1. 孔用弹性挡圈 2. 水平轮轴座 3. 调整螺钉 4. 水平轮轴 5. 水平导向轮 6. 调心滚子轴承 7. 闷盖 8 、9. 螺钉 10. 轴端盖 11. 调整垫片 12. 定位块
3 水平侧向力的计算
在桥架水平面内 , 水平侧向力 Ps 与水平导向 轮轮距 B 形成的力偶 Ps ・ B , 应与使起重机偏斜运 行的偏转力矩 PW ・ S 平衡 , 即 :
图4 安装于大车台车的水平导向轮
1. 主梁 2. 端梁 3. 水平导向轮 4. 大车车轮 5. 大车台车
5 水平导向轮与轨道间隙的确定及调整
由于起重机轨道存在线性误差 , 起重机存在制 造和安装误差 , 轨道与水平导向轮之间有磨损 , 所 以轨道与水平导向轮间应留有一定的间隙 , 并且该 间隙应能适当调整 。根据 GB10183 - 88 《桥式和门 式起重机制造及轨道安装公差》的规定 , 在轨道的 总长度内 , 侧向极限偏差为 ± 10 mm , 沿长度方向 在水平面内的弯曲 , 每 2 m 测量长度内的极限偏差 不得超过 ± 1 mm 。那么 , 在水平导向轮轮距 B 长 度内 , 极限偏差为 :
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双滚筒共同驱动的带式输送机 寄生力的产生机理与对策
西ห้องสมุดไป่ตู้矿业学院 任中全
摘要 : 提出了双滚筒共同驱动的带式输送机寄生力的概念 , 分析了双滚筒共同驱动寄生力产生机理及具危 害 , 得出了不产生寄生力的条件 , 为带式输送机驱动装置的设计提供了理论依据 。 叙词 : 带式输送机 驱动滚筒 阻力 分析 Abstract : This paper introduces t he concept of parasitic force wit h single2motor two pulley driven belt conveyors ,
( 1) 一侧轨道有 2 个车轮时 , 按 2 个车轮轮压
图3 安装于端梁的水平导向轮
1. 主梁 2. 端梁 3. 水平导向轮 4. 大车车轮
图2 安装于主梁的水平导向轮
1. 主梁 2. 端梁 3. 主动台车 4. 水平导向轮 5. 被动台车
之和计算 。 ( 2) 一侧轨道有 4 个车轮时 , 按紧靠水平导向
参 考 文 献
1 起重机设计手册编写组 . 起重机设计手册 . 北京 : 机械
1 概述
跨度大于 3115 m 的桥式起重机和冶金起重机 的大车运行机构通常采用双轮缘车轮 , 轮缘的作用 是导向和承受偏斜运行时的水平侧向力 。因为在实 际生产中 , 由于各种原因起重机会出现偏斜运行 , 致使车轮和轨道间产生严重的磨损 , 即所谓的啃轨 现象 。由于磨损严重 , 有的起重机车轮工件寿命仅 几个月 , 有的起重机钢轨不得不提前更换 。另一方 面 , 偏斜运行时机构需克服更大的阻力 , 在设计中 传动机构的承载能力和电动机容量均需相应增大 。 为此 , 人们寻求各种办法试图克服和改善上述现 象。 改进车轮形状 , 增大踏面宽度和轮缘高度 , 对 减小摩擦 、提高车轮寿命均有好处 , 但当偏斜运行 到一定程度时 , 啃轨现象仍不能避免 。采用大锥度 圆锥车轮时 ( 锥度取 0125 ～ 0128 ) , 起重机能自动 实例 : 某修船厂 , 需要设计一台安装用门座起 重机 , 其起重能力要求最大幅度 65 m , 吊重 5 t , 28 m 幅度时最大起重量为 30 t 。 由设计要求可以看出 , 这台起重机的最大起重 量 Q max ( 30 t ) 为最大幅度 Q max ( 65 m ) 时起重 量 R R max ( 5 t ) 的 6 倍 , 而最大起重量的最大幅度 R Q max ( 28 m) 与起重机最大幅度之比为 0143 。显 然 , 若用一个吊钩 , 这样的起重量与幅度匹配不太 合理 , 于是我们考虑将最大幅度 65 m 、吊重 5 t 作 为副钩 , 而将最大起重量 30 t 作为主钩 , 这样大 的起重幅度 , 一般在最大幅度时主 、副钩的幅度差 值控制在 5 m 左右 , 按此 , 本起重机主钩最大幅度 设计为 60 m 左右 。根据式 ( 6 ) 若取最大起重量 Q max ( 30 t ) 为最大幅度时起重量的 3 倍 , 则 Q 1