桥式起重机设计小车起升机构

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引 言

桥式起重机是一种桥架型起重机。它的常用类型是箱形双梁桥式起重机，由一个两根箱形主梁和两根横向端梁组合而成的双梁桥架，它是依靠起升机构和在水平面内的两个相互垂直方向移动的机构运行，它广泛用在仓库、现代机械加工车间、装配车间和露天贮料场等生产场所。

桥式起重机一般由大车运行机构的桥架、起升机构和起重小车、电气设备、司机室等组成。起重小车又分为主起升机构、副起升机构和小车架三部分组成。起升机构用来上下升降物料，起重小车用来带着物料作横向移动，以达到在一定空间范围内组成的三维空间里做搬运和装卸物料。

桥式起重机是使用较广泛，工作效率高的一种轨道运行式起重机，其额定起重量可以达到上百吨。最原始的形式是通用吊钩桥式起重机，其它种类桥式起重机都是在通用吊钩桥式起重机的形式上研发出来的。其结构具有机械加工零件少、工艺性能好、通用性好及机构安装检修维护方便等众多优点，因此它被广泛用于现代工业中。

我国桥式起重机大多采用计算机辅助优化设计，能够极大地提高起重机的技术性能和减轻自身重量，并能开发出新型结构。由于我国对能源工业的重视和资助，建造了很多大中型水电站，发电机组比以前多许多。尤其是长江三峡的建设工程对大型起重机的需求量迅速提高。三峡发电场需要1200t桥式起重机和2000t大型塔式起重机。而小型的遥控起重机的需要量随着国民经济高速发簪也越来越大，它能极大地提高作业安全性，同时减少劳动力。在我国的桥式起重机大、小车运行机构采用的是德国Demang公司研发的“三合一”驱动装置，吊挂于端梁内侧，这样吊挂就不会受主梁下挠和振动的影响，提高了大小运行机构的性能和寿命，并且使其结构紧凑，外观简洁，安装维护方便。 。

而国外桥式起重机发展更注重简化设备结构，减轻自重，降低生产成本。他们不断的更新起重机的零部件，从而提高整机性能。随着世界经济的高速发展，起重机械设备的体积和重量趋于大型化，起重量和吊运幅度也有很大增幅，为节省生产和维修成本，其服务场地和使用范围也随之变大。还有国外某些大型工厂为了提高生产率，降低生产成本，将起重运输机械和起重机很好的结合在一起，构成先进的机械化运输系统。

本设计是32/5t桥式起重机小车起升机构，其技术参数是：主钩起重重量32T，起升高度16m，起升速度是7.51m/s，工作级别是M5；副钩起重重量5T，起升高度18m，起升速度是19.5m/s，工作级别是M5。小车的自重约11.5t.

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第一章 主起升机构的计算

1.1确定起升机构的传动方案

起升机构是起重机械中最重要的机构，是桥式起重机缺之部可的组成部分。起升机构的工作好坏对整台起重机的安全稳定有着最直接的影响。起升机构主要有下列部分组成：驱动装置，传动装置，卷筒，滑轮组，吊起装置和制动装置。

起升机构总体布置在很大程度上决定于驱动的形式。起重机的驱动形式分为：集中驱动（一台原动机带动多个机构）和分别驱动（每个机构有各自的原动机）。由于分别驱动布置方便，安装和检修容易，因此现代大多数起重机都是采用分别驱动。

按照此次设计要求，选择分别驱动。

图1-1起升机构驱动装置整体布置简图。主起升机构和副起升机构。

减速器带制动轮的浮动制动器半齿联轴器轴半齿联轴器电动机轴承座卷筒主起升机构副起升机构

图1-1起升机构驱动装置整体布置简图

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制动轮减速器半齿联轴器电动机卷筒钢丝绳滑轮吊钩

图1-2起升机构简图

为了使安装方便，并提高补偿能力，通常如同图1-3那样将齿轮联轴器用一段轴联接起来，该轴称为浮动轴。

制动轮制动器浮动轴半齿联轴器电动机减速器轴承座卷筒

图1-3主起升机构驱动装置布置简图

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1.2 选择钢丝绳

根据起重机的额定起重量,查《起重机设计手册》1表3-2-8，选择双联起滑轮组，倍率为ih4，承载绳的分支数z2ih8。

若滑轮组采用滚动轴承，当ih4查《起重机设计手册》1表3-2-11，得钢丝绳滑轮组效率h0.97。

钢丝绳缠绕方式如图2-4所示

图1-4主起升机构钢丝绳缠绕简图

(1)钢丝绳所受最大静拉力：

SmaxQG02ihh(320.96)104240.974.25104N （1.1）

式中 Q ―— 额定起重量，Q =32t；

G0—— 吊钩组重量，G00.96t

（ 吊钩的重量一般约占额定起重量的2 -- 4 % ，这里取吊钩挂架重量为

0.96t）；

i h——滑轮组倍率，ih4；

h——滑轮组效率，h0.97。

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（2）钢丝绳的选择：

由《起重运输机械》2表2-2选择圆股线接触钢丝绳6W﹙19﹚ GB1102-74。 选择钢丝绳的破断拉力应满足

SSmaxbn 式中

SmaxSb——钢丝绳工作时所受的最大拉力（N）；

——钢丝绳规范中钢丝破断拉力的总和（N）；

 ——钢丝绳判断拉力换算系数，对于绳6W(19)的钢丝绳，由《起重运输机械》2表2-3查得0.85；

n——钢丝绳安全系数，对于M5工作类型n=5.0，由《起重机设计手册》1表3-1-2。

由上式可得

Sbk.Smax5.04.2510425104N0.85

mm21 查《起重机设计手册》表3-1-6选择钢丝绳6W(19)，公称抗拉强度1850N，

直径d=20.0mm，其钢丝破段拉力总和Sb27.95104N，标记如下：

钢丝绳6W(19)—20.0—1850—Ⅰ—光—右交（GB1102--74）。

1.3 滑轮的计算

为了确保钢丝绳具有较长的使用寿命，滑轮的直径（子绳槽底部算起的直径）应满足：

Dhde120201380mm

式中 e---- 系数，由《起重机设计手册》1表3-2-1查得，对工作类型M5的起重机，取e=20；

d——所选择的钢丝绳的直径，20mm。

查《机械设计手册》4表8-1-65取滑轮的直径为Dh =560 mm。 平衡滑轮理论直径：

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d平Dh560mm

查《机械设计手册》1表8-1-66，由钢丝绳直径d=20mm，得绳槽断面尺寸。 查《机械设计手册》1表8-1-67c，由绳槽断面尺寸，选择滑轮轴承6224。 查《机械设计手册》1表8-1-68，由滑轮轴承尺寸，选择轮毂尺寸。 所选滑轮：滑轮 E 20x630 120 JB/T9005.3

1.4 卷筒的计算

桥式起重机中主要采用铸造圆柱形卷筒。在一般情况下，绳索在卷筒上只绕一层。 1)、卷筒的直径：

Dde120181340mm

式中 e---- 系数，由《起重机设计手册》1表3-3-2查得，因为起重机的工作类型M5，取e=18；

d——所选择的钢丝绳的直径，20mm。

查《机械设计手册》4表8-1-58取卷筒的直径为D =630mm。 2）卷筒槽计算

绳槽半径：R=（0.53～0.56）d=10.6～11.2mm=12mm 绳槽深度（标准槽）：c0=（0.25～0.4）d=5～8mm=6.0mm 绳槽节距：p=d+（2～4）=22mm 卷筒计算直径：D0Dd650mm 3)确定卷筒长度并验算起强度

根据需要选择双联卷筒，卷筒的总长度：

L2(L0L1L2)Lg

L0(式中

Hih164Z)p(2)22733.86mmD03.14650

H—— 最大起升高度，H ＝16 m；

Z—— 钢丝绳安全圈数，Z > 1.5 ，取Z=2；

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P —— 绳槽节距，P = 22mm；

L1—— 无绳槽卷筒端部尺寸，由结构需要确定，L1= 300；

L2—— 固定绳尾所需长度，L23p66mm； Lg—— 中间光滑部分长度，

Lg50mm

D0—— 卷筒的计算直径（按缠绕钢丝绳的中心计算）, D0＝D＋d=630＋20 = 650 mm； 带入上式得：

L2(733.8630066)502237.72mm

取L=2300mm，卷筒材料初步采用HT200 灰铸铁 GB/T 9439-1988，抗拉强度极限

L195MP，抗压y3L585MP。

其壁厚可按经验公式确定δ=0.02D+（6～10）=0.02630+8=18.6～22.6mm，取δ=20mm。

卷筒壁的压应力演算：

LLxL1SmaxSmax2Smax

图1-5卷筒弯矩简图

Smax4.25104ymax96.59MPap2022

许用压应力yy4.25585137.65MP，ymaxy，故强度足够。 4.25由于卷筒L>3D，应该计算在弯曲力矩产生的拉应力（因扭转应力甚小，一般忽略不：

MLmaxW

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卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中央时，如图1-5所示：

LL1MmaxSmaxlSmax 22.30.344.251044.2510Nm2卷筒断面系数：

D4Di4W0.1D0.6340.59430.10.0061mm0.63

式中：D——卷筒外径， D=630mm=0.63m； Di——卷筒内径，

DiD20.59m。

4.251046.97MP。 所以，L0.0061合成应力：

0L6.97Lyymax3996.5934.34MP137.65

其中许用拉应力LL519539MP 5所以，0L，卷筒强度计算通过。故选定卷筒直径D=630mm，长度L=2300mm。卷筒槽形的槽底半径r=12mm，槽矩p=22mm，起升高度H=16m，倍率ih=4；靠近减速器一端的卷筒槽向为左的A型卷筒，标记为：

卷筒A63023001222164左JB4）卷筒转速 nj

T9006.21999

vihD=

07.54=14.7r/min

3.140.651.5选电动机

起升机构静功率：

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PjQD0v100060 KW （2.3）

式中 ——起升机构的总效率，一般η=0.8～0.9，取η=0.85； Pj100060QD0v320.961047.548.47KW =

1000600.85电动机计算功率：PeGPj0.848.4738.77KW

式中G为稳态负载系数，由《起重机设计手册》1表2-2-5，2-2-6查得G=0.8。 由《起重机设计手册》1表5-1-41查得主起升机构JC=25%,CZ=150。

由《起重机设计手册》1表5-1-13选用YZR280S-8型电动机，功率Pe51KW,转速ne718rmin

由《起重机设计手册》1表5-1-36，由JC=25%,CZ=150得P=45.59KW 由《起重机设计手册》1表5-1-3,GD223.5Nm2

1.6电动机发热校验和过载校验

电动机发热校验：

PsGQD0v100060m320.961047.50.838.77KW10001600.85

式中 Ps——稳态平均功率，KW m——电动机台数，m=1

由以上计算结果PsPe，故所选电动机能满足发热校验 电动机过载校验

HQG0v2.1320.961047.5Pn36.35KW

mm10006012.81000600.85式中

Pn——在基准接电持续率的电动机额定功率，PnP45.59KW

H——绕线异步电动机，H=2.1

m——电动机转矩的允许过载倍数，由《起重机设计手册》1表5-1-2，

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m2.8

由以上计算结果可知，电动机满足过载校验。 综上所述，电动机选择符合要求。

1.7选择减速器

起升机构总的传动比

i0ne71848.84nj14.7

查《起重机设计手册》1表3-10-2，取i=50

查《起重机设计手册》1根据传动比i=50，电动机转速ne718rmin,电动机功率

Pe51KW，工作类型M5，表3-10-6，高速轴许用功率N248KW,名义中心距

a1800mm，许用输出扭矩T2170000Nm，表3-10-3，高速轴伸尺寸d2130mm，l2250mm，表3-10-4低速轴伸尺寸P型d0280mm，l0380mm，自重G=5200Kg。

型号：QJR-800-3CW

1.8 实际起升速度和实际所需功率的验算

实际起升速度为：

i048.84Vv7.57.32mmin i50

并要求起升速度偏差应小于15%. ∴ vV7.57.32100%100%2.32%15% v7.5实际所需等效功率为：

V7.32PxGPj38.7737.84KWPe

v7.5因此电动机满足要求。

1.9校核减速器输出轴强度

输出轴最大扭矩：

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Mmax0.7~0.8mMei00MMe

9549P51e9549678.27Nmne718式中

——电动机的额额定扭矩, ME

i——传动比,i=50

0——电动机至减速器被动轴的传动效率, 0.95

0 ——电动机最大转矩倍数,2.8；

M——减速器低速轴上最大短暂准许扭矩, MT2170000Nm

Mmax0.7~0.82.8678.2748.840.9563146.94~72167.93Nm

∴ MmaxM 输出轴最大径向力验算:

RmaxaSmaxGjR （2.4）

22式中 smax——卷筒上钢丝绳最大拉力, smax=42.5KN Gj—— 卷筒重量, Gj=15KN(参阅资料)

R——低速轴端的最大容许径向载荷, R=120KN a——钢丝绳上的分支数，a=2

24.251041.5104Rmax57.5KN22

∴ MmaxR，故所选减速器满足要求。

1.10制动器的选择

制动器装在高速轴上,所需静制动力矩：

MzKzMjKzQG0D02ihi

1.75320.960.650.85937.3Nm2450式中 Kz——制动安全系数，查《起重运输机械》2得Kz1.75。 选择块式制动器，查《起重机设计手册》1表3-7-5：

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制动轮直径 D=500mm 制动块退距 1.25mm 制动片衬片厚度 12mm

制动瓦块宽度 BD0.4500200mm 摩擦副间设计正压力

NDB3603.140.50.27064P1.5109.1610N360

式中 P——制动衬片允许比压，查《起重机设计手册》1表3-7-6

P1.5MPa

 ——包角，我国规定70

额定制动矩 TND9.161040.060.52748Nm

式中 ——摩擦系数，查《起重机设计手册》1表3-7-6，0.06

根据以上计算的制动力矩Mz，以及其他参数，查《起重机设计手册》1表3-7-15，选择YW500-2000,额定制动转矩T=2800Nm,整机质量m=168Kg。制动轮直径Dz500mm，最大制动力矩为Mez2800Nm装配时调整到2800Nm.。

1.11联轴器的选择

带制动轮的联轴器通常采用齿形联轴器，高速轴的计算扭矩：

MjsMenIM

式中 Me —— 电动机的额定力矩； [M] —— 联轴器的许用扭矩；

nI—— 相应于第Ⅰ类载荷的安全系数, nI —— 刚性动载系数

21.6；

。

Mjs2678.271.602170.64Nm由《起重机设计手册》1查得YZR280S-8表5-1-21电动机轴端为圆锥形，

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L1130mm，D=85mm。

由《起重机设计手册》1查QJR-800-3CW减速器，高速轴端为圆锥形，d=130mm，l=250mm。查表3-12-6（JB/ZQ4218-86）选用CL5的齿轮联轴器，最大允许扭矩

Mmax8000Nm，飞轮矩GD2lMmax8000Nm，飞轮矩GD2z

4.5Nm2。浮动轴的轴端为圆柱形d=70mm,l=120mm。

查表3-12-8，选一个带制动轮的齿轮联轴器，直径D=500mm，最大允许转矩

163Nm2。

浮动轴端直径d=70mm，l=120mm。

1.12起动时间的验算

t起n375(MqMj)2CGD12QG0D0 （2.5） i2式中 GD21GD2dGD2lGD2Z23.54.5163191Nm2 平均起动力矩Mq1.5Me1.5678.271071.41Nm 静阻力矩 MjQG0D02iih320.961040.65630.12Nm

22500.85 因此

7182630.120.651.2191 375(1071.41630.12)450

1.46stq一般来说起升机构起动时间为1～5s，故所选电动机合适。

1.13制动时间的验算

7182455.260.65 1.15125.74375(2800455.26)5020.23s375(Mez1tZn2cGDMj)2QG0D0i2(QG0)D0(320.96)1040.65式中 Mj0.85455.26Nm

2ihi0245013

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查《起重机设计手册》1当v<12m/min时，tz1.0～1.25s，故所选的电动机合适。

1.14高速浮动轴计算

1）疲劳计算

轴受脉动扭转载荷，其等效扭矩为：

MI1Me2628.271256.54Nm

式中1——等效系数，由《起重机课程设计》3表2-7查得；12 由上节选择联轴器中，已确定浮动轴的直径d=70mm

MM1256.5418.67MPa 因此扭转应力：nI3I3Wd3.140.071616许用扭转应力由《起重机课程设计》3（2-11）、（2-14）式得：

12

Kn1okI轴的材料为45号钢，b650MPa，s360MPa；

10.22b143MPa，s0.6s216MPa。

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，取Km1.25； 此处取K21.252.5；

——考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，对于碳钢，低合金钢0.2；

nI——安全系数，查《起重机课程设计》3表2-21得nI1.6；

ok因此：

214366.2MPa(2.50.2)1.6

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故n，通过。

ok2）静强度计算 轴的最大扭矩：

MIIcIIMj2630.121260.24Nm

式中 cII——动力系数，由《起重机课程设计》3表2-5查得cII2。 最大扭转力矩：maxMII1260.2418.72MPa 33d3.140.071616216许用扭转应力Ⅱs135MPa，

nII1.6式中 nII——安全系数，由《起重机课程设计》3表2-21查得nII1.6。



maxⅡ，故合适。

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第二章 副起升机构的计算

2.1确定起升机构的传动方案

副起升机构的传动方案参照前面所述主起升机构的传动方案，还是选择分别驱动。驱动装置布置按照图1-3。

2.2选择钢丝绳

根据起重机的额定起重量,查《起重机设计手册》1表3-2-8，选择双联起滑轮组，倍率为ih2，承载绳的分支数z2ih4。

若滑轮组采用滚动轴承，当ih2查《起重机设计手册》1表3-2-11，得钢丝绳滑轮组效率h0.99。钢丝绳缠绕方式如图

图2-1副起升机构钢丝绳缠绕简图

( 1 )钢丝绳所受最大静拉力：

SmaxQG02ihh(50.15)104 220.991.3104N16

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式中 Q ―— 额定起重量，Q =5t；

G0—— 吊钩组重量，G00.15t

（吊钩挂架的重量约占额定起重量的2—4%，我们这里取吊钩挂架重量为0.15t） ih——滑轮组倍率，ih2； h——滑轮组效率，h0.99。 （2）钢丝绳的选择：

由《起重运输机械》2表2-2选择圆股线接触钢丝绳6W﹙19﹚ GB1102-74。 选择钢丝绳的破断拉力应满足

SmaxSbn

式中Smax——钢丝绳工作时所受的最大拉力（N）； Sb——钢丝绳规范中钢丝破断拉力的总和（N）；

 ——钢丝绳判断拉力换算系数，对于绳6W(19)的钢丝绳，由《起重运输机械》2表2-3查得0.85；

n——钢丝绳安全系数，对于M5工作类型n=5.0，由《起重机设计手册》1表3-1-2。

由上式可得 Sbk.Smax5.01.31047.65104N 0.85mm21 查《起重机设计手册》表3-1-6选择钢丝绳6W(19)，公称抗拉强度1550N，

直径d=12.5mm，其钢丝破段拉力总和Sb8.87104N，标记如下：

钢丝绳6W(19)—12.5—1550—Ⅰ—光—右交（GB1102--74）。

2.3滑轮的计算

为了确保钢丝绳具有一定的使用寿命，滑轮的直径（子绳槽底部算起的直径）应满足：

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Dhde112.5201237.5mm

式中 e---- 系数，由《起重机设计手册》1表3-2-1查得，对工作类型M5的起重机，取e=20；

d——所选择的钢丝绳的直径，12.5mm。

查《机械设计手册》1表8-1-65取滑轮的直径为Dh=315 mm。 平衡滑轮名义直径：

d平Dh315mm

查《机械设计手册》1表8-1-66，由钢丝绳直径d=12.5mm，得绳槽断面尺寸。 查《机械设计手册》1表8-1-67c，由绳槽断面尺寸，选择滑轮轴承6224。 查《机械设计手册》1表8-1-68，由滑轮轴承尺寸，选择轮毂尺寸。 所选滑轮：滑轮 E 12.5x315 120 JB/T9005.3

2.4卷筒的计算

起重机中主要采用铸造圆柱形卷筒。在大多数情况下，绳索在卷筒上只绕一层。 1)、卷筒的直径：

Dde1

12.5181212.5mm式中 e---- 系数，由《起重机设计手册》1表3-3-2查得，对工作类型M5的起重机，取e=18；

d——所选择的钢丝绳的直径12.5mm。

查《机械设计手册》1表8-1-58取卷筒的直径为D =400mm。 2）卷筒槽计算

绳槽半径：R=（0.53～0.56）d=6.625～7mm=7mm

绳槽深度（标准槽）：c0=（0.25～0.4）d=3.125～5mm=4mm 绳槽节距：p=d+（2～4）=15mm 卷筒计算直径：D0Dd412.5mm

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3)确定卷筒长度并验算起强度

根据需要选择双联卷筒，卷筒的总长度：

L2(L0L1L2)Lg

Hih181032式中 L0(Z)p(2)15446.91mm

D03.14412.5H—— 最大起升高度，H ＝18 m；

Z—— 钢丝绳安全圈数，Z > 1.5 ，取Z=2； P ——绳槽节距，P = 15mm；

L1—— 无绳槽卷筒端部尺寸，由结构需要确定，L1= 80；

L2——固定绳尾所需长度，L23p45mm； Lg——中间光滑部分长度，Lg50mm

D0 —— 卷筒的计算直径（按缠绕钢丝绳的中心计算）, D0＝D＋d=400＋12.5=412.5 mm； 带入上式得：

L2(446.918045)501193.82mm

取L=1300mm，卷筒材料初步采用HT200 灰铸铁 GB/T 9439-1988，抗拉强度极限

L195MP，抗压y3L585MP。

其壁厚可按经验公式确定δ=0.02D+（6～10）=14～18mm，取δ=18mm。 卷筒壁的压应力演算，参照图(2-5)： ymaxSmax1.310448.15MPa p1815许用压应力yy4.25585137.65MP，ymaxy，故强度足够。 4.25

由于卷筒L>3D，尚应计算由弯曲力矩产生的拉应力（因扭转应力甚小，一般忽略不计）：

LMmax W19

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卷筒的最大弯矩在钢丝绳位于卷筒中央时，如图1-3所示：

LL1MmaxSmaxlSmax 21.30.081.31047930Nm2卷筒断面系数：

D4Di4W0.1D 440.40.36430.10.002mm0.4式中：D——卷筒外径， D=400mm=0.4m；

Di——卷筒内径，DiD20.364m。

所以，L79303.97MP。 0.002合成应力：

0L3.97Lyymax3948.1517.61MP137.65

其中许用拉应力LL519539MP 5所以，0L，卷筒强度演算通过。故选定卷筒直径D=400mm，长度L=1300mm。卷筒槽形的槽底半径r=7mm，槽矩p=15mm，起升高度H=18m，倍率ih=2；靠近减速器一端的卷筒槽向为左的A型卷筒，标记为：

卷筒A4001300715182左JB4）卷筒转速 nj

T9006.21999

vihD=

019.52=30.11r/min

3.140.41252.5选电动机

起升机构静功率：

Pj

QD0v100060 KW

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式中 ——起升机构的总效率，一般η=0.8～0.9，取η=0.85； Pj100060QD0v50.1510419.519.69KW =

1000600.85电动机计算功率：PeGPj0.819.6915.75KW

式中G为稳态负载系数，由《起重机设计手册》1表2-2-5，2-2-6查得G=0.8。 由《起重机设计手册》1表5-1-41查得主起升机构JC=25%,CZ150。

由《起重机设计手册》1表5-1-13选用YZR180L-6型电动机，功率Pe17KW,转速ne955rmin

由《起重机设计手册》1表5-1-36，由JC=25%,CZ=150得P=15.393KW 由《起重机设计手册》1表5-1-3,GD23.9Nm2

2.6电动机发热校验和过载校验

电动机发热校验：

PsGQD0v100060m50.1510419.50.815.75KW10001600.85

式中 Ps——稳态平均功率，KW m——电动机台数，m=1

由以上计算结果PsPe，故所选电动机能满足发热校验 电动机过载校验

HQG0v2.150.1510419.5Pn14.77KW

mm10006012.81000600.85式中 Pn——在基准接电持续率的电动机额定功率，PnP15.393KW H——绕线异步电动机，H=2.1

m——电动机转矩的允许过载倍数，由《起重机设计手册》1表5-1-2，

m2.8

由上结果可知，电动机满足过载校验。

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因此，电动机选择符合要求。

2.7选择减速器

起升机构总的传动比

i0ne95531.72 nj30.11查《起重机设计手册》1表3-10-2，取i=31.5

查《起重机设计手册》1，根据传动比i=31.5，电动机转速ne955rmin,电动机

功率Pe17KW，工作类型M5，表3-10-6，高速轴许用功率N186KW,名义中心距

a1560mm，许用输出扭矩T260000Nm，表3-10-3，高速轴伸尺寸d2100mm，

l2210mm，表3-10-4低速轴伸尺寸P型d0190mm，l0280mm，自重G=3500Kg。

型号：QJR-560-3CW

2.8实际起升速度和实际所需功率的验算

实际起升速度为：

i031.7219.519.64m Vvmin i31.5 并要求起升速度偏差应小于15%. ∴ vV19.6419.5100%100%0.7%15% v19.5实际所需等效功率为：

V19.64PxGPj14.7714.88KWPe

v19.5满足要求。

2.9校核减速器输出轴强度

输出轴最大扭矩：

Mmax0.7~0.8mMei00M 式中 Me——电动机的额额定扭矩, ME22

9549P17e9549169.98Nmne955

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i ——传动比,i=31.5

0 ——电动机至减速器被动轴的传动效率, 00.95 —— 电动机最大转矩倍数,2.8；

M—— 减速器低速轴上最大短暂准许扭矩, MT260000Nm

Mmax0.7~0.82.8169.9831.50.959969.74~11393.98Nm

∴ MmaxM 输出轴最大径向力验算:

RmaxaSmaxGjR

22式中 smax——卷筒上钢丝绳最大拉力, smax=13KN Gj—— 卷筒重量, Gj=10KN(参阅资料) R——低速轴端的最大容许径向载荷, R=75KN a——钢丝绳上的分支数，a=2

Rmax21.310410418KN

22∴ MmaxR，故所选减速器满足要求。

2.10制动器的选择

制动器装在高速轴上,所需静制动力矩：

MzKzMjKzQG0D02ihi

1.7550.150.41250.85295.05Nm2231.5式中 Kz——制动安全系数，查《起重运输机械》2得Kz1.75。 选择块式制动器，查《起重机设计手册》1表3-7-5： 制动轮直径 D=400mm 制动块退距 1.25mm

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制动片衬片厚度 10mm

制动瓦块宽度 BD0.4400160mm 摩擦副间设计正压力

NDB3603.140.40.1670P1.51063.91104N 360式中 P——制动衬片允许比压，查《起重机设计手册》1表3-7-6

P1.5MPa

——包角，我国规定70

额定制动矩 TND9.161040.060.4938.4Nm

式中 ——摩擦系数，查《起重机设计手册》1表3-7-6，0.06

根据以上计算的制动力矩Mz，以及其他参数，查《起重机设计手册》1表3-7-15，选择YW400-1250(JB6406-92),额定制动转矩T=1120Nm,整机质量m=98Kg。制动轮直径

Dz400mm，最大制动力矩为Mez1120Nm装配时调整到1120Nm。

2.11联轴器的选择

带制动轮的联轴器通常采用齿形联轴器，高速轴的计算扭矩：

MjsMenIM

式中 Me —— 电动机的额定力矩； [M] —— 联轴器的许用扭矩；

nI—— 相应于第Ⅰ类载荷的安全系数, nI —— 刚性动载系数21.6；

。

Mjs2169.981.60543.94Nm

由《起重机设计手册》1查得YZR180L-6表5-1-21电动机轴端为圆锥形，

L1130mm，D=85mm。

由《起重机设计手册》1查QJR-560-3CW减速器，高速轴端为圆锥形，d=100mm，

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l=210mm。查表3-12-6（JB/ZQ4218-86）选用CL3的齿轮联轴器，最大允许扭矩

Mmax3150Nm，飞轮矩GD2lMmax3150Nm，飞轮矩GD2z

1.3Nm2。浮动轴的轴端为圆柱形d=70mm,l=120mm。

查表3-12-8，选一个带制动轮的齿轮联轴器，直径D=400mm，最大允许转矩

52Nm2。

浮动轴端直径d=70mm，l=120mm。

2.12起动时间的验算

t起n375(MqMj)2CGD12QG0D0 i2式中 GD21GD2dGD2lGD2Z3.91.35257.2Nm2 平均起动力矩Mq1.5Me1.5169.98254.97Nm 静阻力矩 MjQG0D02iih50.151040.4125198.35Nm

2231.50.85 因此

9552198.350.41251.257.2375(254.97198.35)231.5

3.2stq通常起升机构起动时间为1～5s，故所选电动机合适。

2.13制动时间的验算

9552143.310.4125 1.15157.23751120143.3131.520.20s375(Mez1tZn2cGDMj)2QG0D0i2

(QG0)D0(50.15)1040.4125式中 Mj0.85143.31Nm

2ihi02231.5查《起重机设计手册》1当v<12m/min时，tz1.0～1.25s，故合适。

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2.14高速浮动轴计算

1）疲劳计算

轴受脉动扭转载荷，其等效扭矩为：

MI1Me2169.98339.96Nm

式中1——等效系数，由《起重机课程设计》3表2-7查得；12 由上节选择联轴器中，已确定浮动轴的直径d=70mm

MM339.965.05MPa 因此扭转应力：nI3I3Wd3.140.071616许用扭转应力由《起重机课程设计》3（2-11）、（2-14）式得：

12

Kn1okI轴的材料为45号钢，b650MPa，s360MPa；

10.22b143MPa，s0.6s216MPa。

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，取Km1.25；

此处取K21.252.5；

——考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，对于碳钢，低合金钢0.2；

nI——安全系数，查《起重机课程设计》3表2-21得nI1.6；

因此：

143(2.5266.2MPa

0.2)1.6ok故n，通过。

ok2）静强度计算

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轴的最大扭矩：

MIIcIIMj2198.35396.7Nm

式中

cII——动力系数，由《起重机课程设计》3表2-5查得MII396.718.72MPa 33d3.140.071616cII2。

最大扭转力矩：max216许用扭转应力Ⅱs135MPa，

nII1.6式中 nII——安全系数，由《起重机课程设计》3表2-21查得nII1.6。



maxⅡ，故合适。

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结 论

大学的毕业设计是我们学生生涯的最后一次考验，对我们的专业知识起到很好的巩固。不仅要求我们要对知识熟练掌握，还要具有创新能力。在原有设计的基础上，进一步完善。我的课题是起重机的起升机构，刚开始对起重机还不是很了解，只是有些模糊的概念，而这次设计还是起重机的主副起升机构，在通过查验大量资料后，并对其总结归纳。通过一段时间的了解，对自己的要设计的机构有了清晰的认识。在做毕业设计的过程中，我碰到最大的困难就是总装图的绘制，图纸的要求又高，所以自己一点都不敢马虎。只有一步一步的的绘制，正好自己cad能够熟练使用，在设计当中，cad的作用非常大，不仅绘图精确，还大大的提高了我的工作效率。在零件的选用问题上，要通过大量的计算，比如电动机，首先得计算起降功率，在和机构JC%值的电动机功率比较，再初选电动机。这还没有选完，还得对电动的发热和过载验算。只有通过这样严谨的计算，才能最终确定电动机。刚开始的幸苦，并不算什么。当看到自己最终设计出来的产品时，所有的当初的苦恼立刻被抛到脑后。有的只是高兴，还有持续前进的动力。

在此向我的导师庄文玮教授表示深深地感谢。有很多专业性的难题，老师会对我详细的讲解。当我还有模糊时，老师还不耐其烦的向我解释，直至我理解通透。毕业设计过程中，老师对我们要求严格，他时常告诫我们，作为机械专业的学生，必须要严格要求自己，做事严谨。遇到困难要敢于前进，不能退缩。谢谢老师对我的教诲，同时对老师的知识和人格钦佩。

本设计经过自己多次的修改，最终定稿。其中还有些不足，希望老师批评指正。

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参考文献

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[2]倪庆兴，王殿臣.起重输送机械图册（上册）.北京：机械工业出版社，1991. [3]西南交通大学等.起重机设计手册. 北京：机械工业出版社，2001 [4]周明衡. 减速器选用手册. 北京. 化学工业出版社. 2002

[5]陈道南，盛汉中.起重机设计课程设计指导书. 北京：机械工业出版社，1991 [6]起重机设计手册编写组.起重机设计手册. 北京：机械工业出版社，1985 [7]徐格宁.起重输送机金属结构设计. 北京：机械工业出版社，2003 [8]孙恒，陈作模.机械原理（第六版）. 北京：高等教育出版社，2000 [9] 杨长揆，傅东明. 起重机械（第一版）. 北京：机械工业出版社，1991 [10]倪庆兴，王殿臣.起重机械. 上海：上海交通大学出版社，

[11]管彤贤,潘力行，龚贤.起重机械典型结构图册. 北京：人民交通出版社，1993. [12]唐增宝，何永然，刘以俊.机械设计课程设计.武汉：华中科技大学出版社. [13]AUTOCAD实用教程（2005中文版）.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社.2005. [14]冯如设计在线.AUTOCAD2006与机械制图手册.北京：电子工业出版社.2006 [15]大连理工大学工程画教研室.机械制图, 北京：高等教育出版社，2000.

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附 录

小车装配图A0 1张 副卷筒组零件图A1 1 主滑动零件图A2 1张

主起升浮动轴零件图A2 1张 主吊钩零件图A2 1张

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后 记

本人的本科毕业设计论文一直是在导师庄文玮教授的悉心指导下进行的。教授治学态度严谨，学识渊博，为人和蔼可亲。并且在整个毕业设计过程中，庄文玮教授不断对我得到的结论进行总结，并提出新的问题，使得我的毕业设计课题能够深入地进行下去，也使我接触到了许多理论和实际上的新问题，使我做了许多有益的思考。在此表示诚挚的感谢和由衷的敬意。

教授在设计起重机方面具有丰富的实践经验，对我的实验工作给予了很多的指导和帮助，使我能够将理论中的结果与实际相结合。另外，他对待问题的严谨作风也给我留下了深刻的印象。在此表示深深的谢意。

庄老师在为人方面极其和蔼。尽管我以前也做过不少课程设计，但还是遇到许多比较低级的问题，庄老师却都极其耐心地予以解答，在此表示深深地谢意。

此外，我还要感谢我的组员,感谢他们在整个过程中的帮助和配合。

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