橋式起重機設計小車起升機構

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1、華東交通大學理工學院畢業(yè)設計 橋式起重機是一種橋架型起重機。它的常用類型是箱形雙梁橋式起重機，由一個 兩根箱形主梁和兩根橫向端梁組合而成的雙梁橋架， 它是依靠起升機構和在水平面內的 兩個相互垂直方向移動的機構運行，它廣泛用在倉庫、現(xiàn)代機械加工車間、裝配車間和 露天貯料場等生產(chǎn)場所。 橋式起重機一般由大車運行機構的橋架、起升機構和起重小車、電氣設備、司機室 等組成。起重小車又分為主起升機構、副起升機構和小車架三部分組成。起升機構用來 上下升降物料，起重小車用來帶著物料作橫向移動，以達到在一定空間范圍內組成的三 維空間里做搬運和裝卸物料。 橋式起重機是使用較廣泛，工作效率高的一種軌道運

2、行式起重機，具額定起重量可 以達到上百噸。最原始的形式是通用吊鉤橋式起重機，其它種類橋式起重機都是在通用 吊鉤橋式起重機的形式上研發(fā)出來的。具結構具有機械加工零件少、工藝性能好、通用 性好及機構安裝檢修維護方便等眾多優(yōu)點，因此它被廣泛用于現(xiàn)代工業(yè)中。 我國橋式起重機大多采用計算機輔助優(yōu)化設計，能夠極大地提高起重機的技術性能 和減輕自身重量，并能開發(fā)出新型結構。由于我國對能源工業(yè)的重視和資助，建造了很 多大中型水電站，發(fā)電機組比以前多許多。尤其是長江三峽的建設工程對大型起重機的 需求量迅速提高。三峽發(fā)電場需要1200t橋式起重機和2000t大型塔式起重機。而小型的 遙控起重機的需要量隨著國民經(jīng)

3、濟高速發(fā)簪也越來越大，它能極大地提高作業(yè)安全性， 同時減少勞動力。在我國的橋式起重機大、小車運行機構采用的是彳惠國 Deman處司研發(fā) 的“三合一”驅動裝置，吊掛于端梁內側，這樣吊掛就不會受主梁下?lián)虾驼駝拥挠绊懀?提高了大小運行機構的性能和壽命，并且使其結構緊湊，外觀簡潔，安裝維護方便。 < 而國外橋式起重機發(fā)展更注重簡化設備結構，減輕自重，降低生產(chǎn)成本。他們不斷 的更新起重機的零部件，從而提高整機性能。隨著世界經(jīng)濟的高速發(fā)展，起重機械設備 的體積和重量趨于大型化，起重量和吊運幅度也有很大增幅，為節(jié)省生產(chǎn)和維修成本， 其服務場地和使用范圍也隨之變大。還有國外某些大型工廠為了提高生產(chǎn)率，

4、降低生產(chǎn) 成本，將起重運輸機械和起重機很好的結合在一起，構成先進的機械化運輸系統(tǒng)。 本設計是32/5t橋式起重機小車起升機構,其技術參數(shù)是：主鉤起重重量 32T,起 升高度16ml起升速度是7.51m/s,工作級別是M5,副鉤起重重量5T,起升高度18m,起 升速度是19.5m/s,工作級別是M5小車的自重約11.5t. 第一章主起升機構的計算 1.1 確定起升機構的傳動方案 起升機構是起重機械中最重要的機構，是橋式起重機缺之部可的組成部分。起升機 構的工作好壞對整臺起重機的安全穩(wěn)定有著最直接的影響。 起升機構主要有下列部分組 成：驅動裝置，傳動裝置，卷筒，滑輪組，吊起裝置和制動裝

5、置。 起升機構總體布置在很大程度上決定于驅動的形式。起重機的驅動形式分為：集中 0由于分別 驅動（一臺原動機帶動多個機構）和分別驅動（每個機構有各自的原動機） 驅動布置方便，安裝和檢修容易，因此現(xiàn)代大多數(shù)起重機都是采用分別驅動。 按照此次設計要求，選擇分別驅動。 主起升機構和副起升機構 。 圖1-1起升機構驅動裝置整體布置簡圖。 減速器 軸承座 卷筒 副起升機構 半齒聯(lián) 電動 軸器 機 一 BO 帶制動輪的 浮動 制動器半齒聯(lián)軸器 軸 5 圖1-1起升機構驅動裝置整體布置簡圖 圖1-2起升機構簡圖 為了使安裝方便，并提高補償

6、能力，通常如同圖 1-3那樣將齒輪聯(lián)軸器用一段軸聯(lián) 接起來，該軸稱為浮動軸。 圖1-3主起升機構驅動裝置布置簡圖 1.2 選擇鋼絲繩 根據(jù)起重機的額定起重量,查《起重機設計手冊》1 fe 3-2-8 ,選擇雙聯(lián)起滑輪組， 倍率為ih=4,承載純的分支數(shù)z = 2ih=8。 若滑輪組采用滾動軸承，當ih =4查《起重機設計手冊》1裊3-2-11 ,得鋼絲純滑 輪組效率' =0.97。 鋼絲繩纏繞方式如圖2-4所示 圖1-4主起升機構鋼絲繩纏繞簡圖 (1)鋼絲純所受最大靜拉力： S Q G max - 2ih h (32 0.96) 104 一 2 4

7、0.97 = 4.25M104N (1.1) 式中Q —— 額定起重量，Q =32t; Go —— 吊鉤組重量，G°=0.96t (吊鉤的重量一般約占額定起重量的 2 -- 4 % ,這里取吊鉤掛架重量為 0.96t ); ih ——滑輪組倍率，ih =4； “h ——滑輪組效率，，=0.97。 (2)鋼絲繩的選擇: 由《起重運輸機械》2選2-2選擇圓股線接觸鋼絲繩6W( 19)GB1102-74。 選擇鋼絲繩的破斷拉力應滿足 Smax --Sb n 式中Smax——鋼絲繩工作時所受的最大拉力(NI); Sb ——鋼絲繩規(guī)范中鋼絲破斷拉力的總和(N); ：——

8、鋼絲繩判斷拉力換算系數(shù)，對于純 6W(19)的鋼絲繩，由《起重運輸 機械》2選2-3查得0 0 0.85 ; n ——鋼絲純安全系數(shù)，對于M 5工作類型n=5.0 ,由《起重機設計手冊》1] 表 3-1-2。 由上式可得 Sb -k.Smax =瞿 4.25 104 =25 104N 0.85 查《起重機設計手冊》1 fe 3-1-6選擇鋼絲繩6W(19),公稱抗拉強度1850 N/m2 , 直徑d=20.0mm其鋼絲破段拉力總和 &】=27.95m104N ,標記如下： 鋼絲繩 6W(19)—20.0 —1850- I 一光一右交(GB1102--74)。 1.3

9、 滑輪的計算 為了確保鋼絲繩具有較長的使用壽命，滑輪的直徑(子純槽底部算起的直徑)應滿 足： Dh -d e-1 =20 20 -1 = 380mm 式中e---- 系數(shù)，由《起重機設計手冊》口表3-2-1查得，對工作類型M5的起重 機，取e=20; d ——所選擇的鋼絲繩的直徑，20mm 查《機械設計手冊》4】表8-1-65取滑輪的直徑為Dh =560 mm。 平衡滑輪理論直徑: 楊濤:32/5t橋式起重機(起升機構設計) d 平=Dh = 560mm 查《機械設計手冊》1選8-1-66,由鋼絲繩直徑d=20mm得純槽斷面尺寸。 查《機械設計手冊》1 h 8-1-6

10、7C ,由純槽斷面尺寸，選擇滑輪軸承 6224。 查《機械設計手冊》1選8-1-68 ,由滑輪軸承尺寸，選擇輪轂尺寸。 所選滑輪： 滑輪 E 20x630 120 JB/T9005.3 1.4 卷筒的計算 橋式起重機中主要采用鑄造圓柱形卷筒。在一般情況下，繩索在卷筒上只繞一層。 1)、卷筒的直徑： D _d e-1 -20 18-1 = 340mm 式中e---- 系數(shù)，由《起重機設計手冊》1七3-3-2查得，因為起重機的工作類 型 M5,取 e=18; d ——所選擇的鋼絲繩的直徑，20mm 查《機械設計手冊》4 fe 8-1-58取卷筒的直徑為D =630mm 2)卷

11、筒槽計算 純槽半徑：R= (0.53 ?0.56) d=10.6 ?11.2mm=12mm 純槽深度(標準槽)：c0= (0.25?0.4) d=5?8mm=6.0mm 純槽節(jié)距：p=d+ (2?4) =22mm 卷筒計算直徑：D0 = D d = 650mm 3)確定卷筒長度并驗算起強度 根據(jù)需要選擇雙聯(lián)卷筒，卷筒的總長度： L =2(L° Li L2) Lg HL 16 4 L0 =( - - Z)p =( 2) 22 = 733.86mm 式中 二Do 3.14 650 H ——最大起升高度，H =16 m； Z ——鋼絲純安全圈數(shù)，Z > 1.5

12、，取Z=2; 6 華東交通大學理工學院畢業(yè)設計 Li L2 固定純尾所需長度，L2%3 P = 66mm ； Lg 中間光滑部分長度，Lg =50mm Do 卷筒的計算直徑（按纏繞鋼絲繩的中心計算） 純槽節(jié)距，P = 22mm 無純槽卷筒端部尺寸，由結構需要確定， Li = 300; 33 D。= A d=630+ 20 = 650 mm; 帶入上式得: L = 2 (733.86 300 66) 50 = 2237.72mm 取L =2300mm卷筒材料初步采用 HT200灰鑄鐵GB/T 9439-1988 ,抗拉強度極限 仃L =19

13、5MP ,抗壓仃y =.L =585MP。 其壁厚可按經(jīng)驗公式確定 6=0.02D+ （6-10） =0.02父630+8=18.6?22.6mm，取6 =20mm 卷筒壁的壓應力演算: L Lx Li Smax Smax 2Smax dll 圖1-5卷筒彎矩簡圖 ，4.25 104 “ …- 二，田，' 二考=^7:96.5的 許用壓應力&1 =、=型 =137.65MP ,圻vmax < k I ,故強度足夠。 y 4.25 4.25 ymax 由于卷筒L>3D,應該計算在彎曲力矩產(chǎn)生的拉應力（因扭轉應力甚小，一般忽略不: _

14、M max ；-L W 卷筒的最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中央時，如圖 1-5所示: M max — S max l — S max L -Li _ 4 = 4.25 10 ,2 =4.2510，Nm 4 3 …0061 mm 式中：D-一卷筒外徑, Di 卷筒內徑, D=630mm=0.63m Di =D -2、= 0.59m o 所以，丸 4.25 104 =6.97MP o 0.0061 合成應力: = 6.97 n 39 ,max 137.65 96.59 = 34.34MP 其中許用拉應力t.- L =

15、5 195 _ 195 =39MP 5 卷筒斷面系數(shù): 4 4 D - D i W = 0.1 i D 一 4 一 …0.63 -0.59 = 0.1 0.63 所以，仃0 <k],卷筒強度計算通過。故選定卷筒直徑 D=630mm長度L=2300mm 卷筒槽形的槽底半徑r=12mm槽矩p=22mm起升高度H=16m倍率ih=4 ;靠近減速器 一端的卷筒槽向為左的A型卷筒，標記為： 卷筒 A630 M 2300 -12 M 22 -16 M 4左」咚9006.2 -1999 4）卷筒轉速 vi . 7 5 4 3=7.5 4 =14.7r/

16、min 二d0 3.14 0.65 1.5選電動機 起升機構靜功率: Q Do v 1000 60 KW (2.3) 式中 n——起升機構的總效率，一般 q=0.8?0.9,取4=0.85; pj = "vJ32，0"04"5 ' 48.47KW 1000 60 1000 60 0.85 電動機計算功率：Pe _GPj =0.8 48.47 = 38.77KW 式中G為穩(wěn)態(tài)負載系數(shù)，由《起重機設計手冊》 1 2-2-5 , 2-2-6查得G=0.8。 由《起重機設計手冊》 1展5-1-41查得主起升機構JC=25%,CZ

17、=150 由《起重機設計手冊》 1援5-1-13選用YZR280S-8型電動機,功率Pe = 51KW ,轉 速 ne =718 r . e min 由《起重機設計手冊》 1 fe 5-1-36 ,由JC=25%,CZ=1504 P=45.59KW 由《起重機設計手冊》〔上5-1-3, GD2=23.5Nm2 1.6電動機發(fā)熱校驗和過載校驗 電動機發(fā)熱校驗: Q Do v 32 0.96 104 7.5 0—=0.8 =38.77KW 1000 60m 1000 1 60 0.85 式中 Ps——穩(wěn)態(tài)平均功率，KW m 電動機臺數(shù)，m=1 由以上計算結果Ps&

18、lt;Pe,故所選電動機能滿足發(fā)熱校驗 電動機過載校驗 Pn - H Q Go v m m 1000 60 2.1 1 2.8 32 0.96 104 7.5 1000 60 0.85 =36.35KW 式中 Pn——在基準接電持續(xù)率白電動機額定功率， Pn = P =45.59KW H ——繞線異步電動機，H=2.1 ’m ——電動機轉矩的允許過載倍數(shù)，由《起重機設計手冊》 口表5-1-2 , m =2.8 由以上計算結果可知，電動機滿足過載校驗。 綜上所述，電動機選擇符合要求。 1.7 選擇減速器 起升機構總的傳動比 io n nj 71

19、8 147 = 48.84 查《起重機設計手冊》1展3-10-2 ,取i=50 查《起重機設計手冊》1 1艮據(jù)傳動比i=50 ,電動機轉速ne =718/冶,電動機功率 Pe =51KW ,工作類型 M5,表3-10-6 ,高速軸許用功率 IN】=248KW ,名義中心距 ai = 800mm,許用輸出扭矩 T2】=170000Nm ,表3-10-3 ,高速軸伸尺寸d2=130mm, 12 = 250mm,表 3-10-4 低速軸伸尺寸 P 型 d0=280mm, l° = 380mm,自重 G=5200Kg 型號：QJR-800-3CW 1.8 實際起升速

20、度和實際所需功率的驗算 實際起升速度為： 48.84 50 7.5 =732mmin 并要求起升速度偏差應小于15%. △ = v_LV 父100% = 7.5-7.32 父100% =2.32%〈15% v I 7.5 實際所需等效功率為： V 7.32 Px = —GPj =—— 38.77 =37.84KW Pe v 7.5 因此電動機滿足要求。 1.9 校核減速器輸出軸強度 輸出軸最大扭矩： Mmax = 0.7 ~ 0.8 mMei0 0 三 M 1 P 51 式中 Me——電動機的額額定扭矩,M e = 9549 ne = 9549 X 718

21、 = 678.27 Nm i ——傳動比，i=50 0 ——電動機至減速器被動軸的傳動效率，0 = 0.95 中— —電動機最大轉矩倍數(shù)，邛=2.8 ; M ] ——減速器低速軸上最大短暫準許扭矩，M】=T2 ]= 170000Nm Mmax = 0.7 ~ 0.8 2.8 678.27 48.84 0.95 = 63146.94~ 72167.93Nm 輸出軸最大徑向力驗算 M max M 1 (2.4) 式中 Smax ——卷筒上鋼絲繩最大拉力，Smax=42.5KN Gj—— 卷筒重量，Gj=15KN參閱資料） R 1——低速軸端的最大容許徑向載荷，R=120KN

22、 a ——鋼絲繩上的分支數(shù)，a=2 Rmax 2 4.25 104 2 1.5 104 2 -57.5KN M max ：：： R L故所選減速器滿足要求 max 1.10制動器的選擇 制動器裝在高速軸上，所需靜制動力矩： Q Go Do Mz -KzMj =Kz 00 2ihi = 1.75 32 0.96 0.65 0.85 =937.3Nm 2 4 50 式中 Kz ——制動安全系數(shù)，查《起重運輸機械》 21得Kz=1.75。 選擇塊式制動器，查《起重機設計手冊》 1 3-7-5 : 制動輪直徑D=500mm 制動塊退距 ；=1.25mm 制動片

23、襯片厚度 、?. =12mm 制動瓦塊寬度 B=；D=0.4 500 =200mm 摩擦副間設計正壓力 D B ? 1 3.14 0.5 0,2 70 6 4 N= Pl = - - 1.5 106 = 9.16 104 N 360 360 式中 P 1——制動襯片允許比壓，查《起重機設計手冊》 1」表3-7-6 P1 = 1.5MPa :——包角，我國規(guī)定:? 二70 額定制動矩 T = N」D=9.16 104 0.06 0.5 =2748Nm 式中 N——摩擦系數(shù)，查《起重機設計手冊》 1 h 3-7-6, N = 0.06 根據(jù)以上計算的制動力矩Mz,以及其

24、他參數(shù)，查《起重機設計手冊》 口表3-7-15, 選擇YW500-2000額定制動轉矩T=2800Nmt機質量m=168Kg制動輪直徑Dz = 500mm , 最大制動力矩為Mez =2800Nm裝配時調整至ij 2800Nm. 1.11聯(lián)軸器的選擇 帶制動輪的聯(lián)軸器通常采用齒形聯(lián)軸器，高速軸的計算扭矩： M js = Wen M M 1 式中 M e——電動機的額定力矩； [M] ——聯(lián)軸器的許用扭矩； \ ——相應于第I類載荷的安全系數(shù)，、=1.6； 中——剛性動載系數(shù)中=2。 Mjs= 2 678.27 1.60 = 2170.64Nm 由《起重機設計手冊》 1木彳導YZ

25、R280S-8表5-1-21電動機軸端為圓錐形， L1= 130mm, D=85mm 由《起重機設計手冊》1暇 QJR-800-3CW減速器，高速軸端為圓錐形，d=130mm l=250mm 查表 3-12-6 （ JB/ZQ4218-86）選用 CL5的齒輪聯(lián)軸器，最大允許扭矩 M max =8000Nm,飛輪矩（GD2 ） =4.5Nm2。浮動軸的軸端為圓柱形 d=70mm,l=120mm 查表3-12-8 ,選一個帶制動輪的齒輪聯(lián)軸器，直徑D=500mm最大允許轉矩 M max =8000Nm,飛輪矩（GD2 \ =163Nm2。 浮動軸端直徑d=70mm l=120mm

26、1.12起動時間的驗算 … n t起 = 375 ( M q - M j ) C GD21 ^7^ (2.5) 式中 GD2 1 = GD2 d GD2 l GD2 z = 23.5 4.5 163 = 191N m2 平均起動力矩 Mq =1.5Me =1.5 678.27 =1071.41Nm q e 靜阻力矩 Q G0 D0 2iih 32 0.96 104 0.65 一 二 630.12Nm 2 2 50 0.85 因此 tq 718 375 (1071 .41 - 630 .12 1 .46 s 1 .2 191 2 630 .12 0.6

27、5 4 50 般來說起升機構起動時間為 1 ?5s, 故所選電動機合適。 1.13 制動時間的驗算 tz 375 (M ez - M j ) c GD 0.85 =455.26Nm 718 2 455 .26 0 .65 1 .15 X 125 .74 + 2 375 ( 2800 - 455 .26 ) _ 50 0 .23 s (Q Go)Do 2ihi° 一一 一一一 一 4 一一 (32 0.96) 10 0.65 2 4 50 查《起重機設計手冊》1］當v<12m/min時，匕L 1.0?1.25s ,故所選的電

28、動機合適 1.14 高速浮動軸計算 1 ）疲勞計算 軸受脈動扭轉載荷，其等效扭矩為： MI = 1Me =2 628.27 =1256.54Nm 式中. ——等效系數(shù)，由《起重機課程設計》 3］表2-7查得；Q = 2 由上節(jié)選擇聯(lián)軸器中，已確定浮動軸的直徑 d=70mm MI M I 1256.54 因止匕扭轉應力： t n = — —3— = 3— = 18.67MPa n W 二d3 3.14 0.073 16 16 0k k . 1 許用扭轉應力由《起重機課程設計》 3］（2-11）、（2-14）式得： nI 軸的材料為45號鋼，0b =650MPa,仃s

29、=360MPa； t1=0.22仃 b =143MPa ,q=0.6。$ =216MPa。 K = Kx Km ——考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應力集中系數(shù) ； Kx ——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(qū)段，Kx =1.5?2.5； Km ——與零件表面加工光潔度有關，取 Km =1.25； 止匕處取K =2父1.25 =2.5 ； n ——考慮材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，對于碳鋼，低合金鋼 n =0.2; nI ——安全系數(shù)，查《起重機課程設計》 3］表2-21得nI =1.6； 因此： 11 2 143 66.2MPa 0k

30、(2.5 0.2) 1.6 2）靜強度計算 軸的最大扭矩: M II = 'I M i = 2 630.12 = 1260.24Nm c j 式中CII 動力系數(shù)，由《起重機課程設計》 3 h 2-5查得邛cII =2。 最大扭轉力矩： ■ max MII ,3 二 d 16 1260.24 3 3.14 0.07 16 =18.72MPa 許用扭轉應力U nii 216 ——=135MPa , 1.6 式中 nII 安全系數(shù)，由《起重機課程設計》 3］表2-21查得nII =1.6。 max 第二章副起升機構的計算 2.1 確定

31、起升機構的傳動方案 副起升機構的傳動方案參照前面所述主起升機構的傳動方案，還是選擇分別驅動。 驅動裝置布置按照圖1-3。 2.2 選擇鋼絲繩 根據(jù)起重機的額定起重量,查《起重機設計手冊》1,3-2-8 ,選擇雙聯(lián)起滑輪組， 倍率為ih =2,承載純的分支數(shù)z=2" =4。 若滑輪組采用滾動軸承，當ih =2查《起重機設計手冊》1展3-2-11 ,得鋼絲純滑 輪組效率， =0.99。鋼絲繩纏繞方式如圖 圖2-1副起升機構鋼絲繩纏繞簡圖 (1 )鋼絲純所受最大靜拉力： S Q Go Smax - 9i 2ih h (5 0.15) 104 2 2 0.9

32、9 = 1.3 104N 式中Q 額定起重量，Q =5t; G0——吊鉤組重量，G0 =0.15t (吊鉤掛架的重量約占額定起重量的 2—4%我們這里取吊鉤掛架重量為 0.15t ) ih ——滑輪組倍率，ih = 2; 4 ——滑輪組效率， 、 =0.99。 (2)鋼絲繩的選擇： 由《起重運輸機械》2及2-2選擇圓股線接觸鋼絲繩6W( 19)GB1102-74。 選擇鋼絲繩的破斷拉力應滿足 -Sb Smax -- n 式中Smax ——鋼絲純工作時所受的最大拉力(N)； Sb ——鋼絲純規(guī)范中鋼絲破斷拉力的總和(N); 邛一一鋼絲繩判斷拉力換算系數(shù)， 對于純6W(

33、19)的鋼絲繩，由《起重運輸 機械》2底2-3查得率=0.85 ； n ——鋼絲繩安全系數(shù)，對于M 5工作類型n=5.0,由《起重機設計手冊》1] 表 3-1-2。 由上式可得 k - 5.0 4 4 一 Sb .Smax =—— 1.3 10 =7.65 10 N b : 0.85 查《起重機設計手冊》1展3-1-6選擇鋼絲繩6W(19),公稱抗拉強度1550 N/ 2, mm 直徑d=12.5mm其鋼絲破段拉力總和 Sb 】=8.87M104N ,標記如下： 鋼絲繩 6W(19)—12.5 —1550- I 一光一右交(GB1102--74)。 2.3 滑輪的計算

34、為了確保鋼絲繩具有一定的使用壽命，滑輪的直徑(子純槽底部算起的直徑)應滿 足: Dh -d e-1 = 12.5 20 -1 = 237.5mm 式中e---- 系數(shù)，由《起重機設計手冊》1次3-2-1查得，對工作類型M5的起重 機，取e=20; d ——所選擇的鋼絲繩的直徑，12.5mm 查《機械設計手冊》1裊8-1-65取滑輪的直徑為Dh=315 mm 平衡滑輪名義直徑： d 平=Dh = 315mm 查《機械設計手冊》1選8-1-66 ,由鋼絲繩直徑d=12.5mm得純槽斷面尺寸。 查《機械設計手冊》1屋8-1-67C ,由純槽斷面尺寸，選擇滑輪軸承 6224。 查

35、《機械設計手冊》1 fe 8-1-68 ,由滑輪軸承尺寸，選擇輪轂尺寸。 所選滑輪： 滑輪 E 12.5x315 120 JB/T9005.3 2.4 卷筒的計算 起重機中主要采用鑄造圓柱形卷筒。在大多數(shù)情況下，繩索在卷筒上只繞一層。 1)、卷筒的直徑： D -d e-1 =12.5 18-1 = 212.5mm 式中e---- 系數(shù)，由《起重機設計手冊》1展3-3-2查得，對工作類型M5的起重 機，取e=18; d ——所選擇的鋼絲繩的直徑12.5mm 查《機械設計手冊》1展8-1-58取卷筒的直徑為D =400mm 2)卷筒槽計算 純槽半徑：R= (0.53 ?0.5

36、6) d=6.625?7mm=7mm 純槽深度(標準槽)：c0= (0.25 ?0.4) d=3.125 ?5mm=4mm 純槽節(jié)距：p=d+ (2?4) =15mm 卷筒計算直徑：D0 = D d = 412.5mm 3）確定卷筒長度并驗算起強度 根據(jù)需要選擇雙聯(lián)卷筒，卷筒的總長度: L =2（L0 Li L2） Lg 式中 Lo = ( Hih -Do 18 103 2 Z)P =(— 3.14 412.5 2) 15-446.91mm H ——最大起升高度，H =18 m； Z ——鋼絲繩安全圈數(shù)，Z > 1.5 ，取Z=2; P 純槽

37、節(jié)距，P = 15mm； L1 ——無純槽卷筒端部尺寸，由結構需要確定， L1 = 80; L2 ——固定純尾所需長度，L2之3P = 45mm； Lg ——中間光滑部分長度，Lg = 50mm g Do ——卷筒的計算直徑（按纏繞鋼絲繩的中心計算）， Do = D+ d=400+ 12.5=412.5 mm； 帶入上式得： L = 2 （446.91 80 45） 50 = 1193.82mm 取L =1300mm卷筒材料初步采用 HT200灰鑄鐵GB/T 9439-1988 ,抗拉強度極限 仃L =195MP ,抗壓仃y =3\ =585MP。 其壁厚可按經(jīng)驗公式確定

38、6 =0.02D+ （6-10） =14?18mm取6 =18mm 卷筒壁的壓應力演算，參照圖（2-5）: 二 ymax Smax = 1.3 104 p 一 18 15 =48.15MPa 許用壓應力L I =、=壁 =137.65MP ,仃ymax<fc]y ,故強度足夠。 4.25 4.25 y 由于卷筒L>3D,尚應計算由彎曲力矩產(chǎn)生的拉應力 （因扭轉應力甚小，一般忽略不計）： 卷筒的最大彎矩在鋼絲繩位于卷筒中央時，如圖 1-3所示: M max — S max l — S max L -Li 一 4 = 1.3 10 ,2 —.7930

39、Nm 卷筒斷面系數(shù): D4 - Di4 W =0.1 i D 4 4 …0.4 -0.364 3 二0」 01 =0°02mm 式中：D 卷筒外徑，D=400mm=0.4m Di 卷筒內徑， Di =D -26 = 0.364m。 所以, 黑"3" 合成應力: 39 _ = 3.97 ^9- 48.15 =17.61MP 137.65 其中許用拉應力（11|5=3加 所以，仃0 < J L ,卷筒強度演算通過。故選定卷筒直徑 D=400mm長度L=1300mm 卷筒槽形的槽底半徑r=7mm槽

40、矩p=15mm起升高度H=18m倍率ih=2 ;靠近減速器一 端的卷筒槽向為左的A型卷筒，標記為： 卷筒 A400 1300-7 15-18 2左 JBT9006.2 -1999 4）卷筒轉速 Vi h 19.5 2 二 D° 3.14 0.4125 =30.11r/min 2.5 選電動機 起升機構靜功率: Pj Q D0 v 1000 60 KW  式中 “一一起升機構的總效率，一般 q=0.8?0.9,取4=0.85; Pj =19.69 KW (Q + Do V =(5 + 0.15}<10。19.5 1000

41、 60 1000 60 0.85 電動機計算功率：Pe _GPj =0.8 19.69 = 15.75KW 式中G為穩(wěn)態(tài)負載系數(shù)，由《起重機設計手冊》 1援2-2-5 , 2-2-6查得G=0.8。 由《起重機設計手冊》1 5-1-41查得主起升機構JC=25%,CZ150 由《起重機設計手冊》1裊5-1-13選用YZR180L-6型電動機，功率Pe=17KW,轉 速 ne =955;冶 由《起重機設計手冊》 1 h 5-1-36 ,由JC=25%,CZ=1504 P=15.393KW 由《起重機設計手冊》1暴5-1-3, GD2 =3.9Nm2 2.6 電動機發(fā)熱校驗和過載校驗

42、 電動機發(fā)熱校驗: R =G Q Do v 1000 60m = 0.8 5 0.15 104 19.5 1000 1 60 0.85 = 15.75KW 式中 Ps ——穩(wěn)態(tài)平均功率，KW m 電動機臺數(shù)，m=1 由以上計算結果Ps <Pe,故所選電動機能滿足發(fā)熱校驗 電動機過載校驗 P H Q Go v n - m m 1000 60 2.1 5 0.15 104 19.5 1 2.8 1000 60 0.85 = 14.77KW 式中 Pn 一一在基準接電持續(xù)率白電動機額定功率， Pn = P =15.393KW H ——繞線異步電動機，H=2.

43、1 m——電動機轉矩的允許過載倍數(shù)，由《起重機設計手冊》 口表 5-1-2 , m =2.8 由上結果可知，電動機滿足過載校驗。  因此，電動機選擇符合要求 2.7 選擇減速器 起升機構總的傳動比 io ne nj 955 30.11 = 31.72 查《起重機設計手冊》1左3-10-2 ,取i=31.5 查《起重機設計手冊》口,根據(jù)彳^動比i=31.5 ,電動機轉速ne =955 rzm比,電動機 功率Pe =17KW ,工作類型M0表3-10-6 ,高速軸許用功率 N】=186KW,名義中心距 a1 = 560mm,許用輸出扭矩 T21=60000

44、Nm,表 3-10-3 ,高速軸伸尺寸 d2 = 100mm, l2=210mm,表 3-10-4 低速軸伸尺寸 P3d0 =190mm, l0 = 280mm,自重 G=3500Kg 型號：QJR-560-3CW 2.8 實際起升速度和實際所需功率的驗算 實際起升速度為: V = % = 3172 19.5 = 19.64m . i 31.5 min 并要求起升速度偏差應小于15%. v—V 1964-19 5 ， V 父100% = ..5 父100% = 0.7%；15% v 19.5 | 實際所需等效功率為： V - 19.64 Px = —GPj =—

45、— 14.77 =14.88KW Pe v j 19.5 e 滿足要求。 2.9 校核減速器輸出軸強度 輸出軸最大扭矩： Mmax = 0.7~0.8 %Mei0 0MMi … 、 Pe 17 式中 Me ——電動機的額額定扭矩，M E =9549瓦=9549 藏 -169.98 Nm ——傳動比，i=31.5 0 ——電動機至減速器被動軸的傳動效率，0=0.95 中—— 電動機最大轉矩倍數(shù)，中=2.8 ; =60000Nm M ]——減速器低速軸上最大短暫準許扭矩，M ]= M max - |0.7 ~ 0.8 2.8 169.98 31.5 0.95 = 996

46、974~ 11393.98Nm M max M 1 輸出軸最大徑向力驗算 式中 Smax ——卷筒上鋼絲繩最大拉力，Smax=13KN Gj—— 卷筒重量，Gj=10KN參閱資料） R 1——低速軸端的最大容許徑向載荷，R 1=75KN a ——鋼絲繩上的分支數(shù)，a=2 max 2 1.3 104 2 104 + 2 = 18KN M max :二R L故所選減速器滿足要求 2.10制動器的選擇 制動器裝在高速軸上，所需靜制動力矩: Q G0 D0 Mz -KzMj 二Kz 00 2ihi = 1.75 5 0.15 0.4125

47、2 2 31.5 0.85 =295.05Nm 式中 Kz ——制動安全系數(shù)，查《起重運輸機械》 2 b Kz =1.75 選擇塊式制動器，查《起重機設計手冊》 1 h 3-7-5 : 制動輪直徑 D=400mm 制動塊退距 ；=1.25mm 制動片襯片厚度 、?. =10mm 制動瓦塊寬度 B iPD =0.4 400 u160mm 摩擦副間設計正壓力 z D B B 3.14 0.4 0.16 70 6 4K1 N = Pl = 1.5 10 =3.91 10 N 360 360 式中 P 1——制動襯片允許比壓，查《起重機設計手冊》 1」表3-7-6 P

48、，1.5MPa ：——包角，我國規(guī)定：? =70 額定制動矩 T = N」D=9.16 104 0.06 0.4 = 938.4Nm 式中 ———摩擦系數(shù)，查《起重機設計手冊》 1選3-7-6, N = 0.06 根據(jù)以上計算的制動力矩Mz,以及其他參數(shù)，查《起重機設計手冊》 口表3-7-15, 選才？ YW400-1250JB6406-92）,額定制動轉矩T=1120Nm®機質量 m=98Kg制動輪直徑 Dz = 400mm,最大制動力矩為 Mez =1120Nm裝配時調整到1120Nm 2.11聯(lián)軸器的選擇 帶制動輪的聯(lián)軸器通常采用齒形聯(lián)軸器，高速軸的計算扭矩：

49、 M js =^M enI < M 1 式中 M e——電動機的額定力矩； [M] ——聯(lián)軸器的許用扭矩； \ ——相應于第I類載荷的安全系數(shù)，、=1.6； 邛——剛性動載系數(shù)中=2。 Mjs=2 169.98 1.60 =543.94Nm 由《起重機設計手冊》 1 /彳導YZR180L-6表5-1-21電動機軸端為圓錐形， Li = 130mm, D=85mm d=100mm 由《起重機設計手冊》 1林QJR-560-3CW減速器，高速軸端為圓錐形， l=210mm 查表 3-12-6 ( JB/ZQ4218-86)選用 CL3的齒輪聯(lián)軸器，最大允許扭矩 M =

50、3150Nm,飛輪矩(GD2 ) =1.3Nm2。浮動軸的軸端為圓柱形 d=70mm,l=120mm 查表3-12-8 ,選一個帶制動輪的齒輪聯(lián)軸器，直徑D=400mm最大允許轉矩 M max =3150Nm，飛輪矩(GD2 1 =52Nm2。 浮動軸端直徑d=70mm l=120mm 2.12 起動時間的驗算 t起= n 375 ( M q — M q j)_C GD 式中 GD2 1 ) GD2 d GD2 i GD2 z = 3.9 1.3 52 = 57.2N m2 平均起動力矩 Mq =1.5Me =1.5 169.98-254.97Nm q e 靜阻力矩 M

51、Q G。D0 5 0.15 104 0.4125 1983sNrn IVI j — — — 198.35N^A j 2iih 2 2 31.5 0.85 因此 955 375 (254 .97 - 198 .35 ) ,c - c 2 198 .35 0.4125 1 .2 57 .2 2 31 .5 -3.2s 通常起升機構起動時間為 1?5s,故所選電動機合適 2.13 制動時間的驗算 tz n c GD 375 (M ez -M j ) I] ,Q G0 D 0 i2 式中 955 ― 375 1120 -143 .31 =0 .20 s

52、 (Q G°)D° 2ihi° 2 143 .31 0 .4125 1 .15 157 .2 - 2 31 .5 (5 0.15) 104 0.4125 2 2 31.5 0.85 = 143.31Nm 查《起重機設計手冊》1N v<12m/min時，tz【<1.CH 1.25s ,故合適。 2.14高速浮動軸計算 1）疲勞計算 軸受脈動扭轉載荷，其等效扭矩為： MI = 1Me=2 169.98 =339.96Nm 式中叼——等效系數(shù)，由《起重機課程設計》 3］表2-7查得； *2 ]=2 ?. 1 ok 一 K

53、 ? 1 nI 由上節(jié)選擇聯(lián)軸器中，已確定浮動軸的直徑 d=70mm 因此扭轉應力： MI M I 339.96 I 3I = 3 = 5.05MPa n W 二d3 3.14 0.073 16 16 許用扭轉應力由《起重機課程設計》 3］（2-11）、（2-14）式得: 軸的材料為45號鋼，0b =650MPa,仃s=360MPa； t」=0.22仃 b=143MPa ,k=0甌=216MPa。 K =Kx Km ——考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應力集中系數(shù) Kx ——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(qū)段，Kx =1.

54、5?2.5； Km—―與零件表面加工光潔度有關，取 Km =1.25； 止匕處取 K =2x1.25=2.5 ； 刈一一考慮材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，對于碳鋼，低合金鋼 刈=0.2 ; nI ——安全系數(shù)，查《起重機課程設計》 口表2-21得nI =1.6 ； 因此: ] 2 143 ok (2.5 0.2) 1.6 = 66.2MPa 故n ：：： 1 ok 1通過 2）靜強度計算 軸的最大扭矩: MII = cIIM i = 2 198.35 =396.7Nm c j 式中 cII 動力系數(shù)，由《起重機課程設計》 3次2-5查得%I =2。

55、 Cl 最大扭轉力矩: Mii 396.7 max 3.14 0.073 16 = 18.72MPa 許用扭轉應力U nii 答=135MPa, 式中 nH 安全系數(shù)，由《起重機課程設計》 3］表2-21查得nH =1.6。 max < !r ]n ,故合適。 大學的畢業(yè)設計是我們學生生涯的最后一次考驗，對我們的專業(yè)知識起到很好的鞏 周。不僅要求我們要對知識熟練掌握，還要具有創(chuàng)新能力。在原有設計的基礎上，進一 步完善。我的課題是起重機的起升機構，剛開始對起重機還不是很了解，

56、只是有些模糊 的概念，而這次設計還是起重機的主副起升機構，在通過查驗大量資料后，并對其總結 歸納。通過一段時間的了解，對自己的要設計的機構有了清晰的認識。在做畢業(yè)設計的 過程中，我碰到最大的困難就是總裝圖的繪制，圖紙的要求又高，所以自己一點都不敢 馬虎。只有一步一步的的繪制，正好自己 cad能夠熟練使用，在設計當中，cad的作用 非常大，不僅繪圖精確，還大大的提高了我的工作效率。在零件的選用問題上，要通過 大量的計算，比如電動機，首先得計算起降功率，在和機構 JC%：的電動機功率比較， 再初選電動機。這還沒有選完，還得對電動的發(fā)熱和過載驗算。只有通過這樣嚴謹?shù)挠?算，才能最終確定電動機。剛開

57、始的幸苦，并不算什么。當看到自己最終設計出來的產(chǎn) 品時，所有的當初的苦惱立刻被拋到腦后。有的只是高興，還有持續(xù)前進的動力。 在此向我的導師莊文瑋教授表示深深地感謝。有很多專業(yè)性的難題，老師會對我詳 細的講解。當我還有模糊時，老師還不耐其煩的向我解釋，直至我理解通透。畢業(yè)設計 過程中，老師對我們要求嚴格，他時常告誡我們，作為機械專業(yè)的學生，必須要嚴格要 求自己，做事嚴謹。遇到困難要敢于前進，不能退縮。謝謝老師對我的教誨，同時對老 師的知識和人格欽佩。 本設計經(jīng)過自己多次的修改，最終定稿。其中還有些不足，希望老師批評指正。 參考文獻 [1]楊長揆，傅東明.起重機械（第二版）.北京：機械工業(yè)

58、出版社，1985 [2]倪慶興，王殿臣.起重輸送機械圖冊（上冊）.北京：機械工業(yè)出版社，1991. [3]西南交通大學等.起重機設計手冊.北京：機械工業(yè)出版社，2001 [4]周明衡.減速器選用手冊.北京.化學工業(yè)出版社.2002 [5]陳道南，盛漢中.起重機設計課程設計指導書.北京：機械工業(yè)出版社，1991 [6]起重機設計手冊編寫組.起重機設計手冊.北京：機械工業(yè)出版社，1985 [7]徐格寧.起重輸送機金屬結構設計.北京：機械工業(yè)出版社，2003 [8]孫恒，陳作模.機械原理（第六版）.北京：高等教育出版社，2000 [9]楊長揆，傅東明.起重機械（第一版）.北京：機械工

59、業(yè)出版社，1991 [10]倪慶興，王殿臣.起重機械.上海：上海交通大學出版社， [11]管彤賢，潘力行，龔賢.起重機械典型結構圖冊.北京：人民交通出版社，1993. [12]唐增寶，何永然，劉以俊.機械設計課程設計.武漢：華中科技大學出版社. [13]AUTOCAD；用教程（ 2005中文版）.哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社.2005. [14]馮如設計在線.AUTOCAD2006機械制圖手冊.北京：電子工業(yè)出版社.2006 [15]大連理工大學工程畫教研室.機械制圖，北京：高等教育出版社，2000. 小車裝配圖A0 1張 副卷筒組零件圖A1 1 主滑動零件圖A2 1張 主

60、起升浮動軸零件圖A2 1張 主吊鉤零件圖A2 1張 后 記 本人的本科畢業(yè)設計論文一直是在導師莊文瑋教授的悉心指導下進行的。 教授治學 態(tài)度嚴謹，學識淵博，為人和藹可親。并且在整個畢業(yè)設計過程中，莊文瑋教授不斷對 我得到的結論進行總結，并提出新的問題，使得我的畢業(yè)設計課題能夠深入地進行下去， 也使我接觸到了許多理論和實際上的新問題，使我做了許多有益的思考。在此表示誠摯 的感謝和由衷的敬意。 教授在設計起重機方面具有豐富的實踐經(jīng)驗，對我的實驗工作給予了很多的指導和 幫助，使我能夠將理論中的結果與實際相結合。另外，他對待問題的嚴謹作風也給我留 下了深刻的印象。在此表示深深的謝意。 莊老師在為人方面極其和藹。盡管我以前也做過不少課程設計，但還是遇到許多比 較低級的問題，莊老師卻都極其耐心地予以解答，在此表示深深地謝意。 止匕外，我還要感謝我的組員，感謝他們在整個過程中的幫助和配合。