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1、100/25tA7通用橋式起重機設計（L=19m）摘 要 起重機的出現大大提高了人們的勞動效率，以前需要許多人花長時間才能搬動的大型物件現在用起重機就能輕易達到效果，尤其是在小范圍的搬動過程中起重機的作用是相當明顯的。在工廠的廠房內搬運大型零件或重型裝置橋式起重是不可獲缺的。 橋式起重機小車主要包括起升機構、小車架、小車運行機構、吊具等部分。其中的小車運行機構主要由減速器、主動輪組、從動輪組、傳動軸和一些連接件組成。此次設計的橋式起重機是水電站橋式起重機，安裝于豐滿水電站擴建工程廠房內，用于水輪發(fā)電機組及其附屬設備的安裝和檢修工作。水電站內設備一般都是大中型設備，對橋式起重機的載荷要求較高，所

2、以對減速器性能要求較高。關鍵詞：橋式起重機；小車運行機構；減速器Design of the bridge type hoist crane Car movement organizationABSTRACTThe invention of crane has greatly increased peoples work efficiency .People can use crane to handle with huge articles ,which used to be taken a long time to do,especially in a small area .The bri

3、dge type hoist crane is required to handle with huge accessory or huge device.The bridge type hoist crane car consists of promoted organization,the car frame，the car movement organization,hoisting mechanisms and so on.Its operation structure is composed of reducer,the driving wheel group,the driven

4、wheel group,the transmission shaft and some connect fitting.The core of this structure is the design of the reducer.This bridge type hoist crane is be used to the hydroelectric power station.It is installed in the expanded workshop of Fengman water and electricity station.It is used to installing,ex

5、amining and repairing the water-turbine generator set and its accessorial equipments.the equipments in the water and electricity station are large or medium-size.These equipments have a high request on the load of bridge type hoist crane,so they also have a high request on the capability of the redu

6、cer.Key words: bridge type hoist ,the reducer 摘 要IABSTRACTII1 起重機小車設計.11.1 小車主起升機構計算11.1.1 確定起升機構傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組11.1.2 選擇鋼絲繩11.1.3 確定滑輪主要尺寸21.1.4 確定卷筒尺寸，并驗算強度21.1.5 選電動機41.1.6 驗算電動機發(fā)熱條件51.1.7 選擇減速器51.1.8 驗算起升速度和實際所需功率51.1.9 校核減速器輸出軸強度61.1.10 選擇制動器71.1.11 選擇聯軸器71.1.12 驗算啟動時間81.1.13 驗算制動時間81.1.14 高速浮動軸

7、91.2.1 確定起升機構傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組111.2.2 選擇鋼絲繩111.2.4 確定卷筒尺寸，并驗算強度121.2.5 選電動機141.2.6 驗算電動機發(fā)熱條件141.2.7 選擇減速器141.2.8 校核減速器輸出軸強度151.2.9 選擇制動器161.2.10 選擇聯軸器161.2.11 驗算起動時間171.2.12 驗算制動時間171.2.13 高速浮動軸171.3.1 確定小車傳動方案201.3.2 選擇車輪及軌道并驗算其強度201.3.3 運行阻力的計算211.3.4 選電動機221.3.5 驗算電動機發(fā)熱條件221.3.6 選擇減速器231.3.7 驗算運行速度和

8、實際所需功率231.3.8 驗算起動時間231.3.9 按起動工況校核減速器功率241.3.10 驗算起動不打滑條件241.3.11 選擇制動器251.3.12 選擇高速軸聯軸器及制動輪261.3.13 選擇低速軸聯軸器271.3.14 驗算低速浮動軸強度272 起重機大車設計.292.1 起重機打車運行機構計算292.1.1 確定傳動機構方案292.1.2 選擇車輪與軌道，并驗算其強度292.1.3 運行阻力的計算312.1.4 選擇電動機312.1.5 驗算電動機發(fā)熱條件322.1.6 選擇減速器322.1.7 驗算運行速度322.1.8 驗算啟動時間332.1.9 按起動工況校核減速器功

9、率332.1.10 驗算起動不打滑條件342.1.12 選擇聯軸器352.1.13 驗算低速浮動軸強度363 起重機結構設計.363.1 基本參數和已知條件383.2 材料選擇及許用應力383.3 總體尺寸設計383.3.1 橋架尺寸的確定383.3.2 端梁尺寸393.3.3 主、端梁的連接393.4 主梁截面性質計算403.5 端梁截面性質計算423.6 載荷433.7 主梁計算463.8 主梁疲勞強度校核533.9 剛度校核563.10 穩(wěn)定性校核58參考文獻6163100/25tA7通用橋式起重機設計（L=19m）1 起重機小車設計1.1 小車主起升機構計算1.1.1 確定起升機構傳動

10、方案，選擇滑輪組和吊鉤組按照布置宜緊湊的原則，決定采用如下圖1-1的方案。按Q=100t，查表4-2（起重機設計手冊）取滑輪組倍率ih=6，承載繩分支數：Z=2ih=12圖1-1查表3-4-11（起重機設計手冊）選雙鉤鍛造式吊鉤組，得其質量：G。=4000kg，兩端滑輪間距A=131mm。1.1.2 選擇鋼絲繩若滑輪組采用滾動軸承，當ih=6，查表2-1（起重機運輸機械）得滑輪組效率h=0.96。鋼絲繩所受最大拉力：Smax=9027.8kg=90.28KN查表2-4（起重運輸機械）,重級工作類型(工作級別M7)時,安全系數n=6。鋼絲繩計算破斷拉力Sb：Sb=nSmax=690.28=541

11、.7KN查表3-1-6選用纖維芯鋼絲繩619W+FC，鋼絲公稱抗拉強度1850MPa，光面鋼絲，左右互捻，直徑d=28mm，鋼絲繩最小破斷拉力Sb=546KN，標記如下：鋼絲繩 28NAT619W+FC1850ZS233.6GB8918-881.1.3 確定滑輪主要尺寸滑輪的許用最小直徑：D=812mm式中系數e=30由表2-4（起重運輸機械）查得。由附表2選用滑輪直徑D=900mm，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=28mm，D=900mm，滑輪軸直徑D5=150mm的E1型滑輪，其標記為：滑輪E128900-150 ZB J80 006.8-871.1.4 確定卷筒

12、尺寸，并驗算強度卷筒直徑：D=28=812mm由附表13選用D=900mm，卷筒繩槽尺寸由3附表14-3查得槽距，t=30mm，槽底半徑r=17mm卷筒尺寸：L=2714mm 取L=3000mm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=131mm，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=900+28=928mm 卷筒壁厚： =+（610）=0.02900+（610）=2428 取=26mm卷筒壁壓應力驗算：=N/m2=112.5MPa選用灰鑄鐵HT200，最小抗拉強度=195MPa 故抗壓強度足夠卷筒拉

13、應力驗算：由于卷筒長度L3D，尚應校驗由彎矩產生的拉應力，卷筒彎矩圖示與圖1-2 圖1-2 卷筒彎矩圖卷筒最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中間時：=125834340Nmm卷筒斷面系數：=0.1=0.1=15443271式中卷筒外徑，=900mm； 卷筒內徑，=-2=900-226=848于是 =8.15Mpa合成應力：=+=8.76+=35.51MPa式中許用拉應力：=39MPa卷筒強度驗算通過。故選定卷筒直徑=900mm，長度L=3000mm；卷筒槽形的槽底半徑=17mm，槽距=30mm；起升高度=18m，倍率=6卷筒 A9003000-1730-183左ZB J80 007.2-871.1.

14、5 選電動機計算靜功率：=132.1KW式中機構總效率，一般=0.80.9，取=0.85電動機計算功率：=0.9132.1=118.89KW式中系數由表6-1(起重運輸機械)查得，對于級機構，=0.850.95，取=0.9查表28選用電動機YZR 315M，其（15%）=125KW，=750rpm，=34kg，電動機質量=1170kg1.1.6 驗算電動機發(fā)熱條件 按照等效功率法，求=40%時所需的等效功率：=10.85132.1=112.3KW 式中工作級別系數，查表（起重運輸機械）6-4，對于重級，=1；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/

15、=0.10.2，取/=0.1，由圖（起重運輸機械）6-6查得=0.85。由以上計算結果，故初選電動機能滿足發(fā)熱條件1.1.7 選擇減速器卷筒轉速：=14r/min減速器總傳動比：=53.57查表（起重機設計手冊）選QJS-D-630型減速器，當工作類型為重級（相當工作級別為M7級）時，許用功率N=124KW，=50，質量=3600，主軸直徑=80mm，軸端長=170mm（錐形）1.1.8 驗算起升速度和實際所需功率 實際起升速度：=6.8=6.35m/min誤差：=100%=100%=6.6%=15%實際所需等效功率：=112.3=120.25KW=125KW1.1.9 校核減速器輸出軸強度由

16、起重運輸機械公式（6-16）得輸出軸最大徑向力= 式中=287720=175440N=175.44KN卷筒上卷繞鋼絲所引起的載荷；=9.81KN卷筒及軸自重，參考表3-10-7（起重機設計手冊）查得R=150KNQJS630減速器輸出軸端最大允許徑向載荷。=92.63KN=150KN 由2公式（6-17）得輸出軸最大扭矩：=（0.70.8） 式中=9750=1625Nm電動機軸額定力矩；=3.4當=40%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（ 起重機設計手冊）表3-10-6查得。=0.83.41625500.95=67925Nm=85000Nm由以上計算，

17、所選減速器能滿足要求1.1.10 選擇制動器所需靜制動力矩：= =1.75=232.48m=2324.8Nm 式中=1.75制動安全系數，由（起重運輸機械）第六章查得。 由表3-7-17（起重機設計手冊）選用YWZ5-630/121制動器，其制動轉矩=18002800Nm，制動輪直徑=630mm，制動器質量=185.81.1.11 選擇聯軸器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(jié)求出）； =1.5聯軸器安全系數； =1.8剛性動載系數，一般=1.52.0由1附表29查得YZR-315M電動機軸端為圓錐形，。從表3-10-9（起重機設計手冊）查得QJS-D-630減

18、速器的高速軸為圓錐形?？侩妱訖C軸端聯軸器 由表312-7（起重機設計手冊）選用CLZ4半聯軸器，其圖號為S180，最大容許轉矩=5600Nm值，飛輪力矩kgm，質量=37.5kg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=19000Nm, 飛輪力矩 kgm,質量218kg.為與制動器YWZ5-630/121相適應,將S198聯軸器所需制動輪,修改為應用1.1.12 驗算啟動時間起動時間：式中=35+0.22+34=69.22kgm靜阻力矩：kgm =1838.7Nm平均起動轉矩：Nm=2.65s 通用橋式起重機起升機構的，此時1

19、s1.1.13 驗算制動時間制動時間：式中 查1表6-6查得許用減速度a0.2,a=v/，因為，故合適。1.1.14 高速浮動軸 （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+）=1.04 起升動載系數，=1+0.71v=1+0.716.8/60=1.08由上節(jié)選擇聯軸器中，已經確定浮動軸端直徑d=85mm,因此扭轉應力為：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：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，

20、對于零件表面有急劇過渡和開有鍵槽及 緊配合區(qū)段，=1.52.5 與零件表面加工光潔度有關，此處取k=21.25=2.5 考慮材料對應力循環(huán)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。中間軸徑，取1.2 小車副起升機構計算1.2.1 確定起升機構傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組 照布置宜緊湊的原則，決定采用如下圖2-1的方案。按Q=25t，查1表4-2取滑輪組倍率ih=3，承載繩分支數：Z=2ih=6圖2-1副起升結構簡圖查表3-4-11選短型吊鉤組，圖號為T

21、1-362.1508。得其質量：G0=697kg兩端滑輪間距 A=102mm1.2.2 選擇鋼絲繩 若滑輪組采用滾動軸承，當ih=3，查表2-1（起重運輸機械）得滑輪組效率h=0.985鋼絲繩所受最大拉力：Smax=4348kg=43.48KN鋼絲繩計算破斷拉力Sb：Sb=nSmax=643.48=260.88KN 查附表1選用纖維芯鋼絲繩619W+FC，鋼絲公稱抗拉強度1850MPa，光面鋼絲，左右互捻，直徑d=20mm，鋼絲繩最小破斷拉力Sb=279.5KN，標記如下：鋼絲繩 20NAT619W+FC1850ZS233.6GB8918-881.2.3 確定滑輪主要尺寸 滑輪的許用最小直徑：

22、D=580mm 式中系數e=30由表2-4（起重運輸機械）查得。由附表2選用滑輪直徑D=630mm，由于選用短型吊鉤，所以不用平衡滑輪?；喌睦K槽部分尺寸可由附表3查得。由附表4選用鋼絲繩d=20mm，D=630mm，滑輪軸直徑D5=100mm的E1型滑輪，其標記為：滑輪E120630-100 ZB J80 006.8-871.2.4 確定卷筒尺寸，并驗算強度卷筒直徑：D=20=580mm由1附表13選用D=650mm，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=1709mm 取L=2000mm式中 Z0附加安全系數，取Z0=2； L1卷槽不切槽部分長

23、度，取其等于吊鉤組動滑輪的間距，即L1=A=102mm，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=650+20=670mm 卷筒壁厚：=+（610）=0.02650+（610）=1923取=23mm卷筒壁壓應力驗算：=N/m2=85.9MPa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L3D，尚應校驗由彎矩產生的拉應力，卷筒彎矩圖示與圖2-2 圖2-2 卷筒彎矩圖卷筒最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中間時：=41262520Nmm卷筒斷面系數：=0.1=0.1=6987005式中：卷筒外徑，=

24、650mm； 卷筒內徑，=-2=650-223=604mm于是 =5.9MPa合成應力：=+=5.9+=31.67MPa 式中許用拉應力 =39MPa卷筒強度驗算通過。故選定卷筒直徑=650mm，長度L=2000mm卷筒槽形的槽底半徑=11mm，槽距=22mm；起升高度=20m，倍率=3卷筒 A6502000-1122-203左ZB J80 007.2-871.2.5 選電動機計算靜功率：=46.93KW 式中機構總效率，一般=0.80.9，取=0.85電動機計算功率：=0.946.93=42.24KW 式中系數表6-1（起重運輸機械）查得，對于級機構，=0.850.95，取=0.9查附表28

25、選用電動機YZR 280S，其（40%）=42KW，=719rpm，=9.2kg，電動機質量=747kg1.2.6 驗算電動機發(fā)熱條件 按照等效功率法，求=40%時所需的等效功率：=10.8546.93=39.89KW 式中工作級別系數，查表（起重運輸機械）6-4，對于M7級，=1； 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/=0.10.2，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(fā)熱條件1.2.7 選擇減速器 卷筒轉速：=13.55r/min減速器總傳動比：=53.06查表QJS-450減速器，當工作類型為重級（

26、相當工作級別為M7級）時，許用功率N=44KW，=50，質量=1400，主軸直徑=50mm，軸端長=110mm（錐形） 實際起升速度：=9.5=10.08m/min 誤差：=100%=100%=6.1%=25% 實際所需等效功率：=39.89=40.32KW=42KW1.2.8 校核減速器輸出軸強度由（起重運輸機械）公式（6-16）得輸出軸最大徑向力：= 式中=243480=86960N=86.96KN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=64KNQJS450減速器輸出軸端最大允許徑向載荷，由表3-10-7（起重機設計書冊）=48.4KN=64KN由（起

27、重運輸機械）公式（6-17）得輸出軸最大扭矩：=（0.70.8）式中=9750=572.8Nm電動機軸額定力矩； =1.5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，由表36查得。=0.71.5572.8500.95=28568Nm=30000Nm由以上計算，所選減速器能滿足要求1.2.9 選擇制動器 所需靜制動力矩：= =1.75=85.36m=853.6Nm 式中=1.75制動安全系數，由(起重運輸機械)第六章查得。由表3-7-17選用YWZ5-400/80制動器，其制動轉矩=6301250Nm，制動輪直徑=400mm，制動器質量=79.41.2.10

28、選擇聯軸器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(jié)求出）； =1.5聯軸器安全系數； =1.8剛性動載系數，一般=1.52.0。由1附表29查得YZR-280S電動機軸端為圓錐形，。從1附表34查得QJS-450減速器的高速軸為圓錐形?？侩妱訖C軸端聯軸器 由表3-12-7(起重機設計手冊)選用CLZ半聯軸器，其圖號為S180，最大容許轉矩=3150Nm值，飛輪力矩kgm，質量=25.4kg.浮動軸的兩端為圓柱形 靠減速器軸端聯軸器 由表3-12-8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 kgm,質量67kg. 1.2.1

29、1 驗算起動時間起動時間：式中=9.2+5.2+0.12=14.52kgm靜阻力矩：kgm=675.2Nm 平均起動轉矩：Nm=3.48s 對于通用橋式起重機起升機構的，此時1s. 1.2.12 驗算制動時間制動時間：式中查1表6-6查得許用減速度a0.2,a=v/，因為，故合適。1.2.13 高速浮動軸（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+）=1.055 起升動載系數，=1+0.71v=1+0.719.5/60=1.11由上節(jié)選擇聯軸器中，已經確定浮動軸端直徑d=55mm,因此扭轉應力為軸材料用45號鋼，彎曲： =0.27（+ ）=0.27（600+300）=

30、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(qū)段，=1.52.5與零件表面加工光潔度有關，此處取k=21.25=2.5考慮材料對應力循環(huán)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。中間軸徑，取1.3 起重機小車運行機構1.3.1 確定小車傳動方案經比較后，確

31、定采用下圖1-3所示傳動方案：圖1-3 小車運行機構傳動簡圖1.3.2 選擇車輪及軌道并驗算其強度車輪最大輪壓：小車質量估計取Gxc=28000kg 假定輪壓均布，則Pmax=（100000+28000）/4=32000kg車輪最小輪壓：Pmin=Gxc/4=28000/4=7000kg初選車輪：由1表3-8-15P360，當運行速度37m/min1.6，工作級別為M5時，車輪直徑Dc=600mm，軌道型號為QU120，許用輪壓為38.7t Pmax。GB462884規(guī)定，直徑系為=250,315,400,500,600,700mm，故初步選定車輪直徑=600mm，而后校核強度。強度驗算：按車

32、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=（2320000+70000）/3 =236666.7N車輪材料為ZG35CrMnSi，s=340Mpa，b=640Mpa線接觸局部擠壓強度：Pc=k1DclC1C2=660012010.8=322560N式中, k1許用線接觸應力常數（N/mm2），由表3-8-6(起重機設計手冊)查得k1=6 l車輪與軌道有效接觸強度，對于，l=b=120mm C1轉速系數，由表3-8-7(起重機設計手冊)，車輪轉速Nc=v/Dc=37/（3.14*0.7）=16.83r/min時，C1=1.09 C2

33、工作級別，由2表5-4，當為M7時，C2=0.8Pc Pc，故通過。1.3.3 運行阻力的計算點接觸局部擠壓強度：Pc”=k2R2C1C2/m3=0.132500210.8/0.4683 =257553N式中，k2許用點接觸應力常數（N/mm2），由3表5-2查得k2=0.132R曲率半徑，車輪與軌道曲率半徑中的大值。車輪R1=D/2=600/2=300mm，軌道查表3-18-4(起重機設計手冊)R2=500mm，故取R=500mm m由R1/R2比值所確定的系數，R1/R2=300/500=0.6，由表3-8-9(起重機設計手冊)查得m=0.468 Pc” Pc，故通過。小車滿載運行時的最大

34、摩擦阻力：=1280000=21333.3N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=0.0006；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=190mm； D車輪踏面直徑，D=600mm；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?？蛰d運行時最小摩擦阻力：Fm0= 2333.3N1.3.4 選電動機電動機的靜功率：;Pj= =14.62kw式中，機構傳動效率，取0.9 Fj=Fm(Q=Q)滿載運行時的靜阻力；m驅動電動機臺數

35、m=1；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=114.62=14.62kw 式中kd電動機功率增大系數，由表7-6查kd=1.0。由表5-1-3(起重機設計手冊)選用電動機YZR-200L，Ne=22kw，n1=1000 r/min，(GD2)d=0.67kg.m2，電動機質量390kg 。 1.3.5 驗算電動機發(fā)熱條件電機等效功率： Nx =K2.5rNj=11.1214.62=16.37kw 式中，K2.5工作類型參數，由表6-4查得K2.5=1 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(fā)熱要求1.3.6 選擇減速

36、器車輪轉速：nc=機構傳動比：i0=由表3-10-6（起重機設計手冊）選用一臺QJRS-335-1減速器， =50；N=18.8kw (當輸入轉速為750r/min時)。故NJN1.3.7 驗算運行速度和實際所需功率實際運行速度：Vdc=Vdc誤差：實際所需電動機靜功率：Nj=NJ由于NjNe，故所選電動機和減速器均合適1.3.8 驗算起動時間起動時間： tq=式中 n1=1000r/min； m=1(驅動電動機臺數)； Mq=1.5Me=1.5 MeJC40%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

37、的飛輪轉矩：(GD2)zl+(GD2)l=0.69kgm2機構總飛輪矩（高速軸）：C(GD2)l=1.15(0.69+0.39)=1.08kgm2滿載起動時間：tq(Q=Q)= =3.2s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) ，故空載時不可能打滑，選擇電動機合適滿載時起動，主動車輪與軌道接觸處的圓周切向力： =+=3356.6=33566N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。1.3.11 選擇制動器由(起重運輸機械)查得，對于小車運行機構制動時間34s，取=2s，因此，所需制動轉矩： = -=51.11

38、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1.3.12 選擇高速軸聯軸器及制動輪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，=1.22.0，取=1.8由表5-1-9（起重機設計手冊）查電動機YZR200M-6兩端伸出軸各為圓柱d=60mm，=140mm。由附表37查QJRS-335減速器高速軸端為圓柱形=38mm，=80mm。故表3-12-7選齒輪聯軸器，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ZBJ1

39、9013-89。其公稱轉矩=521Nm，飛輪矩=0.03kg，質量=7.96kg。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1.3.13 選擇低速軸聯軸器低速軸聯軸器計算轉矩，可由前節(jié)的計算轉矩求出Nm由（起重機設計手冊）附表37查得QJRS-335減速器低速軸端為圓柱形d=115mm，L=55mm，取浮動軸裝聯軸器軸徑d=120mm，L=212mm，由表3-12-7選用兩個G

40、ICLZ鼓形齒式聯軸器。其主動端：Y型軸孔A型鍵槽，=115mm。從動端：Y型軸孔，A型鍵槽，=110m，L=165mm，標記為：GICLZ6聯軸器由前節(jié)已選定車輪直徑=600mm，由表3-8-11參考車輪組，取車輪軸安裝聯軸器處直徑d=130mm，L=160mm，同樣選用兩個GICLZ6鼓形齒式聯軸器。其主動軸端：Y型軸孔，A型鍵槽=125m，L=212mm，從動端：Y型軸孔，A型鍵槽=130mm，L=252mm，標記為：GICLZ聯軸器ZBJ19014-891.3.14 驗算低速浮動軸強度（1）疲勞驗算 由4運行機構疲勞計算基本載荷Nm前節(jié)已選定浮動軸端直徑d=120mm，其扭轉應力：浮動

41、軸的載荷變化為對稱循環(huán)（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，=1.51.7，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：（510）=125130m 取=130mm2 起重機大車設計2.1 起重機打車運行機構計算2.1.1 確定傳動機構方案圖2-12.1.2 選擇車輪與軌道，并驗算其強度（1）滿載時，最大輪壓（2）空載時，最大輪壓 空載時，最小輪壓（3）車輪踏面疲勞載荷

42、車輪材料采用65Mn，由（起重機設計手冊）表3-8-11選擇車輪直徑，查的軌道型號為QU120。按車輪與軌道為點接觸和銜接處兩種情況驗算車輪的接觸強度點接觸局部擠壓強度計算 Pc”=k2R2C1C2/m3=0.24550021.020.8/0.473=481.4KN式中，k2許用點接觸應力常數（N/mm2），由（）運輸機械表5-2查得k2=0.245R曲率半徑，車輪與軌道曲率半徑中的大值。車輪R1=D/2=600/2=300mm，軌道R2=500mm，故取R=500mm m由R1/R2比值所確定的系數，差得（機械設計手冊）表3-8-9 m=0.47 Pc”Pc，故通過。線接觸局部擠壓強度計算P

43、c=k1DclC1C2=7.26001301.020.8=458.22KN式中, k1許用線接觸應力常數（N/mm2），由2表5-2查得k1=67.2 l車輪與軌道有效接觸強度，對于QU120， l=b=130mm C1轉速系數，由（運輸機械）表5-3，車輪轉速 Nc=v/Dc=40/（3.14*0.4）=31.85r/min時，C1=1.02 C2工作級別，由2表5-4，當為M7時，C2=0.8Pc Pc，故通過。2.1.3 運行阻力的計算滿載時，摩擦總阻力距：（1000000+900000）=6341.25N式中Q起升載荷；G起重機或者運行小車的自重載荷；k滾動摩擦系數，由（運輸機械）7-

44、1查得k=0.0008；車輪軸承摩擦系數，由(運輸機械)表7-2查得 =0.015； d與軸承相配合處車輪軸的直徑，d=190mm； 附加摩擦阻力系數，由(運輸機械)表7-3查得 =1.5；運行摩擦阻力：空載時，摩擦總力矩：運行摩擦阻力：2.1.4 選擇電動機電動機的靜功率：P=12.42kw式中，機構傳動效率，取0.95 Fj=Pm(Q=Q)滿載運行時的靜阻力；m驅動電動機臺數m=2；初定電動機功率：N=kdPj=1.15*12.42=14.283kw式中，kd電動機功率增大系數，由（機械運輸）表7-6得kd=1.15。由表5-1-13選用電動機YZR-200L-6，Ne=22kw，n1=7

45、15 r/min，(GD2)d=0.67kg.m2，電動機質量390kg 。 2.1.5 驗算電動機發(fā)熱條件等效功率Nx =K2.5rNj=11.1214.283=16.37kw式中，K2.5工作類型參數，由（運輸機械）表6-4查得K2.5=1 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(fā)熱要求2.1.6 選擇減速器車輪轉速：nc=機構傳動比：i0=由（機械設計手冊）表3-10-5選用兩臺QJR-236, N=16.4,N2.1.7 驗算運行速度實際運行速度：Vc=Vc誤差：實際所需電動機靜功率：Nj=NJ由于NjNe，故所選電動機和減速器均合適

46、2.1.8 驗算啟動時間tq=式中 n1=712r/min； m=2(驅動電動機臺數)；Mq=1.5Me=1.5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=0.225kgm2機構總飛輪矩（高速軸）：C(GD2)l=1.15(0.67+0.225)=1.029kgm2滿載起動時間：tq(Q=Q)=6.2s空載起動時間： tq(Q=0)= 2.1.9 按起動工況校核減速器功率Nd=式中 Pd=Pj+Pg=Pj+=21137.5+(100000+90000)=64085N所選用減速器的NJC25%=16.4

47、kwNd, 故減速器合適。2.1.10 驗算起動不打滑條件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= =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2.1.11 選擇制動器 取制動時間：=4s按空載計算動力矩，即Q=0代入公式：= =148.4Nm式中查（起重機設計手冊）3-3-17現選用兩臺YWZ-200/23 制動力矩112-224Nm，質量m=26

48、.6kg2.1.12 選擇聯軸器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，=1.22.0，取=1.8。由表5-1-9（起重機設計手冊）查電動機YZR200M-6兩端伸出軸各為圓d=60mm=140mm。由附表37查QJRS-335減速器高速軸端為圓柱形=38mm，=80mm。故表3-12-7選齒輪聯軸器，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=521Nm，飛輪矩=0.03kg，質量=7.96kg高速軸端制動輪：根

49、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2.1.13 驗算低速浮動軸強度低速軸聯軸器計算轉矩，可由前節(jié)的計算轉矩求出 Nm由1附表37查得QJRS-335減速器低速軸端為圓柱形d=115mm，L=55mm，取浮動軸裝聯軸器軸徑d=120mm，L=212mm，由表3-12-7選用兩個GICLZ鼓形齒式聯軸器。其主動端：Y型軸孔A型鍵槽，=115mm。從動端：Y型軸孔，A型鍵槽，=110m，L=1

50、65mm，標記為 GICLZ6聯軸器由前節(jié)已選定車輪直徑=600mm，由表3-8-11參考車輪組，取車輪軸安裝聯軸器處直徑d=130mm，L=160mm，同樣選用兩個GICLZ6鼓形齒式聯軸器。其主動軸端：Y型軸孔，A型鍵槽=125m，L=212mm，從動端：Y型軸孔，A型鍵槽=130mm，L=252mm，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(jié)已選定浮動軸端直徑d=120mm，其扭轉應力： 浮動軸的載荷變化為對稱循環(huán)（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

51、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，=1.51.7，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：（510）=125130m 取=130mm3 起重機結構計算3.1 基本參數和已知條件起重量Q：100t 跨度L：19m工作級別：A7 起升高度：20m大車車輪直徑：600mm 小車車輪直徑：600mm起升速度：6.7m/min 大車運行速度：67m/min小車運行速度：67m/min 小車輪距：4600m小車軌距：4400m 小車車輪數：4個3.2 材料選擇及許用應力 根據總體結

52、構采用箱形梁，主要采用板材及型材。主梁、端梁均采用Q235-A鋼，二者的聯接采用螺栓連接。材料許用應力及性質： 取= 取= 取=3.3 總體尺寸設計3.3.1 橋架尺寸的確定(1)大車軸距： 根據小車軌距和偏軌箱形梁寬度以及大車運行機構的設置，取，梁的全長(2)主梁尺寸：高度: 取腹板高度: 翼緣板厚度：腹板的厚度： 主梁總高度： 主梁的寬度：（大起重量）腹板外側間距取且根據中軌箱形梁主梁軌道寬面的要求上、下翼緣板相同，為：。主梁端部變截面長度：，取3.3.2 端梁尺寸高度：，取考慮到大車輪的安裝，端梁內寬：，總寬：，翼緣板：，腹板：。3.3.3 主、端梁的連接 主、端梁采用突緣法蘭連接，端梁

53、為拼接式。橋架結構與主、端梁截面如圖1.1所示。 圖1.1 雙梁橋架結構端梁截面幾何性質如圖2.1所示：（a）主梁截面 （b）端梁截面圖2.1 主梁與端梁截面3.4 主梁截面性質計算主梁：主梁截面性質計算如圖2.2所示： 圖2.2 主梁截面性質計算圖形心： = ； ；慣性矩： 式中：、為箱形梁主副腹板的厚度； b為箱形梁腹板外側間距。上翼緣板靜矩： X軸以上截面靜矩： 3.5 端梁截面性質計算端梁：形心： 端梁截面性質計算如圖2.3所示： 圖2.3 端梁截面性質計算圖慣性矩： 端梁上翼緣板靜矩： 端梁中軸以上截面靜矩： 3.6 載荷主梁自重載荷小車軌道重量:欄桿等重量:主梁的均布載荷: 根據主

54、、副起升機構和運行機構的設計布置起升載荷為：小車自重: 額定起升載荷產生的和: 小車輪壓:=+=402210 N空載輪壓 滿載小車的動輪壓為： 空載小車的動輪壓為： 大車8個車輪，小車4個車輪，其中主動輪各占一半，按車輪打滑條件確定大小車運行的慣性力一根主梁上的小車慣性力為大車運行起制動慣性力（一根主梁上）為主梁跨端設備慣性力影響力小，忽略一根主梁的重量為一根端梁單位長度的重量一根端梁的重量為一組大車運行機構的重量（兩組對稱配置）為司機室及設備的重量（按合力計）為 ms(1)滿載小車在主梁跨中央左側端梁總靜輪壓按圖4-1計算圖4-1 端梁總輪壓計算 由,查得(P25)側向力(2) 滿載小車在主梁左端極限位置左側端梁總靜輪壓 側向力 估算大車輪壓選取大車車輪直徑為,軌道為.中軌梁扭轉載荷較小，且方向相反，可忽略。故在此不用計算。3.7 主梁計算計