毕业设计（论文）-20吨塔式起重机变幅小车及起升吊钩设计.docx

中南林业科技大学2011届工学学士学位毕业设计说明书 第 9 页 共 45 页 1 引言1.1 塔式起重机特点说明塔式起重机是一种塔身竖立、起重臂回转的起重机械。在工业与民用建筑施工中塔式起重机是完成预制构件及其他建筑材料与工具等吊装工作的主要设备。在高层建筑施工中其幅度利用率比其他类型起重机高。由于塔式起重机能靠近建筑物，其幅度利用率可达全幅度的80%，普通履带式、轮胎式起重机幅度利用率不超过50%，而且随着建筑物高度的增加还会急剧地减少。因此，塔式起重机在高层工业与民用建筑施工的使用中一直处于领先地位。应用塔式起重机对于加快施工进度、缩短工期、降低工程造价起着重要的作用。同时，为了适应建筑物结构件的预制装配化、工厂化等新工艺、新技术应用的不断扩大，现在的塔式起重机必须具备下列特点：1) 起升高度和工作幅度较大，起重力矩大；2) 工作速度高，具有安装微动性能及良好的调速性能；3) 要求装拆、运输方便迅速，以适应频繁转移工地之需要1.2 塔式起重机发展及机构介绍塔式起重机是在第二次世界大站后才真正获得发展的，战后各国面临着重建家园的艰巨任务，浩大的建筑工程最迫切需要大量性能良好的塔式起重机。在我国，塔式起重机的生产与应用已有40多年的历史，经历了一个从测绘仿制到自行设计制造的过程。塔式起重机不论其技术性能还是构造上有什么差异，总可以将其分解为金属结构、工作机构和驱动控制系统三个部分。金属结构是塔式起重机的骨架，它承受着起重机自重以及作业时的各种外载荷，是塔式起重机的主要组成部分，由塔身、塔头或塔帽、起重臂架、平衡臂架、回装支撑架、底架、台车架等主要部件组成，其重量通常占整机重量的一半以上。工作机构是为实现塔式起重机不同的机械运动要求而设置的各种机械部分的总称。QTZ400塔式起重机的工作机构有起升机构、变幅机构、回转机构和顶升机构等。其各机构功能：起升机构主要实现物品的上升与下降；变幅机构改变吊钩的幅度位置；回转机构使起重臂架作3600的回转，改变吊钩在工作平面内的位置；顶升机构使塔机的回转部分升降，从而改变塔式起重机的工作高度。驱动控制系统是塔式起重机又一个重要的组成部分。驱动装置用来给各种机构提供动力，最常用的是YZR与YZ系列交流电动机。控制系统对工作机构的驱动装置和制动装置实行控制完成机构的起动、制动、换向、调速以及对机构工作的安全性实行监控，并及时地将工作情况用各种参量：电流值、电压值、速度、幅度、起重量、起重力矩、工作位置与风速等数值显示出来以使司机在操作时心中有数。1.3 20吨塔式起重机机构说明QTZ400为水平起重臂，小车变幅，上回转自升式多用途塔式起重机，其最大工作幅度为70米，最大起重量为20吨，在最大幅度70米处可吊1吨。QTZ400塔式起重机的起升机构由驱动装置、传动装置、制动装置和工作装置四个部件组成。驱动装置采用YZR315S-8交流电动机，其功率为85KW，额定转速为724r/min；传动装置按机构布置需要，采用各种减速装置，用来完成转速与力矩的转换的最佳匹配，使电机在满足工作装置要求情况下处于高效最佳工作状态；工作装置由卷筒、钢丝绳、滑轮组与吊钩等所组成，当传动装置驱动卷筒转动时，通过钢丝绳、滑轮组变为吊钩的垂直上下直线运动；制动装置可控制吊装物品的下降速度或使其停止在空中的某一位置，不允许在重力作用下下落。由于重力始终作用在被悬吊的物品上，所以起升机构必须选用制动力矩在制动器不松闸时始终作用在制动轮上的常闭式制动器，以策安全。回转机构由回转支撑装置和回转驱动装置两部分组成。在实现回转运动时，为塔式起重机回转部分提供稳定、牢固的支承，并将回转部分的载荷传递给固定部分的装置称为回转支承装置；驱动塔式起重机的回转部分，使其相对塔式起重机的固定部分实现回转的装置称为回转驱动装置。变幅机构是为了满足物料的装、卸工作位置的要求，充分利用自身的起吊能力（幅度减小能提高起重量），塔式起重机需要经常改变幅度。变幅机构则是实现改变幅度的工作机构，并用来扩大塔式起重机的工作范围，提高生产效率。QTZ400塔式起重机采用绳索牵引式变幅机构，小车依靠钢丝绳牵引沿吊臂轨道运行，其驱动力不受附着力的限制，故能在略倾斜的轨道上行走。又由于驱动装置装在小车外部，从而使小车自重大为减少，所以使用于大幅度、其重量较大的起重机。在塔式起重机中大都采用绳索牵引式变幅机构，这样既可减轻吊臂载荷，又可以使工作可靠，而且因其驱动装置放在吊臂根部，平衡重也可略为减少。1.4 毕业设计目的本设计的目的在于通过对QTZ400塔式起重机工作机构的设计，了解目前塔式起重机的设计过程，熟悉塔式起重机的设计规范，掌握塔式起重机的设计原理、方法，并运用所学知识进行创新和改进设计。同时培养工程设计人员的查询资料、查找规范和阅读文献等方面的能力，以适应毕业后从事设计工作。2.毕业设计任务2.1设计依据及主要技术指标2.1.1机构工作级别起升机构：M5 变幅机构：M32.1.2工作幅度最大工作幅度：70m 最小工作幅度：3.5m 2.1.3起升高度 固定式：73m 附着式：180m2.2设计参数2.2.1 最大起重量：20t2.2.2 起升机构参数 起重量/速度t/（m/min） ： 12.5/27 25/13.5 倍 率：a=8 功 率：85kW变幅机构参数 速度 （m/min）：20/40 功率 （kw） ：133 20吨塔式起重机起升机构设计塔式起重机起升机构的设计及计算主要包括：根据总体设计要求选择合理的结构形式，确定机构的传动布置方案；按给定的整机主要参数（最大额定起重量、起升高度、起升速度等）确定起升机构参数，选择确定机构各起重零部件的结构类型和尺寸；进行机构动力装置的选择计算等。3.1影响起升机构的主要因素3.1.1滑轮组的倍率塔式起重机起升机构通常都采用单联滑轮组。滑轮组的倍率对起升机构的构造有着很大的影响。倍率愈大钢丝绳所受的拉力愈小，但由于绕绳量的增加，将使钢丝绳和卷筒长度增加，同时由于滑轮的数目的增多，也加剧了钢丝绳的磨损和疲劳，从而降低了钢丝绳的使用寿命。但从另一个方面看，增加倍率，须相应提高卷筒的转速，因此传动比就可以减小，使结构较为紧凑。3.1.2卷筒直径卷筒直径应尽量选取最小许用值。因为随着卷筒直径的增加，转矩和传动比也将增大，从而引起整个机构的变大。但在起升高度较大时，应增加卷筒直径以限制其长度。3.1.3联轴器在高速轴上，电机和减速器一般都是通过弹性联轴器相连接。在低速轴上，减速器输出轴和卷筒之间的连接多采用滑块或者齿轮联轴器，原因是它们可以传递较大的扭矩，并具有一定的调心性能，有利于安装调整比较。3.1.4制动器制动器一般安装在高速轴上，以减小其尺寸。通常利用联轴器的半个连接盘兼作制动，而带制动轮的联轴器半盘应安装在减速器轴上。这样，即使联轴器损坏，制动器仍能工作。目前也有将制动器装在电动机尾部壳体内，制成一个组合部件，从而使机构简化紧凑。综上所述，起升机构的设计应在保证满足塔式起重机主要工作性能的同时，尽可能地使机构工作可靠，结构简单，自重轻和维护保养方便等。3.2起升机构的载荷特点.物品起升和下降时，在驱动机构中钢丝绳拉力产生的扭矩方向不变。.物品悬挂系统由挠性钢丝绳组成，物品惯性引起的附加转矩一般不超过静转矩的10%，对机构影响不大。.机构起动或制动时，只有电动机输出轴到制动器之间的零件承受较大的动载荷，齿轮传动和其他低速轴零件所受的动载荷不大。3.3 起升机构起重零部件的选择计算3.3.1吊钩起重吊钩生产目前已经标准化，一般根据用途和最大额定起重量选择吊钩的形式和规格，必要时需进行强度校核。3.3.1.1吊钩的选型吊钩是塔式起重机上应用最普遍、最通用的基本吊具，常与滑轮组的动滑轮组合成吊钩组作起重机上的取物装置。依据QTZ400额定起重量和及参数，选用A型短钩，材料为20钢19。3.3.1.2吊钩基本尺寸吊钩的主要尺寸是由钩孔直径D来决定的：D（3035）FQ =3520=156.5mm （3-1） 取155mm。 式中FQ额定起重量 （t）。其他尺寸：h/D1.01.2 S0.75D l1(22.5)h l20.5h尺寸如图3-1所示： 图3-1 钩身主要尺寸简图3.3.1.3吊钩强度计算如图2所示。吊钩在额定载荷FQ作用下，钩身1-2、3-4截面及钩柱螺纹根部均为危险截面。计算时，吊钩载荷为额定起重量。1.钩身水平断面吊钩按曲梁理论计算，其钩身部分应力最大的断面为某点的应力为：和。因此这两个断面为危险断面（如图3-2） 图3-2 钩身断面强度计算图内侧拉应力为外侧拉应力为式中：对于梯形断面2.钩身垂直断面断面虽然受力不如断面大，却是吊索强烈磨损的部位。随着断面面积减小，承载能力下降，应按实际磨损的断面尺寸计算。危险的受力情况使当系物吊索分支的夹角较大时，吊索每分支受力为： 故： 3.钩柄尾部的螺纹部位CC断面螺纹根部应力集中，容易受到腐蚀，会在缺陷处断裂。螺纹的强度计算只验算拉应力。 式中 4.钩柄尾部的螺纹（螺母）高度的确定螺纹部分应有足够的高度，其高度可按螺纹表面的挤压应力决定。其挤压应力为： 式中 普通螺纹基本尺寸确定如下：中南林业科技大学2011届工学学士学位毕业设计说明书 第 47 页 共 45 页通过以上对吊钩强度计算，可知吊钩设计满足强度要求4！3.3.1.4 吊钩横梁的计算中间截面A-A（图3-3）的最大弯曲应力：图3-3 吊钩横梁计算简图吊钩横梁工作时的危险截面位于横梁中部A-A截面，其最大弯曲应力为 =MW =322FQl2B-dh2 =1.52010009.83402220-89852 =52.8MPa s2.5 s2.5=98MPa （3-10）式中：FQ起升载荷，N； 2动载系数； l拉板的间距，mm； B横梁宽度，mm；d吊钩孔径，d =89mm；h吊钩与横梁连接部分长度，h =85mm。轴孔d1的平均挤压应力： j =2FQ2d1 =1.52010009.827725 =76.4MPaa a =88.75MPa （3-11）式中 拉板厚度，=25mm； d1 轴孔直径，d1= 77mm； a许用挤压应力（MPa），a=s6s5（工作时有相对转动，对中小起重量取小值，大起重量取大值）；a=s4s3（工作时无相对转动，对中小起重量取小值，大起重量取大值）。此处取a=88.75MPa。3.3.1.5 吊钩滑轮轴计算根据拉板在滑轮轴上的不同位置，作出滑轮轴上不同的弯矩图，图3-4中S为滑轮钢丝绳拉力的合力则S = FQ1+2%Bd =2010009.81+2%0.990.987 =204599N （3-12） 图3-4 滑轮轴计算简图故滑轮轴的最大弯曲应力为： =MW=664947100=66.5MPas2.5 s2.5=142MPa （3-13）式中 M为滑轮中心线处截面的最大弯矩，M = Sl4 =204599134 =664947NcmW = 0.1d3=0.1103=100cm3故滑轮轴满足强度要求！3.3.1.6 吊钩拉板的计算吊钩组两侧的拉板危险截面为A-A和B-B两个截面（图3-5）。 图3-5 拉板计算简图水平截面A-A的内侧孔边最大拉应力为： =2FQaj2b-d+ =1.52010009.82.382850-77（25+0） =18.1MPa s1.7 s1.7=138.2MPa （3-14）式中： b拉板宽度，b =850mm；拉板厚度，=25mm； 加强板厚度，考虑到拉板构造和加工工艺性在此处不设加强板，取 =0。 aj应力集中系数，由图3-6取aj=2.38。图3-6 应力集中系数aj值垂直截面B-B的内侧孔边最大拉应力（切向）为： =2FQh02+0.25d22d+h02-0.25d2 =1.52010009.8（2552+0.25892）289（25+0）（2552-0.25892） =70.2MPa s3 s3=2353 =78.3MPa （3-15）轴孔处的平均挤压应力： a =2FQ2d+ =1.52010009.828925+0 =66.1MPa a a=88.75MPa （3-16）经计算满足强度要求！3.3.2 起升机构滑轮组倍率表1 起重量与滑轮组倍率关系表额定起重量FQ3581216254065100倍率a23466688101012161720根据表1，结合所设计的额定起重量为20吨，选倍率a=83.3.3 钢丝绳计算起升机构钢丝绳直径按最大静载荷确定。钢丝绳中的最大静拉力Smax（绕入卷筒的钢丝绳分支上的拉力），由下式确定：Smax=FQ+FqaBd =2010009.81+3%80.9750.98520.9874 =28110 N （3-17）式中：FQ最大起升载荷，N，其中所含吊具自重载荷Fq估算为Fq=3% FQ；a滑轮组倍率，a=8；B滑轮组总效率（表2-8a）；d导向滑轮效率，d=123d（表5-3）；所选钢丝绳的破断拉力FP 必须满足下式：FP nSmax=5.528110=154605 N式中： n安全系数（表2-2），取n=5.5。根据FP 选择起升钢丝绳为： 18 NAT 6X19 W+NF 1770 ZS GB 8918-20063。3.3.4卷筒的尺寸及转速计算3.3.4.1卷筒的直径及长度的确定卷筒用于缠绕钢丝绳，其直径及长度的确定是由钢丝绳尺寸来设计选取，其最小值Dmin应满足： Dminhd =2518 =450mm （3-18） 式中： Dmin按钢丝绳中心计算的卷筒的最小卷绕直径，mm； h 与机构工作级别和钢丝绳机构有关的系数，表12-2选用h=25； d 钢丝绳直径，d=18mm。 由JB/T 9006.11999卷筒直径系列取直径D=900mm3。其转速n可按下式计算： n=avD1 =8203.140.918 =55.5 m/min式中 a滑轮组的倍率； v起升速度； D1卷筒卷绕直径，m，D1=D+d（D为卷筒槽底的直径，d为钢丝绳直径）。3.3.4.2 卷筒其它尺寸的确定多层绕光面卷筒的绕绳部分长度为： L0=Zd式中 钢丝绳排列不均匀系数，=1.1； Z直接缠绕在卷筒面上钢丝绳圈数； d钢丝绳直径，mm。设多层卷绕钢丝绳各层的直径分别为：D1、D2、D3Dn，共绕n层，每层为Z圈，如图3-5所示，则卷筒的绕绳量为L=ZD1+D2+D3+Dn已知D1=D+d D2=D+3d D3=D+5d Dn=D+2n-1d代入 L=ZD1+D2+D3+Dn = ZnD+nd故而 Z=LnD+nd钢丝绳的卷绕层数n不宜过大，否则起升速度变化太大，通常取n=36层，此处取3层。根据起升高度和机构要求取定L=350m，则钢丝绳在卷筒上缠绕圈数为：Z=LnD+nd =3503.1430.900+30.018 =39层则 多层缠绕卷筒绕绳部分的长度为： L0=Zd=1.13918=772.2mm，考虑卷筒两端空余部分长度和固定钢丝绳端头部分长度，取为L0=850mm。3.3.5 卷筒3.3.5.1卷筒壁厚计算卷筒壁厚一般先按经验公式初步确定，然后进行强度校核。对于铸铁卷筒：=0.02D+610 mm铸钢或焊接卷筒：d mm 式中： 卷筒壁厚，mm； D 卷筒直径，mm； d 钢丝绳直径，mm。由于目前铸造工艺的要求壁厚不宜过小，对于铸铁卷筒12mm，铸钢卷筒15mm，焊接卷筒78mm。此处卷筒选用铸铁HT200，故其厚度=0.02D+610 =26mm3.3.5.2卷筒壁厚强度验算卷筒工作时，由于受钢丝绳最大拉力Smax的作用，卷筒壁厚主要承受钢丝绳缠绕箍紧所产生的压缩应力，以及扭转和弯曲应力。当卷筒长度小于3倍直径（L3D）时，弯曲和扭转应力一般不超过压缩应力的10%15%，因此可以略去不计，只按压缩应力进行强度校核。为计算卷筒截面上的压应力，在壁厚为的卷筒上取宽度为绳槽节距t的圆环，并将其切开，如图3-6所示。由于远远小于D，可以认为圆环截面上的压应力为： ct=Smax则卷筒壁厚上的压应力为： c =Smaxt =281102618 =60.06MPac c=155MPa （3-19） 式中 t绳槽节距，对于光面卷筒t=d。 c卷筒材料的许用压应力MPa。对钢c=s2（s为屈服强度）；对铸铁c=b5b为材料抗压强度强度。此处材料为QT450-10，其 c=s2 =3102 =155MPa 多层卷绕时，卷筒所受的压力不是随卷绕层数而成倍地增加。考虑到上层钢丝绳对下层钢丝绳的压紧，使下层钢丝绳在径向产生弹性变形而使筒壁上应力有所减少这一因素，并将其用应力增加系数A予以表示后，则多层缠绕卷筒压应力计算公式为： c =ASmaxt =1.8281102618 =108.1MPa c c=155MPa （3-20）式中A由表2-9系数A值取A=1.8 1。 故经计算所设计卷筒满足强度要求！3.3.6制动器的选择根据制动器的安装位置和机构的传动方式，选择制动器的形式和确定制动器的制动力矩。制动器的静制动力矩Tj，可由下式确定： Tj=FQDn2iBa 1 =2010009.80.99217.2780.792 =556.2 （Nm） （3-21）式中FQ最大起升载荷，N； Dn钢丝绳绕卷筒直径，多层缠绕时Dn=D+2m-1d，m为卷绕最多的层数； iB卷筒至制动器轴间传动比； 1起升吊钩至制动器轴间传动效率，1=Bdtch=0.792。起升机构制动器的制动力矩必须大于由起升载荷产生的力矩。 TB KBTj =1.75556.2 =973.4 （Nm） （3-22）式中 KB制动安全系数，表5-4查得KB=1.75 1。综上查手册选用YWZ8-400/121，其制动力矩为8502000 Nm，质量为132kg。3.4 起升机构传动装置的设计计算3.4.1 起升机构功率计算3.4.1.1 计算电动机的静功率 Pj=FQv601000 =2010009.8206010000.792 =82.49 （kW） （3-23）式中 FQ最大起升载荷，N； 机构总效率，=Bdtch=0.792，式中 B为滑轮组总效率，d为导向滑轮效率，t为卷筒的机械效率，采用滚动轴承时t=0.98，ch为传动机构的机械效率，它与传动的型式有关，选用卧式减速器传动取其机械效率为0.9；v起升速度，起升最大载荷是速度为20m/min。3.4.1.2初选电动机：根据机构工作级别、作业特点及电动机的工作特性，同时为了满足电动机起动和不过热要求，所选电动机的额定功率应满足下式：PJCKJCPj =0.8082.49 =66.0 （3-24）式中 Pjc 电动机额定功率，kW； Pj 起升静功率，kW； KJC稳态负载平均系数，与接电持续率JC有关，见表5-5，初步设计时，JC值及Z值可按表5-6选取，此处根据JC=40%，选KJC=0.80。故而选用YZR315S-8型电动机，其JC=25%时额定功率为PJC=85kW，转速为724r/min。3.4.1.3 电动机过载能力校验起升机构要求电动机在有电压损失（交流电动机为15%，直流不考虑）、最大转矩允差（交流电动机10%，直流不考虑）时，可起吊1.25倍的额定起重量。故电动机的额定功率应符合下式要求，以保证有足够的过载能力。 PJCHZmFQv601000 =2.113.02010009.8206010000.792 =57.7 （3-25）式中 PJC基准接电持续率时的电动机额定功率，kW； Zm电动机台数； 电动机转矩的允许过载倍数，对于线绕型异步电动机=2.23.5，笼型异步电动机=2.52.9，此处取=3.0； H考虑电压降及转矩允差以及静载实验超载的系数，绕线异步电动机取H=2.1，笼型异步电动机取H=2.2，直流电动机取H=1.4。故所选电动机满足过载能力校验！3.4.1.4 电动机发热校验异步电动机发热校验可采用平均损耗法，也可根据电动机的类型不同，选用等效转矩法和等效电流法进行精确发热校验。本书采用GB/T 13752-92推荐的方法近似计算，具体如下：PJCTrenm9550Kz =570.072495500.7920.85 =64.2 kW （3-26）式中 PJC电动机额定功率，其工作制为S3,接电持续率25% 时为26KW；nm电动机额定转速，nm=724r/min； 机构传动效率。 Kz系数，Kz=1-Z1000=1-1501000=0.85，式中Z为电动机每小时折算起动次数，查表5-6得Z=1501； Tre最不利工作循环的等效静阻力矩，按下式取近似值： Tre=TjKG=838.30.68=570.0（Nm） （3-27）式中 KG系数，对于起升机构KG=0.670.79，取KG=0.68； Tj起升机构静阻力矩（Nm），按下式计算： Tj =FQDmax2ai =2010009.80.9362817.270.792 =838.3 （Nm） （3-28）其中 FQ 额定起升载荷，N； Dmax 卷筒计算直径，m，Dmax=D+2d； a 滑轮组倍率； i 卷筒至电动机轴传动比； 机构传动效率（包括滑轮组效率），=0.792。3.4.2 减速器3.4.2.1 减速器的选择起升机构的传动比i0根据电动机nm的转速和卷筒的转速n由下式确定。 i0=nmn =72455.5 =13.05 （3-29）式中 nm电动机额定转速，r/min； n 卷筒转速。 塔式起重机起升机构中常用ZQ（JZQ）型渐开线圆柱齿轮减速器。故根据传动比、输入功率、输入转速以及机构的JC%，从标准中选用ZQ-500-3CA当工作类型为中级时，许用功率为32kW，i0=12.64，质量为345kg，入轴直径d1=50mm，轴端长l1=85mm（锥形）20。若减速器输出轴采用齿轮联轴器与卷筒相连时，输出轴及轴端承受较大的短暂作用的扭矩和径向力，一般还须对此进行验算。3.4.2.2 验算起升速度和实际所需功率实际起升速度： v=vi0i0 =2013.0512.64 =20.65m/min误差： v-vv100% =20.65-2020100% =3.25%T1值，质量Gl=54.8kg，浮动轴的两端为圆柱形d=95mm，l=172mm4。靠减速器轴端联轴器：查手册选用带400mm制动轮的半齿联轴器，其图号为S124，最大容许转矩Tt=3150Nm，飞轮力矩GD2l=1.8kgm2，质量Gl=38.5kg。为与制动器YWZ8-400/121相适应，将S124联轴器所带300mm的制动轮修改为400mm应用4。验算联轴器扭矩条件要求： T=k1k3TzBmax =1.31.02522.7 =3279.5T=8000Nm （3-33）式中: T 所传递扭矩的计算值，Nm； TzBmax按载荷组合B计算的最大扭矩，对高速轴， TzBmax=0.70.8mTn =0.753.01121.2 =2522.7Nm其中m为电动机转矩的允许过载倍数，Tn为电动机额定转矩， Tn =9550Pn =955085724 =1121.2NmP为电动机额定功率，kW，n为转速，r/min；对低速轴，TzBmax=2Tj，其中2为起升载荷动载系数，Tj为钢丝绳最大静拉力作用于卷筒的扭矩，Nm；T联轴器许用扭矩，查得T=8000Nm4；k1 联轴器重要程度系数，对于起升机构，k1=1.3；k3 角度偏差系数，选用齿轮联轴器k3值见表5-8，对其它类型联轴器k3=1.0 1。3.4.4 验算起动、制动时间起升机构的工作为周期性的，工作时分起动、稳定运动和制动三个阶段。由于机构在起动和制动时会产生加速度和惯性力，若起动和制动时间过长，加速度小，将影响起重机的生产率。反之，加速度太大，又会给金属结构和传动部件施加很大的动载荷，并使零部件的受力增大。因此，必须把起动与制动时间控制在一定范围内。3.4.4.1起动时间验算起升机构在起动阶段，要使原来静止的质量开始运动，这时电动机的起动力矩Tq除了克服静阻力矩Tj外，还有一部分用来克服运动质量的惯性阻力矩Tg，即 Tq = Tj + Tg （Nm） （3-34）静阻力矩Tj有前式已算出Tj=838.3 Nm。惯性阻力矩Tg为：Tg= J nm9.55tq Nm式中 nm电动机额定转速，nm=724r/min； tq起动时间，s；J机构运动质量换算到电动机轴上的总转动惯量，kgm2，按下式计算： J =1.15Jd+JL+FQD+2d24ga2i2 =1.155.457+200009.80.90+20.018249.88217.2720.792 =6.57 kgm2 Jd、JL电动机转子、制动轮和联轴器的转动惯量，Jd+JL3.3+0.357+1.8 =5.457 kgm2。 g重力加速度，g=9.8m/s2。因此，可有： tq= J nm9.55Tg =6.577249.551906.0-838.3 =0.47s （3-35）满足要求！电动机平均启动转矩Tq，由表5-9选取：Tq = 1.7 T25 =1.71121.2 =1906.0Nm （3-36）其中T25 =9550N25n25 =955085724 =1121.2N25为JC=25%时的电动机功率，n25为电动机的额定转速3。推荐电动机起动时间为tq=25 s3，故所选电动机满足起动时间要求！3.4.4.2 制动时间验算满载下降的制动时间： 满足要求！式中满载下降时电动机转速，r/min，通常取=1.1nm=1.1724=796.4；TZ 制动器制动力矩，所选制动器制动力矩范围为360710 Nm ，此处取TZ =700Nm； 满载下降时制动轴静力矩，由前式已算Nm， 下降时机构运动质量换算到电动机轴上的总转动惯量，kgm2，按下式计算：，由前式已算得 kgm2 推荐制动时间，s，可取=25s。4 变幅小车设计塔式起重机的变幅机构按机构的运动形式分为臂架摆动式变幅机构（即动臂式）和运行小车式变幅机构（即小车式）。如图4-1所示：a 动臂式 b 小车式图4-1 塔式起重机变幅机构图动臂式变幅机构是通过吊臂俯仰摆动实现变幅的。可用钢丝绳滑轮组和变幅液压缸使吊臂作俯仰运动，塔式起重机一般多用前者。动臂式变幅机构在变幅时物品和臂架的重心会随幅度的改变而发生不必要的升降，耗费额外的驱动功率，而且在增大幅度时由于重心下降，容易引起较大的惯性载荷。所以一般多用于非工作性变幅。动臂式变幅的优点是：具有较大的起升高度，在建筑施工群施工中不容易产生死角，拆卸也比较方便。其缺点是：变幅的有效利用率降低；变幅速度不均匀；没有装设补偿装置时，重物不能做到水平移动，安装就位不便，变幅功率也大。小车式变幅机构是通过移动牵引起重小车实现变幅的。工作时吊臂安装在水平位置，小车有变幅牵引机构驱动，沿着吊臂的轨道（弦杆）移动。小车变幅的优点是：变幅时物料作水平移动，安装就位方便；速度快、功率省；幅度有效利用率大。其缺点是：吊臂承受较大弯矩，结构笨重，用钢量较大。综合以上两种方案的优点，有的塔式起重机同时采用两种变幅方案，吊臂做成两用，即可使小车沿吊臂水平移动，又可将小车固定在臂端实现吊臂的俯仰变幅。本设计QTZ400塔式起重机采用小车式变幅机构。按照小车沿吊臂弦杆行走方式，小车式变幅机构分为自行式和绳索牵引式两类。前者驱动装置直接装在小车上，依靠车轮与吊臂轨道间的附着力，驱动车轮使小车运行，电动滑车沿吊臂弦杆行走就是这类变幅机构的典型例子。由于牵引力受附着力的限制，而且小车自重也比较大，故这种自行式小车变幅机构只适用于小型塔式起重机。绳索牵引式变幅机构的小车依靠变幅钢丝绳牵引沿吊臂轨道运行，其驱动力不受附着力的限制，故能在略呈倾斜的轨道上行走。又由于驱动装置在小车外部，从而使小车自重大为减少，所以适用于大幅度、起重量较大的起重机。在塔式起重机中大都采用绳索牵引式变幅机构，这样既可减轻吊臂载荷，又可以使工作可靠，而且因其驱动装置放在吊臂根部，平衡重也可略为减少。4.1 绳索牵引小车构造及其驱动方式1导向轮；2滚轮；3小车架；4起升绳导向滑轮；5横梁图4-2 牵引小车构造图4-2为绳索牵引小车的典型构造。除车架外，它装有行走滚轮、起升绳导向轮等零部件以及用来改变滑轮倍率的销子。变幅钢丝绳穿绕方式如图4-3所示。运行小车由设置在起重臂架上的牵引卷筒驱动。驱动卷筒通常分为普通牵引卷筒和摩擦卷筒两种。前者工作可靠，但牵引卷筒较长，而且要有两根钢丝绳。后者牵引卷筒及钢丝绳长度可减少一半，但必须装设张紧导向轮，且需经常调整牵引绳张力，以保证摩擦卷筒能正常工作。由于牵引力受限制，摩擦卷筒一般只用于小型塔式起重机上。1、3、4、5导向滑轮；2卷筒；6运行小车；7变幅钢丝绳图4-3 变幅绳穿绕方式卷筒的传动机构可采用普通标准卷扬机。为了使尺寸更紧凑，目前已广泛采用行星摆线针轮和渐开线齿轮的少齿差减速器传动，而且在卷筒轴端部装有用蜗杆或链轮带动的幅度指示器及限位器，以确保工作安全。为了变幅时能保证重物作水平移动，起升绳的终端不能固定在运行小车上，而必须固定在起重臂架的端部，有起升绳固定在起重臂头部的绕法和起升绳固定在起重臂根部的绕法。后者起重绳需要较长，但由于在起重臂端部引出的起升绳起了支承起重臂的作用，使水平臂架受力性能改善