桥式起重机主梁设计

1、绪论起重机的用途是将物品从空间的某一个地点搬运到另一个地点。为了完成这个作业，起重机一般具有使物品沿空间的三个方向运动的机构。桥式类型的起重机是依靠起重机运行机构和小车运行机构的组合运动使所搬运的物品在长方形平面内作运动。起重机是现代生产不可缺少的组成部分，借助起重机可以实现主要工艺流程和辅助作业的机械化，在流水线和自动线生产车间中，起重机大大提高了生产效率。本文主要完成了桥式起重机主体结构部分的设计及主梁和端梁的校 核计算。采用正轨箱形梁桥架，正轨箱形梁桥架由两根主梁和端梁构成。主梁外侧分别设有走台，并与端梁通过连接板焊接在一起形成刚性结构。为了运输方便在端梁中间设有接头，通过连接板和角钢使

2、用螺栓连接，这种结构运输方便、安装容易。小车轨道固定于主梁的压板上，压板焊接在盖板的中央。起重机属于起重机械的一种，是一种做循环、间歇运动的机械。通常起重机械由起升机构（使物品上下运动）、运行机构（使起重机械移动）、变幅机构和回转机构（使物品作水平移动）、再加上金属机构、动力装置、操纵控制及必要的辅助装置组合而成。在建桥工程中所用的起重机械，根据其构造和性能的不同，一般可分为轻小型起重设备，桥式类型起重机械和臂架类型起重机三大类。桥式起重机是横架与车间、仓库和料场上空进行物料吊运的起重设备。由于它的两端坐落在高大的水泥柱或者金属支架上，形状似桥， 所以又称“天车”或者“行车”。桥式起重机的桥架

3、沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行，起重小车沿铺设在桥架上的轨道横向运行，构成一矩形的工作范围，就可以充分利用桥架下面的空间吊运物料，不受地面设备的阻碍。桥式起重机广泛应用在室内外仓库、厂房、码头和露天贮料场等处。桥式起重机可分为普通桥式起重机、简易梁桥式起重机和冶金专用桥式起重机三种。普通桥式起重机一般由起重小车、桥架运行机构、桥架金属结构组成。起重小车又由起升机构、小车运行机构和小车架三部分组成。起升机构包括电动机、制动器、减速器、卷筒和滑轮组。电动机通过减速器带动卷筒转动，使钢丝绳绕上卷筒或从卷筒放下，以升降重物。小车架是支拖和安装起升机构和小车运行机构等部件的机架， 通常为焊接结构。起重

4、机运行机构一般只用四个主动和从动车轮，如果起重量很 大，常用增加车轮的办法，来降低轮压，当车轮超过四个时，必须采用铰接均衡车架装置，使得起重机的载荷均布的分布在各车轮上。桥架的金属结构由主梁和端梁组成，分为单主梁桥架和双梁桥架两类，单主梁桥架由单根主梁和位于跨度两边的端梁组成，双梁桥架由两根主梁和端梁组成。桥架主梁的结构类型较多，比较典型的有箱型结构、四桁架结构和空腹桁结构。箱型结构又可分为正轨箱型双梁、偏轨箱型单主梁几种。正轨箱型双梁是广泛采用的一种基本形式，主梁由上、下翼缘板和两侧的垂直腹板组成，小车钢轨布置在上翼缘板的中心在线，它的结构简单， 制造方便，造于成批生产，但自重较大。桥式起重

5、机的特点是可以使拴在吊钩或是其它取物装置上的重物在空间实现垂直升降或水平运移。参数：副钩起升高度H=22m；1主起升高度H=20m；跨度L=22m； 工作级别A5；起重机利用等级U4主钩起升速度v=4m/min；副钩起升速度v 小车运行速度v=8m/min；1=40m/min；2起重机运行速度v=80m/min。3第 1 章 起升机构的设计1.1 主起升机构的计算1.1.1 确定起升机构的传动方案起升机构是起重机械中最主要和最基本的机构，是起重机不可缺少的组成部分。它的工作好坏对整台起重机的性能有着最直接的影响。因起重量、起升速度和起升高度等设计参数的不同，桥式起重机小车有多种传动方案。在这些

6、方案中大体上可分为闭式传功和带有开式齿轮传动的两类：闭式传动和带有开式齿轮的传动。由于开式齿轮易于磨损，因此现代起重机已很少采用，并且按照布置宜紧凑的原则， 决定采用图 1-1 的传动方案。图 1-1 起升机构驱动装置1-减速器；2-制动器；3-带制动轮的联轴器；4-浮轴器；5-联轴器；6-电动机；7-卷筒；8-卷筒支座。1.1.2 选择钢丝绳根据起重机的额定起重量,选择双联起升机构滑轮组， 双联起升机构滑轮组倍率为m=6，因而承载绳的分支数z=2m=2×6=12.查起重机设计手册查得取物装置的重力q=2.5%Q=2.5t若采用滚动轴承。当m=6 时，查得钢丝绳轮组效率=0.9。7钢

7、丝绳所受最大静拉力为：式中Q起升载荷，Q=100t；q 为取物装置的重力q=2.5%Q=2.5t，当起升高度大于 50m 时， 起升钢丝绳的重力亦应计算；m-滑轮组倍率，m=6； 滑轮组效率 =0.97。zz钢丝绳的选择：计算钢丝绳破断拉力为 S由公式得：b式中n-钢丝S绳安全系数, 对于中级工作类型n =5.5.选择钢丝绳 6W(19)，公称抗拉强度互捻，直径d=25.5.mm，其钢丝破段拉力总和如下：，光面钢丝，右交，标记钢丝绳 6W(19)25.5.185光面右交（GB1102-74）国内标准。1.1.3 滑轮的计算b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

8、满足D ：h式中： e- 系数，对中级工作类型的起重机，取e=20；d所选择的钢丝绳的直径，d=25.5mm。取滑轮的直径为D=500 mm。k平衡滑轮名义直径：取平衡滑轮名义直径选用滑轮直径D=500mm，取平衡轮滑直径d=315mm。滑轮绳槽平断面尺寸由附表 3 查的。选用钢丝绳直径d=22.5mm，D=500mm，滑轮轴直径D=120mm 的E11型滑轮，标记为：滑轮E22.5³500-120 （ZB J80 006.8-87）1由附表 5 平衡滑轮选用d=22.5mm，D=300mm，滑轮轴直径 D的F 型滑轮，标记为：滑轮F22.5×300-65（ZB J80 0

9、06.8-87）专业标准1.1.4 卷筒的计算并验算强度1) 卷筒的直径：取Dh500mm=65mm2式中e- 系数，对中级工作类型的起重机，取e=20； dD所选择的钢丝绳的直径，d=25.5mm。查得选用D=500mm2）卷筒槽计算绳槽半径：R=（0.530.56）d=11.9312.6mm=12mm绳槽深度（标准槽）：h=（0.250.4）d=5.639mm=8.0mm1绳槽节距：t=d+（24）=24.526.5mm=25mm卷筒名义直径： D=D +d=525.5mmh以上计算中：D-卷筒名义直径（卷筒槽底直径）；hd-钢丝绳直径；3)确定卷筒长度并验算起强度卷筒的总长度：式中H 最

10、大起升高度H20 m；Z 附加安全圈数n > 1.5 取n=2；0t 绳槽节距t = 25mm；L 1 双联卷筒中间不切槽部分的长度取L 1= 185；D0 卷筒的计算直径（按缠绕钢丝绳的中心计算）,D0 D d绳 =50025.5 = 525.5mm； 带入上式得：L=4121mm，取L=4200mm卷筒壁厚(铸铁卷筒)=0.02D+(610)mm=0.02×525.5+(610)=14.5118.51mm取 =15mm卷筒壁压应力验算：选用灰铸铁HT300，最小抗拉强度，许用压力,故抗压强度足够。卷筒拉应力验算：由于卷筒长度L3D,尚应校验由弯矩产生的拉应力，卷筒弯矩图于图

11、 1图 1 卷筒弯矩图卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时:卷筒断面系数:D-卷筒外径，D=500mm；式中D-卷筒外径，D=500mm；D =卷筒内径，D =D-2 =470mm。ii于是12.94MPa所以合成应力：s所以，卷筒强度演算通过。故选定卷筒直径D=500；长度L=4200mm。卷筒槽形的槽底半径r=12mm，槽距t=25mm；倍率m=6,；起升高度H=20mm；靠近减速器的一端的卷筒槽向为s左的A 型卷筒，标记为：卷筒A500³4200-12³25-18³2 左ZB J80.007.2-874）卷筒转速V × in=hjp×

12、 D 0=(1.1.5 选电动机 起升机构静功率：Q + GN=)×V0j102 ´ 60h式中h 起升机构的总效率，一般 =0.80.9，取 =0.85；23.64kw电动机计算功率：式中:=20.09kwK对于 M Md16级机构，K=0.750.85，取Kdd=0.85选用较接近的电动机YZR315S-10(ZBK26008-YZR-系列起重及冶金用绕线转自三相异步电动机)(在JC % = 25 时，功率 22kw，转速n= 715 r/min，G=335kg。1.1.6 验算电动机发热条件按等效功率法求得，当 JC%=25 时，所需等效功率为：式中K工N25作级别系

13、数，查得K= 0.75 ；25g 系数，根据机构平均起G动时间与平均工作时间的比，取g = 0.87 。由以上计算结果 Nx< N，故所选电动机能满足发热条件。e2.1.7 选择减速器起升机构总的传动比x根据传动比i=49.17，电动机转速n=715 r/min，电动机功率N = 22 KW，工作类型中级，由JB/ZQ 4282-2006 减速器中选用ZQ-1000-3CA 型减速器，传动比，许用功率为N = 65KW ，自重G 形）。= 2140kg ，输入轴端直径 d=90mm，轴端长l =135mm（锥g1.1.8 实际起升速度和实际所需功率的验算实际起升速度为：误差：由于 ee=

14、15%实际所需等效功率：由于所以满足要求。N1.1.9 校核减速器输出轴强度输出轴最大扭矩：Mmax=（0.70.8）ymax× Mi' ×he ×00£ M 式中M e 电动机的额额定扭矩,i传动比,i=49.17；xh 电动机至减速器被动轴的传动效率,0y 电动机最大转矩倍数, y =2.8，当矩倍数；h =0.95；0电动机最大力JNM 减速器低速轴上最大短暂准许扭矩.M=350000 N× mM max£M .输出轴最大径向力验算: 输出轴最大径向力为：x式中Smax卷筒上钢丝绳最大拉力, S max =88.5KNG

15、 卷筒重量, G jj=2610Kg。估计值 R 低速轴端的最大容许径向载荷由附表 40,R =164KNM< R，故所选减速器满足要求。max1.1.10 制动器的选择制动器装在高速轴上,所需静制动力矩：×M³ KM= K(Q + G0) × D0h×zzjZ2m× i01.75´=(100000+ 2500)´0.5255´0.95= 151.7kg× m = 1517Nm2´6´ 49.17式中K制动安全系数，查得 K= 1.75 。ZZ根据以上计算的制动力矩 M，选用制动

16、器产品选用 YWZ-500/121z制动器。（GB116190）制动轮直径 DZGz=115.8kg。= 500mm ；最大制动力矩为MeZ= 2250N × m ；制动器质量1.1.11 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：式中MeM 电动机的额定力矩；n联轴器安全系数, n = 1.5 ；j c 刚性动载系数一般取j c= 1.8 。由查得 YZR315S-10 电动机轴端为圆锥形，并查该手册表 12-9 可知L= 130mm ，D=95mm。Q/ZB104-731由JB/8854.3-2001(机械标准)查得ZQ-1000-3CA 减速器的高速轴端

17、为圆(锥形 d=90mm，l=135mm。选用 CLZ5 半齿联轴器，最大允许扭矩M = 8000N × m ，c飞轮矩 GD2 ) =×=max16.6 Nm2 。浮动轴的轴端为圆柱形 d=65mm，l115mm 。再从附l()表 18 中选用一个带制动轮的直径为 500 的半齿联轴器，其图号为S163，最大允许扭矩M max= 8600N × m ，飞轮矩 GD2Z= 163N × m2 。浮动轴端直径 d=65mm， l = 115mm 。1.1.12 起动时间的验算起t=n375(é() ëêCGD2(Q + G+0

18、)D 2 ù0ú()(M- M1qj)()()i2 × hû式中GD2=1GD2+dGD2+lGD2= 2.56 +16.6 +163 = 182.16 N × m2Z平均起动力矩： Mq静阻力矩：= 1.5Me= 1.5´300 = 1.5´300 = 450N × m(Q + q ) DM=0= (100000+ 2500)´ 0.5255= 26.09 kg × m = 260.9Nmj2 × m × i ×h2 ´ 6 ´ 49.17&#

19、180; 0.95因此()715é100000+ 2500´ 0.5255ùt=´ ê1.15´182.16 +úq375(450 - 206.9)ë(6 ´ 49.17)2 ´ 0.95û= 1.58s式中C-惯量增加率通常起升机构起动时间为 15s，故所选电动机合适。h ú1.1.13 制动时间的验算-'êné()(Q+ q)D 2ù0t=Z38.2(MezêC´M ) ëjGD2+1(m´i)

20、2úû=715éê1.15´182.16+72.45´104 ´0.9255´0.85ùú38.2(2250-885.49)ë= 0.23s(5´48.57)2ûh ='(Q + G0 )D0(100 + 2.5) ´104 ´ 0.5255式中Mj =2 ´ m ´ i2 ´ 6 ´ 49.17´ 0.97 = 885.49 N ´ m由于许用减速度a < 0.2 ， a

21、 = v ，故t 2t = v =4= 0.33sza0.2´ 60故合适。1.1.14 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M= j × M= 2´ 300 = 600N × mI1e式中j= 2 等效系数；1Me 相应于机构工作类型的电动机额定力矩折算至计算轴的力矩由上节选择联轴器中，已确定浮动轴的直径 d=65mm因此扭转应力：tMM=I =I=600= 51.3MPanW0.2d 32´(0.065)3许用扭转应力：轴的材料为 45 号钢，s= 600MPa ，s= 355MPa ；bs= 0.22 -1b= 132

22、MPa ，ts= 0.6ss= 213MPa 。1t= 2 ×t - × 1okK +hnIK = K× K考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数;xmK与零件几何形状有关，对于零件表面有急剧过渡和x开有键槽及紧配合区段， K= 1.5 2.5 ；xmK与零件表面加工光洁度有关，取 K= 1.25 ；m此处取 K = 2 ´1.25 = 2.5 ；h 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h = 0.2 ；n 安全系数，查得n= 1.6 ；因此t= 2 ´132 = 61.11MPaok(2.5 + 0.2) ´

23、1.6故t< tn，通过。ok2）静强度计算轴的最大扭矩：M= j× M= 2 ´1624.16 = 3248.32N × mIICIIj式中 j动力系数，由起重机课程设计4表c2-5 查得j= 2 。ctM3248.32 ´103最大扭转力矩：=II = 59.14MPamaxW0.2 ´ 653s许用扭转应力t = tn213= 1.6= 133.125MPa ，式中n安全系数，由起重机课程设计表 2-21 查得n= 1.6 。t< t ，故合适。max1.2 副起升机构的计算1.2.1 确定起升机构的传动方案根据布置紧凑原理，

24、并参考主起升传动方案的设计，还是选取图 2-1 闭式传动。1.2.2 选择钢丝绳根据起重机的额定起重量,查起重机设计手册表 8-2，选择双联起升机构滑轮组倍率为ih= 3 ，因而承载绳的分支数 z = 2i= 6 。h查起重机设计手册表 8-5，查得吊具自重G= 2.5%Q = 0.5t ；若滑轮组采用滚动轴0承，当i= 3 查起重运输机械1表h2-1，得钢丝绳滑轮组效率h= 0.985 。h钢丝绳缠绕方式如图 2-2 所示。( 1 )钢丝绳所受最大静拉力：图 2-4 副起升机构计算简图SQ + G0=max2 ×i ×hhh=(20 + 0.5)t2 ´ 3&#

25、180; 0.985= 3.4687 ´104N式中 Q 额定起重量，Q =20t；G 吊钩组重量，G= 2.5%Q = 0.5t （吊钩挂架的重量一般约占额定起00重量的 2 - 4 % ，这里取吊钩挂架重量为 0.5t）；i滑轮组倍率， ihh= 3 ；h滑轮组效率，hh= 0.985 。h（2）钢丝绳的选择：选择钢丝绳的破断拉力应满足：bS£jSmaxk式中 S S钢丝绳工作时所受的最大拉力（N）；max钢丝绳规范中钢丝破断拉力的总和（N）；bj钢丝绳判断拉力换算系数，对于绳 6W(19)的钢丝绳，由起重运输机械表 2-3 查得j = 0.85 ；n 钢丝绳安全系数，

26、对于中级工作类型 n =5.5；由起重运输机械表 2-4 可查。由上式可得S³ kbj× Smax=´ 3.4687 ´104 = 2.24445´10 5 N5.50.85查 GB1102-74 选择钢丝绳 6W(19)，公称抗拉强度 155 kg / mm2 ，直径 d=19mm，其钢丝破段拉力总和éëS b ùû = 2.28´105 N ，标记如下：钢丝绳 6W(19)19155光右交（GB1102-74）。1.2.3 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

27、起的直径） 应满足：D³ d (e -1) = 19(25 -1) = 456mmh式中e- 系数，由起重运输机械表2-4 查得，对中级工作类型的起重机，取 e=25；d所选择的钢丝绳的直径，d=19mm。取滑轮的直径为 D=500 mm。h平衡滑轮名义直径：d= 0.6D平K= 300mm取平衡滑轮名义直径d平= 300mm1.2.4 卷筒的计算如图 2-31)、卷筒的直径：D³ d (e -1) = 19(25 -1) = 456mm式中e- 系数，由起重运输机械表2-4 查得，对中级工作类型的起重机，取 e=25；d所选择的钢丝绳的直径，d=19mm。取卷筒的直径为

28、D =500mm。2）卷筒槽计算绳槽半径：R=（0.540.6）d=10.2611.4mm=11mm绳槽深度（标准槽）： C=（0.250.4）d=4.757.6mm=6.0mm0绳槽节距：t=d+（24）=22mm卷筒名义直径： D0= ed = D + d = 519mm3)确定卷筒长度并验算起强度卷筒的总长度：L = 2(L + 4t) + LH i0 1D= 2(ph + Z00+ 4)t + L1式中H 最大起升高度， H22 m；Z 附加安全圈数，n > 1 . 5 ，取 n=2；0t 绳槽节距，t = 22mm；L 1 双联卷筒中间不切槽部分的长度， L 1= 300；D0

29、 卷筒的计算直径（按缠绕钢丝绳的中心计算）,D0 D d绳 =50019 = 519 mm； 带入上式得：16 ´103 ´ 3L = 2 ´ (3.14 ´ 519+ 2 + 4) ´ 22 + 300 = 1860mm取L =2000mm，卷筒材料初步采用 HT200 灰铸铁 GB/T 9439-1988，抗拉强度极限s= 195MPa ，抗压s= 3s= 585MPalbyl其壁厚可按经验公式确定 =0.02D+（610）=1620mm，取 =18mm。卷筒壁的压应力演算：Ss=maxy maxd × t= 3.4687

30、80;10418´ 22= 87.6MPs许用压应力s =by =585= 137.65MP ，s< s ，故强度足够。y4.254.25y maxy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）：Ms=W LW卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中央时，如图 2-4 所示：M= SWmax× l = Sæ L - L öç1 ÷max è2øæ 2000 - 300 ö= 3.4687 ´104 ´ç2÷ =

31、 29484N × mèø卷筒断面系数：D4 - D 40.54 - 0.4644W = 0.1´i= 0.1´= 0.00373mm3D0.5式中：D卷筒外径， D=500mm=0.5m；D 卷筒内径， Dii= D - 2d = 0.464m 。所以，s=29484= 7.9MP 。L0.00373合成应力：s s ' =sL+ s L ×sLyy max= 7.9 +39´ 87.6 = 32.7MP137.65其中许用拉应力s Ls=L = 195 = 39MP5所以，s' < s ，卷筒强度演

32、算通过。故选定卷筒直径 D=500mm，长度LLL=2000mm。卷筒槽形的槽底半径 r=6mm，槽矩 t=16mm，起升高度 H=16m，倍率 ih=3；靠近减速器一端的卷筒槽向为左的 A 型卷筒，标记为：卷筒 A500 ´2000 - 6 ´16 -18´ 2左ZBJ 80 × 007.2 - 874）卷筒转速V × i19.5´ 3n=h=35.9r/min0jp× D3.14´ 0.5191.2.5 选电动机起升机构静功率：N=Q + G)×V0kW(j102 ´ 60h式中h 起升机构

33、的总效率，一般 =0.80.9，取 =0.85；(Q + G)×VN=0j102 ´ 60h= (20 + 0.5) ´103 ´19.5 102 ´ 60 ´ 0.85= 76.85 kW电动机计算功率： N³ K× N= 0.8´ 76.85 = 61.48kWedj式中 K由起重机设计手册表 8-10 查得 K= 0.8dd(GD由机械设计课程设计手册表 12-7 选用较接近的电动机 YZR280S-6，在 JC % = 25 时，功率 Ne(25%) = 63kW ，转速 n=966 r/min，

34、2 )D1.2.6 验算电动机发热条件按等效功率法求得，当 JC%=25 时，所需等效功率为：= 92N × m2 。25N= K×g × N= 0.75´ 0.87 ´ 76.85 = 50.14kWxj式中K由起重机设计手册表 8-16 查得 K25= 0.75 ；25g 由起重机设计手册图 8-37 查得g = 0.87 。由以上计算结果 Nx< N，故所选电动机能满足发热条件。e1.2.7 选择减速器起升机构总的传动比n966ni=0j35.9= 26.9根据传动比 i=31.5，电动机转速n=966 r/min，电动机功率N =

35、 63 kW，工作类型中级，从起重机课程设计附表 13 减速器产品目录中选用ZQ-750-3CA 型减速器，传动比i '0= 31.5，许用功率为N = 63KW ，自重Gg = 1000kg ，输入轴端直径d 1=60mm，轴端长l 1 =110mm（锥形）。1.2.8 实际起升速度和实际所需功率的验算实际起升速度为：V ' =i0 ×v =26.9´19.5=16.7m/ mini' 31.50并要求起升速度偏差应小于 15%.DV =V -V'= 16.7-19.5 =14.1%<15%合适。V16.7实际所需等效功率为：'

36、;N= v' × N16.7= 50.14´= 43 < N= 63KWxvx19.5e25%满足要求。1.2.9 校核减速器输出轴强度输出轴最大扭矩：Mmax=（0.70.8）ymax× Mi' ×h£Me ×00式中M e 电动机的额额定扭矩,M e = 9549N e (25% )n i (25% )= 9549×63= 622.76N × m966i传动比,i=31.5；h电动机至减速器被动轴的传动效率,y 0yh =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

37、暂准许扭矩. M =81000 N× mM max=（0.7 0.8） ´ 2.8´ 622.76´ 31.5´ 0.95=36527441754 N mM max£M .输出轴最大径向力验算:aS×R=max+J£ R Gmax22式中S max卷筒上钢丝绳最大拉力, S max =34.687KNG 卷筒重量, G jj=827Kg R 低速轴端的最大容许径向载荷,R =76.5KNR=2 ´ 34.687´10 3+ 8270= 38822N£ R maxM22< R，故所

38、选减速器满足要求。max1.2.10 制动器的选择制动器装在高速轴上,所需静制动力矩：'(Q+G )× DM³ K ×M= KzzjZ002ih×i'0 ×h(20+0.5)´104´0.519´0.85=1.75´=837.37N ×m2´3´31.5式中K制动安全系数，查起重机设计手册表 8-17 得K= 1.75 。ZZ根据以上计算的制动力矩 M，从起重机设计手册表 18-11 制动器产品z目录中选用 YWZ-400/45 制动器。参考标准：JB/ZQ4

39、388-86制动轮直径 DZ= 400mm ，最大制动力矩为MeZ= 1000N × m 。1.2.11 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：M= jMnjselI£M式中Mel 电动机的额定力矩；M 联轴器的许用扭矩；11n 相应于第类载荷的安全系数, n=1.6；j 刚性动载系数j = 2 。M= 2 ´ 622.76 ´1.60 = 1992.83 N × mjs由 JB/T 10105-1999 查得 YZR280S-6 电动机轴端为圆锥形，可知L= 130mm ，D=85mm。1由 JB/ZQ 4282-

40、2006 查得 ZQ-750-3CA 减速器的高速轴端为圆锥形(d=60mm，l=110mm。从 JB/T 8854.32001 中选用 CLZ3 半齿联轴器，最大允许扭矩Mmax= 3150N × m ，飞轮矩GD2 )l= 4.35N × m2 。浮动轴的轴端为圆柱形(d=55mm， l = 85mm 。再从中选用一个带制动轮的直径为 400 的半齿联轴器，最大允许扭矩Mmax= 3150N × m ，飞轮矩GD2 )Z= 52 N × m2 。浮动轴端直径 d=55mm， l = 85mm 。()ê+1.2.12 起动时间的验算t=n&#

41、233;(2 )Q + GD2ùú0û0起375(Mq- M)jêCGDêë1i2 ×hú(式中GD2 ) =1GD2 ) +(dGD2 ) +(lGD2 )(Z= 92 + 4.35 + 52 = 148.35N × m2平均起动力矩M= 1.5M= 1.5´qee(25%)Nn= 1.5´9549´63966= 934.14N × m1(25%)静阻力矩D(Q + G)M=00 =(20 + 0.5) ´104 ´ 0.519= 662.3

42、N × mj2 × i ×h2 ´ 3 ´ 31.5 ´ 0.85因此966é(20 + 0.5) ´104´ 0.5192 ùt=´ ê1.15´148.35 +úq375(934.14 - 662.3)ë(3 ´ 31.5)2´ 0.85û= 1.68s通常起升机构起动时间为 15s，故所选电动机合适。1.2.13 制动时间的验算né()(Q + G) D 2ùt=1Z375( M- MeZ&

43、#234; C ×' ) ëjGD 2+100 húi 2û=966éê1.15 ´ 148.35+(20+ 0.5) ´ 10 4 ´ 0.5192 ´ 0.85ùú375(1000- 563)ë(3 ´ 31.5) 2û= 1.04 s式中'(Q + G )D(20 + 0.5) ´104 ´ 0.519M j =0ii2 ××h00 h = 563N × m2 ´

44、3´ 31.5故合适。查起重机设计手册表 8-19 得，当 v>12m/min 时， tz< 1.5 2s ，1.2.14 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：M= j × M= 2´ 622.76 = 1245.52N × mI1e式中j= 2 等效系数，由起重机课程设计表 2-7 查得；1Me相应于机构工作类型的电动机额定力矩折算至计算轴的力矩M= 9549eNn e(25%) = 9549 ´63966= 622.76N × m1(25%)由上节选择联轴器中，已确定浮动轴的直径 d=55mm因此

45、扭转应力：t=I =I= 37.43MPaMMnW0.2d 3许用扭转应力： t2 ×t1=-1 ×okK +hnI轴的材料为 45 号钢，s= 600MPa ，s= 355MPa ；t= 0.22s-1bb= 132MPa ，ts= 0.6sss= 213MPa 。K = Kx× K考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数;mK与零件几何形状有关，对于零件表面有急剧过渡和开x有键槽及紧配合区段， Kx= 1.52.5 ；K与零件表面加工光洁度有关，取 K= 1.25 ；mm此处取 K = 2 ´1.25 = 2.5 ；h 考虑材料对应力循环不对称的

46、敏感系数，对于碳钢，低合金钢h = 0.2 ；n 安全系数，查起重机课程设计4表2-21 得n= 1.6 ；因此t=ok2 ´132 (2.5 + 0.2) ´1.6= 61.11MPa故t< t，通过。nok2）静强度计算轴的最大扭矩：M=j× MIICII= 2 ´ 662.3 = 1324.6 N × mj式中 j动力系数，由起重机课程设计表 2-5 查得jc= 2 。ctM1324.6 ´103最大扭转力矩：=II = 39.81MPamaxW0.2 ´ 553s许用扭转应力t = tn= 2131.6= 13

47、3.125MPa ，式中n 安全系数，由起重机课程设计表 2-21 查得n= 1.6 。t< tmax，故合适。第 2 章 小车运行机构的设计2.1 确定机构的传动方案小车主要有起升机构、运行机构和小车架组成。起升机构采用闭式传动方案，电动机轴与二级圆柱齿轮减速器的高速轴之间采用两个半齿联轴器和一中间浮动轴联系起来，减速器的低速轴鱼卷筒之间采用圆柱齿轮传动。运行机构采用全部为闭式齿轮传动，小车的四个车轮固定在小车架的四周， 车轮采用带有角形轴承箱的成组部件，电动机装在小车架的台面上，由于电动机轴和车轮轴不在同一个平面上，所以运行机构采用立式三级圆柱齿轮减速器，在减速器的输入轴与电动机轴之

48、间以及减速器的两个输出轴端与车轮轴之间均采 用带浮动轴的半齿联轴器的连接方式。小车架的设计，采用粗略的计算方法，靠现有资料和经验来进行，采用钢板冲压成型的型钢来代替原来的焊接横梁。起重量 5 吨至 70 吨范围内的双粱桥式起重机的小车，一般采用四个车轮支承的小车，其中两个车轮为主动车轮。主动车轮由小车运行机构集中驱动。跨度 22m 为中等跨度，为减轻重量，决定采用下图的传动方案。图 2-1 为小车运行机构简图:图 2-1 小车运行机构简图2.2 选择车轮与轨道并验算起强度参考同类型规格相近的起重机,起重机估计总量（包括小车重量）G110t ，估计小车总重为Gxc = 0.35Q = 0.35

49、´100 = 35t 。近似认为由四个车轮平均承受，吊钩位于小车轨道的纵向对称轴线上。车轮的最大轮压为（满载时）：G - GP=xc+ Q + Gxc ×L - emax42L= (110 - 35) + 100 + 35 × 22 - 20 4222= 24.88txc空载时最大轮压为：P '=G - G+ Gxc× L - emax42L= 110 - 35 + 35 × 22 - 20 4222= 20.34txc空载时最小轮压为：P '=G - G+ Gxc × 1min42L= 110 - 35 + 35 &

50、#215; 1= 19.54t4222载荷率： QGxc= 10035= 2.8 > 1.6当运行速度 v<60m/min，Q> 1.6 ，工作类型为中级时，车轮直径GxcD= 600mm ，轨道为 QU100 的许用轮压为 41.2t，故初步选择车轮直径cD= 600mm ，而后校核强度。c（1）疲劳计算疲劳计算时的等效载荷为： Qd= j× Q = 0.6´100´104 = 60´104 N2式中 j 2 -等效系数j 2 = 0.6 由起重机设计手册第五章第三节查得。车轮的计算轮压： Pj×g × P= Kc

51、Id= 1.01´ 0.91´ 23.06´104= 21.19´104 NG - GP =xc+ Qd+ Gxc ×L - 20d式中42L110 - 3560 + 3522 - 20=+×= 23.06 ´104 N4222K等效冲击系数，v<1m/s 时， K= 1.0 5；gQ载荷变化系数，当dGxc= 6035= 1.71 时，取g = 0.91 。因为采用轨道头部有曲率的钢轨，所以车轮与轨道成点接触，局部接触应力为:r3js= 4000Pjd2= 40003P+æ 21 ö 2ç÷j è Dr ø