起重机主起升机构设计.doc

一 起重机主起升机构设计
按照布置紧凑的原则采用图A所示方案，采用双联尚且轮组按
Q=10t查[2]表3-2-8取滑轮组倍率ih=3承载绳分支数： ih=3 z=6

Z=zih=2×3=6
图A

查[2]表3-4-11与3-4-12得选号为8217/220得其质量Go=24627kg两动滑轮间距
L=270mm
若滑轮组采用滚动轴承当in=3查表[2]3-2-11得滑轮组效率ηn=0.98钢丝绳所受最大拉力：
Smax=
选择82171220吊钩组
查表[2]1-2-9得A6为中级工作级别，查[3]表2-4中级工作类型（工作级别M6）时安全系数n=6.0钢丝绳计算破断为Sb:矚慫润厲钐瘗睞枥庑赖。
Sb=n×Smax=6×17.425=104.55KN
查[1]表选用钢丝绳6×19绳纤维芯，钢丝公称抗拉强度1850N/mm2光面钢丝，右交互捻，直径d=21.5mm, 钢丝绳最小破断拉力[Sb]=324KN聞創沟燴鐺險爱氇谴净。
钢丝绳 6×19-21。5-1850-I-光-右交GB1102-74 d=21.5mm
滑轮的许用最小直径
D≥d(e-1)=21.5(30-D)=624mm
式中系数e=30由[2]表2-4查得，由[2]表2选和滑轮直径 D=630mm
D=630mm
滑轮E2 21.5×630－140 Zbj80006.8－87
卷筒直径 D³d(e-1)=21.5(30-1)=624mm
由[1]表13选用D=630mm卷筒绳槽尺寸由[1]查表3-3-3槽距 D=630mm
P1=25mm，绳槽半径R=12mm
卷筒尺寸
L=2（）P1+L1=2()×25+270=1007mm
z0——z0=2
L1——L1=A=270mm
D0——D0=D+d=630+21.5=651.5
卷筒壁厚
δ=0.02D+(6～10)=0.02×630+(6～10)=19～23mm
取δ=20mm
卷筒壁压应力计算
σmax=
选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度σb=195mpa δ=20mm
许用压应为[σ]y=
σymax＜[σ]Y故抗拉强度足够 σymax＜[σ]y
卷筒拉应力验算由于卷筒长度2>3D尚应校验由弯矩产生的拉应力，卷筒弯矩如图B：

Smax Smax

卷筒最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时：
Mw=Smaxl=Smax[]=17415×()=6421112.5N·mm

卷筒断面系数
W=0.1[]=0.1×
式中D—卷筒外径 D=630mm
Di——卷筒内径 Di=D-Zδ=630-2×20=590mm

于是σ1=
合成应力

式中许用拉应力
σ1＜[σ]L
卷筒强度验算通过。故选定卷筒直径D=630mm, 长度Z=1007mm
卷筒槽底半径r=12mm槽距25mm，起升高度16m，倍率ih=3
卷筒 A630×1007-12×25-16×3左 zB [8000]2-87 σ1＜[σ]L强度通过残骛楼諍锩瀨濟溆塹籟。
计算静功率

式中η——机构总效率η=0.85
电动机计算功率：Ne≥kdNj=0.8×26.1=20.96kw
式中系数kd由[2]表6-1查得，对于M1～Mc级结构 Ne=20.96kw
Kd=0.75～0.85 取Kd=0.8
查[1]附表28选用电动机YZR315M其Ne(25%)=72kw
n1=725rpm [GD2]d=34kg电动机质量Gd=1170kg 选电动机YZR 315M酽锕极額閉镇桧猪訣锥。
按照等效功率法求 JC=2%所需的等效功率：

式中K25——工作级别系数K25=0.5 Nx=11.3535kw
r——系数，根据机构平均起动时间与平均工作时间的比重（tp/tg）查得。由[2]表6-3，一般起重机构tp/tg=0.1～0.2取tg/tp=0.1由[2]图6-6查得r=0.87 彈贸摄尔霁毙攬砖卤庑。
Nx＜Ne由以上计算结果Nx＜Nc，故初选电动机能满足热条件，电动机发热卷筒转速验算通过。

减速器总传动比 选减速器查[1]表附表35选ZQ-500-Ⅱ-3CA减速器，当工作类型为中级ZQ-500-Ⅱ-3（相当工作级别为M6级）时许多功率[M]=12kw, io=40.17,质量Gg=345kg,主轴直径d1=50mm,轴端L1=85mm（锥形）实际起升速度謀荞抟箧飆鐸怼类蒋薔。
V1=14.8m/min
误差

实际所需等效功率

由[2]公式（6-16）得输出最大径向力

式中aSmax=2×17425=34850 N=34.85KN
式中Me=981 n=1.5 =1.8
由[1]附表29查得YZR-42-8电动机轴端为圆锥形d=65mm，l=105mm, 从[1]附表34查得ZQ-500减速器的高速轴为圆锥形d=50mm l=85mm靠电动机轴端联器，由[1]附表43选用CIZ3半联轴器，其图号为S139，最大容许转矩[Mt]=3150Nm>Mc值飞轮力矩 ,质量Gt=23.2kg。厦礴恳蹒骈時盡继價骚。
浮动轴的两端为圆柱形d=45mm, l=85mm，靠减速器轴端联轴器，由[1]附表45选和φ300mm制动轮的半齿联轴器，其图号为S124，最大容许转矩[Mt]=3150Nm飞轮力矩 质量38.5kg为与制动器YWZ5=315/23相适应将S124联轴器所需φ300mm制动轮修改为φ315应用，带φ315mm制动轮半齿联轴器图号S198。茕桢广鳓鯡选块网羈泪。
起动时间 tp=1.135
式中
静阻力矩
平均起动转矩 Gj=4.56kN Rmax=<[R] [R]=20.5kN

由[2]公式（6-17）得输出轴最大扭矩
Mmax=(0.7～0.8)YmaxMci10ηo≤[M]
式中
Mmax<[M]减速器输出轴强度足够
Ymax=2.8 η1=0.95 [M]=26500Nm
Mmax=0.8×2.8×218×40.17×0.95=1835Nm<[M]=26500Nm
由以上计算所选减速器能满足要求，所需静制力矩

式中kz=1.75
由[1]附表选用YWZ5—500/80制动器。其中制动转矩
Mez=800～1400Nm,制动轮直径Dz=500mm制动器质量Gz=124.4kg
半齿联轴器dz3,图号S180
高速联轴器计算转矩 由[2]（6-26）式：
Mc=nj8Me=1.5×1.8×981=2648.7Nm
Ma=1.5Mc=1.5×981=14715Nm

查[2]对于3～80t通用桥式起重机起升机构的[tD]=1～5sec，此时tp>1s
由[2]式（6-24）得
制动时间

tz=0.337s [tσ]=0.883sec t<[ tσ]
式中

查[1]表6-6查得许用减速度a≤0.2 a=v1/tz, [tz]=0.883scc
因为t<[tz]故合适

二、起重机小车的设计
车轮最大轮压：小车质量估取 Gxc=4000kg假定轮压均布

车轮最小轮压
初选车轮由附表17可知当运行速度<60m/min 。工作级别为中级时，车轮直径Dc=350mm，轨道型号为18kg/m(P18)的许用轮压为3.49t≈Pmax=3.5t根据GB4628-8规定直径系列为Dc=250,315,400,500,630mm,故初步选定车轮直径Dc=315mm, 而后校核强度鹅娅尽損鹌惨歷茏鴛賴。
车轮直径Dc=315mm，材料ZG340-640，轨道P18
强度验算：按车轮与轨道为线接触两种情况验算车轮接触强度，车轮踏面疲劳计算载荷

车轮材料ZG340-6.0 δs=340Mpa, δb=640Mpa点接触局部挤压强度

式中 Ki——KL=0.181
R——

根据以上计算结果选定直径Dc=315mm的单缘车轮标记为：
车轮DYLo—315 GB4628—84
摩擦阻力矩

查附表19，由Dc=350mm, 车轮组的轴承型号图为7518，据此选Dc=315mm车轮组轴承为7518，轴承内径和外径的平均值由[1]表7-1～表7-3查得滚动摩擦系数k=0.0005，轴承摩擦系数M=0.02附加阻力系数β=0.2，代入上式得满载时运行阻力矩籟丛妈羥为贍偾蛏练淨。

运行摩擦阻力
Pm(Q=Q)=3111N
当无载时
888.9N
电动机静功率：

式中 Pj=——满载静阻力 η=0.9——机构传动交率 m=1——驱动电动机台数
初选电动机功率
N=kdNj=1.15×2.59=2.98kw
式中kd=1.15
由附表30选用电动机JZR-12-6
电机质量Gd=80kyf等效功率
电动机JZR2-12-6

式中 k25=0.75 r=1.12
由此可知Nx<Nc故初选发动机发热条件通过
转轮转速

机构传动比

由[2]表21-16选用ZSC-400-I-2减速器（当输入轴转速为1000rpm）可见Nj<[N]中级，实际运行速度預頌圣鉉儐歲龈讶骅籴。

误差
实际所需电动机静功率

所选电动机减速器均合适
起动时间

式中 n1=910rpm m=1

当满载时运动静力矩

当无载时运动阻力矩

初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩

机构总飞轮矩

=1.15x(0.142+0.26)
=0.466kgf.m2
满载启动时间
tq(Q=Q)
=3.24SEC
无载启动时间
Tq(Q=0)==0.76sec
由[1]表7-6查得当VXC=30~60m/min时tq推荐值为5~6sec
tq>tq(Q=Q)故所选电动机满足快速起动要求
起动状况减速器传递的功率
N=
式中Pd=Pj+Pg=Pj+
=280+ =606.9kgf ~计算载荷
m’----运动机构中同一级传动减速器个数m’=1
因此N==4.9kw
所用减速器的[N]中级=2.8kw<N，如改选大一号则中心距将有400增至600mn相差太大考虑到减速器又一定过载能力（如[N]轻级=6.0kw>N,故不再变动。渗釤呛俨匀谔鱉调硯錦。
由于起重机系室内使用的，故坡度及风阻力矩均不计。故在无载起动时，主动车轮上轨道接触圆周切向力：
T(Q=0)=
=
=445.1kgf
车轮与轨道粘着力
F（Q=0）=P1f=200x0.2=400kgf<T(Q=0)故可能打滑
解决的办法是在无载起动时增大起动电阻延长起动时间
满载起动时，主动车轮与轨道接触的圆切向力
T(Q=0)=
=
=355.9kgf
车轮和轨道粘着力
F（Q=Q）=P1f=（10000+4000）/2 x 0.2 = 1400kgf>T(Q=Q)
故满载时不会打滑，因此所选电机合适
由[1]查得对于小车运行机构的制动时间tz>3~4sec取tz=3sec。因此所需制动力矩
Mz=
=
=1.88kgf
由[7]表23-25选用Jwz-200/100制动器，额定制动力矩Mez=4kgf.m
考虑到所取制动tz=3sec与起动时间tq=3.25sec很接近并已验算不打滑条件，故略去制动不打滑条件的验算铙誅卧泻噦圣骋贶頂廡。
（1） 机构高速轴上全齿联轴器的计算扭矩
Mjs=jMci´nI=2x3.75x1.4=10.5kgf.m
j=2 ----等效系数
nI=2 ----安全系数
Mei-------相应于机构Jc%值的电动机额定力矩折算到高速轴上力矩
Mei==3.75kgf.m
由[2]图33-1查电动机JZR2-12-6两端伸出轴为圆柱形d=35mm
l=80mm及d’=35mm；l’=87mm由[2]表21-15查得ZSC-400减速器轴端圆柱形的的的d1=30mm，里l=55mm，故从[7]表21-11中选一个全齿联轴器Cl联轴器.其最大允许扭矩[M]max=71kgf.m，飞轮矩GD2）l=0.72kgf.m2,重量Gz=71kgf。擁締凤袜备訊顎轮烂蔷。
高速轴端制动轮，根据控制器JZW-200/100，由[7]表23-59选用制动轮200-Y35，Q/ZB118.2(Y),飞轮矩（GD2）z=0.14kgf.m2；重量=11kgf。贓熱俣阃歲匱阊邺镓騷。
以上两部分飞轮矩之和原有关计算不需要重新计算。
（2） 低速轴的计算扭矩

由[2]表21-15查得ZSC-400减速器低速轴端为圆柱形d=65mm，l=85mm。由[2]表19-4查得主动轮的伸出轴端为圆柱形d=65mm，l=l85mm。故从[7]表21-11中选四个半齿联轴器坛摶乡囂忏蒌鍥铃氈淚。
ClZ3联轴器
最大允许扭矩[M]max=315kgf.m>M1js
(标记中分子数且表示浮动轴端直径)
1） 疲劳验算 低速浮动轴的等效扭矩
MI=
式中s1=1.4等效系数
由上节已取浮动轴端直径d=50mm其扭转应力
tn=
浮动轴载荷变化为对称循环（因运行机构）反转扭矩值相同
允许用扭转应力

式中材料用45钢sb=6000kgf/cm2,,ss=3000kgf/cm2,t-1=0.22. sb=0.22x6000 =1320 kgf/cm2,ts=0.6, ss=0.6x3000=1800kgf/cm2.蜡變黲癟報伥铉锚鈰赘。
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，参数起升机构计算取 k=2.5
nI=1.4----安全系数查表2-21得
因此 tn<[t -1k]疲劳验算通过
2）静强度计算 静强度计算扭矩

式中 ycII ----动力系数ycII=2.25
扭转应力

许用扭转剪应力

因此 t<[t]II 静强度验算通过
tmax<[t]II强度计算通过
浮动轴径：d1=df(5~10)=55~60mm 取d1=60mm,浮动轴d=50，d1=60

三、起重机大车的设计
跨度22.5为中等跨度，为减轻重量决定采用本书图6-1a的传动方案
按照图6-4所示的重量分布计算大车车轮的最大轮压和最小轮压
Gg=G-GLc
11.25m
2Pmin
2PMax
L=22.5m
買鲷鴯譖昙膚遙闫撷凄。
满载时，最大轮压
Pmax=116.9KN
=
空载时，最小轮压

车轮截面的计算载荷

车轮材料采用ZG340-640（调质）， sb=700mpa ss=380mpa由附表18选择车轮直径D=800mm由[1]表5-1查得轨道型号为QU70綾镝鯛駕櫬鹕踪韦辚糴。
按车轮与轨道为点接触和线接触两种情况来验算车轮的接触强度
点接触局部挤压强度验算

式中 k2----许用点接触应力常数(N/mm2)由[1]表5-2 取k2=0.101
R----曲率半径 R=400mm
m----由轨顶和车轮的曲率半径之比（r/R）所确定的系数m=0.46
C1----转速系数
C2----工作级别系数 当 M5级时 C2=1 Pe”>Pe  验算通过 Pe’>P验算通过
P”>Pc 故验算通过
线接触局部挤压 强度验算

式中 k1----许用线接触应力常数 k1=66
L---- 车轮与轨道有效接触长度l=70mm
De----车轮直径
C1,C2 同前
Pe’>Pe 故验算通过
摩擦总阻力矩

由[3]查得De=800轮轴型号为7520，轴承内径和外径的平均值为mm,由[1]表7-1~表7~8查得，滚动摩擦系数k=0.00006m，轴承摩擦系数m=0.02附加阻力系数b=1.5代入上式得驅踬髏彦浃绥譎饴憂锦。
当满载时的的运行阻力力矩

=1020N.M
运行摩擦阻力

当空载时

电动机静功率

式中 Pj=Pm(Q=Q)----满载运行时的静阻力
M=2----驱动电机台数
h=0.95----机构传动效率
初选电动机功率
N=kdNj=1.3x4.18=5.434kw 电动机JZR2-22-6两台
式中 kd----电动机功率增大系数 kd=1.3
由附表30选用电动机JZR2-22-6, Ne=7.5kw, h1=930r/min, (GD2)d=0.419kg.m2 .电动机质量为115kg猫虿驢绘燈鮒诛髅貺庑。
等效功率
Nx=K25gNj=0.715 x 1.3 x 2.63=4.0755kw
式中K25---- 工作级别数
g---- 由[1]按起重机工作场所得 tq/tg=0.25查得g=1.3
由此可知Nx<Ne，故初选电动机发热通过 电动机发热验算通过
车轮转速

机构传动比

查附表35选用两台ZQ-400-V-421.6H [N]=11.7kw 减速机两台锹籁饗迳琐筆襖鸥娅薔。
实际运行速度

误差
合适
实际所需要电机静功率

由于Nj’<Nj 故所选电动机 减速度均合适
起动时间

式中
n1=930min
m=2
Mq=
Me= Jc25%时电动机额定扭矩
满载时的静阻力矩

空载运行时的静阻力矩

初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩
(GD2)xl+(GD2)l=0.468kg.m2
机构总飞轮矩（高速轴）
(GD2)l=(GD2)d+(GD2)l+(GD2)xl=0.419+0.468=0.887Kg.m2構氽頑黉碩饨荠龈话骛。
满载起动时间

=9.025
空载起动时间

由[2]知起动时间在允许范围（8~10s）之内，故合适。
起动工作下减速器传递功率

式中
m’----运行机构中同一级传动减速器的个数m’=2
因此

所先用减速器的[N]Jc25%=11.7kwNd 故合适
由于起重机在室内使用，故坡度阻力及风阻力均不予考虑。以下按三种工况进行验算
1） 两台电动机空载时同时起动

式中 P1=Pmin’+Pmax’=51000+69000=120000N---- 主动轮轮压
P2=P1=120000----从动轮轮压
f=0.2----室内工作粘着系数
h2=1.05~1.2----防止打滑安全系数
=3.9
n>n2 故两台电动机空载不打滑
2） 事故状态 当只有一个驱动装置工作，而无载小车位于工作台的驱动装置这一边时则

式中 P1=Pmax’=69000N----工作的主动车轮轮压
P2=2Pmin’+Pmax=2x51000+69000=171000N----非主动轮轮压之和
tq(Q=0)’----一台电动机工作时空载起动时间

n>n2 故不打滑
3） 事故状态 当只有一个驱动装置工作，而无载小车远离工作的驱动装置这一边时，则

与第2种工况相同
h>h2故也不会打滑, 起动不打滑验算
由[1]取制动时间tz=5s
按空载计算制动力矩，即Q=0代入[1]的（7-16）式

式中
----坡度阻力

----制动器台数，两套驱动装置工作

现选用两台YWZ2200/23制动器，查附表15得其额定制动力矩Mez=112N.m，为避免打滑，使用时需将其制动调至26.54N.m以下。輒峄陽檉簖疖網儂號泶。
考虑到所取的制动时间ts@tq（Q=0），在验算起动不打滑条件时已知是足够安全的，故制动不打滑验算略。尧侧閆繭絳闕绚勵蜆贅。
根据机构传动方案，每套机构的高速和低速采用浮动轴
1. 机构高速轴的计算扭矩

式中 MI----联轴器的等效力矩

----等效系数，见表2-7表,=2

由附表31查得电动机JZR-22-6轴端为圆柱形d=35mm，
l=80mm，由附表34查得ZQ=400减速制动高速端为圆柱形d=40mm， l=60mm，故在靠电动机端从附表44中选两个带f200制动轮的半齿联轴器S196（靠电动机一侧为圆柱形孔，浮动轴端d=40mm [MI]=710N.m,(GD2)xl=0.36kg.m2;重量G=15kg，在靠减速器端，由附表43选用两个半齿齿轮联轴器S193（靠减速器端为圆锥形，浮动轴端直径d=40mm）；其[MI]=710N.m (GD2)l=0.107kg.m2,重量=8.36kg。识饒鎂錕缢灩筧嚌俨淒。
高速轴上转动零件的飞轮矩之和为

与原计算基本相符，故有关计算则不需要重复
2. 低速轴的计算扭矩

由附表34查得ZQ=400减速器低速轴端为圆柱形d=80mm l=115mm
由附表19查得Dc=800mm的主动车轮的伸出轴为圆柱形d=95mm l=745mm
故从附表42中选用4个联轴节
其中两个为GIClZ2（靠减速器端）
另两个为GIClZ2（靠轮端）
所有的[MI]=3150N.m; GD2=0.44kg.m2重量
G=25.5kg（在联轴器型号标记中分子均为浮动轴端直径）
I. 疲劳强度的计算
低速浮动轴的等效扭矩

式中----等效系数 =1.4
由上节已取浮动轴端直径d=60mm，故其扭转应力为：

由于浮动轴载荷变化为对称循环（因为浮动轴在运行过程中正反转之扭矩相同，所以许用应力为

式中材料用45号钢取sb=600MPa；se=300MPa所以t-1=0.22

----考虑零件几何形状，表面状况的应力集中系数，由第二章第五节及[2]第四章查得kz=1.6，km=1.2。凍鈹鋨劳臘锴痫婦胫籴。
nI=1.4-----安全系数（由2-18查得）tn<[t-1k]故疲劳强度验算通过。
II 静强度验算
计算强度扭矩

式中----动力系数 =2.7 扭转应力

许用扭转剪应

故静强度验算通过
高速轴所受扭矩虽比低速轴小，二者相差（倍）但强度还是足够的，此处高速轴的强度验算从略。

23