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摘 要
橋式起重機是一種工作性能比較穩(wěn)定，工作效率比較高的起重機。在查閱大量文獻的基礎上，介紹了32/5t橋式起重機的工作原理，以及工作過程。綜述了橋式起重機的開發(fā)和研究成果，重點闡述了橋式起重機，起升機構、運行機構的設計計算過程。其中，起升機構包括卷筒、鋼絲繩、滑輪的設計；運行機構包括小車和大車運行機構的整體傳動方案的設計、主從車輪的設計、運行軌道的設計。同時，對吊鉤進行了二維和三維的分析，對整個小車運行機構進行了簡單的動態(tài)仿真。橋式起重機應該向多元化發(fā)展，走向更多的層面，而不僅僅只局限于廠房內。并且，對橋式起重機今后的發(fā)展趨勢進行了深入探討，提出了輕型化、數(shù)控化、精確化的展望！
關鍵詞：32/5t橋式起重機 起升機構 小車運行機構 吊鉤 動態(tài)仿真
Abstract
Bridge crane performance is a relatively stable, relatively high efficiency of the crane. In the body of literature available on the basis of the bridge crane 32/5t introduced the principle of work and working process. An overview of the development of bridge crane and research, focusing on the bridge crane, hoisting mechanism, the design of institutions to run the calculation process. Among them, the lifting mechanism including reel, wire rope, pulley design; running car and truck bodies, including the overall drive to run the program design, master-slave wheel design, the design orbit. At the same time, on the hook for a two-dimensional and three-dimensional analysis of the whole body of the car to run a simple dynamic simulation. Bridge crane should be to diversify into more levels, not just limited to plant. In addition, bridge crane on the development trend of the future in-depth study and make light of, NC, and the prospect of precision!
Key words: 32/5t bridge crane hoisting mechanism hook car body dynamic simulation run
79
目 錄
摘 要 I
Abstract II
第1章 概述 1
1.1 概論 1
1.2 橋式起重機發(fā)展概述 1
1.2.1 國外橋式起重機發(fā)展動向 2
1.2.2 國內橋式起重機發(fā)展動向 3
1.3 現(xiàn)代雙梁橋式起重機設計的目的、內容和要求 3
1.3.1 設計目的 3
1.3.2 設計內容 3
1.3.3 設計要求 4
第2章 起升機構的設計 5
2.1 主起升機構的計算 5
2.1.1 確定起升機構的傳動方案 5
2.1.2 選擇鋼絲繩 7
2.1.3 滑輪的計算 8
2.1.4 卷筒的計算 9
2.1.5 選電動機 11
2.1.6 電動機發(fā)熱校驗和過載校驗 12
2.1.7 選擇減速器 13
2.1.8 實際起升速度和實際所需功率的驗算 13
2.1.9 校核減速器輸出軸強度 13
2.1.10 制動器的選擇 14
2.1.11 聯(lián)軸器的選擇 15
2.1.12 起動時間的驗算 16
2.1.13 制動時間的驗算 16
2.1.14 高速浮動軸計算 17
2.2 副起升機構的計算 18
2.2.1 確定起升機構的傳動方案 18
2.2.2 選擇鋼絲繩 18
2.2.3 滑輪的計算 20
2.2.4 卷筒的計算 20
2.2.5 選電動機 23
2.2.6 電動機發(fā)熱校驗和過載校驗 23
2.2.7 選擇減速器 24
2.2.8 實際起升速度和實際所需功率的驗算 25
2.2.9 校核減速器輸出軸強度 25
2.2.10 制動器的選擇 26
2.2.11 聯(lián)軸器的選擇 27
2.2.12 起動時間的驗算 27
2.2.13 制動時間的驗算 28
2.2.14 高速浮動軸計算 28
第3章 吊鉤組的計算 30
3.1 主起升吊鉤的計算 30
3.1.1 吊鉤主要尺寸的確定 30
3.1.2 吊鉤橫梁的計算 33
3.1.3 滑輪軸的計算 34
3.1.4 拉板的校核 35
3.1.5 滑輪軸承的選擇 37
3.2 副起升吊鉤的計算 38
3.2.1 吊鉤主要尺寸的確定 38
3.2.2 吊鉤橫梁的計算 40
3.2.3 滑輪軸的計算 40
3.2.4 拉板的校核 41
3.2.5 滑輪軸承的選擇 43
第4章 運行機構的設計 45
4.1 小車運行機構的設計 45
4.1.1 確定機構的傳動方案 45
4.1.2 選擇車輪與軌道并驗算起強度 45
4.1.3 運行阻力的計算 46
4.1.4 選擇電動機 47
4.1.5 電動機發(fā)熱校驗和過載校驗 48
4.1.6 選擇減速器 49
4.1.7 驗算運行機構速度和實際所需功率 49
4.1.8 驗算啟動時間 50
4.1.9 按起動工況校核減速器功率 51
4.1.10 驗算起動不打滑條件 51
4.1.11 選擇制動器 52
4.1.12 選擇聯(lián)軸器 53
4.1.13 演算低速浮動軸強度 54
4.2 大車運行機構的設計 55
4.2.1 設計的基本原則和要求 55
4.2.2 大車運行機構具體布置的主要問題 56
4.2.3 確定機構的傳動方案 56
4.2.4 選擇車輪與軌道，并驗算其強度 57
4.2.5 運行阻力計算 59
4.2.6 選擇電動機 59
4.2.7 電動機的發(fā)熱校驗和過載校驗 60
4.2.8 減速器的選擇 61
4.2.9 驗算運行速度和實際所需功率 61
4.2.10 驗算起動時間 62
4.2.11 起動工況下校核減速器功率 63
4.2.12 驗算啟動不打滑條件 63
4.2.13 選擇制動器 65
4.2.14 選擇聯(lián)軸器 66
4.2.15 浮動軸的驗算 67
4.2.16 緩沖器的選擇 68
第5章 橋架結構的計算 70
5.1 主要尺寸的確定 70
5.2 主梁的計算 72
第6章 主要零件分析 76
6.1 實體設計 76
6.2 虛擬設計 77
6.3 ANSYS分析 77
第7章 結論 79
7.1 采用先進技術 79
7.2 經(jīng)濟效益 79
參考文獻 80
致 謝 81
第1章 概述
1.1 概論
橋式起重機是橋架在高架軌道上運行的一種橋架型起重機，又稱天車。橋式起重機的橋架沿鋪設在兩側高架上的軌道縱向運行，起重小車沿鋪設在橋架上的軌道橫向運行，構成一矩形的工作范圍，就可以充分利用橋架下面的空間吊運物料，不受地面設備的阻礙。它具有承載能力大，工作可靠性高，制造工藝相對簡單等優(yōu)點。
橋式起重機可分為普通橋式起重機、簡易梁橋式起重機和冶金專用橋式起重機三種。
普通橋式起重機一般由起重小車、橋架運行機構、橋架金屬結構組成。起重小車又由起升機構、小車運行機構和小車架三部分組成。
起升機構包括電動機、制動器、減速器、卷筒和滑輪組。電動機通過減速器，帶動卷筒轉動，使鋼絲繩繞上卷筒或從卷筒放下，以升降重物。小車架是支托和安裝起升機構和小車運行機構等部件的機架，通常為焊接結構。
起重機運行機構的驅動方式可分為兩大類：一類為集中驅動，即用一臺電動機帶動長傳動軸驅動兩邊的主動車輪；另一類為分別驅動、即兩邊的主動車輪各用一臺電動機驅動。中、小型橋式起重機較多采用制動器、減速器和電動機組合成一體的“三合一”驅動方式，大起重量的普通橋式起重機為便于安裝和調整，驅動裝置常采用萬向聯(lián)軸器。
橋架的金屬結構由主梁和端梁組成，分為單主梁橋架和雙梁橋架兩類。單主梁橋架由單根主梁和位于跨度兩邊的端梁組成，雙梁橋架由兩根主梁和端梁組成。橋架主梁的結構類型較多比較典型的有箱形結構、四桁架結構和空腹桁架結構。本文主要設計研究吊鉤箱型雙梁橋式起重機。
起重機的產(chǎn)品型號表示為：
類、組、型代號 特征代號 主參數(shù)代號 更新代號
例如：QD32/5橋式起重機表示為，吊鉤橋式起重機，主鉤32t，副鉤5t。
1.2 橋式起重機發(fā)展概述
自有人類文明以來，物料搬運便成了要類活動的重要組成部分，距今已有五千多年的發(fā)展歷史。隨著生產(chǎn)規(guī)模的擴大，自動化程度的提高，作為物料搬運重要設備的起重機在現(xiàn)代化生產(chǎn)過程中應用越來越廣，作用愈來愈大，對起重機的要求也越來越高，科學技術的飛速發(fā)展，推動了現(xiàn)代設計和制造能力的提高，激烈的國際市場競爭也越來越依賴于技術的競爭。這些都促使起重機的技術性能進入嶄新的發(fā)展階段，起重機正經(jīng)歷著一場巨大的變革。
1.2.1 國外橋式起重機發(fā)展動向
1、重點產(chǎn)品大型化，高速化和專用化。
由于工業(yè)生產(chǎn)規(guī)模不斷擴大，生產(chǎn)效率日益提高，以及產(chǎn)品生產(chǎn)過程中物料裝卸搬運費用所占比例逐漸增加，促使大型或高速起重機的需求量不斷增長，起重量越來越大，工作速度越來越高，并對能耗和可靠性提出更高的要求。目前世界上最大的履帶起重機起重量3000t，最大的橋式起重機起生日一1200t，集裝箱岸連裝卸橋小車的最大運行速度已達350m/min，堆垛起重機級最大運行速度240m／min，垃圾處理用起重機的起升速度達100m／min。
2、系列產(chǎn)品模塊化、組合化和標準化
用模塊化設計代替?zhèn)鹘y(tǒng)的整機設計方法，將起重機上功能基本相同的構件、部件和零件制成有多種用途，有相同聯(lián)接要素和可互換的標準模塊，通過不同模塊的相互組合，形成不同類型和規(guī)格的起重機。
3、通用產(chǎn)品小型化、輕型化和多樣化
有相當批量的起重機是在通用的場合使用，工作并不很繁重。這類起重機批量大、用途廣，考慮綜合效益，要求起重機盡量降低外形高度，簡化結構，減小自重和輪壓，也可命名整個建筑物高度下降，建筑結構輕型化，降低造價。
4、產(chǎn)品性能自動化、智能化和數(shù)字化
起重機的更新和發(fā)展，在很大程度上取決于電氣傳動與控制的改進。將機械技術和電子技術相結合，將先進的計算機技術、微電子技術、電力電子技術、光纜技術、液壓技術、模糊控制技術應用到機械的驅動和控制系統(tǒng)，實現(xiàn)起重機的自動化和智能化。大型高效起重機新一代電氣控制裝置已發(fā)展為全電子數(shù)字化控制系統(tǒng)。
5、產(chǎn)品組合成套化、集成化和柔性化
在起重機單機自動化的基礎上，通過計算機把各種起重運輸機械組成一個物料搬運集成系統(tǒng)，通過中央控制室的控制，與生產(chǎn)設備有機結合，與生產(chǎn)系統(tǒng)協(xié)調配合。
6、產(chǎn)品構造新型化、美觀化和實用化
結構方面采用薄壁型材和異形鋼、減少結構的拼接焊縫，提高抗疲勞性能。采用各種啟強度低合金鋼新材料，提高承載能力，改善受力條件，減輕自重和增加外形美觀。
1.2.2 國內橋式起重機發(fā)展動向
加入世貿(mào)組織后，雖然國內市場(特別是配套件)將受到較大沖擊，但同時也給我們帶來新技術的應用，使國內主機和配套件企業(yè)更清晰認識到差距，更多地了解國產(chǎn)產(chǎn)品存在的致命問題，必將引導主機和配套件企業(yè)的技術創(chuàng)新和技術進步。
國內工程機械產(chǎn)品近十年來隨著技術的引進、消化、吸收，有了長足的進步，產(chǎn)品性能、可靠性、外觀都有較大幅度的提高，但同國外工程機械比較來看，還存在較大差距，就工程起重機而言，今后的發(fā)展主要表現(xiàn)在如下幾個方面：
l、整機性能：由于先進技術和新材料的應用，同種型號的產(chǎn)品，整機重量要輕20%左右。隨著結構分析應用和先進設備的使用，結構形式更加合理；
2、高性能、高可靠性的配套件，選擇余地大、適應性好,性能得到充分發(fā)揮；
3、電液比例控制系統(tǒng)和智能控制顯示系統(tǒng)的推廣應用；
4、操作更方便、舒適、安全，保護裝置更加完善；
5、向吊重量大、起升高度、幅度更大的大噸位方向發(fā)展。
1.3 現(xiàn)代雙梁橋式起重機設計的目的、內容和要求
1.3.1 設計目的
橋式起重機畢業(yè)設計是在學完全部課程之后的一個重要教學環(huán)節(jié)。其目的在于通過橋式起重機設計，使學生在擬訂傳動結構方案、結構設計和裝配、制造工藝以及零件設計計算、機械制圖和編寫技術文件等方面得到綜合訓練；并對已經(jīng)學過的基本知識、基本理論和基本技能進行綜合運用。從而培養(yǎng)學生具有結構分析和結構設計的初步能力；使學生樹立正確的設計思想、理論聯(lián)系實際和實事求是的工作作風。
1.3.2 設計內容
設計內容：
1）起重機總體方案設計；
2）起重小車總體設計；
3）卷筒組、動滑輪組、負荷限制器、排繩裝置、吊梁、機架、吊鉤組、起重小車主動車輪組、起重大車主動車輪組、定滑輪組、橋架主梁的技術設計。
4）卷筒、軸、車輪、滑輪、吊鉤等零件圖設計；
5）對關鍵零件進行三維建模和有限元分析。
1.3.3 設計要求
在設計過程中，結合起重機的實際工作條件，注意了以下幾方面的要求：
1）整臺起重機與廠方建筑物的配合，以及小車與橋架的配合要恰當。小車與橋架的相互配合，主要在于：小車軌距（車輪中心線間的水平距離）和橋架上的小車軌距應相同，其次，在于小車的緩沖器與橋架上的擋鐵位置要配合好，小車的撞尺和橋架上的行程限位裝置要配合好。小車的平面布置愈緊湊小車愈能跑到靠近橋架的兩端，起重機工作范圍也就愈大。小車的高度小，相應的可使起重機的高度減小，從而降低了廠房建筑物的高度。
2）小車上機構的布置及同一機構中各零件間的配合要求適當。起升機構和小車平面的布置要合理，二者之間的距離不應太小，否則維修不便，或造成小車架難以設計。但也不應太大，否則小車就不緊湊。
3）小車車輪的輪壓分布要求均勻。如能滿足這個要求，則可以獲得最小的車輪，輪軸及軸承箱的尺寸，并且使起重機橋架主梁上受到均勻的載荷。一般最大輪壓不應該超過平均輪壓得20%。
4）小車架上的機構與小車架配合要適當。為使小車上的起升、運行機構與小車架配合得好，要求二者之間的配合尺寸相符；連接零件選擇適當和安裝方便。在設計原則上，要以機構為主，盡量用小車架去配合機構；同時機構的布置也要盡量使鋼結構的設計制造和運行機構的要求設計，但在不影響機構的工作的條件下，機構的布置也應配合小車架的設計，使其構造簡單，合理和便于制造。盡量選用標準零部件，以提高設計與制造的工作效率，降低生產(chǎn)成本。小車各部分的設計應考慮制造，安裝和維護檢修的方便，盡量保證各部件拆下修理時而不需要移動鄰近的部件。總之，要兼顧各個方面的相互關系，做到個部分之間的配合良好。
第2章 起升機構的設計
2.1 主起升機構的計算
2.1.1 確定起升機構的傳動方案
起升機構是起重機械中最主要和最基本的機構，是起重機不可缺少的組成部分。它的工作好壞對整臺起重機的性能有著最直接的影響。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，取物裝置和制動裝置。
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）。由于分別驅動布置方便，安裝和檢修容易，因此現(xiàn)代各類起重機主要采用這種驅動形式。
按照此次設計要求，選擇分別驅動。
圖2-1起升機構驅動裝置整體布置簡圖。主起升機構和副起升機構。
圖2-1起升機構驅動裝置整體布置簡圖
圖2-2所示為電動驅動的起升機構簡圖。電動機通過聯(lián)軸器與減速器的高速軸相聯(lián)。
圖2-2起升機構簡圖
為了使安裝方便，并提高補償能力，通常如同圖2-3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2-3主起升機構驅動裝置布置簡圖
2.1.2 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》表3-2-8，選擇雙聯(lián)起滑輪組，倍率為，承載繩的分支數(shù)。
若滑輪組采用滾動軸承，當查《起重機設計手冊》表3-2-11，得鋼絲繩滑輪組效率。
鋼絲繩纏繞方式如圖2-4所示
圖2-4主起升機構鋼絲繩纏繞簡圖
(1)鋼絲繩所受最大靜拉力：
（2.1）
式中 Q ―— 額定起重量，Q =32t；
—— 吊鉤組重量，
（ 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）；
——滑輪組倍率，；
——滑輪組效率，。
（2）鋼絲繩的選擇：
由《起重運輸機械》表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
式中——鋼絲繩工作時所受的最大拉力（N）；
——鋼絲繩規(guī)范中鋼絲破斷拉力的總和（N）；
——鋼絲繩判斷拉力換算系數(shù)，對于繩6W(19)的鋼絲繩，由《起重運輸機械》表2-3查得；
——鋼絲繩安全系數(shù)，對于工作類型n=5.0，由《起重機設計手冊》表3-1-2。
由上式可得
查《起重機設計手冊》表3-1-6選擇鋼絲繩6W(19)，公稱抗拉強度，直徑d=20.0mm，其鋼絲破段拉力總和，標記如下：
鋼絲繩6W(19)—20.0—1850—Ⅰ—光—右交（GB1102--74）。
2.1.3 滑輪的計算
為了確保鋼絲繩具有一定的使用壽命，滑輪的直徑（子繩槽底部算起的直徑）應滿足：
式中 e---- 系數(shù)，由《起重機設計手冊》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，mm。
查《機械設計手冊》表8-1-65取滑輪的直徑為 =560 mm。
平衡滑輪名義直徑：
查《機械設計手冊》表8-1-66，由鋼絲繩直徑d=20mm，得繩槽斷面尺寸。
查《機械設計手冊》表8-1-67c，由繩槽斷面尺寸，選擇滑輪軸承6224。
查《機械設計手冊》表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
2.1.4 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：
式中 e---- 系數(shù)，由《起重機設計手冊》表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，mm。
查《機械設計手冊》表8-1-58取卷筒的直徑為D =630mm。
2）卷筒槽計算
繩槽半徑：R=（0.53～0.56）d=10.6～11.2mm=12mm
繩槽深度（標準槽）：=（0.25～0.4）d=5～8mm=6.0mm
繩槽節(jié)距：p=d+（2～4）=22mm
卷筒計算直徑：
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：
（2.2）
式中
—— 最大起升高度， ＝16 m；
—— 鋼絲繩安全圈數(shù)，Z > 1.5 ，取Z=2；
P ——繩槽節(jié)距，P = 22mm；
—— 無繩槽卷筒端部尺寸，由結構需要確定，= 300；
——固定繩尾所需長度，；
——中間光滑部分長度，
—— 卷筒的計算直徑（按纏繞鋼絲繩的中心計算）,
＝D＋d=630＋20 = 650 mm；
帶入上式得：
取=2300mm，卷筒材料初步采用HT200 灰鑄鐵 GB/T 9439-1988，抗拉強度極限，抗壓。
其壁厚可按經(jīng)驗公式確定δ=0.02D+（6～10）=0.02630+8=18.6～22.6mm，取δ=20mm。
卷筒壁的壓應力演算：
圖2-5卷筒彎矩簡圖
許用壓應力，，故強度足夠。
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）：
卷筒的最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中央時，如圖2-3所示：
卷筒斷面系數(shù)：
式中：D——卷筒外徑， D=630mm=0.63m；
——卷筒內徑，。
所以，。
合成應力：
其中許用拉應力
所以，，卷筒強度演算通過。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A
4）卷筒轉速
==14.7r/min
2.1.5 選電動機
起升機構靜功率：
KW （2.3）
式中 ——起升機構的總效率，一般η=0.8～0.9，取η=0.85；
=KW
電動機計算功率：
式中G為穩(wěn)態(tài)負載系數(shù)，由《起重機設計手冊》表2-2-5，2-2-6查得G=0.8。
由《起重機設計手冊》表5-1-41查得主起升機構JC=25%,CZ=150。
由《起重機設計手冊》表5-1-13選用YZR280S-8型電動機，功率,轉速
由《起重機設計手冊》表5-1-36，由JC=25%,CZ=150得P=45.59KW
由《起重機設計手冊》表5-1-3,
2.1.6 電動機發(fā)熱校驗和過載校驗
電動機發(fā)熱校驗：
式中 ——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，故所選電動機能滿足發(fā)熱校驗
電動機過載校驗
式中 ——在基準接電持續(xù)率的電動機額定功率，
H——繞線異步電動機，H=2.1
——電動機轉矩的允許過載倍數(shù)，由《起重機設計手冊》表5-1-2，
由上演算結果可知，電動機滿足過載校驗。
綜上所述，電動機選擇符合要求。
2.1.7 選擇減速器
起升機構總的傳動比
查《起重機設計手冊》表3-10-2，取i=50
查《起重機設計手冊》根據(jù)傳動比i=50，電動機轉速,電動機功率，工作類型M5，表3-10-6，高速軸許用功率,名義中心距，許用輸出扭矩，表3-10-3，高速軸伸尺寸，，表3-10-4低速軸伸尺寸P型，，自重G=5200Kg。型號：QJR-800-3CW
2.1.8 實際起升速度和實際所需功率的驗算
實際起升速度為：
并要求起升速度偏差應小于15%.
∴
實際所需等效功率為：
滿足要求。
2.1.9 校核減速器輸出軸強度
輸出軸最大扭矩：
式中 ——電動機的額額定扭矩,
i ——傳動比,i=50
——電動機至減速器被動軸的傳動效率,
—— 電動機最大轉矩倍數(shù),；
—— 減速器低速軸上最大短暫準許扭矩,
∴
輸出軸最大徑向力驗算:
（2.4）
式中 ——卷筒上鋼絲繩最大拉力, =42.5KN
—— 卷筒重量, =15KN(參閱資料)
——低速軸端的最大容許徑向載荷, =120KN
a——鋼絲繩上的分支數(shù)，a=2
∴ ，故所選減速器滿足要求。
2.1.10 制動器的選擇
制動器裝在高速軸上,所需靜制動力矩：
式中 ——制動安全系數(shù)，查《起重運輸機械》得。
選擇塊式制動器，查《起重機設計手冊》表3-7-5：
制動輪直徑 D=500mm
制動塊退距
制動片襯片厚度
制動瓦塊寬度
摩擦副間設計正壓力
式中 ——制動襯片允許比壓，查《起重機設計手冊》表3-7-6
——包角，我國規(guī)定
額定制動矩
式中 ——摩擦系數(shù)，查《起重機設計手冊》表3-7-6，
根據(jù)以上計算的制動力矩，以及其他參數(shù)，查《起重機設計手冊》表3-7-15，選擇YW500-2000,額定制動轉矩T=2800Nm,整機質量m=168Kg。制動輪直徑，最大制動力矩為裝配時調整到2800Nm.。
2.1.11 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：
式中 —— 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), ；
—— 剛性動載系數(shù)。
由《起重機設計手冊》查得YZR280S-8表5-1-21電動機軸端為圓錐形，，D=85mm。
由《起重機設計手冊》查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，飛輪矩。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，飛輪矩。
浮動軸端直徑d=70mm，l=120mm。
2.1.12 起動時間的驗算
（2.5）
式中
平均起動力矩
靜阻力矩
因此
通常起升機構起動時間為1～5s，故所選電動機合適。
2.1.13 制動時間的驗算
式中
查《起重機設計手冊》當v<12m/min時，，故合適。
2.1.14 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：
式中——等效系數(shù)，由《起重機課程設計》表2-7查得；
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：
許用扭轉應力由《起重機課程設計》（2-11）、（2-14）式得：
軸的材料為45號鋼，，；
，。
——考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應力集中系數(shù);
——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，；
——與零件表面加工光潔度有關，?。?
此處??；
——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；
——安全系數(shù)，查《起重機課程設計》表2-21得；
因此：
故，通過。
2）靜強度計算
軸的最大扭矩：
式中 ——動力系數(shù)，由《起重機課程設計》表2-5查得。
最大扭轉力矩：
許用扭轉應力，
式中 ——安全系數(shù)，由《起重機課程設計》表2-21查得。
，故合適。
2.2 副起升機構的計算
2.2.1 確定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2-3。
2.2.2 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》表3-2-8，選擇雙聯(lián)起滑輪組，倍率為，承載繩的分支數(shù)。
若滑輪組采用滾動軸承，當查《起重機設計手冊》表3-2-11，得鋼絲繩滑輪組效率。鋼絲繩纏繞方式如圖
圖2-6主起升機構鋼絲繩纏繞簡圖
( 1 )鋼絲繩所受最大靜拉力：
式中 Q ―— 額定起重量，Q =5t；
—— 吊鉤組重量，
（吊鉤掛架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0.15t）
——滑輪組倍率，；
——滑輪組效率，。
（2）鋼絲繩的選擇：
由《起重運輸機械》表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
式中——鋼絲繩工作時所受的最大拉力（N）；
——鋼絲繩規(guī)范中鋼絲破斷拉力的總和（N）；
——鋼絲繩判斷拉力換算系數(shù)，對于繩6W(19)的鋼絲繩，由《起重運輸機械》表2-3查得；
n——鋼絲繩安全系數(shù)，對于工作類型n=5.0，由《起重機設計手冊》表3-1-2。
由上式可得
查《起重機設計手冊》表3-1-6選擇鋼絲繩6W(19)，公稱抗拉強度，直徑d=12.5mm，其鋼絲破段拉力總和，標記如下：
鋼絲繩6W(19)—12.5—1550—Ⅰ—光—右交（GB1102--74）。
2.2.3 滑輪的計算
為了確保鋼絲繩具有一定的使用壽命，滑輪的直徑（子繩槽底部算起的直徑）應滿足：
式中 e---- 系數(shù)，由《起重機設計手冊》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，mm。
查《機械設計手冊》表8-1-65取滑輪的直徑為 =315 mm。
平衡滑輪名義直徑：
查《機械設計手冊》表8-1-66，由鋼絲繩直徑d=12.5mm，得繩槽斷面尺寸。
查《機械設計手冊》表8-1-67c，由繩槽斷面尺寸，選擇滑輪軸承6224。
查《機械設計手冊》表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
2.2.4 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：
式中 e---- 系數(shù)，由《起重機設計手冊》表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，mm。
查《機械設計手冊》表8-1-58取卷筒的直徑為D =400mm。
2）卷筒槽計算
繩槽半徑：R=（0.53～0.56）d=6.625～7mm=7mm
繩槽深度（標準槽）：=（0.25～0.4）d=3.125～5mm=4mm
繩槽節(jié)距：p=d+（2～4）=15mm
卷筒計算直徑：
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：
式中
—— 最大起升高度， ＝18 m；
—— 鋼絲繩安全圈數(shù)，Z > 1.5 ，取Z=2；
P ——繩槽節(jié)距，P = 15mm；
—— 無繩槽卷筒端部尺寸，由結構需要確定，= 80；
——固定繩尾所需長度，；
——中間光滑部分長度，
—— 卷筒的計算直徑（按纏繞鋼絲繩的中心計算）,
＝D＋d=400＋12.5=412.5 mm；
帶入上式得：
取=1300mm，卷筒材料初步采用HT200 灰鑄鐵 GB/T 9439-1988，抗拉強度極限，抗壓。
其壁厚可按經(jīng)驗公式確定δ=0.02D+（6～10）=14～18mm，取δ=18mm。
卷筒壁的壓應力演算，參照圖(2-5)：
許用壓應力，，故強度足夠。
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）：
卷筒的最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中央時，如圖2-3所示：
卷筒斷面系數(shù)：
式中：D——卷筒外徑， D=400mm=0.4m；
——卷筒內徑，。
所以，。
合成應力：
其中許用拉應力
所以，，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A
4）卷筒轉速
==30.11r/min
2.2.5 選電動機
起升機構靜功率：
KW
式中 ——起升機構的總效率，一般η=0.8～0.9，取η=0.85；
=KW
電動機計算功率：
式中G為穩(wěn)態(tài)負載系數(shù)，由《起重機設計手冊》表2-2-5，2-2-6查得G=0.8。
由《起重機設計手冊》表5-1-41查得主起升機構JC=25%,CZ150。
由《起重機設計手冊》表5-1-13選用YZR180L-6型電動機，功率,轉速
由《起重機設計手冊》表5-1-36，由JC=25%,CZ=150得P=15.393KW
由《起重機設計手冊》表5-1-3,
2.2.6 電動機發(fā)熱校驗和過載校驗
電動機發(fā)熱校驗：
式中 ——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，故所選電動機能滿足發(fā)熱校驗
電動機過載校驗
式中 ——在基準接電持續(xù)率的電動機額定功率，
H——繞線異步電動機，H=2.1
——電動機轉矩的允許過載倍數(shù)，由《起重機設計手冊》表5-1-2，
由上演算結果可知，電動機滿足過載校驗。
綜上所述，電動機選擇符合要求。
2.2.7 選擇減速器
起升機構總的傳動比
查《起重機設計手冊》表3-10-2，取i=31.5
查《起重機設計手冊》，根據(jù)傳動比i=31.5，電動機轉速,電動機功率，工作類型M5，表3-10-6，高速軸許用功率,名義中心距，許用輸出扭矩，表3-10-3，高速軸伸尺寸，，表3-10-4低速軸伸尺寸P型，，自重G=3500Kg。型號：QJR-560-3CW
2.2.8 實際起升速度和實際所需功率的驗算
實際起升速度為：
并要求起升速度偏差應小于15%.
∴
實際所需等效功率為：
滿足要求。
2.2.9 校核減速器輸出軸強度
輸出軸最大扭矩：
式中 ——電動機的額額定扭矩,
i ——傳動比,i=31.5
——電動機至減速器被動軸的傳動效率,
—— 電動機最大轉矩倍數(shù),；
—— 減速器低速軸上最大短暫準許扭矩,
∴
輸出軸最大徑向力驗算:
式中 ——卷筒上鋼絲繩最大拉力, =13KN
—— 卷筒重量, =10KN(參閱資料)
——低速軸端的最大容許徑向載荷, =75KN
a——鋼絲繩上的分支數(shù)，a=2
∴ ，故所選減速器滿足要求。
2.2.10 制動器的選擇
制動器裝在高速軸上,所需靜制動力矩：
式中 ——制動安全系數(shù)，查《起重運輸機械》得。
選擇塊式制動器，查《起重機設計手冊》表3-7-5：
制動輪直徑 D=400mm
制動塊退距
制動片襯片厚度
制動瓦塊寬度
摩擦副間設計正壓力
式中 ——制動襯片允許比壓，查《起重機設計手冊》表3-7-6
——包角，我國規(guī)定
額定制動矩
式中 ——摩擦系數(shù)，查《起重機設計手冊》表3-7-6，
根據(jù)以上計算的制動力矩，以及其他參數(shù)，查《起重機設計手冊》表3-7-15，選擇YW400-1250(JB6406-92),額定制動轉矩T=1120Nm,整機質量m=98Kg。制動輪直徑，最大制動力矩為裝配時調整到1120Nm.。
2.2.11 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：
式中 —— 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), ；
—— 剛性動載系數(shù)。
由《起重機設計手冊》查得YZR180L-6表5-1-21電動機軸端為圓錐形，，D=85mm。
由《起重機設計手冊》查QJR-560-3CW減速器，高速軸端為圓錐形，d=100mm，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，飛輪矩。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，飛輪矩。
浮動軸端直徑d=70mm，l=120mm。
2.2.12 起動時間的驗算
式中
平均起動力矩
靜阻力矩
因此
通常起升機構起動時間為1～5s，故所選電動機合適。
2.2.13 制動時間的驗算
式中
查《起重機設計手冊》當v<12m/min時，，故合適。
2.2.14 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：
式中——等效系數(shù)，由《起重機課程設計》表2-7查得；
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：
許用扭轉應力由《起重機課程設計》（2-11）、（2-14）式得：
軸的材料為45號鋼，，；
，。
——考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應力集中系數(shù);
——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，；
——與零件表面加工光潔度有關，取；
此處取；
——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；
——安全系數(shù)，查《起重機課程設計》表2-21得；
因此：
故，通過。
2）靜強度計算
軸的最大扭矩：
式中 ——動力系數(shù)，由《起重機課程設計》表2-5查得。
最大扭轉力矩：
許用扭轉應力，
式中 ——安全系數(shù)，由《起重機課程設計》表2-21查得。
，故合適。
第3章 吊鉤組的計算
3.1 主起升吊鉤的計算
圖3-1 吊鉤簡圖
3.1.1 吊鉤主要尺寸的確定
（1）確定主要尺寸
a≈3～3.5=16.98～19.81cm,取a=18cm=180mm;
，取h=20cm=200mm；
S=0.75a=13.5cm=135mm;
,按實際取=71.6cm=716mm；
。
(2)驗算鉤體彎曲部分強度
吊鉤組所有零件均按靜強度進行計算，其計算載荷（——起升動載系數(shù)，——額定載荷）。對于吊鉤橋式起重機：，所以計算載荷為。
根據(jù)圖3-2吊鉤受力情況來看，彎曲部分受有彎曲拉伸和剪切三種應力。1-2截面除受最大彎矩外，還受Q力的拉伸作用。
圖3-2吊鉤受力圖
在1-2截面上的最大應力發(fā)生在內側纖維1處，即處，因此點1處的應力為：
（3.1）
式中
，
其中，，。
查《起重機設計手冊》表3-4-4吊鉤材料選用DG20Mn號鋼
查《起重機設計手冊》表3-4-7，
，1-2截面強度驗算通過。
對于3-4垂直截面：當垂直系物繩將物品重量Q懸掛在吊鉤上時，這時3-4截面上沒有拉伸和彎曲應力（），只有平均剪切應力，其值為：
當四分支傾斜的系物繩將物品重量Q懸掛在吊鉤上時，這時3-4截面上的應力有：
根據(jù)能量強度理論，3-4截面的最大合成應力為：
，3-4截面強度驗算通過。
(3)確定吊鉤螺母尺寸
軸頸螺紋處拉伸應力：
最小直徑
查《起重機設計手冊》取TY200x12。
(4)止推軸承的選擇
由于軸承在工作過程中很少轉動，故可根據(jù)額定靜負荷來確定。由《機械設計課程設計手冊》表6-8，選擇滾動軸承 51320（GB/T301-1995），額定靜負荷，動負荷系數(shù)。
軸承當量靜負荷：
所以安全。
3.1.2 吊鉤橫梁的計算
通孔直徑：
，?。?
座坑直徑:
(D為止推軸承外徑)；
最大寬度：
B=D+(10～20)mm=160～170mm，取B=170mm。
橫軸兩側拉板的間距是由滑輪軸上四滑輪間的尺寸所決定的：
。
橫軸可作為一簡支梁來進行計算，橫軸的計算載荷（圖3-3）：
圖3-3 主吊鉤橫軸的彎矩簡圖
；
橫軸的最大彎矩：
；
中間斷面的抗彎截面系數(shù)：
，
彎曲應力：
橫軸的材料用45號鋼，許用應力
所以，故橫軸強度足夠。式中n=2.4為安全系數(shù)。
3.1.3 滑輪軸的計算
滑輪軸也是一個簡支梁，支點距離仍是L=420mm，它作用有四個滑輪的壓力為計算簡便起見，把四個力看做集中力（見圖3-4）。
圖3-4 主滑輪軸的彎矩簡圖
滑輪的作用力：;
軸上的彎矩（1-1和2-2斷面）：
；
1-1和2-2截面模數(shù)：
彎曲應力：
滑輪軸的材料與吊鉤橫軸相同，亦為45號鋼，故許用應力也相同，，強度足夠。
3.1.4 拉板的校核
拉板的尺寸如圖4-5所示：
圖3-5 主鉤拉板的尺寸簡圖
軸孔上有厚度為的貼板（補強板），所以基板承受的載荷減小到的倍:
則 （3.2）
軸頸與拉板的單位壓力：
拉板軸孔內表面最大應力：
拉板的材料為Q235，許用擠壓應力為
軸孔處的拉伸應力為：
（3.3）
式中——應力集中系數(shù)，可查《起重機課程設計》圖15-15得。
拉板材料為Q235，許用拉伸應力為
故和，所以強度足夠。
3.1.5 滑輪軸承的選擇
滑輪直徑D=560mm，計算直徑，圓周速度，則滑輪的工作轉數(shù)：
每個滑輪中采用兩個徑向滑輪軸承，由已知條件選常州榮泰軸承有限公司生產(chǎn)的滾動軸承6226 GB/T 276-1994，基本額定靜載荷，基本額定動載荷。
軸承徑向負荷：
式中 ——動負荷系數(shù)。
軸承的軸向負荷:
,,
由《機械設計》表13-3，軸承壽命：
所以
故安全可用。
3.2 副起升吊鉤的計算
3.2.1 吊鉤主要尺寸的確定
（1）確定主要尺寸
a≈3～3.5=6.71～7.83cm,取a=7cm=70mm;
，取h=8cm=80mm；
S=0.75a=5.25cm=52.5mm;
,取=20cm=200mm；
。
(2)驗算鉤體彎曲部分強度
吊鉤組所有零件均按靜強度進行計算，其計算載荷（——起升動載系數(shù)，——額定載荷）。對于吊鉤橋式起重機：，所以計算載荷為。
根據(jù)圖3-2吊鉤受力情況來看，彎曲部分受有彎曲拉伸和剪切三種應力。1-2截面除受最大彎矩外，還受Q力的拉伸作用。
在1-2截面上的最大應力發(fā)生在內側纖維1處，即處，因此點1處的應力為：
式中
，
其中，，。
查《起重機設計手冊》表3-4-4吊鉤材料選用DG20Mn號鋼
查《起重機設計手冊》表3-4-7，
，1-2截面強度驗算通過。
對于3-4垂直截面：當垂直系物繩將物品重量Q懸掛在吊鉤上時，這時3-4截面上沒有拉伸和彎曲應力（），只有平均剪切應力，其值為：
當四分支傾斜的系物繩將物品重量Q懸掛在吊鉤上時，這時3-4截面上的應力有：
根據(jù)能量強度理論，3-4截面的最大合成應力為：
，3-4截面強度驗算通過。
(3)確定吊鉤螺母尺寸
軸頸螺紋處拉伸應力：
最小直徑
查《起重機設計手冊》取TY100x12。
(4)止推軸承的選擇
由于軸承在工作過程中很少轉動，故可根據(jù)額定靜負荷來確定。由《機械設計課程設計手冊》表6-8，選擇滾動軸承 51207 GB/T301-1995，額定靜負荷，動負荷系數(shù)。
軸承當量靜負荷：
所以安全。
3.2.2 吊鉤橫梁的計算
通孔直徑：
，?。?
座坑直徑:
(D為止推軸承外徑)；
最大寬度：
B=D+(10～20)mm=75～85mm，取B=80mm。
橫軸兩側拉板的間距是由滑輪軸上四滑輪間的尺寸所決定的：
。
橫軸可作為一簡支梁來進行計算，橫軸的計算載荷（圖3-3）：
()
橫軸的最大彎矩：
；
中間斷面的抗彎截面系數(shù)：
，
彎曲應力：
橫軸的材料用45號鋼，許用應力
所以，故橫軸強度足夠。式中n=2.4為安全系數(shù)。
3.2.3 滑輪軸的計算
滑輪軸也是一個簡支梁，支點距離仍是L=176mm，它作用有兩個滑輪的壓力為計算簡便起見，把兩個力看做集中力（見圖3-6）。
圖3-6 副滑輪軸的彎矩簡圖
滑輪的作用力：;
軸上的彎矩：
；
截面模數(shù)：
彎曲應力：
滑輪軸的材料與吊鉤橫軸相同，亦為45號鋼，故許用應力也相同，，強度足夠。
3.2.4 拉板的校核
拉板的尺寸如圖3-7所示。
圖3-7 副鉤拉板的尺寸簡圖
軸頸與拉板的單位壓力：
拉板軸孔內表面最大應力：
拉板的材料為Q235，許用擠壓應力為
軸孔處的拉伸應力為：
式中——應力集中系數(shù)，可查《起重機課程設計》圖15-15得。
拉板材料為Q235，許用拉伸應力為
故和，所以強度足夠。
3.2.5 滑輪軸承的選擇
滑輪直徑D=300mm，計算直徑，圓周速度，則滑輪的工作轉數(shù)：
每個滑輪中采用兩個徑向滑輪軸承，由已知條件選常州榮泰軸承有限公司生產(chǎn)的滾動軸承6218 GB/T 276-1994，基本額定靜載荷，基本額定動載荷。
軸承徑向負荷：
式中 ——動負荷系數(shù)。
軸承的軸向負荷:
,,
由《機械設計》表13-3，軸承壽命：
所以
故安全可用。
第4章 運行機構的設計
4.1 小車運行機構的設計
4.1.1 確定機構的傳動方案
小車主要有起升機構、運行機構和小車架組成。
起升機構采用閉式傳動方案，電動機軸與二級圓柱齒輪減速器的高速軸之間采用兩個半齒聯(lián)軸器和一中間浮動軸聯(lián)系起來，減速器的低速軸魚卷筒之間采用圓柱齒輪傳動。
運行機構采用全部為閉式齒輪傳動，小車的四個車輪固定在小車架的四周，車輪采用帶有角形軸承箱的成組部件，電動機裝在小車架的臺面上，由于電動機軸和車輪軸不在同一個平面上，所以運行機構采用立式三級圓柱齒輪減速器，在減速器的輸入軸與電動機軸之間以及減速器的兩個輸出軸端與車輪軸之間均采用帶浮動軸的半齒聯(lián)軸器的連接方式。
小車架的設計，采用粗略的計算方法，靠現(xiàn)有資料和經(jīng)驗來進行，采用鋼板沖壓成型的型鋼來代替原來的焊接橫梁。
起重量5噸至50噸范圍內的雙粱橋式起重機的小車，一般采用四個車輪支承的小車，其中兩個車輪為主動車輪。主動車輪由小車運行機構集中驅動。
圖4-1為小車運行機構簡圖:
圖4-1 小車運行機構簡圖
4.1.2