现代双梁桥式起重机的设计.docx

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现代双梁桥式起重机的设计

第1章前言…………………………………………………………………1

第2章起升机构设计………………………………………………………3

2.1确定起升机构的传动方案，选择滑轮组和吊钩组…………………3

2.2选择钢丝绳……………………………………………………………7

2.3确定滑轮组的主要尺寸………………………………………………8

2.4确定卷筒尺寸并验算其强度…………………………………………9

2.5选电动机………………………………………………………………11

2.6验算电动机发热条件…………………………………………………12

2.7选择减速器……………………………………………………………13

2.8验算起升速度和实际所需功率………………………………………13

2.9校核减速器输出轴强度………………………………………………14

2.10选择制动器…………………………………………………………16

2.11选择联轴器…………………………………………………………17

2.12验算启动时间………………………………………………………18

2.13验算制动时间………………………………………………………19

2.14高速浮动轴计算……………………………………………………20

第3章小车运行机构的设计计算…………………………………………23

3.1确定机构的传动方案…………………………………………………23

3.2选择车轮与轨道并验算其强度………………………………………23

3.3运行阻力的计算………………………………………………………25

3.4选电动机………………………………………………………………25

3.5验算电动机发热条件…………………………………………………26

3.6选择减速器………………………………………………………………6

3.7验算运行机构速度和实际所需功率…………………………………26

3.8验算启动条件…………………………………………………………27

3.9按起动工况校核减速器功率……………………………………………28

3.10验算起动不打滑条件………………………………………………28

3.11选择连轴器……………………………………………………………28

3.12演算低速浮动轴强度…………………………………………………29

第4章动滑轮的计算………………………………………………………31

第5章主起升机构的卷筒的计算…………………………………………32

5.1卷通心轴的计算………………………………………………………32

5.2选择轴承………………………………………………………………33

5.3绳端固定装置计算…………………………………………………34

第6章吊钩组的计算……………………………………………………36

6.1吊钩截面的应力计算…………………………………………………36

6.2叉子计算………………………………………………………………38

6.3拉板校核………………………………………………………………40

第7章大车运行机构的设计………………………………………………42

结论……………………………………………………………………………44

致谢……………………………………………………………………………44

参考资料………………………………………………………………………45

外文资料………………………………………………………………………46

第1章

前言

起重机械是用来升降物品或人员的，有的还能使这些物品或人员在其工作范围内作水平或空间移动的机械。

取物装置悬挂在可沿桥架运行的起重小车或运行式葫芦上的起重机，称为“桥架型起重机”。

桥架两端通过运行机构直接支承在高架轨道上的桥架型起重机，称之为“桥式起重机”。

桥式起重机一般有大车运行机构的桥架、装有起升机构和小车运行机构的起重小车、电气设备、司机室等几大部分组成。

外形像一个两端支承在平行的两条架空轨道上平移运行的单跨平板桥。

起升机构用来垂直升降物品，起重小车用来带着载荷作横向移动，以达到在跨度内和规定高度内组成的三维空间里做搬运和装卸货物用。

桥式起重机是使用最广泛、拥有量最大的一种轨道运行式起重机，其额定起重量从几吨到几百吨。

最基本的形式是通用吊钩桥式起重机，其他形式的桥式起重机都是在通用吊钩桥式起重机的基础上派生发展出来的。

起重机的产品型号表示为：

类、组、型代号特征代号主参数代号更新代号

例如：

QD20/5桥式起重机表示为，吊钩桥式起重机，主钩20t，副钩5t。

在设计过程中，结合起重机的实际工作条件，注意了以下几方面的要求：

整台起重机与厂方建筑物的配合，以及小车与桥架的配合要恰当。

小车与桥架的相互配合，主要在于：

小车轨距（车轮中心线间的水平距离）和桥架上的小车轨距应相同，其次，在于小车的缓冲器与桥架上的挡铁位置要配合好，小车的撞尺和桥架上的行程限位装置要配合好。

小车的平面布置愈紧凑小车愈能跑到靠近桥架的两端，起重机工作范围也就愈大。

小车的高度小，相应的可使起重机的高度减小，从而降低了厂房建筑物的高度。

小车上机构的布置及同一机构中各零件间的配合要求适当。

起升机构和小车平面的布置要合理，二者之间的距离不应太小，否则维修不便，或造成小车架难以设计。

但也不应太大，否则小车就不紧凑。

小车车轮的轮压分布要求均匀。

如能满足这个要求，则可以获得最小的车轮，轮轴及轴承箱的尺寸，并且使起重机桥架主梁上受到均匀的载荷。

一般最大轮压不应该超过平均轮压得20%。

小车架上的机构与小车架配合要适当。

为使小车上的起升、运行机构与小车架配合得好，要求二者之间的配合尺寸相符；连接零件选择适当和安装方便。

在设计原则上，要以机构为主，尽量用小车架去配合机构；同时机构的布置也要尽量使钢结构的设计制造和运行机构的要求设计，但在不影响机构的工作的条件下，机构的布置也应配合小车架的设计，使其构造简单，合理和便于制造。

尽量选用标准零部件，以提高设计与制造的工作效率，降低生产成本。

小车各部分的设计应考虑制造，安装和维护检修的方便，尽量保证各部件拆下修理时而不需要移动邻近的部件。

总之，要兼顾各个方面的相互关系，做到个部分之间的配合良好。

第2章起升机构设计

2.1确定起升机构的传动方案，选择滑轮组和吊钩组

2.1.1主起升机构

根据设计要求的参数，起重量Q=300t，属大起重量桥式起重

机，鉴于目前我国的生产经验及以生产出的机型，决定采用开式

传动。

该设计的基本参数如下表：

起重

量Q

起升高

度H

起升速度V

运行速度V

跨

度L

300/

50t

31/

33m

1.1/7.0m/min

27.5/

8.0m/min

22m

根据设计所给的参数我们可以有如下方案，如图a所示。

显然，a方案结构简单，安装及维修都比较方便，但是由于

轴两端的变形较大使得小齿轮沿齿宽方向受力不均匀，易

产生磨损。

针对这一缺点b方案都对其进行了完善，使小齿

轮的受力均匀，而且从结构上看，该方案不但可以使小齿轮

受力均匀，而且结构紧凑简单，又考虑我国现有的生产经验

故采用最终采用此方案。

由设计参数知，起升高度H为31m，根据这一参数，我们选

择双联滑轮组单层卷绕。

这种绕绳方法构造简单，制造及安装方

便，由于该起重机的起重量较大，钢丝绳对卷筒的压力较大，故

此采用单层绕。

综上所述，采用开式、双联滑轮组单层绕结构。

按Q=300t，查[1]表4-1取滑轮组的倍率Ih=10，则可知钢丝绳

的分支数为Z=4*Ih=40。

查[2]表15-15，知Q=300t的桥式起重机选

用叠片式双钩，叠板式双钩是由钢板冲剪成的钢片，用铆钉连接开式传动

而成。

为了使负荷均等分布到所有钢片上，在叠板钩开口处，

装镶可拆环的钢板。

同时，在钩颈环形孔中装有轴套。

钩片材

料用A3钢。

这种结构有很

图a第一种传动方案

图b第二种传动方案

多优点：

（1）制造比较简单，特别是尺寸较大的吊钩

（2）ih=12

工作可靠，因为破坏开始时，首先在某一片钢片上产生，Z=24

这样就可以进行维修，从而避免了破坏的进一步发展。

该叠片式

吊钩的自重为：

G0=14t，两动滑轮间距A=250mm.。

双钩

2.1.2副起升机构

副起升机构参照主起升机构的原理采用，闭式传动、双连

滑轮组、单层绕结构。

根据其要求的起重量为50t，查[1]表

4-1可知，取滑轮组倍率Ih=4，则承重绳的分支为：

Z=2Ih=8。

ih=4

查[2]表15-10选用单钩（梯形截面）A型，其自重为Z=8

Gg=326kgf，查[2]表15-15选用5个滑轮，直径采用D=600mm单钩

，其自重为Gg=80kgf，两动滑轮间距为A=120mm，估算吊钩

组自重为Gg=1t。

（参阅[2]表13-2）。

2.2选择钢丝绳

2.2.1主起升机构

主起升卷筒的钢丝绳的卷绕

在双联滑轮组中，可以采用平衡滑轮结构，但也可以采用

平衡杠杆来满足使用及装配的要求。

采用平衡杠杆的优点是能

用两根长度相等的短绳来代替平衡滑轮中所用的一根长绳，这

样可以更加方便的进行更换及安装，特别是在大起重量的起重

机当中，绳索的分支数比较多，采用这种结构的又有点就更加

明显。

其具体结构如上图所示。

因为在起升过程中，钢丝绳的安全性至关重要，所以要保

证钢丝绳的使用寿命，为此，我们可以采取以下措施：

（1）高安全系数，也就是降低钢丝绳的应力。

（2）选用较大的滑轮与卷筒直径。

（3）滑轮槽的尺寸与材料对于钢丝绳的寿命有很大的关系，

其太大会使钢丝绳与滑轮槽接触面积减小，太小会使钢

丝绳与槽壁间的摩擦剧烈，甚至会卡死。

（4）尽量减少钢丝绳的弯曲次数。

滑轮组采用滚动轴承，当ih=12时，查[3]表2-1，知滑轮

组的效率是：

ηh=0.915。

钢丝绳受到的最大的拉力为：

查[3]表2-4知在中级工作类型时，安全系数K=5.5，钢丝绳

选用线接触6w（19）型钢丝绳，查[2]表12-3可知，其破断拉

力换算系数Φ=0.85，则钢丝绳的计算钢丝绳破断拉力总和为：

查[2]表12-10知，钢丝绳6w（19），公称抗拉强度185kgfSmax=14298kgf

直径d=35mm，其钢丝破断拉力总和为：

[Sb]=92750kgf，d=35mm

标记如下：

钢丝绳6w（19）-35-185-I-光-右交（1102-74）

2.2.2副起升机构

副卷筒的钢丝卷绕

根据其倍率为Ih=4，如上主起升机构的计算，查[3]表2-1知

滑轮组效率为ηh=0.975，钢丝绳所受的最大拉力：

查[3]表2-4知在中级工作类型时，安全系数K=5.5，钢丝绳采用

线接触6w（19）型钢丝绳，查[2]表12-3可知，其破断拉力换算

系数Φ=0.85，则钢丝绳的计算钢丝绳破断拉力总和为：

查[2]表12-10知，钢丝绳6w（19），公称抗拉强度200kgf，Smax=6538.5kgf

直径d=22.5mm，其钢丝破断拉力总和为：

[Sb]=42350kgf，d=22.5mm

其标记如下：

钢丝绳6w（19）-22.5-200-I-光-右交（1102-74）

2.3确定滑轮组的主要尺寸

滑轮许用最小直径：

D≥d（e-1），查[3]表2-4查知，其中

轮绳直径比e=25。

2.3.1主起升机构

有：

D≥35*（25-1）=840mm，参考[2]表13-2，初步选用滑轮

D=1000mm，由[1]中附表2知取平衡滑轮直径Dp=0.6DD=1000mm

=0.6*1000=600mm，取Dp=600mm，其具体尺寸参照[2]表13-2。

Dp=600mm

2.3.2副起升机构

有：

D≥22.5*（25-1）=540mm，

参考[2]表13-2，初步选用滑轮D=600mm，由[1]中附表2知

取平衡滑轮直径Dp=0.6D=0.6*600=360mm，取Dp=400mm，D=600mm

其具体尺寸参照[2]表13-2。

Dp=400mm

2.4确定卷筒尺寸并验算其强度

卷筒直径：

D≥d（e-1）

2.4.1主起升机构

1卷筒直径：

D≥d（e-1）=35*24=840mm

为了适当的减少卷筒的长度，故此选用较大直径的卷筒，选用

卷筒直径D=2100mm，参照[2]表14-3，选用标准槽卷筒，其绳槽

螺距。

②卷筒长度：

即

则卷筒的长度为：

L=4600mm

如上公式，其中Z0为附加安全圈数，取Z0=2。

L1为

卷筒中央无槽的光面部分，取其L1=A=160mm，D0为

卷筒计算直径D0=D+d=2138mm。

2卷筒的壁厚：

mm

取

=50mm。

卷筒壁压力验算：

kgf/cm2

卷筒设计采用20Mn钢焊接而成，查[4]表4-9知，其抗D=2100mm

压强度极限

=4500kgf/cm2,抗拉强度极限σb=2750kgf/cm2,L=4600mm故其许用压应力[σ]y=σby/4.25=4500/4.25=1059kgf/cm2,t=38mm，因此可以看出强度足够可以满足使用要求。

Δ=50mm

由于卷筒长度L<3D故此略去有弯矩产生的拉应力计算。

2.4.2副起升机构

1卷筒直径：

D≥d（e-1）=22.5*24=540mm

同主起升机构类似，为了减少卷筒的长度，故此选用较大直

径的卷筒，选用卷筒直径D=1000mm，参照[2]表14-3，选用

标准槽卷筒，绳槽螺距t=25mm。

②卷筒长度：

即：

则卷筒的长度为：

L=2500mm其中Z0为附加安全圈数，

取Z0=2。

L1为卷筒中央无槽的光面部分，取其L1=A=

120mm，D0为卷筒计算直径D0=D+d=1022.5mm。

③卷筒的壁厚：

mm

取

=28mm。

卷筒壁压力验算：

kgf/cm2

同主卷筒起升机构类似，对其进行强度验算。

对于20Mn，

查[4]表4-9知，其抗压强度极限

=4500kgf/cm2,抗拉强度极D=1000mm

限σb=2750kgf/cm2,故其许用压应力[σ]y=σby/4.25=4500/4.25t=25mm

=1059kgf/cm2,因此可以看出其强度足够，可满足使用要求。

L=2500mm

由于卷筒长度L<3D故此略去因弯矩而产生的拉应力校核。

Δ=28mm

2.5选电动机

计算静功率：

2.5.1主起升机构

Nj=（300+14）*103*1.1/（102*60*0.8）

=70.5kw

其中，由于机构采用开式传动，故存在开式齿轮传动效率，

因此，机构的总效率η取为0.8。

电动机的计算功率：

Ne≥kd*Nj=0.8*66.4=56.4kw

其中，系数kd据[3]表6-1查得，取kd=0.8

查[2]取电动机型号为JZR263-10,其参数分别为：

Ne（25%）=60kw,n1=580rpm,[GD]d=13.58kgfּm2。

2.5.2副起升机构

Nj=（50+1）*103*7.0/（102*60*0.85）

=68.6kw

其中，由于机构采用闭式传动，无开式齿轮传动效率，因此，

机构的总效率η取为0.85。

电动机的计算功率：

Ne≥kd*Nj=0.8*68.6=54.9kw

其中，系数kd据[3]表6-1查得，取kd=0.8，查[2]，本着满足电动

要求，又能减少成本，便于安装维修的目的，选用电动机型号J

机型号为JZR263-10型,其参数分别为：

Ne（25%）=60kw,ZR263-10

n1=580rpm,[GD]d=13.58kgfּm2。

2.6验算电动机发热条件

2.6.1主起升机构

按照等效功率法得，当JC%=25%时，所需的等效功率是：

Nx=47.6kw

其中，k25为工作类型系数，由[3]表6-4查得，取k25=0.75；

r为考虑其动机工作时间对发动机影响的系数，查[3]图6-8

取r=0.9，由上述计算可知Nx：

2.6.2副起升机构

按照等效功率法得，当JC%=25%时，所需的等效功率是：

Nx=46.3kw

其中，k25为工作类型系数，由[3]表6-4查得，取k25=0.75；

r为考虑其动机工作时间对发动机影响的系数，查[3]图6-8取

r=0.9，由上述计算可知：

Nx

2.7选择减速器

2.7.1主起升机构

卷筒转速为：

即：

减速机构的总传动比为：

i0=580/1.966=295查[1]附表13选ZQ-1000

用传动比为40.17的ZQ-1000-Ⅱ的减速器，当中级工作类型-Ⅱ的减

时，许用功率为[N]=79kw，i0，=40.17，自重Gg=2140kgf，输速器

入轴直径为d1=90mm，轴端长l1=135mm。

2.7.2副起升机构

卷筒转速为：

即，nj=7.0*4/（3.14*1.0225）=8.72rpm

减速机构的总传动比为：

i0=580/8.72=66.5

查[2]表21-12选用ZQ-1000+250型的减速器，当中级工作类型时，

许用功率为[N]=68.5kw，i0，=65.54，自重Gg=2189kgf，ZQ-1000

输入轴直径为d1=70mm，轴端长l1=110mm。

+250

2.7.3关于开式齿轮的计算

开始齿轮的传动比是i=i0/i0，=295/40.17=7.34，取i=7.4开式齿

参考小车布置及各部件的安装位置，我们应用的开始齿轮尺轮的

寸为：

D1=300mm,D2=2220mm,齿轮宽度为B=100mm传动比

2.8验算起升速度和实际所需功率

2.8.1主起升机构

实际起升速度：

误差为：

ε=（v，-v）/v*100%

=（1.1-1.09）/1.1*100%=0.9%

因ε<[ε]，故此设计满足设计要求。

V’=1.09

实际所需功率为：

Nx，=Nx*v，/v=47.6*1.09/1.1=47.2kw

因Nx，

2.8.2副起升机构

实际起升速度：

v，=v*i0/i0，=7.0*66.5/65.54

=7.1m/min

误差为：

ε=（v，-v）/v*100%

=（7.1-7）/7*100%=1.4%

因ε<[ε]，故此设计满足设计要求。

实际所需功率为：

Nx，=Nx*v，/v=46.3*7.1/7=46.96kw因Nx，

满足要求。

2.9校核减速器输出轴强度

输出轴最大径向力为：

输出轴最大扭矩为：

2.9.1主起升机构

Rmax=1/2*（2*14298*+3*103）

=15798kgf

Gj为卷筒及轴自重，参照[1]附表8估算Gj=3t，查[1]14可知

ZQ-1000型减速器输出轴端最大容许径向载荷[R]=16700kgf。

因Rmax<[R]，故设计满足要求。

电动机的额定力矩M=975*60/580=100.86kgf，则输出轴最大

扭矩为：

其中，φmax取2.8（当Jc=25%时，电动机最大力矩倍数）η0=0.95

（减速器传动效率），则有：

Mmax=（0.7~0.8）*2.8*100.86*0.95*40.17

=7543.9~8620.5kgfm

查[1]附表14知，ZQ-1000-Ⅱ型减速器的输出轴最大容许扭矩是：

[M]=20500kgfm

因Mmax<[M]，故计算满足要求。

2.9.2副起升机构

输出轴最大径向力为：

Rmax=1/2*（2*6538.5*+2500）

=7788.3kgf

其中，Gj为卷筒及轴自重，参照[1]附表8估算Gj=2.5t，

查[1]附表14可知ZQ-1000-Ⅱ型减速器输出轴端最大容许径向载

荷为[R]=16700kgf。

因Rmax<[R]，故满足要求。

输出轴最大扭矩

为：

其中，φm同主起升机构类似，取2.8（当Jc=25%时，

电动机最大力矩倍数）。

减速器传动效率η0=0.95，则有：

Mmax=（0.7~0.8）*2.8*975*60/580*0.95*65.54

=17583.9~20095.8kgfm

查[1]附表13知，ZQ-1000-Ⅱ型减速器的输出轴最大容许扭矩是：

[M]>20000kgfm，即：

有Mmax<[M]，故减速器满足扭矩要求。

2.10选择制动器

选用电力液压块式制动器，其设计上具有明显的优点，主

要是：

连锁式退距均等装置，在使用过程中可始终保持两侧

瓦块退距均等并且无需调整，可完全避免因退距不均是一侧制动

衬垫浮贴在制动轮的现象；并设有瓦块自动随位装置。

主要摆动

交点均设有自动润滑轴承，传动效率较高，寿命长，在使用过程

中无须润滑。

制动弹簧在方管内布置在一侧设有标尺，使用过程中

可以方便的读出制动力矩的值，免去了测量和计算的麻烦。

只动衬垫为卡装式整体成型结构，更换十分方便，快捷，备有半

金属（无石棉）硬质和半硬质，软质（含石棉）等不同材料的制

动衬垫供选择。

所需制动力矩为：

2.10.1主起升机构

Mz≥1.75*（300+14）*103*2.138*0.85/（2*12*40.17*7.4）

=131kgfm

其中，kz为制动安全系数，据[3]表6-6查得，据[2]表18-10选制动器型号

用制动器型号为：

YDWZ-400/100，其额定制动力矩为：

Mez=160kgfm，制动轮直径为：

Dz=400mm，制动器重量YDWZ-400/100

Gz=155kgf。

2.10.2副起升机构

Mz≥1.75*（50+1）*103*1.0225*0.85/（2*4*65.54）

=147.9kgfm

其中，kz为制动安全系数，如主起升机构据[3]表6-6查得制动器型号

据[2]表18-10选用制动器型号为：

YDWZ-400/100，其额YDWZ-400/100

定制动力矩为：

Mez=160kgfm，制动轮直径为：

Dz=400mm，

制动器重量Gz=155kgf。

其与主起升机构相同。

2.11选择联轴器

2.11.1主起升机构

其中，φ=2，等效系数由[1]表2-7查得，

nI=1.6为安全系数，据[1]表2-21查得，

Mel为响应与机构Jc%值得电动机额定力矩换算到高速

轴上的力矩：

Mel=975*Ne（25%）/nI（25%），

据[2]图33-1可知，电动机JZR263-10型的轴端圆锥形，d=90mm,

l=130mm。

有[1]附表12查得，减速器ZQ-1000的高速轴端为：

d=90mm,l=135mm。

查[1]附表19选用clz型圆锥孔：

图号s160，

最大允许扭矩[M]max=315kgfm，飞轮距（GD2）=0.435kgfm2，

重量G=25.7kgf，浮动轴端为圆柱形d=55mm，l=85mm,

查[1]附表18选用一