80∕30T 28m 通用桥式起重机设计说明书毕业设计

80∕30T 28m 通用桥式起重机设计说明书毕业设计
目录
前言 (1)
第一部分机构设计计算 (3)
第1章主起升机构计算 (3)
1.1 确定传动方案，选择滑轮组和吊钩组 (3)
1.2 选择钢丝绳 (3)
1.3 确定卷筒尺寸,转速及滑轮直径 (3)
1.4 计算起升静功率 (4)
1.5 初选电动机 (4)
1.6 选用减速器 (5)
1.7 验算电动机发热条件 (5)
1.8 选择制动器 (5)
1.9 选择联轴器 (6)
1.10 验算起动时间 (6)
1.11 验算制动时间 (7)
1.12高速轴计算 (7)
第2章副起升机构计算 (10)
2.1 确定传动方案,选择滑轮组和吊钩组 (10)
2.2 选择钢丝绳 (10)
2.3 确定卷筒尺寸并验算强度 (10)
2.4 计算起升静功率 (11)
2.5 初选电动机 (11)
2.6 选用减速器 (11)
2.7 验算电动机发热条件 (12)
2.8 选择制动器 (12)
2.9 选择联轴器 (12)
2.10 验算起动时间 (13)
2.11 验算制动时间 (13)
2.12 高速轴计算 (14)
第3章小车运行机构计算 (16)
3.1 确定机构传动方案 (16)
3.2 选择车轮与轨道并验算其强度 (16)
3.3 运行阻力计算 (17)
3.4 选电动机 (18)
3.5验算电动机发热条件 (18)
3.6 选择减速器 (18)
3.7 验算运行速度和实际所需功率 (18)
3.8 验算起动时间 (19)
3.9 按起动工况校核减速器功率 (19)
3.10 验算起动不打滑条件 (20)
3.11 选择制动器 (21)
3.12 选择联轴器 (21)
3.13 验算低速浮动轴强度 (22)
3.14 小车安全装置计算 (23)
第4章大车运行机构计算 (25)
4.1确定机构的传动方案 (25)
4.2 选择车轮与轨道，并验算其强度 (25)
4.3 运行阻力计算 (26)
4.4选择电动机 (27)
4.5 验算电动机的发热条件 (27)
4.6 减速器的选择 (27)
4.7 验算运行速度和实际所需功率 (28)
4.8 验算起动时间 (28)
4.9 起动工况下校核减速器功率 (29)
4.10 验算启动不打滑条件 (29)
4.11选择制动器 (31)
4.12 选择联轴器 (31)
4.13 浮动轴的验算 (32)
4.14 缓冲器的选择 (33)
第二部分结构设计计算 (35)
第5章总体方案设计 (35)
5.1 材料选择及许用应力 (35)
5.2 总体尺寸设计 (35)
第6章主端梁截面几何性质 (37)
6.1主梁截面性质计算 (37)
6.2端梁截面性质计算 (38)
第7章载荷 (40)
7.1载荷组合的确定 (40)
7.2载荷计算 (40)
第8章主梁计算 (45)
8.1载荷计算 (45)
8.2强度校核 (50)
8.3主梁疲劳强度校核 (52)
8.4刚度校核 (54)
8.5稳定性校核 (56)
第9章端梁计算 (62)
9.1载荷和力 (62)
9.2强度校核 (65)
9.3疲劳强度校核 (67)
9.4稳定性 (69)
9.5端梁拼接 (70)
第10章主梁和端梁的连接 (75)
第11章桥架拱度计算 (76)
总结 (77)
参考文献 (78)
致谢 (79)
英文资料 (80)
前言
桥式起重机是桥架在高架轨道上运行的一种桥架型起重机，又称天车。

桥式起重机的桥架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。

桥式起重机广泛地应用在室外仓库、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、简易粱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。

小车架是支托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。

起重机运行机构的驱动方式可分为两大类：一类为集中驱动，即用一台电动机带动长传动轴驱动两边的主动车轮；另一类为分别驱动、即两边的主动车轮各用一台电动机驱动。

中、小型桥式起重机较多采用制动器、减速器和电动机组合成一体的“三合一”驱动方式，大起重量的普通桥式起重机为便于安装和调整，驱动装置常采用万向联轴器。

起重机运行机构一般用两个主动车轮和两个从动车轮，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，使起重机的载荷均匀地分布在各车轮上。

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，特殊型式也有四梁的。

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。

主梁与端梁刚性连接，端梁两端装有车轮，用以支承桥架在高架上运行。

主梁上焊有轨道，供起重小车运行。

桥架主梁的结构类型较多比较典型的有箱形结构、四桁架结构和空腹桁架结构。

箱形结构又可分为正轨箱形双梁、偏轨箱形双梁、偏轨箱形单主梁等几种。

正轨箱形双粱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线上，它的结构简单，制造方便，适于成批生产，但自重较大。

偏轨箱形双梁和偏轨箱形单主梁的截面都是由上、下翼缘板和不等厚的主副腹板组成，小车钢轨布置在主腹板上方，箱体的短加劲板可以省去，其中偏轨箱形单主粱是由一根宽翼缘箱形主梁代替两根主粱，自重较小，但制造较复杂。

设计中，在满足强度、刚度、稳定性的前提下，尽可能节省材料，采用大截面，
薄钢板，以减少起重机自身重量。

全部采用国家标准，对桥架的受力进行了较详尽的分析，在结构上进行了改进。

近20年世界工程起重机行业发生了很大变化。

RT(越野轮胎起重机)和AT(全地面起重机)产品的迅速发展，打破了原有产品与市场格局，在经济发展及市场激烈竞争冲击下，导致世界工程起重机市场进一步趋向一体化。

目前世界工程起重机年销售额已达75亿美元左右。

主要生产国为美国、日本、德国、法国、意大利等，世界顶级公司有10多家，主要集中在北美、日本（亚洲）和欧洲。

起重机的发展状况：1.重点产品大型化，高速化和专用化；2.用模块化设计代替传统的整机设计方法；3.通用产品小型化、轻型化和多样化；4.产品性能自动化、智能化和数字化；5.产品组合成套化、集成化和柔性化；6.产品构造新型化、美观化和实用化。

本次设计课题为80/30t通用桥式起重机设计，设计者在参观实习和借鉴各种文献资料的基础上，同时在老师的精心指导下及同学的共同努力下完成。

设计过程中，主要需要设计起升机构、运行机构以及双梁桥架，计算过程能将我们所学的知识最大限度的贯穿起来，使我们学以致用。

因此，以此机型作为研究对象，具有一定的现实意义，又能便于我们理论联系实际。

全面考察我们的设计能力及理论联系实际过程中分析问题、解决问题的能力。

由于我们的设计是一种初步尝试，而且知识水平有限，在设计中难免会有错误和不足之处，敬请各位老师给予批评指正，在此表示感谢！
第一部分 机构设计计算
第1章 主起升机构计算
1.1 确定传动方案，选择滑轮组和吊钩组
按照构造宜紧凑的原则,决定采用下图的传动方案。

如图1—1所示，采用了双联滑轮组.按Q=80t ，由文献[1]表5-11查取滑轮组倍率h i =5，因而承载绳分支数为 Z=2h i =10。

由文献[4]表3-4-10，选125号吊钩，得其质量0G =1740Kg ，两动滑轮间距A=620mm
图1—1 主起升机构简图
1.2 选择钢丝绳
滑轮组采用滚动轴承，h i =5,由文献[1]表5-12得滑轮组效率η=0.96。

钢丝绳所受最大拉力:
kN i Q G S h 15.8596.05217408000020max =⨯⨯+=⨯+=
η
由文献[1]表5-7，工作组别M8时，安全系数n=9， 钢丝绳计算破断拉力b S ：b S =n max S ⨯=9×85.15=766.35kN
由文献[3]表3-1-11选用瓦林吞型钢芯钢丝绳6×19W+IWR 钢丝绳公称抗拉强度1870MPa ，光面钢丝，右交互捻，直径34mm ，钢丝绳最小破断拉力[b S ]=770kN 。

标记：34NAT 6×19W+IWR1870ZS770 GB8918-2006
1.3 确定卷筒尺寸,转速及滑轮直径
卷筒和滑轮的最小卷绕直径0D ：
m in 0D ≥h ⨯d
式中，h —表示与机构工作级别和钢丝绳结构的有关系数；
由文献[1]表5—10得：卷筒1h =25;滑轮2h =28；
卷筒最小卷绕直径m in j D =1h ⨯d=25⨯34=850mm ；
滑轮最小卷绕直径m in h D =2h ⨯d=28⨯34=952mm 。

考虑起升机构布置卷筒总长度不宜太长，定滑轮直径取950mm,卷筒直径取D=1250㎜。

卷筒长度： 15038)421284
51018(2)4(23100+⨯++⨯⨯⨯⨯=+++⋅=ππL t Z D i H L h =2512mm ，取L=2500mm 。

式中，0Z —附加安全系数，取0Z =2
1L —卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮间距，1L =A=620mm ，
实际长度可适当增减。

0D —卷槽计算直径，0D =D+d=1250+32=1284mm
t — 卷筒槽距，由钢丝绳直径选出，t=38mm 。

卷筒壁厚[]mm mm D 3531)106(125002.0)106(02.0-=-+⨯=-+=δ
取mm 32=δ，进行卷筒壁的压力计算。

卷筒壁压应力验算；
MPa m N t S y 02.701002.70038
.0032.08515026max max =⨯=⨯==δσ 选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度MPa b 195=σ，许用压应力： []y σ=MPa n b
1305.11951==
σ m ax y σ＜[]y σ 故抗压强度足够 卷筒转速min 4.17min 284
.114.31450r r D mv n n t =⨯⨯==π。

标记：卷筒A1250×2500-18×38-18×5
1.4 计算起升静功率
η60102)(0⨯+=n j v G Q P =kW 22085
.06010214)174080000(=⨯⨯⨯+ 式中，η—起升时总机械效率η=0.85
1.5 初选电动机
电动机计算功率'JC P ≥G j P =0.8⨯220=176kW
式中 ，'JC P —JC 值时的功率，位为kW ；
G —稳态负载平均系数，根据电动机型号和JC 值查文献[1]表4-7得
G=0.8。

由文献[3]表5-1-13选用电动机型号为YZR400L2-10，JC P =177KW ，JC n =591r/min ，电机质量2950kg ，飞轮转矩GD ²=28.1kg.m ²。

电动机转速)]591600(177
220[600)(00-⨯-=--=JC JC j
d n n P P n n =588.8r/min 式中，d n —在起升载荷Q P =817.4kN 作用下电动机转速；
0n —电动机同步转速；
JC P ,JC n —是电动机在JC 值时额定功率和额定转速。

1.6 选用减速器 减速器总传动比：4
.178.588==t d n n i =33.84。

起升机构减速器按静功率j P 选取，根据j P =220kW ，d n =588.8r/min ，i =33.84，
工作级别为M8，由文献[3]表3-10-12选定减速器为QJS-D-800-40-IV-P-W ，减速
器许用功率[nj P ]=249KW,40'0
=i ，质量g G =6400kg ，入轴直径1d =95mm ，轴端长1l =170mm （锥形）
减速器在588.8r/min 时许用功率[nj P ']为[nj P ']=
6008.588249⨯=244.35>177kW 实际起升速度n v '=40
84.3314⨯=11.8m/min 实际起升静功率j P =
4084.33220⨯=.12kW 。

1.7 验算电动机发热条件
按文献[3]式5-1-7起升机构电动机的验算：
n P ==⨯⨯⨯ηm P V G Q
q 1000=⨯⨯⨯⨯+⨯85.06010008.1110)4.17800(8.03151.3kW n P =176kW>151.3kW ，过载验算，发热验算通过。

P-稳态平均功率
G-稳态负载平均系数，由文献[3]表5-1-37查的G=0.8
1.8 选择制动器
按下式计算，选制动器：
zh M ≥zh K j M '
式中，zh M —制动力矩,单位为N.m ；
zh K —制动安全系数，查文献[1]表8-10得zh K =2.5；
j M '—下降时作用在电动机轴上的静力矩，单位为N.m 。

j M '=405285.0284.110)4.17800(2)(3'00⨯⨯⨯⨯⨯+=+ηmi D G Q =2230.28N.m η'—下降时总机械效率，通常取η'≈η≈0.85
zh M =zh K j M '=2.5⨯2230.28=5575.7N.m
由zh M =5575.7N.m 查文献[3]表3-7-17选用YWZ5-630/301制动器，其制动转矩ez E =4000~6300N.m,制动轮直径z D =600mm ，制动器质量z G =191kg 。

1.9 选择联轴器
根据电动机和减速器以及浮动轴的轴伸尺寸及形状选连轴器，使联轴器的许用应力矩[M]>计算的所需力矩M,则满足要求。

电动机的轴伸：d=130mm(锥形)，长度l=250mm ；
减速器轴伸:d=95mm(锥形)，长度l=170mm ；
浮动轴的轴头：d=110mm ， 长度l=212mm 。

由文献[3]表3-12-8选取带600φ制动轮的联轴器，最大允许转矩
[t M ]m N ⋅=19000，飞轮矩()2235m kg GD l ⋅=，最大质量kg G l 218=。

电动机额定力矩591
177********⨯==jc jc
n n P M =2860.15N.m 计算所需力矩M=n ⨯8φ⨯n M =1.5⨯1.8⨯2860.15=7722.4N.m
式中，n —安全系数取n=1.5；
8ϕ—刚性动载系数，取8φ＝1.8。

[t M ]m N ⋅=19000>M=7722.4N.m
所选联轴器合格。

1.10 验算起动时间
起动时间：
]10)()([)(2.382220302ηm i D G Q GD c M M n t j q d q ⨯⨯++-=
=s 32.185
.0540284.110)4.17800(1.9815.1[)89.308626.4862(2.388.588222
3=⨯⨯⨯⨯++⨯⨯-⨯ 式中，22221()()()d l z
GD GD GD GD =28.1+35+35=98.12m kg ⋅
静阻力矩：
ηmi D G Q M j 2)(00+==85
.05402284.1)17400800000(⨯⨯⨯⨯+=3086.89N.m 电动机启动力矩：
q M =1.7⨯n M =1.7⨯2860.15=4862.26N.m
平均起动加速度：
60'⨯=q n q t a ν=
215.06032.18.11s m =⨯ q a =0.15 m/s ²<[a ]=0.2 m/s ²（由文献[1]表8-12查得）
电动机启动时间合适。

1.11 验算制动时间
制动时间：
])([)(2.38222002'ηm i D G Q GD C M M n t h j zh d zh
++⨯⨯-=
s 6.0]85
.0540284.110)4.17800(1.9815.1[)28.22306300(2.38609222
3=⨯⨯⨯⨯++⨯⨯-⨯
式中，'d n —电机满载下降转速，单位为r/min ；
'd n =m in 609591600220r n n d =-⨯=- m N M zh ⋅=6300
j M '=()()m N i i D G Q o n ⋅=⨯⨯⨯⨯+=⨯+28.223040
5285.0284.11740080000020
0η []60
2.08.11⨯==zh zh a v t =0.98s ，zh t ＜[]zh t ，所以制动时间也合适。

1.12高速轴计算
1.1
2.1疲劳计算
轴受脉动扭荷，其等效扭矩：
m N M M e ⋅=⨯==58402920211ϕ
式中，21=ϕ—等效系数；e M 相应于机构工作类型的电动机额定力矩传至计算轴
的力矩。

m N n N M e e ⋅===2920591
177
9750
975
%)
60(1%)60( 由上节选择联轴器中,已确定浮动轴端直径d=110㎜. 因此扭转应力为:
()
MPa W M n 94.2111.02.0584031=⨯==
τ
许用扭转应力: 1
11
2][n k ok ⋅+=
-ηττ 轴材料用45钢, MPa b 600=σ，MPa s 300=σ
弯曲：()MPa s b 24327.01
=+=-σσσ ；扭转：MPa 1403
1
1==
--στ
MPa s s 1806.0==στ
m
x k k K ⋅=—考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数;
x
k —与零件几何形状有关,对于零件表面有急剧过度和开键槽及紧配合区
段, x k =1.5~2.5；
m
k —与零件表面加工光洁度有关,对于表面粗糙度3.2，2.1~15.1=m
k ；
对于表面粗糙度12.5，35.1~25.1=m k 此处取K=2⨯1.25=2.5
η—考虑材料对应力循环不对称的敏感系数,对碳钢,低合金刚，
取=0.2. n
—安全系数,
n =1.6.
因此MPa ok 8.646
.1)2.05.2(140
2][=⨯+⨯=
τ，故n τ[]ok τ< 通过。

1.1
2.2静强度计算
轴的最大扭矩：:
m N M M j c ⋅=⨯==8.617389.3086222ϕ
式中: 2c ϕ—动力系数,由表查得,因轴的工作速度较高,取2c ϕ=2；
j
M —
按照额定起重量计算轴受静力矩, m N M J ⋅=89.3086。

最大扭转应力:
()
MPa W M 2.2311.02.08.617332max =⨯==
τ
许用扭转应力: MPa n s
5.1126
.1180
][2
2==
=
ττ 式中: 2n —安全系数，2n =1.6。

[]2max ττ<故合适. 浮动轴的构造如图1—2所示,
中间轴径mm d mm d d 120,120~115)10~5(110)10~5(11==+=+=取。

图1—2 浮动轴（1）
第2章 副起升机构计算
2.1 确定传动方案,选择滑轮组和吊钩组
按照构造宜紧凑的原则，决定采用下图的传动方案。

如图2—1所示，采用了双联滑轮组.按Q=30t ，取滑轮组倍率h i =4，因而承载绳分支数为 Z=8。

图2—1 副起升机构简图
查文献[3]表3-4-11,选50号吊钩，得其质量847kg ，两动滑轮间距A=432mm
2.2 选择钢丝绳
滑轮组采用滚动轴承， 当h i =4，查文献[1]表5-11得滑轮组效率h η=0.97，钢丝绳所受最大拉力：
kN i Q G S h 75.3997
.042847
300002h 0max =⨯⨯+=⨯+=
η
查文献[1]表5-12，工作级别为M8时，安全系数n=9，钢丝绳计算破断拉力
kN S n S b 75.35775.399max =⨯=⋅=
查文献[3]表3-1-11选用瓦林吞型钢芯钢丝绳6×19W+IWR ，钢丝绳公称抗拉强度1770MPa ，光面钢丝，右交互捻，直径24mm ，钢丝绳最小破断拉力[]kN S b 363= 标记：24NAT 6×19W+IWR1770ZS363 GB8918-2006
2.3 确定卷筒尺寸并验算强度
卷筒直径：
卷筒和滑轮的最小卷绕直径0D ： m in 0D ≥h ⨯d
式中，h —表示与机构工作级别和钢丝绳结构的有关系数； 查文献[1]表5-10得：卷筒1h =25；滑轮2h =28
卷筒最小卷绕直径m in 0D =1h ⨯d=25⨯24=600mm 滑轮最小卷绕直径m in 0D =2h ⨯d=28⨯24=672mm
考虑起升机构布置及卷筒总长度不宜太长，定滑轮直径和卷筒直径一致取D=650㎜。

卷筒长度：30
3210]3)[(2)(2l t t t n D Hm
l l l L L ++++=+++=π=1946.8mm, 取L=2000mm
卷筒壁厚δ=0.02D+(6~10)=[0.02⨯650+(6~10)]mm=19~23mm ，取δ=22mm ，应进行卷筒壁的压力计算，MPa t S y 92.66027.0022.039750
max max =⨯==
δσ，选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度MPa b 195=σ，需用压应力[]MPa n b
y 1305
.1195
1
==
=
σσ，[]y y σσ<max ，抗压强度足够。

卷筒转速0D mv n n t π=
=674
.014.324
4⨯⨯r/min=45.34r/min 。

2.4 计算起升静功率
η60102)(0⨯+=
n j v G Q P =85
.01026024
)84730000(⨯⨯⨯+=142.3kW
式中，η—起升时总机械效率η=0.85
2.5 初选电动机
电动机计算功率 JC P ≥G j P =0.8⨯142.3=113.85kW 式中，JC P —在JC=60﹪时的功率,单位为kW;
G —稳态负载平均系数,根据电动机型号和JC 值查文献[1]表3-4得G=0.8。

由文献[3]表5-1-13选用电动机型号为YZR3552L -10，
JC P =132KW ，JC n =591r/min ，飞轮转矩GD ²=19.18kg.m ²，电机质量1810kg ，外伸轴d=110mm （锥形），l=210mm 。

电动机转速)]591600(132
3
.142[600)(00-⨯-=--
=JC JC j
d n n P P n n =590r/min
式中，d n —在起升载荷Q P =308.47kN 作用下电动机转速； 0n —电动机同步转速；
JC P ,JC n —是电动机在JC 值时额定功率和额定转速。

2.6 选用减速器
减速器总传动比： 34
.45590==
i d n n i =13.01， 起升机构减速器按静功率j P 选取，根据j P =142.3kW ，d n =590r/min ，i =13.01，
工作级别为M8，查文献[3]表3-10-5选定减速器为QJR-D-500-l6-IV-P-W ，减速器许用功率[nj P ]=155KW 。

低速轴最大扭矩为M=42500N.m 。

入轴直径mm d 901=，
轴端长mm l 1701=（圆柱），16'
=i ，质量1760kg 。

减速器在590r/min 时许用功率[nj P ']为[nj P ']=600
590
155⨯=152.42kW>132kW 实际起升速度n v '=
1601
.1324⨯=19.52m/min ； 实际起升静功率j P =
16
01
.133.142⨯=115.7kW 。

2.7 验算电动机发热条件
按照等效功率法，求JC=60%（工作级别为M8）时所需的等效功率： kW N k N j x 23.1053.14287.085.025=⨯⨯=⋅⋅≥γ 式中， 25k —工作级别系数，25k =0.85；
γ—系数，根据机构平均起动时间与平均工作时间的比值（g q t t ）查得。

由[1]表6-3，一般起升机构g q t =0.1—0.2，取g q t t =0.2，由文献[1]图6-3查得γ=0.87.
由以上计算结果 x N ＜jc P ,故初选电动机能满足发热条件。

2.8 选择制动器
按下式计算，选制动器
zh M ≥zh K j M ' 式中， zh M —制动力矩，单位为N.m ；
zh K —制动安全系数，查文献[1]表8-3得zh K =2.5； j M '—下降时作用在电动机轴上的静力矩，单位为N.m ；
j M '
=16
4285.0674.010)47.8300(2)(3'00⨯⨯⨯⨯⨯+=+ηmi D G Q =1380.64N.m
η'—下降时总机械效率，通常取η'≈η≈0.85 zh M =zh K j M '=2.5⨯1380.64=3451.61N.m
根据zh M =3451.61N.m 查文献[3]表3-7-17，选用YWZ5-630/201制动器，其制动转矩m N M ez ⋅=4000~2500 ，制动轮直径mm D z 600=，制动器质量
kg G z 3.188=
2.9 选择联轴器
根据电动机和减速器以及浮动轴的轴伸尺寸及形状选连轴器，使联轴器的许用应力矩[M]>计算的所需力矩M,则满足要求。

电动机的轴伸：d=110mm(锥形)，长度l=210mm ； 减速器轴伸：d=90mm(柱形)，长度l=170mm ； 浮动轴的轴头：d=100mm ， 长度l=212mm 。

由文献[3]表3-12-8选取带600φ制动轮的联轴器，最大允许转矩[t M ]m N ⋅=8000，飞轮矩()2235m kg GD l ⋅=，最大质量kg G l 178=。

电动机额定力矩951
132
95509550
⨯
==jc
jc n n P M =2132.99N.m 计算所需力矩M=n ⨯8φ⨯n M =1.5⨯1.8⨯2132.99=5759N.m 式中， n —安全系数取n=1.5；
8φ—刚性动载系数，取8φ＝1.8； [M]=8000N.m>M=5759.1N.m 所选联轴器合格。

2.10 验算起动时间
起动时间：
]
10)()([)(2.38222
0302
η
m i D G Q GD c M M n t j q d q ⨯⨯++-=
s 29.185.0416674.010)47.8300(18.8915.1[)93.19101.3626(2.385902223=⨯⨯⨯⨯++⨯⨯-⨯=
式中：2222
1()()()d
l
z
GD GD GD GD
=19.18+35+35=89.18
2
m kg ⋅ 静阻力矩：
ηmi D G Q M j 2)(00+=
=85
.04162674
.0)8470300000(⨯⨯⨯⨯+=1910.93N.m
电动机启动力矩：
q M =1.7⨯n M =1.7⨯2132.99=3626.1N.m 平均起动加速度：
60'
⨯=
q n q t a ν=
225.060
29.152
.19s m =⨯
[]2
4.0s m a a q =〈
电动机启动时间合适。

2.11 验算制动时间
制动时间：
])([)(2.38222
02'η
m i D G Q GD C M M n t h j zh d zh
++⨯⨯-= =
s 8.0]85
.0416674.010)47.8300(18.8915.1[)64.13804000(2.38610222
3=⨯⨯⨯⨯++⨯⨯-⨯ 式中， '
d n —电机满载下降转速，单位为r/min ；
'
d n =d n n -02=2⨯600-590=610r/min
zh M =4000N.m
j M '=
()()16
4285
.0674.08470300000
20
0⨯⨯⨯⨯+=
⨯+ηo
n i i D G Q =1380.64N.m
[]60
4.052.19⨯==
zh zh a v t =0.81s ，zh t ＜[]zh t ，所以制动时间也合适。

2.12 高速轴计算
2.12.1疲劳计算：
轴受脉动扭荷,其等效扭矩：
m N M M e ⋅=⨯==3.445416.2227211ϕ
式中：1ϕ—等效系数,由表查得1ϕ=2；e M 相应于机构工作类型的电动机额定力矩
传至计算轴的力矩。

m N n N M e e ⋅===16.2227591
132
975
9750
%)
60(1%)60( 由上节选择联轴器中,已确定浮动轴端直径d=100㎜. 因此扭转应力为:
MPa W M n 27.221
.02.03
.445431=⨯==
τ 许用扭转应力: 1
11
2][n k oh ⋅+=
-ηττ 轴材料用45钢, MPa b 600=σ，MPa s 300=σ
弯曲：()MPa s b 24327.01
=+=-σσσ ；扭转：MPa 1403
1
1==
--στ
MPa s s 1806.0==στ
m
x k k K ⋅=—考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数;
x
k —与零件几何形状有关,对于零件表面有急剧过度和开键槽及紧配合区
段, x k =1.5~2.5；
m
k —与零件表面加工光洁度有关,对于表面粗糙度3.2，
;
2.1~15.1=m k 对
于表面粗糙度12.5，;35.1~25.1=m k
此处取K=2⨯1.25=2.5
—考虑材料对应力循环不对称的敏感系数,对碳钢,低合金刚，
取=0.2. n
—安全系数,
n =1.6.
因此MPa oh 8.646
.1)2.05.2(140
2][=⨯+⨯=
τ
故[]oh n ττ〈通过。

2.12.2静强度计算: 轴的最大扭矩:
m
N M M j c ⋅=⨯==86.382193.1910222ϕ
式中: 2c ϕ—动力系数,因轴的工作速度较高,取2c ϕ=2；
j M 按照额定起重量计算轴受静力矩, m N M j ⋅=93.1910 最大扭转应力: MPa W M 11.191
.02.086
.382132max =⨯==τ 许用扭转应力: MPa n s
5.1126
.1180
][2
2==
=
ττ 式中: 2n —安全系数，2n =1.6。

[]2max ττ< 故合适.
浮动轴的构造如图2—2所示：
中间轴径mm d mm d d 110,110~105)10~5(100)10~5(11==+=+=取
图2—2 浮动轴（2）
第3章 小车运行机构计算
3.1 确定机构传动方案
经比较后,确定采用如图3—1所示的传动方案。

图3—1 运行机构简图
3.2 选择车轮与轨道并验算其强度
车轮的最大轮压：小车自重估计取为XC G =23000kg 假定轮压均布，有 )230000800000(4
1
)(41max +=+=xc G Q p =257500N 载荷率：
23000
80000=xc G Q =3.48>1.6 由文献[3]表3-8-11选择车轮：当运行速度<60m/min ，
6.1≥xc
G Q
工作级别M8
时，车轮直径D=600㎜，车轮材料为ZG35GrMnSi ，轨道为QU100，许用轮压为35.5t ，故可用。

N G P xc 575004
23000
4min ===
强度验算：
按车轮与轨道为线接触及点接触两种情况验算车轮接触强度 车轮踏面疲劳计算载荷：
N P P P c 1908333
57500
257500232min max =+⨯=+=
车轮材料取 ZG35CrMnSi ，MPa MPa b s 690,345==σσ，
线接触局部挤压强度N C lC D k P c c 3231368.002.11006006.6211'=⨯⨯⨯⨯==
式中，1k —许用线接触应力常数，由文献[1]表9-1-11，1k =6.6
l —车轮与轨道有效接触强度，对于QU100，l=b=100mm 1C —转速系数，车轮转速min 53.266
.050
r D v n c =⨯==
ππ，由文献[1]表9-1-8，1C =1.02
2C —工作级别系数，查文献[1]表9-1-10，M8级时2C =0.8
c c P P >' ，通过。

点接触局部挤压强度N C C m R k P c
3282138.002.145.0450181.03
2
21322'
'=⨯⨯⨯
== 式中， 2k —许用点接触应力常数，由文献[1]表9-1-11，2k =0.181 R —曲率半径，R=450 m —
R r 比值，R r =67.0450
300= 查文献[1]表9-1-12，m=0.45 c c P P >'' ，通过。

根据以上计算结果，选定直径mm D c 600=的双轮缘车轮 标记： 车轮 SYL —600
3.3 运行阻力计算
摩擦力矩： )2
)((d
k G Q M xc m μβ++=
由文献[3]表3-8-11知c D =600mm 车轮的轴承型号为3628调心滚子轴承，轴承径和外径的平均值d=220mm ；
由文献[1]表9-3-1查得：滚动轴承摩擦系数k=0.0006；由文献[1]表9-3-6
查得：轴承摩擦系数 015.0=μ，由文献[1]表9-3-2查得：附加阻力系数5.1=β。

代入上式得：
当满载时运行阻力矩：
)2
)(()0(d
k G Q M xc Q m μβ++==
=)2
22
.0015.00006.0()2300080000(5.1+⨯+⨯ =3476.25N.m
运行摩擦阻力：N M P C
D Q Q m Q Q m 5.1158725
.34762
6.02
)
()(==
===
当无载时运行阻力矩：
)2
()0(d
k G M xc Q m μβ+==
=)2
22
.0015.00006.0(230005.1+⨯⨯ =776.25N.m
运行摩擦阻力：2
)0()
0(C
Q m Q m D M P ====26.025.776=2587.5N
3.4 选电动机
电动机静功率:：m P N xc
j J ην1000==
1
9.060100050
5.11587⨯⨯⨯⨯=10.73kw
式中：()
j
m Q
Q p P —
满载运行时静阻力；
m=1—驱动电动机台数。

初选电动机功率：
168.1773.106.1=⨯==j d N k N kw 式中， d
k —
电动机功率增大系数，由文献[1]表9-3-4查得d k =1.6。

查文献[3]表5-1-13选用电动机YZR-200L-6,e N =19kw ；1n =969m in r ；
2()d GD =267.0m kg ⋅；电动机重量d G =390kg 。

3.5验算电动机发热条件
等效功率： 94.773.1087.085.025=⨯⨯==j x N k N γkw 式中：25k —工作类型系数,取0.85；
γ—根据
2.0=q
q
t t 值查得γ=0.87。

由此可知， x N e N 故初选电动机发热条件通过。

3.6 选择减速器
车轮转速： min 87.236
.045
r D v n c xc c =⨯==
ππ 机构传动比： 59.4087
.2396910===
c n n i 查文献[5]附表37选用ZSC600-Ⅲ减速器：7.46'0=i ；[]5.11=中级N kw ，质量273kg ，可见[]中级N N j <,故初选电动机发热条件通过。

3.7 验算运行速度和实际所需功率
实际运行速度： min /1.397
.4659.4045''00m i i v v xc xc =⨯== 误差：%15%13%10045
45
1.39'<-=⨯-=-=
xc xc xc v v v e ，合适。

实际所需电动机静功率： e xc xc j
j N kw v v N N <===32.9451
.3973.10''。

故所选电动机和减速器均合适。

3.8 验算起动时间
起动时间：]')()([)(2.382
0212
1ηi D G Q GD mc M mM n t c xc j q q ++-= 式中：m in 9691r n =
m=1(驱动电机台数) ()m N n N M M e e q ⋅=⨯
⨯=⨯==88.280969
19
95505.195505.15.11
%60 当满载时运行静阻力矩：
m N i M M Q Q m Q Q j ⋅=⨯=
=
==7.829
.07.4625
.3476'0)()(η
当无载时运行静阻力矩：
m N i M M Q m Q j ⋅=⨯=
=
==47.189
.07.4625
.776'0)0()0(η
初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩：
224.0)(m kg GD Z ⋅= 机构总飞轮矩：
2221223.1)4.067.0(15.1])()[()(m kg GD GD c GD c z d ⋅=+⨯=+= 满载起动时间：
]9
.07.466.06.0)2300080000(23.1[)7.8288.280(2.389692
2
2)
(⨯⨯⨯++⨯-==Q Q q t =2.57s 无载起动时间：
(0)q Q
t =s 53.0]9
.07.466.02300023.1[)47.1888.280(2.389692
2
=⨯⨯+⨯- 由文献[1]表9-3-4查得，当xc v =30-60m/min 时，起动时间推荐值为5~6sec ，
()
q
q Q
Q t t ，
故所选电动机满足机构快速起动要求。

3.9 按起动工况校核减速器功率
起动状况减速器传递的功率：
'
1000'm v P N xc
d η=
式中：)
(60'
Q Q q xc xc j g j d t v g G Q P P P P =⨯++=+= =57
.260101
.39)2300080000(5.11587⨯⨯⨯++
N 4.14149=
'm —运行机构中同一级传动减速器的个数： 'm =1，因此
kw N 25.101
9.06010001
.394.14149=⨯⨯⨯⨯=
所选用减速器的[]kw N kw N 25.105.11=>= 合适。

3.10 验算起动不打滑条件
由于起重机系室使用的，故坡度及风阻力矩均不计，故在无载起动时，主动车轮上与轨道接触处的圆周切向力：
2
)2(60'
12)
0()0(C
Q q xc xc Q D k
P d
k P t v g G T +++⨯
=
==βμ
=
2
6.00006.0115005.1)222
.0015
.00006.0(1150053
.0601
.391023000⨯+⨯+⨯+⨯⨯ =28288N 车轮与轨道粘着力：
)
0(1)0(230002.011500==<=⨯==q Q T N f P F ，可能打滑，故应延长起动时间。

2
)2(60'
12)
()(C
Q Q q xc xc Q Q D k
P d
k P t v g Q G T +++⨯+=
==βμ =
2
6.00006.0515005.1)222
.0015.00006.0(5150057
.2601
.39108000023000⨯+⨯⨯
+⨯+
⨯⨯+ =32442N
车轮与轨道粘着力：)(1)(1030002.051500Q Q Q Q T N f P F ==>=⨯== ， 故满载起动时不会打滑，因此所选电动机合适。

3.11 选择制动器
小车运行机构的制动时间sec 4~3≤Z t ，取Z t =3sec ，因此所需的制动力矩：
})2)((])()([2.38{1'
2'0221ημηi d
k G Q i D G Q GD mc t n m M xc C xc l z Z ++-++= -⨯⨯++⨯⨯=]9.07
.466.0)2300080000(23.11[32.38969{1122
m N ⋅=⨯++3.351}9.07
.46)
222
.0015.00006.0)(2300080000(
由文献[5]附表15选用制动器YWZ5-200/23，额定制动力矩
m N M ez ⋅=225~112，考虑到所取制动时间z t =3s 与起动实际q t =2.57s 比较接近，
并验算了起动不打滑条件，故略去制动不打滑条件的验算。

3.12 选择联轴器
3.12.1机构高速轴上全齿联轴器的计算扭矩:
m N n M M el js ⋅=⨯⨯==36.5354.12.19121ϕ
式中：ϕ =2—等效系数
n I =1.4—安全系数
el
M —相应于机构值的电动机额定力矩换算到高速轴上的力矩
()m N n N M e el ⋅=⨯
==2.191969
19
97509750
1
%60 由文献[3]表5-1-9查电动机YZR200L-6两端伸出轴为圆锥形d=018
.0002.060+-㎜，l=mm 043
.0043.0140+-，由文献[5]附表37查得ZSC600减速器高速轴端为圆柱形，
d=35mm ，l=55mm 故从文献[5]附表43中选一个全齿联轴器：CLZ3联轴器，其最大允许扭矩
[]m N M ⋅=2240max ；飞轮矩2212.0)(m kg GD l
=，重量kg G l 4.16=。

高速轴端制动轮，根据制动器YWZ5-200/23由文献[5]附表16选用制动轮直
径200mm ，圆柱形轴孔，飞轮矩2
228.0)(m kg GD Z ⋅=，重量kg G z 18=
以上两部分飞轮矩之和与原估计相符，故有关计算不需要重新计算。

3.12.2低速轴的计算扭矩：
m N i M M js js ⋅=⨯⨯⨯==
6.112509.0
7.4636.5352
121'0'η 由文献[5]附表37查得减速器低速轴端为圆柱形d=80mm ，l=115mm ；由文献[3]表3-8-11查得主动车轮的伸出轴端为圆柱形d=115mm ，l=140mm ，查文献[5]附表42选取四个齿式联轴器
CICLZ3联轴器
1109011280⨯⨯ CICLZ3联轴器142
115110
90⨯⨯
3.13 验算低速浮动轴强度
3.13.1疲劳计算 低速浮动轴的等效扭矩：
m N i M M el ⋅=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅
=3.56259.07.462
2.1914.12'011ηϕ 式中： 4.11=ϕ—等效系数，
由上节已取浮动轴端直径d=90mm ，其扭转应力：
()MPa W M n 58.3809.02.03.56253
1=⨯==
τ 浮动轴的载荷变化为对称循环(因运行机构正反转扭矩值相同)，许用扭转应力：
MPa n k k 1.433
.115.21401][111=⨯=⋅=
--ττ 式中，材料用45钢，取MPa b 600=σ； MPa s 300=σ；
弯曲：()MPa s b 24327.01
=+=-σσσ ；扭转：MPa 1403
1
1==
--στ
MPa s s 1806.0==στ m
x k k K ⨯=—考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数，
参考起升
机构计算，取K=2.5。

3.11=n —安全系数，
因此][1k n -<ττ故疲劳验算通过。

3.13.2静强度计算 静强度计算扭矩： m N i M M el c ⋅=⨯⨯⨯==7.90409.07.462
2
.19125.22'02
ηψ2 式中： 2c ψ—动力系数,25.22=c ψ； 扭转应力： ()MPa
W M 6209.02.07.90403
2max =⨯==
τ
许用扭转应力MPa n S 5.1383
.1180][22===
ττ 因此， 2max ][ττ<静强度验算通过。

浮动轴直径：()()100~9510~59010~51=+=+=d d ，取1d =100mm
3.14 小车安全装置计算
3.1
4.1 小车缓冲器
采用橡胶缓冲器，初定缓冲器数目n=4。

3.14.2 缓冲行程
][max 2a v s pt =
式中， pt
v —
小车碰撞速度，有限位开关，故取pt v =t v 7.0； ]
[max a —容许的最大减速度，为4m/s ²。

所以mm m v a v s t pt
07.85)60
50(449.047.0][2
2
2max ====）（ 3.14.3 缓冲能量W E
m N v g P E pt Gx W .2.3913)60
507.0(1023000021212
2≈⨯⨯⨯=≈
3.1
4.4 最大缓冲力m ax F
N a g p F Gx 92000410
230000
][max max =⨯==
3.1
4.5 橡胶缓冲器的主要尺寸 橡胶断面积A
]
[max σn F A ≥
式中， ][σ—橡胶的许用应力，采用中等硬度，中等强度的橡胶，2/3][mm N =σ，
弹性模数2/5mm N E =；
n —缓冲器个数，取n=4 22153333
292000
mm mm A ≈⨯≥
选用圆形断面，则其直径D 为 mm mm A
D 7.13914
.315333
44≈⨯≥
=
π
，参考有关标准，取D=140mm 橡胶缓冲器的长度L mm mm F Es
nD L 3.14292000
407.855140214.342max
2≈⨯⨯⨯⨯⨯=≥
π，取L=140mm
由文献[5]附表51选取型号 HX-250的橡胶缓冲器
3.1
4.6 缓冲器的额定缓冲行程n s ,额定缓冲容量n E 和极限缓冲力F ： []mm mm E
L s n 905
1503≈⨯==
σ
[]m
N m N n E m N mm
N L E D s L EA E W n n ⋅=⋅=>⋅≈⋅⨯⨯⨯⨯===6.19562
2
.391311.207715035814014.3821222
22σπ
[][]N
N
D A F j 46158314014.34
1
4122≈⨯⨯⨯===σπσ 3.14.7 实际的缓冲行程's ，最大缓冲力'm ax 'F 和最大减速度'
m ax a
mm mm s E s s W n
35.8711.207722
.391390'
'≈⨯⨯==
N N s E F W 2.895981035.872
.3913223''max ≈⨯⨯==
- [][]2max 22max ''
max
/4/89.3/435.8707.85s m a s m s m a s
s a =<≈⨯==
第4章大车运行机构计算
4.1确定机构的传动方案
采用分别传动的方案如图4—1
图4—1 大车运行机构简图
4.2 选择车轮与轨道，并验算其强度
计算大车的最大轮压和最小轮压： 满载时的最大轮压：
L
e
L Q P -⨯
++=
2Gxc 4Gxc -G max kN 2.61628
3
.32822708004270-847=-⨯++=
空载时最小轮压：
L P 1
2Gxc 4Gxc -G min ⨯+=
kN 07.149281
22704270-847=⨯+=
式中: e —为主钩中心线离端梁的中心线的最小距离m e 3.3= 车轮踏面疲劳计算载荷:
kN P P P c 5.4603
07
.1492.616232min max =+⨯=+=
车轮材料，采用Mn ZG 65，MPa MPa s b 800,1000==σσ，选择车轮直径
mm D c 800=，由文献[3]表3-8-11查的轨道型号为120QU
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计算：
N c c m R k P c
3.4983808.002.142.0500181.03
2
21322'
'=⨯⨯⨯==
式中， k 2—许用点接触应力常数（N/mm 2），由文献[1]表9-1-11，取k 2=0.181；
R —曲率半径，由车轮和轨道两者曲率半径中取最大值，取Qu120轨道的
曲率半径为R=500mm ；
m —由轨顶和车轮的曲率半径之比（r/R ）所确定的系数，由文献[1]表
9-1-12查得m=0.42；
c 1—转速系数，由文献[1]表9-1-8，车轮转速：
min 85.278
.070
r D v n c dc c =⨯==
ππ时，c 1=1.02； c 2—工作级别系数，由文献[1]表9-1-10查得，当M 8级时，c 2=0.8，c c P P 〉''，
故验算通过
线接触局部挤压强度验算：
N c lc D k P c c 6.5170178.002.11208006.6211'=⨯⨯⨯⨯==
式中，k 1—许用线接触应力常数（N/mm 2）,由文献[1]表9-1-11查得，k 1=6.6；
l —车轮与轨道的有效接触长度，QU120轨道的l=120mm D c —车轮直径（mm ）; c 1c 2—同前
c c P P 〉'故验算通过
4.3 运行阻力计算
摩擦总阻力距
)2
)((d k G Q M m μβ++=
由文献[1]表19-4 D c =800mm 车轮的轴承型号为：7530， 轴承径和外径的平均值为：
mm 2302
310
150=+ 由文献[1]表9-2到表9-4查得：滚动摩擦系数K=0.001m ，轴承摩擦系数μ=0.02，附加阻力系数β=1.5，代入上式中： 当满载时的运行阻力矩：
)2
)(()(d
k G Q M Q Q m μβ++==
m N ⋅=⨯++=6.8152)2
23
.002.0001.0)(847000800000(5.1 运行摩擦阻力：
N D M P c Q Q m Q Q m 6.203812
)()(==
==
空载时:
m N M Q m ⋅=⨯
+⨯==65.4192)2
23
.002.0001.0(8470005.1)0(( N D M P c Q m Q m 6.104812
8.065
.41922
)0()0(==
=
==
4.4选择电动机
电动机静功率：
kW m
v P N dc j j 515.122
95.060100070
6.203811000=⨯⨯⨯⨯=
=
η
式中，)(Q Q m j P P ==—满载运行时的静阻力
2=m —驱动电动机的台数
95.0=η—机构传动效率 初选电动机功率：
kW N k N j d 276.21515.127.1=⨯==
式中，K d —电动机功率增大系数，由文献[1]表9-3-4查得K d =1.7 查表选用电动机：
;234.3)(min;730;5.23;8522212m kg GD r n kW N JZR d e ⋅===--；电动机的
重量kg 390
4.5 验算电动机的发热条件
等效功率：
kW N k N j x 829.13515.123.185.025=⨯⨯==γ
式中，K 25—工作类型系数，由文献[1]查得当JC%=60时，K 25=0.85
γ—由文献[1]按照起重机工作场所得t q /t g =0.25，由文献[1]图8-37估得
3.1=γ
由此可知：e x N N 〈,故初选电动机发热条件通过。

4.6 减速器的选择
车轮的转速：
min 85.278
.070
r D v n c dc c =⨯==
ππ 机构传动比：。