机械毕业设计1210t桥式起重机起升机构设计说明书

摘要
桥式起重机是在建筑工地、工厂等场所广泛使用的一种机械装置，它的广泛应用是现代化生产特点的标志。

设计一个结构合理、适用方便、工作可靠的桥式起重机起升机构在实际生产中具有非常积极的现实意义。

由于现在室内运行的桥式起重机基本上是采用电力驱动，且电动机容量的选择与各机构的尺寸布置和运转的经济性有密切关系，所以刚开始进行起升机构设计，先对动力系统进行计算、选择及校验。

电动机的选择主要是热容量的选择，而校验主要是对电动机的过载能力进行校验和发热校验。

桥式起重机起升机构设计主要包括钢丝绳的选取及校核、卷筒的设计选择、吊钩的选择、吊钩横轴确定、浮动轴、电动机、滑轮组的设计选择、减速器和制动器的选取及相关校核。

在设计中，先确定传动设计方案，再根据动力传动方向进行设计和计算，力求工作可靠。

本文完成了桥式起重机起升机构动力部分、传动部分的设计。

功能实现合理，结构相对比较简单，工作比较可靠。

关键词：桥式起重机；起升机构；起升机构零部件。

桥式起重机起升机构的设计
Abstract
The bridge-type hoist crane is in place widespread use and so on Construction site, factory one kind of mechanisms, its widespread application is the modernized production characteristic symbol; It liberates the people from the arduous physical labor, raises the productivity. Designs a structure reasonably, to be suitable, the operation reliable the bridge-type hoist crane hoisting mechanism transmission system to have the very positive practical significance conveniently in the actual production.
Because the present indoor movement's bridge-type hoist crane basically uses the electric drive, and the electric motor capacity's choice has the close relation with various organizations' size arrangement and the revolution efficiency, therefore carries on at the beginning of the hoisting mechanism transmission system design, carries on the computation, the choice and the verification first to the dynamic system. Electric motor's choice is mainly the calorific capacity choice, but verifies is mainly verifies to electric motor's overload capacity and gives off heat the verification. The bridge-type hoist crane hoisting mechanism design mainly includes the steel wire the selection and the examination, the reel designated that lift hook's design, the lift hook abscissa axis determined, floats the moving axis, the electric motor, the block and tackle, the reduction gear and brake's selection and the correlation examination. In the design, determined the first transmission design proposal, then carries on the design and the computation according to the power drive direction, makes every effort the operation reliable.
This article has completed the bridge-type hoist crane hoisting mechanism dynamic system, transmission system's design. The function realizes reasonably, the structure is suitable simply, operation reliable.
Keyword: bridge type- hoist crane；lifting equipment；specific parts for cranes .
目录
摘要 (1)
Abstract (2)
目录 (3)
引言 (4)
1 起升机构传动设计 (5)
1.1确定起升机构传动方案 (5)
1.2钢丝绳的选用 (6)
1.3卷筒的设计计算 (6)
1.4吊钩及其附件的选择计算 (8)
1.4.1吊钩 (8)
1.4.2吊钩螺母 (11)
1.4.3吊钩横梁 (11)
1.4.4滑轮组的设计计算 (13)
1.4.5吊钩拉板的设计计算 (14)
1.4.6滑轮轴的设计计算 (15)
1.5电动机选择计算 (16)
1.6减速器的选择计算 (17)
1.7制动器的选择 (18)
1.8联轴器的选择 (18)
1.9起动和制动时间验算 (19)
2 轴的设计计算 (22)
2.1卷筒轴的设计计算 (22)
2.2浮动轴的设计计算 (23)
3 用压板固定钢丝绳的计算 (24)
3.1绳尾固定处的拉力 (24)
3.2螺旋预紧力P (24)
总结 (26)
参考文献 (27)
后记 (29)
桥式起重机起升机构的设计
引言
为了完成将物品从空间的某一地点搬运到另一地点这一作业，起重机一般有使物品沿空间的三个方向运动的机构。

其中作上下移动的起升机构是不可缺少的。

平面运动可以用两种不同的运动组合来实现。

按照这种组合方式不同，起重机可分为两大类型：桥式起重机和回转类型起重机。

驱动起重机运动的是运行机构，用来起吊货物的是起升机构。

为了实现这些运动、安放这些机构并承受载荷，起重机必须有足够的强度和刚度的金属结构，有驱动机构运动并实现运动控制的动力控制系统；以及，为保证起重机安全并可靠运转的安全和信号指示装置。

桥式起重机的特点在于：它不占建筑物内的地面空间，却能够在空间的范围内实现一系列的功能，非常的利于对空间的合理应用。

此外，桥式起重机可以以较低的价格实现借助控制盘和操纵盘进行自动控制、或半自动控制、内撞电脑的程序控制。

可以说，设置在室内的起重机中，桥式起重机约占90%。

对桥式起重机，特别是大功率的桥式起重机的需要量日以增加。

随着现代科学技术的发展，各种新技术、新材料、新结构、新工艺在桥式起重机上得到广泛的应用。

所有这些因素都有里地促进了工程起重机的发展。

根据国内外现有桥式起重机产品和技术资料的分析，近年来桥式起重机的发展趋势主要体现在以下几个方面：
1）通用型起重机以中小型为主，专用起重机向大型大功率发展
为了提高建设工程的装卸和安装作业的机械化程度，工程起重机的发展，仍然是以轻便灵活的中小型起重机为主。

2）重视“三化”，逐步过渡采用国际标准
三化是指：标准化、系列化、通用化
3）发展一机多用产品
为了充分发挥工程起重机的作用，扩大其使用范围，有的国家在设计起重机是重视了产品的多用性。

4）采用新技术、新材料、新结构、新工艺
为了减轻起重机的自重，提高起重机的性能，保证起重机可靠地工作，现在都多采用新技术、新材料、新结构和新工艺。

1 起升机构传动设计
1.1确定起升机构传动方案
桥式起重机的起升机构通常是以省力钢丝绳滑轮组作为执行机构，滑轮组采用三个滑
轮的形式，从卷筒出来的钢丝绳直接下放与吊钩联系，这时为了防止吊钩在钢丝绳收、放过程中水平移动，通常采用双联滑轮组，滑轮组倍率取为α=3。

起升机构的传动形式随机器房的布置要求而定，一般总是由电动机通过联轴器、齿轮减速器带动卷筒。

在高速轴上装有制动器，以便将货物安全地停止于悬空状态。

对于上面的传动机构简图，是一种通用的传动形式。

电动机通过联轴器与减速器联系，减速器的低速轴直接与卷筒联系，这样可以减少在空间上的横向尺寸。

在这一传动方式中，如果空间上布置的限制，使电动机紧靠减速器，为了补偿由于电动机及减速器底座高程误差或底架受力时的变形，联轴器要采用调节性能较好的弹性联轴器。

联轴器靠减速器侧带有制动轮，以便使制动器能可靠的制动住悬挂的货物。

在本次设计时，根据结构紧凑的原则，起升机构采用带浮动轴的传动方案，如图1所示。

在布置上有较大的空间，因此可以将电动机与减速器间的距离加大，可以用弹性柱销齿式联轴器和带制动轮弹性柱销齿式联轴器，两联轴器之间用浮动轴联系（见图
1）。

这种方式可以允许有较大的安装误差。

1-卷筒支座；2-卷筒；3-减速器；4-块石制动器；5-带制动轮的联轴器；6-浮动轴；7-弹性柱销齿式联轴器；8-电机；9-吊钩与滑轮组
图1 起升机构计算简图
吊钩组可以查有关标准选用，因缺乏现成资料，查《起重机械》表3-16得吊钩组质量为：
330102.0101002.002.0⨯=⨯⨯=⨯=原Q Q kg (1-1)
桥式起重机起升机构的设计
与起重量原Q 相对应的起升载荷：
()()30102100⨯+=⨯+=g Q Q Q 原N (1-2)
1.2 钢丝绳的选用
双联卷筒的钢丝绳最大静拉力为：
()88.17258985
.03210210023max =⨯⨯⨯+=⨯⨯=组ηαQ F N (1-3) 式中组η为升降滑轮组的效率，根据m 值的大小查《机械设计手册辅助资料》表3-3
可得。

由于中级工作制，查《机械设计手册》表8.1-8得钢丝绳的安全系数n =6 。

钢丝绳计算用钢丝破断拉力的总和F b 为：
553.10388.172586max =⨯=⨯=F n F b KN
查《起重机械》表2-1选用FC S +⨯376型钢丝绳。

查《机械设计手册》GB/T8918-1996，选择6×37钢丝绳，公称抗拉强度1670MPa ，直径为d =14mm ，其钢丝绳最小破断拉力0F =108KN ，即F 0≥F b 。

标记如下：
钢丝绳：14NAT6×37S+FC 1670Z S108 GB/T 8918-1996。

解释为：公称直径为14mm ，表面状态为光面钢丝，结构形式为6股，每股37丝西鲁式天然纤维芯，钢丝公称抗拉强度1670MPa ，捻向为右交互捻，钢丝最小破断拉力为108KN 。

1.3卷筒的设计计算
卷筒最小直径（槽底）()()2661412011=⨯-=⨯-=d h D mm ( 1-4 )
式中h 1为机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，查《机械设计手册-辅助教材》表3-2。

根据钢丝绳直径，取卷筒直径D =400mm 。

卷槽尺寸：
R =7.5mm ，p 1=16mm ，H 1=5.5mm 。

卷筒长度：
m L L L L +++=210 (1-5)
式中：0D —卷筒计算直径，由钢丝绳中心算起的卷筒直径d D D +=0；
D —卷筒名义直径（卷筒槽底直径）；
α—滑轮组倍率；
0L —是卷筒有螺旋部分长；
1L —无绳槽卷筒端部尺寸，由结构需要决定；
2L —固定绳所需长度，P L 32=；
m —中间光滑部分长度，实际长度在绳偏角允许范围内可以增减，根据钢丝绳允
许偏角确定，暂取为100mm ；
1Z —为固定钢绳的安全系数，5.11≥Z ，取21=Z ；
()()mm
16.143110016232144003150002232210max 210=+⨯⎥⎦
⎤⎢⎣⎡++++⨯⨯⨯=+⨯⎥⎦
⎤⎢⎣⎡+++⨯⨯=+++=ππαm P Z D H m L L L L 取：
1550=L mm 。

卷筒厚度：
铸铁卷筒HT 20-40，卷筒壁厚可先按经验公式初步确定，然后进行强度验算， δ=0.02D +6︿10=0.02×400+（6︿10）=14︿18mm ，取δ=15mm 。

材料为HT 20-40，厚度为15mm 的卷筒，抗压强度极限750N/mm 2，抗拉强度极限250N/mm 2。

卷筒壁压应力验算：
[]4
max y t F σσδσ=≤⨯=
压压 (1-6) 式中：t —绳槽槽距； y σ—抗压强度极限。

[]5.1764
7504/9.711615172592max ===≤=⨯=⨯=y mm N t F σσδσ压压N/mm 2 故卷筒压缩强度足够。

由于D L 3≥，需验算由弯矩和扭矩产生的应力（因扭转应力很小，一般忽略不计），卷筒受力和所受弯矩如图2所示。

桥式起重机起升机构的设计
图2 卷筒受力和弯矩简图
卷筒断面抗弯模量计算公式:
()5.1714597400
3704001.03224
44
4=-⨯=⨯--=D D D W δπmm 3
()()3max 101208121001500172592⨯=-⨯=-⨯=m L F M 弯N·mm 05.75
.171459710120813
=⨯==W M 弯弯σN/mm 2 [][][][]2
2mm /N 5052505mm /N 42.275.17655092.7105.75===≤=⨯⨯+=⨯+=+=B B σσσσσσσσσσ拉压弯压拉压
弯
故卷筒的强度足够。

卷筒转速：
min /r 30.175.730
0=⨯⨯=⨯⨯=D D v n t ππα
1.4 吊钩及其附件的选择计算
1.4.1吊钩
根据《机械设计手册》表8.1-8.4，相应与M6和起重量为10t 的情况，吊钩用M 级强度级别的钢材（相当于20号优质钢），吊钩号为10，吊钩尺寸如图3所示：吊钩材料采用DG 20、强度极限σb =420MPa 、屈服强度0极限σs =2
335MPa 、耐久极限σ-1=MPa 。

吊钩轴径螺纹尺寸为公制螺纹TY 64×8，内径d =55.2mm 。

验算吊钩截面D-D ，A-A ，B-B 处的强度。

截面D-D 的拉伸计算：
[]MPa 445
2405MPa 66.435410442524===≤=⨯⨯=⨯⨯=s d Q σσππσ压 进行更精确的计算时则验算吊钩径部的疲劳载荷。

图3直柄吊钩
钩身主弯曲截面（水平截面）A -A 最危险截面。

截面A -A 中，内外侧边界最大应力应满足以下条件：
()[]55
.1101s B A e R K F e Q σσσ=≤-⨯⨯⨯=内 ( 1-7 ) ()[]55
.1102s B A e R F F e Q σσσ==≤-⨯⨯-=外 ( 1-8 ) 式中1e —截面A -A 形心至截面内边的距离（mm ）；
2e —截面A -A 形心至截面外边的距离（mm ）
； 0R —截面A -A 形心轴线至曲率中心O 点距离（mm ）；
A F —截面A -A 的面积（用等值梯形截面代替实际截面）
（mm 2）； A K —截面A -A 的形状系数；
桥式起重机起升机构的设计
[σ]—锻造吊钩的许用应力
55
.1s σ； ()()632521103085221=⨯+=⨯+=h b b F A mm 2； ()()()()
2.4630853110302853221211=+⨯⨯⨯+=+⨯+=b b h b b e ； 8.632.4611012=-=-=e h e ；
2.962.462
100210=+=+=e D R ； ()()()()11
.011010011021ln 11021003085852.962121ln 2221212120=⎥⎥⎥⎥⎦
⎤⎢⎢⎢⎢⎣⎡--⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛+⨯-+⨯⨯=-⎥⎥⎥⎥⎦
⎤⎢⎢⎢⎢⎣⎡--⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛+⨯-+⨯=b b b b h D h h D b b b R K A []6.15155
.123555.1===s σσMPa ； ()()
8.1322.462.9611.063252.46105101=-⨯⨯=-⨯⨯⨯=e R K F e Q A A 内σMPa ； 因：
[]σσ≤外
即符合要求； ()()
3.578.632.9611.063258.63105202=+⨯⨯-=+⨯⨯-=e R K F e Q A A 外σMPa ； 同理因：
[]σσ≤内
即符合要求；
当吊索和铅垂线成45°角度时求截面B -B 处的应力：
吊钩拉伸力：
500002
102455
02==⨯=tg Q Q N ； 截面内B -B 侧的最大拉伸应力为：
()()
4.662.462.9611.063252
.465000010121=-⨯⨯⨯=-⨯⨯⨯=
e R K F e Q A A 内σMPa ；
因为B -B 和截面A -A 的尺寸大致相等，所以两截面的参数近似相等，取成相等，以简化计算。

截面B -B 处的剪切应力：
8.156325
105===F Q τMPa
根据第三强度理论求截面B -B 处的合应力；
5.738.154.664222
21=+=
+=τσσ内MPa 有：
[]σσ≤
可知即满足要求。

1.4.2 吊钩螺母
首先，螺母的高度不得不小于H ：
()
P
d t
Q H ⨯-⨯⨯⨯=
2
2644π ( 1-9 ) 式中：t —螺距（8mm ）
P —许用挤压应力。

钢对钢时p =30—35MPa （螺母材料采用45号钢）。

()()
4.3230
2.55648
10464422522=⨯-⨯⨯⨯=⨯-⨯⨯⨯=ππP d t Q H mm
螺母的高度选用60mm 公制螺母的宽为：
D=1.596645.1=⨯=⨯d mm
考虑放止动片的尺寸，取螺母宽度120=D mm 。

1.4.3吊钩横梁
吊钩横梁采用45钢，正火处理850°，调质处理硬度230HBS 。

抗拉强度极限
b σ=640MPa ，屈服强度极限s σ=355MPa ，弯曲疲劳极限1-σ=275MPa ，剪切疲劳极限
1τ=155MPa ，许用弯曲应力[]1-σ=60MPa 。

设计吊钩横梁如图4所示：
下面来验算该横梁是否能达到要求:
中间截面B -B 的最大弯曲应力的计算公式为:
桥式起重机起升机构的设计
()5
.222322s h d B l
Q W M σφσ≤
-⋅==
( 1-10 ) []bs bs d Q
σδ
σ≤⨯⨯=
12 ( 1-11 )
式中: 2φ—动载系数, ()08.12.04.005.12=-+=h v φ;
L —吊钩拉板中心之间的距离；
1d —吊钩与拉板配合的尺寸；
δ—拉板厚度，δ=30mm ； d ——吊钩孔径；
h —吊钩与拉板配合的高度；
B —横梁的宽度；
[]5
~6
s s bs σσσ=(工作时有相对转动，对中小起重量取小值，大起重量去大值)
[]3
~4
s s bs σσσ=(工作时无相对转动，对中小起重量取小值，大起重量去大值)；
图4吊钩横梁
()()
1425.23555.21.6665140704420
1008.1343252==≤=-⨯⨯⨯⨯⨯=-⨯⨯=s d B h L Q σσMPa ；
即符合要求。

2.2230
7521025
1=⨯⨯=⨯⨯=δσd Q bs
MPa ； []715
3555
===s bs σσMPa ；
因为：
[]bs bs σσ≤
综上可知，该吊钩横梁能达到要求。

1.4.4滑轮组的设计计算
滑轮直径的大小对与钢丝绳的使用寿命影响很大，增大滑轮直径可以降低钢丝的弯曲应力和挤压应力，有利于提高钢丝绳的使用寿命。

实验证明，卷筒和松开钢丝绳时，在钢丝上产生弯曲疲劳，特别是挤压疲劳对钢丝的折断起了决定性作用。

为了提高钢丝绳的使用寿命，滑轮的直径不能过小。

根据起重机设计规范的规定，滑轮的最小卷筒直径不能小于下式规定的数值：
d h D ⨯=min 0；
式中：min 0D —按钢丝绳中心计算的滑轮最小卷绕直径（mm ）；
h —与机构工作级别和钢丝绳机构有关的系数，查《起重机械》表3—2选得：
4.22=h ；
d —钢丝绳的直径（mm ）。

6.313144.22min 0=⨯=⨯=d h D mm ；
图5滑轮图
滑轮直径按下式计算：
()d h D 1-≥；
()()6.2991414.221=⨯-=-≥d h D mm ；
取：
350=D mm 。

桥式起重机起升机构的设计
1.4.5吊钩拉板的设计计算
图6 拉板简图
拉板的简图如图6所示，采用45号钢的材料，其上有轴孔的水平截面A -A 和垂直截面B -B 为危险截面。

下面对这些截面一一验证。

水平截面A -A 的内侧孔边最大应力为：
()()7
.121s
j
d b Q σδδασ≤
+-⨯⨯=
( 1-12 )
式中：j α—截面集中系数，查《起重机设计手册》图3—4—18得，2.2=j α；
b —拉板宽度；
d —拉板与拉板的配合尺寸； δ—拉板厚度；
1δ—拉板的凸台高度；
()()()()
3.673307512022
.210251=+-⨯⨯=+-⨯⨯=δδασd b Q j
MPa
2447
.1355
7
.1==
s
σMPa 即：
7
.1s
σσ≤
满足要求。

水平截面B -B 的内侧孔边最大应力为（切向):
(
)
()(
)
3
25.0225.02
201220s
d h d d h Q σδδσ≤⨯-⨯+⨯⨯⨯+= 式中：0h —孔中心到拉板底边的长度；
(
)
()(
)
(
)
()(
)
4.4075
25.0653307527525.0651025.0225.02
22
25220122
0=⨯-+⨯⨯⨯+⨯=⨯-⨯+⨯⨯⨯+=d h d d h Q δδσMPa 3.983
355
3
==
s
σMPa 3
s σσ≤
即符号要求。

轴孔处的平均挤压应力为σbs ： 则：
()
[]bs bs d Q
σδδσ≤+⨯⨯=
12 ( 1-13 )
()()
1.203307521025
1=+⨯⨯=+⨯⨯=δδσd Q bs
MPa []75.884
==s bs σσMPa
即：
[]bs bs σσ≤
所以符合要求。

1.4.6滑轮轴的设计计算
根据滑轮和拉板的尺寸，滑轮轴受力和弯矩图如图7所示，则从图中可以发现该滑轮轴受弯矩最大为：
Q Q Q M 3
185
31302210=⨯-⨯=
因：
33
1.032
d d W =⨯=
π
所以：
[]603
1.018513max =≤⨯⨯⨯==
-σσd Q W M MPa
桥式起重机起升机构的设计
[]3
5
3
13
601.010
18531.0185⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=⇒-σQ d
7.98=mm
取：
100=d mm 。

图7滑轮轴受力弯矩图
1.5电动机选择计算
电动机静功率的计算，公式为：
η
⨯⨯⨯=
100060v
Q P j ( 1-14 )
式中：η为机构总效率，e t z ηηηη++=。

在此，985.0=z η为滑轮组效率；98.0=≈d t ηη为
卷筒效率，d η导向滑轮效率，见《起重机械》表6-1；95.0=e η为传动效率，见《起重机械》表6-2。

采用闭式圆柱齿轮传动作初步计算时，
917.095.098.0985.0=⨯⨯=η。

即：
()9.13917
.01000605.71021005=⨯⨯⨯⨯+=j
P KW
绕线型异步电动机的稳态平均功率为：
12.119.138.06000=⨯=⨯=⨯⨯⨯=
j w P G v
Q G P η
MPa ；
式中：G 为稳态负载平均系数，见《起重机械》表6-3，6-4查得，8.0=G ,%40=JZ 。

查
《连续运动机械》表33-3选择JZR 251-8型号，功率17.5KW,同步转速750r/min,满载转速n =722r/min ，最大转矩倍数1.7，转子转动惯量2.64kg·m 2，重量340kg 。

起升机构电动机过载能力按下式进行校验：
η
λ⨯⨯⨯⨯⨯≥
6000M n u v
Q H P ( 1-15 )
式中：n P —基准接电持续率时的电动机的额定功率；
u —电动机台数；
M λ—基准接电持续率时，电动机转矩的允许过载倍数；
H —考虑电压降及转矩允差以及静载试验超载的系数，线绕异步电动机取2.1；
则：
()12.11917
.011000601021008.01000603
=⨯⨯⨯⨯+⨯=⨯⨯⨯⨯⨯=ηu v G Q P s KW 5.17=≤P KW ；
所以该起升机构电动机能满足不过热条件。

1.6减速器的选择计算
起升机构传动比：
73.413
.177220===
t n n i 式中：n —电动机额定转速（r/min ）；
t n —卷筒转速（r/min ）。

查减速器标准，选择QJR-D335-40ⅢC 减速器（QJ 型外啮合渐开线圆柱齿轮减速器），i =40，极限偏差：(41.73-40)/41.73=4.1%，符合要求。

卷筒实际速度：
82.73
40722
414.00=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=
παπi n D v m/min 。

桥式起重机起升机构的设计
1.7 制动器的选择
起升机构制动器的制动转矩必须大于由货物产生的静转矩，在货物处于悬吊状态时具有足够的安全裕度，制动器应满足下式要求：
i
Q
D K T z z ⨯⨯⨯⨯⨯≥αη20 ( 1-16 )
则：
()36.28340
32102100917.0414.075.123
0=⨯⨯⨯+⨯⨯⨯=⨯⨯⨯⨯⨯≥i Q D K T z z αηN·
m 查《机械设计手册》表22.13-17选用MW250-315JB/T7685.1-1995的制动器。

1.8联轴器的选择
依据所传递的扭矩、转速和被连接的轴径等参数选择联轴器的具体规格，起升机构中的联轴器应满足下式要求：
[]T T k k T ≤=∏max 31 ( 1-17 )
式中：T —所传递的扭矩的计算值（N·m ）；
max ∏T —按第∏类载荷计算的传动轴的最大扭矩。

对高速轴
()n M T T ⨯⨯=∏λ8.0~7.0max ；在此M λ为电动机转矩允许过载倍数n T 为电动机额定转矩，n
P T n
n ⨯
=9550(N·m)，n P 为电动机额定功率（KW ），n 为电动机的额定转速（r/m ）。

对低速轴T T ⨯=∏2max ψT Ⅱmax =ψ2·T ；ψ2为起升载荷动载系数，查《老师的资料》表1-9得ψ2=1+0.7v ；T 为钢丝绳最大静拉力作用于卷筒的扭矩（N·m ）；
[]T —联轴器许用扭矩（N·
m ）； 1K —联轴器重要程度系数。

对起升机构，8.11=K ；
3K —角度偏差系数。

除齿轮联轴器外，13=K ；
417722
5
.17955018.1max 31=⨯
⨯⨯==∏T k k T N·m 。

查《机械设计手册》表22.5-42选凸缘联轴器和LZZ3型带制动轮弹性柱销齿式联轴
器。

LZZ3型接中间轴弹性柱销齿式联轴器公称转矩n T =630N·m ，转动惯量0.02kg·m 2，质量8kg ，制动轮直径0D =250mm 的带制动轮弹性 齿式联轴器公称转矩n T =1600N·m ，转动惯量0.24kg·m 2，重量30.4kg 。

1.9起动和制动时间验算
机构起动和制动时，产生加速度和惯性力。

如起动和制动时间太长，而加速度太小，就会影响到起重机的生产率。

如果起动制动时间太短，加速度太大，金属机构和传动部件就会受到比较大的动载荷，因此，必须把起动时间和制动时间控制在一定的允许值之内。

起动时间和起动平均加速度验算： (1).起动时间：
[]
()
[]
q j q q T T T J n t ≤-⨯⨯
=9550 ( 1-18 )
式中：q T —电动机的平均启动转矩（N·m ），见《起重机械》6-7；
T j ——电动机静阻力矩，按下式计算：
η
α⨯⨯⨯⨯
=i Q
D T j 20（N·m ）
[]q
T —推荐起动时间（s ），见《起重机械》表6-8；
[]J —机构运动质量换算到电动机轴上的总转动惯量（Kg·
m 2）；按下式计算： []()η
α⨯⨯⨯⨯+
++=222
04015.1i Q
D J J J J c e d d J —电动机转子的转动惯量（Kg·m 2），在电动机样本中查取； e J —制动轮联轴器的转动惯量； c J —联轴器的转动惯量；
()88.191917
.04032102100414.023
0=⨯⨯⨯⨯+⨯=⨯⨯⨯⨯=ηαi Q D T j N·
m []()()()368
.3033.0335.3917
.040340414
.010210064.224.002.015.14015.12
22
3
2220=+=⨯⨯⨯⨯⨯++
++=⨯⨯⨯⨯+
++=ηαi Q
D J J J J c e d
417722
5
.1795508.1=⨯
⨯=q T N·m []
()
()
12.19.19141755.9368
.37169550=-⨯⨯
=-⨯⨯
=j q q T T J n t s
通常3︿80t 通用桥式起重机，起动时间1︿2s ，上述起动时间符合电动机起动要求。

桥式起重机起升机构的设计
(2).起动平均加速度：
[]αα≤=
q
q t v
(m/s 2) 式中:q α—起动平均加速度(m/s 2);
[]α—平均升降加(减)速度推荐值(m/s 2),见《起重机械》表6-9,[]2.0=αm/s 2；
11.012
.1605.7=⨯==
q q t v αm/s 2 所以起动平均加速度符合要求。

(3).制动时间和制动平均减速度验算： 满载下制动时间：
[]()[]z j z z t T T J n t ≤-⨯⨯=
1
1155.9 式中:1n —满载下降时电动机转速（r/min ），通常取n n 1.11=；
z T —制动器制动转矩（N·
m ）； 1j T —满载下降时制动轴静转矩（N·m ）；按下式计算：
i
Q D T j ⨯⨯⨯⨯=
αη
201（N·m ）
[]1J —下降时换算到电动机轴上的机构总转动惯量（kg·m 2）；按下式计算：
[]()2
2014015.1i Q D J J J J c e d ⨯⨯⨯⨯+
++=αη
[]z t —推荐制动时间（s ）
，可取[][]q z t t =； ()3.1612917.021*******.02301=⨯⨯⨯+⨯⨯=⨯⨯⨯⨯=i
i Q D T j ααηN·m ；
[]()()()028
.0335.340340917
.0414.010210064.224.002.015.14015.122232201+=⨯⨯⨯⨯⨯++++=⨯⨯⨯⨯+++=i Q D J J J J c e d αη =3.363kg·m 2；
[]()()
82.13.16131555.9363
.37221.155.9111=-⨯⨯⨯=-⨯⨯=
j z z T T J n t s
查表知[]z t 在1︿2s 之间，所以符合要求。

制动时间长短与起动机作业条件有关。

制动时间过短，会引起物件上下跳动，难以准确定位。

制动时间过长，会产生“溜钩”现象，影响吊钩工作。

制动平均减速度：
[]αα≤=z
j t v 1(m/s 2) 式中：1v —满载下降速度（m/s ）,可取v v 1.11=；
08.082
.1605.71.11=⨯⨯==z j t v αm/s 2 查表6-9得[]2.0=αm/s 2，所以符合要求。

桥式起重机起升机构的设计
2轴的设计计算
2.1卷筒轴的设计计算
图8卷筒轴受力弯矩图
卷筒轴受力弯矩如图8所示（由于扭矩很小可以不用考虑），则从图中可以发现该滑轮轴受弯矩最大为：
19297.0max max ⨯⨯=F M
因：
33
1.032d d W =⨯=π
所以：
[]601.097.019213max max =≤⨯⨯⨯==
-σσd
F W M MPa 即： 2.8160
1.01725997.0192601.097.019233
max =⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=F d mm 取： 85=d mm 。

2.2浮动轴的设计计算
由上节对电动机的选择可知浮动轴所传递的扭矩为：
48.231722
5.1795509550=⨯=⨯=n P T N·m 因为浮动轴只承受扭矩，查《机械设计》表15—1，轴的材料为45，调质，硬度230HBS ，抗拉强度极限B σ=640MPa ，屈服强度极限s σ=355MPa ，弯曲疲劳极限1-σ=275MPa ，剪切疲劳极限1-τ=155MPa ，许用弯曲应力[]1-σ=60PMa 则：
[]T T
T d T
W T
ττ≤≈=32.0
( 2-1 ) 式中：T τ—许用扭转切应力，查《机械设计》表15—3得T τ=30MPa ；
所以： []79.3330
2.02314802.0*332
=⨯=≥T c T d τ
取d =40mm 。

桥式起重机起升机构的设计
3.用压板固定钢丝绳的计算
3.1绳尾固定处的拉力
为了减少钢丝绳固定处的拉力，钢丝绳在卷筒上应有1.5︿3圈的安全圈，利用钢丝绳与卷筒之间的摩擦，减少绳尾固定处的拉力，根据欧拉公式，绳尾固定处拉力G S 为：
μαe
F S
G max =(N) ( 3-1 ) 式中：μ—钢丝绳与卷筒表面之间的摩擦系数，μ=0.12︿0.16；
α—安全圈在卷筒上包角（通常取1.5︿3圈）；
e —自然对数的底数，e ≈2.718；
取：παμ4,16.0==；
则：
69.231288.17258314.0134.0max max =⨯=⨯==F e
F S
G μαN 3.2螺旋预紧力P
压板槽为半圆形，若不考虑钢丝绳与卷筒摩擦力的影响，经分析，则压板固定的实际安全系数可提高近一倍。

则有：
P P S G μμ224=⨯
⨯= 16.722769.2312125.3125.316
.02=⨯=⨯=⨯=⇒G G S S P N 3.3螺旋强度验算
压板螺栓除受预紧力P 的拉伸作用外，还受由垫圈与压板之间的摩擦力Pμ1使螺栓弯曲引起的拉力，故螺栓的最大拉力为：
[]σμπσ≤⨯⨯⨯⨯+
⨯=311211.04d z t P d z P ( 3-2 ) 式中：z —固定钢丝绳用的螺栓数量，一般不少于两个；
1d —螺栓螺纹内径（mm ）
； 1μ—垫圈与绳压板之间的摩擦系数，可16.01=μ；
t —1μP 力的作用力臂；
[]σ—螺栓许用拉应力，取[]s σσ⨯=5
.18.0； s σ—螺栓屈服强度。

选用螺栓的性能等级为5.6，查《机械设计》表5-8得：抗拉强度极限σs =500MPa ，查《机械设计指导》表9-8选GB898-88GM10-M12×30-5.6-Z n D 。

则：
()38.560078.06.72270034.00044.06.72271221.05.14166.72274
1226.722732=⨯=+=⨯⨯⨯⨯+⨯⨯=πσMPa ； []7.2665005
.18.05.18.0=⨯=⨯=s σσMPa ； 因为：
[]σσ≤
所以：螺栓强度完全符合要求。

桥式起重机起升机构的设计
总结
经过将近几个月的设计，从毫无头绪到设计的完成，让我对自己，对设计有了更新的认识，更加了解设计要做到仔细，要有严谨的态度，了解了设计人员的困难与艰辛。

设计产品，这一个从无到有的过程，需要参考许多的文献和大量的计算，你要学会不烦工作量太大、太杂，才能得到来之不易的结果。

顺利如期的完成本次毕业设计给了我很大的信心，对我以后做关于设计方面的工作来说有了一个好的开头。

，对自己养成好的学习习惯有很大的促进作用，让我又熟悉了专业知识，也对本专业的发展前景充满信心。

尤其是那些要求配合和粗糙度以及对材料的要求，我都一一做了比较，使这些零件达到合理的配合。

但我也存在些设计上的不足，比如我的设计在成本上上就有很大的不足，在这个节约成本被高度重视的社会中，我们应该合理控制设计的成本，多接触新的工艺和生产技术来达到降低成本的目的。

本文是在吴瑞梅老师的耐心指导下完成的，在设计工作中，吴瑞梅老师都给予了仔细、不厌其烦的指导，在这里向吴老师表示感谢。

参考文献
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[2]顾迪民.工程起重机[M].北京:建筑工业出版社. 1992
[3]洪家娣.机械设计指导.江西高校出版社.2006
[4]纪明刚，濮良贵.机械设计.高等教育出版社.2007
[5]裘为章.实用起重机电气技术手册.北京：机械工业出版社.2001.
[6]张质文.起重机设计手册.北京：中国铁道出版社.1998.
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[8]洪家娣，许玢.起重机设计计算.北京：北京科学技术出版社.1989.
[9]纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社.2002.
[10]（日）板本种芳，（日）长谷川政弘著；池成渊译，桥式起重机设计计算，北京：中国铁道出版社 , 1987
桥式起重机起升机构的设计
后记
大学四年就在我的忙碌中，不知不觉的度过了，但我的收获是非常大的，尤其是老师的谆谆教导，以及对教学的严谨求实，使我更深刻的了解到知识的重要性。

所有这些都深深的影响了我，熏陶了我，对我将来进一步的学习起到了关键性的作用。

慢慢的我也认识到求学应当严谨求实，认真细致，还有对知识应该始终抱着强烈的渴望。

这次的毕业设计，时间虽然短暂，但它囊括了我大学四年的知识，把我平时学的零碎的知识系统了起来，同时有些知识学的不是那么深刻，比如那些公差与配合，设计的合理性，以及对材料的合理选用，我又重温了一遍，对我以前没有重视的知识点，也认识到了自己的不足，私下里把这些知识又捡了起来。

毕业设计就在导师的指导下，我的努力下完成了，也是对我大学的最后一个教学任务画了一个圆满的句号，非常感谢各位老师对我的批评教育。