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100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）摘 要 起重机的出现大大提高了人们的劳动效率，以前需要许多人花长时间才能搬动的大型物件现在用起重机就能轻易达到效果，尤其是在小范围的搬动过程中起重机的作用是相当明显的。在工厂的厂房内搬运大型零件或重型装置桥式起重是不可获缺的。 桥式起重机小车主要包括起升机构、小车架、小车运行机构、吊具等部分。其中的小车运行机构主要由减速器、主动轮组、从动轮组、传动轴和一些连接件组成。此次设计的桥式起重机是水电站桥式起重机，安装于丰满水电站扩建工程厂房内，用于水轮发电机组及其附属设备的安装和检修工作。水电站内设备一般都是大中型设备，对桥式起重机的载荷要求较高，所以对减速器性能要求较高。关键词：桥式起重机；小车运行机构；减速器Design of the bridge type hoist crane Car movement organizationABSTRACTThe invention of crane has greatly increased peoples work efficiency .People can use crane to handle with huge articles ,which used to be taken a long time to do,especially in a small area .The bridge type hoist crane is required to handle with huge accessory or huge device.The bridge type hoist crane car consists of promoted organization,the car frame，the car movement organization,hoisting mechanisms and so on.Its operation structure is composed of reducer,the driving wheel group,the driven wheel group,the transmission shaft and some connect fitting.The core of this structure is the design of the reducer.This bridge type hoist crane is be used to the hydroelectric power station.It is installed in the expanded workshop of Fengman water and electricity station.It is used to installing,examining and repairing the water-turbine generator set and its accessorial equipments.the equipments in the water and electricity station are large or medium-size.These equipments have a high request on the load of bridge type hoist crane,so they also have a high request on the capability of the reducer.Key words: bridge type hoist ,the reducer 摘 要IABSTRACTII1 起重机小车设计.11.1 小车主起升机构计算11.1.1 确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组11.1.2 选择钢丝绳11.1.3 确定滑轮主要尺寸21.1.4 确定卷筒尺寸，并验算强度21.1.5 选电动机41.1.6 验算电动机发热条件51.1.7 选择减速器51.1.8 验算起升速度和实际所需功率51.1.9 校核减速器输出轴强度61.1.10 选择制动器71.1.11 选择联轴器71.1.12 验算启动时间81.1.13 验算制动时间81.1.14 高速浮动轴91.2.1 确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组111.2.2 选择钢丝绳111.2.4 确定卷筒尺寸，并验算强度121.2.5 选电动机141.2.6 验算电动机发热条件141.2.7 选择减速器141.2.8 校核减速器输出轴强度151.2.9 选择制动器161.2.10 选择联轴器161.2.11 验算起动时间171.2.12 验算制动时间171.2.13 高速浮动轴171.3.1 确定小车传动方案201.3.2 选择车轮及轨道并验算其强度201.3.3 运行阻力的计算211.3.4 选电动机221.3.5 验算电动机发热条件221.3.6 选择减速器231.3.7 验算运行速度和实际所需功率231.3.8 验算起动时间231.3.9 按起动工况校核减速器功率241.3.10 验算起动不打滑条件241.3.11 选择制动器251.3.12 选择高速轴联轴器及制动轮261.3.13 选择低速轴联轴器271.3.14 验算低速浮动轴强度272 起重机大车设计.292.1 起重机打车运行机构计算292.1.1 确定传动机构方案292.1.2 选择车轮与轨道，并验算其强度292.1.3 运行阻力的计算312.1.4 选择电动机312.1.5 验算电动机发热条件322.1.6 选择减速器322.1.7 验算运行速度322.1.8 验算启动时间332.1.9 按起动工况校核减速器功率332.1.10 验算起动不打滑条件342.1.12 选择联轴器352.1.13 验算低速浮动轴强度363 起重机结构设计.363.1 基本参数和已知条件383.2 材料选择及许用应力383.3 总体尺寸设计383.3.1 桥架尺寸的确定383.3.2 端梁尺寸393.3.3 主、端梁的连接393.4 主梁截面性质计算403.5 端梁截面性质计算423.6 载荷433.7 主梁计算463.8 主梁疲劳强度校核533.9 刚度校核563.10 稳定性校核58参考文献6163100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）1 起重机小车设计1.1 小车主起升机构计算1.1.1 确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组按照布置宜紧凑的原则，决定采用如下图1-1的方案。按Q=100t，查表4-2（起重机设计手册）取滑轮组倍率ih=6，承载绳分支数：Z=2ih=12图1-1查表3-4-11（起重机设计手册）选双钩锻造式吊钩组，得其质量：G。=4000kg，两端滑轮间距A=131mm。1.1.2 选择钢丝绳若滑轮组采用滚动轴承，当ih=6，查表2-1（起重机运输机械）得滑轮组效率h=0.96。钢丝绳所受最大拉力：Smax=9027.8kg=90.28KN查表2-4（起重运输机械）,重级工作类型(工作级别M7)时,安全系数n=6。钢丝绳计算破断拉力Sb：Sb=nSmax=690.28=541.7KN查表3-1-6选用纤维芯钢丝绳619W+FC，钢丝公称抗拉强度1850MPa，光面钢丝，左右互捻，直径d=28mm，钢丝绳最小破断拉力Sb=546KN，标记如下：钢丝绳 28NAT619W+FC1850ZS233.6GB8918-881.1.3 确定滑轮主要尺寸滑轮的许用最小直径：D=812mm式中系数e=30由表2-4（起重运输机械）查得。由附表2选用滑轮直径D=900mm，滑轮的绳槽部分尺寸可由1附表3查得。由附表4选用钢丝绳d=28mm，D=900mm，滑轮轴直径D5=150mm的E1型滑轮，其标记为：滑轮E128900-150 ZB J80 006.8-871.1.4 确定卷筒尺寸，并验算强度卷筒直径：D=28=812mm由附表13选用D=900mm，卷筒绳槽尺寸由3附表14-3查得槽距，t=30mm，槽底半径r=17mm卷筒尺寸：L=2714mm 取L=3000mm式中 Z0附加安全系数，取Z0=2； L1卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，即L1=A=131mm，实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减；D0卷筒计算直径D0=D+d=900+28=928mm 卷筒壁厚： =+（610）=0.02900+（610）=2428 取=26mm卷筒壁压应力验算：=N/m2=112.5MPa选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度=195MPa 故抗压强度足够卷筒拉应力验算：由于卷筒长度L3D，尚应校验由弯矩产生的拉应力，卷筒弯矩图示与图1-2 图1-2 卷筒弯矩图卷筒最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时：=125834340Nmm卷筒断面系数：=0.1=0.1=15443271式中卷筒外径，=900mm； 卷筒内径，=-2=900-226=848于是 =8.15Mpa合成应力：=+=8.76+=35.51MPa式中许用拉应力：=39MPa卷筒强度验算通过。故选定卷筒直径=900mm，长度L=3000mm；卷筒槽形的槽底半径=17mm，槽距=30mm；起升高度=18m，倍率=6卷筒 A9003000-1730-183左ZB J80 007.2-871.1.5 选电动机计算静功率：=132.1KW式中机构总效率，一般=0.80.9，取=0.85电动机计算功率：=0.9132.1=118.89KW式中系数由表6-1(起重运输机械)查得，对于级机构，=0.850.95，取=0.9查表28选用电动机YZR 315M，其（15%）=125KW，=750rpm，=34kg，电动机质量=1170kg1.1.6 验算电动机发热条件 按照等效功率法，求=40%时所需的等效功率：=10.85132.1=112.3KW 式中工作级别系数，查表（起重运输机械）6-4，对于重级，=1；系数，根据机构平均起动时间与平均工作时间的比重（/）查得。由2表6-3，一般起升机构/=0.10.2，取/=0.1，由图（起重运输机械）6-6查得=0.85。由以上计算结果，故初选电动机能满足发热条件1.1.7 选择减速器卷筒转速：=14r/min减速器总传动比：=53.57查表（起重机设计手册）选QJS-D-630型减速器，当工作类型为重级（相当工作级别为M7级）时，许用功率N=124KW，=50，质量=3600，主轴直径=80mm，轴端长=170mm（锥形）1.1.8 验算起升速度和实际所需功率 实际起升速度：=6.8=6.35m/min误差：=100%=100%=6.6%=15%实际所需等效功率：=112.3=120.25KW=125KW1.1.9 校核减速器输出轴强度由起重运输机械公式（6-16）得输出轴最大径向力= 式中=287720=175440N=175.44KN卷筒上卷绕钢丝所引起的载荷；=9.81KN卷筒及轴自重，参考表3-10-7（起重机设计手册）查得R=150KNQJS630减速器输出轴端最大允许径向载荷。=92.63KN=150KN 由2公式（6-17）得输出轴最大扭矩：=（0.70.8） 式中=9750=1625Nm电动机轴额定力矩；=3.4当=40%时电动机最大力矩倍数； 减速器传动效率； Nm减速器输出轴最大容许转矩，由（ 起重机设计手册）表3-10-6查得。=0.83.41625500.95=67925Nm=85000Nm由以上计算，所选减速器能满足要求1.1.10 选择制动器所需静制动力矩：= =1.75=232.48m=2324.8Nm 式中=1.75制动安全系数，由（起重运输机械）第六章查得。 由表3-7-17（起重机设计手册）选用YWZ5-630/121制动器，其制动转矩=18002800Nm，制动轮直径=630mm，制动器质量=185.81.1.11 选择联轴器高速联轴器计算转矩，由2（6-26）式：Nm式中电动机额定转矩（前节求出）； =1.5联轴器安全系数； =1.8刚性动载系数，一般=1.52.0由1附表29查得YZR-315M电动机轴端为圆锥形，。从表3-10-9（起重机设计手册）查得QJS-D-630减速器的高速轴为圆锥形。靠电动机轴端联轴器 由表312-7（起重机设计手册）选用CLZ4半联轴器，其图号为S180，最大容许转矩=5600Nm值，飞轮力矩kgm，质量=37.5kg浮动轴的两端为圆柱形靠减速器轴端联轴器 由1附表45选用带制动轮的半齿联轴器,其图号为S198,最大容许转矩=19000Nm, 飞轮力矩 kgm,质量218kg.为与制动器YWZ5-630/121相适应,将S198联轴器所需制动轮,修改为应用1.1.12 验算启动时间起动时间：式中=35+0.22+34=69.22kgm静阻力矩：kgm =1838.7Nm平均起动转矩：Nm=2.65s 通用桥式起重机起升机构的，此时1s1.1.13 验算制动时间制动时间：式中 查1表6-6查得许用减速度a0.2,a=v/，因为，故合适。1.1.14 高速浮动轴 （1）疲劳计算: 轴受脉动扭转载荷其等效扭矩：式中动载系数=0.5（1+）=1.04 起升动载系数，=1+0.71v=1+0.716.8/60=1.08由上节选择联轴器中，已经确定浮动轴端直径d=85mm,因此扭转应力为：轴材料用45号钢，弯曲： =0.27（+ ）=0.27（600+300）=243MPa扭转： = /=243/=140MPa =0.6=0.6300=180MPa许用扭转应力：式中考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数； 与零件几何形状有关，对于零件表面有急剧过渡和开有键槽及 紧配合区段，=1.52.5 与零件表面加工光洁度有关，此处取k=21.25=2.5 考虑材料对应力循环对称的敏感系数，对碳钢，低合金钢 安全系数，查1表30得因此, ,故通过.(2) 强度计算 轴所受的最大转矩 最大扭转应力： 许用扭转应力：式中：安全系数，由1表2-21查得, 故合适。中间轴径，取1.2 小车副起升机构计算1.2.1 确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组 照布置宜紧凑的原则，决定采用如下图2-1的方案。按Q=25t，查1表4-2取滑轮组倍率ih=3，承载绳分支数：Z=2ih=6图2-1副起升结构简图查表3-4-11选短型吊钩组，图号为T1-362.1508。得其质量：G0=697kg两端滑轮间距 A=102mm1.2.2 选择钢丝绳 若滑轮组采用滚动轴承，当ih=3，查表2-1（起重运输机械）得滑轮组效率h=0.985钢丝绳所受最大拉力：Smax=4348kg=43.48KN钢丝绳计算破断拉力Sb：Sb=nSmax=643.48=260.88KN 查附表1选用纤维芯钢丝绳619W+FC，钢丝公称抗拉强度1850MPa，光面钢丝，左右互捻，直径d=20mm，钢丝绳最小破断拉力Sb=279.5KN，标记如下：钢丝绳 20NAT619W+FC1850ZS233.6GB8918-881.2.3 确定滑轮主要尺寸 滑轮的许用最小直径：D=580mm 式中系数e=30由表2-4（起重运输机械）查得。由附表2选用滑轮直径D=630mm，由于选用短型吊钩，所以不用平衡滑轮。滑轮的绳槽部分尺寸可由附表3查得。由附表4选用钢丝绳d=20mm，D=630mm，滑轮轴直径D5=100mm的E1型滑轮，其标记为：滑轮E120630-100 ZB J80 006.8-871.2.4 确定卷筒尺寸，并验算强度卷筒直径：D=20=580mm由1附表13选用D=650mm，卷筒绳槽尺寸由3附表14-3查得槽距，t=22mm，槽底半径r=11mm卷筒尺寸：L=1709mm 取L=2000mm式中 Z0附加安全系数，取Z0=2； L1卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，即L1=A=102mm，实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减； D0卷筒计算直径D0=D+d=650+20=670mm 卷筒壁厚：=+（610）=0.02650+（610）=1923取=23mm卷筒壁压应力验算：=N/m2=85.9MPa选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度=195MPa许用压应力：=130MPa 故抗压强度足够卷筒拉应力验算：由于卷筒长度L3D，尚应校验由弯矩产生的拉应力，卷筒弯矩图示与图2-2 图2-2 卷筒弯矩图卷筒最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时：=41262520Nmm卷筒断面系数：=0.1=0.1=6987005式中：卷筒外径，=650mm； 卷筒内径，=-2=650-223=604mm于是 =5.9MPa合成应力：=+=5.9+=31.67MPa 式中许用拉应力 =39MPa卷筒强度验算通过。故选定卷筒直径=650mm，长度L=2000mm卷筒槽形的槽底半径=11mm，槽距=22mm；起升高度=20m，倍率=3卷筒 A6502000-1122-203左ZB J80 007.2-871.2.5 选电动机计算静功率：=46.93KW 式中机构总效率，一般=0.80.9，取=0.85电动机计算功率：=0.946.93=42.24KW 式中系数表6-1（起重运输机械）查得，对于级机构，=0.850.95，取=0.9查附表28选用电动机YZR 280S，其（40%）=42KW，=719rpm，=9.2kg，电动机质量=747kg1.2.6 验算电动机发热条件 按照等效功率法，求=40%时所需的等效功率：=10.8546.93=39.89KW 式中工作级别系数，查表（起重运输机械）6-4，对于M7级，=1； 系数，根据机构平均起动时间与平均工作时间的比重（/）查得。由2表6-3，一般起升机构/=0.10.2，取/=0.1，由2图6-6查得=0.85。由以上计算结果，故初选电动机能满足发热条件1.2.7 选择减速器 卷筒转速：=13.55r/min减速器总传动比：=53.06查表QJS-450减速器，当工作类型为重级（相当工作级别为M7级）时，许用功率N=44KW，=50，质量=1400，主轴直径=50mm，轴端长=110mm（锥形） 实际起升速度：=9.5=10.08m/min 误差：=100%=100%=6.1%=25% 实际所需等效功率：=39.89=40.32KW=42KW1.2.8 校核减速器输出轴强度由（起重运输机械）公式（6-16）得输出轴最大径向力：= 式中=243480=86960N=86.96KN卷筒上卷绕钢丝所引起的载荷；=9.81KN卷筒及轴自重，参考1附表14估计R=64KNQJS450减速器输出轴端最大允许径向载荷，由表3-10-7（起重机设计书册）=48.4KN=64KN由（起重运输机械）公式（6-17）得输出轴最大扭矩：=（0.70.8）式中=9750=572.8Nm电动机轴额定力矩； =1.5当=25%时电动机最大力矩倍数 减速器传动效率； Nm减速器输出轴最大容许转矩，由表36查得。=0.71.5572.8500.95=28568Nm=30000Nm由以上计算，所选减速器能满足要求1.2.9 选择制动器 所需静制动力矩：= =1.75=85.36m=853.6Nm 式中=1.75制动安全系数，由(起重运输机械)第六章查得。由表3-7-17选用YWZ5-400/80制动器，其制动转矩=6301250Nm，制动轮直径=400mm，制动器质量=79.41.2.10 选择联轴器高速联轴器计算转矩，由2（6-26）式：Nm 式中电动机额定转矩（前节求出）； =1.5联轴器安全系数； =1.8刚性动载系数，一般=1.52.0。由1附表29查得YZR-280S电动机轴端为圆锥形，。从1附表34查得QJS-450减速器的高速轴为圆锥形。靠电动机轴端联轴器 由表3-12-7(起重机设计手册)选用CLZ半联轴器，其图号为S180，最大容许转矩=3150Nm值，飞轮力矩kgm，质量=25.4kg.浮动轴的两端为圆柱形 靠减速器轴端联轴器 由表3-12-8选用带制动轮的半齿联轴器,其图号为S198,最大容许转矩=3150Nm, 飞轮力矩 kgm,质量67kg. 1.2.11 验算起动时间起动时间：式中=9.2+5.2+0.12=14.52kgm静阻力矩：kgm=675.2Nm 平均起动转矩：Nm=3.48s 对于通用桥式起重机起升机构的，此时1s. 1.2.12 验算制动时间制动时间：式中查1表6-6查得许用减速度a0.2,a=v/，因为，故合适。1.2.13 高速浮动轴（1）疲劳计算轴受脉动扭转载荷其等效扭矩： 式中动载系数=0.5（1+）=1.055 起升动载系数，=1+0.71v=1+0.719.5/60=1.11由上节选择联轴器中，已经确定浮动轴端直径d=55mm,因此扭转应力为轴材料用45号钢，弯曲： =0.27（+ ）=0.27（600+300）=243MPa扭转： = /=243/=140MPa =0.6=0.6300=180MPa许用扭转应力：由1中式（2-11），（2-14）式中考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数；与零件几何形状有关，对于零件表面有急剧过渡和开有键槽及紧配合区段，=1.52.5与零件表面加工光洁度有关，此处取k=21.25=2.5考虑材料对应力循环对称的敏感系数，对碳钢，低合金钢安全系数，查1表30得因此, .故, 通过.（2）强度计算 轴所受的最大转矩：最大扭转应力：许用扭转应力：.式中：安全系数，由1表2-21查得 故合适。中间轴径，取1.3 起重机小车运行机构1.3.1 确定小车传动方案经比较后，确定采用下图1-3所示传动方案：图1-3 小车运行机构传动简图1.3.2 选择车轮及轨道并验算其强度车轮最大轮压：小车质量估计取Gxc=28000kg 假定轮压均布，则Pmax=（100000+28000）/4=32000kg车轮最小轮压：Pmin=Gxc/4=28000/4=7000kg初选车轮：由1表3-8-15P360，当运行速度37m/min1.6，工作级别为M5时，车轮直径Dc=600mm，轨道型号为QU120，许用轮压为38.7t Pmax。GB462884规定，直径系为=250,315,400,500,600,700mm，故初步选定车轮直径=600mm，而后校核强度。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：Pc=（2Pmax+Pmin）/3=（2320000+70000）/3 =236666.7N车轮材料为ZG35CrMnSi，s=340Mpa，b=640Mpa线接触局部挤压强度：Pc=k1DclC1C2=660012010.8=322560N式中, k1许用线接触应力常数（N/mm2），由表3-8-6(起重机设计手册)查得k1=6 l车轮与轨道有效接触强度，对于，l=b=120mm C1转速系数，由表3-8-7(起重机设计手册)，车轮转速Nc=v/Dc=37/（3.14*0.7）=16.83r/min时，C1=1.09 C2工作级别，由2表5-4，当为M7时，C2=0.8Pc Pc，故通过。1.3.3 运行阻力的计算点接触局部挤压强度：Pc”=k2R2C1C2/m3=0.132500210.8/0.4683 =257553N式中，k2许用点接触应力常数（N/mm2），由3表5-2查得k2=0.132R曲率半径，车轮与轨道曲率半径中的大值。车轮R1=D/2=600/2=300mm，轨道查表3-18-4(起重机设计手册)R2=500mm，故取R=500mm m由R1/R2比值所确定的系数，R1/R2=300/500=0.6，由表3-8-9(起重机设计手册)查得m=0.468 Pc” Pc，故通过。小车满载运行时的最大摩擦阻力：=1280000=21333.3N式中，Q起升载荷；G起重机或者运行小车的自重载荷；f滚动摩擦系数，由(1)表2-3-2查得f=0.0006；车轮轴承摩擦系数，由(1)表2-3-3查得 =0.02； d与轴承相配合处车轮轴的直径，d=190mm； D车轮踏面直径，D=600mm；附加摩擦阻力系数，由(1)表2-3-4查得 =2；摩擦阻力系数，初步计算时可按(1)表2-3-5查得 =0.01。空载运行时最小摩擦阻力：Fm0= 2333.3N1.3.4 选电动机电动机的静功率：;Pj= =14.62kw式中，机构传动效率，取0.9 Fj=Fm(Q=Q)满载运行时的静阻力；m驱动电动机台数m=1；对于桥式起重机的小车运行机构可按下式初选电动机：P=kdPj=114.62=14.62kw 式中kd电动机功率增大系数，由表7-6查kd=1.0。由表5-1-3(起重机设计手册)选用电动机YZR-200L，Ne=22kw，n1=1000 r/min，(GD2)d=0.67kg.m2，电动机质量390kg 。 1.3.5 验算电动机发热条件电机等效功率： Nx =K2.5rNj=11.1214.62=16.37kw 式中，K2.5工作类型参数，由表6-4查得K2.5=1 r由(1)按起重机工作场所得tq/tg=0.2，查得r=1.12由此可知，Nx Ne，满足发热要求1.3.6 选择减速器车轮转速：nc=机构传动比：i0=由表3-10-6（起重机设计手册）选用一台QJRS-335-1减速器， =50；N=18.8kw (当输入转速为750r/min时)。故NJN1.3.7 验算运行速度和实际所需功率实际运行速度：Vdc=Vdc误差：实际所需电动机静功率：Nj=NJ由于NjNe，故所选电动机和减速器均合适1.3.8 验算起动时间起动时间： tq=式中 n1=1000r/min； m=1(驱动电动机台数)； Mq=1.5Me=1.5 MeJC40%时电动机额定扭矩： Me =9550 满载运行时的静阻力矩：Mj(Q=Q)=空载时的运行阻力矩：Mj(Q=0)=初步估算高速轴上联轴器的飞轮转矩：(GD2)zl+(GD2)l=0.69kgm2机构总飞轮矩（高速轴）：C(GD2)l=1.15(0.69+0.39)=1.08kgm2满载起动时间：tq(Q=Q)= =3.2s空载起动时间:tq(Q=0)= 由1表7-6查得,当时, tq的推荐植为5.5s,故tq(Q=Q) ，故空载时不可能打滑，选择电动机合适满载时起动，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力： =+=3356.6=33566N车轮与轨道的粘着力：，故满载起动时不会打滑，因此所选电动机合适。1.3.11 选择制动器由(起重运输机械)查得，对于小车运行机构制动时间34s，取=2s，因此，所需制动转矩： = -=51.11 Nm由附表15选用，其制动转矩考虑到所取制动时间与起动时间很接近，故略去制动不打滑条件验算1.3.12 选择高速轴联轴器及制动轮高速轴联轴器计算转矩，由2（6-26）式： 式中 电动额定转矩； n联轴器的安全系数，运行机构n=1.35； 机构刚性动载系数，=1.22.0，取=1.8由表5-1-9（起重机设计手册）查电动机YZR200M-6两端伸出轴各为圆柱d=60mm，=140mm。由附表37查QJRS-335减速器高速轴端为圆柱形=38mm，=80mm。故表3-12-7选齿轮联轴器，主动端A型键槽=38mm，L=80mm；从动端A型键槽=30mm，L=55mm。标记为：GICL联轴器ZBJ19013-89。其公称转矩=521Nm，飞轮矩=0.03kg，质量=7.96kg。高速轴端制动轮：根据制动器已选定为，由1附表16选制动轮直径=200mm，圆柱形轴孔d=38mm，L=80mm，标记为：制动轮200-Y38 JB/ZQ4389-86，其飞轮矩=，质量=10kg以上联轴器与制动轮飞轮矩之和：+=原估计基本相符，故以上计算不需修改1.3.13 选择低速轴联轴器低速轴联轴器计算转矩，可由前节的计算转矩求出Nm由（起重机设计手册）附表37查得QJRS-335减速器低速轴端为圆柱形d=115mm，L=55mm，取浮动轴装联轴器轴径d=120mm，L=212mm，由表3-12-7选用两个GICLZ鼓形齿式联轴器。其主动端：Y型轴孔A型键槽，=115mm。从动端：Y型轴孔，A型键槽，=110m，L=165mm，标记为：GICLZ6联轴器由前节已选定车轮直径=600mm，由表3-8-11参考车轮组，取车轮轴安装联轴器处直径d=130mm，L=160mm，同样选用两个GICLZ6鼓形齿式联轴器。其主动轴端：Y型轴孔，A型键槽=125m，L=212mm，从动端：Y型轴孔，A型键槽=130mm，L=252mm，标记为：GICLZ联轴器ZBJ19014-891.3.14 验算低速浮动轴强度（1）疲劳验算 由4运行机构疲劳计算基本载荷Nm前节已选定浮动轴端直径d=120mm，其扭转应力：浮动轴的载荷变化为对称循环（因运行机构正反转转矩值相同），材料仍选用45钢，由起升机构高速浮动轴计算，得，许用扭转应力：式中与起升机构浮动轴计算相同 通过（2）强度验算 由4运行机构工作最大载荷式中 考虑弹性振动的力矩增大系数，对突然起动的机构，=1.51.7，此处取=1.6； 刚性动载系数，取=1.8。最大扭转应力：许用扭转应力： 故通过浮动轴直径：（510）=125130m 取=130mm2 起重机大车设计2.1 起重机打车运行机构计算2.1.1 确定传动机构方案图2-12.1.2 选择车轮与轨道，并验算其强度（1）满载时，最大轮压（2）空载时，最大轮压 空载时，最小轮压（3）车轮踏面疲劳载荷车轮材料采用65Mn，由（起重机设计手册）表3-8-11选择车轮直径，查的轨道型号为QU120。按车轮与轨道为点接触和衔接处两种情况验算车轮的接触强度点接触局部挤压强度计算 Pc”=k2R2C1C2/m3=0.24550021.020.8/0.473=481.4KN式中，k2许用点接触应力常数（N/mm2），由（）运输机械表5-2查得k2=0.245R曲率半径，车轮与轨道曲率半径中的大值。车轮R1=D/2=600/2=300mm，轨道R2=500mm，故取R=500mm m由R1/R2比值所确定的系数，差得（机械设计手册）表3-8-9 m=0.47 Pc”Pc，故通过。线接触局部挤压强度计算Pc=k1DclC1C2=7.26001301.020.8=458.22KN式中, k1许用线接触应力常数（N/mm2），由2表5-2查得k1=67.2 l车轮与轨道有效接触强度，对于QU120， l=b=130mm C1转速系数，由（运输机械）表5-3，车轮转速 Nc=v/Dc=40/（3.14*0.4）=31.85r/min时，C1=1.02 C2工作级别，由2表5-4，当为M7时，C2=0.8Pc Pc，故通过。2.1.3 运行阻力的计算满载时，摩擦总阻力距：（1000000+900000）=6341.25N式中Q起升载荷；G起重机或者运行小车的自重载荷；k滚动摩擦系数，由（运输机械）7-1查得k=0.0008；车轮轴承摩擦系数，由(运输机械)表7-2查得 =0.015； d与轴承相配合处车轮轴的直径，d=190mm； 附加摩擦阻力系数，由(运输机械)表7-3查得 =1.5；运行摩擦阻力：空载时，摩擦总力矩：运行摩擦阻力：2.1.4 选择电动机电动机的静功率：P=12.42kw式中，机构传动效率，取0.95 Fj=Pm(Q=Q)满载运行时的静阻力；m驱动电动机台数m=2；初定电动机功率：N=kdPj=1.15*12.42=14.283kw式中，kd电动机功率增大系数，由（机械运输）表7-6得kd=1.15。由表5-1-13选用电动机YZR-200L-6，Ne=22kw，n1=715 r/min，(GD2)d=0.67kg.m2，电动机质量390kg 。 2.1.5 验算电动机发热条件等效功率Nx =K2.5rNj=11.1214.283=16.37kw式中，K2.5工作类型参数，由（运输机械）表6-4查得K2.5=1 r由(1)按起重机工作场所得tq/tg=0.2，查得r=1.12由此可知，Nx Ne，满足发热要求2.1.6 选择减速器车轮转速：nc=机构传动比：i0=由（机械设计手册）表3-10-5选用两台QJR-236, N=16.4,N2.1.7 验算运行速度实际运行速度：Vc=Vc误差：实际所需电动机静功率：Nj=NJ由于NjNe，故所选电动机和减速器均合适2.1.8 验算启动时间tq=式中 n1=712r/min； m=2(驱动电动机台数)；Mq=1.5Me=1.5满载运行时的静阻力矩：Mj(Q=Q)=空载时的运行阻力矩：Mj(Q=0)=初步估算高速轴上联轴器的飞轮转矩：(GD2)zl+(GD2)l=0.225kgm2机构总飞轮矩（高速轴）：C(GD2)l=1.15(0.67+0.225)=1.029kgm2满载起动时间：tq(Q=Q)=6.2s空载起动时间： tq(Q=0)= 2.1.9 按起动工况校核减速器功率Nd=式中 Pd=Pj+Pg=Pj+=21137.5+(100000+90000)=64085N所选用减速器的NJC25%=16.4kwNd, 故减速器合适。2.1.10 验算起动不打滑条件由于起重机是在室内使用，故坡度阻力及风阻力均不予考虑。以下按二种工况进行验算= =847.4=8474N 车轮与轨道的粘着力：，故可能打滑。解决办法是在空载起动时增大起动电阻，延长起动时间。满载时起动，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力： = +=1069.5=10695N车轮与轨道的粘着力：，故满载起动时不会打滑，因此所选电动机合适2.1.11 选择制动器 取制动时间：=4s按空载计算动力矩，即Q=0代入公式：= =148.4Nm式中查（起重机设计手册）3-3-17现选用两台YWZ-200/23 制动力矩112-224Nm，质量m=26.6kg2.1.12 选择联轴器高速轴联轴器计算转矩，由2（6-26）式： 式中 电动额定转矩； n联轴器的安全系数，运行机构n=1.35； 机构刚性动载系数，=1.22.0，取=1.8。由表5-1-9（起重机设计手册）查电动机YZR200M-6两端伸出轴各为圆d=60mm=140mm。由附表37查QJRS-335减速器高速轴端为圆柱形=38mm，=80mm。故表3-12-7选齿轮联轴器，主动端A型键槽=38mm，L=80mm；从动端A型键槽=30mm，L=55mm。标记为：GICL联轴器ZBJ19013-89。其公称转矩=521Nm，飞轮矩=0.03kg，质量=7.96kg高速轴端制动轮：根据制动器已选定为，由1附表16选制动轮直径=200mm，圆柱形轴孔d=38mm，L=80mm，标记为：制动轮200-Y38 JB/ZQ4389-86，其飞轮矩=，质量=10kg以上联轴器与制动轮飞轮矩之和：+=原估计基本相符，故以上计算不需修改2.1.13 验算低速浮动轴强度低速轴联轴器计算转矩，可由前节的计算转矩求出 Nm由1附表37查得QJRS-335减速器低速轴端为圆柱形d=115mm，L=55mm，取浮动轴装联轴器轴径d=120mm，L=212mm，由表3-12-7选用两个GICLZ鼓形齿式联轴器。其主动端：Y型轴孔A型键槽，=115mm。从动端：Y型轴孔，A型键槽，=110m，L=165mm，标记为 GICLZ6联轴器由前节已选定车轮直径=600mm，由表3-8-11参考车轮组，取车轮轴安装联轴器处直径d=130mm，L=160mm，同样选用两个GICLZ6鼓形齿式联轴器。其主动轴端：Y型轴孔，A型键槽=125m，L=212mm，从动端：Y型轴孔，A型键槽=130mm，L=252mm，标记为： GICLZ联轴器ZBJ19014-89（1）疲劳验算 由4运行机构疲劳计算基本载荷 Nm前节已选定浮动轴端直径d=120mm，其扭转应力： 浮动轴的载荷变化为对称循环（因运行机构正反转转矩值相同），材料仍选用45钢，由起升机构高速浮动轴计算，得，许用扭转应力： 式中与起升机构浮动轴计算相同 通过 （2）强度验算 由4运行机构工作最大载荷式中 考虑弹性振动的力矩增大系数，对突然起动的机构，=1.51.7，此处取=1.6； 刚性动载系数，取=1.8。最大扭转应力：许用扭转应力： 故通过浮动轴直径：（510）=125130m 取=130mm3 起重机结构计算3.1 基本参数和已知条件起重量Q：100t 跨度L：19m工作级别：A7 起升高度：20m大车车轮直径：600mm 小车车轮直径：600mm起升速度：6.7m/min 大车运行速度：67m/min小车运行速度：67m/min 小车轮距：4600m小车轨距：4400m 小车车轮数：4个3.2 材料选择及许用应力 根据总体结构采用箱形梁，主要采用板材及型材。主梁、端梁均采用Q235-A钢，二者的联接采用螺栓连接。材料许用应力及性质： 取= 取= 取=3.3 总体尺寸设计3.3.1 桥架尺寸的确定(1)大车轴距： 根据小车轨距和偏轨箱形梁宽度以及大车运行机构的设置，取，梁的全长(2)主梁尺寸：高度: 取腹板高度: 翼缘板厚度：腹板的厚度： 主梁总高度： 主梁的宽度：（大起重量）腹板外侧间距取且根据中轨箱形梁主梁轨道宽面的要求上、下翼缘板相同，为：。主梁端部变截面长度：，取3.3.2 端梁尺寸高度：，取考虑到大车轮的安装，端梁内宽：，总宽：，翼缘板：，腹板：。3.3.3 主、端梁的连接 主、端梁采用突缘法兰连接，端梁为拼接式。桥架结构与主、端梁截面如图1.1所示。 图1.1 双梁桥架结构端梁截面几何性质如图2.1所示：（a）主梁截面 （b）端梁截面图2.1 主梁与端梁截面3.4 主梁截面性质计算主梁：主梁截面性质计算如图2.2所示： 图2.2 主梁截面性质计算图形心： = ； ；惯性矩： 式中：、为箱形梁主副腹板的厚度； b为箱形梁腹板外侧间距。上翼缘板静矩： X轴以上截面静矩： 3.5 端梁截面性质计算端梁：形心： 端梁截面性质计算如图2.3所示： 图2.3 端梁截面性质计算图惯性矩： 端梁上翼缘板静矩： 端梁中轴以上截面静矩： 3.6 载荷主梁自重载荷小车轨道重量:栏杆等重量:主梁的均布载荷: 根据主、副起升机构和运行机构的设计布置起升载荷为：小车自重: 额定起升载荷产生的和: 小车轮压:=+=402210 N空载轮压 满载小车的动轮压为： 空载小车的动轮压为： 大车8个车轮，小车4个车轮，其中主动轮各占一半，按车轮打滑条件确定大小车运行的惯性力一根主梁上的小车惯性力为大车运行起制动惯性力（一根主梁上）为主梁跨端设备惯性力影响力小，忽略一根主梁的重量为一根端梁单位长度的重量一根端梁的重量为一组大车运行机构的重量（两组对称配置）为司机室及设备的重量（按合力计）为 ms(1)满载小车在主梁跨中央左侧端梁总静轮压按图4-1计算图4-1 端梁总轮压计算 由,查得(P25)侧向力(2) 满载小车在主梁左端极限位置左侧端梁总静轮压 侧向力 估算大车轮压选取大车车轮直径为,轨道为.中轨梁扭转载荷较小，且方向相反，可忽略。故在此不用计算。3.7 主梁计算计
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