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起重机的论文


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第一章





随着现代工业的发展,起重机在冶金、机械、交通运输、电力、建筑、 采矿、化工、造船、港口和国防等工业部门中的应用越来越广泛。它不仅 只在生产过程中起辅助作用,而且已成为大批生产和流水作业不可缺少的 组成部分,它是实现机械化、自动化

,提高劳动生产率,减轻体力劳动的 重要工具。 起重机的分类方法有多种,常见的是按起重机体型特点来分类。如桥式 起重机、门式起重机、门座起重机、塔式起重机、汽车起重机、铁路起重 机、桅杆起重机、缆索起重机等。 在桥式起重机和门式起重机中,又按吊具不同分为:抓斗、吊钩、电磁、 抓斗电磁、挂梁等起重机。从金属结构来看,还可依主梁形式不同分为箱 型双梁和箱型单梁起重机等。本文主要介绍桥式起重机的设计与制造。 ? 桥式起重机是横架于车间、仓库和料场上空进行物料吊运的起重设备。由 于它的两端坐落在高大的水泥柱或者金属支架上,形状似桥。桥式起重机 的桥架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行,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。它是使用范围最广、数量最多的一种 起重机械。 起重量为 30/5 吨;跨度 28.5 米;操纵方式有两种,即操纵室操纵和地 面操纵,供用户选择。 产品工作环境温度不得低于-20℃高于 35℃,并且不适合在温度较高和 酸、碱类气体很浓的场所里工作,更不适于吊运有毒、易燃、易爆和熔化 金属等物品。 本产品是按中级工作制度设计的,有下列几项主要部分组成。 1、桥架 起重机桥架是由型钢结构而成的,结构形式为桁构式。以工字钢做为主 梁,主梁的两端焊有槽钢构成的端梁;在主梁的一侧置有角钢构成的水平 桁架和垂直桁架,用来安装大车传动机构和增强桥架水平刚度。 当跨度≥9.5 米时,在主梁的上方焊有槽钢组成的上悬梁,以保证桥架 的强度和刚度,以至减轻结构自重。
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2、大车运行机构 大车运行机构分为集中传动和分别驱动两种,主从动车轮的角形轴承箱 是以螺栓紧固在端梁两端的。电动机、减速器和制动器均集中安装在走台 上。 电动机通过制动轮联轴器与减速机的输入轴联结,其间装有电磁制动 器,减速机的输出轴通过齿轮联轴器、传动轴、轴承架与主动车轮相连, 当电动机启动后,既带动主动车轮运转。 3、 起升机构 本机的起升、下降和横向移动是靠悬挂在主梁上的电动葫芦完成的。 与本机配套的电动葫芦为 CD1 型,其结构形式和技术规范详见电动葫芦 说明书。 4、 电气系统 根据操纵方式的不同,电气系统亦随之而异,有地面操纵电气系统和 操纵室操纵电气系统。起重机的端梁和电动葫芦分别置有限位开关,用以 控制大车运行和吊钩起升范围。 制动器制动力矩的大小由制动距离而定,其制动距离的大小规定如下: 大车运行的制动距离
6、操纵室

S ≥ V 2 / 5000 米

电动葫芦起升的制动距离 S ≤ V/100 米 操纵室是用螺栓固定在桥架一端的,根据工作环境不同制有开式和闭 式两种。同时,根据使用单位的设置形式不一,操纵室的入口方向又分为 左端、右端、左侧、右侧四种,供用户选择。

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第二章
2.1 总体方案设计
(1)主体设计; (2)主梁及端梁设计; 、 (3)大车、小车行走机构设计 (3)司机驾驶室设计;

设计任务及要求 设计任务及要求

2.2 原始依据 2.2.1 起重机运行机构
参数名称 小车 44.6m/min 4250mm M5 大车 84.7m/min 19500mm M6

运 行 机 构

运行速度 轨距 工作级别

2.2.2 起重机起升机构 起重机起升机构
参数名称 起重量 起升速度 起升高度 主起升 30t 7.9m/min 16m 副起升 5t 16.7m/min 18m

起 升 机 构

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工作级别

M5

M5

第三章

起重机各机构主要零部件的设计计算 起重机各机构主要零部件的设计计算 机各机构主要零部件的设计

3.1 起升机构的设计计算 3.1.1 吊钩的选择验算
吊钩采用优质低碳钢或低碳合金钢制造,以保证有较高的机械强度和 韧性。 本课题所设计的起重机的其中量为 10 吨,而起重机吊钩根据额定载重 量的不同而选用不同的结构形式。 ⒈锻造吊钩 ⒉片式吊钩 ⒊吊环 分单钩和双钩两种,一般用 20 号钢、20SiMn 等钢整体锻造 分单钩和双钩两种, 多用用于 100 吨吨位以上的通用起重机。 而成。75 吨位以下起重机多采用单钩,75 吨吨位以上多采用双钩。 使用不如吊钩方便, 主要用在工作频繁、 起重量很大的起重机上。

综上所述,因为本起重机的额定起重两为 10 吨,故选用锻造单钩,材 料为 20 钢。 (一)计算载荷与安全系数 吊钩按平面自由杆计算,吊钩的计算载荷应考虑起升载荷的动载系数, 其计算公式如下: 计 = ?CQ额 , Q 其中 ?C 为第 C 类载荷系数, [1] 表 1-2-6, 查

?C =1.25(起升速度为 7.9m/min,工作类型为中级) Q额 为额定起重量 ,
: Q计 = ?CQ额 =1.25*30=37.5(吨) (二)吊钩强度计算(锻造单钩) 本课题所设计的起重机额定起重量为 30 吨,据此查[3]358 页,其各项 尺寸见下图 3-1,危险截面见图 3-2。 ⒈计算钩颈处的危险截面 钩颈的危险截面在有螺纹处,其尺寸按拉伸强 度计算,下面是 1-2 截面和 3-4 截面的强度计算和叫和校核。 ⑴1-2 截面 载荷为偏心拉力,偏心距为 a / 2 + e ,因而它同时受有弯曲力矩
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M =Q (a/2+e1) e1 为断面重心距最大应力边缘的距离,由于断面 1-2 附 , 近端面重心轴线弯曲的厉害,因此按直梁计算弯曲应力误差很大,因而按 曲梁计算,应力分布如下图所示。断面的内缘 1 点的应力最大,最大应力 为 σ 1 ,2 点的最大应力为 σ 2 。其中

图 3-1 吊钩尺寸

图 3-2 危险截面

σ1 =

KQ 2e1 × ≤ [σ ] FK B a KQ 2e2 × ≤ [σ ] FK B a + 2h

σ2 = ?

F——断面面积
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e1 ——断面重心至内缘距离 e2 ——断面重心至外缘距离 K——动力系数 K B ——依曲梁断面形状而定的系数 其计算公式为 K B = ?
1 F x dF R0 + x



e2

? e1

[σ ] ——许用弯曲应力

[σ ] =

σs
1.3

=

245 = 188.46 MPa 1.3

曲梁断面的形状可以简化为梯形结构,则

KB =

? 2 R0 ? ? B ?b ? R +e ( R0 + e2 ) ? ln 0 2 ? ( B ? b) ? ? 1 ? ?b + h ( B + b) h ? ? ? R2 ? e1 ?

式中

a 90 + e2 = + 65.7 = 110.7 2 2 3 3 e1 = h ? e2 = h = × 115 = 49.3 7 7 B + 2b h 0.4b + 2b h 4 4 e2 = × = × = h = × 115 = 65.7 B + b 3 0.4b + b 3 7 7 B+b B + 0.4 B F= h= h = 0.7 Bh = 0.7 × 70 × 115 = 5957 2 2 b = 0.4 B 其中 B = 70 h = 115 a = 90 R0 =

以上各值代入得 K B = 0.32886 将以上各值代入公式得 1.0 × 10 × 1000 × 9.8 49.3 σ1 = × 2× = 54.805MPa ≤ [σ ] = 188.46 MPa 5957 × 0.32886 90

σ2 = ?

1.0 × 10 × 1000 × 9.8 2 × 65.7 × = 20.542 MPa ≤ [σ ] = 188.46 MPa 5957 × 0.32886 90 + 2 × 115

由此可知 1-2 断面处安全 ⑵ 3-4 断面处校核 假定载荷沿两条直线成 45 度的方向作用在吊钩上那 么内侧最大拉应力与切应力为 最大拉应力 Q拉 = 切应力 τ =
Q计 e1 12.5 × 103 × 9.8 × 65.7 = = 34.236 MPa FB K B D 5957 × 0.32886 ×120

Q计 12.5 ×103 × 9.8 = = 10.282 MPa 2 FB 2 × 5957

则合成应力为

σ 合= σ2 + 3τ2= 34.2362 + 3 ×10.2822 = 38.591MPa < [σ ] = 188.46MPa 拉

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可知 3-4 断面安全 由于 3-4 断面处有强烈磨损,应力应按报废时的断面尺寸计算,当断面高 度磨损达 5%时即行报废。 ⒉ 尾部螺纹部分强度验算 ⑴螺纹尾部的拉应力
Q——起升重量 K——动力系数 F——螺纹根部断面面积 d——螺纹根部直径

σ=

KQ 4 KQ = ≤ [σ ] F πd2

其值为 70mm 其计算值为 [σ ] =

[σ ] ——许用应力
以上各值代入上式得

σs
n

=

245 = 61.25MPa 4

σ=


KQ 4 KQ 4 × 0.1× 12.5 × 103 × 9.8 = = = 31.831MPa ≤ [σ ] = 61.25MPa πd2 π × 702 F



⑵ 螺母高度验算 螺母的高度主要由螺纹间的挤压应力决定,其计算公式为 4 KQ 4 KQ σj = = ≤ ?σ j ? 其中 ? ? 2 2 H 2 2 π z ( d ? d2 ) π ( d ? d2 ) t
z ——螺纹的圈数

H——螺母的螺纹高度
d ——螺杆的外径 t ——螺纹的节距 d 2 ——螺母的内径

H = 90mm d = 70mm t = 5mm d 2 = 64mm

?σ j ? ——许用挤压应力 ? ?

其计算公式为 ?σ j ? = ? ?

σs
n

=

245 = 49 MPa 5

以上各值代入上式得 4 KQ 4 KQ 4 × 0.1×12.5 × 103 × 9.8 σj = = = = 10.8MPa ≤ ?σ j ? = 49 MPa ? ? 90 2 2 π z ( d 2 ? d 22 ) H π d 2 ? d 2 ( ) 5 × π × ( 70 ? 64 ) 2 安全 t ⒊吊钩横梁的计算 吊钩中间部分应按弯曲强度进行验算,其计算公式为

σ=

M 3 KQl = ≤ [σ ] W 2 ( b ? d3 ) h 2

吊钩横梁轴径处的应力通常按平均挤压应力计算

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σj =

KQ ≤ ?σ j ? 2d 4δ ? ?

⒋ 吊钩夹板的验算 夹板处的强度验算主要是孔断面处的抗拉强度的校核,其计算公式为

σj =

KQ α i ≤ ?σ j ? ? ? 2 ( d ? d 4 ) (δ + δ ' )

α i ——动力集中系数
?σ j ? = s ? ? n

σ

σj =

KQ ≤ ?σ j ? 2d 4 (δ + δ ') ? ?

钢丝绳的选择验算 3.1.2 钢丝绳的选择验算
钢丝绳挠性好,承载能力大,传动无噪音,因为绳股中钢丝断裂是逐 渐产生的,一般不会发生整根钢丝突然断裂,故工作较为可靠,应用较为 广泛。 钢丝绳的绳股形状有两种 ① 圆股钢丝绳——易制造,在普通钢丝绳中多采用。 ② 异形股钢丝绳——其形式有三角股、椭圆股、扁股等,该钢丝绳较圆 股钢丝绳密实,绳的强度大,支撑表面大且耐摩擦,寿命比圆股钢丝绳约 高 3 倍,但是制造复杂,故不常用。 钢丝绳有多种构造形式,一般应优先选用线接触型钢丝绳,在有腐蚀 性的环境中工作时应采用镀锌钢丝绳。本起重机采用线接触型钢丝绳。 根据[1] 表 2-1,选取安全系数 n绳 =5.0, 钢丝绳的破断拉力为应满足 s绳 ≥ n绳 × smax 作静拉力 代入数据计算得 smax =
10 × 103 × 9.8 = 34386.0 N 3 × 0.95

其中 smax 为钢丝绳的最大工

参考同类产品的选用,初步选用钢丝绳的型号为 6W(19)—17.5—185 — Ι —光—右—b GB1102—74 该钢丝绳的破断拉力计算公式为 sp = 0.85 × s0 其中 s0 为该钢丝绳的破断拉 力总和,查[3]表 3-2-1 得, s0 =23700 kg , 故 sp = 0.85 × s0 = 0.85 × 23700 × 9.8 = 197421N
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而本起重机所需的钢丝绳的最小破断拉力为 s绳 ≥ n绳 × smax = 5.0 × 34386 N = 171930 N 由上可知 sp ≥ s绳 所选用钢丝绳符合要求。 查[3]表 3-2-1 可得该型号钢丝绳其它参数————钢丝绳总断面面积为 128.14 mm 2 ,参考重量为 119.2 kg /100m 。

3.1.3 卷筒的设计计算
卷筒组主要由卷筒、卷筒轴、齿轮盘接手、卷筒毂和轴承等组成。其 中卷筒表面有导向螺旋槽,钢丝绳进行单层缠绕。当起升高度较大时,为 缩小卷筒尺寸,可采用表面带有螺旋槽或光滑的卷筒进行多层卷绕,但钢 丝绳磨损较快,适合用于慢速和工作类型较轻的起重机。 ⒈卷筒的最小绕筒直径 其计算公式为 D0 = e ? d 其中
D0 ——按卷绕钢丝绳中心计算的卷筒的最小直径

e ——与机构工作级别有关的系数
d ——所选择的钢丝绳的直径

本起重机的工作级别为 M 5 , [计算书]表 2-3 得 e 的设计手册值为 25, 查 钢 丝绳的直径为 17.5 ,故 D0 = e ? d = 25 × 17.5 = 437.5mm
450 mm 。

取卷筒直径为

⒉ 卷筒材料选用 ZG 230 ? 450 (铸钢) ,起 2 形式为单联卷筒 ⒊ 卷筒长度计算 卷筒的简化形式如图 3-1 由图可知 L = L0 + l1 + 2l2
H ——起升高度

? Hm ? 其中 L0 = ? + n?t ? π D0 ?

D0 = D + d

m ——滑轮组倍率
D ——卷筒名义直径 D0 ——卷筒卷绕直径

n ——附加安全圈数 通常取 1.5~3 圈 计算时取 3
t——螺旋槽节数 l1 为固定绳尾所需长度,一般取 l1 = 3t , l2 为卷筒两端空余部分

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L

l2

l1

L0

l2

图 3-3 卷筒的简化结构

上式中个参数值为 m = 3 ,则 D0 = D + d = 450 + 17.5 = 467.5mm H = 12000mm 查 [3] 表 3-4-1 ,取 t为 20 ,则 l1 = 3t = 60mm ,去 l2 为 100 mm ,代入得

? Hm ? ? 12000 × 3 ? L0 = ? + n?t = ? + 3 ? × 20 ≈ 570mm ? π D0 ? ? π × 467.5 ?
L = L0 + l1 + 2l2 = 570 + 60 + 2 × 100 = 830mm ⒋ 卷筒强度计算 卷筒长度 L = 830mm ≤ 3D = 3 × 450 = 1350mm , 故强度计算时主要计算压应 力,而弯曲和扭转的合成应力约为压应力的 10%~15%,其对强度的影响 可以忽略不计。 卷筒压应力为 σ 压 = A1 A2
S max ≤ ?σ ? δ t ? 压? A1 ——多层卷绕系数 查[1]表 2-4,卷绕层数为 2,故 A1 = 1.4 A2 ——钢丝绳绕入时的应力减少系数,一般取 A2 =0.75, S max ——钢丝绳最大静拉力

δ ——卷筒壁厚 铸钢卷筒 δ = d = 17.5
t ——卷筒绳槽节距

σ 230 = 115MPa ?σ 压 ? ——许用压应力 其计算值为 ?σ 压 ? = s = ? ? ? ? 2 2
以上各值代入上式得
S max 34386 = 1.4 × 0.75 × N / mm 2 = 95.01N / mm2 ≤ ?σ 压 ? = 115 N / mm2 ? ? 17.5 × 20 δ ?t

查表得 t = 20

σ 压 = A1 ? A2

强度符合要求 ⒌ 卷筒稳定性计算 对于铸铁卷筒,其稳定性临界压应力计算公式为
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P = ( 250000 ~ 325000 ) 临

δ3
R3

kg / cm 2 = ( 250000 ~ 325000 ) ×
D = 225mm 代入数据得 2
2

9.8 δ 3 N / mm 2 = ( 24500 ~ 31850 3 100 R

其中 R 为卷筒底槽半径, R =

17.53 P = ( 24500 ~ 31850 ) 3 N / mm = ( 24500 ~ 31850 ) N / mm 2 = (14.75 ~ 19.18 ) N / mm 2 临 3 R 225

δ3

卷筒壁单位应力为 P = 取 P = 14.75 N / mm 2 临 则稳定性系数 k =
P临 P =

2 S max 2 × 34386 = = 7.64 N / mm 2 Dt 450 × 20

14.75 = 1.93 ≥ 1.3 ~ 1.5 7.64

故卷筒稳定性没问题

3.2 起重机行走机构的设计计算
行走机构主要由主动车轮组装置、从动车轮组装置、传动装置、传动 轴装置等组成。

3.2.1 车轮组装置
车轮组主要由车轮、轴、轴承和轴承箱组成,为了便于安装和维修, 将车轮安装在可整体拆卸和联接的角形轴承箱中,形成独立部件。 ⒈车轮的计算 根据车轮的承载性质和应力分析, 对车轮按第 Ι 种载荷计算情况进行疲 劳计算,并按第Ⅱ种载荷情况进行强度校核。 ① 材料的选择 车轮一般选用 ZG55Ⅱ。 ② 计算车轮的轮压 计算车轮轮压时主要考虑起升机构(电动葫芦)的作用,其位于不同 位置时车轮所受的压力也因之而异。受力简图如图 3-2 所示
A L C

B

L/2 P G

a

D

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图 3-4 主动轮受力简图

图中 A、B 代表两个主动车轮的位置,C、D 分别代表两个从动车轮的位 置, 表示的是起重机总重量, 代表的是起重机载荷的重量。 G P 并且 PA = PB , PC = PD 。各个车轮的受力由静力学方法求之。其求解过程如下。 受力分析 PA + PB + PC + PD = G + P 力矩分析

( PA + PB ) × L ? G ×

L ? P×a = 0 2

以上两试联立求解得 G a PA = PB = + P 4 2L G L?a PC = PD = + P 4 2L 参考同类产品的设计,在计算最大轮压时起升机构的位置应取:当没 有悬臂时是在距离支点 1/4 跨度的地方;当有悬臂时是在支点上;对带回 转伸臂的起重机取最大轮压的 75%。对于某些专用起重机,则按经常作用 的载荷和位置确定轮压。因此本起重机的起升机构(电动葫芦)的位置取 L 在距离支点 1/4 处的地方。即取 a = ,代入上试得, 4 G P PA = PB = + 4 8 G 3P PC = PD = + 其中 G = 8.384吨 P = 10吨 将以上数据代入得 4 8 G P 1 1 PA = PB = + = × 8.384 + × 10 = 3.346吨 4 8 4 8 G 3P 1 1 PC = PD = + = × 8.384 + × 10 = 5.846吨 4 8 4 8
即车轮的等效载荷为
P等效 = 5.846吨 其中

计算轮压为 P计 = K t γ P等效 K t —等效冲击载荷系数

查[计算书]表 2-7,取 K t =1.0

γ —载荷变化系数
代入数据得

查[计算书]表 2-8,取 γ =0.84

P等效 —根据起重机等效载荷和起重机的自重求出的等效轮压 P计 = K t γ P等效 = 1.0 × 0.84 × 5.846 = 4.911吨 当载荷处于最不利于车轮的位置时,即 a = 0 时 G P 8.384 10 Pmax = + = + = 7.096吨 4 2 4 2
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车轮的最大计算压力为 P计 max = ?C × Pmax P计 max = ?C × Pmax = 1.33 × 7.096 = 9.438吨

?C 查[1]图 1-3 得 ?C = 1.33 ,则

根据 P计 max 查[3]表 3-8-3 得, 选取车轮直径为 D = 500mm , 轨道型号为 P50。 车轮部分尺寸和轨道尺寸如下: ③疲劳计算 线接触时的接触应力 其计算公式为 σ jx =
2

π

×

P计 P = 855 计 ≤ ?σ jx ? al Dl ? ?

l —车轮与轨道的有效接触长度( cm )

查表得 l = 6.026cm

a —车轮与轨道接触时产生的变形,其接触面为矩形, a 为矩形宽度的一

D —车轮直径

?σ jx ? —许用线接触应力,查[3]表 3-8-2 得 ?σ jx ? = 6400kg / cm2 ? ? ? ?

代入得

σ jx =

2

π

×

P计 P 4.911× 103 = 855 计 = 855 = 3451.85kg / cm2 ≤ ?σ jx ? = 6400kg / cm 2 ? ? al Dl 50 × 6.026

b、点接触时的接触应力 其计算公式为

σ jd

? 2 1? = 4000 P计 ? + ? ≤ ?σ jd ? ? ? ?D r?
3

2

r —轨道头部曲率半径(cm)

r = 300mm

?σ jd ? —许用点接触应力,查[3]表 3-8-2 得 ? ?

?σ jd ? = 15500kg / cm 2 ? ?
1

代入数据得

σ jd

2 ? ? 2 1 ?2 ? 3 ? 1 ? ?3 ? 2 2 = 4000 ? P计 ? + ? ? = 4000 ? 4.911×103 ? + ? ? = 11911.9kg / cm ? 500 300 ? ? ? ?D r? ? ? ? ? ? ?

1

≤ ?σ jd ? = 15500kg / cm 2 ? ?

由以上校核可知,车轮的线接触应力和点接触应力均符合要求,由此 可知车轮的疲劳强度符合要求。 ④ 强度校核 强度校核的计算公式同疲劳强度的计算公式,只是用 P计 max 替代 P计 ,计 算过程如下:
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线接触的局部接触应力:

σ 线 max =

2

π

×

P计 max P 9.438 × 103 = 855 计 max = 855 = 4785.3kg / cm 2 ≤ ?σ jx ? = 8300kg / cm 2 ? ? 50 × 6.026 al Dl
1 1

2 点接触的局部接触应力:2 ? 3 ? ? 1 ? ?3 ? 2 1? 3? 2 2 σ jd = 4000 ? P计 max ? + ? ? = 4000 ?9.438 ×10 ? + ? ? = 14809.97 kg / cm ?D r? ? ? 500 300 ? ? ? ? ? ? ? ? 由以上可知强度校核符合要求 ≤ ?σ jd ? = 18600kg / cm 2 ? ? 综上所述,车轮组部分的结构和尺寸如下图 3-3:

图 3-5 主动轮结构

从动车轮的结构同主动轮。 轨道型号为 P50 ,其结构形式及尺寸如下:

图 3-6 P50 轨道结构

2.轴及轴承的计算校核

见传动轴的校核

3.2.2 传动装置
传动装置主要由三部分组成:制动器、电机和减速器。起重机的驱动方式
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分为集中驱动和分别驱动,本起重机的设计采用分别驱动方式,由一台电 机带动,电机通过制动器与减速器连接,通过减速器外伸端的输出轴带动 两个主动轮运动,从而实现起重机在轨道上的直线运动。 (一)电机的选择 电机型号选定为 JZR211 ? 6 ,其功率为 2.2KW,转速为 885 r / min 。其各项 技术参数见参考文献[3]。 (二)制动器的选择计算 起重机上最常用的是瓦块制动器,本起重机初步选用电磁液压制动器, 型号为 YDWZ ? 200 / 25 ,液压电磁铁型号为 MY1 ? 25 ,液压电磁制动器寿 命长,性能稳定,它基本上消除了其它类型制动器的缺点,但在点动是不 如电磁铁灵敏,不适合用于精密安装。 该型号制动器的设计计算参考[3]表 3-7-10~3-7-15,其计算过程如 ① 瓦块覆面压力的计算 计算公式为
N= M额 fD

其中

f —摩擦系数 取为 0.35
D —制动轮直径 N= M额 fD

取 D = 200mm = 0.2m

代入得

=

20 = 286kg 0.35 × 0.2

则 S = N 1 + f 2 = 286 × 1 + 0.352 = 303kg

? l ? ? 130 ? υ = N f + ?1 ? 1 ? = 286 0.352 + ? 1 ? ? = 177kg ? 265 ? ? l2 ? 保证额定制动力矩是弹簧所需的最小力为
2

2

2

PT =

Nl1 l2η '

其中 η ' 为杠杆效率,取值为 0.95



PT =

Nl1 286 × 130 = = 148kg l2η ' 0.95 × 265

② 制动瓦计算 制动瓦宽度为 B = 90mm h 20 退距为 ε = = = 0.752mm 计算单位压力 2i 2 ×13.3
q= N × 360 286 × 360 = = 2.66kg / cm 2 Bπ Dβ 9 × π × 20 × 70
15

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而制动器的容许比压为 [ q ] = 3.0kg / cm 2 ③ 计算弹簧附加压缩量 h + 0.9h1 20 + 0.9 × 50 l= = = 9.95mm i' 6.53 0.9h 0.9 × 50 补偿压缩量 l ' = ' 1 = = 6.9mm i 6.53 ④ 制动臂计算

从而可知 q < [ q ]

符合要求

制动臂材料选用 A3 型钢,动力系数为 K d = 1.25 , [σ ] = 880kg / cm 2 动绞为 [ P ]d = 90kg / cm 2 ,静铰为 [ P ]i = 160kg / cm 2 ,宽度为 B1 = 4.0cm 厚度 δ = 1.2cm ,轴孔直径 ? = 2.0cm 制动臂弯矩 M 1 = PT ( l2 ? l1 ) = 148 × ( 265 ? 130 ) = 1998kg cm 抗弯模数 W1 = 弯曲应力 σ 1 =

δ ( B13 ? ? 3 ) 1.2 × ( 43 ? 23 )
6 B1 = 6× 4

= 2.8

kd M 1 1.25 × 1998 = = 446kg / cm3 < [σ ] = 860kg / cm3 2W1 2 × 2.8

制动瓦心轴比压(静铰)
P= 1 kd s 1.25 × 303 = = 78.9kg / cm 2 < [ P ] j = 160kg / cm 2 2δ? 2 × 1.2 × 2.0 k dυ 1.25 × 177 = = 46.1kg / cm 2 < [ P ]d = 90kg / cm 2 2δ? 2 × 1.2 × 2.0

下座比压(动铰)
P2 =

经校核全部符合要求 ⑤ 销轴的计算 销轴材料选用 45 钢,许用弯曲应力为 [σ ] = 950kg / cm 2 抗弯模数 W1 = 0.1? 3 = 0.8 ,支距 l = 1.6cm
l 1.6 s= × 303 = 242.4kg cm 2 2 校核弯曲应力 其计算公式为

直径 ? = 2.0cm ,

弯矩 M =

σ=

kd M 1.25 × 242.4 = = 378.75kg / cm 2 < [σ ] = 950kg / cm 2 ,安全 W1 0.8

制动瓦(静铰)比压校核计算 接触长度为 δ1 = 2.0cm
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P= 1

kd s 1.25 × 303 = = 47.3kg / cm 2 < [ P ] j = 160kg / cm 2 2δ1? 2 × 2.0 × 2.0

底座(动铰)接触长度为 δ 2 = 1.8cm 比压计算 P2 = k dυ 1.25 × 177 = = 30.73kg / cm 2 < [ P ]d = 90kg / cm2 2δ 2? 2 × 1.8 × 2.0

由以上可知,静动铰处的比压均符合要求,安全 ⑥ 弹簧的计算 材料选用 65Si 2 M n ,其弹簧摸量为 G = 8000kg / mm2 , [τ ] = 65kg / mm 2 该弹簧的尺寸参数为:钢丝直径 d = 8mm ,平均直径 D p = 40mm ,节距
t = 12mm ,

自由长 L = 204mm ,压靠长 L' = 140mm ,工作圈 n = 16mm 各项系数的计算 C ' =
Dp d = 40 =5 8

K1 =

4C ' ? 1 0.615 4 × 5 ? 1 0.615 + = + = 1.3105 4C ' ? 4 C' 4×5 ? 4 5

弹簧刚度计算
C= Gd 4 8000 × 84 × P max = × 188.5 = 37.5kg / mm 2 < [τ ] = 65kg / cm 2 T 3 3 8Dp n 8 × 40 × 16

符合

要求 压靠力 Pk = 256kg 压靠应力

σ=

8 K1 D p

πd

3

Pk =

8 ×1.3105 × 40 × 256 = 6.7 kg / mm 2 < [σ ] = 80.1kg / mm 2 π × 83

安全,符合要求 ⑦弹簧力需要的液压电磁推力与额定推力的比较 p 弹簧制动压缩量 l0 = = 37 mm C
bl ? ? l0' = L ? ( l0 + l ' ) = L ? ? l0 + 0.9h1 2 ? el ? ? 24 × 265 ? ? = 204 ? ? 37 + 0.9 × 50 × ? = 160mm 130 × 320 ? ?

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bl2 24 × 265 = 148 + 0.9 × 4 × 56 × = 176kg el 130 × 320 bl 24 × 265 PTmax = P + C 2 ( h + 0.9h1 ) = 148 + 4 × × ( 20 + 0.9 × 50 ) = 188.5kg el 130 × 320 各种情况下所需要的推力计算

弹簧力 PT = P + 0.9ch1

P' =

P iη
' '

=

148 = 23.86kg < Pe = 25kg 6.53 × 0.95

PT' =

PT 176 = = 28.37 kg > Pe = 25kg ' ' i η 6.53 × 0.95

PTmax =

PTmax 188.5 = = 28.37 kg > Pe = 25kg ' ' iη 6.53 × 0.95



PT' ? Pe 28.37 ? 25 = × 100% = 13.48% Pe 25

PTmax ? Pe 30.39 ? 25 = × 100% = 21.56% Pe 25 此种情况需要读弹簧的设计进行进一步调整,将弹簧的刚度更改为 C = 7000kg / mm2 ,再代入以上各式分别计算得 P ' = 23.86kg < 25kg , PT' = 24.82kg < 25kg , PTmax = 26.59kg > 25kg
PTmax ? Pe 26.59 ? 25 = × 100% = 6.76% 在允许范围内,可以选用。 Pe 25

以上数据均系参考[起重机设计手册] P397 ~ P398 (三) 减速器的设计计算 已知电动机的功率为 2.2 KW , 减速器减速比为 23.3, 拟初步选用 ZQ 型 卧式渐开线圆柱齿轮减速器。查[3]表 3-3-53,根据传动比确定 z4 = 81 ,
z3 = 18 , z2 = 83 z1 = 16 ,其结构简图见下图

18

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电动机

图 3-7 减速器的简化形式

P 2.2 = 9.55 × 103 × = 23.74 N m ,查 n 885 [3]表 3-3-57,根据转矩初步确定减速器的具体型号为 ZQ ? 250 ,查[起重

电机输出轴输出转矩为 T = 9.55 × 103

机设计手册]表 3-3-52,确定齿轮法向模数 mn 和齿宽 B 高速级: 低速级:
mn1 = 2 mn 2 = 3 B1 = 40 B2 = 60

中心距 a1 = 100 中心距 a2 = 150

⑴校核各齿轮 ①高速级齿轮的校核(中心距 a1 = 100 ) 小齿轮材料选用 45 钢,调质处理,硬度为 241~286 HB 大齿轮材料选用 45 钢,正火处理,硬度为 156~217 HB ,齿轮精度均为 8 级。 参考[3]表 3-3-23 小齿轮的许用接触应力为 [σ H ] = 8000kg / cm 2 = 784MPa 小值,即 [σ H ] = 6000kg / cm 2 = 588MPa 大齿轮的许用接触应力为 [σ H ] = 6000kg / cm 2 = 588MPa ,因此校核时取较 查[3 机]表 5-5 得 Z E = 188.9 MPa 螺旋角 β = arccos
mn ( z1 + z2 )

2a1

= arccos

2 × (16 + 83) 2 ×100

= 9.01068o = 9o38''

故 zβ = cos β = cos 9o38'' = 0.995 端面压力角 α t = arctg

tgα n tg 20o ' = arctg = 20.1888o = 20o1119'' cos β cos 9o38''

' ' 基圆螺旋角 β b = arctg ( tg β cos α t ) = arctg ( tg 9o38'' cos 20o1119'' ) = 8o341''

19

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zH =

' 2 cos β b 2 cos 8o341'' = = 2.586 ' ' cos α t sin α t cos 20o1119'' sin 20o1119''

齿轮分度圆直径 d1 =

mn1 z1 2 × 16 = = 32.323mm cos β cos 9o38'' mn1 z2 2 × 83 = = 167.677 mm cos β cos 9o38''

d2 =

a、验算齿轮面接触疲劳强度 电动机载荷驱动平稳,查[5]表 5-2,取 K A = 1.0 齿轮精度为 8 级,取 KV = 1.03 齿宽
b = 40mm

b 40 = = 1.2375 查表,考虑轴的刚性较大,且齿轮 d1 32.323 相对轴承为非对称布置,取 K β = 1.23

由[5]图 5-7(a),按

由[5]表 5-4 得, Kα = 1.2 故载荷系数 K = K A KV K β Kα = 1.0 × 1.03 × 1.23 × 1.2 = 1.52028 计算重合度 ε α 和 ε β
? 齿顶圆直径 d a1 = d1 + 2ha ? m = 32.323 + 2 × 1.0 × 2 = 36.323mm ? d a 2 = d 2 + 2ha ? m = 167.677 + 2 × 1.0 × 2 = 171.677 mm ' 齿轮基圆直径 d b1 = d1 cos α t = 32.323 × cos 20o1119'' = 30.7115mm ' d b 2 = d 2 cos α t = 167.677 × cos 20o1119'' = 159.3157 mm

端面齿顶压力角 α at1 = arccos

db1 30.7115 ' = arccos = 35.8592o = 35o5133'' d a1 36.323 db 2 159.3157 = arccos = 24.3059o = 24o18' 21'' da2 171.677

α at 2 = arccos

εα =
=

1 ? z1 ( tgα at1 ? tgα t ) + z2 ( tgα at 2 ? tgα t ) ? ? 2π ?

1 ' ' ' ?16 × ( tg 35o5133'' ? tg 20o1119'' ) + 83 × ( tg 24o18' 21'' ? tg 20o1119'' ) ? ? ? 2π = 1.7406 b sin β 40sin 9o38'' = = 0.898 εβ = π mn π ×2
20

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zε =

ε 4 ? εα 0.898 (1 ? ε β ) + ε β = 4 ? 1.7406 (1 ? 0.898) + 1.7406 = 0.7699 3 3 α
2 KT1 u + 1 bd12 u
83 = 5.1875 16

齿面接触应力计算公式为

σ H = zH zε z E zβ

其中 u 为传动比, u =

从电机到传动轴,取 η = 0.97 ,则 T1 = T ?η = 23740 × 0.97 = 23027.8 N ? mm 将以上数据代入上式得

σ H = zH zε z E zβ

2 KT1 u + 1 bd12 u 2 ×1.52028 × 23027.8 5.1875 + 1 × 40 × 32.3232 5.1875

= 2.586 × 0.7699 × 188.9 × 0.9950 × = 529.0 MPa < [σ H ] = 588MPa

故齿面接触强度安全 b、验算齿根弯曲强度 许用应力计算公式为 [σ F ] =

σ F limYST
S F min

YN YX

查[5]图 5-18b 得 σ F lim1 = 220 MPa , σ F lim 2 = 210 MPa 查[5]图 5-19 得 YN 1 = YN 2 = 1.0 由式 5-32 得
YX = 1.0 YN 1YX = 220 × 2.0 ×1.0 × 1.0 = 314 MPa 1.4 210 × 2.0 × 1.0 ×1.0 = 300 MPa 1.4

[σ F ]1 = [σ F ]2 =

σ F lim1YST
S F min

σ F lim 2YST
S F min

YN 2YX =

查图 5-14 得

YFa1 = 3.03 , YFa 2 = 2.30

查图 5-15 得 YSa1 = 1.53 , YSa 2 = 1.53 由[5]式 5-47 计算得 Yβ = 1 ? ε β 由[5]式 5-48 计算 Yε

β
120o

= 1 ? 0.898 ×

9o38'' = 0.9326 120o

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Yε = 0.25 + 0.75

cos 2 β b

εα

= 0.25 + 0.75 ×

cos 2 8.5669o = 0.6731 1.7406



σ F1 =
=

2 KT1 YFa1YSa1Yε Yβ bd1mn

2 × 1.52028 × 23027.8 × 3.03 × 1.55 × 0.6731× 0.9326 = 78.82 MPa < [σ F ]1 = 314 MPa 40 × 32.323 × 2
YFa 2YSa 2 2.30 × 1.71 = 78.82 × = 66.87 MPa < [σ F ]2 = 300 MPa YFa1YSa1 3.03 × 1.53

σ F 2 = σ F1

由上可知,齿根处的弯曲强度符合要求 ② 低速级齿轮校核验算 小齿轮材料选用 40Cr 钢,调质处理,齿面硬度 250~280 HBS 。大齿轮材 料选用 ZG 310 ? 570 ,正火处理,齿面硬度 162~185 HBS
mn 2 = 3 b = 60

中心距 a2 = 150

z3 = 18

z4 = 81

小齿轮转矩 T3 = T1 ?η = 23027.8 × 0.95 = 21876.41MPa 螺旋角 β = arccos
mn ( z1 + z2 ) 2a1 = arccos 2 × (16 + 83) 2 ×100 = 9.01068o = 9o38''

齿轮分度圆直径 d 3 =

mn 2 z3 3 × 18 = = 54.55mm cos β cos 9o38'' mn 2 z4 3 × 813 = = 245.45mm cos β cos 9o38'' Z E = 188.9 MPa

d4 =

zβ = cos β = cos 9o38'' = 0.995
端面压力角 α t = arctg

tgα n tg 20o ' = arctg = 20.1888o = 20o1119'' o '' cos β cos 9 38

' ' 基圆螺旋角 β b = arctg ( tg β cos α t ) = arctg ( tg 9o38'' cos 20o1119'' ) = 8o341'' ' 2 cos β b 2 cos 8o341'' zH = = = 2.586 ' ' cos α t sin α t cos 20o1119'' sin 20o1119''

zβ = cos β = cos 9o38'' = 0.995
验算齿面接触疲劳强度 参考以上高速级齿轮的校验,取 K A = 1.0 , KV = 1.03
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b 60 = = 1.1 ,因此考虑轴的刚性较大,且齿轮相对轴承为非对称布置, d1 54.55

取 K β = 1.2 Kα = 1.2 ,则载荷系数 K = K A KV K β Kα = 1.0 × 1.03 × 1.2 × 1.2 = 1.4832 计算重合度 ε α 和 ε β
? 齿顶圆直径 d a 3 = d 3 + 2ha ? m = 54.55 + 2 × 1.0 × 3 = 60.55mm ? d a 4 = d 4 + 2ha ? m = 245.45 + 2 × 1.0 × 3 = 251.45mm ' 齿轮基圆直径 d b 3 = d 3 cos α t = 54.55 × cos 20o1119'' = 51.8256mm ' d b 4 = d 4 cos α t = 245.45 × cos 20o1119'' = 233.2152mm

端面齿顶压力角 α at 3 = arccos

db3 51.8256 = arccos = 34.5911o = 34o35' 28'' da3 60.55 db 4 233.2152 = arccos = 24.3967o = 24o 23' 48'' da4 251.45

α at 4 = arccos

εα =
=

1 ? z3 ( tgα at 3 ? tgα t ) + z4 ( tgα at 4 ? tgα t ) ? ? 2π ?

1 ' ' ?18 × ( tg 34o35' 28'' ? tg 20o1119'' ) + 81× ( tg 24o 23' 48'' ? tg 20o1119'' ) ? ? ? 2π = 1.7564

εβ =

b sin β 60 sin 9o38'' = = 0.898 π mn 2 π ×3
81 = 4.5 18

传动比 u =

由[5]图 5-17 得 z N 1 = 1.05 , z N 2 = 1.14 (允许有一定点蚀) 由式 5-29 得 z X 1 = z X 2 = 1.0 取 S H min = 1.0
zW = 1.0 z LVR = 0.92

按齿面硬度 250 HBS 和 162 HBS ,由图 5-16(b), 得 σ H lim1 = 690 MPa , σ H lim 2 = 440 MPa 由式(5-28)计算许用接触应力
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[σ H ]3 = [σ H ]4 =

σ H lim1
S H min

Z N 1Z X 1ZW Z LVR =

690 × 1.05 × 1.0 × 1.0 × 0.92 = 666.5MPa 1.0

σ H lim 2
S H min

Z N 2 Z X 2 ZW Z LVR =

440 × 1.14 × 1.0 ×1.0 × 0.92 = 461.5MPa 1.0

由于 [σ H ]4 < [σ H ]3 ,故计算中取 [σ H ] = [σ H ]3 = 461.5MPa 计算齿面接触应力

σ H = zH zε z E zβ

2 KT3 u + 1 bd32 u 2 ×1.4832 × 21876.41 4.5 + 1 × 60 × 54.552 4.5

= 2.586 × 0.7699 × 188.9 × 0.9950 × = 249.44 MPa < [σ H ] = 461.5MPa

安全 齿根弯曲强度的校核验算 许用应力计算公式为 [σ F ] =

σ F limYST
S F min

YN YX

查[5]图 5-18b 得 σ F lim3 = 290 MPa , σ F lim 4 = 152 MPa 查[5]图 5-19 得 YN 1 = YN 2 = 1.0 由式 5-32 得 YX = 1.0 YN 3YX =
290 × 2.0 ×1.0 × 1.0 = 414 MPa 1.4 152 × 2.0 ×1.0 × 1.0 = 217 MPa 1.4

[σ F ]3 = [σ F ]4 =

σ F lim3YST
S F min

σ F lim 4YST
S F min

YN 4YX =

查图 5-14 得 YFa 3 = 2.92

, YFa 4 = 2.28

查图 5-15 得 YSa 3 = 1.53 , YSa 4 = 1.70 由[5]式 5-47 计算得 Yβ = 1 ? ε β

β
120o

= 1 ? 0.898 ×

9o38'' = 0.9326 120o

由[5]式 5-48 计算Yε

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Yε = 0.25 + 0.75

cos 2 β b

εα

= 0.25 + 0.75 ×

cos 2 8.5669o = 0.6730 1.7564

σ F3 =
=

2 KT3 YFa 3YSa 3Yε Yβ bd 3 mn

2 × 1.4832 × 21876.41 × 2.92 × 1.53 × 0.6730 × 0.9326 = 18.53MPa < [σ F ]3 = 414 MP 60 × 54.55 × 3
YFa 4YSa 4 2.28 × 1.70 = 18.53 × = 16.08MPa < [σ F ]4 = 217 MPa YFa 3YSa 3 2.92 × 1.53

σ F4 = σ F3

由以上可知,大小齿轮的齿根弯曲强度均安全。

3.2.3 传动轴的设计计算
参考同类型产品的设计形式,本起重机传动轴的结构设计简图如图 3-6:
轴1 轨道中心 轴2 轴3 走台中心

235mm

2000+5mm

3000+5mm

2800+10mm

图 3-8 传动轴的结构简图

其中轴 2 和轴 3 的结构形式相同,由于轴的长度较大,所以在该轴上加 一轴承以保持轴的稳定性。 轴 1 的具体结构形式和轴径具体尺寸如下:
40 47 40
47 40

图 3-9 轴 1 的结构简图

轴 2 和轴 3 的具体结构形式和轴径尺寸如下:
40 45

图 3-10 轴 2 和轴 3 的结构简图

由于轴的长度很大,而且轴径也相差不大,因此在验算校核时,可以取 轴的直径为一统一值,按最小值进行校核,因此取校核直径为 d = 40mm 以下是具体校核过程: 轴的校核主要考虑轴的扭转。起重机电动葫芦电机驱动功率为 15KW,
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转速为 1440r/min,,故其扭矩为 P 15 T = 9.55 × 106 × = 9.55 ×106 × = 99479.2 N ? mm n 1440 剪切应力为 τ = 满足要求。
T 99479.2 = = 7.77 MPa < [τ ] = 155MPa WT 0.2 × 403

第四章 第四章

起重机桥架的设计计算

本起重机的金属结构(桥架) ,主要由主梁(主桁架) 、端梁、栏杆(副 桁架)等组成。 起重机金属结构主要受力构件应采用平炉或转炉(机械性能不低于平 ,在低温时(-40℃ 炉)的碳素钢(GB700-65)和普通低合金钢(YB13-69) 。以下是各种钢的优劣点。 以下)采用桥梁钢(GB714-65)
3 号碳素钢,强度高,塑性好,并具有良好的焊接性,宜用于金属结构

的主要受力构件。 沸腾钢应用较为普遍, 但由于它在低温下呈现冷脆, 冲击韧性剧烈降低, 因此工作在低温下的金属结构主要受力构件不宜采用,而应采用镇静钢、 普通低合金钢或桥梁钢。 普通低合金钢有较高的屈服极限,在低温下有较大的冲击韧性,在大气 中又较耐腐蚀,但它在变载荷作用下,对应力集中有较高的敏感性,同时 价格较贵,必须合理采用才能发挥其优越性。一般用于大起重量起重机的 金属,以减轻其自重。 铝合金可以减轻结构自重,且耐腐蚀,但铝合金价格贵,弹性模数仅为 钢材的三分之一,因此目前尚很少使用。 薄钢板、花纹板、水煤气管等用做走台、栏杆、梯子等不受力的构件。 目前金属结构的发展趋势是采用板结构。它与桁架结构相比具有较高的 疲劳极限, 制造方便,易采用自动焊和半自动焊, 便于机械化高效率生产, 结构大都是封闭式的,抗腐蚀性好, 涂漆方便, 并在一定条件下自重较轻。 型钢的应用广泛,它可以组成各种桁架和其它结构件。角钢一般用作承受 轴向力的杆件,选用薄枝的为宜,有时甚至增大型号也不采用厚角钢。槽 钢一般用做承受轴向力或横加力的的构件,也用做连接件。工字钢用做承 受弯曲的构件。钢管用做承受轴向力,尤其是受压件,钢管具有惯性半径 大,不易失稳,重量轻,截面封闭防锈好,涂漆方便,风阻力较小等优点,
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因此现在多为采用。 基于以上各种型钢的优缺点,本起重机桥架部分金属结构的选材形式如 下:主梁结构是采用压板压延形成的 U 型槽钢,再与工字钢组成箱形实腹 板梁,横梁也是用压板压延形成 U 形槽钢,再组焊成箱形横梁。在主横梁 之间用螺栓(45 钢)连接而成。

4.1 主梁计算 4.1.1 工字钢的选择
主梁的截面形式可按静强度条件初步选定,主梁跨中的静刚度按间支梁 计算。 即f = PL3 L ≤[ f ]= , 48 EI 700

PL3 PL3 175 PL2 整理出 I 的表达式得 I ≥ = = , 48 E [ f ] 48 E L 6 E 700 其中 P = Q + G葫芦
I —截面惯性矩 E —弹性摸量

其值取为 E = 4.8 × 103 其值为 Q = 10000kg 其值取为 600 kg 取值为 16.5m

Q —额定起重量 L —起重机的跨度

G葫芦 —电动葫芦的重量

将以上数据代入式中的得

P = Q + G葫芦 = (10000 + 600 ) × 9.8 = 103880 N
I≥ 175 PL2 175 103880 × 16.52 = × = 19639.8125cm 4 6 6 E 6 2.1× 10

根据 I 值选择工字钢及加强截面的型号,选取热轧普通工字钢,型号为

I 32a ( GB706 ? 88) , 其 具 体 尺 寸 参 数 如 下 : h = 320mm , b = 130mm ,
d = 9.5mm , t = 15.0mm ,截面面积 F1 = 67.12mm 2 , q = 52.69kg / m ,截面

惯性矩 I X = 11080cm 4 , IY = 459.0cm 4

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主梁的断面几何特性 4.1.2 主梁的断面几何特性
主梁几何形状如图 4-1

图 4-1 主梁的结构及尺寸

(一)主梁断面面积 F = 0.5 × ( 450 ? 2 × 5 ) + 2 × 5 × 500 + 2 × 5 × 297 + 10 ×120 + 6712 = 19102mm2 = 191.02cm 2 (二)主梁断面水平形心轴 x ? x 位置 0.5 × ( 450 ? 2 × 5 ) × 797.5 + 2 × 5 × 500 × 600 + 2 × 5 × 297 × 31.5 + 6712 × 150 + 10 × 120 × 5 19102 = 268.23mm = 26.8cm y1 = (三)主梁断面惯性矩 0.5 × 26.83 50 × 0.53 2 × 0.5 + 2× + 2 × 0.5 × 50 × 22.252 + 12 12 8sin 47o 1× 123 +2 × 0.5 × 29.7 × 1.0 + 459 + = 29128.2cm 4 12 Jv =

4.1.3 主梁强度校核
选定主梁截面尺寸后,应校核主梁跨中截面的弯曲正应力和跨端截面 的剪应力 垂直载荷在下翼缘引起的弯曲正应力 计算简图如图 4-2:

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G

P

` l L/2 L

`

图 4-2 主梁受力简图

计算公式为

y1 ? PL ?1lG ?1qL2 ? σZ = ? + + ? Ix ? 4 2 8 ?
P —电动葫芦在额定起重量下的总轮压

P = ?1Q + ?2G

?1 —起升冲击系数

?1 = 1.1 ? 2 = 1.2

?2 —起升载荷动载系数

G—悬挂在工字钢梁上的司机室重量,一般取为 6000N
y1 —梁的下表面距离截面形心轴 x ? x 的距离 l —司机室重心到支撑的距离 取 l = 1500mm q —主梁单位长度重力( N mm ) q = 52.69 × 10?2 N mm

代入数据得
P = ?1Q + ?2G = 1.1× 10000 × 9.8 + 1.2 × 6000 = 124200 N

计算应力得

σZ =

y1 ? PL ?1lG ?1qL2 ? + + ? ? 2 8 ? Ix ? 4

?2 2 2 ? ? 26.8 ? 124200 × 16.5 × 10 2 1.1× 16.5 ×10 2 × 4000 1.1× 52.69 × 10 × (16.5 × 10 ) ? = + + ? 111080 ? 4 2 8 ? ? = 13284.13 N / cm 2 = 132.84 MPa

(二)主梁工字钢下翼缘局部弯曲应力 腹板根部 1 点由翼缘在 xoz 平面内及 zoy 平面内弯曲引起的应力分别为

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图 4-3 主梁下翼缘结构

σ x1 = k1

2P t2

σ z1 = k 2

2P t2

作用在 2 点下表面由翼缘引起的在 xoz 面及 yoz 平面内的弯曲应力分别为 2P 2P σ x 2 = k3 2 σ z 2 = k4 2 t t 靠近自由端点 3 由翼缘在 zoy 平面内弯曲引起的应力为

σ z 3 = k5

2P t2

k1 , k2 , k3 , k4 , k5 —由轮压作用点位置比值 ξ = P —电动葫芦的的最大压力
t —距离边缘

i 决定的系数 0.5 ( b ? d )

取 P = 2000kg = 19600 N 取值为 t = 15mm

b?d 处的翼缘厚度 4

查表可知 k1 = 0.57 , k2 = 0.09 , k3 = 0.30 , k4 = 0.83 , k5 = 0.72 分别计算得

σ x1 = k1 σ z1 = k 2 σ x 2 = k3 σ z2

2P 2 × 1.96 × 104 = 0.57 × = 99.30 MPa t2 152 2P 2 × 1.96 × 104 = 0.09 × = 15.68MPa t2 152 2P 2 × 1.96 × 104 = 0.30 × = 52.27 MPa t2 152

2P 2 × 1.96 × 104 = k4 2 = 0.83 × = 144.6 MPa t 152 2P 2 × 1.96 × 104 = 0.72 × = 125.44 MPa t2 152

σ z 3 = k5

(三)合成应力
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σ Σ1 工字钢下翼缘下表面 1 点的合成应力,其校核公式为

σ Σ1 = σ x21 + (σ z + σ z1 ) ? σ x1 (σ z + σ z1) ≤ [σ ]
2

代入数据得

σ Σ1 = σ x21 + (σ z + σ z1 ) ? σ x1 (σ z + σ z1)
2

= 99.312 + (132.84 + 15.68 ) + 99.31× (132.84 + 15.68 )
2

= 131.038MPa < [σ ] = 345MPa

σ Σ3 为下翼缘下表面 3 点的合成应力,其校核公式为

σ Σ3 = σ z 3 + σ z ≤ 0.9 [σ ]
代入数据得

σ Σ3 = σ z 3 + σ z = 125.44 + 132.84 = 258.25MPa
≤ 0.9 [σ ] = 0.9 × 345MPa = 310.5MPa
经校核可知,以上两处的应力校核均满足要求。

4.1.4 4.1.4 主梁刚度计算
电动单梁起重机应对主梁的垂直静刚度和水平静刚度进行验算并必须 符合要求,而对动刚度一般可不验算,只有在使用上提出特殊要求时(如 高速运行或精确安装的起重机)才需要进行动刚度验算。 (一)垂直静刚度计算 其计算公式为 PL3 L f = ≤[ f ]= 其中 48 EJ z 700 f —主梁垂直静刚度( cm )
P —静载荷( kg ) L —主梁跨度 P = Q + G = 10000 + 600 = 10600kg
L = 1650cm

E —材料弹性模量 对于 3 号钢其值取为 2.1× 106 kg / cm 2 J z —主梁断面垂直惯性矩

[ f ] —许用垂直静挠度
代入数据得

J z = 196399cm 4 L 1650 取[ f ] = = = 2.36cm 700 700

PL3 10600 × 16503 f = = ≈ 2.31cm < [ f ] = 2.36cm 48 EJ z 48 × 2.1×106 × 196399

满足要求。

(二)水平静刚度计算 其计算公式为

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f水 =

P ' L3 L ≤ ? f水 ? = ? ? 2000 48 EJ v
P' =

其中
P 10600 = = 530kg 20 20

‘ P —水平惯性力( kg )

f 水 —主梁水平静刚度

? f 水 ? —许用水平静挠度 ? ?
J v —主梁断面水平惯性矩

L 1650 ? f水 ? = ? ? 2000 = 2000 = 0.825cm J v = 29128cm 4

将以上数据代入计算式得
f水 = P ' L3 530 × 16503 = = 0.811cm < ? f 水 ? = 0.825 ? ? 48 EJ v 48 × 2.1× 106 × 29128

满足要求。

⒊动刚度计算 主要是校核主梁在垂直方向的自振周期,其计算公式为

T = 2π

M ≤ [T ] = 0.3秒 K

T —自振周期 M —起重机和电动葫芦的换算质量 g —重力加速度 q —主梁均布载荷 Lk —主梁跨度
G —电动葫芦质量

M=

1 ( 0.5qLk + G ) g

q = 1.26kg / cm Lk = 1650cm
G = 600kg

故M =

1 1 ( 0.5qLk + G ) = × ( 0.5 ×1.26 ×1650 + 600 ) = 1.673kg ? s 2 / cm g 980

K=

96 EJ z 9.6 × 2.1× 106 × 196399 = = 8814.1kg / cm L3 16503

T = 2π

M 1.673 = 2×π × = 0.0866秒< [T ] = 0.3秒 K 8814.1

满足要求。

4.1.5 稳定性计算
稳定性计算包括主梁整体稳定性计算和主梁腹板、受压翼缘的局部稳定 性计算。
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⒈主梁整体稳定性 由于本起重机主梁水平刚度较大,故可以不计算主梁的整体稳定性。 ⒉主梁腹板的局部稳定性 由于电动葫芦作用在主梁的受拉区,所以主梁腹板局部稳定性不予考 虑。 ⒊受压翼缘板局部稳定性 由于本起重机主梁是冷压成型的 U 形槽钢, 通过每隔一米间距的横向加 筋板及斜侧板同工字梁组焊成一体。U 形槽钢的两圆角都将大大加强上翼 缘板稳定性,所以受压翼缘板局部稳定性可不计算。

4.2 端梁计算
本起重机的端梁结构采用钢板冷压成 U 形槽,再组焊成箱形端梁,端梁 通过车轮将主梁支撑在轨道上,端梁同车轮的连接形式是将车轮通过心轴 安装在端梁端部腹板上。

4.2.1 轮距的确定
?1 1? 轮距 K 和跨度 L 的关系为 K = ? ~ ? L = 2.357 ~ 3.3m ,取 K = 2.8m ?5 7?

4.2.2 端梁中央断面几何特性
据系列设计资料,初步给出端梁断面尺寸,如下图 其中央断面几何特性如下: (一)断面总面积
F = 2 × 41× 1 + 2 × 18 × 1 + 38 × 1 = 156cm 2

(二)形心位置 2 × 41× 1× 20.5 + 18 × 1× 18.5 + 18 ×1× 1.5 + 38 × 2 × 22 y1 = = 23.8cm 156 故 y2 = 41 ? 23.8 = 17.2cm

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图 4-4 端梁结构

z1 =

41× 1× 20.5 + 38 ×1× 0.5 + 41× 1×1.5 + 2 × 18 × 11 = 8.4cm 156

z2 = 20 ? 8.4 = 11.6cm (三)断面惯性矩

1 1 1 × 1× 413 + 2 × 0.45 × 1× 41 + × 1× 382 + 1× 38 × 0.52 + × 18 × 12 12 12 12 1 +18 ×1× 19.852 + × 18 ×12 + 18 × 1× 18.152 12 2 = 24659.9cm Jz = 2× 1 1 1 × 1× 183 + 2 × 2.63 × 1× 18 + × 41× 13 + 41× 1× 13.852 + × 41×13 12 12 12 1 +41× 1× 5.152 + × 38 × 12 + 38 × 1× 3.2 2 12 2 = 10572.8cm Jz = 2×
(四)断面模数
Wz = J z 24649.9 = = 1035.7cm3 y1 23.8 J v 10573.8 = = 911.4cm3 y2 11.6

Wv =

4.2.3 起重机最大歪斜侧向力 起重机最大歪斜侧向力
歪斜侧向力简图如 4-5 当起重机运行时,由于各种原因会出现跑偏、歪斜现象,此时车轮轮缘 与轨道侧面的接触并产生与运行方向垂直的侧向力 S 。
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由上图可知,当载荷移到左端极限位置时,操纵室操纵时,最大轮压为 Pmax = 7.096T 。这时最大歪斜侧向力为: S = λ ? Pmax 式中 Pmax —车轮最大轮压

λ —侧压系数
对于轮距 K 同跨度 L 的比例关系在
K 1 1 = ~ 之间,可取 λ = 0.1 L 5 7

代入得 S = λ ? Pmax = 0.1× 7.096T = 0.7096T = 6954.08 N

图 4-5 歪斜侧向力简图

4.2.4 端梁中央断面合成应力
由于操纵室连接架加强了操纵室端梁的强度所以最大侧向力考虑当载 荷移到左端极限位置时, Pmax = 7.096T = 7096kg ,S = 0.7096T = 709.6kg 即 校核公式为 σ =
Pmax ? K S max ? K + ≤ [σ ] 2Wz 2Wv

K —轮距,280cm

[σ ] —许用应力,由于端梁受力较复杂,一般只计算垂直载荷和歪斜侧 向力,对于 3 号钢, [σ ] = 1400kg / cm 2
将以上数据代入校核公式得

Wv , Wz —断面模数, Wz = 1035.7cm3 , Wv = 911.4cm3

σ=

Pmax ? K S max ? K 7096 × 280 709.6 × 280 + = + = 1068.2kg / cm 2 < [σ ] = 1400kg / cm 2 2Wz 2Wv 2 × 1035.7 2 × 911.4

满足要求。

4.3 司机操纵室的安装要求和注意事项
司机室的构造与安装,应保证司机对整个起重机的工作范围有良好的
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视野,便于观察载荷吊运情况。没有特殊要求的室内工作的起重机司机室 做成开式的,室内有粉尘的和在露天工作的起重机的司机室应做成闭式 的,司机室应有便于登上传动走台的扶梯和理有栏杆的(高度不低于 0.9 米的)平台。传动走台上的舱口开关与总电源保护箱的接触器应联锁,当 打开舱口盖时,起重机上裸露的滑线应立即被断电。 操纵室内除了要安装控制设备外,还应留有足够的司机草捉和维修空 间,并应装设照明设备。操纵室的平面尺寸取决于所装电气设备的尺寸, 通常取宽 1.3 米以上,长 2.0 米以上。 操纵室和电器室的地板应是实体的木地板,人走动之处铺以 8 毫米厚 的橡胶垫。窗玻璃的厚度应不小于 5 毫米。操纵室的骨架由轧制型材或薄 钢板弯成的型材焊成。操纵室的窗框位置,应使坐着的司机能看到起重机 吊在任何高度时的工作情况。某些窗应打开,便于擦玻璃和与地面取得联 系。 若本起重机工作于多尘和有害气体的场合,则操纵室应是紧闭式的, 。 并另有专门的设备向室内输送清洁空气,以保证必要的内压力。工作于高 温环境的起重机,宜采用隔热操纵室,操纵室的内壁和外壁之间应填入隔 热材料,其厚度不小于 40 毫米,地板和天花板的隔热材料厚度不小于 100 毫米,窗由两层玻璃组成, ,其间净空距离以 26~35 毫米为宜。对于直接 受热辐射的玻璃,应采用防红刚化玻璃。窗户尺寸在不影响视野的情况下 应尽量缩小。操纵室和电气室的底面和外壁应涂有最大热反射能力的材 料。

第五章

电气部分设计

本起重机电气部分设计主要是采用 PLC 电气控制,通过 PLC 系统控制 起重机的起升和运行,可以实现起重机在轨道上的来回运动和电动葫芦的 升降。 本次设计主要是起重机的机械零部件部分的设计,因此电气部分的设计 从略。在此句简要介绍一下起重机电气设备的革新和现代化。 着生产技术的不断发展和使用要求的不断提高,对起重机的的电气化和 自动化的要求也越来越高,起重机的电气化程度也越来越高。 在任务繁重的起重机上,主令控制器被改为联动的主令控制器,可以用
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一个操纵受柄同时操纵两个机构。也可以和可调节的司机座椅组合成联动 控制台,这样可以使司机操作时更省力更方便。 在高温的冶金车间里,起重机操纵室可装设空调机,在操纵室顶上或桥 架上则装有冷风机组的压缩冷凝机, 保证环境温度在 55℃的条件下操纵室 内温度调到低于 30℃,改善了司机的工作条件。 有些起重机为了司机操作方便,在司机室内安装了工业电视,以帮助司 机对起重机的运行情况进行观察和监控。此外还设有自整角机随系统来知 识吊钩起落的高度和深度,以及大车运行机构两边的移动距离或位置情况 等。 过去在一些高度较大的起重机上,地面人员与司机的联系可通过旗帜或 有线电话来完成,但是都存在一定的局限性。现在随着通讯技术的高速发 展,各种先进的通讯装备已经用于起重机,使得司机和地面人员的联系更 加方便自如。 有些起重机由于生产过程具有规律性,简单的重复某一运动,因此可以 通过编制程序实现起重机在小范围内的自动化,减轻了司机的负担。

第六章 第六章
6.1 安装技术条件

使用须知

一、停放起重机的地点应选择比较平坦结实的地面,并且要使桥梁放平, 避免变形。 二、搬运时,禁止将桥架在地面上拖动。 三、安装前应进行一次全面检查,看在运输中是否有变形和所坏,若有需 在安装前修复。 四、时要捆扎两处以上,并且禁止捆扎走台和其它传动零部件。
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五、安装起重机的饿轨道要铺设地准确,并符合以下公差: 轨道跨度公差:±3mm(绝对值) 轨道标高公差:±3mm(绝对值) 轨道接头公差:2~3mm(接头间隙) ,并且高低差不得大于 1mm. 轨道弯曲公差:±3mm(绝对值) 轨道倾斜公差:8.25mm~16.5mm

6.2 使用维护与安全技术
经常检查起重机的桥架,若发现有变形,断裂,扭曲等情况发生,应 及时修理。 车轮如发现有裂纹、压痕严重和过分磨损等现象,应报废更换,更换 的新车轮应按易损件图样要求制作。 要经常检查减速器齿轮磨损情况和啮合的正确性,齿轮在传动中不应 有强烈的噪音和冲撞声, 减速器内要保持适量的润滑油 (一般情况下为 0.8 千克) ,并且要定期清洗和换油,各结合处不得有漏油、渗油现象,与走 台连接的螺栓不准有松动现象。 要经常检查制动器的灵敏度和可靠性,制动垫片磨损超过 50%时应予 更换。 制动轮工作台保持洁净、光滑,不允许有油腻、污垢等物,一面影响 制动力矩。制动轮台如有大于 0.5mm 的凹陷或抓痕时,应报废更新。 必须调整制动器电磁铁的衔铁张开量,以 6~8mm 为宜,以使主弹簧达 到所需要的长度。制动器在制动状态时,顶丝与支撑台的间隙应不小于 0.3mm. 传动轴和联轴器在运转时应灵活平稳,支撑传动轴的轴承在正常工作 条件下其温度不应超过 60℃~70℃,如果发现轴承有早声或过热现象,有 可能是装配有误,零件损坏和润滑不良应及时检查维护。 电动机在正常环境下发生故障,其原因有可能是定子、转子端接线不牢 或脱落,因此在安装试车和使用期间应注意接线良好。 电磁铁在环境温度不高于 35℃工作时,其温升允许达到 85℃以上,如 果电磁铁在工作果品成中发生过大噪声,应立刻停车检查看其工作面是否 有铁锈和不洁之物,并应及时清除,否则会因过热而烧毁线圈。 电阻器的最高温升不超过 300℃;要经常保持电阻元件表面的清洁,注 意引入线绝缘良好,以防止因发生高热而烧毁。 电器接线要准确良好,并保证机构运行方向与按钮标志方向相同。
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十二、操作规程: ⒈正常使用中不准超过铭牌标定的起重量; ⒉运送重物时严禁从人头上越过; ⒊开始工作时桥架上禁止有人停留; ⒋工具及配件禁止放在桥架上,一面掉落伤人; ⒌每次开动前要鸣铃预警; ⒍起重机工作时禁止加油、擦拭和修理; ⒎检查和修理时必须断开电源; ⒏每次修理完后和每隔一定时期后,必须在有关人员的监督下进行技术 安全测试; ⒐各限位开关是为确保安全而准备的,所以在一般情况下不宜轻易使 用。 ⒑每班工作完毕后,要切断电源。

6.3 可能发生的故障及原因分析
起重机在工作过程中会不可避免的发生故障,先将可能发生的故障及原 因列于表中,以便于查找和维修。

表 6-1 起重机可能发生的故障及原因

序 号 1 2

可能发生的故障 大车轮啃道

大致原因

车轮直径大小不同,两端车轮轴线不 平行或轨道安装超差 减速器在工作时噪音过 齿轮装配误差过大,啮合精度不符合 大或温升过高 要求,轮齿磨损或润滑条件不良
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3 4 5 6 7

减速器漏油或渗油

紧固机体的螺栓松动,接合面的间隙 过大或密封环损坏 制动迟缓,大车滑行距 制动器调节过松,制动带面磨损太大 离过大 或摩擦面上有油垢 电磁铁温升过高 超过了中级工作制度使用或线圈的 漆包层损坏 运行电机温升过高 轴承磨损严重,润滑不良,机体内部 进入粉尘或超过了中级工作制度 大车终点开关失灵 线路接错或发生短路现象

为方便维修和更换零件,现将易损坏的部件及其图号列于下表中。
表 6-2 易损部件及其图号

名 称 制动轮 滑 块 衬 垫 车 轮





材 料 ZG45Ⅱ 聚四氟乙烯板 石棉刹车带 ZG45Ⅱ

A型 φ500

第七章

总结

通过本次设计工作,对桁架式电动单梁起重机的基本结构有了充分的 认识,并且对其具体设计过程有了初步了解。 在此次设计过程中,确定了电动单梁起重机的总体尺寸,包括外形尺寸 以及各主要部件的尺寸。外形尺寸有桥架总体尺寸,其又包括主梁和端梁 的设计和校核。在此过程中,广泛应用到了机械设计部分所学知识,对所 有主要部件进行了设计和校核,经过反复验算,找出最合适零件及材料, 但仍存在不足,在细节方面仍需要改进,例如在主梁和端梁部分的设计和 校核过程中,只是进行了梁的主体结构验算,其内部结构的研究尚需在以 后的工作中进一步进行。 另外,在此次设计过程中,通过运用 AutoCAD 绘图软件进行绘图,熟 练掌握了这一在机械工程领域广泛应用的制图软件,对其各项命令的使用 方法能够熟练的应用,对制图的标准化和规范化有了更深的了解,为以后 的设计工作打下了良好的基础。

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总之,通过本次毕业设计,运用和巩固了大学期间所学的专业课程, 更学到了许多其它知识,可谓受益匪浅。





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参考文献
[1] 于喜年.起重机计算说明书. [2] 于喜年.电动单梁起重机说明书.锦州矿山机械厂,1987. [3] 大连起重机器厂.起重机设计手册.辽宁人民出版社,1979 年. [4] 魏明钟,沈祖炎.钢结构设计手册.中国建筑工业出版社,1992. [5] 孙志礼,冷兴聚,魏延刚.机械设计.东北大学出版社,2000. [6] 俞子建,张磊,邵伟平.机械设计习题与解题分析.东北大学出版社,2000. [7] 巩云鹏,田万禄,张祖立,黄秋波.机械设计课程设计.东北大学出版社,2000. [8] 中国机械工程协会.轴承手册.江西科学技术出版社,2005. [9] 欧洲搬运工程协会Ⅰ处技术委员会.F.E.M 标准 欧洲起重机械设计规范,1987. [10] 杨长骙,傅东明.起重机械.机械工业出版社,1989 [11] 辛一行.现代机械设备手册. 机械工业出版社,1996 [12]

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第一章 概 述 ................................................ 1 第二章 设计任务及要求 ........................................ 3 2.1 总体方案设计 ........................................... 3 ........................................... 2.2 原始依据 ............................................... 3 ............................................... 2.2.1 起重机运行机构 ....................................... 3 2.2.2 起升机构(电动葫芦)及运行机构 ....................... 3 第三章 起重机各机构主要零部件的设计计算 ...................... 4 3.1 起升机构的设计计算 ..................................... 4 ..................................... 3.1.1 吊钩的选择验算 ....................................... 4 3.1.2 钢丝绳的选择验算 ..................................... 8 3.1.3 卷筒的设计计算 ....................................... 9 3.2 起重机行走机构的设计计算 ............................. 11 3.2.1 车轮组装置 .......................................... 11 3.2.2 传动装置 ............................................ 14 3.2.3 传动轴的设计计算 .................................... 25 第四章 起重机桥架的设计计算 ................................. 26 4.1 主梁计算 .............................................. 27 .............................................. 4.1.1 工字钢的选择 ........................................ 27 4.1.2 主梁的断面几何特性 .................................. 28 4.1.3 主梁强度校核 ........................................ 28 4.1.4 主梁刚度计算 ........................................ 31 4.1.5 稳定性计算 .......................................... 32 4.2 端梁计算 ............................................. 33 ............................................. 4.2.1 轮距的确定 .......................................... 33 4.2.2 端梁中央断面几何特性 ................................ 33 4.2.3 起重机最大歪斜侧向力 ................................ 34 4.2.4 端梁中央断面合成应力 ................................ 35 4.3 司机操纵室的安装要求和注意事项 ........................ 35 第五章 电气部分设计 ......................................... 36 第六章 使用须知 ............................................. 37 6.1 安装技术条件 ......................................... 37 .........................................

6.2 使用维护与安全技术..................................... 38 ..................................... 6.3 可能发生的故障及原因分析 ............................. 39

第七章 总结 ................................................. 40 谢 辞 ....................................................... 41
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参考文献

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