10t双梁吊钩桥式起重机起升机构设计与制作Design and Manufactureof Hoisting Mechanism for
10tDouble-girderBridge Crane with Hook
10t双梁吊钩桥式起重机起升机构设计与制作
[摘要]近几年，随着我国起重机行业的发展，起重机生产核心技术应用与研发成为业内企业关注的重点。因此，合理的起重机设计显得尤为重要。本课题所涉及的是10t双梁吊钩桥式起重机起升机构的设计，主要是依据原始数据完成起升机构所需的钢丝绳、滑轮组和卷筒的计算与选择，根据使用要求进行联轴器和制动器的型号选择，由所需的驱动功率选择合适的电动机，确定总传动比进行合理的二级减速器设计。在完成设计的基础上，对机构部分零件的加工工艺进行编制。本次设计的起升机构性能稳定，具有良好的发展前景。
[关键词]起重机；起升机构；减速器
Design and Manufacture ofHoisting Mechanism for 10t
Double-girderBridgeCrane with Hook
With the development of crane industry in China, the application and researchof crane production core technology havebeen emphasized by more and more enterprises in recent years.Therefore, it is important to design reasonable crane.This topicis related to the design on hoisting mechanism of 10t double-girderbridge crane with hook. The wire rope, pulleyblockand drumare calculated and designedbased on theraw data of thehoisting mechanism, the model of coupling and brake are chosen by the requirements ofhoisting
mechanism, and the appropriate motor is chosen by the driving power; and the reasonable secondary reducer is calculated and designed by total velocity ratio.On the basis of accomplishing the design,theprocessing craft of some mechanismpartsare established.The hoisting mechanism has stable performance. And it will have good prospect of development.
crane;hoisting mechanism;reducer
目录
1引言 (1)
1.1 国内外的发展趋势 (1)
1.2 本课题的研究背景与主要工作 (1)
2双梁吊钩桥式起重机起升机构分析 (2)
2.1起重机总体布置简图 (2)
2.2起升机构工作的原始数据 (3)
2.3 起升机构的设计分析 (3)
2.4起升机构主要设计内容 (3)
2.5起升机构方案的选择 (3)
3起升机构设计计算 (4)
3.1 钢丝绳的计算与选择 (4)
3.2滑轮吊钩的计算与选择 (5)
3.2.1 滑轮的计算与选择 (5)
3.2.2 吊钩的选择 (5)
3.3卷筒的计算与校核 (6)
3.3.1 卷筒的基本尺寸 (6)
3.3.2 卷筒的强度校核 (7)
3.4 电动机的选择 (8)
3.4.1 电动机的选择 (8)
3.4.2电动机发热及过载验算 (8)
3.5制动器的选择 (9)
3.6 减速器的设计 (9)
3.6.1 总传动比的确定和分配各级传动比 (9)
3.6.2机械传动系统运动和动力参数的计算 (10)
3.6.3齿轮传动设计 (10)
3.6.4 轴的设计 (16)
3.6.5平键的选择与校核 (18)
3.6.6 轴承的组合设计 (19)
3.6.7减速器附件的选择 (20)
3.7 联轴器的选择 (20)
4部分零部件加工工艺规程的编制 (20)
结论 (22)
参考文献 (23)
致谢 (23)
1引言
1.1国内外的发展趋势
随着科学技术的进步,现代化大规模生产的发展,起重机作为至关重要的工艺设备或辅助机械，不仅在港口、车站、仓库、料场、电站、高层建筑和工矿企业等生产领域里被广泛的应用，而且在生活领域里的应用范围正逐步扩大。起重机在国民经济中占有重要的地位。
起重机是取代了笨重的体力劳动从而极大地提高工作效率，并达到安全生产的起重运输设备。目前国外起重机发展趋势是：发展快，水平高。如国外起重机在集成电路、微处理器、微型计算机及电子监控技术等方面都有广泛的应用，一些节能新技术得到了推广，可靠性、安全性、舒适性、环保性能得到了高度重视，并向大型化和微型化方向发展。在机构方面进一步开发新型传动零部件，以便简化机构。“三合一”起升机构是当今世界轻、中级起重机起升机构的主流，将电动机、减速器和制动器合为一体，具有结构紧凑、轻巧美观、拆装方便、调整简单、运行平稳、配套范围大等优点，国外已广泛应用到各种起重机起升机构上。为了减轻自重，提高承载能力，改善加工制造条件，增加产品成品率，零部件尽量采用以焊代铸，如减速器壳体、卷简、滑轮等都用焊接结构。减速器齿轮都采用硬齿面，以减轻自重、减小体积、提高承载能力、增加使用寿命。液压推杆盘式制动器的应用范围也越来越大。此外，各机构采用的电动机都向高转速发展，从而减小电机基座号，减轻重量与减小外形尺寸，并可配用制动力矩小的制动器。
借鉴国外起重机发展趋势，我国起重机发展趋势应是：大力发展机电一体化产品，实现装载机工作状态的自动监测和控制，实现平地机的激光导平自动控制，实现在有毒、有危险环境下起重机作业的遥控，大力提高产品的质量、可靠性和技术水平，大力发展起重机品种，加强新技术的应用，改善驾驶员的工作条件。
1.2本课题的研究背景与主要工作
桥式起重机是工矿业吊运的重要设备，作为物料搬运机械中的最主要的一种，在各行各业中得到广泛的应用，具有结构简单、操作灵活、维修方便、起重量大和不占用地面作业面积等优点。起重范围可以从几吨到几十吨甚至几百吨。桥式起重机通过垂直与水平的合成运动，可在轨道允许的范围内完成各种吊运工作。在传统的桥式起重机设计过程中，人们更多的依靠经验、试凑、静态定性分析和手工劳动，导致设计产品的设计周期长，设计质量差，费用高，产品缺乏竞争力。因此研究桥式起重机的设计方法对于提高桥式起重机设计的效率和质量具有重要的作用，此项目的研究具有
很好的应用前景。
在本设计中，针对双梁吊钩桥式起重机起升机构进行设计，分析机构的工作原理及工作条件等，深入理解起升机构的各部件的工作参数。主要有电动机、制动器和联轴器的型号选择，吊钩、滑轮和卷筒的计算与选择，减速器在起升机构中发挥着重要的作用，因此，减速器的设计是本文的重点，并且在后期对减速器进行实物加工，确保在实际中也能得到应用。
2双梁吊钩桥式起重机起升机构分析
2.1起重机总体装配图
图2-1起重机总体装配图
双梁吊钩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。双梁吊钩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，构成一个矩形的工作范围，如图2-1所示，从而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。起重小车包括有起升机构、小车运行机构和小车架三部分。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。
2.2起升机构工作的原始数据
起重量：Q=10t
工作级别：M6（JC%=25%）
起升高度：16m
起升速度：13.3m/min
2.3起升机构的设计分析
1.确定起升机构设计方案；
2.参考相关资料和实际应用的需求，选用最优的传动方案；
3.依据需要和零部件的加工及装配的技术标准使用合理的结构；
4.根据所设计传动机构及其相关参数进行疲劳强度、使用寿命的计算和校核；
5.根据总传动比设计减速器为二级斜齿轮减速器。
2.4起升机构主要设计内容
1.钢丝绳、滑轮组和卷筒的设计与选择；
2.电动机的选择；
3.制动器的选择；
4.齿轮的设计；
5.轴的设计；
6.轴承的组合设计；
7.联轴器的选择；
8.键的选择与校核；
9.减速器附件的选择。
2.5起升机构方案的选择
起升机构由电动机、联轴器、制动器、减速器、卷筒、钢丝绳、卷筒、定滑轮和动滑轮等部分组成。电动机驱动是起升机构的主要驱动方式。当起重量在50t以下时，常见桥式起重机的起升机构配置方案如图2-2所示。
1-电动机；2-联轴器；3-传动轴；4-联轴器；5-制动器；6-减速器； 7-卷筒；8-卷筒座；9-平衡滑轮；10-钢丝绳；11-滑轮组；12-吊钩
图2-2起升机构配置方案
常见的起升机构钢丝绳卷绕如图2-3所示。
图2-3钢丝绳卷绕示意图
3 起升机构设计计算
3.1 钢丝绳的计算与选择
采用双联滑轮组，t Q 10=，取滑轮组倍率m =3； 钢丝绳所受最大拉力：
滑
ηZ P S Q =
max （3-1）
式中 Q P ——最大起重载荷，()()N g Q Q P G Q 1020001020010000=?+=+=
其中,由《起重机械》表3-16查取kg Q Q G 20002.0==；
Z ——悬挂吊重的钢丝绳分支数，6322=?==m Z ；
滑η——滑轮组效率，由表3-11查取滑η=0.98；
N S 9.17346
98.06102000
max =?=
所选钢丝绳的直径应满足：
max S C d ≥（3-2）
式中 C ——选择系数，()
N mm C /104.0=；
≥d mm 69.139.17346104.0=
取钢丝绳直径mm d 14=，捻向为交互捻； 选择钢丝绳的型号为：Z IWR S NAT 155019614+?
3.2 滑轮吊钩的计算与选择
3.2.1 滑轮的计算与选择
按钢丝绳中心来计算滑轮的最小直径：
hd D =min （3-3）
式中d ——钢丝绳直径；
h ——与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，按照《机械设计手册》表8-1-54
查取有，对滑轮1h =20，对卷筒2h =18； 滑轮的最小直径为mm D 2801420min =?=； 取动滑轮直径(滑轮槽底直径)mm D 300=， 平衡滑轮()D D 8.0~6.0=平， 取mm D D 3604508.08.0=?==平。 3.2.2 吊钩的选择
采用短型吊钩组，根据额定起重量t Q 10=和工作类型M6来选择直柄单钩LM12-M ，吊钩材料为DG20。
3.3 卷筒的计算与校核
3.3.1 卷筒的基本尺寸
1.卷筒直径（槽底） mm d h D 23814)118()1(2min =?-=-=；
由表8-1-59选用标准直mm D 400=,mm R 5.7=,mm p 16=,mm H 5.51=。 2.卷筒的计算直径（按缠绕钢丝绳的中心计算）mm 414D =卷 3.卷筒长度
光L L L L L +++=)(2210（3-4）
式中 0L ——卷筒上有螺旋槽部分长
p Z D
m H L ???
?
??+?=10max 0π（3-5） 其中，1Z 为固定钢丝绳安全圈数，取21=Z ；得
mm o L 475162414.14.33120=???
?
??+??=
1L ——无绳槽卷筒端部尺寸，mm p L 3216221=?==； 2L ——固定钢丝绳区段的长度，mm p L 4816332=?==； 光L ——左右螺旋槽之间的距离；
αtg h l L min 2-=光（3-6）
其中，l 为两侧滑轮绳槽中心线之间的距离，mm l 270=；min h 为当吊钩滑轮位于
最上部极限位置时，卷筒轴和滑轮轴之间的距离，mm h 1300min =；α为绕上卷筒的钢丝绳分支相对于垂直位置的允许偏角， 4=α；故计算得
mm tg L 88413002270=??-= 光，取mm L 100=光；
故，mm L 1210100)4832475(2=+++?= 取mm L 1500=。
4.按经验公式确定其壁厚
mm D 18~14)10~6(40002.0)10~6(02.0=+?=+=δ（3-7）
取mm 15=δ 3.3.2 卷筒的强度校核
卷筒的材料采用HT30，抗压强度为MPa 750，抗拉强度为MPa 250。
卷筒所受压应力.91MPa 175
16117259
S max =?==
δσp 压（3-8） []MPa k
b
1505
750
==
=σσ压（3-9） 式中 k ——对吊钩起重机的安全系数，k =5；
][压压σσ<，满足受压强度要求。
由于卷筒长度D L 3>，尚应计算弯矩产生的拉应力。
图3-1卷筒弯矩图
卷筒的最大弯矩产生在钢丝绳位于卷筒中央时，
2
max
max max 光
L L S l S M -== （3-10）
mm N ??=?
=3103.120812
100
-150017259 卷筒断面系数
D
D D W 4
41
.0内
-=（3-11）
34
45.1714597400
3704001.0mm =-?=
弯矩产生的拉应力
W M =
拉σ4505142
21986900=[]拉σ<=MPa 1.8（3-12） 其中[]MPa 7.416
250
6==
=
σ
σ拉
故卷筒的弯曲应力强度足够。
卷筒转速min /.6903414
.0 3.143
3.31D vm 0r n =??==
π卷（3-13） 3.4 电动机的选择
3.4.1 电动机的选择 起升机构静功率：
89.0600003
.3110200060000 v P Q ??=
=
η
静P KW 4.25=（3-14）
其中，起升机构总效率
89.095.096.098.0=??==减筒滑ηηηη （3-15）
电动机的计算功率：静
电P K ≥ jc P （3-16） 由起重机的工作级别6M ，由表3-19取0.8=电K
KW
32.02.4520.8P jc =?≥
取KW P jc 22=
选定交流异步绕线式L YZR 200型电动机，工作制度3S ,等效热启动次数h 1150，
%25=Jc ，同步转速m i n
/10000r n =，额定转速min /9641r n =，转动惯量0.672m Kg ?，飞轮转矩2286.2m Kg GD ?=，轴端长mm d 140=，电动机轴径
mm d 60=。
3.4.2 电动机发热及过载验算 1.发热验算
等效功率：静效rKP P =（3-17）
取r=0.88，K=0.75
KW P 76.16.4520.880.75=??=效jc P <
电动机满足不过热条件。 2.过载验算：
0.89
6000011.5.3
311020002.1
z60000v
HP P Q ?????=≥
ηλ静KW 8.20=（3-18） 式中，H —系数，绕线型异步电动机取H=2.1； z ——电动机的台数；
λ——基准接电持续率时，电动机转矩允许过载倍数。
无过载符合要求。
3.5 制动器的选择
物体下降时的扭矩静降T :
m 4.22389.05
.3132414
.0102000mi
20?=????=
=
N D P T Q η静距（3-19）
制动转矩 m
N 2451.5T ?=≥静降制T （3-20） 查取制动器标准选择制动器型号为YWZ-300/45 主要参数：制动轮直径mm 300，额定转矩m 630N ?
3.6 减速器的设计
减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮—蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机械中应用很广。本设计中采用的是展开式标准圆柱斜齿轮二级减速器。 3.6.1 总传动比的确定和分配各级传动比 1.总传动比的确定 电动机的转速：
)9641000(22
4
.25750)(P P -
n n 10jc
0--
=-=n n 静min /4.958r =（3-21） 传动比：23.3130.69
958.4i ===
卷n n （3-22）
取传动比i=31.5
2.分配减速器的各级传动比
按照浸油润滑条件考虑，取高速级传动比212.1i i =，而2212.1i i i i =?=，所以有
149
.6123.5/5.31/123
.52.1/5.312.1/212======i i i i i
3.6.2 机械传动系统运动和动力参数的计算 1.各轴的输出功率
电动机轴 KW P P ed 220==
Ⅰ轴 KW P P 56.2199.099.042101=??=??=ηη Ⅱ轴 KW P P 704.2097.099.056.213212=??=??=ηη Ⅲ轴 KW P P 882.1999.097.0704.202323=??=??=ηη 卷筒轴 KW P P 486.1999.099.0882.194234=??=??=ηη 2.各轴的转速
电动机轴 min /9640r n = Ⅰ轴 min /96401r n n ==
Ⅱ轴 min /77.156149.6/964/112r i n n === Ⅲ轴 min /6.30123.5/77.156/223r i n n === 卷筒轴 min /6.3034r n n == 3.各轴的转矩
电动机轴 m N n P T m ?=?==95.217964/229550/955000（3-23）
Ⅰ轴 m N n P T ?=?==59.213964/56.219550/9550111 Ⅱ轴 m N n P T ?=?==236.126177.156/704.209550/9550222 Ⅲ轴 m N n P T ?=?==42.60816.30/882.199550/9550333
卷筒轴 m N n P T ?=?==42.6081
6.30/486.199550/9550444
3.6.3 齿轮传动设计 1.高速级齿轮传动设计
（1）选择齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿数 齿轮选用8级精度；
因传动功率较大，选用硬齿面齿轮传动。参考《机械设计基础》表13-1，小齿轮：40Cr （表面淬火），硬度为50HRC ；大齿轮：40Cr （表面淬火），硬度为50HRC ；
为增加传动的平稳性，选1z =18，682.11018149.612=?==iz z ，取2z =111，在误差范围内。
因选用闭式软齿面传动，故按斜齿轮齿根弯曲疲劳强度设计，然后校核其齿面接触疲劳强度。
（2）按齿根弯曲疲劳强度设计
设计公式为[]3
2131cos 2???
?
??≥F
Sa
Fa d nt Y Y z Y Y KT m σφββε（3-24） 1）初选螺旋角β=12° 2）初选载荷系数t K =1.3
3）小齿轮传递转矩mm N T ?=2135901 4）选取齿宽系数d φ取1=d φ 5）齿数比167.618/111/12===z z μ 6）端面重合度αε
683.112cos )]123
1
241(2.388.1[cos )]11(
2.388.1[43=??+?-=+-=βεαz z （3-25） 7）纵向重合度βε
973.012tan 181318.0tan 318.01=????==βφεβz d （3-26）
8）重合度系数εY
708.0637
.175
.025.075
.025.0=+
=+
=α
εεY （3-27） 9）螺旋角系数βY =0.9
10）当量齿数1v z 、2v z
234.1912cos 18cos 3311===?βz z v （3-28）
2.11212cos 111cos 3322===?βz z v
11）齿形系数1Fa Y 、2Fa Y
838.21=Fa Y 171.22=Fa Y
12）应力修正系数1Sa Y 、2Sa Y
542.11=Sa Y 799.12=Sa Y
13）齿轮的弯曲疲劳强度极限1lim F σ、2lim F σ
MPa F 6801lim =σ，MPa F 6802lim =σ
14）接触应力循环次数1N 、2N
9111016.4153008219646060?=??????==h jL n N （3-29）
89
1
21075.6167
.61016.4?=?==μN N （3-30）
15）弯曲疲劳强度寿命系数1N Y 、2N Y 由图13-8查得，11=N Y ,12=N Y 16）弯曲疲劳安全系数1=F S 17）计算许用弯曲应力
MPa MPa S Y F
N F F 6.4854
.11
680][1
1lim 1=?=
=
σσ（3-31） MPa MPa S Y F
N F F 6.4854
.11
680][2
2lim 2=?=
=
σσ 18）计算
[]
11
1F Sa Fa Y Y σ与
[]
22
2F Sa Fa Y Y σ
[]
00901.06.485542.1838.211
1=?=
F Sa Fa Y Y σ[]00804.06
.485799
.1171.2222=?=F Sa Fa Y Y σ
19）计算模数nt m
[]291
.200901.018
112cos 9.0708.02135903.12cos 232
33
2131=???????=???
?
??≥?
F
Sa
Fa d nt Y Y z Y Y KT m σφββε 20）计算圆周速度t v
s m s m n z m v nt t /13.2/12
cos 100060964
18291.214.3cos 1000601
1=?????=
?=
?
β
π（3-32） 21）确定载荷系数
由表13-5查得，使用系数1=A K 由图13-13查得，动载荷系数1=v K
由61.2973.0637.1=+=+=βαγεεε由表13-14查得，齿间载荷分配系数
38.1=αK 。由图13-15，齿向载荷分配系数22.1=βK
故708.12.138.111=???==αβK K K K K V A （3-33）
22）修正法向模数n m
mm mm K K m m t nt n 497.23
.1708.1291.233
=?==（3-34） 取mm m n 3=
(3)确定齿轮传动主要参数和计算 1）中心距a
mm mm z z m a n 822.19712cos 2)11118(3cos 2)(211=?
?+?=+=
β（3-35）
圆整中心距，取mm a 2001= 2）确定螺旋角β
?=?+?=+=647.14200
2)
11118(3arccos 2)(arccos
121a z z m n β（3-36）
3）分度圆直径1d 、2d
mm mm z m d n 814.58647.14cos 18
3cos 11=?
?==
β（3-37） mm mm z m d n 185.341647.14cos 111
3cos 22=?
?==
β 4）齿宽1b 、2b
mm mm d b d 814.58814.5811=?==φ（3-38）
取mm b 602=，mm b 701= (4)校核齿面接触疲劳强度
校核公式为H E H H u
u d b KT Z Z Z Z ][1
23
121σσβ
α≤±=（3-39） 1）选取弹性系数E Z 由表13-6选MPa Z E 8.189= 2）节点区域系数H Z 由表13-7选45.2=H Z 3）重合度系数εZ
761.0637.1/11===αεεZ （3-40）
4）螺旋角系数βz
989.0cos ==ββZ （3-41）
5）齿轮的接触疲劳强度1lim H σ、2lim H σ
MPa H 6801lim =σ，MPa H 5502lim =σ
6）接触疲劳强度寿命系数1N Z 、2N Z 由图13-8查得，1.11=N Z ,12=N Z
7）接触疲劳安全系数 其失效概率为1%，接触疲劳安全系数1min =H S
8）计算许用接触应力
MPa MPa S Z H N H H 7481
1
.1680][min
1
1lim 1=?=
=
σσ（3-42） MPa MPa S Z H N H H 5501
1
550][min
2
2lim 2=?=
=
σσ [][][]()[]{}a 11505.1415,115023.12
1min 443MP H H H H ==?
??
???+=σσσσ，
（3-43） 9）校核齿面接触疲劳强度
][7.1709123.51
123.5959
.97801261230737.1299.077.08.18945.212
F H MPa MPa σσ<=+?????
???= 齿面接触疲劳强度足够。 (5)结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm ，而又小于500mm ，故以选用腹板式为宜。如图3-2所示。
图3-2高速级大齿轮的结构
2.低速级齿轮传动设计
本设计中，低速级齿轮同高速级齿轮设计步骤方法相同，齿轮精度等级选为8级，采用硬齿面齿轮传动，大小齿轮的硬度均为50HRC ，表面淬火处理。其参数如下：
243=z ，1234=z ；mm m n 4=；螺旋角?=478.11β；中心距mm a 3002=； mm d 959.973=，mm d 04.5024=；mm b 1004=，mm b 1103=。
结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm ，而又小于500mm ，故以选
用腹板式为宜。如图3-3所示。其他有关尺寸见大齿轮零件图。
图3-3低速级大齿轮的结构
3.6.4 轴的设计
轴是组成机器的重要零件之一。通常，对于一般用途的轴，设计时只考虑强度和结构方面的要求；对要求较高回转精度的轴（如机床主轴等），还应满足刚度要求；而高速转动的轴，除上述要求外，还需进行震动稳定性的计算。在本毕业设计中，减速器中的三根轴只需满足强度和结构方面的要求即可，同样，卷筒轴也只需满足强度和结构方面的要求即可。 1.初估轴的直径
对减速器中间轴估算直径 A 值取107～118，按公式得
()()mm mm n P A d 1.60~5.5477
.156704
.20118~10733
min =?==（3-44） 考虑到轴上键槽削弱，轴径需增大3%～5%，故取mm d 65min =