一起重机主起升机构设计
按照布置紧凑的原则采用图A所示方案，采用双联尚且轮组按
Q=10t查[2]表3-2-8取滑轮组倍率i h=3承载绳分支数：i h=3 z=6
Z=zi h=2×3=6
图A
查[2]表3-4-11与3-4-12得选号为8217/220得其质量G
o
=24627kg两动滑轮间距
L=270mm
若滑轮组采用滚动轴承当i
n =3查表[2]3-2-11得滑轮组效率η
n
=0.98钢丝绳
所受最大拉力：
S max =KN i
G
Q
h
h
o425
.
17
98
.0
3
2
27
.
246
10000
2
=
?
?
+
=
+
η
选择82171220吊钩组
查表[2]1-2-9得A
6
为中级工作级别，查[3]表2-4中级工作类型（工作级别
M 6）时安全系数n=6.0钢丝绳计算破断为S
b
:
S
b
=n×S
max
=6×17.425=104.55KN
查[1]表选用钢丝绳6×19绳纤维芯，钢丝公称抗拉强度1850N/mm2光面钢
丝，右交互捻，直径d=21.5mm, 钢丝绳最小破断拉力[S
b
]=324KN 钢丝绳 6×19-21。5-1850-I-光-右交GB1102-74 d=21.5mm
滑轮的许用最小直径
D≥d(e-1)=21.5(30-D)=624mm
式中系数e=30由[2]表2-4查得，由[2]表2选和滑轮直径 D=630mm
D=630mm
滑轮E 2 21.5×630－140 Zbj80006.8－87 卷筒直径 D
d(e-1)=21.5(30-1)=624mm
由[1]表13选用D=630mm 卷筒绳槽尺寸由[1]查表3-3-3槽距 D=630mm P 1=25mm ，绳槽半径R=12mm
卷筒尺寸
L=2（
4++o O h
z D Hi π）P 1+L 1=2(425
.651310163++???π)×25+270=1007mm z 0——z 0=2 L 1——L 1=A=270mm
D 0——D 0=D+d=630+21.5=651.5 卷筒壁厚
δ=0.02D+(6～10)=0.02×630+(6～10)=19～23mm
取δ=20mm 卷筒壁压应力计算
σmax=
MPa p S 85.34025
.002.0174251max =?=δ 选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度σb =195mpa δ=20mm 许用压应为[σ]y =
MPa b
1305
.1σ
σymax ＜[σ]Y 故抗拉强度足够 σymax ＜[σ]y
卷筒拉应力验算由于卷筒长度2>3D 尚应校验由弯矩产生的拉应力，卷筒弯矩如图B ：
S max S max
卷筒最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时：
M w =S max l=S max [z l l 1-]=17415×(2270
1007-)=6421112.5N ·mm
卷筒断面系数
W=0.1[D D D i 4
4-]=0.1×
3447.5770793630
590630mm =- 式中D —卷筒外径 D=630mm
D i ——卷筒内径 D i =D-Z δ=630-2×20=590mm 于是σ1=
MPa w Mw 11.17
.57707935.6421112== 合成应力
MPa y y
L
L 019.785.3411.1][][max 1=?=?+
=σσσσσ 式中许用拉应力MPa n b
L 75.484
195
][2
==
=σσ σ1＜[σ]L
卷筒强度验算通过。故选定卷筒直径D=630mm, 长度Z=1007mm 卷筒槽底半径r=12mm 槽距25mm ，起升高度16m ，倍率i h =3
卷筒 A630×1007-12×25-16×3左 zB [8000]2-87 σ1＜[σ]L 强度通过 计算静功率
kw V G Q N O j 1.263.1385
.060102)
27.24610000(60102)(=???+=?+=
η
式中η——机构总效率η=0.85
电动机计算功率：Ne ≥k d N j =0.8×26.1=20.96kw
式中系数k d 由[2]表6-1查得，对于M 1～M c 级结构 N e =20.96kw
K d =0.75～0.85 取K d =0.8
查[1]附表28选用电动机YZR315M 其N e (25%)=72kw
n 1=725rpm [GD 2
]d =34kg 2m ?电动机质量G d =1170kg 选电动机YZR 315M
按照等效功率法求 JC=2%所需的等效功率：
kw N r k N j x 3535.111.2687.05.025=??=??≥
式中K 25——工作级别系数K 25=0.5 N x =11.3535kw
r ——系数，根据机构平均起动时间与平均工作时间的比重（t p /t g ）查得。由[2]表6-3，一般起重机构t p /t g =0.1～0.2取t g /t p =0.1由[2]图6-6查得r=0.87 N x ＜N e 由以上计算结果N x ＜N c ，故初选电动机能满足热条件，电动机发热卷筒转速验算通过。
min /1965
.014.33
3.13sr D v N o ih j =??==
π 减速器总传动比 375
.197251===
j o n n i 选减速器查[1]表附表35选ZQ-500-Ⅱ-3CA 减速器，当工作类型为中级ZQ-500-Ⅱ-3（相当工作级别为M 6级）时许多功率[M]=12kw, i o =40.17,质量G g =345kg,主轴直径d 1=50mm,轴端L 1=85mm （锥形）实际起升速度
min /8.1437
3.413.1311m i i V V o o =?==
= V 1
=14.8m/min 误差
%15][%11%1003
.133
.138.14%1001=<=?-=?-=εεv v v
实际所需等效功率
kw
Nc kw V V N N X x
72%)25(04.298
.143.134.3411
=<=?==
%)25(1Ne N x <
由[2]公式（6-16）得输出最大径向力
][)(2
1
max max R G aS R j ≤+=
式中aS max =2×17425=34850 N=34.85KN 式中M e =981 n=1.5 8?=1.8
由[1]附表29查得YZR-42-8电动机轴端为圆锥形d=65mm ，l=105mm, 从[1]附表34查得ZQ-500减速器的高速轴为圆锥形d=50mm l=85mm 靠电动机轴端联器，由[1]附表43选用CIZ 3半联轴器，其图号为S139，最大容许转矩[M t ]=3150N m >M c 值飞轮力矩2243.0)(m kg GD t ?= ,质量G t =23.2kg 。
浮动轴的两端为圆柱形d=45mm, l=85mm ，靠减速器轴端联轴器，由[1]附表45选和φ300mm 制动轮的半齿联轴器，其图号为S124，最大容许转矩[M t ]=3150N m 飞轮力矩228.1)(m kg GD t ?= 质量38.5kg 为与制动器Y W Z 5=315/23相适应将S124联轴器所需φ300mm 制动轮修改为φ315应用，带φ315mm 制动轮半齿联轴器图号S198。
起动时间??
????++?-=n i D G Q GD C M M n t a p 2
2
0012
111)()()(2.38 t p =1.135 式中22212668.38.1403.0463.1)()()(m kg GD GD GD z d ?==+=+= 静阻力矩Nm i D G Q M o O j 8.32885
.017.40326515
.0)47.24610000(2)(=????+=+=
η
平均起动转矩 G j =4.56kN R max =<[R] [R]=20.5kN
kN R kN R 5.20][57.19)56.458.34(21
max =<+=
由[2]公式（6-17）得输出轴最大扭矩
M max =(0.7～0.8)
max
M c i 10ηo ≤[M]
式中 m e c N n N M 981725
72
9750%)25(9750
1=== M max <[M]减速器输出轴强度足够
max
=2.8 η1=0.95 [M]=26500Nm
M max =0.8×2.8×218×40.17×0.95=1835Nm<[M]=26500Nm 由以上计算所选减速器能满足要求，所需静制力矩
Nm i i P G Q Kz M K z M h j z 0.41285.017
.40326515
.0)47.24610000(75.1'2)(000=????+=?+?
=?≥η
式中k z =1.75
由[1]附表选用YWZ 5—500/80制动器。其中制动转矩
M ez =800～1400Nm,制动轮直径D z =500mm 制动器质量G z =124.4kg
半齿联轴器dz 3,图号S 180
高速联轴器计算转矩 由[2]（6-26）式： M c =n
8
M e =1.5×1.8×981=2648.7Nm
M a =1.5M c =1.5×981=14715Nm
S t p 13.185.0)17.403(6515.0)4.24610000(668.315.1)1.9815.1471(2.387252
2=??
?
??????++?-= 查[2]对于3～80t 通用桥式起重机起升机构的[t D ]=1～5sec ，此时t p >1s 由[2]式（6-24）得 制动时间
s i D G Q GD C M Mc n t o O t z 337.085.0)17.403(6515
.0)47.24610000(668.315.1)5.23280(2.38725)()()(2.382
2
222
121=??
???????++??-=
??????++-=
t z =0.337s [t σ]=0.883sec t<[ t σ]
式中 m N s
Zinio D G Q M o j ?=????+=+=
5.2385.017
.403265.0)4.24610000()(1
查[1]表6-6查得许用减速度a ≤0.2 a=v 1/t z , [t z ]=0.883scc 因为t<[t z ]故合适
二、起重机小车的设计
车轮最大轮压：小车质量估取 G xc =4000kg 假定轮压均布
N kg G Q P xc 350003500)400010000(4
1
)(41max ==+=+=
车轮最小轮压 N kg G P xc 10000100040004
1
41min ==?==
初选车轮由附表17可知当运行速度<60m/min
6.25174000
10000
==xc Q Q 。工作级别为中级时，车轮直径D c =350mm ，轨道型号为18kg/m(P18)的许用轮压为3.49t ≈P max =3.5t 根据GB4628-8规定直径系列为D c =250,315,400,500,630mm,故初步选定车轮直径D c =315mm, 而后校核强度
车轮直径D c =315mm ，材料ZG340-640，轨道P18
强度验算：按车轮与轨道为线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 266673
10000
35000232min max =+?=+=
车轮材料ZG340-6.0 δs =340Mpa, δb =640Mpa 点接触局部挤压强度
N C C m k k P L c
30277196.047.05.157132.03
2
21321
=???===
式中 K i ——K L =0.181 R ——75.152
3152===
D R
故通过
查得表由c c P P m R r m >=-==1,47.055]1[57.05
.15790—
根据以上计算结果选定直径D c =315mm 的单缘车轮标记为： 车轮DYLo —315 GB4628—84 摩擦阻力矩
p d
M
k G Q M xc m )2
()(+?+= 查附表19，由D c =350mm, 车轮组的轴承型号图为7518，据此选D c =315mm 车轮组轴承为7518，轴承内径和外径的平均值mm d 1252
160
90+=
由[1]表7-1～表7-3查得滚动摩擦系数k=0.0005，轴承摩擦系数M=0.02附加阻力系数β=0.2，代入
上式得满载时运行阻力矩
Nm m kg M Q Q m 49049)2
125.002.00005.0)(4000010000(2
)(=?=?
++== 运行摩擦阻力
N D M P c q m Q Q m 311131512
.0490
2
/)0()(==
=
== P m(Q=Q)=3111N
当无载时 Nm
m kg d k G M x Q m 14014)
2
125.002.00005.0(4000)2(2
)0(=?=?+=+==βμ
N D M P c Q m Q m 9.88831512
.0140
2
/)0()0(==
=
== ==)0(Q m P 888.9N
电动机静功率：
kw x
m
v p N c j j 59.29.060100045
31111000???=
=
η
式中 P j =)0(=Q m P ——满载静阻力 η=0.9——机构传动交率 m=1——驱动电动机台数 初选电动机功率
N=k d N j =1.15×2.59=2.98kw
式中k d =1.15
由附表30选用电动机JZR-12-6
kw N e 5.3= m in /9101r =η 2
2742.0)(m kg GD d
?=电机质量G d =80kyf 等效功率 电动机JZR 2-12-6
kw N r k N j x 92.129.272.175.025=??=??=
式中 k 25=0.75 r=1.12
由此可知N x m c x c rp D c v 9.4035 .014.38 .43=?== πη 机构传动比 23.229 .409101=== c n n i 由[2]表21-16选用ZSC-400-I-2减速器kw N i 8.2][4.221 ==中级（当输入轴转速为1000rp m ）可见N j <[N]中级，实际运行速度 min /46.434 .2223 .228.431001 m i i v Vx xc c === 误差 合适%15%77.0%1008.4346 .438.431<=?-=-=xcv xc xc v v v ε 实际所需电动机静功率 Ne kw v v N N xc xc j j <===27.28 .4349.4329.211 所选电动机减速器均合适 起动时间 n i D G Q GD c m M mM n t c XC j a G 2 0212 1)())(()(375++?-= 式中 n 1=910rpm m=1 m kgf n JC N m m c q ??=?=62.5910 35 9755.1%)25(%)25(9755.15.1 当满载时运动静力矩 m kgf n i Mm Mj Q Q Q Q .43.29 .04.2249 10)()(=?==== 当无载时运动阻力矩 m kgf n i Mm Mj Q Q .694.09 .04.2214 1 0)0()0(=?== == 初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩 2122.26.0)()(m kgf GD GD z =+ 机构总飞轮矩 [] l z d GD GD GD C GD C )()()()(22212++= =1.15x(0.142+0.26) =0.466kgf.m 2 满载启动时间 t q(Q=Q)??? ????++?-?=9.04.2235.0)400010000(466.0)43.262.51(5.379102 2 =3.24SEC 无载启动时间 T q(Q=0)=????????+??-?9.04.2235.04000466.01)694.062.51(5.379102 2=0.76sec 由[1]表7-6查得当V XC =30 60m/min 时tq 推荐值为5 6sec t q >t q(Q=Q)故所选电动机满足快速起动要求 起动状况减速器传递的功率 N= ' 60102' m V P xc d η? 式中P d =P j +P g =P j + ) (60' Q Q q xc xc t V g G Q =?+ =280+ 25 .36081.946 .43)400010000(??+ =606.9kgf 计算载荷 m ’----运动机构中同一级传动减速器个数m ’=1 因此N= 1 9.06010246 .439.606????=4.9kw 所用减速器的[N]中级=2.8kw 由于起重机系室内使用的，故坡度及风阻力矩均不计。故在无载起动时，主动车轮上轨道接触圆周切向力： T (Q=0)=2 /)2(6012) 0(c Q q xc D K P d k P t V g G xc βμ++? = = 2 /35.00005.020000.2)2125 .002 .00005.0(200076 .06046 .431.984000?+++?? =445.1kgf 车轮与轨道粘着力 F （Q=0）=P 1f=200x0.2=400kgf 解决的办法是在无载起动时增大起动电阻延长起动时间 满载起动时，主动车轮与轨道接触的圆切向力 T (Q=0)= 2 /)2()(12) 0(0c Q q xc xc D K P d K P t V g G Q +++?+=βμσ = 2 /35.00005.070002)2125 .002 .00005.0(700024 .36067 .4481.9)400010000(?+++ ??+ =355.9kgf 车轮和轨道粘着力 F （Q=Q ）=P 1f=（10000+4000）/2 x 0.2 = 1400kgf>T (Q=Q) 故满载时不会打滑，因此所选电机合适 由[1]查得对于小车运行机构的制动时间t z >34sec 取t z =3sec 。因此所需 制动力矩 M z =?? ? ??????? ?????????????? ++-++ημ1 020221 ')2)((')()(3751i d k G Q i D G Q GD mc t n m xc c xc l z =? ?????????????++??9.04.2235.0)400010000(466.013375910112 2 =1.88kgf 由[7]表23-25选用Jwz-200/100制动器，额定制动力矩M ez =4kgf.m 考虑到所取制动t z =3sec 与起动时间tq=3.25sec 很接近并已验算不打滑条件，故略去制动不打滑条件的验算 （1） 机构高速轴上全齿联轴器的计算扭矩 Mjs= M ci n I =2x3.75x1.4=10.5kgf.m =2 ----等效系数 n I =2 ----安全系数 M ei -------相应于机构Jc%值的电动机额定力矩折算到高速轴上力矩 M ei =910 5 .3975975 =I e n N =3.75kgf.m 由[2]图33-1查电动机JZR 2-12-6两端伸出轴为圆柱形d=35mm l=80mm 及d ’=35mm ；l ’=87mm 由[2]表21-15查得ZSC-400减速器轴端圆柱形的的的d 1=30mm ，里l=55mm ，故从[7]表21-11中选一个全齿联轴器Cl 联轴器 30 35JA YA .其最大允许扭矩[M]max =71kgf.m ，飞轮矩GD 2）l =0.72kgf.m 2 ,重量Gz=71kgf 。 高速轴端制动轮，根据控制器JZW-200/100，由[7]表23-59选用制动轮200-Y35，Q/ZB118.2(Y),飞轮矩（GD 2）z =0.14kgf.m 2；重量=11kgf 。 以上两部分飞轮矩之和原有关计算不需要重新计算。 （2） 低速轴的计算扭矩 m kgf i M M js s j .8.1059.04.225.102 12110'=???=??= η 由[2]表21-15查得ZSC-400减速器低速轴端为圆柱形d=65mm ，l=85mm 。由[2]表19-4查得主动轮的伸出轴端为圆柱形d=65mm ，l=l85mm 。故从[7]表21-11中选四个半齿联轴器 ClZ 3联轴器 65 50 A YA 最大允许扭矩[M]max =315kgf.m>M 1js (标记中分子数且表示浮动轴端直径) 1）疲劳验算 低速浮动轴的等效扭矩 M I =m kgf i Mei .92.529.04.222 75.34.1211 0=???=???ησ 式中 1 =1.4等效系数 由上节已取浮动轴端直径d=50mm 其扭转应力 n = 231/7.2115 2.05292 cm kgf W M =?= 浮动轴载荷变化为对称循环（因运行机构）反转扭矩值相同 允许用扭转应力 []211/1.3774 .11 5.213201 cm kgf n k I k =?= ?= --ττ 式中材料用45钢 b =6000kgf/cm 2,, s =3000kgf/cm 2, -1 =0.22. b =0.22x6000 =1320 kgf/cm 2,s =0.6, s =0.6x3000=1800kgf/cm 2. K=K x ·K m -----考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数，参 第一篇基础知识 第七章起重机的工作原理与构造 本章要求熟悉汽车式起重机泵驱动装置、支腿、回转、伸缩、变幅、起升机构的构造及 其工作原理。熟悉履带式起重机的构造及工作原理。了解起重机的类型，掌握起重机的技术 参数。了解起重机上机电路，掌握起重机系统的液压原理。 第一节起重机的类型及技术参数 一、起重机类型 按构造类型起重机械可分为轻小型起重设备、起重机和升降机三大类。 1、轻小型起重设备 轻小型起重设备一般只有一个升降机构，常见的有千斤顶、电动或手拉葫芦、绞车、滑车等。其特点是轻便，结构紧凑，动作简单。 2、起重机 当起重设备除了具有起升机构以外，还有其他运动机构时，其结构组成必然比单机构的轻小型起重设备复杂得多，我们称这类起重设备为起重机。根据金属结构的类型不同，起重机可分为桥架类型起重机和臂架类型起重机两大类别。其特点是可以使挂在起重吊钩或其他取物装置上的重物在空间实现垂直升降和水平运移。即起重机对重物能同时完成垂直升降和水平移动，在工业和民用建筑工程中作为主要施工机械而得到广泛应用。起重机种类繁多，在建筑施工中常用的为流移动式起重机，包括：塔式起重机、汽车式起重机、轮胎式起重机、履带式起重机等。常用起重机的特点和适用范围见表1 - 1。 常见的有垂直升降机、电梯等。升降机类起重设备只有一个升降机构。由于出于安全性考虑，电梯配有完善的安全装置及其他附属装置，其复杂程度是轻小型起重设备不能相比的，所以，列为单独一类。 在所有各类起重机械中，桥架类型起重机和臂架类起重机是使用量最大、功能最强的主体起重设备，现在，我们重点来认识一下起重机械设备中的这一大类别。 (1)桥架类型起重机 桥架类型起重机的最大特点，是以桥形金属结构作为主要承载构件，取物装置悬挂在可以沿主梁运行的起重小车上。桥架类型起重机通过起升机构的升降运动、小车运行机构和大车运行机构的水平运动，在矩形三维空间内完成对物料的搬运作业。桥架类型起重机根据结构形式不同还可以进一步分为桥式起重机（俗称为天车、行车）、门式起重机（被称为带支腿的桥式起重机、包括装卸桥和集装箱门式起重机）和缆索起重机（由于跨度太大，用缆索取代了桥形主梁）等。 (2)臂架类型起重机 臂架类型起重机的结构特点是，都有一个悬伸、可旋转的臂架作为主要受力构件。其工作机构除了起升机构外，通常还有旋转机构和变幅机构，通过起升机构、变幅机构、旋转机构和运行机构等四大机构的组合运动，可以实现在圆形或长圆形空间的装卸作业。例如，汽车起重机、轮胎起重机、履带起重机、塔式起重机、门座起重机等。 除了按构造类型分类外，起重机还可以按行驶性能分为有轨运行起重机和无轨运行起重机。有轨运行起重机装有车轮，可以在铺设的轨道上在有限范围内工作，例如，各种桥架类型起重机、塔式起重机、门座起重机等。无轨运行起重机的运行装置配备橡胶轮胎或履带，常见的各种流动式起重机，它们机动性好，可以在各种路面上长距离行驶，灵活转换作业场地。 大多数起重机是通用式的，广泛应用于车间、仓库、露天堆放场等处。也有许多起重机是专门为特定工作场所或某种工艺服务的。例如，兑铁水起重机、脱锭起重机等冶金起重机，铸造起重机、锻造起重机等服务于热加工的起重机，门座起重机、卸船机等专门用于港口装卸作业的起重机，用于仓储料库的堆垛起重机，还有专门用于海上作业的浮式起重机等。 起重机在许多重要国民经济部门得到广泛使用，成为现代物流和制造业组织生产的基础装备之一。起重机今后发展的方向是进一步增大起重性能，向大型化发展，扩大作业范围；增加科技含量，实现机电一体化，提高计算机技术应用水平；增强安全可靠性和作业的舒适性。 起重机起升机构的组成及安全设计计算 1．起升机构组成 起升机机构由驱动装置、传动装置、卷绕系统、取物装置、制动器及其他安全装置等组成，不同种类的起重机需配备不同的取物装置，其驱动装置亦有不同，但布置方式基本上相同。典型起升机构平面布置见图8-1。 图8-1 起升机构传动简图 1-电动机 2-联轴器 3-制动器 4-减速器 5-联轴器 6-卷筒 7-钢丝绳 8-吊钩滑轮组 9-上升极限位置限制器 起重量超过10t时，常设两个起升机构：主起升机构（大起重量）与副起升机构（小起重量）。一般情况下两个机构可分别工作，特殊情况下也可协同工作。副钩起重量一般取主钩起重量的20%--30%； （1）驱动装置。大多数起重机采用电动机驱动，布置、安装和检修都很方便。流动式起重机（如汽车起重机、轮胎起重机等）以内燃机为原动力，传动与操纵系统比较复杂。 （2）传动装置。包括减速器、联轴器和传动轴。减速器常用封闭式的卧式标准两级或三级圆柱齿轮减速器，起重量较大者有时增加一对开式齿轮以获得低速大力矩。为补偿吊载后小车架的弹性变形给机构工作可靠性带来的影响，通常采用有补偿性能的弹性柱销联轴器或齿轮联轴器，有些起升机构还采用浮动轴（也称补偿轴）来提高补偿能力、方便布置并降低磨损。 （3）卷绕系统。它指的是卷筒和钢丝绳滑轮组。桥架类型起重机采用双联滑轮组，单联滑轮组一般用于臂架类型起重机。 （4）取物装置。它是根据被吊物料的种类、形态不同，采用不同种类的取物装置。取物装置种类繁多，使用量最大的是吊钩。 （5）制动器及安全装置。制动器既是机构工作的控制装置，又是安全装置，因此是安全检查的重点。起升机构的制动器必须是常闭式的。电动机驱动的起重机常用块式制动器，流动式起重机采用带式制动器，近几年采用了盘式制动器。一般起重机的起升机构只装配一个制动器，通常装在高速轴上（也有装在与卷筒相连的低速轴上）；吊运炽热金属或其他危险品，以及发生事故可能造成重大危险或损失的起升机构，每套独立的驱动装置都要装设两套支持制动器。制动器经常利用联轴器的一个半体兼作制动轮，即使联轴器损坏，制动器仍能起安全保护作用。 此外，起升机构还配备起重量限制器、上升极限位置限制器、排绳器等安全装置。 2．起升机构的工作原理 电动机通过联轴器（和传动轴）与减速器的高速轴相连，减速器的低速轴带动卷筒，吊钩等取物装置与卷绕在卷筒上的省力钢丝绳滑轮组连接起来。当电动机正反两个方向的运动传递给卷筒时，通过卷筒不同方向的旋转将钢丝绳卷入或放出，从而使吊钩与吊挂在其上的物料实现升降运动，这样，将电动机输入的旋转运动转化为吊钩的垂直上下的直线运动。常闭式制动器在通电时松闸，使机构运转；在失电情况下制动，使吊钩连同货物停止升降，并在指定位置上保持静止状态。当滑轮组升到最高极限位置时，上升极限 摘要 随着现代科学技术的迅速发展，工业生产规模的扩大和自动化程度的提高，起重机在现代化生产过程中应用越来越广，作用愈来愈大，对起重机的要求也越来越高。尤其是计算机技术的广泛应用，许多跨学科的先进设计方法出现，这些都促使起重机的技术进入崭新的发展阶段。 本起重机为16t桥式起重机。本课题主要对起重机的起升机构进行总体设计，起升机构有一台电动机，一台减速器，一台轮式制动器，一套卷筒装置和上滑轮装置构成。要求起重设备运行平稳,定位准确, 安全可靠, 技术性能先进。 本文简要地介绍了起重机的性能、结构、发展状况等，并参照《起重机设计规范》(GB3811-83)及《起重机设计手册》对起重机起升机构及其零部件进行设计计算，从方案论证到具体设计计算，充分发挥了计算机在整体设计中的作用，从而提高了设计质量、缩短了设计周期，提高了工作效率 关键词：起重机，桥式起重机，起升机构设计 Abstract With fastdevelopments of the modern technology, the expansion of industrialproduction and the growth of the automatic level, applications ofthe carnes in the modern manufacture has been more and moreextensive, the effect has been bigger and bigger. Higher and higherrequirement has been caused. Especially, with the broad applicationof computer technology and the appearance of the advanced designmethod of a lot of interdiscipline, which urge the technology ofthe carne into a brand-new seedtime. This carne is a kind of 16t bridge carnes for hydropowerstation. This paper focuses on design ofhoisting mechanism of the carne, including the main and assistanthoisting mechanism with electromotors, reducers, brake staffs, drumdevices and pulley gears. The carne is required to be stables, highaccuracy, safety, reliability and advanced technology. This text briefly intr oduce the carne’s capability, structure, theactuality of development, and so on, referring to “Designcriterion of carne” (GB3811-83) and design and calculate of thehoisting mechanism and its accessory in “Design handbook ofcarne”. From scheme demonstrating to designing and calculating, ittakes full advantage of the computer in the whole design to raisethe quality of the design, cut the cycle of the design, improve thework efficiency. Key words: carne, BridgeCrane, design of the hoistingmechanism 南阳理工学院本科生毕业设计（论文） 10t双梁吊钩桥式起重机起升机构设计与制作Design and Manufacture of Hoisting Mechanism for 10t Double-girder Bridge Crane with Hook 总计：毕业设计（论文）24页 表格： 1 个 插图： 11 幅 南阳理工学院本科毕业设计（论文） 10t双梁吊钩桥式起重机起升机构设计与制作Design and Manufacture of Hoisting Mechanism for 10t Double-girder Bridge Crane with Hook 学院（系）：机械与汽车工程学院 专业：机械设计制造及其自动化 学生姓名： 学号： 指导教师（职称）：（讲师） 评阅教师： 完成日期：2012年5月 南阳理工学院 Nanyang Institute of Technology 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 of Hoisting Mechanism for 10t Double-girder Bridge Crane with Hook With the development of crane industry in China, the application and research of crane production core technology have been emphasized by more and more enterprises in recent years. Therefore, it is important to design reasonable crane. This topic is related to the design on hoisting mechanism of 10t double-girder bridge crane with hook. The wire rope, pulley block and drum are calculated and designed based on the raw data of the hoisting mechanism, the model of coupling and brake are chosen by the requirements of hoisting 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, the processing craft of some mechanism parts are established. The hoisting mechanism has stable performance. And it will have good prospect of development. crane; hoisting mechanism; reducer 目录 1 绪论 (1) 1.1 起重机的基本组成 (1) 1.2 起重机运行机构的基本构造及其特点 (1) 1.3 起重机运行机构的驱动方式 (2) 1.4 起重机设计参数 (5) 2 大车运行机构计算 (5) 2.1 确定传动方案 (5) 2.2 选择车轮与轨道并验算其强度 (6) 2.3 运行阻力计算 (7) 2.4 选电动机 (8) 2.5 验算电动机发热条件 (9) 2.6 选择减速器 (9) 2.7 验算运行速度和实际所需功率 (10) 2.8 启动时间验算 (10) 2.9 起动工况下减速器功率校核 (12) 2.10 起动不打滑验算 (12) 2.10.1 二台电动机空载时同时起动 (12) 2.10.2 事故状态 (13) 2.11 选择制动器 (15) 2.12 联轴器选择 (16) 2.12.1 运行机构高速轴的扭矩计算 (16) 2.12.2 低速轴的扭矩计算 (17) 2.13 浮动轴的验算 (17) 2.13.1 疲劳强度验算 (17) 2.13.2 静强度验算 (18) 3 回转小车运行机构计算 (19) 3.1 小车运行机构计算 (19) 3.2 选择车轮与轨道并验算其强度 (19) 3.2.1 车轮踏面疲劳计算 (20) 3.2.2 线接触局部挤压强度验算 (21) 3.3 运行阻力计算 (21) 3.4 选电动机 (22) 3.5 电动机发热条件验算 (23) 3.6 选择减速器 (23) 3.7 验算运行速度和实际所需功率 (23) 3.8 启动时间验算 (24) 3.9 起动工况下校核减速器功率 (25) 3.10 验算起动不打滑条件 (26) 3.11 选择制动器 (27) 3.12 高速轴联轴器及制动轮选择 (28) 3.12.1 高速轴联轴器计算扭矩 (28) 3.12.2 高速轴制动轮选择 (29) 3.13 低速轴联轴器选择 (29) 3.14 低速浮动轴强度验算 (30) 3.14.1 疲劳验算 (30) 3.14.2 强度验算 (31) 4 结束语 (31) 参考文献 (33) 致谢 (34) （汽车行业）徐工汽车起重机技术规格大全_ QY16D汽车起重机技术规格 一、技术介绍 1、底盘部分 徐工设计、制造，左侧驾驶室，3桥底盘，驱动/转向：6×4×2。 1.1、车架 徐工设计、制造，抗扭箱型结构，高强度钢制造。支腿箱体位于1桥和2桥之间以及车架后端，具有前后牵引挂钩。 全覆盖走台板。 1.2、底盘发动机 制造商：上海柴油机股份有限公司； 型号：SC8DK230Q3（东风牌）； 型式：直列、六缸、水冷、蜗轮增压、电控柴油发动机； 环保性：符合欧洲Ⅲ号标准； 燃料箱容量：约260L 。 1.3、动力传动系统 1.3.1、变速箱 手动机械操纵，五档变速箱，稳定、可靠。 1.3.2、车桥 高强度车桥，维护简便； 第一桥：单胎，转向不驱动； 第二桥：双胎，驱动不转向； 第三桥：双胎，驱动不转向。 1.3.3、传动轴 驱动轴均采用端面齿连接，优化动力传输，传递扭矩大。 1.4、桥悬挂 前悬挂：纵置钢板弹簧式，筒式减震器 后悬挂：纵置钢板弹簧式，双轴平衡。 1.5、转向 机械式转向机构，带有液压助力。 1.6、轮胎 斜交轮胎，11.00-20，适用于重型汽车，通用性强。标配1个备胎。 1.7、制动 行车制动：脚踏板操纵，双回路气压制动。第一回路作用于一轴车轮上，第二回路作用于二、三轴车轮上 驻车制动：手制动可兼作应急制动和驻车制动，通过各轴上的弹簧储能制动气缸起作用的。 连续制动：发动机排气制动。 1.8、底盘驾驶室 左侧式半头驾驶室，标配收放音机，可调式座椅和方向盘，大视野后视镜，手动门窗升降器，标配暖风。 可选单冷空调。 1.9、液压系统 定量泵，通过取力器联接至变速箱，控制下车液压支腿并为起重作业提供动力。 1.10、液压支腿 “H”型支腿，4点支撑，水平和垂直支腿全液压操纵，底盘两侧装有操纵手柄，操纵手柄旁装有水平仪和油门操纵开关。支脚盘铰接在垂直支腿下面。 1.11、电气设备 24V DC，负极搭铁，2个储电池，照明按中国道路交通标准，包括前大灯，雾灯，倒车灯等。 1.12、工具 随车配置一套维修工具。 2、起重机上车部分 单排四点接触球内齿式回转支承，可360°连续回转，回转支承滚柱轨道密封，可防水防尘。 2.1、转台结构 采用细晶粒高强度钢全焊接抗扭框架结构，承载能力高。 2.2、液压系统 上车液压系统开式液压系统，动力来源下车三联齿轮泵，通过上车多路阀控制起重机进行起升、伸缩、变幅、回转等动作。 液压油箱有效容积355L。 2.3、控制 机械控制，通过安装在座椅前部的4个操纵杆控制，起重机的全部动作和速度可通过系统进行无级控制。 2.4、主起升机构 轴向柱塞马达驱动，两级齿轮减速机，有外抱式/常闭多片式制动器和快速分离机构。专用防乱绳卷筒。具有重力快速降钩的功能。 主起升机构，单绳拉力29KN，钢丝绳直径φ14mm，长度130m。 副起升机构，单绳拉力29KN，钢丝绳直径φ14mm，长度85m。 2.5、变幅机构 单缸前支变幅，变幅角度：-2°~78°； 2.6、回转机构 液压马达驱动，内置行星齿轮减速机和常闭式制动器。回转速度可无级调速。 2.7、主起重臂 由1节基本臂和3节伸缩臂组成，采用抗扭曲设计，高强度结构钢制造。起重臂截面为圆弧角八边形，起重作业稳定性好。单缸加绳排伸缩机构，同步伸缩。 臂头滑轮组标准配置为3个滑轮。 2.8、上车操纵室 按照人机工程学设计的、安全舒适，装有安全玻璃和防护栏。车窗装有遮阳帘，外开式车门， 汽车起重机构造与原理 一、汽车起重机基本术语 1、汽车起重机 起重作业部分安装在专用或通用汽车底盘上的起重机。参见图一 2、整机。 具有齐全的上车、下车及附属装置的起重机。 3、上车(起重机部分) 包括回转支承及其以上的全部机构的总和。 4、下车(运载车部分) 回转支承以下部分，包括底架、底盘、支腿等各部件、机构和装置的统称。(包括支腿在内的装载上车而行走的运载车)。 5、起重性能参数（参见表一） 5.1起重量：起吊物体的质量。 5.2总起重量：起吊物体的质量与取物装置质量之和。 5.3额定总起重量 起重机在各种工况和规定的使用条件下所允许起吊的最大总起重量。(工况，指不同的臂长和仰角；规定的使用条件，如打支腿、地面的平整度、风力、设备状况等规定的使用条件) 5.4最大额定总起重量 起重机用基本臂处于最小额定幅度，用支腿进行作业所允许的额定总起重量，并以此作为起重机的名义起重量。 6、幅度（参见图二、图三） 6.1幅度：起重机空钩时，回转中心垂线与吊钩中心之间的水平距离。 6.2工作幅度：起重作业时，回转中心垂线与吊钩中心之间的水平距离。 6.3最小工作幅度：起重机处于最大仰角时的工作幅度。 6.4额定幅度：某一额定总起重量所允许的最大工作幅度。 6.5最小额定幅度：最大额定总起重量所允许的最大工作幅度。 7、起重力矩：总起重量与相应的工作幅度的乘积。 8、起升高度：起重机起升到最高位置时，起重钩钩口中心到支承地面的距离。 9、倍率：动滑轮组的承载钢丝绳数与引入卷筒的钢丝绳数之比。 10、起升速度：平稳运动时，起吊物体的垂直位移速度。 10.1单绳速度：动力装置在额定转速下，在卷筒计算直径处第n层的钢丝绳速度。 10.2起重钩的起升(下降)速度 钢丝绳单绳速度除以起升滑轮组倍率得到的值。 11、变幅时间(速度) 变幅作业时，幅度从最大(最小)变到最小(最大)所用的时间。 12、最大回转速度 空载状态下，基本臂在最大仰角时，所能达到的最快回转速度。 13、起重臂伸(缩)时间(速度) 空载状态下，起重臂处于最大仰角，使吊臂由全缩(伸)状态运动到全伸(缩)状态所用的时间。 14、支腿收放时间(速度) 支腿以全收(放)状态，运动到全放(收)状态所用的时间。 15、仰角：（参见图二、图三） 在起升平面内，起重臂纵向中心线与水平线的夹角。 16、副臂安装角：（参见图二、图三） 起重机主臂轴线与副臂轴线在起升平面内的夹角。 17、起重臂长： 沿起重臂轴线方向，其根部销轴中心到头部定滑轮组中心的轴线距离。 18、起重特性曲线： 表示起重机作业性能的曲线。 18.1起重量特性曲线（参见表一） 在以总起重量和工作幅度为坐标轴的直角坐标系中，以一定臂长在不同工作幅度时的额定起重量为坐标点编制的曲线。 一、起升机构 1.1、桥式起重机起升机构设计参数 1.2、起升机构布置和吊钩组设计 1.3、部件选择与安装 1.3.1、钢丝绳 设计参数 桥架形式双梁箱型 额定起重量（吨）25 起升高度(米) 10 跨距28 工作级别A4 运行结构大车 JC 40% 大车速度 1.6 小车速度0.63 起升速度0.043 按照构造宜紧凑的原则,决定采用下图的传动方案： 主起升机构简图 该方案采用平行轴式布置方案，即卷筒轴线、电动机的轴线以及高速浮 动轴、减速器的输入、输出轴之间都是平行的。 桥式起重机上的双联滑轮组 采用双联滑轮组，钢丝绳的最大静拉力[9]： 3197 . 45174 98 .0 1 96 .0 3 2 255000 1 2 S 2 1 max= ? ? ? = ? = ????? ?η η ηz m Q (N) max S=4517.3197 N 1.3.2、滑轮和滑轮组 式中0 Q ——起升量和吊具自重的总和，计算时如下： 251125 ) 025 .0 1( 8.9 25000 ) 025 .0 1( Q0= + ? ? = + =Q m ——滑轮组的倍率， 4 = m ； z η ——滑轮组的传动效率； 6 .9 = z η 1 η 、2 η ……——导向滑轮效率[10]。 下面按选择系数C确定钢丝绳直径d(mm). MAX S C d≥ 工作级别取M4，2 b 1700mm N = σ， ) (4. 153149 5.4 32 . 34033 N n S F MAX = ? = ? ≥ n——钢丝绳安全系数，查表知n=4.5； 由破断拉力，初选6 19+NF，d=15mm 515 .0 5.7 3.14 91.04 2 = ? = ω 所以088 .0 1700 4 14 .3 515 .0 85 .0 5.4 4 = ? ? ? = = σ π ω b k n C mm S MAX 23 . 16 34033 088 .0 C d= ? = ≥, 所以，取19.5mm d= 定型：选用19.5NAT6(9+9+1)+NF1700ZS14700GB1102-74 1构造和材料的确定 本设计中滑轮承受负载较大，为了减轻滑轮重量，使用型号为 ZG270-500的铸钢滑轮，强度和冲击韧性都很高。 2滑轮尺寸的确定 滑轮直径 ()331.5 5. 19 1- 18 1- = ? = ? ≥d h D） （(mm) 式中D0——按钢丝绳中心计算的滑轮直径(mm)； d——钢丝绳直径(mm)； h——轮绳直径比系数，与机构工作级别和钢丝绳结构有关。 根据钢丝绳的直径和计算得到的滑轮直径选用标准的铸造的E1型 251125 Q0=N 4 = m 19.5mm d= 钢丝绳型号： 19.5NAT6(9+9+1) +NF1700ZS14700 GB1102-74 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) 关键词 (1) 1前言 (1) 2起升机构的计算 (3) 2.1确定起升机构传动方案 (3) 2.2选择钢丝绳 (3) 2.3确定滑轮主要尺寸 (4) 2.4确定卷筒尺寸 (5) 2.5选择电动机 (6) 2.6验算电动机发热条件 (7) 2.7选择减速器 (7) 2.8验算起升速度和实际所需功率 (7) 2.9校核减速器输出强度 (7) 2.10选择制动器 (8) 2.11选择联轴器 (8) 2.12验算起动时间 (9) 2.13验算制动时间 (9) 2.14高速浮动轴的计算 (10) 2.14.1疲劳计算 (10) 2.14.2强度验算 (10) 3卷筒部件的设计 (11) 3.1卷筒 (11) 3.2联接盘 (12) 3.3卷筒轮毂 (12) 3.4卷筒轴、轴承及轴承座 (13) 3.5钢丝绳在卷筒上的固定装置 (14) 3.6卷筒部件计算 (14) 3.6.1卷筒心轴计算 (14) 3.6.2轴承 (16) 3.6.3绳端固定装置计算 (17) 4吊钩装置的设计 (18) 4.1吊钩装置的构造 (18) 4.2吊钩装置的计算 (18) 4.2.1确定吊钩装置构造方案 (18) 4.2.2吊钩弯曲部分断面的验算 (19) 5结论 (22) 参考文献 (22) 致谢 (23) 桥式起重机起升机构设计 摘要：本起重机为起重量Q=50t,起升高度H=4.2m,起升速度v=7.5m/min的桥式起重机。本课题主要对起重机的起升机构进行总体设计，该起重机具有一个起升机构，由一台电动机，一台减速器，一台制动器，一套卷筒装置，一套吊钩装置和一套滑轮装置构成。要求起重设备运行平稳, 定位准确, 安全可靠, 技术性能先进。 关键词：起重机，桥式起重机，起升机构设计 Design on gantry crane hoisting mechanism Abstract：The crane is bridge crane for lifting weight Q = 50 t, hoisting height H = 4.2 m, lifting speed v = 7.5 m/min . This topic is mainly to the overall design of hoisting mechanism of crane, the crane is consisted of a lifting mechanism, an electric motor, a speed reducer, a brake, a set of drum unit, a set of hook device and a pulley. Required lifting equipment running smooth, accurate, safe, reliable and advanced technical performance. Key word：Crane;bridge crane; hoisting mechanism design; 1 前言 起重机械的基本任务是垂直升降重物，并可兼使重物作短距离的水平移动，以满足重物装卸、转载、安装等作业的要求。起重机机械是现代化生产必不可少的重要机械设备，它对于减轻繁重的体力劳动、提高劳动生产率和实现生产过程的机械化、自动化及改善人民的物质、文化生活都具有重大的意义。 在起重机中，用以提升或下降货物的机构称为起升机构，一般采用卷扬式。起升机构是起重机中最重要、最基本的机构，其工作的好坏直接影响整台起重机的工作性能。 起升机构一般由驱动装置、钢丝绳卷绕系统、取物装置和安全保护装置等组成。驱动装置包括电动机、联轴器、制动器、减速器、卷筒等部件。钢丝绳卷绕系统包括钢丝绳、卷筒、定滑轮和动滑轮[1]。取物装置有吊钩、吊环、抓斗、电 1 起升机构方案的选择 起升机构一般由驱动装置(包括电动机、联轴器、制动器、减速器、卷筒等)、钢丝绳卷绕装置(包括钢丝绳、卷筒、定滑轮和动滑轮)、取物装置和安全保护装置组成。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，常见的桥式起重机的起升机构布置方式如图1所示； 1-电动机；2-联轴器；3-传动轴；4-制动器；5-减速器；6-卷筒； 7-轴承座；8-平滑滑轮；9-钢丝绳；10-滑轮组；11-吊钩 图1起升机构配置方案 当起重量在20-30t时，常见的起升机构钢丝绳卷绕如图2所示。采用双联滑轮组，滑轮组倍率m=4。 图2 钢丝绳卷绕示意图 2 起升机构设计计算 2.1 钢丝绳、滑轮和卷筒直径的确定 2.1.1 钢丝绳的计算与确定 采用双联滑轮组，按t Q 20=，查取滑轮组倍率m =4； 钢丝绳所受最大拉力（载荷）： N Z P S Q 26020 98.08204000 max =?= = 滑 η （式1） 式中 Q P ——最大载荷， ()()N g Q Q P G Q 2040001040020000=?+=+= 其中 kg Q Q G 40002.0==； Z ——悬挂吊重的钢丝绳分支数，8422=?==m Z ； 滑η——滑轮组效率，滑η=0.98； 所选钢丝绳的直径应满足： max S C d ≥ （式2） 260201.0= mm 1.16= 式中 d ——钢丝绳直径； m ax S ——钢丝绳最大静工作拉力； C ——选择系数，根据《起重机械》表2-4，() N mm C /1.0=； 取钢丝绳直径mm d 18=，捻向：交互捻；选择钢丝绳型号为： 178167019618ZS S NAT +? 119 19968918/-T GB 2.1.2 滑轮和卷筒直径的确定 按钢丝绳中心来计算滑轮与卷筒的最小直径： hd D =min ； （式3） 式中 min D ——按钢丝绳中心计算的滑轮和卷筒的最小直径； 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，根据《机械设计手册》 表8.1-61，对滑轮1h =20，对卷筒2h =18； 根据(式1-3)，得 Safety is the goal, prevention is the means, and achieving or realizing the goal of safety is the basic connotation of safety prevention. （安全管理） 单位：___________________ 姓名：___________________ 日期：___________________ 塔式起重机的起升机构常见事故 (新编版) 塔式起重机的起升机构常见事故(新编版)导语：做好准备和保护，以应付攻击或者避免受害，从而使被保护对象处于没有危险、不受侵害、不出现事故的安全状态。显而易见，安全是目的，防范是手段，通过防范的手段达到或实现安全的目的，就是安全防范的基本内涵。 塔机作为建筑工地上的主要机械，在施工中起着关键作用。塔机的三大传动机构，特别是起升机构工作性能的优劣，是衡量塔机技术先进程度的重要标志。 起升机构的主要功能是起吊重物，在频繁的起吊、卸载和变速过程中，起升机构传动系统的各个环节的零部件都处在一个较大的交变应力状态中，会因疲劳等原因造成其损坏，一旦零件损坏，就会使整个传动系统失效，其后果就会使吊运在空中的重物突然失控下坠，造成突发性事故，这种情况在工地上时有发生。 1卧式安装的传动系统常见事故 卧式安装的传动系统布置是较传统的布置，在正常的情况下很少出问题，但下面介绍的一种情况却常常引发事故，不能小视。 QTZ80型塔机所采用的起升机构的传动系统。观其变速箱内的结构，其中电磁离合器在I轴上有2个，II轴上有1个，分别控制高、中、低3速。该电磁离合器由供电电源经变压器降压，经桥式可控硅 第2章 小车副起升机构计算 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。如图图2-1所示，采用了单联 滑轮组.按Q=5t ，取滑轮组倍率h i =2，因而承载绳分支数为 Z=4。0G 吊具自重载荷，其 自重为：G=%?q P =?=4kN 图2-1 副起升机构简图 选择钢丝绳 若滑轮组采用滚动轴承， 当h i =2，查表得滑轮组效率h h =，钢丝绳所受最大拉力： kN x i Q G S h 88.1297 .04198.049h h 0max =??+=??+= 按下式计算钢丝绳直径d ： d=c ?max S =?88.12=10.895mm c: 选择系数，单位mm/N ，选用钢丝绳b σ=1850N/mm 2，根据M5及b σ查表得c 值为。 选不松散瓦林吞型钢丝绳直径d=10mm ， 其标记为6W(19)-10-185-I-光-右顺(GB1102-74)。 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； 查表得：卷筒1h =18；滑轮2h =20 卷筒最小卷绕直径 m in 0D =1h ?d=18?20=360 滑轮最小卷绕直径m in 0D =2h ?d=20?20=400 考虑起升机构布置及卷筒总长度不宜太长，滑轮直径和卷筒直径一致取D=400㎜。 卷筒长度：L=1500mm 卷筒壁厚δ=+(6~10)=[?+(6~10)]mm=14~18mm ，取δ=18mm ，应进行卷筒壁的压力计 算。 卷筒转速0D mv n n t π==41 .014.35.194??r/min=60r/min 。 计算起升静功率 η100060)(0?+=n j v G Q P =894 .010*******.19)98.049(3 ????+= 式中η起升时总机械效率2 99.094.097.0??==t l ch z ηηηηη= z η为滑轮组效率取；ch η为传动机构机械效率取；t η为卷筒轴承效率取；l η连轴器效率取。 初选电动机 JC P ≥G j P =?式中：在JC 值时的功率，单位为KW ； G ：均系稳态负载平数,根据电动机型号和JC 值查表得G=。 选用电动机型号为YZR180L-6，JC P =17KW ，JC n =955r/min ，最大转矩允许过载倍数 λm=；飞轮转矩GD 2=。 电动机转速)]9551000(1717.18[1000)(00-?-=-- =JC JC j d n n P P n n =min 式中 d n :在起升载荷Q P =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。 选用减速器 2.6.1 初选减速器 减速器总传动比：609.951== i d n n i =取实际速比i =16。 起升机构减速器按静功率j P 选取，根据j P =，d n =min ，i =16，工作级别为M5，选 定减速器为ZQH50，减速器许用功率[nj P ]=31KW 。低速轴最大扭矩为M=。 减速器在min 时许用功率[nj P ']为[nj P ']=10009.95131?=>17kW 实际起升速度n v '=16 865.155.19?=min ； 实际起升静功率j P =16865.1517.18?=。 用Ⅱ类载荷校核减速器输出轴的径向载荷，最大力矩。 2.6.2 验算输出轴端最大容许径向载荷 用Ⅱ类载荷校核减速器输出轴的径向载荷，最大力矩。汽车起重机构造一
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