起重机专业毕业设计
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毕 业 设 计（论文）
（说 明 书）
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平顶山工业职业技术学院
年 月 日
平顶山工业职业技术学院
毕业设计（论文）任务书
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专业
任务下达日期年月日设计（论文）开始日期年月日设计（论文）完成日期年月日设计（论文）题目：
A·编制设计
B·设计专题（毕业论文）
指导教师
系（部）主任
年月日
第1章前言
起重机械是用来升降物品或人员的，有的还能使这些物品或人员在其工作范围内作水平或空间移动的机械。取物装置悬挂在可沿桥架运行的起重小车或运行式葫芦上的起重机，称为“桥架型起重机”。
桥架两端通过运行机构直接支承在高架轨道上的桥架型起重机，称之为“桥式起重机”。桥式起重机一般有大车运行机构的桥架、装有起升机构和小车运行机构的起重小车、电气设备、司机室等几大部分组成。外形像一个两端支承在平行的两条架空轨道上平移运行的单跨平板桥。起升机构用来垂直升降物品，起重小车用来带着载荷作横向移动，以达到在跨度内和规定高度内组成的三维空间里做搬运和装卸货物用。
桥式起重机是使用最广泛、拥有量最大的一种轨道运行式起重机，其额定起重量从几吨到几百吨。最基本的形式是通用吊钩桥式起重机，其他形式的桥式起重机都是在通用吊钩桥式起重机的基础上派生发展出来的。
起重机的产品型号表示为：
类、组、型代号特征代号主参数代号更新代号
例如：QD20/5桥式起重机表示为，吊钩桥式起重机，主钩20t，副钩5t。
在设计过程中，结合起重机的实际工作条件，注意了以下几方面的要求：
整台起重机与厂方建筑物的配合，以及小车与桥架的配合要恰当。小车与桥架的相互配合，主要在于：小车轨距（车轮中心线间的水平距离）和桥架上的小车轨距应相同，其次，在于小车的缓冲器与桥架上的挡铁位置要配合好，小车的撞尺和桥架上的行程限位装置要配合好。小车的平面布置愈紧凑小车愈能跑到靠近桥架的两端，起重机工作范围也就愈大。小车的高度小，相应的可使起重机的高度减小，从而降低了厂房建筑物的高度。
小车上机构的布置及同一机构中各零件间的配合要求适当。起升机构和小车平面的布置要合理，二者之间的距离不应太小，否则维修不便，或造成小车架难以设计。但也不应太大，否则小车就不紧凑。
小车车轮的轮压分布要求均匀。如能满足这个要求，则可以获得最小的车轮，轮轴及轴承箱的尺寸，并且使起重机桥架主梁上受到均匀的载荷。一般最大轮压不应该超过平均轮压
得20%。
小车架上的机构与小车架配合要适当。为使小车上的起升、运行机构与小车架配合得好，要求二者之间的配合尺寸相符；连接零件选择适当和安装方便。在设计原则上，要以机构为主，尽量用小车架去配合机构；同时机构的布置也要尽量使钢结构的设计制造和运行机构的要求设计，但在不影响机构的工作的条件下，机构的布置也应配合小车架的设计，使其构造简单，合理和便于制造。尽量选用标准零部件，以提高设计与制造的工作效率，降低生产成本。小车各部分的设计应考虑制造，安装和维护检修的方便，尽量保证各部件拆下修理时而不需要移动邻近的部件。总之，要兼顾各个方面的相互关系，做到个部分之间的配合良好。
第2章 起升机构设计
2.1确定起升机构的传动方案，选择滑轮组和吊钩组
2.1.1
主起升
机构
根
据设计
要求的
参数，起
重量
Q=300t
，属大起
重量桥
式起重机，鉴于目前我国的生产经验及以生产出的机型，决定采用开式传动。
该设计的基本参数如下表：
起升机构计算简图
根据设计所给的参数我们可以有如下方案，如图a所示。显然，a方案结构简单，安装及维修都比较方便，但是由于轴两端的变形较大使得小齿轮沿齿宽方向受力不均匀，易产生磨损。针对这一缺点b方案都对其进行了完善，使小齿轮的受力均匀，而且从结构上看，该方案不但可以使小齿轮受力均匀，而且结构紧凑简单，又考虑我国现有的生产经验故采用最终采用此方案。
由设计参数知，起升高度H为31m，根据这一参数，我们选择双联滑轮组单层卷绕。这种绕绳方法构造简单，制造及安装方便，由于该起重机的起重量较大，钢丝绳对卷筒的压力较大，故此采用单层绕。综上所述，采用开式、双联滑轮组单层绕结构。按Q=300t，查[1]表4-1取滑轮组的倍率I h=10，则可知钢丝绳的分支数为Z=4*I h=40。查[2]表15-15，知Q=300t的桥式起重机选用叠片式双钩，叠板式双钩是由钢板冲剪成的钢片，用铆钉连接，开式传动而成。为了使负荷均等分布到所有钢片上，在叠板钩开口处，装镶可拆环的钢板。同时，在钩颈环形孔中装有轴套。钩片材料用A3钢。这种结构有很多优点：（1）制造比较简单，特别是尺寸较大的吊钩（2）工作可靠，因为破坏开始时，首先在某一片钢片上产生，这样就可以进行维修，从而避免了破坏的进一步发展。该吊钩的自重为：G0=14t，两动滑轮间距A=250mm.。
图a第一种传动方案
图b第二种传动方案
1.1.2副起升机构
副起升机构参照主起升机构的原理采用，闭式传动、双连滑轮组、单层绕结构。根据其要求的起重量为50t，查[1]表4-1 可知，取滑轮组倍率I h=4，则承重绳的分支为：Z=2 I h=8（单钩）；ih=12，z=24（叠片式双钩）。查[2]表15-10选用单钩（梯形截面）A型，其自重为G g=326kgf，查[2]表15-15选用5个滑轮，直径采用D=600mm，其自重为G g=80kgf，两动滑轮间距为A=120mm，估算吊钩组自重为G g=1t。（参阅[2] 表13-2）。
1.2 选择钢丝绳
1.2.1 主起升机构
主起升卷筒的钢丝绳卷绕
在双联滑轮组中，可以采用平衡滑轮结构，但也可以采用平衡杠杆来满足使用及装配的要求。采用平衡杠杆的优点是能用两根长度相等的短绳来代替平衡滑轮中所用的一根长
绳，这样可以更加方便的进行更换及安装，特别是在大起重量的起重机当中，绳索的分支数比较多，采用这种结构的又有点就更加明显。其具体结构如上图所示。
因为在起升过程中，钢丝绳的安全性至关重要，所以要保证钢丝绳的使用寿命，为此，我们可以采取以下措施：
(1) 高安全系数，也就是降低钢丝绳的应力.
(2) 高安全系数，也就是降低钢丝绳的应力选用较大的滑轮和卷筒直径。
(3) 滑轮槽的尺寸与材料对于钢丝绳的寿命有很大的关系，其太大会使钢丝绳与滑轮槽接触
面积减小，太小会使钢丝绳与槽壁间的摩擦剧烈，甚至会卡死。
(4) 尽量减少钢丝绳的弯曲次数。
滑轮组采用滚动轴承，当i h =12时，查[3]表2-1，知滑轮组的效率是：ηh =0.915。钢丝绳受到的最大的拉力为：kgf
i G Q s h
h 14298915.0*12*210
*)14300(2)(3
0max =+=+=
η 查[3]表2-4知在中级工作类型时，安全系数K=5.5，钢丝绳选用线接触6w （19）型钢丝绳，查[2]表12-3可知，其破断拉力换算系数Φ=0.85，则钢丝绳的计算钢丝绳破断拉力总和为：
kgf s k s b 92516414298*85
.05.5max ===
? 查[2]表12-10知，钢丝绳6w （19），公称抗拉强度185kgf ，直径d=35mm ，其钢丝破断拉力总和为：[S b ]=92750kgf ，标记如下：钢丝绳6w （19）-35-185-I-光-右交（1102-74）
1.2.2副起升机构
副卷筒的钢丝绳卷绕
根据其倍率为I h =4，如上主起升机构的计算，查[3]表2-1知滑轮组效率为ηh =0.975，钢丝绳所受的最大拉力：5.6538)915.0*4*2(10*)150(2)(3
0max =+=+=
h
h i G Q s η
查[3]表2-4知在中级工作类型时，安全系数K=5.5，钢丝绳采用线接触6w （19）型钢丝绳，查[2]表12-3可知，其破断拉力换算系数Φ=0.85，则钢丝绳的计算钢丝绳破断拉力总和为：
423085.6538*85.05.5*max
===
s k s b ?
查[2]表12-10知，钢丝绳6w （19），公称抗拉强度200kgf ，直径d=22.5mm ，其钢丝破断拉力总和为：[S b ]=42350kgf ，其标记如下: 钢丝绳6w （19）-22.5-200-I-光-右交（1102-74）
1.3 确定滑轮组的主要尺寸
滑轮许用最小直径：D ≥d(e-1)，查[3]表2-4查知，其中轮绳直径比e=25。
1.3.1 主起升机构
有：D ≥35*(25-1)=840mm ，参考[2]表13-2，初步选用滑轮D=1000mm ，由[1]中附表2知取平衡滑轮直径D p =0.6D=0.6*1000=600mm ，取D p =600mm ，其具体尺寸参照[2]表13-2.
1.3.2 副起升机构
有：D ≥22.5*(25-1)=540mm ，参考[2]表13-2，初步选用滑轮D=600mm ，由[1]中附表2知取平衡滑轮直径D p =0.6D=0.6*600=360mm ，取D p =400mm ，其具体尺寸参照[2]表13-2。
1.4 确定卷筒尺寸并验算其强度
卷筒直径：D ≥d(e-1)
1.4.1 主起升机构
（1）卷筒直径：D ≥d(e-1)=35*24=840mm ，
D ≥d(e-1)=35*24=840m
选用卷筒直径D=2100mm ，参照[2]表14-3，选用标准槽卷筒，其绳槽螺距。
（2）卷筒长度：100
)4(*2L t Z D Hi L h +++=π 即 4581mm 16038*4]22138)
*(3.1412*
[31000*2L =+++= 则卷筒的长度为：L=4600mm
如上公式，其中Z 0为附加安全圈数，取Z 0=2。L 1为卷筒中央无槽的光面部分，取其L 1=A=160mm ，D 0为卷筒计算直径D 0=D+d=2138mm 。
(3)卷筒的壁厚：52~48)10~6(2100*02.0)10~6(02.0=+=+=D δmm
取δ=50mm 。 卷筒壁压力验算：752)38*50(14298max
max ===
t s y δσ 同主卷筒起升机构类似，对其进行强度验算。对于20Mn ，查[4]表4-9知，其抗压强度极限by σ=4500 kgf/cm 2,抗拉强度极限σb =2750 kgf/cm 2,故其许用压应力
[σ]y =σby /4.25=4500/4.25=1059 kgf/cm 2,因此可以看出其强度足够，可满足使用要求。
由于卷筒长度L<3D 故此略去因弯矩而产生的拉应力校核。
1.5 选电动机 计算静功率：)
60*102(*)()0ηU G Q N j += 1.5.1主起升机构
N j =（300+14）*103*1.1/（102*60*0.8）=70.5kw
其中，由于机构采用开式传动，故存在开式齿轮传动效率，因此，机构的总效率η取为0.8。
电动机的计算功率：N e ≥k d * N j =0.8*66.4=56.4kw
其中，系数k d 据[3]表6-1查得，取k d =0.8。查[2]取电动机型号为JZR 263-10,其参数分
别为：N e （25%）=60kw, n 1=580rpm,[GD]d =13.58 kgf ?
m 2。 1.5.2 副起升机构
N j =（50+1）*103*7.0/（102*60*0.85）=68.6kw
其中，由于机构采用闭式传动，无开式齿轮传动效率，因此机构的总效率η取为0.85. 电动机的计算功率：N e ≥k d * N j =0.8*68.6=54.9kw
其中，系数k d 据[3]表6-1查得，取k d =0.8，查[2]，本着满足要求，又能减少成本，便于安装维修的目的，选用电动机型号为JZR 263-10型,其参数分别为：N e （25%）=60kw ，
n 1=580rpm,[GD]d =13.58 kgf ?
m 2。 1.6 验算电动机发热条件
1.6.1 主起升机构
按照等效功率法得，当JC%=25%时，所需的等效功率是：Nx=47.6kw
kw N r k N j
x 6.475.70*9.0*75.0**25===
其中，k 25为工作类型系数，由[3]表6-4查得，取k 25=0.75；r 为考虑其动机工作时间对发动机影响的系数，查[3]图6-8，取r=0.9，由上述计算可知N x ：< N e ，故电动机满足要求。
1.6.2 副起升机构
按照等效功率法得，当JC%=25%时，所需的等效功率是：
kw
N r k N j
x 3.466.68*9.0*75.0**25===
Nx=46.3kw 其中，k 25为工作类型系数，由[3]表6-4查得，取k 25=0.75；r 为考虑其动机工作时间对发动机影响的系数，查[3]图6-8取r=0.9，由上述计算可知：N x < N e ，故副起升机构的电动机也满足要求。
1.7 选择减速器
1.7.1 主起升机构
卷筒转速为：0D i v n h j π= 即， 1.966rpm 2.138*3.14
12*1.1n j == 减速机构的总传动比为：i 0=580/1.966=295查[1]附表13选用传动比为40.17的ZQ-1000-Ⅱ的减速器，当中级工作类型时，许用功率为[N]=79kw ，i 0，=40.17，自重G g =2140kgf ，输入轴直径为d 1=90mm ，轴端长l 1=135mm 。
1.7.2 副起升机构 卷筒转速为：0D i v n h j π=
即，n j =7.0*4/（3.14*1.0225）=8.72rpm
减速机构的总传动比为：
i 0=580/8.72=66.5查[2]表21-12选用ZQ-1000+250型的减速器，当中级工作类型时许用功率为[N]=68.5kw ，i 0，=65.54，自重G g =2189kgf ，输入轴直径为d 1=70mm ，轴端长l 1=110mm 。
1.7.3 关于开式齿轮的计算
开始齿轮的传动比是i= i 0/ i 0，=295/40.17=7.34，取i=7.4参考小车布置及各部件的安装位置，我们应用的开始齿轮尺寸为：D 1=300mm, D 2=2220mm,齿轮宽度为B=100mm
1.8 验算起升速度和实际所需功率
1.8.1 主起升机构 实际起升速度： 1.09m/min 7.4)*(40.17295*1.1i0 i0*v v ===
误差为：ε= (v ，-v)/v*100%=（1.1-1.09）/1.1*100%=0.9%因ε<[ε]，故此设计满足设计要求。
实际所需功率为：N x ，= N x * v ，/v=47.6*1.09/1.1=47.2kw ，因N x ，< N e(25%)，故满足要求。
1.8.2 副起升机构
实际起升速度：v ，=v*i 0/ i 0，=7.0*66.5/65.54=7.1m/min
误差为：ε= (v ，-v)/v*100%=（7.1-7）/7*100%=1.4%，因ε<[ε]，故此设计满足设计要求。实际所需功率为。
1.9 校核减速器输出轴强度
输出轴最大径向力为：][)*(2/1max max R G s a R j ≤+=
输出轴最大扭矩为：][)8.07.0(00max max M i M M e ≤≈=ηψ
1.9.1主起升机构
R max =1/2*（2*14298*+3*103）=15798kgf
Gj 为卷筒及轴自重，参照[1]附表8估算Gj=3t ，查[1]14可知ZQ-1000型减速器输出轴端最大容许径向载荷[R]=16700kgf 。因R max <[R]，故设计满足要求。
电动机的额定力矩M=975*60/580=100.86kgf ，则输出轴最大扭矩为：
00max max )8.07.0(ηψi M M e ≈=
其中，φmax 取2.8（当Jc=25%时，电动机最大力矩倍数）η0=0.95（减速器传动效率），则有：M max =(0.7~0.8)*2.8*100.86*0.95*40.7=7543.9~8620.5kgfm 查[1]附表14知，ZQ-1000-Ⅱ型减速器的输出轴最大容许扭矩是：[M]=20500kgfm ，因M max <[M]，故计算满足要求。
1.9.2副起升机构
输出轴最大径向力为：][)*(2/1max max R G s a R j ≤+=
R max =1/2*（2*6538.5*+2500）=7788.3kgf
其中，Gj 为卷筒及轴自重，参照[1]附表8估算Gj=2.5t,查[1]附表14可知ZQ-1000-Ⅱ型减速器输出轴端最大容许径向载荷为[R]=16700kgf 。因R max <[R]，故满足要求。输出轴最
大扭矩为：00max max )8.07.0(ηψi M M e ≈=其中，φm 同主起升机构类似，
取2.8（当Jc=25%时，电动机最大力矩倍数）。
减速器传动效率η0=0.95，则有：
M max =(0.7~0.8)*2.8*975*60/580*0.95*65.54=17583.9~20095.8kgfm
查[1]附表13知，ZQ-1000-Ⅱ型减速器的输出轴最大容许扭矩是[M]>20000kgfm ，即：有M max <[M]，故减速器满足扭矩要求。
1.10 选择制动器
选用电力液压块式制动器，其设计上具有明显的优点，主要是：连锁式退距均等装置，在使用过程中可始终保持两侧瓦块退距均等并且无需调整，可完全避免因退距不均是一侧制动衬垫浮贴在制动轮的现象；并设有瓦块自动随位装置。主要摆动交点均设有自动润滑轴承，传动效率较高，寿命长，在使用过程中无须润滑。
制动弹簧在方管内布置在一侧设有标尺，使用过程中可以方便的读出制动力矩的值，免去了测量和计算的麻烦。只动衬垫为卡装式整体成型结构，更换十分方便，快捷，备有半金属（无石棉）硬质和半硬质，软质（含石棉）等不同材料的制动衬垫供选择。所需制动力矩为: η*)2/(*)(**'00)0i i D G Q k M k M h z j
z z +=≥
1.10.1主起升机构
M z ≥1.75*（300+14）*103*2.138*0.85/（2*12*40.17*7.4）=131kgfm
其中，k z 为制动安全系数，据[3]表6-6查得，据[2]表18-10选用制动器型号为：YDWZ-400/100，其额定制动力矩为:M ez =160kgfm ，制动轮直径为：D z =400mm ，制动器重量G z =155kgf.
1.10.2副起升机构
M z ≥1.75*（50+1）*103*1.0225*0.85/（2*4*65.54）=147.9kgfm
其中，k z 为制动安全系数，如主起升机构据[3]表6-6查得据[2]表18-10选用制动器型号为：YDWZ-400/100，其额定制动力矩为：M ez =160kgfm ，制动轮直径为：D z =400mm,制动器重量G z =155kgf 。其与主起升机构相同。
2.11 选择联轴器
2.11.1 主起升机构
kgfm n M M i
e j 75.322580
6.1*60*975*2**===? 其中，φ=2，等效系数由[1]表2-7查得n I =1.6为安全系数，据[1]表2-21查得，M el 为响应与机构Jc%值得电动机额定力矩换算到高速轴上的力矩：M el =975*N e(25%)/ n I(25%)，据[2]图33-1可知，电动机JZR 263-10型的轴端圆锥形，d=90mm ，l=130mm 。有[1]附表12查得，减速器ZQ-1000的高速轴端为：d=90mm,l=135mm 。查[1]附表19选用clz 型圆锥孔：图号s160，最大允许扭矩[M]max =315kgfm ，飞轮距（GD 2）=0.435kgfm 2，重量G=25.7kgf ，浮动轴端为圆柱形d=55mm ，l=85mm, 查[1]附表18选用一带制动轮的直径为φ300mm 的半齿联轴器，其图号为，最大允许扭矩为：[M] max =315kgfm ，飞轮距（GD 2）=1.8kgfm 2，重量为重量G=38.4kgf ，浮动轴端直径d=55mm,l=85mm 。
2.11.2 副起升机构 高速轴的计算扭矩为：kgfm n M M i
e j 75.3225806.1*60*975*2**==
=? 等效系数φ=2，由[1]表2-7查得，n I =1.6为安全系数，据[1]表2-21查得，M el 为响应与机构Jc%值得电动机额定力矩换算到高速轴上的力矩：M el =975*N e(25%)/ n I(25%)，据[2]图33-1可知，电动机JZR 263-10型的轴端圆锥形，d=90mm,l=130mm 。有[1] 附表12查得，减速器ZQ-1000的高速轴端为：d=90mm ，l=135mm 。查[1]附表19选用clz 型圆锥孔半齿联轴器：图号s160，最大允许扭矩[M]max =315kgfm ，飞轮距（GD 2）=0.435kgfm 2，重量G=25.7kgf ，浮动轴端为圆柱形d=55mm ，l=85mm,查[2]表21-10可知，ZQ-1000+250型减速器高速轴端为：d=70mml=110mm 查[1]附表18选用一带制动轮的直径为φ300mm 的，其图号为s298，最大允 许扭矩为：[M] max =315kgfm ，飞轮距（GD 2）=1.8kgfm 2，重量为重量G=37.6kgf ，浮动轴端直径d=55mm,l=85mm 。
2.12 验算启动时间
2.12.1 主起升机构