双梁桥式起重机小车设计(全套图纸)

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1、 本科毕业设计（论文）50/10t双梁桥式起重机小车设计学院名称专业名称学生姓名学号指导教师 二*年*月摘 要随着社会的不断发展，市场的竞争也越来越激烈，因此各个生产企业都迫切地需要改进生产技术，提高生产效率，制造行业中对桥式起重机的要求越来越高，性能也越来越全面。 本设计为起重机的小车部分，起重小车是沿小车轨道横向行驶，吊钩则做升降运动。它的工作范围是其所能行驶地段的长方体空间，正好与一般车间的形式相适应。通过对桥式起重机的小车运行机构部分和起升机构部分的总体设计计算，以及电动机、联轴器、缓冲器、制动器、钢丝绳的计算选用；运行机构和起升机构的减速器的设计计算和零件的校核计算及结构设计，完成了

2、桥式起重机的小车两重要机构机械部分的设计。通过这一系列的设计，满足起重量达到50/10T的要求，且小车运行和起升机构结构简单，拆装方便，维修容易。关键词 桥式起重机； 运行机构； 起升机构； 设计ABSTRACTWith the continuous development of society, market competition has become increasingly fierce. Thus, all manufacturing enterprises urgently need to improve the production technology, improve pro

3、duction efficiency, manufacturing industry to bridge cranes increasingly high demand, properties are increasingly full. The design of the crane trolleys, lifting trolley along the trolley track is moving horizontally, and do lifting hook campaign. The scope of work is moving beyond its rectangular l

4、ots of space, and is generally in the form of workshops suit.Through the overhead crane trolleys in operation and effect of part or part of the overall design, and the motor, Coupling, bumpers, brakes, the calculation of rope to use running and lifting the reducer design and components are calculate

5、d and structural design, completion of the bridge crane trolleys in two important institutions mechanical parts of the design. Through this series of designs to meet up to 50 weight / 10T requirements, Trolley and running and lifting mechanism is simple, easily reassembled and easier to maintain. Ke

6、ywords Bridge crane， running,， lifting body， design 目 录 1 绪论12 起重小车总体方案设计2 2.1小车运行机构的设计2 2.2起升机构的设计2 2.3 小车车架设计4 2.4 安全装置4 栏杆和排障板4 限位开关4 挡铁和缓冲器53运行机构设计5 3.1确定小车运行机构的形式5 3.2确定小车运行机构的驱动装置7 集中驱动7 分别驱动8 3.3小车运行机构对轨道的要求8 检验方法8 3.4主动轮的布置形式9 3.5小车的车轮不等高打滑10 小车轮的不等高10 小车轮的打滑10 3.6起重小车架10 3.7电动机选择11 电动机的静功率1

7、1 电动机初选11 电动机过载校验12 电动机发热校验14 满载、上坡、迎风的启动时间14 启动平均加速度14 选择合适的电动机型号15 3.8 减速器的选择计算15 减速器的初选15 计算传动装置的传动参数15齿轮的设计16几何尺寸计算和齿轮结构设计20 低速轴设计21 轴的结构设计22 校核轴承的寿命验算和轴的强度设计243.9 制动器选择254起升机构设计 27 4.1起升机构的驱动形式27 内燃机驱动的起升机构27 电动机驱动的起升机构27 4.2起升机构的布置形式27 平行轴线布置27 同轴线布置28 4.3驱动装置零部件的连接29 4.4起升机构设计计算29 钢丝绳选择29 滑轮和

8、滑轮组的选择31 4.5电动机选择35 概述35 电动机的选择36 4.6减速器的选择计算37 概述37 减速器传动比38 计算传动装置的传动参数39 齿轮设计41几何尺寸计算和齿轮结构设计45 轴的结构设计47 校核轴承的寿命验算和轴的强度设计49 减速器型号的选择51 4.7卷筒设计51 概述51 卷筒的设计计算53 卷筒的抗压稳定性验算55 钢丝绳在卷筒上的固定564.8吊钩的选用56结论57参考文献58致谢591 绪 论本课题的研究意义：50/10T桥式起重机有如下的优点：起重机工作时，各机构经常是处于起动、制动以及正向、反向等相互交替的工作状态之中。提升机构的工作效率高，负载能力强。

9、运行机构工作平稳，采用信息控制技术，提高了控制性能。行业市场状况：改革开放20多年来，国民经济突飞猛进，国家基础建设蓬勃发展，带动着国内工程机械的需求，推动着工程机械的发展。工程起重机行业也同其它工程机械一样得到长足的发展。目前从行业来看，2003年13家企业报表中1-6月份销售量4600台，比去年同期增长50%以上，估计全年将超过8000台市场规模，各个企业都有不同程度的增长。从起重机行业历年来的销售数据分析来看，以下四个特点十分明显：一是市场规模具有显著的地域性，经济发达的地区持续热销，落后地区的购买力则相对较弱；二是中大吨位产品增长迅速，16吨以上产品均有较大幅度增长，今年上半年20吨级

10、以上产品增幅更是高达100%以上；三是行业发展与国家投资政策相关性较大，周期变化受国民经济发展影响明显；四是用户的不确定性和分散性，据统计，目前私人用户占整体用户的70%以上，而且还有不断增加的趋势。由此预见，在2002年大发展的基础上，今年又将取得突破性发展，体现了国民经济发展的强大动力和潜力。随着国家发展战略的调整，各项措施的到位和落实，以及全民共谋发展奔小康的强烈愿望，经济建设必将走向快速健康发展之路，工程起重机及配套行业，通过市场竞争的洗礼，也必将摆脱前几年徘徊局面，进入健康稳步发展的新时期。我国工程起重机行业面对新一轮挑战。 我国工程起重机市场趋势与对策分析：工程起重机行业技术发展趋

11、势。国内工程机械产品近十年来随着技术的引进、消化、吸收，有了长足的进步，产品性能、可靠性、外观都有较大幅度的提高，但同国外工程机械比较来看，还存在较大差距。就工程起重机而言，今后的发展主要表现为：整机性能，由于先进技术和新材料的应用，同种型号的产品，整机重量要轻20%左右。随着结构分析应用和先进设备的使用，结构形式更加合理；高性能、高可靠性的配套件，选择余地大、适应性好,性能得到充分发挥；电液比例控制系统和智能控制显示系统的推广应用； 操作更方便、舒适、安全，保护装置更加完善；向吊重量大、起升高度、幅度更大的大吨位方向发展。 加入世贸组织后，虽然国内市场(特别是配套件)将受到较大冲击，但同时也

12、给我们带来新技术的应用，使国内主机和配套件企业更清晰认识到差距，更多地了解国产产品存在的致命问题，必将引导主机和配套件企业的技术创新和技术进步。徐工集团重型厂和其他竞争厂家一样，准备用3-5年时间进行产品创新，更新换代，紧跟世界先进技术，将自身发展与汽车起重机整个制造行业的技术进步放在同等位置上，力求把起重机行业从低价格恶性竞争的状态，带向高技术含量、高附加值的良性品牌竞争的新时代，从而带动配套行业的健康发展。 起重机电气控制技术未来的发展趋势：国外工程起重机配套件发展趋势及应用情况。国外工程起重机从整体情况分析，领先国内1020年(不同类型产品有所不同)。随着国外经济发展速度趋于平稳，工程起

13、重机向智能、高性能、灵活、适应性强、多功能方向发展。25t以下基本上不生产，产品向高附加值、大吨位发展，如利勃海尔公司汽车起重机基本退出市场，目前市场主导产品为全地面起重机，最小吨位是35t，而80t和160t是主导产品；格鲁夫公司的主导产品是全地面起重机和轮胎起重机，最小吨位是25t；多田野公司的汽车起重机只占20%，主导产品是全地面起重机和轮胎起重机，最小吨位16t。因此行业配套也与国内有所不同：下车主要是300kW以上柴油大功率发动机，与之配套的是液力变矩器和自动换档变速箱、12吨级驱动转向桥及越野轮胎；上车采用高强度材料、大扭矩的起升机构、回转机构、回转支承；液压系统采用变量泵、变量马

14、达、电磁换向先导阀及主阀、平衡阀、悬挂系统阀、液压锁、液压缸及管路标准配套件；智能控制系统采用力限器显示控制、记忆通讯及单缸顺序伸缩自动控制。由于国外工程机械起步较早，形成了成熟的配套件体系。如力士乐的泵马达、阀、起升、 回转、行走机构；贝林格的主阀、先导阀、平衡阀；哈威的主阀、先导阀、平衡阀；ZF的变速箱、分动箱；凯斯兰的桥；PAT的力限器等等。主要内容：1.在起升机构中，电动机与减速器采用广泛应用的具有补偿轴的联接方案，这种补偿轴的长度决定补偿电机与减速器轴间的安装误差大小。减速器与卷筒的联接中，卷筒轴的一端支承在固定与小车架上的球面滚动轴承中，其另一端用球面铰支承在减速器低诉轴输出轴悬臂

15、端的喇叭口内。当机构工作时，减速器的输出轴将扭矩通过齿形联轴器传给卷筒。2.运行机构中，采用立式减速器放在中间，使输出轴与两侧传动轴所承受的扭矩比较均匀。制动器装在电动机另一端的伸出轴上，便于安装和维修。小车架由钢板焊接成的纵梁和横梁，纵梁制成箱形截面，机构的主要部件装在纵梁上。2 起重小车总体方案设计桥式起重机小车（又称行车）主要由起升机构、小车运行机构和小车架三大部分组成，另外还有一些安全保护装置。2.1小车运行机构设计 在中吨位的桥式起重机中，小车有四个行走轮。布置起升机构的个零部件时，应使机构总重心能接近小车架的纵向中心线，以便能最后比较均匀的小车轮压。车轮与轴承组成一个单元组合件（带

16、角形轴承箱的车轮），整件安在小车架的下面，这样可以便于在高空作业中装卸。采用立式减速箱，电动机和制动器可以安在小车架的上面，便于安装维修工作的进行，也可以减少小车架的平面尺寸，结构紧凑。广泛采用的小车运行机构的形式，机构中减速器放在两个小车轮的中间，这样每边的传动轴只传递总力矩的一半。通过半齿联轴节和中间浮动轴来传动（两段浮动轴可以等长，也可以一长一短）。也有把立式减速箱靠近一个车轮，用一个安全齿联轴节直接与车轮连接（只采用了一段浮动轴）。它便于安装，也有较好的浮动效果。考虑到小车车架的变形影响，在小车轨距大的场合也增加一段浮动轴，以提高其补偿效果。2.2起升机构设计起升机构由电动机、传动装置

17、、卷筒、制动器、滑轮组及吊钩装置等组成。由于这些零件结构和组合方式的不同，可以有很多种结构形式，但不管那一种形式，均应考虑到改善零部件受力的情况，减小外形尺寸及自重，安全可靠，工作平稳，装配维修方便等因素。桥式起重机的滑轮组一般均为双联滑轮组，相应的卷筒也是左右对称的双螺旋槽的卷筒，或普通双联卷筒。由于制造和安装的误差以及车架受载后变形，使传动件轴线之间容易产生偏心和歪斜，故在桥式起重机上应当采用弹性联轴节，过去一直采用齿式联轴节，补偿效果好，只是加工复杂，磨损大。现在桥式起重机，采用梅花形弹性联轴节，如下图联轴节由左右爪形盘和中间芯子构成。芯子用聚氨酯材料压制成梅花形，按直径不同，分为六、八

18、、十瓣，有较好的弹性变形能力，用它来传递动力，可以减少冲击和弥补轴的偏斜和不同心，效果较好。这种联轴节结构简单，补偿量大，耐冲击，减震耐磨，无嘈声，寿命长，安装维护方便，是推广使用的一种新型联轴节。如图2.1所示。图2.1 梅花弹性联轴节在桥式起重机上，一般采用块式制动器，通常装在减速器的高速轴上。2.3小车车架设计小车架一般是由钢板焊接的纵梁与横梁组成。小车架要承受全部起重量和各个机构的自重，应有足够的强度和刚度，同时又要尽可能地减轻自重，以降低轮压和桥架受载。现在起重机的小车架均为焊接结构，由钢板或型钢焊成。根据小车上受力分布情况，小车架由两根顺着其轨道方向的纵梁及其连接的横梁构成刚性整体

19、， 纵梁的两端留有直角型悬臂，以安装车轮的角形轴承箱。2.4安全装置安全装置主要有栏杆、排障板、限位开关、挡铁和缓冲器等。栏杆和排障板 栏杆用于保护维修人员的操作安全。它设置在与小车轨道相垂直的小车台面边缘上。为便于小车维修人员上下，在小车的另外两边则不设栏杆。栏杆可用角钢或钢管制作，高度不低于800mm。排障板装在小车架端梁的车轮外边，用于推开小车轨道上可能有的障碍物，以利于小车运行。限位开关它主要用来限制吊钩、小车和大车的极限位置。当这些机构运行到极限位置时，能自动切断电源，防止操作失误造成的事故。常用的有杠杆式和丝杆式。A杠杆式限位开关 在限位开关盒体的外面，伸出一个短肩轴，在轴肩上固定

20、有弯形杠杆，其一端为重锤1，另一端一绳索悬挂另一个重锤2上装有环套3，此环套3套在起升钢丝绳的外面，正常情况下不妨碍钢丝的运动。由于重锤2的力矩。大于重锤1产生的力矩，所以弯形杠杆顺时针方向转至极限位置。但当吊钩上升至最高极限位置时，吊钩挂架上面的撞板就抬起重锤2，弯形杠杆在另一端重锤1的作用下逆时针方向旋转一个角度，从而使盒内微动开关电器触点分开，吊钩停止运动，保护设备不受损坏。小车运动机构的限位开关也是悬臂式杠杆，安装在小车轨道两端。在小车上安装有撞尺，当小车开至极限位置时，撞尺刚好压住极限位置开关的摇臂，迫使摇臂转动，从而切断电源，保证小车及时刹车，不会冲出轨外。B 丝杆式式限位开关 其

21、限位开关主要工作零件为螺杆及滑块，螺杆上面套有螺纹的滑块，滑块又套在导拄上面螺杆的另一端用联轴节与卷筒连接，当螺杆由卷筒带动旋转时，滑块只能沿螺杆左右移动。当卷筒旋转至相当于吊钩最高极限位置时，滑块也刚好移动到右端极限位置压迫电气开关，使之断电因而起升机构停止运动。滑块在螺杆上的相对位置可以通过螺钉来调节，这种限位开关较重锤式轻巧，由于它安装在小车架上卷筒的端部，所以装配、调整均很方便，目前以广泛采用。挡铁和缓冲器 为了预防限位开关失灵，在大车架轨道的两个极端位置，装有弹簧式缓冲器和挡铁，用次来阻止小车前进和吸收撞击时小车的功能。缓冲器安在小车架上，当小车运动速度不高时，也可以用木板或橡胶块进

22、行缓冲。综上所述，起重小车总体方案如图2.2所示。图2.2 桥式起重机小车示意图3运行机构设计3.1确定小车运行机构形式起重小车的运行机构承担着重物的横向运动。小车的传动方式有两种，即减速器位于小车主动轮中间或减速器位于小车主动轮一侧。减速器位于小车主动轮中间的小车传动方式。使小车减速器输出轴及两侧传动轴所承受的扭矩比较均匀。减速器位于小车主动轮一侧的传动方式，安装和维修比较方便，但起车时小车车体有左右扭摆现象。主要运行机构形式有三种。如图3.1所示。 1-传动轴 2-大齿轮 3-小车轮 4-减速器 5-制动器 6-电动机 7-轴承 8-主动车轮 9-轨道 10-联轴器 11-半齿联轴器 12

23、-补偿轴图3.1 运行机构的三种类型在a图中，小车的主动车轮8装在传动轴1上。传动轴上设有大齿轮2，由减速器4低速轴伸出的小车轮3带动旋转，使齿轮沿轨道运行。电动机6与小齿轮之间，用减速器或为一级开式齿轮相联接。这样的类型的优点是结构简单，缺点是车轮部位维修不方便。在 b图中，减速器装在小车架的一侧。减速器的高速轴，通过齿轮联轴器与电动机轴相联接。减速器低速轴通过十字滑块联轴器10（或齿轮联轴器）与车轮轴联接。十字滑块联轴器的一半与减速器低速轴做成一体，另一半与车轮轴做成一个整体，中间有一个十字滑块。这种类型的联接方式优点是结构简单，造价较低，适合于小跨度小起重量的小车上使用。缺点是因两车轮的

24、中间轴过长，容易产生扭曲变形，以及靠近减速器的车轮在起动时超前，在制动时因惯性力的作用而落后，促成两车轮不能同时起动或停止。如果轴的刚性不够，这种变形将会引起小车运行时的歪斜，从而造成车轮的啃道。在c图中的类型中，是用三级立式减速器装在小车两主动车轮中间。减速器的高速轴与电动机轴之间用补偿轴联接（或用全齿联轴器联接），并使制动器靠近电动机的一侧，使之在制动时补偿轴能够帮助吸收一部分冲击振动。低速轴与主动车轮之间也用补偿轴联接。这种结构的优点是采用了立式减速器、角型轴承箱和补偿轴，使整个结构变的紧凑，传动性能良好和维修方便。缺点是成本高。本设计中采用a图的运行机构类型。3.2确定小车运行机构的驱

25、动装置小车运行机构的驱动装置一般由电动机、制动器、传动装置和车轮等组成。根据布置不同,驱动方式有自行式和牵引式两种。自行式是机构直接装在运行部分上,依靠主动轮与轨道间的附着力运行,这种方式布置方便、构造简单,应用广泛。牵引式是驱动机构装在运行部分之外,通过钢丝绳牵引小车运行,一般只用于要求自重轻、运行速度高或运行坡度较大的小车,如用在缆索起重机、塔式起重机的牵引小车运行。所以本设计运行机构应采用自行式运行机构。自行式运行机构又分为集中驱动和分别驱动两种形式。集中驱动 集中驱动是用一台电动机通过传动轴驱动两边的主动轮。这种机构的优点是可减少电动机与减速器的台数。缺点是需要复杂、笨重的传动系统，而

26、且起重机金属结构的变形，对传动零件的强度及寿命影响较大，而且成本高，维修不便。因此，一般只用在桥式起重机的小车和跨度小于16.5米的大车运行机构上。根据传动轴的转速不同，可分为低速轴驱动、高速轴驱动和中速轴驱动三种形式。如图4.2所示。采用集中驱动对走台的刚性要求高。低速轴驱动工作可靠，但由于低速轴传递的扭矩大，轴径粗，自重也大。高速轴驱动的传动轴细而轻，但振动较大，安装精度要求较高，需要两套减速器，成本也高，中速轴驱动机构复杂。1电动机；2联轴器；3减速器；4低速轴；5制动器；6车轮低速集中驱动运行机构1车轮；2轴承座；3联轴器；4减速器；5制动器；6电动机；7中速轴；8开式齿轮中速集中驱动

27、运行机构1电动机；2高速轴；3减速器；4车轮；5联轴器 高速集中驱动运行机构图3.2 集中驱动的三种形式分别驱动 分别驱动是指桥架式起重机大车运行机构是由两套相同但没有任何联系的驱动装置驱动的。其优点是省去中间传动轴，起重机自重减轻。有的分别驱动运行机构还采用了“三合一”的方式，即将电动机、制动器及减速器合成一个整体，使其体积小、重量轻、结构紧凑等优点更为显著。“三合一”方式的缺点是行走部分的振动比较剧烈，对传动机构和金属结构有不良影响，不利于安全。分别驱动在现代桥式起重机上得到广泛的应用比较上述的驱动形式，结合本设计，选择集中驱动的低速集中驱动运行机构。3.3小车运行机构对轨道的要求检验方法

28、新安装起重机，当小车运行出现啃轨现象时，应测量大车轨距偏差。大车轨距的极限偏差为：S10m，s3mm；S10m，s30.25(S10)mm。最大不超过15mm。检验方法是 ：用平尺卡住钢卷尺，另一侧拉150N弹簧秤，测量同一高度处一侧车轮外端面与另一侧车轮的内端面的距离，则跨度等于实测距离加上钢卷尺修正值（由相关手册可查得），再加上钢卷尺计量修正值。采用精度不小于1.5mm的测距仪，测量同一高度处一侧车轮外端面与另一侧车轮的内端面的距离，测量三次取平均值。轨道接头间隙不大于2mm。用塞尺测量。轨道实际中心与梁的实际中心偏差不超过10mm，且不大于吊车梁腹板厚度的一半。用钢卷尺测量。固定轨道的螺

29、栓和压板不应缺少。压板固定必须牢固，垫片不允许窜动。直接从外观检查。轨道不应有裂纹、严重磨损等影响安全运行的缺陷。悬挂起重机运行不应有卡阻现象。直接从外观检查。3.4 主动轮的布置形式 主动轮布置的位置及主动轮的数目应保证在任何情况下都有足够的主动轮轮压，否则，主动轮在起动或制动过程中，由于附着力不足将会出现打滑现象。通常主动轮占车轮总数的一半。对于运行速度低的起重机也可取车轮总数的1/4，运行速度高的起重机可采用全部车轮驱动。主动轮的布置方式有以下几种如图3.3所示。单面布置如图 由于主动轮在一侧轨道上，主动轮轮压之和变化较大，两侧车轮易跑偏，故应用很少。只用于轮压本身对称的起重机。对面布置

30、如图 在跨度小的桥式起重机上用的较多，因为机构便于布置，能保证主动轮轮压之和不随小车位置变化而变化。不宜用于臂架式起重机，因为主动轮轮压之和随臂架位置变化较大。对角布置如图 常用于中、小型旋转起重机上，这是因为臂架旋转时对角主动轮轮压之和通常变化不大。四角布置如图 广泛用于大型、高速运行的各种起重机上，这是因为四角上的主动轮轮压之和基本不变。图3.3 主动轮的布置方式经过计算决定采用四角布置形式，由于50T属于重型起重机，采用这样的布置形式有利于提高稳定性承受较大的力。3.5小车的车轮不等高和打滑小车车轮的不等高，小车轮的不等高，也就是通常所说的小车“三条腿”，即一个车轮悬空或轮压很小。小车车

31、轮产生了不等高之后，就可能引起小车在运行时车体的振动。另外，再由于主梁下沉而引起主梁的内侧水平弯曲，造成小规距缩小。如果小车车轮是外侧单轮缘的，由于上述良种原因，在大车体受到碰撞时，就可能造成小车车轮的脱轨。产生不等高的原因，不在乎有两个方面：其一是小车的自身的问题，其二是轨道的问题，也可能两者综合在一起。小车自身问题产生的车轮不等高的原因可能有：小车架自身形状不符合技术要求或产生了变形。 一个车轮直径过小。车轮安装位置不符合技术要求。小车体对角线的两个车轮直径误差过大。 如果一个车轮在轨道的全长上，或很长的一段轨道上运行时不与轨道相接触，说明故障是出在车轮上面。只要把车轮向下移动一段距离，使

32、四个轮子基本保持等高就可以了。如果同侧两个车轮均在某一条轨道上分别不与某轨道相接触，其原因是主梁垂直方向有变形或主梁上波浪形严重引起轨道局部凹陷。如果凹陷不严重，可以在小轨道下面加垫片来解决，但要注意，气割压板时要迅速，尽可能不使主梁受热面积过大。如果凹陷情况严重，就必须彻底解决主梁的变形。实际上，产生小车车轮不等高的原因，多是综合性，因此要全面加以分析，制定出切实可行的修理方案。对小车不等高的限度有如下规定：主动轮必须与轨道相接触，从动轮允许有不等高现象存在，但车轮与轨道的间歇最大不允许超过一毫米，连续长度不允许超过一米，全长累计不准超过二米 小车车轮的打滑 小车轮的打滑，就是小车车轮在轨道

33、上运行时发生的滑动现象。产生打滑的原因有:主动车轮之间的轮压不相等,轨道不清洁,起车太快,轨道不平,车轮出现椭圆。针对以上的问题，在本毕业设计中的小车的设计中应尽量防止这样的问题出现。3.6起重小车架小车架要承受全部起重量和各个机构的自重，应有足够的强度和刚度，同时又要尽可能地减轻自重，以降低轮压和桥架受载。现在起重机的小车架均为焊接结构，由钢板或型钢焊成。根据小车受力分布情况，小车架由两根顺着其轨道方向的纵梁及其连接的横梁构成刚性整体，如图3.4 所示。纵梁的两端留有直角形悬臂，以安装车轮的角形轴承箱。 起重小车架按其制造方法来分，有铸钢和焊接的两种。铸钢的底座刚性很大，不易变形，而制造困难

34、。现在多数是采用钢板焊接的小车架。但小起重量的小车架也有用型钢焊接制成的。 小车架上面装设有起重机的起升机构和小车的运行机构，还有承担着所有的外加载荷。它也是由主梁和端梁组成的。沿小车轨道方向的梁，称做主梁是箱形机构的，小车车轮设在此梁下面。与小车轨道垂直的梁，称为端梁。主梁和端梁联接的地方设有隔板。一套起升的小车车架 两套起升机构的小车车架图3.4 小车架结构 此外，在小车架上还设有安全保护装置，如安全压尺、缓冲器、排障板和护栏等。3.7电动机选择电动机的静功率计算电动机的静功率公式： 式（3.1）式中： 静阻力 初选运行速度（m/s） 机构传动效率，可取=0.850.95 电动机个数 电动

35、机初选一般可根据电动机的静功率和机构的接电持续率JC值，对照电动机的产品目录选用。由于运行机构的静载荷变化较小，动载荷较大，因此所选电动机的额定功率应比静功率大，以满足电动机的起动要求。对于桥式起重机的大、小车运行机构，可按下式初选电动机： 式（3.2）式中：考虑到电动机起动时的惯性影响的功率增大系数。室外工作的起重机，常取=（速度高者取大值）；对于室内工作的起重机及装卸桥小车运行机构，可取=（对应的速度取30180m/min）。结合本设计内容取速度V=38.2m/min通过以上公式，带入本设计中的数据 电动机过载校验运行机构的电动机必须进行过载校验 式（3.3）式中：基准接电持续率时电动机额

36、定功率（kM） 平均起动转距标么值（相对于基准接电持续率时的额定转距）；对绕线型异步电动机取1.7，笼型电动机取转距允许过载倍数的90%。运行静阻力（N）按上式（*）计算，风阻力按工作状态最大计算风压计算，室内工作的起重机风阻力为零。 运行速度（m/s）;根据与初选的电动机转速n确定传动比i（见减速器的选择）。 机构的传动效率。 机构总转动惯量，即折算到电动机轴上的机构旋转运动质量与直运动质量转动惯量之和（） 式（3.4）式中：电动机转子转动惯量（）。 电动机轴上制动轮和联轴器的转动惯量（）。 考虑其他传动件飞轮距的影响的系数，折算到电动机轴上可取（=1.11.2） 电动机额定功率（r/min

37、）. 机构初选起动时间，可根据运行速度确定；一般情况下桥式类型起重机大车运行机构=810s,小车运行机构=46s。带入上面计算的数据 式（3.5） 经过计算过载校验合格。电动机发热校验对于工作频繁的工作性运行机构，为避免电动机过热损坏，应进行发热校验。满足下式，电动机发热校验合格：式中：电动机工作的接电持续率JC值、CZ值的允许输出量（kM）。 工作循环中，负载的稳定功率（kM）；按下式计算。 式（3.6） =表3.1 运行机构稳态负载平均系数G运行机构室内起重机室外起重机小车大车G1G2G3G40.70.80.910.850.900.9510.750.800.850.90式中：G稳态负载平均

38、系数，见表3.1所示。 所以发热校验合格。满载、上坡、迎风的起动的时间计算公式如下： 式（3.7）式中：电动机的平均起动转距。表3.2 运行机构加（减）速度a及相应加（减）速度时间t的推荐值运行速度行程很长的低速与中速起重机通常使用的中速起重机才用大加速度的高速起重机加（减）速度时间加（减）速度加（减）速度时间加（减）速度加（减）速度时间加（减）速度4.003.152.502.001.601.000.630.400.250.16-9.1.36.65.24.13.22.5-0.220.190.150.120.0980.0780.0648.07.16.35.65.04.03.22.5-0.500.

39、440.390.350.320.250.190.16-6.05.44.84.23.73.0-0.670.580.520.470.430.33-满载、上坡、迎风时作用于电动机轴上的静阻力距，按下式计算。 式（3.8）式中： 减速器传动比起动时间一般应满足：对大车，=810s；对小车，=46s。时间也可参照下表3.2所示确定。起动平均加速度为了避免多大的冲击及物品摆动，应验算起动时的平均加速度，一般在允许的范围内参考下表，计算公式如下： 式（3.9）式中：起动平均加速度 运行机构的稳定运行速度 起动时间选择合适的电动机型号通过上面决定运行机构电动机选为：YZR160L-8 表3.3 电动机主要性能

40、型号额定功率/KW满载转速/（r/min）电流（380v）1110007.2中心高H外形尺寸底脚安装尺寸螺栓孔直径132762325410216140123.8减速器的选择计算3.8.1 减速器的初选由于要求设计的减速器的传动比不大（经试算大约为3.2）且齿轮主要受径向力的作用，于是可采用一级直齿圆柱齿轮减速器。根据设计选出来的电动机，确定电动机的功率为11KW，所选择的型号为，主要性能如表3.3所示。计算传动装置的传动参数O轴：O轴即电动机轴 式（3.10） 式（3.11）轴：轴即减速器高速轴 轴：轴即减速器中速轴轴：轴即减速器中速轴轴：轴即减速器中速轴运动和动力参数计算结果得表3.4所示：

41、表3.4 运动和动力参数轴号功率/KW转速/（r/min）转矩/Nm0111000105.05110.781000102.95210.67500203.8310.35166.66593.08410.0450.811887.07 齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。带式卷筒运输机是一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。查参考文献中189页表10-1。小齿轮材料为45Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮的材料选用45钢（调质）硬度为240HBS，其材料硬度相差40HBS。取小齿轮齿数 =16，大齿轮齿数 ，取=51。 按齿面接

42、触强度设计1）由设计公式进行计算，即 式（3.12）确定公式内的各计算参数试选用载荷系数=1.52）计算小齿轮传递的转矩由参考文献201页表10-7选取齿宽系数=1。由参考文献198页表10-6查得材料的弹性系数。由参考文献207页图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。由根据应力循环次数 式（3.13）由参考文献中203页图10-19查得接触疲劳寿命系数：，。3）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1，得 式（3.14）4）试计算小齿轮的分度圆，代入中较小的值 式（3.15）5）计算圆周速度v 式（3.16）6）计算齿宽由参考文献表107取

43、=1 式（3.17）7）计算齿宽和齿高之比b/h模数： 式（3.18）齿高： 式（3.19） 式（3.20）8）计算载荷系数根据v=2.15m/s，7级精度，由参考文献192页图10-8查得动载系数Kv=1.10；直齿轮，假设。由参考文献图103查得由参考文献190页表10-2查得两段的齿轮的使用系数，由参考文献194页表10-47级精度、小齿轮相对支承对称布置时， 式（3.21）将数据代入后得 由b/h=7.11,=1.391，由参考文献195页图10-13得=1.35，则故载荷系数 式（3.22）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得 式（3.23）计算模数 式（3.24） 按齿

44、根弯曲强度设计设计计算公式 式（3.25）1）确定计算公式内的各计算参数由参考文献204页图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；由参考文献202页图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，；2）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由下式得 式（3.26） 式（3.27）3）计算载荷系数K 式（3.28）4）查取齿形系数由参考文献197页表10-5查得，；5）查取应力校正系数由参考文献197页表10-5可查得，计算大、小齿轮的并加以比较 式（3.29）对由上式可得大齿轮的数值较大。设计计算此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的

45、模数，由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取有弯这曲强度算得的模数2.85并就近圆整为标准值m=3,按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数：取大齿轮齿数：取这样的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，而且做到了结构紧凑，避免浪费。 几何尺寸计算和齿轮结构设计计算分度圆直径 式（3.30） 计算中心距 式（3.31）计算齿轮宽度 式（3.32）取。验算 式（3.33） ， 式（3.34）满足设计条件。因齿顶圆直径，所以做成腹板式结构实际传动比所以实际转速 转速误差转速误小于要求的，所以符合要求。

46、低速轴设计已经求得 大齿轮分度圆直径所以大齿轮所受的径向力初步确定轴的最小直径先按参考文献152式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献表153，取，于是得 式（3.35）输出轴的最小直径显然是安链轮处轴的直径（如图3.5所示）. 为了使所选的轴直径与链轮的孔径相适应，故应先确定链轮。安装链轮轴的直径为链轮的内径取26mm，安装链轮轴的长度，取。图3.5 链轮轴的结构示意图 轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足链轮的轴向定位要求，12轴段右端需制出一轴肩，故取；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径为29mm。链轮与轴配合的毂孔长度，为了保

47、证轴端挡圈只压在链轮上而不压在轴的端面上，故12段的长度应比23略短一些。现取初步选择滚动轴承因轴承主要受径向力的作用，故用单列深沟球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6207，其尺寸为 ，故 ；而 。右端滚动轴承采用轴肩膀进行轴向定位。由参考文献第3卷查得6207型轴承的定位轴肩高度5mm，因此，取 。取安装齿轮处的轴段4-5 的直径；齿轮的左端与左轴承这间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为58mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高 ，取 ，则轴环处的直径。轴环宽度 ，取 。轴承

48、端盖的总宽度为16mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。取端盖的外端面与链轮右端面的距离，故取 。取齿轮距箱体内壁之距，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 ，已知滚动轴承宽度。 经过计算： 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴上零件的周向定位齿轮、链轮与轴的周向定位均采用键联接。 用A型平键，由手册查得A型平键截面（GB109679），键长为52mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选取齿轮轮毂与轴的配合为；同样，链轮与轴的联接，选用C型平键为 （GB109679），链链轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径

49、尺寸公差为。确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献152，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径均为1mm。校核键的强度据参考文献103页公式61及104页表62得联接齿轮键的强度校核 式（3.36）联接链轮键的强度校核经计算符合要求定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于6207型深沟球轴承，由手册中查得 。因此，作简支梁的轴的支承跨距。现将计算出轴的受力列于表3.5所示，弯扭矩如图3.6所示。 校核轴承的寿命验算和轴的强度校核因减速器的使用斯为8年，每年工作30天，两班制。所以轴承的理论受命为 由前面计算可知， 则 ： 式（3.37） 式（3.38）所以A为危险轴承。于是对A 进行受命强度验算，由

50、参考文献312页得：所以轴承的受命满足要求 。进行校核时，只需对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。表3.5 轴的受力情况载荷水平面垂直面支反力弯矩M总弯矩扭矩图3.6轴弯扭校核图根据参考文献3365页公式15-5及上表中的数值，并取，轴的计算应力 式（3.39）前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献355页表15-1查得 。因此 ，故安全。所选的减速机的型号满足要求。3.9制动器选择运行机构的制动器，应安装在电动机的轴端。这是因为车体质量和惯性大，制动时高速轴能起一部分缓冲作用，以减少制动时的冲击。运行机构的制动器根据起重机满载、顺风和下坡运行制动工况选择，制动器应使

51、起重机在规定的时间内停车，制动转距按下式计算： 式（3.40）式中：风阻力（N），按工作状态最大计算风压； 制动器个数； 制动时间，参考表4.6选取对于露天工作的起重小车或无夹轨器的起重机，在驱动轮于轨道间有足够大的附着力的情况下，应使制动器满足以下条件： 式（3.41）式中：风阻力（N），按工作状态下的最大计算风压计算。通过对以上数据的计算决定主副起升机构及运行机构选用如下制动器型号： 表3.6 运行机构加（减）速度a及相应加（减）速度时间t的推荐值运行速度行程很长的低速与中速起重机通常使用的中速起重机才用大加速度的高速起重机加（减）速度时间加（减）速度加（减）速度时间加（减）速度加（减）速度时间加（减）速度4.003.152.502.001.601.000.630.400.250.16-9.1.36.65.24.13.22.5-0.220.190.150.120.0980.0780.0648.07.16.35.65.04.03.22.5-0.500.440.390.350.320.250.190