垂直起吊机构设计

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1、第一章 绪论 1.1 选题背景和意义 今中国工业经济处于高速发展时期，建筑工业化和工业现代化的进程中起吊机的使用是不可缺少的。 从古代，人们为了建造大型建筑就发明了原始的起重设备，到了今天，起吊机设计制造已经成为一个专门的产业。起重设备的应用给人们带来了很大的便利，小到仓库里的叉车，大到航天中心的吊装火箭的起吊机械，建筑工地上随处可见的塔式起吊机，港口码头的大型龙门吊，起吊机的身影无处不在。 近些年来，伴随着我国固定资产投资的飞速增长、基础设施建设和大型项目的不断上马，使得我国工程机械行业获得了空前的发展，也受到了人们越来越多的关注。我国的起吊机制造商与欧美的竞争对手相比在技术上还存在着差距，

2、在产业链条，产品结构方面也存在着一定的劣势，但这并非遥不可及。更主要的是，我国在这一领域从未放弃过自主研发，而且已经具备了相当大的产业规模，创造了几个蜚声全球的知名品牌。 1.2起重机介绍 起重机的定义: 起重机械是一种间歇作业方式对物料进行起升、下降和水平移动的搬运机械。起重机械作业通常是重复循环的，一个完整的作业循环一般包括取物起升、平移、下降、卸载等环节。经常起动、制动、正反向运动是起重机械的基本特点。 起重机械基本知识: 一、起重机械的分类 起重机械（简称起重机）是一种能在一定范围内垂直起升和水平移动物品的机械，动作间歇性和作业循环性是起重机的工作特点。 起重机有很多品种和类型，目前我

3、国大多习惯按主要用途和构造特征进行分类。按主要用途分，有通用起重机、建筑起重机、冶金起重机、港口起重机、铁路起重机和造船起重机等。按构造特征分，有桥式起莺机和臂架式起重机；旋转式起重机和非旋转式起重机；固定式起重机和运行式起重机。运行式起重机又分为轨行式（在固定的轨道上运行）和无轨式（无一定轨道，由轮胎或履带支承运行）。 二、起重机的工作特点 起重机是以间歇、重复的工作方式，通过取物装置的升、降运移物料的设备。其工作经历上料、运送、卸料及返回原处等过程，工作范围较大，危险因素很多。如施工电梯和升降机在用吊笼（或轿厢）输送人员和物料时，被提升在空中的人员、物料等的安全取决于提升钢丝绳和一些安全装

4、置的有效性。 综合起重机的工作特点，可概括如下： (1)起重机械通常都具有庞大的金属结构和比较复杂的机构，能完成一个起升运动，一个或几个水平运动。作业过程中，常常是几个不同方向的运动同时操作，技术难度较大。 (2)所吊运的物料多种多样、载荷是变化的凸重达成百上千吨，长则几十上百来，形状很不规则，还有散粒、热熔状态、易燃易爆危险物品，使吊运过程复杂而盏险。 (3)大多数起重机械需要在较大范围内运行，有的要装设钢轨和车轮、轮胎或履带，还有的需在钢丝绳上行走（如架空索道）。活动空间较大，危险面也增大。 (4)暴露的、活动的零部件较多，且常与吊运作业人员直接接触（如吊钩、钢丝绳等），潜伏着许多偶发的危

5、险因素。 (5)作业环境复杂。工矿企业、码头、建筑、施工工地运输、旅游等场所，都有起重机械在运行。作业场所还常会遇到高温、高压、易燃，易爆、输电线路、强磁等危险因素，也对设备及人员的安全构成威胁。 (6)作业中常需多人配合，存在较大难度。要求驾驶、指挥、司索等作业人员熟练配合、协调工作、互相照应。作业人员应有处理现场紧急情况的能力。 (7)升降机、电梯、索道等直接载运人员在导轨、平台、钢丝绳上撇升降、位移运动，潜伏着许多偶发的危险因素等。 一、起重机的正常安全工作条件 一般起重机都应满足下列安全工作条件： (1)金属结构和机械零部件应具有足够的强度、刚度和抗屈曲能力。首先要求零部件和金属结构受

6、载后不被破坏。对丁应力状态复杂的钢丝绳等零件，通常要按主要载荷、主要变形形式，采用较高的安全系数进行静强度计算还必须要求在载荷作用下构件所产生的变形在允许的范围内，即应有足够的刚度。 (2)整机必须具有必要的抗倾覆稳定性。 (3)原动机具有满足作业性能要求的功率，制动装置应提供必需的制动力矩。 二、起重机所受载荷 起重机的工作特点决定了其载荷的随机性，其载荷在不同状态下有基本载荷、附加载荷和特殊载荷三种。 1基本载荷 基本载荷是始终和经常作用在结构上的载荷。它包括起重机金属结构、机构、动力和电气设备等质量的重力的自重载荷和起重机起升质量的能力的起升载荷。起升质量包括允许起升的最大物品、取物装置

7、以及悬挂挠性件和其他随同升降的设备质量，还包括在不平路面上运行时产生的冲击载荷以及机构在启、制动时引起的水平载荷。 2附加载荷 附加载荷是指起重机在正常工作状态下，结构所受到的非经常性作用的载荷。主要包括作用在结构上的最大风载荷；悬吊物品在受风载荷作用时对结构产生的水平载荷；起重机偏斜运行引起的侧向力；温度载荷、冰雪载荷以及工艺性载荷等。 3特种载荷 特种载荷是起重机处于非工作状态时结构可能受到的最大载荷，或在工作状态下偶然受到的不利载荷。前者如非工作状态的风载荷、试验载荷、安装载荷、地震载荷、某些工艺载荷；后者如起重机工作状态下结构所受到的碰撞等裁荷。 起重机交付使用前，必须进行静态和动态试

8、验。静态试验载荷为额定载荷的 1.25 倍。动态试验载荷为额定载荷的 1.1 倍。试验时全速下降物品离地起升或下降制动应平稳。 起重机安装过程中，金属结构所受的载荷称为安装载荷。安装在地震区的大高度移动起重机必须考虑地震载荷。 当起重机或小车上的缓冲器与终点止挡器相撞，或两台起重机相撞时产生的载荷叫碰撞载荷。 二、起重机的机构 能 使起重机的钢 结构发生某种 动作的传动系 统,统称为起 重机的机构. 因起重运输作业的需要,起重机要做升降、移动、旋转、变幅、爬升及伸缩等动作,而这些动作必然要由相应的机构来完成. 起重机最基本的机构,是人们早已公认的四大基本机构起升机构、运行机构、旋转机构（又称为

9、回转机构）和变幅机构.除此之外,还有塔式起重机的塔身爬升机构和汽车、轮胎等起重机专用的支腿伸缩机构. 驱动装置分人力、机械和液压驱动设备. 制动装置是制动器,不同类型的起重机使用不同形式的块式、盘式、带式、内张蹄式和锥形等制动器. 传动装置是减速器,不同类型的起重机使用不同形式的斜齿轮、蜗轮和行星减速器等. 1起重机的起升机构 起升机构的驱动装置采用电力驱动时为电动机,其中葫芦起重机多用交流异步鼠笼式电动机,其他电动起重机多采用绕线式异步电动机或直流电动机.履带、铁路起重机的起升驱动装置为内燃机.汽车、轮胎起重机的起升机构驱动装置是由原动机带动的液压泵、液压油缸或液压电机. 2起重机的运行机构

10、 起重机的运行机构可分为轨行式运行机构和无轨行式运行机构（轮胎、履带式运行机构）,这里只介绍轨行式运行机构,以下简称运行机构. 图 1 集中驱动的运行机构 1电动机 2制动嚣 3减速器 4车轮装置 轨行式运行机构除了铁路起重机以外,基本都为电动机驱动型.为此,起重机的运行机 构是由驱动装 置电动机,制动装置 制动器,传动 装置减速器 和车轮装置四部分组成. 1.3起重机发展状况 21 世纪，是科学技术突飞猛进的时代，而时代的前进也要求先进的工业技术与之吻合并推动。随着我国基础设施建设的加强，尤其是受电力、石油、化工等行业迅速发展的拉动，国内中大吨位工程起重机的市场需求增长显著。大型吊装用起重设

11、备已由过去单一的抱杆方式，逐步扩大发展成为以高性能、更安全可靠的大型起重机为核心的吊装设备。而大型起重机机动性和作业灵活性也深受业内的青睐。 特大型起重机的设计、制造方面均取得了令人瞩目的成就，新产品层出不穷，不断满足各个领域用户的需求。国内在这方面正逐步向大吨位发展。发达国家在不断研究新技术和新结构，向更大吨位挑战。 一、吊装设备特点与吊装技术发展趋势 1. 吊装设备特点： 随着石油化工、冶金及电力建设规模的不断扩大，各工程中的关键设备正在向特重、特大型方向发展。归纳起来，可分为以下几类： （1）以塔、器为代表的重型设备。这类设备直径大、高度高、自重大，吊装时既要求作业空间，又要求起重设备的

12、起重能力，吊装难度大。例如减压塔、反应器、再生器和丙烯精馏塔，上海赛科90 万t 乙烯装置丙烯精馏塔，直径7m，高度97m，重量1060t；中海壳牌80 万t 乙烯装置丙烯精馏塔，直径6.9m，高度94m，重量1240t。 （2）以火炬、排气筒等为代表的高柔结构设备。这类设备长细比大，刚度小，结构稳定性差。吊装时要求垂直作业空间，设备在吊装过程中易产生变形和失稳。例如齐鲁石化72 万t 乙烯技术改造工程塑料厂火炬系统改造工程，新建火炬标高125.4m，重213.15t。 （3） 以核电站用穹顶、化工用压力容器及储存油罐为代表的薄壳结构重型设备。这类设备直径大、壁薄，吊装时要求水平作业空间和起重

13、能力，设备在吊装过程中易产生变形和失稳。例如秦山核电站中安全壳筒体钢衬里板材厚度6mm，直径3644m，高62.5m，整体重量143 t173t。北京燕化公司66万t乙烯改扩建工程中的油洗塔和水洗塔两台巨型塔器，直径9m和11m，高度43.1m 和48.7m，壁厚20mm 和26mm，重量510t和603t。 （4）冶金用重型设备。该类设备长宽高尺寸相当，例如轧机牌坊，武钢用于轧制中厚板的四辊轧机，两片牌坊，单片重约238t，外形尺寸为11.7m 4.5m 1m；宝钢5000mm 级高刚性四辊可逆式轧机，外形尺寸15.28m 4.7m 2.2m，重量397t。 2 吊装技术与发展趋势 从上述关

14、键工程设备可看出，吊装设备无论从体积还是自重，都在向大型化和超大型化发展，因此对吊装技术要求也越来越高。就起重设备的吊装能力角度来看，吊装技术可分为分体吊装和整体吊装两大方式。随着起重设备吊装能力的不断提高，整体吊装已逐渐用于大型吊装项目中，并成为吊装技术的主要发展趋势。 （1）分体吊装 受工作空间、场地及吊装能力限制，以往常采用分体吊装技术。例如化工、核电用塔器类，由于长度长，自重大，一般沿轴线方向进行分段吊装。分体吊装技术虽然解决了吊重和尺寸问题，但会附加吊装工艺和难度。分段吊装后，需要进行空中拼接组对。而空中拼接组对将延长吊装时间，而且大多需要工作人员完成组对，这种空中作业将会带来很大的

15、安全隐患。此外由于是分段吊装，设备本身在设计和制造时就要考虑吊装工艺，包括内部布局、局部加强等，相应地会增加设计工作难度与工作量。对于薄壳结构，如核电站用安全壳钢衬里穹顶，通常采用水平剖分或垂直剖分方式吊装，如图1所示。由于壁薄、刚度小，分段吊装时极易产生无法恢复的变形，因此吊点数量和吊点位置的选择非常重要。这也增加了吊装难度和吊装工艺。 （2）整体吊装 与分体吊装相比，整体吊装工艺相对简单，对吊装设备结构影响小，因此整体吊装成为当前吊装技术的重要发展趋势。随着科学技术的进步与推广应用，起重设备起重能力和起升高度幅度得到了不断提高，也使大件整体吊装成为可能。例如中石化集团购进的1250t履带起

16、重机，是国内也是世界上屈指可数的超大型履带起重机，具有“吊车航母”称号5。其成功地吊装了上海高桥140万t加氢裂化装置建设中的重642t加氢裂化反应器和重604t 加氢精制反应器，南京扬巴60 万t乙烯装置建设中的重850t、高96m 丙烯精馏塔，南京 EO/EG 装置的两台重648t 的EO 反应器等设备，已成为石化企业核心起重设备。 整体吊装中，塔器类设备一般需要翻转直立，因此多采用单机滑移法，即单台起重机作为主吊系统用于提升设备，使设备由平卧状态逐渐过渡到直立自由状态。与此同时，设备底部置于滑移装置上，滑移装置随设备的提升做水平移动，协助设备直立。如果设备自重过大，可采用双机或多机提升滑

17、移法和抬吊滑移法。双机提升滑移法与单机提升滑移法工作原理相同，只不过是两台起重机同时作为主吊系统提升设备，为均衡起重机间受力，可采用平衡梁型式。设备底部仍采用滑移装置协助设备直立。双机抬吊滑移法是其中一台起重机作为主吊系统，另一台起重机起吊设备底部，称溜尾起重机。吊装时，两台起重机提升设备离地，主吊起重机负责设备提升，溜尾起重机协助设备直立。图2是多机提升滑移方式的吊装，其中两台起重机作为主吊系统提升设备，另一台起重机起吊设备底部，协助设备直立。 二、 大型移动式起重机发展趋势 为实现整体吊装，对起重设备的起重能力、作业空间、安全可靠性都有很高要求，如果是多机同时吊装，还需要具备协调控制能力。

18、为此大型移动起重机在吊装方面有很大的施展空间，也因此而得以不断发展。当前大型移动起重机的主要发展趋势如下： 1 .超大型起重机 目前履带起重机最大吨位已超过1 0 0 0 t ，例如Demag 公司的CC12600 型起重量为1600t1，Liebherr公司的LR11200型起重量为1000t2。轮式起重机主要包括全地面起重机、汽车起重机和越野轮胎起重机，其中全地面起重机的吨位跃居三者榜首。受其伸缩臂结构自重和伸缩机构等限制，与履带起重机相比，起重吨位相对小些10，但也接近千吨级。例如Liebherr公司最大吨位LTM1800 型800t，Demag 公司的AC700 型700t 和Tada

19、no 公司的550t 产品都是全地面起重机。 超大型起重机的另一发展趋势是采用超起装置，并逐渐成为大型起重机的必备装置。超起装置主要从改善结构受力和增加配重两方面来提高起重能力。其一是增设超起臂架，以改善主臂架的受力，用于提高整机小幅度时的起重能力。另一是同时增设超起配重，用于提高由整机稳定性决定的大幅度起重能力。为实现更大的起重能力，可采用环轨超起型式。例如Manitowoc 公司的2250 型履带起重机，标准型时起重量为272t。增设超起臂架和超起配重后，起重量为450t。而增设这种环轨超起装置，并改用重型臂架后，起重量可达到1300t3。 轮式起重机在超起方面，2000 年由Demag

20、公司推出了侧支撑超起装置(SSL)，可为伸缩臂提供侧向支撑，特别是吊臂几乎处于垂直位置时，有效地提高了起重能力。该装置已用于AC500 型500t 全地面起重机上。Grove公司和Libherr公司也相继推出了这种产品，用于400t 以上产品中。 2.扩大作业空间的新结构 为实现大起升高度和大幅度，主臂与副臂的组合方式被广泛采用。主臂、主臂与固定副臂、主臂与塔式副臂这三种组合已成为大型起重机的必备组合方式。除此以外，履带起重机又出现了新的臂架组合方式：副臂通过过渡节直接与主臂连接，副臂上连接副臂，其作业空间得到了有效扩大，作业范围可达到200m 以上。现已应用于Liebherr 和Manito

21、woc 公司的起重机上。 轮式起重机受伸缩机构尺寸的限制，其臂架长度始终不能突破。Grove 公司和Liebherr 公司先后开发的单缸伸缩技术，大大减小了伸缩机构的尺寸，从而实现臂节数目的增加。Liebherr 公司的LTM1500 型500t起重机臂节达到7 节，长度可达84m。 3.日臻完善的自拆装技术 为了最大限度地缩短转场时间，简化拆装，减少辅助作业时间及对其他辅助起重设备的依赖，国外履带起重机都具有较强的自拆装功能。这给履带起重机带来了全新的生命力。自拆装系统是在充分利用主机已有构件功能的基础上，增设必要的部件和传动件而实现的，例如桅杆顶升油缸，配重顶升油缸等。对于大型起重机，需要

22、拆解与安装的部件有配重、履带行走装置和臂架系统。Liebherr 公司和Manitowoc 公司在此方面做了不少研究工作，推出了完备而先进的自装拆系统。 4.自动化信息化的集成 液压传动是目前移动式起重机普遍采用的传动方式，其发展历经了早期简单的定量阀控系统、恒功率变量系统，到后来的按需求变量控制系统、负载传感系统，直到现在的微电子智能功率控制系统。这些控制系统的不断更新，为提高起重机的调速性能、降低操作强度、延长设备使用寿命、降低使用成本提供了保证。而数据总线控制技术在起重机上的应用，将发动机控制、液压控制、安全监测状态监控和极限载荷限制集为一体，通过总线方式进行信息传递与控制，实现了控制上

23、真正意义的自动化与智能化。同时借助图形化的显示屏显示起重机的所有信息，例如系统状态、技术参数等，甚至可协助操作者进行故障诊断，显示故障原因、部位及处理方法。这种先进的控制系统显著提高了控制系统的可靠性、作业安全性、操作舒适性和工作效率。国外公司产品已普遍采用总线控制技术，例如Demag 和Liebherr 公司。 5.混合型起重机 混合型起重机集履带起重机起重能力、作业空间的优越性和轮式起重机机动灵活性于一体，具有广阔的应用前景，正逐渐扩大市场份额，如图7所示。1998年石化公司就同时购进了德国Demag 公司4 台500t 级这种设备，为国内吊装业注入了新的活力。除此之外， Manitowo

24、c 公司和Liebherr 公司也都有这类产品的推出，吨位在250t 以上。 国内履带起重机和轮式起重机的开发能力还处于中小吨位级别。从产品规模、吨位大小和可靠性方面与国外还是有一定差距，但也在逐步消化吸收国外先进技术，向改善现有产品、占领国内中小吨位市场、开拓大型产品方向发展。虽然大吨位起重机领域仍被国外 企业垄断，但近些年国内企业在该领域已取得实质性的进展。轮式起重机方面，徐工集团和浦沅集团自行设计开发了160t和300t全地面起重机。履带起重机方面，本单位与徐工集团合作自行开发的150t产品已投入市场，与浦沅集团合作自行开发的200t产品即将推出样机。 三、液压提升装置发展趋势 随着生产

25、工艺和要求及设备制造业的发展，出现了大型甚至超大型的设备或部件，由于现场条件的局限，设备的重量远远超出了常规起重设备的额定承载能力，因此液压提升装置在这方面突显优势，占据了吊装市场的主导地位。 液压提升设备是双桅杆或龙门桅杆系统的延续和发展，如图8所示。双桅杆和龙门桅杆系统的主吊以滑车和卷扬机组成，液压提升设备的主吊以大吨位液压千斤顶组成，比双桅杆或龙门桅杆系统技术更先进，是超高超重设备吊装的重要工具之一。液压提升设备 的能力可达万吨级，常用于超重、超高、大跨度的构件安装。其主要工作特点： （1）起重量不受限制，通过液压提升系统的扩展组合，能满足千吨级甚至万吨级构件的吊装。 （2）同步控制，安

26、全受控，可手动控制和完全自动控制。 （3）可操作性好，液压提升系统体积小，重量轻。 （4）吊装过程平稳，无明显附加冲击载荷。液压提升装置的关键技术是同步控制技术，其发展经历了液压同步顶升、液压同步提升、液压同步滑移及间歇式同步提升滑移阶段，目前发展成为连续式同步提升滑移控制技术。当前液压动力系统不仅有电液比例调速系统，还有变频系统；计算机同步控制的通讯由有线发展成为无线网络化通讯，通过人机界面实施监测构件的位置及同步情况。计算机系统实现完全自动同步控制，负载均衡，姿态校正，操作闭锁，过程显示和故障报警等工作，大大提高了工程实施的安全可靠性，保证工程质量。这类装置不仅在石化、冶金、电力建设工程中

27、，而且在国内著名市政工程建设中也发挥着至关重要的作用，例如北京西客站主站房钢门楼整体提升，门楼长45m，宽28.5m，重1800t；东方明珠广播电视塔顶部钢天线桅杆的整体安装，距地面高度350m，钢天线长118m，重450t。上海大剧院重6080t钢结构屋架的整体安装。 1.3.1国外起重机发展方向 当前, 国外起重机发展有四大特征： (1) 简化设备结构,减轻自重,降低生产成本 芬兰Kone 公司为某火力发电厂生产的起重机就是一个典型的例子。其中起升机构减速器的外壳与小车架一端梁合二为一, 卷筒一端与减速器相连, 另一端支撑于小车架的另一端梁上。定滑轮组与卷筒组连成一体, 省去了支撑定滑轮组

28、的承梁简化了小车架的整体结构。同时, 小车运行机构采用三合一驱动装置, 即减轻了小车架和小车的自重。副起升机构为电动葫芦置一台车上, 由主起升小车牵引。小车自重的减轻使起重机主梁截面也随之减小, 因而整机自重大幅度减轻。国内生产的75/ 20t、31. 5m跨度起重机自重94t , 而Kone 公司生产的80/20t、29. 4m 跨度起重机自重只有60t。法国Patain 公司采用了一种以板材为基本构件的小车架结构, 其重量轻, 加工方便, 适用于中、轻级中小吨位的起重机。该结构要求起升机构采用行星圆锥齿轮减速器, 不直接与车架相连接,以此来降低小车架的刚度要求, 减化小车架结构, 减轻自重

29、。Patain 公司的起重机大小车运行机构采用“三合一”驱动装置, 结构较紧凑, 自重较轻, 简化了总体布置。此外, 由于运行机构与起重机走台没有联系, 走台的振动也不会影响传动机构。 (2) 更新零部件,提高整机性能 法国Patain 公司采用窄偏轨箱形梁作主梁, 其高、宽比为43. 5 左右, 大筋板间距为梁高的2 倍, 不用小筋板。主梁与端梁的连接采用搭接方式, 使垂直力直接作用于端梁上盖板, 由此可降低端梁的高度, 便于运输。在电控系统上该公司采用涡流联轴器和涡流制动器多电机调速系统, 可实现有载及空载的有级或无级调速。变频调速在国外起重机上已开始应用,ABB 公司、日本富士、奥地利伊

30、林公司已广泛采用。该调速方案具有高调速比, 甚至可达到无级调速, 并可节能等优点。另外, 遥控装置用于起重机在国外也已普遍化, 特别是在大型钢铁厂已广泛使用。 (3)设备大型化 随着世界经济的发展, 起重机械设备的体积和重量越来越趋于大型化, 起重量和吊运幅度也有所增大, 为节省生产和使用费用, 其服务场地和使用范围也随之增大。例如新加坡裕廊船厂要求岸边的修船门座起重机能为并排的两条大油轮服务, 其吊运幅度为105m, 且在70m幅度时能起吊100t ; 我国三峡工程中使用的1200t 桥式起重机就对调速要求很高, 为三维坐标动态控制。 (4) 机械化运输系统的组合应用 国外一些大厂为了提高生

31、产率, 降低生产成本, 把起重运输机械有机的组合在一起, 构成先进的机械化运输系统。日本村田株式会社尤山工厂在车间中部建造了一个存放半成品的立体仓库, 巷道式堆垛机按计算机系统规定的程序向生产线上发送工件。堆垛机把要加工的工件送到发货台, 然后由单轨起重小车吊起, 按计算机的指令发送到指定工位进行加工。被加工好的工件再由单轨起重小车送到成品库。较大型工件由地面无人驾驶车运送, 车间内只有几个人管理, 生产效率很高。德国Demag 公司在飞机制造厂中采用了一套先进的单轨或悬挂式运输系统, 大大减化了运输环节。将所运物品装入专用集装箱内( 有单轨系统的轨道) 由码头运至工厂, 厂内的单轨系统与集装

32、箱内的轨道对接, 物品进入厂房, 并由单轨运输系统按计算机的指令入库或进入工位, 实现门对门的运输。 1.3.2 国内起重机发展方向 (1) 改进起重机械的结构,减轻自重 国内起重机多已采用计算机优化设计, 以此提高整机的技术性能和减轻自重, 并在此前提下尽量采用新结构。如550t 通用桥式起重机中采用半偏轨的主梁结构, 与正轨箱形梁相比, 可减少或取消主梁中的小加筋板, 取消短加筋板, 减少结构重量, 节省加工工时。目前国家星火计划提出桥架采用四根分体式不等高结构, 使它在与普通桥式起重机同样的起升高度时, 厂房的牛腿标高可下降1. 5m; 两根主梁的端部置于端梁上, 用高强度螺栓连接; 车

33、轮踏面高度因此下降, 也就使厂房牛腿标高下降。在垂直轮压的作用下, 柱子的计算高度降低, 使厂房基建费用减少, 厂房寿命增加。 (2) 充分吸收利用国外先进技术 起重机大小车运行机构采用了德国Demag 公司的“三合一”驱动装置, 吊挂于端梁内侧, 使其不受主梁下挠和振动的影响, 提高了运行机构性能与寿命, 并使结构紧凑, 外形美观, 安装维修方便。随着国内机械加工能力的提高, 大车端梁和小车架整体镗孔成为可能, 因而45剖分和车轮组或圆柱形的轴承箱将有可能代替角形轴承箱, 装在车轮轴上的车轮轴孔中心线与端梁中心线构成标准的90,于是车轮的水平和垂直偏斜即可严格控制在规定范围内, 避免发生啃轨

34、现象。由于小车架为焊后一次镗孔成形, 使四个车轮孔的中心线在同一平面内, 故成功地解决了三点落地的问题。起升机构采用中硬齿面或硬齿面的减速器, 齿轮精度达到7 级, 齿面硬度达到320HB,因而提高了承载能力, 延长了使用寿命。电气控制方面吸收消化了国外的先进技术, 采用了新颖的节能调速系统。如晶闸管串级开环或闭环系统, 调整比可达130。随着对调速要求的提高, 变频调速系统也将使用于起重机上。同时, 微机控制也将在起重机上得到应用, 如三峡工程600t 坝顶门式起重机要求采用变频调速系统, 微机自动纠偏, 以及大扬程高精度微机监测系统。遥控起重机随着生产发展需要量也越来越大, 宝钢在考察了国

35、外钢厂起重机之后, 提出了大力发展遥控起重机的建议, 以提高安全性, 减少老动力。 (3) 向大型化发展 由于国家对能源工业的重视和资助, 建造了许多大中型水电站, 发电机组越来越大。特别是长江三峡工程的建设对大型起重机的需要量迅速上升。三峡电厂需要1200t 桥式起重机,2000tm 大型塔式起重机。目前在建设中的大、中型水电站还有很多,例如广西岩滩、龙滩、清江隔河岩、福建水口电站等等; 还有很多核电站和大、中型火力发电厂需要建设, 可以预计, 大吨位高性能起重机的需要量是非常大的。纵观国内外起重机的动态与发展, 前景广阔。 1.4 本文研究内容 本课题研究的主要内容有：垂直起吊机构方案的拟

36、定与选择、起升机构总体设计、减速器类型选择、缓冲器的选用，另外，本课题还从性价比等方面的因素来选择或设计了电动机、带的类型、齿轮的设计、缓冲器等一些部件和机构。 2.1 选择钢丝绳 (1)钢丝绳最大拉力第二章重要参数计算 mgk (1200 + 24) 9.8 1.2Fmax = = = 7197N根据设计要求，起重重量为 1.2t，吊具自重原则,选用滑轮组倍率：a=2。 a 2k：安全系数；取 1.2。 (2)钢丝绳直径 d d = C Fmax = 0.16 7197 = 14mm =0.0212=0.24KN 按照构造宜紧凑的C：选择系数；查5P8-10 表 8.1-8，取 C=0.08

37、9。 (3)选取钢丝绳 查附表 1 选用瓦林吞型纤维芯钢丝绳 619+IWS，钢丝公称抗拉强度 1670MPa，光面钢丝，右交互捻，直径 d=14mm，钢丝绳最小破断拉力 =108KN,标记如下：钢丝绳14NAT619+IWS1770ZS108GB8918-88 图 2.16x19+IWS 钢丝绳2.2 确定卷筒尺寸 （1）卷筒选取由5P8-41 表 8.1-52,选用 C 型卷筒结构 （JB/T9006.2-1999），单层单联卷筒。图 C 型卷筒结构(2)按钢丝绳中心计算的卷筒的最小卷绕直径: 其中hd H式中 L ：筒上有绳槽长度， L = ( + n)t =148(mm) 式中 h与机

38、构工作级别和钢丝绳结构有关的系数； d钢丝绳的直径，mm。 查表得：筒 h1 =18，筒最小卷绕直径 D0 min = h1 d=18 14=252； 考虑起升机构布置卷筒总长度不宜太长，卷筒直径取 D=340 。 卷筒长度：L= =100+69+46=215mmD0H起重机最大起升高度，mm； n钢丝绳附加安全圈数，一般取 1.53 圈； t绳槽节距，mm； D卷筒的计算直径。 式中安全圈 n=2，起升高度 H=5m，槽节矩 t=23mm，绕直径 D0=360mm； 定绳尾所需长度,取=3 23=69mm； 筒两端空余长度,取=t=23mm； F max 7197 故安全。 1(3)卷筒壁厚

39、 卷筒壁厚 = 0.02D +（6 10） 15mm = 0.02 360 +（6 10）= 13.2 17.2mm，取15mm(4)单层卷绕卷筒压应力 1 p 15 7A1：应力减小系数；取 0.75。 对于 HT200,查7表 4-5 得 bc =1000。 2.3 传动方案分析 传动方案：电机带传动两级圆柱齿轮（直齿）减速器工作机 给定条件：由电动机驱动，运输带工作拉力为 12.24KN，上升速度为 0.4m/s，提升机鼓轮直径为 360mm 减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器 方案分析：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输

40、入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作 用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。 总体传动简图： 高速轴 124151、 卷筒2、 带传送3、 减速器4、 联轴器5、 电动机6、 重物输出轴 336PP =FvP 4 2 = 0.962.4 重要参数计算2.4.1 电动机的选择计算 按工作条件和要求选用一般用途的 Y 系列三相异步电动机，卧式封闭。2.4.2 电动机容量计算 电动机所需的工作效率为： . dPd 电动机功率; Pw -工作机所需功率; 工作机所需要功率为：1000传动装置的总效率为：d 12 3 4按表 2-3 确定各部分效率： 1滚

41、动轴承传动效率2= 0.99， 闭式齿轮传动效率 3= 0.96 , 联轴器效率 4= 0.99， 传动滚筒效率 则减速器传动的总效率： 4 25= 0.97 ， 42d= 1 234 5= 0.96 0.99 0.96 0.99 0.97 = 0.82所需电动机功率为：=选择的电动机的额定功率 Ped机额定 ped 为 7.5KW。 2.4.3 确定电动机转速 工作机转速： 要略大于 Pd，由 Y 系列三相异步电动机技术数据,选择电动其中： V-输送带的速度（m/s）D-卷筒的直径（mm） 电动机转速的可调范围： n d = i n w ，其中： i = i1 i2，取 V 带传动比： i1

42、= 2 5 ，二级圆柱齿轮减速器传动比： i2电动机转速的可调范围：= 8 40 ，总传动比的合理范围： i = 16 200，同步转速故。 根据 Pd 、nd，查阅相关手册得到符合这一范围的同步转速有 750 r/min，1000 r/min，1500 r/min 和 3000r/min，由于 750 r/min 型电动机的尺寸过大，重量较重，且价格高，故不可取，而 3000r/min 价格高，转速高,也不可取。所以在没,1000 r/min 与 1500 r/min两种一中选取，见下表： 方案电动机型号额定功率（KW）同步转速 n（r/min）满载转速 n（r/min）1Y132M-47.

43、515001440综合考虑总传动比，结构尺寸及成本，选择 Y132-4 型封闭式三相异步电动机 2.4.4 确定传动装置的总传动比和分配各级传动比 总传动比 ia 为： 取 带 传 动 比 为， 则 圆 柱 直 齿轮 高 级 速 传 动 比 和 低 级 速 传 动 比 的 乘 积为。因，取，经计算得2.4.5 计算传动装置的运动及动力参数 计算各轴转速： 轴：轴：轴：轴：计算各轴的输入功率： 轴：轴：轴：轴：轴名功率 P/KW转矩 T/N m转速 n传动比输入输出输入输出电机轴7.549.741440轴7.2133.70514.292.8轴6.84714.1291.515.62轴6.50292

44、5.2021.234.31轴6.372866.9921.231计算各轴的输出转矩： 电动机所需的实际转矩即为电动机的输出转矩： 轴：轴: 轴：轴：将运动和运动参数计算结果进行整理并列成表： r/min i 3.1 带传动的设计计算 1.确定计算功率 Pca第三章传动零件的设计 故由表 8-7（P156,机械设计第八版 高等教育出版社）查得工作情况系数 KPca = K A Pd =7.5KW 1.3=9.75kW 2.选择 V 带的带型 根据 Pca =9.75kW 和小带轮转速 查表可知，选用 A 型 V 带。 3.确定带轮基准直径并验算带速 v: dA=1.3，（ 1） 初选小 带轮直 径

45、 dd1， 小带轮 直径 (d)min=75mm,根据 基准 直径系 列初选 ，初选（2）验算带速 v: 因为 5m/sv25m/s,故带速合适。 （3）计算大带轮的直径： 根据表 8-8，取整为4.确定 V 带中心距 a 和基准长度。 （1）根据 0.7（），初定中心距=800mm （2）计算带所需的基准长度 =2由表 8-2 选带的基准长度。 （3）计算实际中心距。又 所以，中心距的变化范围为 825.1931.3mm。 5.验算小带轮上的包角6.计算带的根数 z （1）计算单根 V 带的额定功率 Pr 由 和 n m = 1440r / min ，查表 8-4a 并由内插值法算得。根据

46、nm= 1440r / min ，和 A 型带，查表 8-4b 并由内插值法算得。查表 8-5 得，表 8-2 得，于是 （2）计算 V 带的根数 z 7.计算单根 V 带的初拉力的最小值由表 8-3 得 A 型带的单位长度质量 q=0.1kg/m，所以 应使带的实际初拉力8.计算压轴力压轴力的最小值为由以上计算可得带的选择如下： 带类型长度根数传动中心距带轮基准直径普通 V 带 A 型2240mm6 根860.5mm118mm 主）335mm（从）2KT u 131t3.2 各齿轮的设计计算 3.2.1 高速级减速齿轮设计 1.选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数 1）按已知图示的传动方案，选

47、用直齿圆柱齿轮传动。 2）输送机转速不太快，选用 7 级精度（GB1009588）。 3）材料按表 10-1 选取，因传递功率不大，大小齿轮均选用软齿面。 小齿轮：40Cr，调质处理，硬度 241286HBS，取 280HBS。 大齿轮：45 钢，调质处理，硬度 217255HBS，取 240HBS。 4）选小齿轮数 z1 = 24 ，大齿轮齿数 取 135 3.2.2 按齿面接触强度设计 d u H (1)确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 。 计算小齿轮传递的转矩。 由表 10-7 选取齿宽系数 d= 1 。 1由表 10-6 查得材料的弹性影响系 Z由图 10-21d 按齿面硬度查得：

48、 E= 189 .8MPa 2 。 小齿轮的接触疲劳强度极限 H lim1= 600MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim 2= 550MPa 由式 10-13 计算应力循环次数 K HN1 lim1 = = 0.95 600MP = 570MP K = = 1.07 550MP = 588.5MP 2 1 Ed 2.23 1t u 21.3 13.37 10 5.62 +1 189.8由图 10-19 取接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式 10-12 得 SS(2)计算 1)试算小齿轮分度圆直径 d H 3。 d1t 2.2315.62570

49、mm = 63.14mm d n =2）计算圆周速度 。 60 10003）计算齿轮宽 b 。 = 63.14 514.29601000ms1.70msb = d d1tb= 1 63.14mm = 63.14mm 4）计算齿宽与齿高之比h。 模数mt=d1t=63.14mm = 2.63mmz1齿高 h = 2.25mt24= 2.25 2.63mm = 5.92 mmbh=63.145.92= 10.67 5）计算载荷系数。 根据 = 1.70ms，7 级精度，由书 108 图表得动载荷系数 Kv= 1.07 ； 对直齿轮 KH= KF= 1 ； 由载荷状态均匀平稳查表得使用系数 KA=

50、1； 从 课 本 表10-4中的软齿面齿轮栏查得的小齿轮相对支承非对称布置、7级精度时KH b由 = 10.67 ， K= 1.421 ； hH = 1.42 ，由图 1013 得 KF= 1.35 ；故载荷系数 K = KAKvKFKH = 11.07 11.421 1.520 K 1.52031 1tK 1.3d 66.527）计算模数 m ： m = = mm = 2.77mm 1 Fa Sam 32 z 取弯曲疲劳安全系数 S = S = 1.4, 由 公式得 K 0.89 500 = = MP = 317.857MPF a aK 0.96 380 = = MP = 260.571MP

51、F a a6） Kt 和 K 的数值相差较大，所以按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式得 tz1 243.2.3 按齿根弯曲强度设计 由弯曲强度的设计公式为 d 1 F (1) 确定公式内的各计算数值 1）根据查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 = 500MPa ；大齿轮的弯曲强度 极限 FE2 = 380 MPa ； 2）由图 1018 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 = 0.89 ， KFN 2 = 0.96 ； 3）计算弯曲疲劳许用应力。 F FS 1.4S 1.44）计算载荷系数 K 。 K = K5）查取齿形系数。 AKvKFKF= 1 1.07 11.421 1.520

52、Y Y由书表 105 并用差值法得: YFa1查取应力校正系数。 由书表 105 并用差值法得: YSa1Fa Sa= 2.65 ， YFa2= 1.58 ， YSa2= 2.152 。 = 1.802 。 6）计算大、小齿轮的F，并加以比较。 YFa1YSa1=2.65 1.58317.857= 0.01317F1YFa2YSa2=2.152 1.802260.571= 0.01488F221.52013.371032显然大齿轮的数值大。 （2）设计计算 1 244 0.01488mm = 2.19mm d 66.52z = = 27 d = z m = 152 2.5mm = 380mm对

53、比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳计算 的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面 接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘积）有 关，可取由弯曲强度算得的模数 2.19mm 并就近圆整为标准值（第一系列） m = 2.5mm ，按接触强度算得的分度圆直径 d1 = 66.52mm ，算出小齿轮齿数： m 2.5大齿轮齿数 z2 = 5.62 27 152 3.2.4 几何尺寸计算 (1)计算分度圆直径 d1 = z1m = 27 2.5mm = 67.5mm2 2(2)计算中心距 a =d1 + d22=67.5 + 3802mm = 223.75mm (3)计算齿轮宽度 b = d d1= 1 67.5mm = 67.5mm 取 B2= 68mm ， B1 = 73mm 。 *d = ( z + 2 h )m = (107 + 2 1) 3.0mm = 327 mm 500mm 3.2.5 齿轮结构设计 (1)齿轮结构的设计计算 由于 d a1 = ( z1 + 2h )m = (30 + 2 1) 3.0mm = 99mm 160mm 2 2所以小齿轮做成实心结构齿轮，大齿轮做成腹板式结构齿轮。 KT u 1 Z由设计计算公式 d 2.323 ( )