起重机专业毕业设计

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1、各专业全套优秀毕业设计图纸毕 业 设 计（论文）（说 明 书）题 目： 姓 名： 编 号： 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 书姓名 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 日平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 1 页第第1章章前言前言 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

2、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

3、。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

4、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平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 2 页得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

5、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。平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 3 页第第2章章 起升机构设计起升机构设计2.1确定起升机构的传动方案，选择滑轮组和吊钩组确定起升机构的传动方案，选择滑轮组和吊钩组起起升升机机构构计计算算简简图图平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书

6、（论文） 第 4 页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：起重量Q起升高度H起升速度V运行速度V跨度L300/50t31/33m1.1/7.0m/min27.5/8.0m/min22m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

7、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 Ih=10，则可知钢丝绳的分支数为 Z=4*Ih=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

8、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.。平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 5 页 电电动动机机变变速速箱箱开开式式齿齿轮轮卷卷筒筒轴轴承承轴轴承承联联轴轴器器图 a 第一种传动方案 电电动动机机变变速速箱箱开开式式齿齿轮轮卷卷筒筒轴轴承承轴轴承承联联轴轴器器联联轴轴器器图 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、

9、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 Ih=4，则承重绳的分支为：Z=2 Ih=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Gg=326kgf，查2表 15-15 选用 5 个滑轮，直径采用 D=600mm，其自重为 Gg=80kgf，两动滑轮间距为 A=120mm，估算吊钩组自重为 Gg=1t。 （参阅2 表 13-2） 。1.2 选择钢丝绳选择钢丝绳1.2.1 主起升机构平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 6 页 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

10、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。

11、(4)尽量减少钢丝绳的弯曲次数。滑轮组采用滚动轴承，当 ih=12 时，查3表 2-1，知滑轮组的效率是：h=0.915。钢丝绳受到的最大的拉力为：kgfiGQshh14298915.0*12*210*)14300(2)(30max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 =0.85，则钢丝绳的计算钢丝绳破断拉力总和为： kgfsksb92516414298*85.05.5max平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 7 页查2表 12-10 知，钢丝绳 6w（19） ，公称抗拉强度

12、185kgf，直径 d=35mm，其钢丝破断拉力总和为：Sb=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 Ih=4，如上主起升机构的计算，查3表 2-1 知滑轮组效率为 h=0.975，钢丝绳所受的最大拉力：5 .6538)915. 0*4*2(10*)150(2)(30maxhhiGQs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 =0.85，则钢丝绳的计算钢丝绳破断拉力总和为： 423085

13、.6538*85.05.5*maxsksb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：Sb=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确定滑轮组的主要尺寸滑轮许用最小直径：Dd(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：D35*(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 Dp=0.6D=0.6*1000=600mm，取 Dp

14、=600mm，其具体尺寸参照2表 13-2.1.3.2 副起升机构平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 8 页有：D22.5*(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 Dp=0.6D=0.6*600=360mm，取 Dp=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确定卷筒尺寸并验算其强度卷筒直径：Dd(e-1)1.4.1 主起升机构（1）卷筒直径：Dd(e-1)=35*24=840mm，Dd(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

15、筒，其绳槽螺距。（2）卷筒长度：100)4(*2LtZDHiLh即 4581mm16038*422138)*(3.1412*31000*2L则卷筒的长度为：L=4600mm如上公式，其中 Z0为附加安全圈数，取 Z0=2。L1为卷筒中央无槽的光面部分，取其L1=A=160mm，D0为卷筒计算直径 D0=D+d=2138mm。(3)卷筒的壁厚：mm5248)106(2100*02.0)106(02.0D取=50mm。卷筒壁压力验算：752)38*50(14298maxmaxtsy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=4500 kgf/cm2,

16、抗拉强度极限 b=2750 kgf/cm2,故其许用压应力byy=by/4.25=4500/4.25=1059 kgf/cm2,因此可以看出其强度足够，可满足使用要求。由于卷筒长度 L3D 故此略去因弯矩而产生的拉应力校核。平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 9 页1.5 选电动机选电动机计算静功率：)60*102(*)()0UGQNj1.5.1 主起升机构Nj=（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 取为 0.8。电动机的计算功率：Nekd* Nj=0.8*66.4=56.4

17、kw其中，系数 kd据3表 6-1 查得，取 kd=0.8。查2取电动机型号为 JZR263-10,其参数分别为：Ne（25%）=60kw, n1=580rpm,GDd=13.58 kgfm2。1.5.2 副起升机构Nj=（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 取为 0.85.电动机的计算功率：Nekd* Nj=0.8*68.6=54.9kw其中，系数 kd据3表 6-1 查得，取 kd=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 JZR263-10 型,其参数分

18、别为：Ne（25%）=60kw，n1=580rpm,GDd=13.58 kgfm2。1.6 验算电动机发热条件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=47.6kwkwNrkNjx6.475.70*9.0*75.0*25其中，k25为工作类型系数，由3表 6-4 查得，取 k25=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：平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（

19、论文） 第 10 页kwNrkNjx3.466.68*9.0*75.0*25Nx=46.3kw其中，k25为工作类型系数，由3表 6-4 查得，取 k25=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 选择减速器选择减速器1.7.1 主起升机构卷筒转速为：0Divnhj即，1.966rpm2.138*3.1412*1.1nj减速机构的总传动比为：i0=580/1.966=295 查1附表 13 选用传动比为 40.17 的 ZQ-1000-的减速器，当中级工作类型时，许用功率为N=7

20、9kw，i0，=40.17，自重Gg=2140kgf，输入轴直径为 d1=90mm，轴端长 l1=135mm。1.7.2 副起升机构卷筒转速为：0Divnhj即，nj=7.0*4/（3.14*1.0225）=8.72rpm减速机构的总传动比为：i0=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，i0，=65.54，自重 Gg=2189kgf，输入轴直径为 d1=70mm，轴端长l1=110mm。1.7.3 关于开式齿轮的计算开始齿轮的传动比是 i= i0/ i0，=295/40.17=7.34，取 i=7.

21、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：D1=300mm, D2=2220mm,齿轮宽度为 B=100mm平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 11 页1.8 验算起升速度和实际所需功率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/min7.4)*(40.17295*1.1i0 i0*vv误差为：= (v，-v)/v*100%=（1.1-1.09）/1.1*100%=0.9%因 ，故此设计满足设计要求。实际所需功率为：Nx，= Nx* v，/v=47.6*1.09/1.1=47.2kw，因 Nx， N e(25%)，故满足要求。1.

22、8.2 副起升机构实际起升速度：v，=v*i0/ i0，=7.0*66.5/65.54=7.1m/min误差为：= (v，-v)/v*100%=（7.1-7）/7*100%=1.4%，因 ，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校核减速器输出轴强度输出轴最大径向力为：)*(2/1maxmaxRGsaRj输出轴最大扭矩为：)8 . 07 . 0(00maxmaxMiMMe1.9.1 主起升机构Rmax=1/2*（2*14298*+3*103）=15798kgfGj 为卷筒及轴自重，参照1附表 8 估算 Gj=3t，查114 可知 ZQ-1000 型减速器输出轴端最大容

23、许径向载荷R=16700kgf。因 RmaxR，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：00maxmax)8.07.0(iMMe其中，max取 2.8（当 Jc=25%时，电动机最大力矩倍数）0=0.95（减速器传动效率） ，则有：Mmax=(0.70.8)*2.8*100.86*0.95*40.7=7543.98620.5kgfm 查1附表 14 知，ZQ-1000-型减速器的输出轴最大容许扭矩是：M=20500kgfm，因 MmaxM，故计算满足要求。平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 12 页1.9.2 副起升机构

24、输出轴最大径向力为：)*(2/1maxmaxRGsaRjRmax=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-型减速器输出轴端最大容许径向载荷为R=16700kgf。因 Rmax20000kgfm，即：有MmaxM，故减速器满足扭矩要求。1.10 选择制动器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

25、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: *)2/(*)(*00) 0iiDGQkMkMhzjzz1.10.1 主起升机构Mz1.75*（300+14）*103*2.138*0.85/（2*12*40.17*7.4）=131kgfm其中，kz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-4

26、00/100，其额定制动力矩为:Mez=160kgfm，制动轮直径为：Dz=400mm，制动器重量Gz=155kgf.平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 13 页1.10.2 副起升机构Mz1.75*（50+1）*103*1.0225*0.85/（2*4*65.54）=147.9kgfm其中，kz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：Mez=160kgfm，制动轮直径为：Dz=400mm,制动器重量Gz=155kgf。其与主起升机构相同。2.11 选择联轴器选择联轴器2.11.1 主起升机

27、构kgfmnMMiej75.3225806.1*60*975*2*其中，=2，等效系数由1表 2-7 查得 nI=1.6 为安全系数，据1表 2-21 查得，Mel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：Mel=975*Ne(25%)/ nI(25%)，据2图33-1 可知，电动机 JZR263-10 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Mmax=315kgfm，飞轮距（GD2）=0.435kgfm2，重量 G

28、=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 300mm 的半齿联轴器，其图号为，最大允许扭矩为：M max=315kgfm，飞轮距（GD2）=1.8kgfm2，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：kgfmnMMiej75.3225806 . 1*60*975*2*等效系数 =2，由1表 2-7 查得，nI=1.6 为安全系数，据1表 2-21 查得，Mel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：Mel=975*Ne(25%)/ nI

29、(25%)，据2图 33-1可知，电动机 JZR263-10 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Mmax=315kgfm，飞轮距（GD2）=0.435kgfm2，重量 G=25.7kgf，平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 14 页浮动轴端为圆柱形 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

30、的直径为 300mm 的，其图号为 s298，最大允 许扭矩为：M max=315kgfm，飞轮距（GD2）=1.8kgfm2，重量为重量 G=37.6kgf，浮动轴端直径 d=55mm,l=85mm。2.12 验算启动时间验算启动时间2.12.1 主起升机构起动时间：)*/(*)()(*)(*3752200121iDGQGDcMMntjqq其中，kgfGDlGDGDGDzd815.158 . 1435. 058.13)()()(22212平均起动力矩：kgfnNMMeeq3 .151580/60*975*5 . 1*975*5 . 15 . 1%)25(1%)25(静阻力距：4 .111)8

31、 . 0*5 .29*12*2/(135. 2*10*)14300(2)(30iGQMj因此有：sec71. 0)85. 0*)295*12(135. 2*10*)14300(815.15*15. 1 (*)4 .1113 .151(*375580223qt参照3P71 有，tq=0.71sec，可知其满足电动机的要求，采取增加启动电阻的方法，延长起动时间。2.12.2 副起升机构起动时间：)*/(*)()(*)(*3752200121iDGQGDcMMntjqq其中，kgfGDlGDGDGDzd815.158 . 1435. 058.13)()()()(22212平均起动力矩：kgfnNMM

32、eeq3 .151580/60*975*5 . 1*975*5 . 15 . 1%)25(1%)25(平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 15 页静阻力距：117)85. 0*54.65*4*2/(0225. 1*10*) 150(2/ )(30iGQMj因此有：sec84. 0)85. 0*)54.65*4(0225. 1*10*) 150(815.15*15. 1 (*)1173 .151(*375580223qt即，tq=0.84sec，可知其满足电动机的要求。1.13 验算制动时间验算制动时间制动时间为：/*)()(*)(*3752200121iDGQGDcMMntjez

33、z1.13.1 主起升机构其中，kgfmiiGQMhj75.75)295*12*2/(8 . 0*135. 2*10*14. 3)*2(*)(3000.3575.75)-(160*2/375 *295)*(120.8)*2.1352*103*(3.1415.815*1.15*580tz参照3表 6-7 知，当起升速度12m/min 时，tz11.25，故 tztz，满足要求。1.31.2 副起升机构其中：kgfmiiGQMhj53.84)54.65*4*2/(85. 0*0225. 1*10*51)*2 (*)(300tz=580*1.15*15.815+(51*103*1.02252*0.8

34、5)/(4*65.54) 2/375*(160-84.53)=0.386sec 参照3表6-7 知， tz=1sec，故 tztz，满足设计要求。平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 16 页第第 4 章章 动滑轮的计算动滑轮的计算滑轮是用来支撑绳索及改变绳索运动方向的零件，通过绳索可以组成滑轮组。对于小型齿轮多采用铸造的方法制造，但考虑到齿轮的直径较大，采用铸造生产自重大，造成功率的浪费，故改用焊接的方法生产。有前述主起升机构的计算，参照1表 13-2，滑轮具体尺寸如下所示：L=1125mm,l=1000mm,d=272.5mm,B=141mm, b=108mm，D=1000mm

35、 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 17 页第第 5 章章 主起升机构的卷筒的计算主起升机构的卷筒的计算5.1 卷通心轴的计算卷通心轴的计算由前述可以得知，卷筒的名义直径 D=210mm,螺旋节距为：t=38mm,卷筒长度为：L=4600mm,壁厚为：= 50mm，钢丝绳受到的最大拉力为：Smax=14298kgf5.1.1 支座反力 kgfRA1 .137265000)2001748(14298)2001748904(14298RB=14298*2-13726.1=14870kgf心轴右侧支撑最大弯矩：MW=RB*20=14870*20=297400kgfcm1，算疲劳计对疲

36、劳计算采用等效弯矩，查1表 2-7 可知，其等效系数为： =1.1，等效弯矩：Md= Mw=1.1*297400=327140kgfcm弯曲应力： =Md/0.1d3=327140/(0.1*20)=409kgf/cm3轴材料采用 45 钢，其 b=6000kgf/cm2, s=3000kgf/cm3,-1w=0.43, b=2580kgf/cm2, -1=/k*1/n,d=200mm 40052002004600卷卷筒筒心心轴轴得得计计算算简简图图平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 18 页d=1.6 为安全系数，k=kxkm=1.4*1.5=1.61,kx=1.4 与零件几何

37、形状有关的应力集中系数；km为与零件表面加工光洁度有关的应力集中系数上述比值参考1P99。有：-1=2580/1.6*1/1.6=1002kgf/cm2, 因： w-1 故设计满足要求。2，静强度计算kgfcmMMww356880297400*2 . 12max233maxmax/1 .446)20*1 . 0/(3568801 . 0cmkgfdMw许用应力：w=s/=3000/1.6=1875kgf/cm2，因 max ,故设计满足要求。5.2 选择轴承选择轴承因轴承的外座圈固定，内座圈与心轴一同旋转，应按额定动负荷来选择。轴承的径向负荷：Fr=fdRb=1.1*14810=16291kg

38、f 轴向负荷为：Fd=0 中级工作类型时的轴承工作时数为：Lh=4000h则有：Lh=106/60n(c/p)3即 4000=106/60*1.966(c/p)3其中，c/p=0.8,查2表 9-6-2 选用双列圆锥滚子轴承 352211，其 e =0.4，由于 Fa/Fr=0 e故有：x=1,y=1.7 额定载荷：Cr=17500kgf,轴承座为：SN309，参照4表 9-8.当量动载荷：P=xFr+yFn=1*16291+0=16291kgfc=c/pp=0.8*16291=13032.8kgf 由于 ccv,故设计满足要求。5.3 绳端固定装置计算绳端固定装置计算绳索卷筒的表面有光面和螺

39、旋槽的两种。光面的多用于多层卷绕钢丝绳的卷筒，其构造比较简单，绳索按螺旋形紧密的排列在卷筒表面，绳圈依次卷绕在槽内，使绳索与卷筒接触面积增大，单层卷绕钢丝绳卷筒上车有螺旋槽，绳圈依次卷绕在槽内，使绳索与卷筒接触面积增大，从而降低单位压力；此外，绳索节距大于绳索直径。绳之间有一定间隙，工作时不会彼此摩擦，可以延长钢丝绳的使用寿命。平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 19 页螺旋槽有浅槽（标准草）和深槽两种。一般情况下，多采用标准槽，因此其节距比深槽的短，所以绳槽圈数相同时，标准槽的卷筒工作长度比深槽的短。但是，如果，钢丝绳绕入卷筒的偏角较大，或对于在使用过程中钢丝绳又脱槽的危险时，

40、为避免钢丝绳脱槽或乱绕。可以用深槽的卷筒。据钢丝绳直径为 35mm，据2标 4-5 选用压板固定装置，双头索与卷筒绳槽间的摩擦系数 f =0.15，则在绳端固定处的作用力为：S=Smax/efa=14298/e0.15*4*3.14=2176.3kgf压板螺栓所受拉力：P=S/(f+f1)=2176.3/(0.15+0.185) =6496kgff1为压板梯形槽与钢丝绳的换算摩擦系数，有185. 0707. 0*15. 0707. 015. 0cossin1fff螺栓有拉力及弯矩作用的合成应力为：2332/9 .11043*4*1 . 0870512*14. 3*25. 0*46496*3 .

41、 11 . 0*14. 3*25. 0*3 . 1cmkgfzdMWdzpS其中，z =4（螺旋数）; d=30 （内径）Mw=sl=2176.3*4=8705.2kgf/cm2螺栓材料为 As 屈服极限为 s=2400kgf/cm2则需用拉伸应力为: = s/n2=2400/1.6=1560kgf/cm2, , 故满足要求。平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 20 页第第 6 章章 吊钩组的计算吊钩组的计算吊钩装置是起重机最重要的一个承载部件。他要求强度足够，工作安全可靠，转动灵活，不会发生突然破坏和钢丝绳脱槽或卡在罩壳内的现象。吊钩装置有长型和短型两种。长型吊钩装置的构造特点

42、是：吊钩装置在横轴上，滑轮装在单独的心轴上；而短钩装置的特点是：吊钩横轴与滑轮心轴合二为一。长型吊钩装置的吊钩较短；而短型吊钩装置较长。长型吊钩装置两滑轮间的距离比短滑轮的吊钩装置的要小些，故其卷筒也可以短些。由于长型吊钩装置上可以装平衡滑轮，故滑轮组的倍率可为偶数，也可为奇数。短型吊钩的上面不能装平衡滑轮，故其上的滑轮数目仅为偶数。由于长型吊钩装置本身的长度较大，故在相同的条件下，齐升高度要小些，而短型的则相反。由于该机型的起重量较大，故此采用叠片式双沟，材料选用钢，叠片式双钩尺寸为参照2表 15-14。6.1 吊钩截面的应力计算吊钩截面的应力计算垂直截面 B-B：内侧最大拉应力：3 . 1

43、/)/(sFkDQe拉其中，kgfQQ5510*3 . 31 . 1*10*300额计 为动力系数，据2图 3-4 可知，=1.1，e 为截面重心到界面内边的距离：e1=h1-r2/2,FB 为B 截面的面积，kB 为截面形状系数:179. 01)450/225*21ln(775*27754501)21ln(2hhhDkB即 拉=3.3*105*387.5/（1.86*105*0.179*550）=6.98kgf/cm2查2表 7-5 可知，a3 钢的屈服极限 s=24kgf/cm2，则有：拉= by/1.3=24/1.3=18.5kgf/mm2A4300L2315D1400H1250L115

44、7S1700平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 21 页H11615L2250T800D1000G14000由于 拉s,故该设计满足要求。倾斜截面 c-c 的应力计算：3.1/)45sin()2/(2FkDQe其中，Q=3.3*105kgf ,e1=(b1+3b2)/(b1+b2)*h/3，(b1=0.67h;b2=0.4b1=0.4*0.67h)则，e1=(0.67h+2*0.4*0.67h)/(0.67h+0.4*0.67h)*h/3=1/3*1.286*775=332.2mmFc=1/2(b1+b2)h=1/2(0.67+0.4*0.67h)h=0.7*0.67h2=281

45、693mm2Kc=0.15(据2图 15-4 可知)：B2/b1=0.4*0.67/0.67=0.4;h/D=77.5/450=1.722即：255/2.8)45sin(450*15.0*10*82.2*22.332*10*3.3*2mmkgf因 s18.5kgf/mm2则 s拉/1.3,故设计满足要求。耳孔水平面 D-D（按曲梁公式计算）平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 22 页5.2/*)/(bQ其中，b=260*(830-350)*1/2=62400mm2 取 1.8（查2图 15-9 得知）(R-d1/2)/b=(415-150)/260=1.02即有：by=3.3*1

46、05/62400*1.8=9.5kgf/mm2s/2.5=24/2.5=9.6kgf/mm2因 拉s/2.5,故设计满足要求。平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 23 页结论结论通过此次毕业设计，让我了解到了很多方面东西。首先，此次毕业设计把大学四年来的理论知识复习、总结并应用于实践当中，让我们对工程机械特别是起重机械有了更深入的了解。从整体结构到各个部件都有了一个全面的认识。此次设计不但是对我们以前学习的一种深入，更是我们今后工作的一种理论基础。致谢致谢毕业设计是我们大学生活中很重要的一个课题，现在我完成毕业设计即将完成学业、步入社会，首先要感谢刘卷生老师和我踏入社会的第一个老

47、师靳好泉在毕业设计过程中的指导和帮助，感谢各位老师的关心和教导。我一定谨记老师们的教诲，今后努力工作不辜负老师们的期望和教导。平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 第 24 页参考资料参考资料1 起重机课程设计 陈道南、盛汉中 冶金工业出版社 1982.62 起重机设计手册 机械工业出版社 3 起重运输机械 陈道南、过玉清、周培德、盛汉中 高等学校试用教材 20004 机械零件手册 周开勤 高等教育出版社 2000.125 起重机计算实例 陈国璋、孙桂林、金永懿、孙学伟、徐秉业 中国铁道出版社 19856 机械设计 濮良贵、纪名刚 高等教育出版社 2000.127 互换性与技术测量 廖念钊等 中国计量出版社 2000.1