单梁桥式起重机

江苏师范大学连云港校区

海洋港口学院

课程设计报告书

课程名称 专 业 班 级 学 号 姓 名 指导教师

年 月 日

课程设计 单梁桥式起重机

摘要

桥式起重机运行大车中最主要的结构有：电动机，减速器，联轴器，等等。 桥式起重机的大车设有起升机构和小车运行机构，为使小车轮压呈均匀分布， 应对大车的机构布置进行优化设计，以知大车轨迹和轴矩为例，以车轮轮压均匀分配为目标函数，按单钩起重大车的条件提出约束条件，对优化设计的结果进行分析如下： 首先，电动机——起重机械的驱动电动机要根据所需功率、最大转矩、接电持续率、起动等级、控制类型、速度变化范围、供点方式、保护等级、环境温度 与使用地区海拔高度等因素进行选择。其次，减速器——起重机械设计时，根据理论指导和工作经验，对机构形式、中心距、公称传动比及齿轮参数的选择应遵守原则和注意事项。 再次，联轴器——起升机构装有联轴器，其电动机工况驱动力矩，起升过程，减速传动装置的载荷等，与电动机通过减速器直接驱动的起重运行机构有差别，本文根据在MH葫芦桥式起重机系列设计中的应用的经验，提出了把联轴器传动与起重机机构设计相结合的设计计算方法，其设计计算结果在该系列试验中得到证实。

关键词: 起重大车、机构布置、优化设计、电动机选择、减速器、设计原则、 联轴器.

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目录

第一章 绪论 ..................................................................................................................................... 1

1.1单梁桥式起重机的综合评述 ............................................................................................. 1 1.2发展趋势............................................................................................................................. 1 1.3 设计任务与设计要求 ........................................................................................................ 2 第二章 单梁桥式起重机的总体设计 ............................................................................................. 4

2.1 起重机总体机构的确定 .................................................................................................... 4 2.2 LD型电动单梁桥式起重机各部件的作用（位结构） .................................................... 4 2.3 运行机构............................................................................................................................ 6 2.4 单梁桥式起重机的基本参数 ............................................................................................ 6 2.5 选择电动葫芦的规格型号 ................................................................................................ 7 2.6 主梁设计计算 .................................................................................................................... 7 2.7 端梁设计计算 .................................................................................................................. 14 2.8 起重机最大轮压 .............................................................................................................. 15 2.9 最大歪斜侧向力 .............................................................................................................. 17 2.10 端梁断面合成应力 ................................................................................................ 18 2.11 车轮轴对端梁腹板的挤压应力 .................................................................................... 18 2.12 主、端梁连接计算 ........................................................................................................ 19 第三章 小车起升和运行机构的设计计算 ................................................................................... 21

3.1 电动葫芦起升机构设计计算 .......................................................................................... 21 3.2 电动葫芦运行机构设计计算 .......................................................................................... 26 总 结 ....................................................................................................................................... 30 参考文献......................................................................................................... 错误！未定义书签。

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第一章 绪论

1.1单梁桥式起重机的综合评述

1.1.1 单梁桥式起重机机构的特点

主要优点是：结构简单、重量轻、对厂房的负荷小、建筑高度小、耗电少。主梁与端梁采用螺栓连接、拆装、运输和储存方便，补充备件方便、轮压小、工艺性好，适合采用自动焊接和流水作业加工，安装快，维修方便。缺点是起重量不大。

1.1.2 单梁桥式起重机的工作方式

它安装在产房高出两侧的吊车梁上，整机可在吊车梁上铺设的轨道上横向行驶，起重小车沿小车轨道行驶（横向）。吊钩做升降运动，即与CD1型（或MD1）的电动葫芦配套使用完成重物的升降、平移等人们难以做到的需要。 1.1.3桁架梁和箱形梁的比较

桁架自重和挡风面积小、风阻力小、节省钢材；缺点是外形尺寸大，要求厂房建筑高度大，而且桥梁是由很多根不同型号和规格的杆件逐件焊接而成，费工、费钱。

箱型梁的优点：外形尺寸小，用整块钢板焊成，便于下料和采用自动焊接，适合大批量生产；缺点是自重较大。

1.2发展趋势

新的发展是动态刚度计算，测试它的挠性变形，节省材料，整个结构小，

计算机控制吊车，摄像机摄像，计算机处理，用于恶劣的环境的场合，载荷器是起重机起吊极限载荷的一种安全装置。称量装置是用来像是起重机吊物品具体重量的装置。从桥架上讲有正轨箱形梁和斜轨箱形梁两种。从传动机构上讲，老式的传动机构是采用齿轮连接，新式的传动机构采用的是梅花弹性联轴器，直接与车轮联接，中间加个方向联轴节。从导出方式讲，最早是排好架子，后期改为挂缆，直接有厂家生产出挂极式，导电部分不外漏。吊车比较好的操纵方式：如遥控吊车，人可以无线操纵起升高度过高，可直接地面操纵。LD型吊车遥控发展得较早。自动取物装置采用计算机控制，传感器控制。设计采用CAD缩短设计周期。

1.2.1 国内桥式起重机发展有三大特征 (1) 改进机械结构，减轻自重

国内桥式起重机多已经采用计算机优化设计，以此提高整机的技术性能和减

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轻自重，并在此前提下尽量采用新结构。与正轨箱型相比，可减少或取消加筋板，减少结构重量，节省加工工时。

(2) 充分吸收利用国外先机技术

起重机大小车运行机构采用了德国Demang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，提高了运行机构的性能和寿命，并使结构紧凑，外形美观，安装维修方便。

(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。特别是长江三峡的建设对大型起重机的需求量迅速提升。三峡电厂需要1200吨桥式起重机和2000吨大型塔式起重机。 1.2.2 国外桥式起重机发展四大特征

(1)简化设备结构，减轻自重，降低生产成本

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，实用于中、小吨位的起重。该结构要求起升采用行星---圆锥齿轮减速器，小车架不直接与车架相连接，以此来降低对小车架的刚度，简化小车架的结构，减轻自负。Patain公司的起重机大小车运行机构采用三合一驱动装置，结构比较紧凑，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公司采用窄偏轨箱型梁作主梁，其高、宽比为4～3.5左右，大筋板间距为梁高的两倍，不用小筋板，主梁与端梁的连接采用搭接的方式，使垂直力直接作用于端梁的上盖板，由此可以降低端梁的高度，便于运输。

(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着增大。

1.2.3 机械化运输系统的组合应用

国外一些大厂为了提高生产率，降低生产成本，把起重运输有机的结合在一起，构成先进的机械化运输系统。

1.3 设计任务与设计要求

1.3.1 设计任务

为机修车间设计一台LD型电动单梁桥式起重机，具体要求如下：

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⑴起重量：5吨 ⑵起升高度：9米

⑶电动葫芦运行速度：30m/min ⑷电动葫芦的起升速度：8 m/min ⑸葫芦最大轮压：Pmax=1900公斤（kg） ⑹葫芦自重：G=500kg ⑺起重机跨度：16.5 m ⑻大车运行速度：45m/min ⑼大车轮距：2.5m ⑽工作级别：M5 ⑾工作环境：一般常温 ⑿使用寿命：10年

⒀操纵室操纵：G操=400公斤

1.3.2 设计要求

主要设计桥梁式起重机的起升机构和变幅机构，要求如下

1、设计的起重机能够满足使用功能要求，安全可靠，结构合理，操作使用方便；

2、工作机构、传动及控制方案合理可行； 3、设计计算正确，标准件及设备选型合理；

4、图纸绘制要符合国家标准，布图合理，图面整洁、美观；

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第二章 单梁桥式起重机的总体设计

2.1 起重机总体机构的确定

LD型电动单梁桥式起重机由桥梁、小车、大车运行机构、电器设备构成。桥架由一根主梁和两根端梁用螺栓连接而成。电动单梁桥式起重机是一种有轨运行的轻小型起重机。它适用于额定起重量为：1～5吨，适用跨度为7.5～22．5米，工作环境温度在-25℃～40℃范围内，起重机的工作级别为A3～A5，LD型电动桥式起重机是按中级工件类型设计和制造的。

本次设计的LD型电动单梁桥式起重机的主梁结构式采用钢板压延成形的U形槽钢，与工字钢组焊成的箱形实腹梁。横梁也是用钢板压延成U形槽钢，在组焊成箱形封闭箱，为贮存，运输方便，在主梁与横梁之间用M20的螺栓（45号钢制）连接而成。大车运行时靠两台锥形转子电机，通过齿轮减速装置驱动两边的主动车轮实现的起升机构与小车运行机构采用CD1、MD1形成的电动葫芦。运行机构采用分别驱动形式制动靠锥形转子制动的交流异步电机来完成。起重机主电源由厂房一侧的角钢或圆钢滑触线引入，电动葫芦由电缆供电。 电动单梁桥式起重机的外形如下图1所示：

图1 电动单梁桥式起重机

2.2 LD型电动单梁桥式起重机各部件的作用（位结构）

LD型电动单梁主要由主梁、端梁、主动轮、被动轮、工字钢、大车驱动装置和小车（电动葫芦起升装置）组成。

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2.2.1 主梁

主梁是采用钢板压延成型的U型槽钢与工字钢组焊而成的箱型实腹梁。作用

是支承着可移动的小车，并能沿铺设的专用轨道运行，将起重机的全部质量的重力传给厂房建筑结构，结构简单适用，工艺性好。

2.2.2 端梁

由两种形式：一种是钢板压延成型的U型槽钢组焊成形，在焊接车门那个箱

形结构，适用于做中、小起重机吊钩桥式起重机的端梁；另一种是四块钢板拼成的箱形结构，通常配制带角形轴承箱的车轮组，但焊接工作量大，生产效率低于前种（本产品采用前一种） 。

2.2.3主梁和端梁的联接

两种形式：一种是在主梁的两端，螺栓加减载凸缘连接形式。这种方式的优点是：主、端梁可以分批生产再组装，加工及库存的占地面积小、输送方便、费用较低。另一种形式是加连接板再焊接的方法联接。优点是：制造简单、装拆方便、成本低，是我国中、小起重机吊钩桥式起重机端梁和主梁的主要连接形式。（本产品采用第一种连接方式）

2.2.4 电动葫芦

它是一种由电机驱动，经卷筒、滑轮或有巢链轮卷方起重机或起重链条，带动取物装置升降的轻小型起重设备。它具有体积小、重量轻、操作维修方便、价格低、安全可靠等特点，主要应用于起重量及工作范围要求不大或对工作速度要求不高的场合。将上部固定，可将起重设备单独使用或是通过小车悬挂在工字钢轨上运行，作电动单梁桥式起重机、龙门起重机、臂架型起重机的起重小车，使用作业面积扩大，使用场合增多。电动葫芦的简述其，有渐开线外啮合齿轮传动和行星齿轮传动两类，但前者具有制造简单、维修方便、效率高等特点。

2.2.5 大车

使起重机作水平运动，用于搬运货物或调整工作位置，同时可将作用在起重机上的载荷传给支承它的基础。大车轨道中心间的距离称为跨度S，在该轨道上运行的动作称为大车运行。在桥架的中心或两端装有大车运行电动机，从电动机的水平轴引出动力，驱动半数的车轮。

2.2.6 小车架

是支承和安装起升机构（电动葫芦）和小车运行机构的机架，同时又是机架和传递起升载荷的金属结构，LD型起重机采用工字钢。

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2.2.7 小车

是小车作水平运动，用以搬运货物或调整工作位置，同时将作用在小车上的载荷传给支承的主梁。本品采用电动机、卷筒、制动器、钢丝绳和吊钩于一体的CD型电动葫芦。

2.2.8操纵室

用于司机操纵作起重机的运行工作，操作室的构造与位置安装，应保证使司机有良好的视野。其结构分为敞开式与封闭是两种，桥式起重机的操作室应安装在无滑线一侧的桥架上。

2.3 运行机构

运行机构的任务是使起重机或小车作水平运动，用于搬运货物或调整工作

位置，同时可将作用在起重机或小车上的载荷传给支承它们的基础。陆上的起重机的运行机构分为有轨道运行和无轨道运行两类，而桥式起重机的运行属于前一类。

桥式起重机上的运行机构：由电机、传动装置（传动轴、联轴器和减速器等）、制动器和车轮组成。运行机构按其特点（构造）可分为得当分组式和一体是两种。按其主动轮驱动的方式，可分为几种驱动和分别驱动两种。

运行机构是依靠主动车轮与轮道间的摩擦力（通常称为附着力或粘着力）来实现驱动的。为了保证有足够大的驱动轮（主动车轮），驱动车轮应布置得当，在任何情况下，都应使其具有足够大的轮压。桥式起重机上运行机构的驱动轮，通常为总轮数的一半，采用对称布置成四角布置，遮掩可保证驱动轮轮压之和不变，不会发生打滑现象，使机构运行正常。

2.3.1 小车运行机构

LD型电动单梁桥式起重机采用自行式的自动葫芦，其小车运行机构就是电动葫芦的自行式电动小车。

2.4 单梁桥式起重机的基本参数

起重量、起升高度、起升速度、葫芦运行速度、大车运行速度、跨度、车轮与轨距。

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2.5 选择电动葫芦的规格型号

电动葫芦的形式与参数，参见产品样本，选用目前应用得最多的CD1或者MD1型。 CD1型和MD1型电动葫芦的起重量一般为0.5～10吨，起重高度为6～30m，起升速度为8 m/min，起重量为10t时为7 m/min。而MD1型电弧炉具有两种起升速度，除常速外，还有0.8 m/min的慢速可满足精密装卸，砂箱合模等精细作业的要求。电动葫芦的总体结构可分为起升机构和运行机构两部分，起升机构由电动机、制动器、减速装置、卷筒装置以及吊钩滑轮组等组成。

本次设计的电动小车采用CD1型5t电动葫芦，CD1型电动葫芦的主辅电机为带锥形制动器的锥形转子电机，电机和制动器制成一体。使电动葫芦结构紧凑、自重轻。据资料查得，电动葫芦型号CD15-9D,自重为500kg。

结果：选用CD15-9D。其设计计算见后面。

2.6 主梁设计计算

2.6.1 主梁断面几何特性

根据系列产品资料，粗布给出主梁的断面尺寸如图示：

l=400y1xh=40011234σ=51y2xyl=2552β=47°σ=521h=220F11h=2802H=800l=1053x'x'σ=105b=1221-压制成型的U形槽钢；2-加劲隔板；3-斜侧板；4-工字钢；5-补强钢板 图2 主梁断面尺寸

主梁跨中断面图

根据系列产品资料，查得28a普型工字钢（GB706-65） h= 280mm b=122mm d=8.5mm

的尺寸参数：

t=13.7mm F1=55.45 q=43.4公斤/m 主梁断面面积

Jx=7114cm² Jy=345cm²

F=0.5（l1-2×δ1）+2δ1×h1+2×δ2×l2+F1+δ×l3

=0.5×（40-2×0.5）+2×0.5×40+2×0.5×25.5+55.45+1×10.5 = 151cm²

主梁断面水平形心轴x-x位置 y1=

FyF111x

式中：∑F1—主梁面的面积（cm²）.

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∑F1 y1x-各部分面积对x-x′轴的距离（cm ³）

y1x-各部分面积形心至x′-x′轴的距离(cm)

则：y1=〔0.5×（40-2×0.5）×79.75+2×0.5×40×60+2×0.5×25.5×31.5+55.45×15+1×10.5×0.5〕÷151

=37cm y2 =4cm

结果：F=151cm²

y1=37cm y2 =4cm 主梁断面惯性矩

Jx=ΣJxi+ΣFi y1 ²

=(39×0.5 ³) ÷12+39×0.5×42.75 ²+ 2×0.5×40 ³÷12+2×0.5×40×23 ²+（2×

0.5×17.4 ³）÷12cos47°+2×0.5×25.5×5.7 ²+7114+55.45×22 ²+(10.5×1 ²) ÷

12+10.5×1×36.5 ²=1115cm

4Jy=ΣJyi+ΣFi y1 ²

=(0.5×39 ³) ÷12+2×40×0.5³÷12+2×0.5×40×19.75²+2 ×0.5×19³÷12sin47°+2×0.5×25.5×10²+345+1×10.5³÷12 =21849 cm

4结果：Jx=1115cm Jy=21849 cm

44 2.6.2 主梁强度的计算

根据这种起重机的结构形式及特点，可以不考虑水平惯性对主梁造成的应力及其水平面内在和对主梁的扭转作用也可以忽略不计。该主梁的强度计算按第Ⅱ类载荷进行组合，对活动在和由于小车的论据很小，可近似的按集中载荷计算。跨中断面弯曲正应力包括：梁的整体弯曲应力和由小车；轮压在工字钢下翼缘引起的局部弯曲应力两部分，合成后进行强度校核。 梁的整体弯曲在垂直平面内按简支梁计算，在水平面内按刚度的框架计算：

图3 简支梁受力分析

垂直载荷在下翼缘引起的弯曲应力

根据《起重机设计手册》计算：

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y1PLkG操kqL2 σx= (+) 单位：公斤/厘米²

yx428式中：P=ψ

Ⅱ

Q+KIIG葫

=5000×1.2+500×1.1

=6550

其中：Q-额定起重量,Q=5000公斤； G葫-电动葫芦自重,G葫=500公斤； ψ

Ⅱ-动力系数，对于中级工作类型,

ψⅡ=1.2；

kⅡ-冲击系数，对于操纵室操纵时 ,kⅡ=1.1；

y1-主梁下表面距断面形心轴x-x的距离,y1=37厘米 ；

yx-主梁跨中断面对x-x轴惯性力矩，yx=1115cm4；

l-操纵室重心到支点的距离，l=100cm； G操-操纵室的重量，G操=400公斤；

G葫 –电动葫芦的自重， G葫=500公斤； q-桥架单位长度重量（公斤／米）；

q= 1000×F×γ+q´

=1000×0.0151×7.85+7.5=126kg／m 其中： F-主梁断面面积，F=0.0151 m²

γ-材料比重，对钢板，γ=7.85t／m²

q´-材料横加筋板的重量所产生的均布载荷，q´=7.5 t／m；

所以：σx=37÷1115×〔(1.2×5000+1.1×500) ÷4×1650+1.1×400×100÷2+1.1×1.26×1650 ²÷8〕

=1060公斤/厘米² 结果：σx=1060公斤／厘米 主梁工字钢下翼局部弯曲计算

p轮L Rdbac 󰀂图6图4 工字钢下翼轮压局部 计算轮压作用点位置i及系数ζ

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课程设计 单梁桥式起重机 i=a+c-e

式中：i-轮压作用点与腹板表面的距离（cm）；

c-轮缘同工字钢翼缘边缘之间的间隙，取c=0.4 cm；

b-d=(12.2-0.85) ÷2=5.675cm 21e=0.1R（cm）对普型工字钢，翼缘表面斜度为.

6a=

R-为葫芦定轮踏面曲率半径，由机械手册31.84查得R=17.5 cm

则： e=0.1×17.5=2.87 cm

所以：i=5.675＋0.4-2.87=3.205

ξ=

i=3.205÷5.675=0.57 a结果：i=3.205 ξ=0 .57 工字钢下翼缘局部曲应力计算：

图5 主梁工字钢

如上图所示L点横向（在xy平面内），局部弯曲应力σ1由下式 计算：

σx=±

a1k1P轮 t02式中：

a1-翼缘结构形成系数，贴板补强时取a1=0.9；

k1-局部弯曲系数，由图可得：k1=1.9

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图6 局部弯曲系数

其中：t-工字钢翼缘平均厚度 δ-补强板厚度

t0=t+δ δ=1 cm t=1.37 cm

t0²=（1.37+1）²=2.37²=5.61 cm²

所以：σ1=±(0.9×1.9×1900÷5.61)=579公斤/厘米² 结果：σ1=579公斤／厘米²

如图，1点纵向（在yz平面内）局部弯曲应力为σ2由下式计算：

σ2=±

a1k2P轮 t02式中：k2由图得：k2=0.6

所以：σ2=0.90.61900=183公斤／厘米²

5.61a2k3P轮

t02如图中得α´点纵向（yz平面内）局部弯曲应力为σ3，由下式计算：

σ3= ±

式中：

K3-局部弯曲系数，查图得：k3=0.4

a2-翼缘结构形式系数，贴板补强时a2=1.5

所以：σ3=±（1.5×0.4×1900÷5.61）=203公斤／厘米² 主梁跨中断面当量应力计算

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图中的1点当量应力为

σ当=

212+（2+x）-1(2+x)

22 =579(1831060)579(1831060) =1077公斤／厘米²＜[σ]=1800公斤／厘米² αˊ点当量应力为α当αˊ，由下式计算： α当i=αx+α3=1060+203=1263公斤／厘米²

＜[σ]=1800公斤／厘米²

2.6.3刚度计算

垂直静钢度计算

PL3L f= ≤[f]=

48EJx700式中：f-主梁垂直静挠度（cm）

P-静载荷（公斤）

P=Q+G=5000+500=5500公斤 L-跨度 L=1100厘米

E-材料弹性衡量，对3号钢E=2.1×10³×10³公斤/厘米²

Jx-主梁断面垂直惯性矩（cm4） Jx=1115cm4

[f]-许用垂直静挠度（cm），取[f]=

L厘米 700550016503所以： f==2.2cm

4.82.11061115 [f]=1650÷700=2.36cm

f＜[f] 所以满足要求结果 水平静刚度计算

P1L3L f水=≤[f水]=

48EJy2000式中: f水-主梁水平静挠度，cm；

P′-水平惯性力，公斤； P′=

QG

=（5000+500）÷20=275公斤； 20

4 Jy-主梁断面水平惯性矩； Jy=21849 cm；

[f水]-许用水平静挠度，取[f水]= [f水]=1650÷200=0.825cm；

L 厘米。 200027516503 f水==0.56cm .82.11021849

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f水＜[f水]=

1650=0.825厘米 满足要求 2000注：系数

p11的选取是按P惯=a平=(Q+G)/9.8×0.5≈(Q+G) 2020g P惯-水平惯性力，公斤；

g-重力加速度，取g=9.8m/s²；

a平-起重机运行机构的加速度，当驱动轮为总数的½时，取a=0.5 m/s²。

动刚度计算

在垂直方向的自振周期： T=2π

M≤[T] ＝0.3s K 式中：T-自振周期（秒）

M-起重机和葫芦的换重量，

M=

1(0.5qlk+G) g 其中：g-重力加速度，g=980cm/s ²； L-跨度， L=1650cm；

q-主梁均布载荷，q=1.26公斤/厘米； G-电动葫芦的重量，G=500公斤。 所以：M=

1(0.5×1.26×1650＋500)=1.75公斤·秒²／厘米 980696EJz962.1101115 K===5006公斤／厘米 33L1650则：T=23.141.57=0.1112秒 5006 T＜[T]=0.3s

2.6.4 稳定性计算

稳定性计算包括主梁整体稳定性计算和主梁腹板，受压翼缘的局部 稳定性计算: (1) 主梁整体稳定性

由于本产品主梁水平刚度比较大，故可不计算主梁的整体稳定性。 (2) 主梁腹板的局部稳定性

由于葫芦小车的轮压作用在主梁的受拉区，所以主梁腹板局部稳定性不计算。 (3) 受压翼缘板局部稳定性

由于本产品主梁是冷压形成的U形槽钢，通过每隔一米艰巨的横向加筋板及斜侧板同工字钢组焊成一体。U形槽钢的两圆角都 将大大加强上翼缘板稳定性，所以受压翼缘板局部稳定性可不计算。

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2.7 端梁设计计算 本产品的端梁结构采用钢板冷压成U形槽钢，在组焊成箱形端梁，见下图，端梁通过车轮将主梁支承在轨道上，端梁同车轮的联接形成是将车轮通过心轴安装在端梁的腹板上。

AC1BCC

A C1BK图9 220yy510147280285300ZC=79yc=153ZZZ151Z yy图7 端梁

2.7.1 轮距的确定

k1111=～ 即k=(～)L

57L5711 =(～) ×16.5

57

=2.357～3.3m 取k=2.5m=250厘米

2.7.2 端梁断面几何特性

(1) 断面总面积

参数见断面图，则：

F=2×30×0.5+2×21×0.5+28.5×1=79.5cm (2) 形心位置

(相对于z′-z′)则：

y1=(2×30×0.5×15+21×0.5×29.75+21×0.5×1.25+28.5×1×15.75) ÷79.5

=15.4cm

所以：y2=30-15.4=14.7cm (相对于y′-y′)则：

z1=(30×0.5×22.75+30×0.5×1.25+28.5×1×0.5+2×21×0.5×12) ÷79.5 =7.9cm

所以：z2=23-z1=15.1cm (3) 断面惯性矩

Jx=2×1/12×0.5×30 ³+2×30×0.5×0.4 ²+1/12×1× 28.5 ³+1×28.5×0.35 ²

14

5 课程设计 单梁桥式起重机

+1/12×21×0.5 ³+21×0.5×14.5 ²+1/12×21×0.5 ³+21×0.5×14.15 ²

=8452.34cm4

Jy=2×1/12×0.5×21³+2×21×0.5×4.1²+1/12×30×0.5³+30×0.5×14.85²+1/12×

30×0.5³+30×6.65²×0.5+1/12×28.5×1³+28.5×7.4² =6659.6cm

4以上的计算公式均出自《起重机设计手册》P146 平行移动轴公式：Iz1=Iz+a²A

bh3 Iz=

12(4) 断面模数

Wx=Jx/y1=8452.34÷15.4=751cm³

Wy=Jy/Z2=6659.6÷15.1=441cm³

2.8 起重机最大轮压

一般的单梁桥式起重机是由四个车轮支承的，起重载荷通过这些支承点传到轨道道上。

2.8.1起重机支座及作用

起重机支座反力作用见下图： BAG轮主G驱L1L2G驱G轮主G横KG载G桥G载G横G室K1G轮从D图12lSLK/2CG轮从 图8 起重机支反力作用 2.8.2 起重机最大轮压的计算

带额定载荷小车分别移到左、右两端极限位置时，按第Ⅱ类载荷计算最大轮压。 （1）操纵室操纵，当载荷移到左端极限位置时，各车轮轮压 Na=

Q+kG4G操(L-l)k1· kkLG操lkQ+kG2L1kqlkG端Nb=·(1-)+++ KⅡG轮主+ KⅡG驱+ k·42kLL4 Nc=

·(1+

2L1kqlkG端)+++ KⅡG

42L轮主

+ KⅡG

驱

+

Q+kG4

·(1-

G操lk-k12L1kqlkG端)+++ KⅡG轮从+ KⅡG驱+ k·42LkL

Nd=

Q+kG4·(1+

2L1kqlkG端)+++ KⅡG轮从+

42L15

课程设计 单梁桥式起重机

KⅡG驱+ kG操(L-l)k-k1·

kL

式中：Q-额定起重量，Q=5000公斤；

G-电葫芦重量，G=500公斤；

KⅡ-冲击系数，对有操纵室的单梁吊取kⅡ=1.1；

ψⅡ-动力系数，对中级工作类型单梁吊取ψⅡ=1.2； G端-端梁重，G端=165kg；

G轮主-主动轮装置重，G轮主=65.5； G轮从-从动轮装置重，G轮从=46公斤； G驱-驱动装置，G驱=497公斤； G操-操纵室重量，G操=400公斤；

q-主梁单位长度的重量.q=126公斤/m=1.26公斤/cm； L-跨度，L=1650厘米； k-轮距，k=250cm； L2=694cm，L1=740cm； Ki=25cm，l=100cm；

s1=841.5cm s2=1310cm 均出自《起重机计算实例》。 所以：

Na=3936N Nb=9600N Nc=9060N Nd=41920N

⑵ 操纵室操纵

当载荷移到右端极限位置时各车车轮轮压：

Na=

Q+kG4

·(1-

G操(L-l)k12L2kqlkG端)+++ KⅡG轮主+ KⅡG驱+ k·L42kL

Nb=

Nc=

Q+kG4·(1+

2L2kqlkG端)+++ KⅡGL422L2kqlkG端)+++ KⅡGL42轮主

+ KⅡG

驱

+ kG操lk1·kL

Q+kG4·(1+

轮从

+ KⅡG

驱

+ kG操lk-k1·

kL

Nd=

Q+kG4·(1-

G操(L-l)k-k12L2kqlkG端)+++ KⅡG轮从+ KⅡG驱+ k· L42kL式中：l2=694cm

所以：Na=100N Nb=38050N Nc=37520N

Nd=13450N

当起重机满载时，无论在左端或右端 NA=ND NB≈NC

都相差不大，因此，计算均通过。 ⑶ 当起重机空载时

16

课程设计 单梁桥式起重机

a.操纵室操纵起重机各轮的轮压（运行到左侧时）

G操(L-l)k1kG2L1kqlkG端·(1+ )+++ KⅡG轮主+ KⅡG驱+ k· 442LkLG操lk1kG2L1kqlkG端 Nb空=·(1-)+++ KⅡG轮主+ KⅡG驱+ k·

442LkLG操lk-k1kG2L1kqlkG端 Nc空=·(1-)+++ KⅡG轮从+ KⅡG驱+ k·

442LkLG操(L-l)k-k1kG2L1kqlkG端 Nd空=·(1+ )+++ KⅡG轮从+ KⅡG驱+ k·

442LkLNa空=

式中的各参数与前面所表示的一样

则：Na空=10900N

Nb空=8050N Nc空=7510N Nd空=13460N

（4）操纵室操纵，空载时移到右端极限位置时，各车轮的轮压： Na空=

G操(L-l)k1kG2L2kqlkG端·(1- )+++ KⅡG轮主+ KⅡG驱+ k· 4L42kLG操lk1kG2L2kqlkG端Nb空=·(1+ )+++ KⅡG轮主+ KⅡG驱+ k·

4L42kLG操lk-k1kG2L2kqlkG端Nc空=·(1+ )+++ KⅡG轮从+ KⅡG驱+ k·

4L42kLG操(L-l)k-k1kG2L2kqlkG端Nd空=·(1- )+++ KⅡG轮从+ KⅡG驱+ k·

4L42kL所以：Na空=8510N

Nb空=10440N Nc空=9900N Nd空=11070N

所以，电动单梁桥式爱中级对操纵室操作满载时，它的最大轮压是当载荷移到左端极限位置时的从动轮D上，即：ND为最大轮压Nmax=4192公斤=41920N.Nmin为最小轮压，出现在当起重机空载时，电动葫芦移到左侧时B轮上的轮压，即Nmin=NB空=805公斤=8050N

2.9 最大歪斜侧向力

起重机运行时，由于各种原因会出现跑偏、歪斜现象。此时，车轮轮缘与轨道侧面的接触，并产生运行方向垂直的侧向力s.

图9 桥架简图

由上图所示：当载荷移到左端极限位置时，操纵室操纵时最大轮压为ND=31公斤，并认为NA≈ND,这时的最大歪斜侧向力为：

17

课程设计 单梁桥式起重机 SD=λ·N

式中：N-最大轮压 ,N=4192公斤； λ-测压系数。 对于轮距k同跨度l的比例关系在

l11~k57

之间，可取λ=0.1 。

所以： SD0.14192419.2公斤

当载荷移到右端极限位置时，操纵室操纵最大轮压为3805公斤，这时最大歪斜侧向力为：

SB0.13805380.5公斤

2.10 端梁断面合成应力

由于操纵室连接架加强了操纵室侧端梁的强度，所以最大侧向力考虑当载荷右移到极限位置时最大侧向力在B轮上。

=

NKSKNBKSBK2Wx2Wy2Wx2Wy

式中：K-轮距，K=250cm；

3WyWy=441cm3W=9cmWxx —断面模数，，；

〔σ〕-许用应力，由于端梁受力复杂，一般只计算垂直载荷和歪斜侧向力，所以许用

应力3号钢取〔σ〕≤1400公斤／cm²；

σ=3805×250÷(2×9)+380.5×250÷(2×441)=974公斤/厘米² 所以σ＜[σ]=1400公斤/厘米².安全

2.11 车轮轴对端梁腹板的挤压应力

车轮轴对端梁腹板的挤压应力为σ

σ挤

挤

=P=N0Dd002d00≤〔σ挤〕

式中ND—操纵室操纵时，起重机最大轮压，当载荷小车移到左端极限位置时，最大轮压在D轮上，即ND=4192公斤；

d0—端梁腹板轴孔直径，d0=7cm; 0—端梁支撑腹板厚，0=1.5cm

〔σ挤〕—许用压应力，对3号钢取〔σ挤〕=1150公斤/ cm²

所以σ＜〔σ

挤

=4192÷（2×7×1.5）=200公斤/厘米²

公斤/ cm²，安全

挤〕=1150

18

课程设计 单梁桥式起重机

2.12 主、端梁连接计算

2.12.1 主、端梁连接形成及受力分析

本产品的主、端梁连接是采用螺栓和减载凸缘那你结构的形式，如图所示，主梁两端同端梁之间各用六个M20螺栓(45号钢)连接。

A1Q横梁主梁AQ局部放大A255Ayx1010x75(6)3108585d205000y(b)图16 图10 主、端梁连接

受力分析：这种连接形式，可以为在主、端梁之间，垂直载荷由凸缘承受剪力及挤压力，此情况下，螺栓主要承受由起重机运行时的歪斜侧向力和起重机支承反力所是使的造成的拉力。一般水平惯性力对螺栓的影响可忽略不计。

本产品的操纵室是由一个刚强的连接架同时连接到主梁及端梁上。这样就加强了主、端梁之间的连接强度，所以这里仅验算非操作室一侧的主、端梁连接强度。

2.12.2 螺栓拉力的计算

（1）起重机歪斜侧向力力矩的计算

已知：起重量Q=5000公斤 跨度L=1650cm 起重机运行速度V=45m／min 如（歪斜侧向力简图）所示：起重机歪斜侧向力矩为：MS=s·k

式中;s-歪斜侧向力，由前节得：s=sB=380.5公斤 k-轮距 k=2.5m 所以：MS=380.5×2.5=951公斤／米 （2）歪斜侧向力矩对螺栓拉力的计算

如上图（b）中，对螺栓d的计算

设歪斜侧向力矩MS对螺栓d的拉力为N1则N1=

2.5Msx 2xi式中系数2.5是考虑螺栓预案紧力及载荷分布不均匀性的系数。 式中：MS-歪斜侧向力矩，MS=951公斤／m²

x-螺栓d距离图（b）中的y-y轴的距离 x=0.52m

∑Xi²-每个受拉螺栓距离图（b）中y-y轴的距离的平方之和（m²）

所以：

19

课程设计 单梁桥式起重机

N1=2.5×951×0.52÷（0.52 ²+0.52 ²+0.52 ²+0.02²+0.02²+0.02²） =1522公斤

（3）起重机支承反力对螺栓的作用力矩

当载荷移动到非操纵室一侧的极限位置时，取端梁作为受力离体，其受力如下图：

图11 车轮受力分析

取ｃ点为受力平衡点∑ＭＣ=0 得：MR=MN=RBl0

式中：l0-力臂，如图中所示，取t0=12cm； MR-支反力RB对C的作用力矩（公斤／m）； MN-所有受拉螺栓对C点得力矩之和（公斤／m）； RB-起重机右端支反力，可认为是RB=NB+NC； RB=3805+3752=7557公斤 ；

所以：ＭR=MN=RBl0=7557×0.12=907公斤·米 （4）支反力矩对螺栓的拉力

设支反力矩MR对螺栓d的拉力为N2.

N2=

2.5Msy

2yi式中：MN-各螺栓的力矩和； MN=907公斤·米；

y-螺栓d中心线至上图z-z轴的距离（m）；

∑yi²-每个受拉力螺栓到图中z-z轴距离平方之和； 2.5-考虑螺栓预紧力及载荷分布不均与性的影响系数。

所以：

N2=2.5×907×0.245÷（0.245²+0.245²+0.16²+0.16²+0.075² +0.075²) =3048公斤

（5）螺栓d承受的总拉力

N0=N1+N2=1522+3048=4570公斤

（6）验算螺栓强度

受拉螺栓强度σ=

N0≤[σ] F0式中：N0-螺栓总拉力， N0=4570公斤；

d02 F0-螺栓的净断面面积cm，F0= ；

4其中：d0-螺纹根径，对于M20螺栓的螺纹底径d0=16.75mm 即：1.675cm ；

20

课程设计 单梁桥式起重机

所以 F0=3.14×1.675 ²÷4=2.2cm ²

〔σ〕-螺栓的许用应力（公斤／厘米²）； 〔σ〕=（0.5～0.6）σs

其中：σs-材料屈服极限，对端梁连接螺栓采用45号钢正火的M20螺栓，σs=3600公斤／厘米²。

所以：σ=4570÷2.2=2077公斤／厘米²﹤〔σ〕 所以:强度合格

（7）凸缘垂直剪切应力验算

剪应力：ι=c·RB/F′≤〔ι〕

式中：c-受剪断面形状系数，对矩形断面，c取1.5；

RB-支反力，RB=7557公斤；

F´-受剪面积，F´=1×=cm ²； 〔ι〕-材料许用剪切应力，〔ι〕=950公斤／厘米²。 所以: ι=1.5×7557÷=210公斤/cm ² ι＜〔ι〕

合格

（8）凸缘挤压应力验算

挤压应力

σ挤=RB/ F´´≤〔σ端〕 式中：RB-支反力，RB=6919公斤；

F´-承压断面面积，由图（b）中得：F´´=0.4×=21.6cm²； 〔σ端〕-材料的端面挤压应力，〔σ端〕=2400公斤／厘米²。 所以：σ端=7557÷21.6=350公斤／厘米² σ端﹤〔σ端〕=2400公斤／厘米²

验算通过。

第三章 小车起升和运行机构的设计计算

3.1 电动葫芦起升机构设计计算

电动葫芦作为起升机构，其设计基准工作级别为M4 ,当起重量较大时采用M3作为设计基准更为经济合理，电动葫芦的整机设计寿命为10年，允许不同零件选用不同的总设计寿命，如减速器的易损坏轴承总设计寿命可比齿轮低1~2档，或者高1~2档对整机寿命更为有利，在整十年设计寿命中允许更换2~3次钢丝绳等。

3.1.1 电动葫芦的基本设计参数

起重量G，起升高度H和起升速度Vn是设计电动葫芦起升机构必不可少的基本设计参数，必须满足用户使用要求。为了保证电动葫芦正确的进行设计，机构的工作级别和接电持续率的确定也是设计必不可少的。

3.1.2 电动葫芦起升机构简要设计步骤

作为起升机构的钢丝绳电动葫芦，其设计步骤是取物缠绕装置入手，然后向驱动装置、传动装置和制动装置展开设计计算与验算，能选用标准部件应尽量选用为佳。

21

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（1) 吊钩的选用，吊钩在我国已经标准化，并有相应的标准，根据起重量和工作级别从有关制造厂提供的性能参数表中选择所需要的吊钩。

(2) 计算钢丝绳最大静拉力并选择钢丝绳

钢丝绳最大静拉力S=

Q50000==29070N qa210.860式中：S-钢丝绳最大静拉力，N；

Q-起升载荷，Q=Gp.g, N ；Gp-起重量，kg；

-电动葫芦起升机构总效率，由起重机设计手册查得=0.85~0.90，取

00=0.86；

0 q-滑轮组倍率，qa为滑轮组分支数，取q=2；

a-滑轮组钢丝绳卷入卷筒的根数，去a=1。

钢丝绳绳径的确定，钢丝绳直径不应小于下式计算的最小直径： d=CS=0.09529070=16mm

式中d-钢丝绳最小直径，mm；C-选择系数，mm/表1 选择系数C值

N；C由下表

选出。机构工作级别为M4，取C=0.095

d为钢丝绳的计算值，经整圆后再选择标准直径的钢丝绳，整圆后d 选不应超过d计算值的25%，否则绳太粗，不易弯曲而寿命短。 由《起重机计算实例》附录选得d=18.5mm

验算钢丝绳安全系数：当按选择系数法选择钢丝绳后，可根据钢丝绳的实际破断力S0验算安全系数n。

钢丝绳理论破断力按下式计算:S0d2b2k

式中：S0-钢丝绳理论破断力，N；d-选用的钢丝绳直径，mm；

22

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b-钢丝绳的抗拉强度极限，N/mm2按上表选取1700；

-钢丝绳中金属丝截面与整个截面积的比值，与钢丝绳结构有关，一般取=0.45~0.55，此处取=0.45；

k-钢丝绳编结损失系数，一般取k=0.82~0.92,此处取0.82；

3.1418.5217000.450.82=168534N 所以S0=

4安全系数按下式计算：n=S0/S=168534/29070=5.84.5

因此所选钢丝绳满足要求。

(3) 卷筒基本尺寸、转速和强度计算

根据标准，卷筒材料一般选用铸铁或铸钢，对于工作级别为中度的卷筒，应选铸铁作为卷筒的制造材料。

卷筒与滑轮最小卷绕直径的确定D0=hd

式中：D0-按钢丝绳中心计算的卷筒与滑轮的最小卷绕直径，mm；

h-与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数(卷筒为h1，滑轮为h2）mm；按下表选取：

表2 相关系数h

由于机构工作级别为M4，所以选择h1=16mm, h2=18mm；

d-选用钢丝绳直径，mm； 所以D0=1618.5=296mm

卷筒相关尺寸的确定，电动葫芦卷筒绳槽采用浅槽，如下图

23

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图12 卷筒

槽距t=d+(1~2),mm;绳槽半径R=0.55d,mm；槽深h0=0.28d,mm；圆角r=0.5~1.5mm。 综上计算可得：t=20mm,R=10mm, h0=5mm,r=1mm Z=

qHZ0 D0式中：Z-绳槽圈数；q-滑轮组倍率，q=2；

H-起升高度，H=9m；Z0-安全圈，一般取Z0=2。 经计算得Z=

290002=22。

3.14296qHt D0采用导绳器时，卷筒长度

L=l1l2l3式中：l1-卷筒左边缘预留长度，一般取l1=4mm；

l2-压绳板所占长度，一般取l2=（2~3）t,取l2=2t=40mm； l3-卷筒右边残余长度，一般取l3=l1=4mm。

综上计算得卷筒长度L=4+40+4+卷筒的转速：卷筒转速按下式计算

2900020=428mm。

3.14296qVn D0ni式中：ni-卷筒转速，r/min；q-滑轮组倍率；

Vn-起升速度，m/min；D0-卷筒卷绕直径，m。

所以ni28=17r/min

3.140.296卷筒壁强度计算：卷筒壁中承受着复杂的应力，但主要是卷筒壁中的压应力，压应力计算如下： pS〔〕 t式中：p—卷筒壁内压应力，N/cm2； S—钢丝绳最大静拉力，N； —卷筒壁厚，cm； t—卷筒槽距，cm；

〔p〕—卷筒壁许用应力，N/cm2；钢制卷筒〔p〕=s/1.5； 铸铁卷筒〔p〕=b/4.25；

s—钢的屈服应力，N/cm2；b—铸铁抗拉强度极限，N/cm2。 一般卷筒使用铸铁制造，由《机械设计手册》查得b=145 N/cm2， 则p2907S= =12 N/cm2 145÷4.25=34 N/cm2，满足要求。 t122024

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(4) 电动机的选择与校验

按起升载荷、额定起升速度和起升机构的效率计算起升电动机功率：

N=

QVn

1000式中：N—电动机静功率，Kw；Vn—起升速度，m/s； Q—起升载荷力，N；—起升机构总效率。 N=

QVn50000860= =7.75Kw

100010000.86根据上述计算的电动机静功率和按节点持续率初选电动机。

根据CD、MD电动葫芦技术性能和外形尺寸主要参数表，初步选择起升电动机为ZD141—4。 电动机过载能力校验：起升机构电动机可不验算发热，只校验过载能力，过载能力按下式计算： PnHQVn .mM1000式中：Pn—在机构接电持续率下电动机基准功率（每小时启动六次的功率），ｋｗ；

Ｈ—考虑电压降和转矩允差和静载实验超载系数，绕线电动机Ｈ＝2.1，鼠笼电动机Ｈ=2.2;

m—电动机个数；

M—电动机的允许过载倍数。 (5) 起升减速器计算与选择：

起升机构传动比的计算：传动系统的总速比为电动机额定转速与卷筒转速之比。

卷筒转速按下式计算：nd60Vn D0式中：nd—卷筒转速，r/min；

Vn—起升速度，m/min； D0—卷筒卷绕直径，m。 所以 nd60852r/min

3.142.96传动总速比按下式计算： i

nd

ni

式中： i—传动总速比，即减速器速比； nd—电动机转速，r/min；

ni—卷筒转速，r/min。 所以

i138026.5 52 减速器的选择与计算：电动葫芦的减速器为非标准减速器，应根据减速比和电动机功率进行设计计算。起中齿轮计算比较复杂，按GB3811—83《起重机设计规范》中附录S进行设计计算，需要计算齿轮的计算切向力、齿面计算接触应力、齿面接触疲劳许用应力、齿面接触疲劳计算安全系数、齿面静强度、齿根计算弯曲应力、齿根弯曲疲劳许用应力、齿根弯曲疲劳强度安全系数和齿根弯曲静强度。

25

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(6) 制动器的设计计算：

目前电动葫芦的制动器均采用非标准的锥形制动器，与电动机共同构成制动电动机，锥形制动器的设计计算如下：

制动电动机轴需要的静扭转力矩计算： MjzQD0 2qi式中：Mjz—电动机轴需要的静扭转力矩，N—cm； Q—起升载荷力，N; —起升机构总效率； q—滑轮组倍率； D0—卷筒卷绕直径，cm。 所以 Mjz500002960.86=120075N—cm

2226.53.2 电动葫芦运行机构设计计算

电动葫芦运行机构通常称为电动小车。

3.2.1.电动小车运行静阻力计算

Fs(1122fd)G(G0g)D0.0G05G(g0 )式中：Fs—满载稳定运动时的总阻力，N；

G—起重量，kg；

G0—电动葫芦自重，kg； D—小车车轮工作直径，cm； d—车轮轴颈直径，cm；

f—车轮滚动摩擦系数，取f=0.06cm；

—支撑处摩擦系数，采用滚动轴承时，取=0.015；

1—轮缘附加摩擦系数，车轮安装滚动轴承时，取1=1； 2—通过曲线轨道时的附加阻力系数，此处为直轨道，取2=0.

0.005系数是由于电动葫芦的运行轨道允许倾斜度为1/200时的坡道运行阻力系数。对于电动葫芦不考虑风阻力。

所以

Fs(110)(5000500)9.810.005(5000500)9.81917N20.060.0156 35

3.2.2.电动机的初选预验算

在初选电动葫芦运行电动机时应考虑克服摩擦阻力、坡道阻力所需的电动机静功率和电

动机启动阶段消耗的功率。

mVt2FsVt Pn(PtPa)（1.2)

m0atm0at1000m0at1000ta11

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式中：Pn—基准接电持续率时电动机的额定功率，kw，为所选电动机的总功率； Pt—克服运行阻力消耗的静功率，kw； m0—电动机个数；

at—平均启动转矩倍数，对绕线电动机取1.7，鼠笼电动机取1.98； Fs—运行总阻力，N；

Vt—电动小车运行速度， m/s ； —运行小车总效率；

m—电动葫芦与吊载的总质量，kg；

ta—加速时间，S。初算时按下表选。

表3 加速时间

经计算由CD、MD型系列电动葫芦技术性能和外形尺寸表，初选小车运行电动机ZDY121—4。电动葫芦运行小车银运行速度低，利用等级和载荷状态都不高，所以运行电动机一般不必验算过载和发热。

3.2.3 传动比

电动葫芦运行机构用减速器，通常无标准产品可供选择。减速器的传动比按下式计算：

i

nd

n0

式中：i—减速器传动比；

nd—电动机转速，r/min； n0—车轮转速，r/min；

3060Vt60=27.3 =n0D3.140.3560所以

i138050.6 27.3 27

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3.2.4 制动器的选择与计算

电动葫芦运行机构多采用平面制动器，与电动机构成制动电动机为一体，也无标准制动器可供选用 ，需自行设计与验算。

摩擦阻力是有利于制动器制动的，只有坡道阻力需要制动器消耗制动力矩，对于轮缘摩擦和曲线轨道引起的附加阻力并不能帮助制动。因此对于在运行驱动车轮与轨道间有足够大的黏着力的情况下，运行制动器应满足下面条件：

Mz1.25式中： Mz—制动器制动力矩，N—m； D—车轮工作直径，m； —运行机构总效率；

D(FpFf) 2i i—减速比；

Fp—坡道阻力，N；

Ff—电动小车运行时的最小摩擦阻力，N；

MzPD 2式中：P—弹簧工作时轴向压力，N；

—制动轮与制动环间的摩擦系数，取=0.35；

Fp0.005(GG0)g

式中：G—起重量，kg； G0—葫芦自重，kg； g—重力加速度； Fp—坡道阻力 所以

Fp0.005(5000500)9.81270N

Ff=(GG0)g式中：Ff—最小摩擦阻力，N。 其他参数同上。

所以 Ff=(5000500)9.812fd D20.060.0156=324N

35综合上述计算和相关技术参数，应该选择起升电动机为ZD141—4，运行电动机为ZDY121—4的CD型5t电动葫芦作为起升和运行传动装置。结构外形如下图所示：

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图13 电动葫芦

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总 结

在这次的起重机设计中，我认为我收获最大的就是这次的设计让我的思路更加的清晰和对起重机的认识更加的深刻。在这次的设计中，每一步的过程中都会出现一些问题，而这些问题都是在平时学习中忽略的，而每次问题的解决都是对不足的一次补充。并且在课程设计中，运用到了多方面的知识如：机械原理、理论力学、材料力学、互换性与技术测量、工程材料、机械设计等又对相关知识进行了一次系统的复习，并且是一次综合性的应用。通过对相关文献的的查询，和虚心请教，在摸索中不断进步，其中存在的问题不可避免，在今后的过程中希望可以学习到更多的东西，加强了对焊接结构的构造获得更加的数据与结果。在不断的努力，不断的学习，不断地创新中，我知道了设计需要有坚强的意志和坚持不懈的决心。

本次课程设计不仅提高了我思考和解决问题的能力而且还培养了我认真严谨的学习态度。由于缺乏实际经验，个人能力有限，设计中难免会有考虑不周到的地方，还希望老师多加指教。再次由衷感谢老师的指导和教诲。

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