100T双梁桥式起重机设计说明书

摘 要

起重机的出现大大提高了人们的劳动效率，以前需要许多人花长时间才能搬

动的大型物件现在用起重机就能轻易达到效果，尤其是在小范围的搬动过程中起重机的作用是相当明显的。在工厂的厂房内搬运大型零件或重型装置桥式起重 是不可获缺的。

桥式起重机小车主要包括起升机构、小车架、小车运行机构、吊具等部分。其中的小车运行机构主要由减速器、主动轮组、从动轮组、传动轴和一些连接件组成。

此次设计的桥式起重机是水电站桥式起重机，安装于丰满水电站扩建工程厂房内，用于水轮发电机组及其附属设备的安装和检修工作。水电站内设备一般都是大中型设备，对桥式起重机的载荷要求较高，所以对减速器性能要求较高。

关键词：桥式起重机；小车运行机构；减速器

I

100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）

Design of the bridge type hoist crane Car movement

organization

ABSTRACT

The invention of crane has greatly increased people’s work efficiency .People can use crane to handle with huge articles ,which used to be taken a long time to do,especially in a small area .The bridge type hoist crane is required to handle with huge accessory or huge device.

The bridge type hoist crane car consists of promoted organization,the car frame，the car movement organization,hoisting mechanisms and so on.Its operation structure is composed of reducer,the driving wheel group,the driven wheel group,the transmission shaft and some connect fitting.The core of this structure is the design of the reducer.

This bridge type hoist crane is be used to the hydroelectric power station.It is installed in the expanded workshop of Fengman water and electricity station.It is used to installing,examining and repairing the water-turbine generator set and its accessorial equipments.the equipments in the water and electricity station are large or medium-size.These equipments have a high request on the load of bridge type hoist crane,so they also have a high request on the capability of the reducer.

Key words: bridge type hoist ,the reducer

II

100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）

摘 要............................................................................................................................. I ABSTRACT .................................................................................................................. II 1 起重机小车设计........................................................................................................1

1.1 小车主起升机构计算...................................................................................... 6

1.1.1 确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组................................ 6 1.1.2 选择钢丝绳............................................................................................ 6 1.1.3 确定滑轮主要尺寸................................................................................ 7 1.1.4 确定卷筒尺寸，并验算强度................................................................ 7 1.1.5 选电动机................................................................................................ 9 1.1.6 验算电动机发热条件.......................................................................... 10 1.1.7 选择减速器.......................................................................................... 10 1.1.8 验算起升速度和实际所需功率.......................................................... 10 1.1.9 校核减速器输出轴强度...................................................................... 11 1.1.10 选择制动器........................................................................................ 12 1.1.11 选择联轴器........................................................................................ 12 1.1.12 验算启动时间.................................................................................... 13 1.1.13 验算制动时间.................................................................................... 13 1.1.14 高速浮动轴........................................................................................ 14 1.2.1 确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组.............................. 16 1.2.2 选择钢丝绳.......................................................................................... 16 1.2.4 确定卷筒尺寸，并验算强度.............................................................. 17 1.2.5 选电动机.............................................................................................. 19 1.2.6 验算电动机发热条件.......................................................................... 19 1.2.7 选择减速器.......................................................................................... 19 1.2.8 校核减速器输出轴强度...................................................................... 20 1.2.9 选择制动器.......................................................................................... 21 1.2.10 选择联轴器........................................................................................ 21 1.2.11 验算起动时间.................................................................................... 22 1.2.12 验算制动时间.................................................................................... 22 1.2.13 高速浮动轴........................................................................................ 22 1.3.1 确定小车传动方案.............................................................................. 25 1.3.2 选择车轮及轨道并验算其强度.......................................................... 25

III

100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）

1.3.3 运行阻力的计算.................................................................................. 26 1.3.4 选电动机.............................................................................................. 27 1.3.5 验算电动机发热条件.......................................................................... 27 1.3.6 选择减速器.......................................................................................... 28 1.3.7 验算运行速度和实际所需功率.......................................................... 28 1.3.8 验算起动时间...................................................................................... 28 1.3.9 按起动工况校核减速器功率.............................................................. 29 1.3.10 验算起动不打滑条件........................................................................ 29 1.3.11 选择制动器........................................................................................ 30 1.3.12 选择高速轴联轴器及制动轮............................................................ 31 1.3.13 选择低速轴联轴器............................................................................ 32

1.3.14 验算低速浮动轴强度........................................................................ 32

2 起重机大车设计......................................................................................................29

2.1 起重机打车运行机构计算............................................................................ 34

2.1.1 确定传动机构方案.............................................................................. 34 2.1.2 选择车轮与轨道，并验算其强度...................................................... 34 2.1.3 运行阻力的计算.................................................................................. 36 2.1.4 选择电动机.......................................................................................... 36 2.1.5 验算电动机发热条件.......................................................................... 37 2.1.6 选择减速器.......................................................................................... 37 2.1.7 验算运行速度...................................................................................... 37 2.1.8 验算启动时间...................................................................................... 38 2.1.9 按起动工况校核减速器功率.............................................................. 38 2.1.10 验算起动不打滑条件........................................................................ 39 2.1.12 选择联轴器........................................................................................ 40

2.1.13 验算低速浮动轴强度........................................................................ 41

3 起重机结构设计......................................................................................................36

3.1 基本参数和已知条件.................................................................................... 43

3.2 材料选择及许用应力.................................................................................... 43 3.3 总体尺寸设计................................................................................................ 43

3.3.1 桥架尺寸的确定.................................................................................. 43 3.3.2 端梁尺寸.............................................................................................. 44 3.3.3 主、端梁的连接.................................................................................. 44 3.4 主梁截面性质计算........................................................................................ 45 3.5 端梁截面性质计算........................................................................................ 47 3.6 载荷................................................................................................................ 48

IV

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3.7 主梁计算........................................................................................................ 51 3.8 主梁疲劳强度校核........................................................................................ 58 3.9 刚度校核........................................................................................................ 61 3.10 稳定性校核.................................................................................................. 63 参考文献...................................................................................................................... 66

V

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1 起重机小车设计

1.1 小车主起升机构计算

1.1.1 确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组

按照布置宜紧凑的原则，决定采用如下图1-1的方案。按Q=100t，查表4-2（起重机设计手册）取滑轮组倍率ih=6，承载绳分支数：Z=2ih=12

图1-1

查表3-4-11（起重机设计手册）选双钩锻造式吊钩组，得其质量：G。=4000kg，两端滑轮间距A=131mm。 1.1.2 选择钢丝绳

若滑轮组采用滚动轴承，当ih=6，查表2-1（起重机运输机械）得滑轮组效率ηh=0.96。

钢丝绳所受最大拉力： Smax=

QG01000004000==9027.8kg=90.28KN

2*6*0.962ih 6

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查表2-4（起重运输机械）,重级工作类型(工作级别M7)时,安全系数n=6。

钢丝绳计算破断拉力Sb： Sb=n×Smax=6×90.28=541.7KN

查表3-1-6选用纤维芯钢丝绳6×19W+FC，钢丝公称抗拉强度1850MPa，光面钢丝，左右互捻，直径d=28mm，钢丝绳最小破断拉力[Sb]=546KN，标记如下：

钢丝绳 28NAT6×19W+FC1850ZS233.6GB8918-88 1.1.3 确定滑轮主要尺寸

滑轮的许用最小直径：D≥de1=28301=812mm

式中系数e=30由表2-4（起重运输机械）查得。由附表2选用滑轮直径D=900mm，滑轮的绳槽部分尺寸可由[1]附表3查得。由附表4选用钢丝绳d=28mm，D=900mm，滑轮轴直径D5=150mm的E1型滑轮，其标记为：滑轮E128×900-150 ZB J80 006.8-87

1.1.4 确定卷筒尺寸，并验算强度

卷筒直径：D≥de1=28(301)=812mm

由附表13选用D=900mm，卷筒绳槽尺寸由[3]附表14-3查得槽距，t=30mm，槽底半径r=17mm

卷筒尺寸：

Hih181036Z4tL224L=2=013.1492830131=2714mm 取D0L=3000mm

式中 Z0——附加安全系数，取Z0=2；

L1——卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，即

L1=A=131mm，实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减；

7

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D0——卷筒计算直径D0=D+d=900+28=928mm 卷筒壁厚：

=0.02D+（6～10）=0.02×900+（6～10）=24～28 取=26mm 卷筒壁压应力验算：

ymax=

Snax902802

==112.5106N/m=112.5MPa t0.0260.03选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度b=195MPa

ymax＜Y 故抗压强度足够

卷筒拉应力验算：由于卷筒长度L＞3D，尚应校验由弯矩产生的拉应力，卷筒弯矩图示与图1-2

LlxL1SmaxSmax2Smax

图1-2 卷筒弯矩图

卷筒最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时：

LL13000131Mw=Smaxl=Smax90280==125834340N·mm

22 8

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D4Di4卷筒断面系数：W=0.1D449008483=0.1×mm=15443271 900式中D——卷筒外径，D=900mm；

Di——卷筒内径，Di=D-2=900-2×26=848 于是 l=

Mw125834340==8.15Mpa W15443271'合成应力：l=l+

l=8.76+39112.5=35.51MPa

130yymaxbn2式中许用拉应力：l=

=

195=39MPa 5∴l＜l

'卷筒强度验算通过。故选定卷筒直径D=900mm，长度L=3000mm；卷筒槽形的槽底半径r=17mm，槽距t=30mm；起升高度H=18m，倍率ih=6 卷筒 A900×3000-17×30-18×3左ZB J80 007.2-87 1.1.5 选电动机

计算静功率：Nj=

10260QG0v1000001050=6.8=132.1KW

102600.85式中——机构总效率，一般=0.8～0.9，取=0.85 电动机计算功率：Ne≥kdNj=0.9132.1=118.89KW

式中系数kd由表6-1(起重运输机械)查得，对于M1～Me级机构，

kd=0.85～0.95，取kd=0.9

查表28选用电动机YZR 315M，其Ne（15%）=125KW，n1=750rpm，

9

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[GD2]d=34kg·m2，电动机质量Gd=1170kg 1.1.6 验算电动机发热条件

按照等效功率法，求JC=40%时所需的等效功率：Nx≥k25··Nj=1×0.85×132.1=112.3KW

式中k25——工作级别系数，查表（起重运输机械）6-4，对于重级，k25=1；

——系数，根据机构平均起动时间与平均工作时间的比重（tq/tg）查得。由

tttt[2]表6-3，一般起升机构q/g=0.1～0.2，取q/g=0.1，由图（起重运输机械）6-6查得=0.85。

由以上计算结果Nx＜Ne，故初选电动机能满足发热条件 1.1.7 选择减速器

卷筒转速：Nj=

Vih6.86==14r/min D03.140.928n1750==53.57 nj14减速器总传动比：i0=

查表（起重机设计手册）选QJS-D-630型减速器，当工作类型为重级（相当工作级别为M7级）时，许用功率[N]=124KW，i0=50，质量Gg=3600㎏，主轴直径d1=80mm，轴端长l1=170mm（锥形） 1.1.8 验算起升速度和实际所需功率

'i50v 实际起升速度：=v'0=6.8=6.35m/min i053.57' 10

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'vv6.86.35误差：=×100%=×100%=6.6%＜[]=15%

v6.8'v'6.8Nx实际所需等效功率：=Nx=112.3=120.25KW＜Nev6.3540%=125KW

1.1.9 校核减速器输出轴强度

由[起重运输机械]公式（6-16）得输出轴最大径向力Rmax=

1aSmaxGj≤[R] 2式中aSmax=2×87720=175440N=175.44KN——卷筒上卷绕钢丝所引起的载荷；

Gj=9.81KN——卷筒及轴自重，参考表3-10-7（起重机设计手册）查得

[R]=150KN——QJS630减速器输出轴端最大允许径向载荷。 ∴Rmax=

1175.449.81=92.63KN＜[R]=150KN 2由[2]公式（6-17）得输出轴最大扭矩：Mmax=（0.7～0.8）maxMei'00M

式中Me=9750Ne(25%)n1=9750

125=1625Nm——电动机轴额定力矩； 750max=3.4——当JC=40%时电动机最大力矩倍数；

00.95——减速器传动效率；

M85000Nm——减速器输出轴最大容许转矩，由（ 起重机设计手册）

表3-10-6查得。

∴Mmax=0.8×3.4×1625×50×0.95=67925Nm＜[M]=85000Nm 由以上计算，所选减速器能满足要求

11

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1.1.10 选择制动器

所需静制动力矩：MzKz·M'j=Kz·

QG0D02ihi0'

=1.75×

10000010500.9280.85=232.48㎏·m=2324.8Nm

2650 式中Kz=1.75——制动安全系数，由（起重运输机械）第六章查得。 由表3-7-17（起重机设计手册）选用YWZ5-630/121制动器，其制动转矩

Mez=1800～2800Nm，制动轮直径Dz=630mm，制动器质量Gz=185.8㎏

1.1.11 选择联轴器

高速联轴器计算转矩，由[2]（6-26）式：Mcn8Me1.51.816254387.5Nm

式中Me1625——电动机额定转矩（前节求出）； n=1.5——联轴器安全系数； 8=1.8——刚性动载系数，一般

8=1.5～2.0

由[1]附表29查得YZR-315M电动机轴端为圆锥形d95mm，l130mm。从表3-10-9（起重机设计手册）查得QJS-D-630减速器的高速轴为圆锥形

d80mm,l170mm。

靠电动机轴端联轴器 由表3—12-7（起重机设计手册）选用CLZ4半联轴器，其图号为S180，最大容许转矩[Mt]=5600Nm＞

MC值，飞轮力矩

GD2l0.22kg·m，质量

2Gl=37.5kg

浮动轴的两端为圆柱形d85mm,l172mm

靠减速器轴端联轴器 由[1]附表45选用带600mm制动轮的半齿联轴器,

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其图号为S198,最大容许转矩[MtGD]=19000Nm, 飞轮力矩

2l35 kg·m,

2质量218kg.为与制动器YWZ5-630/121相适应,将S198联轴器所需600mm制动轮,修改为630mm应用

1.1.12 验算启动时间

QG0D20n12起动时间：tqCGD1 238.2MqMji式中GD21GD2dGD2Z=35+0.22+34=69.22kg·m2

静阻力矩：MjQG0D0200004670.5851.95kg·m =1838.7Nm

2i2340.170.85平均起动转矩：Mq1.5Me1.516252437.5Nm

75010000040000.9282∴tq1.1569.22=2.65s 238.22437.51838.76500.85通用桥式起重机起升机构的[tq]1~5sec，此时tq>1s 1.1.13 验算制动时间

2(QG0)D02C(GD)12in1tz'38.2(Me2Mj)制动时间：

75038.2(28001328.5)

(1000004000)0.92821.1569.220.852(650)1.07sec 13

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Mj'(QG0)D2ihi0'式中



(1000004000)0.9280.851328.5Nm2650查[1]表6-6查得许用减速度a0.2,a=v'/tz，[tz]1.5sec，因为t[tz]，故合适。

1.1.14 高速浮动轴 （1）疲劳计算:

轴受脉动扭转载荷其等效扭矩：MImax6Me1.0416251690Nm

式中6——动载系数6=0.5（1+2）=1.04 2——起升动载系数，

2=1+0.71v=1+0.716.8/60=1.08

由上节选择联轴器中，已经确定浮动轴端直径d=85mm,因此扭转应力为：

nMImax1690621.410N/m1.4MPa 3W0.20.085轴材料用45号钢，b600MPa,s300MPa 弯曲： 1=0.27（b+ s）=0.27（600+300）=243MPa

扭转： 1= 1/3=243/3=140MPa s=0.6s=0.6300=180MPa 许用扭转应力：[ok]211 knI式中kkxkm——考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数；

kx——与零件几何形状有关，对于零件表面有急剧过渡和开有键槽及

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100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）

紧配合区段，kx=1.5—2.5

km——与零件表面加工光洁度有关，此处取k=2×1.25=2.5 

——考虑材料对应力循环对称的敏感系数，对碳钢，低合金钢

0.2

nI——安全系数，查[1]表30得nI1.25 因此, [ok]214088.9MPa,故n[ok]通过.

2.50.21.25(2) 强度计算

轴所受的最大转矩MIImax2Me1.0816251755MPa

MIImax17551.42MPa 3W0.20.085 最大扭转应力：max 许用扭转应力：[]IIsnII180120MPa 1.5式中：nII——安全系数，由[1]表2-21查得nII1.5,max[]II 故合适。 中间轴径d1d(5~10)90~95mm，取d195mm

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1.2 小车副起升机构计算

1.2.1 确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组

照布置宜紧凑的原则，决定采用如下图2-1的方案。按Q=25t，查[1]表4-2取滑轮组倍率ih=3，承载绳分支数：Z=2ih=6

L1A 图2-1副起升结构简图 查表3-4-11选短型吊钩组，图号为T1-362.1508。得其质量：G0=697kg两端滑轮间距 A=102mm 1.2.2 选择钢丝绳

若滑轮组采用滚动轴承，当ih=3，查表2-1（起重运输机械）得滑轮组效率ηh=0.985

钢丝绳所受最大拉力：Smax=

QG025000697==4348kg=43.48KN 230.9852ih钢丝绳计算破断拉力Sb：Sb=n×Smax=6×43.48=260.88KN

查附表1选用纤维芯钢丝绳6×19W+FC，钢丝公称抗拉强度1850MPa，光面

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钢丝，左右互捻，直径d=20mm，钢丝绳最小破断拉力[Sb]=279.5KN，标记如下： 钢丝绳 20NAT6×19W+FC1850ZS233.6GB8918-88 1.2.3 确定滑轮主要尺寸

滑轮的许用最小直径：D≥de1=20301=580mm

式中系数e=30由表2-4（起重运输机械）查得。由附表2选用滑轮直径D=630mm，由于选用短型吊钩，所以不用平衡滑轮。滑轮的绳槽部分尺寸可由附表3查得。由附表4选用钢丝绳d=20mm，D=630mm，滑轮轴直径D5=100mm的E1型滑轮，其标记为：滑轮E120×630-100 ZB J80 006.8-87 1.2.4 确定卷筒尺寸，并验算强度

卷筒直径：D≥de1=20301=580mm

由[1]附表13选用D=650mm，卷筒绳槽尺寸由[3]附表14-3查得槽距，t=22mm，槽底半径r=11mm

Hih201033卷筒尺寸：L=2=Z4tL224013.1467022102=1709mm D0取L=2000mm

式中 Z0——附加安全系数，取Z0=2；

L1——卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，即

L1=A=102mm，实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减；

D0——卷筒计算直径D0=D+d=650+20=670mm

卷筒壁厚：=0.02D+（6～10）=0.02×650+（6～10）=19～23取=23mm 卷筒壁压应力验算：ymax=

Snax43480==85.9106N/m2=85.9MPa t0.0230.022选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度b=195MPa 许用压应力：y=

bn1=

195=130MPa ymax＜Y 故抗压强度足够 1.5卷筒拉应力验算：由于卷筒长度L＞3D，尚应校验由弯矩产生的拉应力，卷筒弯

17

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矩图示与图2-2

LlxL1SmaxSmax2Smax 图2-2 卷筒弯矩图 卷筒最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时：

LL12000102Mw=Smaxl=Smax=41262520N·mm =4348022卷筒断面系数：

D4Di4W=0.1D446506043=0.1×mm=6987005 650式中：D——卷筒外径，D=650mm；

Di——卷筒内径，Di=D-2=650-2×23=604mm

于是 l=

'Mw41262520==5.9MPa W6987005合成应力：l=l+

l=5.9+3985.9=31.67MPa

130yymaxbn2 式中许用拉应力 l=∴l＜l

'=

195=39MPa 5卷筒强度验算通过。故选定卷筒直径D=650mm，长度L=2000mm卷筒槽形的槽底半径r=11mm，槽距t=22mm；起升高度H=20m，倍率ih=3 卷筒 A650×2000-11×22-20×3左ZB J80 007.2-87

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1.2.5 选电动机

计算静功率：Nj=

10260102600.85QG0v25000697=9.5=46.93KW

式中——机构总效率，一般=0.8～0.9，取=0.85 电动机计算功率：Ne≥kdNj=0.946.93=42.24KW

kd=0.85～ 式中系数kd表6-1（起重运输机械）查得，对于M1～Me级机构，

0.95，取kd=0.9

查附表28选用电动机YZR 280S，其Ne（40%）=42KW，n1=719rpm，

2m[GD]=9.2kg·，电动机质量Gd=747kg

2d1.2.6 验算电动机发热条件

按照等效功率法，求JC=40%时所需的等效功率：Nx≥k25··Nj=1×0.85×46.93=39.89KW

式中k25——工作级别系数，查表（起重运输机械）6-4，对于M7级，k25=1； ——系数，根据机构平均起动时间与平均工作时间的比重（tq/tg）查得。由[2]表6-3，一般起升机构tq/tg=0.1～0.2，取tq/tg=0.1，由[2]图6-6查得=0.85。

由以上计算结果Nx＜Ne，故初选电动机能满足发热条件 1.2.7 选择减速器

Vih9.53==13.55r/min D03.140.67n1719==53.06 nj13.55 卷筒转速：Nj=

减速器总传动比：i0=

查表QJS-450减速器，当工作类型为重级（相当工作级别为M7级）时，许

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'用功率[N]=44KW，i0=50，质量Gg=1400㎏，主轴直径d1=50mm，轴端长l1=110mm

（锥形）

实际起升速度：v=v'i053.06=9.5=10.08m/min i'050'vv10.089.5 误差：=×100%=×100%=6.1%＜[]=25%

v9.5v'10.08 实际所需等效功率：Nx=Nx=39.89=40.32KW＜Nev9.5'25%=42KW

1.2.8 校核减速器输出轴强度

由（起重运输机械）公式（6-16）得输出轴最大径向力：Rmax=

1aSmaxGj≤[R] 2式中aSmax=2×43480=86960N=86.96KN——卷筒上卷绕钢丝所引起的载荷；

Gj=9.81KN——卷筒及轴自重，参考[1]附表14估计

[R]=64KN——QJS450减速器输出轴端最大允许径向载荷，由表3-10-7（起重机设计书册）

1∴Rmax=86.969.81=48.4KN＜[R]=64KN

2由（起重运输机械）公式（6-17）得输出轴最大扭矩：

Mmax=（0.7～0.8）maxMei'00M

式中Me=9750Ne(25%)n1=9750

42.24=572.8Nm——电动机轴额定力矩； 719 max=1.5——当JC=25%时电动机最大力矩倍数

00.95——减速器传动效率；

M30000Nm——减速器输出轴最大容许转矩，由表36查得。 ∴Mmax=0.7×1.5×572.8×50×0.95=28568Nm＜[M]=30000Nm 由以上计算，所选减速器能满足要求

20

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1.2.9 选择制动器

所需静制动力矩：MzKz·M'j=Kz· =1.75×

QG0D02ihi0'

250006970.670.85=85.36㎏·m=853.6Nm

2350 式中Kz=1.75——制动安全系数，由(起重运输机械)第六章查得。 由表3-7-17选用YWZ5-400/80制动器，其制动转矩Mez=630～1250Nm，制动轮直径Dz=400mm，制动器质量Gz=79.4㎏ 1.2.10 选择联轴器

Mcn8Me1.51.8572.81546.6Nm 高速联轴器计算转矩，由[2]（6-26）式：

式中Me572.8——电动机额定转矩（前节求出）； n=1.5——联轴器安全系数；

8=1.8——刚性动载系数，一般8=1.5～2.0。

由[1]附表29查得YZR-280S电动机轴端为圆锥形d85mm，l130mm。从[1]附表34查得QJS-450减速器的高速轴为圆锥形d50mm,l110mm。

靠电动机轴端联轴器 由表3-12-7(起重机设计手册)选用CLZ3半联轴器，其图号为S180，最大容许转矩[Mt]=3150Nm＞MC值，飞轮力矩

GD0.122lkg·m

2，质量Gl=25.4kg.浮动轴的两端为圆柱形

d70mm,l142mm

靠减速器轴端联轴器 由表3-12-8选用带400mm制动轮的半齿联轴器,其图号为S198,最大容许转矩[Mt]=3150Nm, 飞轮力矩GD2l5.2 kg·m,质量

267kg.

21

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1.2.11 验算起动时间

QG0D20n12CGD1起动时间：tq 238.2MqMji式中GD21GD2dGD2Z=9.2+5.2+0.12=14.52kg·m

2静阻力矩：MjQG0D0250006970.6767.52kg·m=675.2Nm

2i23500.85平均起动转矩：Mq1.5Me1.5572.8859.2Nm

719250006970.672∴tq1.1514.52=3.48s 238.2859.2675.23500.85对于通用桥式起重机起升机构的[tq]1~5sec，此时tq>1s. 1.2.12 验算制动时间

tzn138.2(Me22(QG0)D02C(GD)1'2iMj)制动时间：

71938.2(1250487.8)

(25000697)0.6721.1514.520.85(350)20.42sec式中Mj'(QG0)D2ihi0'(20000467)0.520.85375.3Nm

2340.17'查[1]表6-6查得许用减速度a0.2,a=v/tz，[tz]0.883sec，因为t[tz]，故合适。

1.2.13 高速浮动轴

（1）疲劳计算

轴受脉动扭转载荷其等效扭矩：MImax6Me1.055572.8604.3Nm 式中6——动载系数6=0.5（1+2）=1.055

22

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2——起升动载系数，

2=1+0.71v=1+0.719.5/60=1.11

由上节选择联轴器中，已经确定浮动轴端直径d=55mm,因此扭转应力为

nMImax604.3628.810N/m8.8MPa 3W0.20.07轴材料用45号钢，弯曲： 1b600MPa,s300MPa

=0.27（b+ s）=0.27（600+300）=243MPa

扭转： 1= 1/3=243/3=140MPa s=0.6s=0.6300=180MPa

许用扭转应力：由[1]中式（2-11），（2-14）[ok]211 knI式中kkxkm——考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数；

kx——与零件几何形状有关，对于零件表面有急剧过渡和开有键槽及

紧配合区段，kx=1.5—2.5

km——与零件表面加工光洁度有关，此处取k=2×1.25=2.5

对碳钢，低合金钢0.2 ——考虑材料对应力循环对称的敏感系数，

nI——安全系数，查[1]表30得nI1.25

因此, [ok]214088.9MPa.故, n[ok]通过.

2.50.21.25（2）强度计算

轴所受的最大转矩：MIImax2Me1.11572.8635.8MPa

MIImax635.89.3MPa 3W0.20.07最大扭转应力：max许用扭转应力：[]IIsnII180120MPa.式中：nII——安全系数， 1.5 23

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由[1]表2-21查得nII1.5max[]II 故合适。 中间轴径d1d(5~10)75~80mm，取d175mm

24

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1.3 起重机小车运行机构

1.3.1 确定小车传动方案

经比较后，确定采用下图1-3所示传动方案：

图1-3 小车运行机构传动简图

1.3.2 选择车轮及轨道并验算其强度 车轮最大轮压：小车质量估计取Gxc=28000kg 假定轮压均布，则Pmax=（100000+28000）/4=32000kg 车轮最小轮压：Pmin=Gxc/4=28000/4=7000kg

初选车轮：由[1]表3-8-15P360，当运行速度37m/min<60m/min ，Q/Gxc=100000/7000=3>1.6，工作级别为M5时，车轮直径Dc=600mm，轨道型号为QU120，许用轮压为38.7t >Pmax。GB4628—84规定，直径系为

Dc=250,315,400,500,600,700mm，故初步选定车轮直径

Dc=600mm，而后校核强

度。 强度验算：

按车轮与轨道为线接触及点接触两种情况验算车轮接触强度车轮踏面疲劳计算

25

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载荷：Pc=（2Pmax+Pmin）/3=（2×320000+70000）/3 =236666.7N 车轮材料为ZG35CrMnSi，σs=340Mpa，σb=640Mpa

线接触局部挤压强度：Pc’=k1DclC1C2=6×600×120×1×0.8=322560N

式中, k1——许用线接触应力常数（N/mm2），由表3-8-6(起重机设计手册)

查得k1=6

l——车轮与轨道有效接触强度，对于，l=b=120mm

C1——转速系数，由表3-8-7(起重机设计手册)，车轮转速Nc=v/Dc=37/

（3.14*0.7）=16.83r/min时，C1=1.09

C2——工作级别，由[2]表5-4，当为M7时，C2=0.8 Pc’ > Pc，故通过。 1.3.3 运行阻力的计算

点接触局部挤压强度：Pc”=k2R2C1C2/m3=0.132×5002×1×0.8/0.4683 =257553N

式中，k2——许用点接触应力常数（N/mm2），由[3]表5-2查得k2=0.132

R——曲率半径，车轮与轨道曲率半径中的大值。车轮

R1=D/2=600/2=300mm，轨道查表3-18-4(起重机设计手册)R2=500mm，故取R=500mm

m——由R1/R2比值所确定的系数，R1/R2=300/500=0.6，由表3-8-9(起

重机设计手册)查得m=0.468

Pc” >Pc，故通过。

小车满载运行时的最大摩擦阻力：

Fm(QG)2fd20.00060.020.19(QG)=12800002=21333.3N D0.6式中，Q——起升载荷；

G——起重机或者运行小车的自重载荷；

26

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f——滚动摩擦系数，由(1)表2-3-2查得f=0.0006；

——车轮轴承摩擦系数，由(1)表2-3-3查得 =0.02；

d——与轴承相配合处车轮轴的直径，d=190mm； D——车轮踏面直径，D=600mm；

——附加摩擦阻力系数，由(1)表2-3-4查得 =2；

——摩擦阻力系数，初步计算时可按(1)表2-3-5查得 =0.01。

空载运行时最小摩擦阻力：Fm0=G2fd20.00060.020.19=28000= 2333.3N D0.61.3.4 选电动机

Fjv01000m电动机的静功率：;Pj= =

2133337=14.62kw

10000.960式中，——机构传动效率，取0.9

Fj=Fm(Q=Q)——满载运行时的静阻力； m——驱动电动机台数m=1；

对于桥式起重机的小车运行机构可按下式初选电动机：

P=kdPj=1×14.62=14.62kw 式中kd——电动机功率增大系数，由表7-6查kd=1.0。

由表5-1-3(起重机设计手册)选用电动机YZR-200L，Ne=22kw，n1=1000 r/min，(GD2)d=0.67kg.m2，电动机质量390kg 。 1.3.5 验算电动机发热条件

电机等效功率： Nx =K2.5×r×Nj=1×1.12×14.62=16.37kw

式中，K2.5——工作类型参数，由2表6-4查得K2.5=1 r——由(1)按起重机工作场所得tq/tg=0.2，查得

27

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r=1.12

由此可知，Nx < Ne，满足发热要求 1.3.6 选择减速器

VDC3719.64r/min DC0.6n1100051 n219.64车轮转速：nc=

机构传动比：i0=

'i由表3-10-6（起重机设计手册）选用一台QJRS-335-1减速器，0 =50；[N]=18.8kw

(当输入转速为750r/min时)。 故NJ<[N]

1.3.7 验算运行速度和实际所需功率

i0513737.74m/min i'050实际运行速度：V’dc=Vdc

误差：VdcVdc37.74372%15% Vdc37V'dc37.7414.6214.91kw

Vdc37实际所需电动机静功率：N’j=NJ

由于N’jn1(QG)D2C2起动时间： tq=[mc(GD)1] 238.2(mMqMJ)i'0式中 n1=1000r/min； m=1(驱动电动机台数)； Mq=1.5Me=1.5955022315Nm 1000 Me——JC40%时电动机额定扭矩：

28

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Me =9550

ne(JC40%)

n1(JC40%)满载运行时的静阻力矩：Mj(Q=Q)=

Mm(QQ)i'06400139.43Nm

510.9空载时的运行阻力矩：Mj(Q=0)=

Mm(Q0)i'070015.3Nm

510.9初步估算高速轴上联轴器的飞轮转矩：(GD2)zl+(GD2)l=0.69kg·m2 机构总飞轮矩（高速轴）：C(GD2)l=1.15×(0.69+0.39)=1.08kg·m2

1000(38000100000)0.62[1.08满载起动时间：tq(Q=Q)= =3.2s

38.2(315139.4)500.9280000.621000]0.83s 空载起动时间:tq(Q=0)= [1.08238.2(315139.4)500.9由[1]表7-6查得,当vc31.5m/min0.525m/s时, [tq]的推荐植为5.5s,故tq(Q=Q) <[tq],古所选电动机能满足快速起动的要求. 1.3.9 按起动工况校核减速器功率

PdVdc

1000m'

起动工况下校核减速器功率：Nd=

式中 Pd=Pj+Pg=Pj+

Vdc'1037.74QG=21333+(28000+100000)=46493N 603.2g60tq(QQ) m’——运行机构中同一传动减速器的个数，m’=1 因此 Nd=

464933731.85kw

1000600.91所选用减速器的[N]JC25%=18.5kw＜Nd, 故减速器合适。 1.3.10 验算起动不打滑条件

由于起重机是在室内使用，故坡度阻力及风阻力均不予考虑。以下按二种工况进行验算

空载起动时,主动车轮与轨道接触的圆周切向力：

29

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TQ0'Gxcvcg60tqQ0dPkP21k2 = Dc/20.19140000.00060.022140000.00062800037.742=2310㎏=23100N 9.81600.830.6/2车轮与轨道的粘着力：

F，故空载时不可能打滑，选（Q0）（Q0）P1f140000.22800kg28000N>T择电动机合适

满载时起动，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力：

'（QGXC)vcP2(fd/2)P1kT2（QQ）g60tq(QQ)DC

0.19640000.00060.022640000.00061000002800037.7420.6/29.81603.8+=

=3356.6㎏=33566N 车轮与轨道的粘着力：

F（QQ）P1f100000280000.212800kg128000N＞T(QQ)，故满载起动

2时不会打滑，因此所选电动机合适。 1.3.11 选择制动器

由(起重运输机械)查得，对于小车运行机构制动时间tz≤3～4s，取tz=2s，因此，所需制动转矩：

1nMz1m38.2tzdQGxck'i02 mcGD2lQGxcDc2i'20 30

100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）

1 =

1{

1000100000280000.6211.150.020.938.245020.19280000.00060.021020.950

-

100000}=51.11 Nm

由附表15选用YWZ5200/23，其制动转矩Mez112Nm考虑到所取制动时间

tz4s与起动时间tq

3.8s很接近，故略去制动不打滑条件验算

1.3.12 选择高速轴联轴器及制动轮

高速轴联轴器计算转矩，由[2]（6-26）式： Mcn8Me1.351.8214.5521Nm

式中 Me9750NeJC25%n1975022214.5Nm——电动额定转矩； 1000 n——联轴器的安全系数，运行机构n=1.35； 8——机构刚性动载系数，8=1.2～2.0，取8=1.8

由表5-1-9（起重机设计手册）查电动机YZR200M-6两端伸出轴各为圆柱d=60mm，

l=140mm。由附表37查QJRS-335减速器高速轴端为圆柱形d1=38mm，l=80mm。

故表3-12-7选齿轮联轴器，主动端A型键槽d1=38mm，L=80mm；从动端A型键槽

d2=30mm，L=55mm。标记为：GICL1联轴器

60142ZBJ19013-89。其公称转矩

3882Tn710Nm＞Mc=521Nm，飞轮矩GD2l=0.03kg·m2，质量Gl=7.96kg。

高速轴端制动轮：根据制动器已选定为YWZ5200/23，由[1]附表16选制动轮直径Dz=200mm，圆柱形轴孔d=38mm，L=80mm，标记为：制动轮200-Y38 JB/ZQ4389-86，其飞轮矩GD2Z=0.2kgm2，质量Gz=10kg

31

100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）

以上联轴器与制动轮飞轮矩之和：GD2l+GD2z=0.203kgm2原估计

0.28kgm2基本相符，故以上计算不需修改

1.3.13 选择低速轴联轴器

低速轴联轴器计算转矩，可由前节的计算转矩Mc求出

'MC11'Mci0521500.911722.5Nm 22由（起重机设计手册）附表37查得QJRS-335减速器低速轴端为圆柱形d=115mm，L=55mm，取浮动轴装联轴器轴径d=120mm，L=212mm，由表3-12-7选用两个GICLZ6鼓形齿式联轴器。其主动端：Y型轴孔A型键槽，d1=115mm。从动端：Y型轴孔，A型键槽，d2=110m，L=165mm，标记为：

GICLZ6联轴器

120212ZBJ1901489

110212由前节已选定车轮直径Dc=600mm，由表3-8-11参考600车轮组，取车轮轴安装联轴器处直径d=130mm，L=160mm，同样选用两个GICLZ6鼓形齿式联轴器。其主动轴端：Y型轴孔，A型键槽d1=125m，L=212mm，从动端：Y型轴孔，A型键槽d2=130mm，L=252mm，标记为：

GICLZ6联轴器

130252ZBJ19014-89

1252121.3.14 验算低速浮动轴强度

（1）疲劳验算 由[4]运行机构疲劳计算基本载荷

Mrmax5Me'214.5i02500.99652.5Nm 22d=120mm，其扭转应力：

前节已选定浮动轴端直径

32

100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）

nMrmax21416227.9310N/m27.93MPa3W0.20.12

浮动轴的载荷变化为对称循环（因运行机构正反转转矩值相同），材料仍选用45钢，由起升机构高速浮动轴计算，得1140MPa,s180MPa，许用扭转应力：

1k1k1140144.8MPa nⅠ2.51.25式中k、nⅠ——与起升机构浮动轴计算相同 n＜1k 通过 （2）强度验算 由[4]运行机构工作最大载荷

Me'214.5MⅡmax58i01.61.8500.913899.6MPa22

式中

5——考虑弹性振动的力矩增大系数，对突然起动的机构，

5=1.5～1.7，此处取5=1.6；

8——刚性动载系数，取最大扭转应力：max许用扭转应力：Ⅱ8=1.8。

MⅡmax13899.66240.2210N/m40.22MPa 3W0.20.12snⅡ180120MPa 1.5max＜Ⅱ 故通过

浮动轴直径：d1120（5～10）=125～130m 取d1=130mm

33

100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）

2 起重机大车设计

2.1 起重机打车运行机构计算

2.1.1 确定传动机构方案

图2-1

2.1.2 选择车轮与轨道，并验算其强度

（1）满载时，最大轮压

GGxcQGxcLe900280100028018380.6KN 84L8419pmax（2）空载时，最大轮压

'pmaxGGxcGxcLe90028028018143.8KN 84L8419 空载时，最小轮压

'pminGGxcGxc1900280280181.18KN 84L8419

34

100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）

（3）车轮踏面疲劳载荷

'2pmaxpmin2380.0681.18pc280.43KN

33车轮材料采用65Mn，由（起重机设计手册）表3-8-11选择车轮直径Dc600，查的轨道型号为QU120。

按车轮与轨道为点接触和衔接处两种情况验算车轮的接触强度 点接触局部挤压强度计算

Pc”=k2RC1C2/m=0.245×500×1.02×0.8/0.47=481.4KN

式中，k2——许用点接触应力常数（N/mm2），由（）运输机械表5-2查得

k2=0.245

R——曲率半径，车轮与轨道曲率半径中的大值。车轮

R1=D/2=600/2=300mm，轨道R2=500mm，故取R=500mm

m——由R1/R2比值所确定的系数，差得（机械设计手册）表3-8-9

m=0.47

Pc”>Pc，故通过。 线接触局部挤压强度计算

Pc’=k1DclC1C2=7.2×600×130×1.02×0.8=458.22KN

式中, k1——许用线接触应力常数（N/mm2），由[2]表5-2查得k1=67.2 l——车轮与轨道有效接触强度，对于QU120， l=b=130mm C1——转速系数，由（运输机械）表5-3，车轮转速 Nc=v/Dc=40/

（3.14*0.4）=31.85r/min时，C1=1.02

C2——工作级别，由[2]表5-4，当为M7时，C2=0.8

2

3

2

3

35

100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）

Pc’> Pc，故通过。 2.1.3 运行阻力的计算 满载时，摩擦总阻力距：

0.19dMm(QQ)(QG)(k)（1000000+900000）(0.00080.015)1.5=6341.25N

22式中Q——起升载荷；

G——起重机或者运行小车的自重载荷；

k——滚动摩擦系数，由（运输机械）7-1查得k=0.0008；

——车轮轴承摩擦系数，由(运输机械)表7-2查得 =0.015；

d——与轴承相配合处车轮轴的直径，d=190mm；

——附加摩擦阻力系数，由(运输机械)表7-3查得 =1.5；

运行摩擦阻力：Pm(QQ)空载时，摩擦总力矩：

Mm(QQ)Dc/26341.2521137.5N

0.6/20.19d)3003.75NM Mm(Q0)G(k)1.5900000(0.00080.0.1522运行摩擦阻力：Pm(Q0)Mm(Q0)Dc/23003.7510012.5N

0.6/22.1.4 选择电动机 电动机的静功率： Pj=

Fjv01000m=

21137.567=12.42kw

10000.95602式中，——机构传动效率，取0.95

Fj=Pm(Q=Q)——满载运行时的静阻力；

36

100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）

m——驱动电动机台数m=2；

初定电动机功率：N=kdPj=1.15*12.42=14.283kw

式中，kd——电动机功率增大系数，由（机械运输）表7-6得kd=1.15。 由表5-1-13选用电动机YZR-200L-6，Ne=22kw，n1=715 r/min，(GD2)d=0.67kg.m2，电动机质量390kg 。 2.1.5 验算电动机发热条件

等效功率Nx =K2.5×r×Nj=1×1.12×14.283=16.37kw

式中，K2.5——工作类型参数，由（运输机械）表6-4查得K2.5=1 r——由(1)按起重机工作场所得tq/tg=0.2，查得r=1.12 由此可知，Nx < Ne，满足发热要求 2.1.6 选择减速器

VDC6735.56r/min DC0.6n171520.1 n235.56车轮转速：nc=

机构传动比：i0=

由（机械设计手册）表3-10-5选用两台QJR-236,i0'20 [N]=16.4,Nj<[N] 2.1.7 验算运行速度

i0206766.67m/mini'020.1实际运行速度：V’c=Vc

VcVc'6766.67误差：4.9%15%

Vc67 37

100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）

实际所需电动机静功率：N’j=NJ

V'c66.6712.4212.36kw Vc67由于N’j2.1.8 验算启动时间

n1(QG)D2C2tq=[mc(GD)1] 238.2(mMqMJ)i'0式中 n1=712r/min； m=2(驱动电动机台数)；

Mq=1.5Me=1.5955022442.6Nm 712满载运行时的静阻力矩：Mj(Q=Q)=

Mm(QQ)i'06341.25333.75Nm

200.95空载时的运行阻力矩：Mj(Q=0)=

Mm(Q0)i'03003.75158.09Nm

200.95初步估算高速轴上联轴器的飞轮转矩：(GD2)zl+(GD2)l=0.225kg·m2 机构总飞轮矩（高速轴）：C(GD2)l=1.15×(0.67+0.225)=1.029kg·m2

712(10000090000)0.62[21.029]=6.2s 满载起动时间：tq(Q=Q)=238.2(2442.6333.75)200.95900000.62712]2.27s 空载起动时间： tq(Q=0)= [21.029238.2(2442.6158.09)200.952.1.9 按起动工况校核减速器功率

PdVdc6408557.6432.4kw =

1000m'1000600.952Nd=

38

100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）

式中 Pd=Pj+Pg=Pj+

Vdc'57.64QG=21137.5+(100000+90000)=64085N 604.25g60tq(QQ)

所选用减速器的[N]JC25%=16.4kw＜Nd, 故减速器合适。 2.1.10 验算起动不打滑条件

由于起重机是在室内使用，故坡度阻力及风阻力均不予考虑。以下按二种工况进行验算

d0.125PkPk35000.0050.02235000.000521Gxcvc'700026.822= TQ09.81600.410.4/2g60tqQ0Dc/2=847.4㎏=8474N

车轮与轨道的粘着力：F，故可（Q0）（Q0）P1f35000.2700kg7000N＜T能打滑。解决办法是在空载起动时增大起动电阻，延长起动时间。 满载时起动，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力：

'（QGXC0vcP2(fd/2)P1kT2（QQ）g60tq(QQ)DC

0.14216000.00050.021.5216000.0005320001120036.12= + 0.4/29.81603.8=1069.5㎏=10695N 车轮与轨道的粘着力：

F（QQ）P1f200007000T0.22700kg27000N＞(QQ)，故满载起动时不

2会打滑，因此所选电动机合适 2.1.11 选择制动器 取制动时间：tz=4s

39

100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）

按空载计算动力矩，即Q=0代入公式：

GDc2n117129000000.620.952[21.029 mz{m[mc(GD)l'2]}={69.4722375420375tzi0'j =148.4Nm 式中m'j(pppmin)Dc'2i0(66751800)0.60.9569.47Nm

220pp0.002G0.0029000001800

d20.192ppG(K)90000(0.00080.015)6675N

2Dc20.6查（起重机设计手册）3-3-17现选用两台YWZ5-200/23 制动力矩112-224Nm，质量m=26.6kg 2.1.12 选择联轴器

高速轴联轴器计算转矩，由[2]（6-26）式： Mcn8Me1.351.8214.5521Nm

式中 Me9750NeJC25%n1975022214.5Nm——电动额定转矩； 1000 n——联轴器的安全系数，运行机构n=1.35； 8——机构刚性动载系数，8=1.2～2.0，取8=1.8。

由表5-1-9（起重机设计手册）查电动机YZR200M-6两端伸出轴各为圆d=60mml=140mm。由附表37查QJRS-335减速器高速轴端为圆柱形d1=38mm，

l=80mm。故表3-12-7选齿轮联轴器，主动端A型键槽d1=38mm，L=80mm；从

动端A型键槽d2=30mm，L=55mm。标记为：GICL1联轴器

60142ZBJ19013-89。

3882其公称转矩Tn710Nm＞Mc=521Nm，飞轮矩GD2l=0.03kg·m2，质量

 40

100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）

Gl=7.96kg

高速轴端制动轮：根据制动器已选定为YWZ5200/23，由[1]附表16选制动轮直径Dz=200mm，圆柱形轴孔d=38mm，L=80mm，标记为：制动轮200-Y38 JB/ZQ4389-86，其飞轮矩GD2Z=0.2kgm2，质量Gz=10kg

以上联轴器与制动轮飞轮矩之和：GD2l+GD2z=0.203kgm2 原估计0.28kgm2基本相符，故以上计算不需修改 2.1.13 验算低速浮动轴强度

低速轴联轴器计算转矩，可由前节的计算转矩Mc求出

' MC11'Mci0521500.911722.5Nm 22由[1]附表37查得QJRS-335减速器低速轴端为圆柱形d=115mm，L=55mm，取浮动轴装联轴器轴径d=120mm，L=212mm，由表3-12-7选用两个GICLZ6鼓形齿式联轴器。其主动端：Y型轴孔A型键槽，d1=115mm。从动端：Y型轴孔，A型键槽，d2=110m，L=165mm，标记为 GICLZ6联轴器

120212ZBJ1901489

110212由前节已选定车轮直径Dc=600mm，由表3-8-11参考600车轮组，取车轮轴安装联轴器处直径d=130mm，L=160mm，同样选用两个GICLZ6鼓形齿式联轴器。其主动轴端：Y型轴孔，A型键槽d1=125m，L=212mm，从动端：Y型轴孔，A型键槽d2=130mm，L=252mm，标记为： GICLZ6联轴器

130252ZBJ19014-89

125212（1）疲劳验算 由[4]运行机构疲劳计算基本载荷 Mrmax5Me'214.5i02500.99652.5Nm 22前节已选定浮动轴端直径d=120mm，其扭转应力：

41

100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）

nMrmax21416227.9310N/m27.93MPa 3W0.20.12浮动轴的载荷变化为对称循环（因运行机构正反转转矩值相同），材料仍选用45钢，由起升机构高速浮动轴计算，得1140MPa,s180MPa，许用扭转应力： 1k11knⅠ140144.8MPa 2.51.25式中k、nⅠ——与起升机构浮动轴计算相同

n＜1k 通过

（2）强度验算 由[4]运行机构工作最大载荷

Me'214.5MⅡmax58i01.61.8500.913899.6MPa式中 5——

225=1.5～1.7，考虑弹性振动的力矩增大系数，对突然起动的机构，此处取5=1.6； 8——刚性动载系数，取8=1.8。 最大扭转应力：max许用扭转应力：ⅡMⅡmax13899.640.22106N/m240.22MPa 3W0.20.12snⅡ180120MPa 1.5max＜Ⅱ 故通过

浮动轴直径：d1120（5～10）=125～130m 取d1=130mm

42

100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）

3 起重机结构计算

3.1 基本参数和已知条件

起重量Q：100t 跨度L：19m 工作级别Aj：A7 起升高度：20m 大车车轮直径：600mm 小车车轮直径：600mm 起升速度：6.7m/min 大车运行速度：67m/min 小车运行速度：67m/min 小车轮距：4600m 小车轨距：4400m 小车车轮数：4个

3.2 材料选择及许用应力

根据总体结构采用箱形梁，主要采用板材及型材。主梁、端梁均采用Q235-A钢，二者的联接采用螺栓连接。 材料许用应力及性质：

n235176MPa 取=175MPa 1.333101MPa 取=100MPa 123MPa 取h=120MPa

1753h175223.3 总体尺寸设计

3.3.1 桥架尺寸的确定 (1)大车轴距：

1111B0(~)L(~)19(4.75~3.166)m

4646 根据小车轨距和偏轨箱形梁宽度以及大车运行机构的设置，取B04.7m，梁的全长5.8m

43

100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）

(2)主梁尺寸：

11高度: h(~)L(1357~1118)mm

1417取腹板高度: h01300mm 翼缘板厚度：026mm 腹板的厚度： 11028mm

主梁总高度：H1hh0201352mm

主梁的宽度：b(0.4~0.5)H1(540.8~676)mm（大起重量） 腹板外侧间距取b500mmH1L317mm且450mm 360根据中轨箱形梁主梁轨道宽面的要求上、下翼缘板相同，为：

20mm550mm。

主梁端部变截面长度：dL160002000mm，取2800mm 883.3.2 端梁尺寸

高度：H21H1675mm，取H2700mm 2考虑到大车轮的安装，端梁内宽：b0400mm，总宽：B2410mm，翼缘板：026mm，腹板：10mm。 3.3.3 主、端梁的连接

主、端梁采用突缘法兰连接，端梁为拼接式。桥架结构与主、端梁截面如图1.1所示。

44

100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）

图1.1 双梁桥架结构

端梁截面几何性质如图2.1所示：

（a）主梁截面 （b）端梁截面

图2.1 主梁与端梁截面

3.4 主梁截面性质计算

主梁：A(BsBx)012h038000mm2 主梁截面性质计算如图2.2所示：

45

100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）

图2.2 主梁截面性质计算图 形心：

Bs0BsB11Bxoxh01BxBxb1h02Bxb22222

Ax_=275mm

111B(H)Bh()(h00)_s010x00012222 y520mm

A x1x275mm ；x2x1275mm y1y520mm ；y2H1y1520mm 惯性矩：

__Bs0302Bs031IxBs0(y2)Bx0(y1)(12)h0(h0y1)22122122 3(12)h0= 7109mm41202Bs0BsBx20Bsh01322IyBs0(x1)Bx0(x1)1h0(x2116)21221212

3h0222h0(x135)1.6109mm412式中：1、2为箱形梁主副腹板的厚度；

46

33100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）

b为箱形梁腹板外侧间距。

202)4BH2In1.798109mm4 H0H02B0h00h002b120204b12(h0120120上翼缘板静矩：

SyBs0(y2X轴以上截面静矩：

02)3107mm3

1 SSy(10)(y20)23.2107mm3

23.5 端梁截面性质计算

端梁：A17600mm2 形心：x1x2 y1y2____B250mm 2h20320mm 2端梁截面性质计算如图2.3所示：

图2.3 端梁截面性质计算图 惯性矩：

Ixd_02B031h3942B0(y1)1.10mm

21212 47

100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）

30B3b12h1842h1()6.110mm

21212Iyd端梁上翼缘板静矩： SyBs0(端梁中轴以上截面静矩： SSy1(h00)27.1106mm3 2h0)3.80106mm3 23.6 载荷

主梁自重载荷

Fq'kAg1.278500.0389.813508Nm 小车轨道重量:

Fgmgg24.379.81379N/m

栏杆等重量:

Fl1009.81981N/m

主梁的均布载荷:

FqFq'FgFl(3508379981)4869N/m 根据主、副起升机构和运行机构的设计布置 起升载荷为：

PQ(m0mQ)g816192N

小车自重:

PGx(0.32~0.35)mQg0.34801039.8124370N 额定起升载荷P产生的PO1和PO2: Pj1Pj2小车轮压:

48

PQPGx8771750250125255967.43N

8100/25tA7通用桥式起重机设计（L=19m）

P=P01+P02=402210 N

空载轮压

P1'P2'm0gpGx37509.8125012559767.43N 88满载小车的动轮压为：

Pj'1Pj'24Pj11.176255967.4330101N 空载小车的动轮压为：

P1P24Pj11.17635864.0642176N

大车8个车轮，小车4个车轮，其中主动轮各占一半，按车轮打滑条件确定大小车运行的惯性力

一根主梁上的小车惯性力为

PxgP2736567N

大车运行起制动惯性力（一根主梁上）为

PHP27Fq2736567N

FH348N

主梁跨端设备惯性力影响力小，忽略 一根主梁的重量为

PGFqL0.44869(160.4)75956N

一根端梁单位长度的重量

Fq1kAg1.178500.01769.81489.4N/m

一根端梁的重量为

PQdFq1B148957447N

一组大车运行机构的重量（两组对称配置）为

PGjmjg3894.79.8138168N

49

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司机室及设备的重量（按合力计）为

PGS msg13009.812740N

(1)满载小车在主梁跨中央

左侧端梁总静轮压按图4-1计算

图4-1 端梁总轮压计算

pR1d11(pQpGX)(2pG)pGs(12)pGjpGd 22L0.5(816192255967)0.527595612740(1668400N由

L164,查得0.10(P25) B042.5)381687447 16侧向力

1PS1PR1

21668400.1033420N 2(2) 满载小车在主梁左端极限位置 左侧端梁总静轮压

ed1PR2(pQpGX)(11)(2pG)pGs(12)pGjpGd

L2L212.5816192239069.7(1)(275956)38168(1) 16216

1133538N 侧向力

11PS2 PR2 11335380.1056677N

22估算大车轮压 P36t

选取大车车轮直径为600,轨道为QU100.

50

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中轨梁扭转载荷较小，且方向相反，可忽略。故在此不用计算。

3.7 主梁计算

计算大车传动侧的主梁。在固定载荷与移动载荷作用下，主梁按简支梁计算，如图所示5-1

图5-1 主梁计算模型

固定载荷作用下主梁跨中的弯矩

Mq4（

FqL28PGjdi） 2486916212.51.19(3816814700)822

193267Nm跨端剪切力

d1Fqc4 [FqLPGjPGs(12)]

2L2.511.194869163816814700(1) 216 106533Nm移动载荷作用下主梁的内力

1）满载小车在跨中，跨中E点弯矩为：

Mp4P4L(Lb1)2

51

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轮压合力P与左轮的距离为：

b1P2bP12.51.25m 2则 Mp4141856Nm 跨中E点剪切力：

Fp142P（1-

b1） L11.2510192559672(1) 216

280804Nm跨中内扭矩为：

1Tn(4TpTH)(1.1912593623769) 286816Nm2)满载小车在跨端极限位置（z=e1） 小车左轮距梁端距离为：

c1e1-b1211m

跨端剪切力：

Fpc=4P（

Lb1c1） L1.192559672523533N跨端内扭矩为:

Tn10

161.251 16主梁跨中总弯距为

MxMq+Mp

1932674141856

4335123Nm主梁跨端总剪切力

FRFcFqc+Fpc

52

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106533523533630066N

1）水平惯性力载荷

在水平载荷PH及FH作用下，桥架按刚架计算。 K=4.6m 1b=K=2.3m 211a=(B0-K)=  (4.1-2.3)=01m 22水平刚架计算模型示表图5-2

图5-2 水平刚架计算模型

①小车在跨中，刚架的计算系数为

r11+

2abI1

3(ab)LI2212.31.610913(1.52.3)166.1108 1.1跨中水平弯矩：

PHLFHL212MH(1)(1)

42r183r1365671613481622(1)(1) 421.1831.1 84169.5Nm跨中水平剪切力为：

1PPHPH42085Nm

2 53

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跨中轴力为

abFHL2PHLNH()

abr1128 12766N

②小车在跨端,跨端水平剪切力为

FLe.F'cH HPH(11)

2L34816236567(1) 216

34780N2)偏斜侧向力。在偏斜侧向力作用下，桥架也按水平刚架分析（如图5-3）

图5-3 侧向力作用下刚架的分析

这时，计算系数为

K'I1rs1+

3LI24.61.6109 3166.1108

1.25①小车在跨中,侧向力

1PS1PR1

2 33420N 超前力为

PBP1s10

L 15875N 端梁中点的轴力为

1Nd1P1

21 158757937.5N

2端梁中点的水平剪切力为

1 54

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PP1ad1s1(2Kr)

s 3420(121.54.61.25)

7992N主梁跨中的水平弯距为

MPLs=s1aPd1bNd12

34201.579922.37937.51625011.6Nm主梁轴力为

Ns1Ps1Pd1

33420799225428N

主梁跨中总的水平弯矩为

My=MhMs

84169.55011.689181.1Nm

小车在跨端。侧向力为

PS256677N

超前力为

P2Ps2B02 566778 .516 30110N端梁中点的轴力为

N1d2P2

123011015055N 端梁中点的水平剪切力为

Pd2PS2（

12aKr） s55

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56677(11.5)4.61.25

41891.7N主梁跨端的水平弯矩为

McsPS2a+Pd2b

566771.541891.72.3

181366.4Nm主梁跨端的水平剪切力为

FcsP2-Nd

1P2 2 15055N

主梁跨端总的水平剪切力为

FcHF'cHFcs

3487015055

49835N小车在跨端时，主梁跨中水平弯矩与惯性载荷的水平弯矩组合值较小，不需计算 一般来说，在进行主梁校核时，需要计算主梁跨中截面危险点①、②、③点的强度。如图4.4所示：

图4.4 主梁危险点

(1)主腹板上边缘点①的应力： 主腹板边至轨顶的距离为：

hyhg013420154mm

主腹板边的局部压应力为：

56

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m4Pj(2hy50)11.187425793.75118.2MPa

(215450)8垂直弯矩产生的应力为：

01Mxy10482.61(978.1810)106142.7MPa Ix7.27101010水平弯矩产生的应力为：

02MYx1326.49106701.87.145MPa 10IY3.207010惯性载荷与侧向力对主梁产生的轴向力较小且作用方向相反，应力很小，故不计算。

主梁上翼缘的静矩为：

Sy0Bs(y10.50)201540(978.180.520)27895611mm3 主腹板上边的切应力：

FpSyIxTn14.56MPa 2A01点①的折算应力为：

00102140.887.145143.56MPa

2210m0m32131.49MPa175MPa

(2)点②的应力：

②点受到约束扭转的影响，常乘以简化系数（1.15）计算:

Mx(y210)My(x2110)21.15148.02MPa175Ma

IIxy(3)点③的应力为：

Mx(y230)My(x130)3143.7MPa175MPa

IxIy(4)主梁跨端的切应力为：

主梁跨端截面变小，为便于主、端梁的连接和车轮安装，取腹板高度等于端梁高度hd1200mm，跨端主要受剪切应力，故只需计算切应力大小。

57

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1).主腹板，承受垂直剪力Fc及扭矩Tn1，故主腹板中点切应力为：

1.5FcTn1

hd2A0主梁跨端封闭截面的面积为：

A03800000mm2

代入上式：

1.51849.1103596.3310698.88MPa100MPa

120022238000008副腹板中两切应力反向，可以不计算。

2).翼缘板，承受水平剪切力FcH49.837kN及扭矩Tn186.816kNm。

1.549.837103596.3310611.2MPa100MPa。

20(15401460)23800000203.8 主梁疲劳强度校核

桥架工作级别为A6，应按载荷组合Ⅰ计算主梁跨中的最大弯矩截面的疲劳强度，由于水平惯性载荷产生的应力很小，为了计算简明而忽略惯性应力。 求截面E的最大弯矩和最小弯矩，满载小车位于跨中（轮压只在E点上）则：

MmaxMx10482.6kNm

空载小车位于右侧跨端时（如图4.5所示）

a) 58

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b)图4.5 主梁跨中（E）最小弯矩的计算

左端支反力为：

FR111P1'(bc2)P2'c2119543.75(2.70.75)119543.750.75 L16 20135.6N

其中：c2---主钩右极限位置，e1---两小车车轮中心到右轮的距离；

c2e1ba2.30.93.752.15。 22MmiaMq4FR1Z1932761.18719.68967.32514513.3kNm

其中Z0.5(Lb1)0.5(161.35)7.325m

(1)验算主腹板受拉翼缘焊缝④的疲劳强度。如图4.5所示：

图4.5 主梁截面疲劳强度验算点

59

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Mx(y10)10482.6106(52020)max141.6MPa 9Ix710minMmin(y20)1266.74106(52020)12.72MPa 9Ix710应力循环特性：

rmin12.720.90 max141.6根据工作级别A7，应力集中等级K1及材料Q235，查得1119MPa，

b370MPa。

焊缝拉伸疲劳许用应力为：

ri1.6711(11)r0.45b1.67119201.6MPa

1191(1)0.130.45370max141.6MPari（合格）。

（2）验算横隔板下端焊缝与主腹板连接处⑤

Mx(y270)10482.6106(52070)max123.4MPa 9Ix710minrMmin(y270)1358.33106(52070)18.8MPa 9Ix710min0.090 max显然，相同工况下的应力循环特性是一致的。

根据A7及Q235，横隔板采用双面连续贴角焊缝连接，板底与受拉翼缘间隙为50mm，应力集中等级为K3，查得171MPa。 拉伸疲劳强度许用应力为：

ri1.6711(11)r0.45b1.6771129.4MPa

711(1)0.130.45370 60

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max123.4MPari（合格）。

3.9 刚度校核

（1）桥架的垂直静刚度

满载小车位于主梁跨中产生的静挠度为：

YP1P212EIx323222c(Lc)z(Lz) 4433851587.511245(160002112452)7325(160002120002)44 122.061057109 17.25mmYL1600020mm 800800其中：b11.35m，a0.9m cza11(Lb1)(161.35)0.916.425m 22（2）桥架的水平惯性位移

PHL35FHL4PHL334X(1)(1)48EIy4r1384EIy5r148EIy60827.6160003482.061051.6109(15FL34)H(1) 4r18PH5r1

35803.4902160004[1(1)] 351.38860827.61041.38 4.82mmX（4）垂直动刚度

L160008mm 20002000起重机垂直动刚度以满载小车位于桥架跨中的垂直自振频率来表征，计算如下： 主梁质量为：

PG75.956103mG7.74t

g9.81全桥架中点换算质量为：

61

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m10.5(2mG)mx7.745663.74t

起升质量为：

m2mQm08020100t

起升载荷为：

PQ(mQm0)g98100N

起升钢丝绳滑轮组的最大下放长度为：

lrHqHr2242224m

桥架跨中静位移为：

y0322322c(Lc)z(Lz) 212EIx44PQ33257250011245(160002112452)8000(16000280002)44 2122.06105710932.7mm

起升钢丝绳滑轮组的静伸长为：

0PQlrnrErAr25725002000029.18mm 516110820.62结构质量影响系数为：

y0m184.738.53()2()20.104 m2y00262.538.5329.18桥式起重机的垂直自振频率为：

fV12g19810 2.11Hz

(y00)(1)23.14(38.5329.18)(10.104)fVfV2Hz，（合格）

(5)水平动刚度

起重机水平动刚度以物品高位悬挂、满载小车位于桥架跨中的水平自振频率来表征。

半桥架中点的换算质量为：

62

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me0.5(mGmxmQm0)0.5(28.66685625012.5)173.58t

半刚架跨中在单位水平力作用下产生的水平位移为：

L332550033e(1)(1)

48EIy4r141.38482.061053.20710100.0000293mm/N

桥式起重机的水平自振频率为：

fH121000110002.2328Hz 3mee23.14173.58100.0000293fHfH1.5~2Hz(合格）。

3.10 稳定性校核

(1)

整体稳定性

主梁宽高比：

b104012.023(稳定） h516(2)局部稳定性 翼缘板：

b005001624.250。 20需设置一条纵向加劲肋，不再验算。 翼缘板最大外伸部分：

be0腹板：

h0170.8530(稳定） 201100080125160 8故需设置横向加劲肋外，还需在腹板最大受压设置一条纵向加劲肋，把腹板分隔成上、下两个区格，其布置如图4.6所示：

63

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图4.6 主梁加劲肋设置及稳定性计算

隔板间距：a1000mm

至此主梁校核完毕

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设计心得

经过两个月的毕业设计，从主减速器的初步设计，传动简图的初步绘制，到后来的精确设计计算，以及整个过程中各零部件的选择，都在老师的精心指导下，通过查阅大量的资料，经过了多次的修改和优化设计而完成的。虽然与专业的设计还有很大差距，通过本次的毕业设计，培养了我独立思考的习惯，培养了自己理论联系实际，用所学知识综合解决问题的能力。

回想起整个设计过程，颇有心得，其中有苦也有甜，艰辛的同时又充满乐趣，通过毕业设计不仅是对前面所学知识的检验，而且是对自己能力的一种提高。

这次设计让我对大学所学的知识，从基础学科到专业基础课，再到专业课知识进行了一次比较系统的回忆与总结。细节决定成败，我们做毕业设计也需要这种精神，面对一堆堆的参数，我们需要逐一去查找、核对、算公式，不知道多少次因为一个数据出错了，而全盘皆输又要重新做过，一点粗心都会导致前功尽弃。在感受自己辛勤付出的同时，更多的是收获的喜悦。

通过这次毕业设计我深刻的体会到：自己所学的知识是远远不够的，找到了自己的许多不足之处，以后还要提高，对我未来的人生有着重要的意义。

在设计过程中遇到的许多难题都在反复的推敲和查阅资料下得以解决，让自己更加务实，一丝不苟，培养了自己从提出设想到分析问题、再到解决问题的一种思维能力。与此同时，我对团队精神的理解在这次设计过程中更加深刻了，其中遇到的许多困难都是在和同学讨论中解决的，集体的力量是强大的。

毕业设计虽然做完了，但漫漫人生路还需继续努力。面对充满挑战的社会，我相信只要学好技术知识，以一种刻苦勤劳的精神对待工作。

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参考文献

[1]、陶元芳，卫良保. 叉车构造与设计. 机械工业出版社. 2010 [2]、 陆植. 叉车设计. 机械工业出版社. 1979

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[6]、唐增宝，常建娥. 机械设计课程设计. 华中科技大学出版社.2006 [7]、大连理工大学工程图学教研室. 机械制图. 高等教育出版社2007

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致谢

在王全伟老师的指导下，完成了本次毕业设计。虽然结果不尽完善，但从中

学到的知识是很有启发性的。

深深感谢王全伟老师的耐心指导，对疑难问题的解答才使毕业设计顺利进行。同时感谢太原科技大学图书馆工作人员提供宝贵的设计资料和便利的借阅条件。

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附录1 外文翻译

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