2T-立柱式旋臂起重机的设计

析

题 目：学 院：专 业：学 号：姓 名：指导教师：完成日期：

2TL立柱式悬臂起重机的设计与分

机械工程学院 机械设计制造及其自动化 XXXXX XXXXX XXXXX

2014年5月15日

2T 立柱式旋臂起重机的设计

摘要：起重机是工程实际中广泛应用的特种设备。而旋臂起重机是近年发展起来的中小型起重装备，安全可靠，具备高效、节能、省时省力、灵活和结构独特等特点.根据旋臂起重机的整体结构特点和规范规定，了解起重机的发展现状、分析起重机的工作原理、系统组成、所要求实现的功能和相应的结构上必不可少的。该设计主要针对起升机构选择相应的零部件及技术参数，使其既能很好的实现起重机的运行还不互相干涉且配合良好，也对回转机构做了详细的分析介绍。传统设计的定柱式旋臂起重机，存在着结构笨重和刚度不足的缺陷，随着市场竞争激烈，对产品提出了更高的要求，采用现代设计对传统设计和计算方法技术提升，已迫在眉睫。

关键词：起重机；起升机构；回转机构

The Design Of 2-Ton Column Jib Crane

Abstract: Crane is widely applied in engineering, Slewing crane is small and

medium lifting equipment which developed in recnt years,the characteristics of which are safe and reliable、 with high efficiency、 energy saving、time-saving、flexible 、unique structure,etc.According to the feature of completed structure for slewing jib crane and the rule of design.Understand the development of the crane’status、analyse its operation principle、system configuration、the function and relative structure that the crane required is indispensable.thus this paper put its emphasis on the design of main hoisting mechanism,choosing the approprite spare parts and technical parameters for it in order to be good for crane operation and non-interference.the slewing mechanism analysis is introduced in detail too.the structure of crane designed with tradition method is overdesigned in strength and not enough in stiffness,and with firce competition in the market a higher requirement for product has been brought forward.So using modern design technology to upgrade traditional design and calculation method is extremely urgent.

Keywords：crane；hoisting mechanism；Slewing mechanism

目录

前言 ............................................................................................................................................... 1 第一章 起重机设计总则 ................................................................................................................. 1

1.1 我国起重机械行业 .......................................................................................................... 1 1.2 国际起重机械行业 .......................................................................................................... 1 1.3 起重机的作用、作业特点 .............................................................................................. 2 1.4 起重机的组成 .................................................................................................................. 2 1.5 起重机的类型 .................................................................................................................... 3 1.6旋臂起重机介绍 ................................................................................................................. 4 第二章 起升机构的设计 ................................................................................................................. 4

2.1 确定起升机构的传动方案 ................................................................................................ 4 2.2 电动葫芦的选择 .............................................................................................................. 6 2.3 钢丝绳的选择与使用 ...................................................................................................... 6 2.4 确定滑轮的参数 .............................................................................................................. 7 2.5 确定卷筒尺寸并验算其强度 .......................................................................................... 8 2.6 电动机的选择 .................................................................................................................. 11 2.7 验算起升速度和实际所需功率 ...................................................................................... 12 2.8减速器的设计 ................................................................................................................... 12 2.9开式齿轮的设计 ............................................................................................................... 35 2.10卷筒心轴的设计及强度计算 ......................................................................................... 38 2.11 取物装置计算 ................................................................................................................ 40 2.12 钢丝绳在卷筒上的固定及计算 .................................................................................... 41 2.13验算启动、制动时间 ..................................................................................................... 42 第三章 运行机构与变幅机构 ....................................................................................................... 44

3.1 运行机构 .......................................................................................................................... 44 3.2变幅机构 ........................................................................................................................... 44 第四章 回转机构的设计 ............................................................................................................... 45

4.1回转机构的组成及常用形式 ........................................................................................... 45 4.2载荷计算 ........................................................................................................................... 47 4.3回转驱动装置计算 ........................................................................................................... 48 4.4 电动机的选择与校验 ...................................................................................................... 51 4.5确定机构速比选择联轴器 ............................................................................................... 52 4.6制动器的选择 ................................................................................................................... 52 4.7减速器的选择 ................................................................................................................... 53 4.8 螺栓组连接的设计 .......................................................................................................... 53 4.9 强度的校核 ...................................................................................................................... 55 第五章 金属结构的设计 ............................................................................................................. 57

5.1 设计起重机金属结构的基本要求 .................................................................................. 57 5.2 立柱的设计计算 .............................................................................................................. 57 5.3 横梁设计计算 .................................................................................................................. 59

总结 ................................................................................................................................................ 59 致谢 ................................................................................................................................................ 60 参考文献......................................................................................................................................... 61 文献翻译......................................................................................................................................... 61 英文原文......................................................................................................................................... 61

前言

起重机是一种非标准机械设备，通常是按订单生产的。一般情况是，首先根据用户对设备提出的性能参数、外形尺寸、质量、价格等方面的要求进行设计，然后开始生产。 起重机械种类繁多，应用十分广泛。近年来，工程起重机械异常迅猛，持续火爆，新理念、新技术、新材料不断给予起重机械新的活力，因而起重机械行业的工程技术人员随之面临着新的挑战和考验。

起重机是一种循环、间歇运动的机械，主要用于物品的装卸。一个工作循环一般包括：取物装置从取物地点由起升机构把物品提起，运行、旋转或变幅机构把物品移位，然后物品在指定地点下降；接着进行反向运动，使取物装置回到原位，以便进行下一次的工作循环。在两个工作循环之间，一般有短暂的停歇。由此可见，起重机械工作时，各机构经常是处于起动、制动以及正向、反向等相互交替的运动状态中的。起重机是各种工程建设广泛应用的重要起重设备，它对减轻劳动强度，节省人力，降低建设成本，提高劳动生产率，加快建设速度，实现工程施工机械化起着十分重要的作用。针对这一需求，本设计以立柱式旋臂起重机的设计计算、三维建模和有限元仿真为主要内容。

第一章 起重机设计总则

1.1 我国起重机械行业[5]

起重机与工程机械一样，是真正具有中国特色的名称与概念。我国起重机主要包括塔式起重机、汽车起重机、履带式起重机、施工升降机、门式起重机、门座起重机、轮胎起重机、桅杆式起重机和揽索式起重机等。 我国工程机械行业已经发展成机械工业10大行业之一，我国也进入了工程机械生产大国之列。工程起重机械用途广泛，市场遍布国民经济各个部门，其中主要有交通运输、能源、 原材料、农林水利、城乡发展以及现代化国防六大领域。工程起重机械是保证各种工程建设实现高速度、高质量和低成本的重要手段。

随着我国深化改革，扩大开放和发展社会主义市场经济等一系列重大政策的贯彻实施，

起重机械行业在技术水平、科研条件、品种数量、产品质量、专业化生产程度、生产规模、出口创汇、用户服务、企业组织结构优化、高等教育及人才培养诸方面，均获得了很大进步，在国民经济各领域和国防现代化建设中正发挥着举足轻重的作用。我国已经成为世界贸易组织正式成员国，这也为起重机械的更大发展提供了新的机遇。

1.2 国际起重机械行业[中国百科网]

欧洲作为工程起重机的发源地，也是经济非常发达的地区，代表轮式起重机的最高水平，最负盛名的生产企业有利勃海尔、德马克，同时还有森内博根、德

1

国格鲁夫、多田野·法恩、波塔恩、奥米格、里格、PPM等著名企业，该地区主要现状为：主要生产全地面起重机、履带式起重机，紧凑型轮胎起重机，也生产少量汽车起重机。其中全路面起重机、履带起重机以中大吨位为主；紧凑型轮胎起重机则以小吨位为主；汽车起重机一般为通用底盘组装全地面上车，即以改装为主。其产品技术先进、性能高、可靠性高，产品遍布全球。美国工程起重机相对落后于欧洲水平。近年来，通过收购和合并的手段，先是格鲁夫收购了欧洲老牌起重机企业克虏伯公司，然后特雷克斯收购了德国德马克；随后，马尼托瓦克兼并了包括美国格鲁夫公司在内的国内大部分工程起重机企业，使美国工程起重机行业得以蓬勃发展。目前该地区主要生产轮胎起重机、履带式起重机、全路面起重机和汽车起重机。主要生产企业为马尼托瓦克，特点是技术较先进、性能较高、可靠性能高，其中汽车底盘技术和全路面技术领先于欧洲，产品主要销往美州地区和亚太地 区。

日本作为二战后崛起的经济强国，轮式起重机开发生产虽然起步较晚（起步于20世纪70年代），但发展很快，很受亚太市场的欢迎；同时，日本通过收购的手段来更新技术，加快发展速度，如日本多田野收购德国法恩底盘公司来发展其全路面技术。日本主要生产汽车起重机、履带起重机、越野轮胎起重机、全路面起重机，其中越野轮胎起重机产量最大，汽车起重机的产量次之，呈减少趋势，全路面起重机的产量最少，呈上升趋势，主要生产企业为多田野、加藤、神钢、日立、小松等。产品特点是技术水平、性能、可靠性落后于欧美水平，40%的产品用于出口。

1.3 起重机的作用、作业特点[1]

起重机械作用主要表现在减轻工人的繁重体力劳动，加快施工与作业进度，提高劳动生产率，降低施工与作业成本、提高质量等方面。

起重机是以反复的循环方式完成货物装卸或设备安装作业的。一个工作循环包括：取物、货物上升、水平运动、下降、卸载，然后空吊具返回原地。一个工作循环时间一般从几分钟到二三十分钟，其间各机构在不同时刻有短暂的停歇时间。这一特点决定了电动机的选择和发热计算方法；由于反复起动和制动，各机构和结构将受到强烈的震动和冲击，载荷是正反向交替作用的。许多重要构件承受不稳定变幅应力的作用，这些都对构件的强度产生较大的影响。

起重机属于危险性作业的设备，它发生事故造成的损失将是巨大的。所以起重机设计和制造一定要严格按照国家标准和有关规定进行。

1.4 起重机的组成[9]

起重机由产生运动的机构、承受载荷的金属结构、提供动力和起控制作用的电气设备及各种指示装置等四大部分组成。

起重机机构有四类，即：使货物升降的起升机构；做平面运动的运行机构；使起重机旋转的回转机构；改变回转半径的变幅机构。每一机构均由电动机、减速传动系统及执行装置等组成。

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1.5 起重机的类型[9]

可根据使用要求，设计任何合适的起重机形式。但从构造特征来看，种类繁多的起重设备可归纳为三大类。 1. 单动作起重设备

这类起重设备是使货物作升降运动的起升机构。常见有下列几种：

1）千斤顶 一种升降行程很小，举升能力较大的小型起重设备。螺旋千斤顶或齿条千斤顶可用于汽车维修；液压千斤顶可将大型起重机顶起以跟换车轮。 2）滑车（俗称葫芦） 一种用链条或钢丝绳与滑轮构成的省力滑轮组，结构紧凑，质量轻，是一种可携带的起重工具，有手动和电动两种。电动葫芦则是一种电动起升机构，配有运行小车后可在空间布置的工字钢轨上运行，构成单轨架空道，是一种生产流水线上空的自动运货车。电动葫芦可作为梁式起重机的起升机构。

3）绞车 由电动机经减速器、卷筒、驱动钢丝绳滑轮组成的起重设备，用以起吊重物或产生牵引力。在矿山、建筑工地及舰船等处应用。各类起重机的起升机构都是一种绞车。绞车也有液压或内燃机驱动的。

4）升降机 一种由绞车拖动吊箱，吊箱延轨道升降的起重设备。在建筑工地上应用的建筑升降机是一种典型的形式。在高层建筑中应用的电梯是供人员上下楼梯使用的，是一种安全信号设备齐全，自动控制的、且制造很精良的载人升降机。矿山使用的矿井提升机与电梯类似，单更加大型化。

2. 桥式类型起重机

依靠运行机构和运行小车运行机构组成，使起重的货物做平面运动，再加上置于小车上的起升机构，作业的范围是长方形空间。根据结构形式不同有下列几种： 1）桥式起重机。

2）门式起重机，包括装卸桥，岸边集装箱起重机。

3）缆索起重机 缆索起重机是一种特殊类型的桥式类型起重机，它的小车在特制的承载钢索上运行，承载钢索支承于两个塔架的顶端，跨度在100m以上，通常在大型建设工程中使用，如大型水电工程的大坝施工等。岸边集装箱起重机也是门式类型起重机，它的特点是有很长的伸臂，可以跨越大型船舶进行集装箱装卸，门架的跨度不大，但可以通过集装箱汽车。其他起重机特点将在下详述。

3.回转类型起重机

依靠起重机的回转和变幅机构运动的组合，使起吊的货物作水平运动，作业范围是圆柱形空间，由于起重机整体还可以延一定轨道运行，所以，这类起重机的作业范围是比较大的，它又可分为如下几种：

1）塔式起重机。 2）门座起重机。 3）流动起重机。 4）浮式起重机。

浮式起重机是以自行船舶为行驶装置的起重机，设计时要时要考虑起重机在水上会摇摆的特点。

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1.6旋臂起重机介绍[百度百科]

1.悬臂起重机是近年发展起来的中小型起重装备，结构独特，安全可靠，具备高效、节能、省时省力、灵活等特点，三维空得内随意操作，在段距、密集性调运的场合，比其它常规性吊运设备更显示其优越性。本产品广泛用于各种行业的不同场所。悬臂起重机工作强度为轻型，起重机由立柱，回转臂回转驱动装置及电动葫芦组成，立柱下端通过地脚螺栓固定在混凝土基础上，由摆线针轮减速装置来驱动旋臂回转，电动葫芦在旋臂工字钢上作左右直线运行，并起吊重物。起重机旋臂为空心型钢结构，自重轻，跨度大，起重量大，经济耐用。内置式行 旋臂吊MODE型走机构，采用带滚动轴承的特种工程塑料走轮，摩擦力小，行走轻快；结构尺寸小，特别有利于提高吊钩行程。 悬臂起重机系列可分为： 1)定柱式悬臂起重机；

2)JKBK定柱式悬臂起重机； 3)移动式悬臂起重机； 4)墙壁式悬臂起重机； 5)臂行式悬臂起重机； 6)轻型龙门式悬臂起重机； 7)曲臂式悬臂起重机；

8)双臂式悬臂起重机。

2.定柱式旋臂起重机

定柱式悬臂起重机又称立柱式悬臂起重机，起重量在125Kg-5000Kg，是凯力起重自行研制的产品，可以根据客户需求设计定制的专用起重设备。

立柱式旋臂吊具有结构新颖、合理、简单、操作方便、回转灵活、作业空间大等优点，是节能高效的物料吊运设备，可广泛适用于厂矿、车间的生产线、装配线和机床的上、下工作及仓库、码头等场合的重物吊运。定柱式旋臂吊根据其旋臂所使用型钢的不同可以分为：BZD型和BZD-JKBK型。

本机由立柱、回转旋臂及电动葫芦等组成。立柱下端固定于混泥土基础上，旋臂回转，可根据用户需求进行回转。回转部分分为手动和电动回转（摆线针轮减速剂安装与上托板或者下托板上带动转管旋臂回转）。电动葫芦安装在旋臂轨道上，用于起吊重物。

第二章 起升机构的设计

2.1 确定起升机构的传动方案

起升机构包括：取物装置，钢丝绳卷绕系统及驱动装置等部分，用来实现物品的上升与下降动作。

根据设计要求所给参数，起重量Q=2t,属于小起重量旋臂起重机。主要技术要求参数如下：

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起重量Q 2t

表2-1 起重机主要技术参数

起升高度H 跨度L 起升速度V 回转速度

10m 6m 8m/min 1rad/min

转角范围

280?

传动装置中广泛采用减速器，它是原动机和工作机之间独立的闭合传动装置，用来降低转速和增大转矩以满足各种工作机的需要。根据设计要求及分析，给出如下两个传动方案：

图2-1 第一种传动方案

1—电动机；2、5—联轴器;3—减速器；4—开式齿轮；6—卷筒

图2-2 第二种传动方案

1—电动机；2—联轴器；3—减速器；4—开式齿轮；5—卷筒

图2—1这种方案是最简单也是最通用的一种传动方式，电动机1通过联轴器2与减速器3联系，减速器的低速轴与开始齿轮连接再与卷筒连接。在这一传动方式中，由于电动机紧靠减速器，为了补偿电动机及减速器高程误差，或底架受力时的变形，联轴器需要采用调节性能较好的弹性联轴器或双齿轮联轴器。联轴器靠减速器侧带有制动轮，以便使制动器能可靠地制动住悬挂的货物。这种方案结构简单，安装及维修比较方便。适合于与小型起升机构。

图2-2这种方案中，最后一级齿轮做成开式齿轮传动，这种与卷筒的连接方式比较容易，减速器低速轴的伸出轴带有外齿轮，与卷筒法兰内齿轮啮合，起到联轴器的作用，另外，伸出轴还有支承座。卷筒的左端伸出轴通过滚动轴承支承在减速器伸出轴的支承座上。这种结构非常紧凑，但是安装需要起重工具给予协

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助。这种方案适用于起重量较大时。

2.2 电动葫芦的选择

由额定起重量为2t,起升高度为10米，通过查阅“龙马起重”（靖江市龙马起重设备有限公司http://www.qzjweixiu.cn/Ch/About.asp）选择电动葫芦为MD1,型号为MD10.5-12，其技术性能如下表：

表2—2 MD1电动葫芦技术参数

技术性能 起重量 起升高度 起重速度 运行速度 钢丝绳绳经 钢丝绳规格

工字钢轨道型号（GB706-88）

运行轨道最小半径 起升电动机型号

额定功率 额定速度 额定电流 运行电机型号 额定功率 额定转速 额定电流 机构工作级别 重量（D型）

参数 2 12 8/0.8 20 11 GB1102-74 20a-32c

2 ZD131-4

3 1380 7.6 ZDY112-4 6.4 1380 1.25 M5 295

单位 吨 米 米/分 米/分 毫米 6×37-11

米 千瓦 转/分 安 千瓦 转/分 安 千克

2.3 钢丝绳的选择与使用

钢丝绳是起重机机械的重要零件之一，它是一种易于弯曲的挠性件。具有强度高、挠型好、自重轻、运行平稳，极少突然断裂等特点，因而广泛用于起重机的起升机构、变幅机构、运行机构，也可用于旋转机构。它还用作捆绑物件的绳索、桅杆起重机的张紧绳、缆索起重机和空气索道的牵引绳、承载绳等。

钢丝绳受力复杂，受载时，钢丝绳中有拉升应力、弯曲应力、挤压应力及钢丝绳捻制下的残余应力。当钢丝绳绕过滑轮时，受到变应力作用使材料产生疲劳，最终由于钢丝绳与绳槽、钢丝绳之间磨损而破断。

因为在起升过程中，钢丝绳的安全至关重要，所以要保证钢丝绳的使用寿命，为此我们采用一下措施：

1）尽量减少钢丝绳的弯曲次数；

2）高安全系数，即降低钢丝绳的应力；

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3）选用较大的滑轮与卷筒直径。

滑轮槽的尺寸与材料对钢丝绳的寿命有很大的关系，其太大会使钢丝绳与滑轮接触面积减小，太小会使钢丝绳与槽壁间的摩擦剧烈，甚至会卡死。

1. 钢丝绳破断拉力计算

由《起重吊装简易计算》[2]可知，钢丝绳破断拉力计算公式如下：

sb??di24n???nFi?b? （2-1）

式中 sb—钢丝绳的破断拉力（N） di—钢丝绳中每一根钢丝的直径 n—钢丝绳中每一根钢丝的总根数 ?b—钢丝绳中钢丝的抗拉强度（Pa) Fi—钢丝绳中钢丝的总断面面积mm2

?—钢丝绳中的搓捻不均匀引起的受载不均匀系数

（当钢丝绳为6×37+1时，?=0.82；当钢丝绳为6×19+1时，?=0.85） 本设计选用6×37+1型钢丝绳，与以同径者6×19+1型相比较，钢丝多且细，则绳的挠性好，而耐磨性稍差，在此基础上还能满足我们的需求。所以我们选用6×37+1型钢丝绳（GB1102-74）。

验算6×37+1型

3.14?(0.15?10?3)2?222?1700?103?0.82?60.73KN (2-2） smax?

4验算6×19+1型

3.14?(0.7?10?3)2114?1700?103?0.85?60.36KN （2-3） smax?

4 2. 钢丝绳允许拉力的计算

通过查阅《起重吊装简易计算》[2]表1—8，用于机动起重设备的安全系数K为5～6，我们选用较大的安全系数K=6，滑轮组倍率m?2，则可以的钢丝绳的允许拉力为：

S60.73p?b??10.12KN （2-4） K62.4 确定滑轮的参数

1.滑轮

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滑轮是是起重机的承载零件，可以引导和改变绳索拉力方向，用以支承钢丝绳，平衡钢丝绳分支的拉力，组成滑轮组，达到胜利和增速的作用。滑轮绳槽尺寸应保证钢丝绳顺利绕过且接触面积应尽可能大，以避免产生钢丝绳与滑轮轮缘的摩擦甚至是跳槽。滑轮由轮缘、轮辐和轮毂三部分组成的。滑轮的具体尺寸，可按钢丝绳直径由起重机设计手册查得。 钢丝绳绕过滑轮尺寸时要产生横向变形，故滑轮槽底半径应稍大于钢丝绳半径，钢丝绳直径小时R大些，钢丝绳直径大时R取小些。

2.滑轮的尺寸

滑轮的主要尺寸是换轮直径D，轮毂宽度B和绳槽尺寸，起重机常用铸造滑轮已标准化（ZBJ8006.3—87）。滑轮结构尺寸可按钢丝绳直径进行选定。

1）工作滑轮直径

D0?e2d （2-5）

式中 D0—按钢丝绳中心计算的滑轮直径（钢丝绳卷绕直径）mm; d—钢丝绳直径，mm; e2—轮绳直径比。

查《机械设计手册》表2—3，根据机构工作级别，取绳经比系数e=16,则可得

D0min?11?16?176 查附表选用滑轮直径D=280，由附表选用钢丝绳直径为d=11mm,滑轮直径D=280，滑轮轴直径为D5为80mm的E1滑轮，滑轮标记为ZBJ8006.3—87—11×280-80。

2.5 确定卷筒尺寸并验算其强度

1.卷筒类型及构造

卷筒是起升机构和牵引机构中卷绕钢丝绳的部件。起升机构的卷筒是用来卷绕并储存钢丝绳的，卷筒大多用铸铁铸造：大卷筒和单件生产的卷筒，用钢板焊接。卷筒承受起升载荷的作用，应有做狗刚性的底座予以支承，而卷筒的轴应该是静定支承。

根据钢丝绳在卷筒卷绕层数分为单层卷筒和多层卷筒，卷筒材料采用不低于HT20—40的铸铁，特殊是可采用ZG25II、ZG35II铸钢或3号钢板焊成。

2.卷筒直径

卷筒直径的大小直接影响钢丝绳的弯曲程度，为保证钢丝绳寿命，卷筒直径不能太小，卷筒直径必须大于钢丝绳直径的一点倍数，卷筒直径一般为：

D0?e1d （2-6）

式中 D0—卷筒卷绕直径（钢丝绳中心所在直径），mm； e1—与机构工作级别和钢丝有关的系数；

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d—钢丝绳直径，mm。

带入数字得 D0?11?18?198mm

为了适当的减少卷筒的长度，则应该选用较大直径的卷筒，根据《起重机设计手册》[7]表14—1，选用直径D=300mm的卷筒，卷筒槽尺寸由表14—3得t1=14,槽底半径R=6.7（标准槽）。

3.卷筒长度

图2—3是卷筒的大体形状及尺寸。

图2—3 单层绕卷筒长度

L?L0?2L1?L2 式中 L0—卷筒上车螺旋槽部分的长度，mm； L1—无绳槽卷筒端部尺寸，根据构造需要选定，mm； L2—固定钢丝绳所需要的查长度，L2?3p，mm。 Lm0?(Hmax??D?Z1)p 0式中 Hmax—最大起升高度，mm； m—滑轮组倍率；

D0—卷绕计算直径，由钢丝绳中心算起的直径，mm； Z1—为固定钢丝绳的安全圈数，Z1?1.5； p—绳槽节距—p?(2~4)mm。 综上，带入数得：

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2-7）2-8） （

（

L0?(10000?2?2)?14?315mm

3.14?311 L1?3?14?42mm L2?3?14?42mm L?L0?2L1?L2?315?84?42?441mm （2-14）

取L?500mm。 3. 卷筒壁厚?

??0.02D?(6~10)?12~16mm （ 2-9） 取??14

5.强度计算

卷筒壁中承受复杂的应力，包括起升钢丝绳拉力缠绕而产生的压应力，钢丝绳拉力产生的扭转和弯曲应力，根据分析扭转产生的应力非常小，可忽略不计，卷筒壁中的应力主要是钢丝绳在卷筒壁上产生的压缩应力。而当卷筒的长度小于或等于3倍卷筒直径，即当L?3D时，主要计算压应力，弯曲和扭转的合成应力一般不大于压应力的10%~15%，所以只计算压应力是合理的，此时卷筒内表面上的最大压应力为

?压?A1A2Smax?t?[?压](pa) （2-10）

式中 A1—多层卷绕系数，该值与钢丝绳卷绕层数有关；

A2—应力减小系数，考虑绳圈绕入时对筒壁有减小作用，一般可取

A2=0.75；

smax—钢丝绳中最大静拉力； ?—卷筒壁厚，可按下列初选： 铸钢卷筒 ??d

铸铁卷筒 ??0.02D?(0.6~1.0) t—卷筒绳槽节距； [?压]—许用压应力 对 钢 [?压]? 对铸铁 [?压]??s2 （?s—屈服强度） （?y—抗压强度）

?y5 10

所以

?压?A1A2Smax?t?0.75?10120?38724489.9pa?38.72Mpa （2-11）

0.014?0.014选用灰铸铁HT200.最小抗拉强度sb?200MPa，许用压应力为 ??压??200?40MPa 5因为?压???压?，所以抗弯强度符合要求。

2.6 电动机的选择

1.电动静功率的计算 N静?Q起V2000?8??3.27KW (2-12）

6120??06120?0.8式中 Q起—起升载荷重量，Kg； V—物品上升速度（米/分）； ?0—机构总效率，一般取0.8～0.9。

为了满足电动机起动时间不过热要求，对起升机构，可按下式初选相应于机构的jc%值的电动机功率：

（千瓦） Njc?k电N静 （2-13）

式中 k电—系数。

由《起重机设计手册》[7]表8—10，取k电?1，则

Njc?1?3.27?3.27KW 查《机械设计基础》[4]附表6—3选择电动机型号，选用电动机为YZ系列冶金及起重三相异步电动机。电动机型号为YZ132M2—6，电动机工作制为S2（短时工作制），工作定额为30分，额定功率为4KW，额定转速为915r/min。 2.电动机发热验算

电动机工作因为温升而发热，过高的温升会使绕组的绝缘材料加速老化，故需要对按静功率选择的电动机进行发热验算，以控制电动机温升在容许的范围内。

按照工作类型系数法，由《起重机设计与实例》[9]表2—9可知jc25%的等效功率为

11

N等效???N静 （2-14）

?的值结合《起重机设计手册》[7]表8—14和图8—37得??0.87，则 N等效?0.87?3.27?2.75kw 综合以上的计算结果，N等效?N额，所以所选电动机满足要求。

2.7 验算起升速度和实际所需功率

驱动装置总传动比 i?

n

（2-15） n筒

式中 n—电动机额定转速（转/分） n筒—稳定时卷筒的转速 n筒?mv2?8?r/min?16.39r/min （2-16） ?D03.14?0.311式中 m—滑轮组倍率；

v—物品上升速度（米/分）；

915所以 i?

16.39实际起升速度：

3.14?0.311?915 v'??8.0037m/s

55.82?2误差：

v'?v8.0037?8 ????100%?0.046%?[?]?15%

v8所以速度与传动比符合要求。 实际所需等效功率：

v' Nx'?Nx?3.27?8.0037（2-17） ?3.26kw 8v NX'?Ne，验算合格。

2.8减速器的设计

因为电动机到减速器高速轴用联轴器连接，其传动比为1。

本设计采用二级圆柱斜齿轮减速器，减速器传动比为20，开式齿轮传动比为2.791.

1.分配减速器各级传动比

12

对于两级圆柱齿轮减速器，一般按齿轮浸油高度要求，即按各级齿轮直径相近的条件分配传动比，i1?(1.3~1.5)i2，所以这里分配的i1?5.125，i2?3.9。

2.各轴输入转速

n1?n0?915r/minn2?n1?178.54r/mini1

n3?n筒? (2-18） n2?45.78r/mini2n3?16.4r/mini3 3.各轴输入功率

（2-19）

p0?pdp1?pd?01其中?01、?02、?03依次为电动机p2?p1?01?02与Ⅰ轴，Ⅱ轴与轴，Ⅲ 轴与3

p3?p2?01?02?03...轴间的传递效率，所以带入数字得

p电?pd?3.27kwp1?3.27?096?3.14kw p2?3.14?0.99?0.97?3.02kw （2-20）

p3?3.02?0.99?0.99?2.96kwp卷?2.96?0.99?0.96?2.82kw4.各轴输入转矩

电动机的输入转矩

Td?9.55?106pd/nm?34.13?103N?mm

其余各轴的输入转速为

T1?9.55?p1/n1?32.772?103N?mm

T2?9.55?p2/n2?161.53?103N?mmT3?9.55?p3/n3?617.47?10N?mmT卷?9.55?p卷/n卷?1642.13?103N?mm3 （2-21）

表2-3 各轴的运动及动力参数 轴 名 功率P（KW） 转矩T（N?mm） 13

转速n(r/min) 传动比i 效率?

电机轴 Ⅰ 轴 Ⅱ 轴 Ⅲ 轴 卷筒轴 3.27 3.14 3.02 2.96 2.82 34.13?103 915 915 178.54 1 5.125 3.9 0.96 0.96 0.96 0.99 32.772?103 161.53?103 617.47?103 1642.13?103 45.78 16.40 2.791 0.98 5.圆柱齿轮的设计计算

1）.选定齿轮类型、精度等级、材料。 本设计采用斜齿轮。

起重机为一般机械，速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）。 材料选择，由《机械设计》[8]表10-1，选择小齿轮材料为40Cr(调制），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调制）硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。

2）设起重机工作寿命为15年，（每年工作300天）每天工作8小时。 计算应力循环次数

N1?60n1jLn?60?915?1?1?3?300?15??1.9765?109

1.9764?109?3.856?108 N1?5.125

3）计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为1%，安全系数s?1，由《机械设计》式（10-12）得

k? [?H]1?HN1lim1?0.9?600MPa?540MPa

sk? [?H]2?HN2lim2?0.95?550MPa?522.5MPa

s

第一级传动

初选小齿轮z1?18，大齿轮齿数z2?93，螺旋角??14?。 1）按齿面接触强度计算 d1t?32ktT1u?1ZHZE2（2-22） ()

?d?au?H1 确定公式内的各计算数值 ○

选取kt?1.6、齿宽系数?d?1、材料的弹性影响系数ZE?189.8MPa、区域系数

14

12

ZH?2.433、由图10-26查得?a1?0.765、?a2?0.87、所以

?a?0.765?0.87?1.635 许用接触应力

[?H]?[?H]1?[?H]2540?522.5?531.25MPa

221t2试算小齿轮的分度圆直径d○

，由计算公式得

32?1.6?32.72?105.125?12.443?189.82d1t?3()?38.56mm

1.055.125531.253计算圆周速度 ○

v?4计算齿宽b及模数m○

nt

?d1tn160?1000?3.14?38.56?915?1.85m/s

60000

b??dd1t?1?38.56?38.56mm

d1tcos?38.56?cos14?mnt???2.09mmz118h?2.25mnt?2.25?2.09?4.7025mmb?66.74?8.20h6.975

5计算纵向重合度 ○

? ?B?0.318?dz1tan??0.318?1?18?tan14?1.28

6计算纵向重合度K。 ○

已知使用系数KA?1，根据v?2.09m/s，7级精度，由图10-8查得动载 ；由表10-4查得KHB?1.42;由图10-13查得kFB?1.35;由表10-3查得

KHA?KFA?1.4。故载荷系数

K?KAKVKHaKFa?1?1.11?1.4?1.42?2.21 7按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 ○

d1t?d1t3K2.21?38.563?42.94mm Kt1.6 15

8计算模数 ○

d1cos?42.94cos14? mn???2.32mm

z1182）按齿根弯曲强度设计 mn?31计算载荷系数。 ○

K?KAKVKFaKF??1?1.11?1.4?1.35?2.10 根据纵向重合度为???1.28，由图查得螺旋角影响系数为Y??0.87。 2计算当量齿数 ○

2KT1Y?cos2?YFaYSa? （2-23） 2[?]?dz1?aFz118??19.3633cos?cos14

z293zv1???100.0533cos?cos14zv1?3由表查得齿形系数 Y○

Fa1?2.85；YFa2?2.18

应力校正系数 YSa1?1.54；YSa2?1.79 4计算大小齿轮的○

YFaYSa

??F?并加以比较

2.85?1.54?0.01445303.54YFa1YSa2

??F?1?YFa1YSa1??F?22.18?1.79??0.01636238.86 （2-24）

大齿轮的数值较大，则

2?2.1?32.772?103?0.88?cos14?3?0.01636?1.53mm mn?21?18?1.625??2 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的疲劳强度计算的发面模数mn大于弯曲疲劳强度计算的的发面模数，取mn?2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1t?42.94mm来

16

计算应有齿数。于是由

d1tcos?42.94?cos14?z1???20.95 mn2z?20.95?5.125?107.362两齿轮齿数最好互质，所以z1?21,z2?108。 3）几何尺寸计算 ○

1计算中心距 a??z1?z2?mn??21?108??22cos?2?cos14??132.18mm

将中心句圆整为132mm。 ○3按圆整后的中心距修正螺旋角

??arccos?z1?z2?mn?108??22a?arccos?212?132?13?5'9\

因?值改变不多，故参数?a、K?、ZH等不必修正。

○

4计算大、小齿轮分度圆直径 dz1mn21?21t? cos??cos13?5'9\?42.97mm dz2mn108?22t?cos??cos13?5'9\?221.02mm○

5计算尺宽宽度 b??dd1?1?42.97?42.97mm 圆整后取B1?48mm;B2?43mm。

第二级传动

初选小齿轮z1?21，大齿轮齿数z2?82，螺旋角??14?。 2）按齿面接触强度计算 d2ktT1u?1ZHZE21t?3?(?)

d?auH○

1 确定公式内的各计算数值 17

2-25）2-26）2-27）（

（

（

12选取kt?1.6、尺宽系数?d?1、材料的弹性影响系数ZE?189.8MPa、区域系数

ZH?2.433、由图10-26查得?a1?0.78、?a2?0.87、所以

?a?0.78?0.87?1.65 许用接触应力 [?H]?

2试算小齿轮的分度圆直径d○

31t[?H]1?[?H]2540?522.5?531.25MPa

22，由计算公式得

2?1.6?161.53?1033.9?12.443?189.82 d1t?()?66.74mm

1?1.653.9531.253计算圆周速度 ○

v??d1tn160?1000nt

?3.14?66.74?178.54?0.63m/s

600004计算齿宽b及模数m○

b??dd1t?1?66.74?66.74mm

d1tcos?66.74?cos14?mnt???3.10mmz118h?2.25mnt?2.25?3.10?6.975mmb?66.74?9.57h6.975

5计算纵向重合度 ○

?B?0.318?dz1tan??0.318?1?21?tan14??1.49 6计算纵向重合度K。 ○

已知使用系数KA?1，根据v?0.63m/s，7级精度，由图10-8查得动载

Kv?1；由表10-4查得KHB?1.42;由图10-13查得kFB?1.35;由表10-3查得

KHA?KFA?1.4。故载荷系数

k?KAKVKHaKFa?1?1?1.4?1.42?1.99 7按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 ○

18

d1t?d1t38计算模数 ○

K1.99?66.743?71.77mm Kt1.6d1cos?71.77cos14? mn???3.33mm

z1212）按齿根弯曲强度设计 mn?31计算载荷系数。 ○

K?KAKVKFaKF??1?1?1.4?1.35?1.89 根据纵向重合度为???1.49，由图查得螺旋角影响系数为Y??0.88。 2计算当量齿数 ○

2KT1Y?cos2?YFaYSa? （2-28） 2[?F]?dz1?az121??22.59cos3?cos314

z282zv1???88.22cos3?cos314zv1?3由表查得齿形系数 Y○

Fa1?2.69；YFa2?2.20

应力校正系数 YSa1?1.575；YSa2?1.78 4计算大小齿轮的○???F

YFaYSa

并加以比较

2.69?1.575?0.01395303.542.20?1.78?0.01639238.86YFa1YSa2

??F?1??YFa1YSa1

??F?2大齿轮的数值较大，则

3?2?1.89?161.53?10?0.88?cos14?0.01639?2.26mm mn?321?21?1.65??2 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的疲劳强度计算的发面模数mn大于弯曲疲劳强度计算的的发面模数，取mn?3.0mm，已可满足弯曲强度。但为

19

了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1t?71.77mm来计算应有齿数。于是由

d1tcos?71.77?cos14?z1???23.34 mn3z2?23?3.9?90两齿轮齿数最好互质，所以z1?23,则z2?23?3.9?90。 3）几何尺寸计算 1计算中心距 ○

a??z1?z2?mn??23?90??3?173.68mm （2-29）

2cos?2?cos14?将中心句圆整为174mm。 3按圆整后的中心距修正螺旋角 ○

??arccos?z1?z2?mn2a?arccos?23?90??3?14?5'

2?174因?值改变不多，故参数?a、K?、ZH等不必修正。 4计算大、小齿轮分度圆直径 ○

z1mn23?3??70.83mm?cos?cos145'

z2mn90?3d2t???277.16mm?cos?cos145'd1t?5计算尺宽宽度 ○

b??dd1?1?70.83?70.83mm 圆整后取B1?75mm;B2?70mm。

6.轴的设计

1）高速轴的设计

由已知条件知减速器传递的功率为小功率，对材料五特殊要求，把告诉轴设计成齿轮轴，选择轴的材料为45刚，调制处理。

1求作用在齿轮上的力 ○

由前面计算可知小齿轮分度圆直径为d1?42.97mm，T?32.772?103N?mm。

20

则可得

2T12?32.772?103Ft???1525.34Nd142.97tanantan20? Fr?Ft?1525.34??568.08N （2-30） ?cos?cos135'9''Fa?Fttan??1525.34?tan13?5'9''?380.30N2初算轴的最小直径 ○

dmin?A03P3.141（2-31） ?122?3mm?18.40mm

n1915直径比较小，考虑到之前计算的齿轮的分度圆直径也较小，所以应该设计成

齿轮轴，减速器高速轴外伸轴用联轴器与电动机相连，为使所选直径与联轴器孔 相适应，故需考虑联轴器型号，同时考虑键槽对轴强度的削弱，应将轴直径增大5%圆整后，dmin?20mm。

联轴器的计算转矩Tca?KAT3,查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取

KA?1.3,则：

Tca?2.3?32772?75375.6N?mm

按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件,查《机械设计课程设计手册》[3]选用LT25型带制动轮弹性套柱销轴联轴器，其公称转矩为125000N?mm。半联轴器的孔径d?25mm，半联轴器长度L?62mm，半联轴器与轴配合的彀孔长度L1?44mm。

2轴的结构设计 ○

图2-4 高速轴的结构

根据轴向定位和周向定位的要求确定轴的各段直径和长度，为了满足半联轴

21

器的轴向定位要求，1-2段右端需要制出一轴肩，故取2-3段直径d2?3?24mm，3-4段为齿轮轴段取直径d3?4?32mm，4-5段轴承位置的直径与2-3段相同。

1-2段半联轴器的长度L1?42mm，因为2-3段有轴承端盖，加上轴承端盖的距离取1-2段长度L1?2?62mm，2-3段和4-5段为轴承的宽度加挡油环的宽度取L2?3?L4?5?31.25mm，3-4段为高速级小齿轮的齿宽和低速级小齿轮的尺宽加上两个齿轮之间的距离取10故L3?4?128mm，，这样轴的大体尺寸已基本确定，画出轴的结构简图如图2-4。

根据2-3段的直径查《机械设计课程设计手册》[3]选择圆锥滚子轴承30205，其尺寸为d?D?T?25mm?52mm?16.25mm，a?12.5mm。

4轴的支座反力计算 ○

确定了轴承的位置齿轮的位置及轴承的a值，找到了轴承力的作用点求出各段的长度就可以计算轴的支座反力。 水平支座反力

带入各值后可得轴的支反力

FNH1?FtL31525.34?124.75??1149.76NL2?L3165.5FtL21525.34?40.75??375.57NL2?L3165.5FtL3?FNH1?L2?L3??0?FtL2?FNH2?L2?L3??0 （2-32）

FNH2?

铅垂支座反力 带入各值后得

FNV1?FrL3?Ma2852.25?568.08?124.75??445.43NL2?L3165.5FrL3?FNV1?L2?L3??Ma?0?FrL2?FNV2?L2?L3??Ma?0 （2-33）

FNV2FL?Ma568.08?40.75?2852.25?t2??122.64NL2?L3165.5

其中Ma?FaD380.30?32??2852.25N?m为轴向力产生的力偶分配到铅垂2222

面的。

水平面的弯矩

MH1?FNH1L2?1149.76?40.75?46856.72N?mmMH2?FNH2L3?375.57?124.75?46856.35N?mmMV1?FNV1L2?445.43?40.75?18151.27N?mmMV2?FNV2L3?122.64?124.75?15299.34N?mm

铅垂面的弯矩

求出轴的水平面弯矩及铅垂面的弯矩后，根据弯矩扭矩值画出轴在水平面和铅垂面的弯矩扭矩图如图2-5所示。

图2-5 高速轴的水平和垂直弯矩图

5校核轴的强度 ○

已知轴的弯矩和扭矩后，可针对某些危险截面，（即弯矩和扭矩大而轴径可能不足的截面）做弯扭合成强度校核计算。所以我们取最大弯矩和最大扭矩合成校核。

总弯矩

M?MH?MV （2-30）

取最大弯矩扭矩带入后得

M?22?46852.73?2??18151.27?2?50245N?mm

由前面已知高速轴的扭矩T1?32.772?103N?mm，则

M2??aT1?502452??0.6?32772?（2-34） ?ca???14.45MPa 3W0.1?322 前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由《机械设计》查得

???1??60MPa。因此?ca????1?，故安全。

6校核轴承和计算寿命 ○

23

圆锥滚子轴承30205的基本额定动载荷Cr?32.2KN，基本额定静载荷

?37KN。

求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2

将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面。 水平面轴承支承反力

Fr1H?FteL31525.34?124.

L?75?1149.76N2?L3165.5

F?FteL2r2HL?1525.34?40.75.5?375.57N2?L3165铅垂面轴承支承反力

FL3?Mar1V?FreL?2852.25?568.08?124.75?445.43N2?L3165.5F

FreL2?Ma568.08?40.75r2V?L??2852.25?122.64N2?L3165.5径向载荷 FF22.762?445.432r1?r1V?Fr1H?1149?1233.02N Fr2?F2r2V?F22r2H?375.57?122.642?395.08N求两轴承受到的轴向力Fa1和Fa2 对与圆锥滚子轴承轴承派生轴向力FFrd?2Y，Y?1.6则 FFr1d1??1233.02?385.31N 2Y3.2FF395.08 d2?r22Y?3.2?123.46N Fae?Fd2?380.30?123.46?503.76?Fd1 轴承2被放松，只承受本身派生轴向力，轴承1被压紧，则

Fa2?Fd2?123.46NFa1?Fae?Fd2?503.76N

求轴承当量动载荷P1和P2

24

2-35）2-36)

C0

（

（

因为

Fa1503.76??0.4?eFr11233.02Fa12123.46??0.31?eFr2395.08

由《机械设计》[8]表13-5查表的径向和轴向载荷系数为 X1?0.4,Y1?1.6 X2?1,Y2?0

因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6,fp?1.2~1.8,取fp?1.5。则 代入数据得

P1?fp?X1Fr1?Y1Fa1?P2?fp?X2Fr2?Y2Fa2? （2-37）

P1?1.5??0.4?1233.02?1.6?503.76??1948.83NP2?1.5??1?395.08??592.62N

计算轴承寿命因为P1?P2，所以按照轴承1的受力大小验算 Lh?10?C?10?32200???????37926.53h?36000 ??60n?P60?915?1948.83?1?66103所以轴承寿命满足要求。 7键连接强度的检核 ○

假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键连接强度条件为

2T?1032?32.772?103??34.67MPa??p ?P?（2-38） kld3.15?30?20?? 式中 T—传递的转矩，N?mm；

k—键与轮毂键槽的高度，k?0.5h； l—键的工作长度，mm； d—轴的直径，mm；

?p—键、槽、轮毂中最弱材料的许用应力。 由表得知?p?100MPa，故键的强度足够。 2）中间轴的设计

中间轴已知的参数P2?3.02KW；T2?161.53?103N?mm；n2?178.54r/min 选择轴的材料为45刚，调制处理。

???? 25

○1求作用在齿轮上的力

由前面计算可知小齿轮分度圆直径为d1?70.83mm，T2?161.53?103N?mm。则可得

2T22?161.53?103Ft???568.08Nd170.83tanantan20? Fr?Ft ?4561.06??1710.91N （2-39）

cos?cos14?5'Fa?Fttan??4561.06?tan14?5'?1137.19N2初算轴的最小直径 ○取A0?112 dmin?A03P3.021（2-40） ?112?3mm?28.75mm

n1178.54考虑键槽对轴强度的削弱，应将轴直径增大10%圆整后，dmin?32mm。 ○3轴的结构的设计

图2—6 中间轴的结构

根据齿轮的布置以及轴的轴向和径向定位要求确定轴的各段长度和直径。轴的最小直径直径dmin?32mm，查《机械设计课程设计手册》[3]表6-7选择圆锥滚子轴承30207，其尺寸为d?D?T?35mm?72mm?18.25mm，a?15.3mm。在1-2段除了轴承的宽度之外还有轴承挡圈的长度，取轴承挡圈的长度为15mm，则可得L1?2?L5?6?33.25mm，因为要求轴承与齿轮之间的轴向定位，取d2?3?37mm，对于中间轴2-3段的长度，2-3段为高速级大齿轮的位置，但是为了轴承挡圈可靠的压紧齿轮，它的长度应比大齿轮尺宽略小，取L2?3?41mm，另外齿轮要进

26

行轴向定位，根据轴的直径，查《机械设计课程设计手册》[3]表4-1，选择平键，其尺寸为b?h?10mm?8mm，取3-4段直径d3?4?42mm，L3?4?10mm。4-5段为低速级小齿轮的位置，为了满足轴承挡圈能可靠的压紧固定它，所以长度略小于低速级小齿轮尺宽，取L4?5?73mm，d4?5?36mm，至此，轴的各段长度和直径已确定好。

4轴的支座反力计算 ○

确定了轴承的位置

齿轮的位置及轴承的a值，找到了轴承力的作用点求出各段的长度就可以计算轴的支座反力。

水平支座反力

Ft2L3?Ft1?L2?L3??FNH1?L1?L2?L3??0?Ft1L1?FNH2?L1?L2?L3??Ft2?L1?L2??0 （2-41）

带入各值后可得轴的支反力

4561.06?54.95?1525.34?121.95 FNH1??2730.74N

159.91525.34?37.95?4561.06?104.95 FNH2??3355.65N

159.9铅垂支座反力

Ma2?Fr2L3?FNV1?L1?L2?L3??Ma1?Fr1?L2?L3??0Fr1L1?FNV2?L1?L2?L3??Ma2?Ma1?Fr2?L1?L2??0Ma2?Fr2L3?Ma1?Fr1?L2?L3??238.71NL1?L2?L3 （2-42）

带入各值后得

FNV1?

FNV2M?Fr2?L1?L2??Ma2?Fr1L1?a1?903.51NL1?L2?L3

式中

Ma1?Fa1D1380.30?37??7035.55N?m22

FD1137.19?36?a22??20469.42N?m22

Ma2 式2-104为高速级大齿轮和低速级小齿轮的轴向力分别在轴上产生的

转矩。

水平面的弯矩

MH1?FNH1L1?2730.74?37.95?103631.58N?mmMH2?FNH2L3?3355.65?54.95?184392.96N?mm27

铅垂面的弯矩

MV1'?FNV1L1??238.71?37.95?9059.04N?mmMV2'?FNV2L3?903.51?54.95?49647.87N?mm

式2-105求出的仅仅是铅垂力产生的弯矩，下面要校核轴，还要求出它们的最大弯矩相比较。

MV1?MV1'?Ma1?16094.59N?mmMV2?MV2'?Ma2?70117.29N?mm

求出轴的水平面弯矩及铅垂面的弯矩后，根据弯矩扭矩值画出轴在水平面和铅垂面的弯矩扭矩图如图2-7所示。

图2-7 中间轴的水平弯矩和垂直弯矩图

5轴的校核 ○

已知轴的弯矩和扭矩后，可针对某些危险截面，（即弯矩和扭矩大而轴径可能不足的截面）做弯扭合成强度校核计算。所以我们取最大弯矩和最大扭矩合成校核。

总最大弯矩

M?MH2?MV2 （2-43） 取最大弯矩扭矩带入后得 M?22?184392.96?2??7011729.29?2?197274.35N?mm

由前面已知高速轴的扭矩T1?32.772?103N?mm，有两个齿轮，按照最保守的方法来校核，取a?1，则

M2??aT1??ca??W?197274.35?2??161.53?103?20.1?363?43.67MPa

前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由《机械设计》[8]查得

???1??60MPa。因此?ca????1?，故安全。

6校核轴承和计算寿命 ○

28

圆锥滚子轴承30207的基本额定动载荷Cr?54.2KN，基本额定静载荷

C0?63.5KN。

求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2

将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面。前面已求得轴承的支座反力所以得

2Fr1?Fr2238.712?2730.742?2741.15N1V?Fr1H? （2-44）

Fr2?F2r2V?F2r2H?903.51?3355.65?3355.65N22求两轴承受到的轴向力Fa1和Fa2 对与圆锥滚子轴承轴承派生轴向力Fd?Fd1?Fr，Y?1.6则 2YFr12741.15??856.60N2Y3.2

Fr23355.65Fd2???1048.64N2Y3.2 Fa1?Fae2?Fd2?Fae1?1805.53?Fd1 轴承2被放松，只承受本身派生轴向力，轴承1被压紧，则

Fa2?Fd2?1048.64NFa1?Fae2?Fd2?Fae1?1805.53N

求轴承当量动载荷P1和P2

Fa11805.53??0.65?eFr12741.05Fa121048.64??0.31?eFr23355.65 因为

由《机械设计》[8]表13-5查表的径向和轴向载荷系数为 X1?0.4,Y1?1.6 X2?1,Y2?0

因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6,fp?1.2~1.8,取fp?1.5。则

P1?fp?X1Fr1?Y1Fa1?P2?fp?X2Fr2?Y2Fa2?29

（2-45）

代入数据得

P1?1.5??0.4?2741.15?1.6?1805.53??5977.962NP2?1.5??1?3355.65??5033.47N

计算轴承寿命因为P1?P2，所以按照轴承1的受力大小验算 Lh?10?C?10?54200???????145065.90h?36000h ??60n?P60?178.54?5977.96?1?66103 故轴承寿命符合要求。 7键连接强度的检核 ○

假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键连接强度条件为

2T?1032?161.53?103??62.36MPa??p ?P?（2-46） kld4?35?37?? 式中 T—传递的转矩，N?mm；

k—键与轮毂键槽的高度，k?0.5h； l—键的工作长度，mm； d—轴的直径，mm；

?p—键、槽、轮毂中最弱材料的许用应力。 由表得知?p?100MPa，故键的强度足够。

3）低速轴的设计

中间轴已知的参数 P3?2.96KW；T3?617.47?103N?mm；n2?48.78r/min 选择轴的材料为45刚，调制处理。

○1作用在齿轮上的力与小齿轮的大小相等，方向相反。 Ft?4561.06N；Fr?1710.91N；Fa?1137.19N。

2初算轴的最小直径 ○ 取A0?112 dmin?A03????P32.96 ?112?3mm?44.95mm （2-47）

n345.78 考虑键槽对轴强度的削弱，应将轴直径增大10%圆整后，dmin?48mm。 3轴的结构设计 ○

30

图2-8 低速轴的结构

已知d1?2?48mm，取d2?3?52mm，对于3-4段的直径，考虑到轴承端盖的定位，取d3?4?d7?8?58mm，根据轴的直径，查《机械设计课程设计手册》表6-7选圆锥滚子轴承30212，其尺寸为d?D?T?60mm?110mm?23.75mm，其中

a?22.3mm，d4?5?62mm，d5?6?70mm，6-7段为低速级大齿轮的位置，考虑

7-8段的定位要求，取d6?7?64mm。对于轴的长度，主要考虑轴上这些零件的布置方式。1-2段的长度根据结构来取，2-3段有轴承端盖（其宽度可以根据减速器轴承端盖结构设计而定），考虑轴承端盖的便于装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取L2?3?50mm，3-4段为轴承宽度加上轴承挡圈宽度，L3?4?38.75mm，4-5段为高速级大齿轮位置，L4?5?41mm，5-6之间相当于两对齿轮之间的距离所以取L5?6?10mm，6-7段为低速级大齿轮的位置，为了挡圈能可靠的压紧齿轮，取L6?7?68mm。至此，轴的基本尺寸已确定。 4轴的支座反力计算 ○

根据轴的结构图作出轴的计算简图，从手册中查出a的值就可以确定轴承的支点位置。

水平支座反力

带入各值后可得轴的支反力

FtL3?FNH1?L2?L3??0?FtL2?FNH2?L2?L3??0 （2-48）

31

FNH1?

FNH2?FtL34561.06?50.45??1535.05NL2?L3149.9FtL24561.06?99.45??3026NL2?L3149.9

铅垂支座反力 带入各值后得

FNV1?FrL3?Ma1710.91?50.45?36390.08??818.58NL2?L3149.9FNV1?L2?L3??FrL3?Ma?0?FNV2?L2?L3??Ma?FrL2?0 （2-49）

FNV2FL?Ma1710.91?99.45?26390.08?t2??892.32NL2?L3149.9

其中Ma?FaD1137.19?64??36390.08N?m为轴向力产生分配到铅垂面的22的力偶。

水平面的弯矩

MH1?FNH1L2?1535.05?99.45?152660.72N?mmMH2?FNH2L3?3026?50.45?152661.7N?mm （2-50）

铅垂面的弯矩

MV1?FNV1L2?818.58?99.45?81407.78N?mmMV2?FNV2L3?122.64?124.75?45017.54N?mm

根据计算作出水平面和铅垂面的弯矩图扭矩图如图2-9

图2-9 低速轴弯矩图

5校核轴的强度 ○

已知轴的弯矩和扭矩后，可针对某些危险截面，（即弯矩和扭矩大而轴径可

能不足的截面）做弯扭合成强度校核计算。所以我们取最大弯矩和最大扭矩合成校核。

总弯矩

32

M?MH?MV （2-51）

取最大弯矩扭矩带入后得

M?22?152661.70?2??81407.78?2?173010.42N?mm

由前面已知高速轴的扭矩T1?32.772?103N?mm，则

M2??aT1?1730102??0.6?617470? ?ca?（2-52） ??6.74MPa 3W0.1?642 前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由《机械设计》查得

???1??60MPa。因此?ca????1?，故轴安全。

6校核轴承和计算寿命 ○

圆锥滚子轴承30212的基本额定动载荷Cr?102KN，基本额定静载荷

C0r?130KN。

求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2

将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面。

水平面轴承支反力

Fr1H?FteL34561.06?50.45??1535.05NL2?L3149.9

Fr2HFL4561.06?99.45?te2??3026NL2?L3149.9

铅垂面轴承之反力

Fr1V?FreL3?Ma1710.91?50.45?36390.08??818.58NL2?L3149.9

Fr2VFL?Ma1710.91?99.45?36390.08?re2??892.32NL2?L3149.9

径向载荷

222Fr1?Fr21V?Fr1H?1535.05?818.58?1739.67N （2-53）

Fr2?F2r2V?F2r2H?3026?892.32?3154.82N22求两轴承受到的轴向力Fa1和Fa2 对与圆锥滚子轴承轴承派生轴向力Fd?Fr，Y?1.6则 2Y 33

Fr11739.67??543.64N2Y3.2

F3154.32Fd2?r2??985.72N2Y3.2Fd1? Fae?Fd2?1137.19?985.72?2122.91?Fd1 轴承2被放松，只承受本身派生轴向力，轴承1被压紧，则

Fa2?Fd2?985.72NFa1?Fae?Fd2?2122.91N （2-54）

求轴承当量动载荷P1和P2

Fa12122.91??1.22?eFr11739.67Fa2985.72??0.31?eFr23154.82

由《机械设计》[8]表13-5查表的径向和轴向载荷系数为 X1?0.4,Y1?1.6 X2?1,Y2?0

因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6,fp?1.2~1.8,取fp?1.5。则 代入数据得

P1?fp?X1Fr1?Y1Fa1?P2?fp?X2Fr2?Y2Fa2? （2-55）

P1?1.5??0.4?1739.67?1.6?2122.91??6138.78NP2?1.5??1?3154.82??4732.23N

计算轴承寿命因为P1?P2，所以按照轴承1的受力大小验算 Lh?10?C?10?102000???????4221689.76h?36000h ??60n?P60?45.78?6138.78?1?66103 故所选轴承符合要求。 7键连接强度的检核 ○

假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键连接强度条件为

2T?1032?617.47?103??36.54MPa??p （2-56） ?P? kld5.5?64?96?? 34

式中 T—传递的转矩，N?mm；

k—键与轮毂键槽的高度，k?0.5h； l—键的工作长度，mm； d—轴的直径，mm；

?p—键、槽、轮毂中最弱材料的许用应力。 由表得知?p?100MPa，故键的强度足够。

????2.9开式齿轮的设计

选择小齿轮材料为40Cr(调制），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调制）硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。起重机为一般机械，速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）。

初选小齿轮齿数为24，则大齿轮齿数为67。 1.按齿面接触强度计算 d1t?2.323KT1u?1ZE2() （2-57）

?du?H121）确定公式内的各计算数值

试选载荷系数Kt?1.3；齿宽系数?d?1；材料的弹性影响系数ZE?189.8MPa。按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限为?Hlim1?600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim2?550MPa。 2）计算应力循环次数

N1?60n1jLh?60?45.78?1(1?8?300?15)?0.9888?108

9.888?107?0.3542?108 N1?2.791由图选取疲劳寿命系数KHN1?0.95；KHN2?0.95 取失效概率为1%，安全系数为S?1

k? [?H]1?HN1lim1?0.9?600MPa?540MPa

sk? [?H]2?HN2lim2?0.95?550MPa?522.5MPa

s2.计算

1）试算小齿轮的分度圆直径d1t，带入??H?中的小值。

35

31.3?617.47?102.791?1189.82 d1t?2.323()?121.56mm

12.791522.52）计算圆周速度 v?3）计算齿宽

b??d?d1t?1?121.56mm 4）计算齿宽与齿高之比

mnt?d1t121.56??5.06mmz124?d1tn360?1000?3.14?121.56?45.78?0.291m/s

60000 h?2.25m?2.25?5.06?11.39mm （2-58）

b?121.56?10.67h11.395）计算载荷系数

根据v?0.291m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv?1；直齿轮

KHa?KFa?1；由表10-2查得使用系数Ka?1；由表10-4查得KH??1.423；由b?10.67；KH??1.423；查图10-13得KF??1.35；所以载荷系数 h K?KAKVKHaKFa?1?1?1?1.423?1.423 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 d1t?d1t37）计算模数 mn?d1125.27??5.21mm z124K1.423?121.563?125.27mm Kt1.33.按齿根弯曲强度设计 m?31）确定公式内个计算数值

由图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1?500MPa；大齿轮的弯曲强度

2KT1?YFaYSa??2??dz1???F???（2-59） ? ??FE2?380MPa；取弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.85，KFN2?0.88；

计算疲劳弯曲许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S?1.4，所以得

36

??F?1?KFN1?FE1?0.85?500?303.57MPa

S??F?2?KFN2?FE2S1.4

0.88?380??238.86MPa1.4计算载荷系数。

K?KAKVKFaKF??1?1?1?1.35?1.35 查取齿形系数YFa1?2.65；YFa2?2.226 查取应力校正系数YSa1?1.58；YSa2?1.764 计算大小齿轮的

YFaYSa

??F?并加以比较

YFa1YSa22.65?1.58?0.01379303.57

??F?1?YFa1YSa1??F?22.226?1.764??0.01644238.86

大齿轮的数值的 2）设计计算

32?1.35?617.47?10 m?3?0.01644?3.62mm

1?242对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的疲劳强度计算的发面模数m大于弯曲疲劳强度计算的的发面模数，由于齿轮模数m的大小主要取决的于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可由弯曲强度算得的模数3.62并就近圆整为标准值取m?4.0mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1t?125.27mm，算出小齿轮齿数

d1125.27??32 m4z2?2.791?32?81z1?这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4.几何尺寸计算 1）计算分度圆直径 2）计算中心距

37

d1t?z1m?32?4?128mmd2t?z2?81?4?324mm

a?

3）计算齿轮宽度

d1?d2128?324??226mm （2-60） 22 b??dd1?1?128?128mm 取B2?130,B1?125。

2.10卷筒心轴的设计及强度计算

由于卷筒轴的可靠性对起重机的安全、可靠的工作非常重要，因此应十分重视

卷筒轴的结构设计和强度、刚度计算。卷筒轴的结构，应尽可能简单、合理，应力集中应尽可能小。卷筒轴不仅要计算疲劳强度，而且还要计算静强度；此外，对较长的轴还需校核轴的刚度。

由前面的设计可知：卷筒的名义D?300mm，取卷筒长度L?700，卷筒槽形槽底半径r?6.7mm，绳槽尺寸t?14mm，钢丝绳允许拉力为p?10.12KN。其它参数有PW，T卷?1642.13?103N?mm，n卷?16.4r/min。 卷?2.82K 选取轴的材料为45刚，调制处理。 1. 初算卷筒心轴最小直径 dmin?A3P2.82?112?62.18mm （2-61） n16.4取轴的最小直径圆整为d?63mm。

图2-10 卷筒心轴结构图

2.确定各段轴的直径、长度

1-2段和6-7段为轴承的位置，直径d1?2?d6?7?63mm，其它各部分直径按照结构来取，d2?3?70mm，d3?4?80mm，d4?5?75mm，d5?6?70mm。确定卷筒心轴各段长度时，应根据轴承宽度、卷筒长度和端盖长度来确定。L1?2?36mm,

38

L2?3?105mm,L3?4?495mm,L4?5?105mm,6-7段为套筒长度,取L6?7?120mm. 3.计算支座反力

10120??130?325?150??10120??325?130? RA??13409N

500 RB?2?10120?13409?6831N 心轴右轮毂支承处最大弯矩：

Mw?RB?130?6831?130?88803N?mm 4. 疲劳计算

对于疲劳计算采用等效弯矩，查《起重机设计手册》[6]得知等效系数j=1.1 等效弯矩：

Md???Mw?1.1?88803?97683.3N?mm 弯曲应力：

Md97683.3??58.71MPa330.1?d0.1?5.5

心轴的载荷变化为对称循环。由上式知许用弯曲应力：轴材料用45号钢，其中

?w??b?600MPa，?r?300MPa；??1w?0.43。

???1?w???1w1k?n?2581??93.48MPa 1.7251.6式中 n=1.6—安全系数 K—应力集中系数

Kx—与零件几何形状有关的应力集中系数，当零件表面形状剧烈过渡和 零件上开有沟槽时，以及紧配合区段Kx?1.5~2.5，本处取Kx?1.5

Km—与零件表面加工粗糙度有关的应力集中系数，Km?1.10~1.15，本处 取Km?1.15。

?w

5. 静强度计算

卷筒轴属于起升机构低速轴零件，其动力系数可由表查得，?c?=1.2。 Mwmax??c?Mw?1.2?88803?106563.6N?mm 许用应力：

?max?Mwmax106563.6??64.05MPa0.1d30.1?5.53

39

?max

???w??rn?300?187.5MPa1.6

故卷筒轴的疲劳和静强度计算通过

2.11 取物装置计算[5]

取物装置能使起重机顺利安全和高效率的工作，应尽可能构造简单，质量轻。由搬运物品形状不同，取物装置分为通用专用两类。通用取无装置有吊钩、吊环；专用取物装置由抓斗、电磁吸盘、夹钳等。对于本设计，我们选择吊钩作取无装置。

吊钩是起重机上极其重要的零件。吊钩的突然断裂将造成人身及设备事故，因此对吊钩的材料和加工，国家有严格规定，吊钩按制造方法分锻造吊钩和片式吊钩，中小起重量的吊钩一般用优质碳素钢锻造而成，大型起重量的吊钩一般用片式吊钩。吊钩的专用材料有：20、20Mn、34CrMo、34CrNiMo等。锻造吊钩必须经过热处理。以达到规定的机械性能。片式吊钩要求钢板轧制方向与吊钩受力方向一致，片式吊钩比锻造吊钩可靠，一般不会不会产生突然断裂。因强度和材料引起的断裂只限于起重个别钢板，因此易发现并跟换，也同样由于强度和材料不确定性的吊钩不允许铸造、焊接制造和修复。吊钩的型号可查相应国家标准。

吊钩的主要尺寸

图2-10是吊钩钩身主要尺寸图

图2-10 吊钩钩深主要尺寸

吊钩的主要尺寸是由勾孔直径D来决定的。 勾孔直径 D??30~35?Cp?mm?

式中 Cp—额定起重量，t。 带入数据得

D??30~35??2?42.42~49.49mm （2-62） 取D?45mm。

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其它尺寸

?1.0~1.2DS?0.75D?0.75?45?33.75mm l1?(2~2.25)h?(2~2.25)?45?90~112.5

l2?0.5h?22.5mm

h2.12 钢丝绳在卷筒上的固定及计算[7]

钢丝绳在使用时必须与其他零件连接才能传递载荷，钢丝绳应可靠的固定于卷筒上并易于跟换，其方法有：用压板固定，用长板条固定；用楔子固定。用压板滚钉构造简单，钢丝绳更换方便，且安全可靠，目前用得最广。

1.钢丝绳进出卷筒或滑轮的允许偏角 当钢丝绳在卷筒上卷绕时，其中心线与卷筒径向剖面存在偏角，随绕着卷绕的进程，偏角从正到零，再从零到负。好的卷筒配置是使最大的正负角相等。为了防止钢丝绳脱槽的过度磨损，必须限制最大偏角，建议最大偏角不大于如下值：

对光滑卷筒：2?； 对螺旋槽卷筒：5?； 对利巴斯卷筒：1.5?。 2.钢丝绳固定处的拉力 S固?Smax?kg? e?a式中 Smax—钢丝绳最大允许静拉力，N；

?—钢丝绳与卷筒表面的摩擦系数，??1.6； e—自然对数的底数，e?2.718。

a?3?时，S固?0.22Smax a?4? ，S固?0.134Smax S固?0.134?10120?1356.08N 3.螺栓扣紧力

按压板槽为梯形时计算 N?S固（N） （2-63） ???1式中 ?1?

?为压板与钢丝绳的换算摩擦系数；

sin???cos?41

?—压半槽的斜面角，??45?

故 N?2.8S固?2.8?1356.08?3797N 2.螺栓合成应力

钢丝绳滚钉螺栓的拉力包括下面两部分：由扣紧力N引起的拉力及由垫圈与压板之间的摩擦力Nu'使螺栓弯曲引起的拉力，故

NN?'l????拉??N?cm? ?拉?23?d0.1Zd内Z内4式中 Z—固定钢丝绳用得螺栓数量； d固—螺栓螺纹内径?cm?;

?'—垫圈与钢丝绳压板之间的摩擦系数，可取u'?0.16； l—N?'力作用的力臂?cm? ??拉?—螺栓许用压应力。

由《机械设计课程设计手册》[3]表3—27选取螺栓内径d?14mm，本固定装置用两个螺栓，材料选用Q235，其许用应力

0.8?s0.8?240 ??拉????128MPa

1.51.5带入上面数字得

?拉?37973797?0.16?19??3337.20N?cm?33.37MPa???拉??128MPa223.14??1.4?0.1?2??1.4?2?4

所以选用螺栓合格。

2.13验算启动、制动时间[5]

起升机构的工作为周期性的，工作时分启动、稳定运行和制动三个阶段。由于机构在启动和制动时会产生加速度和惯性力，若启动和制动时间过长，加速度小，将影响起重机的生产率，反之，加速度太大，又会给金属结构和传动部件施加很大的动载荷，并使零部件的受力增大，因此，必须把启动时间与制动时间控制在一定范围内。

1.启动时间验算

起升机构在启动阶段，要使原来静止的质量开始运动。这时电动机的启动转矩除了要克服启动力矩Tq除了要克服静阻力矩Tj外，还有运动质量的一部分用

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来克服运动质量的惯性阻力矩Tg，即

Tq?Tj?Tg(N?m) （2-64）

将阻力矩按下式计算

Tj?FQD12ai?(N?m)

式中 FQ—额定起升载荷，N； D1—卷筒计算直径； a—滑轮组倍率；

i—卷筒至电动机传动比； ?—机构总传动效率。 带入数字得： Tj?转动惯量

J?0.339?2?0.053?0.15kg?m2?0.595kg?m2 Tq??1.6~1.8?T25?1.8?9550?所以

tq?9.55?Tq?Ti?2000?0.311?3.48N?m

2?2?55.83?0.84?75.15N?m 915?J?nm?0.595?915?0.795s?tq

9.55?71,.69??式中 nm—电动机额定转速，r/min；

?Jm?—机构运动质量换算到电动机轴上的转动惯量，kg?m2； Tq—电动机平均启动力矩，N?m；

[tq]—推荐启动时间，s,一般为[tq]?1~5s，起重量大时，取大值。 通常起升机构启动时间为1～5s，此处tq?1，可在电气设计时，增加启动电阻，延长启动时间，所以电动机选择合适。

2.制动时间验算

满载下降的制动时间为 tz?

?J?n''m9.55(Tz?Tj')?0.509?1006.5?0.41s

9.55?(135?3.48)43

当起升高度小于12m/s时，tZ??tZ??1~1.25 所以验算合格。

第三章 运行机构与变幅机构

3.1 运行机构[9]

运行机构包括支承运行装置及驱动机构两大部分。

运行机构主要用于做水平运移物品以及调整起重机(小车）的工作位置。

运行机构主要有下列不见组成：电动机、传动装置、（传动轴联轴器和减速器等），制动器和车轮组等。

运行机构的工作速度随起重机的用途而定，运行机构可以设计成工作性的运动，也可以设计成调整性的运动。虽然这两种运动机构在传动方案方面没有显著差别，但工作性运动时带着起升载荷运行的，构成了起重机工作循环的一部分，影响起重机生产率，因此运动速度较高，机构功率也较大，机构接电时间率也较高，零部件计算要考虑动载荷，许多零部件还要核算疲劳寿命。调整性运动时调整起重机工作位置的运动，速度低，使用很少（如港口门座起重机的运行。机构）。

3.2变幅机构[5]

变幅机构是改变臂架式起重机起重机幅度的机构。变幅机构包括臂架系统和变幅传动系统。

臂架式起重机的变幅机构按作业要求可分为非工作性变幅和工作性变幅两种，按性能要求又分为非平衡变幅和平衡变幅两种。非平衡变幅就是在摆动臂架时，臂架的重心和物品的重心都要升高或降低，在减少幅度时，需要耗费很大的驱动功率；而在增大幅度时，则引起较大的惯性载荷，影响使用性能，因此非平衡变幅大多在非工作性变幅时应用。

工作性变幅的起重机在每一工作循环中都要变幅，为了提高生产率，节约驱动功率和使操作平稳可靠，需要采用平衡变幅，即应用各种方法使起重机在变幅过程中物品的重心沿水平线或近似水平线移动，而臂架系统的重量由活动平衡重所平衡，两者的合成重心也沿水平线移动或固定不动。

工作性变幅的起重机的变幅速度按其用途和起重量而定，用于安装工作，变幅速度为10～35米/分；用于装卸作业的，变幅速度为40～90米/分或更高，小起重量时取较高速度，大起重量时取较低速度。

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第四章 回转机构的设计

起重机的回转机构，在于扩大机械的工作范围，当吊有物品的起重臂架绕起重机的回转中心的回转时，就能使物品吊运到回转圆所及的范围以内。这种回转运动是通过回转机构来实现的。

4.1回转机构的组成及常用形式[5]

回转机构由回转支承装置和回转驱动装置两大部分组成，前者用来将起重机旋转部分支承在固定部位上，后者用来驱动回转部分相对于固定部分的回转。驱动装置的形式与支承装置形式有一定的的关系。回转起重机的回转支承方式有定柱式、转柱式、转盘式等几种。

全回转机构由三部分组成（1）旋转机构的原动机：他是整机的传动分流装置中的一个传动元件，在机械传动中是某根轴，在电力传动中是电动机，在液压传动中是液压马达。它的动力是由起重机的总动力源—内燃机供给，并经过机械传动、或电能、或液压能变换而来的。（2）旋转机构的传动装置，一般是其减速作用。（3）旋转小齿轮，回转机构通过它和回转支承装置上的大齿圈啮合，以实现回转平面的回转运动。 3.回转支承装置

回转支承装置简称回转支承，为起重机回转部分提供稳定、牢固的支承，并将回转部分的载荷传递给固定部分。在起重机主要使用柱式和滚动轴承式回转支承装置。下面介绍滚动轴承式和柱式回转支承装置。

1）滚动轴承式回转支承装置 起重机回转部分固定在大轴承的回转座圈上，而大轴承的固定座圈则与底架或门座的顶面相固结。常用的滚动轴承式回转支承装置按滚动体形状和排列分为下面四种结构。

a. 单排四点接触球式回转支承 它由两个座圈组成，其滚动体为圆球形，每个滚动体与滚到呈四点接触，能同时承受轴向力，径向力和倾覆力矩。适用于中型起重机。

b. 双排球式回转支承 它有三个座圈，采用开式装配，上下两排钢球采用不同直径以适应于受力状况的差异，由与接触角压力较大，因此能承受很大的轴向载荷和倾覆力矩。适用与中型起重机。

c. 单排交叉滚柱式回转支承 它由两个座圈组成，其滚动体为圆柱形，相邻两滚动体的轴向呈交叉排列。接触压力角为45度。由于滚动体与滚道间是线接触，故承载能力高于单排钢球式。这种回转支承装置制造精度高，装配间隙小，安装精度要求较高，适用于中小型起重机。

d. 三排滚柱式回转支承 它由三个座圈组成，上下及径向滚道各自分开。上下两排滚柱水平平行排列，承受轴向载荷和倾覆力矩，径向滚道垂直排列的滚柱承受径向载荷，是常用四种形式的回转支承中承载能力最大的一种，适用于回转支承直径较大的大吨位起重机。

滚动轴承式回转支承装置结构紧凑，可同时承受垂直力、水平力和倾覆力矩，是目前应用最广的回转支承装置。为了保证轴承正常工作，要求固定轴承座圈的机架有足够刚度。

2）柱式回转支承装置 柱式回转支承装置又可分为转柱式和定柱式两类,图6-1表示定柱式支承，定柱2固定在起重机底座上，起重机回转部分支承在定

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