目錄TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"1起升機構的總體設計 2\o"CurrentDocument"1.1概述 2\o"CurrentDocument"1.2起升機構的組成和典型零部件的選型要求 3\o"CurrentDocument"1.2.1電機及其選型要求 3\o"CurrentDocument"1.2.2制動器及其選型要求 4\o"CurrentDocument"1.2.3減速器及其選型要求 4\o"CurrentDocument"1.2.4聯(lián)軸器及其選型要求 5\o"CurrentDocument"1.2.5安全限位開關和超負荷限制器 5\o"CurrentDocument"1.3起升機構的方案設計 5\o"CurrentDocument"1.3.1設計參數(shù) 5\o"CurrentDocument"1.3.2卷繞系統(tǒng) 6\o"CurrentDocument"1.3.3起升機構布置形式 61.3.4卷筒組結構形式 7\o"CurrentDocument"2起升機構設計計算 8\o"CurrentDocument"2.1鋼絲繩的選型計算 82.2滑輪選型計算 10\o"CurrentDocument"2.3卷筒設計的相關參數(shù) 11\o"CurrentDocument"2.3.1卷筒的幾何尺寸 11\o"CurrentDocument"2.3.2卷筒鋼絲繩的固定 14\o"CurrentDocument"2.3.3卷筒強度計算 14\o"CurrentDocument"2.4電動機的選型 16\o"CurrentDocument"2.5減速器選型計算 19\o"CurrentDocument"2.6制動器選型計算 21\o"CurrentDocument"2.7聯(lián)軸器選型 22\o"CurrentDocument"2.8啟制動時間和啟動加速度驗算 24\o"CurrentDocument"2.9制動時間和制動加速度驗算 25\o"CurrentDocument"3設計小結 27\o"CurrentDocument"參考資料： 28橋式起重機起升機構設計說明書1起升機構的總體設計1.1概述起升機構是用來實現(xiàn)貨物升降的工作機構，它是起重機械中不可缺少的部分,是起重機最重要的機構，其工作性能的優(yōu)劣將直接影響起重機的技術性能。起升機構一般由驅動裝置，傳動裝置，制動裝置，卷繞系統(tǒng)，取物裝置以及安全輔助裝置等組成。在起重量較大的起重機中，常設有兩個或多個不同起重量的起升機構，其中起重量最大的為主起升機構，其余為副起升機構。在港口，為滿足抓斗和集裝箱裝卸作業(yè)要求，須設置特種起升機構，如抓斗起升機構，集裝箱起升機構等。港口門座式起重機的起升機構一般應滿足下列要求：起升機構設計和選型應符合買方文件規(guī)定的工作級別或規(guī)范標準的規(guī)定，當沒有明確提出執(zhí)行標準時，一般采用FEM規(guī)范。中國采用《起重機設計規(guī)范》（GB3811）。起升機構的驅動裝置一般設置在機器房內，各部件安裝在具有足夠強度和剛性的共用的底架上。底架再與機器房鋼結構固定。驅動裝置的各傳動軸同心度應是可調的，當軸同心度出現(xiàn)很小的偏差時可通過底盤和機座之間的調整墊片進行適當調整。可用定位銷或楔形止動塊將各部件定位在底架上。傳動裝置的支座應有足夠的傾向剛度，以承受因鋼絲繩偏斜產生的側向力，保證盤式制動器正常工作。鋼絲繩工作時對卷筒繩槽的偏斜角一般不大于3.5°，對滑輪槽的偏斜角最大不大于5。。當買方文件有明確規(guī)定時，應以買方文件為主。在高速軸（減速器側）和低速軸（卷筒軸側）裝設有可靠的制動器。配置可靠的安全保護裝置，包括高度指示器和限位保護，超載保護，超速保護，掛艙保護架，對轉動部件外側應裝設安全防護欄，在卷筒的下方應有接油盤，以防止污染環(huán)境。滿足標準或買方文件規(guī)定的噪聲限制要求。便于維修保養(yǎng)，留有足夠的維修保養(yǎng)空間和通道。當電氣系統(tǒng)發(fā)生故障時，應有將貨物放置到地面或將吊具自艙內取出的措施。1.2起升機構的組成和典型零部件的選型要求起升機構由驅動機構，鋼絲繩卷繞系統(tǒng)，吊具和安全保護裝置等組成。驅動機構包括電動機，聯(lián)軸器，制動器，卷筒，支承等部件。安全保護裝置除了高，低速級配備制動器外，還包括有各種行程限位開關，超速開關以及超負荷保護裝置等。1.2.1電機及其選型要求1?電機的特點。在港口門座式起重機起升機構上，驅動電機有交流和直流電機，過去多采用直流電機。隨著交流變頻調速技術的進步，交流電機也逐步被采用。考慮到起重機起升工況的特點和載荷特點，直流電機的過載能力一般都較大，并配有風機以保證起升電機的連續(xù)性的工作要求。2?對起升機構電機的要求。第一，良好的散熱性能。因起升機構接近連續(xù)工作，必須強制通風。為控制機房溫升，可將電機排風口直接通向機器房外。第二，如采用直流電機，應有透明板，以方便檢查碳刷和整流子。第三，對相對濕度大的場所，內部配加熱器，配有過熱報警和斷電保護裝置。第四，對于在高溫環(huán)境下作業(yè)的，應選用F級絕緣。第五，在室內安裝的起升電機，其保護等級不低于IP23，在室外應達到IP54。第六，配有風機的電機上，應配有空氣過濾器。第七，所有電機應在短時間內具有規(guī)定力矩過載能力。第八，風機在電機不用時，應有一可調的延時及斷電功能。1.2.2制動器及其選型要求制動器的作用。在起重機的各工作機構中，制動器是保證安全正常工作的重要部件。在起升機構中必須裝設可靠的制動器，以保證吊重能停止在空中。變幅機構中的制動器使起重機臂架保持在一定位置。運行機構與回轉機構也需要用制動器使它們在一定的時間或一定的行程內停下來。對于在露天工作或在斜坡上運行的起重機，制動器還有防止風力吹動或下滑的作用。某些起重機起升機構還利用制動器來使物品按所要求的速度下降。制動器的選型原則。為了保證門機高速，高效和安全可靠地工作，制動器選擇應遵循下列原則；第一，起升機構應采用常閉式制動器，制動器的安全系數(shù)應不小于1.75。若安裝兩個以上制動器，則每個制動器的安全系數(shù)應大于1.25。第二，最大限度減小安裝在高速軸上的制動器的飛輪矩，以利起升機構電機能迅速啟動達到額定速度運行。第三，高速軸上的制動器應安裝在減速器軸端，而不是電機軸上，保證制動安全可靠。同時為了使機構布置緊湊，應力求軸向尺寸最小。第四，制動器應有磨損自動補償裝置和備有手動釋放裝置，以作釋放松閘用。第五，制動器在振動，噪音，防松，防銹，防潮，防鹽霧和不同環(huán)境溫度等方面均應滿足規(guī)范和買方文件的要求。1.2.3減速器及其選型要求起升減速器通常采用臥式減速器，通常采用為平行軸式，水平剖分，底座安裝，箱體為鋼板焊接，齒輪全部為滲碳淬火硬齒面并磨齒。箱體應有足夠的剛度，以保證受載后產生的變形不影響齒輪嚙合。良好的潤滑和散熱條件，保證在持續(xù)工作下的溫升不超過規(guī)定的溫度，一般不超過70°C。便于維修保養(yǎng)，如放油徹底，加油方便，有檢查探視孔和長時間不工作時放出積水的設施，帶過濾器以及與大氣想通的呼吸器。減速器的配置，一般按照起升機構布置型式可采用一臺或兩臺減速器，因此，選型或計算時，應注意輸出軸的外載荷產生的力矩和徑向力。1.2.4聯(lián)軸器及其選型要求高可靠性。普遍采用齒形聯(lián)軸器或梅花型聯(lián)軸器。蛇形聯(lián)軸器因疲勞被剪斷后將會產生危險后果，在起升機構中已不采用。易于調整其同心度。因為經(jīng)過一段時間工作后焊接機架會產生變形，需要定期檢查調整。工作過程中，在外載荷作用下由于機架的變形使聯(lián)軸器產生徑向平面角度偏差，應使由此產生的磨損最小。安裝時保證足夠的精度，其靜態(tài)的同心度偏差不能超過規(guī)定要求。1.2.5安全限位開關和超負荷限制器凸輪式行程限位開關或脈沖編碼器和離心式超速開關，一般直接連接到卷筒輸出軸上，或安裝在減速器低速軸端，以提供起升卷筒速度控制，減速和停止信號，以及行程的上限和下限保護和超速保護，并連續(xù)提供起升高度位置信號。為防止貨物落地后起升繩過度松弛，必須設有起升松繩限位設置。該限位開關一般設置在起升卷筒鋼絲繩出繩下端，有時設置在吊具上架的滑輪軸下部。1.3起升機構的方案設計1.3.1設計參數(shù)根據(jù)此次的設計要求，設計參數(shù)如下：起重量：Q=10t（吊鉤作業(yè)）起升高度：H=15m起升速度：V=7.5mmin工作級別：M5,JC=25%本起升機構使用變頻電機在不同頻率下的兩種電機額定轉速，來實現(xiàn)不同工況下的兩種起升速度。因此，對整個起升機構而言，只需要選用一套驅動機構和一套卷繞系統(tǒng)。1.3.2卷繞系統(tǒng)起升機構的卷繞系統(tǒng)的設計主要與起升倍率有關。起升機構滑輪組倍率的選定，對起升機構的總體尺寸影響較大。倍率增大，則鋼絲繩分支拉力減小，在起升速度不變時，需提高卷筒轉速，即減小機構傳動比。但倍率過大，會使滑輪組本身體積和重量增大，同時也會降低效率，加速鋼絲繩的磨損。起重量小時，選用小的倍率，隨著起重量增大，倍率相應提高。倍率增大，起升速度相應減小。本起升機構采用倍率m=2，鋼絲繩纏繞情況如圖1所示。1.3.3起升機構布置形式該起升機構由一組驅動裝置和一組制動裝置（兩套）組成，在卷筒端部裝有卷筒行程開關和超載限制器。其起升機構傳動如圖2所示。

圖2起升機構傳動簡圖1.3.4卷筒組結構形式卷筒組是起重機的重要部件之一，它用以收存鋼絲繩，把電機的回轉運動變?yōu)殇摻z繩的直線運動，同時把驅動裝置的驅動力傳遞給鋼絲繩。起重機上常用的卷筒組類型有齒輪連接盤式，周邊大齒輪式，短軸式和內裝行星齒輪式。本起升機構采用短軸式卷筒組，其結構形式如圖3所示。（短軸式卷筒組采用分開的短軸代替整根卷筒長軸，其結構簡單，調整安裝比較方便。）圖3 短軸式卷筒組

2起升機構設計計算2.1鋼絲繩的選型計算鋼絲繩是廣泛應用于起重機的撓性構件，它具有承載能力大卷繞性好，運動無噪音，極少出現(xiàn)斷裂，工作可靠等優(yōu)點。1.鋼絲繩最大靜拉力計算：因為吊具的選擇與工作時的貨物重有很大關系，根據(jù)設計要求以及查表（1）得吊具的重量：Q0=2.5%Q1=2.5%x10=0.251 (2 1)— 爲（噸）吊 具 蛍S-B2Q1^.5—202.5^Q$2—503%Q3.5%Q価山1〕4%Q表（1）吊具自重與起重量的關系該次設計采用雙聯(lián)滑輪組，鋼絲繩的最大靜拉力為:(2——2)Q,+Q0 1S= (2——2)Q,+Q0 1S= 1 0x—max2m-nznrm2-n3式中：Q1貨物起重量；斤冃擊昌Q0吊具重量；m滑輪組倍率，為2；丨0滑輪效率，米用滾動軸承,1_耳2耳z= 0m(1_n)0耳。二0.98，查表（2）；z(2——3)滑輪組效率，也可以通過查表（2）；導向滑輪效率,=n2=n3=0.985，與工作級別有關，此次設計中工作級別為M5,查表（3）和查表（4）可得;\滑輪效率! 潸輪組毀率滑輪紐們率小21—?一_T-1 S￡](j滾動軸庶0.990.680,970,9&??1L滑動軸牽0,980-95|0-H3-L-1 o.asr 、表（2）滑輪組效率機構丄作級別rML-MSM4M520M6 ;22.4M725MB28表（3）輪繩直徑比系數(shù)IS3D0.960^70.&75o.gssO.W表（4）與e=Dd有關的耳o值所以得：1—耳2 1-0.982耳= 0—= =0.99zm(1—n) 2X(1-0.98)Smax=26.543Smax=26.543KNQ,+Q0 1 (10+0.25)x9800 1X = X2m-nzn「n2-n3 2X2X0.99 0.985X0.985X0.9852?按安全系數(shù)選擇鋼絲繩直徑；根據(jù)設計要求工作級別為M5,查表（5）,取鋼絲繩安全系數(shù)為：n=5；破斷拉力：F0>Sxn=26.543x5=132.715KN選取鋼絲繩型號：6X（19）-17.5-1550-1-光-右交 GB1120—74其中鋼絲繩的公稱抗拉強度為1550N/ ；鋼絲繩破斷拉力總和/mm2工S=189.5KN，查草考資料【1】P202可得。3?校核安全系數(shù)：實際安全系數(shù)：工Sn=S=7.1(2——4)所以符合要求。max機構工作級別F 'i鋼顰處稱抗拉強度酉tN/mm1)Ji17001050Ml—M3仇翊山0關0.D85■1Ml0.095C.購|15M50?}000,附—M5k小C.1D0U.1UB*>M7[>.23表（5）盤和n值《11a7[D.HU0+1340.Ifirt92.2滑輪選型計算工作滑輪直徑： D0>e-d=20x17.5=350mm （2 5）式中：D0——按鋼絲繩中心計算的滑輪直徑（mm）；d——鋼絲繩直徑（mm）；e——輪繩直徑比系數(shù)，與機構的工作級別和鋼絲繩的結構有關，查表（3）可得。此次設計中采用（瀘州工程塑料廠）MC尼龍滑輪一般封密性，其構造如圖（4）所示：

￡S這次設計ISO81))0.01B0J0.5H20UJL0&G21SD0LGS3,SxFOfi-1153-80>IS-17500LGS10.OXSOIJ-130-85>1￡S這次設計ISO81))0.01B0J0.5H20UJL0&G21SD0LGS3,SxFOfi-1153-80>IS-17500LGS10.OXSOIJ-130-85>1Z'■IELUSID5LOSIL0X500-21^-100--一>g%?57022442H2?12224.__e表(6表(6)Mi其滑輪代號為：LGS10.5X500-200-95。2.3卷筒設計的相關參數(shù)2.3.1卷筒的幾何尺寸1?卷筒形式：單層雙聯(lián)卷筒，見圖（5）：

ML2LO 2 LOL2IJ4 1^"—-—— ——Ls圖（5）單層雙聯(lián)卷筒2?卷筒基本尺寸：卷筒槽底（名義）直徑D:D=（e-1）d （2 6）式中：D——卷筒名義直徑；d 鋼絲繩直徑；e——筒繩直徑比，與工作級別有關，此次設計中工作級別要求是M5,查表（8）可得e=18。機構工作級別M］?M314M41&M518M620M722.4__ 袖$ 表（7筒繩直徑比e25所以得:D=（18—1）x17.5=297.5mm初選D為350mm。采用標準槽形式，槽的關系參數(shù)計算如下：

繩槽半徑： R=(0.53?0.56)d=9.27~9.8mm所以繩槽半徑取：R=9.5mm。繩槽節(jié)距： P=d+(2~4)mm=19.5~21.5mm所以繩槽節(jié)距取：P=20mm。卷筒上有螺旋部分長：”HL=(max(2——7)(2——8)(2——9(2——7)(2——8)(2——9)式中：L0卷筒上有旋轉部分長;H—max最大起升高度;m滑輪組倍率，m=2；D0=D+d=350+17.5=367.5mm 卷筒計算直徑，由鋼絲繩中心算起的卷筒直徑Z]>1.5——固定鋼繩的安全圈數(shù)，取Z]=2。所以得:H-m 15000x2L0=(max +ZJ-P=( +2)x20=580mm0 兀D0 1 3.14x367.5(2——(2——10)LS=2x(L0+L1+L2)+Lg式中:單層雙聯(lián)卷筒長度;卷筒上油旋轉部分的長度;L1 無繩槽卷筒端部尺寸，由結構決定，取300mm；L 固定鋼繩所需長度，L2a3xP=60mm；22L 中間光滑部分長度，根據(jù)鋼繩允許偏角確定，取100mm。g所以：L=2x(L+L+L)+L=2x(580+300+60)+100=1980mmS '012， g米用鋼卷筒：所以鋼卷筒壁厚：5=d=17.5mm單層雙聯(lián)卷筒可以不設擋邊，因為鋼絲繩的兩頭固定在卷筒的兩頭。

2.3.2卷筒鋼絲繩的固定鋼絲繩端在卷筒上的固定必須安全可靠，便于檢查和更換鋼絲繩。最長用得方法是壓板固定（如圖（6））,它結構簡單，檢查拆裝方便。為減少鋼絲繩對固定裝置的作用力，在固定裝置前必須在卷筒上留有1.5?3圈的安全圈。鋼絲繩壓板已經(jīng)標準化，根據(jù)鋼絲繩直徑從參考資料【1】P219中選取，一根鋼絲繩的繩端壓板數(shù)量不少于3塊。表（9）鋼絲繩壓板GB5975—86所以選用標準槽壓板：壓板5GB5975—86。2.3.3卷筒強度計算卷筒在鋼絲繩拉力作用下，產生壓縮，彎曲和扭轉剪切力，其中壓縮應力最大，當LS<3D0時，彎曲和扭轉的合成應力不超過壓縮應力的10%到15%，只計算壓應力即可，當L>3D0時，要考慮彎曲應力，對尺寸較大，壁厚較薄的卷筒還需要進行抗壓穩(wěn)定性驗算。在這次設計中L>3D0，所以在驗算壓應力的同時還應驗算由彎曲和扭矩產生的換算應力。1.驗算壓應力：卷筒內表面上的最大壓應力計算為：Go=A1A2爲T<Pr] （2 11）

——卷筒壁壓應力（MPa）；——應力減少系數(shù)，在繩圈拉力作用下，筒壁產生徑向變形，使繩圈緊1度降低，鋼絲繩拉力減小，一般a1=0.75；A——多層卷繞系數(shù)。多層卷繞時，卷筒外層的繩圈的箍緊力壓縮下層鋼2絲繩，使各層繩圈的緊度降低，鋼絲繩拉力減小，筒壁壓應力不與卷繞層數(shù)成正比，按表（10）取，A=1.0；2max鋼絲繩最大靜壓力max鋼絲繩最大靜壓力（N）；5 卷筒壁厚（mm）；繩槽節(jié)距（mm）；許用壓應力，對剛卷筒［c」J；，c為鋼的屈服極限，查《機械設計基礎（第四版）》P82，45號調制鋼的屈服極限為373MPa,所以[c」=g/；=186.5MPa。卷繞層數(shù)3「441,01-B2-0表（8）多層卷繞系數(shù)校核:=57MPa<=57MPa<A1A2~5mPr所以符合，滿足要求。2.驗算彎矩和扭矩產生的換算應力:式中:換算力矩,彎矩,M=S彎 maxL—L式中:換算力矩,彎矩,M=S彎 maxL—Lsb=265432)2c換=訃<[c](198-10x =2495042(N-cm)；(2——12)(2——13)(2——14)扭矩，M=SD=929005(N-cm)；max卷筒斷面抗彎模數(shù),W=0.1(D_=0.1x(35.0—31"4)=1510.0225(cm3)； (2 ⑹35D——卷筒繩槽底徑（厘米）;卷筒內徑（厘米）查起《重機械設計手冊》P237,D為314mm；內[b]——許用應力（公斤/ ），對鋼[Q]亠，Q為屈服極限，查《機械厘米2 2.5b設計基礎（第四版）》P82,45號調制鋼的屈服極限為373MPa。所以:M換2662851.8b換=換= =1763.5(N-cm)<[b]=18650(W1510.0225經(jīng)驗算，符合要求。2.4電動機的選型1?電動機的靜功率:(2——17)p=(Q^Q)V=(10+0.25)x"x9800=13宓(2——17)J1000n 1000x60x0.908式中:Pj 電動機靜功率；v 物品上升速度，v=7.5n 機構總效率，n=n-n-n-n=0.99x0.985x0.98x0.95=0.908。zdtc滑輪組的效率；導向滑輪效率;卷筒效率，n=0.98;?傳動效率。t?傳動效率。nc2.電動機型號的確定:考慮起重機的類型、用途、機構工作級別和作業(yè)特點，以及電動機的工作特性，同時為了滿足電動機啟動時間與不過熱要求，對起升機構，可按下式初選相應于機構的JC%值的電動機功率:N>KN(kw)

jc 電靜K——作業(yè)頻繁系數(shù)，取1,（見表（11））；電大多數(shù)起重機的工作循環(huán)周期小于10分鐘，而起重機機構每次運轉時間又往往在1~2分鐘鐘內。在這種工況下使用的起升機構電動機，按上式求出靜功率以后,即可按重復短時間工作制（產品目錄中有JC%=15%、25%、40%、60%四種）選擇電動機型號。機構工作級別M以下MMMK50.9?1.061.071.281.3 電 注：M及以下K值可選擇1，是因為太小的K值會在負荷試車的靜載試驗時，5 電 電機構不能吊起1.25倍額定載荷。表（9）作業(yè)頻繁系數(shù)針對這次設計要求取JC%=25%，同時考慮抓斗起重機，滿載抓斗由（即起升繩）與閉開繩同時提升，由于司機操作時有差別，起升繩與閉開繩受力可能很不均勻，但因不均勻受力時間很短，其均勻性也不大。總和上述考慮，選擇YZR180L-6,定子電流32.8A,轉子電流44.4A，功率因數(shù)0.834，效率83.4%，最大轉矩倍數(shù)3.2倍，定子銅耗1259w。3?電動機過載能力校驗起升機構要求電動機再由電壓損失（交流電動機15%，直流不考慮）、最大轉矩扭差（交流電動機為10%，直流不考慮）時，可吊起1.25倍的額定重量，故電動機的額定功率應符合下式的要求，以便有足夠的過載能力。起升機構電動機過載能力按下式進行校驗：(2——19)H(2——19)P>-

nu-九M式中：P——在基準線持續(xù)率時的電動機額定功率（kw）；nu 電動機臺數(shù)；九 電動機轉矩允許的過載倍數(shù)，九=3.2；H——考慮電壓降及轉矩允差及靜載試驗超載的系數(shù)，H=2.1（繞線電機）；所以：2.1P=15kw> x13.83kw=9.08kwn 1x3.2故過載能力校核合格。4?電動機發(fā)熱校核異步電動機發(fā)熱校驗可采用平均損耗法，也可以根據(jù)電動機的類型不同，選用等效轉矩法和扭矩法進行精確發(fā)熱校驗。再這里采用GB/T13752-1992推薦的方法近似計算：(2——20)T(2——20)P>—remn9550xqxkz式中:Pnnm-在基準線持續(xù)率時的電動機額定功率Pnnm-電動機額定轉速，962r/min；機構總傳動效率，q為0.908；k——系數(shù)，取0.85；zT——起升機構最不利工作循環(huán)的等效平均阻力矩，N/m，可按下式近似re(2——21)(2——21)(2——22)T=TxK=93976Nmre r G其中：k——系數(shù)，取0.68；GT一一電動機的靜阻力矩，N/m,可按下式計算：rFxD (10+0.25)x9800x0.3675 /T=O 0—= =138.21N:mr2xmxixq 2x2x73.54x0.908其中:f——最大起升載荷，N；其中:OD 卷筒計算直徑,0.3675m；0m 倍率，為2；機構總傳動效率;所以:P>rem=12.27kwn9550xqxkz故校驗符合要求。2.5減速器選型計算1.傳動比計算:(2——23)n(2——23)i=電n卷式中:m-v式中:m-v2x7.5n= =卷兀?D兀x0.36750(2——24)所以:n 956i=F= =73.54n 13.00卷2.減速器型號的選擇：減速器高速軸許用功率［p］滿足下式要求:(2——25)(2——26(2——25)(2——26)[P]> (1+申)x1.12(1-5)xP2 2 n式中:在基準線接電持續(xù)率時的電動機額定功率;起升載荷動載系數(shù)；9=9 +卩(v-0.2)2 2min2hI 為工作級別數(shù)；穩(wěn)定起升速度（m/s），與起升吊具有關，由空載電動機或發(fā)動機的穩(wěn)定轉速導出;B——起升狀態(tài)級別系數(shù)；查得0.4；2TOC\o"1-5"\h\z9 起升載荷最小動載荷系數(shù)，與起升狀態(tài)級別有關，查得9 為2min 2min1.05；所以：c 7.59=9 +卩(v-0.2)=1.05+0.4x( -0.2)=1.022 2min 2h 6011[P]> (1+p)x1.12(I-5)xP= (1+1.02)x1.12(5-5)x15=15.15kw2 2 n2所以根據(jù)傳動比i和高速軸許用功率[P]以及實際安裝、使用要求選擇減速器的型號，選擇型號為：QJR500-80WCW，其相關參數(shù)為：名義中心距500mm，允許輸出扭矩42500n-m，高速軸許用功率52kw。3.減速器的驗算:減速器輸出軸通過卷筒聯(lián)軸器與卷筒相聯(lián)時輸出軸及其軸端承受較大的短暫作用扭矩徑向力，一般還需要對此進行驗算。a.軸端最大徑向力f按下式校驗：(N)(2——27)(N)(2——27)GF=pS+廠<[F]max2max2式中:化一起升載荷動載系數(shù)，為⑴S—式中:化一起升載荷動載系數(shù)，為⑴S—max鋼絲繩最大靜拉力;卷筒重力；粗略估算:Ga卷筒重力；粗略估算:Ga冗t(2——G 2293.3F=pS+廠=1.02x26543+ =28220N<[F]2max 2 2所以:Gt-D-L-8?p?g=3.14x0.350x1.55x0.017.5x7850x9.8=2293.3NS28)p——45號碳鋼的密度，p=7.85gfm3；[F]——減速器輸出軸端的允許最大徑向載荷，查表（12）得[F]=93000N。一.—11702<W536I,28ft154：.DHI?7MH)9OiJO15ftCC J]IX申28鮎帕if]麗DOOa咂ioneM>n 30>n(M>| 370?&550?QfHNHJi咅艾中心羽B(yǎng)l>50Q別■1EDO如G1ma：咅Q3C'fiOjirOkjj：iJ00W8i-muotiirn血1i120000200QC-ft-15CQDn1210耐2'fiJUlmaxmax表（10）減速器輸出軸端最大允許徑向載荷（N）所以滿足要求。b.輸出軸的短暫最大扭矩驗算：T=pT<[T] （N-m） （2——28）max2

S?D 26543x0.3675T=max 0= =49/6.9N?m (2 所以:T所以:T.K =1.75x10250X竺X°.3675X°.908=199.66N?mz制2m?i?z根據(jù)計算所得的制轉矩，根據(jù)參考文獻【1】P316，選擇YW系列店里液壓塊式2xq 2x0.98tq 卷筒效率；t所以：T=pT=1.02x497①=507N?m<[T]=4250N?mmax 2經(jīng)校核符合要求。2.6制動器選型計算起升機構制動器的制動轉矩必須大于由貨物產生的靜轉矩，在貨物處于懸吊狀態(tài)時具有足夠的安全裕度，單個制動器制動轉矩應滿足下式要求:(2式中：Tz制動器制動轉矩（N?(2式中：Tz制動器制動轉矩（N?m）；制動安全系數(shù)，與機構重要程度和機構工作級別有關，當制動器2制動安全系數(shù)，與機構重要程度和機構工作級別有關，當制動器2x2x73.45x1K制數(shù)目為1時，查表（13）得:K=1.75；制-額定起升載荷，Q=Q+Q=100450N；01機構總效率，為0.908；倍率，為2；減速器傳動比，見式（2——23）；r.作里輕級l.Ej級1.75圾04特 >級X.E3制動器數(shù)目Z表（11）制動安全系數(shù)制動器，并考慮安裝要求:選擇制動器型號為：YWZ5-250/30,其規(guī)格以及技術參數(shù)如下：制動輪直徑250mm,制動轉矩180?315n-m，退距1.25mm,匹配推動器型號ED30/5，電機功率200w，每小時動作次數(shù)2000，質量43.6kg。2.7聯(lián)軸器選型起重機上采用的聯(lián)軸器，通常按其工作條件確定選用何種型式，再按其所承受的力矩、被連接軸的軸頸尺寸和轉速，從系列表中選出具體型號，使之滿足：M<[M] （2 31）計式中：M 聯(lián)軸器傳遞的計算力矩（N-m）；計[M]——聯(lián)軸器許用扭矩；1.高速軸聯(lián)軸器選型：TOC\o"1-5"\h\zM=k-k-k-T （2 32）計 12 3t式中：T——按第II類載荷計算的軸傳遞最大扭矩，T=0.7X-T，在此九為電t t mn m動機轉矩允許過載倍數(shù)，T為電動機額定轉矩，nT=9550-P/n=9550x15寧962=149N-m。 （2 33）n 額貝I」： T=0.7X-T=0.7x3.2x149=333.76N-mt mnk——考慮聯(lián)軸器重要程度的系數(shù)，查參考資料【2】P40,為第2類載荷,1見表（14），取得k=1.3;1k——考慮工作級別的系數(shù)，見表（15），取得k=1.2；22k——考慮角度偏差系數(shù)，查表（16）得k=1.25;3 3故: M=k-k-k-T=1.3x1.2x1.25x333.76=650.9N-m計 12 3t所以選擇：CL1聯(lián)軸器Y32x82JB/ZQ4218-86.J]B40x84

■■■■■載荷類別構起升、變幅運行、回轉1L.81.311-3表（12）k系數(shù)機梅工作級別M1-M3機梅工作級別M1-M3M4M5M6ki1.01+1J.21.3k2軸的角度偏差D.250,511+51，0表（1+2514)k系數(shù)i1.s1.7532.低速軸聯(lián)軸器選型:卷筒聯(lián)軸器的可按穩(wěn)定工作時卷筒連接處承受轉矩T和最大徑向載荷T進行計算，需要滿足以下要求:kmax(2-34kmax(2-2xqrmax+(rmax+(Tkm(2-35)式中：工S——卷筒所受鋼絲繩拉力之和，工S=2*S=2*26543N=53086N；G 卷筒重力；tT ——選用聯(lián)軸器的許用最大公稱轉矩，N-m；kmax[F]——選用聯(lián)軸器的許用徑向載荷；rF——聯(lián)軸器的許用最大徑向載荷；rmaxk 徑向載荷補償系數(shù)；1k——工作級別系數(shù)；2

1+92 1+1.02=1.01；2選用上海振華港機（集團）有限公司生產的卷筒聯(lián)軸器:動載系數(shù)，96 2型號：DC08A，t=315000n?m，f=224000n?1+92 1+1.02=1.01；2選用上海振華港機（集團）有限公司生產的卷筒聯(lián)軸器:動載系數(shù)，96 2型號：DC08A，t=315000n?m，f=224000n?m，k=2.2，k=1.31kmaxrmax則:53086x°.3675x1.3x1.01=14105.4<T2xqt2x0.908kmaxSG+廠=2769<[F]=F+(T 一T)?k=58786N?mr 2 2 r rmax kmaxk 1rmax經(jīng)驗算，所以符合要求。2.8啟制動時間和啟動加速度驗算1.啟動時間驗算，按以下公式來驗算:滿載起升加速時間:tq9.55x(T-T)qqj(2——36)式中:電機額定轉速（r/min），為962r/min；機構運動質量換算到電機軸上的總的轉動慣量（kg-m2），按下式計算:[J]=1.15(J+J)+ Q?D0dr 40m2?i2?耳(238)其中:電機轉子的轉動慣量，在電機樣本中查取，如樣本中給出的是飛輪矩GD2,則按，J=叱換算;4g制動輪和聯(lián)軸器的轉動慣量;電機平均起動轉矩，按參考資料【1】P97選取;(2——39)電機靜阻力矩，按下式計算:(2——39)T.J2-m-i?耳推薦起動時間（s）按參考資料【1】P97選取。所以得:T=1.7T=1.7x149=253.3N-mq n(2——40)，丄丄=10250x9?8x0.3675=138.3n.mj2-m-i?耳 2x2x73.54x0.908Q?D2[J]=1.15(J+J)+ 0一dr40m2?i2?耳10250x0.36752

=1.15x(0.82+0.05)+ =1.08kg?m240x22x73.542x0.908n?[J]t=q9.55x（T—T）qj963x1.08= =0.95<[t]=1.5s9.55x（253.3—138.3） P所以符合要求。2?啟動加速度驗算：啟動時間是否合適，還可以根據(jù)啟動平均加速度來驗算:va=一<[a]qtq(2——41)式中：a——起動平均加速度，mfs2；qv 起升速度（m/s）；[a]——平均升降加（減）速度推薦