400t梁场门式起重机设计.doc

400t梁场门式起重机设计毕业设计类 型：毕业设计说明书 毕业论文题 目：400t梁场门式起重机设计指导教师：学生姓名：专 业：船舶工程技术班 级：学 号：时 间：2013年5月38400t梁场门式起重机设计摘 要本设计以梁场门式起重机结构设计为设计目标，内容包括主梁、支腿、上下横梁等结构的设计。重点为部分结构的载荷计算及载荷组合。其设计很好的体现了结构力学、材料力学在金属结构件和起重机运输中的重要运用。我国的铁路工业进入了快速发展的轨道，梁场门式起重机因其在露天作业环境中有其它类型起重机无法替代的优势，因此对其进行研究、创新，使其结构更合理，使用更方便，具有重要的战略和现实意义。关键词：门式起重机、金属结构、载荷计算IIABSTRACTThe design Beam field gantry crane design goals for design, including the main beam, legs, upper and lower beams and other structures. Focus on part of the structure of the load and load combinations. Good indication of the design of structural mechanics, mechanics of materials in the metal structure and the importance of transport used cranes. Chinas railways industry has entered a rapid development track, Beam field gantry crane in its operating environment in the open air there are other types of cranes can not be replaced advantage, so its research, innovation, its structure is more reasonable, More convenient, has important strategic and practical significance.Key word: Gantrycranes，metal structure，load calculation目 录1.绪论12.金属结构设计计算42.1基本设计参数42.2载荷42.3 抗倾覆稳定性62.4 金属结构的截面几何特性62.5 主梁强度计算82.6主梁静刚度92.7主梁整体稳定性验算92.8主梁局部稳定性验算92.9主梁拼接设计112.10支腿强度计算122.11支腿整体稳定性计算142.12支腿局部稳定性计算142.13支腿拼接设计143.起升机构设计计算173.1概述173.2钢丝绳选择173.3卷筒173.4电动机选择193.5开式齿轮传动203.6减速器选择203.7制动器的选择203.8高速轴联轴器213.9低速轴联轴器213.10液压失效保护制动器213.11机构起动时间计算213.12零件疲劳计算实例223.13吊杆的强度校核244.大车走行机构设计计算264.1概述264.2运行静阻力264.3电动机的选择与计算274.4选择减速器274.5选择缓冲器274.6车轮与轨道285.起重小车牵引机构设计计算305.1概述305.2运行静阻力305.3牵引绳的选择305.4卷筒的选择305.5选择电动机315.6选择减速机315.7选择联轴器325.8选择制动器325.9小车车轮的强度计算336.结论与展望34参考文献35致谢361.绪论起重机械是用来升降物品或人员的，有的还能使这些物品或人员在其工作范围内作水平或空间移动的机械。取物装置悬挂在可沿门架运行的起重小车或运行式葫芦上的起重机，称为“门架型起重机”。门式起重机一般有大车运行机构的门架、装有起升机构和小车运行机构的起重小车、电气设备、司机室等几大部分组成。外形像一个屹立在工作场所的大门。起升机构用来垂直升降物品，起重小车用来带着载荷作横向移动，以达到在跨度内和规定高度内组成的三维空间里做搬运和装卸货物用。门式起重机是使用最广泛、拥有量最大的一种轨道运行式起重机，其额定起重量从几吨到几百吨。最基本的形式是通用吊钩门式起重机，其他形式的门式起重机都是在通用吊钩门式起重机的基础上派生发展出来的。在设计过程中，结合起重机的实际工作条件，注意了以下几方面的要求：整台起重机与工作场所的配合，以及小车与门架的配合要恰当。小车与门架的相互配合，主要在于：小车轨距（车轮中心线间的水平距离）和门架上的小车轨距应相同，其次，在于小车的缓冲器与门架上的挡铁位置要配合好，小车的撞尺和门架上的行程限位装置要配合好。小车的平面布置愈紧凑小车愈能跑到靠近门架的两端，起重机工作范围也就愈大。小车的高度小，相应的可使起重机的高度减小，从而减少了起重机的自重，节约了材料。小车上机构的布置及同一机构中各零件间的配合要求适当。起升机构和小车平面的布置要合理，二者之间的距离不应太小，否则维修不便，或造成小车架难以设计。但也不应太大，否则小车就不紧凑。小车车轮的轮压分布要求均匀。如能满足这个要求，则可以获得最小的车轮，轮轴及轴承箱的尺寸，并且使起重机门架主梁上受到均匀的载荷。一般最 大轮压不应该超过平均轮压得20%。小车架上的机构与小车架配合要适当。为使小车上的起升、运行机构与小车架配合得好，要求二者之间的配合尺寸相符；连接零件选择适当和安装方便。在设计原则上，要以机构为主，尽量用小车架去配合机构；同时机构的布置也要尽量使钢结构的设计制造和运行机构的要求设计，但在不影响机构的工作的条件下，机构的布置也应配合小车架的设计，使其构造简单，合理和便于制造。尽量选用标准零部件，以提高设计与制造的工作效率，降低生产成本。本起重机是在高速铁路工程的混凝土梁制作场（简称“梁场”）使用；梁场制作的混凝土箱梁，质量为800t，通常用两台跨铁路线的400t门式起重机联合吊装；这台起重机也可用来组装架桥机。梁场的布置情况与作业方式不同，起重机的跨度和起升高度也不同。为适应不同的要求，结构形式也有差异。这类起重机主梁大都采用箱型双梁，支腿采用A型结构，与主梁为刚性连接。为改善支腿的受力情况，支腿与主梁的连接也可采用一侧为刚性，一侧为柔性的结构。柔性支腿与主梁的连接，通常有三种形式：假想铰；球铰；圆柱铰。老式设计用的事球铰，可用推力向心球面滚子轴承来实现。这样，整个门架为一个静定系统，消除由于吊重所产生的侧向（水平）推力；大车歪斜运行时静定门架系统的受力状态也比较明确。随着近代大型结构分析计算软件的普遍应用柔性支腿与桥架的连接，一般都采用假想铰，也就是把一侧的支腿设计成柔性结构。梁场的使用年限都比较短，轨道基础比较浅，所以起重机的轮压控制在35t以内。对梁场使用的门式起重机的金属结构，由于工作级别低，使用年限短，可不进行疲劳强度计算。本起重机的跨度大，为了减少小车自重，采用牵引式小车。这种小车的运行用绳索牵引，绳索驱动机构装在起重机的端梁上。起升机构装在支腿的横梁上，起升绳索通过端梁的导向滑轮，绕过小车的起升滑轮组，从滑轮组出来的钢丝绳固定在另一侧的端梁上。这样，当起升机构停止、运行机构运动时，起升滑轮组的绳索在运动，但吊钩只作水平运动（无升降运动）；运行机构停止、起升机构运动时，吊钩只作铅垂运动。当两个机构同时开动时，吊钩作倾斜运动。根据客户的要求，起重机的原始参数如下：额定起重量：Cp=400000kg跨度：L=38m起升高度：H=29m额定起升速度：y=0.55m/min大车运行速度：h=10m/min小车运行速度：x=5m/min起重机整机的工作级别：A3 (U1，Q4)金属结构的工作级别：E3 (B2，S4)起升机构工作级别：M4大车运行机构工作级别：M3小车运行机构工作级别：M32.金属结构设计计算2.1基本设计参数额定起重量：400t跨度：38m工作级别：E32.2载荷（1）移动载荷 移动载荷包括额定起重量、吊具质量和小车质量等的重力： （400+10+44）104N454104N小车平均静轮压：P静4541048 N=56.75104N起升载荷动载系数2：起升机构采用变频电机，查表1取起升状态为HC1对应的2=2min=1.05。表2-1 系数2及2min的推荐值起升等级22min起升等级22minHC40.681.20 HC20.341.10 HC30.511.15HC10.171.05运行冲击系数4：根据运行速度和轨头错位差可计算出： 41.10.058y h0.51.10.0580.008310.51.1小车动轮压：P动=4P静=1.156.7510462.425104N（2）单根主梁上由移动载荷产生的最大弯矩1）载荷位于最不利位置（如图2-1）的支座反力Ra=462.4250.5380.66538 104N=120.48104N图2-1 主梁载荷最不利位置2）载荷位于最不利位置的截面最大弯矩：Mx1max=（120.4818.33569.31）104Nm =2139.7104Nm（3）主梁及附属物重力 主梁及附属物包括单根主梁、轨道、走台等的重力：（61.117+0.56.865+0.55.227）104N67.163104N（4）主梁及附属物自重在跨中截面的弯矩： Mx21/867.1631.138104Nm351104Nm（5）大车运行机构起动、制动产生的水平惯性载荷和稳定力矩表2大车运行机构制动时产生的水平惯性载荷：PH5ma1.5ma根据大车运行最高速度10m/min，查表得a0.064m/s2，那么水平惯性力矩与垂直力之比为：1.5a/g1.50.064/9.810.009780.01。大车运行机构的水平惯性载荷对主梁跨中截面的水平弯矩为：My11/44541.1/2381/867.1631.138 0.01104Nm 27.23104Nm大车制动引起的水平惯性载荷见表2-2表2-2 大车制动引起的水平惯性载荷名 称重力/kN高度/m水平惯性载荷/kNm稳定力矩/kNm货物4000341530.00 货物吊具138.33447.02 953.99 小车44035154.00 3033.80 电架、轨道、走台1113336.63 766.01 主梁122031.5384.30 8424.71 上横梁16228.546.17 1120.15 加高节246.322.655.66 1707.40 变截面节10216.0616.38 709.09 分岔节9212.511.50 640.55 斜支腿2607.218.72 1814.38 下横梁4422.511.05 3090.69 大车5000.94.50 3498.65 合计8213.62315.90 25759.40 （6）风载荷 风载荷对主梁截面产生的弯矩：My21/40.920.49381/85.2838 104Nm38.5104Nm风力引起的水平力矩如表2-3所示表2-3 风力引起的水平力矩名称CKhA/m2CA250H/104NmCKhA1000H/104Nm货物吊具1.61.232331.28 153.90 小车1.31.391516.58 92.16 电架、轨道、走台1.61.3956.60 36.70 主梁1.61.39132167.64 932.08 上横梁1.31.2311.2510.49 51.63 加高节1.31.2338.426.46 130.17 变截面节1.31.23150.00 0.00 分岔节1.31.237.83.63 17.84 斜支腿1.31246.55 26.21 下横梁1.31352.84 11.38 大车1.31140.41 1.64 合计272.07 1452.05 2.3 抗倾覆稳定性400t门式起重机属于工作场地固定，且无悬臂，因此只需校核“作业状态动态稳定性”和“非工作最大风载稳定性”两种工况。（1） 作业状态动态稳定性M倾231.6272.07104Nm503.7104NmM稳2575.9104Nmk2575.9/503.74.5 安全。2非工作风载荷稳定性M倾231.61531452.05104Nm1530.65104NmM稳2575.9104Nmk2575.9/1530.651.68 安全。2.4 金属结构的截面几何特性（1）主梁跨中截面几何特性（图2-2）图2-2 主梁跨中截面y11581.85mmIx3.161011mm4 Iy4.951010mm4Wxs1.998108mm3 Wxx1.84108mm3 Wy0.82108mm3腹板上边缘处的静面矩： Ss（1600281553.85mm369.6106mm3腹板下边缘处的静面矩： Sx（1560281690.15）mm373.8106mm3中性层处的静面矩： S（1560281690.15212）mm31.09108mm32.5 主梁强度计算（1）主梁跨中附近下翼缘板下边缘角处：（2.38310103.1934109）1.84108（2.9531083.851080.82108Nmm2155.2Nmm2考虑约束弯曲应力：00.805mK(nK37) (nK33) (10nK314) 0.50.8050.1722.7（0.432.7370.432.733（100.432.714） 0.0640.064155.2Nmm27.14Nmm2此处的组合应力：155.27.14Nmm2162.34Nmm2 3251.33 Nmm2244Nmm2强度验算通过。2主梁跨中附近下翼缘板与腹板下边缘焊缝处：162.341690.151718.15 Nmm2160Nmm2167331573.81063.1610112416.3Nmm2469.31046002327212121217.5Nmm2此处的组合应力：162.342313.929.42 0.5167.3 N mm2216.7Nmm2，强度通过验算。3主梁跨中附近腹板上边缘与上翼缘板焊缝处：2.38310102.1931091.9981082.9531083.851080.82108144.2Nmm2167331573.8106（3.16101124）16.3Nmm2469.31046002327212121217.5Nmm2小车车轮产生的局部压应力：mp2h 69.310412502195 131.25Nmm2此处的组合应力：144.210.0462131.252131.25144.210.046316.317.520.5Nmm2154 Nmm2216.7Nmm2强度验算通过。2.6主梁静刚度利用ANSYS建模分析，求得挠度为：f50.5mmL752f L700mm，满足静刚度要求。2.7主梁整体稳定性验算由于HB330012002.753，可以不计算侧向屈曲稳定性。2.8主梁局部稳定性验算1横隔板设置IZ111212180318012962mm425738560mm43h0h333300123mm417107200mm4满足 IZ13h0h3。2腹板受压区横肋间隔（按起重机设计手册计算）根据m131.2521.56.1，查表2-4得：k1330 k2240；表2-4 参数k1，k2mk1k2mk1k20.2712 700 1.1 649 618 0.3 709 697 1.2 640 606 0.4 706 691 1.3 630 693 0.5 700 685 1.4 618 580 0.6 694 676 1.5 606 566 0.7 685 666 1.6 596 554 0.8 676 654 1.7 587 542 0.9 667 642 1.8 578 530 1.0 658 630 1.9 569 520 2.0 560 511 3.8 462 378 2.2 541 493 4.0 453 368 2.4 529 475 4.2 444 359 2.6 517 457 4.4 435 350 2.8 505 439 4.6 426 341 3.0 494 426 4.8 417 332 3.2 487 414 5.0 408 323 3.4 480 402 3.6 471 390 根据m131.25144.20.91，查表2-5得：k3430 k4999。表2-5 参数k3，k4m1k3k4m1k3k40.0521 2362 0.85 417 1044 0.10 42 2292 0.90 429 1001 0.15 64 2219 0.95 441 965 0.20 107 2076 1.00 450 931 0.25 152 1933 1.10 450 900 0.30 189 1808 1.20 450 870 0.35 219 1710 1.30 450 840 0.40 248 1613 1.40 450 810 0.45 267 1540 1.50 450 780 0.50 289 1467 1.60 450 750 0.55 310 1394 1.70 450 720 0.60 331 1324 1.80 450 690 0.65 3522 1254 1.90 450 660 0.70 371 1199 2.00 450 630 0.75 387 1147 0.80 402 1096 在简支梁端部区域：k1h0h010.5hk23303300330021.50.512250 1062mm在跨中附近区段：k3h0h010.5hk443033003300144.20.512999 616mm在受压区横肋间隔取500mm，验算通过。3腹板纵肋 腹板纵向肋采用L10010，A1926mm2，Z028.4mm， Ix1795100mm4，对腹板中性层惯性矩：IzIxA100Z0221795100192610028.462 13393009mm4当300033000.85时，满足：Iz2.50.45h02h0h32.50.450.9092727123 9853091.7mm4验算通过。4受压翼缘板纵肋 采用角钢L10010b012002842.85402353450.533，需要加一道纵向肋。纵肋IZ30.640.09700120070021200283 6207385mm4满足要求，验算通过。2.9主梁拼接设计1拼接位置中间段长度18m主梁拼接处载荷最不利位置如图2-3所示。 图2-3 主梁拼接处载荷最不利位置（2）拼接处的载荷 移动载荷引起左端支反力：RA462.4253811.3338104N194.6104N移动载荷引起拼接处最大弯矩：M1194.61069.31104Nm1876.7104Nm主梁、轨道、走台自重引起的均布载荷：q1.167.16338104Nm1.9444104Nm它对拼接处形成的弯矩：M20.51.94438100.51.944102104Nm272.16104NmMM1M21876.7272.16104Nm2148.86104NmQRAP动q1910194.669.31.9449104N142.8104N3翼缘拼接处的螺栓连接计算：总的毛截面惯性矩：Ix2.681011mm4腹板毛截面惯性矩：If6.831010mm4翼缘承受弯矩：MyIxIfIxM26.86.8326.82148.86104Nm1601.2104Nm拼接处翼缘受力：NMy3.3485.2104N翼缘拼接采用10.9S级M30的螺栓，其承载能力为：孔壁承压：Ncy dtc 3028303N25.5104N螺栓抗剪：Nvy n3024 23024250N35.5104N则翼缘拼接所需螺栓数为：n482.825.519 实际拼接采用30个，符合设计要求4腹板拼接处的螺栓连接计算 腹板拼接采用10.9S级M20的螺栓，其承载能力为：孔壁承压：Ncy dtc 2020303N12.12104N螺栓抗剪：Nvy n2024 22024250N15.7104N腹板承受弯矩：MfMMy531.1104Nm由弯矩产生的剪力：Nmx1Mfy1xi2yi2531.11522.5713873001000N11.3104N由主梁剪力产生的剪力：Nmy1Mfx1xi2xi2531.1125.6713873001000N0.93104N合力 N1 Nmx12Nmy1Nf2 0.511.7104N12.2104N，通过。2.10支腿强度计算由于起重机跨度较大，为避免主梁承载变形而使支腿下端出现较大水平力，起重机支腿采用一刚一柔结构，利用有限元软件建模分析，利用移动载荷模拟起重小车在主梁的走行过程，其中当移动载荷走行至接近主梁端部时为支腿最不利位置（吊装箱梁实际作业情况），吊重（混凝土箱梁）中心至刚性支腿中心最小距离为8425mm，至柔性支腿中心最小距离为7650mm。（1）支腿截面几何特性（门架平面内）刚性支腿的横梁与立柱联接处的截面几何特性：Ix9.5751010mm4，Wx7.74107mm3，A102576mm2；整个刚性支腿折算惯性矩I0.99.5758.61010mm4。柔性支腿的横梁与立柱联接处的截面几何特性：Ix1.0561010mm4，Wx2.28107mm4，A65376mm2；整个柔性支腿折算惯性矩I1.2Ix1.271010mm4。（2）柔性支腿最不利工况下的强度计算1）空载时大车来回走动轨道对车轮的侧向力已经释放。大车不动，吊起混凝土箱梁，小车走到离支腿中心7650mm处，结构变形产生车轮对轨道面的水平力X1，计算简图如下（图2-4）。图2-4 门架平面计算简图主梁I123.161011mm46.321011mm4，柔性支腿I21.271010mm40.02 I1，刚性腿I38.61010mm40.136 I1。主梁最大弯矩Mx5544000765038000765038000Nm 3.3871010Nm1p1EI10.53.387101038000316001EI120.336101811133160031E0.136I1E0.02I11EI1316002380001EI16.4121014用图乘法求得X131715N。2竖向荷载。混凝土箱梁及起重小车重力：N1554.4104N主梁、走台、柔性支腿自重：N267.1637.41.1N82104N起重绳拉力：N3213.15N27104N柔性支腿轴向力：NN138000765038000N2N35517900N3）横向荷载。主梁、起重小车、刚性支腿、箱梁产生的风力见表2-3，大车运行制动产生的水平惯性力矩根据表2-2重新计算。4）运行歪斜侧向力。根据实际结构最大横向位移可以达到55mm，用来计算运行歪斜侧向力，柔性支腿Ps65100N。5）柔性支腿的最大应力。根据以上求得的外载荷建立起重机金属结构的整体有限元计算模型，得到柔性支腿部分危险截面的最大应力为121Nmm2（3）刚性支腿最不利工况下的强度计算1）竖向荷载。箱梁及起重小车重力：N1554.4104N主梁、走台、柔腿侧转向机构自重：N267.3101.1N85.03104N起升小车牵引力：213.5N27104N。2）横向荷载。主梁、起重小车、刚性支腿、箱梁产生的风力见表2-3。3）运行歪斜侧向力。根据实际结构最大横向位移可以达到55mm，用来计算运行歪斜侧向力Ps210600N。4）刚性支腿的最大应力。根据以上求得的外载荷建立起重机金属结构的整体有限元计算模型，得到刚性支腿部分危险截面的最大应力为121Nmm2。2.11支腿整体稳定性计算（1）柔性支腿整体稳定性计算 采用有限元软件进行计算，结构的一阶失稳模态和其对应的屈曲特征值为6.7588，求得临界应力为810Nmm2。由cr2E2求得50.6，查表得0.798。121Nmm20.798 172.9Nmm2，支腿整体稳定性符合设计要求。（2）刚性支腿整体稳定性计算 采用有限元软件进行计算，结构的一阶失稳模态和其对应的屈曲特征值为7.1631，求得临界应力为685Nmm2。由cr2E2求得55，查表得0.771。85Nmm20.771 167Nmm2，支腿整体稳定性符合设计要求。2.12支腿局部稳定性计算需要满足b0t402353450.533，纵肋之间的距离应小于400mm，在设计中已经满足。2.13支腿拼接设计支腿拼接最不利位置为柔性支腿上横梁与支腿变截面连接处。（1） 轴向压应力 NNA551790065376Nmm284.4Nmm2（2） 在X1作用下产生的弯矩引起应力 X1HW317152700022.28107Nmm237.6Nmm2（3） 在Ps的作用下产生的扭应力 1PsB65100140002181291212Nmm223Nmm2（4） 在X1作用下产生的切应力2X1A317152181291212 Nmm20.5Nmm2（5） 合成应力 Nx23120.5 84.437.623230.50.5Nmm2128.6Nmm2根据上述应力计算可知，螺栓没有拉应力，只受剪切作用，螺栓布置见图2-5。图2-5 柔性支腿上横梁与立柱连接板（6） 拼接采用10.9S级M24螺栓，承载力为：孔壁承压：Ncy dtc 3028303N25.5104N螺栓抗剪：Nvy n3024 23024250N35.3104N螺栓拉力：Nt de240.8 17.65104N（7） 螺栓抗剪计算：连接处扭矩：Mn6510014000Nmm9.114108Nmm剪力对螺栓产生的力：N1X1601085N扭矩产生的力：NMxMnyAxi2yi219911NNMyMnxAxi2yi210674NNAN2MxNMyN12 0.523125N，满足设计要求。3.起升机构设计计算3.1概述1）选用的吊具质量为9637kg，预估的钢丝绳质量7000kg。2）机构布置。采用4套独立的起升机构，每套起升机构分别安装在两侧的下横梁上。小车走行由钢丝绳牵引，驱动机构布置在主梁端部。每套起升卷筒的滑轮组倍率q10。3.2钢丝绳选择（1）滑轮组效率： b1qq110.98101010.980.9146下降时的滑轮组效率： b210.91460.9小车走行时滑轮组效率 b10.9820200.020.83（2）钢丝绳最大静拉力 当起升机构工作时钢丝绳的最大拉力为：SmaxQqab1240000009637070000（4100.91460.980.98）N466637035.135N132812N在上式计算中，由重量（质量）向重力换算时取重力加速度g10ms2。当小车运行时钢丝绳的最大拉力为：Smax1328120.91460.83N146349N计算钢丝绳直径，选择系数C取为0.095，得：dminCS0.50.0951463490.5mm36.34mm选用面接触钢丝绳：6T36WSFS361870I光右交，最小直径为36mm，破断拉力为904000N，参考质量531kg100m。所选钢丝绳的计算安全系数n9040001463496.177，满足高速铁路运架设备钢丝绳n 6的条件。为了减小空载时钢丝绳的垂度和滑轮直径，若用户明确要求采用进口绳，也可采用DSR（韩国）6WS36IWRC321960的钢丝绳，最小直径为32mm，最小破断拉力为890000N，计算安全系数n8900001463496.08。3.3卷筒当采用国产直径36的钢丝绳，卷筒节距，标准绳槽，名义直径D0900，卷筒结构如图3-1：图3-1 卷筒组（1）四层绕卷筒长度 因为绕绳量大，采用多层缠绕，层数多卷筒长度可以短，但起升速度变化较大。经初步计算，认为采用4层较为有利。每一卷筒的绕绳量l10H290000m，节距取为40mm，在4层情况下，卷筒的长度L可用下式计算：L1.1lpnDnd1.1290103404900436mm972mm，圆整为1000mm。（2）卷筒壁厚 取卷筒壁厚为50mm，验算其强。卷筒壁的应力为：St21463965040Nmm2146.3Nmm2197Nmm2（3）钢丝绳线速度 钢丝绳在第一层时的线速度：v730442.10.936mmin4.86mmin钢丝绳在第四层时的线速度：v730442.11.152mmin5.97mmin平均线速度v0.54.865.97mmin5.415mmin（4）卷筒的静转矩：T1328121.1522Nm76500Nm3.4电动机选择（1）起升机构电动机的稳态功率，即静功率按下式计算：P0Qv10000n46663700.5415600000.784kW13.5kW式中 0btc1c20.91460.980.940.930.78； b滑轮组效率，取0.9146； t卷筒组效率，取0.98；c1减速器效率，取0.94；c2开式齿轮效率，取0.93。（2）电动机选型 起升机构选择4台YZP200L8型电动机。根据表3-1，对于一般用途吊钩起重机，取CZ300,，JC25；查电动机标准，在这种情况下额定功率为15kW，输出扭矩为192Nm ，转速735rmin，转动惯量J0.339kgm2，自重为260kg。变频控制的电动机最小起动转矩T1.7192Nm326.4Nm。表3-1 起升机构的JC、G、CZ的推荐值起重机用途JC/()CZG电站检修用15251500.8(0.7)一般用途吊钩式253000.8繁重使用吊钩式403000.8间隙装卸抓斗式404500.8连续装卸抓斗式604500.9起升机构的工作不繁忙，每天的工作循环次数不超过10次。起升高度达到27m的情况每天只有两次，最长的电动机通电时间为54min，在电动机样本中变频电动机基础工作制为S340，与其他工作制的功率换算关系见表3-2。表3-2 功率换算关系工作制S2S3S4和S530min60min15%25%40%60%150次h300次h功率折算系数1.111.351.110.80.830.73（3）起升电动机发热校验 根据表3-1，取G0.8，验算发热PnPsGP00.813.5kW10.8kW，校验通过。（4）起升电动机过载能力校验 取过载倍数为2.8，m4，得：PnHmMQv100002.242.846663700.597600000.7811.69kW，校验通过。3.5开式齿轮传动设计开式齿轮传动的参数为：m18，z119，z284，i4.421.齿轮强度验算从略。3.6减速器选择因为起升速度很小，从理论上说起升载荷动载系数接近于1。现在根据铁道部制定的900t箱梁运架设备技术条件中的规定，取21.05。疲劳计算的基本载荷为：Tmax1.0576500Nm80325Nm选用4台QJRSD400，i100，安装形式为或，输出轴的连接形式为平键，工作级别M5，当输入轴转速710rmin时，高速轴许用功率为15.5kW，额定输出转矩21200Nm，输出转矩安全系数为：n转矩212004.421803251.17实际工作级别为M4，许用功率为PM41.1215.5kW17.36kW，输出功率安全系数为：n功率17.36151.163.7制动器的选择每套驱动装置设计两个制动器，每一个制动器的制动转矩为：TbkQRqi01.2546663701421 0.78Nm148Nm式中i包括减速器速比100和开式齿轮速比4.421,。选用YWZ8200E30型的制动器，制动转矩T135 310Nm，安装时调整。一套起升机构装设两台制动器，使其中一台延时动作，就不会产生太大冲击。3.8高速轴联轴器电动机轴处的机械制动转矩：Tck1k2Tn21.25196Nm490Nm选用带制动轮梅花形弹性联轴器，型号为：MLLZ6200，公称转矩630Nm，转动惯量J8.12kgm2，质量为20.3kg。3.9低速轴联轴器低速轴的转矩：Tck1k2Tt21.25765004.421Nm43260Nm选用型号GCL12，公称转矩Tn50000Nm的联轴器即可满足要求。3.10液压失效保护制动器为了防止传动机构失效时吊重跌落，本设计特在卷筒端部设置失效保护制动器，其制动转矩按下式计算：TbkQR4q01.7546663701.15220.87410 0.78Nm102305Nm式中效率210.91460.980.980.87选用型号为SBD250的液压钳盘式制动器，夹紧力为250kN，制动力为200kN，制动盘直径根据卷筒的最大外径确定；卷绕4层钢丝绳后的卷筒外径为8361000mm1288mm，加点余量，取d2max1300mm，根据推荐，制动盘的外径Dd2max480mm1780mm；平均摩擦直径d11300180mm1480mm，制动转矩为：T200000148021000Nm148000Nm，满足设计要求。3.11机构起动时间计算转动惯量：J00.33920.0530.15kgm20.595 kgm2静转矩：TrSmaxRi1328120.576442.10.93Nm186Nm变频控制的电动机轴上的平局起动转矩：Ttm1.7192Nm326.4Nm起升质量：m4666374116660kg；起升速度：v0.597mmin0.00995ms；电动机转速：n735rmin；总的起动时间：ta0.105 J0nTtmTr 9.55 mv2TtmTr n。本起升速度非常之小，故上式第2项之值也非常之小，可略去不计，因此机构起升时间为：t0.1050.595735326.4186s0.33s3.12零件疲劳计算实例以图3-2所示起升机构开式小齿轮为例。多层卷绕筒上钢绳拉力，起升时为132812N，下降时为105000N，静止时为116660N。空载时轴的受力可以忽略不计。图3-2 开式小齿轮轴及装配结构1.载荷卷筒轴上的转矩：T132810.51.152Nm765000Nm小齿轮上的转矩：T765001984Nm17300Nm小齿轮