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起重机小车设计计算.(DOC)

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小车总体机构的设计计算 设计内容 计 算 与 说 明 结 果

1）确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组

2）选择钢丝绳

1.起升机构计算 按照布置宜紧凑的原则决定采用如下图5-1的方案。采用了双联滑轮组。按Q=15t，查表4-1取滑轮组倍率ih=3，承载绳分支数： Z=2ih=6

，L1 图5-1 起升机构计算简图 查附表6选短型吊钩组，图号为T1-362.1507。得其质量：G0=322kg两端滑轮间距 A=358mm 若滑轮组采用滚动轴承，当ih=3，查[1]表3-4a得滑轮组效率ηh=0.985 钢丝绳所受最大拉力： Smax=hiGQ20=985.03232215000=2592.55kgf ih=3 Z=6 选短型吊钩组,图号为T1-362.1507 2

设计内容 计 算 与 说 明 结 果 3）确定滑轮主要尺寸

4）确定卷筒尺寸，并验算强度 查[2]表12-2,中级工作类型(工作级别M5)时,安全系数k=5.5。钢丝绳选用线接触粗细6W（19）型钢丝绳，其破坏拉力换算系数=0.85，钢丝绳计算钢丝破断拉力总和Sb： Sb=maxSk=5.5/0.85×2592.55=16775.32kgf 查[2]表12-10选用绳6W（19），钢丝公称抗拉强度200kgf/mm2，光面钢丝，左右互捻，直径d=14.5mm，钢丝绳最小破断拉力[Sb]=17800kgf，标记如下： 钢丝绳 6W（19）-14.5-200-I-光-右交（GB1102—74） 滑轮的许用最小直径： D≥1ed=1255.14=348mm 式中系数e=25由[2]表12-2查得。由附表1选用标准滑轮直径D=400mm，由附表2取平衡滑轮直径DP=0.6D=250mm； 卷筒直径： D≥1ed=14.5125=348mm 选用D≧400mm，卷筒绳槽尺寸由[2]表13-1查得槽距，t=20mm 卷筒尺寸：

100

42LtZDiHLh

35820425.41414.33101223

=1704mm 取L=2000mm

d=14.5mm D=400mm DP=250mm

D=400mm

L=2000mm 3

设计内容 计 算 与 说 明 结 果 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=358mm，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=414.5mm 卷筒壁厚： =D02.0+（6～10）=0.02×400+（6～10）=14～18 取=15mm 卷筒壁压应力验算： maxy=tSnax=2maxmax/18.86425.155.2592cmkgfSty 选用HT15-33铸铁材料，最小抗拉强度b=1500kgf/cm2,最小抗压强度6500bykgf/cm2 许用压应力：y=25.4b=25.46500=1529.4kgf/cm2 maxy＜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5-2 L1lx2SmaxSmaxSmaxL =15mm

maxy＜Y 4

设计内容 计 算 与 说 明 结 果

5）选电动机 图5-2 卷筒弯矩图 卷筒最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时：

wM=lSmax=21maxLLS=28.3520055.2592 =212848.35kgf.cm 卷筒断面系数：

W=0.1DDDi44=0.1×40374044=1714.63cm

式中D——卷筒外径，D=400mm； iD——卷筒内径，iD=D-2=40-2×1.5=37cm 于是

l=WMw=14.1246.17143.212848kgf/cm2

合成应力： 'l=l+maxyyl=124.14+18.8644.1529300=293.65kgf/c

m2 式中许用拉应力 l=2nb=51500=300kgf/cm2 ∴'l＜l 卷筒强度验算通过。 计算静功率：

jN=601020vGQ=985.06010232215000=26.51KW 式中——机构总效率，取=0.85。 （因η=ojh**，卷筒效率η=0.96~0.98；ZQ型减速器效

'l＜l

强度验算通过 5

设计内容 计 算 与 说 明 结 果 6）验算电动机发热条件 7）选择减速器 率η=0.94，故对于一般无开式齿轮的传动效率η<0.85。所以取η=0.85比较合适) 电动机计算功率： eN≥jdNk=0.826.51=21.21KW 式中系数dk由表查得，对于中级机构， dk=0.75～0.85，取dk=0.8 查[2]表33-6选用电动机JZR2-51-8，其eN（25%）=22KW，1n=715rpm，[2GD]d=2.56kg·2m， 按照等效功率法，求JC=25%时所需的等效功率： xN≥25k··jN=0.75×0.87×26.51=17.3KW 式中25k——工作级别系数，查[2]表8-16，对于M5～M6级， 25k=0.75（中级）； ——系数，根据tq／tg值查得； qt/gt根据机构平均起动时间与平均工作时间的比值，由[1]查得，一般起升机构qt/gt=0.1～0.2，取qt/gt=0.1时，=0.87。 由以上计算结果xN＜eN，故初选电动机能满足发热条件 卷筒转速： jN=0DVih=4145.014.339=20.74r/min 减速器总传动比：、 0i=jnn1=74.20715=34.47 eN=21.21KW 选电动机 JZR2-51-8 xN=17.3KW xN＜eN 电动机发热验算通过 6

设计内容 计 算 与 说 明 结 果 8）验算起升速度和实际所需功率 9）校核减速器输出轴强度 查[1]附表35选ZQ-650-III-3CA减速器，当工作类型为中级（相当工作级别为M5级）时，许用功率[N]=29KW，0'i=31.5，质量gG=878㎏，主轴直径1d=60mm，轴端长1l=110mm（锥形） 实际起升速度： 'v=0'0iiv=9 5.3147.34=9.85m/min 误差： =vvv'×100%=9985.9×100%=9.4%＜[]=15% 实际所需等效功率： xN'=vvNx'=17.3985.9=18.93KW＜eN%25=22KW 由[2]公式（6-16）得输出轴最大径向力： maxR=jGaSmax21≤[R] 式中maxaS=2×2592.55=5185.1kgf/cm2——卷筒上卷绕钢丝所引起的载荷； jG=972kgf——卷筒及轴自重，参考附表8估计 [R]=9200kgf——ZQ650减速器输出轴端最大容许径向 载荷，由附表14查得。 ∴maxR=9721.518521=3078.55kgf＜[R]=92000kgf 由[1]公式（6-17）得输出轴最大扭矩： maxM=（0.7～0.8）MiMe00'max 式中eM=1%)25(975nNe=97571522=30kgf.m——电动机轴额定选减速器 ZQ-650--III-3CA 'v=9.85m/min

xN'＜eN%25

maxR＜[R] 7

设计内容 计 算 与 说 明 结 果 10）选择制动器

力矩； max=2.8——当JC=25%时电动机最大力矩倍数，由[2]表33-6查得； 95.00——减速器传动效率； 5950Mkgf.m ∴maxM=（0.7~0.8）×2.8×30×31.5×0.95=(1759.6~2011)Nm＜[M]=96500Nm 由以上计算，所选减速器能满足要求 所需静制动力矩： zMzK·jM'=zK·0'002iiDGQh =1.75×85.05.31324145.032215000 =49.98kgf 式中zK=1.75——制动安全系数，由[1]查得。 由[2]表18-10选用YDWZ-300/50制动器，其制动转矩ezM=63kgf.m，制动轮直径zD=300mm，制动器质量zG=88㎏ 高速联轴器计算扭矩： 96306.12IeljsnMMkgf.m kgf.m 式中30elM——相应于机构JC%值的电动机额定力矩换算到高速轴上的力矩。 In=1.6—安全系数，查表2-7得； 8=2——等效系数，查表2-21得。 错误!未找到引用源。 maxM＜[M] 减速器输出轴强度足够

选用 YDWZ-300/50制动器 8

设计内容 计 算 与 说 明 结 果 （11）选择联轴器 （12）验算起动时间 由[2]图33-1查得YZR2-51-8电动机轴端为圆锥形mmd70，mml105。由附表18选用CLZ3半联轴器，其图号为S180，最大容许转矩[Mt]=315kgf.m＞CM值，飞轮力矩396.02lGDkg·m2，质量lG=23.2kg 浮动轴的两端为圆柱形mmlmmd85,55 由附表18选用带mm300制动轮的半齿联轴器,其图号为S198,最大容许转矩[Mt]=315kgf.m, 飞轮矩8.12zGD kg·m2,质量37.5kg. 浮动轴的两端为圆柱形mmlmmd85,55 起动时间： 2020121375iDGQGDCMMntjqq 式中2212GDGDGDdZ=2.56+0.396+1.8 =4.756kgf·m2 静阻力矩： iDGQMj2005.3985.05.31324145.032215000kgf·m 平均起动转矩： mkgfnNMMeeq.45715229755.119755.15.1%25%)25( 因此：85.05.3134145.0)32215000(756.415.15.394537571522qt 半齿联轴器；CLZ3,图号S18CM＜[Mt]

带mm300制动轮半齿联轴器,图号S198

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门式起重机总体计算书

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MQ100 门式起重机总体设计计算书一. 总体计算计算原则:MQ100门式起重机设计计算完全按《起重机设计规范》GB3811执行,并参照下列标准进行设计计算:《塔式起重机设计规范》GB/T13752-92 《法国塔式起重机设计规范》NFE52081 工作级别 A 5 利用等级 U 5 起升机构 M 5 变幅机构 M 4 回转机构 M 4 行走机构 M 4 最大幅度 13m最大起重量 8000Kg（一） 基本参数:回转速度 0.7r/min回转制动时间 5s行走速度 12.5/25m/min行走制动时间 6s 回转惯性力()Kg RM M g t Rn F 002242.0.60..25.1=⨯⨯=π回其中 g=9.81 n=0.7r/min t=5s行走惯性力: ()Kg M M g t vF 0106184.0.605.1=⨯⨯=行其中 g=9.81 V=25m/min t=6s(二) 载荷组合:自重力矩、惯性力及扭矩上表中的回转惯性力到轨顶面的力矩总计为：-1971kg.m 上表中的行走惯性力到轨顶面的力矩总计为：5378kg.m(三)起重小车、吊钩和吊重载荷起重小车265kg绳60kg吊钩230kg起升动载系数(起升机构用40RD20)：=1.136, q=8tV=16m/min时,2吊重q=8000kg, 幅度R=13m(1) 吊载Q=(8000＋230＋60/2)×1.136＋(265＋60/2)×1.1=9708kgM=9708×13=126204kg.m(2) 风载（包括起重小车、吊钩和吊重）迎风面积A=5.52＋1.6×82/3=11.92m2风力：F=11.92×25=298kg=298×13=3874kg.m风扭矩：Tn风力到轨道上平面的力矩：M=298×12=3576kg.m(3) 回转惯性力F=0.002242×(8000＋230＋265＋60)×13=249kg 回转惯性扭矩： T=249×13=3237kg.mn回转惯性力到轨道上平面的力矩：M=249×12=2988kg.m (4)行走惯性力F=0.0106184×(8000＋230＋265＋60)=91kg=91×13=1183kg.m行走惯性扭矩：Tn行走惯性力到轨道上平面的力矩：M=91×12=1092kg.m (四) 风载荷A、工作，垂直风（风向与臂架垂直）臂长jib=13m，垂直风(注：标高均指风力作用点到轨顶面的高度)上表中的风力到轨顶面的力矩总计为：14799kg.m B、工作，平行后吹风（风向与臂架平行，与底架平行）臂长jib=13m，后吹风(注：标高均指风力作用点到轨顶面的高度)上表中的风力到轨顶面的力矩总计为：11168kg.m C、工作，45︒后吹风（风向与臂架平行，与底架成45︒）臂长jib=13m，45︒后吹风(注：标高均指风力作用点到轨顶面的高度)上表中的风力到轨顶面的力矩总计为：12290kg.m D、非工作，平行后吹风（风向与臂架平行）臂长jib=13m，后吹风(注：标高均指风力作用点到轨顶面的高度)上表中的风力到轨顶面的力矩总计为：35732kg.mE、非工作，45︒后吹风（风向与臂架平行，与底架成45︒）臂长jib=13m，45︒后吹风(注：标高均指风力作用点到轨顶面的高度)上表中的风力到轨顶面的力矩总计为：-39322kg.m 二、载荷汇总MQ100门式起重机各力到轨顶面的载荷汇总如下：非工作,含小车,无系数重力：67930+495=68425kg工作,含小车,无系数重力：67930+495+60+8000=76485kg工作,含小车,有系数重力：1.1⨯67930+9708=84431kg非工作,含小车,无系数重力矩：-63443+2.9⨯495=-62008kg.m工作,含小车,无系数重力矩：-63443+8555⨯13=47772kg.m工作,含小车, 有系数重力矩：-1.1⨯63443+9708⨯13=56417kg.m工作,垂直风力：1650+298=1948kg工作,后吹风力：1422+298=1720kg工作, 45︒后吹风力：1628+298=1926kg非工作, 平行前吹风力：4550+5.52⨯80=4992kg非工作, 45︒前吹风力：5209.6+5.52⨯80=5651kg工作,垂直风力矩：14799+298⨯12=18375kg.m工作, 后吹风力矩：11168+298⨯12=14744kg.m工作, 45︒后吹风力矩：12290+298⨯12=15866kg非工作, 平行前吹风力矩：-(35732+5.52⨯80⨯12)=-41031kg.m 非工作, 45︒前吹风力矩：-（39322+5.52⨯80⨯12）=-44621kg.m 工作,回转惯性力：-142.5+249=106.5kg工作,行走惯性力：721+91=812kg工作,回转惯性力矩：-1971+249⨯12=1017kg.m工作,行走惯性力矩：5378+91⨯12=6470kg.m工作,垂直风力扭矩：146+298⨯12=3722kg工作,回转惯性力扭矩：1457+249⨯12=4445kg.m工作, 行走惯性力扭矩：-679+91⨯12=413kg.m回转离心惯性力忽略不计三、MQ100行走式门式起重机的稳定性计算（一）工作状态下的稳定性稳定力矩(kg.m)3.5m后倾翻边前倾翻边1. 工况：工作、静态、无风（R=13m，Q=8t）回转、行走M前倾=M负荷＋M行走=1.5×8000×（13－1.75）＋6470 =141470kg.mM前稳/M前倾=181752/141470=1.28>12. 工况：工作、动态、有风（R=13m，Q=8t）回转、后吹风M前倾=M负荷＋M行走＋M风=1.3×8000×（13－1.75）＋6470＋14744 =138214kg.mM前稳/M前倾=181752/138214=1.31>13. 工况：工作、动态、突然卸载（R=13m，Q=8t 0）无回转、无行走、风M后倾=M负荷＋M风=0.3×8000×（13＋1.75）＋14744 =50144kg.mM后稳/M后倾=57736/50144=1.15>14. 工况：工作、动态、有风（R=13m，Q=8t）回转、行走、风M前倾=M回转＋M行走＋M风=1017＋6470＋18375=25862kg.mM稳=（67930＋495＋60＋8000）×1.75=133849kg.mM稳/M前倾=133849/25862=5.17>15. 工况：工作、动态、无风（R=13m，Q=8t）无回转、无行走、无风 M前倾=1.6×8000×(13－1.75)=144000kg.mM前稳/M前倾=181752/144000=1.26>1（二）非工作状态下的稳定性倾翻边风M倾=1.1M风=1.2×41031=49237kg.mM稳/M倾=57736/49237=1.17>1综上所述：M100行走式门式起重机在工作状态和非工作状态下的稳定性均安全.（三）安装状态下的稳定性(1).后倾翻边M后倾=6458＋481+13630-447-57-556-534=18975kg.mM后稳=(67930－1728－320－108－429－10500)×1.75=95979kg.mM后稳/M后倾=95979/18975=5.06>1(2) 装上起重臂（13m臂长时，无配重）M前倾=(63433＋230×10) -64155=1578kg.mM前稳=(67930－10500)×1.75=100503kg.mM前稳/M前倾=100503/1578=63.7>1四、M100行走式门式起重机的台车支反力计算1. 工况：工作、45 后吹风（R=13m，Q=8t）、行走、风重力: 84431kg 重力力矩: 56417kg.m回转力矩: 1017kg.m 行走力矩: 6470kg.m风力矩: 15866kg.mRA=(－84431/4)＋(56417＋15866)/(3.5×2)＋6470/(2×3.5)=－5580kgRB=(－84431/4)－1017/(3.5×2)－6470/(2×3.5)=－22238kgRC=(－84431/4)－(56417＋15866)/(3.5×2)－6470/(2×3.5)=－36635kgRD=(－84431/4)＋1017/(3.5×2)＋6470/(2×3.5)=－19978kg2. 工况：非工作、45 前吹风（R=2.9m，Q=0）风重力: 68425kg 重力力矩: －62008kg.m风力矩: 44621kg.mRC=－68425/4＋62008/(3.5×2)＋44621/(3.5×2)=＋4436kgRC为正，故按三点支承计算RA=－62008/(1.75×2)－44621/(1.75×2)=－43085kgRB =RD=－68425/2－62008/(2×1.75×2)－44621/(2×1.75×2)=－55755kgRC=0。

桥式起重机机构计算书示例1

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QD10T-20M A5 桥式起重机设计计算书示例编制：冰眼审核：审定：日期：2009年目录已知参数表 (3)起升机构计算 (4)钢丝绳选择……………………………………….滑轮、卷筒选择………………………………….电机选择………………………………………….减速机选择………………………………………制动器选择……………………………………….联轴器选择…………………………………………运行机构计算 (14)小车运行机构计算…………………………………车轮选择……………………………………..电机选择………………………………………减速机选择…………………………………….大车运行机构计算………………………………..附表 (25)10T—20M A5已知参数小车已知数据:起重量Q＝10t，起升高度H＝15m。

起升速度：V＝7.5m/min，运行速度V xc＝45m/min，工作级别为M5机构接电持续率JC＝25％大车已知数据：桥架跨度L=20m大车运行速度V dc=75m/min工作级别M5机构接电持续率JC＝25％起重机估计总重G=240KN（含小车）起升机构计算确定起升机构传动方案，选择定滑轮组和动滑轮组。

按照布置紧凑的原则，决定采用下图方案，按Q＝10t，查表取滑轮组倍率i h＝3，承载绳分支数：z＝2×3选10t钩估计自重为G0=0.2t(附表一)1.选择钢丝绳若滑轮组采用滚动轴承，当i h＝3，查表得滑轮组效率ηn＝0.985（附表二）。

钢丝绳受最大拉力S maxS max＝(Q＋G0)/2aη=1726 Kg=17.26 KN查表，中级工作类型（工作级别M5）时，安全系数n＝5.5。

钢丝绳计算破断拉力S b。

S b＝n×S max＝5.5×17.26＝94.93KN。

钢丝绳直径dd=C·（S max 1/2）=0.100×17260 1/2=13.14mmC－钢丝绳选择系数，取0.100（附表三）取d=14mm查表，选用瓦林吞型钢芯钢丝绳，NA T6×19W＋FC。

LDA20t16.5m电动单梁起重机计算书

LDA20t16.5m电动单梁起重机计算书

LD A20—16.5电动单梁起重机计算书第一节型式及主要技术参数一.型式及结构特点它的主梁结构由上翼缘板,两侧腹板,斜盖板.工字钢等焊接组成箱形实腹板梁.横梁用钢板压延成U形槽钢,再组焊成箱形横梁.主.横梁之间用高强度螺栓连接而成.起升机构与小车运行机构采用电动葫芦.大车运行机构采用分别驱动形式. 驱制动靠锥形制动电机来完成.其外形见图1.二.主要技术参数起重量Q=20吨; 跨度L=16.5米; 大车运行速度V运= 20 米/分;工作制度中级J C=25%; 电动小车采用20吨电动葫芦. 葫芦最大轮压P max=葫芦起升高度=9米; 葫芦运行速度V小车 =20 米/分; 电动葫芦自重G=2450公斤; 空操.20吨电动单梁起重机基本技术参数第二节主梁计算一．主梁断面几何特性根据系列产品设计资料，初步给出主梁断面尺寸，如图2。

拟采用工字钢I40 b（GB706-88），查得尺寸参数为;h=400mm,b=144m, d=12.5mm, t=16.5mm, F j=94.112cm2, g1=73.878kg/m, I x=22800cm4,I y=692cm41．梁断面面积；F=F盖+F腹+F工+F强=1.2×59.2+2(76.2×0.6)+2(40×0.6)+94.112+12.4×1.2=318cm22．梁断面水平形心轴X-X位置ΣF i·Y ixY1=ΣF i式中；ΣF i--主梁断面的总面积（cm2）ΣF i·Y ix—各部分面积对X'-X'轴的静矩之和（cm3）Y ix--各部分面积形心至X'-X'轴的距离（cm）71.04×130.6+90×92.5+48×39.1+94.112×21.2+14.88×0.6Y1= 318=67. 56(cm)3．主梁断面惯性矩；J X =ΣF xi+ΣF i·Y i259.2×1.23 753×0.6= +59.2×1.2×63.053+2×+2×0.6×75×24.952 +12 122×0.6×(40×cos37.345)312.4×1.2 3+2×0.6×40×28.352+22800+94.112×46.352+12 12+12.4×1.2×66.962=654138.6cm2J y=ΣJ y i+ΣF i·X i21.2×59.23 75×0.630.63×(40×cos37.345)= +2×+2×0.6×75×26.22+2× +12 12 121.2×12.432×0.6×(40×cos37.345)×26.22+692 +12=109773.1cm4二．主梁强度的计算根据这种结构形式起重机的特点，不考虑水平惯性力对主梁造成的应力，及其水平平面内载荷对主梁的扭转作用也可忽略不计。

10t桥式起重机毕业设计计算说明书

10t桥式起重机毕业设计计算说明书

设计题目：10t桥式起重机设计设计人：侯雪鹏设计项目计算与说明结果确定机构传动方案跨度22.5m为中等跨度，为减轻重量，决定采用电动机与减速器间、减速器与车轮间均有浮动轴的布置传动方案如图3-1所示。

1-电动机；2-制动器；3-带制动轮的半齿轮联轴器；4-浮动轴；5-半齿联轴器；6-减速器；7-车轮3.2选择车轮与轨道，并验算其强度按图3-2所示的重量分布，计算大车车轮的最大轮压和最小轮压图3-2 轮压计算图满载时，最大轮压：）（1-3t65.112015.2224104424e24xcxcmax=-⨯++-=-⋅++-=LLGQGGP空载时，最大轮压：）（2-3t9.65.2215.22244424124xcxcmax=-⋅+-=-⋅+-='LLGGGP空载时，最小轮压：t65.11max=Pt9.6max='P图3-1 分别传动大车运行机构布置图m设计题目：10t桥式起重机设计设计人：侯雪鹏设计项目计算与说明结果主梁腹板高度确定主梁截面尺寸加筋板的布置尺寸定如下：腹板厚mm6=δ；上下盖板厚mm81=δ主梁两腹板内壁间距根据下面的关系式来决定：mmH3195.311105.3b==>mmL45050225050b==>因此取mm490b=盖板宽度：5424062490402b=+⨯+=++=δB（4-1）取mm550=B主梁的实际高度：m m11168211002h1=⨯+=+=δH（4-2）同理，主梁支承截面的腹板高度取mm600h=，这时支承截面的实际高度mm6162h1=+=δH。

主梁中间截面和支承截面的尺寸简图分别示于图4-1和图4-2。

mm6=δmm81=δmm490b=mm550=Bmm1116=H（实际值）图4-1 主梁中间截面尺寸简图图4-2 主梁支承截面尺寸简图设计题目：10t 桥式起重机设计设计人：侯雪鹏设计项目计算与说明 结果为了保证主梁截面中受压构件的局部稳定性，需要设置一些加筋构件如图4-3所示。