MHx20t-28.5mA6双梁桥式起重机
设计计算书
设计：_______________ 审核：_______________ 批准：_______________ 日期：_______________
河北中房钢结构有限公司
目录
0设计要求及主要技术参数。 ....................................................... 1 1主起升机构。 .............................................................................. 1
1.1钢丝绳选择。 .................................................................... 1 1.2卷筒、滑轮选择。 ............................................................ 2 1.3电机型号确定。 ................................................................ 4 1.4减速机选型。 .................................................................... 5 1.5制动器选择。 .................................................................... 7 1.6联轴器、传动轴设计计算。 ............................................ 8
1.6.1电机-减速机输入（制动）端联轴器 ..................... 8 1.6.2机械式联轴器选用计算（摘自JB/T 7511-1994） 8
2副起升机构 .................................................................................. 9 3小车运行机构 .............................................................................. 9
3.1选定运行机构简图如下： ................................................ 9 3.2小车运行车轮直径确定 .................................................... 9 3.3小车运行驱动电机型号确定 .......................................... 10 3.4小车运行减速机型号确定 .............................................. 12
3.4.1减速机传动比确定 ............................................... 12 3.4.2减速机型号确定 ................................................... 13 3.4.3制动器型号确定 ................................................... 14 3.4.4联轴器型号确定 ................................................... 14 3.4.5传动轴形式确定 ................................................... 16 3.4.6运行打滑验算： ................................................... 16
4大车运行机构 ............................................................................ 18
4.1大车运行驱动形式确定 .................................................. 18 4.2大车运行车轮直径确定 .................................................. 18 4.3大车运行驱动电机型号确定 .......................................... 20 4.4大车运行减速机型号确定 .............................................. 22
4.4.1减速机传动比确定 ............................................... 22 4.4.2减速机型号确定 ................................................... 23 4.4.3制动器型号确定 ................................................... 24 4.4.4联轴器型号确定 ................................................... 25 4.4.5运行打滑验算： ................................................... 25
5金属结构设计 ............................................................................ 28
5.1大车主梁截面设计 .......................................................... 28 5.2大车端梁截面设计 .......................................................... 28 5.3大车端梁和主梁连接形式 .............................................. 29 5.4小车结构设计 .................................................................. 29 5.6其他参数初设 .................................................................. 31 5.7有限元分析 ...................................................................... 32
5.7.1简化模型 ............................................................... 32 5.7.2有限元分析并优化结构尺寸 ................................ 33
6安全保护装置设计 ..................................................................... 37
6.1缓冲器型号确定 .............................................................. 37
6.1.1小车缓冲器选择计算 ........................................... 37 6.1.2大车缓冲器选择计算 ........................................... 38
0设计要求及主要技术参数。
起升重量：主20t，副5t。 跨度：28.5m。 起升高度：12m。 钢轨型号：QU70。 整机工作级别：A6。 主起升机构工作级别：M6，副起升机构工作级别：M3。 大车运行机构工作级别：M6。 小车运行机构工作级别：M6。 1主起升机构。 1.1钢丝绳选择。 参考经验数据： 性价比 特点 常见结构 6*29FI 低 普通点接触 6*19 6*37 6*25FI 中 优质线接触 6*19S 6*19W 高 多层股不旋转 18*7 35W*7
1
规格 5T 8T 12T 16T 20T 25T 8mm-10m主钢丝绳直径 m 11mm 13mm-14mm 15mm-16mm 18mm 钢丝绳卷绕方式如下图：
滑轮组倍率m滑=4，钢丝绳分支数Z=8。
PQ钢丝绳所受最大拉力: Smax= =204000/(8X0.98)=26020N
Z·η所选钢丝绳直径d≥C ·√Smax=17.5mm（C取M6，1700MPa，0.109），故钢丝绳直径圆整为d=18mm。钢丝绳型号为18NAT 6x19S+FC 1670ZS179。 根据破断拉力校核：F0≥Sn=26020x6=156.12KN小于179KN，所选钢丝绳合理。
1.2卷筒、滑轮选择。
卷筒、滑轮最小直径Dmin=hd
（h，按GB/3811，手册选取M6级，卷筒h=20滑轮h=22.4；d为钢丝绳直径）
2
计算得，卷筒D1min=20*18=360mm，滑轮D2min=22.4*18=404mm。 取动滑轮直径D2=420mm，平衡滑轮直径与动滑轮相同。 取卷筒直径D1=500mm。 卷筒计算直径D1’=518mm。 双联卷筒长度Ls=2·（L0+L1+L2）+Lg 其中，L0=(
Hmax·m滑
𝜋D1′
+Z1)P=(
12000x4
3.14𝑥518
+3)x20=650mm L1自定=40mm，L2=3P=60mm， Lg ——左右螺旋槽之间的距离，
；
其中 ——两侧滑轮绳槽中心线之间的距离，
——当吊钩滑轮位于最上部极限位置时，卷筒轴和滑轮
；
轴之间的距离，
——绕上卷筒的钢丝绳分支相对于垂直位置的允许偏角，；
取 Lg=100mm 计算得，卷筒长度Ls=1600mm 吊钩横梁设计：
3
吊钩横梁采用45号钢（正火）制造，强度极限极限
360MPa，耐久极限
。
，屈服
假设横梁上作用集中载荷，计算弯曲应力，此外还认为剪切力对弯曲应力影响不大，按结构布置确定计算尺寸，即靠边两个滑轮轴线间的距离l=300mm，横梁中间宽度B=270mm，d2=80mm(16号吊钩),拉板厚度，横梁的计算载荷Q计=250000N。
中间截面A-A的最大弯曲应力
=65mm
式中 ——横梁高度； 滑轮轴承的选择： 滑轮轴受切应力：
按切应力初选轴径，τ=Fs/(πd12/4)≤τp 变载荷许用切应力，τp =σs/（3.5~5） Fs=Q计/2=125000N
计算得：d1≥42mm，根据经验，取d1=75mm。
根据手册，选取滑轮轴承号6218，滑轮内径D5=75mm
根据厂家提供的参数，滑轮型号为：A18x370-75 JB/T9005.3，但此型号应用于M5级的起升机构。如采用此型号，起升级别应降级。
最终确定，M6级滑轮型号为：A18x420-75 JB/T9005.3
1.3电机型号确定。
根据经验，初定电机级数为8，额度转速n1=750r/min。 根据电机发热量校验电机功率：
4
Pt=1000m·η (式1.3-1)
Vq，物品起升速度，初设Vq =11m/min=0.183m/s。 PQ，起升载荷，PQ=(20000+400)*10=204x103N
G，稳态负载平均系数，查起重机设计手册P847，表5-1-41和P847，表5-1-37得，G=G2=0.8
m，电机数，
η，机械效率，封闭式齿轮传动，取0.85。 计算得，Pt=
0.8x0.183x204x103
1000x1x0.85
G·Vq·PQ
=35.2kW
查起重机选用手册配套卷，参考佳木斯电机样本。
电机机型为YZR3 280S-8的电机在S4-40%，GZ=300次/h(繁重车间及仓库用)，参照起重机设计手册表5-1-41)时的额定功率为33kW，最接近于35.2kW。
在S4-25%，150次/h（一般车间用）的情况下，额定功率为42kW>35.2 kW。
在基准工作制下S3-40%，功率为45kW，即电机的额定功率Pn。 电机过载校验： Pd=H·Vq·PQ1000m·η·λm
=
2.1x0.183x204x1031000x0.85x2.8
=32.9kW 电机过载利用率：Pd/Pn=32.9/45=73%＜105% 所以，电机机型为YZR280S-8，满足过载要求。
1.4减速机选型。
电机额度转速n1=750r/min。
5
初步设计主起升吊钩物体上升速度为v1=11m/min。 卷筒圆周速度v2= v1·m=11*4=44m/min 主卷筒计算直径在1.2中已经确定，D1’=0.5m。 则卷筒转速，n2= v2/（πD1’）=27.1r/min。 减速机速比，is= n1/n2=750/27.1=27.7
根据泰星减速机选型表，最接近的为QJS-D系列的速比i=31.5。 首先，选QJR-D系列，根据机械设计手册第4卷，P16-65减速机承载能力计算得有关公式进一步选型：
电机额定转矩Mn=9550*P/n=9550x45/750=573N·m 疲劳计算基本载荷：Mmax=φ6·Mn φ2=1.1
φ6=（1+φ2）/2=1.05 Mmax=1.05x573=601.65 相对M6级功率，PM6= Mmax*n/9550=601.65x750/9550=47.25kW 折算到M5级，PM5=PM6*1.12（6-5）=47.25x1.12=52.92kW
输入轴速度为750r/min,速比31.5，查机械设计手册表16-2-23得名义中心距为450时，高速轴许用功率69kW满足要求（＞52.92kW），对应减速器型号为QJR-D450-31.5ⅢC。
尺寸如下图：
6
根据速比重新计算主起升速度： 减速机输出轴转速，nj=750/31.5=23.81r/min 主起升速度为：Vq’=23.81*0.518*3.14/4=9.7m/min Vq’则为最终确定的主起升速度(物体上升速度)。 因Vq’＜Vq，电机功率仍能满足要求，不必校核。
1.5制动器选择。
根据物体下降时的扭矩T降:
PQD1′204000x0.518
T降=η=x0.88=369N·m
2·i·m滑2x4x31.5式中 η——总效率，η=0.88；
制动转矩 ，T制≥1.5·T降=554N·m
7
同时，制动转矩还应满足：
T制≥电机额定转矩Mn=9550*P/n=9550x45/750=573N·m 查《起重机选用手册》选择制动器YWZ8-300/E80， 主要参数：
制动轮直径300mm，制动扭矩350~850N·m
1.6联轴器、传动轴设计计算。
根据电动机输出轴的直径和变速器输入直径选用联轴器。 电机输出轴直径：85mm，锥轴；减速机输入轴直径：80mm。 1.6.1电机-减速机输入（制动）端联轴器 NGCLZ7型鼓形齿式联轴器，公称转矩7.1kN·m 主动端：Z型轴孔、C型键槽，d1=85，L=132 从动端：Y型轴孔、A型键槽，d1=80，L=172 型号标记：NGCLZ7联轴器
Z1C80×13280×172
JB/ZQ45-1997
1.6.2机械式联轴器选用计算（摘自JB/T 7511-1994） 联轴器的计算转矩：
Te=T·Kw ·K·Kz·Kt
T理论转矩，按制动扭矩和原动机转矩取大值计算： T=Mn=573N·m。
查机械设计手册P6-55~58表得：K=1.75；Kw=1.0；Kz=1.3；Kt=1.0 计算得：Te=573x1.75x1.3=1304N·m
8
Te＜Tn=7. 1kN·m 联轴器符合要求。
2副起升机构
副起升机构直接选用5t固定式电动葫芦，型号为MD15t-12m。
3小车运行机构
3.1选定运行机构简图如下：
3.2小车运行车轮直径确定
设小车自重为8t。
假设小车轮压均布分配，最大轮压Pmax=280000/4=70kN 最小轮压Pmin=80000/4=20KN
运行速度初定为40m/min＜60，Q/G=200000/80000=2.5≥1.6。 查手册P8-118，表8-1-120得，当车轮直径=350mm时，P18轨道，工作类型为重，许用轮压为29.9KN＜70kN，不满足要求。车轮直径=350mm，P24轨道，工作类型为特重，许用轮压为88KN＞70kN。
9
满足要求。
故车轮直径为D=350mm，轨道为P24
对车轮踏面进行疲劳强度校核，机械手册P8-117： 车轮踏面疲劳强度计算载荷：Pc=
2Pmax+Pmin
3
=53.4kN
线接触踏面疲劳强度：Pc’=k1D l c1c2=5.6x350x51x0.99x0.9=.1kN＞53.4kN，符合要求。
点接触踏面疲劳强度：Pc’’=k2·R²/m³·c1c2=0.132x (300²/0.388³)x0.99x0.9=181kN＞53.4kN(其中，P24轨道曲率半径为300mm，车轮曲率半径为175mm)，符合要求。
确定小车车轮直径D=350mm
3.3小车运行驱动电机型号确定
（1）起重机设计手册，P109 小车运行静阻力：Fj=Fm+Fp+Fw 摩擦阻力Fm=（Q+G）·β·(2f+μd)/D，β·(2f+μd)/D取0.01。 计算得：Fm=（204000+80000）*0.01=2840N 坡度阻力Fp=（Q+G）·i，i取0.001。 计算得：Fp=（200000+80000）*0.001=280N 风阻力Fw=C·K·q·A 室内工作，风阻忽略。
综上，小车运行静阻力：Fj=3120N 电动机静功率： Pj=
Fj·v01000𝜂𝑚
小车速度初设为：v0=40m/min=0.67m/s
10
η=0.85，m=1
则计算功率：Pj=3120*0.67/1000/0.85/1=2.46kW 初选电动机功率：P≥Kd·Pj=1.3*2.46kW=3.2kW。 （2）起重机设计手册P846，根据电机发热校核。 稳态平均功率：P’=G[PGP’=0.8*2.46=1.97kW
为降低减速机传动比，通常用6级电机。
电机机型为YZR3 132M2-6的电机在S4-40%，GZ=300次/h(繁重车间及仓库用)，功率为3.3kW，满足要求。YZR3 132M2-6，基准工作制下功率为Pe=3.7kW。电机额定转速为1000r/min。转动惯量为0.099。
（3）电机过载校核，起重机设计手册P111，P839：
∑
(w+mc)+Pw]·
v1000m·η
，
按公式2-3-11计算结果，过载校核电机过载功率，ta=4.5s，∑J =1.61，Pd=3.8kW。
电机过载利用率Pd/Pe=3.8/3.7=103%，满足小于105%。通过过载校核。
（4）起动时间、加速度验算： 满载、上坡、迎风时的起动时间：
11
𝑡=
n·∑J
9.55（m·Tmq−Tj）
n—电机额定转速，n=1000r/min ∑J机构总转动惯量：估算为∑J =1.61 m=1
Tmq，电动机平均起动转矩。
Tmq=1.7xMn=1.7·9550*3.7/1000*=60.1N·m Tj，满载，上坡，作用于电机轴上的静阻力矩。 Tj=
Fj·D
2000i·𝜂2000x28·0.85
=3120x350
=22.9N·m
解得：t=4.5s，一般小车启动时间在t≤4~6S。符合快速启动要求。 同理解得，空载起动时间tq空=3.15s，同样符合要求。 启动加速度，a=v/t=0.67/4.5=0.15m/s²＜0. 19 m/s²，符合要求。 综上考虑，电机选择YZR3 132M2-6，基准工作制下功率为3.7kW。电机额定转速为1000r/min。计算通过。
3.4小车运行减速机型号确定
3.4.1减速机传动比确定
小车运行机构的计算传动比：i0=
𝜋n·D
60000 v0
初选运行速度为v0=40m/min=0.67m/s 计算得：i0=
3.14𝑥1000x35060000 x0.67
=27.3 12
3.4.2减速机型号确定
（1）初定选用QJ-L型减速机。 参考机械设计手册P16-65：
电机额定转矩Mn=9550*P/n=9550x3.7/1000=35.34N·m 疲劳计算基本载荷：Mmax=φ5·φ8·Mn Φ5=1.6 Φ8=1.5
高速轴计算转矩Mmax=1.5x1.6x35.34=85N·m 相对M6级功率，PM6= Mmax*n/9550=85x1000/9550=8.9kW 折算到M5级，PM5=PM6*1.12（6-5）=8.9x1.12=9.95kW
查起重机配套选型手册，P81。名义中心距为236，公称传动比i=28，许用功率为15.9kW，能满足要求。
（2）再利用起重机设计手册P112页的公式校核。 减速机计算输入功率为：
Pj=
（Fj+Fq）·v1000m·η
(kW) 其中，小车运行静阻力，前文已计算：Fj=3120N v=0.67m/s，η=0.85，m=1。
（Q+G）·vFq=λ g·t其中，λ=1.2，g=9.8，Q+G=284000N，t=4s 计算得：Fq=5825N
Pj=7.05kW
考虑到工作级别为M6级，减速机输入功率应取1.8~2.2倍的Pj
13
为宜。即12.7~15.5kW。（1）选择的减速机型号适合。
最终，确定减速机型号为QJ-L-236-28I。 根据速比重新计算小车额定运行速度： v额=1000/28x0.35x3.14=39.3m/min
因电机实际转速低于额定转速，v实际小于v额。 3.4.3制动器型号确定 满载，下坡制动工况，制动力矩： (Q+G)·v2𝜂D·𝜂1Tz=(Fp+Fw−Fm1)+[0.9752000i·m′m′·𝑡𝑧nk(J1+J2)·m·n+] 9.55Fm1,最小摩擦阻力，Fm1=Fm/β=2840/1.5=13N Fp，前文已计算，Fp=280N；Fw=0 制动器数量m’=1，制动时间tz=4s TZ=9.55(280−13)350x0.852000x28x1+11x4[0.975x(284000)x0.67²x0.851000+1.1(0.099+0.0245)·x1000]=-8.57+30=21.4N·m 查《起重机选用手册》选择制动器YWZ8-200/E23， 主要参数： 制动轮直径200mm，制动扭矩135~200N·m。 3.4.4联轴器型号确定
电机输出轴：38mm ，A型平键 减速机输入轴：35mm，A型平键
14
减速机输出轴：80mm，A型平键 车轮组输入轴：65mm，A型平键
电机额定转矩Mn=9550*P/n=9550x3.7/1000=35.34N·m 高速轴联轴器计算扭矩:Te1=n1·φ8·Mn≤[Tt] n1，联轴器安全系数，取1.7 φ8，刚性动载系数，取1.5； [Tt]，联轴器需用扭矩。
计算得：Te1=1.7x1.5x35.34=90.2 N·m
高速轴端，带制动轮联轴器NGCLZ3联轴器，公称转矩为1.12kN·m＞90.2N·m，制动轮直径为200mm。 型号为：NGCLZ3联轴器
35×8238×82
JB/ZQ45-1997
（2）低速轴端联轴器计算转矩： M’=Te1·i·η=90.2x28x0.9=2073N·m
减速机输出轴联轴器：GIICLZ6，公称转矩为5kN·m＞2073N·m 型号为：GIICLZ6联轴器
J1 80×132J1 85×132
JB/T8854.2-2001
减速机输出轴-车轮联轴器： 型号为：GIICLZ6联轴器
J1 85×132J1 65×107
JB/T8854.2-2001
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3.4.5传动轴形式确定
初定材料为45钢。减速机传动方式，只承受转矩，不承受弯矩。 机械设计手册P6-19，表6-1-18，传递扭矩2073N·m，按扭转强度计算得轴径d≥70.6mm即可满足45钢的扭转强度，端部有键槽，增大系数为5%，d≥74.1mm。 按扭转刚度计算轴径d≥82.6mm 实际轴中部直径100mm，端部轴直径85mm，满足要求。 3.4.6运行打滑验算： （1）参考起重机设计手册P112公式： 起动时： (𝐾+(0.151.1𝜑μ·d)Rmin≥D3502000i·ηD[Tuq−350500k(J1+J2)·iD·a] x0.15] +0.015x90)x40000≥2000x28x0.85[60.1−500x1.1x(0.099+0.0245)x283505608≥8052，显然，不能通过起动打滑验算。但根据资料，此公式要求较为严苛。
制动时： (𝐾−
𝜑μ·d
)Rmin≥D
2000iD·η
[Tz−
500k(J1+J2)·i
D
·az]
16
(1.1−
0.150.015x90350
)x40000≥350x0.85[21.4−
2000x28500x1.1x(0.099+0.0245)x28
350
x0.17]
5300≥3838，通过制动打滑验算。满足制动不打滑条件。 （2）参考其他资料：
因室内使用，不计风阻和坡度阻力矩，只验算空载和满载起动时两种工况。 工况一：空载起动时，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力： T(𝑄=0)Gvc= +g60tqP2(k+μdβ+P1k2) D2=8000040x +9.860x3.1540000x(0.0007+0.015x0.09)x2+40000x0.00072 0.35/2=1728+788.6=2516N （P1主动轮轮压和，P2从动轮轮压和） 车轮与轨道粘着力：F=P1·f=40000x0.2=8000N＞T(Q=0) 故起动时不打滑。 工况二：满载起动时，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力： T(𝑄=Q)G+Qvc= +g60tqP2(k+μdβ+P1k2) D2=28000040x +9.860x4.5140000x(0.0007+0.015x0.09)x2+140000x0.00072 0.35/2=4234+2760=6994N
车轮与轨道粘着力：F=P1·f=140000x0.2=28000N＞T(Q=Q) 故起动时不打滑。
因制动时间tz与起动时间接近，省略制动打滑验算。
17
4大车运行机构
4.1大车运行驱动形式确定
按标准立式减速机结构，两驱设计。兼考虑使用“三合一”。
4.2大车运行车轮直径确定
参考资料，设起重机总重约41t，其中小车自重为8t。 经计算，吊车满载最大轮压PMmax＝
18
(Qz - Qc) / n + (Q + Qd + Qc) * (L - d) * 2 / (n * L) ＝21.7 t
吊车满载最小轮压PMmin＝
((Qz - Qc) / n + (Q + Qd + Qc) * d * 2 / (n * L) ＝9t
吊车空载最大轮压PKmax＝
(Qz - Qc) / n + (Qd + Qc) * (L - d) * 2 / (n * L) ＝12.2t
吊车空载最小轮压PKmin＝
(Qz - Qc) / n + (Qd + Qc) * d * 2 / (n * L) ＝8.5t
运行速度初定为106m/min，Q/G=20/41=0.49≈0.5。
大车轮直径D大=700mm，轨道QU70。许用轮压在重型时为220kN＞217kN
对车轮踏面进行疲劳强度校核，机械手册P8-117： 车轮踏面疲劳强度计算载荷：Pc=
2Pmax+Pmin
3
=173kN
线接触踏面疲劳强度：Pc’=k1D l c1c2=5.6x700x70x0.96x0.9=237kN＞173kN，符合要求。
点接触踏面疲劳强度：Pc’’=k2·R²/m³·c1c2=0.1x (400²/0.41³)x0.96x0.9=200kN＞173kN(其中，U70轨道曲率半径为400mm，车轮曲率半径为350mm)，符合要求。
结论：大车轮直径D大=700mm，轨道QU70。
19
4.3大车运行驱动电机型号确定
（1）起重机设计手册，P109 小车运行静阻力：Fj=Fm+Fp+Fw
摩擦阻力Fm=（Q+G）·β·(2f+μd)/D，β·(2f+μd)/D取0.008。 计算得：Fm=（200000+410000）*0.008=4880N 坡度阻力Fp=（Q+G）·i，i取0.001。 计算得：Fp=（200000+410000）*0.001=610N 风阻力Fw=C·K·q·A 室内工作，风阻忽略。
综上，小车运行静阻力：Fj=5490N 电动机静功率： Pj=
Fj·v01000𝜂𝑚 小车速度初设为：v0=106m/min=1.77m/s η=0.85，m=2
则计算功率：Pj=5490*1.77/1000/0.85/2=5.72kW 初选电动机功率：P≥Kd·Pj=1.8*5.72kW=10.3kW。（因为室内，启动速度较高，启动功率增大系数适当增大）
（2）起重机设计手册P846，根据电机发热选择电机。 稳态平均功率：P’=G[PG∑(ω+mc)+Pw]·（0.011+0.001））x1.77/1000/2/0.85=6.1kW
为降低减速机传动比，初定用6级电机。
电机机型为YZR3 160L-6的电机在S4-40%，GZ=300次/h(繁重车间及仓库用)，功率为8kW，满足要求。YZR3 160L-6，基准工作制下
20
v
1000m·η
，P’=0.8x（610000x
功率为Pe=11kW。电机额定转速为1000r/min。转动惯量为0.23。
（3）电机过载校核，起重机设计手册P111，P839：
按公式2-3-11,简化Pd≥(Pj+
∑J·n²91280·ta
)/1.7 /m，启动时间t=8s，∑
J=20.87，η=0.85过载校核电机过载功率，Pd=9.3kW。
电机过载利用率Pd/Pe=9.3/11=85%，满足小于105%。通过过载校核。
（4）启动时间、加速度验算： 满载、上坡、迎风时的起动时间：
𝑡=n·∑J
9.55（m·Tmq−Tj）
n—电机额定转速，n=1000r/min
∑J机构总转动惯量：估算为∑J =19.82（η=0.9） m=2 Tmq，电动机平均起动转矩。
Tmq=1.8xMn=1.8·9550*11/1000=1.1N·m（因为室内，启动速度较高，启动功率增大系数适当增大）
Tj，满载，上坡，作用于电机轴上的静阻力矩。
21
Tj=
Fj·D
2000i·𝜂2000x20X0.9
=5490x700
=106.75N·m
解得：t=7.s，一般大车启动时间在t≤8~10S。符合快速启动要求。（实际启动时间应比此值略小，约为7.3s左右）
同理, Tj，空载，上坡，作用于电机轴上的静阻力矩。 Tj=
Fj空·D5490x700x41000/610002000i·𝜂
=2000x20X0.9
=71.75N·m
解得，空载时起动时间tq空=6.8s，同样符合要求。
满载启动加速度，a=v/t=1.77/7.61=0.23m/s²＜0.32m/s²，符合要求。
空载起动加速度，，a=v/t=1.77/6.8=0.26m/s²＜0.32m/s²，符合要求。
综上考虑，电机选择YZR3 160L-6，基准工作制下功率为11kW。电机额定转速为1000r/min。计算通过。
4.4大车运行减速机型号确定
4.4.1减速机传动比确定
小车运行机构的计算传动比：i0=
𝜋n·D
60000 v0
初选运行速度为v0=106m/min=1.77m/s 计算得：i0=
3.14𝑥1000x70060000 x1.77
=20.7 若改用4级电机，i0’=28.9
22
4.4.2减速机型号确定
（1）参考起重机设计手册P112，“三合一”型减速机选用方法。 Pj=φ5·Pd·1.12（6-6）≤[P] (其中φ5=2) Pj=2·11=22kW
“三合一”减速机型号为：QS 20-20-H-B1-I-（YZR3 160L-6（11kW））YSE160L-6（11kW）
若改用4级电机，“三合一”减速机型号为：QS 20-28-H-B1-I-（YZRE160M2-4（11kW））YSE160L-4（11kW）
此外，减速机型号SFK107，布置也比较方便。 （2）如选用QJ-L（T）型减速机。 参考机械设计手册P16-65： 电机额定转矩Mn=9550*P/n=9550x11/1000=105N·m 疲劳计算基本载荷：Mmax=φ5·φ8·Mn Φ5=1.6 Φ8=1.5
高速轴计算转矩Mmax=1.5x1.6x105=252N·m
相对M6级功率，PM6= Mmax*n/9550=252x1000/9550=26.4kW 折算到M5级，PM5=PM6*1.12（6-5）=26.4x1.12=29.6kW
查起重机配套选型手册，P81。名义中心距为280，公称传动比i=20，许用功率为37.3kW，能满足要求。
（3）再利用起重机设计手册P112页的公式校核。 减速机计算输入功率为：
Pj=
（Fj+Fq）·v1000m·η
(kW) 23
其中，大车运行静阻力，4.3已计算：Fj=5490N v=1.77m/s，η=0.85，m=2。
（Q+G）·vFq=λ g·t其中，λ=1.2，g=9.8，Q+G=610000N，t=9s 计算得：Fq=14690N
Pj=21W
考虑到工作级别为M6级，减速机输入功率应取1.8~2.2倍的Pj为宜。即37.8~46.2kW。（1）选择的减速机型号可认为基本符合，考虑到减速机有一定过载能力，认为通过。 最终，确定减速机型号为QJ-L（T）-280-20V（VI）。 根据速比重新计算大车额定运行速度： v额=1000/20x0.7x3.14=110m/min 因电机实际转速低于额定转速，v实际小于v额。 4.4.3制动器型号确定
满载，下坡制动工况，制动力矩：
(Q+G)·v2𝜂D·𝜂1Tz=(Fp+Fw−Fm1)+′[0.975′2000i·mm·𝑡𝑧nk(J1+J2)·m·n+]
9.55Fm1,最小摩擦阻力，Fm1=Fm/β=4880/1.5=3253N Fp，前文已计算，Fp=610N；Fw=0 制动器数量m’=2，制动时间tz取7s TZ=
(610−3253)
700x0.852000x20x2
+
12x7
[0.975x
(610000)x1.83²x0.85
1000
+
24
1.1(0.23+0.04)x2x1000
9.55
]=-19.7+125=105.7N·m
查《起重机选用手册》选择制动器YWZ8-200/E23， 主要参数：
制动轮直径200mm，制动扭矩135~200N·m。 4.4.4联轴器型号确定
电机输出轴：48mm ，A型平键 减速机输入轴：40mm，A型平键
高速轴计算转矩Mmax=252N·m，前文已计算。 电机额定转矩Mn=9550*P/n=9550x11/1000=105.05N·m 高速轴联轴器计算扭矩:Te1=n1·φ8·Mn≤[Tt] n1，联轴器安全系数，取1.7 φ8，刚性动载系数，取1.5； [Tt]，联轴器需用扭矩。 计算得：Te1=1.7x1.5x105.05=267.9 N·m 型号为：NGCLZ3联轴器 4.4.5运行打滑验算：
（1）参考起重机设计手册P112。 起动时： (𝐾+
(1.1+
0.15
48×11240×112
JB/ZQ45-1997 𝜑μ·d
)Rmin≥D
700
2000i·ηD
[Tuq−
700
500k(J1+J2)·i
D
·a]
x0.24]
25
0.015x120
)x85000≥
2000x20x0.85
[1.1−
500x1.1(0.23+0.04)x20
700
11809≥9140，通过起动打滑验算。满足起动不打滑条件。 制动时： (𝐾−
(1.1−
0.15
𝜑μ·dD
)Rmin≥
2000iD·η
[Tz−
500k(J1+J2)·i
D
·az]
x0.25]
0.015x120
700
)x85000≥700x0.85[105.7−
2000x20500x1.1(0.23+0.04)x20
700
11372≥7035，通过制动打滑验算。满足制动不打滑条件。 （2）参考其他资料： 因室内使用，不计风阻和坡度阻力矩，只验算以下三种工况。 工况一：两台电机空载时同时起动，应满足： n=Gvc +g60tqP1fP2(k+μd)β+P1k2D2≥nz 205000x0.2= 0.015x0.12205000x(0.0007+)x2+205000x0.000741000011029.8x 60x6.8+0.7/2=41000/（11280+2284）=3.02≥nz (防止打滑的安全系数nz取值一般为1.05-1.2) ，故起动时不打滑。 工况二：两台电机空载时，有载（小车）端先起动，无载端故障滞后起动，应满足： n=Gvc +g60tqP1fP2(k+μd)β+P1k2D2≥nz 其中：一台电机空载时的起动时间tq： tq=
9.55（m·Tmq−Tj）
n·∑J
n—电机额定转速，n=1000r/min
∑J机构总转动惯量：估算为∑J =19.82（η=0.9）
26
m=1
Tmq，电动机平均起动转矩。
Tmq=1.8xMn=1.8·9550*11/1000=1.1N·m（因为室内，启动速度较高，启动功率增大系数适当增大）
Tj，空载，上坡，作用于电机轴上的静阻力矩。 Tj=Fj空·D5490x700x41000/610002000i·𝜂=2000x20X0.9=71.75N·m 解得：tq=17.7s n=122000x0.2 0.015x0.12288000x(0.0007+)x2+122000x0.000741000011029.8x 60x17.7+0.7/2=24400/4840=5.04≥nz，故起动时不打滑。 工况三：两台电机空载时，无载（误小车）端先起动，有载端故障滞后起动，应满足： n=Gvc +g60tqP1fP2(k+μd)β+P1k2D2≥nz 其中：一台电机空载时的起动时间tq=17.7s (与工况二相同) 85000x0.2n= 0.015x0.12325000x(0.0007+)x2+85000x0.000741000011029.8x 60x17.7+0.7/2=17000/7474=2.3≥nz，故起动时不打滑。
因制动时间t=7s与起动时间接近，故制动打滑可省略计算。
27
5金属结构设计
5.1大车主梁截面设计
根据起重机设计手册第四篇P619，表4-3-12通用桥式起重机主梁截面尺寸表，初定主梁截面尺寸为:
bxδ1 xδ2xh0 xδ0=550x10x10x1500x6（初定值，待修定）
横隔板厚度为6mm，间距约为1500mm。小车轨道形式为：正轨。
5.2大车端梁截面设计
参考车轮尺寸，初步确定端梁截面，再进行优化。
端梁尺寸如下：x(6)=700mm, x(7)=500mm ,x(8)=6mm, x(9) =10mm。
28
d=75mm（初定值，待修定）
端梁隔板厚度为6mm，间距为750mm左右。
5.3大车端梁和主梁连接形式
5.4小车结构设计
参考车轮尺寸，初步确定端梁截面，再进行优化。
端梁尺寸如下：x(6)’=370mm, x(7)’=220mm ,x(8)’=8mm, x(9) ‘=10mm，d=20mm。
29
小车端梁横向连接采用H型钢和钢板组成的框架结构。框架上面铺钢板如下图所示。
30
5.6其他参数初设
小车轨距Bx=2000mm，正轨。 大车轮距B=5000mm 小车轮距Lx=2400mm 大车轨道QU70 小车轨道P24。
31
5.7有限元分析
主要受力件材料为Q235，钢材弹性模量E=206x103N/mm2；剪变模量G=79x103N/mm2；线膨胀系数α=12x10-6 /℃；质量密度ρ=7850kg/m3。 表1 钢材强度设计值 钢材型号 主要受力件： Q235(厚度≤10mm) 抗拉、抗压、抗弯强度设计值(MPa) 215 。 根据GB/T 14405-2011规定，双梁桥式起重机满载小车位于跨中时，所产生的静挠度f与起重机跨度S应考虑定位精度的需要。中等定位精度特性的起重机，f≤S/750： 5.7.1简化模型
32
在车轮安装位置设置固定约束。 5.7.2有限元分析并优化结构尺寸
工况一：设小车自重8t+载荷20x1.25=25t均分在四个轮上。小车位于主梁中部，分别加载83kN四点集中载荷。单主梁自重（含走台、栏杆）约110kN均布分布在主梁上平面上，单端梁自重载荷20kN均布在端梁上平面，司机室重量设司机室重为5kN，集中载荷。不计大车驱动装置重量。如下图所示：
分析结果如下图:
33
结构应力云图
结构位移云图
分析结果显示，最大应力处位于端梁车轮安装板附近，为271Mpa。结构需优化改进。主梁最大位移78.7mm，相对挠度f/l=78.7/28500=1/360大于1/800，不满足刚度要求。主梁结构也需优化改进。
改进措施：
1.将主梁截面腹板高度增加280mm，变为1780mm。主梁上板下部增加I28b工字钢，做结构加强。
2.将端梁腹板高度增加150mm，变为850mm。 改进后，第一工况下，有限元分析结果如下：
34
结构应力云图
结构位移云图
分析结果显示，最大应力处位于端梁车轮安装板附近，为154Mpa＜215MPa，符合要求。主梁最大位移37.4mm，相对挠度
35
f/S=37.4/28500=1/762＜1/750，满足刚度要求。
工况二：小车位于主梁端部，分别加载83kN四点集中载荷。有限元分析结果如下图所示：
结构应力云图
分析结果显示，最大应力处位于端梁车轮安装板附近，为184Mpa＜215MPa，符合要求。满足刚度要求。
最终根据有限元分析，对之前初定的结构尺寸进行修正！ 大车主梁截面尺寸为: bxδ1 xδ2xh0 xδ0=550x10x10x1780x6
36
大车端梁尺寸如下：x(6)= 850mm，x(7)=500mm ，x(8)=6mm， x(9) =10mm，d=75mm。
6安全保护装置设计
6.1缓冲器型号确定
聚氨酯缓冲器可吸收大量的冲击性能，还有较高的冲击弹性，缓冲效果好。耐腐蚀，缓冲过程无火花无噪声，可靠平稳。中速常温工况下起重机械常用。
液压缓冲器主要用于速度高或运动质量较大的起重机上。缺点是要经常检修、易漏油，使用寿命低。 缓冲器主要性能参数是缓冲行程、最大缓冲力和缓冲能量。 碰撞质量：对于柔性悬挂的吊具或吊重能自由摆动的起重机，不考虑吊重质量。碰撞质量为起重机或小车的质量。小车质量按9t，起重机总质量取41t。
大车碰撞速度：对于有自动减速装置，按50%额定运行速度取值。 小车碰撞速度取额定速度。 6.1.1小车缓冲器选择计算 选用聚氨酯缓冲器： 1.缓冲行程： 对于聚氨酯缓冲器
S≈v0²/[Jmax]
37
其中[Jmax]根据GB3811规定，最大允许的最大减速度为4m/s²。小车初速度v0=0.67m/s。
计算得：S=113mm 2.需要的缓冲容量：
A=mv0²/2-（W+Ws）·S
W，运行阻力。小车为3120N（前文已计算）
Ws，换算到车轮踏面的制动力. Ws=Tz/(D小/2)=135/0.35=386N 计算得：A=mv0²/2-（W+Ws）·S=1.63kN·m 3.最大缓冲力
Pmax=2A/S=29kN 4.缓冲器型号：选取缓冲器JHQ-A-9型聚氨酯缓冲器。缓冲器参数：缓冲行程120mm，缓冲容量：A’=1.96 kN·m，缓冲力103kN。
5.缓冲器数目：n=A/A’=1。端梁端面缓冲器各一。 6.1.2大车缓冲器选择计算 选用聚氨酯缓冲器： 1.缓冲行程： 对于聚氨酯缓冲器
S≈v0²/ [Jmax]
其中[Jmax]根据GB3811规定，最大允许的最大减速度为4m/s²。小车初速度v0=1.67x50%=0.84m/s。
计算得：S=177mm 2.需要的缓冲容量：
38
A=mv0²/2-（W+Ws）·S
W，运行阻力。小车为5490N（前文已计算）
Ws，换算到车轮踏面的制动力. Ws=Tz/(D小/2)=112/0.75=150N
计算得：A=mv0²/2-（W+Ws）·S= 13.4kN·m 3.最大缓冲力
Pmax=2A/S=152kN
4.缓冲器型号：选取缓冲器JHQ-A-15型聚氨酯缓冲器。缓冲器参数：缓冲行程188mm，缓冲容量：A’=7.85 kN·m，缓冲力265kN。
5.缓冲器数目：n=A/A’≈2。端梁端面缓冲器各一。
39
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