1 起升机构方案的选择起升机构一般由驱动装置(包括电动机、联轴器、制动器、减速器、卷筒等)、钢丝绳卷绕装置(包括钢丝绳、卷筒、定滑轮和动滑轮)、取物装置和安全保护装置组成。

电动机驱动是起升机构的主要驱动方式。

当起重量在50t以下时，常见的桥式起重机的起升机构布置方式如图1所示；1-电动机；2-联轴器；3-传动轴；4-制动器；5-减速器；6-卷筒；7-轴承座；8-平滑滑轮；9-钢丝绳；10-滑轮组；11-吊钩图1起升机构配置方案当起重量在20-30t时，常见的起升机构钢丝绳卷绕如图2所示。

采用双联滑轮组，滑轮组倍率m=4。

图2 钢丝绳卷绕示意图2 起升机构设计计算2.1 钢丝绳、滑轮和卷筒直径的确定 2.1.1 钢丝绳的计算与确定采用双联滑轮组，按t Q 20=，查取滑轮组倍率m =4； 钢丝绳所受最大拉力（载荷）：N Z P S Q 2602098.08204000max =⨯==滑η（式1） 式中 Q P ——最大载荷，()()N g Q Q P G Q 2040001040020000=⨯+=+=其中 kg Q Q G 40002.0==；Z ——悬挂吊重的钢丝绳分支数，8422=⨯==m Z ； 滑η——滑轮组效率，滑η=0.98； 所选钢丝绳的直径应满足：max S C d ≥ （式2） 260201.0=mm 1.16=式中 d ——钢丝绳直径；m ax S ——钢丝绳最大静工作拉力；C ——选择系数，根据《起重机械》表2-4，()N mm C /1.0=； 取钢丝绳直径mm d 18=，捻向：交互捻；选择钢丝绳型号为： 178167019618ZS S NAT +⨯ 119 19968918/-T GB2.1.2 滑轮和卷筒直径的确定按钢丝绳中心来计算滑轮与卷筒的最小直径：hd D =min ； （式3） 式中 min D ——按钢丝绳中心计算的滑轮和卷筒的最小直径；d ——钢丝绳直径；h ——与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，根据《机械设计手册》表8.1-61，对滑轮1h =20，对卷筒2h =18；根据(式1-3)，得滑轮 mm d h D 36018202min =⨯==；取动滑轮直径(滑轮槽底直径)mm D 450=，平衡滑轮()D D 8.0~6.0=平。

取mm D D 3604508.08.0=⨯==平。

卷筒 mm d h D 32418181min =⨯==；2.2 吊钩滑轮组的选择和验算 2.2.1.吊钩的选择吊钩尾部螺纹直径的确定, []σπϕϕσ≤==21224d P FP QQ[]75.5814.320400009.14421⨯⨯⨯=≥σπϕQP dmm 4.69= （式4） 式中 Q P ——最大其中载荷；2ϕ——起动动载系数，由《起重机械》表1-9确定 09.12=ϕ； F ——螺纹根部面积； 1d ——螺纹根部直径； []σ——许用应力，[]nsσσ=，4=n ；选等级强度为M ，则a s MP 235=σ，[]a MP 75.58=σ；采用短型吊钩组，根据额定起重量t Q 20=和工作类型M5来选择直柄单钩LM16 —MGB/T10051.1—1988，吊钩材料为DG20,螺纹外径mm d 80=，螺纹根部直径mm d 691=。

2.2.2 吊钩螺母的计算螺母高度不得小于H ，()()mm d d tP H Q 51.83069-803.14102000004422212=⨯⨯⨯⨯=-=π （式5）式中 t=10mm ——螺距；p ——许用挤压应力，钢对钢MPa p 35~30=（螺母材料45号钢）；公制螺母的高度 mm d 96802.11.2H =⨯==； 考虑放止动垫片的尺寸取螺母高度：mm 100H =；螺母外径：mm d D 144801.8 1.8=⨯==外。

2.2.3止推轴承的计算对于颈部直径mm d 80=的吊钩选轻系列单列止推轴承8317，取静负荷容量N C o 340000=。

轴承的计算载荷应等于或小于其静负荷容量：0Q 2448002040002.1C N P R Q <=⨯==安计 （式6）2.2.4 吊钩横梁的计算图3 吊钩横梁计算简图采用45号钢制造，强度极限MPa b 610=σ，屈服极限MPa s 430=σ，耐久极限 MPa 2501=-σ。

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mm l 240=，横梁中间宽度mm B 160=，拉板厚度mm 30=δ，横梁的计算载荷244800N =计Q （也是止推轴承的计算载荷）。

中间截面A-A 的最大弯曲应力()5.25.122s h d B l Q W M σσ≤-==计()sd B lQ h σ25.25.1-⨯≥计=()430851602402448005.25.1⨯-⨯⨯⨯mm 7.82= （式7） 式中 h ——横梁高度；2d ——轴孔直径，()mm d d 855805212=+=-+=； 取 mm h 100=。

轴孔1d 的平均挤压应力 []be be d Q σδσ≤=12计 8630224480021⨯⨯=≥sQ d δσ计mm 4.47= （式8） 式中 []be σ——许用挤压应力，[]MPa sbe 865==σσ；δ——拉板厚度，mm 30=δ 取mm d 601=。

2.2.5 滑轮及滑轮轴承的选择由钢丝绳直径mm d 81=绳，动滑轮直径mm 504D =滑，选择滑轮的型号为滑轮1997.365JB /T900545081A ——⨯。

滑轮用内轴套和隔环:内轴套：19995.4110JB /T900T65—⨯； 隔环；199905.4H140JB /T90—； 滑轮轴承：46216；滑轮挡盖：1999005.4AG140JB /T9—。

2.3 卷筒的计算2.3.1 卷筒的基本尺寸取卷筒（按槽底计算）直径mm 605D =；卷筒的计算直径（按缠绕钢丝绳的中心计算）mm 785D =卷；卷筒长度100)6040745(2)(2310+++⨯=+++=光L L L L L smm 1790= （式9）式中 0L ——卷筒上有螺旋槽部分长202578.14.341610max 0⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛+⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+⋅=o p Z D m H L π mm 745=其中 m ax H ——最大起升高度； m ——滑轮组倍率；0D ——卷筒计算直径，mm d D D 5780=+=； 1Z ——固定钢丝绳安全圈数，取21=Z ；p ——绳槽槽距，查《机械设计手册》表8.1-49，得20=p ； 1L ——无绳槽卷筒端部尺寸，mm p L 4021==； 2L ——固定钢丝绳区段的长度，mm p L 6032==； 光L ——左右螺旋槽之间的距离，ο4130022702min tg tg h l L ⨯⨯-=-=α光mm 88=其中 l ——两侧滑轮绳槽中心线之间的距离，mm l 270=；m in h ——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，mm h 1300min =；α——绕上卷筒的钢丝绳分支相对于垂直位置的允许偏角，ο4=α； 取 mm L 100=光；其壁厚按经验公式确定()mm D 208.856002.010~602.0=+⨯=+=δ。

2.3.2 验算卷筒强度卷筒的采莲采用HT30，抗压强度为MPa 750， 抗拉强度为MPa 250。

卷筒所受压应力107MPa 162034360S max =⨯==δσp 压 []MPa kb17625.4750===σσ压 （式10） 式中 k ——对吊钩起重机的安全系数，k =4.25;][压压σσ≤，满足受压强度要求。

由于卷筒长度D L 3>，尚应计算弯矩产生的拉应力；图4 卷筒弯矩图WM =拉σ 卷筒的最大弯矩产生在钢丝绳位于卷筒中央时，21maxmax L L S l S M -== mmN ⋅=-⨯=219869002100179026020 （式11） 式中 L ——卷筒全长；1L ——左右螺旋槽之间的距离；卷筒断面系数5605205601.01.044414-⨯=-=D D D W 34505142mm = （式12） 式中 D ——卷筒直径，mm D 560=；1D ——卷筒内径，mm D D 52021=-=δ； 弯矩产生的拉应力450514221986900==W M 拉σ []拉σ<=MPa 88.4 满足受拉强度要求； 合成应力 [][]05.651765088.4⨯+=+=拉压拉拉σσσσσ MPa 36.23= 2.3.3 卷筒转速min /16.53578.0 3.1447.5D vm 0r n =⨯⨯==π卷2.4 电动机的确定 2.4.1 电动机的确定 起升机构静功率：88.0600007.520400060000 v P Q ⨯⨯==η静PKW 29=（式13） 式中 Q P ——最大起升载荷； η——起升机构总效率88.094.096.098.0=⨯⨯==传筒滑ηηηη；电动机的计算功率： 静电P K ≥ jc P由起重机的工作级别M5，可以由《工程起重机》标3—19中得到：0.8=电K kw 2.32920.8P jc =⨯≥根据《机械设计通用手册》选定M YZR 225型电动机，主要指标为：转速 min /7500r n = 额定功率 kw P 26=jc P 转速 m in /7081r n =输出轴直径 mm D 65= 输出轴长度 mm E 140= 键槽宽 mm F 16=2.4.2 电动机发热及过载验算 等效功率：静效rP P = （式14）根据表3—27，It t 起，查表3—52起升机构曲线1得r =0.88，查表3—28得K =0.75，KW rP P 4.19920.880.75=⨯⨯==静效KW P jc 92=效P P jc ≥，电动机满足不过热条件。

过载验算： 0.886000011.57.52040001.4 z60000vHP P Q ⨯⨯⨯⨯⨯=≥ηλ静 （式15）KW 0.72=符合要求。

2.5 减速器的选用 2.5.1 减速器的确定 电动机的转速： )708750(8.2125.27750)(P P -n n 10jc0--=-=n n 静 （式16）min /5.697r = 传动比： 2.2416.53697.5i ===卷n n 根据《减速器选用手册》选定I ——减速器型变速器40242ZSY (242ZSY1991JB /T5560—， 主要参数：输入转速750r/min 许用输入功率31KW货物的实际速度 min /03.8404708578.014.3D r minv =⨯⨯⨯==卷π （式17）2.5.2 减速器的验算验算减速器被动轴的最大扭矩及最大径向力 最大扭矩的验算：ηϕTi T 75.0max = （式18）mmN ⋅=⨯⨯⨯⨯⨯=2118294.02.425.6972695500.275.0 式中 ϕ—电动机最大转矩倍数，ϕ=2.0；i — 减速器的传动比； η—减速器的效率，η=0.94；减速器许用输入扭矩 mm N T ⋅=23500][ ][max T T ≤，符合要求；输出轴最大径向力的验算：)2(5.0max max 卷P S R += （式19）N3002080006020220.5=+⨯⨯=）（式中 m ax S ——卷筒上钢丝绳最大拉力； 卷P ——卷筒重量，查阅得N P 8000=卷；低速轴端的最大容许径向载荷 []N P 99400=，][max P R ≤，符合要求。