起重机小车设计模板
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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
3）确定滑轮主要尺寸
4）确定卷筒尺寸，并验算强度
5）选电动机
6）验算电动机发热条件
7）选择减速器
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
10）选择制动器
11）选择联轴器
12）验算起动时间
13）验算制动时间
14）高速浮动轴
1）确定传动方案
2）选择车轮及轨道并验算其强度
3）运行阻力的计算
4）选电动机
5）验算电动机发热条件
6）选择减速器
7）验算运行速度和实际所需功率
8）验算起动时间
6)按起动工况校核减速器功率
10）验算起动不打滑条件
11）选择制动器
12）选择高速轴联轴器及制动轮
13）选择低速轴联轴器
14）验算低速浮动轴强度
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。按Q=20t，查[1]表4-2取滑轮组倍率ih=3，承载绳分支数：
Z=2ih=6
图5-1 起升机构计算简图
查[1]附表9选短型吊钩组，图号为T1-362.1508。得其质量：G0=467kg两端滑轮间距 A=87mm
若滑轮组采用滚动轴承，当ih=3，查[1]表2-1得滑轮组效率ηh=0.985
钢丝绳所受最大拉力：
Smax===3463kg=34.63KN
查[2]表2-4,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Sb：
Sb=n×Smax=5.5×34.63=190.5KN
查[1]附表1选用纤维芯钢丝绳6×19W+FC，钢丝公称抗拉强度1670MPa，光面钢丝，左右互捻，直径d=20mm，钢丝绳最小破断拉力[Sb]=220.4KN，标记如下：
钢丝绳 20NAT6×19W+FC1670ZS233.6GB8918-88
滑轮的许用最小直径：
D≥==480mm
式中系数e=25由[2]表2-4查得。由[1]附表2选用滑轮直径D=500mm，由于选用短型吊钩，所以不用平衡滑轮。滑轮的绳槽部分尺寸可由[1]附表3查得。由附表4选用钢丝绳d=20mm，D=500mm，滑轮轴直径D5=100mm的E1型滑轮，其标记为：
滑轮E120×500-100 ZB J80 006.8-87
卷筒直径：
D≥=20=480mm
由[1]附表13选用D=500mm，卷筒绳槽尺寸由[3]附表14-3查得槽距，t=22mm，槽底半径r=11mm
卷筒尺寸：
L==
=1644mm 取L=2000mm
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=87mm，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=500+20=520mm
卷筒壁厚：
=+（6～10）=0.02×500+（6～10）=16～20
取=20mm
卷筒壁压应力验算：
===N/m2=78.7MPa
选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度=195MPa
许用压应力：===130MPa
＜ 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
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：
===
=33123595N·mm
卷筒断面系数：
=0.1=0.1×=3545088
式中——卷筒外径，=500mm；
——卷筒内径，=-2=500-2×20=460mm
于是
===9.34MPa
合成应力：
=+=9.34+=32.95MPa
式中许用拉应力 ===39MPa
∴＜
卷筒强度验算通过。故选定卷筒直径=500mm，长度L=2000mm；卷筒槽形的槽底半径=11mm，槽距=22mm；起升高度=16m，倍率=3
卷筒 A500×2000-11×22-16×3左ZB J80 007.2-87
计算静功率：
===40.1KW
式中——机构总效率，一般=0.8～0.9，取=0.85
电动机计算功率：
≥=0.840.1=32.11KW
式中系数由[2]表6-1查得，对于～级机构，
=0.75～0.85，取=0.8
查[1]附表28选用电动机YZR 250M2，其（25%）=33KW，=725rpm，[]=7.0kg·，电动机质量=513kg
按照等效功率法，求=25%时所需的等效功率：
≥··=0.75×0.85×40.1=25.6KW
式中——工作级别系数，查[2]表6-4，对于M5～M6级，
=0.75；
——系数，根据机构平均起动时间与平均工作时间的比重（/）查得。由[2]表6-3，一般起升机构/=0.1～0.2，取/=0.1，由[2]图6-6查得=0.85。
由以上计算结果＜，故初选电动机能满足发热条件
卷筒转速：
===18.7r/min
减速器总传动比：、
===38.8
查[1]附表35选ZQ-650Ⅱ-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]=31.5KW，=40.17，质量=878㎏，主轴直径=60mm，轴端长=110mm（锥形）
实际起升速度：
==10.2=10.6m/min
误差：
=×100%=×100%=3.9%＜[]=15%
实际所需等效功率：
==25.6=26.6KW＜=33KW
由[2]公式（6-16）得输出轴最大径向力：
=≤[]
式中=2×34630=69260N=69.26KN——卷筒上卷绕钢丝所引起的载荷；
=9.81KN——卷筒及轴自重，参考[1]附表14估计
[R]=89.5KN——ZQ650减速器输出轴端最大允许径向
载荷，由[1]附表36查得。
∴==39.5KN＜[]=89.5KN
由[2]公式（6-17）得输出轴最大扭矩：
=（0.7～0.8）
式中==9750=443.8Nm——电动机轴额定力矩；
=2.8——当=25%时电动机最大力矩倍数
——减速器传动效率；
Nm——减速器输出轴最大容许转矩，由[1]附表36查得。
∴=0.8×2.8×443.8×40.17×0.95=37936Nm＜[]=96500Nm
由以上计算，所选减速器能满足要求
所需静制动力矩：
·=·
=1.75×
=65.67㎏·m=656.8Nm
式中=1.75——制动安全系数，由[2]第六章查得。
由[1]附表15选用YWZ5-315/50制动器，其制动转矩=360～710Nm，制动轮直径=315mm，制动器质量=61.4㎏
高速联轴器计算转矩，由[2]（6-26）式：
Nm
式中——电动机额定转矩（前节求出）；
=1.5——联轴器安全系数；
=1.8——刚性动载系数，一般=1.5～2.0。
由[1]附表29查得YZR-250M2电动机轴端为圆锥形，。从[1]附表34查得ZQ-650减速器的高速轴为圆锥形。
靠电动机轴端联轴器 由[1]附表43选用CLZ半联轴器，其图号为S180，最大容许转矩[]=3150Nm＞值，飞轮力矩kg·m，质量=23.2kg
浮动轴的两端为圆柱形
靠减速器轴端联轴器 由[1]附表45选用带制动轮的半齿联轴器,其图号为S198,最大容许转矩[]=3150Nm, 飞轮力矩 kg·m,质量37.5
kg.为与制动器YWZ5-315/50相适应,将S198联轴器所需制动轮,修改为应用
起动时间：
式中=7.0+0.403+1.8
=9.203kg·m
静阻力矩：
kg·m
=519.5Nm
平均起动转矩：
Nm
∴
=1.429s
查[2]对于3～80t通用桥式起重机起升机构的，此时>1s.
由[2]式（6-24）得，制动时间：
式中
查[1]表6-6查得许用减速度a0.2,a=v/，，因为，故合适。
（1）疲劳计算 轴受脉动扭转载荷，其等效扭矩：
式中——动载系数=0.5（1+）=1.065
——起升动载系数，
=1+0.71v=1+0.7110.6/60=1.13
由上节选择联轴器中，已经确定浮动轴端直径d=55mm,因此扭转应力
轴材料用45号钢，
弯曲： =0.27（+ ）=0.27（600+300）=243MPa
扭转： = /=243/=140MPa
=0.6=0.6300=180MPa
许用扭转应力：由[1]中式（2-11），（2-14）
式中 ——考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数；
——与零件几何形状有关，对于零件表面有急剧过渡和开有键槽及紧配合区段，=1.5—2.5
——与零件表面加工光洁度有关，此处取k=2×1.25=2.5
——考虑材料对应力循环对称的敏感系数，对碳钢，低合金钢
——安全系数，查[1]表30得
因此,
故, 通过.
（2）强度计算 轴所受的最大转矩
最大扭转应力：
许用扭转应力：
式中：——安全系数，由[1]表2-21查得
故合适。
浮动轴的构造如图所示，中间轴径
高速浮动轴构造如图所示，中间轴径，取
图5-3 高速浮动轴构造
2.小车运行机构计算
经比较后，确定采用下图所示传动方案：
图5-4 小车运行机构传动简图
车轮最大轮压：小车质量估计取Gxc=7000kg
假定轮压均布，则Pmax=（2500+7000）/4=6750kg
车轮最小轮压：Pmin=Gxc/4=7000/4=1750kg
初选车轮：由[1]表3-8-15P360，当运行速度40m/min<60m/min ，Q/Gxc=20000/7000=3>1.6，工作级别为M5时，车轮直径Dc=350mm，轨道型号为P24，许用轮压为11.8t >Pmax。GB4628—84规定，直径系为=250,315,400,500,630mm，故初步选定车轮直径=400mm，而后校核强度。
强度验算：
按车轮与轨道为线接触及点接触两种情况验算车轮接触强度
车轮踏面疲劳计算载荷：
Pc=（2Pmax+Pmin）/3=（2×6750+17500）/3
=50833N
车轮材料为ZG340-640，σs=340Mpa，σb=640Mpa
线接触局部挤压强度：
Pc’=k1DclC1C2=6.0×400×26.13×1×1=62712N
式中, k1——许用线接触应力常数（N/mm2），由[2]表5-2查得k1=6.0
l——车轮与轨道有效接触强度，对于P24，
l=b=26.13mm
C1——转速系数，由[2]表5-3，车轮转速
Nc=v/Dc=40/（3.14*0.4）=31.85r/min
时，C1=1.0
C2——工作级别，由[2]表5-4，当为M5时，
C2=1
Pc’ > Pc，故通过。
点接触局部挤压强度：
Pc’’=k2R2C1C2/m3=0.132×3002×1×1/0.473
=114426N
式中，k2——许用点接触应力常数（N/mm2），由[3]表5-2查得k2=0.132
R——曲率半径，车轮与轨道曲率半径中的大值。车轮R1=D/2=400/2=200mm，轨道R2=300mm，故取R=300mm
m——由R1/R2比值所确定的系数，R1/R2=
200/300=0.67，由[3]表5-5查得m=0.47
Pc’’ >Pc，故通过。
摩擦阻力Fm：
小车满载运行时的最大摩擦阻力：
=（200000+7000）
=8100N
式中，Q——起升载荷；
G——起重机或者运行小车的自重载荷；
f——滚动摩擦系数，由(1)表2-3-2查得f=0.6；
——车轮轴承摩擦系数，由(1)表2-3-3查得 =0.02；
d——与轴承相配合处车轮轴的直径，d=125mm；
D——车轮踏面直径，D=400mm；
——附加摩擦阻力系数，由(1)表2-3-4查得 =2；
——摩擦阻力系数，初步计算时可按(1)表2-3-5查得 =0.01。
空载运行时最小摩擦阻力：
Fm0=
=
=1225N
电动机的静功率：
Pj=
=
=4.72kw
式中，——机构传动效率，取0.9式中
Fj=Fm(Q=Q)——满载运行时的静阻力；
m——驱动电动机台数m=2；
对于桥式起重机的小车运行机构可按下式初选电动机：
P=kdPj=1×4.72=4.72kw
初选电动机功率： N=kdNj=1.6*1.684=2.694kw
式中，kd——电动机功率增大系数，由[1]表7-6得kd=1.0。
由附表选用电动机YZR-160M1，Ne=5.8kw，n1=1000 r/min，(GD2)d=0.47kg.m2，电动机质量154kg 。
电机等效功率：
Nx =K2.5×r×Nj
=0.75×1.12×4.72
=3.96kw
式中，K2.5——工作类型参数，由表6-4查得K2.5=0.75
r——由(1)按起重机工作场所得tq/tg=0.2，查得r=1.12
由此可知，Nx < Ne，满足发热要求
车轮转速：
nc=
机构传动比：
i0=
由[1]附表40，选用两台ZSC-600-Ⅲ-2减速器， =46.7；[N]=6.9kw (当输入转速为600r/min时)。
故NJ<[N]
实际运行速度：
V’dc=Vdc
误差：
实际所需电动机静功率：
N’j=NJ
由于N’j
起动时间：
tq=
式中 n1=1000r/min； m=1(驱动电动机台数)；
Mq=1.5Me=1.5
Me——JC25%时电动机额定扭矩：
Me =9550
满载运行时的静阻力矩：
Mj(Q=Q)=
空载时的运行阻力矩：
Mj(Q=0)=
初步估算高速轴上联轴器的飞轮转矩：
(GD2)zl+(GD2)l=0.28kg·m2
机构总飞轮矩（高速轴）：
C(GD2)l=1.15×(0.47+0.28)=1.863kg·m2
满载起动时间：
tq(Q=Q)=
=1.23s
空载起动时间：
tq(Q=0)= [
由[1]表7-6查得,当时, [tq]的推荐植为5.5s,故tq(Q=Q) <[tq],古所选电动机能满足快速起动的要求.
起动工况下校核减速器功率：
Nd=
式中 Pd=Pj+Pg=Pj+
=8100+(7000+20000)
=17904N
m’——运行机构中同一传动减速器的个数，m’=1
因此 Nd=
所选用减速器的[N]JC25%=6.9kw＜Nd, 故减速器合适。
由于起重机是在室内使用，故坡度阻力及风阻力均不予考虑。以下按二种工况进行验算
空载起动时，主动车轮与轨道接触的圆周切向力：
=
=847.4㎏=8474N
车轮与轨道的粘着力：
＜，故可能打滑。解决办法是在空载起动时增大起动电阻，延长起动时间。
满载时起动，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力：
=
+
=1069.5㎏=10695N
车轮与轨道的粘着力：
＞，故满载起动时不会打滑，因此所选电动机合适。
由[2]查得，对于小车运行机构制动时间≤3～4s，取=2s，因此，所需制动转矩：
={
-}
=27.2 Nm
由附表15选用，其制动转矩
考虑到所取制动时间与起动时间很接近，故略去制动不打滑条件验算
高速轴联轴器计算转矩，由[2]（6-26）式：
式中 ——电动额定转矩；
n——联轴器的安全系数，运行机构n=1.35；
——机构刚性动载系数，=1.2～2.0，取=1.8。
由附表31查电动机YZR132M2-6两端伸出轴各为圆柱
d=38mm，=80mm。由附表37查ZSZ-600减速器高速轴
端为圆柱形=35mm，=55mm。故从附表41选鼓形齿式联轴器，主动端A型键槽=38mm，L=80mm；从动端A型键槽=30mm，L=55mm。标记为：GICL联轴器ZBJ19013-89。其公称转矩＞=88Nm，飞轮矩=0.009kg·，质量=5.9kg
高速轴端制动轮：根据制动器已选定为，由[1]附表16选制动轮直径=200mm，圆柱形轴孔d=38mm，L=80mm，标记为：制动轮200-Y38 JB/ZQ4389-86，其飞轮矩=，质量=10kg
以上联轴器与制动轮飞轮矩之和：+=
原估计基本相符，故以上计算不需修改
低速轴联轴器计算转矩，可由前节的计算转矩求出
Nm
由[1]附表37查得ZSC-600减速器低速轴端为圆柱形d=80mm，L=115mm，取浮动轴装联轴器轴径d=8mm，L=115mm，由[1]附表42选用两个GICLZ鼓形齿式联轴器。其主动端：Y型轴孔A型键槽，=80mm。从动端：Y型轴孔，A型键槽，=75m，L=8mm，标记为
GICLZ联轴器
由前节已选定车轮直径=400mm，由[1]表19参考车轮组，取车轮轴安装联轴器处直径d=80mm，L=115mm，同样选用两个GICLZ鼓形齿式联轴器。其主动轴端：Y型轴孔，A型键槽=75m，L=115mm，从动端：Y型轴孔，A型键槽=80mm，L=115mm，标记为：
GICLZ联轴器ZBJ19014-89
（1）疲劳验算 由[4]运行机构疲劳计算基本载荷
Nm
前节已选定浮动轴端直径d=70mm，其扭转应力：
浮动轴的载荷变化为对称循环（因运行机构正反转转矩值相同），材料仍选用45钢，由起升机构高速浮动轴计算，得，许用扭转应力：
式中——与起升机构浮动轴计算相同
＜ 通过
（2）强度验算 由[4]运行机构工作最大载荷
式中 ——考虑弹性振动的力矩增大系数，对突然起
动的机构，=1.5～1.7，此处取=1.6；
——刚性动载系数，取=1.8。
最大扭转应力：
许用扭转应力：
＜ 故通过
浮动轴直径：（5～10）=85～90m 取=90mm
...
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