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哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文）
摘 要
該設計介紹了垃圾搬運起重機的主要組成結構及其各結構的作用。主要對小車和大車的驅動系統，起升系統和橋架進行了優(yōu)化設計。為了減輕起重機自重，并且使結構緊湊，本設計針對大車，小車不同的驅動要求分別采用了分別驅動方式和集中驅動方式。驅動系統則統一采用制動器、減速器和電動機組合成一體的“三合一”驅動型式設計，其中重點在于選擇各成品部件，并根據其特性和技術參數選擇匹配的小車架。針對起升機構，本設計進行了起升電機，減速器和制動器的選用以及卷筒和鋼絲繩的設計和校核，使其滿足起重量，起升速度的要求，達到初定的工作級別。橋身采用偏軌箱形雙梁，這樣設計的好處在于不僅有效的減輕了起重機整體自重，更能明顯得增強橋身的剛度，使橋身不易變形，延長起重機的使用壽命。
關鍵詞 垃圾搬運起重機；優(yōu)化設計；驅動系統；“三合一”驅動型式；起升機構；偏軌箱形雙梁
Abstract
The main structure and its action of bridge waste handling grab crane are designed. Trolley and the bridge truck driving system and the bridge were optimized to alleviate crane weight, and make compact structure. The design adopts the method of being separately driven and being driven together, according to the different requirements of trolley and bridge truck. Driving systerm is made up of braker, reducer and motor, which is the type of three in one. The design focuses on the choice of finished parts, and according to its characteristics and technical parameters, the matching trolley frame is selected. The selection and check of hoist motor, reducer and braker are made. And then the design and check of the rope and drum that meet with requirements of lifting weight and the rate. And then achieve to initial working level. Bridge adopts bias-rail box-beams, the benefits of this design not only is effective in reducing the overall crane weight, but also can increase the stiffness of bridge, which make bright not to deform easily, extend the life of the crane.
Key words Bridge Waste Handling Grab Crane；Optimum Design；Three-in-one Type Driving；Lifting Mechanism；Bias-rail Box-beams
目錄
摘 要 I
ABSTRACT II
第1章 緒 論 1
1.1 課題背景 1
1.2 起重機的發(fā)展歷史 1
1.3 垃圾搬運起重機的發(fā)展背景及現狀 1
1.4 垃圾搬運起重機設計的主要工作 2
第2章 橋式垃圾搬運起重機的概況 3
2.1 橋式垃圾搬運起重機的功用 3
2.2 橋式垃圾搬運起重機的結構 3
2.2.1 起升機構 3
2.2.2 起重機運行機構 3
2.2.3 橋架的金屬結構 4
2.2.4 垃圾抓斗 5
2.3 垃圾搬運起重機作為非標特種起重機具有的特點 6
2.4 本章小結 6
第3章 起升小車的設計 7
3.1 起升機構計算 7
3.1.1 鋼絲繩 7
3.1.2 電動機 9
3.1.3 減速器 11
3.1.4 制動器 13
3.1.5 聯軸器 15
3.1.6 卷筒 16
3.2 運行機構計算 19
3.2.1 電動機的選擇 20
3.2.2 減速器的選擇 20
3.2.3 制動器的選擇 22
3.2.4 聯軸器的選擇 22
3.3 本章小結 23
第4章 大車運行機構的設計 24
4.1 電動機的選擇 24
4.1.1 電動機的靜功率 24
4.1.2 電動機初選 24
4.1.3 電動機的過載校驗 24
4.2 減速器的選擇 25
4.2.1 減速器的傳動比 25
4.2.2 標準減速器的選用 26
4.3 制動器的選擇 26
4.4 聯軸器的選擇 27
4.5 本章小結 28
第5章 主動軸的設計計算 29
5.1 軸的概述 29
5.1.1 軸的用途 29
5.1.2 軸的材料 29
5.2 小車驅動機構主動軸的設計 29
5.3 本章小結 31
第6章 主梁的設計選用 33
6.1 作用于主梁上的載荷 33
6.2 主梁載荷組合及其選用 33
6.3 本章小結 34
結 論 35
致 謝 36
參考文獻 37
附錄1譯文 38
附錄2英文參考資料 42
附錄3附表 47
-IV-
哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院（論文）
第1章 緒 論
1.1 課題背景
在德國、美國、日本及芬蘭等發(fā)達國家，半自動和全自動控制的垃圾抓斗起重機已經形成系列產品，廣泛應用于垃圾焚燒工程。國外提供垃圾搬運起重機的廠商主要有芬蘭KONE、德國DEMAG、美國P&H、法國REEL等公司，種類分為手動、半自動及全自動控制等3個等級，單機日處理垃圾量從250～3000t。而我國在環(huán)保產品生產及環(huán)保技術開發(fā)等領域，仍以常規(guī)技術、通用產品占主導地位，與國外技術之間存在的巨大差距，單機處理垃圾量則只有250-1500t/d，在我國堅持走可持續(xù)發(fā)展道路的方針，越來越注視環(huán)境保護的大前提下，已經遠遠不能滿足國內環(huán)保產業(yè)的發(fā)展要求。相信在不久的將來，垃圾搬運起重機會隨著國內垃圾焚燒發(fā)電廠的蓬勃發(fā)展而迅速占有廣大的環(huán)保產業(yè)市場。
1.2 起重機的發(fā)展歷史
中國古代灌溉農田用的桔?是臂架型起重機的雛形。14世紀，西歐出現了人力和畜力驅動的轉動臂架型起重機。19世紀前期，出現了橋式起重機；起重機的重要磨損件如軸、齒輪和吊具等開始采用金屬材料制造，并開始采用水力驅動。19世紀后期，蒸汽驅動的起重機逐漸取代了水力驅動的起重機。20世紀20年代開始，由于電氣工業(yè)和內燃機工業(yè)迅速發(fā)展，以電動機或內燃機為動力裝置的各種起重機基本形成。
1.3 垃圾搬運起重機的發(fā)展背景及現狀
作為特種專用型起重機的一種，垃圾搬運起重機的產生和發(fā)展必定符合其新興的環(huán)境背景。由于各國工業(yè)的迅猛發(fā)展，城市人口劇增，使大量的工業(yè)垃圾和生活垃圾成為地球公害。面對垃圾濫成災的現實，世界各國的視線已從如何控制和銷毀垃圾轉變?yōu)橹挚茖W地處理、利用垃圾，將垃圾列為維持經濟持續(xù)發(fā)展的“第二資源”，向垃圾要資源、要能源、要效益。從生態(tài)環(huán)境角度看，垃圾雖然是一種污染源；從資源角度看，它卻是地球上唯一在增長的資源，一種潛在的資源。經科學家計算，垃圾中的2次能源物質——有機可燃物含熱量多、熱值高，每燃燒2t垃圾可獲得相當于燃燒1t煤的熱量。而且垃圾焚燒處理后的灰渣呈中性，無氣味，不會引發(fā)2次污染，且體積減少90％，重量減少75％以上，明顯減容減量。如果措施得當，利用1 t垃圾，可獲得約300～400kW的電力生產能力。抓斗橋式垃圾搬運起重機作為一種專用型起重機將伴隨著全球對環(huán)境保護觀念的深入和環(huán)保產業(yè)的迅猛發(fā)展而得到廣泛的應用，并且正向著半自動化和全自動化的更加先進的方向發(fā)展。
1.4 垃圾搬運起重機設計的主要工作
本次設計針對小車的起升機構及運行機構，橋架運行機構的部件進行選型，設計校核了小車運行機構的主動車輪組和卷筒，確定選用了主梁截面尺寸。通過一系列的設計不僅有效得減輕了起重機的自重，更使起重機的結構簡潔可靠，驅動機構達到同步，起升重物高速平穩(wěn)。
-50-
第2章 橋式垃圾搬運起重機的概況
2.1 橋式垃圾搬運起重機的功用
橋式起重機是橋架在高架軌道上運行的一種橋架型起重機，又稱天車。橋式起重機的橋架沿鋪設在兩側高架上的軌道縱向運行，起重小車沿鋪設在橋架上的軌道橫向運行，構成一矩形的工作范圍，就可以充分利用橋架下面的空間吊運物料，不受地面設備的阻礙。
垃圾搬運起重機是用于城市生活垃圾焚燒發(fā)電廠垃圾處理的特種抓斗橋式起重機，是城市生活垃圾焚燒廠垃圾供料系統的核心設備，位于垃圾貯存坑的上方，主要承擔垃圾的投料、搬運、攪拌、取物和稱量工作。
2.2 橋式垃圾搬運起重機的結構
垃圾搬運起重機一般由起重小車、橋架運行機構、橋架金屬結構組成。起重小車又由起升機構、小車運行機構和小車架三部分組成。
2.2.1 起升機構
起升機構包括電動機、制動器、減速器、卷筒和滑輪組。電動機通過減速器，帶動卷筒轉動，使鋼絲繩繞上卷筒或從卷筒放下，以升降重物。小車架是支托和安裝起升機構和小車運行機構等部件的機架，通常為焊接結構。
起重機運行機構的驅動方式可分為兩大類：一類為集中驅動，即用一臺電動機帶動長傳動軸驅動兩邊的主動車輪；另一類為分別驅動、即兩邊的主動車輪各用一臺電動機驅動。中、小型橋式起重機較多采用制動器、減速器和電動機組合成一體的“三合一”驅動方式，大起重量的普通橋式起重機為便于安裝和調整，驅動裝置常采用萬向聯軸器。
2.2.2 起重機運行機構
起重機運行機構一般只用四個主動和從動車輪，如果起重量很大，常用增加車輪的辦法來降低輪壓。當車輪超過四個時，必須采用鉸接均衡車架裝置，使起重機的載荷均勻地分布在各車輪上。
2.2.3 橋架的金屬結構
橋架的金屬結構由主粱和端粱組成，分為單主粱橋架和雙粱橋架兩類。單主粱橋架由單根主粱和位于跨度兩邊的端粱組成，雙粱橋架由兩根主粱和端粱組成。
主粱與端粱剛性連接，端粱兩端裝有車輪，用以支承橋架在高架上運行。主粱上焊有軌道，供起重小車運行。橋架主粱的結構類型較多比較典型的有箱形結構、四桁架結構和空腹桁架結構。
箱形結構又可分為正軌箱形雙粱、偏軌箱形雙粱、偏軌箱形單主粱等幾種。正軌箱形雙粱是廣泛采用的一種基本形式，主粱由上、下翼緣板和兩側的垂直腹板組成，小車鋼軌布置在上翼緣板的中心線上，它的結構簡單，制造方便，適于成批生產，但自重較大。
偏軌箱形雙粱和偏軌箱形單主粱的截面都是由上、下翼緣板和不等厚的主副腹板組成，小車鋼軌布置在主腹板上方，箱體內的短加勁板可以省去，其中偏軌箱形單主粱是由一根寬翼緣箱形主粱代替兩根主粱，自重較小，但制造較復雜。
四桁架式結構由四片平面桁架組合成封閉型空間結構，在上水平桁架表面一般鋪有走臺板，自重輕，剛度大，但與其他結構相比，外形尺寸大，制造較復雜，疲勞強度較低，已較少生產。
空腹桁架結構類似偏軌箱形主粱，由四片鋼板組成一封閉結構，除主腹板為實腹工字形粱外，其余三片鋼板上按照設計要求切割成許多窗口，形成一個無斜桿的空腹桁架，在上、下水平桁架表面鋪有走臺板，起重機運行機構及電氣設備裝在橋架內部，自重較輕，整體剛度大，這在中國是較為廣泛采用的一種型式。
2.2.4 垃圾抓斗
垃圾抓斗是垃圾焚燒場供料系統核心設備垃圾搬運起重機的輔助設備。它負責給垃圾焚燒爐供料，并承擔搬運攪拌貯坑中垃圾的作業(yè)等。其充分利用垃圾貯坑的容量，使坑內垃圾充分發(fā)酵且成分均勻。抓斗的工作環(huán)境惡劣，工作負荷繁重，維護保養(yǎng)困難，易發(fā)生故障。一旦抓斗出現故障，影響垃圾焚燒爐的供料，將造成垃圾焚燒場的停運，甚至可能造成城市生活垃圾收集、清運系統的混亂。正確選擇垃圾的抓斗非常重要。
垃圾抓斗從結構形式上分為蚌殼式和爪瓣式，從驅動方式上分為機械式和液壓式。
爪式液壓抓斗為多瓣結構，靠液壓缸直接驅動爪瓣實現開閉動作。切取容積大，抓取力大，防擺性好。對不均勻，斜面垃圾效果好，應用廣泛。起重機上小車無需增加驅動（抓斗）機構，小車體積小、靈活。
四吊點六瓣液壓抓斗，帶有自動開啟、閉合及傾斜控制系統；由上海起帆·佩納公司供貨，采用德國PEINER技術制造，液壓中心從德國進口，并采用380V交流電壓驅動。液壓缸位于抓斗外側，便于檢修，且每個液壓缸上都安裝防塵罩。抓斗供電采用與起升卷筒同步傳動的電纜卷筒，布置在小車上。
稱量系統進行實時的動態(tài)稱量，具有超載報警、計量和統計打印功能。稱量傳感器安裝在小車鋼絲繩卷筒軸承底座下方。
圖2-1電動液壓抓斗
2.3 垃圾搬運起重機作為非標特種起重機具有的特點
1．工作環(huán)境惡劣：溫度高、濕度大、灰塵多、氣體腐蝕性強；
2．工作載荷繁重：年平均工作時間8000h、滿載率高、工作頻繁；
3．維護保養(yǎng)困難：工作環(huán)境惡劣，垃圾腐爛的多種有害氣體增加了工作難度；
4．可靠性要求高：如起重機出現故障無法及時彌補，將影響焚燒爐進料，造成垃圾焚燒場癱瘓。
2.4 本章小結
本章簡要介紹了垃圾搬運起重機的結構形態(tài)、功用和特點等概況。垃圾搬運起重機作為非標特種橋式起重機具有所有橋式起重機的共性和技術條件要求，同時由于特殊的工作環(huán)境和功用需求又決定了垃圾搬運起重機的特殊機構構造，技術參數和工作特點，這正是現代起重機發(fā)展專用化的體現，更是現代起重機的發(fā)展趨勢。
第3章 起升小車的設計
12.5t×22.8m橋式起重機的設計計算依據文獻[5]和文獻[6]的有關規(guī)定和公式計算。主要計算公式及計算結果如下：
技術參數：
結構形式：半自動控制12.5t×22.2m垃圾抓斗起重機
生產率：12000噸/日/臺 起重量：12.5噸（包括抓斗）
工作級別：A8 跨度：22.8m
抓斗容積：8m3 抓斗自重：5380kg
起升速度：50m/min(上升) / 60m/min(下降)
小車運行速度：50m/min
起重機供電：三相交流 380V 50HZ
大車輪壓為：145KN 單機裝機容量：150kW
小車軌距：2.5m
3.1 起升機構計算
按照《起重機設計手冊》的有關規(guī)定和步驟計算電動機，制動器；鋼絲繩，減速器和聯軸器等零部件。
3.1.1 鋼絲繩
圖3-1鋼絲繩
1．鋼絲繩的特性
鋼絲繩是廣泛應用于起重機中的撓性構件。它具有承載能力大，卷繞性好，運動平穩(wěn)無噪音、極少突然斷裂、工作可靠等優(yōu)點。
2．鋼絲繩的種類和應用
起重機使用圓形截面的鋼絲繩，繩股截面也多是圓形。
按鋼絲繩股內相鄰層鋼絲的接觸狀態(tài)，分點接觸、線接觸和面接觸。
線接觸鋼絲繩在起重機中應用最廣，線接觸鋼絲繩分三種類型：外粗型、粗細型、密集型。
按鋼絲繩捻繞次數，有單捻和雙捻之分。
由若干根圓形鋼絲按螺旋狀捻繞而成的單繞鋼絲繩，剛性大，表面不光滑，在起重機上僅用作固定張緊繩。用異形截面鋼絲可以捻制成封閉繩，繩的表面光滑，能承受橫向載荷，常用作纜式起重機和架空索道的承載繩。
雙繞鋼絲繩是先由鋼絲繞成股，再由股繞成繩。由于強度高，撓性好，在起重機上廣泛使用。
雙繞鋼絲繩按外層繩股的捻繞方向分為右旋和左旋；按繩股和股中鋼絲的捻繞方向相同或相反而分為同向捻（鋼絲與股的捻繞方向一致）和交互捻（鋼絲與股的捻繞方向相反）。
交互捻鋼絲繩是常用的型式，由于這里繩與股的扭轉趨勢相反，互相抵消，沒有扭轉打結的趨勢，使用方便。
同向捻鋼絲繩的撓性與壽命較好，但由于有強烈的扭轉趨勢，容易打結，只能用于經常保持張緊的地方，通常用于牽引式運行小車的牽引繩，不易用于起升繩。
按繩芯的材料分有機芯、石棉纖維芯和金屬芯三種。
用浸透油脂的麻繩作有機芯，有利于防止鋼絲繩銹蝕，減少鋼絲繩的磨損，雙繞鋼絲繩一般采用有機芯。石棉纖維芯和金屬芯鋼絲繩是用于高溫車間，金屬芯鋼絲繩能承受較大的橫向擠壓力，可在多層繞卷筒上使用。
按鋼絲表面情況分光面和鍍鋅鋼絲繩。
在室內或一般工作環(huán)境中大都使用光面鋼絲繩。鍍鋅鋼絲繩適于在潮濕環(huán)境或有酸性侵蝕的地方工作。
按照鋼絲繩自行扭轉的程度分扭轉松散鋼絲繩（如鋼絲繩端不捆扎，或將鋼絲繩切斷，繩中的股絲會自行松散），輕微扭轉鋼絲繩（多層多股，相鄰層股的捻向相反）和不扭轉鋼絲繩（在捻制鋼絲繩之前，將鋼絲預先成型，加工成在繩中的形態(tài)，鋼絲內應力小，不扭轉打結，撓性好，壽命長，較一般鋼絲繩可提高壽命50%）。在起升高度大、承載分支數少的場合推薦使用輕微扭轉或不扭轉鋼絲繩。
關于鋼絲繩直徑的計算：
(3-1)
式中： C — 選擇系數。由《起重機設計手冊》表3-1-2查得C=0.134；
S — 鋼絲繩最大工作靜拉力；
采用雙聯卷筒四吊方式，
故：
。
纖維芯具有較高撓性和彈性，不能耐高溫，不能承受橫向壓力。
垃圾倉環(huán)境惡劣，鍍鋅鋼絲繩抗腐蝕能力強，適于在潮濕環(huán)境或有酸性腐蝕的地方工作。
鋼絲繩型號：
22 ZAA 6×19W+FC—1770。
確定鋼絲繩最大靜拉力S=31250N。
3.1.2 電動機
圖3-2電動機
1．計算電動機的靜功率
Kw (3-2)
式中： Pj — 穩(wěn)態(tài)平均功率；
Q,v — 起升負載及起升速度；
η — 機構總效率，對于抓斗式η=0.9。
2．選擇電動機功率
(3-3)
式中： G — 穩(wěn)態(tài)負載平均系數。
按此功率選擇JC值和CZ值一致的電動機功率。
起重機起升機構的接電持續(xù)率JC值和穩(wěn)態(tài)負載平均系數G ，可查《起重機設計手冊》表2－2－5和表2－2－6選取。JC=40%，G=0.8， CZ=450 。
起升電動機當機構工作級別低、JC值小、CZ值小，電機容量由過載能力決定；反之，取決于發(fā)熱校驗。
3．電動機過載能力校驗
(3-4)
式中： Pn ― 在基準接電持續(xù)率時的電動機額定功率；
u ― 電動機臺數；
λm― 電動機轉矩的允許過載倍數；
H ― 考慮電壓降及轉矩允差以及靜載試驗超載（試驗載荷為額定載荷的1.25倍）的系數，繞線異步電動機取2.1；籠型異步電動機取2.2；直流電動機取1.4 。
Kw
4．電動機的發(fā)熱驗算
起重機設計規(guī)范中列出了繞線型異步電動機的發(fā)熱校驗方法，沒有涉及直流電動機、籠型異步電動機的發(fā)熱校驗。這主要由于電機廠已提供計算YZR系列繞線型異步電動機S4、S5工作方式下輸出容量的全套原始數據，進而以計算出S4、S5時，電機額定輸出功率，因而可用相應的發(fā)熱校驗方法。
(3-5)
式中： ―穩(wěn)態(tài)平均功率（Kw）；
G―穩(wěn)態(tài)負載平均系數，一般取？《起重機設計手冊》表5-1-37所列值；
5．變頻調速三相異步電動機特點
YZPF型電動機能與國內外各種變頻裝置相配套，構成交流變頻調速系統，電動機安裝尺寸與同機座號的YZR2系列三相異步電動機一致，互換性強。具有較大的過載能力和較高的機械強度，特別適合那些短時斷續(xù)運轉，頻繁起動和制動及正反轉，用過負荷及顯著震動與沖擊的起重機械與冶金輔助機械設備的變頻調速傳動系統中。
電動機選用YZPF315M2—6。
3.1.3 減速器
圖3-3減速器
QY型系列減速器包括QYS型（三支點）和QYD型（底座式）兩個系列起重機用硬齒面減速器。他有三級，四級和三四級結合型三種。
此減速器主要用于起重機各有關機構，也可用于運輸，冶金，礦山，化工及輕工等機械設備的傳動中，其工作條件為：
（1）齒輪圓周速度不大于20m/s；
（2）高速軸轉速不大于1500r/min；
（3）工作環(huán)境溫度為-40℃～+40℃；
（4）可正反兩向運轉。
1．減速器傳動比
起升機構傳動比i0按公式計算：
(3-6)
式中： n — 電動機額定轉速；
nt — 卷筒轉速；
；
—減速器的個數；
—卷筒初選直徑。
根據i0確定出公稱傳動比iN0。依據《起重機設計手冊》表3-10-2查得iN0=40，三級傳動。
2．確定減速器的公稱輸入功率Pn
減速器的計算功率：
Ps=P2×f1×f2 (3-7)
式中： P2 — 起重機機構的功率；
f1 — 工作機系數，根據起重機機構的載荷狀況和利用等級按表選??；
f2 — 原動機系數，對電動機和液壓馬達取f2=1。
根據n1,i和Ps查《起重機設計手冊》表3-10-10表3-10-11選取減速器的型號，使Pn≥Ps。
根據連續(xù)裝卸用抓斗橋式起重機，工作級別M8，查《起重機設計手冊》GB/T3811附錄N可知，主起升機構載荷狀況為L3，利用等級為T6，查《起重機設計手冊》表3-10-13，f1=1.2。
減速器的計算功率：
Ps=110×1.2×1=132Kw。
當n1=990r/min，iN0=40, 查《起重機設計手冊》表3-10-10，a1=355mm, 減速器公稱輸入功率PN= 138KW，滿足要求。
3．校核減速器的最大轉矩
(3-8)
式中： Mn — 電動機的額定轉矩；
f3 — 峰值轉矩系數，根據機構的載荷狀況和利用等級由《起重機設計手冊》表3-10-13選取。
電動機的額定轉矩：
由L3－T6－M7查《起重機設計手冊》表3-10-13，f3=1.0,
(3-9)
減速器公稱輸入功率PN=138Kw>110Kw，滿足要求。
最后選定減速器為：
QY3D355-40VII（IX）H。
減速器裝配型式：減速器的高速軸要與電機和制動器配合。
3.1.4 制動器
圖3-4制動器簡圖
1．制動器的制動轉矩
制動器時保證起重機安全的重要部件，起升機構的每一套獨立的驅動裝置至少要裝設一個支持制動器。支持制動器應是常閉式的，制動輪必須裝在與傳動機構剛性聯結的軸上，起升機構制動器的制動轉矩必須大于由貨物產生的靜轉矩，在貨物處于懸吊狀態(tài)時具有足夠的安全裕度，制動轉矩應滿足下是要求：
(3-10)
式中： Tz — 制動器制動轉矩；
Kz — 制動安全系數，見《起重機設計手冊》表2-2-7，Kz=2.5；
Q — 額定起升載荷；
D0 — 卷筒卷繞直徑；
η — 機構總效率；
m — 滑輪組倍率m=1；
i — 傳動機構傳動比i=40。
2．電動液壓塊式制動器的特點
動作平穩(wěn)，噪音小，壽命長，尺寸小，重量輕，不易滲漏。省電，交流供電方便。
3．根據起重機機構的工作要求和工作條件，選擇制動器的一般原則：
(1) 根據國內現有系列產品選擇制動器。塊式制動器技術成熟，使用可靠，價格適中，維修方便，在起重機上應用最廣泛，在同等條件下可優(yōu)先選用。在外形尺寸受限，制動轉矩要求很大的場合，可考慮選用帶式制動器，輪胎，汽車，履帶起重機較多使用帶式制動器。
(2) 制動器一般裝在機構的高速軸上，以減小制動轉矩。如果在起升和變幅機構的傳動系中有離合器或撓性傳動件，制動器必須裝在卷筒上，以確保安全。起升機構必須使用自動作用或操縱的常閉式制動器。必須使用常開式操縱制動器時，應加裝停止器。運行和回轉機構推薦使用操縱式制動器。為了兼有自動作用常閉式制動器安全可靠和常開操縱式制動器制動平穩(wěn)的優(yōu)點，在電動橋式、門式起重機的運行機構上可采用綜合式制動器。
(3) 在起升、變幅機構中用于支持物品和吊臂的制動器，制動轉矩必須有足夠的儲備，運行回轉機構采用自動作用常閉式制動器時，應滿足制動時間或制動減速度的要求。門式、門座起重機和裝卸橋運行機構制動器，應保證起重機具有工作狀態(tài)下的防風抗滑安全性。
(4) 選制動器應注意經濟性，維修性，和使用可靠性。選用電力液壓塊式制動器標準產品時，制動轉矩只能在（1.0～0.7）額定制動轉矩范圍內調整，以保證制動轉矩的穩(wěn)定，制動可靠。
(5) 制動器選定后，因根據起重機的工作條件和具體要求驗算制動時間或制動距離或制動減速度，必要時應作發(fā)熱驗算。
由《起重機設計手冊》表3-7-15，選擇YW400—800—3型。由表知配用推動器型號為：YTD800—60。YW系列制動器外形及安裝尺寸見《起重機設計手冊》表3—7—16。
4．單推桿電力液壓制動器特點
動作平穩(wěn)，無噪聲，交流供電方便，工作可靠，耗電量少，結構比液壓電磁鐵簡單，松閘性能穩(wěn)定，動作時間能調節(jié)，壽命長，體積小，重量輕，價格較便宜。單推桿動作靈敏，可靠，壽命長，價格稍貴。
3.1.5 聯軸器
圖3-5彈性注銷聯軸器
1．銷聯軸器滿足的要求
依據所傳遞的扭矩，轉速和被連接的軸徑等參數選擇聯軸器的具體規(guī)格，起升機構的聯軸器應滿足下式要求：
(3-11)
式中： T — 所傳扭矩的計算值；
TⅡmax — 按第Ⅱ類載荷計算的軸傳最大扭矩，對高速軸TⅡmax=（0.7-0.8）λmTn，在此λm為電動機轉矩允許過載倍數，Tn為電動機額定轉矩， ，P為電動機額定功率，n為轉速，對低速軸，TⅡmax=φ2Tj，在此φ2為起升載荷動載系數，Tj為鋼絲繩最大靜拉力作用于卷筒的扭矩；
[T] — 聯軸器許用扭矩，由手冊或產品目錄中查得；
k1 — 聯軸器重要程度系數，對起升機構，k1=1.8見《起重機設計手冊》表3-12-2；
k3 — 角度偏差系數，選用齒輪聯軸器時，k3值見《起重機設計手冊》表3-12-4，對其他類型聯軸器k3=1。
依據HL型彈性柱銷式聯軸器基本性能參數和主要尺寸，選擇公稱轉矩為6300Nm的HL7規(guī)格的聯軸器。
2．HL性彈性柱銷聯軸器特點
適用于各種同軸線的傳動系統，利用尼龍棒橫斷面剪切強度傳遞轉矩，工程轉矩160～160000Nm，工作溫度-20℃～80℃。結構簡單，維修方便，具有緩沖減震性能和一定的軸偏移補償能力，適于在不控制噪音環(huán)境的場合使用。
結構緊湊，裝配方便，不需潤滑，彈性較好，能緩沖減震，補償兩軸偏移量不大，傳遞扭矩較小，彈性件易損壞，使用壽命低。可用于運行機構高速軸。
3.1.6 卷筒
圖3-6卷筒
1．卷筒
卷筒組是起升機構和牽引機構中卷繞鋼絲繩的部件。常用卷筒組類型有齒輪聯接盤式，周邊大齒輪式，短軸式和內裝行星齒輪式。
齒輪聯接盤式卷筒組為封閉式傳動，分組性好，卷筒軸不承受扭矩，是目前橋式起重機卷筒組的典型結構。缺點是檢修時需沿軸向外移卷筒。
周邊大齒輪式卷筒組多用于傳動速比大，轉速低的場合，一般為開式傳動，卷筒軸只承受彎矩。
短軸式卷筒組采用分開的短軸代替整根卷筒長軸。減速器側短軸采用鍵與過盈配合與卷筒法蘭盤剛性聯接，減速器通過鋼球或圓柱銷與底架鉸接；支座側采用定軸式或轉軸式短軸，其優(yōu)點是構造簡單，調整安裝比較方便。
內裝行星齒輪式卷筒組輸入軸與卷筒同軸線布置，行星減速器置于卷筒內腔，結構緊湊，重量較輕，但制造與裝配精度要求較高，維修不便，常用于結構要求緊湊、工作級別為M5以下的機構中。
根據鋼絲繩在卷筒上卷繞的層數分單層繞卷筒和多層繞卷筒。根據鋼絲繩卷入卷筒的情況分單聯卷筒（一根鋼絲繩分支繞入卷筒）和雙聯卷筒（兩根鋼絲繩分支同時卷入卷筒）。雙聯卷筒可以單層繞或多層繞，雙聯卷筒一般為單層繞。起升高度大時，為了減小雙聯卷筒長度，有將兩個多層卷筒同軸布置，或平行布置外加同步裝置的實例。
卷筒由鑄造或焊接經機加工后制成。鑄造卷筒一般采用不低于HT－200的灰鑄鐵，重要卷筒可采用高強度鑄鐵或球墨鑄鐵。必須采用鑄鋼時，應不低于ZG230－450。
焊接卷筒多采用Q235鋼板彎卷焊接而成，重量輕，適宜于單件生產和大尺寸卷筒。
2．卷筒主要幾何尺寸確定：
卷筒名義直徑D
(3-12)
繩槽半徑R
(3-13)
繩槽深度h（深槽）
(3-14)
繩槽節(jié)距p（深槽）
(3-15)
卷筒上有螺旋槽部分長L0
(3-16)
卷筒長度（單層雙聯卷筒）
(3-17)
卷筒壁厚（鑄鐵卷筒）δ
(3-18)
式中： D — 卷筒名義直徑（卷筒槽底直徑）；
d — 鋼絲繩直徑；
e — 筒繩直徑比，由《起重機設計手冊》表3-3-2選?。?
Hmax — 最大起升高度；
m — 滑輪組倍率m=1；
D0=D+d — 卷筒計算直徑，由鋼絲繩中心算起的卷筒直徑；
z1≥1.5 — 為固定鋼繩的安全圈數；
L1 — 無繩槽卷筒端部尺寸，由結構需要決定；
L2 — 固定鋼繩所需長度，L2≈3p；
Lg — 中間光滑部分長度，根據鋼絲繩允許偏角確定。
單層繞卷筒表面通常切出導向螺旋槽，繩槽分標準槽與深槽兩種形式，一般情況都采用標準槽。當鋼絲繩有脫槽危險（例如抓斗起升機構卷筒，鋼絲繩向上引出的卷筒）以及高速機構中，采用深槽。
多層繞卷筒表面以往都推薦做成光面，為了減小鋼絲繩磨損。但實踐證明，帶螺旋槽的卷筒多層卷繞時，由于繩槽保證第一層鋼絲繩整齊排列，有利于以后各層鋼絲繩的整齊卷繞。光面卷筒極易使鋼絲繩多層卷繞時雜亂無序，由此導致的鋼絲繩磨損遠大于有繩槽的卷筒。
帶繩槽的單層繞雙聯卷筒，可以不設擋邊，因為鋼絲繩的兩頭固定在卷筒的兩端。多層繞卷筒兩端應設擋邊，以防止鋼絲繩脫出筒外，擋邊高度應比最外層鋼絲繩高出（1～1.5）d。
3.1.7 鋼絲繩在卷筒上的固定
鋼絲繩端在卷筒上的固定必須安全可靠，便于檢查和更換鋼絲繩。最常用的方法是壓板固定，它結構簡單，檢查拆裝方便，但不能用于多層繞卷筒。楔塊固定，楔塊斜度為1/4～1/5。板條固定，將鋼絲繩引入卷筒內的特質槽中，用螺釘板條固定。壓板在卷筒側板上固定，鋼絲繩頭引出到卷筒側板外，用螺釘壓板將繩頭固定，構造簡單。
壓板固定只能用于單層繞卷筒，楔塊固定、板條固定、側板上壓板固定三種固定方法除用于多層繞卷筒外，必須縮短卷筒長度時，也可用于單層繞卷筒。
為減小鋼絲繩對固定裝置的作用力，在固定裝置之前必須在卷筒上留有1.5～3圈的安全圈。
鋼絲繩壓板已標準化，根據鋼絲繩直徑從《起重機設計手冊》表3-3-4中選取。這種壓板適用于各種圓股鋼絲繩（GB1102-74）的繩端固定，不易用于電動葫蘆和多層繞卷筒。一根繩端的壓板數量不少于3塊。
1．鋼絲繩允許偏角
鋼絲繩繞進或繞出卷筒時，鋼絲繩偏離螺旋槽兩側的角度推薦不大于3.5°，對于光面卷筒和多層繞卷筒，鋼絲繩與垂直卷筒軸的平面的偏角推薦不大于2°，以避免亂繩。布置卷筒系統時，鋼絲繩繞進或繞出滑輪槽的最大偏角推薦不大于50°，以避免槽口損壞和鋼絲繩脫槽。
2．卷筒強度計算
卷筒在鋼絲繩拉力作用下，產生壓縮，彎曲和扭轉剪應力，其中壓縮應力最大。當L≤3D時，彎曲和扭轉的合成應力不超過壓縮應力的10%～15%，只計算壓應力即可。當L＞3D時，要考慮彎曲應力。對尺寸較大，壁厚較薄的卷筒還需對筒壁進行抗壓穩(wěn)定性驗算。
卷筒筒壁的最大壓應力出現在筒壁的內表面，壓應力按下式計算
(3-19)
式中： — 卷筒壁壓應力；
Smax — 鋼絲繩最大靜拉力，根據已選定鋼絲繩S=31250N；
δ — 卷筒壁厚；
p — 繩槽節(jié)距；
A1 — 應力減小系數，在繩圈拉力作用下，筒壁產生徑向彈性變形，使繩圈緊度降低，鋼絲繩拉力減小，一般取A1=0.75；
A2 — 多層卷繞系數。多層卷繞時，卷筒外層繩圈的箍緊力壓縮下層鋼絲繩，使各層繩圈的緊度降低，鋼絲繩拉力減小，筒壁壓應力不與卷繞層數成正比，在這里A2= 1；
[]— 許用壓應力，對鑄鐵[]=/5，為鑄鐵抗壓強度極限，對鋼[]=/2，為鋼的屈服極限。
3.2 運行機構計算
軌行式運行機構主要由運行支承裝置與運行驅動裝置兩大部分組成。運行支承裝置用來承受起重機的自重和外載荷，并將所有這些載荷傳遞給軌道基礎建筑，主要包括均衡裝置、車輪與軌道等。運行驅動裝置用來驅動起重機在軌道上運行，主要由電動機、減速器、制動器等組成。
雙梁橋架類型起重機小車運行機構的典型形式：
雙梁小車是指雙梁橋式起重機和雙梁門式起重機小車。小車運行機構常采用低速中集中驅動，電動機通過在小車架上的立式減速器、聯軸器和傳動軸驅動車輪，主動輪常取總輪數的一半，制動器放在電動機另一端的外伸軸上。這種驅動形式的優(yōu)點是可以采用標準部件，安裝和維修方便。
小車運行機構采用驅動、制動和傳動裝置三者和為一體的“三合一”驅動裝置。電動機與制動器制成一體，直接聯在減速器上，減速器套裝在車輪軸上，減速器上方有一彈性支承與小車架相連。這種驅動型式的優(yōu)點是結構緊湊，自重輕，裝卸方便，運行平穩(wěn)，使用可靠，但維修不太方便。
裝卸橋小車運行速度高，使用頻繁。當運行速度v≥2m/s時，傳動機構應放在彈性支架上，從而減小傳動機構的沖擊以及司機由此產生的疲勞感。為了保證起動和制動時不打滑多采用全部車輪驅動。為了減少輪緣啃軌，軌道內側常增設水平輪。
3.2.1 電動機的選擇
1．電動機的靜功率
Kw (3-20)
式中： Fj — 起重機或小車運行靜阻力；
V0 — 初選運行速度；
η — 機構傳動效率，可取η=0.85—0.95；
m — 電動機個數。
2．電動機初選
一般可根據電動機的靜功率和機構的接電持續(xù)率JC值，對照電動機的產品目錄選用。由于運行機構的靜載荷變化較小，動載荷較大，因此所選電動機的額定功率應比靜功率大，以滿足電動機的起動要求。
對于橋架類型起重機的小車運行機構可按下式初選電動機：
Kw (3-21)
式中： Kd — 考慮到電動機起動時慣性影響的功率增大系數。室外工作的起重機，常取Kd=1.1～1.3（速度高者取大值）；對于室內工作的起重機及裝卸橋小車運行機構可取Kd=1.2～2.6（對應速度30m/min～180m/min）。
3.2.2 減速器的選擇
1．減速器的傳動比
機構計算傳動比：
(3-22)
式中： n — 電動機額定轉速；
D — 車輪踏面直徑；
V0 — 初選運行速度；
i0 — 計算傳動比。
按所采用的傳動方案考慮傳動比分配，并選用標準減速器或進行減速裝置的計算，確定出實際傳動比i。
2．標準減速器的選用
選用標準型號的減速器時，其總設計壽命一般應與機構的利用等級相符合。在不穩(wěn)定運轉過程中減速器承受動載荷不大的機構，可按額定載荷或電動機額定功率選擇減速器，對于動載荷較大的機構，應按照實際載荷（考慮動載荷影響）來選擇減速器。
由于運行機構起、制動時的慣性載荷大，慣性質量主要分布在低速部分，因此起、制動時的慣性載荷幾乎全部傳遞給傳動零件，所以在選用或設計減速器時，輸入功率應按起動工況確定。減速器的計算輸入功率為：
(Kw) (3-23)
式中： m — 運行機構減速器的個數m=1；
v — 運行速度；
η— 運行機構的傳動效率；
Fj — 運行靜阻力；
Fg — 運行起動時的慣性力。
(3-24)
式中： λ=1.1～1.3，考慮機構中旋轉質量的慣性增大系數。
=8.3Kw
根據計算輸入功率，可從標準減速器的承載能力表中選擇使用的減速器。對于工作級別大于M5的運行機構，考慮到工作條件比較惡劣，根據實踐經驗，減速器的輸入功率以取1.8～2.2倍的計算輸入功率為宜。
3.2.3 制動器的選擇
運行機構的制動器根據起重機滿載、順風和下坡運行制動工況選擇，制動器應使起重機在規(guī)定的時間內停車，制動轉矩按下式計算：
…………………………………………………………………………………..(3-25)
式中： Fp — 坡道阻力；
FwⅡ — 風阻力，按工作狀態(tài)最大計算風壓qⅡ計算；
Fm1 — 滿載運行時最小摩擦阻力；
m’ — 制動器個數；
m — 電動機個數，一般m=m’=1；
tz — 制動時間，參考文獻[6]表2-3-6選取。
對于露天工作的起重機小車或無夾軌器的起重機，在驅動輪與軌道間有足夠大的粘著力的情況下，應使制動器滿足以下要求：
(3-26)
式中： FwⅢ — 風阻力，按非工作狀態(tài)下的最大計算風壓qⅢ計算。
3.2.4 聯軸器的選擇
高速軸聯軸器的計算扭矩Tc1應滿足：
(Nm) (3-27)
式中： n1 — 聯軸器安全系數取1.2—1.5；
φ8 — 剛性動載系數取1.1；
Tn — 電動機額定扭矩Tn=26.3N；
Tt — 聯軸器許用扭矩。
=27.8 Nm
低速軸聯軸器的計算扭矩Tc2應滿足：
(Nm)
根據以上對驅動，制動和傳動性能要求的計算，選定驅動裝置，型號：FA87DV132S4/BMG/HF，其電機功率為5.5Kw，輸出轉速為50r/min，傳動比為28.78，制動力矩為75Nm。
3.3 本章小結
起重小車是垃圾搬運起重機的核心部分，其設計尤為復雜。1臺電機通過兩臺硬齒面減速器驅動兩個卷筒上的四根鋼絲繩吊起四吊點液壓抓斗，四繩間距上寬下窄，構成大起升高度的防擺系統，使抓斗具備防擺特性，停車定位準確。減速器與卷筒采用齒輪連接盤聯接，封閉式傳動，分組性好，卷筒軸不承受扭矩，是目前橋式起重機卷筒組的典型結構。小車運行采用“SEW 三合一”傳動裝置。
小車運行機構采用驅動、制動和傳動裝置三者和為一體的“三合一”驅動裝置。電動機與制動器制成一體，直接聯在減速器上，減速器套裝在車輪軸上，減速器上方有一彈性支承與小車架相連。這種驅動型式的優(yōu)點是結構緊湊，自重輕，裝卸方便，運行平穩(wěn)，使用可靠，但維修不太方便。
第4章 大車運行機構的設計
4.1 電動機的選擇
4.1.1 電動機的靜功率
Kw (4-1)
式中： Fj — 起重機或小車運行靜阻力；
V0 — 初選運行速度；
η — 機構傳動效率，可取η=0.85—0.95；
m — 電動機個數m=2，大車運行采用分別驅動。
4.1.2 電動機初選
一般可根據電動機的靜功率和機構的接電持續(xù)率JC值，對照電動機的產品目錄選用。由于運行機構的靜載荷變化較小，動載荷較大，因此所選電動機的額定功率應比靜功率大，以滿足電動機的起動要求。
對于橋架類型起重機的小車運行機構可按下式初選電動機：
Kw
式中： Kd — 考慮到電動機起動時慣性影響的功率增大系數。室外工作的起重機，常取Kd=1.1～1.3（速度高者取大值）；對于室內工作的起重機及裝卸橋小車運行機構可取Kd=1.2～2.6（對應速度30m/min～180m/min）。
4.1.3 電動機的過載校驗
運行機構的電動機必須進行過載校驗。
(Kw) (4-2)
式中： Pn — 基準接電持續(xù)率時電動機額定功率；
m — 電動機個數；
λas — 平均起動轉矩標么值（相對于基準接電持續(xù)率時的額定轉矩），對繞線型異步電動機取1.7，采用頻敏變阻器時取1，籠型異步電動機取轉矩允許過載倍數的90%，串勵直流電動機取1.9，復勵直流電動機取1.8，他勵直流電動機取1.7，采用電流自動調整的系統，允許適當提高λas值；
FjⅡ — 運行靜阻力，風阻力按工作狀態(tài)最大計算風壓qⅡ計算，室內工作的其總機風阻力為零；
v — 運行速度，根據v0與初選的電動機轉速n確定傳動比i 。
η — 機構傳動效率；
∑J — 機構總轉動慣量，即折算到電動機軸上的機構旋轉運動質量與直線運動質量轉動慣量之和。
（4-3)
式中： J1 — 電動機轉子轉動慣量；
J2 — 電動機軸上制動輪和聯軸器的轉動慣量；
k — 計及其他傳動件飛輪矩影響的系數，折算到電動機軸上可取k=1.1—1.2；
n — 電動機額定轉速；
ta — 機構初選起動時間，可根據運行速度確定，一般情況下橋架類型起重機大車運行機構ta=8s～10s，小車巡行機構ta=4s～6s；
Q — 起升載荷；
G — 起重機或運行小車的重力。
=9.18Kw
4.2 減速器的選擇
4.2.1 減速器的傳動比
機構計算傳動比：
(4-4)
式中： n — 電動機額定轉速，n=1430r/min；
D — 車輪踏面直徑；
V0 — 初選運行速度；
i0 — 計算傳動比。
按所采用的傳動方案考慮傳動比分配，并選用標準減速器或進行減速裝置的計算，確定出實際傳動比i。
4.2.2 標準減速器的選用
選用標準型號的減速器時，其總設計壽命一般應與機構的利用等級相符合。在不穩(wěn)定運轉過程中減速器承受動載荷不大的機構，可按額定載荷或電動機額定功率選擇減速器，對于動載荷較大的機構，應按照實際載荷（考慮動載荷影響）來選擇減速器。
由于運行機構起、制動時的慣性載荷大，慣性質量主要分布在低速部分，因此起、制動時的慣性載荷幾乎全部傳遞給傳動零件，所以在選用或設計減速器時，輸入功率應按起動工況確定。減速器的計算輸入功率為：
(Kw) (4-5)
式中： m — 運行機構減速器的個數；
v — 運行速度；
η— 運行機構的傳動效率；
Fj — 運行靜阻力；
Fg — 運行起動時的慣性力。
N (4-6)
式中： λ=1.1～1.3，考慮機構中旋轉質量的慣性增大系數。
=×=14.67Kw
根據計算輸入功率，可從標準減速器的承載能力表中選擇使用的減速器。對于工作級別大于M5的運行機構，考慮到工作條件比較惡劣，根據實踐經驗，減速器的輸入功率以取1.8～2.2倍的計算輸入功率為宜。
4.3 制動器的選擇
運行機構的制動器根據起重機滿載、順風和下坡運行制動工況選擇，制動器應使起重機在規(guī)定的時間內停車，制動轉矩按下式計算：
……………………………………………………………………………………(4-7)
式中： Fp — 坡道阻力；
FwⅡ — 風阻力，按工作狀態(tài)最大計算風壓qⅡ計算；
Fm1 — 滿載運行時最小摩擦阻力，
m’ — 制動器個數；
m — 電動機個數，一般m=m’；
tz — 制動時間，參考《起重機設計手冊》表2-3-6選取。
對于露天工作的起重機小車或無夾軌器的起重機，在驅動輪與軌道間有足夠大的粘著力的情況下，應使制動器滿足以下要求：
(4-8)
式中： FwⅢ — 風阻力，按非工作狀態(tài)下的最大計算風壓qⅢ計算。
4.4 聯軸器的選擇
高速軸聯軸器的計算扭矩Tc1應滿足：
(Nm) (4-9)
式中： n1— 聯軸器安全系數取1.2—1.5；
φ8— 剛性動載系數取1.1；
Tn— 電動機額定扭矩Tn=29.3 Nm；
Tt— 聯軸器許用扭矩。
=38.67 Nm
低速軸聯軸器的計算扭矩Tc2應滿足：
(Nm) (4-10)
根據以上對驅動，制動和傳動性能要求的計算，選定驅動裝置，型號為： FA97DV132M4/BMG/HF。其電機功率為2×7.5kW，輸出轉速為32r/min，傳動比為44.49，制動力矩為2×100Nm。
4.5 本章小結
大車橋架是起重機的主要運行和支撐機構，雖然構造比小車叫簡易，可對驅動機構和剛度，強度要求較高。起重機運行機構一般只用四個主動和從動車輪，如果起重量很大，常用增加車輪的辦法來降低輪壓。當車輪超過四個時，必須采用鉸接均衡車架裝置，使起重機的載荷均勻地分布在各車輪上。驅動系統采用分別驅動，由電氣系統保證主動輪同步運行，防止發(fā)生偏扭。機身采用偏軌箱形雙粱結構，自重輕，剛度和強度較好。
第5章 主動軸的設計計算
5.1 軸的概述
5.1.1 軸的用途
軸是組成機器的主要零件之一。一切作回轉運動的傳動零件，都必須安裝在軸上才能進行運動及動力的傳遞。因此軸的主要功用是支承回轉零件及傳遞運動和動力。
5.1.2 軸的材料
軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。
由于碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故采用碳鋼制造軸尤為廣泛，其中最長用的是45鋼。
5.2 小車驅動機構主動軸的設計
已知n1=50r/min，P1=5.5kW，Q=125000N，G=116000N
設計軸的直徑、長度：
選擇軸的材料為40Cr，其機械性能由表5.1查得MPa，MPa，MPa，查表5.2，MPa。
表5.1 軸的常用材料機械性能表
材料
熱處理
毛坯直徑
d，D/mm
硬度
HBS
抗拉強度
/MPa
屈服極限
/MPa
彎曲持久
極限
/MPa
剪切持久
極限