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H3/36B塔式起重机起升机构及臂架设计摘要塔式起重机在建筑行业运用很广泛，尤其是在高层建筑中，更是必不可少的起重运料工具。本设计主要完成起升机构和臂架部分的设计，在查阅了大量文献和相关知识的同时，掌握了大量的有关塔式起重机的知识后，模仿H3/36B型塔式起重机的起升机构和吊臂而设计的。起升机构是塔式起重机的最主要机构之一，尤其是传动装置减速器的设计尤为重要，吊臂以及在其上面行走的变幅小车主要承担着运输重物的任务，因此要对其进行严格的受力分析，并进行校核计算。由于吊臂结构承受很大的载荷作用且具有很大的危险性，故选材和构件连接上要十分严格。与此同时，还要考虑到材料的经济性，即造价成本问题。在借鉴前人经验和参阅相关资料的基础上，根据设计题目中给定的设计参数，将臂架设计为正三角形水平桁架结构。通过社会调查和技术经济性分析，本设计具有一定得实际应用价值和市场潜能，可进行制造并投放市场。关键词：塔式起重机，起升机构，吊臂，幅度，桁架
1TheLiftingmecheanismandArmofH3/36BCranetowerDesignAbstractThecranetowerisusedinconstructprofessionveryextensivelyparticularlyinhignbuildings,isalsotheessentialtooltorisetheheavyanticipates.Thisdesignprimarilycompletesthedesignofliftingmechanismthearmpartofcranetower.Atcheckingtheculturalheritageoflargequantityandrelatedknowledgeatthesametime,!completethedesignbyimitatingtheliftingmechanismandthearmofH3/36Bcranetower,aftermasterlotsofknowledgeaboutthecranetower.Theliftingmechanismisoneoftheimportantmechanismofthecranetower,particularlyisthetransmissiondevicereducer.Thearmandtheamplituderunningaboveitundertaketheloadprimarily,thereforewemustanalyzethestressstrictly,andcheckthembycalculating.Becausetheconstructionofthearmbearstheloadappliedtoitandiswerydangeroustopeople,itwillbestricttochoosethematericalsandcomponentconjunctions.Meanwilewemustconsidertheeconomyofthematerials,whichisreferredtothepricecostproblem.Onthebasisdrawingprehominidexperienceandreferringtotherelevancedata,accordingtothestructuredesigningtheleveltrussgivingstabledesignaparameter,thearmrackbeingdesignedfortheregulartriangleinexaminationquestions.Bythesocietyinwestigatesandanalyzingthetechnicaleconomy,thedesignhascertainvalueofpracticalapplication,1thinkwecanmanufactureitandreleaseit.Keywords：cranetower,liftingmechanism,thearmcrane,amplitude,truss
21绪论11.1概述11.2塔式起重机的分类21.2.1按塔式起重机的回转方式分类21.2.2塔式起重机的有无运行机构分类31.3塔式起重机的组成及作用41.3.1金属结构部分41.3.2机械传动部分51.3.3电气控制与安全保护部分51.4变幅机构61.4.1变幅机构的类型61.4.2臂架摆动式变幅机构72起升机构的设计与计算82.1起升机构82.1.1起升机构的工作原理82.1.2起升机构的设计计算92.2起升机构起重零部件的选择计算102.2.1钢丝绳102.2.2卷筒112.2.3电机的选择112.2.4减速器的设计和计算122.2.5传动轴的计算和校核173吊钩简介和吊钩计算203.1吊钩组组成和吊钩的种类203.2吊钩组常用材料20
33.1吊钩和吊钩毛坯分类及应力计算203.2吊钩组的计算载荷与安全系数223.3吊钩主要尺寸223.4吊钩和钩身螺纹的应力计算233.4.1吊钩的应力计算233.4.2钩身螺纹截面应力计算253.5吊钩使用注意事项264小车变幅式臂架的设计和计算274.1臂架结构简介274.1.1臂架的类型274.1.2臂架结构设计284.2吊点位置的确定284.3臂架受力分析324.4内力计算334.4.1斜面桁架内力计算344.4.2吊点B的支反力及吊绳拉力414.4.3水平桁架的内力计算434.4.4下弦杆附加内力计算484.5截面选择与验算504.5.1腹杆的计算504.5.2臂架稳定性验算515结构连接535.1机构连接简介535.2焊接连接545.3螺栓连接546技术经济性分析56结论57致谢58
4参考文献59
51绪论1.1概述塔式起重机简称塔机，也称塔吊，源于西欧。具有工作效率高、使用范围广、回转半径大、起重高度高、操作方便以及安装与拆卸比较简便等特点，因而在建筑安装工程中得到广泛的使用，并成为一种总要的施工机械。塔式起重机除了用于工业与民用建筑外，在电站施工、水利建设以及造船等部门也常有应用。在我国，塔式起重机的生产和应用已有40多年的历史，经历了一个从测绘仿制到自行设计制造的过程。20世纪50年代：1954年仿制民主德国设计的建筑师-I型塔式起重机，在抚顺试制了我过第一台TQ2-6型塔式起重机。20世纪60年代：1961年，首先在北京试制成功了红旗-II型塔式起重机，它是我国最早自行设计的塔式起重机。随后我国又自行设计了TQ-6型塔式起重机。20世纪70年代：我国塔式起重机进入了技术提高、品种增多的新阶段。这一时期先后开发了ZT100、ZT120,ZT80等小型变幅自升式塔式起重机；QT-20小车变幅内爬式塔式起重机；QTL16,TQ40、TQ45、TD25、QTG40、QTG60下回转动臂自行架设快装塔式起重机等。20世纪80年代：我国出现了很多新产品，主要有TQ80A、QTZ100.QTZ120等自升式塔式起重机，QT60、QTK60、QT25HK等下回转快装塔式起重机和QT90上回转动臂下顶升接高塔式起重机。进入20世纪年代以后，我国塔式起重机行业随着全国范围内建筑任务的增加而进入一个新的兴盛时期，无论从生产规模、应用范围和塔式起重机的总量等角度来衡量，我国均堪称塔式起重机大国。
61.1塔式起重机的分类1.1.1按塔式起重机的回转方式分类按照回转部分装设的位置不同可分为上回转式塔式起重机和下回转式塔式起重机两类。1.上回转式塔式起重机及分类上回转塔式起重机是指回转支撑装设在塔机的上部的塔式起重机，按回转支承构造的形式，上回转部分的结构可分分为塔冒式、转柱式和转盘式三种，见表1.1。表1.1上回转塔式起重机的分类类型特点适用范围塔冒式回转部分比较轻巧，转动惯量较小，能承受的不平衡力矩较小中小型塔式起重机转柱式金属结构重量大，但能承受较大的力矩重型工业建筑塔式起重机转盘式构造紧凑，金属结构无重叠部分，重量较轻，回转时的振动冲击小有发展前途的构造型式上回转塔式起重机具有的有优点：底部轮廓小，要求较小的建筑基地空间。不影响建筑材料堆场的使用；塔身不回转故回转惯量小；便于改装成附着式起重机，能使用多种型式建筑物的施工需要。由于回转部分装在塔身上部，其高度位置总在建筑物之上，所有尾部尺寸只要不与其他建筑物相碰，可以设计的稍大一点，以便在减小平衡重量的同时改善塔身受力，减少弯矩作用。2.下回转式塔式起重机及分类下回转式塔式起重机是指回转部分设置在塔机的下部，吊臂装在塔身顶部，塔身、平衡重和所有的机构均装在转台上，并与转台一起回转，其分类和优点见表1.2。
7表1.2下回转式塔式起重机的分类及特点类型特点适用范围具有杠杆式吊吊臂守弯，但塔身上的附加弯矩小，变幅机构及其轻型小吨位塔式起臂钢丝绳缠绕方法简单重机具有固定支撑头部金属加工费时，塔顶不能折叠，托运长度较长；变幅绳长，容易磨损重型塔式起重机具有活动支撑塔身顶部构造简单，重量轻，托运长度短使用较多1.2.2塔式起重机的有无运行机构分类按塔式起重机有无运行机构可分为固定式和移动式塔式起重机两类。1.移动式塔式起重机的分类移动式塔式起重机是指具有行走装置，可以行走的塔式起重机，其分类和特点具体介绍见表1.3o表1.3移动式塔式起重机的分类及特点类型特点使用范围轨道式可以带载行走，在较长范围被进行水平运输，生产效率高，工作平稳、安全可靠广泛使用轮胎式不需铺设轨道，不需托运辅助装置，吊臂、塔身折叠后即可全挂托运，但不能水平托运不适于在雨水较多的潮湿地区使用汽车式转移场地非常灵活，并且是使用自身动力广泛应用2.固定式塔式起重机及其分类随着高层和超高层建筑的大量增加，对于塔式起重机的塔身高度要求也随之增加，塔身高度太大时，会使其钢结构过于笨重，起重机的安装架设也会感到困难，对设备利用率和司机视野都带来不利影响。所以建筑高度一般超过50m时，塔式起重机必须采用固定式塔式起重机。
8固定塔式起重机是指通过连接件将塔身基础固定在地基基础或结构物上，进行起重作业的塔式起重机。由于没有运行机构，因此塔机不能做任何移动。固定式塔式起重机分为塔身高度不变式和自升式。所谓自升式是指依靠自身的专门装置，增，减塔身标准节或自行整体爬升的塔式起重机。因此，它又可以分为内部爬升和外部附加式两种形式。1.3塔式起重机的组成及作用塔式起重机的总体组成可分为金属结构部分、机械传动部分，电气控制与安全部分以及外部支撑的附加设施。金属结构部分包括行走台车架、支腿、底架平台、塔身、套架、回转支撑、转台、驾驶室（包括电气控制室）、塔帽、起重臂架、平衡臂架以及绳轮系统支架等组成。机械传动部分包括起升机构、行走机构、变幅机构、回转机构、液压顶升机构、电梯卷扬机构以及电缆卷筒机构等组成。电气控制与安全保护部分包括电动机、控制器、动力线、照明灯各完全保护装置以及中央集电环。1.3.1金属结构部分起重机的吊臂、回转平台、人字架、底架和塔架等金属结构式起重机的重要组成部分。起重机的各工作机构及零部件都是安装或者支承在这些金属结构上的，起重机的金属结构式起重机的骨架。它承受起重机自重以及作业时的各种外载荷。组成起重机金属结构的构件较多，其重量一般占整机重量的一半以上，耗钢量大。因此，起重机金属结构的合理设计，队减轻起重机自重，提高起重性能，节约钢材有重要意义。1.3.2机械传动部分塔式起重机一般设有起升机构、变幅机构、回转机构和行走机构，这四个机构也是工程起重机的基本工作机构。（1）起升机构起升机构是起重机的最主要机构。它是有电动机、卷筒、钢丝绳、滑轮组和吊钩组成。电动机的旋转运动，通过卷筒-钢丝绳-滑轮组机构变为吊钩的垂直上下直线运动。（2）变幅机构
9起重机变幅是指改变吊钩中心与起重机回转中心轴线之间的距离，这个距离称为幅度，起重机由于能变幅，这就扩大了作业范围，即又垂直上下的直线作业范围扩大为一个面得作业范围。不同类型的起重机，变幅型式也不同，只要有两种:--种是使吊钩绕小钦点在吊臂平面内改变吊臂与水平面夹角来实现变幅;另一种是靠小车沿吊臂水平移动来实现变幅。前者称为吊臂俯仰摆动式变幅机构，后者称为行走小车式变幅机构。（3）回转机构起重机的部分相对与另一部分作相对的旋转运动称为回转。为实现起重机的回转运动而设置的机构称为回转机构。起重机有了回转机构，从而使起重机从线、面作业范围又扩大为空间的作业范围，回转范围分为全回转和部分回转。（4）行走机构塔式起重机的行走机构是专门设计的轨道上运动的行走台车。它使塔身能做一定的单向行走。（5）液压顶升机构塔式起重机采用可顶升机构后，不但为高层建筑的施工提供甚为重要的垂直运输，而且扩大了塔式起重机的建筑安装的使用范围，并大大提高了塔式起重机的施工效率，简化了塔式起重机的拆卸和安装。1.3.1电气控制与安全保护部分电动机执行来自控制元件的信号，故控制器性能的好坏直接与塔机的安全性能有关。由于臂架较长，光线暗时在驾驶室中可能看不清远方，且可能出现视觉死角，故安装照明灯，在保证安全操作的同时，可以提醒路人注意安全。1.4变幅机构塔式起重机为了满足物料装、卸工作位置的要求，充分利用自身的起吊能力（幅度减少能提高重量），塔式起重机需要经常改变幅度。变幅机构则是现实改变幅度的工作机构，并用来扩大塔式起重机的工作范围，提高生产率。1.4.1变幅机构的类型塔式起重机的变幅机构工作性质可以分为非工作性变幅机构和工作性变幅机构。非工作性变幅机构是指只在空载时改变幅度，调整取物装置的工作位置，而在重物装、卸移动过程中幅度不再改变。这种变幅机构变幅次数少，变幅时间对起重机的生产率影响小，一
10般采用较低的变幅速度。其优点是构造简单、自重轻。工作性变幅机构是指只在带载条件下变幅的机构。变幅过程是起重机工作循环主要环节，变幅时间对起重机的生产率有直接影响，•般采用较高的变幅速度（吊具平均水平位移速度为0.33m/s~0.66m/s）o其优点是成产率高，能更好地满足装卸工作地需要。工作性变幅机构驱动功率较大，而且要求安装限速和防止超载的安全装置，与非工作性变幅机构相比，结构复杂，自重也较大。塔式起重机的变幅机构按机构运动形式分为臂架摆动式变幅机构（简称动臂式）和运动小车式变幅机构（简称小车式）。动臂式变幅机构是通过吊臂俯仰摆动实现变幅的。可用钢丝绳滑轮组和变幅液压缸使吊钩作俯仰运动，塔式起重机中一般多用前者。动臂式变幅机构在变幅时物品和臂架的重心会随幅度的改变而发生不必要的升降，耗费额外的驱动功率，而且在增大幅度时,由于重心下降容易引起较大的载荷，所以一般多用非工作性变幅。动臂式变幅的优点是:具有较大的起升高度，在建筑群施工中不容易产生死角，拆卸也比较方便。其缺点是：幅度的有效利用率低，变幅速度不均匀，没有装设补偿装置时，重物不能做到水平移动,安装就位不方便，变幅功率也大。小车变幅机构是通过移动牵引起重小车实现变幅的。工作时吊臂安装在水平位置，小车由变幅牵引机构驱动，沿着吊臂的轨道（弦杆）移动。小车变幅的优点是：变幅时物料作水平移动，安装就位方便；速度快、省功率；幅度有效利用率大。缺点是：吊臂承受较大的弯矩，结构笨重，用钢量大。综合以上两种方案的优缺点，有的塔式起重机同时采用两种变幅方案，吊臂做成两用，即可使小车沿吊臂水平移动，又可将小车固定在臂端实现吊臂俯仰变幅。1.3.1臂架摆动式变幅机构按照吊臂和驱动装置间传动件的结构形式，动臂式变幅机构可分为挠性传动和刚性传动两类。这里仅讨论在塔式起重机上常用的利用钢丝绳滑轮实现变幅的挠性传动变幅机构。通常为了减小变幅绳长度，变幅滑轮组的动滑轮轴通过拉杆或拉锁与吊臂端部相连，变幅滑轮组的定滑轮固定在塔式起重机的塔帽或者人字架上。为了使零部件尽可能做到通用，变幅钢丝绳规格常取其与起升绳相同。这样，当变幅滑轮组最大拉力确定后,即可方便地确定出变幅滑轮组所需的倍率。变幅机构传动装置与起升机构基本相似，有齿轮传动（或行星齿轮）和涡轮传动两种基本形式，非工作性变幅机构大多采用涡轮传动。
11动臂变幅，吊臂是靠自重和重物重量自动落下的。当次用齿轮传动时，下降速度一般靠电气制动进行控制；当采用自锁的涡轮传动时，吊臂只能在电动机反转的情况下降落，吊臂下降速度可由电动机控制。为了可靠地控制落臂速度，确保工作安全，在非电气控制和调速的齿轮传动变幅机构中，甚至在具有自锁能力的涡轮传动中。为在重力下降时能限速，以及防止涡轮因磨损而失去自锁能力，一般都装设有限速安全制动器。挠性传动的变幅机构，当吊钩在最小幅度时，有可能由于风力、惯性力等作用而向后倾翻，所以一般都设有吊臂防后倾保险装置。预防装在吊臂前方时用拉锁，反之则用撑杆。
122起升机构的设计与计算2.1起升机构2.1.1起升机构的工作原理实现重物升、降运动的机构称为起升机构，通常由电动机、制动器、减速器、卷筒、钢丝绳、滑轮组及吊钩等零部件组成。图2-1起升机构不意图1-电动机；2-联轴器；3-减速器；4-卷筒：5-导向滑轮；6-滑轮组；7-吊钩工作原理：电动机通过联轴器和减速器相连，减速器的输出轴上装有卷筒，它通过钢丝绳和安装在塔身或者塔顶上的导向滑轮及起重滑轮组与吊钩相连。电动机工作时，卷筒将缠绕在其上的钢丝绳卷进或放出，通过滑轮组使悬挂于吊钩上的物品起升或下降。当电动机停止工作时，制动器通过弹簧力将制动轮刹住。起升机构采用的减速器通常有以下几种：圆柱齿轮减速器、涡轮减速器、行星齿轮减速器等，本方案采用圆柱齿轮减速器，优缺点：效率高，功率范围大，已经标准化，因而使用普遍，但体积重量较大。2.1.2起升机构的设计计算
13起升机构的设计及计算主要包括：根据总体设计要求选择合理的结构型式，确定机构的传动布置方案；按给定的整机主要参数（最大额定起重量、起升高度、起升速度等）确定起重机构参数，选择确定机构各起重零部件的结构类型和尺寸；进行机构动力装置的选择计算等。（-）影响起升机构的几个因素1.滑轮组的倍率塔式起重机起升机构通常都采用单联滑轮组。滑轮组的倍率对起升机构的构造有很大的影响。倍率越大钢丝绳所受的拉力越小，但由于绕绳量的增加，将使钢丝绳和卷筒长度增加，同时由于滑轮数目的增多，也加剧了钢丝绳的磨损和疲劳，从而降低钢丝绳的使用寿命。但从另一方面看，增加倍率，须相应提高卷筒的转速，因此传动比就可以减小，使结构较为紧凑。2.卷筒的直径卷筒直径应尽量选取最小许用值。因为随着卷筒直径的增加，转矩和传动比也将增大，从而引起整个机构的庞大。但在起升高度较大时，应采取相反措施，通过增加卷筒直径以限制其长度。3.联轴器在高速轴上，电动机和减速器一般都是通过弹性联轴器相连。在低速轴上，减速器输出轴和卷筒之间的联接多采用滑块或齿轮减速器，因为它们可以传递较大的扭矩，并有一定调心性能，对安装调整比较有利。4.制动器制动器一般安装在高速轴上，以减小其尺寸。通常利用联轴器的半个联接盘兼作制动，而带制动轮的联轴器半盘应安装在减速器轴上。这样，即使联轴器损坏，制动器仍能起作用。目前也有将制动器装在电动机尾部壳体内，制成一个组合件，从而使机构简化紧凑。综上所述，起升机构的设计应在保证满足塔式起重机主要工作性能的同时，尽可能地使机构工作可靠，结构简单，自重轻和维修保养方便等。（二）起升机构的载荷特点L物品起升和下降时，在驱动机构中钢丝绳拉力产生的扭矩方向不变。2.物品悬挂系统由挠性钢丝绳组成，物品惯性引起的附加转矩一般不超过静转矩的%10,
14对机构影响不大。2.机构起动或制动时，只有电动机输出轴到制动器之间的零件承受较大的动载荷，齿轮传动和其他低速轴零件所受的动载荷不大。2.2起升机构起重零部件的选择计算2.2.1钢丝绳钢丝绳是塔式起重机中使用最为广泛的传动挠性件。优点是：卷挠性好、承载能力大、自重轻、运行时平稳无噪音，适于高速转动；弹性好、强度高、过载能力强，工作时一般不会发生突然断裂，比较可靠，因而，获得广泛使用。选用钢丝绳时，首先根据钢丝绳的使用场合（如常温、高温、潮湿、多层卷绕……）,一般优先选用线接触钢丝绳，在腐蚀性较大的场合宜采用镀锌钢丝绳。钢丝绳计算：起升机构钢丝绳直径按最大静载荷来确定。d=C（2.1）式中d-钢丝绳的最小直径，mm；C-选择系数（mm/）,参考表2-2选择系数C=0.090F-钢丝绳最大工作静压力，NoF===548.78N（2.2）d=c=0.090=2.11mm2.2.2卷筒卷筒是卷绕和容纳钢丝绳的部件。通过对钢丝绳的收放，可把原动机的驱动力传递给钢丝绳，并将原动机的回转运动变为直线运动。卷筒的形状一般为圆柱形，特殊要求的卷筒也有制成圆锥形和曲线形的。在起重机起升机构中主要是采用圆柱形的钢丝绳卷筒。
15卷筒计算：D=hd（2.3）式中D-按钢丝绳中心计算的卷筒的最小卷绕直径，mm。d-钢丝绳的直径,mm；h-与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，按表2-7选取起升机构的工作级别属于，因此h的值选14,则有：D=hd=14=29.54mm2.2.1电机的选择1.选择电机种类：交流电。载荷性质：载荷平稳，传动不逆转（顺时针）。根据上述条件选择三相交流异步电机，即丫系列。2.选择电动机功率：选择电动机时应保证：式中-电动机额定功率，kW；-工作机所需电动机功率，Kwo卷筒工作时所需有效功率=（2.4）式中F工作机的圆周力（即运输带的有效拉力），N；v-工作机的线速度，m/s；传动机构的总效率n=o.82带入式（2.4尸==12.20Kw因此选择电机型号为YZMDW225M-4,转速为1000r/min,额定功率为22Kw,卷筒直径为0.3m,起升速度为O.83m/s。
16v5/6__,,w=—==5.5or/sR0.152/rn2^,x1000w.=16060104.67"s.=vvL=104：67=1882^19w5.56(2.5)(2.6)(2.7)2.2.4减速器的设计和计算本塔式起重机的起升机构采用的减速器是双级圆柱齿轮减速器。1.轮类型、精度等级、材选定齿料和齿数2.减速器的高速齿轮传动1）选用直齿圆柱齿轮传动。2）塔式起重机为-一般机械，速度不是太高，因此选用7级精度（GB10095-88）。3）材料选择：小齿轮选择40Cr（调质），硬度为280HBS。大齿轮选择45钢，硬度为240HBS,两者硬度差为40HBS。4）选小齿轮的赤数=24;大齿轮齿数=43.按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算（2.8）（一）确定公式中的各个计算数值1）选载荷系数=1.3。2）计算小齿轮传递的转矩=970r/min=12.2=12.1IKw（2.9）3）选取齿宽系数=1。
174）查得材料的弹性影响系数=189.8MP。5）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=750MPa；大齿轮的接触疲劳强度
18极限=590MPa。6）计算应力循环次数。（2.10）4.19X1094=1.05x1097）取接触疲劳寿命系数=0.90,=0.95o8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=l,则有=0.9（2.11）==0.9⑵计算1）试算小齿轮分度圆直径4,,代入［6/中较小的值(2.12)cc(1.3x11.923xlO44+1f189.8\V141560.5J=65.22mm2)计算圆周速度vv=-叫凸60x10003.14x65.22x97060x1000=3.31m/s3)计算齿宽bb=4/d\,=14)计算齿宽与齿高之比巳h模数m,=—=6"2=2.718mm424(2.12)(2.13)(2.14)
19齿高h=2.25/Ji,=2.25(2.15)b_65.22厂6.114=10.675）计算载荷系数根据v=3.31m/s,7级精度，由文献［3］图10-8查得动载系数=1.13;直齿轮,KHa=KFa=^由文献［3］表10-2可知，使用系数为“L5由文献［3］表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,K,“=1.12+0.18（1+1.6）+0.23b带入数据得/CH/,=1.12+0.18(1+1.6)+0.231.423b由7=10.67,0，=1.423，文献［3］图10-13可知，KF/}=\.35；故载荷系数K=KAKvKHaKHfi=1.52.3916）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献［3］公式10-10a得：4=4「，K/K,=65.22x12.391/1.3=79.908丽（2.16）7）计算模数m79.90824=3.33mm==11.923N齿轮减速器的低速级传动1.轮类型、精度等级、材选定齿料和齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动。2）塔式起重机为-一般机械，速度不是太高，因此选用7级精度。3）材料选择：小齿轮选择40Cr（调质），硬度为280HBS。大齿轮选择45钢，硬度为240HBS,两者硬度差为40HBS。
204）选小齿轮的赤数=24,大齿轮齿数=4.751.按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算（1）确定公式中的各个计算数值1）选载荷系数=1.3。2）计算小齿轮传递的转矩=970r/min=12.2=12.11Kw=12.11==242.5r/min==4.533N3）选取齿宽系数=1。4）查得材料的弹性影响系数=189.8MP。5）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=750MPa：大齿轮的接触疲劳强度极限=590MPa。6）计算应力循环次数。=0.227）取接触疲劳寿命系数=0.95,=0.90o8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=l,则有=0.95=0.9
21(2)计算1)试算小齿轮分度圆直径W,，代入［%］中较小的值&3怦管阎‘c11.3x4.533x1()54.75+1「189.8、=2.32x3/xxV14.75I531J=104.4mm2)计算圆周速度v乃3.14x104.4x242.5,__,v=——==1.32m/s60x100060x10003)计算齿宽bb=%4=1h4)计算齿宽与齿高之比2h模数m=-=I"4=4.35mm'424齿高h=-2.25m,=2.25104.49.79=10.67b~h5)计算载荷系数L08;直齿根据n=1.32m/s,7级精度，由文献［3］图10-8查得动载系数K-轮，K.=KFa=L2;由文献［3］表10-2可知，使用系数为“1.5由文献［3］表104查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,KHp=1.12+0.18(1+1.6)+0.23b带入数据得=1.12+0.18(1+1.6)+0.231.43
22b由-=1O.67,K“0=1.43，文献［3］图10-13可知，KF0=l.3S；h故载荷系数K=K.KvK〃“K”广1.52.786）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献［3］公式10-10a得：=du-^K/K,=104.4x^2.78/1.3=134.5mm7）计算模数根m=—=I"，=5.60mm石24225传动轴的计算和校核（1）初步确定轴的直径(2.17)(2.18)d>4弧/〃3=103x%0.94/61.99=51.78mm根据工作条件，取d=58mm（2）传动轴受力分析pin947；=95504=9550x-^-=1685.38N%61.99「27；2x1685.38x1()3F<=-r%660.06=5106.75N(2.19)(2.20)(2.21)Fr=F；tg=5106.75=1858.70NFa=Ft/cosa=5106.75/cos20=5434.49N
23MhiMvH］血皿ID］皿皿图2.2传动轴受力和弯矩图（3）绘制传动轴的受力简图，如图2.1所示，求支座反力'=54+9.5=63.5/71/7?
24J=9.5+130+9+54=202.5mm-6106.75x63.5202.5=-1601.38N(2.22)(2.23)(2.24)(2.25)(2.26)Fnv2=一(耳+FNVi)=-(5106.75-1601.38)=-3505.37^M=F--=5434.49x66006=1793544.735^•m°a22厂M-FL.1793544.735-1858.70x63.5,Fnh.=―2——==8274.1NH'L,202.5=T5+)=一0858.70+8274.16)=-10132.862V根据轴的结构简图作出轴的弯矩图和扭矩图“hi=加1右=8274.16x202.5=1675517.4N•加Mh尸FnhL=10132.86x63.5=643436.6W-znnZiNnZIMv=FNV2L]=3505.37x63.5=222590.995/V-mM==Jl67551742+222590.9952=1690238.24N•mM,=ylMH2+Mv2=,643436.6/+222590.9952=680850.5138N•m(4)作转矩T图：P1094T=9550—=9550x-^-=1685.38^-/nn61.99(5)校核轴的强度：按弯矩合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取=60MPa,轴的计算应力:_71690238.242+(0.6xl685.38xl03)2_z—，//JW0.1x583选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查的=60MPa。因此，=,故安全。
253吊钩简介和吊钩计算3.1吊钩组组成和吊钩的种类吊钩组是起重机普通的取物装置，吊钩组由吊钩、吊钩螺母、推力轴承、吊钩横梁、滑轮、滑轮轴和拉板等组成。吊钩组除承受重物重量外，还承受起升机构与制动时引起的冲击载荷作用，故吊钩材料应有较高的机械强度和冲击韧性。吊钩按制造方法可分为锻造吊钩和片式吊钩（板钩）；按其结构型式可分为单钩和双钩；长钩和短钩等。模锻单钩制造简单，在中小型（80吨以下）起重机上广泛应用。3.2吊钩组常用材料锻造吊钩：20号钢，20SiMn或36Mn2Si（对于塔式起重机，必须采用20号钢）；片式吊钩：20号钢，C3或16Mn的钢板（其厚度不小于20mm）,使板钩高度方向与钢板轧制方向一致。吊钩螺母：20号钢吊钩横梁：45号钢吊钩拉板：C3,16Mn滑轮组：45号钢叉子：20号钢吊钩钩身的截面形状有圆形，方形，梯形或T字形。从受力情况分析，T字形截面最为合理，但锻造复杂；梯形截面受力较合理，锻造容易，因此H3/36型塔式起重机吊钩钩身的截面形状采用梯形。3.3吊钩和吊钩毛坯分类及应力计算（-）直柄单钩的分类直柄单钩的结构型式分为四种：LM型、LMD型、LY型、LYD型。直柄单钩标记方法如图3.1所示：
26如：吊钩006,强度等级为M的不带凸耳的模锻直柄单钩标记为:直柄单钩LM006-M；吊钩250,强度等级为T的带凸耳的直柄单钩标记为：直柄单钩LYD250-To强度等级M、P、S、T、V钩号006~250带凸耳D；不带凸耳不表示模锻自由锻Y螺纹柄图3.1直柄吊钩标记方法根据本设计中机构载荷情况及机构利用级别类型，根据表27.1-3（参考文献）可确定机构工作类型为M5级。由于吊钩材料为16Mn,厚度小于35mm，根据GB/Y1591-1994可确定为315MPa,确定吊钩强度级别为P,设计起重量要求为123取12.53查表27.1-66,确定吊钩号为8,故设计中需要的吊钩表示为：直柄单钩LMD8-P。（二）直柄单钩毛坯件分类直柄单钩毛坯件按结构锻造方式分为四种：MM型、MMD型、MY型及MYD型。直柄单钩毛坯件标记方法如图5.2所示：如：钩号为10,强度等级为M的不带凸耳的模锻直柄单钩毛坯件标记为：直柄单钩毛坯件MM10-M；
27设计要求吊钩为模锻，分析同上，故设计中需要的吊钩毛坯件表示为：直柄单钩毛坯件MMD8-PO
28强度等级M、P、S、T、V钩号006%50带凸耳D；不带凸耳不表示模锻M；自由锻Y毛坯图3.2直柄单钩毛坯件标记方法3.1吊钩组的计算载荷与安全系数计算载荷吊钩组所有零件均按静强度进行计算，其计算载荷为安全系数b计4团=4"或〃=4~n[〃](3.1)n计式中：q-材料屈服强度；b计-零件计算应力；〃-安全系数。此式是针对/而言的，若/重级和特级其安全系数要提高15,轻级与中级可降低15%。3.2吊钩主要尺寸吊钩尺寸均按以下经验公式计算：(摘自参考文献)钩孔直径：D=(3.0(cm)=(30(mm)比值：h/D钩口宽度：S
29钩身高度：L
30钩尖（Wj度：m=0.5h图3.3吊钩主要尺寸已知=12t,得出DhS=0.75D=0.75=84mm将S扩大，取整S=90mmL=2.8=313.6mm（系数取为2.8）M=0.5h=0.5,由于S扩大，为防止脱钩，需要将m扩大，取m=65mm。3.6吊钩和钩身螺纹的应力计算3.6.1吊钩的应力计算(3.2)(3.3)式中：点拉应力;bo-D点拉应力；Q-按的起重量算出的拉力（N）；
31F-截面面积；-截面重心至内缘距离；K-依截面形状定的曲梁系数。对于梯形截面：佃+打）”-+e2)Inr+e---(fe,-b2)--l」r1,(3.4)对于梯形截面的标准吊钩K已知：=12t,起升速度V=50m/min,Q=1.5h,,rb}+b275.04+30.0164。。"〜2g2n＜、F=--x/i=x112=5883.136mm=58.83cm(3.5)22ei=2x75.04+30.01675.04+30.016x112=192mm=19.2cm(3.6)2b)+b、,2x30.016+75.04一~।一—=Lx/?=x112=1=14.4cm75.04+30.016r=—6=—x84+192=234mm=23.4cm212(3.7)(3.8)分别代入（5.2）、（5.3）式，得故吊钩满足强度要求。
32图3.4吊钩截面图3.6.2钩身螺纹截面应力计算本设计中吊钩与吊钩装置用螺纹连接，由于危险截面在螺纹根部，故须对其进行校核，这是截面主要受载荷Q的拉伸作用。其拉力为:4团71J27”。(3.9)式中：Q-吊钩载荷;4-螺纹根部直径，da=76mm；团-许用应力，取同=7=4^=78.75“尸4bx=12000*。8=25.94MP。<[33fixcr=7-r=108.2\MPa344小车变幅式臂架的设计和计算4.1臂架结构简介4.1.1臂架的类型塔式起重机的臂架，按主要受力特点，可分为受压臂架和受弯臂架两类。受压臂架：受压臂架也称压杆式臂架，它是利用固定在臂架头部的变幅钢丝绳来实现臂架的俯仰变幅，臂架在起升载荷和起升绳、变幅拉力作用下，主要受轴向压力（臂架自重和风载荷产生的弯矩很小）。这种臂架常做成中部高两端缩小的形状。影响这种臂架承载能力的主耍因素是其整体稳定性。受弯臂架：借助沿臂架弦杆运动的小车来实现变幅的水平式臂架和动臂变幅的杠杆式臂架都属于这一类臂架。它主要承受横向弯曲，显然，臂架的强度和刚度在设计中起主要控制作用。本设计H3/36塔式起重机的臂架，属于受弯臂架，是小车变幅式水平臂架。图4.1臂架结构简图耍设计的臂架结构中，最大工作幅度为60米，除了5米臂端节和10米臂根接外,为了保证拆卸方便，故另外有3个10米臂节和5米臂节。4.12臂架结构设计本设计中小车变幅式水平臂架采用正三
35角形截面的空间桁架结构，上弦杆为圆钢，两个下弦杆位方管，用角钢拼成，两个下弦杆兼作小车的运行轨道，支持绳与下弦杆相连接。各杆件长度均是参考类似结构选取。L=60m；H=12m；d=1.770m；=1.666m。截面高度h=((L为臂架长度)取h=L090m截面宽度b=1.520m,与塔身宽度相配合。塔式起重机的最大工作幅度为60m,故臂架结构共分为以下几个部分：(1)根臂节(10m)(2)10米臂节一(3)5米臂节一(4)10米臂节二(5)10米臂节三(6)5米臂节二(7)10米臂节三(8)臂端节(9)拉杆系统4.2吊点位置的确定图4.1为小车变幅式臂架的架构简图，结构式水平臂架以支持绳吊点为界分为简支和伸臂两段，为减轻臂架自重，应合理的选择臂架支持绳吊点的位置。一般情况下，在臂架截面未选出之前，根据主要载荷在简支产生的最大弯矩与伸臂吊点处最大弯矩相等的条件，可以确定出一个使臂架结构最轻的近似理想的吊点位置。
36图4.2小车变幅式臂架的结构形式设臂架外伸长度为，简支跨距为，为最大幅度时移动载荷（包括吊重和小车自重）,为相应的X处的移动载荷。对于小车变幅的塔式起重机机构式水平臂架：计算臂架自重：G=（4.1）/Erg/?物。（1+1.56）（t）-0.5式中：Q-起重量（N）；后一弹性模量（臂架材料），对于结构钢，E=2.06x105知尸“；〃-系数，取n=L15；尸-臂架支持绳与水平线之间夹角；。-桁架斜杆截面积与弦杆截面接比值，0=；/-材料容量（N/）；L-臂架总长度（mm）；臂架桁杆计算高度，〃=（；。-弦杆重量与斜杆重量比值，a=1.2对起重量和幅度较大的臂架取大值。0=3.6/,£=2.06x105MPa,夕=arctan—^―=12.1°,a+4
37/=7.8x10^/mm3=7.64x1O_5N/mm3,〃/L=l/24,(z=1.3L=60000mm,6=0.67,取n=1.2,则可求得c3.6xio3x9.8G=5L22x2.06xl()5xtanl2.1。x(-!-1_054x3.14x7.64xl0-5xl.3x(l+1.5x0.67)x6000Xt24j-'=1.48xl0'N=15.06f(4.2)伸臂吊点处的最大弯矩(图4.3)为：M—+内式中夕―臂架单位长度的重量，q="NI?1小Mlmax=QlL+qlf/2Mxz4riWnTnTrK图4.3臂架弯矩图简支跨内移动载荷作用处的弯矩为:..qx(l2-x)ql2,x八M=-2-^——---2—i-x—+O,x22L2(/2-x)x(4.3)式中x-移动载荷作用点至臂架根部绞点水平距离
38最大弯矩假设发生在距臂架左支点某一距离/处，令"=0dx1-(4.4)通常乙，&=1.5,括号内末项比较小，可以略去。所以这时近似取与=",由此,22臂架在。跨度内的最大弯矩为:(4.5)当时山=加2时，由此得(I丫1-2人。2,2~T~令k=L6=&；〃=且。整理上式得方程:二+射“女一汕=036解此方程式，取得根即可得出臂架外伸长度与简支跨4的最佳比值。k=(0.67m-n)2+2m+1_0.6/m-n6(4.6)=J(0.67xl.8x0.44)2++1-0.67xl.8x0.44=0.493即可求出4=19.82m,/2=40.18。,以小车轮压表示的移动载荷在桁架上的作用需要转化为节点载荷，并在简支跨内与吊点两处截面弯矩有正负之分。在弯矩绝对值相等的截而中，相应弦杆的最大内力和应力并非相对，即等弯矩条件
39在实际结构中，并不等同于等强度和等稳定条件。耍想求得精确吊点位置，需要在已确定的机构上，根据实际载荷大小，按等强度和等稳定条件，采用类似上面的分析进行计算。4.2臂架受力分析正三角形结构式臂架是一个空间桁架结构，对空间桁架的内力位移可应用有限元法作精确地计算，也可按工程设计中传统的方法，将空间桁架有条件的离散为平面桁架进行分析，这种方法虽然是近似的，但经大量工程实践证明，它具有简便可靠地特点和较高的实用价值，下面以此进行臂架的受力分析。确定计算简图和进行载荷分配是实现结构平面分析的首要工作，小车变幅式臂架的计算简图，根据总体布置来确定，在起升平面（即水平平面），则作为悬臂梁计算，但在确定回转平面内的计算长度时，应考虑支持绳的影响。视臂架结构式由三片平行弦桁架构成，彼此间由共同弦杆连接。其中，两片斜面桁架主要承受垂直载荷，如自重、起升载荷等；水平桁架主要承受水平载荷和风载荷、水平惯性载荷以及水平分力等。如图4.4所示，设臂架的总自重为G,并且三片桁架的自重相等，每片桁架的自重约为G/3,作用在各片的中点，然后再均分到三个顶点上，每个顶点上的重力为G/3,再沿两个相邻的平面桁架分解。(a)(b)图4.4自市的分解移动载荷包括吊重Q（含吊具重）和小车自重通过行走轮以集中轮压的方式作用在两边下弦杆上。如果总共有四个行走轮，则每一边下弦杆上各作用两个行走轮压，轮压均匀分布，每个轮压为（Q+）/4。同样，也沿斜桁架和水平桁架分解，如图4.5所示。
40图4.5吊重的分解臂架上的水平载荷，全部由水平桁架承受。其中，臂架的惯性载荷和风载荷是均匀分布的，吊重的惯性载荷和风载荷以一个集中作用在臂架端部（相当钢绳偏摆角引起的水平分力）。由于支持绳方向与臂架构成空间关系，因此，支持绳拉力在吊点处沿臂架轴向和斜桁架水平和水平桁架平面分解为三个分力，其中轴向分力连同载重小车行走惯性力和起升绳张力，作为下弦杆的轴向压力计算。此外，兼作小车轨道的下弦杆，还承受小车轮压产生的局部弯矩。4.2内力计算由于许用应力法的强度条件是控制结构中最大受力杆件的应力不超过许用值，因此，对臂架的内力分析不必进行全部杆件的计算，只要能确定最大载荷组合和最不利载荷作用位置时的内力最大截面，便可以应用桁架静力分析方法计算出杆件的最大内力。对小车变幅式臂架，通常，考虑下列三种计算情况。在最大幅度起吊额定起重量，风向垂直臂架，计算吊点截而内力（该处在起升平面内的负弯矩最大）和臂架根部截面内力（该处在回转平面内的水平弯矩最大）。在简支跨的最大内力幅度下起吊额定起重量，风向垂直臂架，计算跨中截面内力（该处在起升平面内的正弯矩最大）。在最小幅度下起吊额定起重量，风向垂直臂架，计算臂架根部截面内力（该处腹杆内力最大）。4.2.1斜面桁架内力计算（1）移动载荷作用，移动载荷（考虑动力系数）在斜面桁架上的作用如图4.6所示。
41图4.6移动载荷作用下斜面桁架内力计算当载重小车在臂架伸臂端最大幅度时，轮压的位置对称C点，假设，则小车轮压在斜面桁架上分力为：-C»（Q+Gc）J175x（3600+1001）x9.8=]6i49.60N（4.7）'24sina4xsin55.1°式中：。-对应于最大幅度的吊重（含吊具重）；G,-小车自重；a-斜桁架相对水平面的倾斜角；
42外-起升载荷系数。由对B点的力矩得：1.175x(3600+1001)x9.8(602sin55.10义140.18-1=15932.56N由对A点的力矩得:R'b『■L2=P'LRBY,咤=嘿尹圉39小蕊=4823L77NR'AX48231.770.277=173955.922VH17tan9®'一=—————=0.277J+l40.18+3.1由截面I左端各力对B点的力矩得:MB=R'ArL=Skh'S'。=华="'加,/=P'(£t)xJh1=15392.56x°~-=481765.70N1.3288由对节点4的力矩得：s：w=/?i,w_g)+P/，“h'f2人丫於j2L2H(4.(8)(4.(9)(4.(10)(4.(11)(4.(12)=愉(4。-8-等)+173955.92=645733作
43当载重小车在AB跨中间，从B向A运行，尸；至任意节点（如节点2）时，距A点的距离设为X,则:X+-(4.13)Ry.=P"(l-一产)X+-(4.14)此广=S=P",2Rax=Txtan0HJ(4.15)式中Q-简支跨内的最大吊重。p、、=/(Q+Gc)=1.175x(12000+1001)x9.8=92411.43N2sina2x0.81确定小车在AB间使弦杆产生最大内力的位置，AB间X处的弯矩为:X+-Mx=RAY,X=P'\l---^)X^-=1-—X--=0vLd40.181.770公X=—==19.65m242440.181.77+dX\2bl/?Ar.=92411.43x(l——2__4_)=45187.99/V40.181.771RBy.=92411.43x(24()184)=47223.44N-47223.44〜一…，/?.„==170481.72N0.277=45187.99x1965=668229.98N1.3288$2="⑻99*(]965_1^)_170481.72=469420.75N1.32882即当小车的第一个行走轮压力4走到距A距离为（与-（）时，行走轮压力6处的弯矩最大。虽然X=(与-5)时，片不会正好在桁架的一个节点上，但由于，故一定能找到一个接近X值的节点，做这样的计算不会有大的影响。于是我们可以把X=(J-@)24代入以上各式，求出AB跨中弦杆的最大内力和各支反力。
44斜面桁架腹杆的最大内力是在最小幅度下起吊额定起重量时产生，计算如下。SDcost=/?vr.(4.16)贝s°=旦匚COST得腹杆最大内力计算式：q=-2(0+Gc)max/,__g__x»Omax-c.Ucrr)2sina-cost2L241.175x(12000+1001)x9.8八1.7721.7、=x(l)2xsin55.1°x0.812x40.1840.18=54304.89N式中Xmin-载重小车的第一个行走轮可能走近A端的最小容许距离；7-斜腹杆轴线与竖直线间的夹角。此处斜面桁架腹杆采用的材料是Q235的管子如02x5x1450,根据计算出的腹杆最大内力，验算斜面桁架腹杆的应力。公汕我伞］(4.17)-d24cr=54304.89——=x10,PaW［司=变=117.5MPa^x(102xl0^2故斜面桁架腹杆满足强度要求。(2)自重载荷作用，臂架自重G,小车牵引变幅机构的重量G，沿三个平面桁架的分解和在斜面桁架上的作用分别见图4.7、4.8、和4.9。臂架自重分解在斜而桁架上的均布载荷4=皿(」一+」方)，分解上、下弦杆的节点载荷g0=-^J■和3Lsma2cos幺6ncos^22
45=04Gon与•3tnsina团为上下弦杆的节点数）。自市:的分解1x150600z1q―3x60sin55.1°+2cos16.6。2-)=1442.90^//n1x150600So]£6。6x36xcos-^-21x150600g|-3x37xsin55.1°=704.60N=1654.28N小车牵引变幅机构自重作用在斜桁架上的集中载荷,分配在机构附近的两个下弦杆的节点上，每个节点载荷约为8=(pfi1x1506004sina4xsin55.1°48327.20N。下列各算式中的节点载荷已含〃作用。1）支撑反力L'出厂=4乙（乙2一万）+（乙一。一(4.18)=1442.90x60x(40.18-+2x48370.20x(40.18-3.332-x140.18
461442.90x61.922+248378.20(3.332+^^)40.18+3.1“40.18x12(4.19)(4.20)=106614.23^"=0Z7/1RBY.=tY.=qL'--+2g\c+^-)—=1442.90x61.9x^+2x48378.20x(3.332+^^)x—!—2240.18=78827.9INZx=oVG=存+2g«+S卜储=284306.00N图4.8小车牵引机构自甫的分解2）上下弦杆及斜腹杆受力为取得受力最大杆件的内力组合，仍和移动载荷作用情况一样，取I、II、III三个
47截面，计算其杆件内力。在建立静力平衡条件时，为简化计算，对截面隔离体上各点载荷的作用，可近似用隔离体的合重力代替，其结果不会产生大的误差。a）截面I的弦杆内力，取截面右端计算：1442.90x61.922x1.3288=2080309.34^(4.21)由L'=61.9m=>由=20.44、IX=oS1=R・/+R2h*‘2(y)2h'(4.22)=78827.91x1.666“CM1442.90x20.442x(20.44-1.666)+284305.002x1.32882x1.3288=-3924862.227Vb）截面H的弦杆内力，取截面左端计算:=106614.23x19.651.3288-1442.90x19.6522x1.3288-2x48378.2x19.65-3.332-"竺21.3288=239410.5WSf，i吗j—h'2h,(4.23)
48106614.23x19.65--^^21.3288284306.00-1442.90x19.65x(19.65-1.666)2x1.3288-2x48378.2x19.65-3.332-1.6661.3288=-333O1.227V式中X-对应于移动载荷最不利作用位置的理论值，视为接近理论值的节点至A端的距离，X=^---o24c）截面川的斜腹杆压力，取截而左端计算:门=0»=一〃话0）1costcosr=10的423*1654.28-lx704.6）x—（4.24）0.810.81=101357.14N式中勺、网-分别为截面左端的上、下弦杆的节点数（外=1,町=3）图4.6和图4.9上所示的杆件内力方向，均是以截面左端为隔离体的假定方向，当按公式计算结果为正值时，杆件内力方向与图示方向相同，计算结果为负值时，则与图示方向相反。4.4.2吊点B的支反力及吊绳拉力支持绳在吊点B对移动载荷和自重载荷产生的支反力，在斜桁架平面内沿X方向的分力为此丫,（或々）。在如图4.10所示，吊绳在YZ平面的投影方向并非在「方向上，欲求吊绳拉力，需在YZ平面内将々分解成沿绳投影方向一个分力为不和沿水平方向（水平桁架平面）一个分力5。
49图4.9吊臂和水平桁架在吊点B的拉力由图4.9上三个力三角形几何关系，得Ty=7；'sina(4.25)Tz==."Ina=2sina=78827.91*sin55.1。=373rl(4.26)tanptan/?tanp1.732W'cosa-G=78827.91xsin55.1。-37327.29=7773.77N(4.27)吊绳的拉力为：T=旧J+27+"2=V4575263,952+127064.632+45101.062=4577250.24^»x=650401.73+3924862.22=4575263.95^(4.28)Z&=48236.72+78827.91=127064.63^Z七=37327.29+7773.77=45101.06N
50式中心-水平桁架在吊点B处对斜面桁架的水平拉力；7；、7；-由移动载荷（或自重载荷）单独作用时，在斜面桁架的吊点B沿X、「方向引起的支反力。一由移动载荷和自重载荷在吊点B处沿X、八Z方向产生的支反力之和。4.4.2水平桁架的内力计算（1）垂直载荷作用。移动载荷和自重载荷（考虑动力系数）产生的水平方向分力合吊点B处的水平拉力，在水平桁架节点上的作用情况。水平桁架在对称载荷（水平力）作用下，只引起竖杆内力，其中:a）竖腹杆C-C的最大轴向压力:Sc-c4tana3mtana1x421.41x150600“一，+=1022.45N4x1.433x37x1.43(4.29)图4.10垂直载荷作用下水平桁架的内力计算b）竖腹杆。-O最大轴向压力:
51(p2(Q+Gc)04G14tana3nitana(4.30)1.175x(12000+1001)x9.8+1x15060x9.8_2710227N4x1.433x37x1.43竖腹杆8-8最大轴向压力:Sb-b=ETz'^-=45101.06-1x15060x9-8=44171.25^tana3x37x1.43(4.31)式中ZTz'-由垂直载荷（包括移动载荷和自重载荷）在吊点B产生的水平拉力。其余符号意思同前。（1）水平载荷作用。水平桁架在起重机运行起、制动惯性载荷（臂架垂直于起重机轨道）和风载荷（风向垂直于臂架）作用下的计算简图。图4.11起重机行走制动惯性力对水平桁架的作用吊臂水平惯性载荷PHQ和风载荷PfQ,按集中的水平力PS=PHQ+PfQ作用于臂端的水平桁架上。臂架水平载荷与2和风载荷号°,按均布的水平节点力gs=+PQ作用于m
52水平桁架一侧弦杆的各节点上。Ps=600+3600=4200NSs=568.62+12211.2=345.4N37杆件内力按其臂桁架计算:支反力和RAZ=Ps+mgs=4200+37x345.4=16979.8/V(4.32)R、丫=P,-+mg—=4200x+12779.8x-61-9-=426009.74/V(4.33)僦sb2b1.522x1.52任一截面II,取其左端各力，分别对节点1和2取矩，求其弦杆内力和S“2。c_R_Rx(x+4)b24“czcccr,“crc。19.65-1.66619.65x(19.65-1.666)=426009.74-16979.8x+345.4x-1.522x1.666=261743.18N(4.34)Z%=°S“i=Rax_Razx(x+/“)(4.35)=426009.716979&篙+345.4X些黑产=249920.72N由于臂架的下弦杆式斜面桁架和水平桁架公用的弦杆，当分析水平桁架中的弦杆内力时，选择计算截面要使弦杆在两个桁架中的合成内力最大。对斜桁架分析，仍取和X=右代入计算。
53水平桁架中斜腹杆的内力，应在靠近支撑的剪力最大截面中计算。取截面左端，使
54>Z=0f得:5。'黑=需=25375.94'式中S-斜腹杆轴线与竖直线的夹角。（3）水平载荷作用。当起重机何转制动时，由吊重产生的水平回转惯性力，在水平桁架中引起的弦杆和腹杆内力，计算方法与吊重运行制动惯性载荷在杆件中产生的内力分析相同。对回转制动时，臂架本身的水平惯性力引起的杆件内力计算见图4.12。图4.12起重机回转制动惯性力对水平桁架的作用设臂架重量为G,微段公的水平惯性力为：dp+X）.：dx由Ez=o,得:15060x9.8x0.0842x9.8x10x⑹.9+2x3.1)=4307.46N
55由ZMaz=。，得:n1产v1产G〃vGwL*z1L\Rax=—IdP,X=—I(/+X)—•X,dX-(—4)(4.37)'bb")L'gtbgt2315060x9.8x61.9x1.52x9.8x10(；+军)=108872,8N廿届兀n3.14x0.8.其中w=——==0.084raJ/s3030任一截而II,取其右端各力分别对节点1和节点2取矩，求其弦杆内力S,“和S”2（假定与图示方向相反）。，含（X+，+"）：（"+/“）点GuU'—X)bgL't(X+/)—+/)^|^+；(L+l,x+X2)(4.38)15060x9.8x0.084x(61.9-19.65)-…⑺公，八61.9+19.6561.92+61.9x19.65+19.652=(19.65+3.1)x1.666+(1.666+19.65+3.1)x+1.52x9.8x61.9x10''''23=161603.77^由Z“2=0，得:S.=-(-(X+l+u)---u-du(4.39)u'b1Z/g'7tGw(L'-X)『(X+f)(Z/+X)La+L'X+X2bgL't_23―15060x9.8x0.084x(61.9-40.18)(40.18+3.1)(61.9+40.18)61.92+61.9x40.18+40.1821.52x9.8x61.9x10、2+3-=141734.79N
56同理，仍取X=（4和X=七代入公式。卬为回转速度，r为回转制动时间。
57取截面HI以左，由ZZ=O,计算斜腹杆内力SJ：16979.80.97=25375.9N水平惯性载荷和风载荷都具有双向性，水平桁架的弦杆和腹杆均作为压杆计算4.4.2下弦杆附加内力计算（1）载重小车行制动惯性载荷，由兼作小车轨道的两根臂架下弦杆平均承受，当小车负载从吊点B向A行走制动时，简支AB段下弦杆受压。因此，下杆要以移动载荷（0+Gc）a产生的惯性力作为轴向压力计算，每一根下弦杆受的压力为：s=-P=1.（2+Gc）4._E_=（2+GcLw（440）u2u2g60f1200/x30=318.50N(12000+1001)x9.81200x10式中：v-载重小车运行速度（加/min）；”制动时间（s）。（2）小车轮压在下弦杆上的局部弯矩。计算下弦杆的局部弯矩，是把下弦杆视为节点为支撑的多跨连续梁。下弦杆中的局部弯矩力矩，可用无限多等跨连续梁的影响线来确定，它与下车轮压的大小及作用方式，小车轮距与下弦杆节间长度的比值有关，通常，采用下面的近似计算。图4.13(a)轮压对下弦杆(轨道)的附加弯矩
58(a)作用方式(每一轨道有四个行走轮)：节点弯矩=%=0.1746/?•/=0.1746x149706.52x1.666=43547.1INL3WMb=-0.0925R-lw=-0.0925x149706.52x1.666=—23070.52NMc=-0.2857-R-lw=-0.2857x149706.52x1.666=-71256.74N=-0.0925•/? /„,=-0.0925x149706.52x1.666=-23070.527V图4.13（b）轮压对下弦杆（轨道）的附加弯矩（b）作用方式（每一轨道有两个行走轮）：节点弯矩M2=M3=0.1728-/?/h,=0.1728x149706.52x1.666=35615.90NMb=-0.0536•/?•/„,=-0.0536x149706.52x1.666=-13368.43NA/c=-0.1607-；?•/„,=-0.1607x149706.52x1.666=-40080.36A^必=—0.0536R（=-0.0536xl49706.52xl.666=-13368.43N式中：R—小车的集中轮压（考虑动力系数），其值用小车对应幅度的起升载荷而定：R=%。=1,175x（12000+1001）x9.8=149706.52N/„,一下弦杆的节间长度。（3）起升绳和牵引绳的张力：根据牵引式小车的起升绳和牵引绳穿绕与固定方式，起升绳与牵引绳的张力还使臂架下弦杆承受轴向压力。ia-n-t,cQ1.175x12000x9.8wx起升绳张力：S.=—==35797.93N（4.41）at]4x0.965
59牵引绳张力：S2=—=18944.54A^(4.42)式中：。-吊重(包括吊具重，并考虑动力系数)；卬-载重小车的总运行阻力；起升绳滑轮组倍率；起升滑轮组和导向滑轮的效率，7=7~-L—，/为单个滑轮效率；(1+%)•仇7—牵引绳导向滑轮的效率。起升绳和牵引绳张力，小车行走制动惯性载荷，实际上都不作用在下弦的截面重心上，它们有上有下，可近似的作为轴心压力计算，忽略偏心影响。各项载荷在臂架杆件中产生的内力，按最有利工况组合后进行臂架的强度和弹性稳定性验算。4.5截面选择与验算臂架截面的形式与尺寸，应根据强度、刚度、稳定性条件，以及构造等要求来确定。对于小车变幅的格构式臂架，通常采用正三角形截面形式，截面高度/i=(")L(L为臂架长度)，截面宽度应与塔身宽度相配合。上弦杆和腹杆常选用圆钢，兼作小车轨道的下弦杆采用方管为宜，可用角钢拼焊，也可选用矩形钢管，杆件尺寸可参考类似结构选取。根据计算的杆件组合内力和截面集合尺寸特性进行臂架的验算，就整体受力而言，臂架是一个轴向受压，单向弯曲的压弯空间桁架，除了按一般强度公式外，还要按弹性稳定性进行验算。4.5.1腹杆的计算臂架腹杆按轴心压杆计算，根据钢结构设计规范要求，对格构式压弯构件的腹杆，应按实际剪力合用规范公式计算的偶然剪力两者中较大值来确定内力受压腹杆的计算长度系数。一般，将随腹杆与受拉弦杆刚度比值的增加而增加，但考虑实际工程设计的具体构造情况，计算时取常数。腹杆在桁架平面内的计算长度系数〃=0.8（在桁架支座处的斜杆和竖杆，〃=1），在桁架平面外，〃=1。4.5.2臂架稳定性验算
60正三角形结构臂架，一般做成等截面的，其计算长度/。只考虑支撑影响，在起升平面内，臂架AB简支段的计算长度其中必=1；在回转平面内，臂架AB段的计算长度其中从=2,为考虑悬臂支撑影响的长度系数，生为考虑臂架吊点支持绳影响的长度换算系数，按近似公式计算。(4.43)式中：4-臂架A3段的水平投影方向，由于臂架为水平方向，故4=4；%-支撑绳在固定点之间的绳长水平投影长度。按钢结构设计规范的要求，格构式压弯构件，需要验算弯矩作用平面的整体稳定性和单肢稳定性。（1）弯矩作用平面的整体稳定性，臂架在起升和回转平面内的整体稳定性，按单向弯曲压弯构件验算，并应满足下面的稳定性条件：(4.44)NBMr1港+［一门”式中：N-臂架的轴向压力;M-有横向载荷在臂架截面产生的最大弯矩；A-臂架的毛截面面积；4-等效弯矩系数，考虑横向载荷作用弯矩非均匀分布的影响。对于简支压杆,
61当跨中有一个横向作用时,;当杆端与不相等弯矩|根|=|朋2|作用时，凡=0.65+0.35xq（/?ffl>0.4）,其他载荷情况取乩=1。上式的轴心压杆稳定系数。和欧拉临界力乂应由换算长细比4确定，”为毛截面面积对压力最大分肢的抗弯系数，按虚轴到分肢轴线距离，或到分肢腹板边缘距离中的较大者计算。（2）单肢的稳定性，根据臂架的内力分析，一般说来，臂架在吊点的外伸部分，上弦杆为轴心拉杆，下弦杆为轴心压杆，臂架在简支桁架区段，上弦杆位轴心压杆，下弦杆为偏心拉杆。当杆件截面无削弱时，拉杆验算强度，压杆验算稳定性，受压弦杆的计算长度按桁架的计算长度计算，只要单肢两个方向的稳定性有了保证，整个构件就不会失去弯矩作用平面外的稳定。
625结构连接5.1机构连接简介起重机的金属结构构件由各种形状的板材、管件或型钢等组成。机构连接处的加固比构件的加固更加困难，因此，连接是金属结构的重耍环节，对其基本耍求是：价格经济，工艺方便，材料节省。按照工艺分类，连接可分为：焊接连接、钾钉连接和螺栓连接三种。由于佛钉连接具有工艺复杂、费工费料、消弱杆件截面等特点，已被焊接和螺栓连接所代替，但其在特重型的桥式起重机主梁、底盘大梁上仍在使用，因为此种连接可承受动载并且可靠。焊缝连接的方法很多，起重机金属结构常用的是电弧焊接。近年来，用半自动或自动的“气体保护焊“，能防止熔融金属氧化，保证电弧稳定和提高焊接速度。螺栓连接比焊缝连接费材料，因为螺栓连接需要更多的连接板，且使螺栓孔拉力构件截面受力减弱,但焊接连接在脆性断裂，疲劳破坏方面比螺栓连接更敏感。最经济合理的是尽可能用焊缝连接，而把在现场拼装的连接设计成高强度螺栓连接，不要将两种连接混用在同一连接点上，因为不同的连接引起的残余应力将使连接点上的分配变得模糊不清而无法估计，-个结构件上可有几种不同的连接形式，但不能混用。
635.1焊接连接焊接连接时目前应用较广泛的一种连接方法，因为它具有省工省料、不削弱杆件截面，易于采用自动化作业，并可用于复杂形状构件的连接等优点。起重机金属结构中主要采用对焊接缝和角焊缝两种，最常见的是角焊缝。角焊缝还可以做成间断焊缝，有时间断焊缝经济些，其每段焊缝间断距离不得大于较薄板厚的15倍（受压构件）或30倍（受拉构件但间断焊缝的应力集中现象十分严重，故在重要构件的只耍焊缝中，特别在受动力载荷的场合，不宜采用。焊条的金属应与母材金属相适应，不同强度的母材连接时，应采用与低强度母材相适应的焊条。对于要焊接的钢材，化学成分最好限于百分比内：碳为0.13,猛为0.40,硅0.10%,硫0.035%,磷0.030%。多数钢材在一般厚度下都是可焊的，不必担心焊缝开裂，对于厚度大的板件（低碳钢50mm,低合金钢36mm）,焊缝应考虑专门措施，如焊前预热母材等。焊条类型是以抗拉强度为标准，其化学成分、机械性能等可查阅有关手册和国家标准（G5980-76和GB981-76）0焊缝形成是在加热和冷却的循环中进行的，将导致收缩变形而畸形。当变形受阻，就在母材和焊缝中产生内应力，沿焊缝方向的收缩常被母材所约束，因而在焊缝中引起拉力，母材上产生压力，残余应力在截面中始终是自我平衡的。焊缝的纵向收缩率可达1/1000,而横向收缩率为1.5mm,由于约束而引起的残余应力可达（0.51.0）倍的屈服极限，将板直接焊在厚板上（36mm）,往往在厚度方向上引起的拉力而将板撕裂。焊接结构焊缝区中的残余应力与使用应力叠加后，很快达到局部屈服，此时塑性变形使约束解除而导致残余应力的减小而消失。对于受静载荷的焊缝，其连接强度基本不受残余应力影响。当受动载荷时，焊缝连接的疲劳极限下降，为了在焊接构件中不产生过大的残余应力，应尽可能采用低碳结构钢，并用加热、振动冲击或爆炸冲击等方法来消除焊接中残余应力。5.2螺栓连接在受静载荷或间接地动载荷不大的构件上，可用普通螺栓（有粗型和精型之分）。普通构件用普通低碳钢（A3F）制成，粗制螺栓尺寸不准，孔（冲孔或钻孔）往往比螺栓外径大12mm。由于螺栓强度不高，无法用拧紧螺栓的方法产生大的压紧力，在受载荷时，连接有滑动，变形大。因而该连接不能靠摩擦来传递载荷，普通精制螺栓，尺寸精确，孔径仅比螺栓外径大0.3mm,受载后连接变形小，但造价高，安装不便，故在起重金属结构中很少使用，在不重耍的构件中一般采用普通粗制螺栓。高强度螺栓连接在起重机金属结构中有广泛用途，特别作为现场装配连接，螺栓材
64料为优质碳素钢（常用中碳钢35号或45号和合金结构钢40B或20MnTiB）。经热处理后，其抗拉强度前者超过8OON/nw/2,屈强比0.8（8.8级），后者超过1000N/〃加？，屈强比0.9（10.9级），高强度螺栓连接用的螺帽和垫圈采用45号钢，并经热处理。螺栓孔为钻孔，孔径可比螺栓公称直径达10%,对于剪压型高强度螺栓，孔径应小些，比螺栓直径只能大7%左右，以免使连接滑动过大。对于简支接点的连接，若只要求传递剪力，允许有转角。固连连接则要能传递剪力、弯矩和轴力，但不允许有明显变形。在连接中应是各组螺栓受力明显，分工合理；在重要连接中，受剪力的螺栓不受拉，受拉力的螺栓不受剪力，在构建需拼装时，尽可能将连接造在受力最轻的位置。为保证构件拼装后的整体，最好用高强度螺栓。
656技术经济性分析现代的工业，在保证其优良的性能的同时，还要保证节约资金和材料以及保护环境等问题。本设计中的塔式起重机从设计到生产销售及售后服务过程可分为：技术软件费用，材料费用，配套费用，加工费用，运输费用，安装调试费用以及其他费用。从起重机价格组成和结构中可以看出，材料费用，配套费用，加工费用，运输费用，安装调试费用占大部分费用，因此对其进行预算是很有必耍的。同时，机器性能也是决定价格的关键因素，只有优良的性能，才能保证机器正常销售。要对性能进行评价，必须满足其基本性能，在此基础上可多添加一些附加性能，使其性能达到最优化。以下是他是起重机个组成部分的参考价格：固定支架：14,250元塔身（15节）：124,900元塔身（2节）：27,000元基础塔身总成本::34,450元标准通道：2,685元塔顶通道：1,160元休息平台：3,980元伸缩桁架：31,640元油缸：16,900元液压装置：20,670元回转机构总成：120,000元塔头成本：28,600元平衡臂：18,400元臂架：51,270元臂架小车总成：11，850元绳索：11,500元起升机构：101,100元供电箱：9,072元
66变幅机构：18,750元司机室：24,500元安全装置：6,600元电缆：6,398元附着框架：10,870元底架固定附件：3,370元风速仪：11，092元底架：81,840元其他:21,910元合计：804,757元结论通过近半年的毕业设计，在指导老师张德臣老师的耐心指导下，使我在各方面都有了很到的进步，特别是在理论知识、专业知识、计算机绘图、英语水平等方面有了很大的提高，所以在这几个月里我受益匪浅。在设计H3/36塔式起重机臂架及吊钩的过程中，使我在建筑机械方面有了全新的认识，并且能够将理论知识和实际应用结合起来，以达到学以致用的效果。通过对臂架的受力分析、内力以及稳定性等各方面的计算，使我对机械设计、理论力学、材料力学等知识掌握得更加扎实；通过对设计图纸的精确绘制，使我对AUTOCAD的画图技巧达到了一个新的水平；通过对英文文献的翻译，不但巩固了我的英文知识，而且对机械专业英语方面有了很大的提高；通过深入工厂实习，不但深入理解了书中的知识，而且学到了更多的实际应用知识。在这次实习中，我感受到工作中不但耍有扎实的专业知识，还要具有团结协作、虚心学习的精神，这种工作态度可以使自己受用终身。
67致谢经过半年的忙碌和工作，本次毕业设计已经接近尾声，作为一个本科生的毕业设计,由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方，如果没有导师的督促指导，以及一起工作的同学们的支持，想要完成这个设计是难以想象的。在这里首先要感谢我的导师张德臣教授。他平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶段，从外出实习到查阅资料，设计草案的确定和修改，中期检查，后期详细设计一,装配草图等整个过程中都给予了我悉心的指导。我的设计较为复杂烦琐，但是张老师仍然细心地纠正图纸中的错误。除了敬佩张老师的专业水平外，他的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。然后还要感谢大学四年来所有的老师，为我们打下机械专业知识的基础；同时还耍感谢所有的同学们，正是因为有了你们的支持和鼓励，此次毕业设计才会顺利完成。最后感谢辽宁科技大学四年来对我的大力栽培。
68参考文献[1]顾迪民.《工程起重机》（第二版）[M].北京：中国建筑工业出版社，1988,12,81-150,257-287.⑵刘配衡.《国外塔式起重机》[M].北京：中国建筑工业出版社，1983,6,3-21.[3]陈玮璋，顾迪民.《起重机械金属结构》[M].北京：人民交通工业出版社，1986,6,1-59.[4]范俊祥《塔式起重机》[M].北京:中国建材工业出版社，2004,7,80159-539-4.⑸大连起重机床厂.《起重机设计手册》[M].沈阳：辽宁人民出版社，1979,12,357-358.[6]刘鸿文.《材料力学》（第三版）[M].北京：高等教育出版社，1992,9,181-203.⑺编辑委员会.《机械工程手册》（第二版）[M].北京：机械工业出版社，1997,6,2-159-2-164,2-33-2-35,2-22.网编辑组.《机械设计手册》.（第二版），第二分册，上册[M].北京：化学工业出版社，1998,9,1104-1109.
69辽宁科技大学本科生毕业设计（论文）第60页
