20-5t13.5m正轨箱型桥式起重机起升机构和运行机构的设计毕业论文.doc

毕 业 论 文（设 计）

论文（设计）题目：20/5t13.5m正轨箱型桥式起重机起升
机构和运行机构的设计

姓 名 姬建华
学 号 11053011053
院 系 机电工程学院
专 业 机械设计制造及其自动化
年 级 2009级
指导教师 康明川

2013 年 6 月 5 日

目录
摘要 1
ABSTRACT 2
第1章 绪 论 3
第2章 型式及主要技术参数 5
2.1 型式及构造特点 5
2.2 主要技术参数 5
第3章 主起升机构设计 7
3.1 确定传动方案选择滑轮组和吊钩组 7
3.2 吊钩主要计算 8
3.3 钢丝绳选择 9
3.4 卷筒的设计计算 11
3.5 钢丝绳在卷筒上的固定 12
3.6 减速器的选择 13
3.7 电动机的选择 15
3.8制动器的选择 15
3.9 起制动时间验算 16
第4章副起升机构设计 19
4.1 确定传动方案选择滑轮组和吊钩组 19
4.2 吊钩主要计算 20
4.3 钢丝绳选择 21
4.4 卷筒的设计计算 23
4.5 钢丝绳在卷筒上的固定 25
4.6 减速器的选择 26
4.7 电动机的选择 27
4.8制动器的选择 28
4.9 起制动时间验算 29
第5章 运行机构设计 32
5.1 确定运行机构的传动方案 32
5.2 运行机构运行阻力的计算 33
5.3 电动机的选择 35
5.4 减速器的选择 39
5.5 轮压计算 41
参考文献 44
致谢 45

新乡学院本科毕业设计

摘 要

本设计主要对双梁桥式起重机、主起升机构、副起升机构、小车运行机构、大车运行机构进行了设计。
主副起升机构的计算包括钢丝绳的选择、卷筒的计算、电机、减速器及制动器的选择等，小车运行机构的设计主要有电动机、减速器、最大和最小轮压的计算，大车运行机构的设计主要有电动机、减速器、最大和最小轮压的计算等。

关键词：桥式起重机；起升机构；运行机构

45
ABSTRACT
The main design of double beam bridge hosting mechanism、dempty Lord Lifting mechanism、the small car ruunning institutions、the big car running institutions、Lord girders during operation、the organzation design.
The Lord vice lifting mechanism of the calculation of the selection of wire rope、including the calculation of drum、mortor、gear reducer choice and so on,the small car running of the mechanism are the main motor、gear reducer、maximum and minimum wheel pressure, the big car running of the mechanism are the main motor、gear reducer、maximum and minimum wheel pressure,the main and end girder of the design of the girder including the main and end girders section determination of geometrical properties、and the load calculation、the main girders of strength check and so on.

Key words: Bridge words；Lifting mechanism；ruunning institutions

第1章 绪 论
桥式起重机是横架于车间、仓库和料场上空进行物料吊运的起重设备。由于它的两端坐落在高大的水泥柱或者金属支架上，形状似桥。桥式起重机的桥架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行，可以充分利用桥架下面的空间吊运物料，不受地面设备的阻碍。它是使用范围最广、数量最多的一种起重机械。
经过几十年的发展，我国桥式起重机行业已经形成了一定的规模，市场竞争也越发激烈。桥式起重机行业在国内需求旺盛和出口快速增长的带动下，依然保持高速发展，产品几近供不应求。
尽管我国起重机行业发展迅速，从技术实力看，与欧美日等发达地区相比，中国的技术实力还有一定差距。但是，已经有了自己的研发部门，满足了国内市场的需要，部分产品还打入国际市场。
同时我国起重行业目前存在几个突出问题，归纳如下：
（1）整体技术含量偏低，突出表现在产品的品种规格少，性能、可靠性等指
标低于发达国家同类产品的水平。
（2）知名品牌很少，能打入国际市场并享有一定声誉的知名品牌几乎没有。
（3）产品低价恶性竞争严重，企业合理利润难保，已严重制约企业生产技术
的持续发展。
随着国际合作的增加，国际起重机行业发展迅速。到目前为止，国际主要知名起重机制造厂商有德国的 DEMAG起重机，芬兰的Kone起重机，美国CM 集团等。上述企业在起重机行业内较为知名。
桥式起重机的更新和发展，在很大程度上取决于电气传动与控制的改进。将机械技术和电子技术相结合，将先进的计算机技术、微电子技术、电力电子技术、光缆技术、液压技术、模糊控制技术应用到机械的驱动和控制系统，实现起重机的自动化和智能化。大型高效桥式起重机新一代电气控制装置已发展为全电子数字化控制系统。主要由全数字化控制驱动装置、可编程序控制器、故障诊断及数据管理系统、数字化操纵给定检测等设备组成。变压变频调速、射频数据通讯、故障自诊监控、吊具防的模糊控制、激光查找起吊物重心、近场感应防碰撞技术、现场总线、载波通讯及控制、无接触供电及三维条形码技术等将广泛得到应用。使起重机具有更高的柔性，以适合多批次少批量的柔性生产模式，提高单机综合自动化水平。重点开发以微处理机为核心的高性能电气传动装置，使起重机具有优良的调速和静特性，可进行操作的自动控制、自动显示与记录，起重机运行的自动保护与自动检测，特殊场合的远距离遥控等，以适应自动化生产的需要。
随着现代科学技术的发展，各种新技术、新材料、新结构、新工艺在桥式起重机上得到广泛的应用。所有这些因素都有里地促进了桥式起重机的发展。根据国内外现有桥式起重机产品和技术资料的分析，近年来桥式起重机的发展趋势主要体现在以下几个方面：
（1）重点产品大型化、专用化；
（2）系列产品模块化、标准化；
（3）通用产品小型化、轻型化和多样化；
（4）产品性能自动化、智能化和数字化；
（5）产品组合成套化、集成化和柔性化；

第2章 型式及主要技术参数
2.1 型式及构造特点
由起重机械[6],箱形双梁结构具有加工零件少、工艺性好、通用性好及机构安装检修方便等一系列优点，因而在生产中得到广泛采用。我国在5吨到80吨的中、小起重量系列产品中主要采用了箱型梁这种形式，但这种结构型式也存在一些缺点：自重大、易下挠。它的主要组成部分有小车（主、副起升机构、小车运行机构和小车架）。桥架（主梁和端架）、大车运行机构和电气设备等。
2.2 主要技术参数
起重量：主起升Q＝20t，副起升Q＝5t
跨 度： L＝13.5 m
起升高度：主起升H＝12 m，副起升H＝14 m；
工作级别：主起升机构： M5
副起升机构： M5
大 车： M5
小 车： M5
工作速度：主起升速度：V＝7.2 m/min
副起升速度：V＝19.5m/min
小车运行速度：V＝44.6 m/min
大车运行速度：V＝84.7 m/min
车轮直径：大 车：D＝600 mm
小 车：D＝350 mm
卷筒直径：主 起 升：D＝500 mm
副 起 升：D＝400 mm
起升倍率：主 起 升：m＝4
副 起 升：m＝2
小车轨距：2000mm 轮距：2400mm
大车轮距：4000mm
第3章 主起升机构设计

3.1 确定传动方案选择滑轮组和吊钩组
20/5吨双梁桥式起重机小车采用四个车轮支承的起重小车。它主要有主、副起升机构、小车运行机构组成。
起重机起升机构传动，由电动机、联轴器、浮动轴、减速器、卷筒等，电动机与减速器之间通过联轴器、浮动轴带动减速器，减速器输出端与卷筒连接，按照布置宜紧凑的原则，决定选择双联滑轮组，传动简图如图3-1所示。

图3-1 起升机构传动简图
根据Q =20t，查文献起重机设计手册[1]表3-2-8，取滑轮组倍率为4，承载分支数为8，查[1]表3-4-11选用短型吊钩组，图号为T1-362，吊钩组自重为G0=364kg，两端滑轮间距为360mm，滑轮组采用滚动轴承，当滑轮组效率为4时，查文献[1]表2-2-3得，滑轮组效率为0.985。
滑轮组的许用最小直径为：mm （3-1）
式中：d—钢丝绳直径，mm；
e—轮绳直径比系数；
查文献[1]表3-2-10，选用滑轮直径为D=550mm，由于选用短型吊钩组，所以不采用平衡滑轮，滑轮绳槽部分尺寸，查文献[1]表3-2-2得，绳槽断面尺寸为：r=10mm、H=30mm、B1=53mm、E1=38mm、C=1.5；
3.2 吊钩主要计算
（1）吊钩主要尺寸

图3-2吊钩尺寸简图
钩口直径为：mm
h=D=135mm
S=0.75D=100mm
L1=(2~2.5)h=270mm
L2=0.5h=67.5mm
（2）吊钩强度验算

图3-3吊钩危险截面简图
由文献起重机设计手册[1]，钩身弯曲截面A-A危险截面的内外侧应力满足如下条件：
（3-2）
（3-3）

式中：e1—危险截面A-A型心至截面内边的距离，mm；
e2—危险截面A-A型心至截面外边的距离，mm；
R0—危险截面型心轴线至曲率中心O的距离，mm；
FA—危险截面A-A的面积，mm2；
KA—危险截面A—A的形状系
查文献[1]表3-4-6（2）得，截面尺寸为：
b1=0.67h=90mm
b2=0.4b1=36mm
mm
mm

KA=0.1
吊钩许用应力为：
则

经计算得，危险截面A-A内外两侧的最大危险应力小于其许用应力，故满足使用。
3.3 钢丝绳选择
根据起重机的额定起重量，查起重机设计手册[1]表3-4-11得吊钩滑轮组自重G0=364kg，由额定起重量及其起升倍率选择双联起升机构滑轮倍率为 4，钢丝绳缠绕方式如图3-2所示。

图3-4 主起升机构钢丝绳缠绕方式

（1）钢丝绳所受最大静拉力
KN （3-4）
式中: Q——额定起重量， Q=20t；
G0 ——吊钩组重量，G0=364kg；
m ——滑轮组倍率，m=4；
——滑轮组效率，=0.98；
（查起重机设计手册[1]表2-2-3得=0.98）；
（2）钢丝绳的选择
所选择钢丝绳的破断拉力应满足：
（3-5）
=
——钢丝绳安全系数，查起重机设计手册[1]表3-1-2得=5，根据要求所选钢丝绳为纤维芯钢丝绳，查起重机设计手册表3-1-6得=0.85，有上式可得，
==149.74 KN
根据上式计算结果及要求选取钢丝绳6破断拉力1670的纤维芯钢丝绳，查起重机设计手册[1]表3-1-6得，取钢丝绳直径d=17mm，抗拉强度=1670N/mm2光面钢丝，左右互捻的钢丝绳，标记如下：
钢丝绳：6—17.0—1670—I—光—右交（GB1102—74）.
3.4 卷筒的设计计算
根据卷筒直径确定卷筒长度和转速，已知主起升机构卷筒直径为D0=500mm。
(1) 卷筒长度计算
根据额定起重量Q=20t,查起重机设计手册表3-3-6，选择齿轮联接盘式卷筒组，D0=500mm,图号为T145，卷筒绳槽尺寸由起重机设计手册[9]表3-3-7查得P=20mm, 槽底直径r=10mm，卷筒长度为：
L=2（L0+L）+Lg （3-6）
=2
=2
=1543mm
查起重机设计手册[9]，取卷筒长度L=1500mm；
式中：n—附加安全系数，查起重机设计手册取n=2；
H—最大起升高度，H=12m；
D0—卷筒直径，D0=500mm；
L2—固定钢丝绳所需长度，L2=3P=60mm；
Lg—卷筒中间光滑部分长度，Lg=120mm；
m—滑轮组倍率，m=4；
查起重机设计手册[9]选择卷筒为卷筒槽向为左的A型卷筒，标记如下：
卷筒A—5001500—1020—124—左ZBJ80 006.1—87
（2）卷筒壁厚计算
卷筒壁厚为： （3-7）

mm
取mm
(3) 卷筒抗压稳定性验算
（3-8）
式中：n—稳定系数，n=1.4；
P—卷筒单位面积上受到的压力，；
对于铸铁卷筒
则 ，故满足使用要求。
（4）卷筒转速
= （3-9）
=
=17.74m/min
式中：v—主起升速度，v=7.2m/min；
m—主起升倍率，m=4；
D—卷筒计算直径，D==0.517m
D0—卷筒直径，D0=500mm；
d—钢丝绳直径，d=17mm；
故选择卷筒为：D=500mm、L=1500mm、r=10mm、t=20mm、H=12m、m=4
标记为：
3.5 钢丝绳在卷筒上的固定
固定方法选用压板固定，由于钢丝绳直径d=17mm，查文献起重机课程设计[10]表3-3-4选择4号压板，压板螺栓直径为M20。
（1）绳尾固定处的压力
为减小钢丝绳固定处的压力，钢丝绳在卷筒上安全圈取2圈，利用钢丝绳与卷筒之间的摩擦，减小绳尾稳定处拉力，根据欧拉公式，绳尾固定处的拉力为：
（3-10）
式中：Smax—钢丝绳上最大静拉力；
—钢丝绳与卷筒表面之间的摩擦系数为0.16；
a—安全圈在卷筒上包角a=3
则
（2）螺栓预紧力
（3-11）
(3) 螺栓预紧力验算
压板螺栓除受预紧力的拉伸作用外，还受垫圈与压板之间的摩擦力，使螺栓弯曲引起的拉力，故螺栓的最大拉力为：
（3-12）
式中：Z—固定钢丝绳的螺栓数量，Z=3；
d—螺栓螺纹内经；
t—钢丝绳槽距；
—垫板与钢丝绳压板表面之间的摩擦系数为0.16；

则
经计算得，，故满足使用要求。
3.6 减速器的选择
（1）起升机构总的传动比
（3-13）
根据传动比 i=42.28，电动机功率Pw=30kw,额定转速为750r/min.工作级别为及设计要求，由减速器选用手册【14】选用减速器为ZQ系列软齿面减速器（泰隆），工作类型为中级，公称传动比为40，实际传动比为40.17，输入减速器功率为22kw，选用减速器标记如下：ZQ650-40-CA。
(2)验算减速器的最大扭矩和最大径向载荷
根据起重机设计计算[11]减速器低速轴通过齿轮联接盘与卷筒相联接时，低速轴及其轴端承受较大的扭矩和径向载荷，一般要对其进行验算。
轴端最大径向力 （3-14）
=
=3310.8kg
式中：S—卷筒上钢丝绳最大静拉力；
—起升载荷动载系数，=1+0.7v；
—卷筒重力，查起重机设计手册得，=972kg；
经计算得，低速轴端部最大径向力小于容许的径向力，即，故满足要求。
减速器输出轴承受最大扭矩需满足如下条件：
（3-15）
=
=
=13796.6N·m
=1407.8kg·m
式中：—起升载荷动载系数，=1+0.7v；
T—钢丝绳最大静拉力在卷筒上产生的最大扭矩；
—减速器低速轴允许最大扭矩，查文献[14]表3-2-1得，=30000N·m；
经计算得，减速器输出轴承受最大扭矩小于其容许承受的最大扭矩，即,故满要求.
3.7 电动机的选择
（1）电动机静功率计算
（3-16）
=27.53kw
式中：Q—额定起重量，Q=20t；
G0—吊钩组自重，G0=364kg
v—起升速度，v=7.2m/min；
—机构总效率，=zdcl
—滑轮组效率，=0.98；
—导向滑轮效率，=0.987；
—卷筒效率，=0.987；
—传动效率，=0.87
（2）电动机功率计算
kw （3-17）
式中：G—稳态负载平均系数，根据起重量和工作级别查起重机设计手册[1]表2-2-5和2-2-6得，G=0.8
(3)电动机型号选择
根据计算的电动机功率及设计要求，由电动机选用手册[15]电动机选择YZR起重专用电动机（大连伯顿）查表4-1，选用基准工作制—25%电动机，电动机额功率为26kw，额定电压为380v，定子绕组Y接，YZR225M-6，机座号225M,额定转速为750r/min.电动机型号标记如下：YZR225M-6。
3.8制动器的选择
（1）制动器的制动转矩计算
起升制动器的制动转矩必须大于由货物产生的静转矩，在货物处于悬吊状态时，具有一定的安全裕度你制动转矩必须满足如下条件：
=
=474.8N·m
式中：—制动器的制动转矩，（N·m）；
K—制动安全系数，当工作级别为时，查[1]起重机设计手册，K=1.75；
Q—额定起重量，（N）；
—吊钩组重量，（N）；
—机构总效率，=0.87；
—传动机构传动比，=40；
—卷筒直径，=500mm=0.5m；
（2）制动器型号的选择
根据制动器的特点、注意事项及要求选择电力液压块式制动器，根据计算的制动转矩，查文献[1]起重机设计手册表4-1得，选择制动器型号为：制动器，制动轮直径为D=300mm，额定制动转矩为T=630N·m，质量为70kg。
3.9 起制动时间验算
(1) 起动时间验算
起动时间为： （3-18）
式中：n—电动机额定转速（r/min）；
Tq—电动机平均起动转矩，由文献[1]表2-2-8，Tq=1.7Tn=415N.m；
Tj—电动机静阻力矩，
—机构运动质量折算到电动机转轴上的转到惯量；

=0.966kg.m2
Jd—电动机转子的转动惯量，查设计手册，Jd=0.52kg.m2；
Je—制动轮的转动惯量，Je =0.3kg.m2；
则
通用桥式起重机的起升机构起动时间为1~5s，去tq=2.5s，经计算满足使用要求。
起动平均加速度为： （m/s2）
式中：—起动平均加速度，（m/s2）；
v—起升速度，m/s；
—平均升降加速度，查文献[1]表2-2-10得，=0.2（m/s2）
故 m/s2 满足要求。
（2）制动时间验算
（3-19）
式中：n/—满载下降时电动机额定转速825（r/min）；
Tz—制动器制动转矩，由文献[1]表4-1，Tz=630N.m；
Tj—电动机静阻力矩，
/—机构运动质量折算到电动机转轴上的转到惯量；

=0.966kg.m2
Jd—电动机转子的转动惯量，查设计手册，Jd=0.52kg.m2；
Je—制动轮的转动惯量，Je =0.3kg.m2；
—推荐制动时间，==2.5s ；
则
经计算 制动时间满足使用要求。
制动平均减速度为：
式中：—满载下降减速度，
tz—制动时间；
—平均升降加速度，查文献[1]表2-2-10得，=0.2（m/s2）
则 m/s2 故满足要求。

第4章副起升机构设计
4.1 确定传动方案选择滑轮组和吊钩组
20/5吨双梁桥式起重机小车采用四个车轮支承的起重小车。它主要有主、副起升机构、小车运行机构组成。
起重机起升机构传动，由电动机、联轴器、浮动轴、减速器、卷筒等，电动机与减速器之间通过联轴器、浮动轴带动减速器，减速器输出端与卷筒连接，按照布置宜紧凑的原则，决定选择双联滑轮组，传动简图如图4-1所示。

图4-1 起升机构传动简图
根据Q =5t，查起重机设计手册[1]表3-2-8，取滑轮组倍率为2，承载分支数为4，查文献[1]表3-4-11选用短型吊钩组，图号为T1-362，吊钩组自重为G0=82kg，两端滑轮间距为220mm，滑轮组采用滚动轴承，当滑轮组效率为4时，查[1]表2-2-3得，滑轮组效率为0.985。
滑轮组的许用最小直径为：mm （4-1）
式中：d—钢丝绳直径，mm；
e—轮绳直径比系数；
查文献[1]表3-2-10，选用滑轮直径为D=400mm，由于选用短型吊钩组，所以不采用平衡滑轮，滑轮绳槽部分尺寸，查文献[1]表3-2-2得，绳槽断面尺寸为：r=7mm、H=22.5mm、B1=40mm、E1=28mm、C=1.0；
4.2 吊钩主要计算
（1）吊钩主要尺寸

图4-2吊钩尺寸简图
钩口直径为：mm
h=D=70mm
S=0.75D=52.5mm
L1=(2~2.5)h=150mm
L2=0.5h=35mm
（2）吊钩强度验算

图4-3吊钩危险截面简图
由起重机设计手册[1]，钩身弯曲截面A-A危险截面的内外侧应力满足如下条件：
（4-2）
（4-3）

式中：e1—危险截面A-A型心至截面内边的距离，mm；
e2—危险截面A-A型心至截面外边的距离，mm；
R0—危险截面型心轴线至曲率中心O的距离，mm；
FA—危险截面A-A的面积，mm2；
KA—危险截面A—A的形状系
查[1]表3-4-6（2）得，截面尺寸为：
b1=0.67h=47mm
b2=0.4b1=19mm
mm
mm

KA=0.1
吊钩许用应力为：
则

经计算得，危险截面A-A内外两侧的最大危险应力小于其许用应力，故满足使用。
4.3 钢丝绳选择
根据起重机额定起重量Q=5t及其倍率m=2,钢丝绳的缠绕方式，如下图4-4所示。

图4-4副起升机构钢丝绳缠绕方式
根据起重机副起升机构额定起重量，查起重机设计计算[12]表3-4-11
吊钩组自重为，=82kg，钢丝绳所受最大静拉力为:
（4-4）
式中：Q——额定起重量， Q=5t；
G0 ——吊钩组重量，G0=82kg；
m ——滑轮组倍率，m=2；
——滑轮组效率，=0.99；
KN
按下面计算公式计算钢丝绳直径为：
（4-5）
式中: c—选择系数,根据起重量及工作级别，查起重机设计手册[1]表3-1-2，得 c=0.104
—钢丝所受最大静拉力，（N）；
mm
根据设计抗拉强度要求及钢丝绳计算直径，查文献[1]起重机设计手册表3-1-6，选用纤维芯钢丝绳，标记为钢丝绳：6—12.5—1670—I—光—右交（GB1102—74）；该钢丝绳的破断拉力为N。
由起重机设计手册公式：=512577=62885N
式中：n—安全系数，由起重机设计手册表3-1-2查得，n=5；
—钢丝所受最大静拉力，（N）；
经计算，F，故满足要求。
4.4 卷筒的设计计算
根据卷筒直径确定卷筒长度和转速，已知副起升机构卷筒直径为D0=400mm.
（1）卷筒长度计算
根据额定起重量Q=50t,查起重机设计手册[9]表3-3-6，选择齿轮联接盘式卷筒组，D0=400mm,图号为T144，卷筒绳槽尺寸由起重机设计手册[13]表3-3-7查得P=15mm,槽底直径r=8mm，则卷筒长度为：
L=2（L0+L2）+Lg （4-6）
=2
=2
=1288.8mm
查文献[9]表3-3-6，得卷筒长度L=1500mm;
式中：n—附加安全系数，查起重机设计手册取n=2；
H—最大起升高度，H=14m；
D0—卷筒直径，D0=400mm；
L2—固定钢丝绳所需长度，L2=3P=45mm；
Lg—卷筒中间光滑部分长度，Lg=48mm；
m—滑轮组倍率，m=2；
（2卷筒壁厚计算
卷筒壁厚为： （4-7）

mm
取mm
（3）卷筒弯曲应力
按材料力学[8]，得：
（4-8）
式中：Mw—卷筒所受弯矩，N.m
W—抗弯截面系数，
则

(4) 卷筒抗压稳定性验算
由起重机械[13]得:
式中：n—稳定系数，n=1.4；
P—卷筒单位面积上受到的压力，；
对于铸铁卷筒
则 ，故满足使用要求。
（4）卷筒转速
= （4-9）
=
=30.11m/min
式中：v—主起升速度，v=19.5m/min；
m—主起升倍率，m=2；
D—卷筒计算直径，D==0.4125m
D0—卷筒直径，D0=400mm；
d—钢丝绳直径，d=12.5mm；

故选择卷筒为：D=400mm、L=1500mm、r=7mm、t=15mm、H=14m、m=2
标记为：
4.5 钢丝绳在卷筒上的固定
固定方法选用压板固定，由于钢丝绳直径d=17mm，从文献[9]表3-3-4选择3号压板，压板螺栓直径为M14。
（1）绳尾固定处的压力
为减小钢丝绳固定处的压力，钢丝绳在卷筒上安全圈取2圈，利用钢丝绳与卷筒之间的摩擦，减小绳尾稳定处拉力，根据欧拉公式，绳尾固定处的拉力为：
（4-10）
式中：Smax—钢丝绳上最大静拉力；
—钢丝绳与卷筒表面之间的摩擦系数为0.16；
a—安全圈在卷筒上包角a=3
则
（2）螺栓预紧力
（4-11）
(3) 螺栓预紧力验算
压板螺栓除受预紧力的拉伸作用外，还受垫圈与压板之间的摩擦力，使螺栓弯曲引起的拉力，故螺栓的最大拉力为：
（4-12）
式中：Z—固定钢丝绳的螺栓数量，Z=3；
d—螺栓螺纹内经；
t—钢丝绳槽距；
—垫板与钢丝绳压板表面之间的摩擦系数为0.16；

则
经计算得，，故满足使用要求。
4.6 减速器的选择
（1）起升机构总的传动比
（4-13）
式中：—电动机额定转速，（r/min）；
—卷筒转速，（r/min）；
（2）标准减速器的选用
根据传动比 i=24.9，电动机功率Pw=15kw,额定转速为750r/min.工作级别为及设计要求，由减速器选用手册【14】选用减速器为ZQ系列软齿面减速器（泰隆），工作类型为中级，公称传动比为25，实际传动比为23.24，输入减速器功率为18.1kw，选用减速器标记如下：ZQ500-25-CA。
（3）验算减速器的最大扭矩和最大径向载荷
减速器低速轴通过齿轮联接盘与卷筒相联接时，低速轴及其轴端承受较大的扭矩和径向载荷，一般要对其进行验算。
轴端最大径向力 （4-14）
=
=17.67KN
=1803.3kg·m
式中：—卷筒上钢丝绳最大静拉力；
—起升载荷动载系数，=1+0.7v；
—卷筒重力，查起重机设计手册得，=456kg
—输出轴允许最大径向载荷，查设计资料得，=1850kg·m；
经计算得，低速轴端部最大径向力小于容许的径向力，即，故满足要求。
减速器输出轴承受最大扭矩需满足如下条件：
（4-15）
=
=
=6175.3N·m
=630kg·m
式中：—起升载荷动载系数，=1+0.7v；
T—钢丝绳最大静拉力在卷筒上产生的最大扭矩；
—减速器低速轴允许最大扭矩，查表得，=2550kg·m
经计算知： ,故满足要求。
4.7 电动机的选择
（1）电动机静功率的计算
（4-16）
=18.6kw
式中：Q—额定起重量，Q=5t=5000kg；
G0—吊钩组自重，G0=82kg
v—起升速度，v=19.5m/min；
—机构总效率，=zdcl
—滑轮组效率，=0.98；
—导向滑轮效率，=0.987；
—卷筒效率，=0.987；
—传动效率，=0.87
（2）电动机功率计算
kw （4-17）
式中：G—稳态负载平均系数，根据起重量和工作级别查起重机机械[5]表2-2-5和2-2-6得，G=0.8
(3)电动机型号选择
根据计算的电动机功率及设计要求，由电动机选用手册[15]电动机选择YZR起重专用电动机（大连伯顿）查表4-1，选用基准工作制—40%电动机，电动机额功率为18.5kw，额定电压为380v，定子绕组Y接，YZR200L-6，机座号200L,额定转速为750r/min，电动机型号标记如下：YZR200L-6。
4.8制动器的选择
（1）