桥式起重机小车毕业设计

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桥式起重机小车的总体设计

学生姓名： 学号：

系 部： 机械工程系 专 业： 机械电子工程 指导教师： tom

二零一二年六月

诚信声明

本人郑重声明：本论文及其研究工作是本人在指导教师的指导下独立完成的，在完成论文时所利用的一切资料均已在参考文献中列出。

本人签名：

年 月

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毕业设计（论文）任务书

设计（论文）题目： 桥式起重机小车的总体设计 系部： 机械工程系 专业： 机械电子工程 学号： 082012110 学生： tom 指导教师（含职称）： tom 专业负责人： 1，设计（论文）的主要任务及目标

本课题主要对桥式起重机小车进行总体设计。要求起重机与厂房建筑物的配合一级小车与桥架的配合要适当，小车车轮的轮压必须分布均匀，小车架上的机构与小车架结构配合要适当，小车各部分的设计应方便制造，安装、维护和检验。使小车设备运行平稳, 定位准确, 安全可靠, 技术性能先进。其主要目的是熟悉桥式起重机小车的结构和工作原理，掌握桥式起重机小车的设计方法，通过学习起重机小车的设计方法和步骤，提高学生分析问题和解决问题的能力，将自己所学的理论知识应用到实际工作生产中，培养实际动手能力。同时让我们了解制造业的发展，为以后工作做准备。通过对本次毕业设计学生应具有以下几方面的能力：

（1）综合应用的能力，（2）应用参考文献的能力，（3）分析问题的能力，（4）计算机及软件应用的能力。 2，设计（论文）的基本要求和内容

通过本论文从总体上对小车的总体设计，熟悉桥式起重机小车的结构和工作原理，掌握桥式起重机小车的设计方法，通过学习起重机小车的设计方法和步骤，提高学生分析问题和解决问题的能力，将自己所学的理论知识应用到实际工作生产中，培养实际动手能力。同时让我们了解制造业的发展，为以后工作做准备

3．主要参考文献

[1]张质文,包起帆等.起重机设计手册.中国铁道出版社.2001.北京.

[2]倪庆兴,王殿臣.起重输送机械图册（上册）.北京：机械工业出版社，1991. [3]周明衡. 减速器选用手册. 北京. 化学工业出版社. 2002

[4]AUTOCAD实用教程（2005中文版）.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社.2005.

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4．进度安排 设计（论文）各阶段名称 起 止 日 期 2011年9月10日-2011年11月1日 2011年11月1日-2011年12月1日 2012年3月1日-2012年3月10日 2012年4月26日-2012年6月5日 2012年6月18日-2012年6月20日 1 毕业论文准备 2 确定论文选题 3 开题(提交开题报告及任务书) 4 中期检查、修改及订稿 5 进行毕业答辩

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桥式起重机小车点的总体设计

摘要： 桥式起重机是桥架在高架轨道上运行的一种桥架型起重机，又称天车。桥式起重机的桥架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行，起重小车沿铺设在桥架上的轨道横向运行，设置在小车上的起升机构实现货物垂直升降。三个机构的综合，构成一立方体形的工作范围，这样就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。桥式起重机广泛地应用在室内外仓库、厂房、码头和露天贮料场等处。

本论文是对桥式起重机的小车进行总体设计。本文首先对桥式起重机小车系统作了理论分析，通过对小车起升系统，运行系统和小车安全装置的设计计算。并通过AutoCAD进行小车总装配图的绘制得出合理的设计方案，并对传统的起重机小车设计进行了合理简化。

关键词: 起重机小车,起升系统,运行系统,制图,方案选择

Bridge crane general design of the car

Abstract ：the bridge crane bridge in elevated rail running on a bridge cranes, also called on. The bridge crane bridge along both sides of laying in elevated rail longitudinal operation, lifting the small car along the laying in bridge on the shelf transverse running track, set on the car of lifting mechanism of vertical lifting realization goods. The three agencies comprehensive, constitute a cubic form working range, which can make full use of bridge the space below the lifting materials, from the ground equipment obstacles. Bridge crane widely used in the inside and outside the warehouse, workshop, wharf and the place such as the yard.

The present paper is to bridge crane car in overall design. This paper first of a bridge crane car system theory analysis, through to the small car hoisting system, operation system and the small car safety device design calculation. And through the AutoCAD car assembly drawings for total draw rational design scheme is obtained, and the traditional crane car design the reasonable simplified.

Keywords: crane car, hoisting system, operation system, drawing, scheme selection

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目录

1 绪论 ------------------------------------------------------------- - 1 - 2 主起升机构计算 -------------------------------------------------------- 3 2.1 确定传动方案，选择滑轮组和吊钩组 ------------------------------------ 3 2.2 选择钢丝绳 ---------------------------------------------------------- 4 2.3 确定卷筒尺寸,转速及滑轮直径 ----------------------------------------- 4 2.4 计算起升静功率 ------------------------------------------------------ 5 2.5 初选电动机 ---------------------------------------------------------- 5 2.6 选用减速器 ---------------------------------------------------------- 6 2.7 电动机过载验算和发热验算 -------------------------------------------- 6 2.8 选择制动器 ---------------------------------------------------------- 7 2.9 选择联轴器 ---------------------------------------------------------- 8 2.10 验算起动时间 ------------------------------------------------------- 8 2.11 验算制动时间 ------------------------------------------------------- 9 2.12高速轴计算 --------------------------------------------------------- 9 2.12.1疲劳计算 -------------------------------------------------------- 10 2.12.2静强度计算 ------------------------------------------------------ 11 3 副起升机构计算 ------------------------------------------------------ 11 3.1 确定传动方案,选择滑轮组和吊钩组 ------------------------------------ 11 3.2 选择钢丝绳 --------------------------------------------------------- 12 3.3 确定卷筒尺寸并验算强度 --------------------------------------------- 12 3.4 计算起升静功率 ----------------------------------------------------- 13 3.5 初选电动机 --------------------------------------------------------- 13 3.6 选用减速器 --------------------------------------------------------- 14 3.7 电动机过载验算和发热验算 ------------------------------------------- 14 3.8 选择制动器 --------------------------------------------------------- 15 3.9 选择联轴器 --------------------------------------------------------- 16 3.10 验算起动时间 ------------------------------------------------------ 16

I

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3.11 验算制动时间 ------------------------------------------------------ 17 3.12 高速轴计算 -------------------------------------------------------- 18 3.12.1疲劳计算： ------------------------------------------------------ 18 3.12.2静强度计算 ------------------------------------------------------ 19 4小车运行机构计算 ----------------------------------------------------- 20 4.1 确定机构传动方案 --------------------------------------------------- 20 4.2 选择车轮与轨道并验算其强度 ----------------------------------------- 20 4.2.1疲劳计算 --------------------------------------------------------- 21 4.2.2强度校核 --------------------------------------------------------- 21 4.3 运行阻力计算 ------------------------------------------------------- 22 4.4 选电动机 ----------------------------------------------------------- 23 4.5验算电动机发热条件 ------------------------------------------------- 23 4.6 选择减速器 --------------------------------------------------------- 24 4.7 验算运行速度和实际所需功率 ----------------------------------------- 24 4.8 验算起动条件 ------------------------------------------------------- 24 4.9 按起动工况校核减速器功率 ------------------------------------------- 25 4.10 验算起动不打滑条件 ------------------------------------------------ 26 4.11 选择制动器 -------------------------------------------------------- 27 4.12 选择联轴器 -------------------------------------------------------- 27 4.12.1机构高速轴上全齿联轴器的计算扭矩 -------------------------------- 28 4.12.2低速轴的计算扭矩 ------------------------------------------------ 28 4.13 验算低速浮动轴强度 ------------------------------------------------ 28 4.13.1疲劳计算 -------------------------------------------------------- 29 4.13.3静强度计算 ------------------------------------------------------ 29 5小车安全装置计算 ----------------------------------------------------- 30 5.1 小车缓冲器 --------------------------------------------------------- 30 5.1.1 缓冲行程 --------------------------------------------------------- 30 5.1.2 缓冲能量EW ------------------------------------------------------ 30 5.1.3 最大缓冲力Fmax --------------------------------------------------- 31 5.1.4 橡胶缓冲器的主要尺寸 橡胶断面积A ------------------------------- 31

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5.1.5 缓冲器的额定缓冲行程sn,额定缓冲容量En和极限缓冲力F ------------- 31

''5.1.6 实际的缓冲行程s'，最大缓冲力F'max和最大减速度amax ----------------- 32

6结论 ----------------------------------------------------------------- 32 参考文献 --------------------------------------------------------------- 34 致谢 ------------------------------------------------------------------- 35

III

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1 绪论

桥式起重机是桥架在高架轨道上运行的一种桥架型起重机，又称天车。桥式起重机的桥架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行，起重小车沿铺设在桥架上的轨道横向运行，设置在小车上的起升机构实现货物垂直升降。三个机构的综合，构成一立方体形的工作范围，这样就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。 桥式起重机广泛地应用在室内外仓库、厂房、码头和露天贮料场等处。桥式起重机可分为普通桥式起重机、简易梁桥式起重机和冶金专用桥式起重机三种。各类桥式起重机的特点如下

1) 普通桥式起重机主要采用电力驱动，一般是在司机室内操纵，也有远距离控制的。起重量可达五百吨，跨度可达60米。

2) 简易梁桥式起重机又称梁式起重机，其结构组成与普通桥式起重机类似，起重量、跨度和工作速度均较小。桥架主梁是由工字钢或其它型钢和板钢组成的简单截面梁，用手拉葫芦或电动葫芦配上简易小车作为起重小车，小车一般在工字梁的下翼缘上运行。桥架可以沿高架上的轨道运行，也可沿悬吊在高架下面的轨道运行，这种起重机称为悬挂梁式起重机。

3) 冶金专用桥式起重机在钢铁生产过程中可参与特定的工艺操作，其基本结构与普通桥式起重机相似，但在起重小车上还装有特殊的工作机构或装置。这种起重机的工作特点是使用频繁、条件恶劣，工作级别较高。主要有五种类型。

4) 铸造起重机：供吊运铁水注入混铁炉、炼钢炉和吊运钢水注入连续铸锭设备或钢锭模等用。主小车吊运盛桶，副小车进行翻转盛桶等辅助工作。

5) 夹钳起重机：利用夹钳将高温钢锭垂直地吊运到深坑均热炉中，或把它取出放到运锭车上。

6) 脱锭起重机：用以把钢锭从钢锭模中强制脱出。小车上有专门的脱锭装置，脱锭方式根据锭模的形状而定：有的脱锭起重机用项杆压住钢锭，用大钳提起锭模；有的用大钳压住锭模，用小钳提起钢锭。

7) 加料起重机：用以将炉料加到平炉中。主小车的立柱下端装有挑杆，用以挑动料箱并将它送入炉内。主柱可绕垂直轴回转，挑杆可上下摆动和回转。副小车用于

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修炉等辅助作业

8) 锻造起重机：用以与水压机配合锻造大型工件。主小车吊钩上悬挂特殊盛料器高温液态钢包，用以支持和翻转钢包，副小车用来抬起钢包，浇铸液态金属[1]。

桥式类型起重机的金属结构一般由主梁和端梁组成，分为单主梁桥架和双梁桥架两类。单主梁桥架由单根主梁和位于跨度两边的端梁组成，双梁桥架由两根主梁和端梁组成。主梁与端梁刚性连接，端梁两端装有车轮，用以支承桥架在高架上运行。主梁上焊有轨道，供起重小车运行。桥架主梁的结构类型较多比较典型的有箱形结构、四桁架结构和空腹桁架结构。

箱形结构又可分为正轨箱形双梁、偏轨箱形双梁、偏轨箱形单主梁等几种。正轨箱形双梁是广泛采用的一种基本形式，主梁由上、下翼缘板和两侧的垂直腹板组成，小车钢轨布置在上翼缘板的中心线上，它的结构简单，制造方便，适于成批生产，但自重较大。

偏轨箱形双梁和偏轨箱形单主梁的截面都是由上、下翼缘板和不等厚的主副腹板组成，小车钢轨布置在主腹板上方，箱体内的短加劲板可以省去，其中偏轨箱形单主梁是由一根宽翼缘箱形主梁代替两根主梁，自重较小，但制造较复杂。

四桁架式结构由四片平面桁架组合成封闭型空间结构，在上水平桁架表面一般铺有走台板，自重轻，刚度大，但与其它结构相比，外形尺寸大，制造较复杂，疲劳强度较低，已较少生产。

空腹桁架结构类似偏轨箱形主梁，由四片钢板组成一封闭结构，除主腹板为实腹工字形梁外，其余三片钢板上按照设计要求切割成许多窗口，形成一个无斜杆的空腹桁架，在上、下水平桁架表面铺有走台板，起重机运行机构及电气设备装在桥架内部，自重较轻，整体刚度大，这在中国是较为广泛采用的一种型式。

下面具体介绍普通桥式起重机的构造。普通桥式起重机一般由起重小车、桥架运行机构、桥架金属结构组成。起重小车又由起升机构、小车运行机构和小车架三部分组成。

起升机构包括电动机、制动器、减速器、卷筒和滑轮组。电动机通过减速器，带动卷筒转动，使钢丝绳绕上卷筒或从卷筒放下，以升降重物。小车架是支托和安装起升机构和小车运行机构等部件的机架，通常为焊接结构[6]。

起重机运行机构的驱动方式可分为两大类：一类为集中驱动，即用一台电动机带动长传动轴驱动两边的主动车轮；另一类为分别驱动、即两边的主动车轮各用一台电

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动机驱动。中、小型桥式起重机较多采用制动器、减速器和电动机组合成一体的“三合一”驱动方式，大起重量的普通桥式起重机为便于安装和调整，驱动装置常采用万向联轴器。

起重机大车运行机构一般只用四个主动和从动车轮，如果起重量很大，常用增加车轮的办法来降低轮压。当车轮超过四个时，必须采用铰接均衡车架装置，使起重机的载荷均匀地分布在各车轮上[2]。

本次设计课题为32/5t通用桥式起重机小车设计，主要包括起升、运行两大机构及其安全装置的设计计算和装配图与零部件图的绘制。将我们所学的知识最大限度的贯穿起来，使我们学以至用、理论联系实际。培养我们的设计能力及理论联系实际过程中分析问题、解决问题的能力。

2 主起升机构计算

2.1 确定传动方案，选择滑轮组和吊钩组

按照构造宜紧凑的原则,决定采用下图的传动方案。如图2.1所示，采用了双联滑轮组.按Q=32t，表8-2查取滑轮组倍率ih=4，因而承载绳分支数为 Z=2ih=8。G0吊具自重载荷。得其自重为：G=2.0%Pq=0.02320=6.4kN

图2.1 主起升机构简图

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2.2 选择钢丝绳

i若滑轮组采用滚动轴承，h=4,查表得滑轮组效率

h=0.97。

钢丝绳所受最大拉力

SmaxG0Q3206.442kN（式2.1）

2hhih240.97

按下式计算钢丝绳直径

d=cSmax=0.09642=19.7mm

c: 选择系数，单位mm/N，用钢丝绳b=1850N/mm²，据M5及b查表得c值为 0.096。

选不松散瓦林吞型钢丝绳直径d=20mm,其标记为6W(19)-20-185-I-光-右顺(GB1102-74)。

2.3 确定卷筒尺寸,转速及滑轮直径

卷筒和滑轮的最小卷绕直径D0： D0min≥hd

式中h表示与机构工作级别和钢丝绳结构的有关系数；查表得：筒h1=18;滑轮

h2=20；

筒最小卷绕直径D0min=h1d=1820=360； （式2.2） 轮最小卷绕直径D0min=h2d=2020=400。 （式2.3）

考虑起升机构布置卷筒总长度不宜太长，轮直径和卷筒直径一致取D=650㎜。 卷筒长度

L2(L0l1l2)l32[(Hmn)t3tt]l3=1946.8mm。 （式2.4） D0 4

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式中L0：筒上有绳槽长度，L0(Hmn)t，中安全圈n=2，起升高度H=16m，D0槽节矩t=23mm，绕直径D0=670mm； l1：定绳尾所需长度,取l1=323=69mm； l2：筒两端空余长度,取l2=t=23mm；

l3：筒中间无槽长度,根据滑轮组中心间距=150，l3=1761mm。

卷筒壁厚δ=0.02D+(6~10)=[0.02650+(6~10)]mm=19~23mm，δ=20mm，进行卷筒壁的压力计算。

卷筒转速nt

mvn47.51=r/min=14.3r/min。 （式2.5） D03.140.672.4 计算起升静功率

Pj(QG0)vn(3200006400)7.51==47.6kW （式2.6）

6010006010000.97式中η起升时总机械效率zchlt0.970.940.9820.992=0.858,z为滑轮组效率取0.97；传动机构机械效率取0.94；卷筒轴承效率取0.99；连轴器效率取0.98。

2.5 初选电动机

PJC≥GPj=0.847.6=38.08kW （式2.7）

式中 PJC：JC值时的功率，位为kW； G：稳态负载平均系数，根据电动机型号和JC值查表得G=0.8。

选用电动机型号为YZR280M-10，PJC=55KW，nJC=556r/min，最大转矩允许过

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载倍数λm=2.8；飞轮转矩GD²=15.5KN.m²。

电动机转速ndn0PjPJC(n0nJC)600[47.6(600556)]=561.92r/min 55式中 nd:在起升载荷PQ=326.4kN作用下电动机转速；n0:电动机同步转速；

PJC,nJC:是电动机在JC值时额定功率和额定转速。

2.6 选用减速器

减速器总传动比：ind561.92=39.3，取实际速比i=40。 ni14.3起升机构减速器按静功率Pj选取，根据Pj=47.6kW，nd=561.92r/min，i=40，工作级别为M5，选定减速器为ZQH100，减速器许用功率[Pnj]=79KW。低速轴最大扭矩为M=20500N.m

减速器在561.92r/min时许用功率[P'nj]为[P'nj]=实际起升速度v'n=

79561.92=73.99>55kW

60031.4410=9.98m/min

31.539.831.44实际起升静功率Pj==39.72kW

31.5用Ⅱ类载荷校核减速器输出轴的径向载荷，最大力矩。

2.7 电动机过载验算和发热验算

过载验算按下式计算：

QG02.5(3206.4)1037.38HPn≥=41.78kW n=

13.310000.85860mm1000Pn=45KW>41.78kW，此题Pn恰好与Pjc=P25的功率相等。

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式中 Pn：准接电持续率时，电动机额定功率，单位为kW；H:系数，绕线式异步电动机，取H=2.5；λm:基准接电持续率时,电动机转矩允许过载倍数,查表得λm取1.7；m:电动机个数；η:总机械效率η=0.858。 发热验算按下式计算: P≥Pз

式中 P:电动机在不同接电持续率JC值和不同CZ值时允许输出功率，单位为kW,按CZ=300，JC值=25%，查表得P=43.867kW。

G(QG0)n0.8(3206.4)1037.38P==38.08kW

1000m100010.858 P=43.867>P=38.O8kW过载验算和发热验算通过

2.8 选择制动器

按下式计算，选制动器： Mzh≥KzhM'j

式中Mzh:制动力矩,单位为N.m； Kzh:制动安全系数，查表M5得Kzh=2.0；

M'j:下降时作用在电动机轴上的静力矩，单位为N.m。

(QG0)D0'(3206.4)1030.670.858Mj==586.4N.m （式2.8）

2mi2440' η':下降时总机械效率，通常取η'≈η≈0.858

Mzh=MzhM'j=2586.4=1172.N.m （式2.9）

选用Kzh=1172.8N.m选用YWZ5-400/121制动器，其额定制动力矩1250N.m； 安装时将制动力矩调整到所需的制动力矩Kzh=2000N.m。

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2.9 选择联轴器

根据电动机和减速器以及浮动轴的轴伸尺寸及形状选连轴器，使连轴器的许用应力矩[M]>计算的所需力矩M,则满足要求。

电动机的轴伸：d=85mm(锥形)，长度E=170±0.5mm； 减速器轴伸:d=90mm(柱形)，长度E=135mm； 浮动轴的轴头：d=60mm， 长度E=107mm。

选取梅花弹性连轴器：型号为MLL9-I-400[M]=2800N.m；GD²=132.54=530Kg.m；型号为MLL9，[M]=2800N.m；GD²=18.954=75.8Kg.m²。

Pjc55电动机额定力矩Mn9550=944.69N.m 9550njc556所需力矩M=n8Mn=1.51.8944.69=2550.69N.M

式中n：安全系数取n=1.5；8：刚性动载系数，取8＝1.8。 [M]=2800>M=2550.69N.M 所选连轴器合格。

2.10 验算起动时间

起动时间：

nd(QG0)103D02tq[c(GD)]22375(MqMj)im561.92(3206.4)1030.672[1.15(15.653075.8)=

375(1605.97796.5)402420.8582

=1.3s

式中：(GD2)1(GD2)d(GD2)lGD2

z =15.6+530+75.8=621.4kN.m

静阻力矩：

(QG0)D0(3206.4)1030.67Mj==796.5N.m （式2.10）

2mi24040.858

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电动机启动力矩：

（式2.11） Mq=1.7Mn=1.7944.69=1605.97N.m 平均起动加速度：

aq7.38=0.095m/s²

tq601.360n'=

aq=0.095 m/s²<[a]=0.2 m/s² 电动机启动时间合适。

2.11 验算制动时间

制动时间：

nd(QG0)D0tzh[CGD2] 22375(MzhMj)ihm644(3206.4)1030.672[1.15(15.653075.8)] =22375(2000586.4)4040.858'2 =0.76s

nd：电机满载下降转速，单位为r/min；

'nd=2n0nd=2600-556=644r/min

'Mzh=2000N.m M'j=586.4N.m

平均制动减速器速度azh时间也合适。

Vn7.83==0.17m/s²<[a]=0.2m/s²，所以制动tzh600.76602.12高速轴计算

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2.12.1疲劳计算

轴受脉动扭转载荷，其等效扭矩：

M11Me271.72143.43kgf.m

式中：12等效系数，由表查得；Me相应于季候工作类型的电动机额定力矩传至计算轴的力矩。

Me975Ne(25%)n1(25%)9754271.72kgf.m571（式2.12）

由上节选择联轴器中,已确定浮动轴端直径d=55㎜. 因此扭转应力为:

M1143433238.0kgf.m（式2.13） Wd32

n许用扭转应力: [oh]211 kn1轴材料用45钢, b6000kgf/cm2，s3550kgf/cm2,

10.22b1320kgf/cm2；

s0.6s2130kgf/cm2

Kkxkm-----考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数;

kx-----与零件几何形状有关,对于零件表面有急剧过度和开键槽及紧配合区段, kx=1.5~2.5；

km-----与零件表面加工光洁度有关,对于5,km1.15~1.2;对于

3,km1.25~1.35;

此处取K=21.25=2.5

-----考虑材料对应力循环不对称的敏感系数,对碳钢,低合金刚，取=0.2.n安全系数,查表得n=1.6.

因此[tok]

21320611.1kgf/cm2，故

(2.50.2)1.6 10

nok

通过。

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2.12.2静强度计算

轴的最大扭矩：:

M2c2Mj279.65159.3kgf.m

（式2.14）

式中: c2-----动力系数,由表查得,因轴的工作速度较高,取c2=2；Mj按照额定起重量计算轴受静力矩, MJ79.65kgf.m。

最大扭转应力: maxM2159.302264kgf/cm（式2.15） 3W8.532

许用扭转应力: []2sn221301331.25kgf/cm21.6（式2.16）

式中: n2-----安全系数，由表查得n2=1.6。

max[]II故合适.

浮动轴的构造如图2.2所示,

中间轴径d1d(5~10)75(5~10)80~85mm,取d185mm。

图2.2

3 副起升机构计算

3.1 确定传动方案,选择滑轮组和吊钩组

11

毕业设计

按照构造宜紧凑的原则，决定采用下图的传动方案。如图3.1所示，采用了单联滑轮组.按Q=5t，取滑轮组倍率ih=2，因而承载绳分支数为 Z=4。

图3.1 副起升机构简图

G0吊具自重载荷，其自重为：G=2.0%Pq=0.0249kN=0.98kN

3.2 选择钢丝绳

若滑轮组采用滚动轴承， 当ih=2，查表得滑轮组效率拉力：

SmaxG0Q490.9812.88kNhhihx140.97h=0.97，钢丝绳所受最大

（式3.1）

按下式计算钢丝绳直径d：

d=cSmax=0.09612.88=10.895mm

（式3.2）

c: 选择系数，单位mm/N，选用钢丝绳b=1850N/mm²，根据M5及b查表得c 值为0.096。

选不松散瓦林吞型钢丝绳直径d=10mm， 其标记为6W(19)-10-185-I-光-右顺(GB1102-74)。

3.3 确定卷筒尺寸并验算强度

卷筒直径：

卷筒和滑轮的最小卷绕直径D0：

12

毕业设计

D0min≥hd

式中h表示与机构工作级别和钢丝绳结构的有关系数； 查表得：卷筒h1=18；滑轮h2=20

卷筒最小卷绕直径D0min=h1d=1810=180 滑轮最小卷绕直径D0min=h2d=2010=200

考虑起升机构布置及卷筒总长度不宜太长，滑轮直径和卷筒直径一致取D=400㎜。

卷筒长度：L=1500mm

卷筒壁厚δ=0.02D+(6~10)=[0.02400+(6~10)]mm=14~18mm，取δ=18mm，应进行卷筒壁的压力计算。

卷筒转速ntmvn419.5=r/min=60r/min。 （式3.3） D03.140.413.4 计算起升静功率

(QG0)vn(490.98)19.5103 Pj==18.17kW

6010006010000.894（式3.4）

式中η起升时总机械效率zchlt0.970.940.992=0.894z为滑轮组效率取0.97；ch为传动机构机械效率取0.94；t为卷筒轴承效率取0.99；l连轴器效率取0.99。

3.5 初选电动机

PJC≥GPj=0.818.17=14.536kW

（式3.5）

式中PJC：在JC值时的功率,单位为kW;G：稳态负载平均系数,根据电动机型号和

JC值查表得G=0.8。

13

毕业设计

选用电动机型号为YZR180L-6，PJC=17KW，nJC=955r/min，最大转矩允许过载倍数λm=2.5；飞轮转矩GD²=1.5KN.m²。

电动机转速ndn018.17(n0nJC)1000[(1000955)]=951.9r/min PJC17Pj式中nd:在起升载荷PQ=49.98kN作用下电动机转速；n0:电动机同步转速；

PJC,nJC:是电动机在JC值时额定功率和额定转速。

3.6 选用减速器

减速器总传动比： ind951.9=15.865，取实际速比i=16 ni60起升机构减速器按静功率Pj选取，根据Pj=18.17kW，nd=951.9r/min，i=16，工作级别为M5，选定减速器为ZQH50，减速器许用功率[Pnj]=31KW。低速轴最大扭矩为M=21000N.m。

减速器在951.9r/min时许用功率[P'nj]为[P'nj]=

19.515.865=19.334m/min；

1618.1715.865实际起升静功率Pj==18.02kW。

1631951.9=29.5kW>17kW

1000实际起升速度v'n=

用Ⅱ类载荷校核减速器输出轴的径向载荷，最大力矩。

3.7 电动机过载验算和发热验算

过载验算按下式计算：

QG02.1(490.98)10319.34HPn≥=15.136kW n=

12.510000.89460mm1000

14

毕业设计

Pn=17KW>15.136kW，此题Pn恰好与Pjc=P25的功率相等。

式中Pn:基准接电持续率时，电动机额定功率，单位为kW； H:系数，绕线式异步电动机，取H=2.1；

λm:基准接电持续率时，电动机转矩允许过载倍数，查表得λm取2.5；m:电动机个数；

η:总机械效率η=0.894。

发热验算按下式计算: P≥Pз

式中 P:电动机在不同接电持续率JC值和不同CZ值时允许输出功率，单位为kW，按CZ=150，JC值=25%，查表得P=15.393kW；

G(QG0)n0.8(490.98)10319.34P==14.42kW

1000m100010.894（式3.6）

P=15.363>P=14.42kW

过载验算和发热验算通过。

3.8 选择制动器

按下式计算，选制动器 Mzh≥KzhM'j

式中Mzh：制动力矩，单位为N.m；Kzh：制动安全系数，查表M5得Kzh=2.0； M'j：下降时作用在电动机轴上的静力矩，单位为N.m；

(QG0)D0'(490.98)1030.410.894Mj==143.12N.m

2mi2416' η'：下降时总机械效率，通常取η'≈η≈0.894 Mzh=MzhM'j=2143.12=286.24N.m

根据选用Mzh=286.24N.m选用YWZ5315/30制动器，其额定制动力矩400N.m；

15

毕业设计

安装时将制动力矩调整到所需的制动力矩Kzh=290N.m。

3.9 选择联轴器

根据电动机和减速器以及浮动轴的轴伸尺寸及形状选连轴器，使连轴器的许用应力矩[M]>计算的所需力矩M,则满足要求。

电动机的轴伸：d=55mm(锥形)，长度E=82±0.5mm； 减速器轴伸：d=50mm(柱形)，长度E=85mm； 浮动轴的轴头：d=45mm， 长度E=84mm。

选取梅花弹性连轴器：型号为MLL6-I-200，[M]=630N.m；GD²=6.74=26.8Kg.m²；型号为MLL6，[M]=630N.m；GD²=1.854=7.4Kg.m²。 电动机额定力矩Mn9550Pjcnjc955017=170N.m 955计算所需力矩M=n8Mn=1.52.0170=510N.m

式中 n：安全系数取n=1.5；8：刚性动载系数，取8＝2.0； [M]=630>M=510N.M

所选连轴器合格。

3.10 验算起动时间

起动时间：

nd(QG0)103D02tq[c(GD)]375(MqMj)i2m2951.9(490.98)1030.412[1.15(1.526.87.4)= 22375(289179.07)1640.8942

=1.0s

16

毕业设计

式中：(GD2)1静阻力矩：

(GD2)d(GD2)lGD2

z =1.5+26.8+7.4=35.7kN.m

(QG0)D0(490.98)1030.41Mj==179.07N.m（式3.7）

2mi21640.894

电动机启动力矩：

Mq=1.7Mn=1.7170=289N.m平均起动加速度：

aq（式3.8）

19.34=0.32m/s² （式3.9）

tq601.060n'=

m/s²<[a]=0.4 m/s² （式3.10） aq=0.32

电动机启动时间合适。

3.11 验算制动时间

制动时间：

tzhnd(QG0)D0[CGD2] 22375(MzhMj)ihm951.9(490.98)1030.412[1.15(1.526.87.4)] =22375(290143)1640.894'2 =0.85s

nd：电机满载下降转速，单位为r/min；

'nd=2n0nd=21000-951.9=1048.1r/min

'Mzh=290N.m M'j=143N.m

平均制动减速器速度azhVn19.34==0.37m/s²<[a]=0.4m/s² tzh600.8560 17

毕业设计

所以制动时间也合适。

3.12 高速轴计算

3.12.1疲劳计算：

轴受脉动扭转载荷,其等效扭矩：

M11Me216.933.8kgf.m（式3.11）

式中：1等效系数,由表查得1=2；Me相应于季候工作类型的电动机额定力矩传至计算轴的力矩。

Me975Ne(25%)n1(25%)97517（式3.12） 16.9kgf.m977

由上节选择联轴器中,已确定浮动轴端直径d=45㎜. 因此扭转应力为:

nM133.8185.4kgf.cm（式3.13） W0.24.53

许用扭转应力: [oh]211（式3.14） kn1

轴材料用45钢, b6000kgf/cm2，s3550kgf/cm2

10.22b1320kgf/cm2

；

s0.6s2130kgf/cm2

Kkxkm-----考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数;

kx-----与零件几何形状有关,对于零件表面有急剧过度和开键槽及紧配合区段,

kx=1.5~2.5；

18

毕业设计

km-----与零件表面加工光洁度有关,对于5,km1.15~1.2;对于

3,km1.25~1.35;

此处取K=21.25=2.5

-----考虑材料对应力循环不对称的敏感系数,对碳钢,低合金刚，取=0.2.

n安全系数,查表得n=1.6. 因此[t1320ok]2(2.50.2)1.6611.1kgf/cm2

故

nok通过。

3.12.2静强度计算

轴的最大扭矩:

M2c2Mj2179.07358.14kgf.m 式中: c2-----动力系数,由表查得,因轴的工作速度较高,取c2=2；

Mj按照额定起重量计算轴受静力矩, Mj179.07kgf.m 最大扭转应力:M 2maxW358.140.24.53196.5kgf/cm2 许用扭转应力: []s2n21301.61331.25kgf/cm2 2式中: n2-----安全系数，由表查得n2=1.6。

max[]II故合适.

浮动轴的构造如图3.2所示： 中间轴径d1d(5~10)45(5~10)50~55mm,取d155mm, 19

3.15）

（式

毕业设计

图3.2

4小车运行机构计算

4.1 确定机构传动方案

经比较后,确定采用如图4.1所示的传动方案。

图4.1

4.2 选择车轮与轨道并验算其强度

车轮的最大轮压：小车自重估计取为GXC=11300kgf 假定轮压均布，有

11 pmax(QGxc)(1130032000)=10825kgf

44

20

毕业设计

线载荷率：

Q32000=2.8>1.6 Gxc11300由表选择车轮：当运行速度<60m/min，

Q2.8工作级别M5时，车轮直径GxcD=400㎜，轨道为38kgf/m 轻轨的许用轮压为13.4t，故可用。

4.2.1疲劳计算

疲劳计算时的等效载荷： Qd2Q1.13200035200kgf 式中 2，由表查得

车轮的计算轮压：PjmaxQ21Gxc320001.111300146500kgf 根据点接触情况计算接触疲劳应力：

jd40003pj(21221)=4000346500()227442.5kgf/cm2 Dr4030式中：r=9cm-----轨顶弧形半径，由表查得。

对于车轮材料，由表查得接触许用应力[jd]24000~30000kgf/cm2，因此，

jd[jd]，故疲劳计算通过。

4.2.2强度校核

最大计算轮压：Pjmaxk2Pmax1.01700017000kgf。 （式4.1） 式中：k2冲击系数,由表第Ⅱ类载荷当运行速度v1m/sec时，k2k11。 点接触时进行强度校核的接触应力：

dmax40003pjmax(

21221)=400033500()218509.4kgf/cm2 Dr359 21

毕业设计

车轮材料用ZG55-

，由表查得：

[d]max20000~23000kgf/cm2，dmax[d]max强度校合通过。

4.3 运行阻力计算

d摩擦力矩： Mm(QGxc)(k)

2由表知Dc=400mm车轮的轴承型号为22213c调心滚子轴承，轴承内径和外径的平均值d=92.5mm；

由表查得：滚动轴承摩擦系数k=0.0006；轴承摩擦系数 0.015，附加阻力系数1.5。

代入上式得：

当满载时运行阻力矩：

dMm(QGxc)(k)

2=1.5(3200011300)(0.00060.015=84kgf.m

运行摩擦阻力：Pm(QQ)当无载时运行阻力矩：

0.0925) 2Mm(QQ)DC2840.42420kgf

（式4.2）

dMm(Q0)Gxc(k)

2=1.511300(0.00060.015=22

0.0925) 2 22

毕业设计

运行摩擦阻力：Pm(Q0)

Mm(Q0)22==110kgf （式4.3） 0.4DC224.4 选电动机

电动机静功率:：NJ式中：pj42042.4=3.23kw （式4.4）

10260m102600.91=

PjxcPm(QQ)-----满载运行时静阻力；m=1-----驱动电动机台数。

初选电动机功率：

NkdNj0.93.232.91kw

式中 kd：电动机功率增大系数，表查得kd=0.9。

查表选用电动机YZR-160M1-6,Ne=5.5kw ；n1=1000r/min；

2(GD2)d=0.41kgf.m；电动机重量Gd=153.5kg。

4.5验算电动机发热条件

等效功率： Nxk25Nj0.751.123.232.71kw （式4.5） 式中：k25-----工作类型系数,由表查得0.75；-----根据由此可知， Nx

tqtq0.2值查得=1.12。

Ne故初选电动机发热条件通过。

23

毕业设计

4.6 选择减速器

车轮转速： ncvxc42.433.8rpm（式4.6） Dc3.140.4 n1100029.59（式4.7） nc33.8

[N]重级，

机构传动比： i0查表选用ZSC600-V-1减速器： i0'31.2；[N]重级6.21kw，可见Nj故初选电动机发热条件通过。

4.7 验算运行速度和实际所需功率

实际运行速度： v'xcvxci029.5942.440.21m/mini'031.2（式4.8）

误差：ev'xcvxc40.2142.4100%5.1%15%，合适。 vxc42.4v'xc40.213.233.06kwNe。 vxc42.4实际所需电动机静功率： N'jNj故所选电动机和减速器均合适。

4.8 验算起动条件

2(QG)Dn1xcctq[m.c(GD2)1]起动时间：2375(mMqMj)i'0（式4.9）

式中：n1=1000r.p.m； m=1(驱动电机台数)

24

毕业设计

Mq1.5Me1.59755.58.04kgf.m（式4.10） 1000

当满载时运行静阻力矩：

Mj(QQ)Mm(QQ)i0'Mm(Q0)i0'842.99kgf.m（式4.11）

31.20.9 220.783kgf.m（式4.12）

31.30.9

当无载时运行静阻力矩：

Mj(Q0)初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩：

(GD2)Z0.38kgf.m2 机构总飞轮矩：

c(GD2)1c[(GD2)d(GD2)z]1.15(0.410.38)0.79kgf.m2 满载起动时间： tq(QQ)1000(3200011300)0.42[0.79] 4.59s2375(8.042.99)31.20.9=4.59

无载起动时间：

tq(Q1000113000.42(10.79)1.05s（式4.13） 0)=2375(8.040.783)31.20.9

tq(QQ)由表查得，当vxc=30-60m/min时，起动时间推荐值为5~6sec，tq选电动机满足季候快速起动要求。

，

故所

4.9 按起动工况校核减速器功率

起动状况减速器传递的功率：

NPdv'xc（式4.14）

10260m'

QGxcvxc' g60tq(QQ)式中：PdPjPgPj 25

毕业设计

=420(3200011300)40.21

10604.421076.5kgf

计算载荷：

m' -----运行机构中同一级传动减速器的个数： m'=1，因此

N1076.540.217.9kw

102600.91所选用减速器的[N]重级6.21kw太大，考虑到减速器有定的过载能力，故不再改动。

4.10 验算起动不打滑条件

由于起重机系室内使用的，故坡度及风阻力矩均不计，故在无载起动时，主动车轮上与轨道接触处的圆周切向力：

dP2(k)P1kGxcvxc'2T(Q0)（式4.15）

DCg60tq(Q0)2

0.0925565(0.00060.015)1.556500.00061130040.212=

0.410600.932 =886.1kgf

车轮与轨道粘着力： F(Q0)P1f56500.21130kgfT(q0)

（式4.16）

T(QQ)GxcQvxc'g60tq(QQ)dP2(k)P1k2 DC2 26

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=

113003200040.2110604.4221650(0.00060.0150.0925)216500.00062 0.42=931.5kfg

车轮与轨道粘着力：F(QQ)P1f216500.24330T(QQ) ， 故满载起动时不会打滑，因此所选电动机合适。

4.11 选择制动器

查得小车运行机构的制动时间tZ3~4sec，取tZ=4sec，因此所需的制动力矩：

d(QGxc)(k)(QGxc)D1n2} MZ{1[mc(GD2)l]'2'm375tzi0i02C11000(3200011300)0.42{[10.4660.9 1375331.22(3200011300)(0.00060.01531.20.0925)20.9]}2.96kgf

由表选用制动器JWZ200/100，额定制动力矩Mez=4kgf.m，考虑到所取制动时间tz=4s与起动实际tq=4.42s比较接近，并验算了起动不打滑条件，故略去制动不打滑条件的验算。

4.12 选择联轴器

27

毕业设计

4.12.1机构高速轴上全齿联轴器的计算扭矩

MjsMeln125.361.415.0kgf.m

式中： =2等效系数，由表查得；n=1.4安全系数，由表查得；Mel相应于机构值的电动机额定力矩换算到高速轴上的力矩

Mel975Ne=5.36kgf （式4.17） n10.0430.018110由表查电动机YZR160M16两端伸出轴为圆柱形d=480.043㎜及0.002㎜，l=

d'=40㎜，l'=49.5㎜；由附表查ZSC600减速器高速轴端为圆柱形d=30㎜，l=89.5

㎜。故从附表中选一个全齿联轴器：S391联轴器，其最大允许扭矩M飞轮矩(GD2)l0.38kgf/m2，重量Gl16.1kgf。

max71kgf.m；

高速轴端制动轮，根据制动器YWZ-200/100由表选用制动轮200-Z48，飞轮矩

(GD2)Z0.8kgf/m2，重量Gz10kg。

以上两部分飞轮矩之和与原估计相符，故有关计算不需要重新计算。

4.12.2低速轴的计算扭矩

11'M'jsMjsi01531.20.9210.6kgf.m（式4.18）

22 由附表查得减速器低速轴端为圆柱形d=65㎜；由附表查得主动车轮的伸出轴端为圆柱形d=65mm，故从附表中选四个半齿联轴器:CLZ3联轴器。

4.13 验算低速浮动轴强度

28

毕业设计

4.13.1疲劳计算

低速浮动轴的等效扭矩：

M11Mel'5.36i01.431.20.9105.4kgf.m（式4.19） 22

式中： 11.4等效系数，由表查得；

由上节已取浮动轴端直径d=65mm，其扭转应力

M105402n1391.1kgf/cm 3W(6.5)32浮动轴的载荷变化为对称循环(因运行机构正反转扭矩值相同)，许用扭转应力：

[1k]1113201406kgf/cm2 kn12.51.3式中:材料用45钢，取b6000kgf/cm2； s3550kg/cm2；

10.22b0.2260001320kgf/cm2；s0.6s0.635502130kgf/cm2

Kkxkm考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数，参考起升季候计

算，取K=2.5。

n11.3安全系数，由表查得。 因此n[1k]故疲劳验算通过。

4.13.3静强度计算

静强度计算扭矩： M2c2Mel'5.36i02.2531.20.9169.3kgf.m 22式中： c2动力系数,查表得c22.25；

扭转应力： maxM216930W6.53628.3kgf/cm232 29

（式4.20）

毕业设计

许用扭转应力[]2S21301638.5kgf/cm2（式4.21） n21.3

因此， []2静强度验算通过。

5小车安全装置计算

5.1 小车缓冲器

小车质量和运行速度都不大，故采用橡胶缓冲器，初定缓冲器数目n=2。

5.1.1 缓冲行程

sv2pt[amax]（式5.1）

式中 vpt：小车碰撞速度，有限位开关，故取vpt=0.7vt；

[amax]：容许的最大减速度，为4m/s²。

所以sv2pt2（0.7vt）0.4942.42()m61.17mm（式5.2）[amax]4460

5.1.2 缓冲能量EW

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毕业设计

EW1PGx211130000.742.4Vpt()1382.5N.m（式5.3）2g21060

5.1.3 最大缓冲力Fmax

FmaxpGx113000[amax]445200N（式5.4）g10

5.1.4 橡胶缓冲器的主要尺寸 橡胶断面积A

AFmax（式5.5）

n[]

式中 []：橡胶的许用应力，采用中等硬度，中等强度的橡胶，[]3N/mm2，

弹性模数E5N/mm2； n:缓冲器个数，取n=2

A45200mm27533.3mm2 23选用圆形断面，则其直径D为

4A D47533.3mm97.9mm，考有关标准，取D=100mm 3.14橡胶缓冲器的长度L L

nD2Es4Fmax3.1421002561.17mm106.2mm，取L=110mm

4452005.1.5 缓冲器的额定缓冲行程sn,额定缓冲容量En和极限缓冲力F

sn

L3110mm66mmE5

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（式5.6）

毕业设计

1EA2D23.1410022LEnsn32100Nmm2L8E85

E1382.5777.15WNm691.25mn211FjAD23.1410023N4423561.9N

'5.1.6 实际的缓冲行程s，最大缓冲力F'max和最大减速度amax

''

s'snEW1382.566mm62.24mm（式5.7） '2777.15s

' Fmax2EW21382.5（式5.8） N44424.8Ns'62.24103

' amaxs61.17222（式5.9） a4m/s3.93m/sa4m/smaxmax'62.24s

6结论

我认为我的这次起重机设计是我大学里专业学习收获最多的一次。在设计中我系统得复习了许多以前的知识。对我知识体系的巩固和升华有很大的作用。在这里，我将自己的一些设计心得写出来与大家分享。

1）现在的机械设计可以说是一种组合与筛选。由于世界范围的工业大生产，专业化，标准化成为一种必然。社会的飞速进度也要求我们提高生产效率。这就要求现代企业必须能够满足大规模的生产要求。而标准化是这一趋势的必然出路。标准化是有利也有弊的，它的主要弊端就是使许多企业单纯依靠标准，失去了创新的能力。标准是一个最底的要求，是社会技术成熟的结果，它并不代表行业最先进的技术和设计方法。所以我们要在满足标准化的同时进行技术创新。才能不断地进步。只有这样，设计才不会是一种纯粹的数学游戏，而成为一种神圣的职业。

2）国内的技术创新主要集中在零件上，这些年来，许多企业也加大了对控制方面的重视。但是我认为机器整体的机型变化也很重要。现在的起重机械，尤其是港口机械的机型虽然是许多辈前人的辛苦努力的结果，但是这并不意味着这些机型就是完

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毕业设计

美的，其实我们也可以进行改进。比如利渤海尔的新型的港口移动式起重机，这种机型是一种多功能的机型，具有以往许多机型的优点，同时也舍弃了其不合理的地方。这一点详见我的英语翻译。

3）专业其实是触类旁通的，现代流行的许多设计理念比如有限元法，反求工程，工程数据库，可靠性设计，疲劳设计，健壮设计等其实都不是搞机械设计的学者相出来的。国家863计划中有一个CIM（计算机集成制造）工程，是有华中科技大学，清华大学，西安交通大学，北京航空航天大学，南京航空航天大学的一些做机械加工工艺的老师共同完成的。现在的许多设计理念其实都是这个项目的派生物，现在这个项目完成的最好，同时也衍化出许多设计理念，比如模块化设计，并行工程，全寿命周期设计，仿真与虚拟设计，动态分析等。所以我们不能固步自封地只想着起重机方面的东西，我们的专业学习范围本身就比较小，如果我们没有意识到这一点，我们就不能取得很大的突破。

4）学习是一个不断的过程，当初我在初次遇到一些概念，比如并行工程，产品全寿命，快速响应设计，模块化设计，可持续发展设计等时，我对这些概念很不以为然，认为搞这些研究的人都是在浪费国家的钱，当时我片面得认为这些名词更应该是工业工程的范围。是工业管理应该研究的对象。现在回想起来，自己当初就是太狭隘了，在现在的社会化大生产中，以人为本的设计思想，高效，准确，服务已经成为企业每个人的核心思想，作为一个设计人员，更应该充分地掌握这些服务理念，其实也是一种设计理念。

5）CAD技术的应用是一种必然。现代高节奏的特征要求我们提高效率，而CAD技术是必然的途径。

6）现代的许多企业各个设计人员各自为政，资源不能共享，其实一些通用的设计是可以做到这一点的，比如起重机设计中的各种标准件的块，如果每一个人建立一个只属于自己的块集，浪费大量的时间，我们其实可以共享一个块集的，这也说明我们的企业还没有做到从传统企业到现代企业的转变。

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毕业设计

参考文献

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[5]陈道南，盛汉中.起重机设计课程设计指导书. 北京：机械工业出版社，1991. [6]起重机设计手册编写组.起重机设计手册. 北京：机械工业出版社，1985. [7]徐格宁.起重输送机金属结构设计. 北京：机械工业出版社，2003. [8]孙恒，陈作模.机械原理（第六版）. 北京：高等教育出版社，2000. [9] 杨长揆，傅东明. 起重机械（第一版）. 北京：机械工业出版社，1991. [10]倪庆兴，王殿臣.起重机械. 上海：上海交通大学出版社，

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毕业设计

致谢：

在毕业设计完稿之时，谨向教育我、帮助我、支持我和关心我的人致以诚挚的感谢!

在此毕业设计期间我最要感谢的是我的导师许鑫。在设计过程中曾经遇到过很多不懂的问题，许老师都抽出宝贵时间为我分析问题，提出了许多宝贵的意见，为我的毕业设计顺利完成打下了很好的基础。同时也让我们对我们的设计有了感性化的认识。

另外还要感谢我同一组的同学荆国栋，在设计过程中，大家互帮互助，一起讨论设计中遇到的问题，我们相互借鉴，共同完成了设计。

最后感谢母校对我四年大学生活的关怀和大力培养。

学生签名：张萌 日 期：2012年6月

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