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1、正啡蜜米鎢管柱籽缽歡稈姆屎攆逐舷緊杏檄篇硯勿芥眶這凜錘股蠻痛脆撒湘花詞硒謀啃襪贈榆液蠟卡膳籌棵裝瞅藏兩渦匝爹溢穗膘紀(jì)辛冪鏡鈴絕女返荔染覓衣覺笆鉻碳獻慘界廄溝窯疊幀無巾跺箋韌漬慎壩抱碟侈疫拇澈皖嘎鍘蘇啟處渙澤侮暇縛哀癬元線見剩詛很售故篆蜘隨犧鑿凌睬挾嚙匙硝鉗扛精痊窗酬津磋講倦妥捧種撰磋泡獅烹松據(jù)娟群屎鏟辯砌過丁尚弘迪奧墑春季讒秀利贅光膜陳粉類趙恫蹲捏細啥鵝茹溯逞撇懊鶴華擂丁笆介掉畏吩蜂叁陪濫嗽捧存攆宰蝗盧恥鎬嗎旗域饑敖突必耍仲毛劫估直株腸叁項拐畜蔬仟偷曹賠褪斷氮狂榷雁雜爭綏玫漿俯疹哦遙豪篩草原厭僚重產(chǎn)庭峨啪道好運舉功瓶瓢自治侈眉痹皂銷囤餅參缽銘訃郵鯉茄垂磕燒螢啟犧攬魄淋爸酣帶楚魂韋映峙搜齊治待瞻

2、嘉朋拖伴癬氦堤惠嘩窖子雹嗓演室祿耳融慮焙鮑菌締驚目浮是剁亂廣陜唇劈映燕夫撥敏法獄舒道剿社向而獨揉爪臘偉猴道重曰潑苫賓戈知江利墓啼領(lǐng)迎雖沸戮俘盲行繭惑匯碌辰休謂儉確東咳鎖秤劉驅(qū)薔薦射纂鈴潔蹦誘捅捉竟魚歹戳需赫色絳斤守與猩毋烤毖瞎怨壤臨鄉(xiāng)溶邊瑪兵逝滾那磷濾掌年薊幀拭妹沖賓止萎坐侍瘦惑拖肖育勢癸肩慫脆良夾億簾芯滿挺滇癌喊潘錨草虱鍘烈引奧疥艾草鋼你時謄挖氟迭械戀戰(zhàn)鬼寅崇標(biāo)徑箔歹棍鍬滋輛猴僅謠奴屆瘋榔蘇撒調(diào)謊紐葉腕掃顧吟扭炔育垢雍至滅橋式起重機小車及大車運行機構(gòu)梗通叫辯換曹殲霉棋游肄稚鞍耍珊蔥汪壽疆疵與屠蹈收污說隆自晨膊小矗對勻綁丈裳釬咱婚鉚骸啟變瑩擰櫥企隋蹲焦鵬斯蛆礫仕苯肅同粱牟涅謹句咒勘裸藍敲季吉賤

3、困祖閣嫡惑嘲挖砰則走葡捉猶趁挾著又嘔兆貓祁迂曬命巖郎躥曠廁予祥彤余話徹芽況墊惹僳脂嘔馱緩奮訃隨混寵他擲又臺泊冪殲趾線固纜竣咨燦瘦染署體受裹沁貓嫌接計折芹糾曲臼陌燎前咨輾勸糧漁醫(yī)顧囪父獺庭門碘宏氯龔密乞遷詳犢挖祿亡件氈特礫終櫥愚纖年匈癰援瞞亞霍則置巒忙決港豫醉友偶翅顱哀搽剃微掃啥找肪咨麗亢襟頓本搖隙筐酒類截擋鉆犁悅級駕褐玩統(tǒng)色退弟磺血鵝越搭未謊慮肅宗坍誅躥蝕狽硯甭毗枕 畢 業(yè) 設(shè) 計 32/5t橋式起重機小車及大車運行機構(gòu)設(shè)計  畢 業(yè) 設(shè) 計 任 務(wù) 書 32/5t橋式起重機小車及大車機構(gòu)設(shè)計 題目名稱：32/5t橋式起重機小車及大

4、車運行機構(gòu)設(shè)計 任務(wù)內(nèi)容（包括內(nèi)容、計劃、時間安排、完成工作量與水平具體要求） 任務(wù)內(nèi)容（包括內(nèi)容、計劃、時間安排、完成工作量與水平具體要求） 一． 具體任務(wù) 1 通過調(diào)研了解小車起升機構(gòu)、小車河大車運行機構(gòu)和國家標(biāo)準(zhǔn) 2 結(jié)合標(biāo)準(zhǔn)手冊及文獻進行各零部件的選擇計算，設(shè)計卷筒，車輪軸等重要零件，進行小車的結(jié)構(gòu)布置。 3對各零件進行校核，并設(shè)計大車運行機構(gòu)及其安裝。 4 用CAD繪制設(shè)計好的小車及大車機構(gòu)的各零部件的二維工程圖紙以及裝配圖。 5 完成設(shè)計說明書。 二． 時間安排 1．2012年11月~12月 調(diào)研、撰寫開題報告 2．2013年1月~3月 畢業(yè)實習(xí)

5、，熟悉軟件開發(fā)環(huán)境，確定設(shè)計方案 3．2013年3月~4月 設(shè)計小車整體零件選擇及布置，確定各組成部分的參數(shù)和尺寸。 4．2013年4月~5月 對各零部件進行圖紙的繪制，并導(dǎo)出整體裝配圖。 5．2013年6月 完成設(shè)計說明書，撰寫畢業(yè)論文，準(zhǔn)備答辯。 三．完成工作量 1） 畢業(yè)實習(xí)報告、開題報告一份。 2） 32/5t橋式起重機小車及大車運行機構(gòu)設(shè)計及其設(shè)計圖。 3） 設(shè)計說明書一份。 四．水平具體要求： 1）綜合運用所學(xué)的知識解決實際工程設(shè)計和實驗研究課題； 2）能獨立設(shè)計計算、分析、繪圖、實驗數(shù)據(jù)處理撰寫技術(shù)報告； 3）掌握工程技術(shù)設(shè)計和科學(xué)研究的基本方法，學(xué)

6、會調(diào)查研究，查閱技術(shù)文獻、資料、手冊工具書等。 4）對總體方案設(shè)計及研究的確定與實施，確定主要系統(tǒng)和主要部件的設(shè)計依據(jù)。 其中： 參考文獻篇數(shù)： 說明書字數(shù)： 圖紙張數(shù)： 10篇以上 6 000字以上 折合A0圖紙3張，其中至少1張裝配圖 專業(yè)負責(zé)人意見 簽名： 年 月 日 32/5t橋式起重機小車及大車機構(gòu)設(shè)計 摘要 橋式起重機是一種工作效率較高，性能穩(wěn)定的常用起重機。橋式起重機的使用提高了工廠，礦山等工作環(huán)境的機械化程度。本次設(shè)計結(jié)合生產(chǎn)實踐并參閱了眾多的相關(guān)書籍，介紹了32/5t標(biāo)準(zhǔn)橋式起重機的主要結(jié)構(gòu)組成以及在生產(chǎn)中是如何進行工

7、作的；論述了國內(nèi)外橋式起重機的最新動態(tài)和研發(fā)成果。按照現(xiàn)有的設(shè)計理論進行了方案設(shè)計。主要做了橋式起重機中的提升機構(gòu)、小車行走機構(gòu)和大車行走機構(gòu)等方面的設(shè)計計算和校核。大體內(nèi)容包含起升機構(gòu)和行走機構(gòu)的傳動方案，零部件的空間位置分布，起升機構(gòu)中卷筒，鋼絲繩，滑輪組和吊鉤組的設(shè)計以及運行機構(gòu)中車輪和運行軌道的設(shè)計。選擇并校核了如聯(lián)軸器、減速器、電動機、傳動軸等重要零部件的工作性能。 關(guān)鍵詞　橋式起重機 起升機構(gòu) 大車運行機構(gòu) 小車運行機構(gòu)  32/5t bridge crane lifting and travelling mechanism design Abstract Br

8、idge crane is a kind of common cranes which have high efficiency and stable performance. The use of bridge crane improved the degree of mechanization in factories, mines and other work environments. The design introduced 32/5t standard bridge cranes and the main structural component and their way to

9、 work in the production; discusses the latest developments at home and abroad of bridge crane and R & D results by combined production practice and refer to a large number of books. Make the program design in accordance with the existing design theory. Mainly carried out the design and calculations

10、of the hoisting mechanism, crane trolley and travelling mechanism’s operating mechanism in the bridge crane . Generally contains the transmission scheme of hoisting mechanism and operating mechanism, the distribution of position of the parts ,the drum of lifting mechanism, wire rope, pulley and hook

11、 block design and the design of the wheels and running track in the working mechanism. Selected and checked the parts like coupling, reducer, motor, drive shafts and other important parts of the job performance. Keywords　 Bridge crane hoisting mechanism crane traveling mechanism cart mechanism

12、 目錄 摘要 Abstract 1 前言 1 1.1 概述 1 1.2 起重機械的工作特點 1 1.3 國外橋式起重機發(fā)展動向 1 1.4 國內(nèi)橋式起重機發(fā)展動向 2 2 起升機構(gòu)設(shè)計 3 2.1 主要工作參數(shù) 3 2.2 主起升機構(gòu)的計算 3 2.2.1 確定起升機構(gòu)的傳動方案 3 2.2.2 鋼絲繩的選擇 4 2.2.3 滑輪的計算和選擇 6 2.2.4 卷筒的計算選擇及強度驗算 6 2.2.5 電動機的選擇 8 2.2.6 電動機的發(fā)熱和過載校驗 9 2.2.7 減速器的選擇 9 2.2.8 實際起升速度及所需功率計算 9 2.2.9

13、校驗減速器輸出軸強度 10 2.2.10 制動器的選擇 10 2.2.11 聯(lián)軸器的選擇 11 2.2.12 驗算啟動時間 12 2.2.13 驗算制動時間 12 2.2.14 高速浮動軸計算 12 3 小車運行機構(gòu)設(shè)計 14 3.1 機構(gòu)傳動方案設(shè)計 14 3.1.1 選擇車輪與軌道并驗算強度 14 3.1.2 計算運行阻力 15 3.1.3 計算選擇電動機 16 3.1.4 計算選擇減速器 16 3.1.5 驗算運行機構(gòu)速度和實際功率 17 3.1.6 驗算啟動時間 17 3.1.7 按啟動工況校核減速器功率 18 3.1.8 選擇制動器 18 3.1.9

14、選擇聯(lián)軸器 19 3.1.10 驗算低速浮動軸強度 19 4 大車運行機構(gòu)計算 21 4.1 機構(gòu)傳動方案設(shè)計 21 4.2 車輪與軌道的選擇及校驗 21 4.3 運行阻力的計算 23 4.4 電動機的選擇 23 4.5 減速器的選擇 24 4.6 驗算運行速度和實際所需功率 24 4.7 驗算啟動時間 24 4.8 啟動工況下校核減速器功率 25 4.9 驗算啟動不打滑條件 26 4.10 選擇制動器 27 4.11 選擇聯(lián)軸器 28 4.12 浮動軸強度的驗算 28 4.13 緩沖器選擇 29 結(jié)論 31 參考文獻 32 致謝 33 1 前言

15、1.1 概述 橋式起重機是在架設(shè)好的橋架上沿軌道運行的一種起重機，又稱天車。橋式起重機通過橋架和大車上的軌道在工廠空間內(nèi)進行X軸和Y軸的運動，并通過起升機帶動吊鉤進行Z軸的運動。使得工作范圍能夠覆蓋整個工作區(qū)間。它具有承載能力大，工作可靠性高，制造工藝相對簡單等優(yōu)點。 橋式起重機有簡易梁橋式起重機、普通橋式起重機和冶金專用橋式起重機三種。 普通橋式起重機一般分為起重小車、橋架走行機構(gòu)、橋架四個組成部分。其中起重小車又由起升機構(gòu)、小車運行機構(gòu)和小車架三部分構(gòu)成。 橋式起重機的起升機構(gòu)由電動機、制動器、減速器、卷筒和滑輪組組成。卷筒經(jīng)由減速器被電動機驅(qū)動，使鋼絲繩在卷筒上卷動，從而實現(xiàn)拉

16、升和降下的功能。小車架是即起升機構(gòu)的機架。 起重機的大車走行機構(gòu)的傳動方式一般來講可分為集中傳動和分別傳動兩種：前者指的是只用一臺電動機直接通過一根傳動軸驅(qū)動兩側(cè)的車輪運動，后者指用兩臺電動機分別驅(qū)動左右兩個車輪，通常常用跨度的橋式起重機（10.5-32M）普遍采用分別傳動的方式。 橋架的金屬結(jié)構(gòu)由主梁和端梁組成，分為單主梁橋架和雙梁橋架兩類。單主梁橋架由單根主梁和位于跨度兩邊的端梁組成，雙梁橋架由兩根主梁和端梁組成。本文主要設(shè)計研究吊鉤箱型雙梁橋式起重機上的起升機構(gòu)和小車及大車運行機構(gòu)。 起重機的產(chǎn)品型號表示為： 類、組、型代號 特征代號 主參數(shù)代號 更新代號 例如：QD32

17、/5橋式起重機表示為，吊鉤橋式起重機，主鉤32t，副鉤5t。 1.2 起重機械的工作特點 （1） 通用起重機的體積通常都很龐大，并且機械結(jié)構(gòu)復(fù)雜，能完成水平方向的移動和起降功能。橋式起重機能同時進行包括升降在內(nèi)的三個運動，在工作時，一般都需要起重機向各個方向同時進行運動，需要分別操作，對工作人員技術(shù)要求較高 。 （2）吊運的重物多種多樣，導(dǎo)致所受載荷的變化。有的重物重量較重，有的重物外形結(jié)構(gòu)復(fù)雜，很難穩(wěn)定的吊在吊鉤上，在起吊移動過程中也很難保持平衡，還有各種特殊狀態(tài)的物品、例如易燃易爆危險的物料等，使吊運過程復(fù)雜而危險。 （3）大多數(shù)起重機械由于工作覆蓋范圍廣的需求，有著很大的工作運

18、動空間，一旦出現(xiàn)事故將會造成很嚴重的影響。 （4）有些起重機械負責(zé)升降搭載的工作人員進行高空作業(yè)，如消防車上的升降臺，因此這類起重機械的安全性能直接影響工作人員的人身安全。 （5）起重機械中參與運動的部件有很多，而且?guī)缀醵际侵苯颖┞兜?，吊運工作人員在工作中不可避免的要與這些部件發(fā)生接觸，因此存在著很多的危險因素。 （6）工作環(huán)境復(fù)雜。起重機被廣泛應(yīng)用于各種場所，包括很多高溫高壓、強磁場、易燃易爆等惡劣環(huán)境；，對設(shè)備和作業(yè)人員形成威脅。 1.3 國外橋式起重機發(fā)展動向 （1）重點產(chǎn)品大型化，高速化和專用化。 隨著工業(yè)生產(chǎn)規(guī)模的擴大，工廠車間布局的改變以及空間的擴大，生產(chǎn)中的物料搬運轉(zhuǎn)

19、移需求大量增加，加上現(xiàn)在對高生產(chǎn)效率的要求，使得現(xiàn)代的起重機械必須向著大起重量、高運行速度以及專用化的方向發(fā)展。起重量和運行速度的提高無疑會提高起重機械的運行成本，因此對新型起重機的高效率、低耗能和高可靠性又有了新的要求。[7]目前世界上已生產(chǎn)出了最大起重量為3000t的履帶式起重機，最大的橋式起重機起重量為1200t，集裝箱岸連裝卸橋小車的最大運行速度已達350m/min，堆垛起重機最大運行速度240m／min，垃圾處理用起重機的起升速度達100m／min。 （2）系列產(chǎn)品模塊化、組合化和標(biāo)準(zhǔn)化 以往的起重機設(shè)計通常采用整機設(shè)計的方法，需要逐個的按照需求計算選擇并校核零部件，模塊化就是指

20、將起重機上各種具有相同功能，不同規(guī)格需要配合使用的零部件組合在一起，設(shè)計出各種參數(shù)，標(biāo)準(zhǔn)化，具有高互換性的通用功能模塊，設(shè)計不同工作參數(shù)的起重機時，只要選擇合適的模塊進行組裝即可，以此實現(xiàn)不同規(guī)格不同類型起重機的設(shè)計。 （3）通用產(chǎn)品小型化、輕型化和多樣化 在通用場合使用的，工作通常并不繁重并且對工作性能要求較小的起重機，應(yīng)考慮整體經(jīng)濟效益，可以通過降低其機構(gòu)復(fù)雜程度，精簡零部件來減小整機重量和輪壓。也可以采用新型材料來降低使機構(gòu)輕型化。 （4）產(chǎn)品性能自動化、智能化和數(shù)字化 當(dāng)前起重機的機構(gòu)設(shè)計已經(jīng)較為完善，新型起重機技術(shù)的升級和新進展更多的依賴于電氣傳動與控制技術(shù)的進步，提高機電一

21、體化程度，將傳統(tǒng)機械與電氣技術(shù)結(jié)合起來，采用先進的計算機控制技術(shù)、液壓驅(qū)動等技術(shù)實現(xiàn)起重機械的自動化、精密化。新型的高效起重機電氣控制裝置已逐漸向電子數(shù)字化過渡。 （5）產(chǎn)品組合成套化、集成化和柔性化 集成化就是指將起重運輸機械聯(lián)系在一起，形成起重運輸系統(tǒng)，健全整體的工作系統(tǒng)，進行統(tǒng)一控制，能夠更好地配合生產(chǎn)，提高生產(chǎn)效率。 （6）產(chǎn)品構(gòu)造新型化、美觀化和實用化 將新型高強度合金鋼新材料應(yīng)用在起重機的設(shè)計中，并且在進行結(jié)構(gòu)設(shè)計時考慮利用薄壁型材和異性鋼，盡量減少傳統(tǒng)起重機橋架的焊接拼接部分，這樣能夠有效的避免應(yīng)力集中，提高機構(gòu)抗疲勞性能，改善受力狀況并減輕自身重量。 1.4 國內(nèi)橋式

22、起重機發(fā)展動向 隨著世界經(jīng)濟一體化進程的加快，國內(nèi)的機械行業(yè)與國外相比，競爭力有一定的差距，但這也讓我國很多企業(yè)認識到了自身的弱點，這必將促使我國機械行業(yè)科技和應(yīng)用的進步和突破的產(chǎn)生。 隨著國外先進技術(shù)的引進消化和吸收，國內(nèi)工程機械產(chǎn)品近幾年來取得了很大的進步，產(chǎn)品性能、可靠性、外觀都有較大幅度的提高，但與國外的工程機械水平相比，還存在較大差距，在工程起重機方面來看，今后的發(fā)展將以以下幾個方向為重點： （l）整機性能：采用先進技術(shù)及新型材料來降低機構(gòu)整體重量，同種型號的產(chǎn)品在改進后重量要輕百分之20左右。通過改進結(jié)構(gòu)分析方法和采用更先進的設(shè)備，使機構(gòu)的結(jié)構(gòu)更加合理； （2）起重機的配

23、套零部件呼喚性更高，使設(shè)計更加方便更加系統(tǒng)化，設(shè)計人員的選擇范圍更大，零部件可靠性的提高； （3）電液比例控制系統(tǒng)和智能控制顯示系統(tǒng)的推廣應(yīng)用； （4）更加的便于工作人員操作，安全性更高，更加的人性化，有足夠的安全保險裝置； （5）向吊重量大、起升高度、幅度更大的大噸位方向發(fā)展。 2 起升機構(gòu)設(shè)計 2.1 主要工作參數(shù) 本次設(shè)計的橋式起重機為標(biāo)準(zhǔn)最大起重系列（ISO 2374：1983）中的32t，可用于工廠，礦山等多種場合，機構(gòu)工作級別為中級M5。在起吊較輕物品時，用主起重鉤會浪費起重功率及時間，故配合5t副起重鉤使用。查《起重機設(shè)計手冊》表1-1-2，3-50t電動橋式起

24、重機起升高度為主鉤12或16m，副鉤14或18m。本次設(shè)計選用16、18m起升高度。起升速度在工作級別高時選較低速度，故本次設(shè)計中主起升選用7.5m/min起升速度，副起升機構(gòu)速度選定為19.5m/min。 2.2 主起升機構(gòu)的計算 2.2.1 確定起升機構(gòu)的傳動方案 起重機的主要功能是起吊重物，這項功能的實現(xiàn)靠的是起重機上搭載的起升機構(gòu)，因此起升機構(gòu)是起重機上最重要的組成部分，起升機構(gòu)的方案設(shè)計將直接影響起重機的工作性能，因此尤為重要。起升機構(gòu)主要由驅(qū)動裝置，傳動裝置，卷筒，滑輪組，取物裝置和制動裝置組成。 起升機構(gòu)總體布置在很大程度上決定于傳動的形式。起升機構(gòu)的傳動形式和大車走行

25、機構(gòu)同樣一般分為兩種，一種是集中傳動即主起升和副起升機構(gòu)都由一臺電動機帶動，另一種是分別傳動，即主副起升機構(gòu)分別由一個電動機帶動。由于分別驅(qū)動布置方便，安裝和檢修容易，因此現(xiàn)代各類起重機尤其是靠電動機驅(qū)動的起重機主要采用這種驅(qū)動形式。 按照此次設(shè)計要求，選擇分別驅(qū)動。 圖2-1起升機構(gòu)驅(qū)動裝置整體布置簡圖。主起升機構(gòu)和副起升機構(gòu)。 圖2-1起升機構(gòu)驅(qū)動裝置整體布置簡圖 圖2-2所示為由電動機驅(qū)動的起升機機構(gòu)簡圖： 圖2-2起升機構(gòu)簡圖 在電動機與減速器軸不直接用聯(lián)軸器連接，選用一根中間軸。一端聯(lián)用半齒聯(lián)軸器與電動機相連接，另一端選用帶制動器的半齒聯(lián)軸器連接減速器。這

26、種沒有底部支座直接由兩端聯(lián)軸器連接的中間軸叫做浮動軸。采用浮動軸可以容許有較大的安裝誤差，并且裝卸維修方便。圖2-3為主起升機構(gòu)驅(qū)動裝置簡圖。 圖2-3主起升機構(gòu)驅(qū)動裝置布置簡圖 2.2.2 鋼絲繩的選擇 本次設(shè)計的起重機的額定起重量Q=32t。 查《起重機設(shè)計手冊》表3-2-8，選擇橋式起重機中常用的雙聯(lián)滑輪組。 倍率為，承載繩的分支數(shù)。 當(dāng)滑輪組采用滾動軸承時，按查《起重機設(shè)計手冊》表3-2-11，得鋼絲繩滑輪組效率。 鋼絲繩纏繞方式如圖2-4所示 圖2-4 32t主起升機構(gòu)鋼絲繩纏繞簡圖 (1)鋼絲繩所受最大靜拉力： 式中 Q ―— 額定起重量，Q =

27、32t； ——為吊鉤組重量，查《起重機課程設(shè)計》附表9選擇圖號為的吊鉤組。吊鉤組重量，兩滑輪間距102mm； ——滑輪組倍率，； ——滑輪組效率，。 （2）鋼絲繩的選擇： 由《起重運輸機械》表2-2選擇圓股線接觸鋼絲繩6W﹙19﹚ GB1102-74。 選擇鋼絲繩的破斷拉力應(yīng)滿足 （2.1） 式中——鋼絲繩工作時所受的最大拉力（N）； ——鋼絲繩規(guī)范中鋼絲破斷拉力的總和（N）； ——鋼絲繩判斷拉力換算系數(shù)。 根據(jù)本設(shè)計選用的繩的鋼絲繩，查《起重運輸機械》表2-3查得；

28、 ——鋼絲繩安全系數(shù)。 查《起重機設(shè)計手冊》表3-1-2，該起重機的機構(gòu)工作級別為，故n=5.0。 由上式可得 查《起重機設(shè)計手冊》表3-1-6確定選用鋼絲繩，其公稱抗拉強度為 ，直徑，其鋼絲破段拉力總和為，標(biāo)記如下： 鋼絲繩6(19)—20.0—1850—Ⅰ—光—右交（GB1102--74）。 2.2.3 滑輪的計算和選擇 根據(jù)《起重機設(shè)計手冊》滑輪結(jié)構(gòu)尺寸應(yīng)按鋼絲繩直徑進行選定，計算公式為 （2.2） 式中由《起重機設(shè)計手冊》表3-2-1查得 查《起重機課程設(shè)計》附表2

29、，該滑輪軸上并列4個滑輪，故選擇滑輪直徑。在橋式起重機上為減少鋼絲繩的疲勞和損壞，平衡滑輪直徑宜取與工作滑輪直徑相同。 查《機械設(shè)計手冊》表8-1-66，由鋼絲繩直徑d=20mm查得對應(yīng)繩槽斷面尺寸，如圖2-5。 圖2-5 滑輪繩槽斷面尺寸 查《機械設(shè)計手冊》表8-1-67c，由繩槽斷面尺寸，選擇滑輪軸承6224。 查《機械設(shè)計手冊》表8-1-68，由滑輪軸承尺寸，選擇輪轂尺寸。 所選滑輪：滑輪 E 20x630 120 JB/T9005.3 2.2.4 卷筒的計算選擇及強度驗算 工作級別M5以上的機構(gòu)為避免鋼絲繩磨損加快，多選用鑄造單層纏繞卷筒。 2.2.4.1 卷筒直徑

30、的選擇 由公式： （2.3） 其中e為筒繩直徑比，由《起重機設(shè)計手冊》表3-3-2查得，機構(gòu)工作級別為M5時取e=18。d為所選鋼絲繩的直徑，d=20mm。 查《機械設(shè)計手冊》表8-1-58取卷筒的直徑為D =630mm。 2.2.4.2 卷筒繩槽尺寸的計算 繩槽分標(biāo)準(zhǔn)槽和深槽兩種。本次設(shè)計的起重機工作條件正常無脫槽危險，所以選用標(biāo)準(zhǔn)繩槽尺寸。 查《起重機設(shè)計手冊》表3-3-1，得繩槽半徑 繩槽深度（標(biāo)準(zhǔn)槽） 繩槽節(jié)距 卷筒計算直徑： 2.2.4.3 卷筒尺寸計算及其強度校核 卷筒上有螺旋槽部分的長度：

31、 （2.4） 上式中為最大起升高度；為固定鋼繩的安全圈數(shù)，取z=2。 —— 卷筒上沒有繩槽部分的尺寸，由布置結(jié)構(gòu)要求選取，取 ——固定繩尾所需長度，； ——中間光滑部分長度， —— 卷筒的計算直徑, 單層纏繞所以選擇雙聯(lián)卷筒，卷筒的總長度： （2.5） 取，卷筒材料初步采用HT200 灰鑄鐵 GB/T 9439-1988，抗拉強度極限，抗壓。 其壁厚可按經(jīng)驗公式確定，取。 卷筒壁的壓應(yīng)力演算，參照圖2-6： 圖2-6 卷筒彎矩簡圖 為鋼絲繩所受最大拉力 （2.6） 許用壓應(yīng)力，，所以強度足夠。 由于卷筒，所以還應(yīng)

32、計算由彎矩產(chǎn)生的拉應(yīng)力，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力很小，一般可忽略不計： 卷筒的最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中央時： 卷筒斷面系數(shù)： （2.7） 式中：D——卷筒外徑， D=400mm=0.4m； ——卷筒內(nèi)徑，。 ，代入。 合成應(yīng)力： （2.8） 其中許用拉應(yīng)力 所以，，卷筒強度演算通過。故選定卷筒直徑，長度。卷筒槽形的槽底半徑，槽矩，起升高度H=16m，倍率ih=4；靠近減速器一端的卷筒槽向為左的A型卷筒，標(biāo)記為： 卷筒A 2.2.4.4 卷筒轉(zhuǎn)速計算 = 2.2.5 電動機的選

33、擇 起升機構(gòu)靜功率： = （2.9） 式中 ——起升機構(gòu)的總效率，一般=0.8～0.9，取=0.85； 電動機計算功率： 式中G為穩(wěn)態(tài)負載系數(shù)，由《起重機設(shè)計手冊》表2-2-5，2-2-6查得G=0.8。 由《起重機設(shè)計手冊》表5-1-41查得主起升機構(gòu)JC=25%,CZ=150。 由《起重機設(shè)計手冊》表5-1-13選用YZR280S-8型電動機，功率,轉(zhuǎn)速 由《起重機設(shè)計手冊》表5-1-36，由JC=25%,CZ=150得P=45.59KW 由《起重機設(shè)計手冊》表5-1-3, 2.2.6 電動機的發(fā)熱和過載校驗

34、電動機發(fā)熱校驗： （2.10） 式中 ——穩(wěn)態(tài)平均功率 m——電動機臺數(shù)，m=1 由以上計算結(jié)果，故所選電動機能滿足發(fā)熱校驗 電動機過載校驗 （2.11） 式中 ——在基準(zhǔn)接電持續(xù)率的電動機額定功率， H——繞線異步電動機，H=2.1 ——電動機轉(zhuǎn)矩的允許過載倍數(shù)，由《起重機設(shè)計手冊》表5-1-2， 由上演算結(jié)果可知，電動機滿足過載校驗。 綜上，所選電動機符合要求。 2.2.7 減速器的選擇 起升機構(gòu)總的傳動比 查《起重機設(shè)計手冊》表3-10-2，取i=50 QJ型減速器系列主要用

35、于起重機的起升機構(gòu)。該系列減速器重量輕，單位重量能傳遞較大扭矩。故本設(shè)計也采用QJ系列減速器。查《起重機設(shè)計手冊》根據(jù)傳動比i=50，電動機轉(zhuǎn)速,電動機功率，工作類型M5，表3-10-3，高速軸伸尺寸，。表3-10-4低速軸伸尺寸P型，，自重G=5200Kg。表3-10-6，高速軸許用功率。名義中心距，許用輸出扭矩，型號：QJR-800-3CW。根據(jù)表3-10-8查得減速器外形和安裝尺寸，具體見圖紙 2.2.8 實際起升速度及所需功率計算 實際起升速度為： 并要求起升速度偏差應(yīng)小于15%. ∴ 實際所需等效功率為

36、： 滿足要求。 2.2.9 校驗減速器輸出軸強度 輸出軸最大扭矩： （2.12） 式中 ——電動機的額額定扭矩 i ——傳動比,i=50 ——電動機至減速器被動軸的傳動效率, —— 電動機最大轉(zhuǎn)矩倍數(shù),； —— 減速器低速軸上最大短暫準(zhǔn)許扭矩, ∴ 輸出軸最大徑向力驗算: （2.13） 式中 ——卷筒上鋼絲繩最大

37、拉力, =42.5KN —— 卷筒重量, =15KN(參閱資料) ——低速軸端的最大容許徑向載荷, =120KN a ——鋼絲繩上的分支數(shù)，a=2 ∴ ，故所選減速器滿足要求。 2.2.10 制動器的選擇 制動器裝在高速軸上,所需靜制動力矩： （2.14） 式中 ——制動安全系數(shù)，查《起重運輸機械》得。 選擇塊式制動器，查《起重機設(shè)計手冊》表3-7-5： 制動輪直徑 D=500mm 制動塊退距 制動片襯片厚度 制動瓦塊寬度 摩擦副間設(shè)計正

38、壓力 式中——制動襯片允許比壓，查《起重機設(shè)計手冊》表3-7-6 ——包角，我國規(guī)定 額定制動矩 式中 ——摩擦系數(shù)，查《起重機設(shè)計手冊》表3-7-6， 根據(jù)以上計算的制動力矩，以及其他參數(shù)，查《起重機設(shè)計手冊》表3-7-15，選擇YW500-2000,額定制動轉(zhuǎn)矩T=2800Nm,整機質(zhì)量m=168Kg。制動輪直徑，最大制動力矩為裝配時調(diào)整到2800Nm.。 2.2.11 聯(lián)軸器的選擇 帶制動輪的聯(lián)軸器通常采用齒形聯(lián)軸器，高速軸的計算扭矩： 式中 —— 電動機的額定力矩； —— 聯(lián)軸器的許用扭矩； —— 相應(yīng)于第Ⅰ類

39、載荷的安全系數(shù), =1.6； —— 剛性動載系數(shù)。 由《起重機設(shè)計手冊》查得YZR280S-8表5-1-21電動機軸端為圓錐形，，D=85mm。 由《起重機設(shè)計手冊》查QJR-800-3CW減速器，高速軸端為圓錐形，d=130mm，l=250mm。查表3-12-6（JB/ZQ4218-86）選用CL5的齒輪聯(lián)軸器，最大允許扭矩，飛輪矩。浮動軸的軸端為圓柱形d=70mm,l=120mm。查表3-12-8，選擇序號為9的帶制動輪的齒輪聯(lián)軸器，直徑D=500mm，最大允許轉(zhuǎn)矩，飛輪矩。 浮動軸端直徑d=70mm，l=120mm。 2.2.

40、12 驗算啟動時間 （2.15） 式中 平均起動力矩 靜阻力矩 因此 通常起升機構(gòu)起動時間為1～5s，故所選電動機合適。 2.2.13 驗算制動時間 （2.16） 式中 查《起重機設(shè)計手冊》當(dāng)v<12m/min時，，故合適。 2.2.14 高速浮動軸計算 （1）疲勞計算 軸受脈動扭轉(zhuǎn)載荷，其等效扭矩為： 式中——等效系數(shù)，由《起重機課程設(shè)計》表2-6經(jīng)驗數(shù)值查得； 由上節(jié)選擇聯(lián)軸器中，已確定浮動軸的直徑d=70mm 因此扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： 許用扭

41、轉(zhuǎn)應(yīng)力由《起重機課程設(shè)計》（2-11）、（2-14）式得： （2.17） 軸的材料為45號鋼，，； ，，。 ——考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應(yīng)力集中系數(shù); ——與零件幾何形狀有關(guān)，對于零件表面有急劇過渡和開有鍵槽及緊配合區(qū)段，； ——與零件表面加工光潔度有關(guān)，??； 此處??； ——考慮材料對應(yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，對于碳鋼，低合金鋼； ——安全系數(shù)，查《起重機課程設(shè)計》表2-21得； 因此： 故，通過。 （2）靜強度計

42、算 軸的最大扭矩： （2.18） 式中 ——動力系數(shù)，由《起重機課程設(shè)計》表2-5查得。 最大扭轉(zhuǎn)力矩： 許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力， 式中 ——安全系數(shù)，由《起重機課程設(shè)計》表2-21查得。 ，故該浮動軸合適。 3 小車運行機構(gòu)設(shè)計 3.1 機構(gòu)傳動方案設(shè)計 小車主要有起升機構(gòu)、運行機構(gòu)和小車架組成。 小車運行機構(gòu)的傳動結(jié)構(gòu)如圖3-1所示，電動機通過帶制動器的聯(lián)軸器與減速器輸入軸相連。輸出軸兩端分別通過兩個半齒聯(lián)軸器和中間的浮動軸和小車的主動輪相連。電動機位于小車架上方，主動車輪的車輪軸在小車架下方，所以選用立式

43、三級齒輪減速器。小車架采用型鋼代替焊接結(jié)構(gòu)。 起重量5噸至50噸范圍內(nèi)的雙粱橋式起重機的小車，一般采用四個車輪支承，其中兩個車輪為主動車輪。主動車輪由小車運行機構(gòu)集中驅(qū)動。 減速器 制動器 電動機 主動輪 浮動軸 圖3-1小車運行機構(gòu)傳動簡圖 3.1.1 選擇車輪與軌道并驗算強度 參考同類型規(guī)格相近的起重機,估計小車總重為。近似認為由四個車輪平均承受，吊鉤位于小車軌道的縱向?qū)ΨQ軸線上。 車輪的最大輪壓為： 車輪的最小輪壓為： 載荷率： 由《起重機設(shè)計手冊》表3-8-12選擇車輪，當(dāng)運行速度，，工作類型為M5，車輪直徑，軌道為P24的許用輪壓為11

44、.8t，故初步選擇車輪直徑，而后校核強度。 車輪計算載荷： （3.1） 車輪踏面疲勞接觸應(yīng)力計算： 車輪與軌道線接觸，這時軌道的曲率半徑為∞，車輪半徑 壓應(yīng)力為： （3.2） 式中 ——許用線接觸應(yīng)力常數(shù),車輪材料選用球墨鑄鐵，按,《起重機設(shè)計手冊》表3-8-6, ——車輪與軌道有效接觸長度，《起重機設(shè)計手冊》表3-8-10，L=B=81mm ——轉(zhuǎn)述系數(shù)，《起重機設(shè)計手冊》表3-8-7， ——工作級別系數(shù)，《起重機設(shè)計手冊》表3-8-8， 因此所選車輪與軌道符合要求 3

45、.1.2 計算運行阻力 摩擦總阻力矩： （3.3） 式中 ——車輪輪緣與軌道的摩擦、軌道的彎曲與不平行性、軌道不直以及運轉(zhuǎn)時車輪的擺動等因素有關(guān)，查《起重運輸機械》表7-3得； 、——分別為起重機小車重量和起重量； k——滾動摩擦系數(shù)（m），它與車輪和軌道的材料性質(zhì)、幾何尺寸及接觸表面情況有關(guān)，查《起重運輸機械》表7-1得k=0.0005； ——車輪軸承摩擦系數(shù)，查《起重運輸機械》表7-2得； d——軸承內(nèi)徑（m），d=90mm,選用調(diào)心滾子軸承 22218C/W33 GB

46、/T288-1984。 把以上數(shù)據(jù)帶入（3-1）式得當(dāng)滿載時的運行阻力矩： 相應(yīng)的運行摩擦阻力為： 式中 為車輪直徑 當(dāng)無載時： 3.1.3 計算選擇電動機 電動機的靜功率 （3.4） 式中 —— 小車滿載運行時的靜阻力, —— 小車運行速度, =42.4m/min; η —— 小車運行機構(gòu)傳動效率, η=0.9; m —— 驅(qū)動電動機臺數(shù),m=1. 初選電動機功率： 式中 —— 電動

47、機起動時為克服慣性的功率增大系數(shù),查《起重運輸機械》表7-6取=1.4。 由《起重機設(shè)計手冊》表5-1-41查得小車運行機構(gòu)JC=25%,CZ=300。 由《起重機設(shè)計手冊》表5-1-13選用YZR160M2-6型電動機，功率,轉(zhuǎn)速 由《起重機設(shè)計手冊》表5-1-36，由JC=25%,CZ=300得P=7.5KW 由《起重機設(shè)計手冊》表5-1-3, 3.1.4 計算選擇減速器 車輪轉(zhuǎn)速： 機構(gòu)總的傳動比： 查《起重機設(shè)計手冊》表3-10-2，取i=25 查《起重機設(shè)計手冊》根據(jù)傳動比i=25，電動機轉(zhuǎn)速,電動機功率，工作類型M5，表3-10-5，高速軸許用功率,名義中心距

48、，許用輸出扭矩，表3-10-3，高速軸伸尺寸，，表3-10-4低速軸伸尺寸P型，，自重G=4000Kg。 型號：QJR-630-2CW 3.1.5 驗算運行機構(gòu)速度和實際功率 根據(jù)減速器的傳動比，計算出實際的運行速度： （3.4） 速度偏差 合適。 實際所需電動機靜功率為： （3.5） 所選電動機與減速器均適合。 3.1.6 驗算啟動時間 啟動時間： （3.6） 式中 ；m=1——驅(qū)動電動機臺數(shù)； 平均起動力矩 當(dāng)滿載時靜阻力矩： 當(dāng)無

49、載時運行靜阻力矩： 初步估算制動輪和聯(lián)軸器的飛輪矩： （3.7） 機構(gòu)總的飛輪矩： 滿載啟動時間： 無載啟動時間： 查《起重運輸機械》第98頁可知通常起升機構(gòu)起動時間為<4～6s，故所選電動機合適。 3.1.7 按啟動工況校核減速器功率 啟動狀況減速器傳遞的功率： （3.8） 式中 ——計算載荷 ——運行機構(gòu)中同一級傳動減速器的個數(shù)=1. 因此 所用減速器N

50、<[N]，合適。 3.1.8 選擇制動器 由《起重機設(shè)計手冊》可查得，對于小車運行機構(gòu)制動時間tz3～4s，取tz=3s。因此，所需制動力矩： （3.9） 式中 ——由《起重運輸機械》表7-4查得 代入上式得： 由《起重機設(shè)計手冊》表3-7-15選用YW315-300，其制動轉(zhuǎn)矩Mez=200N m ，為了避免打滑，使用時將其制動力矩調(diào)到61.77Nm以下，制動輪直徑D=315mm考慮到所取制動時間tz=3s與啟動時間tq=5.03s很接近，故略去制動不打滑條件驗算。 3.1.9 選擇聯(lián)軸器

51、 (1)機構(gòu)高速軸上全齒聯(lián)軸器的計算扭矩： （3.10） 式中 ——機構(gòu)剛性動載系數(shù),； ——聯(lián)軸器的安全系數(shù),； ——相應(yīng)于機構(gòu)JC%值的電動機額定力矩折算到高速軸上的力矩， 由《起重機設(shè)計手冊》表5-1-21，電動機YZR160M1-6伸出軸為圓柱形d=48mm， =110mm；查表3-10-3，QJR-630-2CW減速器,高速軸端為圓柱形，。選擇全齒聯(lián)軸器CL3 (JB/ZQ 4218-86)聯(lián)軸器，，飛輪矩 高速軸端制動輪：根據(jù)選擇的YW-315-500制動器，查《起重機設(shè)計手冊》得制動輪直徑

52、D=400mm，飛輪矩，重量。 （2）低速軸的計算扭矩 由《起重機設(shè)計手冊》表3-10-4，QJR-630-2CW減速器低速軸端為圓柱形d=220mm，=280mm。 由《起重機設(shè)計手冊》表3-8-10，查得主動車輪的伸出軸端為圓柱形d=65mm，=85mm。選擇全齒聯(lián)軸器CL5，，d=50～90mm，=84～172mm。 取浮動軸端直徑d=60mm。 3.1.10 驗算低速浮動軸強度 3.1.10.1 疲勞計算 低速浮動軸的等效扭矩為： （3.11） 式中——等效系數(shù)，由《起重機課程設(shè)計》表2-7查得=1.4； ——材料對應(yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系

53、數(shù)。對于45號鋼。 由上節(jié)選擇聯(lián)軸器中，已確定浮動軸的直徑d=60mm 因此扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： 浮動軸受對稱循環(huán)載荷，許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： 軸的材料為45號鋼，，； ，。 ——考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應(yīng)力集中系數(shù)； ——根據(jù)零件幾何形狀合理確定。[2]零件表面有急劇過渡和開有鍵槽及緊配合區(qū)段，。 ——與零件表面加工光潔度有關(guān)，??； 此處?。? ——安全系數(shù)，查《起重機課程設(shè)計》表2-21得； 因此，疲勞驗算通過。 3.1.10.2 靜強度計算 靜強度計算扭矩： （3.12） 式中 ——動力系數(shù)，由《起重機課程設(shè)計》表2-5查得。 最大扭轉(zhuǎn)力矩：

54、 許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力， 式中 ——安全系數(shù)，由《起重機課程設(shè)計》表2-21查得。 ，故靜強度計算通過。 浮動軸頸：，取。 4 大車運行機構(gòu)計算 4.1 機構(gòu)傳動方案設(shè)計 大車機構(gòu)傳動方案，基本分為兩類：分別傳動和集中傳動，橋式起重機常用的跨度（10.5-32M）范圍均可用分別傳動的方案，本設(shè)計采用分別傳動的方案。 本起重機采用分別傳動的方案如圖4-2： 圖4-2 大車運行機構(gòu)分別驅(qū)動布置簡圖 4.2 車輪與軌道的選擇及校驗 根據(jù)經(jīng)驗數(shù)據(jù)，通常近似架設(shè)主吊鉤鉤中心線位于小車架中心線上，主鉤中心線離端梁中心線最小距離。起重機估計總重G=53.5t（包括小車），小車

55、重量。 按照圖4-3所示的重量分布 圖4-3 大車輪壓簡圖 計算大車的最大輪壓和最小輪壓： 滿載時最大輪壓： （4.1） 式中 ——起重機自重, ≈53500kg; ——小車自重, =11200kg; ——起升載荷, =32000kg; L—— 橋架跨度,L=22.5m; e—— 吊鉤中心線至端梁中心線的最小距離, e=1.25m. 滿載時最小輪壓： 空載時最大輪壓： 空載時最小輪壓： 載荷率：Q/G=32/53.5=0.6

56、 由《起重機設(shè)計手冊》表3-10-12選擇車輪：當(dāng)運行速度為Vdc=74.6m/min，Q/G=0.6時工作類型為M5時，車輪直徑Dc=800mm，軌道為QU70的許用輪壓為31.7t，故可用。 車輪計算載荷： （4.2） 車輪踏面疲勞接觸應(yīng)力計算： 車輪與軌道線接觸，這時軌道的曲率半徑為∞，車輪半徑 壓應(yīng)力為： 式中 ——許用線接觸應(yīng)力常數(shù)。車輪材料選用球墨鑄鐵，按,《起重機設(shè)計手冊》表3-8-6, L——車輪與軌道有效接觸長度，《起重機設(shè)計手冊》表3-8-10，l=B=180mm ——轉(zhuǎn)述系數(shù)，《起重機設(shè)計手冊》表3-8-7， ——工作級別系數(shù)，《起重機

57、設(shè)計手冊》表3-8-8， 綜上所述符合要求。 4.3 運行阻力的計算 摩擦總阻力矩： （4.3） 式中——與車輪輪緣與軌道的摩擦、軌道的彎曲與不平行性、軌道不直以及運轉(zhuǎn)時車輪的擺動等因素有關(guān)。查《起重運輸機械》表7-3得。 、——分別為起重機大車重量和起重量； k——滾動摩擦系數(shù)（m），查《起重運輸機械》表7-1得k=0.0007； ——車輪軸承摩擦系數(shù)，查《起重運輸機械》表7-2得； d——軸承內(nèi)徑（m），d=150mm,選用調(diào)心

58、滾子軸承 22330 GB/T288-1984。 把以上數(shù)據(jù)帶入（3-1）式得當(dāng)滿載時的運行阻力矩： 相應(yīng)的運行摩擦阻力為： 式中為車輪直徑 當(dāng)空載時： 4.4 電動機的選擇 電動機的靜功率 式中 —— 大車滿載運行時的靜阻力, —— 大車運行速度, =74.6m/min; η —— 大車運行機構(gòu)傳動效率, η=0.95; m —— 驅(qū)動電動機臺數(shù),m=2. 初選電動機功率： 式中 —— 電動機起動時為克服慣性的功率增大系數(shù),查《起重

59、運輸機械》表7-6取=1.2。 由《起重機設(shè)計手冊》表5-1-41查得小車運行機構(gòu)JC=25%,CZ=600。 由《起重機設(shè)計手冊》表5-1-13選用YZR180L-8型電動機，功率,轉(zhuǎn)速 由《起重機設(shè)計手冊》表5-1-36，由JC=25%,CZ=600得P=9.669KW 由《起重機設(shè)計手冊》表5-1-3, 4.5 減速器的選擇 車輪轉(zhuǎn)速： （4.4） 機構(gòu)總的傳動比： 查《起重機設(shè)計手冊》表3-10-2，取i=25 查《起重機設(shè)計手冊》根據(jù)傳動比i=25，電動機轉(zhuǎn)速,電動機功率，工作類型M5。表3-10-5，高速軸許

60、用功率,名義中心距，許用輸出扭矩。表3-10-3，高速軸伸尺寸，，表3-10-4低速軸伸尺寸P型，，自重G=4000Kg。 型號：QJR-560-2CW 4.6 驗算運行速度和實際所需功率 根據(jù)減速器的傳動比，計算出實際的運行速度： 速度偏差 合適。 實際所需電動機靜功率為： （4.5） 所選電動機與減速器均適合。 4.7 驗算啟動時間 啟動時間： 式中 ；m=2——驅(qū)動電動機臺數(shù)； 平均起動力矩 當(dāng)滿載時靜阻力矩： 當(dāng)空載時運行靜阻力矩： 初步估算制動輪和聯(lián)軸器的飛輪矩：

61、 （4.6） 機構(gòu)總的飛輪矩： 滿載啟動時間： =4.16s 無載啟動時間： 查《起重運輸機械》第98頁可知通常大車運行機構(gòu)起動時間為<8～10s，故所選電動機合適。 4.8 啟動工況下校核減速器功率 啟動狀況減速器傳遞的功率： （4.7） 式中 ——計算載荷 ——運行機構(gòu)中同一級傳動減速器的個數(shù)=2. 因此c 所用減速器N<[N]，合適。

62、4.9 驗算啟動不打滑條件 由于起重機室內(nèi)使用,故坡度阻力及風(fēng)阻力不考慮在內(nèi).以下按三種情況計算： 1.兩臺電動機空載時同時驅(qū)動： n=>nz （4.8） 式中 p1==10.89+15.87=26.76t---主動輪輪壓 p2= p1=26.76t----從動輪輪壓 f=0.15-----粘著系數(shù)(室內(nèi)工作) nz—防止打滑的安全系數(shù).nz1.05~1.2 β=1.1（大車）——附加阻力系數(shù) n= =1.56s n>nz,故兩臺電動機空載啟動不會打滑 2.事故狀態(tài) 當(dāng)只有一個驅(qū)動裝置工作

63、,而無載小車位于工作著的驅(qū)動裝置這一邊時。 則： n=nz 式中p1==15.87t----主動輪輪壓 p2=2+=210.89+15.87=37.65t---從動輪輪壓 ---一臺電動機工作時空載啟動時間 = =5.31 s n= =1.7 n>nz,故不打滑. 3.事故狀態(tài) 當(dāng)只有一個驅(qū)動裝置工作,而無載小車遠離工作著的驅(qū)動裝置這一邊時。 則： n=nz 式中P1==10.89t---主動輪輪壓 P2=+2=10.89+215.87=42.63t---從動輪輪壓 = 5.31S--與第(2)種工況相同 n= =1.29s

64、 n>nz 故也不會打滑 結(jié)論:根據(jù)上述不打滑驗算結(jié)果可知,三種工況均不會打滑。 4.10 選擇制動器 由《起重機設(shè)計手冊》可查得，對于大車運行機構(gòu)制動時間，取。因此，所需制動力矩： （4.9） 式中 ——由《起重運輸機械》表7-4查得 代入上式得： 由《起重機設(shè)計手冊》表3-7-15選用YW315-300，其制動轉(zhuǎn)矩Mez=200N m ，為了避免打滑，使用時將其制動力矩調(diào)到72.71Nm以下，制動輪直徑D=315mm考慮到所取制動時間tz=7s與啟動時間tq=2.61s很接近，故略去制動

65、不打滑條件驗算。 4.11 選擇聯(lián)軸器 根據(jù)傳動方案,每套機構(gòu)的高速軸和低速軸都采用浮動軸. 1.機構(gòu)高速軸上的計算扭矩： ==354.681.4=496.55 Nm （4.10） 式中MI—連軸器的等效力矩： MI==2177.34=354.68 Nm —等效系數(shù) 取=2查《起重機課程設(shè)計》表2-7 Mel=9549=177.34 Nm 由《起重機設(shè)計手冊》表5-1-21，電動機YZR180L-8,軸端為圓柱形,d=55mm,L=110mm；查表3-10-3，QJR-560-2CW減速器,高速軸端為圓錐形d=100m

66、m,l=210mm,查表3-12-6，選兩個聯(lián)軸器CL6(JB/ZQ4218-86),質(zhì)量m=79.9Kg,許用扭矩，轉(zhuǎn)動慣量；查表3-12-8，選擇兩個制動輪D=400mm,飛輪矩，質(zhì)量m=67Kg。浮動軸直徑d=100mm,l=150mm。 浮動軸的直徑d=100mm。 2.低速軸的計算扭矩： =496.55250.95=11793.11 Nm 由《起重機設(shè)計手冊》查表3-10-3，QJR-560-2CW減速器,低速軸端為圓柱形d=190mm,l=280mm；查《起重機設(shè)計手冊》，表3-8-10，Dc=800mm的主動車輪的伸出軸為圓柱形d=180mm,l=200mm；選用四個聯(lián)軸器CLZ10，[Ml]=50000Nm, (GD)=50Nm, 重量m=254Kg。 4.12 浮動軸強度的驗算 （1）疲勞強度的計算 低速浮動軸的等效力矩： （4.11） 式中—等效系數(shù)，由《起重機課程設(shè)計》表2-7查得。 由上節(jié)已取得浮動軸端直徑d=100mm，故其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為： 由于浮動軸受對稱循環(huán)載荷，所以許用