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JX01-007@10t桥式起重机小车运行机构设计,机械毕业设计全套

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键入文字 I 毕 业 论 文 50t桥式起重机小车运行机构及超载限制器设计 作 者 姓 名 指导导师姓名 毕业班级 学 科 类 别 工 学 学科专业名称 论文提交日期 答辩委员会成员 评阅人 2007 年 6 nts键入文字 II 毕业设计（论文）任务书 毕业设计论文题目： 50t桥式起重机小车运行机构 毕业设计论文内容： 1.传动方案选择 2.起重机力能参数计算 3.常用标准件选择计算 4.主要零件疲劳强度 计算 5.编写设计说明书 毕业设计论文专题部分： 起重机小车超载限制器设计 指导教师： 签字 年 月 日 教研室主任： 签字 年 月 日 系主任： 签字 年 月 日 nts键入文字 III 毕业设计论文评语 指导教师评语： 成绩： 指导教师： （签字） 年 月 日 评阅人评语： 成绩： 指导教师： （签字） 年 月 日 nts键入文字 IV 摘 要 桥式起重机运行小车中最主要的结构有：电动机，减速器，联轴器，等等。 桥式起重机的小车设有起升机构和小车运行机构，为使小车轮压呈均匀分布， 应对小车的机构布置进行优化设计，以知小车轨迹和轴矩为例，以车轮轮压均匀分配为目标函数，按单钩起重小车的条件提出约束条件，对优化设计的结果进行分析如下： 首先，电动机 起重机械的驱动电动机要根据所需功率、最大转矩、接电持续率、起动等级、控制类型、速度变化范围、供点方式、保护等级、环境温度与使用地区海拔高度等因素进行选择。 其次，减速器 起重机械设计时，根据理论指导和工作经验，对机构形式、中心距、公称传动比及齿轮参数的选择应遵守原则和注意事项。 再次，联轴器 起升机构装有联轴器，其电动机工况驱动力矩，起升过程，减速传动装置的载荷等，与电动机通过减速器直接驱动的起重运行机构有差别，本文根据在 MH 葫芦桥式起重机系列设计中的应用的经验，提出了把联轴器传动与起重机机构设计相结合的设计计算方法，其设计计算结果在该系列试验中得到证实。 关键词 起重小车、机构布置、优化设计、电动机选择、减速器、设计原则、 联轴器 . nts键入文字 V Abstract The most of structure of conuey uehicle,which of the crane of bridge is this :genertor、 cushion、 coupting. Trolley of overhead traveling crane comprises lifting and traversing mechanisms .Optimization method is applied to the layout design of mechanisms on trolley in order to maintain an even distribution of optimization design on an example a trolley with given wheel base and track gauge ,using even distribution of wheel loads as an objective funtion and condition of a signle hook lifting trolley as restrictive condition The driving motor an electric cane has to be selected according to the required power、 maximum torque 、 dutyfator 、 startup frequency 、 type of control 、 range of speed rariation 、 method of power supply 、 class of protection 、 ambient temperature and elevation oversee level at the vacation of use . Based on theoretical and practical experience ， this paper presents the principles and attentions for selecting and designing of the structure ,center distance ,nominal transmission ratio and gear parameters when designing the reducers for cranes . Crane traveling mechanism equipped with hydraulic coupling is quite different from ordinary one so far as the working condition of motor .Driving moment,starting process load applied to reducer etc ,Based upon the experience of application to the series of MH type gantry crane with electric hoist as lifting mechanism ,this paper gives calculation method ,which combines the design of hydraulic transmission with the design of crane traveling mechanism .The calculation result is successfully proved by the test of proto types . Key words ： Trolley of overhead traveling crane Selection of electric motor for lifting machinery Redueer Design Principle Hydraulic coupling nts 绪论 I 绪 论 起重运输机械主要用于装卸和搬运物料。它不仅广泛应用于工厂、矿山、 港口、车站、建筑工地、电站等生产领域，而且也应用到人们的生活领域。使用起重运输机械，能减轻工人劳动强度，降低装卸费用 ，减少货物的破损，提高劳动生产率，甚至完成人们无法直接完成的某些工作。起重机械和运输机械发展到现在，已成为合理组织大批量生产和流水作业生产的基础。据统计，在我国冶金、煤炭部门的机械设备总台数或总重量中，起重运输机械占 25 659f。 我们的祖先在古代，虽然也创造了不少结构简敢适应当时生产需要的起重运输机械设备，但真正形成现代的起重运输机械制造工业，还是在中华人民共和国成立以后。就其发展，主要有以下几个阶段： 1949 年到 1957 年，是我国起重运输机械制造的创业阶段。当时由于缺少设计能力，大 部分产品是按国外图纸仿造的。 1958 年到 1965 年，各企业逐渐由仿造走上了自行设计的道路。先后进行了通用桥式起重机、带式输送机、斗式提升机等八种产品系列设计，同时，还逐渐开展了以改进产品结构、性能、提高产品质量和开发新产品为目标的科研工作。 1966 年到 1978 年，起重运输机械行业的生产虽然历经艰难曲折，侣在技术上仍有发展。主要表现在；对一些量大面宽的产品进行了系列设计或系列更新设计，如 CD、 MD 和 CD、 MD，型电动葫芦， LD 型电动单梁桥式起重机， LH 型电动葫芦双梁 桥式起重机， TD75 型带式输送机， DX 型钢丝绳芯带式输送机， HS型手拉葫芦等； 发展和制造了一批国家急需的新产品，如 450t 桥式和门式起重机以及 2 300t 双小车桥式起重机。 1979 年以后，由于实行改革开放政策，我国起重运输机械行业的技术水平有了很大提高。主要是增强了成套设备的供应能力，如国内研制的首都机场行季包装卸袖送系统和旅客登机桥全套设备，与国外合作生产的年产量 2000 3000 万 t的秦皇岛煤炭出口码头成套装卸设备，宝钢扎 40mm 无缝钢管厂、 1900mm 板坯连轧厂、 2030mm 冷连轧厂 与 2050mm 热连轧厂等冶金专用成套起重设备；引进了一nts 绪论 II 批起重运输机械产品和通用零部件的设计制造技术，如电动萌芦、带式输送机、液压推杆、液力偶合器、起重电磁铁等；研制了一批新产品；产品的制造工艺水平普遍有了提高。 总的来说，我国起重运输机械行业经过了四十多年的发展，目前已经具有一定的生产和研制能力，一部分产品已达国际水平。但就整个起重运输机械行业而言，有很大一部分产品的性能和质量还有待提高，提供现代化成套设备的能力还不能满足社会发展需要。 我国起重运输机械行业今后几年内的发展趋势，主要是： 1)对近几年来与外国合作生产的成套设备实行国产化； 2)开发 批国家重点项目和国民经济各部门急需的品种： 3)对量大面宽的起重运输机械产品和零部件进行系列更新； 4)采用先进的设计方法和手段，加强对物流 (物质资料由供应者向需要者移动 )系统的研究； 5)推广产品制造的先进工艺。 nts 目录 I 2 目录 Steel Roll Machinery . 错误 !未定义书签。 摘 要 IV Abstract V 绪 论 I 目录 I 第 一 章 运行系统计算 错误 !未定义书签。 1.1.确定机构传动方案 . 错误 !未定义书签。 1.2.选 择车轮与轨道并验算其强度 . 错误 !未定义书签。 1.3.运行阻力计算 . 错误 !未定义书签。 1.4.选电动机 . 错误 !未定义书签。 1.5.验算电动机发热条件 . 错误 !未定义书签。 1.6.选择减速器 . 错误 !未定义书签。 1.7.验算运行速度和实际所需功率 . 错误 !未定义书签。 1.8.验算起动时间 . 错误 !未定义书签。 1.9.按起动工况校核减速器功率 . 错误 !未定义书签。 1.10.验算不打滑的条件 . 错误 !未定义书签。 1.11.选择制动器 . 错误 !未定义书签。 1.12.选择高速轴联轴器及制动轮 . 错误 !未定义书签。 1.13.选择低速轴联轴器 . 错误 !未定义书签。 1.14.验算低速浮动轴强度 . 错误 !未定义书签。 第 二 章 参考文献 错误 !未定义书签。 结束语 错误 !未定义书签。 nts 目录 II nts 设计题目 II 设计题目 桥式起重机 参数 数值 起重量 50T 起升调试 12m 运行速度 38.6m/min 工作级别 M5 接电持续率 Jc=25% nts 第 一 章 运行系统计算 1.1.确定机构传动方案 小车运行机构计算经比较后，确定采用如图 2-1 所示的传动方案。 1.2.选择车轮与轨道并验算其强度 车轮最大轮压：小车质量后计取 G= 10t=10000kg 轮压均布： Pmax=1/4(Q+G)=1/4(50000+10000)=15000kg=147KW 车轮最小轮压： Pmin=1/4G=1/4 10000=24.5KN 由文献 3 P239 附表 17 知： 运行速度 40.8m/min1.6 工作级别为中级时，车轮直径取 D=500mm，轨道型号为 43kg/m， (P43)的许用轮压为 16.5t Pmax=15t 由文献 1 P62 表 (4-3) ，由小车直径系列值初选车轮直径 DC=500mm 强度验算：按车轮与轨道为线接触及点接触两种情况，验算车轮接触强度，车轮疲劳计算载荷 KNPPP C 167.1063 5.24147232 m i nm a x 车轮材料， 取 : ZG340-60， S=340Mpa, b=640Mpa. nts 由文献 1 P64 式 (4-12) ：线接触疲劳强度计算： LDKCCPC 121 (N) C1 转速系数 m i n)/(229.41315.0 5.40 rDVn 由文献 1 P64 表 (4-4)，取 C1=0.96 C2 运行机构工作级别系数，由文献 1 P64 表 (4-5)，由 M6 取 C2=0.9 K1 与车轮材料有关的许用线接触应力常数，由 b=640Mpa，由文献 1P64 表 4-6 取 K1=6.0 L 车轮与轨道有效接触长度 由文献 3 P246 附表 (2-2)，轨道 P43，取L=b=46mm CP = KWLDKCC 2 3 2.1 1 9465 0 069.003.1121 因 为 PCPC 所以点接触强度验算通过 综上所知，车轮与轨道合适。 1.3.运行阻力计算 由文献 3 P81 摩擦阻力矩： )2)( dUKGQM m nts d 由文献 3 P242 附录 19 知小车车轮组主动车轮组中 500 知轴承型号为 7524，由文献 4 P209 得内径 d=120mm，外径 D=215mm，平均值mmd 5.16 72 21 512 0 k 滚动磨擦系数，由文献 1 P114， k=f 知 k=0.005mm u 车轮轴承的 摩擦系数， u=0.015 附加摩擦阻力系数，由文献 1 P114 知 =k0=1.2 1.8,取 =1.7 Mm=(50000+10000)(0.0005+0.015 0.1675/2) 1.7=1755.55N.m 运行摩擦阻力： NDMP mm 19.7 0 2 225.0 55.1 7 5 52/0 当无载时： mNduKGMm.59.2927.1)21675.0015.00005.0(10000)2(/ NDMP mm 36.1 1 7025.0 59.2922/0/ 1.4.选电动机 电动机静功率： KNmVPN Cmj 3 0 5 6 5.519.0601 0 0 0 8.4019.7 0 2 21 0 0 0 Pj= Pm=7022.19N m 电动机个数 m=1 初选电动机功率： N=KdNj=1.15 5.30565=6.0104KW Kd 电动机功率增大系数，由 2 P113 表（ 9-6），由运行速度为 40.8m/min，滑动轴承取 Kd=1.15，由 3 P261 附表 30 选电动机型号为 JZR2-22-6， Ne=7.5KW, n1=930r/min,(GD2)d=0.419kg m2,电动机质量 G=115kg 1.5.验算电动机发热条件 由文献 2 P95 式 8-26a： j2rj2525 NVNK 起VVN Qj25 NK起VVQ 由文献 3 P96 表（ 8-14）知机构 t 起 / t2 值大约为 0.3-0.4，nts 据文献 3 P97 图（ 8-36），求出 V25=0.88， N25=0.88 5.30565=4.668972KW N25=4.668972KWN=11.61KW 所以减速器过载能力较强合适。 1.10.验算不打滑的条件 因室内使用，故不计风阻力及坡度阻力矩，只验算空载 及满载运动时两种工况，空载起时主动车轮与轨道接触处的圆周切向力： nts NDKPdukPG o tVgGCTCgcQ4.31072/5.0)0005.025000(7.121625.0015.00005.102250092.2608.94.3451.358.40100002/)2( 12)0(式中： P1 所有主动车轮轮压之和 P2 所有从动车轮轮压之和 k、 u、 d、 同运行阻力计算中取值一样 车轮与轨道的粘着力： NfPFQ 7 3 5 015.022 5 0 01)0( f 粘度系数：由文献 1 P170 知 :f= =0.15 满载起动时，主动车轮与轨道接触处的周围切力 NDKPdukPG o tVgGQTCqccxQ111662/5.00005.02150007.1)21675.0015.00005.0(2150089.4608.94.3481.358.40600002/)2()( 11)0(车轮与轨道的粘着力： F(Q=0)=P1f=15000 2 0.15=44100N 由以上计算可知： F(Q=0) T(Q=0) F(Q=Q) T(Q=Q) 所以不会打滑，所以电动机合适。 1.11.选择制动器 由文献 2 P115 知：对小车， 制t3 4 秒，取 stz 4 ，因此，所需制动力矩 nts mNdukG x cQtDG x cQGDmctnmMCLZz.439.483449.0)21675.0015.00005.0(6000092.349.05.06000082685.015.142.38930)2)()()(2.3812222 m 电动机个数， m=1 c. GD2 .k.u.d. 同前面计算中的取值 ， 由文献 P237 3附表 15，选用 YWZS200/23，考虑到所取制动时间 stZ 4与其制动时间 4.89s，相差不大，故略去制动不打滑条件的验算。 1.12.选择高速轴联轴器及制动轮 高速轴联器计算转矩： mNMenMc .75.176016.7735.18 式中 :n 联轴器安全系数， n=1.35 8刚性动载系数，由文献 1 P110 可知：mNnNeMe .0 1 6.779 3 0 5.79 5 5 09 5 5 0,7.118 由文献 3 P261 附表 31 查 电动机 JZR2 22 6，两端伸出端轴为圆柱形， d=40 , L=110 , 由文献 3 P272，附表 37，减速器 ZSC 750 查出高速轴 d=50 , L=110 , 由文献 3 P276，附表 41，送出 GICL3 型齿式联轴器，主动端 d1=50 , L=112 ，公称转矩， Tn=2240N.mMc=176.75N.m，飞轮矩， (GD2)2=0.047kg. , 质量 GL=17.2 高速轴端制动轮：根据制动器为 YWEs200/23 由文献 3 P238 附表 16 选制功能直径 Dz=200 ，圆柱形轴 孔 d=50 , L=112 ，飞轮矩 (GD2) =0.2kg, 质量GD=10 kg 以一联轴器为制动轮飞轮矩之和： (GD2)2+(GD2)z=0.2+0.047=0.247 kg. 与原估计 0.3 kg.基本相等，故以上计算不需修改 nts 1.13.选择低速轴联轴器 低速轴联轴器计算转矩：可由前节的计算转矩 Me，求出 : mNiMcM c .2.11929.04.34106.7721.21 由文献 3 P272，附表 42，选用两个 GICLZ5 鼓形齿轮联轴器，主动端 d1=85 , L=172 ，从动端 d1=90 , L=172 由前节已选定车轮直径 Dc=500 ，由文献 3 P242 附表 19， 500 车轮组，取车轮安装联轴器处直径 d=80 , L=115 ，同样选两个 GICLZ5 鼓形出轮联轴器，主动端： d1=80 , L=172 ，从主动端： d2=85 , L=172 1.14.验算低速浮动轴强度 (1)疲劳验算：由文献 2运行机构疲劳计算其中载荷： mNiMeM II .2026759.04.342016.777.1.2.m a x 5 由前节已选定浮动轴直径 d=85 ,其扭转应力， M p awM IIn 5.16)085.0(2.0 75.2 0 2 6m a x 3 式中：8.i. 同前取值一样 浮动轴的载荷变化时称循环，材料仍选用 45 钢，由起升机构高速浮动轴计算：得： M p aM p as 1 8 0,1 4 01 M p ankK 38.5125.1 11 8 7 5.2 1401.111 式中 : 1,nk 与起升机构取值相同。 Kn 1 ，通过 (2)验算强度：由文献 2运行机构工作最大载荷 mNiMeM II .80.32429.04.342016.777.16.1.2.m a x 8.5 式中 : 5 与 弹性振动力矩劲大系数，对突然起动机构：5=1.5 1.7，取5=1.6， .8i 同前 nts 最大扭转应力： M p awM II 4.26)0 8 5.10(2.080.3 2 4 2m ax3m a x 许用扭转应力： M p an ILsII 1 2 05.01 8 0 式中： ILn 同前面计算中取值一样浮动轴直径： d1=d+(5 10)=85+(5 10)=90 95 取 d=90 nts 第二 章 参考文献 1罗文新起重运输机械 冶金工业出版社 1991.12 2起重机设计手册机械工业出版社 1977.8 3起重机课程设计冶金工程出版社 4机械零件设计手册 (下 )(第三版 )冶金工业出版社 1994.4 5机械零件设计手册国防工业出版社 1984.7 6机械零件设计手册 (第二版 )冶金工业出版社 1981.5 结束语 通过本次的毕业设计，使握对三年所学的知识有了深刻的理解。同时，通过 实习，亲身体验到理论于实际相结合的重要性。在与同学的共同设计过程中懂得了“团结就是力量“和“自力更生”更深层的内涵。 本论文的内容上，虽然也对主要关键部分作了详细分析及计算，但某些环节如超载限制器设计方面，由于种种原因，没有对其加深研究，并不一定适应现代生产的要求。但我们渴望达到一定精度。对于延长使用寿命，减少成本有一定帮助。但在某种程度上依然有点失陷，所以要不断的学习，研究，才能提高，突破。 该设计受到刘宝权，纪宏等诸 位师长指导，才使该设计得以顺利完成。在此表示衷心的感谢！ 编者： 崔鸣 二零零七年六月十 日 ntsntsnts摘 要 桥式起重机运行小车中最主要的结构有：电动机，减速器，联轴器，等等。 桥式起重机的小车设有起升机构和小车运行机构，为使小车轮压呈均匀分布， 应对小车的机构布置进行优化设计，以知小车轨迹和轴矩为例，以车轮轮压均匀分配为目标函数，按单钩起重小车的条件提出约束条件，对优化设计的结果进行分析如下： 首先，电动机 起重机械的驱动电动机要根据所需功率、最大转矩、接电持续率、起动等级、控制类型、速度变化范围、供点方式、保护等级、环境温度与使用地区海拔高度等因素进行选择。 其次，减速器 起重机械设计时，根据理论指导和工作经验，对机构形式、中心距、公称传动比及齿轮参数的选择应遵守原则和注意事项。 再次，联轴器 起升机构装有联轴器，其电动机工况驱动力矩，起升过程，减速传动装置的载荷等，与电动机通过减速器直接驱动的起重运行机构有差别，本文根据在 MH 葫芦桥式起重机系列设计中的应用的经验，提出了把联轴器传动与起重机机构设计相结合的设计计算方法，其设计计算结果在该系列试验中得到证实。 关键词 ：起重小车，电动机选择，减速器，联轴器 ntsAbstract The most of structure of conuey uehicle,which of the crane of bridge is this :genertor、 cushion、 coupting. Trolley of overhead traveling crane comprises lifting and traversing mechanisms .Optimization method is applied to the layout design of mechanisms on trolley in order to maintain an even distribution of optimization design on an example a trolley with given wheel base and track gauge ,using even distribution of wheel loads as an objective funtion and condition of a signle hook lifting trolley as restrictive condition The driving motor an electric cane has to be selected according to the required power、 maximum torque 、 dutyfator 、 startup frequency 、 type of control 、 range of speed rariation 、 method of power supply 、 class of protection 、 ambient temperature and elevation oversee level at the vacation of use . Based on theoretical and practical experience ， this paper presents the principles and attentions for selecting and designing of the structure ,center distance ,nominal transmission ratio and gear parameters when designing the reducers for cranes . Crane traveling mechanism equipped with hydraulic coupling is quite different from ordinary one so far as the working condition of motor .Driving moment,starting process load applied to reducer etc ,Based upon the experience of application to the series of MH type gantry crane with electric hoist as lifting mechanism ,this paper gives calculation method ,which combines the design of hydraulic transmission with the design of crane traveling mechanism .The calculation result is successfully proved by the test of proto types . Key words ： Trolley of overhead traveling crane， Selection of electric motor for lifting machinery， Redueer， Design， Principle， Hydraulic coupling nts目录 1 绪论 1 2 起升系统计算 3 2.1 确定起升机构的传动方案，选择滑轮组和吊钩组 3 2.1.1 起升机构计算 3 2.2 选择钢丝绳 3 2.3 确定滑轮主要尺寸 4 2.4 确定卷筒尺寸并验算 4 2.5 选择电动机 7 2.6 验算电动机发热条件 9 2.7 选择减速器 10 2.8 验算起升速度和实际所需功率 10 2.9 校核减速器输出轴强度 11 2.10 选择制动器 11 2.11 选择联轴器 12 2.12 验算起动时间 13 2.13 验算制动时间 13 2.14 电动机发热验算 14 2.15 电动机过载验算 15 2.16 高速浮动轴计算 16 3 运行系统计算 18 3.1 确定机构传动方案 18 3.2 选择车轮与轨道并验算其强度 18 3.3 运行阻力计算 19 3.4 选电 动机 20 3.5 验算电动机发热条件 20 3.6 选择减速器 20 3.7 验算运行速度和实际所需功率 21 3.8 验算起动时间 21 nts 3.9 按启动工况校核减速器功率 22 3.10 验算不打滑的条件 22 3.11 选择制动器 23 3.12 选择高速轴联轴器及制动轮 23 3.13 选择低速轴联轴器 24 3.14 验算低速浮动轴强度 24 专题 26 结论 30 致谢 31 参考文献 32 附录 33 nts1.绪 论 起重运输机械主要用于装卸和搬运物料。它不仅广泛应用于工厂、矿山、 港口、车站、建筑工地、电站等生产领域，而且也应用到人们的生活领域。使用起重运输机械，能减轻工人劳动强度，降低装卸费用，减少货物的破损，提高劳动生产率，甚至完成人们无法直接完成的某些工作。起重机械和运输机械发展到现在，已成为合理组织大批量生产和流水作业生产的基础。据统计，在我国冶金、煤炭部门的机械设备总台数或总重量中，起重运输机械占 25 659f。 我们的祖先在古代，虽然也创造了不少结构简敢适应当时生产需要的起重运输机械设 备，但真正形成现代的起重运输机械制造工业，还是在中华人民共和国成立以后。就其发展，主要有以下几个阶段： 1949年到 1957年，是我国起重运输机械制造的创业阶段。当时由于缺少设计能力，大部分产品是按国外图纸仿造的。 1958 年到 1965 年，各企业逐渐由仿造走上了自行设计的道路。先后进行了通用桥式起重机、带式输送机、斗式提升机等八种产品系列设计，同时，还逐渐开展了以改进产品结构、性能、提高产品质量和开发新产品为目标的科研工作。 1966 年到 1978 年，起重运输机械行业的 生产虽然历经艰难曲折，侣在技术上仍有发展。主要表现在；对一些量大面宽的产品进行了系列设计或系列更新设计，如 CD、 MD和 CD、 MD，型电动葫芦， LD 型电动单梁桥式起重机， LH 型电动葫芦双梁桥式起重机， TD75 型带式输送机， DX 型钢丝绳芯带式输送机， HS 型手拉葫芦等； 发展和制造了一批国家急需的新产品，如 450t 桥式和门式起重机以及 2 300t 双小车桥式起重机。 1979年以后，由于实行改革开放政策，我国起重运输机械行业的技术水平有了很大提高。主要是增强了成套设备的供应能力，如国内研制的首 都机场行季包装卸袖送系统和旅客登机桥全套设备，与国外合作生产的年产量 2000 3000 万 t 的秦皇岛煤炭出口码头成套装卸设备，宝钢扎 40mm无缝钢管厂、 1900mm板坯连轧厂、 2030mm 冷连轧厂与2050mm热连轧厂等冶金专用成套起重设备；引进了一批起重运输机械产品和通用零部件的设计制造技术，如电动萌芦、带式输送机、液压推杆、液力偶合器、起重电磁铁等；nts研制了一批新产品；产品的制造工艺水平普遍有了提高。 总的来说，我国起重运输机械行业经过了四十多年的发展，目前已经具有一定的生产和研制能力，一部分产品 已达国际水平。但就整个起重运输机械行业而言，有很大一部分产品的性能和质量还有待提高，提供现代化成套设备的能力还不能满足社会发展需要。 我国起重运输机械行业今后几年内的发展趋势，主要是： 1)对近几年来与外国合作生产的成套设备实行国产化； 2)开发 批国家重点项目和国民经济各部门急需的品种： 3)对量大面宽的起重运输机械产品和零部件进行系列更新； 4)采用先进的设计方法和手段，加强对物流 (物质资料由供应者向需要者移动 )系统的研究； 5)推广产品制造的先进工艺。 nts2.起升系统计算 2.1.确定起升机构的传动方案，选择滑轮组和吊钩组 2.1.1 起升机构计算 按照布置宜紧凑的原则，决定采用以下方案，如图 1-1所示，采用双联滑轮组，按Q=10t，查文献 1， 21表 (I2-2)，取滑轮组倍率 a=3，据文献 1， 20式 (2-7)知：承载绳索分支数 Z=2a=6 查文献 2， 243表 (15-15)，根据 Q=10t，取吊钩组为短钩型，重量 G0=219 公斤。 起升机构计算简图图 1 - 1图 1-1 起升机构设计简图 2.2.选择钢丝绳 据文献 1， 22式 (2-12)： hQaPS 2max (2-1) 式中：h 滑轮组效率，据文献 1， 21表 (2-3)，若滑轮组采用滚动轴承，滑轮组采用滚动轴承，滑轮组倍率 a=3，得 h=0.985。 PQ 起升载荷，指起升质量的重力。 得： kNSN 29.1798 5.032 21 910 000m a x ； (2-2) 据文献 1， 26式 (2-14) nts ksnF m a x丝(2-3) n 钢丝绳安全系数，据 1表 (2-5)，据工作级别 M5 知 n=5.5 K 钢丝绳捻制折减系数，据 1， 27表 (2-4)，纤维绳芯， K=0.85 得： )(1051.418.94 0 6 8 24 0 6 8 285.0 29.172 3m a x 公斤 ksn据文献 1， 24知：瓦标吞式断面充填严密 ，承载能力大，挠性好，是起重机常用的钢丝绳类型，选瓦林吞式，据文献 2， 195表 (12-10)，据 30770丝F公斤，选钢丝绳直径 d=14mm，钢丝绳公称抗拉强度为 108 公斤 /mm2,绳 6W(19)股 (1+6+6/6)，绳纤维芯，钢丝绳最小破断拉力为 Sb=108kN 公斤，钢丝绳标注如下： 14NAT6 19W+F C1700 ZS 108 GB 8918-88 2.3.确定滑轮主要尺寸 据文献 1， 16式（ 12-1） 得： 工作滑轮槽底的直径 D (e-1)d e 与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，据文献 1， 17表 (2-1)，据工作级别为 M0，取 h2=25； 得： (e-1)d=(25-1) 14=336mm 据文献 2， 207表 (13-2)，据 D 336mm，取 D=355mm， 据文献 2， 206式（ 13-2） 平衡滑轮： D 平 =(0.6 0.8)D=0.7 355=249mm 2.4.确定卷筒尺寸并验算 据文献 1， 31知，卷筒的槽底直径 D(e-1)d e 与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，据文献 1， 17表 (2-1)，据工作级别为 M5，取 h1=25 得： (e-1)d=(25-1)14=336mm 据文献 2， 213表 (14-2)，根据 Q=10t,D 336mm，取 D=400mm， 据文献 1， 33式（ 2-20） 卷筒长度： nts100 )4(2 LtZDHaL (2-4) H 起升高度， 15m=15 103mm a 滑轮组倍率 a=3 Z0 附加圈 数，一般取 Z0=1.5 3，此取 Z0=2 t 绳圈节距 (mm)，光面卷筒 t=d，据文献 2， 223 表 (14-5)，据 d=14mm，得 : t=16mm。 L1 双联卷筒中间不切槽部分的长度，据文献 2， 213 表 (14-2)，据起重量 Q=10t， 得 : L1=A=185mm D0 卷筒直径，卷筒直径加上钢丝绳直径， D0=D+d=400+14=414mm。 得： mmLtZDHaL1 4 8 41 8 516)424 1 431015(2)4(23100取 L=1500mm； 卷筒壁厚 : 据文献 1， 34知： 钢卷筒 =0.02D+（ 610） =0.02 400+（ 6 10） =14 18mm 取 =15mm 卷筒墙壁压应力验算 据文献 1， 34 式 (2-22) yy tS m a x(Mpa) (2-5) 式中： Smax 钢丝绳最大静拉力 Smax=17290N； 卷筒壁厚 =15mm=15 10-3m； t 卷筒绳槽节距 ntst=16mm=16 10-3m； 得 M p atSy04.72016.0015.017290m a x y 许用压应力 (Mpa) 钢卷筒 5.1 sy 得： M pasy1 3 05.11 9 55.1 yy 故抗压强度足够 ； 3D=3 400=1200mm L=1500mm L3D 据文献 1， 35知，当 验算由弯曲和扭转产生的复合应力，卷筒受力如图图 1 - 2 . 1 卷 筒 受 力 简 图图 1-2.1 卷筒受力简图 nts卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时 )(10 6 M p aWM FF (2-6) 式中： MF 卷筒受到的最大弯矩 (N.m) ).(1 3 6 8 1 7 52 10)1 8 51 5 0 0(1 7 2 9 02 31m a x mNLLSM F 卷筒抗弯截面系数 D DD )(1.0414 D 卷 筒槽底直径 D=400mm D1 卷筒内径，查文献 2， 213表 (14-2) 根据 Q=100t 知 D1=370mm 334343 1 1 3 6 8 1 7 510400 )10370()10400(1.0 m (2-7) )(63.65.171459711368175 MPaM FF M p al 2.2804.721303963.6 许用应力，对于钢卷筒 M pas 39519 55 综上所知：卷筒合适，验算通过 2.5.选择电动机 据文 献 1， 103 式（ 6-1） 60000 nQjV (2-8) 式中： PQ 起 升载荷，是抬起升重物的重力 ntsPQ=Q+G0=(10000+219) 9.8=10.0146 104(N) (2-9) Vn 起 升速度 Vn=7.5m/min 起 升机构的总效率，（包括减速器、卷筒和滑轮组的效率）采用齿轮 减速器，一般取 =0.90 得 : )(3.149.06 0 0 0 010100 1 4 6.106 0 0 0 04 KWVPN nQj (2-10) 桥式起重机的使用工况较接近 S3、 S4、 S5，根据 Nj 和 JC=25%，查文献 1， 225表 4，初选电动机为三相异步电动机，型号为 JZR2-42-8， JC=25%， CZ=5J 允许输出功率 N=16KW 据文献 2， 711 查表 (33-1)，据 N=16KW，选电动机型号为 82 号，转速 nd=715r/min，据文献 2， 92 式 (8-21) 电动机额定输出功率 Ne Ne K 电 Nj(KW) (2-11) 式中： K 电 载荷系 数，据文献 2 P93，表 (8-10)，根据电动机型号为 JZR，起重机工作特性为中级起重机，取 K 电 =0.8-0.9， K 电 =0.8 得： Ne K 电 Nj 0.8 0.87 14.73 9.6KW 取 : Ne=9.6KW 据文献 1， 248 附表 3，据功率 N=14.3KW， N11KW，取力矩过载系数 =2.8。据文献 1， 249 附表 4，电动机型号为 YZR315M-8 知飞轮矩 GD2 =1.46 (kg m2) 据文献 1， 104 式 (6-3)和式 (6-4)， 得： aQnDnnindtd .0 (2-12) 式中： dn 电 动机的转速（ r/min） ntstn 卷 筒的转速 0D 卷 筒的卷绕直径 0D=414mm=4.14 310 mm 29.9610 71510414 30 aV nDind 2.6.验算电动机发热条件 据文献 1， 104 式 (6-3)和式 (6-4)， 得： aQnDnnindtd .0 (2-13) 式中： dn 电 动机的转速（ r/min） tn 卷 筒的转速 0D 卷 筒的卷绕直径 0D=624mm=6.24 310 mm 3939.24610 750105.621 30 aV nDind 疲劳基本载荷： eMM 6m a x 式中：6 载 荷 系 数，6=1/2(1+ 2 ) 2 载荷系数，一般在 1-2 内 ； 据文献 1， 13 式 (1-11) 2 =1+0.70Vn=1+0.7 (10/60)=1.1167 (2-14) 6=1/2(1+ 2 )=1/2(1+1.1167)=1.05833； (2-15) Me 电 动机额定力矩 nts).(3 1 9 6.1 2 6 18 0 1 8.1 1 9 10 5 8 3 3.1).(8 0 1 8.1 1 9 17 5 05 9 7.939 5 5 09 5 5 06m a x mNMMmNndNMee相对于 M4 工作级别的功率： )(057.999550 7503196.12619550m a x4 KWnNN dM 折算成 M6 时的功率： Nm6= M4 1.124-6 =99.057 1.124-6 =78.967(Kw) 2.7.选择减速器 卷筒的转速 n=m in3.1741 4.014.3 35.7 r 减速器的总传动比 3.413.17715 i 据文献 2， 349 表 (21-6)，据 nd=715r/min i=41.3, Nm6=11.78 KW,初选减速器为 ZQ 500 II 3CA ， 得：高速轴许用功率为 12KW，公称传动比 i=40.17 2.8.验算起升速度和实际所需要功率 实际起升速度 m in7.717.40 3.415.700 miiVV (2-16) 起升速度误差 ： %8.25.7 5.771.7%1 0 0 i ii(2-17) 速度误差一般不超过 4% 因为 =2.8% 所以在范围之内 所以减速器速度误差验算通过 由文献 2， 347 表 (21-5)，知减速器高速轴输出端直径 d=50mm L=85mm nts2.9.校核减速器输出轴强度 据文献 2， 100 式（ 8-35） 最大径向力： N1 9 5 7 024 5 6 01 7 2 9 0R2m a xm a x筒 GSP (2-18) 式中 :G 筒 卷 筒重量，文献 3， 236表 14，估计为 G 4.56KN R 减 速器输出轴容评最大径向载荷，根据文献 2， 353 据减速器型号为 ZQ 500 II 3CA， nd=715r/min 取 R=20500 公斤 =20500N 所以： Pmax=19570NNe/ 过载验算通过 综上可知，电动机验算通过 2.16.高速浮动轴计算 1)疲劳验算 由前面电动机计算中知疲劳基本载荷为： Mmax=227.8N.m d=45mm 由文献 2， 79 知 : 扭转应力： M p awMn 5.12)0 4 5.0(2.0 8.2 2 7m ax 2 轴材料用 45 号钢， b=600Mpa s=300Mpa 弯曲应力： -1=0.27 ( b+ s)=243Mpa 扭转应力： M paM pass 18 06.0;14 0311 轴受脉动值环的许用扭转应力： 11 12 nykok 式中： 1 8 7 5.225.175.1 mx KKKKx 与零件几何形状有关， Kx=1.75 Km 与零件表面加工光洁度有关， Km=2.5 考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，取 y=0.2 n1 安全系数， n1=1.25 nts M p aok 9.8825.1 12.05.2 1402 疲劳计算通过 okn ； 2)强度计算，轴所受最大转矩 M p aMM eII 23821809.1.m a x 2 最大扭转应为 M p awM II 05.13)045.0(2.0238m ax3 许用扭转应为 M p an IIsII 1 2 05.11 8 0 ,max II 强度计算通过 浮动轴的构造如图（ 1-16.1）中间轴径 : d1=d+(5 10)=45+(5 10)=50 55mm，取 d1=55mm。 高速浮动轴构造图高速浮动轴构造图 nts3.运行系统计算 3.1.确定机构传动方案 小车运行机构计算经比较后，确定采用如图 2-1 所示的传动方案。 3.2.选择车轮与轨道并验算其强度 车轮最大轮压：小车质量后计取 G= 4000kg 轮压均布： Pmax=1/4(Q+G)=1/4(10000+4000)=3500kg=35000N 车轮最小轮压： Pmin=1/4G=1/4 4000=10000N 由文献 3， 239附表 17 知： 运行速度 40.8m/min1.6 工作级别为中级时，车轮直径取 D=350mm，轨道型号为 18kg/m， (P18)的许用轮压为 3.49t Pmax=3.5t 根据 GB4628-84 规定，由小车直径系列值初选车轮直径 DC=315mm 强度验算：按车轮与轨道 为线接触及点接触两种情况，验算车轮接触强度，车轮疲劳计算载荷 NPPP C 266673 1000035000232 m i nm a x 车轮材料，由文献 1， 64表 (4-4)，取 C1=0.96取 : ZG340-60， S=340Mpa, b=640Mpa. 由文献 1， 64式 (4-12) ：线接触疲劳强度计算： LDKCCPC 121(N) (3-1) ntsC1 转速系数 m i n)/(5.45315.045 rDVn C2 运行机构工作级别系数，由 1表 5-4，由 M5 取 C2=1 K1 与车轮材料有关的许用线接触应力常数，由 b=640Mpa，由文献 1， 64表4-6 取 K1=6.0 L 车轮与轨道有效接触长度 由文献 3， 246附表 (2-2)，轨道 P43，取 L=b=46mm CP = KWLDKCC 2 3 2.1 1 9465 0 069.003.1121 因 为 PCPC 所以点接触强度验算通过 综上所知，车轮与轨道合适。 3.3.运行阻力计算 )2)( dUKGQM m (3-3) D 由文献 3， 242附录 19 知小车车轮组主动车轮组中 315 知轴承型 号为 7518，由文献 4， 209得内径 d=90mm，外径 D=157.5mm，平均值 mmd 12 52 16 090 K 滚动磨擦系数，由表 7-17-3，知 k=0.0005mm u 车轮轴承的摩擦系数， u=0.02 附加摩擦阻力系数，由文献 1， 114知 =2.0. ntsMm=(1000+4000)(0.0005+0.02 0.125/2) 2=490N.m 运行摩擦阻力： NDMP mm 3 1 1 1 12/3 1 5.0 4 9 02/0 当无载时： mNduKGMm.1402)2125.002.00005.0(4000)2(/ NDMP mm 9.8882/315.0 1402/0/ 3.4.选电动机 电动机静功率： KNmVPN Cmj 59.219.0601 0 0 0453 1 1 11 0 0 0 Pj= Pm=888.9N M 电动机个数 m=1 初选电动机功率： N=KdNj=1.15 2.59=2.98KW Kd 电动机功率增大系数，由 1表（ 7-6），由运行速度为 40.18m/min，滑动轴承取 Kd=1.15 ，由附表 30 选电动机型号为 JZR2-12-6 ， Ne=3.5KW, n1=910r/min,(GD2)d=0.142kg m2,电动机质量 Gd=80kg 3.5.验算电动机发热条件 由文献 2， 95式 8-26a： jKN N2525 j25 NK起VVQ 由文献 3， 96表（ 8-14）知机构 t 起 / t2 值大约为 0.3-0.4，据文献 3，97 式 （ 8-36），求出 V25=0.88， N25=0.75 1.12 2.59=2.18KW N25=2.18KWMc=56.1N.m，飞轮矩， (GD2)2=0.09kg. , 质量 GL=5.9Kg 高速轴端制动轮：根据制动器为 YWEs200/23 由文献 3， 238附表 16 选制功能直径 Dz=200 ，圆柱形轴孔 d=35 , L=80 ，飞轮矩 (GD2) =0.2kg, 质量 GD=10 kg 以一联轴器为制动轮飞轮矩之和： (GD2)2+(GD2)z=0.209 kg. 与原估计 0.26kg.基本相等，故以上计算不需修改 3.13.选择低速轴联轴器 低速轴联轴器计算转矩：可由前节的计算转矩 Me，求出 : mNiMcM c .3.9179.04.229121.21 由 文献 3， 242附表 42，选用两个 GICLZ5 鼓形齿轮联轴器，主动端 d1=60 , L=85 ，从 动端 d1=65 , L=85 由前节已选定车轮直径 Dc=315 ，由文献 3， 242附表 19， 350 车轮组，取车轮安装联轴器处直径 d=65 , L=85 ，同样选两个 GICLZ5 鼓形出轮联轴器，主动端： d1=60 , L=85 ，从主动端： d2=65 , L=85 3.14.验算低速浮动轴强度 (1)疲劳验算：由文献 2运行机构疲劳计算其中载荷： 式中： dn 电动机的转速（ r/min） mNiMeM II .4.6809.04.222 5.378.1.2.m a x 5 由前节 已选定浮动轴直径 d=60 ,其扭转应力， M p awM IIn 75.15)06.0(2.0 4.680m a x 3 式中：8， i， 同前取值一样 浮动轴的载荷变化时称循环，材料仍选用 45 钢，由起升机构高速浮动轴计算：得： ntsM p aM p a s 1 8 0,1 4 01 M p ankK 8.4425.1 15.21 4 01.111 式中 : 1,nk 与起升机构取值相同。 Kn 1 ，通过 (2)验算强度：由文献 2运行机构工作最大载荷 mNiMeM II .6.88.19.04.222 5.378.16.1.2.m a x 8.5 式中 : 5 与 弹性振动力矩劲大系数，对突然起动机构：5=1.5 1.7，取5=1.6， ,8 i 同前 最大扭转应力： M p awM II 2.25)06.0(2.06.1 0 8 8m a x3m a x 许用扭转应力： M p an ILsII 1 2 05.01 8 0 式中： ILn 同前面计算中取值一样浮动轴直径： d1=d+(5 10)=60+(5 10)=65 70 取 d=70 nts4.专题 电动机选择与探讨 电动机是把电能转换成机械能的设备。在机械、冶金、石油、煤炭、化学、航空、交通、农业以及其他各种工业中，电动机被广泛地应用着。随着工业自动化程度不断提高，需要采用各种各样的控制电机作为自动化系统的元件，人造卫星的自动控制系统中，电机也是不可缺少的。此 外在国防、文教、医疗及日常生活中 (现代化的家电工业中 )电动机也愈来愈广泛地应用起来。 电动机也称为“马达”，利用电动机可以把发电机所产生的大量电能，应用构造和发电机基本上一样，原理却正好相反，电动机是通电于转子线圈以引起运动，而发电机则是借转子在磁场中之运动产生电流。为了获得强大的磁场起见，不论电动机还是发电机，都以使用电磁铁为宜。 1.电动机因输入的电流不同，可分为直流电动机与交流电动机： (1)直流电动机 用直流电流来转动的电动机叫直流电动机。因磁场电路与电枢电路连结之方式不同， 又可分为串激电动机、分激电动机、复激电动机； (2)交流电动机 用交流电流来转动的电动机叫交流电动机。种类较多，主要有： 整流电动机 使串激直流发电机，作交流电动机用，即成此种电动机，因交流电在磁场与电枢电路中，同时转向，故力偶矩之方向恒保持不变，该机乃转动不停。此种电动机因兼可使用交、直流，故又称“通用电动机”。吸尘器、缝纫机及其他家用电器等多用此种电动机。 同步电动机 电枢自一极转至次一极，恰与通入电流之转向同周期的电动机。此种电动机不能自己开动，必须用另一电动机或特殊辅助绕线使到达适当的频率后，始可接通交流电。倘若负载改变而使转速改变时，转速即与交流电频率不合，足使其步调紊乱，趋于停止或引起损坏。因限制多，故应用不广。 感应电动机 置转子于转动磁场中，因涡电流的作用，使转子转动的装置。转动磁场并不是用机械方法造成的，而是以交流电通于数对电磁铁中，使其磁极性质循环改变，可看作为转动磁场。通常多采用三相感应电动机（具有三对磁极）。直流电动机的运动恰与直流发电机相反，在发 电机里，感生电流是由感生电动势形成的，所以它们是同方向的。在电动机里电流是由外电源供给的感生电动势的方向和电枢电流 I方向相反。交流电动机中的感应电动机，其强大的感应电流（涡流）产生于转动磁场中，转子上的铜棒对磁力线的连续切割，依楞次定律，此感应电流有反抗磁场与转子发生相对运nts动的效应，故转子乃随磁场而转动。不过此转子转动速度没有磁场变换之速度高，否则磁力线将不能为铜棒所切割。 2.一般电动机主要由两部分组成：固定部分称为定子，旋转部分称为转子。另外还有端盖、风扇、罩壳、机座、接线盒等。 定子的作用是用来产 生磁场和作电动机的机械支撑。电动机的定子由定子铁心、定子绕组和机座三部分组成。定子绕组镶嵌在定子铁心中，通过电流时产生感应电动势，实现电能量转换。机座的作用主要是固定和支撑定子铁心。电动机运行时，因内部损耗而发生的热量通过铁心传给机座，再由机座表面散发到周围空气中。为了增加散热面积，一般电动机在机座外表面设计为散热片状。 电动机的转子由转子铁心、转子绕组和转轴组成。转子铁心也是作为电动机磁路的一部分。转子绕组的作用是感应电动势，通过电流而产生电磁转矩。转轴是支撑转子的重量，传递转矩，输出机械功率的主要部件 。 直流电机是通电导体在磁场中受力的原理旋转的 .直流电机的旋转是磁场不动 .导体运动 。 3.三相异步电动机的旋转原理 : 当向三项定子绕组中通过入对称的三项交流电时，就产生了一个以同步转速 n1 沿定子和转子内圆空间作顺时针方向旋转的旋转磁场。由于旋转磁场以 n1 转速旋转，转子导体开始时是静止的，故转子导体将切割定子旋转磁场而产生感应电动势（感应电动势的方向用右手定则判定）。由于导子导体两端被短路环短接，在感应电动势的作用下，转子导体中将产生与感应电动势方向基本一致的感生电流。转子的载流导体在定子磁场中受到电磁力 的作用（力的方向用左手定则判定）。电磁力对转子轴产生电磁转矩，驱动转子 沿着旋转磁场方向旋转。 通过上述分析可以总结出电动机工作原理为：当电动机的三项定子绕组（各相差 120度电角度），通入三项交流电后，将产生一个旋转磁场，该旋转磁场切割转子绕组，从而在转子绕组中产生感应电流（转子绕组是闭合通路），载流的转子导体在定子旋转磁场作用下将产生电磁力，从而在电机转轴上形成电磁转矩，驱动电动机旋转，并且电机旋转方向与旋转磁场方向相同。 4.单相交流电动机的旋转原理 :单相交流电动机只有一个绕组，转子是鼠笼式的。 单 相电不能产生旋转磁场 .要使单相电动机能自动旋转起来，我们可在定子中加上nts一个起动绕组，起动绕组与主绕组在空间上相差 90 度，起动绕组要串接一个合适的电容，使得与主绕组的电流在相位上近似相差 90 度，即所谓的分相原理。这样两个在时间上相差 90度的电流通入两个在空间上相差 90 度的绕组，将会在空间上产生（两相）旋转磁场，在这个旋转磁场作用下，转子就能自动 5.同步电动机是属于交流电机，定子绕组与异步电动机相同。它的转子旋转速度与定子绕组所产生的旋转磁场的速度是一样的，所以称为同步电动机。正由于这样，同步电动机的电流在相 位上是超前于电压的，即同步电动机是一个容性负载。为此，在很多时候，同步电动机是用以改进供电系统的功率因素的。 同步电动机在结构上大致有两种： (1)转子用直流电进行励磁。这种电动机的转子转子做成显极式的，安装在磁极铁芯上面的磁场线圈是相互串联的，接成具有交替相反的极性，并有两根引线连接到装在轴上的两只滑环上面。磁场线圈是由一只小型直流发电机或蓄电池来激励，在大多数同步电动机中，直流发电机是装在电动机轴上的，用以供应转子磁极线圈的励磁电流。 由于这种同步电动机不能自动启动，所以在转子上还装有鼠笼式绕组 而作为电动机启动之用。鼠笼绕组放在转子的周围，结构与异步电动机相似。 当在定子绕组通上三相交流电源时，电动机内就产生了一个旋转磁场，鼠笼绕组切割磁力线而产生感应电流，从而使电动机旋转起来。电动机旋转之后，其速度慢慢增高到稍低于旋转磁场的转速，此时转子磁场线圈经由直流电来激励，使转子上面形成一定的磁极，这些磁极就企图跟踪定子上的旋转磁极，这样就增加电动机转子的速率直至与旋转磁场同步旋转为止。 (2)转子不需要励磁的同步电机 转子不励磁的同步电动机能够运用于单相电源上，也能运用于多相电源上。这种电动机中 ，有一种的定子绕组与分相电动机或多相电动机的定子相似，同时有一个鼠笼转子，而转子的表面切成平面，。所以是属于显极转子，转子磁极是由一种磁化钢做成的，而且能够经常保持磁性。鼠笼绕组是用来产生启动转矩的，而当电动机旋转到一定的转速时，转子显极就跟住定子线圈的电流频率而达到同步。显极的极性是由定子感应出来的，因此它的数目应和定子上极数相等，当电动机转到它应有的速度时，鼠笼绕组就失去了作用，维持旋转是靠着转子与磁极跟住定子磁极，使之同步。 综上所诉，由于起重机的工作环境与工作条件的特殊性， 为了满足这些条件，使起nts重机 能再工作中更好的发挥作用，在不浪费功率的同时，能以最大的效率来进行工作，同时不仅提高起重机的工作效率，更能使生产得到更高的保证，故， 本设计应该选择三相异步交流电动机 作为电动机。 nts结论 以上是本人对桥式起重机的设计及计算的全过程。在该设计中和计算过程中涉及、运用了许多基础及专业知识，如：起重运输机械，起重机课程设计，机械设计，机械原理，理论力学，材料力学等。并且通过文献对起重机这部分也有了比较深的了解，扩展了我的知识面，提高了自己查阅资料，整理资料的能力。计 算机绘图和说明书使我对这些工作软件有更加熟练的掌握、对今后的工作、学习有很大的帮助。但由于知识水平有限，在计算、设计及绘图过程中不可避免地出现错误，请各位师长和专家们给予批评指正。 nts致谢 通过本次的毕业设计，使握对四年所学的知识有了深刻的理解。同时，通过实习，亲身体验到理论于实际相结合的重要性。在与同学的共同讨论设计过程中懂得了“团结就是力量“和“自力更生”更深层的内涵。 本设计在内容上，虽然也对主要关键部分作了详细分析及计算，但某些环节如超载限制器设计方面，由于种种原因，没有 对其加深研究，并不一定适应现代生产的要求。但我们渴望达到一定精度。对于延长使用寿命，减少成本有一定帮助。但在某种程度上依然存在着失陷，所以要不断的学习，研究，才能提高，突破。 该设计受到刘宝权，纪宏，宁晓霞，朱克刚等诸位师长的精心指导，才使该设计得以顺利完成。在此表示衷心的感谢！ 编者：李鹏 二零零八年六月六日 nts参考文献 1罗文新起重运输机械 冶金工业出版社 1991.12 2起重机设计手册机械工业出版社 1977.8 3起重机课程设计冶金工程出版社 4机械零件设计手册 (下 )(第三版 )冶金工业出版社 1994.4 5机械零件设计手册国防工业出版社 1984.7 6机械零件设计手册 (第二版 )冶金工业出版社 1981.5 nts附录 Heat Transfer During the Rolling Process 1 WORKPIECE TEMPERATURE CHANGE IN HOT STRIP MILL After reheating a slab to a desired temperature, it is subjected to rolling. A rolling cycle in a typical hot strip mill includes the following main steps: 1、 Descaling of the slab prior to flat rolling by using high-pressure water descaling system in combination, in some cases, with edging. 2、 Rough rolling to a transfer bar thickness which may vary from 19 to 40 mm. The rough rolling is usually accompanied by edging and inter pass descaling. 3、 Transfer of the transfer bar from roughing mill to a flying shear installed ahesd of finishing mill. The shear is usually designed to cut both head and tail ends of the bar. 4、 Descaling of the transfer bar prior to entering the finishing mill. 5、 Finish rolling to a desired thickness with a possible use of interstand descaling and strip cooling. 6、 Air and water cooling of the rolled product on run-out table. 7、 Cliling of the rolled product. Various types of heat transfer from the rolled workpiece to its surrounding matter occur during the rolling cycle. Some of the lost heat is recovered by generating heat inside the workpiece during its deformation. The main components of the workpiece temperature loss and gain in hot strip mill are usually identified as follows: 1、 loss due to heat radiation, 2、 loss due to heat convection, 3、 loss due to water cooling, 4、 loss due to heat conduction to the work rolls and table rolls, 5、 gain due to mechanical work and friction. The analytical aspects of these components are briefly described below. 2 TEMPERATURE LOSS DUE TO TADIATION ntsTwo methods have been employed to derive equations for temperature loss due to radiation. In the first method, the temperature gradient within the material is assumed to be negligible. The amount of heat radiated to the environment is then calculated using the Stefan-Boltzmann law: d qr =S dtTTA ar )( 44 Where rA surface area of body subjected to radiation, m2; d qr amount of heat radiated by a body,J; S Stefan-Boltzmann constant; T temperature of rolled material at time,K; Ta ambient temperature,K; t time,s; emissivity. The amount of heat lost by a body d qr is give by: d qr = dTcVr Where c specific heart of rolled material, J/（ kgK） ; Vr volume of body subjected to radiation, m3 density of rolled material, kg/m3。 The rate of temperature loss ar