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中国矿业大学2007届本科生毕业设计 第 71页概述1.1起重机械的用途及工作特点起重机械主要用于装卸和搬运物料，是现代化生产的重要设备。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，实现生产过程机械化和自动化不可缺少的机械设备。起重机械是以间歇、重复工作方式，通过起重吊钩或其它吊具的起升、下降，或升降与运移重物的机械设备。其工作特点具有周期性。在每一工作循环中，它的主要机构作一次正向及反向运动，每次循环包括物品的装载及卸载，搬运物品的工作行程和卸载后的空钩回程，前后两次装载之间还有包括辅助准备时间在内的短暂停歇。综合起重机械的工作特点，从安全技术角度分析，可概括如下：起重机械通常具有庞大的结构和比较复杂的机构，能完成一个起升运动、一个或几个水平运动。例如，桥式起重机能完成起升、大车运行和小车运行三个运动；门座起重机能完成起升、变幅、回转和大车运行四个运动。作业过程中，常常是几个不同方向的运动同时操作，技术难度较大 。 所吊运的重物多种多样，载荷是变化的。有的重物重达几百吨乃至上千吨，有的物体长达几十米，形状很不规则，还有散粒、热融状态、易燃易爆危险物品等，使吊运过程复杂而危险。大多数起重机械，需要在较大的范围内运行，有的要装设轨道和车轮（如塔吊、桥吊等），有的要装设轮胎或履带在地面上行走（如汽车吊、履带吊等），还有的需要在钢丝绳上行走（如客运、货运架空索道），活动空间较大，一旦造成事故影响的面积也较大。有些起重机械，需要直接载运人员在导轨、平台或钢丝绳上做升降运动（如电梯、升降平台等），其可靠性直接影响人身安全。暴露的、活动的零部件较多，且常与吊运作业人员直接接触（如吊钩、钢丝绳等），潜在许多偶发的危险因素。作业环境复杂。从大型钢铁联合企业，到现代化港口、建筑工地、铁路枢纽、旅游胜地，都有起重机械在运行；职业场所常常会遇有高温、高压、易燃易爆、输电线路、强磁等危险因素，对设备和作业人员形成威胁。作业中常常需要多人配合，共同进行一个操作，要求指挥、捆扎、驾驶等作业人员配合熟练、动作协调、互相照应，作业人员应有处理现场紧急情况的能力。多个作业人员之间的密切配合，存在较大的难度。 上述诸多危险因素的存在，决定了起重伤害事故较多。根据有关资料统计，我国每年起重伤害事故的因工死亡人数，占全部工企业因工死亡总人数的15%左右。为了保证起重机械的安全运行，国家将它列为特种设备加以特殊管理，许多企业都把管好起重设备作为安全生产工作的关键环节。1.2起重机械的发展简史 随着社会生产力的发展和人民生活水平的提高，起重机械在不断地发展和完善。这是因为，起重机械是物流机械化系统中的重要设备。社会化大生产愈发展，人民生活水平愈提高，物料搬运和人员的输送量就愈大，起重机械的应用范围也就愈广泛。根据人类生产和生活的需要，许多具有特殊用途的新型设备不断出现。 简单的起重运输装置的诞生，可以追溯到公元前50004000年的新石器时代末期。那时，我国劳动人民已能利用这些简单装置开凿和搬运巨石，砌成石棺、石台，用以埋葬和纪念死者。进入18世纪以后，英、法、德、美和匈牙利、意大利等国的机械工业发展较快。特别是1765年，瓦特发明了蒸汽机，蒸汽机的应用大大推进了起重机械的发展。19世纪下半叶，世界上出现了铁路，一些工业比较发达的国家为了满足港口、码头等地吊运物资和其它装备的需要，对起重机械提出了新的要求，以前那些用人力驱动、低效率、固定式的起重机已经达不到要求，取而代之的是轨道式起重机。起重机械的兴盛发展，还是到电动机被应用于工业之后。随着冶金业、煤炭业、采矿业、机械制造业和海港、内河码头装备的发展，起重机械的品种不断完善，其参数也大大扩展。1880年，美国的奥的斯电梯公司，首先使用电动机作为动力装置安装在客梯上，从而出现了第一台电力驱动的电梯。电力驱动装置的出现，同样是起重机发展史上的转折点。目前，由于高性能金属材料的采用和材料加工能力的提高，起重机零部件的性能和寿命也不断提高，整机使用寿命一般规定在10年以上。由于电动机、电气拉制技术和液压技术的发展，近年来起重机电力驱动的品质和自动化水平也大为提高。 起重机的发展趋势，将主要体现在如下几个方面：大型化。 起重机的起重量将会越来越大，以满足特殊工程的需要。轻量化。 将广泛采用新材料和采用合理的结构形式，以减轻设备自重。采用新的结构形式，主要是在梁、臂的截面形式上下功夫，如汽车起重机吊臂采用八角形截面或带有变形孔的伸缩臂；采用新的计算方法，如有限单元法与结构力学的有机结合，并配合使用电子计算机，精确计算应力值，避免设计中的“肥梁胖柱”；采用新材料，起重机结构件将越来越多地采用高强度钢，零部件逐渐采用塑料，现在滑轮已经采用铸尼龙材料，缓冲器采用了聚氨脂材料，国外还有采用碳纤维强化塑料（比重是钢的1/31/4，强度是钢的35倍）代替起重机部分结构的趋势。提高作业性能。 如提高运行速度，保证运行的准确性和平稳性。多样化。 将向同一设备可使用多种工作装置的要求发展，扩大使用范围。最优化。 将普遍采用先进的设计计算方法，并配用电子计算机进行优化设计，以选择合理的结构形式。通用化。 力求提高系列产品零部件的通用率。液压化。 主要体现在轮式起重机向全液压传动发展。安全化。 起重机械的可靠性、安全性和舒适性将成为评价设备的重要指标；特别是安全性，将作为评价先进性的头等重要指标。例如，在安全防护装置的配备、司机室的合理布置、以及减少振动和噪音等方面，都将作为制造厂家设计原则的一部分。1.3起重机械的组成和种类1.3.1起重机械的组成起重机械一般是由工作结构、金属结构、动力装置与控制系统三部分组成的。工作机构起重机械的工作机构一般可概括为起升、运行、回转和变幅四大机构。起升机构是升降重物的机构。它是起重机械最主要的机构，任何一种起重机械，都有这种机构。有的起重机械不止一套起升机构，升降重物能力最大的起升机构叫主起升机构，除主起升机构以外的其它起升机构叫副起升机构。运行机构是使起重机械或起重小车行走的机构。回转机构是使起重机械的回转部分在水平面，绕回转中心线转动的机构。变副机构是使起重机械臂架倾角变化，改变幅度的机构。所谓幅度是指起重机械置于水平场地时，空载吊具垂直中心线至回转中心线之间的水平距离。金属结构金属结构是指起重机械的骨架，主要用来支承工作结构、承受自身的重力和作业时的外载荷。动力装置和控制系统动力装置是驱动起重机械运动的动力设备。它在很大程度上决定了起重机械的性能和构造特点。起重机械的控制系统包括操纵装置和安全装置。各种机构的起动、调速、改向、制动和停止，都是通过操纵控制系统来实现的。1.3.2起重机械的种类根据起重机械构造的特点、机构的多少和服务范围的不同，通常分为三类，即轻小起重设备、起重机、升降机。轻小起重设备 轻小起重设备是体积小，结构紧凑，动作简单，作业范围投影以点、线为主的轻便起重机械，如千斤顶、手拉葫芦、绞车和电动葫芦等。起重机起重机是具有多种机构的起重机械，挂在它的取物（吊具）上的重物，在空间除了能作升降运动以外，还能作水平移动。取物装置是指吊取、抓取、吸取、夹取、托取或用其它方法吊运货物的装置，如吊钩、抓斗、电磁吸盘（起重电磁铁）、夹钳等。起重机按构造特点，分为桥架型起重机、臂架型起重机和缆索型起重机。桥架型起重机是取物装置挂在可沿桥架运行的起重小车或运行式葫芦上的起重机。其特点是具有一个桥架式的金属结构。这类起重机依靠起升机构和在水平面内两个相互垂直方向移动的运行机构，能在长方形场地及其上空作业。属于这类的起重机有桥式起重机、门式起重机和半门式起重机。它们适合在车间、仓库、露天堆场等处作货物的装卸运输工作。 臂架型起重机是取物装置悬挂在臂架顶端或可沿臂架运行的起重小车上的起重机。其特点是具有一个臂架式的金属结构。这类起重机有起升机构，一般还有回转和变幅机构。依靠这些机构的配合，能在圆形场地及其上空作业。有些还有运行机构，这样就构成了常见的各种可以运行的臂架型起重机。它们具有很好的机动性，特别适合作露天装卸及安装工作。属于这类的起重机如塔式起重机、汽车起重机等。 缆索型起重机是挂有取物装置的起重小车沿架空承载索运行的起重机。这类起重机常用于林场、山区、水库、矿山、水电站等处。升降机升降机是重物或取物装置只能沿导轨升降的起重机械，如电梯、高炉上料机、矿井升降机等。1.4桥式起重机的分类和用途 桥式起重机是在固定的跨间内吊装重物的机械设备，被广泛用于车间、仓库或露天场地。桥式起重机的大梁横跨于跨间内一定高度的专用轨道上，可沿轨道在跨间的纵向移动，在外观上布置有起升装置，大多数起升装置采用起重小车，起升装置可沿大梁在跨间横向移动，外观像一条金属的桥梁，所以人们称它为桥式起重机。桥式起重机俗称“天车”、“行车”。1.4.1桥式起重机的分类桥式起重机的种类较多，可按不同方法分类。根据吊具不同，可分为吊钩式起重机、抓斗式起重机、电磁吸盘式起重机。根据用途不同，可分为通用桥式起重机、专用桥式起重机两大类。专用桥式起重机的形式较多，主要有：锻造桥式起重机、铸造桥式起重机、冶金桥式起重机、电站桥式起重机、防爆桥式起重机、绝缘桥式起重机、挂梁桥式起重机、两用（三用）桥式起重机、大起升高度桥式起重机等。 按主梁结构形式可分为箱行结构桥式起重机、桁架结构桥式起重机、管行结构桥式起重机。还有型钢（工字钢）和钢板制成的简单截面梁的起重机，称为梁式起重机。梁式起重机多采用电动葫芦作为起重小车。1.4.2桥式起重机的用途桥式起重机被广泛用于各类工业企业、港口车站、仓库、料场、水电站、火电站等场所。不同类型的桥式起重机所适合吊装的重物不同，并根据不同的要求采用不同的吊具。吊钩起重机吊装各种成件重物；抓斗起重机吊装各种散装物品，如煤、焦碳、砂、盐等；电磁起重机吊装导磁的金属材料，如型钢、钢板、废钢铁等。两用起重机是为了提高生产效率，在一台小车上装有可换的吊钩和抓斗或者电磁盘和抓斗，但每一工作循环只能使用其中的一种取物装置；三用起重机即吊钩、抓斗、电磁铁3种可以互换的取物装置，可吊装成件、散粒物品或导磁的金属材料，但每次吊装重物时，只能使用其中的一种取物装置。防爆起重机用于在有易爆、易燃介质的房间、库房等场所吊装成件重物，起重机上的电气设备和有关装置具有防爆特性，以免发生火花而爆炸。绝缘起重机用于吊装电解车间的各种成件物品，起重机上有关部分具有可靠的绝缘装置，保证安全操作。双小车起重机是在同一台主梁上设有两台相同的小车，用来搬运长件材料，各小车又可单独使用。挂梁起重机通过两个吊钩上的平衡梁挂钩或平衡梁上的电磁盘吊装和对垛各种长件材料，如木材、钢管、棒材、型材、钢板等。1.4.3桥式起重机的基本结构 尽管桥式起重机的类型繁多，但基本结构是相同的。桥式起重机主要是由大梁、起升装置、端梁、大梁行走机构、起升装置行走机构、轨道和电气动力、控制装置等构成。大梁结构桥式起重机一般采用两根端部连接的大梁组合结构，称为双梁桥式起重机，只有少数轻型桥式起重机采用单梁，称为梁式起重机。桥式起重机大梁的结构形式主要有箱行结构、偏轨箱行结构、偏轨空腹箱行结构、单主梁箱行结构、四桁架式结构、三角形桁架式结构、单腹板梁结构、曲腹板梁结构及预应力箱型梁结构等。最常见的是箱行结构。箱行梁由上盖板、下盖板和两个腹板构成一个箱体，箱内还有纵横长短筋板，见图1-1。在箱行梁的一侧铺设走台板和栏杆，在上盖板上铺设起升装置的行走轨道。为了检修的方便，在大梁上还布置有供人行走的走台和栏杆。起升机构起升机构用来实现重物的升降，是起重机上最重要和最基本的机构。桥式起重机的起升机构，除了少数梁式起重机采用电动葫芦外，一般均采用起重小车。起重小车由车架、运行机构、起升卷绕机构和电气设备等组成。车架支撑在四个车轮上，车架上的运行机构带动车轮沿轨道运行，以实现在跨间宽度方向不同位置的吊装。起升卷绕机构实际上是一台电动卷扬机和滑轮组的组合。起重量大于150KN的桥式起重机，一般具有两套起升卷绕机构，既主钩和副钩，主钩的额定载荷较大，但起升速度较慢，副钩的额定载荷小，但起升速度快，用以起吊较轻的物件或作辅助性的工作，以提高工作效率。在桥式起重机的铭牌上对其额定载荷的标注通常将主钩额定载荷标注在前，副钩额定载荷标注在后，中间用“/”隔开，如“1600KN/500KN”。1.5桥式起重机的基本参数起重机械的基本参数是用来说明起重机械的性能和规格的一些数据，也是提供设计计算和选择使用起重机械的主要依据。桥式起重机的基本参数主要有额定载荷、跨度、起升高度、工作速度和工作级别等。桥式起重机的额定载荷一般在505000KN之间，我国生产的标准桥式起重机系列有13种，即50，80，125/30，160/30，200/50，320/80，500/125，800/200，1000/320，1250/320，1600/500，2000/500，2500/500。桥式起重机的跨度指的是其大梁两轨道中心线的距离，它决定了桥式起重机的工作范围。目前我国生产的标准的跨度最小为10.5m，最大为31.5m，每隔3m一个规格，即10.5m，13.5 m，16.5 m，19.5 m，22.5 m，25.5 m，28.5 m，31.5 m。起升高度指的是吊钩上升到极限位置时，吊钩中心线至地面的垂直距离，一般标准桥式起重机的起升高度在1232m之间。桥式起重机的其他有关参数包括如下几项：额定起重量（t）吊钩所能吊起的最大重量。如使用其它辅助取物装置和吊具（如抓斗、电磁铁、夹钳和盛钢桶等）时，这些装置的自重应包括在额定起重量内。当决定起重机的额定起重量时，应符合标准规定的数值。因为起重量的数值对大多数起重机的自重有决定性的作用，因此在确定时应按照生产实际情况考虑，过小不能满足生产要求，过大会造成基建投资的浪费。起升高度（m）吊钩最低位置到吊钩最高位置之间的垂直距离，此参数在标准中没有规定，可根据工作需要来定。跨度（m）和幅度(m)都是表示起重机工作范围的参数。跨度是指桥式类型起重机大车运行轨道之间的距离；幅度是指旋转起重机的旋转中心线到吊钩中心线之间的水平距离。轨距(m)轨距也称轮距，按下列三种情况定义：对于小车，为小车轨道中心线之间的距离；对于铁路起重机，为运行线路两钢轨头部下内侧16mm处的水平距离；对于臂架型起重机，为轨道中心线或起重机行走轮踏面（或履带）中心线之间的距离。基距基距也称轴距，是指沿纵向运动方向的起重机或小车支承中心线之间的距离。基距的测定与支承轮的布置有关。起重力矩起重力矩是幅度与其相对应的起吊物品重力的乘积。起重倾覆力矩起重倾覆力矩，是指起吊物品重力与其至倾覆线距离的乘积。轮压轮压是指一个车轮传递到轨道或地面上的最大垂直载荷。按工况不同，分为工作轮压和非工作轮压。工作速度v(m/min)包括起升、运行、变副和旋转速度，但旋转速度用n(r/min)表示。起升速度起升机构电动机在额定转速下吊钩上升的速度；运行速度运行机构电动机在额定转速下，大车或小车直线运行的速度；变副速度吊钩从最大幅度到最小幅度的平均线速度；旋转速度旋转机构电动机在额定转速下，起重机的转速。生产率Q（t/h）说明起重机装载或吊运物品的工作能力的综合指标。起重机工作级别起重机工作级别是考虑起重量和时间的利用程度以及工作循环次数的工作特性。它是按起重机利用等级（整个设计寿命期内，总的工作循环次数）和载荷状态划分的。或者说，起重机工作级别是表明起重机工作繁重程度的参数，即表明起重机工作在时间方面的繁忙程度和在吊重方面满载程度的参数。自重及外形尺寸这是任何一种机器都应有的技术经济指标，它不仅是说明起重机械性能优劣的数据，而且直接影响基建费用的投资，因此，应十分重视减轻自重和减小外形尺寸。2 吊钩桥式起重机设计任务书2.1设计参数主要参数为：起重量（主起升）：20t，起升高度（主起升）：12m， 起升速度（主起升）：10m/min；起重量（副起升）：5t，起升高度（副起升）：14m， 起升速度（副起升）：20m/min；小车运行速度：45m/min；大车运行速度：75m/min，跨度：22.5m；工作级别：A5。2.2工作条件工作地点为室内，采用交流电。2.3设计原则为保证起重机安全正常工作，起重机本身应具备三个基本条件：1）金属结构和机械零部件应具有足够的强度、刚度和抗弯曲能力；2）整机具备必要的抗倾覆稳定性；3）原动机具备满足作业性能要求的功率，制动装置提供必要的制动转矩。3 小车起升机构和运行机构的计算已知数据：起重量（主起升）：20t，起升高度（主起升）：12m， 起升速度（主起升）：10m/min；起重量（副起升）：5t，起升高度（副起升）：14m， 起升速度（副起升）：20m/min；小车运行速度：45m/min；工作级别：A5；机构接电持续率JC=25%；小车质量估计=8t。3.1起升机构计算3.1.1确定起升结构传动方案，选择滑轮组和吊钩组注：以下计算为主起升计算，为副起升计算。起升机构的计算按照布置紧凑的原则，决定采用双联滑轮组的方案。按Q=20t，查3表3-2-8取滑轮组倍率=4，承载绳分支数Z=2= 8；查2附表9选图号为T1 362.1508吊钩组，得其质量=467kg，两滑轮间距=87mm；按Q=5t，查3表3-2-8取滑轮组倍率=2，承载绳分支数Z=2= 4；查2附表8选图号为G13吊钩组，得其质量=99kg，两滑轮间距=200mm；3.1.2选择钢丝绳若滑轮组采用滚动轴承，当=4，查3表3-2-11得滑轮组效率=0.97，钢丝绳所受最大拉力： = 2637.5 kg = 26.375 kN查3表3-1-2，工作级别A5时，安全系数n=4.5,钢丝绳计算破断拉力： =118.69 kN查2附表1所选瓦林吞型纤维芯钢丝绳619W+FC，钢丝公称抗拉强度1770MPa，光面钢丝，右交互捻，直径d=18mm，钢丝绳最小破断拉力=149.5kN,标记如下： 钢丝绳1：18NAT 619W+FC 1770 ZS 149.5 GB8918-88若滑轮组采用滚动轴承，当=2，查3表3-2-11得滑轮组效率=0.99，钢丝绳所受最大拉力： = 1287.63 kg = 12.876 kN查3表3-1-2，工作级别A5时，安全系数n=4.5,钢丝绳计算破断拉力： =57.942 kN查2附表1所选瓦林吞型纤维芯钢丝绳619W+FC，钢丝公称抗拉强度1570MPa，光面钢丝，右交互捻，直径d=11mm，钢丝绳最小破断拉力=62.69kN,标记如下： 钢丝绳2：11NAT 619W+FC 1570 ZS 62.69 GB8918-883.1.3确定滑轮主要尺寸滑轮的许用最小直径： Dd（e-1）=18（25-1）=432 mm式中:系数e=25由1表2-4查得，由2附表2表选用滑轮直径D=450 mm，取平衡滑轮直径0.6D=0.6450=270 mm，由2附表2选用= 280 mm。滑轮的绳槽部分尺寸由2附表3查得，由2附表4选用钢丝绳直径=18 mm，=450 mm。滑轮的许用最小直径： Dd（e-1）=11（25-1）=264 mm式中:系数e=25由1表2-4查得，由2附表2表选用滑轮直径D=280 mm，取平衡滑轮直径0.6D=0.6280=168 mm，由2附表2选用= 225 mm。滑轮的绳槽部分尺寸由2附表3查得，由2附表4选用钢丝绳直径=11 mm，=280 mm。3.1.4确定卷筒尺寸并验算强度卷筒直径：Dd（e-1）=18（25-1）=432 mm由2附表13选用=500 mm，卷筒绳槽尺寸由3表3-3-3得槽距，=19 mm，槽底半径 =9.5 mm卷筒尺寸： = = 1440 mm取 =1500 mm式中：附加安全系数，取= 2；卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，即=A=87 mm，实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减；卷筒计算直径=D+d=500+16=516 mm卷筒壁厚： =0.02D+（610）=0.02500 +（610）=1620 mm取=18 mm卷筒壁压应力计算： N/m=77.12 MP选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度=195 MPa，许用压应力： = 130 MPa因 ，故抗拉强度是足够的。卷筒拉应力验算：由于卷筒长度L3D，尚应校验由弯曲应力产生的拉应力，卷筒弯矩图示于图：卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时： = 18633937.5 Nmm卷筒断面系数： = 3229526.5 Nmm式中： D 卷筒外径，D=500 mm； D卷筒内径，D= D-2=500-218=464 mm 于是： =5.8 MPa 合成应力： = = 28.94 MPa式中许用拉应力： MPa故 卷筒强度验算通过，故选定卷筒直径=500 mm，长度=1500 mm，卷筒槽形的槽底半径=9.5 mm，槽矩=19 mm，起升高度=12 m，倍率=4，靠近减速器一端的卷筒槽向为右的A型卷筒，标记为： 卷筒A 50015009.519124 右ZB J80 007.2-872卷筒直径：Dd（e-1）=11（25-1）=264 mm由2附表13选用=300 mm，卷筒绳槽尺寸由3表3-3-3得槽距，=13 mm，槽底半径=6 mm卷筒尺寸： = = 1101 mm取 =1500 mm式中：附加安全系数，取= 2；卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，即=A=200 mm，实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减；卷筒计算直径=D+d=300+11=311 mm卷筒壁厚： =0.02D+（610）=0.02300 +（610）=1216 mm取=14 mm卷筒壁压应力计算： N/m=70.75 MP选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度=195 MPa，许用压应力： = 130 MPa因 ，故抗拉强度是足够的。卷筒拉应力验算：由于卷筒长度L3D，尚应校验由弯曲应力产生的拉应力，卷筒弯矩图示于图：卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时： = 8369400 Nmm卷筒断面系数： = 875455.9 Nmm式中： D 卷筒外径，D=300 mm； D卷筒内径，D= D-2=300-214=272 mm 于是： =9.6 MPa 合成应力： = = 30.83 MPa式中许用拉应力： MPa故 卷筒强度验算通过，故选定卷筒直径=300 mm，长度=1500 mm，卷筒槽形的槽底半径=6 mm，槽矩=13 mm，起升高度=14 m，倍率=2，靠近减速器一端的卷筒槽向为右的A型卷筒，标记为： 卷筒A 3001500613142 右ZB J80 007.2-8723.1.5选电动机计算静功率： = = 39.3 kW式中:：机构总效率，一般=0.80.9，取=0.85； 电动机计算功率： =0.839.3=31.445 kW式中系数由1表6-1查得，中级起重机=0.850.95 ， 取=0.8查3附表5-1-35选用电动机YZR225M-6，其（25%）=34kW，=957r/min，=3.3 kgm，电机质量 =398 kg。计算静功率： = = 19.6 kW式中：机构总效率，一般=0.80.9，取=0.85； 电动机计算功率： =0.819.6=15.68 kW式中系数由1表6-1查得，中级起重机=0.850.95 ， 取=0.8查2附表30选用电动机JZR-42-8，其（25%）=16 kW，=715r/min，=1.46kgm，电机质量 =260 kg。3.1.6验算电动机发热条件按照等效功率法，求JC=25%时所需要的等效功率： =0.750.9839.3=28.89 kW 式中：工作级别系数，查1表6-4 ，工作类型为中级时=0.75； 系数，根据机构平均启动时间与平均工作时间的比值（/），由1表6-5，一般起升机构 / =0.10.2，取/=0.2，由1图6-6查=0.98；由以上计算结果， ，故初选电动机能满足发热条件。按照等效功率法，求JC=25%时所需要的等效功率： =0.750.8519.6=12.5 kW 式中：工作级别系数，查1表6-4 ，工作类型为中级时=0.75； 系数，根据机构平均启动时间与平均工作时间的比值（/），由1表6-5，一般起升机构 / =0.10.2，取/=0.1，由1图6-6查=0.85；由以上计算结果， ，故初选电动机能满足发热条件。3.1.7选择标准减速器卷筒转速： = = 24.69 r/min减速器总传动比： = = 38.76查2附表35，选ZQ-650-3CA减速器，当工作类型为中级时，许用功率N=31.5 kW ，=40.17，质量=878 kg。卷筒转速： = = 40.96 r/min减速器总传动比： = = 17.46查2附表35，选ZQ-400-3CA减速器，当工作类型为中级时，许用功率N=10.4 kW ，=20.49，质量=253 kg。3.1.8验算起升速度和实际所需功率实际起升速度： =9.65 m/min 误差： = 100% = = 3.5% = 15% 实际所需等效功率： = 27.88 kW （25%）=34 kW实际起升速度： =17.04 m/min 误差： = 100% = = 13.5% = 15% 实际所需等效功率： = 10.65 kW （25%）=16 kW3.1.9校核减速器输出轴强度由1公式（6-16）得输出轴最大径向力：式中：=226375=52750 N=52.75 kN 卷筒上钢丝绳引起的载荷； =9.81 kN 卷筒及轴自重，参考4附表8； R=89.5 kN ZQ650减速器输出轴端最大容许径向载荷，参考2附得。因此 = （52.75+9.81）=31.28 kN R ，通过。 由1中公式（6-17）得输出轴最大扭矩： =（0.70.8） 式中： =9550=346.4 Nm 电动机轴额定力矩； =3.3 当JC=25%时电动机最大力矩倍数，由2附表28查出； =0.95 减速器传动功率； =60500 Nm减速器输出轴最大容许转矩，由2附表36查出； =0.83.3346.440.170.95=34898 Nm =55000 Nm 由上计算，所选减速器能满足要求。由1公式（6-16）得输出轴最大径向力：Rmax式中：=212876=25752 N=25.52 kN 卷筒上钢丝绳引起的载荷； =3.44 kN 卷筒及轴自重，参考4附表8； R=18.5 kN ZQ650减速器输出轴端最大容许径向载荷，参考2附得。因此 = （25.752+3.44）=14.596 kN R ，通过。 由1中公式（6-17）得输出轴最大扭矩： =（0.70.8） 式中： =9550=218.2 Nm 电动机轴额定力矩； =3.2 当JC=25%时电动机最大力矩倍数，由2附表28查出； =0.95 减速器传动功率； =12900 Nm减速器输出轴最大容许转矩，由2附表36查出； =0.83.2218.220.490.95=10873 Nm =12900 Nm 由上计算，所选减速器能满足要求。3.1.10选择制动器所需静制动力矩： = =48.9 kgm 式中：=1.75 制动安全系数，由1表6-6查取 由2中附表15选用YWZ 315/50，其制动力矩 =360710 Nm ，制动轮直径 =315 mm ，制动器质量=61.4 Kg。所需静制动力矩： = =28.8 kgm 式中：=1.75 制动安全系数，由1表6-6查取 由2中附表15选用YWZ 250/30，其制动力矩 =225360 Nm ，制动轮直径 =250 mm ，制动器质量=43.6 Kg。3.1.11选择联轴器高速轴联轴器计算转矩，由1（6-26）式 =1.51.8346.4=935.28 Nm 式中：=346.4 电动机额定转矩； =1.5 联轴器安全系数； =1.8 刚性动载系数，一般=1.5 2.0；由2附表29查得YZR225M-6电动机轴端为圆锥形d=65mm，=105mm； 由2附34查得ZQ-650减速器的高速轴端为圆锥形d=60mm，=110mm；靠电动机轴端联轴器：由2附表43选用CLZ半联轴器，其图号为s353，最大容许转矩=3150 Nm 值，飞轮转矩=0.403 kg m，质量G=23.2 kg 。 浮动轴的两轴端为圆柱形d=55mm，=85mm； 靠减速器的联轴器 ，由2附表45选用带mm制动轮的联轴器，图号为s198，最大容许转矩=3150 Nm，飞轮转矩=1.8 kgm，质量=37.5 kg ，与制动器YWZ315/50 相适应，将s198联轴器所带mm制动轮，修改为mm应用。高速轴联轴器计算转矩，由1（6-26）式 =1.51.8218.2=589.14 Nm 式中：=218.2 电动机额定转矩； =1.5 联轴器安全系数； =1.8 刚性动载系数，一般=1.5 2.0；由2附表29查得YZR42-8电动机轴端为圆锥形d=65mm，=105mm； 由2附34查得ZQ-400减速器的高速轴端为圆锥形d=40mm，=85mm；靠电动机轴端联轴器：由2附表43选用CLZ半联轴器，其图号为s139，最大容许转矩=3150 Nm 值，飞轮转矩（GD）=0.403 kg m，质量G=23.6 kg 。 浮动轴的两轴端为圆柱形d=45mm，=85mm； 靠减速器的联轴器 ，由2附表45选用带mm制动轮的联轴器，图号为s216，最大容许转矩=1400 Nm，飞轮转矩=1.28 kgm，质量=27.6 kg ，与制动器YWZ250/30 相适应，将s216联轴器所带mm制动轮，修改为mm应用。3.1.12验算起动时间起动时间： 式中： =3.3+0.403+1.8 =5.503 kgm 静阻力矩： = =38.66 Nm 平均起动力矩： =1.5=1.5346.4=519.6 Nm = =0.34 s通常起升机构起升时间为15 s ，此处1 s ，可在电气设计时，增加起动电阻，延长起动时间，故所选电动机合适。起动时间： 式中： =1.46+0.403+1.28 =3.143 kgm 静阻力矩： = =22.76 Nm 平均起动力矩： =1.5=1.5218.2=327.3 Nm = =0.24 s通常起升机构起升时间为15 s ，此处1 s ，可在电气设计时，增加起动电阻，延长起动时间，故所选电动机合适。3.1.13验算制动时间制动时间： = 0.239 s式中： = = = 27.93 Nm 查1表6-7 ，当12 m/min 时，=1.01.25 s ，因为，故合适。制动时间： = 0.167 s式中： = = = 16.45 Nm 查1表6-7 ，当12 m/min 时，=1.52.0 s ，因为，故合适。3.1.14高速浮动轴计算疲劳计算：由5中起升机构疲劳计算基本载荷： =1.06346.4=367.2 Nm式中：动载系数 ，=（1+）=（1+1.12）=1.06 起升载荷动载系数（物品升降或下降制动的动载效应）=1+0.71=1+0.71=1.12由前节已选定轴径d=55 mm，因此扭转应力： =11.03 MPa轴材料用45#钢, =600 MPa =300 MPa ,弯曲：=0.27()=0.27(600+300)=243 MPa扭转: =140 MPa =0.6=0.6300=180 MPa轴受脉动循环的许用扭转应力: = 式中：= 考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数；与零件几何形状有关,对于零件表面有急剧过度和开有键槽及紧密配合区段, =1.52.5；与零件表面加工光洁度有关.，此处取=21.25=2.5 考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，对碳钢及低合金钢=0.2 安全系数 =1.25，由3表1-4-10查得； MPa 故 强度验算： 轴所受最大转矩： =1.12346.4=387.97 MPa最大扭转应力： =11.66 MPa许用扭转应力： =120 MPa式中： 安全系数，=1.5 故通过。浮动轴的构造如图3-3所示，中间轴径d=d+（510）=55+（510）=6065 mm，取d=65 mm疲劳计算：由5中起升机构疲劳计算基本载荷： =1.12173.6=194.4 Nm式中：动载系数 ，=（1+）=（1+1.24）=1.12 起升载荷动载系数（物品升降或下降制动的动载效应）=1+0.71=1+0.71=1.24由前节已选定轴径d=45 mm，因此扭转应力： =10.67 MPa轴材料用45#钢, =600 MPa =300 MPa ,弯曲：=0.27()=0.27(600+300)=243 MPa扭转: =140 MPa =0.6=0.6300=180 MPa轴受脉动循环的许用扭转应力: = 式中：= 考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数；与零件几何形状有关,对于零件表面有急剧过度和开有键槽及紧密配合区段, =1.52.5；与零件表面加工光洁度有关.，此处取=21.25=2.5 考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，对碳钢及低合金钢=0.2 安全系数 =1.25，由3表1-4-10查得； MPa 故 强度验算： 轴所受最大转矩： =1.12218.2=270.57 MPa最大扭转应力： =14.85 MPa许用扭转应力： =120 MPa式中： 安全系数，=1.5 故通过。浮动轴的构造如图3-3所示，中间轴径d=d+（510）=45+（510）=5055 mm，取d=55 mm3.2小车运行机构计算3.2.1确定机构传动方案经比较后，决定采用图3-4所示的传动方案： 3.2.2选择车轮与轨道并验算其强度车轮最大轮压：小车质量估计G=8000Kg，假定轮压均布： P =（Q+ G）=（20000+8000）=7000 Kg=70000 N 车轮最小轮压： P= G=8000=20000 N 初选车轮： 由2附表17可知，当运行速度60 m/min 时，=2.51.6 ，工作级别为中级时，车轮直径D=350 mm ，轨道型号为38 kg/m （P38）的许用轮压为13.4 t7 t 。根据GB4628-84规定，直径系列为D=250、315、400、500、630，故初选直径D=400 mm， 而后校核强度。 强度验算： 按照车轮和轨道为线接触及点接触两种情况验算车轮接触强度，车轮踏面疲劳计算载荷： P=53333 N 车轮材料，取ZG340-640，=640 MPa , =340 MPa 线接触局部挤压强度： P=640026.130.991=62084 N 式中： 许用线接触应力常数（N/mm） ，由3表3-8-6查得=6； 车轮与轨道有效接触强度，对于轨道P38（由2俯表22）=b=26.13 mm； 转速系数，由3表3-8-7中查得，车轮=35.8 r/min 时，=0.99； 工作级别数，由3表3-8-8中查得，当为M5级时=1； P P 故通过。 点接触局部挤压强度： P=0.1320.991=138068 N 式中： 许用点接触应力常数（N/mm） ，由3表3-8-6查得=0.132； 曲率半径 ，车轮与轨道曲率半径中的大值，车轮=200；轨道曲率半径由2附表22查得=300，故取=300； m 由比值（为、中的小值）所确定的系数，=0.67，查3表3-8-9取 m=0.44； P P ，故通过。 根据以上计算结果，选定直径D=400 mm 的单轮缘车轮，标记为 ：车轮 DYL-400 GB4628-843.2.3运行阻力计算摩擦阻力矩： =（Q+ G）（+）由2附表19查得，由D=400 mm 车轮组的轴承型号为7520，轴承内径和外径的平均值=140 mm ，由2表7-1表7-3查得滚动摩擦系数=0.0007，轴承摩擦系数=0.02，附加阻力系数=0.2 ，带入上式得：当满载（Q=Q）时运行阻力矩： =2（20000+8000）（0.0007+） =117.6 kg.m=1176 Nm 运行摩擦阻力： =5880 N 当无载（Q=0）时运行阻力矩： =G（+） =28000（0.0007+） =336 Nm=1680 N3.2.4选电动机电动机静功率： =4.9 kw 式中：= 满载运行时静阻力；=0.9 机构传动效率 ；m=1 驱动电动机台数； 初选电动机功率： =1.154.9=5.635 kw 式中：电动机功率增大系数，由1表7-6查得，=1.15 由2附表30选用电动机JZR-22-6 ，N（25%）=7.5 kw ，=930 r/min， (GD)=0.419 kgm，电机质量 =108 kg。3.2.5验算电动机发热条件按照等效功率法，求JC=25%时所需要的等效功率： K N=0.51.14.9=2.7 kw式中：K工作级别系数，查1表6-4 ，中级K=0.5； 由1表6-5，取/=0.2由1图6-6查=1.1；由以上计算结果， ，故初选电动机能满足发热条件。3.2.6选择减速器车轮转速： =35.83 r/min机构传动比： =22.3查2附表40选ZSC-400-2减速器，当中级工作类型时，许用功率N=2.8 kw（当输入轴转速为1000 r/min） ，=22.4 3.2.7验算运行速度和实际所需功率 实际运行速度： = =44.8 r/min 误差： =100% =0.4% = 15% 实际所需电动机等效功率： =2.688 kw N ，故合适。 3.2.8验算起动时间 起动时间： 式中：=930 r/min ，m=1 驱动电动机台数； =1.5=1.59550=1.59550=115.5 Nm 满载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩： =58.3 Nm空载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩： =16.67 Nm 初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩： =0.65 kg.m 机构总飞轮矩：= 1.15（0.419+0.65）=1.23 kg.m满载起动时间： = 4.75 s无载起动时间： = 1.73 s由1表7-6查得，当=45 m/min=0.75 m/s 时，推荐值为5.5s， ，故所选电动机能满足快速起动要求。3.2.9按起动工况校核减速器功率起动状况减速器传递的功率： = 5.265 kw式中： =+=+ = 5880+ = 6329 N 此值为计算载荷 运行机构中同一级传动减速器的个数， =1。 所用选减速器的=2.8 kw N，如该选大一号，则中心距将由400 增至600 （=23.8 kw,）相差太大，考虑到减速器有一定过载能力(如=6 kw) 故不再变动。3.2.10验算起动不打滑条件因室内使用，故不计风阻和坡度阻力矩，只验算空栽及满载起动时两种工况。在空载起动时，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力： = = 450.3 kg = 4503 N车轮与轨道的粘着力： F= P= 40000.2=800 kg=8000 N故空载起动时不打滑。满载起动时，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力： = = 792.1 kg = 7921 N 车轮与轨道的粘着力： kg=28000 N故满载起动时不可能打滑，因此所选电动机合适。3.2.11选择制动器由1查得，对于小车运行机构制动时间34 s ，取=4s，因此，所需制动转矩： = =358 Nm 由2附表15选用 YWZ250/30，其制动转矩 =225360 Nm，考虑到所取制动时间=4s与起动时间4.57s 很接近，故略去制动不打滑条件验算。3.2.12选择高速轴联轴器及制动轮高速轴联轴器计算转矩，由1（6-26）式： = =1.351.878.6=190.9 Nm 式中： = 9550= = 190.9 Nm 电动机额定转矩； 联轴器的安全系数，运行机构=1.35； 机构刚性动载系数，一般=1.2 2.0 ，取=1.8；由2附表31查得电动机JZR-22-6两端伸出轴各为圆柱形d=40 mm，=110 mm。 由2表37查得ZSC-400减速器高速轴端为圆柱形d=30 mm，=55 mm。故从2 附表41选GICL鼓形齿式联轴器，主动端A型键槽d=40mm，=112 mm ，从动端A型键槽d=30 mm，=82 mm ，标记为：GICL联轴器ZBJ19013-89 ，其公称转矩T=1120 Nm =190 Nm，飞轮转矩（GD）=0.02 kg m，质量=9.7 kg 。 高速轴端制动轮：根据制动器已选定YWZ 250/30，由2附表16选制动轮直径D=250 mm ，圆柱形轴孔d=40mm，=112mm ，标记为：制动轮 250-Y40 JB/ZQ4389-86 ,其飞轮转矩=0.6 kg.m，质量=24.5 kg。 以上联轴器和制动轮飞轮转矩之和： 0.02+0.6=0.62 kg .m 与原估计0.65 kg.m基本相符，故以上计算不需修改。3.2.13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求出： =190.922.40.9=1924.3 Nm由2附表37查得ZSC-400减速器低速轴端为圆柱形d=65mm，=85mm。取浮动轴装联轴器轴径d=60mm，=85mm ，由2附表42选用两个鼓形齿式联轴器，其主动端：Y型轴孔A型键槽，d=65 mm。从动端：Y型轴孔A型键槽，d=60 mm，=85 mm，标记为： 联轴器 ZBJ19014-89由前节选定车轮直径D=400 mm ，由2附表19参考400车轮组，取车轮轴安装联轴器处直径d=80mm，=115mm ，同样选两个鼓形齿式联轴器，其主动轴端：Y型轴孔A型键槽，d=60 mm，=85 mm ，从动端：Y型轴孔A型键槽，d=65 mm，=185 mm，标记为： 联轴器 ZBJ19014-893.2.14验算低速浮动轴强度疲劳验算由5运行机构疲劳计算基本载荷： =1. 878.622.40.9=1426 Nm由前节已选定浮动轴径d=60 mm，因此扭转应力： =33 MPa浮动轴的载荷变化为对称循环（因运行机构正反转转矩值相同），材料仍选用45#钢 ，由起升机构高速浮动轴计算，得=140 MPa，=180 MPa ，许用扭转应力： = 44.8 MPa式中：、与起升机构浮动轴计算相同 通过强度验算 由5运行机构工作最大载荷： =1.61.878.622.40.9=2281.8 MPa式中：考虑弹性振动的力矩增大系数，对突然起动的机构=1.51.7 ，此处=1.6； 刚性动载系数 ，取=1.8。 最大扭转应力： =52.8 MPa许用扭转应力： = 120 MPa 故通过。浮动轴直径：+（510）=60 +（510）=6570 mm，取d=70mm ，参考图如起升机构浮动轴图示4 大车运行机构的计算已知数据：起重量20t；桥架跨度L=22.5m ；大车运行速度=75m/min；工作级别，机构接电持续率JC%=25%；起重量估计总重（包括小车重量）G=274.5；小车自重=80。4.1确定传动机构方案跨度22.5m为中等跨度，为减轻重量，决定采用分别传动的大车运行机构布置方式。4.2选择车轮与轨道，并验算其强度按图4-1所示的重量分布，计算大车车轮的最大轮压和最小轮压。满载时，最大轮压： P=+=+=182.4kN空载时，最大轮压：P=+=+=86.8 kN空载时，最小轮压：P=+=+=50.4 kN车轮踏面疲劳计算载荷：P=138.4 kN车轮材料： 采用ZG340640（调质），=700 ，=380 ，由2附表18选择车轮直径：当运行速度=6090 m/min , =0.729,工作类型为中级时，车轮直径=600 mm,轨道型号为P38（铁路轨道）或QU70（起重机专用轨道）。按车轮与轨道为点接触和线接触两种情况来验算车轮的接触强度：点接触局部挤压强度验算：=0.1810.9891=360238 N =360 kN式中: 许用点接触应力常数(N/mm),由3表3-8-6,取=0.181； R曲率半径，由车轮和轨道两者曲率半径中取大值，由2附表21取QU70轨道的曲率半径R=400mm； 由轨顶和车轮的曲率半径之比（r/R）所规定的系数，由3表3-8-9，查得=0.43； 转速系数，由3表3-8-7，车轮转速=39.8 r/min 时, =0.989； 工作级别系数，由3表3-8-8，当级时，=1； P 故验算通过。线接触局部挤压强度验算： =6.8706000.9891=282458 N =282 kN式中: 许用线接触应力常数(N/mm),由3表3-8-6,取=0.6.8； 车轮与轨道的有效接触长度，P38轨道的=68 mm，而QU70轨道的=70 mm，按后者计算； 车轮直径（mm）； 同前； P 故验算通过。4.3运行阻力计算摩擦总阻力矩：=查2附表19查得=600 mm 车轮的轴承型号为7520，轴承内径和外径的平均值为：=140 mm ；由1表7-17-3查得，滚动摩擦系数=0.0008，轴承摩擦系数=0.02，附加阻力系数=1.5。代入上式得：当满载时的运行阻力矩： =（Q+G）（+） =1.5(20000+274500)(0.0008+0.02) =971.85 Nm运行摩擦阻力： P = =3239.5 N当空载时: =G（+） =1.5274500(0.0008+0.02)= 905.85 NmP = =3019.5 N4.4选择电动机电动机静功率： = =2.13 kw式中: = P满载运行时的静阻力； =2 驱动电动机台数； =0.95 机构传动效率；初选电动机功率:N = =1.32.13 = 2.77 kw式中:电动机功率增大系数,由1表7-6查得, =1.3,由2附表30选用电动机JZR-12-6 ；=3.5 kw；=910 r/min；（）=0.142 kgm；电动机质量 =80 kg。4.5验算电动机发热条件等效功率： =0.751.32.13 = 2.08 kw式中: 工作级别系数,由1表6-4查得,当JC%=25%时, =0.7； 由1表6-5查得，=0.25，查得=1.3；由此可知， ，故初选电动机发热通过。4.6选择减速器车轮转速： = = = 39.8 r/min机构传动比： = =22.86 查2附表35,选用两台ZQ-350-IV-1Z,= 23.34；N=8.3 kw (当输入转速为 1000 r/min 时) 可见 N4.7验算运行速度和实际所需功率实际运行速度： = =75 = 73.46 m/min误差： = = 2.1% 15%实际所需电动机静功率: = = 2.13 = 2.09 kw 由于 ,故所选电动机和减数器均合适。4.8验算起动时间起动时间： 式中： =910 r/min ； = 2（驱动电动机台数）； = 55.1 Nm JC25%时电动机额定扭矩；满载运行时的静阻力矩： = 43.83 Nm空载运行时的静阻力矩： = 40.85 Nm初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩: = 0.468 kgm机构总飞轮矩(高速轴): = 0.142+0.468 =0.61 kgm满载起动时间: = 9.8 s空载起动时间: = 7.36 s 由5知，起动时间在允许范围内（610 s）之内，故合适。4.9起动工况下校核减数器功率起动工况下减数器传递功率： 式中： = = 3844 N 运行机构中同一级传动减数器的个数，=2； 因此， = 2.48 kw所选用减数器的NJC25%=8.3 kw ，所以合适。4.10验算起动不打滑条件由于起重机是在室内使用，故坡度阻力及风阻力均不予考虑。以下按三种工况进行验算：二台电动机空载时同时使用: 式中: = 50400 + 86800 = 137200 N主动轮轮压和； = 137200 N 从动轮轮压和； = 0.2 室内工作的粘者系数； = 1.05 1.2 防止打滑的安全系数； = 5.47 ,故两台电动机空载起动不会打滑。事故状态：当只有一个驱动装置工作，而无载小车位于工作着的驱动装置这一边时，则 式中： = 86800 N 工作的主动轮轮压； N 非主动轮轮压之和； 一台电动机工作时的空载起动时间； = = 41.77 s = 12.2 ，故不打滑。事故状态：当只有一个驱动装置工作，而无载小车原离工作着的驱动装置这一边时，则 =86800 N = 286800 + 50400 = 224000 N s 与第二种工况相同。 = 11.25 s ，故也不会打滑。4.11选择制动器由1取制动时间 = 7 s按空载计算制动力矩，即Q=0代入1的（7-10）式： 式中： = - 17.88 Nm = 549 N 坡度阻力 = = 2013 N = 2 制动器台数，两套驱动装置工作； = 23 Nm现选用两台YWZ 200/23 制动器，查2附表得其额定制动力矩112 Nm ，为避免打滑，使用时需将其制动力矩调至 23 Nm 以下。考虑到所取的制动时间 ，在验算起动不打滑条件时已知时足够安全的，故制动不打滑验算从略。4.12选择联轴器根据机构传动方案，每套机构的高速轴都采用浮动轴： 机构高速轴上的计算扭矩： = 73.41.4 = 102.76 Nm式中: 联轴器的等效力矩； =236.7=73.4 Nm 等效系数,见2表2-6 取=2； = 36.7 Nm 安全系数,对运行旋转机构取1.4,由1第六章二节查；由2附表31查得，电动机JZR-12-6 ，轴端为圆柱形，=35 mm , = 80 mm ；由2附表34查得，减速器 ZQ-350 ，高速轴端为圆锥形，=40 mm ， = 60 mm ，故在靠近电动机端从2附表44中选两个带200制动轮的半齿联轴器 s196 （靠电动机一侧为圆柱形孔，浮动轴端 =40 mm）；=710Nm；=0.36 kgm ,重量 G =15 kg 。在靠近减速器端，由2附表43选用两个半齿联轴器s193 （靠近减速器端为圆锥形，浮动轴端直径=40 mm ）；其=710Nm；=0.107 kgm ,重量 G =8.36 kg 。 高速轴上转动零件的飞轮矩之和为:+=0.36+0.107=0.467 kgm与原估计基本相符,故有关计算不需要重复. 低速轴上的计算扭矩： = 102.7623.340.95 = 2278.5 Nm由2附表34查得 ZQ-350 减速器低速轴端为圆柱形 = 65 mm ， = 105 mm ；由2附表19查得 = 600 mm 的主动车轮的伸出轴为圆柱形 = 85 mm ， = 115 mm 。 故从2附表42中选用4个联轴节： 其中两个为：GICLZ （靠减速器端） 另两个为：GICLZ （靠车轮端）所有的=5000Nm；=0.0149 kgm ,重量 G =36.2 kg （在联轴器型号标记中，分子均为表示浮动轴端直径）。4.13浮动轴低速轴的验算 疲劳强度验算： 等效扭矩： = 1.436.723.340.95 = 1139 Nm式中: 等效系数,见2表2-6 取=1.4；由上节已取浮动轴端直径 = 70 mm ,故其扭转应力为: = 16.6 10 N/m = 16.6 MP由于浮动轴载荷变化为对称循环(因为浮动轴在运行过程中正反转之扭矩相同),所以许用扭转应力为: = = 49.1 MP式中材料用45号钢,取= 600 MP,= 300 MP,所以 = 0.22 = 0.22 600 = 132 MP = 0.6 =0.6 300 =180 MP = 1.6 1.2 = 1.92 考虑零件几何形状,表面状况的应力集中系数,由2第二章第五节,查得 =1.6，=1.2。 安全系数，对运行旋转机构取1.4； ，故疲劳强度验算通过。 静强度验算： 计算静强度扭矩： = 2.5 36.7 23.34 0.95 = 2034 Nm式中 ： 动力系数，查22-5得=2.5 ； 扭转应力： = 29.7 MP 许用扭转应力： = = = 128.6 MP ,故静强度验算通过。4.14浮动轴高速轴的验算 疲劳强度验算： 等效扭矩： = = 1.436.7 = 51.38 Nm式中: 等效系数,见2表2-6 取=1.4；由上节已取浮动轴端直径 = 70 mm ,故其扭转应力为: = 0.75 10 N/m = 0.75 MP由于浮动轴载荷变化为对称循环(因为浮动轴在运行过程中正反转之扭矩相同),所以许用扭转应力为: = = 49.1 MP式中材料用45号钢,取= 600 MP,= 300 MP,所以 = 0.22 = 0.22 600 = 132 MP = 0.6 =0.6 300 =180 MP = 1.6 1.2 = 1.92 考虑零件几何形状,表面状况的应力集中系数,由2第二章第五节,查得 =1.6，=1.2。 安全系数，对运行旋转机构取1.4； ，故疲劳强度验算通过。 静强度验算： 计算静强度扭矩： = 2.5 36.7 = 91.75 Nm式中 ： 动力系数，查22-5得=2.5 ； 扭转应力： = 1.34 MP 许用扭转应力： = = = 128.6 MP ,故静强度验算通过。5 桥架结构的计算参数已知数据：起重量Q=20t；跨度L=22.5m；大车运行速度=75m/min；起重机工作类型为级；大车运行机构采用分别驱动方式；小车轨距=2000 mm ；小车轮距=2400 mm ；起升速度：= 20 m/min 。5.1主要尺寸的确定5.1.1 大车轮距 K=（）L=（）22.5 =2.814.5 m 取K=4.5 m5.1.2 主梁高度 H= = 1.25 m (理论值)5.1.3 端梁高度 H=（0.40.6）H = 0.5 0.75 m取H = 0.75 m5.1.4 桥架端梁梯形高度 C = （ ）L = （ ）22.5 = 2.25 4.5 m 取C = 2.5 m5.1.5主梁腹板高度根据主梁计算高度H= 1.25 m，最后选定腹板高度h=1.23m5.1.6 确定主梁截面尺寸主梁中间截面各构件厚根据2表7-1推荐确定如下： 腹板厚=6 mm ；上下盖板厚=12 mm ；主梁两腹板内壁间距根据下面的关系式来确定：b = = 360 mmb = 450 mm因此取b = 500 mm盖板宽度： B = b +2 + 40 = 500 + 26 + 40 = 552 mm取 B =550 mm主梁的实际高度： H = h + 2 = 1230 + 212 =1254 mm同理，主梁支承截面的腹板高度取h=750 mm，这时支承截面的实际高度H= h+2=774 mm，主梁中间截面和支承截面的尺寸简图示于下图。 为了保证主梁截面中受压构件的局部稳定性，需要设置一些加劲构件主梁端部大加劲板的间距： = 1.23 m ，取 = 1.2 m主梁端部(梯形部分)小加劲板的间距：= 0.6 m主梁中部(矩形部分) 大加劲板的间距：= (1.5 2)= (1.5 2)1.23 = 1.8452.46 m取=2 m主梁中部小加劲板的间距： 若小车钢轨采用P38重轨,由3表3-8-15,其对水平重心轴线的最小抗弯截面模数 =178.9 cm ,则根据连续梁由钢轨的弯曲强度条件求得加劲板间距(此时连续梁的支点即加劲板所在位置,使一个车轮轮压作用在两加劲板间距的中央): = 2.25 m式中:P小车的轮压,取平均值,并设小车自重为 = 80000 N ,P= = 70000 N动力系数,由2图2-2曲线查=1.16；钢轨的许用应力，=170 MP；因此，根据布置方便，取=1 m ；由于腹板的高厚比 =205160 ，所以要设置水平加劲杆，以保证腹板局部稳定性。查2第七章三节采用45455 角钢作水平加劲杆。5.2主梁的计算5.2.1计算载荷确定查2图7-11曲线得半个桥架（不包括端梁）的自重，=94000 N ，则主梁由于桥架自重引起的均布载荷： =41.8 N/cm由于采用分别驱动大车运行机构,主梁所受的全部均布载荷就是桥架自重引起的均布载荷,即 = 41.8 N/cm主梁的总计算均布载荷,即 = 1.141.8 =45.98 N/cm式中： =1.1 冲击载荷，由4表2-6查得； 作用在一根主梁上的小车两个车轮的轮压值根据2表7-4所列数据选用： =73000 N ，=67000 N；考虑动力系数的小车车轮的计算轮压值为： = = 1.3373000 = 97090 N = =1.33 67000 = 89110 N式中: 动力系数,由2图2-2曲线查=1.33；5.2.2主梁垂直最大弯矩由4公式（7-13）计算主梁垂直最大弯矩： 设敞开式司机操纵室的重量=10000 N ，其重心距支点的距离为=280 cm 。将各已知数值代入上式计算可得： +1.110000280 = 124.96 10 Ncm5.2.3 主梁水平最大弯矩 由2公式（7-18），计算主梁水平最大弯矩： 式中： 重力加速度，=9.81 m/s； 大车起动、制动加速度平均值，=610 s ，则 =0.1250.21 m/s ；不计冲击系数和动载系数时主梁垂直最大弯矩，由下式得： = +10000280 = 98.8 10 Ncm因此得主梁水平最大弯矩: =(1.011.69) 10 Ncm取1.6 10 Ncm5.2.4 主梁的强度验算 主梁中间截面的最大弯曲应力根据2公式（7-19）计算： 式中： 主梁中间截面对水平重心轴线的抗弯截面模数，其近似值： =11143.8 cm 主梁中间截面对垂直重心轴线的抗弯截面模数，其近似值： = 4790 cm因此可得： = 115.5 MP由2表2-19查得，Q235钢的许用应力为 =165.4 MP 故 主梁支承截面的最大剪应力根据2公式(7-20)计算: 式中: 主梁支承截面所受的最大剪力,由4公式(7-14)计算: = = 24353.5 N 主梁支承截面对水平重心轴线的惯性矩，其近似值： = = 235102.5 cm 主梁支承截面半面积对水平重心轴线的静矩： = = 3358 cm因此可得： = 29 MP由2表2-24查得钢的许用剪应力为 =95.6 MP 故 由上面的计算可知,强度足够.5.2.5 主梁的垂直刚度验算 主梁在满载小车轮压作用下，在跨中所产生的重大垂直挠度可按照2公式（7-23）进行计算： 式中： =6.99因此可得： = 0.52 cm允许的挠度值由2公式(7-22)得: =3.2 cm (级) 因此 5.2.6 主梁的水平刚度验算 主梁在大车运行机构起、制动惯性载荷作用下，产生的水平最大挠度可按2公式（7-25）计算： 式中：作用在主梁上的集中惯性载荷；=（0.010.02） = （0.010.02）(73000+67000) = 1750 3500 N作用在主梁上的均布惯性载荷；=（0.010.02） =（0.010.02） = 0.52 1.05 N/cm = 131725 cm由此可得， = 0.33 cm水平挠度的许用值： =1.125 cm因此, 由上面计算可知,主梁的垂直和水平刚度均满足要求。5.3端梁的计算5.3.1计算载荷的确定 设两根主梁对端梁的作用力相等，则端梁的最大支反力由2公式（7-31）计算： 式中： 大车轮距，=450 cm； 小车轨距，=200 cm； 传动侧车轮轴线至主梁中心线的距离，取=110 cm；因此可得： =227316.6 N5.3.2端梁垂直最大弯矩 端梁在主梁支反力作用下产生的垂直最大弯矩由2公式（7-27）计算： Ncm式中： 导电侧车轮轴线至主梁中心线的距离，=90 cm ；5.3.3端梁水平最大弯矩 端梁因车轮在侧向载荷作用下而产生的最大水平弯矩由2公式（7-31）计算： 式中： 车轮侧向载荷，由2公式（2-6）计算，； 侧压系数，由2图2-3查得，=0.18； 车轮轮压，即断梁的支反力=。因此， 0.18227316.690=3682529 Ncm端梁因小车在起、制动惯性载荷作用下而产生的最大水平弯矩由2公式（7-32）计算： 式中： 小车惯性载荷，由2公式（7-8）计算： =10429 N因此， = 876036 Ncm比较和两值可知，应取其中较大值进行强度计算。5.3.4端梁截面尺寸的确定根据2表7-2推荐，选定端梁各构件的板厚如下：上盖板 =12 mm中部下盖板 =12 mm头部下盖板 =16 mm腹板 =8 mm按照2查得600车轮组的尺寸，确定端梁盖板宽度和腹板高度时，首先应配合好支承车轮的截面，见下图所示；其次再决定端梁中间截面尺寸。如下图配合的结果，车轮轮缘距上盖板底面 30 mm；车轮两侧面距支承处两下盖板内边为 10mm,因此车轮与端梁不致磨碰。同时腹板中线正好通过车轮轴承箱的中心面。最后，要检查端梁中部下盖板与轨道面的距离。如上图5-3示，此距离为60mm合适。5.3.5端梁的强度验算端梁中间截面对水平重心线的截面摸数： = = 5762 cm端梁中间截面对水平重心线的惯性矩： = 216075 cm端梁中间截面对垂直重心线的截面摸数