32-5t吊钩桥式起重机设计【7张CAD图纸与说明书全套资料】
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7张CAD图纸与说明书全套资料
32
吊钩
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中国矿业大学2010届本科生毕业设计 第 68页 概述1.1起重机械的用途、工作特点及其在经济建设中的地位起重机械是用来对物料进行起重、运输、装卸、或安装等作业的机械设备。它在国民经济各部门都有广泛的应用，起着减轻体力劳动、节省人力、提高劳动生产率和促进生产过程机械化的作用。例如，一个现代化的大型港口，每年的吞吐量有几千万吨乃至上亿吨，被运送的物料品种繁多，有成件物品，也有散装材料或液态材料。为了尽快地完成如此繁重的装卸任务，如不采用成套的起重运输设备，那是不可想象的。码头边上，吊车林立，成了现代化港口的重要特点。因此说，起重机械在现代化的生产过程中决不是可有可无的辅助工具，而是合理组织生产的必不可少的生产设备。起重机械在搬运物料时，经历上料、运送、卸料和回到原处的过程，有时运转，有时停转，所以它是一种间歇动作的机械。一个工作循环时间一般从几分钟到二三十分钟，其间各机构在不同时刻有短暂的停歇时间。这一特点决定了电动机的选择和发热计算方法；由于反复运动和制动，各机构和结构将承受强烈的振动和冲击，载荷是正反向交替作用的，许多重要构件承受不稳定变幅应力的作用，这些都将对构件的强度计算产生较大的影响。起重机属于有危险性作业的设备，它发生事故造成的损失将是巨大的。所以，起重机设计和制造一定要严格按照国家标准和有关规定进行。1.2起重机械的发展简史及发展动向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，为埋葬和纪念死者而修筑石棺和石台，我国古代劳动人民已能开凿和搬运巨石。蒸气机的出现，推动了第一次工业革命，起重机械也因之有了较大发展。1827年，出现了第一台用蒸气机驱动的固定式回转起重机，从此结束了起重机采用人力驱动的历史。在工业发展中，电力驱动的出现是起重机械蓬勃发展的转折点。1880年，出现了第一台电力驱动的载客升降机。1885年，制成了电力驱动的回转起重机，从后制成了电力驱动的桥式起重机和门座起重机等。二次世界大战期间，新产品、新材料、新工艺不断出现。例如：由于自动焊接新技术的出现，箱形结构的桥式起重机越来越受到人们的欢迎；由于计算机技术的推广应用，利用计算机进行辅助设计（CAD）和辅助制造（CAM），使起重机的整机布置更趋优化，基本零部件更加紧凑耐用；由于自控技术和数显技术的广泛普及，使起重机的控制和安全保护装置大为改善，保证了操作的安全性和可靠性。纵观世界各国起重机械发展的现状，对今后的动向，可归纳如下：1、 大型化由于石油、化工、冶炼、造船以及电站等的工程规模越来越大，所以吊车起吊物品的重量也越来越大。2、 重视“三化”，逐步采用国际标准所谓“三化”，是指起重机械的标准化、系列化和通用化。贯彻“三化”可以缩短设计周期，保证产品制造质量，便于管理和提高经济效益。3、 实现产品的机电一体化机械产品需要更新换代。在当今计算机技术、数控技术及数显技术大发展的年代里，更新换代的重要标志是实现产品的机电一体化。在起重机械上应用计算机技术，可以提高作业性能，增加安全性，以至实现无人自动操作。4、 人机工程学的应用起重机械一般应用在沉重和繁忙的、环境比较恶劣的场合。为减少司机的作业强度，保持旺盛的注意力，应根据人机工程学的理论，设计驾驶室，改善振动于噪声的影响，防止废气污染，使其符合健康规范的要求。1.3起重机械的组成和类型1.3.1起重机械的组成起重机由产生运动的机构、承受载荷的金属机构、提供动力和起控制作用的电气设备及各种安全指示装置等四大部分组成。 起重机机构有四类，即：使货物升降的起升机构；作平面运动的运行机构；使起重机旋转的回转机构；改变回转半径的变幅机构。每一机构均由电动机、减速传动系统及执行装置等组成。设计时应尽可能采用标准的零部件加以组合，以利于制造和维修。金属结构则要根据使用要求进行设计制造。电动机和控制设备大多是标准产品，安全指示装置通常从市场购买，特殊的由制造厂设计制造。1.3.2起重机械的类型 根据使用要求，设计任何合适的起重机形式。但从构造特征看，种类繁多的起重设备可归纳为三大类。1、 单动作起重设备这类起重设备是使货物作升降运动的起升机构。常见的下列几种：（1） 千斤顶 一种升降行程很小，举升能力较大的小型起重设备。螺旋千斤顶或齿条千斤顶可用于汽车维修；液压千斤顶可将大型起重机顶起以更换车轮。（2） 滑车（俗称葫芦） 一种用链条或钢丝绳与滑轮构成的省力滑轮组，结构紧凑，质量轻，是一种可携带的起重工具，有手动和电动两种。电动葫芦则是一种电动起升机构，配有运行小车后可在空间布置的工字钢轨上运行，构成单轨架空道，是一种生产流水线上空的自动运货车。电动葫芦亦可作为梁式起重机的起升机构。（3） 绞车 由电动机经减速器、卷筒、驱动钢丝绳滑轮组成的起重设备，用以起吊重物或产生牵引力。在矿山、建筑工地及舰船等处应用。各类起重机的起升机构都是一种绞车。（4） 升降机 一种由绞车拖动吊厢，吊厢沿刚性轨道升降的起重设备。在建筑工地上应用的建筑升降机是一种最典型的形式。在高层建筑物中应用的电梯是供人员上下楼使用的。矿山使用的矿井提升机与电梯类似，但更加大型化。2、 桥式类型起重机依靠起重机运行机构和小车运行机构组合，使起吊的货物作平面运动，再加上置与小车上的起升机构，作业的范围是长方形空间。根据结构形式不同有下列几种：（1） 桥式起重机（2） 门式起重机，包括装卸桥，岸边集装箱起重机等。（3） 缆索起重机3、 回转类型起重机依靠起重机的回转和变幅机构运动的组合，使起吊的货物作水平运动，作业范围是圆柱形空间，由于起重机整体还可以沿一定的轨道运行，所以，这类起重机的作业范围是比较大的，它又可分为如下几种：（1） 塔式起重机（2） 门座起重机（3） 流动起重机（4） 浮式起重机1.4桥式起重机的分类、用途、基本结构、基本参数及工作等级 桥式起重机有通用和专用两类。通用桥式起重机俗称行车，通常装在车间的顶上，用来为车间装卸货物。通用桥式起重机是标准产品，可从市场购买。专用桥式起重机主要为冶金企业各车间服务的，通常要专门设计。桥式起重机由桥架和运行小车组成，桥架由两根主梁和两根端梁构成，在端梁上安装有钢制车轮，使得整个桥架可以沿车间顶上的轨道运行。小车也有车轮，可以沿桥架运行。在小车上还装有起升机构，大中型的桥式起重机设有两个起升机构，大起重量的起升机构用来装卸大件货物，起升速度较低，小起重量的起升机构用来装卸小件货物，起升速度较高。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”。桥式起重机由电缆供电，用电动机分别驱动各机构。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。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”。1.4.4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。1.4.5桥式起重机的工作等级相同起重量的同一种起重机，如果它们使用的频繁程度不同，所起吊货物的质量接近额定起重量的程度不同，那么它们构件的尺寸和电动机的功率就应有较大的差别。为了在设计上给予区分，应将起重机分为不同的使用等级。所以，起重机工作级别是起重机设计的最基本出发点，主要有两个特征决定：起重机使用的忙闲程度（起重机的使用等级）；起重机经常吊运货物的质量接近额定起重量的程度（起重机载荷状态等级）。2 小车起升机构和运行机构的计算已知数据：起重量（主起升）：32t，起升高度（主起升）：16m， 起升速度（主起升）：7.5m/min；起重量（副起升）：5t，起升高度（副起升）：18m， 起升速度（副起升）：20m/min；工作级别：A5；机构接电持续率JC=25%。2.1起升机构计算2.1.1确定起升结构传动方案，选择滑轮组和吊钩组按照布置紧凑的原则，决定采用双联滑轮组的方案。 主、副起升运行机构布置图按Q=32t，查1表4-1取滑轮组倍率=4，承载绳分支数Z=2= 8；查1附表9选图号为T1 362.1509吊钩组，得其质量=847kg，两滑轮间距=102+2165=432mm；按Q=5t，查1表4-1取滑轮组倍率=2，承载绳分支数Z=2= 4；查1附表8选图号为G13吊钩组，得其质量=99kg，两滑轮间距=200mm；2.1.2选择钢丝绳主起升机构中，若滑轮组采用滚动轴承，当=4，查2表2-1得滑轮组效率=0.975，钢丝绳所受最大拉力： = 4211.15 kg = 41.27 kN查2表2-4，工作级别A5时，安全系数n=5.5,钢丝绳计算破断拉力： =226.99 kN查1附表1所选瓦林吞式纤维芯钢丝绳619W+FC，钢丝公称抗拉强度1770MPa，光面钢丝，右交互捻，直径d1=20mm，钢丝绳最小破断拉力=233.6 kN标记如下： 钢丝绳1：20NAT 619W+FC 1770 ZS 233.6 GB8918-88副起升机构中，若滑轮组采用滚动轴承，当=2，查2表2-1得滑轮组效率=0.99，钢丝绳所受最大拉力： = 1287.63 kg = 12.62 kN查2表2-4，工作级别A5时，安全系数n=5.5,钢丝绳计算破断拉力： =69.41 kN查1附表1所选瓦林吞式纤维芯钢丝绳619W+FC，钢丝公称抗拉强度1770MPa，光面钢丝，右交互捻，直径d2=11mm，钢丝绳最小破断拉力=70.68 kN,标记如下： 钢丝绳2：11NAT 619W+FC 1770 ZS 70.68 GB8918-882.1.3确定滑轮主要尺寸主起升滑轮的许用最小直径： D1mind1（e-1）=20（25-1）=480 mm式中:由2表2-4查得轮绳直径比e=25，由1附表9表选用滑轮直径D1=610 mm，由1附表4选用钢丝绳直径=20 mm，滑轮直径=610 mm，滑轮轴直径D=130mm的E型滑轮标记为滑轮E 20610130 ZB J80 006.887；副起升滑轮的许用最小直径： D2mind2（e-1）=11（25-1）=264 mm式中:系数e=25由1表2-4查得，由1附表8表选用滑轮直径D2=400 mm，由1附表4选用钢丝绳直径=11 mm，滑轮直径=400 mm，滑轮轴直径D=45mm的E型滑轮标记为滑轮E 1140045 ZB J80 006.8-872.1.4确定卷筒及卷筒部件尺寸并验算强度1）主起升卷筒尺寸：卷筒直径：Dd1（e-1）=20（18-1）=340 mm其中系数筒绳直径比e=18由4表3-3-2查得，由1附表13选用=630 mm，卷筒绳槽尺寸由4表3-3-3得槽距=22 mm，槽底半径=11 mm卷筒长度： = = 2099.7 mm取 =2100 mm式中：附加安全系数，取= 2；L1无绳槽卷筒端部尺寸，根据结构取10mmL2固定钢绳所需长度，L23t=66mm，根据情况取L2=80mm卷筒不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，即=A1=432 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=630+20=650 mm卷筒壁厚： =0.02D+（610）=0.02630 +（610）=18.622.6 mm取=20 mm卷筒壁压应力计算： N/m=117.24 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： = 34419180 Nmm卷筒断面系数： = 5770793.65 Nmm式中： D 卷筒外径，D=630 mm； D卷筒内径，D= D-2=630-220=590 mm于是： =5.96 MPa 合成应力： = = 41.13 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=630 mm，长度=2100 mm，卷筒槽形的槽底半径=11 mm，槽矩=22 mm，起升高度=16 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 63021001122164 右ZB J80 007.2-872）卷筒心轴计算： 通过做草图得到卷筒心轴的支点位置，并参考有关资料，决定心轴的各段直径，轴的材料用45钢。.支座反力 N24127065823.18=16716.82 N心轴右轮毂支承处最大弯矩: =16716.8214.78=247074.6.疲劳计算： 对于疲劳计算采用等效弯矩，由1表26查得等效系数=1.1，等效弯矩:弯曲应力：心轴的载荷变化为对称循环。由1211，213式知许用弯曲应力：轴材料为45钢，其 式中 n1.6安全系数；（见1表218） K应力集中系数，K； Kx1.4与零件几何形状有关的应力集中系数； Km1.15与零件表面加工光洁度有关的应力集中系数；故 通过.静强度计算：卷筒轴属于起升机构低速轴零件，其动力系数可由125查得，； 许用应力： 通过故卷筒轴的疲劳和静强度计算通过。3）选择轴承由于卷筒心轴上的左轴承的内，外座圈以同样转速转动，故无相对运动，可按照额定静载荷来选择。右轴承的外座圈固定，内座圈与心轴一同旋转，应按照额定动负荷来选择。.左端轴承： 由6（1916）式轴承的额定静负荷 C0式中 C0额定静负荷； P0当量静负荷； n0安全系数，由6表197取n01.04因此选用调心球轴承，型号2318，其额定静载荷C077.2 kN，左轴承的当量静负荷为：式中 fd1.1动负荷系数，由6表196选取， 故安全.右端轴承：令右端轴承也采用2318，其额定动负荷C=142 kN右轴承的径向负荷 轴向负荷 设M5级工作类型的轴承工作时数Lh4000h，查得2318轴承的e0.39，令，故 x=1,y=2.7，当量动负荷：由6（192）式：所以 动负荷 安全4）绳端固定装置计算根据钢绳直径为20mm，卷筒长度计算中采用的附加圈数Z02，绳索与卷筒绳槽间的摩擦系数f0.15。则在绳端固定处的作用力：压板螺栓所受之拉力： 式中 压板与钢绳的换算摩擦系数螺柱由拉力和弯矩作用的合成应力： 式中 Z2（螺柱数） d122mm（螺纹内径） （弯矩） 螺柱材料为Q235，屈服极限240MPa，则许用拉伸应力为：（取安全系数n1.6）因为 ，故通过1）副起升卷筒尺寸：卷筒直径：Dd（e-1）=11（18-1）=187 mm由1附表13选用=300 mm，卷筒绳槽尺寸由4表3-3-3得 槽距=13 mm，槽底半径=6 mm卷筒长度： = = 1370 mm取 =1500 mm式中：附加安全系数，取= 2；L1无绳槽卷筒端部尺寸，根据结构取30mmL2固定钢绳所需长度，L23t=39mm，根据情况取L2=50mm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=69.34 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： = 8203000 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： =9.37 MPa 合成应力： = = 30.17 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=18 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 3001500613182 右ZB J80 007.2-872）卷筒心轴计算： 通过做草图得到卷筒心轴的支点位置，并参考有关资料，决定心轴的各段直径，轴的材料用45钢。.支座反力 N21262016186=9054 N心轴右轮毂支承处最大弯矩: =905414.78=133818.12.疲劳计算： 对于疲劳计算采用等效弯矩，由1表26查得等效系数=1.1，等效弯矩:弯曲应力：心轴的载荷变化为对称循环。由1211，213式知许用弯曲应力：轴材料为45钢，其 式中 n1.6安全系数；（见1表218） K应力集中系数，K； Kx1.4与零件几何形状有关的应力集中系数； Km1.15与零件表面加工光洁度有关的应力集中系数；故 通过.静强度计算：卷筒轴属于起升机构低速轴零件，其动力系数可由125查得，； 许用应力： 通过故卷筒轴的疲劳和静强度计算通过。3）选择轴承由于卷筒心轴上的左轴承的内，外座圈以同样转速转动，故无相对运动，可按照额定静载荷来选择。右轴承的外座圈固定，内座圈与心轴一同旋转，应按照额定动负荷来选择。.左端轴承： 由6（1916）式轴承的额定静负荷 C0式中 C0额定静负荷； P0当量静负荷； n0安全系数，由6表197取n01.04因此选用调心球轴承，型号2314，其额定静载荷C037.5 kN，左轴承的当量静负荷为：式中 fd1.1动负荷系数，由6表196选取， 故安全.右端轴承：令右端轴承也采用2314，其额定动负荷C=110 kN右轴承的径向负荷 轴向负荷 设M5级工作类型的轴承工作时数Lh4000h，查得2314轴承的e0.38，令，故 x=1,y=2.7，当量动负荷：由6（192）式：所以 动负荷 安全4）绳端固定装置计算根据钢绳直径为11mm，卷筒长度计算中采用的附加圈数Z02，绳索与卷筒绳槽间的摩擦系数f0.15。则在绳端固定处的作用力：压板螺栓所受之拉力： 式中 压板与钢绳的换算摩擦系数螺柱由拉力和弯矩作用的合成应力： 式中 Z2（螺柱数） d116mm（螺纹内径） （弯矩） 螺柱材料为Q235，屈服极限240MPa，则许用拉伸应力为：（取安全系数n1.6）因为 ，故通过2.1.5选电动机主起升电动机静功率： = = 47.3 kW式中:：机构总效率，一般=0.80.9，取 =0.85； 电动机计算功率： =0.847.3=37.84 kW式中系数由2表6-1查得，对于M1M6级机构，=0.750.85 ， 故取=0.8查1附表28选用电动机YZR280M，其额定功率（25%）=52kw，额定转速=727r/min，飞轮矩=11.2 kgm，质量=848kg副起升电动机静功率： = = 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2表6-1查得，对于M1M6级机构，=0.750.85 ， 故取=0.8查1附表28选用电动机YZR225M，其额定功率（25%）=21kw，额定转速=718r/min，飞轮矩=3.2 kgm，质量=390kg 2.1.6验算电动机发热条件主起升机构中，按照等效功率法，求JC=25%时所需要的等效功率： =0.750.8747.3=30.86 kW 式中：工作级别系数，查2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2表6-5，一般起升机构 / =0.10.2，取/=0.1，由2图6-6查=0.87；由以上计算结果， ，故初选电动机能满足发热条件。副起升机构中，按照等效功率法，求JC=25%时所需要的等效功率： =0.750.8719.6=12.79 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2表6-5，一般起升机构 / =0.10.2，取/=0.1，由2图6-6查=0.87；由以上计算结果， ，故初选电动机能满足发热条件。2.1.7选择标准减速器主起升卷筒转速： = = 14.7 r/min减速器总传动比： = = 49.46查1附表35，选ZQ-850-3CA减速器，当工作类型为中级时，许用功率N=57 kW ，=48.57副起升卷筒转速： = 40.96 r/min减速器总传动比： = = 17.53查1附表35，选ZQ-500-3CA减速器，当工作类型为中级时，许用功率N=27.0 kW ，=15.752.1.8验算起升速度和实际所需功率主起升实际起升速度： =7.64 m/min 误差： = 100% = = 1.87% = 15% 实际所需等效功率： = 31.44 kW （25%）=52 kW副起升实际起升速度： =22.26 m/min 误差： = 100% = = 11.3% = 15% 实际所需等效功率： = 14.24 kW （25%）=21 kW2.1.9校核减速器输出轴强度主起升机构中，由2公式（6-16）得输出轴最大径向力：式中：=241270=82540 N=82.54 kN 卷筒上钢丝绳引起的载荷； =13.5 kN 卷筒及轴自重，参考1附表14； R=137009.8=134.26 kN ZQ-850-3CA减速器输出轴端最大容许径向载荷，参考1附表36可得；因此 = （82.54+13.5）=48.02 kN R ，故通过。 由2中公式（6-17）得输出轴最大扭矩： =（0.70.8） 式中： =9550=683.1 Nm 电动机轴额定力矩； =2.85 当JC=25%时电动机最大力矩倍数，由1附表28查出； =0.95 减速器传动功率； =121800 Nm减速器输出轴最大容许转矩，由1附表36查出； =0.82.85683.148.570.95=71863.9 Nm =121800 Nm 由上计算，所选减速器能满足要求。副起升机构中，由2公式（6-16）得输出轴最大径向力：式中：=212620=25240 N=25.24 kN 卷筒上钢丝绳引起的载荷； =3.37 kN 卷筒及轴自重，参考1附表14； R=15509.8 = 15.19 kN ZQ-500-3CA减速器输出轴端最大容许径向载荷，参考1附表36可得。因此 = （25.24+3.37）=14.3 kN R ，通过。 由2中公式（6-17）得输出轴最大扭矩： =（0.70.8） 式中： =9550=279.32 Nm 电动机轴额定力矩； =2.96 当JC=25%时电动机最大力矩倍数，由1附表28查出； =0.95 减速器传动功率； =23500 Nm减速器输出轴最大容许转矩，由1附表36查出； =0.82.96279.3215.750.95=10873 Nm =23500 Nm 由上计算，所选减速器能满足要求。2.1.10选择制动器主起升制动器所需静制动力矩： = =81.73 kgm =801 Nm 式中：=1.75制动安全系数，由2表6-6查取 由5中表5-4-28选用TJ2A-200，其制动力矩 =1600 Nm ，制动轮直径 =200 mm ；副起升制动器所需静制动力矩： = =37.44 kgm =366.91 Nm 式中：=1.75制动安全系数，由2表6-6查取 由5中表5-4-28选用TJ2A-200/100，其制动力矩 =400 Nm ，制动轮直径=200 mm ;2.1.11选择联轴器主起升高速轴联轴器计算转矩，由2（6-26）式 =1.51.8683.08=1844.32 Nm 式中：=683.08 电动机额定转矩 =9550p/n=955052/727=683.08 Nm =1.5 联轴器安全系数； =1.8 刚性动载系数，一般=1.5 2.0；由1附表29查得YZR280M电动机轴端为圆柱形，d=85mm，=170mm； 由1附34查得ZQ-850-3CA减速器的高速轴端为圆锥形主动轴端， d=90mm，=135mm；靠近电动机轴端联轴器：由5表5-2-9选用GCLZ6型齿式联轴器，最大容许转矩=5000 Nm，质量G=31.2 kg ;浮动轴的靠近电动机的轴端为圆柱形d=90mm，=130mm； 靠近减速器高速轴的联轴器 ，由1附表46选用带mm制动轮的NGCLZ6型鼓形齿式联轴器，最大容许转矩=4500 Nm，质量=53.2 kg ；浮动轴的靠近减速器的轴端为圆柱形d=90mm，=130mm；根据实际机构布置情况及作图可得浮动轴结构尺寸如下：副起升高速轴联轴器计算转矩，由2（6-26）式 =1.51.8279.32=754.16 Nm =279.32 电动机额定转矩 =9550p/n=955021/718=279.32 Nm =1.5 联轴器安全系数； =1.8 刚性动载系数，一般=1.5 2.0；由1附表29查得YZR225M电动机轴端为圆柱形d=65mm，=140mm； 由1附34查得ZQ-500-3CA减速器的高速轴端为圆锥形d=50mm，=85mm；靠近电动机轴端联轴器：由5表5-2-9选用GCLZ5齿式联轴器，最大容许转矩=3150 Nm，质量G=19.6 kg ； 浮动轴的靠近电动机的轴端为圆柱形d=65mm，=105mm； 靠近减速器高速轴的联轴器，由1附表46选用带mm制动轮的NGCLZ4型鼓形齿式联轴器，最大容许转矩=1400 Nm，质量=26.8 kg ；浮动轴的靠近减速器的轴端为圆柱形d=65mm，=105mm；2.1.12验算起动时间主起升起动时间： 式中： =11.2+20 =31.2 kgm 静阻力矩： = =64.64 Nm 平均起动力矩： =1.5=1.5683.1=1024.65 Nm = =0.98 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。副起升起动时间： 式中： =3.2+6 =9.2 kgm 静阻力矩： = =29.6 Nm 平均起动力矩： =1.5=1.5279.32=418.98 Nm = =0.77 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。2.1.13验算制动时间主起升制动时间： = 0.56 s式中： = = = 46.7 Nm 查2表6-7 ，当12 m/min 时，=1.01.25 s ，因为，故合适。副起升制动时间： = 0.72 s式中： = = = 21.4 Nm 查2表6-7 ，当12 m/min 时，=1.52.0 s ，因为，故合适。2.1.14高速浮动轴计算主起升高速浮动轴疲劳计算：由3中起升机构疲劳计算基本载荷： =1.045683.1=713.84 Nm式中：动载系数 ，=（1+）=（1+1.09）=1.045 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=1.09由前节已选定轴径d=90 mm，因此扭转应力： =4.99 MPa轴材料用45号钢, =600 MPa =300 MPa ,弯曲应力：=0.27()=0.27(600+300)=243 MPa扭转应力: =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，此处取=2与零件表面加工光洁度有关.，此处取=1.25 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 取安全系数 =1.25 MPa 故 强度验算： 轴所受最大转矩： =1.09683.1=744.58 MPa最大扭转应力： =5.2 MPa许用扭转应力： =120 MPa式中： 安全系数，=1.5 故通过。副起升高速浮动轴疲劳计算：由3中起升机构疲劳计算基本载荷： =1.13279.32=315.63Nm式中：动载系数 ，=（1+）=（1+1.26）=1.13 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=1.26由前节已选定轴径d=65 mm，因此扭转应力： =5.86 MPa轴材料用45#钢, =600 MPa =300 MPa ,弯曲应力：=0.27()=0.27(600+300)=243 MPa扭转应力: =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，此处取=2与零件表面加工光洁度有关.，此处取=1.25 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： =1.26279.32=351.94 MPa最大扭转应力： =6.53 MPa许用扭转应力： =120 MPa式中： 安全系数，=1.5 故通过。2.2小车运行机构计算2.2.1确定机构传动方案经比较后，决定采用下图所示的传动方案： 2.2.2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G1=11t，假定轮压均布： P =（Q+ G1）=（32000+11000）=10750 Kg=105350 N 车轮最小轮压： P=G1 =11000=2750Kg=26950 N 初选车轮： 由1附表17可知，当运行速度60 m/min 时，载荷率=2.91.6 ，工作级别为中级时，选轨道类型为铁路轨道38 kg/m（P38），许用轮压为13.4 t ，车轮直径为=400mm 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=79216.67 N 车轮材料，取ZG340-640，=640 MPa , =340 MPa 线接触局部挤压强度： P=6.040043.90.991.00=104306.4 N 式中： 许用线接触应力常数（N/mm） ，由4表3-8-6查得=6.0； 车轮与轨道有效接触长度，对于轨道P24由1附表22查得=b=43.9 mm； 转速系数，由4表3-8-7中查得，车轮=33.44 r/min 时，=0.99； 工作级别数，由4表3-8-8中查得，当为M5级时=1.00； P P ，故通过。 点接触局部挤压强度： P=0.1320.991.00=138068.18 N 式中： 许用点接触应力常数（N/mm） ，由4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1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4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=400mm 的双轮缘车轮，标记为 ：车轮 SYL-400120 GB4628-842.2.3运行阻力计算摩擦阻力矩： =（Q+ G）（+）由1附表19查得，由D=400 mm 车轮组的轴承型号为23120C/W33，轴承内径和外径的平均值=132.5 mm ，由2表7-1表7-3查得滚动摩擦系数=0.0005，轴承摩擦系数=0.02，附加阻力系数=2.0 ，带入上式得：当满载（Q=Q）时运行阻力矩： =2.0（32000+11000）（0.0005+） =163.4 kgm=1601.32 Nm 运行摩擦阻力： =8006.6 N 当无载（Q=0）时运行阻力矩： =G（+） =2.011000（0.0005+） =41.8 kgm = 409.64 Nm=2048.2 N2.2.4选电动机电动机静功率： =6.23 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： =1.156.23=7.16 kw 式中：电动机功率增大系数，由2表7-6查得，=1.15 由1附表28选用电动机YZR160L ，N（25%）=7.5 kw ，=712 r/min， (GD)=0.78 kgm，电机质量 =172 kg2.2.5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： KNj = 0.750.876.23=4.07 kw式中：K工作级别系数，查2表6-4 ，中级K=0.75；由2表6-5，取/=0.1由2图6-6查=0.87；由以上计算结果， ，故初选电动机能满足发热条件。2.2.6选择减速器车轮转速： =33.44 r/min机构传动比： =21.29查2附表40选ZSC-600-减速器，当中级工作类型时，许用功率N=17.9 kw（当输入轴转速为750 r/min） ，= 21.15 2.2.7验算运行速度和实际所需功率 实际运行速度： = =42.28 r/min 误差： = =0.67% = 15% 实际所需电动机等效功率： =4.1 kw Ne ，故合适。 2.2.8验算起动时间 起动时间： 式中：=712 r/min ，m=1 驱动电动机台数； =1.5=1.59550=1.59550=150.9 Nm 满载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩： =84.1 Nm空载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩： =21.52 Nm 初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩： =1.2 kg.m 机构总飞轮矩：= 1.15（0.78+1.2）=2.28 kg.m满载起动时间： = 5.4 s无载起动时间： = 0.96 s由2表7-6查得，当=42 m/min 时，推荐值为5.5s， ，故所选电动机能满足快速起动要求。2.2.9按起动工况校核减速器功率起动状况下减速器传递的功率： = 6.72 kw式中： =+=+ =8006.6+ =8579.17 N 为计算载荷 运行机构中同一级传动减速器的个数， =1 因为N=17.9 kw，故合格。2.2.10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，只验算空载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： = = 826.67 kg = 8101.37 N车轮与轨道的粘着力： F= P= 55000.2=1100 kg=10780 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： = = 626.52 kg = 6139.9 N 车轮与轨道的粘着力： kg=42140 N故满载起动时不可能打滑，因此所选电动机合适。2.2.11选择制动器由2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： = =71.79 Nm 由5中表5-4-28选用TJ2A-200/100，其制动力矩 =400 Nm ，制动轮直径=200 mm ;2.2.12选择高速轴联轴器及制动轮高速轴联轴器计算转矩，由2（6-26）式： = =1.351.8100.6=244.46 Nm 式中： = 9550= = 100.6 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1附表29查得电动机YZR160L两端伸出轴各为圆柱形d=48 mm，=110 mm由1表37查得ZSC-600- 减速器高速轴端为圆柱形d=35 mm，=55 mm。故从5 表5-2-9选GCL3型鼓形齿式联轴器，其公称转矩T=1120 Nm高速轴端制动轮：根据制动器已选定TJ2A-200/100，故选制动轮直径D=200 mm 2.2.13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： =244.4621.150.9=2326.65 Nm由1附表37查得ZSC-600减速器低速轴端为圆柱形d=80mm，=115mm，取靠近减速器的浮动轴轴径d=80mm，=85mm ，由5表5-2-9选用两个GCLZ6型鼓形齿式联轴器 由前节选定车轮直径D=400 mm ，由1附表19参考400车轮组，取车轮轴安装联轴器处直径d=80mm，=84mm ，同样取靠近车轮的浮动轴轴径d=80mm，=85mm ，选两个GCLZ6型鼓形齿式联轴器 2.2.14验算低速浮动轴强度疲劳验算由3运行机构疲劳计算基本载荷： = =1. 8100.621.150.9=1723.43 Nm由前节已选定浮动轴径d=80 mm，因此扭转应力： =17.15 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 故通过强度验算 由3运行机构工作最大载荷： =1.61.8100.621.150.9=2757.49 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： =27.44 MPa许用扭转应力： = 120 MPa 故通过低速浮动轴参考图如下：3 大车运行机构的计算已知数据：起重量5/32t；桥架跨度L=22.5m ；大车运行速度=74m/min；工作级别，机构接电持续率JC%=25%；起重机估计总重（包括小车重量）G=40 t ；小车重量估计=11 t 。3.1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。3.2选择车轮与轨道，并验算其强度按下图所示的重量分布，计算大车车轮的最大轮压和最小轮压。满载时，最大轮压： P=+=+=27.8 t = 272.44 kN空载时，最小轮压：P=+=+=7.5 t = 73.5 kN车轮踏面疲劳计算载荷：P=206.13 kN车轮材料： 采用ZG340640（调质），=700 ，=380 ，由1附表18选择车轮直径：当运行速度=6090 m/min , =0.8 ,工作类型为中级时，车轮直径=700 mm,轨道型号为QU70（起重机专用轨道），允许最大轮压为29.4t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：=0.1810.991=447975 N =447.975 kN式中: 许用点接触应力常数(N/mm),由4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1附表21查得QU70轨道的曲率半径为400mm，车轮半径为=350mm，所以取曲率半径R=400； 由车轮和轨道两者曲率半径中的最小值与曲率半径R之比所规定的系数，即=0.875，由4表3-8-9，查得=0.4； 转速系数，由4表3-8-7，车轮转速=33.67 r/min 时, =0.99； 工作级别系数，由4表3-8-8，当级时，=1.00； P 故验算通过。线接触局部挤压强度验算： =6.8700700.991=329868 N =329.868 kN式中: 许用线接触应力常数(N/mm),由3表3-8-6,取=6.8； 车轮与轨道的有效接触长度，QU70轨道的=70 mm； 车轮直径（mm）； 同前； P 故验算通过。3.3运行阻力计算摩擦总阻力矩：=查1附表19查得=700 mm 车轮的轴承型号为32224，轴承内径和外径的平均值为：d=167.5 mm ；由2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(32000+40000)(0.0008+0.02) =267.3 kgm = 2619.54 Nm运行摩擦阻力： P = =7484.4 N当空载时: =G（+） =1.540000(0.0008+0.02)= 148.5 kgm = 1455.3 NmP = =4158 N3.4选择电动机电动机静功率： = =4.86 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 = =1.34.86 = 6.32 kw式中:电动机功率增大系数,由2表7-6查得, =1.3,由1附表28选用电动机YZR160L ；(25%)=7.5 kw；=712 r/min；（）=0.78 kgm；电动机质量 =172 kg3.5验算电动机发热条件等效功率： =0.751.34.86 = 4.74 kw式中: 工作级别系数,由2表6-4查得,当JC%=25%时, =0.75； 取=0.25，由2表6-5查得，查得=1.3；由此可知， ，故初选电动机发热通过。3.6选择减速器车轮转速： = = = 33.67 r/min机构传动比： = =21.15 查1附表35，选用两台ZQ-350-1，= 20.49；N=7.1 kw (当输入转速为 750 r/min 时) 可见 N3.7验算运行速度和实际所需功率实际运行速度： = =74 = 76.38 m/min误差： = = 3.2% 15%实际所需电动机静功率: = = 4.86 = 5.02 kw 由于 =7.5 kw ,故所选电动机和减数器均合适。3.8验算起动时间起动时间： 式中： =712 r/min ； = 2（驱动电动机台数）； = 150.9 Nm满载运行时的静阻力矩： =134.57 Nm空载运行时的静阻力矩： =74.76 Nm初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩: = 1.2 kgm机构总飞轮矩(高速轴): =0.78+1.2 =1.98 kgm满载起动时间: =10.4 s空载起动时间: = 4.4 s 由5知，起动时间在允许范围内（611 s）之内，故合适。3.9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： = = 8383.7 N 运行机构中同一级传动减数器的个数，=2； 因此， = 5.6 kw所选用减数器的NJC25%=7.1 kw ，所以合适。3.10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: = 73500 + 124460 = 197960 N主动轮轮压和；其中，+12.7t = 124460kN = 197960 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； = 3.29 ,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： = 124460 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； = = 24.38 s = 10.5 ，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 =73500 N = 2124460 + 73500 =322420 N s 与第二种工况相同。 = 6.5 s ，故也不会打滑。3.11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2的（7-10）式： 式中： = - 32.92 Nm = 800 N 坡度阻力 = = 2828.57 N = 2 制动器台数，两套驱动装置工作； = 74.7 Nm由5中表5-4-28选用TJ2A-200/100，其制动力矩 =400 Nm ，制动轮直径 =200 mm。3.12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： = 201.21.4 = 281.68 Nm式中: 联轴器的等效力矩； =2100.6=201.2 Nm 等效系数,见1表2-6 取=2； = 100.6 Nm 安全系数,对运行机构取1.4；由1附表29查得，电动机YZR160L 的轴端为圆柱形，=48 mm , = 110 mm ；由1附表34查得，减速器 ZQ-350 ，高速轴端为圆锥形，=40 mm ， = 60 mm ; 靠近电动机端从5表5-2-9中选带200mm制动轮的GCLZ5型鼓形齿式联轴器, =3150 Nm ；=0.173 kgm ,重量 G =19.6 kg 。靠近电动机的浮动轴的轴端直径为70mm , 长度为107mm ;在靠近减速器端，由1附表46选用NGCLZ5型鼓形齿式联轴器, 其=2800 Nm；=0.627 kgm ,质量 m =33 kg 。 靠近减速器的浮动轴的轴端直径为70 , 长度为107mm ; 低速轴上的计算扭矩： = 281.6820.490.95 = 5483.04 Nm由1附表34查得 ZQ-350 减速器低速轴端为圆柱形 = 65 mm ， = 105 mm ；由1附表19查得= 700 mm 的主动车轮的伸出轴为圆柱形 = 90 mm ， = 125 mm 。 故从5表5-2-9中选用GCLZ6型鼓形齿式联轴器 , =5000Nm ；=0.337 kgm , 重量 G =31.2 kg 3.13浮动轴高速轴的验算 疲劳强度验算： 等效扭矩： = = 1.4100.6 = 140.84 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: = 2.0910 N/m = 2.09 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： = 2.5100.6 = 251.5 Nm式中 ： 动力系数，查22-5得=2.5 ； 扭转应力： = 3.74 MP 许用扭转应力： = = = 128.6 MP ,故静强度验算通过。4 桥架结构的计算参数已知数据：起重量Q=5/32t；跨度L=22.5m；大车运行速度=74m/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=2800 mm ；小车轮距=2857 mm ；起升速度：= 20 m/min 。4.1主要尺寸的确定4.1.1大车轮距 K=（）L=（）22.5 =2.814.5 m 根据实际情况，取K=4.7 m4.1.2 主梁高度 H= = 1.25 m (理论值)4.1.3 端梁高度 H=（0.40.6）H = 0.5 0.75 m取H = 0.62 m4.1.4 桥架端梁梯形高度 C = （ ）L = （ ）22.5 = 2.25 4.5 m 取C = 4 m4.1.5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=1.23m4.1.6 确定主梁截面尺寸主梁中间截面各构件厚根据1表7-1推荐确定如下： 腹板厚=6 mm ；上下盖板厚=14 mm ；主梁两腹板内壁间距根据下面的关系式来确定：b = = 417 mm且b = 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 + 214 =1258 mm同理，主梁支承截面的腹板高度取h=620 mm，这时支承截面的实际高度H= h+2=648 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轨道，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)： = 1.51 m式中:P小车的轮压,取平均值,并设小车自重为 = 11 t ,P= = 105350 N动载荷系数,由1图2-2曲线查=1.15；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，采用45455 角钢作水平加劲杆。4.2主梁的计算4.2.1计算载荷确定查1图7-11曲线得半个桥架（不包括端梁）的自重，=115000 N ，则主梁由于桥架自重引起的均布载荷： =51.1 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 = 51.1 N/cm主梁的总计算均布载荷,即 = 1.151.1 =56.21 N/cm式中： =1.1 冲击载荷，由1表2-5查得； 作用在一根主梁上的小车两个车轮的轮压值根据1表7-4所列数据选用： =110000 N ，=107000 N；考虑动力系数的小车车轮的计算轮压值为： = = 1.5110000 = 165000 N = =1.5 107000 = 160500 N式中: 动力系数,由1图2-2曲线查=1.5；4.2.2主梁垂直最大弯矩由1公式（7-13）计算主梁垂直最大弯矩： 设封闭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 =197.9610 Ncm4.2.3 主梁水平最大弯矩 由1公式（7-18），计算主梁水平最大弯矩： 式中： 重力加速度，=9.8 m/s； 大车起动、制动加速度平均值，=610 s ，则 =0.120.21 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 = 138.1610 Ncm因此得主梁水平最大弯矩: =(1.352.37) 10 Ncm取2 10 Ncm4.2.4 主梁的强度验算 主梁中间截面的最大弯曲应力根据1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： =12496.8 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： = 4460 cm因此可得： = 162.89 MP由1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1公式(7-20)计算: 式中: 主梁支承截面所受的最大剪力,由1公式(7-14)计算: = = 395587.42 N 主梁支承截面对水平重心轴线的惯性矩，其近似值： = = 157489.92 cm 主梁支承截面半面积对水平重心轴线的静矩： = = 2662.6 cm因此可得： = 55.7 MP由1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.4.2.5 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1公式（7-23）进行计算： 式中： =7.86因此可得： = 1.73 cm允许的挠度值由1公式(7-22)得: =3.2 cm (级) 因此 4.2.6 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1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）(110000+107000) = 2676.33 5352.67 N作用在主梁上的均布惯性载荷；=（0.010.02） =（0.010.02） = 0.63 1.26 N/cm = 122650 cm由此可得， = 0.3 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。4.3端梁的计算4.3.1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1公式（7-31）计算： 式中： 大车轮距，=470 cm； 小车轨距，=285.7 cm； 传动侧车轮轴线至主梁中心线的距离，取=110 cm；因此可得： =425635.2 N4.3.2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1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 ；4.3.3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1公式（7-31）计算： 式中： 车轮侧向载荷，由1公式（2-6）计算，； 侧压系数，由1图2-3查得，=0.18； 车轮轮压，即断梁的支反力=。因此， 0.18425635.290=6895290.24 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1公式（7-32）计算： 式中： 小车惯性载荷，由1公式（7-8）计算： =23571.43 N因此， = 2282567 Ncm比较和两值可知，应取其中较大值进行强度计算。4.3.4端梁截面尺寸的确定根据1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1查得700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；其次再决定端梁中间截面尺寸。如下，车轮轮缘距上盖板底面 41.6 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。最后，要检查端梁中部下盖板与轨道面的距离，作图可知距离为123mm合适。端梁作图如下：4.3.5端梁的强度验算端梁中间截面对水平重心线的截面摸数： = = 4880.82 cm端梁中间截面对水平重心线的惯性矩： =151305.42 cm端梁中间截面对垂直重心线的截面摸数： = = 3484 cm端梁中间截面对水平重心线的半面积矩： = = 2716.83 cm端梁中间截面的最大弯曲应力由1公式（7-34）计算得： = 98.26 MP端梁中间截面的剪应力： = 44.4 MP端梁支承面对水平重心线的惯性矩、截面摸数及面积矩的计算如下： 首先求水平重心线的位置： 水平重心线距上盖板中线的距离： = 7.97 cm 水平重心线距腹板中心线的距离: =- 1.78 cm 水平重心线距下盖板中线的距离： = 11.73 cm 端梁支承截面对水平重心线的惯性矩: = 9733.15 cm 端梁支承截面对水平重心线的最小截面模数: = 776.8 cm端梁支承截面对水平重心线下半部半面积矩： = 474 cm 端梁支承截面附近的弯矩： Ncm式中即为轴承座中心线到角型轴承箱底部的尺寸。 端梁支承截面的弯曲应力由1公式（7-36）计算： = 98.63 MP 端梁支承截面的剪应力由1公式(7-37)计算: = 69.3 MP 端梁材料的许用应力: = 132.3140.6 MP = 76.581.3 MP强度验算结果,所有计算应力均小于材料的许用应力,故端梁的强度满足要求。4.4主要焊缝的计算4.4.1端梁端部上翼缘焊缝端梁支承截面上盖板对水平重心线的截面积矩： =478.2 cm 端梁上盖板翼缘焊缝的剪应力由1公式(7-40)计算得: = 76.5 MP式中：上盖板翼缘焊缝数；焊肉高度，取=0.6 cm ；4.4.2端梁端部下翼缘焊缝 端梁支承截面下盖板对水平重心线的截面积矩： = 544.3 cm端梁下盖板翼缘焊缝的剪应力由1公式(7-41)计算得: = 85.7 MP4.4.3主梁与端梁的连接焊缝主梁与端梁腹板的连接焊缝的剪应力由1公式（7-42）计算： =68.25 MP式中：连接处焊缝计算高度，=0.95=56.62 cm4.4.4主梁上盖板焊缝 主梁在支承处最大剪切力作用下，上盖板焊缝剪应力由1公式（7-43）计算得： 式中： 主梁在支承处截面对水平重心线的惯性矩，前面已计算得 157489.92 cm 主梁上盖板对截面水平重心线的面积矩: = 2515 cm因此计算得: = 75.2 MP因为焊接材料是Q235钢，所以应采用E43型焊条，查得焊缝的许用应力=95 MP，因此各焊缝计算应力均满足要求。 5 桥式起重机维护制度1 、操作规程司机接班时,应对制动器、吊钧、钢丝绳和安全装置进行检查,发现性能不正常时,应在操作前排除; 开车前,必须呜铃或报警,操作中接近人时,亦应给以断续铃或报警; 操作应按指挥信号进行,对紧急停车信号,不论何人发出都应立即执行 ; 当起重机上或其周围确认无人时,才可以闭合主电源,如电源断路装置上加锁或有标牌时,应由有关人员除掉后才可闭合主电源。 闭合主电源前,应使所有的拉制器手柄置于零位; 工作中突然断电时,应将所有的控制器手柄扳回零位,在重新工作前,应检查起重机动作是否都正常 ; 在轨道上露天作业的起重机,当工作结束时,应将起重机锚定。当风力大于6 级时,一般应停止工作,并将起重机锚定。对于门座起重机等在沿海工作的起重机,当风力大于7级时,应停止工作,并将起重机锚定 ; 司机进行维护保养时,应切断主电源并挂上警示牌或加锁,如有未消除的故障,应通知接班司机。 2 、安全技术要求 有下述情况之一时 , 司机不应进行操作 : 超载或物体重量不清,如吊拔起重量或拉力不清的埋直物体,及斜拉斜吊等; 结构或零部件有影响安全工作的缺陷或损伤,如制动器安全装直失灵,吊钩螺母防松装直损坏、钢丝绳损伤达到报废标准等; 捆绑吊挂不牢或不平衡而可能滑动,重物棱角处与钢丝绳之间未加衬垫等; 被吊物体上有人或浮置物; 工作场地昏暗,无法看清场地、被吊物情况和指挥信号等。 司机操作时,应遵守下述要求: 不得利用极限位直限住器停车 ; 不得在有载荷的情况下调整起升、变幅机构的制动器 ; 吊运时,不得从人的上空通过,吊臂下不得有人 ; 起重机工作时,不得进行检查和维修 ; 所吊重物接近或达到额定起重能力时,吊运前应检查制动器,并用小高度、短行程起吊后,再平稳地吊运 ; 无下降极限位直限位器的起重机 , 吊钩在最低工作位置时 , 卷筒上的钢丝绳必须保持有设计规定的安全圈数; 用两台或多台起重机吊运同一重物时,钢丝绳应保持垂直,各台起重机的升降、运行应保持同步 ; 各台起重机所承受的载荷均不得超过各自的额定起重能力。达不到上述要求,应降低额定起重能力至80%;也可由总工程师根据实际情况降低额定起重能力使用。吊运时,总工程师应在场指导。 有主、副两套起升机构的起重机,主副钩不应同时开动,对于设计允许同时使用的专用起重机除外。 起重工一般安全要求： 指挥信号应明确 , 并符合规定; 吊挂时,吊挂绳之间的夹角宜小于120度,以免吊挂绳受力过大; 绳、链所经过的棱角处应加衬垫 ; 指挥物体翻转时,应使其重心平稳变化,不应产生指挥意图之外的动作; 进入悬吊重物下方时,应先与司机联系并设直支承装置; 多人绑挂时 , 应由一人负责指挥。 下列情况应对起重机按有关标准检验合格: 正常工作的起重机,每两年进行一次; 经过大修、新安装及改造过的起重机,在交付使用前 ; 闲置时间超过一年的起重机,在重新使用前; 经过暴风、地震和重大事故后,可能使强度、刚度、构件的稳定性和机构的重要性等受到损害的起重机。 工作繁重、环境恶劣时,经常性检查周期每月不得少于一次,定期检查周期每年不得少于一次。6 桥式起重机的润滑部位及注意事项润滑是保证机器正常运转，延长机件寿命，提高效率及安全生产的重要措施之一。维护人员应充分认识设备润滑的重要性，经常检查各运动点的润滑情况，并定期向各润滑点加注润滑油（脂）。 1、主要润滑部位桥机的卷扬；各种轴承；各齿轮联轴器；减速器；钢丝绳；制动器上的铰接点。2、润滑注意事项1）保持润滑油（脂）的洁净；2）不同牌号的润滑油（脂）不可混合使用；3）选用适宜的润滑油（脂）按规定时间进行润滑；4）采用压力注脂法（用油枪或油泵，旋盖式的油杯）添加润滑脂，这样可以把润滑脂挤到摩擦面上，防止用手抹时进不到摩擦面上；5）潮湿地区不宜选用钠基润滑脂，因其亲水性强，容易失效；6）各机构没有注油点的转动部位，应定期用稀油壶在各转动缝隙中，以减少机件的摩擦和防止锈蚀。7 桥式起重机安全检查项目1钢丝绳 (1)在1个捻距内断丝数不应超过表19的规定，钢丝表面磨损量和腐蚀量不应超过原直径的40(吊运炽热金属或危险品的钢丝绳，其断丝的报废标准取一般起重机的12)。 (2)钢丝绳应无扭结、死角、硬弯、塑性变形、麻芯脱出等严重变形，润滑状况良好。 (3)钢丝绳长度必须保证吊钩降到最低位置(含地坑)时，余留在卷筒上的钢丝绳不少于3圈。 (4)钢丝绳末端固定压板应2个。 2滑轮 (1)滑轮转动灵活、光洁平滑无裂纹，轮缘部分无缺损、无损伤钢丝绳的缺陷。 (2)轮槽不均匀磨损量达3mm。或壁厚磨损量达原壁厚的20，或轮槽底部直径减小量达钢丝绳直径的50时，滑轮应报废。 (3)滑轮护罩应安装牢固，无损坏或明显变形。 3吊钩 (1)表面应光洁，无破口、锐角等缺陷。吊钩上的缺陷不允许补焊。 (2)吊钩应转动灵活，定位螺栓、开口销等必须紧固完好。 (3)吊钩下部的危险断面和钩尾螺纹部分的退刀槽断面严禁有裂纹。 (4)危险断面的磨损量不应超过原尺寸的10。板钩衬套磨损量不应超过原尺寸的50，心轴磨损量不应超过原尺寸的5。 4制动器 (1)动作灵活、可靠，调整应松紧适度，无裂纹，弹簧无塑性变形、无端边。 (2)制动轮松开时，制动闸瓦与制动轮各处间隙应基本相等。制动带最大开度(单侧)应1mm，升降机应0 .7mm。 (3)制动轮的制动摩擦面不得有妨碍制动性能的缺陷，不得沾涂油污、油漆。 (4)轮面凹凸不平度应0.3 m双梁起重机0.5 m)，能自动切断电源。新装起重机还应有下极限限位器。 (2)运行机构应装设行程限位器和互感限制器，保证2台起重机相互行驶在相距0.5 m时，起重机行驶在距极限端0.53 m(视吨位定)时自动切断电源。 (3)升降机(或电梯)的吊笼(轿厢)越过上下端站30100 mm时，越程开关应切断控制电路；当越过端站平层位置130250mm时，极限开关应切断主电源并不能自动复位。极限开关不许选用闸刀开关。 (4)变幅类型的起重机应安装最大、最小幅度防止臂架前倾、后倾的限制装置。当幅度达到最大或最小极限时，吊臂根部应触及限位开关，切断电源。 (5)桥式起重机驾驶室门外、通向桥架的仓口以及起重机两侧的端梁门上应安装门舱连锁保护装置；升降机(或电梯)的层门必须装有机械电气连锁装置，轿门应装电气连锁装置；载人电梯轿厢顶部安全舱门必须装连锁保护装置；载人电梯轿门应装动作灵敏的安全触板。 6停车保护装置 (1)各种开关接触良好、动作可靠、操作方便。在紧急情况下可迅速切断电源(地面操作的电葫芦按钮盒也应装紧停开关)。 (2)起重机大、小车运行机构，轨道终端立柱四端的侧面，升降机(或电梯)的行程底部极限位置，均应安装缓冲器。 (3)各类缓冲器应安装牢固。采用橡胶缓冲器，小车的厚度为5060mm，大车为100200mm；如采用硬质木块，则木块表面应装有橡皮。 (4)轨道终端止挡器应能承受起重机在满负荷运行时的冲击。50 t及以上的起重机，宜安装超负荷限制器。电梯应安装负荷限制器，以及超速和失控保护装置。 (5)桥式起重机零位保护应完好。 7信号与照明 (1)除地面操作的电动葫芦外，其余各类起重机、升降机(舍电梯)均应安装音响信号装置，载人电梯应设音响报警装置。 (2)起重机主滑线三相都应设指示灯，颜色为黄色、绿色、红色。当轨长50 m时，滑线两端应设指示灯在电源主闸刀下方应设司机室送电指示灯。 (3)起重机驾驶室照明应采用24 v和36 v安全电压。桥架下照明灯应采用防振动的深碗灯罩，灯罩下应安装10 mmx 10哪的耐热防护网。 (4)照明电源应为独立电源。 8PE线与电气设备 (1)起重机供电宜采用TN一S或TNC一S系统，起重机轨道应与PE线紧密相连。 (2)起重机上各种电气设备设施的金属外壳应与整机金属结构有良好的连接；否则应增设连接线。 (3)起重机轨道应采用重复接地措施，轨长大于150 m时应在轨道对角线设置两处接地。但在距工作地点50 m内已有电网重复接地时可不要求。 (4)起重机2条轨道之间应用连接线牢固相连。同端轨道的连接处应用跨接线焊接(钢梁架上的轨道除外)。连接线、跨接线的截面要求：圆钢30mm2(68 mm)，扁钢150 mm2(3 mm50mm或4 mm40mm)。 (5)升降机(电梯)的PE线应直接接到机房的总地线上，不许串联。 (6)电气设备与线路的安装符合规范要求，无老化、无破损、无电气裸点、无临时线。 9防护罩栏、护板 (1)起重机上外露的、有伤人可能的活动零部件。如联轴器、链轮与链条、传动带、皮带轮、凸出的销键等，均应安装防护罩。 (2) 起重机上有可能造成人员坠落的外侧均应装设防护栏杆护栏高度应l050 mm，立柱间距应100 mm，横杆间距为350380 mm，底部应装底围板(踢脚板)。 (3)桥式起重机大车滑线端梁下应设置滑线护板，防止吊索具触及(已采用安全封闭的安全滑触线的除外)。 (4)起重机车轮前沿应装设扫轨板，距轨面10 mm。 (5)起重机走道板应采用厚度4 mm的花纹钢板焊接，不应有曲翘、扭斜、严重腐蚀、脱焊现象。室内不应留有预留孔，如无小物体坠落可能时。孔径应50mm。 10安全标志、消防器材 (1)应在醒目位置挂有额定起重量的吨位标示牌。流动式起重机的外伸支腿，起重臂端、回转的配重、吊钩滑轮的侧板等，应涂以安全标志色。 (2)驾驶室、电梯机房应配备小型干粉灭火器，在有效期内使用，置放位置安全可靠。 11.吊索具 (1)吊索具应有若干个点位集中存放，并有专人管理和维护保养。存放点有选用规格与对应载荷的标签。 (2)捆扎钢丝绳的琵琶头的穿插长度为绳径的15倍，且不小于300mm。 (3)夹具、卡具、扁担、链条应无裂纹、无塑性变形和超标磨损。参考文献1 起重机课程设计，陈道南等编，冶金工业出版社，1983年；2 起重运输机械，陈道南等编，机械工业出版社，1982年；3 起重机设计规范，中华人民共和国国家标准，中国标准出版社，1984年；4 起重机设计手册，张质文等编，中国铁道出版社，1998年；5 机械设计手册单行本，成大先主编，化学工业出版社，2004年6东北工学院机械零件设计手册编写组，机械零件设计手册（第二版），中册，冶金工业出版社，1987使用超级电容器为桥式起重机节能摘要本文提出了在桥式起重机交流驱动应用程序中使用超级电容器，将它作为辅助存储设备与主要电源并联，从而起到节能的作用。一系列的程序随之提出。该存储系统的设计过程是从理论着手，使得所有设备满足负荷需要的能力都以评分的形式得以评估，这些数值结果是为了展示拟议的技术解决方案的可行性
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