【《抓斗桥式起重机结构设计》11000字】

·抓斗桥式起重机结构设计目录TOC\o"1-3"\h\u25867摘要 摘要这次的毕业设计我所设计的抓斗桥式起重机主要应用于工业中散料的抓取和搬运。我国制造业目前正在以较快的速度进行发展，起重机在我国的发展进程中扮演着重要的角色，无论是重物的搬运、生产制造过程中材料的组装又或是在工厂或企业的固定位置工作起重机的作用都是非常重要的，不但使工厂和企业避免了人力和物力资源上的浪费，而且极大地提高了工厂和企业的劳动效率。目前，我国的起重机行业相比国外一些国家还是有一些差距，随着工业化进程的发展，人们对于起重机的功能与质量也有了更加严格的要求。因此，这此的研究课题就是设计出一台成本较低、布局合理、安全可靠的抓斗桥式起重机。关键词：抓斗桥式起重机；功能与质量；布局合理第1章绪论抓斗桥式起重机在物料的运输中起着非常重要的作用，它可以完成许多单靠人力无法完成的物料搬运的工作，能节省大量的人力，极大的提高劳动力，在许多领域都得到了广泛的应用。随着生产规模的逐渐扩大和机械化进程的飞速发展，抓斗桥式起重机已经不再仅仅作为生产过程中的辅助机械设备，它已然日益成为生产流水作业上的重要机械设备。随着我国经济建设的发展，工业化程度的大幅提高，工业建设的规模也随之扩大。为了降低工程建设的生产费用的同时还要保证工程建设的质量符合要求，这时拥有一台先进的工业设备就显得尤为重要。同时抓斗起重机的充分应用为促工业进程的发展，提高社会生产率有着举足轻重的作用。在如今国家的工业发展进程中，由于市场竞争的需要，人们对于抓斗桥式起重机的需求也随之增长。目前，在工程起重机械技术方面，欧洲、美国和日本目前处于领先地位。工程起重机的发源地在欧洲，它们的起重机生产技术水平最高。其产品技术先进、性能优越、可靠性高。当今我国的抓斗桥式起重机的生产技术水平在逐步提高，国内起重机厂家之间对于市场的争夺也愈演愈烈。为了能够在国内众多起重机厂家的争夺中不少起重机厂家都纷纷着重扩大起重机产能的投资，部分企业已经取得了良好的成效，市场占有率得到了显著提高，但我们与高水平国家之间的差距依然相当明显。随着我国科学技术的发展与工业水平的进步，我国的小型抓斗起重机在世界起重机领域已经处于先进水平。但由于我国在之前对于大型抓斗起重机的认识不够深入，缺乏设计经验与核心技术，因此我国的抓斗起重机的发展历程并不长，其中大部分大型起重机都是由德国和日本等一些起重机发展比较成熟的国家引进而来。虽然我国目前也自主研发了不少大型抓斗起重机，不过相比一些技术先进的国家而言我们设计的大型起重机仍然存在许多缺陷，比如一些大型抓斗起重机形式比较单一、工作效率较低、安全防护方面不够完善、功能不够齐全等。因此，我国的抓斗起重机要想在世界占有自己的一席之地，打造出我们自己的起重机品牌，提高国际竞争力，依然还有很长的一段路要走。我这次毕业设计主要是对抓斗起重机机构的设计，目的是熟悉并了解抓斗起重机的基本结构及其机构的工作原理，并学习如何为抓斗起重机各个机构进行合理的选型，初步掌握实际中抓斗起重机的设计。通过在毕业设计中学到的抓斗起重机的设计方法与流程，将自己所学习的专业知识运用到实际工业生产中，提升自己遇到问题时分析问题并解决问题的能力，并锻炼自己实际动手操作的能力。

第2章抓斗桥式起重机设计要求及整体设计2.1主要技术参数（1）起重量:20t（含抓斗自重）（2）跨度：28.5m（3）工作级别：A7（4）起升高度：20m（5）起升/开闭速度：37.1m/min（6）小车、大车运行速度：44.7/85.1m/min（7）环境温度：-10°-30°2.2总体设计（1）桥架：作为抓斗桥式起重机的基础承载部件，包含主梁和端梁，并且为了抵消承载后所产生的下挠现象，同时削弱小车运行时的爬坡和下滑，主梁带有合适的上拱度。（2）抓斗：采用了四绳抓斗，其工作可靠、生产率高、操作简单。（3）起升机构：选用了闭式传动起升机构构造形式，从而让起重机结构更加的紧凑，节省了大量的空间。驱动方式采用的是分别驱动的方式，驱动装置和卷筒之间采用平行轴线式布置，以便于安装与维护。电动机为了方便布置采用了卧式安装。（4）小车运行机构：采用的传动方案为集中驱动，减速器高速端与电动机通过联轴器相连接，低速端经过联轴器带动小车的车轮。为了减小摩擦力，方便安装与维修，车轮之间采用滚动轴承。（5）大车运行机构：为有轨运行，运行阻力小、运行成本低、生产率高。传动方式为分别驱动，在减小自重的同时并且提高了各个部件的分组性，确保了起重机的运行时安全可靠性。减速器高速端通过与电动机通过联轴器相连接，低速端经过联轴器带动大车的车轮，从而实现大车机构的运行。

第3章起升机构的设计计算3.1抓斗宽度的确定由[15]可知抓斗完全张开时抓斗的最大开度为，当抓斗抓取难以抓取的物料时取。故抓斗的最大开度为：式中：——抓斗的额定容积，这里取。抓斗的宽度：式中：，当物料为大块的物料或坚硬的物料时取较小值，松散的物料时取较大值。这里取。抓斗开启的最大覆盖面积：抓斗的结构简图如下图3-1所示：图3-1抓斗结构简图3.2抓斗端面形状尺寸的确定确定端面水平长度：式中：——抓斗端面形状系数，查[16]表4-5-17得。确定端面纵向高度：式中：——取。确定撑杆绞点的位置：由[16]图4-5-4可知：，，撑杆长度，撑杆上绞点离开上滑轮中心的水平距离。抓斗闭合时的总高度：3.3为起升机构拟定传动方案，并选择适合的滑轮组构造方面，选用了闭式传动起升机构构造造型，从而让起重机结构更加的紧凑，节省了大量的空间。由于本次设计选用的是四绳抓斗，其中包括两根起升绳和两根闭合绳，故钢丝绳的分支数为，倍率均为。因为钢丝绳的起升结构和开闭结构所受载荷不均匀，一般情况下取倍的起升载荷。3.4计算钢丝绳上所受拉力并选型由[15]可知，滑轮组在工作时的传递效率为：。故计算可得钢丝绳上所受拉力的最大值为：查[15]表5-7可知，当起重机处于工作级别时，钢丝绳的安全系数为；，因此可以计算出钢丝绳上的破断拉力为：根据已知要求，采用能够满足作业强度的钢丝绳的型号为瓦林吞型线接触钢芯型。在起重机正常作业时，其能够承受的最大拉应力是1670MPa。由[15]公式（5-13）钢丝绳直径，c取0.114，得。3.5确定卷筒尺寸和强度验算卷筒直径：由[16]附表13取卷筒绳槽尺寸由[15]表5-14可知槽距，绳槽尺寸。计算卷筒外形参数：故式中：——起重机能够提升物体的最大高度；——为提高卷筒强度而添加的放大系数，取；——卷筒槽上没有开槽的尺寸，；——钢丝绳缠绕在卷筒时其整体的直径，。卷筒边缘尺寸计算：取。求得卷筒外壁承受应力大小：卷筒材料采用灰铸铁，可以尽可能的降低生产成本。同时其抵抗拉力载荷强度的最小值为，故可以计算出卷筒上能承受的最大压应力：而，所以抗拉强度符合条件。由于卷筒的长度,所以不需要再检验由弯曲应力而产生的拉应力。故卷筒符合起重机安全作业的需求，故卷筒轴径设定为；卷筒总体长度设定为；卷筒上绳槽之间的间隔设定为；卷筒上绳槽直径设定为；起重机提升重物的最大高度为；倍率。3.6计算电动机的参数并选型电动机稳定运行时产生的功率大小为：式中：——各部件加起来的整体效率，查表知；所选电动机应满足其功率最小为：式中：由[15]可知，起重机整机级别为，故；查[15]附表，电动机选用，，，其中起升装置上电机自身重量为。3.7对电动机发热状态的检验及审核在的条件下，通过以上条件计算可得有效功率：式中：——起重机整机级别为时，；——时间比值系数，对于抓斗桥式起重机的起升机构来说，，由表可知。，电动机正常运行时不会出现过热现象。3.8减速器参数计算卷筒正常工作状态下的旋转速度的计算：减速器在机构传动间的传动比大小为：由[17]通过比较，可知较为合适的减速器为，当起重机处于A7工作级别时，减速器的能承受的最大功率为：,，减速器自身的重量为：。3.9验算起升速度和实际所需功率起重机起升状态下的真实速度：理论速度与真实速度间的误差：所要求电动机的真正功率：电动机功率满足起重机作业时的安全起升条件。3.10减速器转轴检验查[14]可知减速器转轴在工作时产生的径向力最大值为：式中：——钢丝绳对卷筒施加的载荷;——卷筒及轴自重，由[16]表4-3-6查得；——查阅[17]附录可知，型号为的减速器能承受的加载到输出轴端上的最大径向载荷的大小。查[14]得在减速器转轴上产生的扭矩最大值为：式中：——电动机稳定工作状态下所产生的力矩大小；——电动机在正常工作时所产生的力矩最大值的倍数；——减速器机械传动过程中的效率；——减速器能承受的加载到输出轴端上的最大转矩，由[17]附表查得。故减速器符合起重机安全工作的需求。3.11计算制动器力矩并选型计算静制动时产生的力矩大小：式中：——制动时为保证起重机安全平稳制动的系数。由[17]中附表15查得，制动器的类型应选用，制动器能产生的最大制动力矩为：，制动器上制动轮的直径尺寸大小为：，制动器自身的重量为：。3.12选择联轴器高速轴联轴器转矩：式中：——电动机稳定工作状态下所产生的力矩大小；——为保证联轴器连接时的强度所设定的系数；——考虑齿轮在传动时动载荷造成的影响引入的系数。查表知电动机型号为，轴端几何形状是圆锥形，其尺寸大小为：，。减速器型号为，减速器的高速轴端几何形状是圆锥形，其尺寸大小为：，。查[16]表4-12-6，经过筛选，应选用齿轮联轴器的型号为，许用转矩，飞轮转距，质量。浮动轴两端为圆柱形d=60mm,l=110mm；减速器上所选择的联轴器的参数为：由[16]表4-12-8可知，这里采用的是带有制动轮的联轴器，联轴器能承受的最大转矩为：，飞轮转距为：，自身重量为；。3.13对起升机构启动时间的检验启动过程中所耗费的时间为：式中：在起动机转轴未开始转动时由于阻力而产生的力距：电动机带动各个部件开始运转时产生的平均力矩：计算得启动过程中所耗费的时间：由[17]可知，对于本次设计的抓斗桥式起重机，安全启动时间在。故起重机可以安全启动。3.14对起升机构制动时间的检验制动过程中所耗费的时间为：式中：由[17]得，当起升机构的起升速度时，。，起重机可以安全制动。3.15高速浮动轴参数选择及强度检验求得浮动轴上的疲劳载荷的大小：式中：——轴在承受压力时的载荷与平时载荷的比值系数，；——起升机构在运行过程中由于的动载荷而导致的动载效应。；已知浮动轴端部直径尺寸为：。因此计算可得转轴在旋转时产生应力大小为：轴选用钢材的型号为钢，，。在轴上由于受弯形变产生的应力：在轴上由于旋转变形产生的应力：高速浮动轴上所能承受的最大应力：式中：——由工件外形尺寸和工件表面粗糙度共同决定的应力在工件上聚集程度的系数；——由工件外形尺寸决定。；——由工件表面粗糙度决定。查表知；——工件在受力的作用时其敏感程度的系数。查表可知；——为确保轴的强度设定的系数。。校验轴在工作时的安全强度：轴在工作期间最大承受的的转矩大小为：最大扭转应力：许用扭转应力：式中：——安全系数，。，故强度满足条件。位于高速浮动轴中间部位的轴径：，取。高速浮动轴如下图3-2所示结构：图3-2高速浮动轴结构图

第4章小车运行机构4.1为小车机构拟定合适的传动方式小车运行机构分有两种驱动方式，经过对比之后，最终决定采用的集中驱动的驱动方式，简图如下图4-1：图4-1集中驱动简图4.2为小车选用合适的车轮与轨道并检验其安全性能小车车轮上所承受的压力最大值为：小车自身重量初定为：，在小车车轮上承受的压力分布均匀的条件下：小车车轮上所承受的压力最小值为：小车车轮型号的选择：由[15]表9-5查得，当运行速度小于60m/min时：当起重机处于A7工作级别时，所选用车轮的直径为：，相应轨道的型号为，轨道的最大允许轮压为。检验小车车轮接触强度：分为两种情况：①轨道，车轮相接处面积是一条线时。②轨道，车轮相接处面积是一个点时。小车车轮与轨道顶部相接部分产生的载荷为：小车车轮选用型号为的铸钢材料，，轨道和车轮相接处面积是一条线时，车轮能承受的局部之间由于相互接触产生的挤压力的最大值为：式中：——轨道和车轮相接处面积是一条线时，车轮能承受的最大应力系数，；——小车车轮和轨道相接处的尺寸，当采用轨道的型号为P38时，；——转速系数，查[16]表3-8-8可知车轮转速——工作级别数，查[16]表3-8-8知，当起重机整机为A7时，；，强度符合条件。轨道和车轮相接处面积是一个点时，车轮能承受的局部之间由于相互接触产生的挤压力的最大值为：式中：——轨道和车轮相接处的点能承受的最大应力系数，；R——曲率半径，选用车轮与轨道中值较大的一个。这里取。m——与的大小相关的系数，由[16]表3-8-9可知，m=0.44。因为，故点接触强度满足。综上所述，选定直径的单轮缘车轮。4.3计算运行阻力摩擦阻力距：由[17]附表可得，型号为的车轮组与其相搭配的轴承为型号的轴承，其平均轴径为：，由[17]可知机构之间摩擦方式为滚动，其系数为：。轴承上还会由于各种原因产生阻力，其系数为：。轴承之间也会产生摩擦，其系数为：。当起重机满载工作时，阻力产生的力矩大小为：当起重机满载工作时，由于摩擦而产生的阻力大小为：当起重机空载工作时，阻力产生的力矩大小为：4.4计算电动机的参数并选型电动机稳定运行时产生的功率大小为：式中：——当起重机满载工作时，产生的静阻力；——坡道阻力，（其中为坡道阻力系数，通过查[15]表9-18可知对于桥式起重机的小车机构取）；——各部件之间进行传动时的效率；——小车上电动机的总数量。所选电动机应满足其功率最小为：式中：——电动机实际工作时的功率放大倍数，。由[14]可知应采用型号为YZR160M1-6的电动机，，，飞轮转矩：，电动机自身重量为：。4.5对电动机发热的验算及审核在的条件下，通过以上条件计算可得有效功率：式中：——起重机整机为时，；——当时，可得；，故电动机不会出现过热现象。4.6减速器参数计算小车车轮的理论旋转速度为：小车上减速器的理论传动比为：由[17]得应采用的型号为ZSC-600-Ⅴ-2的减速器，起重机处于A7工作类型，当减速器的输入轴转速为时，减速器上能够承载的功率最大值为：，。。4.7计算小车运行速度并校核电机功率小车在现实工作过程中速度的大小：实际速度与理论速度的误差计算：小车在稳定工作过程中对电机功率的要求：因此电机不会过载。4.8计算小车开始运转所需时间小车开始运行过程中需要耗费的时间为：式中：；——小车上电动机的总数量。小车满载时由静止到开始工作过程中电机轴端上产生的力矩：小车空载时由静止到开始工作过程中电机轴端上产生的力矩：制动轮、联轴器在工作过程中的飞轮矩大小初步猜测为：小车上各个部件的飞轮矩之和为：小车满载时由静止到开始工作过程中需要的时间为：小车空载时由静止到开始工作过程中需要的时间为：当时，小车由静止到开始工作过程中的时间最大值为，而，小车能在规定时间内完成启动工作。4.9检验减速器功率是否合适减速器在小车工作过程中功率的大小为：式中：——小车上减速器的总数量。。，所选择的减速器符合条件。4.10检验小车启动过程中是否会发生打滑该起重机在工厂内工作时几乎不会受到风载荷与坡度的影响，因此由风载荷引起的阻力矩和坡道斜度引起的阻力矩可以忽略不计，故只需要验算空载启动与满载启动时的不打滑条件。当小车机构由空载运作时，在小车车轮和轨道接触处切线方向上产生的力：两者之间由于摩擦所产生的粘着力为：故小车空载启动时不出现打滑的现象。当小车机构由满载开始启动时，切线方向上的力：车轮在运行时与轨道之间产生的摩擦力：因此，不会发生打滑。4.11计算制动力矩并为制动器选型为保证小车安全作业，小车由运转到停止工作的过程中耗费的时间不应过长，即，令，则小车在刹车的过程中所需要制动的转矩应为：由[17]附表查得应采用型号为的制动器，制动器在制动时的最大转矩，其次我们所选取的制动时所需要的时间，与启动时所需要的时间之间的误差较小，不需要再去检验小车是否出现打滑。4.12高速联轴器的相关计算并对制动轮进行合理的选型联轴器在工作过程中产生的扭转力矩大小为：式中：——电动机稳定工作时产生的扭转力矩；n——为保证联轴器工作强度设定的放大系数。;——考虑齿轮在传动时动载荷造成的影响引入的系数。这里；由[17]附表查得电动机两侧轴尺寸大小为，。其几何外形是圆柱形。由[17]附表查得减速器转速较高的轴侧尺寸大小为，。其几何外形是圆柱形。因此由[16]采用的齿轮联轴器型号为型，型键槽在主动轴端，，型键槽在从动轴端，，联轴器的公称转矩为：，，飞轮转矩为：，重量：。高速轴处的制动轮的选择：由已选定的型号为的制动器，由[17]附表可知应选择的制动轮直径尺寸为：，尺寸为：，的圆柱形轴孔，制动轮的上的飞轮转矩为：，重量为：。由以上可得：与上文猜想的误差在允许范围内。4.13低速轴联轴器的相关计算并对其进行合理的选型联轴器在工作过程中产生的扭转力矩大小为：由[17]表查得的减速器在低速轴一侧形状为圆柱形，，。选取轴径为，，由[16]表4-12-7选择的联轴器型号为，数量为两个，与电机相连的轴端轴的孔型为Y型，键槽类型为B型，，。与减速器相连的轴端孔的孔型为J型，键槽类型为B1型，，。因为之前直径的车轮已经被选定，查[17]附表车轮组比照，取联轴器与车轮轴连接位置处的尺寸，，此外另选齿轮联轴器两个，其型的轴孔，型的键槽位于主动端，，。型的轴孔型的键槽位于从动端，，。4.14校核低速浮动轴安全性能求得浮动轴上产生的疲劳载荷的大小：有上文可知浮动轴轴径，扭转应力应为：无论机构是正转还是反转机构的转矩的值都是相等的，对称循环是浮动轴上载荷变化的规律，浮动轴的材料采用的是钢，因此：，。浮动轴上发生扭转时，轴上能够承受的最大应力为：式中：k、n1——与上文一致。。求得浮动轴上产生的疲劳载荷的大小：式中：——在浮动轴工作时由于轴的振动而导致力矩变化的系数。；——轴在承受压力时的载荷与平时载荷的比值系数。。浮动轴工作时由于扭转而在轴上产生的应力最大值为：轴上能承受的由于扭转而在轴上产生的应力最大值为：。因此，浮动轴满足工作时所需的安全性能。浮动轴轴径：，取。

第5章大车运行机构5.1确定传动方案为了尽可能的减小起重机的重量，采用单边分别驱动的传动方式可实现降低起重机自身重量。5.2确定车轮与轨道并检验其安全性能大车上所受载荷如下图5-1：图5-1载荷分布图当起重机在最大载重的情况下作业时，大车车轮上所受的压力最大值为：当起重机在没有载重的情况下作业时，大车车轮上所受的压力最大值为：当起重机在没有载重的情况下作业时，大车车轮上所受的压力最小值为：大车车轮与轨道顶部相接部分产生的载荷为：大车车轮选用型号为的铸钢材料，，。由[16]可知，由于大车的运行最大速度，故应选用的车轮轴径为，轨道为。轨道和车轮相接处面积是一个点时，车轮能承受的局部之间由于相互挤压产生的力的最大值为：式中：——车轮得许用比压(N/mm2)，查[14]表9-12，取；——曲率半径，查[14]表9-2得，；——与的大小相关的系数，查[14]表9-11可知；——转速系数，查[14]表9-9可知，车轮转速时，；——工作级别系数，查[14]表9-10当级别为A7时，。。轨道和车轮相接处面积是一条线时，车轮能承受的局部之间由于相互接触产生的挤压力的最大值为：式中：——轨道和车轮相接处面积是一条线时，车轮能承受的最大应力系数，其值可按[14]表9-8取。——小车车轮和轨道相接处的尺寸，；——小车车轮与轨道顶部相接部分尺寸；——转速系数，查[14]表9-9可知，车轮转速时，；——工作级别系数，查[14]表9-10当级别为A7时，。，故选用的车轮和轨道符合安全作业的要求。5.3计算大车运行时所受阻力大车运行过程中所受阻力产生的力矩大小为：型号为的车轮组与其相搭配的轴承为型号的轴承，其平均轴径为：，查[14]表9-14、9~15、9~16可知，机构之间摩擦方式为滚动，其系数为：。轴承上还会由于各种原因产生阻力，其系数为：。轴承之间也会产生摩擦，其系数为：。当起重机满载工作时，阻力产生的力矩大小为：当起重机满载工作时，由于摩擦而产生的阻力大小为：当起重机无载工作时，阻力产生的力矩大小为：5.4计算电动机的功率并选型电动机稳定运行时产生的功率大小为：式中：——当起重机满载工作时，产生的静阻力；——坡道阻力，（其中为坡道阻力系数，通过查[15]表9-18可知对于桥式起重机的大车机构取）；——驱动电机的数量；——各部件之间进行传动时的效率。所选电动机应满足其功率最小为：式中：——电动机实际工作时的功率放大系数，查[14]表4-17可知，。由[14]附表查得选用型号为的电动机，，，飞轮转矩，电动机的重量为：。5.5验算电动机发热条件等效功率：式中：——起重机整机为时，；——[14]表6-5，取，可得；，故电动机不会出现过热现象。5.6减速器参数计算小车车轮的理论旋转速度为：小车上减速器的理论传动比为：查[17]附表35选用，，。，减速器符合要求。5.7计算大车运行速度并校核电机功率小车在现实工作过程中速度的大小：实际速度与理论速度的误差计算：小车在稳定工作过程中对电机功率的要求：，因此电机不会过载。5.8计算大车开始运行所需时间大车在开始运行过程中需要耗费的时间为：式中：n1=930r/min；m=2——大车上电动机的总数量。大车满载时由静止到开始工作过程中电机轴端上产生的力矩：大车无载时由静止到开始工作过程中电机轴端上产生的力矩：制动轮、联轴器在工作过程中的飞轮矩大小初步猜测为：大车上各个部件的飞轮矩之和为：大车满载时由静止到开始工作过程中需要的时间：大车空载时由静止到开始工作过程中需要的时间为：大车由静止到开始工作过程中的时间不应超过，故大车能在规定时间内完成启动工作。5.9校核减速器功率是否合适减速器在大车工作过程中功率的大小为：式中：——同一级别的减速器在运行机构中的总数，。，故减速器型号合适。5.10检验大车启动过程中是否会发生打滑这次设计的抓斗桥式起动机是在室内工作，因此由风载荷引起的阻力矩和坡道斜度引起的阻力而产生的影响很小，故可只检验下面几种情况：①起重机上没有载重时，两台电机一起协同运转：式中：——直接由电机带动的车轮上所受的总压力；——间接由电机带动的车轮上所受的总压力；——在屋内作业时所受阻力系数；——为预防车轮打滑设定的系数。，所以满足安全启动条件。。②当只有一个电动机工作，而无载小车位于正在工作的电动机一侧时：式中：——直接由电机带动的车轮上所受的总压力；——间接由电机带动的车轮上所受的总压力；——空载启动时间（有且仅有一台电动机工作）；，所以满足安全启动条件。③当只有一个电动机运行，而空载小车在没有运转的电动机一侧时：，所以满足安全启动条件。5.11计算制动力矩并为制动器选型估算大车由运转到停止工作的过程中耗费的时间所需要的时间约为。大车在无载时刹车所需要的力矩大小为：式中：——由于地面不平坦产生的阻力；——大车上制动器的总数。故查[17]附表选用型号为的制动器两台，制动器的制动转矩。5.12联轴器的相关计算并对制动轮选型联轴器（高速轴）轴端在工作过程中产生的扭转力矩大小为：式中：——材料对应力不对称循环敏感程度的系数，；——为保证机构强度的放大系数，对于运行旋转机构；由[17]附表查得电动机两侧轴尺寸大小为，。其几何外形是圆柱形。由[17]查得型号为的减速器高速轴端的形状为圆锥形，尺寸为：，。因此选用两个型号为(距离电机较近轴的端部几何外形为圆柱形，浮动轴轴径大小为)的半齿联轴器，其中，，联轴器自重：。选用两个型号为(靠近减速器的轴端形状为圆锥形，浮动轴轴端处的尺寸)的半齿联轴器，其中，，联轴器自重：。高速轴上各个机构的总飞轮矩：与上文取值大致吻合。联轴器（低速轴）轴端在工作过程中产生的扭转力矩大小为：查表可知型号为的减速器转速较低的轴尺寸大小为：，，其几何外形是圆柱形。主动轮轴端的几何形状为圆柱形，其尺寸为：，。因此低速轴上选择型号为齿式联轴器，联轴器的公称转矩，，质量为。5.13检验浮动轴上低速轴的安全性能计算低速轴上产生的疲劳载荷的大小：式中：——材料对应力不对称循环敏感程度的系数，查[17]表2-6可知；由于浮动轴轴端所选取的尺寸为，则浮动轴上的扭转应力为：无论机构是正转还是反转机构的转矩的值都是相等的，对称循环是浮动轴上载荷变化的规律，由以上数据可以求出许用扭转应力为：式中：浮动轴采用的是钢，因此：，——由工件外形尺寸和工件表面粗糙度共同决定的应力在工件上聚集程度的系数。，；——为保证浮动轴强度的放大系数，当机构为运行旋转机构时取。。起重机稳定运行时低速轴上产生的扭转力矩大小为：式中：——对于受动载荷的部件按静力设计时的放大系数，；低速轴工作时由于扭转而在轴上产生的应力最大值为：低速轴上能承受的由于扭转而在轴上产生的应力最大值为：，故低速轴满足安全性能。5.14检验浮动轴上高速轴的安全性能计算高速轴上产生的疲劳载荷的大小：式中：——材料对应力不对称循环敏感程度的系数，；由于浮动轴轴端所选取的尺寸为，则浮动轴上的扭转应力为：。起重机稳定运行时高速轴上产生的扭转力矩大小为：式中：——对于受动载荷的部件按静力设计时的放大系数，；高速轴工作时由于扭转而在轴上产生的应力最大值为：高速轴上能承受的由于扭转而在轴上产生的应力最大值为：，故高速轴满足安全性能。

第6章总结我这次毕业设计是对