5吨通用桥式起重机双梁小车设计解析

5吨通用桥式起重机双梁小车设计
绪论
桥式起重机是桥架在高架轨道上运行的一种桥架型起重机，又称天车。

桥式起重机的桥架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行，起重小车沿铺设在桥架上的轨道横向运行，设置在小车上的起升机构实现货物垂直升降。

三个机构的综合，构成一立方体形的工作范围，这样就可以充分利用桥架下面的空间吊运物料，不受地面设备的阻碍。

桥式起重机广泛地应用在室内外仓库、厂房、码头和露天贮料场等处。

桥式起重机可分为普通桥式起重机、简易梁桥式起重机和冶金专用桥式起重机三种。

各类桥式起重机的特点如下
1.普通桥式起重机主要采用电力驱动，一般是在司机室内操纵，也有远距离控制的。

起重量可达五百吨，跨度可达60米。

2.简易梁桥式起重机又称梁式起重机，其结构组成与普通桥式起重机类似，起重量、跨度和工作速度均较小。

桥架主梁是由工字钢或其它型钢和板钢组成的简单截面梁，用手拉葫芦或电动葫芦配上简易小车作为起重小车，小车一般在工字梁的下翼缘上运行。

桥架可以沿高架上的轨道运行，也可沿悬吊在高架下面的轨道运行，这种起重机称为悬挂梁式起重机。

3.冶金专用桥式起重机在钢铁生产过程中可参与特定的工艺操作，其基本结构与普通桥式起重机相似，但在起重小车上还装有特殊的工作机构或装置。

这种起重机的工作特点是使用频繁、条件恶劣，工作级别较高。

主要有五种类型。

4.铸造起重机：供吊运铁水注入混铁炉、炼钢炉和吊运钢水注入连续铸锭设备或钢锭模等用。

主小车吊运盛桶，副小车进行翻转盛桶等辅助工作。

5.夹钳起重机：利用夹钳将高温钢锭垂直地吊运到深坑均热炉中，或把它取出放到运锭车上。

6.脱锭起重机：用以把钢锭从钢锭模中强制脱出。

小车上有专门的脱锭装置，脱锭方式根据锭模的形状而定：有的脱锭起重机用项杆压住钢锭，用大钳提起锭模；有的用大钳压住锭模，用小钳提起钢锭。

7.加料起重机：用以将炉料加到平炉中。

主小车的立柱下端装有挑杆，用以挑动料箱并将它送入炉内。

主柱可绕垂直轴回转，挑杆可上下摆动和回转。

副小车用于修炉等辅助作业。

1
桥式类型起重机的金属结构一般由主梁和端梁组成，分为单主梁桥架和双梁桥架两类。

单主梁桥架由单根主梁和位于跨度两边的端梁组成，双梁桥架由两根主梁和端梁组成。

主梁与端梁刚性连接，端梁两端装有车轮，用以支承桥架在高架上运行。

主梁上焊有轨道，供起重小车运行。

桥架主梁的结构类型较多比较典型的有箱形结构、四桁架结构和空腹桁架结构。

箱形结构又可分为正轨箱形双梁、偏轨箱形双梁、偏轨箱形单主梁等几种。

正轨箱形双梁是广泛采用的一种基本形式，主梁由上、下翼缘板和两侧的垂直腹板组成，小车钢轨布置在上翼缘板的中心线上，它的结构简单，制造方便，适于成批生产，但自重较大。

偏轨箱形双梁和偏轨箱形单主梁的截面都是由上、下翼缘板和不等厚的主副腹板组成，小车钢轨布置在主腹板上方，箱体内的短加劲板可以省去，其中偏轨箱形单主梁是由一根宽翼缘箱形主梁代替两根主梁，自重较小，但制造较复杂。

四桁架式结构由四片平面桁架组合成封闭型空间结构，在上水平桁架表面一般铺有走台板，自重轻，刚度大，但与其它结构相比，外形尺寸大，制造较复杂，疲劳强度较低，已较少生产。

空腹桁架结构类似偏轨箱形主梁，由四片钢板组成一封闭结构，除主腹板为实腹工字形梁外，其余三片钢板上按照设计要求切割成许多窗口，形成一个无斜杆的空腹桁架，在上、下水平桁架表面铺有走台板，起重机运行机构及电气设备装在桥架内部，自重较轻，整体刚度大，这在中国是较为广泛采用的一种型式。

下面具体介绍普通桥式起重机的构造。

普通桥式起重机一般由起重小车、桥架运行机构、桥架金属结构组成。

起重小车又由起升机构、小车运行机构和小车架三部分组成。

起升机构包括电动机、制动器、减速器、卷筒和滑轮组。

电动机通过减速器，带动卷筒转动，使钢丝绳绕上卷筒或从卷筒放下，以升降重物。

小车架是支托和安装起升机构和小车运行机构等部件的机架，通常为焊接结构。

起重机运行机构的驱动方式可分为两大类：一类为集中驱动，即用一台电动机带动长传动轴驱动两边的主动车轮；另一类为分别驱动、即两边的主动车轮各用一台电动机驱动。

中、小型桥式起重机较多采用制动器、减速器和电动机组合成一体的“三合一”驱动方式，大起重量的普通桥式起重机为便于安装和调整，驱动装置常采用万向联轴器。

起重机大车运行机构一般只用四个主动和从动车轮，如果起重量很大，常用增加车轮的办法来降低轮压。

当车轮超过四个时，必须采用铰接均衡车架装置，使起重机的载荷均匀地分布在各车轮上。

本次设计课题为5t通用桥式起重机小车设计，主要包括起升、运行两大机构及其安全装置的设计计算和装配图与零部件图的绘制。

将我们所学的知识最大2
限度的贯穿起来，使我们学以至用、理论联系实际。

培养我们的设计能力及理论联系实际过程中分析问题、解决问题的能力。

1.小车设计方案的确定
2.1.1 本设计原始数据：
1、起重量5吨；
2、起重机结构采用箱型结构；
3、工作级别M5；
4、起升高度16米；
5、起重小车起升速度11.3m/min；
6、环境温度：-200C~400C;
7、起重小车运行速度37.4m/min；
8、海拔高度：1000m以下；
9、湿度： 40%；
10、起重机轨道：P18；
11、室内使用；
12、颜色：橘红。

1.2 设计要求：
1、依据GB3811-83《起重机设计规范》进行。

2、图纸：
2.1、小车总装配图（不考虑电气部分）
2.2、卷筒结构图
2.3、滑轮组结构图
2.4、吊钩组结构图
2.5、主动车轮组结构图
2.6、被动车轮组结构图
3、计算书内容：小车的概述、结构组成、机构计算（卷筒计算、电机计算、减速机选型、制动器计算、联轴器计算）（包括电机发热）、轴承的选择计算（减速机内部的齿轮可以不计算）。

3
4、小车运行部分计算（包括电机发热）、车轮计算、车轮轴计算、轴承的选择计算（减速机内部的齿轮可以不计算）。

5、自己认为需要增加的计算内容。

1.3 简图：
主起升机构简图
吊钩组机构简图
4
5
高速浮动轴构造
小车运行机构传动简图
2.主起升机构的设计计算
2.1 确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组
按照布置宜紧凑的原则，决定采用如下图5-1的方案。

按Q=5t，查[1]表4-2取滑轮组倍率ih=2，承载绳分支数：
Z=2i
h
=4
查[1]附表9选短型吊钩组，得其质量：G
=99kg两端滑轮间距 A=162mm。

所以 i
h
=2 Z=4
2.2 选择钢丝绳
若滑轮组采用滚动轴承，当i
h
=2，
查[1]表2-1得滑轮组效率η
h
=0.985
钢丝绳所受最大拉力：
S max =
η
h
i
G
Q
2
+
=
985
.0
2
2
99
5000
⨯
⨯
+
=8.62KN
查[2]表,中级工作类型(工作级别M
5
)时,安全系数n=5。

钢丝绳计算破断拉力S
b
：
S
b =n×S
max
=5×8.62=43.1KN
查[1]附表1选用纤维芯钢丝绳6W(19)-13.5-155I，钢丝公称抗拉强度1670MP
a
，光面钢丝，左右互捻，直径d=11mm，钢丝绳最小破断拉
6
7
力[S b ]=66.68KN ，标记如下：
钢丝绳6W(19)-13.5-155I
2.3 确定滑轮主要尺寸
滑轮的许用最小直径：
D ≥()1-e d =()12520-=480mm
式中系数e=25由[2]表2-4查得。

由[1]附表2选用滑轮直径D=280mm ，
取平衡滑轮的直径Dp=0.6*264=158.4由表的Dp=225mm 。

滑轮的绳槽部分尺寸可由[1]附表3查得。

由附表4选用钢丝绳d=11mm ，D=280mm ，滑轮轴直径D 5=90mm 的E 1型滑轮，其标记为：
滑轮E 111×280-90 ZB J80 006.8-87
所以 D=400mm
2.4 确定卷筒尺寸，并验算强度
卷筒直径：
D ≥()1-e d =11()125-=264mm
由[1]附表13选用，A 型卷筒绳槽尺寸D=315mm 由[3]附表14-3查得槽
距，t=14mm ，槽底半径r=7mm
卷筒尺寸： L=10042L t Z D i H h +⎪⎪⎭⎫
⎝⎛++⨯π=162134232614.33101823+⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛
++⨯⨯⨯
=1089.1mm 取L=1100mm
式中 Z 0——附加安全系数，取Z 0=2；
L 1——卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，即
L 1=A=162mm ，实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减；
D 0——卷筒计算直径D 0=D+d=315+11=326mm
卷筒壁厚：
δ=D 02.0+（6～10）=0.02×315+（6～10）=12.3～16.3 取δ=13mm
卷筒壁压应力验算：
卷筒的长度L=946，而3倍D 为945
8 卷筒拉应力验算：卷筒长度L ＞3D ，尚应校验由弯矩产生的拉应力，
卷筒弯矩图示与图5-2
卷筒弯矩图
卷筒最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时：
w M =l S max =⎪⎭⎫ ⎝⎛-21max L L S =⎪⎭⎫
⎝⎛-⨯216211008620
=4042780N ·mm
卷筒断面系数：
W =0.1⎪⎪⎭⎫
⎝⎛-D D D i 4
4=0.1×315
2893154
4-=921729.673mm
式中D ——卷筒外径，D =315mm ；
i D ——卷筒内径，i D =D -2δ=315-2×13=289mm
于是
l σ=W M w =67.9217294042780
=4.39MPa
合成应力：
'
l σ=l σ+[][]max y y l
σσσ⋅=4.39+51130
39⨯=19.7MPa
式中许用拉应力 []l σ=2n b σ=5
195
=39MPa
9
∴'
l σ＜[]l σ
卷筒强度验算通过。

故选定卷筒直径D =315mm ，长度L=1100mm ；卷
筒槽形的槽底半径r =7mm ，槽距t =13mm ，倍率h i =3
卷筒 A315×1100-7×13-20×3左ZB J80 007.2-87
所以 Ds=90mm
L=1100mm
δ=13mm
通过校核计算'
l σ＜[]l σ强度验算通过。

2.5 选电动机
计算静功率：
j N =()η601020⨯+v
G Q =()
885.060102995000⨯⨯+=14KW
式中η——机构总效率，一般η=0.8～0.9，取η=0.85
电动机计算功率：
e N ≥j d N k =0.8⨯14=11.2KW
式中系数d k 由[2]表6-1查得，对于1M ～e M 级机构，
d k =0.75～0.85，取d k =0.8
查[1]附表30选用电动机JZR 2-41-8，其e N =11KW ，1n =710rpm ，
[2GD ]d =1.06kg ·2m ，电动机质量d G =210kg
e N =11.2KW
选电动机YZR180L-8
2.6 验算电动机发热条件
按照等效功率法，求JC =25%时所需的等效功率：
x N ≥25k ·γ·j N =0.75×0.87×7.84=5.1KW
10 式中25k ——工作级别系数，查[2]表6-4，对于M 5～M 6级，
25k =0.75；
γ——系数，根据机构平均起动时间与平均工作时间的比重
（q t /g t ）查得。

由[2]表6-3，一般起升机构q t /g t =0.1～0.2，取q t /g t =0.1，由[2]图6-6查得γ=0.87。

由以上计算结果x N ＜e N ，故初选电动机能满足发热条件
x N =5.1KW
x N ＜e N 电动机发热验算通过
2.7 选择减速器
卷筒转速：
j N =
0D Vi h π=326
.014.32*3.13⨯=26r/min 减速器总传动比：、 0i =j n n 1=26
710=27.3 查[1]附表35选PJ-500Ⅱ-3CA-左减速器，当工作类型为中级（相当工作级别为M 5级）时，许用功率[N]=31.5KW ，0'i =40.17，质量g G =878㎏，主轴直径1d =60mm ，轴端长1l =110mm （锥形）
选减速器PJ-500Ⅱ-3CA
2.8 验算起升速度
实际起升速度：
'v =26*326.0=8.476m/min
11
2.9 校核减速器输出轴强度
由2-2-10得输出轴最大径向力F max ：
F max =2δS+G/2 ≤[F]
∴max F =2/56.462.8*05.1+=11.3KN ＜[F ]=26.5KN 由2-2-11得输出轴最大扭矩：
max M =[]M M ≤2δ
∴max M =1.05*40=42KNm ＜[M ]=96500Nm 由以上计算，所选减速器能满足要求
max M ＜[M ]减速器输出轴强度足够 2.10 选择制动器
所需静制动力矩：
≥z M z K ·j M '=z K ·
()η0
'0
02i i D G Q h +
=1.75×
()85.03
.2732315.0995000⨯⨯⨯+
=14.5㎏·m
式中z K =1.75——制动安全系数，由[2]第六章查得。

由[1]附表15选用YWZ 5-250/23制动器，其制动转矩ez M =140^225Nm ，制动轮直径z D =250mm ，制动器质量z G =37.6㎏ 选用YWZ 5-250/23制动器 2.11 选择联轴器
高速联轴器计算转矩，由[2]（6-26）式：
4081518.15.18=⨯⨯==e c M n M ϕNm
12
式中151=e M ——电动机额定转矩（前节求出）； n =1.5——联轴器安全系数；
8ϕ=1.8——刚性动载系数，一般8ϕ=1.5～2.0。

由[1]附表29查得JZR 2-41-轴端mm d 65=，mm l 105=。

从[1]附表34查得减速器的高速轴为圆锥形mm l mm d 85,42==。

靠电动机轴端联轴器 由[1]附表43选用CLZ 3-S 139半联轴器，最大容许转矩[M t ]=3150Nm ＞C M 值，飞轮力矩()403.02=l GD kg ·m 2，质量
l G =23.6kg
浮动轴的两端为圆柱形mm l mm d 85,55==
靠减速器轴端联轴器 由[1]附表45选用带mm 300φ制动轮的半齿联轴器,其图号为S385,最大容许转矩[M
t
]=1400Nm, 飞轮力矩
()33.02=l
GD kg ·m
2
,质量18.4kg 为与制动器Y 相适应,将S385联轴
器所需制动轮,修改为mm 250φ应用
半齿联轴器；CLZ 3,图号 S139 C M ＜[M t ] 带mm 250φ制动轮半齿联轴器,图号S385
2.12 验算起动时间
起动时间：
()
()
()⎥⎦
⎤⎢⎣⎡++⨯-=η2
02012
12.38i D G Q GD C M M n t j q q 式中()()()
2
2
1
2
GD GD GD d
+=Z
=1.0632+0.4032+0.332=1.40kg ·m 2
静阻力矩：
()η
i D G Q M j 200+=
()61.3085
.03.272315
.0995000=⨯⨯+kg ·m
13
=306.1Nm 平均起动转矩：
3302205.15.1=⨯==e q M M Nm
∴()()()⎥⎦⎤
⎢⎣⎡⨯⨯++⨯-=85.03.273315.099500040.115.11.3063302.387102
2q t =0.68s
查[2]对于3～80t 通用桥式起重机起升机构的sec 5~1][=q t ，此时q t >1s.故所选电动机合适。

sec 68.0=q t 2.13 验算制动时间
由[2]式（6-24）得，制动时间：
sec 46.065.05026.455240.115.1)
26.4552800(2.38710
)()()(2.3822
2
0012
'21=⎥⎦⎤
⎢⎣⎡⨯⨯+⨯⨯-=
⎥⎦
⎤⎢⎣⎡++-=ηi D G Q GD C M M n t j e z
式中
m
N i i D
G Q M h j ⋅=⨯⨯⨯⨯+=
+=2.8485.03
.2732315
.0)995000(2)('
0'
η
查[1]表6-6查得许用减速度a ≤0.2,a=v '/z t ，sec 67.0][=z t ，因为
][z t t <，故合适。

z t =0.46sec sec 67.0][=z t ][z t t <
14
2.14 高速浮动轴
（1）疲劳计算 轴受脉动扭转载荷，其等效扭矩： m N M M e ax ⋅=⨯==29214626Im ϕ 式中6ϕ——动载系数6ϕ=2
由上节选择联轴器中，已经确定浮动轴端直径d=42mm,因此扭转应力 轴材料用45号钢，MPa MPa s b 360,650==σσ 许用扭转应力：由[1]中式（2-11），（2-14）
I
ok n k 1
2][1-+=
-ηττ 式中m x k k k ⋅= ——考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数；
x k ——与零件几何形状有关，对于零件表面有急剧过渡和开有键槽及
紧配合区段，x k =1.5—2.5
m k
——与零件表面加工光洁度有关，此处取k=2×1.25=2.5
η
——考虑材料对应力循环对称的敏感系数，对碳钢，低合金钢2.0=η I n ——安全系数，查[1]表30得25.1=I n
因此, MPa ok 2.666
.1)2.05.2(143
2][=⨯+⨯=
τ
故, ][ok n ττ<通过.
（2）强度计算 轴所受的最大转矩
MPa M M e ax I 28.24514668.12Im =⨯==ϕ 最大扭转应力：
MPa W M ax I 68.2616
/042.014.328
.2453Im max =⨯==
τ 许用扭转应力：
15
MPa n II
s
II 1356
.1216
][==
=
ττ 式中：II n ——安全系数，由[1]表2-21查得6.1=II n
II ][max ττ< 故合适。

浮动轴的构造如图所示，中间轴径
高速浮动轴构造如图所示，中间轴径mm d d 55^50)10~5(1=+=，取
mm d 551=
高速浮动轴构造
16
3.小车运行机构的设计计算
3.1 确定传动方案
经比较后，确定采用下图所示传动方案：
小车运行机构传动简图
3.2 选择车轮及轨道并验算其强度
车轮最大轮压：小车质量估计取G xc =2560kg
轮压，则P max =（5000+2560）/4= 1890kg 车轮最小轮压：P min =G xc /4=5000/4=1250kg
初选车轮：由[1]表3-8-15P360，当运行速度40m/min<60m/min ，Q/G xc =5000/2560=1.9>1.6，工作级别为M5时，车轮直径D c =250mm ，许用轮压为11.8t >P max 。

GB4628—84规定，直径系为
c D =250,315,400,500,630mm ，故初步选定车轮直径c D =250mm ，而后校
核强度。

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 车轮踏面疲劳计算载荷：
P c =（2P max +P min ）/3=（2×1890+1250）/3 =1677N
17
车轮材料为ZG340-640，σs =340Mpa ，σb =640Mpa 线接触局部挤压强度：
P c ’=k 1D c lC 1C 2=6.0×250×26.13×1×1=39195sN
式中, k 1——许用线接触应力常数（N/mm 2），由[2]表5-2查得k 1=6.0 l ——车轮与轨道有效接触强度，对于P24， l=b=26.13mm
C 1——转速系数，由[2]表5-3，车轮转速 N c =v/
D c =40/（3.14*0.4）=31.85r/min 时，C 1=1.0
C 2——工作级别，由[2]表5-4，当为M5时， C 2=1 P c ’ > P c ，故通过。

点接触局部挤压强度：
P c ’’=k 2R 2C 1C 2/m 3=0.132×2002×1×1/0.473 =50855N
式中，k 2——许用点接触应力常数（N/mm 2），由[3]表5-2查得k 2=0.132 R ——曲率半径，车轮与轨道曲率半径中的大值。

车轮
R 1=D/2=250/2=125mm ，轨道R 2=200mm ，故取R=00mm m ——由R 1/R 2比值所确定的系数，R 1/R 2= 125/200=0.625，由[3]表5-5查得m=0.47 P c ’’ >P c ，故通过。

;验算车轮强度大车车轮采用圆柱形踏面的双轮缘车轮：
材料选用ZG340-640（相当于ZG55，正火后回火）车轮直径350mm 。

为了提高车轮的使用寿命，车轮踏面和轮缘内侧进行表面淬火，便面强 度达到HB300～380.对于淬硬层的深度，应大于15～20mm ，因轮压 Nmax=4192公斤，故选用P18型铁路钢轨（圆弧顶），由于轨顶面是弧
形能适应车轮的倾斜，一级起重机跑偏的情况具有足够的强度，使寿 命长，同时其轨顶应有足够的宽度以减少对基础的比压，截面具有足够 的抗弯强度，轨面一般与车轮配用，不再进行强度校核。

验算车轮的疲 劳强度由于车轮在使用中失效的主要原因是踏面疲劳损坏，车轮的计算 蛀牙是踏面疲劳强度的计算。

踏面疲劳计算载荷：
PC=
自(4-11式)式中：PC-车轮他民疲劳计算载荷（N ）
18
Pmax-起重机正常工作时的最大轮压
Pmin-起重机正常工作时的最小轮压故PC=30.4KN
因圆柱形踏面与圆弧顶钢轨为点接触所以车轮踏面的疲劳计算载荷应
满
足：;式中：C1-转速系数，表4-4， 查得C1=1.13（插值法
计算）C2-运行机构工作级别系数，表4-5得：C2=1.00（工作级别为
M5）
K2-与车轮材料有关的点接触应力常熟，查4-6得：K2=0.126（插值法
计
算）查得：;b=640MPa 〔s 〕P3-39R-曲率半径，P18型轨道顶面曲率半
径，
R=175mm ，取车轮半径与轨道顶曲面曲率半径中之大值，故取R=175mmm 由轨道顶面曲率半径与车轮半径之比所确定的系数：
m=
=
=0.514
根据比值，查0.487表4-7得：m=0.487则： PC=30.4KN ＜C1C2K2=37.75KN 所以车轮疲劳强度校核通过。

3.3 运行阻力的计算
1.摩擦阻力Fm ：
小车满载运行时的最大摩擦阻力：
ωβμ)(2)(G Q D d
f G Q F m +=++=
=（5000+2560)*0.015*9.8 =1111.3N 式中，
ω——摩擦阻力系数，初步计算时可按(1)表2-3-5查得 ω=0.015。

满载运行时最小摩擦阻力：
Fm0=D
d
f Q G μ++2)(
=250
60
02.04.02)25605000(⨯+⨯+*9.8
19
=592.7N
空载运行时最小阻力：F 1m =G D d f ÷+)2(μ =2560*9.8*(0.4*2+0.02*60)/2500=200N F=0.4(查表2-3-2) μ=0.02（查表2-3-3） 2.坡道阻力F p F p =（Q+G ）sin α
=（5000+2560）*9.8*0.001=74N
3.风阻力F 风 F 风=0
F j =1111.32+74+0=1185.32N
3.4 选电动机
电动机的静功率：
Pj=m
v F j η10000
=
60
19.010007
.4332.1185⨯⨯⨯⨯
=0.96kw
式中，η——机构传动效率，取0.9式中
F j =F m(Q=Q)——满载运行时的静阻力；
m ——驱动电动机台数m=1；
对于桥式起重机的小车运行机构可按下式初选电动机： P=k d Pj=1.33×0.96=1.27kw
初选电动机功率： N=k d N j =1.25*1.27=1.5kw
式中，k d ——电动机功率增大系数，由[1]表7-6得k d =1.25。

由附表选用电动机YZR112M-6，N e =1.5kw ，n 1=877 r/min ，电动机质量74kg 。

20
3.5 验算电动机发热条件
电机等效功率： Nx =K2.5×r ×Nj =0.75×1.12×1.27 =1.06kw
式中，K2.5——工作类型参数，由[]2表6-4查得K2.5=0.75 r ——由(1)按起重机工作场所得tq/tg=0.2，查得r=1.12 由此可知，Nx < N e ，满足发热要求 3.6 选择减速器 车轮转速：
n c =
min /7.5525
.07
.43r D V C DC =⨯=ππ 机构传动比： i 0=
7.157
.5587721==n n 由[1]附表40，选用JSC-350-∏-2减速器。

故N J <[N]
3.7 验算起升速度和实际所需功率 实际运行速度：
V ’dc =V dc min /8.267
.468.395.31'00m i i =⨯= 误差：
%15%8.145
.318
.265.31<=-=-=
dc dc dc V V V ε 实际所需电动机静功率： N ’j =N J
kw V V dc dc 15.35
.318
.2672.3'=⨯=
由于N’
j <N
e
，故所选电动机和减速器均合适
3.8 验算起动时间
起动时间：
t
q =]
'
)
(
)
(
[
)
(2.
3802
2
1
2
1
η
i
D
G
Q
GD
mc
M
mMq
n C
J
+
+
-
式中 n
1
=1000r/min； m=1(驱动电动机台数)；
M q =1.5M
e
=1.5m
N⋅
=
⨯
⨯83
1000
8.5
9550
M
e
——JC25%时电动机额定扭矩：
M e =9550
%)
25
(
%)
25
(
1
JC
n
JC
n
e
3.9 按起动工况校核减速器功率
起动工况下校核减速器功率：
N
d =
' 1000m
V
P
dc
d
η
式中 P
d =P
j
+P
g
=P
j
+
)
(
60
'
Q
Q
q
dc
t
V
g
G
Q
=
⨯
+
=8100+(7000+20000)
23
.1
60
8.
26
10
⨯
⨯
⨯
=17904N
m’——运行机构中同一传动减速器的个数，m’=1
因此 N
d =kw
89
.8
1
9.0
60
1000
8.
26
17904
=
⨯
⨯
⨯
⨯
所选用减速器的[N]
JC25%=6.9kw＜N
d
, 故减速器合适。

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。

以下按二种工况进行验算
空载起动时，主动车轮与轨道接触的圆周切向力：
()()2/2601
2
0'
0c
Q q c
xc Q D k P d k P t v g G T +⎪⎭⎫ ⎝⎛++⋅===βμ= 2/4.00005
.03500
22125.002.0005.0350041.0608.2681.97000⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛++⨯⨯
=847.4㎏=8474N
车轮与轨道的粘着力：
N kg f P F Q 70007002.0350010==⨯=⋅==）（＜）（0=Q T ，故可能打滑。

解
决办法是在空载起动时增大起动电阻，延长起动时间。

满载时起动，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力：
2
)2/(60012)('
⨯⋅+++⋅+===C Q Q q c XC Q Q D k
P d f P t v g G Q T βμ（）（
=()8.3601
.3681.91120032000⨯⨯+ +2/4.00005
.0
216005.1214.002.00005.021600⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+
=1069.5㎏=10695N
车轮与轨道的粘着力：
N kg f P F Q Q 2700027002.027000
200001==⨯+=⋅==）（＞)(Q Q T =，故满
载起动时不会打滑，因此所选电动机合适。

3.11 选择制动器
由[2]查得，对于小车运行机构制动时间z t ≤3～4s ，取z t =2s ，因
此，所需制动转矩：
()()()⎪⎪
⎭
⎪
⎪⎬⎫
⎪⎪⎩⎪⎪⎨⎧⎪⎭
⎫ ⎝⎛
++-⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡-++=ημη'02
'02
21
22.381i d k G Q i D G Q GD mc t n m M xc c xc l z z =11{()⎥⎦⎤
⎢⎣⎡
⨯++⨯⨯⨯9.07.464.0700020000863.015.1122.38100022
-()9.07.4610
2125.002.00005.0700020000⨯⎪⎭⎫
⎝⎛⨯++}
=27.2 Nm
由附表15选用40100-MW ，其制动转矩Nm M ez 112=
考虑到所取制动时间s t z 2=与起动时间s t q 23.1=很接近，故略去制动不打滑条件验算
3.12 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：
Nm M n M e c 64.4255.178.135.18=⨯⨯==ϕ
式中 ()
Nm n N M JC e e 55.1710008
.1975097501
%25=⨯==——电动额定转矩；
n ——联轴器的安全系数，运行机构n=1.35；
8ϕ——机构刚性动载系数，8ϕ=1.2～2.0，取8ϕ=1.8。

由附表31查电动机YZR112M-6两端伸出轴各为圆柱
d=32mm ，l =80mm 。

由附表37查JSC-350减速器高速轴
端为圆柱形1d =22mm ，l =50mm 。

故从[]1附表41选鼓形齿式联轴器，主动端A 型键槽1d =32mm ，L=80mm ；从动端A 型键槽2d =22mm ，L=50mm 。

标记为：GICL 1联轴器052280
23⨯⨯ZBJ19013-89。

其公称转矩Nm T n 630=＞
c M =42.65Nm ，飞轮矩()l GD 2=0.009kg ·2m ，质量l G =5.9kg
高速轴端制动轮：根据制动器已选定为18/0015YWZ ，由[1]附表16
选制动轮直径z D =100mm ，圆柱形轴孔d=32mm ，L=80mm ，标记为：制动轮100-Y32 JB/ZQ4389-86，其飞轮矩[]Z GD 2=22.0m kg ⋅，质量z G =10kg 以上联轴器与制动轮飞轮矩之和：()l GD 2+()z GD 2=2209.0m kg ⋅
原估计2281.0m kg ⋅基本相符，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c M 求出
'C M 2879.01564.422
121'0=⨯⨯⨯=⋅⋅=ηi M c Nm 由[1]附表37查得ZSC-350减速器低速轴端为圆柱形d=45mm ，L=80mm ，取浮动轴装联轴器轴径d=45mm ，L=80mm ，由[1]附表42选用两个GICLZ 4鼓形齿式联轴器。

其主动端：Y 型轴孔A 型键槽，1d =45mm 。

从动端：Y 型轴孔，A 型键槽，2d =45m ，L=80mm ，标记为
GICLZ 3联轴器891901480
548045-⨯⨯ZBJ 由前节已选定车轮直径c D =250mm ，车轮轴安装联轴器处直径d=45mm ，L=80mm ，同样选用两个GICLZ 4鼓形齿式联轴器。

其主动轴端：Y 型轴孔，A 型键槽1d =45m ，L=80mm ，从动端：Y 型轴孔，A 型键槽2d =45mm ，L=80mm ，标记为：
GICLZ 3联轴器
80
548045⨯⨯ZBJ19014-89 3.14 验算低速浮动轴强度
（1）疲劳验算 由[4]运行机构疲劳计算基本载荷 5429.07.15266.428.12'05max =⨯⨯⨯==ηϕi M M e r Nm 前节已选定浮动轴端直径d=70mm ，其扭转应力： ()
MPa m N W M r n 7.12/107.2150.02.0542263max =⨯=⨯==τ 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MPa MPa s 180,1401==-ττ，许用扭转应力：
[]MPa n k k 8.4425
.115.2140111=⨯=⋅=
--Ⅰττ
式中k 、Ⅰn ——与起升机构浮动轴计算相同 n τ＜[]k 1-τ 通过
（2）强度验算 由[4]运行机构工作最大载荷
.m 8689.07.152
66.428.16.12'085max N i M M e =⨯⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=ηϕϕⅡ 式中 5ϕ——考虑弹性振动的力矩增大系数，对突然起
动的机构，5ϕ=1.5～1.7，此处取5ϕ=1.6；
8ϕ——刚性动载系数，取8ϕ=1.8。

最大扭转应力：
()
MPa m N W M 7.34/107.3405.02.0868263max max =⨯=⨯==Ⅱτ 许用扭转应力：
[]MPa n s 1205
.1180===ⅡⅡττ max τ＜[]Ⅱτ 故通过
浮动轴直径：+=d d 1（5～10）=50～55m 取1d =50mm 。

致谢
非常感谢在我大学的最后学习阶段——毕业设计阶段李达敏老师给自己的指导，从最初的定题，到资料收集，到写作，修改，到论文定稿，他给了我耐心的指导和无私的帮助，为了指导我们的毕业论文，他放弃了自己的休息时间，他的这种无私奉献的敬业精神令人钦佩，在此我向他表示我诚挚的谢意。

同时，感
谢所有的任课老师和所有同学在这四年来为自己的指导和帮助，是他们教会了我专业知识，教会了我如何学习，教会了我如何做人。

正是由于他们，我才能在各方面取得显著的进步，在此向他们表示我由衷的谢意，并祝所有的老师培养出越来越多的优秀人才，桃李满天下！
通过这一段的努力，我的毕业设计终于完成了，这意味着大学生活即将结束。

在大学阶段，我在学习上和思想上都受益匪浅，这除了自身的努力外，与各位老师，同学和朋友的关心，支持和鼓励是分不开的。

在我的设计过程中，我的指导老师倾注了大亮点心血，从选题到开题报告，从写作提纲，到一遍一遍的指出我设计中的具体问题，严格把关，循循善诱，在此我表示衷心感谢。

同时我还要感谢在我学习期间给我极大关心和支持的各位要是以及关心我的同学和朋友。

毕业设计是一次再系统学习的过程，毕业设计的完成，同样也意味着新的学习生活的开始。

我将铭记我曾是一名河南科技学院新科学院的学子，在今后的工作中把新科学院的优良传统发扬光大。

感谢各位老师的批评指导。

参考文献
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[2]陈道南起重机课程设计冶金工业出版社 1993
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[4]成大先机械设计手册化学工业出版社 2004
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[7]刘静香工程力学河南科技技术出版社 2006
[8]李廉锟结构力学高等教育出版社 1979
[9]朱学敏起重机械机械工业出版社 2003
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[11]邱栋良国内外起重机发展动态起重运输机械 1997
[12]王昆何小柏任信远机械设计基础课程设计高等教育出版社 1996
[13]朱学敏起重机械机械工业出版社 2003
[14]扬长葵起重机械机械工业出版社 1982
[15]祝慈寿中国工业技术史重庆出版社 1995
[16]张质文起重机设计手册中国铁道出版社 1998。