100T双梁桥式起重机设计说明书

摘要
起重机的出现大大提高了人们的劳动效率，以前需要许多人花长时间才能搬动的大型物件现在用起重机就能轻易达到效果，尤其是在小范围的搬动过程中起重机的作用是相当明显的。

在工厂的厂房内搬运大型零件或重型装置桥式起重是不可获缺的。

桥式起重机小车主要包括起升机构、小车架、小车运行机构、吊具等部分。

其中的小车运行机构主要由减速器、主动轮组、从动轮组、传动轴和一些连接件组成。

此次设计的桥式起重机是水电站桥式起重机，安装于丰满水电站扩建工程厂房内，用于水轮发电机组及其附属设备的安装和检修工作。

水电站内设备一般都是大中型设备，对桥式起重机的载荷要求较高，所以对减速器性能要求较高。

关键词：桥式起重机；小车运行机构；减速器
Design of the bridge type hoist crane Car movement
organization
ABSTRACT
The invention of crane has greatly increased people’s work efficiency .People can use crane to handle with huge articles ,which used to be taken a long time to
do,especially in a small area .The bridge type hoist crane is required to handle with huge accessory or huge device.
The bridge type hoist crane car consists of promoted organization,the car frame，the car movement organization,hoisting mechanisms and so on.Its operation structure is composed of reducer,the driving wheel group,the driven wheel group,the transmission shaft and some connect fitting.The core of this structure is the design of the reducer.
This bridge type hoist crane is be used to the hydroelectric power station.It is installed in the expanded workshop of Fengman water and electricity station.It is used to installing,examining and repairing the water-turbine generator set and its accessorial equipments.the equipments in the water and electricity station are large or
medium-size.These equipments have a high request on the load of bridge type hoist crane,so they also have a high request on the capability of the reducer.
Key words: bridge type hoist ,the reducer
摘要 (I)
ABSTRACT (II)
1 起重机小车设计 (1)
1.1 小车主起升机构计算 (6)
1.1.1 确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组 (6)
1.1.2 选择钢丝绳 (6)
1.1.3 确定滑轮主要尺寸 (7)
1.1.4 确定卷筒尺寸，并验算强度 (7)
1.1.5 选电动机 (9)
1.1.6 验算电动机发热条件 (10)
1.1.7 选择减速器 (10)
1.1.8 验算起升速度和实际所需功率 (10)
1.1.9 校核减速器输出轴强度 (11)
1.1.10 选择制动器 (12)
1.1.11 选择联轴器 (12)
1.1.12 验算启动时间 (13)
1.1.13 验算制动时间 (13)
1.1.14 高速浮动轴 (14)
1.2.1 确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组 (16)
1.2.2 选择钢丝绳 (16)
1.2.4 确定卷筒尺寸，并验算强度 (17)
1.2.5 选电动机 (19)
1.2.6 验算电动机发热条件 (19)
1.2.7 选择减速器 (19)
1.2.8 校核减速器输出轴强度 (20)
1.2.9 选择制动器 (21)
1.2.10 选择联轴器 (21)
1.2.11 验算起动时间 (22)
1.2.12 验算制动时间 (22)
1.2.13 高速浮动轴 (22)
1.3.1 确定小车传动方案 (25)
1.3.2 选择车轮及轨道并验算其强度 (25)
1.3.3 运行阻力的计算 (26)
1.3.4 选电动机 (27)
1.3.5 验算电动机发热条件 (27)
1.3.6 选择减速器 (28)
1.3.7 验算运行速度和实际所需功率 (28)
1.3.8 验算起动时间 (28)
1.3.9 按起动工况校核减速器功率 (29)
1.3.10 验算起动不打滑条件 (29)
1.3.11 选择制动器 (30)
1.3.12 选择高速轴联轴器及制动轮 (31)
1.3.13 选择低速轴联轴器 (32)
1.3.14 验算低速浮动轴强度 (32)
2 起重机大车设计 (29)
2.1 起重机打车运行机构计算 (34)
2.1.1 确定传动机构方案 (34)
2.1.2 选择车轮与轨道，并验算其强度 (34)
2.1.3 运行阻力的计算 (36)
2.1.4 选择电动机 (36)
2.1.5 验算电动机发热条件 (37)
2.1.6 选择减速器 (37)
2.1.7 验算运行速度 (37)
2.1.8 验算启动时间 (38)
2.1.9 按起动工况校核减速器功率 (38)
2.1.10 验算起动不打滑条件 (39)
2.1.12 选择联轴器 (40)
2.1.13 验算低速浮动轴强度 (41)
3 起重机结构设计 (36)
3.1 基本参数和已知条件 (43)
3.2 材料选择及许用应力 (43)
3.3 总体尺寸设计 (43)
3.3.1 桥架尺寸的确定 (43)
3.3.2 端梁尺寸 (44)
3.3.3 主、端梁的连接 (44)
3.4 主梁截面性质计算 (45)
3.5 端梁截面性质计算 (47)
3.6 载荷 (48)
3.7 主梁计算 (51)
3.8 主梁疲劳强度校核 (58)
3.9 刚度校核 (61)
3.10 稳定性校核 (63)
参考文献 (66)
1 起重机小车设计
1.1 小车主起升机构计算
1.1.1 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1-1的方案。

按Q=100t ，查表4-2（起重机设计手册）取滑轮组倍率i h =6，承载绳分支数：Z=2i h =12
图1-1
查表3-4-11（起重机设计手册）选双钩锻造式吊钩组，得其质量：G 。

=4000kg ，两端滑轮间距A=131mm 。

1.1.2 选择钢丝绳
若滑轮组采用滚动轴承，当i h =6，查表2-1（起重机运输机械）得滑轮组
效率ηh =0.96。

钢丝绳所受最大拉力：
S max =η
h i G Q 20+=96.0*6*24000100000+=9027.8kg=90.28KN
查表2-4（起重运输机械）,重级工作类型(工作级别M 7)时,安全系数n=6。

钢丝绳计算破断拉力S b ：
S b =n ×S max =6×90.28=541.7KN
查表3-1-6选用纤维芯钢丝绳6×19W+FC ，钢丝公称抗拉强度1850MP a ，光
面钢丝，左右互捻，直径d=28mm ，钢丝绳最小破断拉力[S b ]=546KN ，标记如下：
钢丝绳 28NAT6×19W+FC1850ZS233.6GB8918-88
1.1.3 确定滑轮主要尺寸
滑轮的许用最小直径：D ≥()1-e d =()13028-=812mm
式中系数e=30由表2-4（起重运输机械）查得。

由附表2选用滑轮直径D=900mm ，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=28mm ，D=900mm ，滑轮轴直径D 5=150mm 的E 1型滑轮，其标记为：滑轮E 128×900-150 ZB
J80 006.8-87
1.1.4 确定卷筒尺寸，并验算强度
卷筒直径：D ≥()1-e d =28)130(-=812mm
由附表13选用D=900mm ，卷筒绳槽尺寸由[3]附表14-3查得槽距，t=30mm ，槽底半径r=17mm
卷筒尺寸： L=10042L t Z D i H h +⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛++⨯π=131304292814.36101823+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛++⨯⨯⨯=2714mm 取L=3000mm
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=131mm ，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=900+28=928mm
卷筒壁厚：
δ=D 02.0+（6～10）=0.02×900+（6～10）=24～28 取δ=26mm
卷筒壁压应力验算：
max y σ=t S nax ⨯δ=03
.0026.090280⨯=6105.112⨯N/m 2=112.5MPa 选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度b σ=195MPa
m ax y σ＜[]Y σ 故抗压强度足够
卷筒拉应力验算：由于卷筒长度L ＞3D ，尚应校验由弯矩产生的拉应力，卷筒弯矩图示与图1-2
图1-2 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 m ax =⎪⎭
⎫ ⎝⎛-21max L L S =⎪⎭⎫ ⎝⎛-⨯2131300090280=125834340N ·mm
卷筒断面系数：W =0.1⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛-D D D i 44=0.1×90084890044-=154432713mm 式中D ——卷筒外径，D =900mm ；
i D ——卷筒内径，i D =D -2δ=900-2×26=848
于是 l σ=W M w =15443271
125834340=8.15Mpa 合成应力：'l σ=l σ+[][]max
y y l σσσ⋅=8.76+5.11213039⨯=35.51MPa 式中许用拉应力：[]l σ=2n b
σ=5
195=39MPa ∴'
l σ＜[]l σ 卷筒强度验算通过。

故选定卷筒直径D =900mm ，长度L=3000mm ；卷筒槽形的槽底半径r =17mm ，槽距t =30mm ；起升高度H =18m ，倍率h i =6
卷筒 A900×3000-17×30-18×3左ZB J80 007.2-87
1.1.5 选电动机
计算静功率：j N =()η601020⨯+v G Q =()8.685
.0601021050100000⨯⨯+=132.1KW 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 =0.9⨯132.1=118.89KW
式中系数d k 由表6-1(起重运输机械)查得，对于1M ～e M 级机构，d k =0.85～0.95，取d k =0.9
查表28选用电动机YZR 315M ，其e N （15%）=125KW ，1n =750rpm ，
[2GD ]d =34kg ·2m ，电动机质量d G =1170kg
1.1.6 验算电动机发热条件
按照等效功率法，求JC =40%时所需的等效功率：x N ≥25k ·γ·j N =1×0.85×132.1=112.3KW
式中25k ——工作级别系数，查表（起重运输机械）6-4，对于重级，25k =1； 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，由图（起重运输机械）
6-6查得γ=0.85。

由以上计算结果x N ＜e N ，故初选电动机能满足发热条件
1.1.7 选择减速器
卷筒转速：j N =0D Vi h π=928
.014.368.6⨯⨯=14r/min 减速器总传动比：0i =
j n n 1=14750=53.57 查表（起重机设计手册）选QJS-D-630型减速器，当工作类型为重级（相当工作级别为M 7级）时，许用功率[N]=124KW ，0'
i =50，质量g G =3600㎏，主轴直径1d =80mm ，轴端长1l =170mm （锥形）
1.1.8 验算起升速度和实际所需功率
实际起升速度：'v =0'0i i v =6.857.5350=6.35m/min
误差：ε=v v v -'×100%=8
.635
.68.6-×100%=6.6%＜[ε]=15%
实际所需等效功率：x N '=v v N x '=112.335
.68.6=120.25KW ＜e
N ()%40=125KW
1.1.9 校核减速器输出轴强度
由[起重运输机械]公式（6-16）得输出轴最大径向力max R =
()j G aS +max 2
1
≤[R ] 式中m ax aS =2×87720=175440N=175.44KN ——卷筒上卷绕钢丝所引起的载荷；
j G =9.81KN ——卷筒及轴自重，参考表3-10-7（起重机设计手册）查得
[R]=150KN ——QJS630减速器输出轴端最大允许径向载荷。

∴max R =
()81.944.1752
1
+=92.63KN ＜[R ]=150KN 由[2]公式（6-17）得输出轴最大扭矩：m ax M =（0.7～0.8）[]M i M e ≤00'max ηψ
式中e M =1
%)
25(9750
n N e =9750
750
125
=1625Nm ——电动机轴额定力矩； m ax ψ=3.4——当JC =40%时电动机最大力矩倍数；
95.00=η——减速器传动效率；
[]85000=M Nm ——减速器输出轴最大容许转矩，由（ 起重机设计手册）
表3-10-6查得。

∴m ax M =0.8×3.4×1625×50×0.95=67925Nm ＜[M ]=85000Nm 由以上计算，所选减速器能满足要求
1.1.10 选择制动器
所需静制动力矩：≥z M z K ·j M '=z K ·
()η0
'
02i i D G Q h +
=1.75×
()85.050
62928.010********⨯⨯⨯+=232.48㎏·m=2324.8Nm
式中z K =1.75——制动安全系数，由（起重运输机械）第六章查得。

由表3-7-17（起重机设计手册）选用YWZ 5-630/121制动器，其制动转矩
ez M =1800～2800Nm ，制动轮直径z D =630mm ，制动器质量z G =185.8㎏
1.1.11 选择联轴器
高速联轴器计算转矩，由[2]（6-26）式：5.438716258.15.18=⨯⨯==e c M n M ϕNm
式中1625=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
8
ϕ=1.5～2.0
由[1]附表29查得YZR-315M 电动机轴端为圆锥形mm d 95=，mm l 130=。

从表3-10-9（起重机设计手册）查得QJS-D-630减速器的高速轴为圆锥形
mm l mm d 170,80==。

靠电动机轴端联轴器 由表3—12-7（起重机设计手册）选用CLZ4半联轴器，其图号为S180，最大容许转矩[M
t
]=5600Nm ＞
C
M 值，飞轮力矩
()
22
.02
=l
GD kg ·m 2
，质量
l
G =37.5kg
浮动轴的两端为圆柱形mm l mm d 172,85==
靠减速器轴端联轴器 由[1]附表45选用带mm 600φ制动轮的半齿联轴器,
其图号为S198,最大容许转矩[M
t
]=19000Nm, 飞轮力矩
()35
2
=l
GD kg ·m 2
,
质量218kg.为与制动器YWZ 5-630/121相适应,将S198联轴器所需mm 600φ制动轮,修改为mm 630φ应用
1.1.12 验算启动时间
起动时间：()()
()⎥⎦
⎤⎢⎣⎡++⨯-=η2
02012
12.38i D G Q GD C M M n t j q q 式中()()()2212GD GD GD d +=Z =35+0.22+34=69.22kg ·m 2
静阻力矩：()η
i D G Q M j 200+=
()95.5185
.017.403258
.046720000=⨯⨯⨯+kg ·m =1838.7Nm
平均起动转矩：5.243716255.15.1=⨯==e q M M Nm
∴()()()⎥⎦
⎤
⎢⎣⎡⨯⨯++⨯-=85.0506928.0400010000022.6915.17.18385.24372.387502
2q t =2.65s 通用桥式起重机起升机构的sec 5~1][=q t ，此时q t >1s 1.1.13 验算制动时间
制动时间：
sec
07.185.0)506(928.0)4000100000(22.6915.1)
5.13282800(2.38750
)()()
(2.382
22
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 ⋅=⨯⨯⨯⨯+=
+=5.132885.050
62928
.0)4000100000(2)('
0'
η
查[1]表6-6查得许用减速度a ≤0.2,a=v '/z t ，sec 5.1][=z t ，因为][z t t <，故合适。

1.1.14 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 ⋅=⨯==1690162504.16Im ϕ
式中6ϕ——动载系数6ϕ=0.5（1+2ϕ）=1.04 2ϕ——起升动载系数，
2ϕ=1+0.71v=1+0.71⨯6.8/60=1.08
由上节选择联轴器中，已经确定浮动轴端直径d=85mm,因此扭转应力为：
MPa m N W M ax n 4.1/104.1085
.02.016902
63
Im =⨯=⨯==
τ 轴材料用45号钢，MPa MPa s b 300,600==σσ 弯曲： 1
-σ
=0.27（b σ+ s σ）=0.27⨯（600+300）=243MPa
扭转： 1-τ= 1-σ/3=243/3=140MPa s τ=0.6s σ=0.6⨯300=180MPa 许用扭转应力：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 9.8825
.12.05.2140
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 1755162508.12Im =⨯==ϕ
最大扭转应力：MPa W M ax I 42.1085
.02.01755
3
Im max =⨯==
τ 许用扭转应力：MPa n II
s
II 1205
.1180
][==
=
ττ 式中：II n ——安全系数，由[1]表2-21查得5.1=II n ,II ][max ττ< 故合适。

中间轴径mm d d 95~90)10~5(1=+=，取mm d 951=
1.2小车副起升机构计算
1.2.1 确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组
照布置宜紧凑的原则，决定采用如下图2-1的方案。

按Q=25t，查[1]表4-2
取滑轮组倍率i
h =3，承载绳分支数：Z=2i
h
=6
查表3-4-11选短型吊钩组，图号为T1-362.1508。

得其质量：G
=697kg两端滑
轮间距 A=102mm
1.2.2 选择钢丝绳
若滑轮组采用滚动轴承，当i
h
=3，查表2-1（起重运输机械）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
3
2
697
25000
⨯
⨯
+
=4348kg=43.48KN
钢丝绳计算破断拉力S
b ：S
b
=n×S
max
=6×43.48=260.88KN
查附表1选用纤维芯钢丝绳6×19W+FC，钢丝公称抗拉强度1850MP
a
，光面
钢丝，左右互捻，直径d=20mm ，钢丝绳最小破断拉力[S b ]=279.5KN ，标记如下： 钢丝绳 20NAT6×19W+FC1850ZS233.6GB8918-88 1.2.3 确定滑轮主要尺寸
滑轮的许用最小直径：D ≥()1-e d =()13020-=580mm
式中系数e=30由表2-4（起重运输机械）查得。

由附表2选用滑轮直径D=630mm ，由于选用短型吊钩，所以不用平衡滑轮。

滑轮的绳槽部分尺寸可由附表3查得。

由附表4选用钢丝绳d=20mm ，D=630mm ，滑轮轴直径D 5=100mm 的E 1型滑轮，其标记为：滑轮E 120×630-100 ZB J80 006.8-87 1.2.4 确定卷筒尺寸，并验算强度
卷筒直径：D ≥()1-e d =20()130-=580mm
由[1]附表13选用D=650mm ，卷筒绳槽尺寸由[3]附表14-3查得槽距，t=22mm ，槽底半径r=11mm
卷筒尺寸：L=10042L t Z D i H h +⎪
⎪⎭⎫ ⎝⎛++⨯π=102224267014.33102023+⎪⎪⎭⎫
⎝⎛++⨯⨯⨯=1709mm 取L=2000mm
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=102mm ，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=650+20=670mm
卷筒壁厚：δ=D 02.0+（6～10）=0.02×650+（6～10）=19～23取δ=23mm 卷筒壁压应力验算：m ax y σ=
t S nax ⨯δ=022
.0023.043480
⨯=6109.85⨯N/m 2=85.9MPa 选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度b σ=195MPa 许用压应力：[]y σ=
1
n b
σ=
5
.1195
=130MPa m ax y σ＜[]Y σ 故抗压强度足够 卷筒拉应力验算：由于卷筒长度L ＞3D ，尚应校验由弯矩产生的拉应力，卷筒弯
矩图示与图2-2
卷筒最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时：
w M =l S m ax =⎪⎭⎫ ⎝⎛-21max L L S =⎪⎭⎫
⎝⎛-⨯2102200043480=41262520N ·mm 卷筒断面系数：
W =0.1⎪⎪⎭
⎫ ⎝
⎛-D D D i 4
4=0.1×6506046504
4-=69870053mm 式中：D ——卷筒外径，D =650mm ；
i D ——卷筒内径，i D =D -2δ=650-2×23=604mm
于是 l σ=
W M w =6987005
41262520=5.9MPa 合成应力：'
l σ=l σ+
[][]max
y y l σσσ⋅=5.9+9.8513039⨯=31.67MPa
式中许用拉应力 []l σ=2
n b
σ=
5
195
=39MPa ∴'
l σ＜[]l σ
卷筒强度验算通过。

故选定卷筒直径D =650mm ，长度L=2000mm 卷筒槽形的槽底半径r =11mm ，槽距t =22mm ；起升高度H =20m ，倍率h i =3 卷筒 A650×2000-11×22-20×3左ZB J80 007.2-87
1.2.5 选电动机
计算静功率：j N =
()η601020⨯+v G Q =()
5.985
.06010269725000⨯⨯+=46.93KW
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 =0.9⨯46.93=42.24KW
式中系数d k 表6-1（起重运输机械）查得，对于1M ～e M 级机构，
d k =0.85～0.95，取d k =0.9
查附表28选用电动机YZR 280S ，其e N （40%）=42KW ，1n =719rpm ，
[2
GD ]d
=9.2kg ·2
m ，电动机质量d G =747kg
1.2.6 验算电动机发热条件
按照等效功率法，求JC =40%时所需的等效功率：x N ≥25k ·γ·j N =1×0.85×46.93=39.89KW
式中25k ——工作级别系数，查表（起重运输机械）6-4，对于M 7级，25k =1； 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=0.85。

由以上计算结果x N ＜e N ，故初选电动机能满足发热条件 1.2.7 选择减速器
卷筒转速：j N =
0D Vi h π=67
.014.33
5.9⨯⨯=13.55r/min 减速器总传动比：0i =
j n n 1=55
.13719=53.06 查表QJS-450减速器，当工作类型为重级（相当工作级别为M 7级）时，许
用功率[N]=44KW ，0'
i =50，质量g G =1400㎏，主轴直径1d =50mm ，轴端长1l =110mm
（锥形）
实际起升速度：'
v =0'0i i v
=9.550
06.53=10.08m/min 误差：ε=v v v -'
×100%=5
.95
.908.10-×100%=6.1%＜[ε]=25%
实际所需等效功率：x N '
=v v N x '=39.895
.908
.10=40.32KW ＜e
N ()%25=42KW
1.2.8 校核减速器输出轴强度
由（起重运输机械）公式（6-16）得输出轴最大径向力：m ax R =
()j G aS +max 2
1
≤[R ] 式中m ax aS =2×43480=86960N=86.96KN ——卷筒上卷绕钢丝所引起的载荷；
j G =9.81KN ——卷筒及轴自重，参考[1]附表14估计
[R]=64KN ——QJS450减速器输出轴端最大允许径向载荷，由表3-10-7（起重机设计书册）
∴m ax R =()81.996.862
1
+=48.4KN ＜[R ]=64KN
由（起重运输机械）公式（6-17）得输出轴最大扭矩：
m ax M =（0.7～0.8）[]M i M e ≤00'max ηψ
式中e M =1
%)
25(9750
n N e =9750
719
24
.42=572.8Nm ——电动机轴额定力矩； max ψ=1.5——当JC =25%时电动机最大力矩倍数
95.00=η——减速器传动效率；
[]30000=M Nm ——减速器输出轴最大容许转矩，由表36查得。

∴m ax M =0.7×1.5×572.8×50×0.95=28568Nm ＜[M ]=30000Nm 由以上计算，所选减速器能满足要求
1.2.9 选择制动器
所需静制动力矩：≥z M z K ·j M '=z K ·()η0
'
02i i D G Q h +
=1.75×
()85.050
3267.069725000⨯⨯⨯+=85.36㎏·m=853.6Nm
式中z K =1.75——制动安全系数，由(起重运输机械)第六章查得。

由表3-7-17选用YWZ 5-400/80制动器，其制动转矩ez M =630～1250Nm ，制动轮直径z D =400mm ，制动器质量z G =79.4㎏ 1.2.10 选择联轴器
高速联轴器计算转矩，由[2]（6-26）式：
6.15468.5728.15.18=⨯⨯==e c M n M ϕNm 式中8.572=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YZR-280S 电动机轴端为圆锥形mm d 85=，mm l 130=。

从[1]附表34查得QJS-450减速器的高速轴为圆锥形mm l mm d 110,50==。

靠电动机轴端联轴器 由表3-12-7(起重机设计手册)选用CLZ 3半联轴器，其图号为S180，最大容许转矩[M
t
]=3150Nm ＞C M 值，飞轮力矩
()12
.02=l
GD kg ·m
2
，质量l G =25.4kg.浮动轴的两端为圆柱形
mm l mm d 142,70==
靠减速器轴端联轴器 由表3-12-8选用带mm 400φ制动轮的半齿联轴器,其图号为S198,最大容许转矩[M t ]=3150Nm, 飞轮力矩()2.52=l GD kg ·m 2
,质量
67kg.
1.2.11 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()()()2212GD GD GD d +=Z =9.2+5.2+0.12=14.52kg ·m 2
静阻力矩：()η
i D G Q M j 200+=
()52.6785
.0503267
.069725000=⨯⨯⨯+kg ·m=675.2Nm
平均起动转矩：2.8598.5725.15.1=⨯==e q M M Nm
∴()()()⎥⎦
⎤
⎢⎣⎡⨯⨯++⨯-=85.050367.06972500052.1415.12.6752.8592.387192
2q t =3.48s 对于通用桥式起重机起升机构的sec 5~1][=q t ，此时q t >1s. 1.2.12 验算制动时间
制动时间：
sec 42.085.0)503(67.0)69725000(52.1415.1)
8.4871250(2.38719
)()()(2.38222
2
0012
'2
1
=⎥
⎦
⎤⎢⎣⎡⨯⨯⨯++⨯⨯-=
⎥⎥⎦
⎤⎢⎢⎣⎡++-=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 ⋅=⨯⨯⨯⨯+=
+=
3.37585.017
.403252
.0)46720000(2)('
0'
η
查[1]表6-6查得许用减速度a ≤0.2,a=v '
/z t ，sec 883.0][=z t ，因为][z t t <，故合适。

1.2.13 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 ⋅=⨯==3.6048.572055.16Im ϕ 式中6ϕ——动载系数6ϕ=0.5（1+2ϕ）=1.055
2ϕ——起升动载系数，
2ϕ=1+0.71v=1+0.71⨯9.5/60=1.11
由上节选择联轴器中，已经确定浮动轴端直径d=55mm,因此扭转应力为
MPa m N W M ax n 8.8/108.807
.02.03.6042
63
Im =⨯=⨯==
τ 轴材料用45号钢，MPa MPa s b 300,600==σσ
弯曲： 1
-σ
=0.27（b σ+ s σ）=0.27⨯（600+300）=243MPa
扭转： 1-τ= 1-σ/3=243/3=140MPa s τ=0.6s σ=0.6⨯300=180MPa
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 9.8825
.12.05.2140
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 8.6358.57211.12Im =⨯==ϕ
最大扭转应力：MPa W M ax I 3.907
.02.08
.6353
Im max =⨯==
τ 许用扭转应力：MPa n II
s
II 1205
.1180
][==
=
ττ.式中：II n ——安全系数，
由[1]表2-21查得5.1=II n II ][max ττ< 故合适。

中间轴径mm d d 80~75)10~5(1=+=，取mm d 751=
1.3 起重机小车运行机构
1.3.1 确定小车传动方案
经比较后，确定采用下图1-3所示传动方案：
图1-3 小车运行机构传动简图
1.3.2 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 =28000kg 假定轮压均布，则P max =（100000+28000）/4=32000kg 车轮最小轮压：P min =G xc /4=28000/4=7000kg
初选车轮：由[1]表3-8-15P360，当运行速度37m/min<60m/min ，Q/G xc =100000/7000=3>1.6，工作级别为M5时，车轮直径D c =600mm ，轨道型号为QU120，许用轮压为38.7t >P max 。

GB4628—84规定，直径系为
c
D =250,315,400,500,600,700mm ，故初步选定车轮直径
c
D =600mm ，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=（2×320000+70000）/3 =236666.7N 车轮材料为ZG35CrMnSi ，σs =340Mpa ，σb =640Mpa
线接触局部挤压强度：P c ’=k 1D c lC 1C 2=6×600×120×1×0.8=322560N
式中, k 1——许用线接触应力常数（N/mm 2），由表3-8-6(起重机设计手册)
查得k 1=6
l ——车轮与轨道有效接触强度，对于，l=b=120mm
C 1——转速系数，由表3-8-7(起重机设计手册)，车轮转速N c =v/
D c =37/
（3.14*0.7）=16.83r/min 时，C 1=1.09
C 2——工作级别，由[2]表5-4，当为M7时，C 2=0.8 P c ’ > P c ，故通过。

1.3.3 运行阻力的计算
点接触局部挤压强度：P c ”=k 2R 2C 1C 2/m 3=0.132×5002×1×0.8/0.4683 =257553N
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=600/2=300mm ，轨道查表3-18-4(起重机设计手册)R 2=500mm ，故取R=500mm
m ——由R 1/R 2比值所确定的系数，R 1/R 2=300/500=0.6，由表3-8-9(起
重机设计手册)查得m=0.468
P c ” >P c ，故通过。

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 +=++==128000026
.019
.002.00006.02⨯⨯+⨯=21333.3N 式中，Q ——起升载荷；
G ——起重机或者运行小车的自重载荷；
f ——滚动摩擦系数，由(1)表2-3-2查得f=0.0006；
μ——车轮轴承摩擦系数，由(1)表2-3-3查得 μ=0.02；
d ——与轴承相配合处车轮轴的直径，d=190mm ； D ——车轮踏面直径，D=600mm ；
β——附加摩擦阻力系数，由(1)表2-3-4查得 β=2；
ω——摩擦阻力系数，初步计算时可按(1)表2-3-5查得 ω=0.01。

空载运行时最小摩擦阻力：F m0=D d f G
μ+2=6
.019
.002.00006.0228000⨯+⨯= 2333.3N 1.3.4 选电动机
电动机的静功率：;Pj=m
v F j η10000 =
60
9.0100037
21333⨯⨯⨯=14.62kw
式中，η——机构传动效率，取0.9
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=1×14.62=14.62kw 式中k d ——电动机功率增大系数，由表7-6查k d =1.0。

由表5-1-3(起重机设计手册)选用电动机YZR-200L ，N e =22kw ，n 1=1000 r/min ，(GD 2)d =0.67kg.m 2，电动机质量390kg 。

1.3.5 验算电动机发热条件
电机等效功率： Nx =K2.5×r ×Nj=1×1.12×14.62=16.37kw
式中，K2.5——工作类型参数，由[]2表6-4查得K2.5=1 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 1.3.6 选择减速器
车轮转速：n c =
min /64.196.037
r D V C DC =⨯=ππ 机构传动比：i 0=
5164
.19100021==n n 由表3-10-6（起重机设计手册）选用一台QJRS-335-1减速器，'0i =50；[N]=18.8kw
(当输入转速为750r/min 时)。

故N J <[N]
1.3.7 验算运行速度和实际所需功率
实际运行速度：V’dc =V dc
min /74.3750
51
37'00m i i =⨯= 误差：%15%237
3774.37<=-=-=
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 91.1437
74
.3762.14'=⨯=
由于N’j <N e ，故所选电动机和减速器均合适 1.3.8 验算起动时间
起动时间： t q =]')()([)(2.3802
212
1ηi 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 ⋅=⨯
⨯3151000
22
9550 M e ——JC40%时电动机额定扭矩：
M e =9550
%)
40(%)
40(1JC n JC n e
满载运行时的静阻力矩：M j(Q=Q)=
m N i M Q Q m ⋅=⨯=
=43.1399
.0516400
'0)(η
空载时的运行阻力矩：M j(Q=0)=
m N i M Q m ⋅=⨯=
=3.159
.051700
'0)0(η
初步估算高速轴上联轴器的飞轮转矩：(GD 2)zl +(GD 2)l =0.69kg ·m 2 机构总飞轮矩（高速轴）：C(GD 2)l =1.15×(0.69+0.39)=1.08kg ·m 2
满载起动时间：t q(Q=Q)=9
.0506.0)10000038000(08.1[)4.139315(2.3810002
⨯⨯++- =3.2s
空载起动时间:t q(Q=0)=)4.139315(2.381000
- [s 83.0]9
.0506.02800008.12
2=⨯⨯+ 由[1]表7-6查得,当[]s m m v c /525.0m in /5.31==时, [t q ]的推荐植为5.5s,故t q(Q=Q) <[t q ],古所选电动机能满足快速起动的要求. 1.3.9 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 =⨯
+=21333+(28000+100000)2.36074.3710⨯⨯⨯=46493N m’——运行机构中同一传动减速器的个数，m’=1 因此 N d =
kw 85.311
9.060100037
46493=⨯⨯⨯⨯
所选用减速器的[N]JC25%=18.5kw ＜N d , 故减速器合适。

1.3.10 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
/260120'
0c Q q c xc Q D k
P d k P t v g G T +⎪⎭⎫ ⎝⎛
++
⋅
===βμ = 2
/6.00006
.0140002219.002.00006.01400083.06074.3781.928000⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛
++⨯⨯=2310㎏=23100N 车轮与轨道的粘着力：
N kg f P F Q 2800028002.01400010==⨯=⋅==）（>）（0=Q T
，故空载时不可能打滑，选择电动机合适
满载时起动，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力：
2)2/(60)12)('
⨯⋅+++⋅+===C
Q Q q c XC Q Q D k P d f P t v g G Q T βμ（）
（
=()8.36074.3781.928000100000⨯⨯++2/6.00006
.0640002219.002.00006.064000⨯+⎪⎭⎫ ⎝
⎛
⨯+
=3356.6㎏=33566N 车轮与轨道的粘着力：
N kg f P F Q Q 128000128002.02
28000
1000001==⨯+=
⋅==）（＞)(Q Q T =，故满载起动
时不会打滑，因此所选电动机合适。

1.3.11 选择制动器
由(起重运输机械)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'0
2
'0
2
21
22.381i d k G Q i
D G Q GD mc t n m M xc c xc l
z
z
=
1
1{
()⎥
⎦
⎤⎢⎣⎡⨯++⨯⨯⨯9.0506.02800010000002.015.1142.38100022
-
()9
.050
10
219.002.00006.028*********
⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛
⨯++}=51.11 Nm
由附表15选用23/2005YWZ ，其制动转矩Nm M ez 112=考虑到所取制动时间
s t z 4=与起动时间s t q
8.3=很接近，故略去制动不打滑条件验算
1.3.12 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 5215.2148.135.18=⨯⨯==ϕ
式中 ()
Nm n N M JC e e 5.2141000
22
97509750
1
%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
由表5-1-9（起重机设计手册）查电动机YZR200M-6两端伸出轴各为圆柱d=60mm ，
l =140mm 。

由附表37查QJRS-335减速器高速轴端为圆柱形1d =38mm ，l =80mm 。

故表3-12-7选齿轮联轴器，主动端A 型键槽1d =38mm ，L=80mm ；从动端A 型键槽
2d =30mm ，L=55mm 。

标记为：GICL 1联轴器
82
38142
60⨯⨯ZBJ19013-89。

其公称转矩
Nm T n 710=＞c M =521Nm ，飞轮矩()l GD 2=0.03kg ·2m ，质量l G =7.96kg 。

高速轴端制动轮：根据制动器已选定为23/2005YWZ ，由[1]附表16选制动轮直径z D =200mm ，圆柱形轴孔d=38mm ，L=80mm ，标记为：制动轮200-Y38 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=2203.0m kg ⋅原估计
228.0m kg ⋅基本相符，故以上计算不需修改
1.3.13 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 5.117229.0505212
121'
0=⨯⨯⨯=⋅⋅=
ηi M c Nm 由（起重机设计手册）附表37查得QJRS-335减速器低速轴端为圆柱形d=115mm ，L=55mm ，取浮动轴装联轴器轴径d=120mm ，L=212mm ，由表3-12-7选用两个GICLZ 6鼓形齿式联轴器。

其主动端：Y 型轴孔A 型键槽，1d =115mm 。

从动端：Y 型轴孔，A 型键槽，2d =110m ，L=165mm ，标记为：
GICLZ6联轴器
8919014212
110212
120-⨯⨯ZBJ
由前节已选定车轮直径c D =600mm ，由表3-8-11参考600φ车轮组，取车轮轴安装联轴器处直径d=130mm ，L=160mm ，同样选用两个GICLZ6鼓形齿式联轴器。

其主动轴端：Y 型轴孔，A 型键槽1d =125m ，L=212mm ，从动端：Y 型轴孔，A 型键槽2d =130mm ，L=252mm ，标记为：
GICLZ 6联轴器
212
125252
130⨯⨯ZBJ19014-89
1.3.14 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
5.96529.0502
5
.21422'05
max =⨯⨯⨯==ηϕi M M e r Nm 前节已选定浮动轴端直径
d=120mm ，其扭转应力：
()MPa m N W M r n 93.27/1093.2712.02.021412
63
max =⨯=⨯==
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
.11
5.2140111=⨯=⋅
=--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
MPa
i M M e 6.138999.05025
.2148.16.12'085max =⨯⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=ηϕϕⅡ
式中
5
ϕ——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8
ϕ=1.8。

最大扭转应力：()
MPa m N W M 22.40/1022.4012.02.06.138992
63
max max =⨯=⨯==Ⅱτ 许用扭转应力：[]MPa n s
1205
.1180
==
=
Ⅱ
Ⅱττ m ax τ＜[]Ⅱτ 故通过
浮动轴直径：+=1201d （5～10）=125～130m 取1d =130mm
2 起重机大车设计
2.1 起重机打车运行机构计算
2.1.1 确定传动机构方案
图2-1
2.1.2 选择车轮与轨道，并验算其强度
（1）满载时，最大轮压
KN L e L G Q G G p xc xc 6.38019
18
42801000828090048max =⨯++-=-⨯++-=
（2）空载时，最大轮压
KN L e L G G G p xc xc 8.14319
18
4280828090048'
max =⨯+-=-⨯+-=
空载时，最小轮压
KN L G G G p xc xc 18.8119
1
42808280900148'
min =⨯+-=⨯+-=
（3）车轮踏面疲劳载荷
KN p p p c 43.2803
18.8106.380232'
min max =+⨯=+=
车轮材料采用65Mn ，由（起重机设计手册）表3-8-11选择车轮直径600=c D ，查的轨道型号为QU120。

按车轮与轨道为点接触和衔接处两种情况验算车轮的接触强度 点接触局部挤压强度计算
P c ”=k 2R 2
C 1C 2/m 3
=0.245×5002
×1.02×0.8/0.473
=481.4KN
式中，k 2——许用点接触应力常数（N/mm 2），由（）运输机械表5-2查得
k 2=0.245
R ——曲率半径，车轮与轨道曲率半径中的大值。

车轮
R 1=D/2=600/2=300mm ，轨道R 2=500mm ，故取R=500mm
m ——由R 1/R 2比值所确定的系数，差得（机械设计手册）表3-8-9
m=0.47
P c ”>P c ，故通过。

线接触局部挤压强度计算
P c ’=k 1D c lC 1C 2=7.2×600×130×1.02×0.8=458.22KN
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=67.2 l ——车轮与轨道有效接触强度，对于QU120， l=b=130mm C 1——转速系数，由（运输机械）表5-3，车轮转速 N c =v/D c =40/
（3.14*0.4）=31.85r/min 时，C 1=1.02
C 2——工作级别，由[2]表5-4，当为M7时，C 2=0.8
P c ’> P c ，故通过。

2.1.3 运行阻力的计算 满载时，摩擦总阻力距：
=⨯++==βμ)2)(()(d
k G Q M Q Q m （1000000+900000）)2
19.0015.00008.0(⨯+5.1⨯=6341.25N
式中Q ——起升载荷；
G ——起重机或者运行小车的自重载荷；
k ——滚动摩擦系数，由（运输机械）7-1查得k=0.0008；
μ——车轮轴承摩擦系数，由(运输机械)表7-2查得 μ=0.015；
d ——与轴承相配合处车轮轴的直径，d=190mm ；
β——附加摩擦阻力系数，由(运输机械)表7-3查得 β=1.5；
运行摩擦阻力：N D M P c Q Q m Q Q m 5.211372
/6.025
.63412
/)()(==
===
空载时，摩擦总力矩：
=⨯+==βμ)2
()0(d
k G M Q m M N ⋅=⨯+⨯⨯75.3003)219.015.0.00008.0(9000005.1 运行摩擦阻力：N D M P c Q m Q m 5.100122
/6.075
.30032
/)0()0(==
=
==
2.1.4 选择电动机 电动机的静功率： P j =
m
v F j η10000=
2
6095.0100067
5.21137⨯⨯⨯⨯=12.42kw
式中，η——机构传动效率，取0.95
F j =P m(Q=Q)——满载运行时的静阻力；
m ——驱动电动机台数m=2；
初定电动机功率：N=k d P j =1.15*12.42=14.283kw
式中，k d ——电动机功率增大系数，由（机械运输）表7-6得k d =1.15。

由表5-1-13选用电动机YZR-200L-6，N e =22kw ，n 1=715 r/min ，(GD 2)d =0.67kg.m 2，电动机质量390kg 。

2.1.5 验算电动机发热条件
等效功率N x =K 2.5×r ×N j =1×1.12×14.283=16.37kw
式中，K2.5——工作类型参数，由（运输机械）表6-4查得K2.5=1 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 2.1.6 选择减速器
车轮转速：n c =
min /56.356.067
r D V C DC =⨯=ππ 机构传动比：i 0=
1.2056
.3571521==n n 由（机械设计手册）表3-10-5选用两台QJR-236,20'0=i [N]=16.4,j N <[N] 2.1.7 验算运行速度
实际运行速度：V’c =V c
min /67.661
.202067'00m i i =⨯=
误差：%15%9.467
67
.6667'<=-=-=c c c V V V ε
实际所需电动机静功率：N’
j =N
J kw
V
V
c
c36
.
12
67
67
.
66
42
.
12
'
=
⨯
=
由于N’
j <N
e
，故所选电动机和减速器均合适
2.1.8 验算启动时间
t q =]
'
)
(
)
(
[
)
(2.
3802
2
1
2
1
η
i
D
G
Q
GD
mc
M
mMq
n C
J
+
+
-
式中 n
1
=712r/min； m=2(驱动电动机台数)；
M q =1.5M
e
=1.5m
N⋅
=
⨯
⨯6.
442
712
22
9550
满载运行时的静阻力矩：M
j(Q=Q)=m
N i
M
Q
Q
m⋅
=
⨯
=
=75
.
333
95
.0
20
25
.
6341
'
)
(
η
空载时的运行阻力矩：M
j(Q=0)=m
N i
M
Q
m⋅
=
⨯
=
=09
.
158
95
.0
20
75
.
3003
'
)0
(
η
初步估算高速轴上联轴器的飞轮转矩：(GD2)
zl +(GD2)
l
=0.225kg·m2
机构总飞轮矩（高速轴）：C(GD2)
l
=1.15×(0.67+0.225)=1.029kg·m2
满载起动时间：t
q(Q=Q)=]
95
.0
20
6.0
)
90000
100000
(
029
.1
2[
)
75
.
333
6.
442
2(2.
38
712
2
2
⨯
⨯
+
+
⨯
-
⨯
=6.2s
空载起动时间： t
q(Q=0)=
)
09
.
158
6.
442
2(2.
38
712
-
⨯
[s
27
.2
]
95
.0
20
6.0
90000
029
.1
2
2
2
=
⨯
⨯
+
⨯
2.1.9 按起动工况校核减速器功率
N d =
'
1000m
V
P
dc
d
η
=kw
4.
32
2
95
.0
60
1000
64
.
57
64085
=
⨯
⨯
⨯
⨯
式中 P d =P j +P g =P j +
)
(60'Q Q q dc t V g G
Q =⨯
+=21137.5+(100000+90000)25.46064.57⨯⨯=64085N 所选用减速器的[N]JC25%=16.4kw ＜N d , 故减速器合适。

2.1.10 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
()()2
/2601
20'0c Q q c xc Q D k P d k P t v g G T +⎪⎭⎫ ⎝⎛++⋅===βμ= 2/4.00005.0350022125.002.0005.0350041.0608.2681.97000⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛++
⨯⨯ =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
.0216005.1214.002.00005.021600⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛
⨯+ =1069.5㎏=10695N 车轮与轨道的粘着力：
N kg f P F Q Q 2700027002.02
7000200001==⨯+=
⋅==）（＞)(Q Q T
=，故满载起动时不
会打滑，因此所选电动机合适 2.1.11 选择制动器 取制动时间：z t =4s。