5012.5t通用桥式起重机设计

欢迎下载本文档参考使用，如果有疑问或者需要CAD图纸的请联系q1484406321设计题目50/12.5T双梁桥式起重机设计计算主要设计参数： 小车 主钩 副钩 起重量 50t 12.5t 起升高度 13.5m 16m 起升速度 9m/min 16m/min 起升机构工作级别 M5 小车自重 15.5t18.5t 运行机构工作级别 M5 小车运行速度 40-45m/min 轨距 2500mm 轮距 3400mm 大车跨度 31.5m运行速度 80m/min运行机构工作级别5桥式起重机概述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，构成一矩形的工作范围，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、简易粱桥式起重机和冶金专用桥式起重机三种。 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。 桥架的金属结构由主粱和端粱组成，分为单主粱桥架和双粱桥架两类。单主粱桥架由单根主粱和位于跨度两边的端粱组成，双粱桥架由两根主粱和端粱组成。主粱与端粱刚性连接，端粱两端装有车轮，用以支承桥架在高架上运行。主粱上焊有轨道，供起重小车运行。桥架主粱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粱、偏轨箱形双粱、偏轨箱形单主粱等几种。正轨箱形双粱是广泛采用的一种基本形式，主粱由上、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。 偏轨箱形双粱和偏轨箱形单主粱的截面都是由上、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，其中偏轨箱形单主粱是由一根宽翼缘箱形主粱代替两根主粱，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，但与其他结构相比，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粱，由四片钢板组成一封闭结构，除主腹板为实腹工字形粱外，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。二、桥式起重机分类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粱式起重机，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。桥架主粱是由工字钢或其他型钢和板钢组成的简单截面粱，用手拉葫芦或电动葫芦配上简易小车作为起重小车，小车一般在工字粱的下翼缘上运行。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粱式起重机。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。8、锻造起重机：用以与水压机配合锻造大型工件。主小车吊钩上悬挂特殊翻料器，用以支持和翻转工件；副小车用来抬起工件。第一章：小车主起升机构构计算:1.1）确定传动方案，选择滑轮组和吊钩组按照构造宜紧凑的原则,决定采用下图1-1的传动方案.如图所示,采用了双联滑轮组.按Q=50t,由表8-2查取滑轮组倍率=5因而承载绳分支数为 Z=2=10图1.1 起升机构传动方案查表15-15选型号G15吊钩组,得其自重为G=1050Kg;两动滑轮组间距 A=112mm1.2）选择钢丝绳若滑轮组采用滚动轴承, 当=5,查表8-4得滑轮组效率=0.97钢丝绳所受最大拉力:= =5263kg查表5-3得当工作级别为M5时,安全系数K=5.5.钢丝绳选用线接触6W(19)型钢丝绳,其破断拉力换算系数=0.85钢丝绳的计算钢丝绳破断拉力总和=34054.7kgf由表12-10选择钢丝绳6W(19)公称抗拉强度170Kgf/,直径d=22.5mm其钢丝绳破断拉力总和S=36000Kgf,标记如下:钢丝绳6W(19)-22.5-170-光-右交(GB1102-74)1.3）确定滑轮主要尺寸滑轮的许用最小直径:Dd(e-1)=22.5(25-1)=540式中系数e=25由表12-2中查得.由表13-2中选用标准滑轮D=600;由附表取平衡滑轮直径D=0.6D=360;由附表查得两种滑轮的绳槽部分的尺寸1.4）确定卷筒尺寸并验算强度卷筒直径:Dd(e-1)=25(22.4-1)=540选用D=600.由图册查得绳槽螺距t=25.卷筒长度: =1946.8mm 取L=2000式中:附加安全系数,取=2;:卷筒重要不切槽部分长度,取等于吊钩组两工作动滑轮的间距,即=A=112,实际长度在绳偏斜角允许范围内似的增减;:卷筒的计算直径D=D+d=622.5.卷筒壁厚:=0.02D+(610)=0.02600+（610）=1822mm 取=20mm 卷筒的压应力验算:对于HT15-33铸铁材料,抗压强度极限,抗拉强度极限为.故许用压应力为：故强度足够.由于卷同长度L3D,尚应计算弯矩产生的拉应力(弯矩图示于图1-2):图1.2 卷筒弯矩图卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中央时:=卷筒断面系数: =式中:D为卷筒外径,取D=600; 为卷筒内径,= 由此可得:=合成应力:=式中许用拉应力： 1.5）初选电动机计算静功率:=式中:-机构的总效率,取=0.85(注:一般规定在初选电动机时取=0.800.85.因,卷筒效率=0.960.98;减速器效率=0.94,故对于一般无开式齿轮的传动效率.所以取=0.85比较合适.)电动机的计算功率:=式中:系数由表8-10中查得,对于工作级别为M5的桥式起重机,取0.85查表5-1-13选用电动机YZR-315S-10, 其按照等效功率法求得:当JC%=40时,所需的等效功率式中:工作类型系数,查表8-16得，当工作级别为M5时取0.5 系数,根据值查得. 起重机构平均起动时间与平均工作时间的比值,由图8-34查得当= 0.1 时, =0.88 由以上计算结果可知,初选电动机能满足发热条件,即1.6）选用标准减速器卷筒转速: 减速器总传动比:查表3-10-6选QJS-500减速器,当工作级别为M5时，许用功率=62.0KW； ；自重=1350kg,输入轴端直径=55mm,轴端长=110mm。1.7)验算实际起升速度和实际所需功率实际起升速度:误差: =15%实际所需等效功率:=1.8)校核减速器输出轴强度1:输出轴最大径向力:由中公式式中:卷筒上卷绕钢丝绳引起的载荷;卷筒轴及自重,参考附表决定;减速器输出轴端最大容许径向载荷,由表3-3-8查得因此:通过。2:输出轴最大扭矩:由公式式中:=-电动机的额定力矩; 当JC%=40时电动机最大力矩倍数,由表5-1-13查得 =3.1; =0.95减速器传递效率; =42500kgf.m因此=由以上计算可知所选减速器能满足要求.1.9)选择制动器所需制动力矩: 式中:制动安全系数,由表8-17查得=1.75.由表3-12-7选用400/50制动器,其额定制动力矩=100kgf.m;制动轮直径=400mm;制动器重量97kg.1.10)选择联轴器高速轴的计算扭矩:=式中:等效系数,查表得; 安全系数,查表得=1.6; 相应于机构值的电动机额定力矩换算到高速轴上的力矩. =由表5-1-13查得YZR315S-10电动机轴端为圆柱形d=95,l=170.由表3-10-6查得QJS-500减速器的高速轴端为圆锥形d=55,l=110.从表3-12-7中选用CLZ齿形联轴器,最大允许扭矩=560kgf.m,飞轮矩=0.9,重量=36.4kg.初选浮动轴的轴端为圆柱形d=55,l=110.从表3-12-8中选用一个带制动轮的直径为400的齿形联轴器,最大允许扭矩=315kgf.m,飞轮矩=,重量67kg.浮动轴轴端直径d=55,l=110.1.11)验算起动时间起动时间:式中: 静阻力矩:=平均起动力矩: 因此,对于380t通用桥式起重机此处可在电气设计时,增加起动电阻,延长实际起动时间,故所选电动机合适.1.12)验算制动时间制动时间:式中:因此： 当时,故合适.1.13)高速轴计算1.疲劳计算:轴受脉动扭转载荷,其等效扭矩:式中:等效系数,由表查得=2.相应于季候工作类型的电动机额定力矩传至计算轴的力矩.由上节选择联轴器中,已确定浮动轴端直径d=55.因此扭转应力为:许用扭转应力:轴材料用45钢,，-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键槽及紧配合区段, =1.52.5；-与零件表面加工光洁度有关,对于.此处取K=21.25=2.5-考虑材料对应力循环不对称的敏感系数,对碳钢,低合金刚，取=0.2.安全系数,查表得=1.6.因此故通过.2静强度计算:轴的最大扭矩:=式中: -动力系数,由表2-5查得,因轴的工作速度较高,取；按照额定起重量计算轴受静力矩,由上节计算得最大扭转应力:许用扭转应力:式中:-安全系数，由表2-21查得=1.6。故合适.浮动轴的构造如图1-3所示,中间轴径, 图1.3 浮动轴第二章：小车副起升机构计算2.1)确定传动方案,选择滑轮组和吊钩组按照构造宜紧凑的原则,决定采用下图2-1的传动方案.如图所示,采用了双联滑轮组.按Q=10t,由表8-2查取滑轮组倍率=3因而承载绳分支数为 Z=2=6图2.1 副起升机构传动方案查表15-15选型号G15吊钩组,得其自重为G=161Kg;2.2)选择钢丝绳两动滑轮组间距 A=77mm若滑轮组采用滚动轴承, 当=3,查表8-4得滑轮组效率=0.985钢丝绳所受最大拉力:= 查表5-3得当工作级别为M5时,安全系数K=5.5.钢丝绳选用线接触6W(19)型钢丝绳,其破断拉力换算系数=0.85钢丝绳的计算钢丝绳破断拉力总和=由表12-10选择钢丝绳6W(19)公称抗拉强度155Kgf/,直径d=13.5mm其钢丝绳破断拉力总和S=11500Kgf,标记如下:钢丝绳6W(19)-13.5-155-光-右交(GB1102-74)2.3)确定滑轮主要尺寸滑轮的许用最小直径:Dd(e-1)=13.5(25-1)=324式中系数e=25由表12-2中查得.由表13-2中选用标准滑轮D=400mm;由附表取平衡滑轮直径D=0.6D=250;由附表查得两种滑轮的绳槽部分的尺寸2.4)确定卷筒尺寸并验算强度卷筒直径:Dd(e-1)=13.5(25-1)=324选用D=400.由图册查得绳槽螺距t=16.卷筒长度: =1452mm 取L=1500式中:附加安全系数,取=2;:卷筒重要不切槽部分长度,取等于吊钩组两工作动滑轮的间距,即=A=77,实际长度在绳偏斜角允许范围内似的增减;:卷筒的计算直径D=D+d=413.5.卷筒壁厚:=0.02D+(610)=0.02400+（610）=1418mm 取=15mm 卷筒的压应力验算: 对于HT15-33铸铁材料,抗压强度极限,抗拉强度极限为.故许用压应力为：故强度足够.由于卷同长度L3D,尚应计算弯矩产生的拉应力(弯矩图示于图2-2):图2.2 卷筒弯矩图卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中央时:=卷筒断面系数:=式中:D为卷筒外径,取D=400; 为卷筒内径,= 由此可得:=合成应力: =式中许用拉应力： 2.5)初选电动机计算静功率:=式中:-机构的总效率,取=0.85(注:一般规定在初选电动机时取=0.800.85.因,卷筒效率=0.960.98;减速器效率=0.94,故对于一般无开式齿轮的传动效率.所以取=0.85比较合适.)电动机的计算功率:=式中:系数由表8-10中查得,对于工作级别为M5的桥式起重机,取0.8查表5-1-13选用电动机YZR-200L-6,其 按照等效功率法求得:当JC%=25时,所需的等效功率式中:工作类型系数,查表8-16得，当工作级别为M5时取0.5 系数,根据值查得. 起重机构平均起动时间与平均工作时间的比值,由图8-34查得当= 0.1 时, =0.87 由以上计算结果可知,初选电动机能满足发热条件,即2.6)选用标准减速器卷筒转速: 减速器总传动比:查表3-10-6选QJS-280减速器,当工作级别为M5时，许用功率=23KW； ；自重=330kg,输入轴端直径=48mm,轴端长=110mm。2.7)验算实际起升速度和实际所需功率实际起升速度:=误差: =15%实际所需等效功率:=2.8)校核减速器输出轴强度:1:输出轴最大径向力:由中公式式中:卷筒上卷绕钢丝绳引起的载荷;卷筒轴及自重,参考附表决定;减速器输出轴端最大容许径向载荷,由表3-3-8查得因此: 通过。2:输出轴最大扭矩:由公式式中:=-电动机的额定力矩; 当JC%=25时电动机最大力矩倍数,由表5-1-13查得 =2.8; =0.95减速器传递效率; =7500kgf.m 因此=由以上计算可知所选减速器能满足要求.2.9)选择制动器所需制动力矩:式中:制动安全系数,由表8-17查得=1.75.由表3-7-19选用300/25制动器,其额定制动力矩=320kgf.m;制动轮直径=300mm;制动器重量=60kg.2.10)选择联轴器高速轴的计算扭矩:=式中:等效系数,查表得; 安全系数,查表得=1.6;相应于机构值的电动机额定力矩换算到高速轴上的力矩.=由表5-1-13查得YZR-200L-6电动机轴端为圆柱形d=60,l=140.由表3-10-5查得QJS-250减速器的高速轴端为圆锥形d=45,l=110.从表3-12-7中选用CLZ齿形联轴器,最大允许扭矩=315kgf.m,飞轮矩=0.12,重量=25.4kg.初选浮动轴的轴端为圆柱形d=45,l=110.从表3-12-8中选用一个带制动轮的直径为300的齿形联轴器,最大允许扭矩=315kgf.m,飞轮矩=,重量=39kg.浮动轴轴端直径d=45,l=110.2.11)验算起动时间起动时间:式中: 静阻力矩:=平均起动力矩: 因此,对于380t通用桥式起重机此处可在电气设计时,增加起动电阻,延长实际起动时间,故所选电动机合适.2.12)验算制动时间制动时间:式中:因此：当时,故合适.2.13)高速轴计算1.疲劳计算:轴受脉动扭转载荷,其等效扭矩:式中:等效系数,由表查得=2.相应于季候工作类型的电动机额定力矩传至计算轴的力矩.由上节选择联轴器中,已确定浮动轴端直径d=55.因此扭转应力为:许用扭转应力:轴材料用45钢,，-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键槽及紧配合区段, =1.52.5；-与零件表面加工光洁度有关,对于.此处取K=21.25=2.5-考虑材料对应力循环不对称的敏感系数,对碳钢,低合金刚，取=0.2.安全系数,查表得=1.6.因此故通过.2静强度计算:轴的最大扭矩:=式中: -动力系数,由表2-5查得,因轴的工作速度较高,取；按照额定起重量计算轴受静力矩,由上节计算得最大扭转应力:许用扭转应力:式中:-安全系数，由表2-21查得=1.6。故合适.浮动轴的构造如图2-3所示,中间轴径, 图2.3 浮动轴第三章：小车运行机构计算3.1)确定机构传动方岸案经比较后,确定采用如图3-1所示的传动方案.图3.1 小车运行机构传动方案3.2)选择车轮与轨道并验算其强度车轮的最大轮压:小车自重估计取为=18000kgf假定轮压均布,载荷率: 由表19-6选择车轮:当运行速度60m/min, 工作级别为M5时,车轮直径D=350,轨道为24kgf/m 轻轨的许用轮压为17.8t,故可用.1,疲劳计算:疲劳计算时的等效载荷:式中:等效系数,由表查得.车轮的计算轮压:式中:-小车车轮等效轮压; -冲击系数,由表2-6.第二类载荷,当运行速度V1m.sec时; =1.-载荷变化系数,由表5-3得，当时, =0.95根据点接触情况计算接触疲劳应力:式中:r=13cm-轨顶弧形半径,由表19-9查得.对于车轮材料,由表查得接触许用应力.相差不大。因此,故疲劳计算通过.2,强度校核 最大计算轮压: 式中-冲击系数,由表2-6第类载荷当运行速度点接触时进行强度校核的接触应力:=20571.99车轮材料用ZG55-,由表5-4查得:强度校合通过。3)运行阻力计算摩擦力矩: 由表知=350mm车轮的轴承型号为7518,轴承内径和外径的平均值d=125mm;由表7-1查得:滚动轴承摩擦系数k=0.0005;轴承摩擦系数,附加阻力系数代入上式得:当满载时运行阻力矩:=69kgf.m运行摩擦阻力:当无载时运行阻力矩:运行摩擦阻力:3.4)选电动机电动机静功率:式中:-满载运行时静阻力;m=1-驱动电动机台数.初选电动机功率:式中:-电动机功率增大系数.由表8-10查得=0.5.查表5-1-13选用电动机YZR-160L-6,=11kw ；=；=；电动机重量=174kg.3.5)验算电动机发热条件等效功率: 式中:-工作类型系数,由表8-16查得, -根据值查得. 起重机构平均起动时间与平均工作时间的比值,由图8-34查得当= 0.1 时, =0.88由此可知, 故初选电动机发热条件通过.3.6)选择减速器车轮转速:机构传动比:查表3-10-5选用QJR-236减速器:;，可见，故初选电动机发热条件通过。3.7)验算运行速度和实际所需功率实际运行速度:误差:实际所需电动机静功率: 故所选电动机和减速器均合适。3.8)验算起动条件起动时间:式中:=1000r.p.m;m=1(驱动电机台数) =16.09kgf.m当满载时运行静阻力矩:当无载时运行静阻力矩:初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩:机构总飞轮矩:满载起动时间: 无载起动时间: 由表7-6查得,当=30-60m/min时,起动时间推荐值为56sec,故所选电动机满足季候快速起动要求.3.9)按起动工况校核减速器功率起动状况减速器传递的功率:式中:-计算载荷; -运行机构中同一级传动减速器的个数.因此,N,所选用减速器的,如改大一号,则中心距将增大,相差太大,考虑到减速器有定的过载能力,故不再改动.3.10)验算起动不打滑条件由于起重机系室内使用的,故坡度及风阻力矩均不计.故在无载起动时,主动车轮上与轨道接触处的圆周切向力:车轮与轨道粘着力:故可能打滑.解决办法是在无载起动时串入起动电阻,延长起动时间.满载起动时,主动轮与轨道接触处的圆周切向力:车轮与轨道粘着力:故满载起动时不会打滑,因此所选电动机合适.3.11)选择制动器查得小车运行机构的制动时间,取=3sec,因此所需的制动力矩:由3-7-19表选用制动器,额定制动力矩=20kgf.m,考虑到所取制动时间=3s与起动实际=1.93s比较接近,并验算了起动不打滑条件故略去制动不打滑条件的验算.3.12)选择联轴器1机构高速轴上全齿联轴器的计算扭矩:式中:=2等效系数,由表2-7查得; =1.4安全系数,由表查得;相应于机构值的电动机额定力矩换算到高速轴上的力矩=10.73kgf由表3-10-8查电动机YZR160L-8两端伸出轴为圆柱形d=48,l=110及=48,=110;由附表查QJR-236减速器高速轴端为圆柱形d=38,l=80.故从附表中选一个全齿联轴器:CLZ1联轴器,其最大允许扭矩;飞轮矩,重量.高速轴端制动轮，根据制动器由表选用制动轮，飞轮矩，重量。以上两部分飞轮矩之和与原估计相符，故有关计算不需要重新计算。2.低速轴的计算扭矩:由附表查得减速器低速轴端为圆柱形d=80,l=130;由附表查得主动车轮的伸出轴端为圆柱形d=65mm,l=85mm,故从附表中选四个半齿联轴器.(标记中分子数字表示浮动轴端直径)3.13)验算低速浮动轴强度1.疲劳计算低速浮动轴的等效扭矩:式中:等效系数,由表查得;由上节已取浮动轴端直径d=,其扭转应力浮动轴的载荷变化为对称循环(因运行机构正反转扭矩值相同),许用扭转应力：式中:材料用45钢,取 考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数,参考起升季候计算，取;K=2.5 安全系数,由表查得.故疲劳验算通过.2.静强度计算静强度计算扭矩:式中:动力系数,查表得;扭转应力:许用扭转应力因此,静强度验算通过.浮动轴中间轴直径:= +（510）=65+（510）=7075mm，取=75mm如图3-3图3.3 浮动轴第四章：大车运行机构计算4.1）确定传动机构方案跨度为31.5米大跨度，为减轻重量，决定采用下图4-1所示的传动方案图4.1 大车运行机构传动方案4.2）选择车轮与轨道，并验算其强度按照下图4-2所示的重量分布，计算大车车论的最大轮压和最小轮压图4.2 车轮与轨道重量分布图满载时，最大轮压：空载时，最小轮压：车轮踏面疲劳计算载荷：车轮材料：采用ZG340-640（调质），由表3-8-10选择车轮直径，由表3-8-12查得轨道型号为（起重机专用轨道）按车轮与轨道为点接触和线接触良种情况来演算车轮的接触强度。点接触局部挤压强度验算：式中：-许用点接触应力常数，由表5-2取=0.201； -曲率半径，由车轮和轨道两者曲率半径中取大值，取轨道的曲率半径为=500mm; m-由轨顶和车轮的曲率半径之比所确定的系数，由表5-5查得 m=0.52 -转速系数，由表5-2查得,车轮转速时，=0.97-工作级别系数,由表5-4查得，当级时=1故验算通过。线接触局部挤压强度验算：式中：-许用线接触应力常数，由表5-2查得=7.01， l-车轮与轨道的有效接触长度，轨道的l=80mm， -车轮直径（mm） 同前故验算通过4.3）运行阻力计算摩擦总阻力矩：由查得着论的轴承型号为，轴承内径和外径的平均值为：由查得：滚动摩擦系数k=0.0006m；轴承摩擦系数=0.02；附加阻力系数=1.5。代如上式得：当满载时的运行阻力矩：运行摩擦阻力：当空载时时的运行阻力矩： 运行摩擦阻力：4.4）选择电动机电动机静功率：式中:满载运行时的静阻力；M=2驱动电动机台数；=0.95机构传动效率初选电动机功率：式中：电动机功率增大系数，由中表查得=0.9由表5-1-13选用电动机QJR-180L-8；电动机质量Gd=230kg.4.5）验算电动机发热条件等效功率：式中：工作级别系数，由表查得。当 由按起重机工作场所得由此可知，故初选电动机发热通过。4.6）选择减速器车轮转速：机构传动比：查附表，选用两台减速器QJR-D236，=25 可见.4.7）验算运行速度和实际所需功率实际运行速度：误差：实际所需电动机静功率：由于故所选电动机和减速器均合适。4.8）验算起动时间起动时间:式中：=750r/min满载运行时的静阻力矩：空载运行时的静阻力矩：初步估算高速轴上的联轴器的飞轮矩：机构总飞轮矩（高速轴）：满载起动时间：空载起动时间：由可知，起动时间在允许范围之内，故合适。4.9）起动工况下校核减速器功率起动工况下减速器传递功率：式中：=2运行机构中同一级传动减速器的个数，因此，所选用减速器的功率小于，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1.二台电动机空载时间时起动：式中：主动轮轮压之和； =从动轮轮压之和；室内工作的粘着系数； 防止打滑的安全系数。故两台电动机空载起动不会打滑。2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：工作的主动轮轮压； 非主动轮轮压之和； 一台电动机工作时的空载起动时间；=故不打滑。3.事故状态：当只有一个驱动装置工作，而无载小车远离工作着的驱动装置这一边时，则：,与第二种情况相同4.11）选择制动器取制动时间按空载计算制动力矩，即Q=0代入式:式中： 坡度阻力 M=2 制动器台数，两套驱动装置工作.现选用两台制动器YWZ200/25，查附表得其额定制动力矩M=200N.m，为避免打滑，使用时需将其制动力矩调至20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是足够安全的，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，每套机构的高速轴和低速轴都采用浮动轴1机构高速轴上的计算扭矩：式中:联轴器的等效力矩; 等效系数,见表2-7，=2由5-1-8表查得,电动机YZR180L-8轴端为圆柱形d=55mm l=110mm,由附表查减速器QJR-D236高速轴端为圆锥形d=38mm l=80mm,故在靠电动机端从表3-12-7中选两个带制动轮直径为的半齿联轴器;在靠减速器端,由表3-12-7选用两个半齿联轴器,浮动轴直径d=45mm。其，,重量.G=12.3kg高速轴上传动零件的飞轮矩之和为:与原估计相符,故有关计算则不需要重复.2.低速轴的计算扭矩:由表3-10-5查得减速器QJR-236低速轴端为圆柱形d=80mm l=130mm,故从表3-8-10查得,主动车轮900的伸出轴为圆柱形d=110mm l=165mm,故从附表中选用4个联轴器:，重量G=54.8kg4.13)浮动轴的验算1.疲劳强度计算:低速浮动轴的等效扭矩:式中:等效系数,由表2-6查得=1.4由上节已取浮动轴端直径D=45mm,故其扭转应力为: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只扭矩相同),所以许用扭转应力为:=49.1Mpa式中:材料用45号钢,取 .所以.考虑零件几何形状,表面状况的应力集中系数取K=2.5 安全系数,故疲劳强度验算通过.2静强度验算:计算静强度扭矩:式中:动力系数,查表2-5得=2.5扭转应力:许用扭转应力:故静强度验算通过.高速轴所受扭矩虽比低速轴小,但强度还是足够的,故此处高速轴的强度验算从略.浮动轴中间轴径取，如图4-3所示图4.3 浮动轴参考文献1杨长揆，傅东明. 起重机械（第二版）. 北京：机械工业出版社，1985.2倪庆兴，王殿臣.起重输送机械图册（上册）.北京：机械工业出版社，1991.3西南交通大学等.起重机设计手册. 北京：机械工业出版社，20014周明衡. 减速器选用手册. 北京. 化学工业出版社. 20025陈道南，盛汉中.起重机设计课程设计指导书. 北京：机械工业出版社，1991.6起重机设计手册编写组.起重机设计手册. 北京：机械工业出版社，1985.7徐格宁.起重输送机金属结构设计. 北京：机械工业出版社，2003.8孙恒，陈作模.机械原理（第六版）. 北京：高等教育出版社，2000.9 杨长揆，傅东明. 起重机械（第一版）. 北京：机械工业出版社，1991.10倪庆兴，王殿臣.起重机械. 上海：上海交通大学出版社，11管彤贤,潘力行，龚贤.起重机械典型结构图册. 北京：人民交通出版社，1993.12唐增宝，何永然，刘以俊.机械设计课程设计.武汉：华中科技大学出版社.13AUTOCAD实用教程（2005中文版）.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社.2005.14冯如设计在线.AUTOCAD2006与机械制图手册.北京：电子工业出版社.200615大连理工大学工程画教研室.机械制图, 北京：高等教育出版社，2000.专业翻译Investigation and discussion the bridge crane carriage wheel is gnawed sayingThe cart carriage wheel gnaws the abstract crane when working, saying that the effect bringing about, classifies , gnaw mend method , carry out investigation and discussion. One, gnaws the concept bridge crane carriage wheel gnaw be in running process mainly point to a crane, the carriage wheel flange and orbit head side running organization cart or handcart get in touch with, produce the level side direction force , wear and deformation rubbing , causing a flange gravely very quickly happened. Make the orbit side also produce grave wear at the same time.The side gnawing track to a small extent bringing about the flange and the orbit has wearing a trail away obviously; Grave gnaw say that the side metal bringing about the flange and the orbit peels off or becomes deformed to the outside.Gnaw say that phenomenon is varied , only have a carriage wheel sometimes gnaw the road, several carriage wheels appears on sometimes gnawing track at the same time , some operation going there and back and oblique tones gnaw track , also some two flanks going there and back working to gnaw a mill respectively. Now track condition, analysing different cart carriage wheel gnawing , gives handle not to give equal treatment to,the carriage wheel gnaws a handcart discuss road condition here no longer.Two, gnaw the degree saying classifiesThe controller controlling the cam running organization purchases 1, one gear not starting , purchases two gear starting; The queen (do not brake) inertia parking runs distance shortly; The flange has the phenomenon wearing crumbs , the edge curl away, only there be no away; Carriage wheel life time is 2 about 3 years. This is to make light of degree gnaw say , should set about examine and repair.2, the cam controller purchases one gear not starting , purchases two gear starting slowly; When parking, there be no inertia motion nearly; The flange wears a phenomenon away quickly , has to lose crumbs and the edge curl; Carriage wheel life time is 0.5 1 year. This attach most importance to degree gnaw the road, carries out timely adjustment and examines and repairs.3, the cam controller purchases two gear not starting; When the flange and orbit friction are intense , grave when working, the carriage wheel climbs the track top; Carriage wheel life time less than half a year. This is grave gnaw road, closing down mends immediately.Three, gnaw mend1, cart carriage wheel gnawing says that also having hanging luck because of transportation or installation waits for cause to bring about crane span structure deformation , makes cart level deflection , perpendicularity deflection , diagonal line big having been ultra-poor. Should correct crane span structure therefore , first , make the person accord with specification , being not able to from solving a problem fundamentally otherwise.2, accords with specification mainly in crane span structure and transmission-mechanism, or crane span structure becomes deformed though having but the carriage wheel can not very often adjust now and then, solve gnaw road. Adjust a carriage wheel sometimes, level deflection , perpendicularity deflection , span and diagonal line being able to resolve a carriage wheel at the same time surpass a low grade therefore several aspect problems, should examine that a carriage wheel analysing , adjusting for sure that can make amount of work minimal.Being, because the active carriage wheel and transmission-mechanism look at and appraise linkup , the amount of work adjusting an action wheels is big