黄红龙——起重设计

1、计算项目设计计算内容设计结果一、起升机构1.1、桥式起重机起升机构设计参数1.2、起升机构布置和吊钩组设计1.3、部件选择与安装1.3.1、钢丝绳1.3.2、滑轮和滑轮组1.3.3、卷筒组的计算选择1.3.4、吊钩的选择1.3.5、电动机的计算选择1.3.6、减速器的计算选择1.3.7、制动器的计算选择1.3.8、联轴器的计算选择1.3.9、起制动时间验算2、 小车运行机构2.1轮压计算2.2 车轮轨道选用2.3 运行阻力的计算2.4电动机的选择2.5减速器的选择2.6联轴器的选择2.7制动器的选择2.8电动机验算2.9起动时间验算2.10运行打滑验算2.11低速浮动轴验算3 大车运行机构设计

2、计算3.1 主要性能参数3.2 起重机参数确定3.3总体设计3.4确定机构的传动方案3.5 选择车轮与轨道，并验算其强度3.6运行阻力计算 3.7选择电动机3.8 电动机过载能力校验3.9 验算电动机的发热功率条件3.10 减速器的选择3.11 验算运行速度和实际所需功率3.12 验算起动时间3.13 起动工况下校核减速器功率3.14 验算启动不打滑条件3.15 选择制动器3.16 选择联轴器3.17 浮动轴的验算3.18 选择缓冲器 设计参数桥架形式双梁箱型额定起重量（吨）25起升高度(米)10跨距28工作级别A4运行结构大车JC40%大车速度1.6小车速度0.63起升速度0.043按照构造

3、宜紧凑的原则,决定采用下图的传动方案： 主起升机构简图该方案采用平行轴式布置方案，即卷筒轴线、电动机的轴线以及高速浮动轴、减速器的输入、输出轴之间都是平行的。 桥式起重机上的双联滑轮组采用双联滑轮组，钢丝绳的最大静拉力9：(N)式中 起升量和吊具自重的总和，计算时如下： 滑轮组的倍率，； 滑轮组的传动效率；、导向滑轮效率10。下面按选择系数C确定钢丝绳直径d(mm).工作级别取M4， ， n钢丝绳安全系数，查表知n=4.5； 由破断拉力，初选6Í19+NF，d=15mm所以,所以，取定型：选用19.5NAT6(9+9+1)+NF1700ZS14700GB1102-741构造和材料的确

4、定本设计中滑轮承受负载较大，为了减轻滑轮重量，使用型号为ZG270-500的铸钢滑轮，强度和冲击韧性都很高。2滑轮尺寸的确定滑轮直径(mm)式中 D0按钢丝绳中心计算的滑轮直径(mm)； d钢丝绳直径(mm)； h轮绳直径比系数，与机构工作级别和钢丝绳结构有关。根据钢丝绳的直径和计算得到的滑轮直径选用标准的铸造的E1型滑轮，E1型为一般密封式，带有滚动轴承，无内轴套，其直径为500mm，与之相匹配的滚动轴承为GB276,滑轮的轴径为75mm。定型：铸钢ZG270-500，E1型19.5Í500·75 GB2761确定卷筒组的类型及构造卷筒选用的材料是ZG270-500。选用

5、双联单层绕卷筒。2标准卷筒组的选择选用卷筒组的图号为T208，其卷筒的名义直径为650mm、长度为2000mm，配套轴承为3522，卷筒、齿轮连接盘、卷筒鼓的图号分别为：T208-31、T208-71、T208-32，绳槽半径为11.5mm，标准绳槽的节距为24mm，卷筒组总长为1895mm，卷筒输入端轴的直径为110mm10。(1)名义直径D=(e-1)d=15×19.5=292.5mm<650mm(2)绳槽半径 R=(0.530.56)d=0.56×19.5=10.92mm<11.5mm(3)标准绳槽的深度=0.4×19.5=7.8mm,查表3-3

6、-3取h=8mm (4)标准绳槽的节距 P=d+(2-4)mm=19.5+2=21.5mm (5)卷筒上有螺旋槽部分长Hmax最大起升高度m滑轮组倍率Do卷筒计算值（D+d），由卷筒中心算起的卷筒直径Z固定钢丝绳的安全圈数(6)卷筒的长度(mm)L1两端空余部分长度，L1=P1=21mmL2固定钢丝绳所需的长度，L2=3P1=63mm(7)卷筒的壁厚 卷筒由材料为ZG270-500铸造而成，所以卷筒的壁厚为：mm 钢丝绳瑞在卷筒上的固定必须安全可靠，便于检查和更换钢丝绳。最常用的方法是压板固定。 钢丝绳绕进或绕出卷筒时，钢丝绳偏离螺旋槽两侧的角度推荐不大于3.5°。3卷筒强度验算本设

7、计中(mm) 1950(mm)，只需计算压应力。压应力计算公式为： (MPa)式中 卷筒壁厚(mm)；t绳槽节距(mm)；D卷筒名义直径 Smax钢丝绳最大拉力。卷筒的计算转速(r/min)Q=25.5t，工作级别M4，确定吊钩的强度等级为P级。根据吊钩的强度等级、起升量及工作级别查手册表3-4-1选取吊钩的钩号为16，d=95mm，据钩号和吊钩的强度等级查手册表选择吊钩的材料为DG20Mn，吊钩采用锻造，锻造后须热处理。D=151.5176.7mm，S=113.6132.5mm，L=320mm，吊钩定型：直柄吊钩 LM16P GB10051.5。吊钩组选用短钩型吊钩组，起重量25.5t，自重

8、697kg。1、计算起升机构静功率(kW)式中机构总效率，在此滑轮组效率；为导向滑轮效率； 为卷筒效率，；为传动效率。2、选择电动机功率手册选取JC%=40，CZ=300，。绕线型异步电动机的稳态平均功率为：查手册，根据，JC%，CZ的值，选择绕线型异步电动机YZR400L110，其额定功率为160kW，工作制度S340%， 587 r/min，最大转矩倍数为3，转动惯量为24.52kg·m2，质量为2400kg，输出端轴径为130mm。3、电动机过载能力和发热校验(1)起升机构电动机过载能力按下式进行校验17：(kW)< 160(kW)式中 基准接电持续率时，电动机转矩的允许

9、过载倍数；考虑电压降及转矩允差以及静载试验超载的系数；在基准接电持续率时的电动机额定功率(kW)；m电动机台数。(2)电动机发热校验 (kW)(kW)因为，所以发热校验合格。式中 电动机工作的接电持续率JC值、CZ值时的允许输出功率(kW)；工作循环中，负载的稳态功率(kW) 。1计算减速器传动比起升机构传动比按下式计算：式中 电动机额定转速(r/min)；卷筒转速(r/min)。取2标准减速器的选用(kW)式中 起升载荷动载系数；工作级别，。查手册,选择型号为QJR -500-10-III-C-W的标准减速器，其许用功率为249kW，输入轴直径90mm、长为170mm，输出轴直径170mm、

10、长为240mm，减速器总长为1720mm，高为1130mm，宽为820mm，质量为1760kg，输出轴端最大允许径向载荷93000N，许用输出扭矩42500N·m。起升机构的实际起升速度为： (m/s)误差为：,满足要求。3减速器的验算(1)轴端最大径向力，(N)式中 卷筒重力(N)；减速器输出轴端的允许最大径向载荷(N)。 <93000(N)输出轴轴端的最大径向力经验算满足要求。(2)减速器输出轴承受的短暂最大扭矩:(N·m) 式中 T钢丝绳最大静拉力在卷筒上产生的扭矩(N·m)；T减速器输出轴允许的短暂最大扭矩(N·m)。T=42500(N&#

11、183;m)经验算减速器输出轴的最大扭矩满足要求。制动转矩应满足下式要求:(N·m)式中 制动器制动转矩(N·m)；制动安全系数，=1.5；卷筒卷绕直径(mm)；滑轮组倍率；传动机构传动比。查手册，选用标准块式制动器其型号为：YW50020002，制动轮直径为500mm，额定制动转矩为2800N·m，整机质量为168kg。依据所传递的扭矩、转速和被联接的轴径等参数选择联轴器的具体规格，起升机构中的联轴器应满足下式要求：式中 所传扭矩的计算值(N·m)；联轴器重要程度系数，对起升机构，；角度偏差系数，=1。根据减速器输入轴的直径和电动机的输出轴径，查手册选

12、择联轴器为：带制动轮齿轮式联轴器。型号为：许用转矩71000N·m转动惯量为13.75kg·m2，其质量为385kg。1、起动时间与起动平均加速度验算(1)起动时间验算(s)=(4-6)s式中 电动机额定转速(r/min)； 电动机平均起动转矩(N·m)，按下式计算：(N·m) 电动机静阻力矩(N·m)，按下式计算：(N·m) 机构运动质量换算到电动机轴上的总转动惯量(kg·m2)，按下式计算： 电动机转子的转动惯量(kg·m2)； 制动轮和联轴器的转动惯量(kg·m2)； 推荐起动时间(s)。所以起动时

13、间满足要求。(2) 起动平均加速度：(m/s2) 式中 起动平均加速度(m/s2)；起升速度(m/s)；平均升降加（减）速度推荐值(m/s2)。所以该起动时间合适。2、制动时间与制动平均减速度验算(1)满载下降制动时间： 式中 满载下降时电动机转速(r/min)，通常取；制动器制动转矩(N·m)，=63(N·m)满载下降时制动轴静转矩(N·m)，按下式计算： (N·m)下降时换算到电动机轴上的机构总转动惯量(kg·m2)，按下式计算：推荐制动时间(s)。所以满载时制动时间满足要求。(2)制动平均减速度: (m/s2) 式中 满载下降速度，。所以

14、该制动时间合适9。2.1轮压计算根据经验公式可知小车的质量为：(t)满载时的最大轮压：(kN)空载时的最小轮压：(kN)2.2 车轮轨道选用2.2.1车轮轨道的选择(t)小车车轮使用单轮缘车轮，其中，根据工作级别、运行速度和的值，查手册表3-8-12，初选车轮踏面直径=400mm，车轮擦材料为65Mn，其抗拉强度800MPa，轨道为P38，车轮轴承型号7520，数量为二，自重115kg。车轮采用单轮缘，圆柱形车轮，圆形轨道，其曲率半径为300mm10。2.2.2车轮的疲劳计算车轮的疲劳计算载荷，可由小车的最大轮压和最小轮压来确定，其计算式如下:(kN)车轮踏面接触强度计算：按赫兹公式计算接触疲

15、劳强度，因为车轮与轨道的接触形式是点接触，其许用轮压由下式计算：(kN)Fc式中 与材料有关的许用点接触应力常数(N/mm2)； 曲率半径，取车轮曲率半径与轨面曲率半径中之大值(mm)； 由轨道顶面与车轮的曲率半径之比(r/R)所确定的系数； 转速系数； 工作级别系数。故车轮的踏面的疲劳强度满足要求9。2.3 运行阻力的计算小车在直线轨道上稳定运行的静阻力由摩擦阻力，坡道阻力和风阻力三项组成。由于本设计起重机是室内使用，所以坡道阻力和风阻力为零。即：摩擦阻力 (1)小车满载运行时的最大摩擦阻力：(N) (2)满载运行时最小摩擦阻力:(N) (3)空载运行时最小摩擦阻力:(N)本设计坡道阻力为零

16、。该起重机为室内使用，故不考虑风阻力。所以运行阻力为：2.4电动机的选择2.4.1电动机的静功率可按下式计算：(kW)式中 小车运行静阻力(N)；机构传动效率，可取；电动机个数。2.4.2 电动机初选一般可根据电动机的静功率和机构的接电持续率JC值，对照电动机的产品目录选用。由于运行机构的静载荷变化较小，动载荷较大，因此所选电动机的额定功率应比静功率大，以满足电动机的起动要求1。 对于桥、架类型起重机的大、小车运行机构可按下式初选电动机:(kW)式中 考虑到电动机起动时惯性影响的功率增大系数，对于室内工作的起重机及 装卸桥小车运行机构可取。 根据已知数据查手册选用YZR系列电动机，其机座号为Y

17、ZR200L-8，额定功率为15kW，同步转速为750r/min，额定转速为712r/min，最大转矩倍数为2.9，转子的转动惯量为0.67kg·m2，输出轴直径、长度分别为60mm、140mm10。2.5减速器的选择2.5.1减速器的传动比机构的计算传动比： 式中 电动机额定转速(r/min)；车轮踏面直径(mm)；计算传动比。 按所采用的传动方案考虑传动比分配，并选用标准减速器或进行减速装置的设计，确定出实际传动比16。2.5.2标准减速器的选用 减速器的计算输入功率为(kW)式中 刚性动载系数，该系数与电动机 驱动特性和计算两侧的转动惯量的比值有关；基准接电持续率时，电动机额定

18、功率（kW）。根据计算输入功率，可从标准减速器的承载能力表中选择适用的减速器。查手册可得：选用QJR-D-33512.5VIPL型减速器，其公称传动比为12.5，输入轴直径55mm、长为110mm，输出轴直径110mm、长为195mm，减速器总长为1100mm，高为695mm，许用功率为730kW，许用转矩为12500N·m，其自重为790kg9。小车运行机构的实际运行速度为：( m/s)误差为：2.6联轴器的选择2.6.1高速轴高速轴联轴器的计算扭矩应满足：(N·m)式中 联轴器安全系数；联轴器许用扭矩(N·m)。 根据电动机输出轴和减速器输入轴的直径，查手册选

19、择高速轴的联轴器型号为: ，其许用转矩为N·m，转动惯量0.45kg·m210。2.6.2低速轴低速轴联轴器的计算扭矩应满足： (N·m) 查手册选择低速轴的联轴器型号为：，靠近减速器的一端的联轴器。靠近车轮端则用 ，许用转矩为N·m。转动惯量为0.7kg·m2，其质量为79.9kg9。2.7制动器的选择制动转矩按下式计算： (N·m) 式中 计及其他传动件飞轮矩影响的系数，折算到点机轴上可取为1.11.2；风阻力(N)；坡道阻力(N)；满载运行时最小摩擦阻力(N)；制动器个数；电动机个数；制动时间(s)；电动机转子转动惯量(kg&#

20、183;m2)；电动机轴上制动轮和联轴器的转动惯量(kg·m2)。根据制动轮直径和制动力矩选用制动器，其型号为：YW315-300，制动力矩为250N·m，使用时将制动力矩调整为219.19N m17。2.8电动机验算2.8.1过载验算过载验算公式如下：Pn=15kW=(kW)(kW)式中 平均起动转矩标准值，对绕线型异步电动机取1.7；机构总转动惯量，即折算到电动机轴上的机构旋转运动质量与直线运动质量转动惯量之和： (kg·m2)机构初选起动时间，可根据运行速度确定，一般情况下桥架类起重机小车运行机构s。电动机满足不过载要求10。2.8.2发热验算发热

21、验算应满足下一条件：Pn=15KW = (kW)满足不过热验算9。2.9起动时间验算2.9.1满载、上坡时满载、上坡时的起动时间，起动时间一般应满足下列要求:对小车s (s)式中 电动机额定转速(min-1)；电动机的平均起动转矩(N·m)。起动时间满足要求10。2.9.2空载时空载时起动时间:(s)式中 电动机的平均起动转矩：(N·m)满载、上坡时作用于电动机轴上的静阻力矩，按式计算:(N·m)空载时机构总转动惯量，即折算到电动机轴上的机构旋转运动质量与直线运动质量转动惯量之和： (kg·m2)起动时间满足17。2.9.3起动平均加速度为了避免过大的冲

22、击及物品摆动，应验算起动时的平均加速度，一般应在允许的范围内。起动平均加速度：(m/s2)0.32(m/s2)满足要求。2.10运行打滑验算为了使起重机运行时可靠地起动或制动，防止出现驱动轮在轨道上的打滑现象，避免车轮打滑影响起重机的正常工作和加剧车轮的磨损，应分别对驱动轮作起动和制动时的打滑验算。对于小车运行机构按空载运行工况验算10。起动时按下式验算:N起动不打滑。制动时按下式验算:N制动不打滑。式中 粘着系数，室内工作的起重机取0.15；K粘着安全系数，可取K=1.051.2；制动时间(s)；全部驱动轮压之和(N)；全部制动车轮轮压之和(N) 10。2.11低速浮动轴验算2.11.1疲劳

23、计算 低速浮动轴等效扭矩：(N·m)式中 等效系数，由起重机课程设计手册表2-7查得=1.5。相应于机构JC%值的电动机额定力矩折算至计算轴的力矩(N·m)。(N·m)由选择的联轴器中，已确定浮动轴端直径mm，因此扭转应力：(N/cm2)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：(N/cm2)轴材料用45号钢，调质处理。由机械设计，表13-1查得：N/cm2， N/cm2，由起重机课程设计手册表2-17得： N/cm2， N/cm2 。安全系数，查起重机课程设计手册表2-21得。故，疲劳验算通过9。2.11.2静强度计算 静强度计算扭

24、矩：(N·m)式中 动力系数，查起重机课程设计手册表2-5得。扭转应力：(N/cm2)许用扭转剪应力：(N/cm2)因此，静强度验算通过9。浮动轴的构造如图所示，mm，中间轴径mm，取mm。3.1 主要性能参数 桥式起重机的主要性能参数是起重机工作性能指标，也是设计的依据，主要包括起重量、跨度、起升高度、起升速度、自重、运行速度等。 1起重量：在各种工况下安全作业所容许起吊重量的最大质量值。 2跨度：大车运行轨道中心线之间的水平距离。3起升高度：吊钩起升到最高位置时，钩口中心到支撑地面的距离。4起升速度：起升机构电动机在额定转速时，取物装置满载起升的速度。 5自重：指起重机处于工作状

25、态时起重机本身的全部质量，它是评价起重机的综合指标，反映了起重机设计、制造和材料的技术水平。 6运行速度：运行机构电动机在额定转速时，起重机或小车的运行速度。3.2 起重机参数确定最大额定起重量(t)： 25.5跨度（m）：18起升高度（m）： 8起升速度（m/s）： 0.5小车运行速度（m/s）： 1.25大车运行速度（m/s）： 2.5自重（t）：26.137工作级别： M5 JC=40%3.3总体设计起重机大车系统桥架采用双梁正轨箱型结构,主要由主梁、端梁大车运行机构等组成材料采用16Mn钢，见附图1、4。运行机构是由电动机、标准减速器、车轮、联轴器、制动器。大车运行机构采用分别驱动，大

26、车的运行机构装配图见附图2。主梁采用箱形结构形式，其箱内布有加劲横向加劲板，见附图3。起重机整机的工作级别M5，大车运行机构机构的工作级别M5。3.4确定机构的传动方案本起重机采用分别传动的方案如图（3-1）图3-1 大车运行机构1电动机； 2制动器； 3高速浮动轴； 4联轴器； 5减速器； 6联轴器； 7低速浮动轴； 8联轴器； 9车轮3.5 选择车轮与轨道，并验算其强度根据重量分布计算大车的最大轮压和最小轮压图3-2 轮压计算图满载时的最大轮压：=19.603 t 空载时最大轮压：= =8.2698 t空载时最小轮压：=4.7990t式中的e为主钩中心线离端梁的中心线的最小距离。载荷率：Q

27、/G=25.5/26.137=0.9763.5.1 车轮轨道选用大车车轮通常使用双轮缘车轮，双轮缘车轮用于桥、门式起重机大车走行轮，轮缘高为25mm30mm。根据工作级别、运行速度和的值，初选车轮踏面直径，车轮材料，轨道及其材料。由参考文献10表3-8-12选择车轮。当运行速度为，Q/G=0.976时工作类型为M5时，车轮直径=800mm，轨道为QU70的许用轮压为30.4 t，其尺寸见参考文献10表3-8-14，轴承型号为7530。轴承内径和外径的平均值为：（150+215）/2=182.5mm。3.5.2车轮踏面接触强度计算车轮和轨道的接触情况分为线接触、点接触两种情况。圆柱车轮与平顶钢轨

28、或方刚的接触呈线接触；圆柱形车轮或圆锥形车轮与秃顶钢轨的接触呈现点接触。线接触的受力情况较好，但往往由于机架变形和安装偏差等因素，使线接触分布不尽人意，因而在起重机的运行机构中常常采用点接触结构。按赫兹公式计算接触疲劳强度按赫兹公式计算接触疲劳强度，由于车轮与轨道的接触形式采用点接触：式中。 与材料有关的许用点接触应力常数（N/mm2）；钢制车轮按参考文献10表3-8-6选取，K2=0.1；R 曲率半径，取车轮曲率半径与轨面曲率半径中之大值（mm），R=400mm；m有轨道顶面与车轮的曲率半径之比（r/R）所确定的系数，按参考文献10表3-8-9选取，m=0.4176。 转速系数，按参考文献1

29、0表3-8-7选取，C1=1.03； 工作级别系数，按参考文献10表3-8-8选取， C2=1。故车轮的踏面的疲劳强度满足要求。3.6运行阻力计算 总摩擦阻力为车轮轴承摩擦力、车轮的滚动摩擦阻力以及车轮轮缘与轨道间的摩擦力之和，车轮载荷为运行部分的自重及额定起重量，并且用附加阻力系数来表示附加摩擦阻力，则 =（255+261.4）0.006=3098.4 N式中。G起重机或运行小车的自重载荷； Q起升载荷； 摩擦阻力系数，初步计算时按参考文献11表8-12选取，=0.006。3.7选择电动机电动机用于各种类型的起重机械及其他类似设备的电力传动，具有较高的过载能力和机械强度，适用于短时或断续周期

30、性工作制。3.7.1 满载运行时电动机静功率 根据运行的静功率初选电动机，每组运行驱动机构的静功率为：Pj=Fj·V0/(1000·m· )=3098.4*2.5/（1000*2*0.95）=4.08（kw）式中。m驱动电动机总数，m=2；V0 初选运行速度，m/s；-运行机构传动的总机械效率，=0.95.Fj 起重机（小车）满载运行时的静阻力，Fj =3098.4N3.7.2 电动机的初选初选电动机，即式中。Kd电动机功率增大系数，由参考文献11表8-14选取，Kd=2.32。查参考文献10表5-1-13选用电动机YZR160L-6；Pn=11KW，n=945r

31、/min，=0.2 ，电动机的重量=152kg。3.8 电动机过载能力校验运行机构的电动机必须进行过载校验： 式中 。m电动机个数，m=2； 平均启动转矩标准值，=1.7； 基准接电持续率时电动机的额定功率，kw； 运行静阻力，N； V运行速度，m/s，根据与初选的电动机转速n确定传动比（见减速器的选择）； 机构传动效率； 机构总传动惯量，即折算到电动机轴上的机构旋转运动质量与直线运动质量的传动惯量之和，kg·m2； 电动机转子的转动惯量，kg·m2； 电动机轴上制动轮和联轴器的转动惯量，kg·m2； k计及其他传动件飞轮矩影响的系数，取k=1.1。 n电动机额定

32、转速，r/min； 电动机初选启动时间，可根据运行速度确定，=8s； Q起升载荷，N；G起重机或运行小车的自重，N。由此可知。，故初选电动机过载条件通过。3.9 验算电动机的发热功率条件对于运行机构绕线式电动机的发热验算，按稳态平均功率校核，即式中。G稳态负载平均系数，见参考文献11表8-15.取G=0.9。由此可知。，故初选电动机发热条件通过。3.10 减速器的选择3.10.1 减速器的传动比（速比）减速器的传动力为：式中。电动机的额定转速，r/min； 主动轮的转速，r/min。=r/min式中。初选运行速度，m/s； 车轮踏面直径，mm。3.10.2 标准减速器的选用选用标准型号的减速器

33、时，其总设计寿命一般应与机构的利用等级相符合。在不稳定运转过程中，减速器承受动载荷不大的机构，可按额定载荷或电动机额定功率选择减速器，对于动载荷较大的机构，应按实际载荷（考虑动载荷影响）来选择减速器。由于运行机构起、制动时的惯性载荷大，惯性质量主要分布在低速部分，因此起、制动时的惯性载荷几乎全部传递给传动零件，所以在选用或设计减速器时，输入功率应按起动工况确定。减速器的计算输入功率为： 式中。 m运行机构减速器的个数，m=2； V运行速度，m/s； 运行机构的传动效率； 运行静阻力，N； 运行起动时的惯性力，N。，考虑机构中旋转质量的惯性力增大系数。根据计算输入功率，可从标准减速器的承载能力表

34、中选择适用的减速器。查参考文献10表3-10-6，选用两台QJS-280-16-IV减速器i=16；N=11 KW，当输入转速为1000 r/min，输入轴直径48 mm、长为110 mm，输出轴直径95 mm、长为130 mm，减速器总长为974 mm，宽500 mm，高为584 mm，许用功率为46KW，其自重为330 Kg。3.11 验算运行速度和实际所需功率实际运行的速度： =误差： 合适实际所需的电动机功率： 合适3.12 验算起动时间起动时间：n=900r/minm=2(驱动电动机台数)=满载运行时最小摩擦阻力为： N空载运行时最小摩擦阻力为：N满载起动时间：= =10.6s空载启

35、动时间：= s其他符号同前。起动时间一般应满足。对起重机大车s。3.13 起动工况下校核减速器功率起动工况下减速器传递的功率：=KW式中：=N运行机构中，同一级传动减速器的个数，因此P=19.48 KW所以减速器的N中级=46KW>N，故所选减速器功率合适。3.14 验算启动不打滑条件为了保证起重机运行时可靠的起动或制动，防止驱动轮在轨道上打滑，避免影响起重机的正常工作何加剧车轮的磨损，应分别对驱动轮作起动和制动时的打滑验算。对于桥式起重机大车运行机构，验算空载小车位于桥架一端时轮压最小的驱动轮。由于起重机室内使用，故坡度阻力及风阻力不考虑在内.以下按三种情况计算。3.14.1 两台电动

36、机空载时同时驱动n=>nz式中。=192.2+48.8=241KN主动轮轮压241KN从动轮轮压f=0.2粘着系数(室内工作)nz防止打滑的安全系数， =5.93.14.2 事故状态一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n=nz式中。81.7KN主动轮轮压=2×48.8+81.7=179.3KN从动轮轮压一台电动机工作时空载启动时间=4.4s =0.99s3.14.3 事故状态二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n=nz式中。48.8KN主动轮轮压=48.8+2*81.7=212.2KN从动轮轮压= 4.4 s 与第

37、(2)种工况相同n=0.58 s 故也不会打滑结论:根据上述不打滑验算结果可知，三种工况均不会打滑。计算表明，对于带悬臂的门式起重机或装卸桥以及某些自重较轻，运行速度较快的起重机或起重小车，其最小轮压的驱动轮往往不能通过打滑验算。这会增加车轮磨损，实际起动时间将会延长。对于不经常使用的起重机，产生这种短暂的打滑还是允许的。为了使工作繁忙的起重机工作时车轮不打滑，应合理选择电动机，并尽可能降低减速度或减速度，同时应选择合适的驱动轮数，必要时可采用全部车轮驱动12。 3.15 选择制动器取制动时间tz=4.5 s按空载计算动力矩，令Q=0，得：Mz=式中。= =-28.3Pp=0.002G=261

38、400×0.002=522.8NPmin=G=1715.4 Nm=2-制动器台数.两套驱动装置工作Mz=160.13现选用两台YW-250-220-3的制动器，查参考文献10表3-7-15其制动力矩M=200为避免打滑，使用时将其制动力矩调制160.13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。3.16 选择联轴器起重机适用的联轴器主要用来连接两根同轴线布置或基本平行的转轴，传递扭矩同时补偿少许角度和径向偏移，有时还能改善传动装置的动态特性。半联轴器有时还可以兼作制动轮。起重机常用的联轴器有齿轮联轴器、梅花弹性联轴器、弹性柱销联轴器、尼

39、龙柱销联轴器、万向联轴器、耦合器（液体联轴器）等。 根据传动方案，每套机构的高速轴和低速轴都采用浮动轴。3.16.1 机构高速轴上的计算扭矩由参考文献10表5-1-9查的:电动机YZR160L-6，轴端为圆柱形，d1=48 mm，L=110mm；由参考文献103-10-9查得QJS-236-40-III的减速器，高速轴端为d=48 mm，l=110mm，故在靠电机端从由参考文献10表3-12-8选两个带制动轮齿轮联轴器序号为1的联轴器（浮动轴端d=38 mm；许用转矩为710 N·m，(GD2)ZL=0.38 Kg·m，重量为20.2 Kg；在靠近减速器端，由参考文献103-12-6选用两个联轴器CL1，在靠近减速器端浮动轴端直径为d=28 mm；许用转矩710 N·m，(GD2)L=0.03 Kg·m， 重量为7.8 Kg。 高速轴上转动零件的飞轮矩之和为：3.16.2 低速轴的计算扭矩减速器低速轴端为圆柱形，d=95mm，l=130mm。由参考文献10表3-8-10查得mm的主动车轮的伸出轴为圆柱形，d=95mm，l=145mm。从参考文献10表3-12-6选出两个联轴器式中。T 所传递扭矩的计算值； 实际作用的扭矩；考虑联轴器重要程度的系数，由参考文献10表3-12-2取k1=1.3；考