孙章旭起重设计

1、东北林业大学起重机械课程设计 学 院 工程技术学院 专业班级 2010级森工(2)班 姓 名 孙 章 旭 学 号 20101399 指导老师 孟春（副教授） 2013 年 7 月 4 日一、起升机构41.1、桥式起重机起升机构设计参数41.2、起升机构布置41.3、部件选择与安装4、钢丝绳5、滑轮和滑轮组5、卷筒组的计算选择6、吊钩的选择7、电动机的计算选择8、减速器的计算选择9、制动器的计算选择10、联轴器的计算选择11、起制动时间验算11二、小车运行机构132.1轮压计算132.2 车轮轨道选用132.3 运行阻力的计算142.4电动机的选择152.5减速器的选择152.6联轴器的选择16

2、2.7制动器的选择172.8电动机验算182.9起动时间验算192.10运行打滑验算21三、大车运行机构设计计算223.1 主要性能参数223.2 起重机参数确定233.3总体设计233.4确定机构的传动方案233.5 选择车轮与轨道，并验算其强度243.6运行阻力计算263.7选择电动机263.8 电动机过载能力校验273.9 验算电动机的发热功率条件283.10 减速器的选择293.11 验算运行速度和实际所需功率303.12 验算起动时间303.13 起动工况下校核减速器功率323.14 验算启动不打滑条件323.15 选择制动器343.16 选择联轴器353.17 浮动轴的验算363.

3、18 选择缓冲器373.19 选择限位器37一、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1.3、部件选择与安装、钢丝绳、滑轮和滑轮组、卷筒组的计算选择、吊钩的选择、电动机的计算选择、减速器的计算选择、制动器的计算选择、联轴器的计算选择、起制动时间验算二、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3、大车运行机构设计计算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，

4、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3.19 选择限位器1.1、桥式起重机起升机构设计参数 1.2、起升机构布置按照构造宜紧凑的原则,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。 1.3、部件选择与安装、

5、钢丝绳采用双联滑轮组，钢丝绳的最大静拉力：(N)式中 起升量和吊具自重的总和，计算时如下： (N) 滑轮组的倍率，； 滑轮组的传动效率；、导向滑轮效率。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钢丝绳充满系数所以,所以，取定型：选用19.5NAT6(9+9+1)+NF1700ZS14700GB1102-74、滑轮和滑轮组1、构造和材料的确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

6、 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 GB276、卷筒组的计算选择1、确定卷筒组的类型及构造卷筒选用的材料是ZG270-500。选用双联单层绕卷筒。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

7、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110mm。(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3-3-3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 Hma

8、x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

9、直径 Smax钢丝绳最大拉力。卷筒的计算转速(r/min)、吊钩的选择Q=25t，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25t，自重697kg。、电动机的计算选择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

10、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YZR180L6，其额定功率为15kW，工作制度S340%， 962 r/min，最大转矩倍数为3.2，转动惯量为0.39kg·m2，质量为230kg，输出端轴径为55mm,输出端长度110m。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：(kW)<15(kW)式中 基准接电持续率时，电动机转矩的允许过载倍数；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

11、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) 。、减速器的计算选择1、计算减速器传动比起升机构传动比按下式计算： 取i=200 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QJS -450-200-v-p-W的标准减速器，其许用功率为14.6kW，输入轴直径50mm、长为110mm，输出轴直径150mm、长为200mm，减速器总长为1736mm，高为990mm，宽为56

12、0mm，质量为1400kg，输出轴端最大允许径向载荷64000N，许用输出扭矩30000N·m。起升机构的实际起升速度为： 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·m)经验算减速器输出轴的最大扭矩满足要求。、制动器的计算选择制动转矩

13、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：YW2003002，制动轮直径为200mm，额定制动转矩为180N·m，整机质量为36kg。 、联轴器的计算选择 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，查手册选择联轴器为：带制动轮齿轮式联轴器。型号为

14、：许用转矩5600N·m转动惯量为0.21kg·m2，其质量为34.9kg。、起制动时间验算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0.39(kg·m2)； 制动轮和联轴器的转动惯量0.21(kg·m2)； 推荐起动时间(s)。所以起动时间满足要求

15、。(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)，=180(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，。所以该制动时

16、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)=86242.625N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300mm。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

17、式计算接触疲劳强度，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: (3)空载运行时最小摩擦阻力:(N)坡道阻力 坡

18、道阻力可由下式计算得到:(N)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。 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

19、机，其机座号为YZR160M1-6，额定功率为5.5kW，同步转速为1000r/min，额定转速为930r/min，最大转矩倍数为2.6，转子的转动惯量为0.12kg·m2，输出轴直径、长度分别为48mm、110mm，电动机质量153.5Kg。2.5减速器的选择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。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

20、；基准接电持续率时，电动机额定功率（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QJS-D-33563VIPL型减速器，其公称传动比为63，输入轴直径38mm、长为80mm，输出轴直径110mm、长为165mm，减速器总长为1245mm，宽为780mm，高为695mm，许用功率为19.4kW，许用转矩为12500N·m，其自重为805kg。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

21、速器输入轴的直径，查手册选择高速轴的联轴器型号为: ，其许用转矩为N·m，转动惯量0.21kg·m2, 质量为34.9Kg。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；

22、制动时间(s)；电动机转子转动惯量0.7(kg·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：YW160-220-1，额定制动转矩为63N·m。2.8电动机验算2.8.1过载验算过载验算公式如下：(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。发热验算发热验算应满足下一条件：Pn=5.5KW

23、= 满足不过热验算。2.9起动时间验算满载、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) 满载、上坡时作用于电动机轴上的静阻力矩，按式计算:(N·m)起动时间满足要求。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： 起动时间满足。起动平均加速度为了避免过大的冲击及物品摆动，应验算起动时的平均加

24、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。起动时按下式验算: 由于 12259.943>9639.40起动不打滑。制动时按下式验算: = 由于5801.847>1240.456 制动不打滑。附着系数，室内工作的起重机取0.15:；K附着安全系数，可取K=1.051.2；轴承摩擦系数；d轴承内径；驱动轮最小轮压（N）；打滑一侧电

25、动机的平均启动转矩(N·m)；k记及其他传动飞轮矩影响的系数，折算到电动机轴上可取k=1.11.2；电动机转子转动惯量（kg·m2）；电动机轴上带制动轮联轴器的转动惯量（kg·m2）；a启动平均加速度(m/s2)；打滑一侧的制动器的制动转矩(N·m)；制动平均减速度 tz=5s(m/s2)。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

26、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Q（t）： 25 跨度（m）： 13 起升高度（m）： 12 起升速度（m/s）： 0.043 小车运行速度（m/s）： 0.32 大车运行速度（m/s）： 1.6 自重G（t）： 26.625 工作级别： M4 JC=40%3.3总体设计 起重机大车系统桥架采用双梁

27、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。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。主梁采用箱形结构形式，其箱内布有加劲横向加劲板。 起重机整机的工作级别M4，大车运行机构机构的工作级别M4。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：= 18.748t 空载时最大轮压

28、： = =8.171 t空载时最小轮压：=5.142t 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/G=25/26.625=0.943.5.1 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。由参考文献表3-8-12选择车轮。当运行速度为，Q/G=0.96时工作类型为M4时，车轮直径=800mm，轨道为QU70的许用轮压为33.2t，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=182.5

29、mm。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

30、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10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=1.12。 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 =（25+26.625）t0.006=3035.55N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

31、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· )=3035.55*1.6/（1000*2*0.95）=2.56（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 =3035.55N3.7.2 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

32、8-14选取，Kd=2.32。 根据已知数据查手册选用YZR系列电动机，其机座号为YZR160N2-6，额定功率为7.5kW，同步转速为1000r/min，额定转速为940r/min，最大转矩倍数为2.8，转子的转动惯量为0.15，电动机质量159.5Kg。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

33、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

34、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：

35、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中选择适用的减速器。查参考文献10表3-10-5，选用两台QJR-236-25-IV减速器i=25；当输入转速为1000 r/min，输入轴直径38 mm、长为80 mm，输出轴直径80mm、长为130 mm，减速器总长为828 mm，宽620 mm，高为518mm，许用功率为17.6KW，其自重为240 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

36、的电动机功率： 合适(Pj为满载运行时电动机的静功率) 3.12 验算起动时间起动时间：n=940r/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： =1747.266N满载起动时间：= =6.881s空载启动时间：= =3.111s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=32.711 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

37、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 两台电动机空载时同时驱动n=>nz式中。=8.171t+5.142t=133.13KN主动轮轮压KN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， =11.1133.14.2 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。81.71KN主动轮轮压=2×51.42+8

38、1.71=184.55KN从动轮轮压一台电动机工作时空载启动时间=2.609s 4.524s3.14.3 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。KN主动轮轮压=51.42+2*81.71=214.84KN从动轮轮压= 2.609 s 与第(2)种工况相同=4.081 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

39、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。= =-17.225Pp=0.002G=26625×0.002=532.5NPmin=G=1647.42Nm=2-制动器台数.两套驱动装置工作Mz=132.803现选用两台YW-200-220-3的制动器，查参考文献10表3-7-15其制动力矩M=140为避免打滑，使用时将其制动力矩调制132.803以下。考虑到所取的制动时间，在验算起动不

40、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YZR160N2-6，轴端为圆柱形，d1=48 mm，L=110mm；由参考文献103-10-9查得QJR-236-25-IV

41、的减速器，高速轴端为d=38mm，l=80mm，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2的联轴器（浮动轴端d=40 mm；许用转矩为1400 N·m，(GD2)ZL=0.05 Kg·m，重量为12.5Kg；在靠近减速器端，由参考文献103-12-6选用两个联轴器CL2，在靠近减速器端浮动轴端直径为d=38mm；许用转矩1400 N·m，(GD2)L=0.05 Kg·m， 重量为12.5Kg。 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=80mm，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=85mm，l=115mm。从参考文献10表3-12-6选出两个联轴器3.17 浮动轴的验算1.17.1 疲劳强度的计算低速浮动轴的等效力矩： =5849.306式中。等效系数，由参考文献12表2-7查得=1.4。由上节已取得浮动轴端直径D=90mm，故其扭转应力为：由于浮动轴载荷变化为循环（因为浮动轴在运行过程中正反转矩相同），所以许用扭转应力为：=4910 式中，材料用45号钢，取=6000 ；=30000 ，则 =；=0.6×30000=18000 考虑零件的几何形状，表面状况的应力集中系数1.6，=1.2，=1.