起重机说明书更新

1、武汉科技大学本科毕业论文1.绪论1.1课题的目的与意义：起重机械是用来对物料进行起重、运输、装卸和安装作业的机械。它可以完成靠人力无法完成的物料搬运工作，减轻人们的体力劳动，提高劳动生产效率，在工厂、矿山、车站、港口、建筑工地、仓库、水电站等多个领域和部门中得到了广泛的应用。随着生产规模日益扩大，特别是现代化、专业化生产的要求，各种专门用途的起重机相继生产，在许多重要的部门中，它不仅是生产过程中的辅助机械，而且已成为生产流水作业线上不可缺少的重要机械设备，它的发展对国民经济建设起着积极的促进作用。上个实际70年代以来，随着生产和科学技术的发展，起重机械无论是在产量上还是在品种及质量上都得到了及

2、其迅速的发展。随着国民经济的快速发展，特别是国家加大基础工程建设规划的实施，建设工程规模日益扩大，起重安装工程量越来越大，需要吊装和搬运的结构件和机器设备的重量也越来越大。特别是大型电站、石油、化工、路桥、冶炼、航天以及工用民用高层建筑的安装作业的迫切需要，极大地促进了起重机，特别是大型起重机的发展。具体表现在以下几个方面。1.通用型起重机以小型为主,专用起重机向大型化发展；2.广泛采用液压技术；3.重视“三化”，逐步采用国际标准；4.发展一机多用产品；5.采用新技术、新材料、新结构、新工艺；随着科学技术的发展、国民生活提高，用起重机减轻生产劳工，提高生产效率。起重机的发展前景将会越来越好。起

3、重机械的种类较多，通常按主要用途和构造特征对其进行分类。按主要用途可分为通用起重机、建筑起重机、冶金起重机、造船起重机、甲板起重机等。按构造特征可氛围桥式类型起重机、臂架式起重机以及固定式起重机、运行式起重机。运行式起重机又分为轨道式和无轨式两种。1.2起重机械的种类 起重机械按结构不同可分为轻小型起重设备、升降机、起重机和架空单轨系统等几类。轻小型起重设备主要包括起重滑车、吊具、千斤顶、手动葫芦、电动葫芦和普通绞车，大多体积小、重量轻、使用方便。除电动葫芦和绞车外，绝大多数用人力驱动，适用于工作不繁重的场合。它们可以单独使用，有的也可作为起重机的起升机构。有些轻小型起重设备的起重能力很大，如

4、液 压千斤顶的起重量已达 750吨。升降机主要作垂直或近于垂直的升降运动，具有固定的升降路线，包括电梯、升降台、矿井提升机和料斗升降机等。起重机是在一定范围内垂直提升并水平搬运重物的多动作起重机械。架空单轨系统具有刚性吊挂轨道所形成的线路，能把物料运输到厂房各部分，也可扩展到厂房的外部。1.3起重机设计的基本原则和要求桥式起重机小车设计的基本原则和要求，在设计桥式起重机小车时，必须力求满足以下几方面的要求： 1、整台起重机与厂房建筑物的配合，以及小车与桥架的配合要恰当。小车与桥架的互相配合，主要在于：小车轨距（车轮中心平面间的水平距离）和桥架上的小车轨距应相同；其次在于：小车上的缓冲器与桥架上

5、的挡铁位置要配合好，小车上的撞尺和桥架上的行程限位开关要配合恰当。小车的平面布置应紧凑，高度要小，相应地可使起重机的高度减小，从而降低了厂房建筑物的高度。 2、小车上机构的布置及同一机构中各零件间的配合要求适当。起升机构和小车运行机构二者之间的距离不应太小，否则维修不便，或造成小车架难以设计；但也不应太大，否则小车就不紧凑。 3、小车车轮的轮压分布要求均匀。且要求获得最小的车轮、轴及轴承箱的尺寸，并且使起重机桥架主梁上受到均匀的载荷。一般最大轮压不应超过平均轮压的20%。 4、小车架上的机构与小车架配合要恰当。在设计原则上，要以机构为主，尽量用小车去配合机构；同时机构的布置也要尽量使钢结构的设

6、计制造方便。因为小车架是为了安置与支承起升机构和小车运行机构的，所以小车架要按照起升和运行机构的要求设计，但在不影响机构工作的前提下，机构的布置也应配合小车架的设计，使其构造简单、合理和便于制造。 5、尽量选用标准零部件,以提高设计与制造的工作效率，降低生产成本。 6、小车各部分的设计应考虑制造、安装和维护检修方便，尽可能保证各部件拆下修理时而不须移动相邻的部件。 22武汉科技大学本科毕业论文2.主小车设计计算2.1起升机构计算1. 主要技术参数： 起重量：16/3t，起升高度：12/14m，跨度：25.5m 工作级别：起重机 A5，主起升机构M5，主起升机构M4，小车运行机构M4 工作速度：

7、主起升机构9.5，副起升机构18.5，小车运行机构44.2按照布置紧凑的原则，决定采用2图4-10的方案。采用了双联滑轮组及闭式传动。按起重量Q查2表4-2取滑轮组倍率：主：Q=20t，=3。承载绳分支数：Z=2=6副：Q=3t, =2。承载绳分支数：Z=2=4查2附表8选吊钩组主：G0=467kg，A=87mm，选取T1-362.1508副：G0=99kg，A=200mm，选取G13吊钩组2.2 选择钢丝绳若滑轮组采用滚动轴承，按i_h=3/2查1表2-1得滑轮组效率主：=0.985副：=0.99钢丝绳所承受的最大拉力主：Smax Smax=Q+Q02ih=16000+4672*3*0.98

8、5=27.86KN （2.1） 副：Smax Smax=Q+Q02ih=3000+992*2*0.99=7.82KN根据工作级别查1表2-2取安全系数主：A5级 n=5.5副：A4级 n=5.5钢丝绳的破断拉力Sb：主：Sb=n*Smax=5.5*27.86=153.23KN （2.2） 图1副：Sb=n*Smax=5.5*7.82=43.01KN查附表1选用瓦林吞型纤维芯钢丝绳619W+FC，钢丝公称抗拉强度1670MPa光面钢丝左右交互捻，根据钢丝绳最小破断拉力选择钢丝绳直径主：d=18mm 副：d=9mm标记为 主：18NAT619W+FC1670ZS178GB1981-88 副：9NA

9、T619W+FC1670ZS45GB1981-882.3确定滑轮主要尺寸滑轮需用最小直径主：Dd（e-1）=18*(25-1)=432mm （2.3）副：Dd（e-1）=9*（25-1）=216mm选用滑轮直径很平衡滑轮直径 主：D=560mm Dp=0.6*D=336mm，取Dp=355mm (2.4)副=280mm Dp=0.6*D=189mm，取Dp=225mm 滑轮绳槽尺寸由附表4选择滑轮主;钢丝绳直径 d=18mm，D=560mm。滑轮轴直径D5=130mm的E1型滑轮标记为 滑轮E1 18560-130ZBJ80 0068-87副：钢丝绳直径 d=9mm，D=300mm。滑轮轴直径

10、D5=90mm的E1型滑轮标记为 滑轮E1 9300-90ZBJ80 0068-8由2附表5选择平衡滑轮主：选用d18mm D=355mm滑轮轴直径D5=90mm的E型滑轮 标记为 ： 滑轮E1 18355-90ZBJ80 006.9-87副：选用d=9mm，D=225mm。滑轮轴直径D5=45mm的F2型滑轮标记为 滑轮E1 9225-40ZBJ80 006.9-82.4确定卷筒尺寸，并验算强度卷筒直径 ：主：Dd（e-1）=18*(25-1)=432mm (2.5)副：Dd（e-1）=9*（25-1）=216mm式中系数e按工作级别由1表2-6查得主：M5 e=25 副：M4=25由1中表

11、2-11选卷筒直径主：D=500mm 副：D=300mm卷筒绳槽尺寸由1表2-12查得，槽底半径尺寸和标准槽底半径尺寸R及标准槽型槽距t：主：R=11mm t=22mm副：R=5mm t=11mm卷筒尺寸主：L=2*（H*ih*D0+Z0+4）*t+L1 （2.6） =2*（12×1000×33.14×518+2+4）×22+87L=1324mm 取L=2000mm副：L=2*（14×1000×33.14×312+2+4）*11+200 =964.6mm 取L=1500mm式中-Z0为附加安全系数Z0=2L1-卷筒不切槽部分

12、强度，娶妻等于吊钩组动滑轮的间距，即L1=A实际长度在绳偏斜角允许范围内D0-卷筒计算直径D0=D+d主：D0=D+d=500+18=518mm （2.7）副：D0=D+d=300+12=312mm卷筒壁厚：主：=0.02*D+（6-10） （2.8）=0.02500+（6-10）=16-20取=18mm副：=0.02*D+（6-10）=0.02300+（6-10）=12-16取=12mm卷筒壁应力的计算：主：ymax=Smax*t=278630.018×0.022=70.36MPa （2.9）副：ymax=Smax*t=78260.012×0.011=59.29MPa选用

13、HT200最小拉强度0=195MPa，需用压力y=130MPa 1.9ymaxy故抗拉强度足够卷筒拉应力计算:对于主副起升机构，由于卷筒长度L3D尚应校验由弯矩产生的拉力卷筒弯矩图如下：卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间是：主：Mw=Smax*t=Smax*（L-L12） （2.10）=27863*（1500-872）=19685209.5Nmm副：Mw=Smax*t=Smax*（L-L12）=7826（1500-2002）=5086900Nmm卷筒断面系数主：W=0.1×D4-Di4D=0.1×5004-4644500=3229526.48mm3 （2.11） 副：W

14、=0.1×D4-Di4D=0.1×3004-2764300=765739.01mm3式中：D-卷筒外径Di-卷筒内径 Di=D-2主：Di=D-2=500-36=464mm （2.12）副：Di=D-2=300-24=276mm于是主：i=MwW=19685209.53229526.48=6.1MPa副：i=MwW=15086900765739=6.64MPa合成应力主;l'=l+ly*max=6.059+39130*70.36=27.2MPa （2.13）l'<l副：l'=l+ly*max=6.64+39130*59.26=24.34MPal

15、'<l式中许用应力l=bn=1955=39MPa卷筒强度通过,故选用主卷筒直径D=500mm长度为L=1500mm，卷筒槽型的槽底半径R=11mm,槽底距t=22mm,起升高度H=12m倍率in=3靠近减速器的卷筒槽想左的A型卷筒:标记:主卷筒A5001500-1122-123左ZBJ80 007.2-87选用副卷筒直径D=300mm长度为L=1500mm,卷筒槽型的槽底半径R=5mm,槽底距t=11mm起升高度H=14m倍率in=2靠近减速器的卷筒槽想左的A型卷筒:标记:主卷筒A3001500-511-142左ZBJ80 007.2-872.5选电机主:Nj=Q+G0v102&

16、#215;60×=16000+467*9.5102*60*0.85=30.7KW ( 2.14)副: Nj=Q+G0v102×60×=3000+99*18.5102*60*0.85=11.02KW式中-机械总效率一般=0.8-0.9 取=0.85电动机计算功率:主:NeKd*Nj=0.8×30.07=24.06KW副NeKd*Nj=0.8×11.02=8.82KW式中Kd=0.75-0.85 取Kd=0.8查2附表28选用主电机:YZR-225M,其中Ne=(25%)=26KW,n=750rpm,(GD2)d=3.2kg*m2,电机质量G点=3

17、90kg副电机:YZR-160L,其中Ne=(25%)=13KW,n=1000rpm,(GD2)d=0.78kg*m2,电机质量G点=174kg2.6验算电动机发热条件按等效功率法求JC=25%所需的等效功率主:Nx=K2.5*y*Nj=0.75*0.87*30.07=19.62KW ( 2.15)副: Nx=K2.5*y*Nj=0.75*0.87*11.02=7.19KW 式中K2.5-工作级别系数,查1表6-4，对于M4-M5级K2.5=0.75Y-系数,根据机构平均机动时间和平均工作时间的比值()查得.由1表6-3一般起升机构=0.1-0.2，取=0.1，由1图6-6查得y=0.87由以

18、上计算结果NxNe,故初选电动机能满足发热条件.2.7初选减速器卷筒转速主: j=vin3.14*D0=9.5×33.14×0.518=17.5r/min （2.16）副: j=vin3.14*D0=18.5×23.14×0.312=36.82r/min减速器总传动比主：in=nnj=75017.5=42.84r/min (2.17)副：in=nnj=100036.82=27.14r/min查2附表35选用减速器主:ZQ-650-3CA当工作级别为M5时许用功率为N=26KW,i0=40.17，质量Gg=878kg,输入轴直径d=60mm轴端长l1=11

19、0mm副: :ZQ-400-2CA当工作级别为M4时许用功率为N=10.6KW,i0=23.34，质量Gg=253kg,输入轴直径d=40mm轴端长l1=85mm2.8验算起升速度和实际所需功率实际起升速度：主：v=V*i0i0=9.5×42.8440.17=10.13m/min (2.18)误差=v-vv×100%=10.13-9.59.5=6.6%<=15% (2.19) 副：v=V*i0i0=18.5×27.1423.34=20.93m/min误差=v-vv×100%=20.93-18.518.5=13.1%<=15%实际发热功率主:N

20、x'=Nx×v'v=19.62×10.139.5=20.92Ne(25%)=26KW (2.20)副:Nx'=Nx×v'v=4.79×20.9318.5=5.31Ne(25%)=13KW2.9校核减速器输出轴强度输出轴最大径向力:主:Rmax=12×(×Smax+Gj)= 12×(2×27.86+9.81)=32.76KN (2.21)<R=100KN副：Rmax=12×(×Smax+Gj)= 12×(2×7.82+3.44)=9.54K

21、N<R=18KN式中×Smax-卷筒上卷绕钢丝绳引起的载荷，=2Gj-卷筒及轴自重，参考附表14估计主：Gj=9.81KN，副：Gj=3.44KNR-减速器输出轴端最大允许径向载荷由2附表36查得主:R=100KN 副:R=18KN由公式1(6-77)知输出轴最大扭矩:Mmax=0.7-0.8(max*Me*i0'*0M (2.22) 式中:Me-电动机额定转矩主:Me=9550×Ne(25%)n1=9550×26750=331.07Nm-电动机额定力矩 (2.23)max-2.92-当JC=25%时电动机最大力矩倍数，有附表33查出0=0.95-减

22、速器传动效率M=61500Nm-减速器输出轴最大容许转矩,有附表36查得Mmax=0.8×2.92×331.07×40.17×0.95=29513.3<M (2.24)副：Me=9550×Ne(25%)n1=9550×131000=124.15Nm-电动机额定力矩max-2.82-当JC=25%时电动机最大力矩倍数，有附表33查出0=0.95-减速器传动效率M=12700Nm-减速器输出轴最大容许转矩,有附表36查得Mmax=0.8×2.82×124.15×23.34×0.95=6210.

23、27<M由以上可知减速器满足要求。2.10选择制动器所需静制动力矩主:MzKz*Mj'=Kz*Q+G0D02ih*i0'=1.7516000+467*0.5182×3×40.17×0.85×10=526.44Nm （2.25）副: MzKz*Mj'=Kz*Q+G0D02ih*i0'=1.5×(3000+99)×0.3122×2×23.4×10×0.85=132.047式中Q+G0D02ih*i0'-作用在卷筒上的扭矩D0-卷筒的计算直径Kz-安全系数

24、,查1表7-5取主:Kz=1.75，副:Kz=1.5查附表15选制动器主;YWZ5-315/50 Mez=630-1120NmDz=400 mm Gz=44.6kg2.11选择联轴器高速联轴器计算扭矩由16-26式主:Mc=n*8*Me=1.5×1.7×331.07=884.23Nm （2.26）副: Mc=n*8*Me=1.5×1.7×124.15=316.58Nm式中:n=1.5-联轴器安全系数8=1.7-刚性动载系数一般1.5-2.0Me-电动机额定转矩Me-电动机额定转矩所选联轴器如下:主:由2附表29查得YZR-225M电动机轴端为圆锥形d=6

25、5mm,l=105mm由2附表34查得ZQ-650减速器轴端d=60mm，l=110mm靠近电动机端的联轴器：由2附表43选用图号clz3半齿联轴器.最大容许转矩Mt=3150NmMc值,飞轮力矩()l=0.433kg，质量Gl=23.2kg,浮动轴端为圆柱形d=55mm,l=85mm,靠近减速器端联轴器由2附表45选用带300mm制动轮的半齿联轴器.其图号为S198，最大许用转矩Mt3150Nm飞轮矩()z=1.8 kg, 质量Gz=37.5kg，为与制动器YWZ5-315/50相适应,将S198联轴器所带制动轮修改为mm应用.副:由2附表29查得YZR-160L电动机轴端为圆锥形d=48m

26、m,l=110mm由2附表34查得ZQ-650减速器轴端d=40mm，l=85mm靠近电动机端的联轴器：由2附表43选用图号clz2半齿联轴器.最大容许转矩Mt=1440NmMc值,飞轮力矩()l=0.202kg，质量Gl=13.44kg,浮动轴端为圆柱形d=45mm,l=70mm,靠近减速器端联轴器由2附表45选用带300mm制动轮的半齿联轴器.其图号为S152，最大许用转矩Mt1400Nm飞轮矩()z=0.42 kg, 质量Gz=18.0kg，为与制动器YWZ5-200/23相适应,将S198联轴器所带制动轮修改为mm应用.2.12 验算启动时间tq=n38.2*(Mq-Mj)×

27、cGD2l+(Q+Q0)D02i2 （2.27）式中-GD2l=GD2d+GD2z-高速轴上某一轴的飞轮矩主:Mq=1.5×Me=1.5×331.07=496.6Nm副: Mq=1.5×Me=1.5×124.15=186.23Nm Mj-机构静阻力距 Mj=Q+Q0D02ih*i0*主:Mj=(16000+467)×0.5182×3×40.17×0.85×10=416.36Nm （2.28）副:Mj=3000+99×0.3122×2×23.34×0.85×

28、10=121.84Nmc-折算系数取c=1.15所以主: tq=75038.2×(496.6-416.36)×1.15×5.433+16000+467×0.51823×40.172×0.85=1.62s 2.29副: tq=100038.2×(186.23-160.89)×1.15×1.402+3000+99×0.31222×23.342×0.85=1.83s2.13验算制动时间制动时间tz=n38.2*(Mez-Mj)×cGD2l+(Q+Q0)D02i2 （2.3

29、0）式中Mj=Q+Q0D02in*i0主:Mj=(16000+467)×0.518×0.85×102×3×40.17=300.82Nm所以tz=75038.2*(710-30.82)×1.15×5.433+16000+4670.5182(3×40.17)20.85=0.3122s副:Mj=(3000+99)×0.3122×2×23.34×0.85×10=88.03Nm所以tz=100038.2*(225-88.03)×1.15×1.4+3000+

30、990.3122(2×23.34)20.85=0.332s由1表查得许用加速度a=0.2m/s2a=vtz 所以tz=va主: tz=10.130.2×60=0.84s副: tz=120.930.2×60=1.74s2.14高速浮动轴的计算 2.14.1疲劳计算起升机构疲劳计算基本载荷：主： （2.31）副：式中： （2.32） 主： （2.33）副：扭转应力： 主： ( 2.34 ) 副： 轴材料为45 号刚，弯曲；扭转轴受脉动循环的许用扭转应力： （2.35）式中： K为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渡和开

31、有键槽及紧配合区段，取其为2.；与零件表面加工粗糙度有关，粗糙度为3.2时，=1.151.2，粗糙度为12.5时，=1.251.35，取=1.25考虑材料对应力循环不对称的敏感系数。对低碳钢及低合金高=0.2 安全系数，取=1.25。 疲劳验算符合条件2.14.2强度计算轴所受最大扭矩：主： （2.36）副：最大扭转应力： 主： （2.37）副：许用扭转应力： （2.38）强度验证通过。至此，小车起升机构设计结束。3小车运行机构计算3.1确定传动方案经比较后确定采用如下的传动方案：图23.2选择车轮与轨道并验算强度车轮最大轮压：小车质量估计Gxc=6611kg，假设轮压均布：Pmax=14（Q

32、+Gxl）=14（16000+6611）=56527.5 （3.1） 车轮最小轮压Pmin=14Gxl=146611=16527.5N (3.2)初选车轮由【2】中附表17可知当运行速度v<60m/min时QGxc=160006611=2.42>1.6,工作级别为中级时，车轮直径Dc=250mm轨道型号为24kg/m的许用轮压为11.8t根据GB4628-84规定直径为Dc=250,315,400,500,630,mm，初选Dc=400mm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的接触强度，车轮踏面疲劳计算载荷：Pc=2Pmax+Pmin3=2×56527.

33、5+16527.53=43194.17 (3.3)车轮材料取ZG340-64，s=340MPa，b=640MPa线接触局部接压强度Pc'=k1*Dc*l*c1*c2=6×400×26.13×0.99×1.12=69535.06N (3.4)式中：k1-许用应力常数（N/mm2）由【1】表5-5查得k1=6l-车轮与轨道有效接触强度，对于轨道l=b=26.13mmc1-转速系数，由1表5-6得轮转数nc=vD=44.23.14×0.4=35.2r/min,C1=0.99 (3.5)C2-工作级别数由1表5-7当M5级时,C2=1.12Pc

34、'>Pc,故通过点接触局部及压强度Pc"=KlR2m2C1C2=0.132×30020.443×0.99×1.12=154636.4N (3.6)式中-K-车轮滚动摩擦系数查1表8-2，K2=0.132R-曲率半径，车轮与轨道曲率半径中的大径轮r1=D2=200mm，轨道曲率半径查查2附表22。R2=300,则R=300mmM-由rR比值rR=200300=0.67由1表5-8取m=0.44Pc"> Pc所以通过由以上计算结果选定直径Dc=400mm的单缘车轮标记为DYL-400-GB 4628-843.3运行阻力计算摩擦阻

35、力距:Mm=(Q+Gxl)(k+d2) (3.7)=（16000+6611）（0.0005+0.02×0.142）×2×10=859.2Nm式中：k-车轮滚动摩擦系数查【1】表8-2k=f=0.0005-车轮轴承载系数=0.02-附加阻力系数查【1】表8-3取=2.0d-车轮轴平均直径查【2】附表19由Dc=400mm车轮组的轴承型号为 7520，轴承内径和轴承外径的平均值d=140mm运行摩擦阻力满载时：Pm（Q=Q）=Mn（Q=Q)Dc2=859.20.2=4296N (3.8)空载时：Pm（Q=0）=Mr（Q=0)Dc2=251.220.2=1256 (3.

36、9)式中： M（Q=0)=Gxc(k+d2) (3.10)=6611（0.0005+0.02×0.142）×2×10=251.22Nm3.4选电动机电动机静功率：Nj=Pj*Vc1000m=4296×44.21000×60×0.9×1=3.52KW (3.11)式中Pj=Pm（Q=Q）满载时静阻力-机构传动效率=0.9m-驱动的电机台数m=1初选电机功率:N=KdNj=1.39×3.52=4.89KW （3.12）式中Kd-电机功率增大系数由1表8-7取Kd=1.39由2附表28按应选用电动机YZR-160M,Ne

37、=5.8Kwn1=927r/min, GD2d=0.47kg*m2，电机质量Gd=154kg3.5验算实际发热功率 实际发热功率Nx=k25Nj=0.75×1.12×3.52=2.96 （3.13）式中k25-工作级别系数,由1查得,当JC=25%时,k25=0.75-由1表6-5查得查得tqtg=0.2。插图6-6得=1.12Nx<Me,故所选电动机发热功率通过.3.6选择减速器车轮转速:nc=vcDc=44.23.14×0.4=35.19r/min （3.14）机构传动比i0=n1nc=92735.19=29.34 (3.15)查附表选用ZSC-600-

38、2减速器,i0'=31.2，N中级=16.1KwNx<N中级3.7验算运行速度和实际所需功率实际运行速度:vc'=vcioi0'=44.229.3431.2=41.57 (3.16)误差=vc-vc'vc=44.2-41.5744.2=5.96%<15%合适 (3.17)实际所需电动机等小功率:Nx'=Nxvc'vc2.9641.5744.2=2.78<Ne故合适 (3.18) 3.8验算启动时间启动时间:tq=ni38.2×mMq-MjmC(GD2+Q+GxcD02i0'2 (3.19)式中n1=927r/m

39、in,m=1-驱动电机台数;Mq=1.5Me=1.5×9550Ne（JC25%）n1=1.5×9550=89.63Nm (3.20)满载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩：Mj（Q=Q）=Mm（Q=Q）i0'=859.20.9×31.2=30.6 (3.21)空载运行时折算到电动机上的运行静阻力矩：Mj（Q=0）=Mm（Q=0）i0'=251.20.9×31.2=8.95 (3.22)初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩：GD2z+GD2l=0.28kg*m2 (3.23)机构总飞轮矩: CGD2l=CGD2d+GD2z+GD2l (3.24

40、)=1.15+0.47+0.28)=0.8625 kg*m2满载启动时间t:Tq(Q=Q)= 92738.2×89.63-30.635.07+16000+66110.4231.2'20.9=2.09s (3.25) 无载启动时间t:Tq(Q=0)= 92738.2×89.63-18.950.943+66110.4231.2'20.9=0.65s (3.26)由1表7-6,当vc=44.2m/min时,tq推荐值为5.5stq(Q=Q)<tg,故所选电动机能满足快速启动要求3.9按启动工况校核减速器功率N=Pdvc'1000m'=1194

41、4.5×41.921000×60×0.9=9.2KW (3.27)式中Pd=Pj+Pg=4296+16000+6611×10×41.579.8×60×2.09=11944.5m'-运行机构中同一级传动的减速器个数, m'=1所用减速器的N中级=16.1<N, 如改选大一号,则中心距相差太大,考虑到减速器有一定的过载能力故不再变动3.10验算启动不打滑条件因室内使用，不计算风阻力和坡度阻力矩，只验算空载和满载两种工况。空载时，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力：T(Q=0)=66119.841.5760&#

42、215;0.65+3305.50.0005+0.020.1422+3305.5×0.00050.2=14297.26N (3.28)车轮与轨道粘着力：F(Q=0)P1*f=3305.5×0.2=6611N<T(Q=0) (3.29)满载时，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力: T(Q=0)=16000+66119.8×41.5760×2.09+11305.5(0.005+0.02×0.142×2+11305.5×0.00050.2=10107N车轮与轨道粘着力:F(Q=Q)=P1*f=16000+66112×0

43、.2=2261.1kg=22611N故验算合适，不会出现打滑情况。3.11选择制动器查【4】第七章，小车制动时间,取。因此所需制动矩： (3.30)Mz=1192738.2×30.943+16000+66110.4231.220.9-16000+66110.0005+0.02×0.14210×0.922.4=22.9由附表15选用YWZ5250/30，其制动转矩Mez=112Nm,制动转矩180315NM，考虑所取制动时间tz=3s与启动时间2.8s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：Me=n8Me=1.35×1.8×59.75=145.2Nm (3.31)式中- n=1.35 联轴器安全系数；式中-Me=95505.8927=59.75Nm n=1.35,8=1.8由计