桥式起重机起升机设计

桥式起重机是一种工作性能比较稳定，工作效率比较高的起重机。在查阅大量文献的基础上，介绍了32/5t桥式起重机的工作原理，以及工作过程。综述了桥式起重机的开发和研究成果，重点阐述了桥式起重机，起升机构、运行机构的设计计算过程。其中，起升机构包括卷筒、钢丝绳、滑轮的设计；运行机构包括小车和大车运行机构的整体传动方案的设计、主从车轮的设计、运行轨道的设计。同时，对吊钩进行了二维和三维的分析，对整个小车运行机构进行了简单的动态仿真。桥式起重机应该向多元化发展，走向更多的层面，而不仅仅只局限于厂房内。并且，对桥式起重机今后的发展趋势进行了深入探讨，提出了轻型化、数控化、精确化的展望！关键词：32/5t桥式起重机起升机构小车运行机构吊钩动态仿真AbstractBridgecraneperformanceisarelativelystable,relativelyhighefficiencyofthecrane.Inthebodyofliteratureavailableonthebasisofthebridgecrane32/5tintroducedtheprincipleofworkandworkingprocess.Anoverviewofthedevelopmentofbridgecraneandresearch,focusingonthebridgecrane,hoistingmechanism,thedesignofinstitutionstorunthecalculationprocess.Amongthem,theliftingmechanismincludingreel,wirerope,pulleydesign;runningcarandtruckbodies,includingtheoveralldrivetoruntheprogramdesign,master-slavewheeldesign,thedesignorbit.Atthesametime,onthehookforatwo-dimensionalandthree-dimensionalanalysisofthewholebodyofthecartorunasimpledynamicsimulation.Bridgecraneshouldbetodiversifyintomorelevels,notjustlimitedtoplant.Inaddition,bridgecraneonthedevelopmenttrendofthefuturein-depthstudyandmakelightof,NC,andtheprospectofprecision!Keywords:32/51bridgecranehoistingmechanismhookcarbodydynamicsimulationrunTOC\o"1-5"\h\z摘要 I\o"CurrentDocument"Abstract II\o"CurrentDocument"第1章概述 1\o"CurrentDocument"概论 1\o"CurrentDocument"桥式起重机发展概述 1\o"CurrentDocument".1国外桥式起重机发展动向 2\o"CurrentDocument"1.2.2国内桥式起重机发展动向 3\o"CurrentDocument"现代双梁桥式起重机设计的目的、内容和要求 3\o"CurrentDocument"设计目的 3\o"CurrentDocument"1.3.2设计内容 3\o"CurrentDocument"1.3.3设计要求 4\o"CurrentDocument"第2章起升机构的设计 5\o"CurrentDocument"2.1主起升机构的计算 5\o"CurrentDocument"2.1.1确定起升机构的传动方案 5\o"CurrentDocument"2.1.2选择钢丝绳 7\o"CurrentDocument"2.1.3滑轮的计算 8\o"CurrentDocument"2.1.4卷筒的计算 92.1.5选电动机 11\o"CurrentDocument"2.1.6电动机发热校验和过载校验 12\o"CurrentDocument"2.1.7选择减速器 13\o"CurrentDocument"2.1.8实际起升速度和实际所需功率的验算 13\o"CurrentDocument"2.1.9校核减速器输出轴强度 13\o"CurrentDocument"2.1.10制动器的选择 14\o"CurrentDocument"2.1.11联轴器的选择 15\o"CurrentDocument"2.1.12起动时间的验算 16\o"CurrentDocument"2.1.13制动时间的验算 16\o"CurrentDocument"2.1.14高速浮动轴计算 17\o"CurrentDocument"2.2副起升机构的计算 18\o"CurrentDocument"2.2.1确定起升机构的传动方案 18\o"CurrentDocument"2.2.2选择钢丝绳 18\o"CurrentDocument"2.2.3滑轮的计算 202.2.4卷筒的计算 20\o"CurrentDocument"2.2.5选电动机 23\o"CurrentDocument"2.2.6电动机发热校验和过载校验 23\o"CurrentDocument"2.2.7选择减速器 24\o"CurrentDocument"2.2.8实际起升速度和实际所需功率的验算 25\o"CurrentDocument"2.2.9校核减速器输出轴强度 25\o"CurrentDocument"2.2.10制动器的选择 26\o"CurrentDocument"2.2.11联轴器的选择 27\o"CurrentDocument"2.2.12起动时间的验算 27\o"CurrentDocument"2.2.13制动时间的验算 28\o"CurrentDocument"2.14高速浮动轴计算 28\o"CurrentDocument"第3章吊钩组的计算 30\o"CurrentDocument"3.1主起升吊钩的计算 30\o"CurrentDocument"1.1吊钩主要尺寸的确定 30\o"CurrentDocument"1.2吊钩横梁的计算 33\o"CurrentDocument"1.3滑轮轴的计算 34\o"CurrentDocument"1.4拉板的校核 35\o"CurrentDocument"1.5滑轮轴承的选择 37\o"CurrentDocument"3.2副起升吊钩的计算 38\o"CurrentDocument"3.2.1吊钩主要尺寸的确定 38\o"CurrentDocument"3.2.2吊钩横梁的计算 40\o"CurrentDocument"3.2.3滑轮轴的计算 40\o"CurrentDocument"3.2.4拉板的校核 41\o"CurrentDocument"2.5滑轮轴承的选择 43\o"CurrentDocument"第4章运行机构的设计 45\o"CurrentDocument"小车运行机构的设计 45\o"CurrentDocument"1.1确定机构的传动方案 45\o"CurrentDocument"4.1.2选择车轮与轨道并验算起强度 45\o"CurrentDocument"4.1.3运行阻力的计算 46\o"CurrentDocument"4.1.4选择电动机 47\o"CurrentDocument"4.1.5电动机发热校验和过载校验 48\o"CurrentDocument"4.1.6选择减速器 49\o"CurrentDocument"4.1.7验算运行机构速度和实际所需功率 49\o"CurrentDocument"4.1.8验算启动时间 50\o"CurrentDocument"4.1.9按起动工况校核减速器功率 51\o"CurrentDocument"4.1. 10验算起动不打滑条件 51\o"CurrentDocument"4.1. 11选择制动器 52\o"CurrentDocument"4.1. 12选择联轴器 53\o"CurrentDocument"4.1. 13演算低速浮动轴强度 54\o"CurrentDocument"4.2大车运行机构的设计 55\o"CurrentDocument"4.2.1设计的基本原则和要求 55\o"CurrentDocument"4.2.2大车运行机构具体布置的主要问题 56\o"CurrentDocument"4.2.3确定机构的传动方案 56\o"CurrentDocument"4.2.4选择车轮与轨道，并验算其强度 57\o"CurrentDocument"4.2.5运行阻力计算 59\o"CurrentDocument"4.2.6选择电动机 59\o"CurrentDocument"4.2.7电动机的发热校验和过载校验 60\o"CurrentDocument"4.2.8减速器的选择 61\o"CurrentDocument"4.2.9验算运行速度和实际所需功率 61\o"CurrentDocument"4.2.10验算起动时间 62\o"CurrentDocument"4.2.11起动工况下校核减速器功率 63\o"CurrentDocument"4.2.12验算启动不打滑条件 63\o"CurrentDocument"4.2.13选择制动器 65\o"CurrentDocument"2.14选择联轴器 66\o"CurrentDocument"2.15浮动轴的验算 67\o"CurrentDocument"2.16缓冲器的选择 68\o"CurrentDocument"第5章桥架结构的计算 70\o"CurrentDocument"1主要尺寸的确定 70

\o"CurrentDocument"5.2主梁的计算 72\o"CurrentDocument"第6章主要零件分析 761实体设计 76\o"CurrentDocument"6.2虚拟设计 77\o"CurrentDocument"3ANSYS分析 77\o"CurrentDocument"第7章结论 79\o"CurrentDocument"1采用先进技术 79\o"CurrentDocument"2经济效益 79\o"CurrentDocument"参考文献 80致谢 错误！未定义书签。所有下载本文的朋友注意：，本设计附有完整版word说明书和全套对应图纸.（CAD格式或其它三维图纸）如需请联系QQ194535455.温馨提醒：下载前请认准用户名Jx-168温馨提醒：下载前请认准用户名Jx-168第1章概述概论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。它具有承载能力大，工作可靠性高，制造工艺相对简单等优点。桥式起重机可分为普通桥式起重机、简易梁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。桥架的金属结构由主梁和端梁组成，分为单主梁桥架和双梁桥架两类。单主梁桥架由单根主梁和位于跨度两边的端梁组成，双梁桥架由两根主梁和端梁组成。桥架主梁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。本文主要设计研究吊钩箱型双梁桥式起重机。起重机的产品型号表示为：类、组、型代号特征代号主参数代号更新代号例如：QD32/5桥式起重机表示为，吊钩桥式起重机，主钩323副钩5t。2桥式起重机发展概述自有人类文明以来，物料搬运便成了要类活动的重要组成部分，距今已有五千多年的发展历史。随着生产规模的扩大，自动化程度的提高，作为物料搬运重要设备的起重机在现代化生产过程中应用越来越广，作用愈来愈大，对起重机的要求也越来越高，科学技术的飞速发展，推动了现代设计和制造能力的提高，激烈的国际市场竞争也越来越依赖于技术的竞争。这些都促使起重机的技术性能进入崭新的发展阶段，起重机正经历着一场巨大的变革。国外桥式起重机发展动向1、重点产品大型化，高速化和专用化。由于工业生产规模不断扩大，生产效率日益提高，以及产品生产过程中物料装卸搬运费用所占比例逐渐增加，促使大型或高速起重机的需求量不断增长，起重量越来越大,工作速度越来越高，并对能耗和可靠性提出更高的要求。目前世界上最大的履带起重机起重量3000t,最大的桥式起重机起生日一12003集装箱岸连装卸桥小车的最大运行速度已达350m/min,堆垛起重机级最大运行速度240m/min,垃圾处理用起重机的起升速度达100m/min,2、系列产品模块化、组合化和标准化用模块化设计代替传统的整机设计方法，将起重机上功能基本相同的构件、部件和零件制成有多种用途，有相同联接要素和可互换的标准模块，通过不同模块的相互组合,形成不同类型和规格的起重机。3,通用产品小型化、轻型化和多样化有相当批量的起重机是在通用的场合使用，工作并不很繁重。这类起重机批量大、用途广，考虑综合效益，要求起重机尽量降低外形高度，简化结构，减小自重和轮压，也可命名整个建筑物高度下降，建筑结构轻型化，降低造价。4、产品性能自动化、智能化和数字化起重机的更新和发展，在很大程度上取决于电气传动与控制的改进。将机械技术和电子技术相结合，将先进的计算机技术、微电子技术、电力电子技术、光缆技术、液压技术、模糊控制技术应用到机械的驱动和控制系统，实现起重机的自动化和智能化。大型高效起重机新一代电气控制装置已发展为全电子数字化控制系统。5、产品组合成套化、集成化和柔性化在起重机单机自动化的基础上，通过计算机把各种起重运输机械组成一个物料搬运集成系统，通过中央控制室的控制，与生产设备有机结合，与生产系统协调配合。6、产品构造新型化、美观化和实用化结构方面采用薄壁型材和异形钢、减少结构的拼接焊缝，提高抗疲劳性能。采用各种启强度低合金钢新材料，提高承载能力，改善受力条件，减轻自重和增加外形美观。国内桥式起重机发展动向加入世贸组织后，虽然国内市场（特别是配套件）将受到较大冲击，但同时也给我们带来新技术的应用，使国内主机和配套件企业更清晰认识到差距，更多地了解国产产品存在的致命问题，必将引导主机和配套件企业的技术创新和技术进步。国内工程机械产品近十年来随着技术的引进、消化、吸收，有了长足的进步，产品性能、可靠性、外观都有较大幅度的提高，但同国外工程机械比较来看，还存在较大差距，就工程起重机而言，今后的发展主要表现在如下几个方面：1、整机性能：由于先进技术和新材料的应用，同种型号的产品，整机重量要轻20%左右。随着结构分析应用和先进设备的使用，结构形式更加合理；2、高性能、高可靠性的配套件，选择余地大、适应性好,性能得到充分发挥；3、电液比例控制系统和智能控制显示系统的推广应用；4、操作更方便、舒适、安全，保护装置更加完善；5、向吊重量大、起升高度、幅度更大的大吨位方向发展。1.3现代双梁桥式起重机设计的目的、内容和要求设计目的桥式起重机毕业设计是在学完全部课程之后的一个重要教学环节。其目的在于通过桥式起重机设计，使学生在拟订传动结构方案、结构设计和装配、制造工艺以及零件设计计算、机械制图和编写技术文件等方面得到综合训练；并对已经学过的基本知识、基本理论和基本技能进行综合运用。从而培养学生具有结构分析和结构设计的初步能力；使学生树立正确的设计思想、理论联系实际和实事求是的工作作风。设计内容设计内容：起重机总体方案设计；起重小车总体设计；卷筒组、动滑轮组、负荷限制器、排绳装置、吊梁、机架、吊钩组、起重小车主动车轮组、起重大车主动车轮组、定滑轮组、桥架主梁的技术设计。卷筒、轴、车轮、滑轮、吊钩等零件图设计；对关键零件进行三维建模和有限元分析。3.3设计要求在设计过程中，结合起重机的实际工作条件，注意了以下几方面的要求：1）整台起重机与厂方建筑物的配合，以及小车与桥架的配合要恰当。小车与桥架的相互配合，主要在于：小车轨距（车轮中心线间的水平距离）和桥架上的小车轨距应相同，其次，在于小车的缓冲器与桥架上的挡铁位置要配合好，小车的撞尺和桥架上的行程限位装置要配合好。小车的平面布置愈紧凑小车愈能跑到靠近桥架的两端，起重机工作范围也就愈大。小车的高度小，相应的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。起升机构和小车平面的布置要合理，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。如能满足这个要求，则可以获得最小的车轮，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。一般最大轮压不应该超过平均轮压得20%o4）小车架上的机构与小车架配合要适当。为使小车上的起升、运行机构与小车架配合得好，要求二者之间的配合尺寸相符；连接零件选择适当和安装方便。在设计原则上，要以机构为主，尽量用小车架去配合机构；同时机构的布置也要尽量使钢结构的设计制造和运行机构的要求设计，但在不影响机构的工作的条件下，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。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。小车各部分的设计应考虑制造，安装和维护检修的方便，尽量保证各部件拆下修理时而不需要移动邻近的部件。总之，要兼顾各个方面的相互关系，做到个部分之间的配合良好。第2章起升机构的设计2.1主起升机构的计算1.1确定起升机构的传动方案起升机构是起重机械中最主要和最基本的机构，是起重机不可缺少的组成部分。它的工作好坏对整台起重机的性能有着最直接的影响。起升机构主要有下列部分组成：驱动装置，传动装置，卷筒，滑轮组，取物装置和制动装置。起升机构总体布置在很大程度上决定于驱动的形式。起重机的驱动形式分为：集中驱动（一台原动机带动多个机构）和分别驱动（每个机构有各自的原动机）。由于分别驱动布置方便，安装和检修容易，因此现代各类起重机主要采用这种驱动形式。按照此次设计要求，选择分别驱动。图27起升机构驱动装置整体布置简图。主起升机构和副起升机构。副起升机构图2T起升机构驱动装置整体布置简图图2-2所示为电动驱动的起升机构简图。电动机通过联轴器与减速器的高速轴相联。

制动轮减速器半:内联轴落电动机图2-制动轮减速器半:内联轴落电动机图2-2起升机构简图为了使安装方便，并提高补偿能力，通常如同图2-3那样将齿轮联轴器用一段轴联接起来，该轴称为浮动轴。制动轮制动器浮动轴电动机华齿联轴器减速器制动轮制动器浮动轴电动机华齿联轴器减速器卷筒图2-3主起升机构驱动装置布置简图2.1.2选择钢丝绳根据起重机的额定起重量，查《起重机设计手册》［“表3-2-8,选择双联起滑轮组，倍率为乙=4,承载绳的分支数z=2i„=8。若滑轮组采用滚动轴承，当乙=4查《起重机设计手册》同表3-2-11,得钢丝绳滑轮组效率%=0.97o钢丝绳缠绕方式如图2-4所示图2-4主起升机构钢丝绳缠绕简图(1)钢丝绳所受最大静拉力：S"+G。amax—.21Mh_(32+0.96)xlQ4--2x4x0.97=4.25xl04^ (2.1)式中Q一一额定起重量，Q=32t；Go——吊钩组重量，G。=0.96，(吊钩的重量一般约占额定起重量的2—4%,这里取吊钩挂架重量为0.96t)；——滑轮组倍率，ih=4；”——滑轮组效率，%=097。(2)钢丝绳的选择:由《起重运输机械》目表2-2选择圆股线接触钢丝绳6W(19)GB1102-74o选择钢丝绳的破断拉力应满足S〈迎max一n式中5nm一钢丝绳工作时所受的最大拉力(N)；Sb——钢丝绳规范中钢丝破断拉力的总和(N)；e——钢丝绳判断拉力换算系数，对于绳6W(19)的钢丝绳，由《起重运输机械》团表2-3查得>=0.85；n——钢丝绳安全系数，对于M5工作类型n=5.0,由《起重机设计手册》心表3-1-2。由上式可得kSb>-.Smn=—X4.25X104=25x104A^b(pmax0.85查《起重机设计手册》也表37-6选择钢丝绳6W(19),公称抗拉强度1850，/2,直径d=20.0mm,其钢丝破段拉力总和［sj=27.95x10,n,标记如下：钢丝绳6W(19)—20.0—1850—I—光一右交(GB1102—74)。1.3滑轮的计算为了确保钢丝绳具有一定的使用寿命，滑轮的直径(子绳槽底部算起的直径)应满足：Dh>d(e-\)=20x(20-1)=380mm式中e一一系数，由《起重机设计手册》口表3-2-1查得，对工作类型M5的起重机，取e=20；d 所选择的钢丝绳的直径，mm。查《机械设计手册》⑷表8-1-65取滑轮的直径为q=560mm。平衡滑轮名义直径：d平=Dh=560mm查《机械设计手册》也表8-1-66,由钢丝绳直径d=20mm,得绳槽断面尺寸。查《机械设计手册》口表8-『67c,由绳槽断面尺寸，选择滑轮轴承6224。查《机械设计手册》同表8-1-68,由滑轮轴承尺寸，选择轮毂尺寸。所选滑轮： 滑轮E20x630120JB/T9005.31.4卷筒的计算起重机中主要采用铸造圆柱形卷筒。在大多数情况下，绳索在卷筒上只绕一层。1)、卷筒的直径：D>d{e-\)=20x(18-1)=340/n/n式中e一一系数，由《起重机设计手册》口表3-3-2查得，对工作类型M5的起重机，取e=18；d——所选择的钢丝绳的直径，mmo查《机械设计手册》⑷表8-1-58取卷筒的直径为D=630mmo2)卷筒槽计算绳槽半径：R=(0.53—0.56)d=10.6~11.2mm=12imn绳槽深度(标准槽)：c0=(0.25~0.4)d=5〜8mm=6.0mm绳槽节距：p=d+(2~4)=22mm卷筒计算直径：D0=D+d=650mm3)确定卷筒长度并验算起强度根据需要选择双联卷筒，卷筒的总长度：(2.2)L=2( +L,)+%(2.2)Ln=(也+Z)p=(―^—+2)x22=733.86mm式中必。 3.14x650式中最大起升iWi度，H=16m；

z——钢丝绳安全圈数，Z>1.5,取Z=2；P——绳槽节距，P=22mm；L——无绳槽卷筒端部尺寸，由结构需要确定，乙=300；L——固定绳尾所需长度，L2*3p=66mm；Ls——中间光滑部分长度，Do——卷筒的计算直径(按缠绕钢丝绳的中心计算)，Z)o=D+d=630+20=650mm；带入上式得：L=2x(733.86+300+66)+50=2237.72〃〃”取L=2300mm,卷筒材料初步采用HT200灰铸铁GB/T9439-1988,抗拉强度极限(yL=195MP,抗压区,=3%=585Mp。其壁厚可按经验公式确定8=0.02D+(6〜10)=0.02x630+8=18.6〜22.6mm,取6=20mnio卷筒壁的压应力演算：bymaximax3P图2-5卷筒弯矩简图bymaximax3P图2-5卷筒弯矩简图4.25xlQ4

20x22=96.59”,许用压应力[b],=g-=箜=137.65知「，0 <[cr]v,故强度足够。>4,254.25 uvmaxLiy由于卷筒L>3D,尚应计算由弯曲力矩产生的拉应力(因扭转应力甚小，一般忽略不

_MmaxuI一—-—w卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中央时，如图2-3所示:历max=Smax•/="^max~=4.25xlO4x^2'3"0'3^=4.25xl04A^m卷筒断面系数：c,D4-D4W=0.1x -Dnl0.634-0.594 3=01x——二00061mmU.oJ式中：D——卷筒外径，D=630mm=0.63m；D,——卷筒内径，。=0-25=0.59加。所以，外4.25x1040.0061=6.97MP所以，外4.25x1040.0061=6.97MPo合成应力:39=6.97+ x96.59=34.34MP137.65其中许用拉应力[<4=^=3?=39Mp所以，（r0<[a]L,卷筒强度演算通过。故选定卷筒直径D=630mm,长度L=2300mm。卷筒槽形的槽底半径r=12mm,槽矩p=22mm,起升高度H=16m,倍率ih=4；靠近减速器一端的卷筒槽向为左的A型卷筒，标记为：卷筒A630x2300-12x22-16x4左//四八―innn/1VUUo.Z-lyyy4）卷筒转速Vlh7.5X4 14r7/.n=——= =14.7r/min'm＞（）3.14x0.65

起升机构静功率:起升机构静功率:(2.3)=(Q+lOOOx(2.3)式中"——起升机构的总效率，一般n=0.8〜0.9,取n=0.85；p；(2+A卜_(32+0.96)x104X7.5.人伫孙'~lOOOx60〃 1000x60x0.85电动机计算功率：Pe>GPt=0.8x48.47=38.77KW式中G为稳态负载系数，由《起重机设计手册》口表2-2-5,2-2-6查得G=0.8。由《起重机设计手册》口】表5T-41查得主起升机构JC=25%,CZ=150。由《起重机设计手册》口】表5-1-13选用YZR280s-8型电动机，功率？=51KW,转速〃”718；4n由《起重机设计手册》表5-1-36,由JC=25%,CZ=150得P=45.59KW由《起重机设计手册》同表5-1-3,GO?=23.5而22.1.6电动机发热校验和过载校验电动机发热校验:=38・77KWpc(Q+A)os：(32+=38・77KW式中Ps——稳态平均功率，KWm 电动机台数，m=l由以上计算结果P,</>故所选电动机能满足发热校验电动机过载校验p?H(。+G)2.1J32+O.96)xl()4x7.5_3635K卬”一加1„,1000x60〃1x2.8 1000x60x0.85式中P"——在基准接电持续率的电动机额定功率，P„=P=45.59KW式中绕线异步电动机，H-2.绕线异步电动机，H-2.14——电动机转矩的允许过载倍数，由《起重机设计手册》同表5-1-2,4=2.8由上演算结果可知，电动机满足过载校验。综上所述，电动机选择符合要求。2.1.7选择减速器起升机构总的传动比z0=—="8.=48.84n：14.7查《起重机设计手册》也表3-10-2,取i=50查《起重机设计手册》也根据传动比i=50,电动机转速〃e=718%2n，电动机功率Pe=51KW,工作类型M5,表3-10-6,高速轴许用功率［阴=248KW,名义中心距ai=800/nm,许用输出扭矩上上170000Mn,表370-3,高速轴伸尺寸4=130mm,/2=250mm，表3-10-4低速轴伸尺寸P型分=280〃〃%,/0=380mm,自重G=5200Kgo型号：QJR-800-3CW2.1.8实际起升速度和实际所需功率的验算实际起升速度为:48.845048.8450"•5=7.32%布并要求起升速度偏差应小于15%.v-y 75-732△= x100%= -x100%=2.32%(15%v 7.5实际所需等效功率为：V732P、=—GP：=j-x38.77=37.84KW代v7.5满足要求。2.1.9校核减速器输出轴强度

输出轴最大扭矩：心”=（0.7~0.8儿也加。4例]式中吃 电动机的额额定扭矩，何£=9549,=9549x另■=678.27MMi 传动比，i=50%——电动机至减速器被动轴的传动效率，%=0.95。——电动机最大转矩倍数，e=2.8；W] 减速器低速轴上最大短暂准许扭矩，[M]=[T2]=17OOOOMnMmax=（0,7〜0.8）x2.8x678.27x48.84x0.95=63146.94〜72167.93Mn••• %axM输出轴最大径向力验算：3=争+]加 （2.4）式中 $2一卷筒上钢丝绳最大拉力，5皿=42.5@Gj——卷筒重量，Gj=15KN（参阅资料）[/?]——低速轴端的最大容许径向载荷，[R]=120KNa 钢丝绳上的分支数，a=2R八max=515KN2x4.25xl0R八max=515KN 1 2 2<[/?],故所选减速器满足要求。2.1.10制动器的选择制动器装在高速轴上,所需静制动力矩：M.>K.M=Kz屹+④％zz，z方肃…(32+0.96)x0.65……=1.75x < x0.85=937.3Nm2x4x50式中K:——制动安全系数，查《起重运输机械》01得k：=1.75。选择块式制动器，查《起重机设计手册》也表3-7-5：制动轮直径D=500mm制动块退距£=\制动片衬片厚度3=12mm制动瓦块宽度 8=。°=0.4x500=200，”，〃摩擦副间设计正压力N=就。B忸卜3.14=0.5x0.2x7°xl5x106=9.16xl04^3601•」 360式中 [用——制动衬片允许比压，查《起重机设计手册》内表3-7-6忸]=1.5",a——包角，我国规定a=70°额定制动矩T=N"D=9.16x104x0.06x0.5=2748Nm式中〃——摩擦系数，查《起重机设计手册》也表3-7-6,〃=0.06根据以上计算的制动力矩用：，以及其他参数，查《起重机设计手册》同表3-7-15,选择YW500-2000,额定制动转矩T=2800Nm,整机质量m=168Kg。制动轮直径D.=500mm,最大制动力矩为“仁=2800Mn装配时调整到2800Nm.o2.1.11联轴器的选择带制动轮的联轴器通常采用齿形联轴器，高速轴的计算扭矩:M=(pMg<[M]式中Me——电动机的额定力矩；[M]——联轴器的许用扭矩；n,——相应于第I类载荷的安全系数，n,=1.6；中——刚性动载系数0=20用，.=2x678.27x1.60=2170.64

由《起重机设计手册》田查得YZR280s-8表5-1-21电动机轴端为圆锥形，乙=\30mm,D=85mm0由《起重机设计手册》也查QJR-800-3CW减速器，高速轴端为圆锥形，d=130mm,l-250mmo查表3-12-6（JB/ZQ4218-86）选用CL5的齿轮联轴器，最大允许扭矩[M]max=8OOONm,飞轮矩（GD2）,=4.5Nm2。浮动轴的轴端为圆柱形d=70mm,1-120mm0查表3-12-8,选一个带制动轮的齿轮联轴器，直径D=500mm,最大允许转矩[M]max=8OOO/Vm,飞轮矩（G。2）c=163Nm2。浮动轴端直径d=70mm,l=120mmo2.1.12起动时间的验算375(”，-M375(”，-Mpc{gd~),+Q+'>)面

i~•n(2.5)式中(GO?)=(GD2)d+(GD2\+(GD2)Z=23.5+4.5+163=191N.m2平均起动力矩M,=1.5M,=1.5x678.27=1071.4IMnq e静阻力矩M静阻力矩M(Q+G°MM；= 2%(32+0.96)x104x065

2x2x50x0.85=630.12A^m因此t= 718 Ji2xi9i,2x630.12x0.65" 375x(1071.41-630.12)L' 4x50=1.46s通常起升机构起动时间为1〜5s,故所选电动机合适。2.1.13制动时间的验算t= 375(A7^-M718ct= 375(A7^-M718c•(G£>2)+•2375x(2800-455.26)_. _- 2x455.26x0.651.15x125.74d 50T山”,(Q+G0)°o (32+0.96)xio4x0.65no,式中M= = x0.85=455.26^m」 2i„i0 2x4x50查《起重机设计手册》也当v〈12m/min时，匕]<1.0〜1.25s,故合适。2.1.14高速浮动轴计算1)疲劳计算轴受脉动扭转载荷，其等效扭矩为：M,=g)\M.=2x628.27=1256.54Mn式中0一等效系数，由《起重机课程设计》国表2-7查得；例=2由上节选择联轴器中，已确定浮动轴的直径d=70mm因此扭转应力:1256.543.14x0.073因此扭转应力:1256.543.14x0.073//16=18.67MP”许用扭转应力由《起重机课程设计》国(2-11)、(2-14)式得:轴的材料为45号钢，crh=65QMPa>cr(=360MPa；E[=0.22(yh=143Mp〃，rv=0.6(tv=21GMPa。K=KxKm——考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数；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，K,=1.5〜2.5；Km——与零件表面加工光洁度有关，取K”,=1.25；止匕处取K=2x1.25=2.5；7——考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，对于碳钢，低合金钢〃=0.2；n,——安全系数，查《起重机课程设计》国表2-21得%=1.6；因此:

2x143(2.52x143(2.5+0.2)x1.6=66.2MPa故如＜~J通过。2)静强度计算轴的最大扭矩：Mh=(pcllM.=2x630.12=1260.24Nin式中（Pen一动力系数，由《起重机课程设计》因表2-5查得见=2。最大扭转力矩:M”/161260.24最大扭转力矩:M”/161260.243.14x0.073//16=18.72MPa许用扭转应力口〃=握=丝=l35MPa,nu1.6式中〃〃一安全系数，由《起重机课程设计》国表2-21查得〃〃=1.6。7- ＜卜］〃，故合适o0maxl2.2副起升机构的计算2.2.1确定起升机构的传动方案副起升机构的传动方案参照前面所述主起升机构的传动方案，还是选择分别驱动。驱动装置布置按照图2-3。2.2.2选择钢丝绳根据起重机的额定起重量，查《起重机设计手册》［“表3-2-8,选择双联起滑轮组，倍率为乙=2,承载绳的分支数z=2i„=4。若滑轮组采用滚动轴承，当）=2查《起重机设计手册》同表3-2-11,得钢丝绳滑轮组效率%=0.99。钢丝绳缠绕方式如图£图2-6主起升机构钢丝绳缠绕简图(1)钢丝绳所受最大静拉力：0_Q+G03 —max •Z/h(5+0.15)xlQ4-2x2x0.99=1.3x104N式中Q 额定起重量，Q=5t；Go——吊钩组重量，Go=0.15，(吊钩挂架的重量一般约占额定起重量的2—4%,这里取吊钩挂架重量为0.15t)ih——滑轮组倍率，乙=2；小 滑轮组效率，为=0.99。(2)钢丝绳的选择：由《起重运输机械》〔2〕表2-2选择圆股线接触钢丝绳6W(19)GB1102-74o选择钢丝绳的破断拉力应满足S(迤max一n式中Smax一钢丝绳工作时所受的最大拉力(N)；Sb——钢丝绳规范中钢丝破断拉力的总和(N)；(P——钢丝绳判断拉力换算系数，对于绳6W(19)的钢丝绳，由《起重运输机械》口表2-3查得9=0.85；n——钢丝绳安全系数，对于M5工作类型n=5.0,由《起重机设计手册》表3-1-2。由上式可得k50Sb>-.Smax=^xl.3xio4=7.65xio4^

b(pm"0.85查《起重机设计手册》旧表3-1-6选择钢丝绳6W(19),公称抗拉强度1550，/2,直径d=12.5mm,其钢丝破段拉力总和［sJ=8.87xl()4N,标记如下：钢丝绳6W(19)—12.5—1550—I—光一右交(GB1102—74)O2.2.3滑轮的计算为了确保钢丝绳具有一定的使用寿命，滑轮的直径(子绳槽底部算起的直径)应满足：Dh>d(e-l)=12.5x(20—1)=231.5mm式中e一一系数，由《起重机设计手册》可表3-2-1查得，对工作类型M5的起重机，取e=20；d 所选择的钢丝绳的直径，mm。查《机械设计手册》也表8-1-65取滑轮的直径为与=315mm。平衡滑轮名义直径：d<1；=Dh=315"i"z查《机械设计手册》口表8-1-66,由钢丝绳直径d=12.5mm,得绳槽断面尺寸。查《机械设计手册》也表8-1-67c,由绳槽断面尺寸，选择滑轮轴承6224。查《机械设计手册》口表8-1-68,由滑轮轴承尺寸，选择轮毂尺寸。所选滑轮：滑轮E12.5x315120JB/T9005.3起重机中主要采用铸造圆柱形卷筒。在大多数情况下，绳索在卷筒上只绕一层。1)、卷筒的直径：D>d(e-\)=12.5x(18-1)=212.5mm式中e一一系数，由《起重机设计手册》封表3-3-2查得，对工作类型M5的起重机，取e=18；d——所选择的钢丝绳的直径，mmo查《机械设计手册》口表8-1-58取卷筒的直径为DMOOmmo2)卷筒槽计算绳槽半径：R=(0.53~0.56)d=6.625〜7mm=7mm绳槽深度(标准槽)：c0=(0.25~0.4)d=3.125〜5mm=4mm绳槽节距:p=d+(2~4)=15mm卷筒计算直径：D()=D+d=412.5mm3)确定卷筒长度并验算起强度根据需要选择双联卷筒，卷筒的总长度：L=2(L0+Lt+L2)+Lg式中Lo=(史+Z)p=(18型°x2,+2)x15=446.91mm冠/ 3.14x412.5H最大起升高度，H=18m；Z——钢丝绳安全圈数，Z>1.5,取Z=2；P 绳槽节距，P=15mm；L,——无绳槽卷筒端部尺寸，由结构需要确定，心=80；L2 固定绳尾所需长度，L2H3P=45mm；心君 中间光滑部分长度，Lg=50mmD。——卷筒的计算直径(按缠绕钢丝绳的中心计算)，Do=D+d=400+12.5=412.5mm；带入上式得：L=2x(446.91+80+45)+50=1193.82,加取L=i300mm,卷筒材料初步采用HT200灰铸铁GB/T9439-1988,抗拉强度极限crz=195MP,抗压%=3%=585Mp。其壁厚可按经验公式确定8=0.02D+（6-10）=14〜18mm,取6=18mm。卷筒壁的压应力演算，参照图（2-5）：Smm1.3X104=_max__ =48.15MPdp18x15 "许用压应力匕],=g-=W£=i37.65MP,0 <[cr]v,故强度足够。4.254.25 °vmaxLiy由于卷筒L>3D,尚应计算由弯曲力矩产生的拉应力（因扭转应力甚小，一般忽略不计）：b_Mmax卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中央时，如图2-3所示:(L-L.\M=5]而♦/=S^xI-I… (13-0.08^^八a=1.3x10x =793OMnI2J卷筒断面系数：D4-D4W=0.1x -Dnt0.44-0.36443个 3=0.1x =0.002lYlni式中：D 卷筒外径，D=400mm=0.4m；D,——卷筒内径，Di=D-23=0.364/??□所以，=2^2=3.91MPo0.002合成应力：%f+'qmax39=3.97+—―x48.15=17.6IMP137.65其中许用拉应力6L=金=?=39Mp所以，cr（）<[a]L,卷筒强度演算通过。故选定卷筒直径D=400mm,长度L=1300mm。卷筒槽形的槽底半径r=7mm,槽矩p=15mm,起升高度H=18m,倍率ih=2；靠近减速器一端的卷筒槽向为左的A型卷筒，标记为：卷筒A400xl300-7x15-18x2左J%。”。iccc/1vuuo.z-1VW4）卷筒转速vih_19.5x2 ,.n.= =30.llr/min43.14x0.41252.2.5选电动机起升机构静功率：p—（0+00卜 KW71000x607式中7——起升机构的总效率，一般n=0.8〜0.9,取n=0.85；P_（。+。。屋（5+0.15）x104x19.5_]969KW'1000x6077 1000x60x0.85电动机计算功率：P>GPi=0.8x19.69=15.75KWeJ式中G为稳态负载系数，由《起重机设计手册》也表2-2-5,2-2-6查得G=0.8。由《起重机设计手册》也表5T-41查得主起升机构JC=25%,CZ150。由《起重机设计手册》N表5-1-13选用YZR180L-6型电动机，功率《=17KW,转速〃，=955%访由《起重机设计手册》也表5-1-36,由JC=25%,CZ=150得P=15.393KW由《起重机设计手册》也表5-1-3,GD?=3.9M/2.2.6电动机发热校验和过载校验电动机发热校验:Ps=G1000x60m〃1000x1x60x0.85位匈」;0.8x.（5+0.J5）x10>19.5Ps=G1000x60m〃1000x1x60x0.85式中Ps——稳态平均功率，KWm 电动机台数，m=l由以上计算结果P、<2,故所选电动机能满足发热校验电动机过载校验p>H（。+伉»2.1,：（5+0.15）x104x19.5=]477KIV""mAm1000x60771x2.8 1000x60x0.85式中P”——在基准接电持续率的电动机额定功率，=P=15.393KWH——绕线异步电动机，H=2.14——电动机转矩的允许过载倍数，由《起重机设计手册》封表5-1-2,4=2.8由上演算结果可知，电动机满足过载校验。综上所述，电动机选择符合要求。2.2.7选择减速器起升机构总的传动比查《起重机设计手册》出表3-10-2,取i=3L5查《起重机设计手册》也，根据传动比i=31.5,电动机转速〃，=955%而，电动机功率《=17KW,工作类型M5,表3-10-6,高速轴许用功率[n]=186KW,名义中心距a,=560mm,许用输出扭矩上]=60000Mn,表3-10-3,高速轴伸尺寸d?=100mm，l2=2Wmm,表3T0-4低速轴伸尺寸P型4=190mm,/0=280mm,自重G=3500Kg。型号：QJR-560-3CW2.2.8实际起升速度和实际所需功率的验算实际起升速度为：v=马=2LZ?X19.5=19.64V.i31.5 /min并要求起升速度偏差应小于15%.V-V 1964-195A=-5―!-x100%= x100%=0.7%（15%v 19.5实际所需等效功率为：V1964Px=—GPl=--xl4.77=14.88KW优满足要求。2.9校核减速器输出轴强度输出轴最大扭矩：“皿=（0.7~0.8）4上向。4M式中Mr 电动机的额额定扭矩，=9549，=9549x，=169.98M”——传动比，i=31.570 电动机至减速器被动轴的传动效率，缶=0.95甲——电动机最大转矩倍数，9=2.8；[M]——减速器低速轴上最大短暂准许扭矩，[M]=[7j=60000NmMmax=（0.7~0.8）x2.8x169.98x31.5x0.95=9969.74~11393.98M”••• MmM输出轴最大径向力验算：心=争+*伊]式中 Smax——卷筒上钢丝绳最大拉力，5max=13KNGj——卷筒重量，G/=10KN（参阅资料）[r]——低速轴端的最大容许径向载荷，[r]=75KNa——钢丝绳上的分支数，a=22 2， 故所选减速器满足要求。2.10制动器的选择制动器装在高速轴上,所需静制动力矩：,(q+gMMKM=K——zzJz23'(5+0.15)x0.4125.Q__Q.....=1.75x x0.85=295.05Nm2x2x31.5式中Kz——制动安全系数，查《起重运输机械》⑵得长工=1.75。选择块式制动器，查《起重机设计手册》也表3-7-5：制动轮直径D=400mm制动块退距£=\.25mm制动片衬片厚度3=10mm制动瓦块宽度 B=(pD=0.4x400=160mm摩擦副间设计正压力7iDaBrn3.14x0.4x0.16x70 ,,,_6_ni,_4N= -P= ； xl.5xl0=3.91x10360 」 360式中 [网——制动衬片允许比压，查《起重机设计手册》同表3-7-6忸]=1.54a 包角，我国规定a=70°额定制动矩T=N/jD=9.16x1O,x0.06x0.4=938.4M%式中〃——摩擦系数，查《起重机设计手册》也表3-7-6,〃=0.06根据以上计算的制动力矩以及其他参数，查《起重机设计手册》也表3-7-15,

选择YW400-1250(JB6406-92),额定制动转矩T=1120Nm,整机质量m=98Kgo制动轮直径=400/n/n,最大制动力矩为Mez=1120M”装配时调整到1120Nm.。2.11联轴器的选择带制动轮的联轴器通常采用齿形联轴器，高速轴的计算扭矩：Mjs=(PMeni-lM]式中Me——电动机的额定力矩；[M]——联轴器的许用扭矩；力——相应于第I类载荷的安全系数，"/=16；V 刚性动载系数0=2。=2x169.98x1.60=543.94Nm由《起重机设计手册》出查得YZR180L-6表5-1-21电动机轴端为圆锥形，Li=130mm,D=85mm。由《起重机设计手册》[l]gQJR-560-3CW减速器，高速轴端为圆锥形，d=100mm,1=210mmo查表3-12-6(JB/ZQ4218-86)选用CL3的齿轮联轴器，最大允许扭矩=3150Mn，飞轮矩(GO?)=1.3而2。浮动轴的轴端为圆柱形d=70mm,l=120mm。查表3-12-8,选一个带制动轮的齿轮联轴器，直径D=400mm,最大允许转矩[历]max=3150Nm,飞轮矩(g£)2)= 2»浮动轴端直径d=70mm,l=120mmo2.2.12起动时间的验算式中（G》）=（GD2）,,+（GD2）,+（GD2\=3.9+1.3+52=57.2N.小平均起动力矩此=\.5Me=1.5x169.98=254.97Nm静阻力矩

M=（-GM=（5+。15卜8xO.4125=935%」2iihr）2x2x31.5x0.85因此955 「…urr2X198.35x0.4125t= x1.2x57.2d " 375x（254.97-198.35） 2x31.5=3.2s通常起升机构起动时间为1〜5s,故所选电动机合适。2.2.13制动时间的验算375（""z375（""z-吃）M）+（q+,。）吹955 375x（1120-143.31）955 375x（1120-143.31）1.15x157.2+2x143.31x0.412531.52=0.20$式中m=（0+G。）％〃J5+0.15应O’x0"5xo£5=⑷b而J2i,in 2x2x31.5查《起重机设计手册》［“当v〈12m/min时，［r］＜1.0-1.255,故合适。2.2.14高速浮动轴计算1）疲劳计算轴受脉动扭转载荷，其等效扭矩为:M,=夕也，=2x169.98=339.96Nm式中外一等效系数，由《起重机课程设计》国表2-7查得；0=2339.963.14x0.073/

/16339.963.14x0.073/

/16=5.05MPa因此扭转应力：T= = W 成3//16许用扭转应力由《起重机课程设计》国（2-11）、（2-14）式得:K+〃K+〃nl轴的材料为45号钢，4=650MP。，q=360MPa；7।=0.22a=143Mpa,is=0.6q=216MPa。K=KxKm——考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数;Kx——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，Kr=1.5〜2.5；-与零件表面加工光洁度有关，取长“=1.25；此处取K=2x1.25=2.5；7——考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，对于碳钢，低合金钢〃=0.2；n,——安全系数，查《起重机课程设计》国表2-21得〃，=1.6；因此:2x143(2.5+因此:2x143(2.5+0.2)x1.6=66.2MPa故如通过2)静强度计算轴的最大扭矩：M"=(pcllM,=2xl98.35=396.7^m最大扭转力矩:396.73.14x0.073//16式中纥〃一动力系数，由《起重机课程设计》国表2-5查得以〃=2最大扭转力矩:396.73.14x0.073//16=18.72MP«许用扭转应力[r]/z=^-=—=135MPa,nn1.6式中〃〃一安全系数，由《起重机课程设计》国表2-21查得〃〃=1.6。故合适。

故合适。第3章吊钩组的计算主起升吊钩的计算图3~1吊钩简图吊钩主要尺寸的确定(1)确定主要尺寸a^3〜3. =16.98~19.81cm,取a=18cm=180mm;—«1.0~1.2,取h=20cm=200mm；aS=0.75a=13.5cm=135nlm;/,=(2〜2.5)/i=40〜50cn?,按实际取4=71.6cm=716mm；/a=0.5。=9cm=90mm(2)验算钩体弯曲部分强度吊钩组所有零件均按静强度进行计算，其计算载荷。(%——起升动载系数，Qe——额定载荷)。对于吊钩桥式起重机：(p2=l+0,7v=1+0,7x0.125=1,0875,所以计算载荷为0=<p2Qe=1.0875x32r=34.8875r。根据图3-2吊钩受力情况来看，弯曲部分受有弯曲拉伸和剪切三种应力。1-2截面除受最大弯矩M“外，还受Q力的拉伸作用。图3-2吊钩受力图在1-2截面上的最大应力发生在内侧纤维1处即x=-c处，因此点1处的应力为:18760x0.1x1802x34.8875xl03x85.71 =177.\MPa18760x0.1x180式中F.=+>x/?=18760mm22e,=4+2%心=8571团血,1 4+为3其中b\=0.67A=134mm，b2=0.4优=53.6mm，KA=0.1《起重机设计手册》同表3-4-4吊钩材料选用DG20Mn号钢凡=343MP”《起重机设计手册》内表3-4-7,口』=£匚=四=207.88MP”1.651.65<[q],『2截面强度验算通过。对于3-4垂直截面：当垂直系物绳将物品重量Q悬挂在吊钩上时，这时3-4截面上没有拉伸和弯曲应力(b=0),只有平均剪切应力，其值为:©=34.8875x%8.6MPa©=34.8875x%8.6MPa18760当四分支倾斜的系物绳将物品重量Q悬挂在吊钩上时，这时3-4截面上的应力有:FBKBa18760x0.1x180空-=FBKBa18760x0.1x1807="=48875'电=9.3〃&IF2x18760根据能量强度理论，3-4截面的最大合成应力为:cr3=g+3/=9()MPa%<□』，3-4截面强度验算通过。(3)确定吊钩螺母尺寸轴颈螺纹处拉伸应力：CT,= .<—就:/4 4最小直径d>16最小直径d>16x34.8875xlO43.14x343x1()6=71.99mm查《起重机设计手册》口取TY200X12。(4)止推轴承的选择

由于轴承在工作过程中很少转动，故可根据额定静负荷来确定。由《机械设计课程设计手册》【川表6-8,选择滚动轴承51320(GB/T301-1995),额定静负荷=595KN,动负荷系数力=1.089。轴承当量静负荷：Pu^fd-Fa=1.089x32x104=348.48KN所以〃0鸟=1.25x348.48=435.6KN<Co“安全。3.1.2吊钩横梁的计算通孔直径：&-d0+(2~5)mm=74〜77阳优，取4=75mm；座坑直径：R=0+1=151mm①为止推轴承外径)；最大宽度：B=D+(10〜20)mm=160〜170mm,取B=170mmo横轴两侧拉板的间距是由滑轮轴上四滑轮间的尺寸所决定的：L=4B+S=400+20=420mm。横轴可作为一简支梁来进行计算，横轴的计算载荷(图3-3)：Qjixj oQ JI\vrn rnv742036631.9Nm36631.9Nm图3-3主吊钩横轴的弯矩简图QJ=(p2-Qe=34.8875x104N(%=1)；横轴的最大弯矩:支234.887丝吟o.42=3663L9n”11,间断面的抗弯截面系数:=31.03x1()4m3川_(氏由)h2_(170-=31.03x1()4m3/ ― 6~弯曲应力:MwaMwa=--36631.931.03xl04xlO-9=118.05A/Pa横轴的材料用45号钢，许用应力［（tL=^=—=\50MPan2.4所以％,＜口1，故横轴强度足够。式中n=2.4为安全系数。3.1.3滑轮轴的计算滑轮轴也是一个简支梁，支点距离仍是L=420mm,它作用有四个滑轮的压力为计算简便起见，把四个力看做集中力（见图3-4）。19188.125Nm

19188.125Nm图3-4主滑轮轴的弯矩简图Q.滑轮的作用力：R=22=尸3=乙=亍=87218.25N;轴上的弯矩(1-1和2-2蜩)：Mw.=2x0.06=10466.25Nm；wi2Q, Q：Mw2=且、(0.06+0.1)一'x0.1=19188.125Nm1-1和2-2截面模数：吗=卬2 =0.1x0.133 = 2.197x10-3弯曲应力:“W210466.252.197x10=47.64MP。“W210466.252.197x10=47.64MP。19188.1252.197xlO-4=87.34MP”滑轮轴的材料与吊钩横轴相同，亦为45号钢，故许用应力也相同，b<6]=150A/P。，强度足够。3.1.4拉板的校核拉板的尺寸