桥式起重机小车及大车运行机构(参考模板)

如不慎侵犯了你的权益，请联系我们告知!如不慎侵犯了你的权益，请联系我们告知!毕业设计32/5t桥式起重机小车及大车运行机构设计毕业设计任务书32/5t桥式起重机小车及大车机构设计题目名称：32/5t桥式起重机小车及大车运行机构设计任务内容（包括内容、计划、时间安排、完成工作量与水平具体要求）任务内容（包括内容、计划、时间安排、完成工作量与水平具体要求）具体任务1通过调研了解小车起升机构、小车河大车运行机构和国家标准2结合标准手册及文献进行各零部件的选择计算，设计卷筒，车轮轴等重要零件，进行小车的结构布置。3对各零件进行校核，并设计大车运行机构及其安装。4用CAD绘制设计好的小车及大车机构的各零部件的二维工程图纸以及装配图。5完成设计说明书。时间安排2012年11月〜12月调研、撰写开题报告2013年1月~3月毕业实习，熟悉软件开发环境，确定设计方案2013年3月〜4月设计小车整体零件选择及布置，确定各组成部分的参数和尺寸。4.2013年44.2013年4月飞月5.2013年6月三.完成工作量1） 毕业实习报告、开题报告一份。2） 32/5t桥式起重机小车及大车运行机构设计及其设计图。3） 设计说明书一份。四.水平具体要求：1） 综合运用所学的知识解决实际工程设计和实验研究课题；2） 能独立设计计算、分析、绘图、实验数据处理撰写技术报告；3） 掌握工程技术设计和科学研究的基本方法，学会调查研究，查阅技术文献、资料、手册工具书等。4） 对总体方案设计及研究的确定与实施，确定主要系统和主要部件的设计依据。其中：参考文献篇数：10篇以上说明书字数：6000字以上图纸张数：折合A0图纸3张，其中至少1张装配图专业负责人意见签名:32/5t桥式起重机小车及大车机构设计摘要桥式起重机是一种工作效率较高，性能稳定的常用起重机。桥式起重机的使用提高了工厂，矿山等工作环境的机械化程度。本次设计结合生产实践并参阅了众多的相关书籍，介绍了32/5t标准桥式起重机的主要结构组成以及在生产中是如何进行工作的；论述了国内外桥式起重机的最新动态和研发成果。按照现有的设计理论进行了方案设计。主要做了桥式起重机中的提升机构、小车行走机构和大车行走机构等方面的设计计算和校核。大体内容包含起升机构和行走机构的传动方案，零部件的空间位置分布，起升机构中卷筒，钢丝绳，滑轮组和吊钩组的设计以及运行机构中车轮和运行轨道的设计。选择并校核了如联轴器、减速器、电动机、传动轴等重要零部件的工作性能。关键词桥式起重机起升机构大车运行机构小车运行机构32/5tbridgecraneliftingandtravellingmechanism

designAbstractBridgecraneisakindofcommoncraneswhichhavehighefficiencyandstableperformance.Theuseofbridgecraneimprovedthedegreeofmechanizationinfactories,minesandotherworkenvironments.Thedesignintroduced32/5tstandardbridgecranesandthemainstructuralcomponentandtheirwaytoworkintheproduction;discussesthelatestdevelopmentsathomeandabroadofbridgecraneandR&Dresultsbycombinedproductionpracticeandrefertoalargenumberofbooks.Maketheprogramdesigninaccordancewiththeexistingdesigntheory.Mainlycarriedoutthedesignandcalculationsofthehoistingmechanism,cranetrolleyandtravellingmechanism'soperatingmechanisminthebridgecrane.Generallycontainsthetransmissionschemeofhoistingmechanismandoperatingmechanism,thedistributionofpositionoftheparts,thedrumofliftingmechanism,wirerope,pulleyandhookblockdesignandthedesignofthewheelsandrunningtrackintheworkingmechanism.Selectedandcheckedthepartslikecoupling,reducer,motor,driveshaftsandotherimportantpartsofthejobperformance.KeywordsBridgecranehoistingmechanismcranetravelingmechanismcartmechanism目录摘要AbstractTOC\o"1-5"\h\z1前言 1\o"CurrentDocument"1.1概述 1\o"CurrentDocument"1.2起重机械的工作特点 1\o"CurrentDocument"1.3国外桥式起重机发展动向 1\o"CurrentDocument"1.4国内桥式起重机发展动向 2\o"CurrentDocument"2起升机构设计 3\o"CurrentDocument"2.1主要工作参数 3主起升机构的计算 32.2.1确定起升机构的传动方案 32.2.2钢丝绳的选择 42.2.3滑轮的计算和选择 62.2.4卷筒的计算选择及强度验算 6\o"CurrentDocument"2.2.5电动机的选择 82.2.6电动机的发热和过载校验 92.2.7减速器的选择 9\o"CurrentDocument"2.2.8实际起升速度及所需功率计算 9\o"CurrentDocument"2.2.9校验减速器输出轴强度 102.2.10制动器的选择 102.2.11联轴器的选择 112.2.12验算启动时间 122.2.13验算制动时间 12\o"CurrentDocument"2.2.14高速浮动轴计算 12\o"CurrentDocument"3小车运行机构设计 14\o"CurrentDocument"3.1机构传动方案设计 14\o"CurrentDocument"3.1.1选择车轮与轨道并验算强度 14\o"CurrentDocument"计算运行阻力 15\o"CurrentDocument"计算选择电动机 16计算选择减速器 16\o"CurrentDocument"验算运行机构速度和实际功率 17\o"CurrentDocument"3.1.6验算启动时间 17\o"CurrentDocument"3.1.7按启动工况校核减速器功率 183.1.8选择制动器 183.1.9选择联轴器 19\o"CurrentDocument"3.1.10验算低速浮动轴强度 19\o"CurrentDocument"4大车运行机构计算 21\o"CurrentDocument"机构传动方案设计 21\o"CurrentDocument"车轮与轨道的选择及校验 21\o"CurrentDocument"运行阻力的计算 23\o"CurrentDocument"电动机的选择 23\o"CurrentDocument"减速器的选择 24\o"CurrentDocument"4.6验算运行速度和实际所需功率 24\o"CurrentDocument"4.7验算启动时间 24\o"CurrentDocument"4.8启动工况下校核减速器功率 25\o"CurrentDocument"4.9验算启动不打滑条件 26\o"CurrentDocument"4.10选择制动器 27\o"CurrentDocument"4.11选择联轴器 28\o"CurrentDocument"4.12浮动轴强度的验算 28\o"CurrentDocument"4.13缓冲器选择 29\o"CurrentDocument"结论 31\o"CurrentDocument"参考文献 32致谢 331、P■ 、▲刖言1.1概述桥式起重机是在架设好的桥架上沿轨道运行的一种起重机，又称天车。桥式起重机通过桥架和大车上的轨道在工厂空间内进行X轴和Y轴的运动，并通过起升机带动吊钩进行Z轴的运动。使得工作范围能够覆盖整个工作区间。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。桥式起重机有简易梁桥式起重机、普通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分为起重小车、桥架走行机构、桥架四个组成部分。其中起重小车又由起升机构、小车运行机构和小车架三部分构成。桥式起重机的起升机构由电动机、制动器、减速器、卷筒和滑轮组组成。卷筒经由减速器被电动机驱动，使钢丝绳在卷筒上卷动，从而实现拉升和降下的功能。小车架是即起升机构的机架。起重机的大车走行机构的传动方式一般来讲可分为集中传动和分别传动两种：前者指的是只用一台电动机直接通过一根传动轴驱动两侧的车轮运动，后者指用两台电动机分别驱动左右两个车轮，通常常用跨度的桥式起重机（10.5-32M）普遍采用分别传动的方式。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。本文主要设计研究吊钩箱型双梁桥式起重机上的起升机构和小车及大车运行机构。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，主钩32t，副钩5t。1.2起重机械的工作特点（1） 通用起重机的体积通常都很庞大，并且机械结构复杂，能完成水平方向的移动和起降功能。桥式起重机能同时进行包括升降在内的三个运动，在工作时，一般都需要起重机向各个方向同时进行运动，需要分别操作，对工作人员技术要求较高。（2）吊运的重物多种多样，导致所受载荷的变化。有的重物重量较重，有的重物外形结构复杂，很难稳定的吊在吊钩上，在起吊移动过程中也很难保持平衡，还有各种特殊状态的物品、例如易燃易爆危险的物料等，使吊运过程复杂而危险。（3）大多数起重机械由于工作覆盖范围广的需求，有着很大的工作运动空间，一旦出现事故将会造成很严重的影响。（4）有些起重机械负责升降搭载的工作人员进行高空作业，如消防车上的升降台，因此这类起重机械的安全性能直接影响工作人员的人身安全。（5）起重机械中参与运动的部件有很多，而且几乎都是直接暴露的，吊运工作人员在工作中不可避免的要与这些部件发生接触，因此存在着很多的危险因素。（6）工作环境复杂。起重机被广泛应用于各种场所，包括很多高温高压、强磁场、易燃易爆等恶劣环境；，对设备和作业人员形成威胁。1.3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。随着工业生产规模的扩大，工厂车间布局的改变以及空间的扩大，生产中的物料搬如不慎侵犯了你的权益，请联系我们告知!运转移如不慎侵犯了你的权益，请联系我们告知!如不慎侵犯了你的权益，请联系我们告知!需求大量增加，加上现在对高生产效率的要求，使得现代的起重机械必须向着大起重量、高运行速度以及专用化的方向发展。起重量和运行速度的提高无疑会提高起重机械的运行成本，因此对新型起重机的高效率、低耗能和高可靠性又有了新的要求。[7]目前世界上已生产出了最大起重量为3000t的履带式起重机，最大的桥式起重机起重量为1200t，集装箱岸连装卸桥小车的最大运行速度已达350m/min,堆垛起重机最大运行速度240m/min，垃圾处理用起重机的起升速度达100m/min。系列产品模块化、组合化和标准化以往的起重机设计通常采用整机设计的方法，需要逐个的按照需求计算选择并校核零部件，模块化就是指将起重机上各种具有相同功能，不同规格需要配合使用的零部件组合在一起，设计出各种参数，标准化，具有高互换性的通用功能模块，设计不同工作参数的起重机时，只要选择合适的模块进行组装即可，以此实现不同规格不同类型起重机的设计。通用产品小型化、轻型化和多样化在通用场合使用的，工作通常并不繁重并且对工作性能要求较小的起重机，应考虑整体经济效益，可以通过降低其机构复杂程度，精简零部件来减小整机重量和轮压。也可以采用新型材料来降低使机构轻型化。产品性能自动化、智能化和数字化当前起重机的机构设计已经较为完善，新型起重机技术的升级和新进展更多的依赖于电气传动与控制技术的进步，提高机电一体化程度，将传统机械与电气技术结合起来，采用先进的计算机控制技术、液压驱动等技术实现起重机械的自动化、精密化。新型的高效起重机电气控制装置已逐渐向电子数字化过渡。产品组合成套化、集成化和柔性化集成化就是指将起重运输机械联系在一起，形成起重运输系统，健全整体的工作系统，进行统一控制，能够更好地配合生产，提高生产效率。产品构造新型化、美观化和实用化将新型高强度合金钢新材料应用在起重机的设计中，并且在进行结构设计时考虑利用薄壁型材和异性钢，尽量减少传统起重机桥架的焊接拼接部分，这样能够有效的避免应力集中，提高机构抗疲劳性能，改善受力状况并减轻自身重量。1.4国内桥式起重机发展动向随着世界经济一体化进程的加快，国内的机械行业与国外相比，竞争力有一定的差距，但这也让我国很多企业认识到了自身的弱点，这必将促使我国机械行业科技和应用的进步和突破的产生。随着国外先进技术的引进消化和吸收，国内工程机械产品近几年来取得了很大的进步，产品性能、可靠性、外观都有较大幅度的提高，但与国外的工程机械水平相比，还存在较大差距，在工程起重机方面来看，今后的发展将以以下几个方向为重点：整机性能：采用先进技术及新型材料来降低机构整体重量，同种型号的产品在改进后重量要轻百分之20左右。通过改进结构分析方法和采用更先进的设备，使机构的结构更加合理；起重机的配套零部件呼唤性更高，使设计更加方便更加系统化，设计人员的选择范围更大，零部件可靠性的提高；电液比例控制系统和智能控制显示系统的推广应用；更加的便于工作人员操作，安全性更高，更加的人性化，有足够的安全保险装置；向吊重量大、起升高度、幅度更大的大吨位方向发展。2起升机构设计2.1主要工作参数本次设计的桥式起重机为标准最大起重系列（ISO2374：1983）中的32t,可用于工厂，矿山等多种场合，机构工作级别为中级M5。在起吊较轻物品时，用主起重钩会浪费起重功率及时间，故配合5t副起重钩使用。查《起重机设计手册》U表1-1-2,3-50t电动桥式起重机起升高度为主钩12或16m,副钩14或18m。本次设计选用16、18m起升高度。起升速度在工作级别高时选较低速度，故本次设计中主起升选用7.5m/min起升速度，副起升机构速度选定为19.5m/mino2.2主起升机构的计算2.2.1确定起升机构的传动方案起重机的主要功能是起吊重物，这项功能的实现靠的是起重机上搭载的起升机构，因此起升机构是起重机上最重要的组成部分，起升机构的方案设计将直接影响起重机的工作性能，因此尤为重要。起升机构主要由驱动装置，传动装置，卷筒，滑轮组，取物装置和制动装置组成。起升机构总体布置在很大程度上决定于传动的形式。起升机构的传动形式和大车走行机构同样一般分为两种，一种是集中传动即主起升和副起升机构都由一台电动机带动，另一种是分别传动，即主副起升机构分别由一个电动机带动。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尤其是靠电动机驱动的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2-1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。詛起升机构图2-1起升机构驱动装置整体布置简图图2-2所示为由电动机驱动的起升机机构简图：

图2-2起升机构简图在电动机与减速器轴不直接用联轴器连接，选用一根中间轴。一端联用半齿联轴器与电动机相连接，另一端选用带制动器的半齿联轴器连接减速器。这种没有底部支座直接由两端联轴器连接的中间轴叫做浮动轴。采用浮动轴可以容许有较大的安装误差，并且装卸维修方便。图2-3为主起升机构驱动装置简图。图2-3主起升机构驱动装置布置简图2.2.2钢丝绳的选择本次设计的起重机的额定起重量Q=32t。查《起重机设计手册》h］表3-2-8,选择桥式起重机中常用的双联滑轮组。倍率为i,4,承载绳的分支数z,2i,8。h h当滑轮组采用滚动轴承时，按i,4查《起重机设计手册》hl表3-2-11,得钢丝绳h滑轮组效率叩，0.97。h 钢丝绳缠绕方式如图2-4所示

图2-432t主起升机构钢丝绳缠绕简图(1)钢丝绳所受最大静拉力：。Q,G (32,0.847)x图2-432t主起升机构钢丝绳缠绕简图(1)钢丝绳所受最大静拉力：。Q,G (32,0.847)x104S=——= =4.23x104Nmax 25 2x4x0.97hh式中Q——额定起重量，Q=32t；G——为吊钩组重量，查《起重机课程设计》⑵附表0<362.1509的吊钩组。吊钩组重量G=847kg，两滑轮间距102mm；i——滑轮组倍率，h门——滑轮组效率，h(2)钢丝绳的选择：9选择图号为0i=4；h叩=0.97。h［4］表2-2选择圆股线接触钢丝绳6W(19)选择钢丝绳的破断拉力应满足S<maxn一钢丝绳工作时所受的最大拉力N)；

钢丝绳规范中钢丝破断拉力的总和()；由《起重运输机械》GB1102-74。(2.1)式中SmaxS一

b甲-钢丝绳判断拉力换算系数。根据本设计选用的绳6W(19)的钢丝绳，查《起重运输机械》［打表2-3查得中=0.85；n——钢丝绳安全系数。查《起重机设计手册》h］表3-1-2，该起重机的机构工作级别为M5，故n=5.0。由上式可得k50S>-.S =^x4.23x104=24.8x104N=25x104Nb中max0.85查《起重机设计手册》U］表3-1-6确定选用钢丝绳6x19，其公称抗拉强度为1850N/mm2，直径d=20.0mm，其钢丝破段拉力总和为27.95x104N，标记如下：钢丝绳6><(19)—20.0—1850—I一光一右交(GB1102—74)。2.2.3滑轮的计算和选择根据《起重机设计手册》U］滑轮结构尺寸应按钢丝绳直径进行选定，计算公式为D 1)=20xGo-1)=380mm (2.2)0式中e=20由《起重机设计手册》［i］表3-2-1查得查《起重机课程设计》⑵附表2,该滑轮轴上并列4个滑轮，故选择滑轮直径D=560mmo在桥式起重机上为减少钢丝绳的疲劳和损坏，平衡滑轮直径宜取与工作0滑轮直径相同。查《机械设计手册》⑶表8-1-66,由钢丝绳直径d=20mm查得对应绳槽断面尺寸，如图2-5o图2-5滑轮绳槽断面尺寸查《机械设计手册》［3］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》［3］表8-1-68，由滑轮轴承尺寸，选择轮毂尺寸。所选滑轮：滑轮E20x630120JB/T9005.32.2.4卷筒的计算选择及强度验算工作级别M5以上的机构为避免钢丝绳磨损加快，多选用铸造单层缠绕卷筒。2.2.4.1卷筒直径的选择由公式：D…d(e—1)=20x(18—1)=340mm (2.3)其中e为筒绳直径比，由《起重机设计手册》h］表3-3-2查得，机构工作级别为M5时取e=18。d为所选钢丝绳的直径，d=20mm。查《机械设计手册》⑶表8-1-58取卷筒的直径为D=630mm。2.2.4.2卷筒绳槽尺寸的计算绳槽分标准槽和深槽两种。本次设计的起重机工作条件正常无脱槽危险，所以选用标准绳槽尺寸。查《起重机设计手册》h】表3-3-1,得绳槽半径R=(0.53〜0.56)刁=10.6〜11.2mm绳槽深度h=(0.25〜0.4)刁=5〜8mm(标准槽)绳槽节距p=d+(2〜4)mm=22mm卷筒计算直径：D=D+d=650mmo2.2.4.3卷筒尺寸计算及其强度校核卷筒上有螺旋槽部分的长度：H 16x4L,(―max+z)p,( +2)x22,733.86mm (2.4)o nD 3.14x6500 上式中H为最大起升高度,16m；z>1.5为固定钢绳的安全圈数，取z=2。maxLi――卷筒上没有绳槽部分的尺寸，由布置结构要求选取，取L,300mmL2 固定绳尾所需长度，L牝3p,66mm；TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"2 2Lg 中间光滑部分长度，L,50mmgD0——卷筒的计算直径，D,D+d,630+20,650mm0 0单层缠绕所以选择双联卷筒，卷筒的总长度：L,2(L+L+L)+L,2x(733.86+300+66)+50,2237.72mm(2.5)0 1 2g取L,2300mm，卷筒材料初步采用HT200灰铸铁GB/T9439-1988，抗拉强度极限。,195MP，抗压。,3。,585MP。L y L其壁厚可按经验公式确定5，0.02D+(6-10),18.6〜22.6mm，取8,20mm。卷筒壁的压应力演算，参照图2-6：L1图2-6卷筒弯矩简图b—max= —=96.IMPS为钢丝绳所受最大拉力 （2.6）ymax ,p 20X22 a max许用压应力b]=丄竺=138.3MP，b<b]，所以强度足够。y4.23 4.23 ymaxy由于卷筒L）3D，所以还应计算由弯矩产生的拉应力，扭转应力很小，一般可忽略不计:卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中央时：M =Sl=S(L—L^)=42300x2300—300=42300000N•mmmaxmaxmax22卷筒断面系数：D4-D4 0.634-0.594八心(2.7)W=0.1x 」=0.1x =0.006mm3(2.7)D 0.63式中：D 卷筒外径， D=400mm=0.4m；•卷筒内径，D•卷筒内径，D=D-2,=0.364m。iM 4.23x104b=——max，代入b= =7.05MP。lW l0.006合成应力:卜]b=b+阵・b=7.05+39x96.59=34.44MP （2.8）0Lb]ymax 137.65y其中许用拉应力b]=丄=195=39MPl5 5所以，b<b],卷筒强度演算通过。故选定卷筒直径D=630mm，长度0 LL=2300mm。卷筒槽形的槽底半径r=11mm，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%90062-19992.2.4.4卷筒转速计算 7.5x4 …，•—卜= =14.7r/minkD 3.14x0.6502.2.5电动机的选择起升机构静功率:Q+八=G2+0.96)x104x7.5=48.47岡P= 0j1000x60门 1000x60x0.85(2.9)式中n——起升机构的总效率，一般n=0.8〜0.9,取门=0.85；电动机计算功率：P>GP=0.8x48.47=38.77KWej式中G为稳态负载系数，由《起重机设计手册》h]表2-2-5，2-2-6查得G=0.8。由《起重机设计手册》h]表5-1-41查得主起升机构JC=25%,CZ=150。

由《起重机设计手册》速n,718r.e/min由《起重机设计手册》由《起重机设计手册》h由《起重机设计手册》速n,718r.e/min由《起重机设计手册》由《起重机设计手册》eh］表5-1-36，由JC=25%,CZ=150得P=45.59KWh］表5-1-3,GD2,23.5Nm22.2.6电动机的发热和过载校验电动机发热校验：(2.10)(2.11)P，GW+D0„，0.8…⑶+°.%X104XT，38.77KWs1000x60m叩 1000x1x60x0.85(2.10)(2.11)式中P 稳态平均功率m 电动机台数，m=1由以上计算结果P<P，故所选电动机能满足发热校验se电动机过载校验HQ+G„ 2.1 (32+0.96)x104x7.5363gP>— 0一， x ，36.35KWn m人1000x6如1x2.8 1000x60x0.85在基准接电持续率的电动机额定功率，P,P,在基准接电持续率的电动机额定功率，P,P,45.59KWnH——绕线异步电动机，H=2.1m 电动机转矩的允许过载倍数，由《起重机设计手册》h］表5-1-2,人,2.8m由上演算结果可知，电动机满足过载校验。综上，所选电动机符合要求。2.2.7减速器的选择起升机构总的传动比i，丄，虫，48.840n14.7j查《起重机设计手册》h］表3-10-2，取i=50QJ型减速器系列主要用于起重机的起升机构。该系列减速器重量轻，单位重量能传递较大扭矩。故本设计也采用QJ系列减速器。查《起重机设计手册》h］根据传动比i=50,电动机转速n，718，电动机功率P,51KW，工作类型M5,表3-10-3，高速轴伸尺寸％，130mm，七,250mm。表3-10-4低速轴伸尺寸P型《，280mm，l,380mm，自重G=5200Kg。表3-10-6，高速轴许用功率N］,248KW。名义中心距0a，800mm，许用输出扭矩It］,170000Nm，型号：QJR-800-3CW。根据表3-10-8查1 2得减速器外形和安装尺寸，具体见图纸

2.2.8实际起升速度及所需功率计算 实际起升速度为:IVIV=_ov= I48.84"3Fx7.5=7.32m/min并要求起升速度偏差应小于15%.x100%=x100%=7.5-7.32x100%=2.32%<15%实际所需等效功率为：V732P=-GP=^x38.77=37.84KW<Pxvj7.5 e满足要求。 2.2.9校验减速器输出轴强度输出轴最大扭矩:(2.12)M=(0.7〜0.8力Min<\m](2.12)max me00式中M——电动机的额额定扭矩eP 51=9549亠=9549x =678.27Nmn 718e i 传动比，i=50 电动机至减速器被动轴的传动效率，n=0.950甲——电动机最大转矩倍数，=2.8；M]——减速器低速轴上最大短暂准许扭矩，M]=[f]=170000NmM=(0.7〜0.8)x2.8x678.27x48.84x0.95=63146.94〜72167.93NmmaxTOC\o"1-5"\h\z・•・ M〈M]max输出轴最大径向力验算R=笠mx+G<R] (2.13)max2 2 式中s 卷筒上钢丝绳最大拉力s=42.5KNmax max G 卷筒重量，G=15KN(参阅资料)R]——低速轴端的最大容许径向载荷R]=120KNa 钢丝绳上的分支数，a=2 max2x4.25max2x4.25xl0421.5xl042=57.5KN<R],故所选减速器满足要求。max2.2.10制动器的选择制动器装在高速轴上，所需静制动力矩：（Q+G）DM…KM,K———°一门(2.14)zzjz2(2.14)［75G2+0.96）x0.65° 937,1.75x x0.85,9373Nm2x4x50式中K——制动安全系数，查《起重运输机械》［4】得K,1.75。z z选择块式制动器，查《起重机设计手册》h】表3-7-5:制动轮直径D=500mm制动块退距 1.25mm制动片衬片厚度5，12mm制动瓦块宽度 B,<D,°4x500,200mm摩擦副间设计正压力v兀D以。B、］3.14x0.5x0.2x70。N, IP」, x1.5x106,9.16x104N360。 360。式中［P」——制动衬片允许比压，查《起重机设计手册》 h」表3-7-6［P」，1.5MPaa——包角，我国规定以,70。额定制动矩T，N卩D，9.16x104x0.06x0.5，2748Nm式中卩 摩擦系数，查《起重机设计手册》h」表3-7-6,卩,0.06根据以上计算的制动力矩Mz，以及其他参数，查《起重机设计手册》［1」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M，2800Nm装配时调整到2800Nm.。z ez2.2.11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:MjsMjs，<MneI式中M——电动机的额定力矩;e［M］――联轴器的许用扭矩;相应于第I类载荷的安全系数，n=1.6;I刚性动载系数<，2。M,2x678.27x1.60,2170.64Nmjs由《起重机设计手册》［」查得YZR280S-表5-1-21电动机轴端为圆锥形,L，130mm，D=85mm。1

由《起重机设计手册》hl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,8000Nm，飞轮矩2),4.5Nm2。浮动轴的轴端为圆柱形d=70mm,l=120mm。max l查表3-12-8，选择序号为,9的带制动轮的齿轮联轴器，直径D=500mm，最大允许转矩M,8000Nm，飞轮矩2„,163Nm2。max z浮动轴端直径d=70mm，l=120mm。2.2.12验算启动时间t起375(M-MC(GD2t起375(M-MC(GD2)<(Q+J0„气1(2.15)式中(GD2),Jq2)<(GD2)+Jd2),23.5+4.5+163,191N-m2Z1平均起动力矩M,1.5M,1.5x678.27,1071.41Nmq e静阻力矩M眞+气如,G2+爵办104xO.65,630.12Nmj2ii何2x2x50x0.85因此718tq718tq-375x(1071.41-630.12)'一技乂191+2x630.12x0.654x501.46s通常起升机构起动时间为1~5s，故所选电动机合适。2.2.13验算制动时间()通常起升机构起动时间为1~5s，故所选电动机合适。2.2.13验算制动时间()Q+G)D2_

c-GD2丿+0一n1 i2tZ375(MM)ee：-j7182x455.26x0.651.15x125.74+ 375x(2800-455.26) 502十宀財 (Q+G)D (32+0.96)x104x0.65noc”“冒“式中M，——门， x0.85，455.26Nmj 2iih0查《起重机设计手册》\1]当v<12m/min时，,0.23s2x4x50\t]<1.0^1.25s，故合适。z(2.16)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：MM,2x628.27,1256.54NmE］表2-6经验数值查得;d=70mmE］表2-6经验数值查得;d=70mm式中平——等效系数，由《起重机课程设计》1由上节选择联轴器中，已确定浮动轴的直径

因此扭转应力：T€M=36€125654X16顷们钏。nW ,d3 3.14X0.073许用扭转应力由《起重机课程设计》以（2-11）、（2-14）式得:(2.17)tL2L.丄(2.17)okK+门ni轴的材料为45号钢，b€650MPa，b=360MPa；TOC\o"1-5"\h\zb st€0.22，b=143MPa，t=0.6b=216MPa。-1 b s s K€K-K——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x及紧配合区段，K€1.5〜2.5；xK——与零件表面加工光洁度有关，取K€1.25；m m此处取K€2X1.25€2.5；门——考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，对于碳钢，低合金钢门=0.2；nn――安全系数，查《起重机课程设计》I以表2-21得n€1.6；I因此:€66.2MPatL2x143€66.2MPaok (2.5+0.2)x1.6故t<t」，通过。nok（2）静强度计算(2.18)(2.18)M€中M€2X630.12二1260.24NmIIcIIj式中平一一动力系数，由《起重机课程设计》》…表2-5查得平€2。

cII cIItMx161260.24x16最大扭转力矩：t = € €18.72MPamax 兀d3 3.14x0.073许用扭转应力口=L€216€135MPa，nn1.6II式中n――安全系数，由《起重机课程设计》》…表2-21查得n二1.6。II IIt<□，故该浮动轴合适。max "3小车运行机构设计3.1机构传动方案设计小车主要有起升机构、运行机构和小车架组成。小车运行机构的传动结构如图3-1所示，电动机通过带制动器的联轴器与减速器输入轴相连。输出轴两端分别通过两个半齿联轴器和中间的浮动轴和小车的主动轮相连。电动机位于小车架上方，主动车轮的车轮轴在小车架下方，所以选用立式三级齿轮减速器。小车架采用型钢代替焊接结构。起重量5吨至50吨范围内的双粱桥式起重机的小车，一般采用四个车轮支承，其中两个车轮为主动车轮。主动车轮由小车运行机构集中驱动。图3-1小车运行机构传动简图3.1.1选择车轮与轨道并验算强度参考同类型规格相近的起重机，估计小车总重为G=0.35Q=112KN。近似认为TOC\o"1-5"\h\zXC 额由四个车轮平均承受，吊钩位于小车轨道的纵向对称轴线上。车轮的最大轮压为：P=Q,Gxc=(32.96,11.2)x1。4€11.04X104Nmax4 4G,G (11.2,0.96„x104车轮的最小、轮压为： P= 0€ €3.04x104N\o"CurrentDocument"min4 4载荷率：Q€竺96€2.94>1.6G11.2xc由《起重机设计手册》hl表3-8-12选择车轮，当运行速度卩〈60m/min，―>1.6，工作类型为M5,车轮直径D€350mm，轨道为P24的许用轮压为11.8t，G cxc故初步选择车轮直径D€350mm，而后校核强度。c宀户人、丄智•斗卄 — 2P,P2x11.04,3.04车轮计算载何：P=——max min= X104=8.37X1。4N (3.1)TOC\o"1-5"\h\zc3 3车轮踏面疲劳接触应力计算：车轮与轨道线接触，这时轨道的曲率半径为8,车轮半径,=D2压应力为：P＜KDlCC (3.2)c1 12式中K——许用线接触应力常数N/mm2…,车轮材料选用球墨铸铁1。＞500N/mm2,按。=500N/mm2,《起重机设计手册》卩表3-8-6,K=3.8b b 1L 车轮与轨道有效接触长度，《起重机设计手册》［J表3-8-10,L=B=81mmC——转述系数，《起重机设计手册》口表3-8-7,C=0.9711C——工作级别系数，《起重机设计手册》h］表3-8-8，C=12 2P］=KDlCC=3.8x350x81x0.97x1=10.45x104Nc1 12P＜［P］ 因此所选车轮与轨道符合要求cc3.1.2计算运行阻力摩擦总阻力矩:3.3)M=P(Q,G)(k d)3.3)m xc 2式中p――车轮轮缘与轨道的摩擦、轨道的弯曲与不平行性、轨道不直以及运转时车轮的摆动等因素有关，查《起重运输机械》［4］表7-3得p=2.0；G、Q 分别为起重机小车重量和起重量；xck 滚动摩擦系数(m),它与车轮和轨道的材料性质、几何尺寸及接触表面情况有关，查《起重运输机械》［4］表7-1得k=0.0005；卩——车轮轴承摩擦系数，查《起重运输机械》［4］表7-2得＜=0.015；d——轴承内径(m)，d=90mm,选用调心滚子轴承22218C/W33GB/T288-1984。把以上数据带入(3-1)式得当满载时的运行阻力矩：M=2.0x(32.96,11.2)x104x(0.0005,0.015坐)=1037.76N-mm(Q=Q) 2相应的运行摩擦阻力为：M1037.76P=m(Q=Q)==5930.06N m(Q=Q) D2 0.352式中D为车轮直径c当无载时:

TOC\o"1-5"\h\zd 009M=pG(k,卩-)=2x11.2x104x(0.0005,0.015 )=263.2N-m\o"CurrentDocument"m(Q=0) xc 2 2「M 263.2P =—m(Q=0)= =1504Nm(Q=0) D2 0.3523.1.3计算选择电动机由由转速由由转速ne由(3.4)vPV5930.06x42.4(3.4)N=—= =4.66KWj 1x60门m1000x60x0.9x1式中P 小车满载运行时的静阻力，P=Pj j m(Q=Q)V 小车运行速度V=42.4m/min;xc xcn 小车运行机构传动效率，n=0.9；驱动电动机台数m=1.初选电动机功率：N>KN=1.4x4.66=6.524KWdj 式中K——电动机起动时为克服惯性的功率增大系数，查《起重运输机械》［4］d表7-6取K=1.4。d《起重机设计手册》h］表5-1-41查得小车运行机构JC=25%，CZ=30Q《起重机设计手册》h］表5-1-13选用YZR160M2-6型电动机，功率P=8.5KW，e=930 •，■-min《起重机设计手册》h］表5-1-36，由JC=25%,CZ=300h］表5-1-36，由JC=25%,CZ=300得P=7.5KWh］表5-1-3,GD2=1.5Nm2由3.1.4计算选择减速器车轮转速：n=^x^c兀Dc424 =38.58r/min3.14x0.35机构总的传动比：i=丄=921=23.870n38.58c查《起重机设计手册》h］表3-10-2，取i=25查《起重机设计手册》□根据传动比i=25,电动机转速=930rmin，电动机功率P=8.5KW，工作类型M5，表3-10-5，高速轴许用功率N］=332KW，名义中心距ea=630mm，许用输出扭矩T］=85000Nm，表3-10-3，高速轴伸尺寸d=110mm，1 2 2=210mm，表3-10-4低速轴伸尺寸P型d=220mm，l=280mm，自重G=4000Kg。0 0型号：QJR-630-2CW

3.1.5验算运行机构速度和实际功率根据减速器的传动比，计算出实际的运行速度:(3.4)i 23.87(3.4)V=卩-0=42.4x =40.48m/mini 25速度偏差„=x100%=„=x100%=v42.4-40.4842.4x100%=4.5%<15%合适。实际所需电动机静功率为：V实际所需电动机静功率为：V4048N=-N=x4.66=4.44<P=8.5KW0vj42.4 e所选电动机与减速器均适合。3.1.6验算启动时间(3.5)启动时间:n 1 375(启动时间:n 1 375(m-M—M)q jm-C^GD2)+您+G1)D xc 0i'2-门o(3.6)式中n=930rpm；m=1 驱动电动机台数；1P 85平均起动力矩M=1.5M=1.5x9549—=1.5x9549x—=130.91Nm

qe n 930当满载时静阻力矩：Mm(Q=Q)当满载时静阻力矩：Mm(Q=Q)1，.丑0当无载时运行静阻力矩:Mm(。=0)Mj(Q=0)1037・76=46.12Nm25x0.91，.丑0初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩:…D2丿+Gd2/=d l机构总的飞轮矩：竺三=11.7Nm25x0.91(3.7)2)+^GD2)+Gd2)=5.41+3.4=8.81Nm2d I Z满载启动时间：t=2.83sq(Q=Q)无载启动时间：t=2.01sq(Q=0)查《起重运输机械》［4］第98页可知通常起升机构起动时间为t<4〜6s,故所选电q动机合适。

3.1.7按启动工况校核减速器功率启动状况减速器传递的功率：pVN， d (3.8)1000X60门-m'式中P 计算载荷dP,Q+GxcX一二一,(32.96+11.2)x103X40.48KN,10.59x104Ndg 60t 60x2.83q(Q,Q)m 运行机构中同一级传动减速器的个数m'=1.因此N,10.96xI。4x阳.48,79.41KW1000x60x0.9x1所用减速器N<［N］，合适。3.1.8选择制动器《起重机设计手册》h］可查得，对于小车运行机构制动时间tz<3〜4s,取tz=3s。因此，所需制动力矩：()(tz=3s。因此，所需制动力矩：()(Q+G)D2mcGD2+x一」门1 i2丄\m+mIj(3.9)式中M,—p rnic——c,-13.84Nj2iP,Q+G)K,44.16x104x0.002，883.2Np pK,0.002——由《起重运输机械》［4］表7-4查得p；,2965，03NP,(Q+GK+；,2965，03NminX\ 2)代入上式得：M，61.77Nmz由《起重机设计手册》h］表3-7-15选用YW315-300,其制动转矩Mez=200Nm,为了避免打滑，使用时将其制动力矩调到 61.77Nm以下，制动轮直径D=315mm考虑到所取制动时间tz=3s与启动时间tq=5.03s很接近，故略去制动不打滑条件验算。3.1.9选择联轴器⑴机构咼速轴上全齿联轴器的计算扭矩:3.10)⑴机构咼速轴上全齿联轴器的计算扭矩:3.10)TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"M,中Mn,2x87.28x1.4,244.4N-mjs elI式中甲 机构刚性动载系数，,2；n 联轴器的安全系数，n，1.4；I IM――相应于机构JC%直的电动机额定力矩折算到高速轴上的力矩,elM，9549N，9549x匹,87.28KNeln 9301

由《起重机设计手册》h］表5-1-21，电动机YZR160M1-6伸出轴为圆柱形d=48mm,l=110mm；查表3-10-3，QJR-630-2CW减速器，高速轴端为圆柱形d，110mm，1l,210mm。选择全齿联轴器CL3(JB/ZQ4218-86)联轴器，W］ ,3150Nm，飞轮1 max矩［(GD2)］,1.3Nm2L 高速轴端制动轮：根据选择的YW-315-500制动器，查《起重机设计手册》h］得制动轮直径D=400mm，飞轮矩(GD2),5.2Nm2，重量m,67kg。Z(2)低速轴的计算扭矩M,1Mi„,1x244.4x25x0.9,2749.19Nmjs12j2由《起重机设计手册》［i］表3-10-4QJR-630-2CW减速器低速轴端为圆柱形d=220m，l=280mm由《起重机设计手册》h］表3-8-10，查得主动车轮的伸出轴端为圆柱形d=65mm，l=85mm。选择全齿联轴器CL5，T,8000N-m，d=50〜90mm，l=84〜172mm。n取浮动轴端直径d=60mm。3.1.10验算低速浮动轴强度3.1.10.1疲劳计算低速浮动轴的等效扭矩为：TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"M 8728M ・i，・„,1.4x^—x25x0.9,1374.66Nm (3.11)\o"CurrentDocument"i12 0 2式中平——等效系数，由《起重机课程设计》以表2-7查得平=1.4；1 1„——材料对应力循环不对称的敏感系数。对于45号钢„,0.9。由上节选择联轴器中，已确定浮动轴的直径d=60mm因此扭转应力：T,土，亠,32.43MPaW 兀d3/浮动轴受对称循环载荷，许用扭转应力：t］匸 1 1431,一• ，x ，40.86MPa-1kkn 2.51.4I轴的材料为45号钢，b，650MPa，b，360MPa；b sT,0.22b,134MPa，t,0.6b,216MPa。-1 bK,K•K-了ms s•考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数;K-区段，Ks s•考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数;K-区段，K,1.5〜2.5。Km与零件表面加工光洁度有关，取K，1.25；m如不慎侵犯了你的权益，请联系我们告知!如不慎侵犯了你的权益，请联系我们告知!此处取K=2x1.25=2.5；TOC\o"1-5"\h\zn――安全系数，查《起重机课程设计》b］表2-21得n=1.4；I I因此T…［T］，疲劳验算通过。n -1k3.1.10.2静强度计算静强度计算扭矩：\o"CurrentDocument"M 岡28M=^・一^-i 2.25x^—x25x0.9=2209.28Nm\o"CurrentDocument"iicn 2 2=2.25。n式中中一一动力系数，由《起重机课程设计》E］表=2.25。ncn最大扭转力矩：T=虹=理竺=52.12MPamaxW nd3/16许用扭转应力曰=一=216=154.29MPa，nn1.4ii式中n——安全系数，由《起重机课程设计》E］表2-21查得nn nT<t］，故静强度计算通过。maxn浮动轴颈：d=d+(5〜10)=65〜70mm，取d=70mm。(3.12)=1(3.12)=1.4。如不慎侵犯了你的权益，请联系我们告知!如不慎侵犯了你的权益，请联系我们告知!4大车运行机构计算4.1机构传动方案设计大车机构传动方案，基本分为两类：分别传动和集中传动，桥式起重机常用的跨度(10.5-32M)范围均可用分别传动的方案，本设计采用分别传动的方案。本起重机米用分别传动的方案如图4-2：电动机减速器电动机减速器图4-2大车运行机构分别驱动布置简图4.2车轮与轨道的选择及校验根据经验数据，通常近似架设主吊钩钩中心线位于小车架中心线上，主钩中心线离端梁中心线最小距离=1.25mo起重机估计总重G=53.5t(包括小车)，小车重量eG=112。按照图4-3所示的重量分布图4-3图4-3大车轮压简图计算大车的最大轮压和最小轮压:满载时最大轮压：「G-G (Q,G)(L-)(4.1)P(4.1)max4 2L

式中G——起重机自重，G253500kg;G——小车自重G=11200kg;xc xcQ——起升载荷Q=32000kg;L-一桥架跨度L=22.5m;e 吊钩中心线至端梁中心线的最小距离e=1.25m.P=535°0一11200+(3200。+11200)x心-1.25)=30880kg=30.881max 4 2x22.5满载时最小轮压：P.=535°。一11200+(32000+11200)x1.25=11780kg=11.78tmin/ 2x22.5空载时最大轮压：「 53500-11200 11200x(22.5-1.25)2x22.5P=2x22.5max 4=15870kg=15.871空载时最小轮压：「 53500-1120011200x1.25P= + =10890kg=10.89tmin 4 2x22.5载荷率：Q/G=32/53.5=0.6由《起重机设计手册》h］表3-10-12选择车轮：当运行速度为Vdc=74.6m/min,Q/G=0.6时工作类型为M5时，车轮直径Dc=800mm，轨道为QU70的许用轮压为3L7t,故可用。(4.2)车轮计算载荷：P=2七X+%n=2x30.88+'侦8x1。4=36.77x104Nc3(4.2)车轮踏面疲劳接触应力计算:车轮与轨道线接触,这时轨道的曲率半径为"车轮半径，=与压应力为：P<KDlCCc1 12式中 K1——许用线接触应力常数。车轮材料选用球墨铸铁b>500N/mm2,按a=500N/mm2,《起重机设计手册》［i］表3-8-6,K=7.2b b 1L——车轮与轨道有效接触长度，《起重机设计手册》h］表3-8-10,l=B=180mmC——转述系数，《起重机设计手册》h］表3-8-7，C=0.8511C——工作级别系数，《起重机设计手册》h］表3-8-8，C=12 2P］=KDlCC=7.2x800x180x0.85x1=88.13x104Nc1 1 2PVP］综上所述符合要求。

4.3运行阻力的计算摩擦总阻力矩：M=p(Q,G)(k,€-) (4.3)m 2式中P――与车轮轮缘与轨道的摩擦、轨道的弯曲与不平行性、轨道不直以及运转时车轮的摆动等因素有关。查《起重运输机械》金］表7-3得p=l.l。G、Q——分别为起重机大车重量和起重量；k——滚动摩擦系数(m),查《起重运输机械》［打表7-1得k=0.0007；€ 车轮轴承摩擦系数，查《起重运输机械》［打表7-2得€=0.015；d——轴承内径(m),d=150mm，选用调心滚子轴承22330GB/T288T984。把以上数据带入(3-1)式得当满载时的运行阻力矩：M =2.0x(32,53.5)x104x(0.0007,0.015015)=1716.41Mm(Q=Q) 2相应的运行摩擦阻力为：M1716.41P—m(Q=Q)— =4291.03Nm(Q-Q) D2 0.82C式中D为车轮直径c当空载时：M=pG(k,€d)=1.1x53.5x104x(0.0007,0.015x些)=1074.01Nmm(Q=0) 2 2M1074.01P ———m(Q=0)— —2685.03Nm(Q=0) D2 0.82电动机的静功率Pv4.4电动机的选择电动机的静功率PvN= j =2.81KWj1000x60x0.95x2式中P 大车满载运行时的静阻力,Pj=Pm(Q=Q)jV 大车运行速度，V=74.6m/min;大车运行机构传动效率，n=0.95；驱动电动机台数，m=2.初选电动机功率：N=KN=1.2x2.81—3.37KWdj 式中K——电动机起动时为克服惯性的功率增大系数，查《起重运输机械》［4］d表7-6取K=1.2。由《起重机设计手册》由《起重机设计手册》速n,700r/mine由《起重机设计手册》由《起重机设计手册》4.5减速器的选择h］表5-1-41查得小车运行机构JC=25%,CZ=600。h］表5-1-13选用YZR180L-8型电动机，功率Peh］表5-1-36，由JC=25%,CZ=600得P=9.669KWh］表5-1-3,GD2,3.9Nm2,13KW，转车轮转速：nVc—，29.7r/min„D 3.14x0.8c(4.4)机构总的传动比：i,丄，-70L,23.570n29.7c查《起重机设计手册》h］表3-10-2，取i=25查《起重机设计手册》h］根据传动比i=25,电动机转速n,700r/min，电动机功率P,13KW，工作类型M5。表3-10-5高速轴许用功率N］,175KW，名义中心距ea,560mm，许用输出扭矩T］,60000Nm。表3-10-3，高速轴伸尺寸d,100mm，1 2,210mm，表3-10-4低速轴伸尺寸P型d,190mm，l,280mm，0 0型号：QJR-560-2CW4.6验算运行速度和实际所需功率2自重G=4000Kg。根据减速器的传动比，计算出实际的运行速度:7,4=74.6x誓=70.33“min速度偏差v--△=x100%,74.6-70.3374*^6x100%,5.72%…15%合适。实际所需电动机静功率为：7 7033N,-Nx2.81,2.65KW…P,13KW0vj74.6 e(4.5)所选电动机与减速器均适合。4.7验算启动时间启动时间:八J) (Q+G)Dm-C^GD2丿+ 01 2i-'nt， 1 起375(m-M—M)qj) 式中n,700rpm；m=2 驱动电动机台数;p 13平均起动力矩Mq=L5M=技x9549%=技x9549x顽=266-01Nm当满载时静阻力矩：Mm(Q=Q)1，,丑0当空载时运行静阻力矩:Mm(Q=0)当满载时静阻力矩：Mm(Q=Q)1，,丑0当空载时运行静阻力矩:Mm(Q=0)Mj(Q=0)1716，41=72.27Nm25x0.951，,丑0初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩:G2)+Gd2)d l机构总的飞轮矩：1074，01=45.22Nm25x0.95(4.6)=40.91N-m2„GD2)=„GD2)+„GD2)+„GD2)=40.91+3.9=44.81Nm21 d l Z满载启动时间:700tq(Q=Q)-375x(2x266.01-72.27)1.15x44.81+(32+53.5)X104X0.82252x0.9=4.16s无载启动时间：t2.61sq(Q=0)查《起重运输机械》[打第98页可知通常大车运行机构起动时间为t<8〜10s,故所q选电动机合适。4.8启动工况下校核减速器功率启动状况减速器传递的功率:PU1000x60门-m'(4.7)式中P 计算载荷dP= x一一=(32+53.5)x103x 74.6KN=2.41x104Ndg 601 60x4.16q(Q=q)m 运行机构中同一级传动减速器的个数m'=2.因此N=2.41x104x74.6=14.87KWc1000x60x0.95x2所用减速器N<[N],合适。4.9验算启动不打滑条件 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:1.两台电动机空载时同时驱动：n= (4.8) 面n= (4.8)p(k+,-)P+pkG丄+ 2 Lg60t Dq艾式中p1=p+p=10.89+15.87=26.76t一主动轮轮压minmaxp2=p1=26.76t―-从动轮轮压f=0.15——粘着系数(室内工作)nz一防止打滑的安全系数nz>1.05~1.2B=1.1(大车)B=1.1(大车)n=附加阻力系数 26.76x104x0.1526.76x104(0.0007+0.015x0.15)x1.1+26.76x104x0.000753.5x104 70.33 210X60x2.61 0J^=1.56sn>nz,故两台电动机空载启动不会打滑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:n= >nzn=Gv/ p2(k+,2)P+p1k 『+ 土 g60t Dq 项式中p1=p=15.87t―-主动轮轮压maxp2=2p+P=2X10.89+15.87=37.65-■-从动轮轮压minmax 台电动机工作时空载启动时间700，-375700，-375x(266.01-45.22)1.15x44.81+对5x104x庭2252x0.9515.87x15.87x104x0.15n= 53.5x104 74.6 37.65x104x(0.0007+0.015x0.075)x1.5+15.87x104x0.00070.821^X60x5.31

0.82=1.7 n>nz,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。n=则：n= >nzGvP(k+,-)P+pkTOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"Gv2 2 1 + g60t D2q C式中P1=P=10.89t主动轮轮压minP2=P+2p=10.89+2X15.87=42.63-■-从动轮轮压minmaxt=5.31S--与第(2)种工况相同qn=10.89x104„0.15n=42.63x104x(0.0007+0.015x也)x1.5+10.89x104x0.000753.5x104 70.33 2__1^、60x5.31+=1.29sn>nz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。4.10选择制动器mc(GD2)+公也1 i2P-pD(4.9)由《起重机设计手册》可查得，对于大车运行机构制动时间mc(GD2)+公也1 i2P-pD(4.9)M