桥式起重机设计

济南大学毕业设计II=2\*ROMANII1前言……….…………….….……………11.1起重机械的用途及工作特点………….………….………11.2起重机械的发展简史……………….………….………11.3起重机械的组成和种类….………..………21.3.1桥式起重机的分类和用途.…….…….………32吊钩桥式起重机的设计任务…..….……………..43桥式起重机的设计算3.1主要技术参数.……….………………...………………53.2主起升机构5

3.2.1主起升机构5

3.2.2主起升电动机63.2.3主起升减速器83.2.4主起升制动器83.2.5主起升机构载荷103.2.6主卷筒设计113.3副起升机构设计3.3.1副起升机构133.3.2副起升电动机153.3.3副起升减速器163.3.4副起升制动器163.3.5副起升机构载荷173.3.6副卷筒设计204小车行走机构214.1轮压计算214.2车轮组选择234.3电动机选择244.4减速器选择244.5制动器选择254.6机构载荷计算275大车行走机构285.1轮压计算285.2车轮组选择305.3电动机选择315.4减速器选择325.5制动器选择335.6机构载荷计算336桥架计算6.1主梁结构数据346.2有限元分析模型366.3分布载荷366.4工况及载荷组合366.5静刚度和强度计算结果376.6强度计算讨论377整机检验7.1抗倾覆稳定性计算387.2总体稳定性计算398结论……….………….……..….……...…40参考文献…………….…..….…..……………….……...….41致谢….……..…….…………...…………421前言

1.1起重机械的用途及工作特点

起重机械主要用于装卸和搬运物料，是现代化生产的重要设备。它不仅广泛应用于工厂、矿山、港口、车站、建筑工地、电站等生产领域，而且也应用到人们的生活领域。使用起重运输机械，能减轻工人劳动强度，降低装卸费用，减少货物的破损，提高劳动生产率，实现生产过程机械化和自动化不可缺少的机械设备。起重机械是以间歇、重复工作方式，通过起重吊钩或其它吊具的起升、下降，或升降与运移重物的机械设备。其工作特点具有周期性。在每一工作循环中，它的主要机构作一次正向及反向运动，每次循环包括物品的装载及卸载，搬运物品的工作行程和卸载后的空钩回程，前后两次装载之间还有包括辅助准备时间在内的短暂停歇。1.2起重机械的发展简史中国古代灌溉农田用的桔?是臂架型起重机的雏形。14世纪，西欧出现了人力和畜力驱动的转动臂架型起重机。19世纪前期，出现了桥式起重机；起重机的重要磨损件如轴、齿轮和吊具等开始采用金属材料制造，并开始采用水力驱动。19世纪后期，蒸汽驱动的起重机逐渐取代了水力驱动的起重机。20世纪20年代开始，由于电气工业和内燃机工业迅速发展，以电动机或内燃机为动力装置的各种起重机基本形成。1.3起重机械的组成和种类起重机械是一种作循环、间歇运动的机械。一个工作循环包括：取物装置从取物地把物品提起，然后水平移动到指定地点降下物品，接着进行反向运动，使取物装置返回原位，以便进行下一次循环。

通常，起重机械由起升机构(使物品上下运动)、运行机构(使起重机械移动)、变幅机构和回转机构(使物品作水平移动)，起重机是一种作循环、间歇运动的机械。一个工作循环包括：取物装置从取物地把物品提起，然后水平移动到指定地点降下物品，接着进行反向运动，使取物装置返回原位，以便进行下一次循环。

通常，起重机械由起升机构(使物品上下运动)、运行机构(使起重机械移动)、变幅机构和回转机构(使物品作水平移动)，再加上金属机构，动力装置，操纵控制及必要的辅助装置组合而成。

根据其构造和性能的不同，一般可分为轻小型起重设备、桥式类型起重机械和臂架类型起重机三大类。轻小型起重设备如：千斤顶、葫芦、卷扬机等。桥架类型起重机械如梁式起重机、龙门起重机等。臂架类型起重机如固定式回转起重机、塔式起重机、汽车起重机、轮胎、履带起重机等。1.3.1桥式起重机的分类和用途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。起重机运行机构一般只用四个主动和从动车轮，如果起重量很大，常用增加车轮的办法来降低轮压。当车轮超过四个时，必须采用铰接均衡车架装置，使起重机的载荷均匀地分布在各车轮上。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。主梁与端梁刚性连接，端梁两端装有车轮，用以支承桥架在高架上运行。主梁上焊有轨道，供起重小车运行。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。箱形结构又可分为正轨箱形双梁、偏轨箱形双梁、偏轨箱形单主梁等几种。正轨箱形双梁是广泛采用的一种基本形式，主梁由上、下翼缘板和两侧的垂直腹板组成，小车钢轨布置在上翼缘板的中心线上，它的结构简单，制造方便，适于成批生产，但自重较大。偏轨箱形双梁和偏轨箱形单主梁的截面都是由上、下翼缘板和不等厚的主副腹板组成，小车钢轨布置在主腹板上方，箱体内的短加劲板可以省去，其中偏轨箱形单主梁是由一根宽翼缘箱形主梁代替两根主梁，自重较小，但制造较复杂。四桁架式结构由四片平面桁架组合成封闭型空间结构，在上水平桁架表面一般铺有走台板，自重轻，刚度大，但与其他结构相比，外形尺寸大，制造较复杂，疲劳强度较低，已较少生产。空腹桁架结构类似偏轨箱形主梁，由四片钢板组成一封闭结构，除主腹板为实腹工字形梁外，其余三片钢板上按照设计要求切割成许多窗口，形成一个无斜杆的空腹桁架，在上、下水平桁架表面铺有走台板，起重机运行机构及电气设备装在桥架内部，自重较轻，整体刚度大，这在中国是较为广泛采用的一种型式。普通桥式起重机主要采用电力驱动，一般是在司机室内操纵，也有远距离控制的。起重量可达五百吨，跨度可达60米。简易梁桥式起重机又称梁式起重机，其结构组成与普通桥式起重机类似，起重量、跨度和工作速度均较小。桥架主梁是由工字钢或其他型钢和板钢组成的简单截面梁，用手拉葫芦或电动葫芦配上简易小车作为起重小车，小车一般在工字梁的下翼缘上运行。桥架可以沿高架上的轨道运行，也可沿悬吊在高架下面的轨道运行，这种起重机称为悬挂梁式起重机。冶金专用桥式起重机在钢铁生产过程中可参与特定的工艺操作，其基本结构与普通桥式起重机相似，但在起重小车上还装有特殊的工作机构或装置。

1.4桥式起重机的基本参数1.质量和载荷参数：起重量G，有效起重量Gp，额定起重量Gn，总起重量Gt，最大起重量Gmax，起重力矩M，起重倾覆力矩MA，起重机总质量Go，轮压P2.起重机尺寸参数：幅度L，最大幅度Lmax，最小幅度Lmin，悬臂有效伸缩距l，起升高度H，下降深度h，起升范围D，起重臂长度Lb，起重机倾角3.运动速度参数：起升（下降）速度Vn，微速下降速度Vm，回转速度ω，起重机(大车)运行速度Vk，小车运行速度Vt，变幅速度Vr4.与起重机运行线路有关的参数：跨度S5.一般性能参数：工作级别，机构工作级别

跨度指桥式起重机运行轨道中心线之间的水平距离，单位为m，桥式起重机的小车运行轨道中心线之间的距离称为小车的轨距，地面有轨运行的臂架式起重机的运行轨道中心线之间的距离称为该起重机的轨距。2吊钩桥式起重机设计任务书2.1设计参数

要求：最大额定起重量主钩Gz=25T，副钩Gf=5T，主钩起升速度7<Vzn,<8m/s,副钩起升速度18<Vfn<22m/s,大车运行速度80<Vk<90m/s,小车运行速度40<Vt<50m/s,宽度S=22.5m。

2.2工作条件

工作制度A5，工作环境温度为-25℃～40℃范围内，室内工作，有线地面操作，设计整机寿命为20年

3.桥式起重机设计计算书3.1.主要技术参数3.1.1.主起升机构起重量25t（250kN）起升速度7.99m/min起升高度12m工作级别M53.1.2.副起升机构起重量5t（50kN）起升速度20.25m/min起升高度14m工作级别M53.1.3.小车行走机构行走速度44.6m/min工作级别M6轮距3.3m轨距3.4m3.1.4.大车行走机构行走速度83m/min工作级别M5轴距4.0m轨距2205m3.2机构计算3.2.1.主起升机构主起升机构为双吊点闭式传动，卷筒按螺旋绳槽、双联卷筒、单层缠绕设计。钢丝绳A.钢丝绳最大拉力Smax：EQSmax=\F(1.02Q,αqηh)=EQEQEQ\F(1.02*250000,2*4*0.97)=32860.8(N)式中，Q——额定起升载荷，Q=250000N；α——进入卷筒的钢丝绳分支数，对于双联卷筒，α=2；q——滑轮组倍率，q=4；ηh——滑轮组效率，ηh=0.97。B.钢丝绳最小直径dmin：EQdmin=C\R(,Smax)EQ=0.1×\R(,32860.8)=18mm式中，C——钢丝绳选择系数，C=0.1；C.钢丝绳选择按6×19W+FC-18.5-170-I-光-右交型钢丝绳，d=18.5，σb=1700MPa（钢丝绳公称抗拉强度），钢丝破断拉力总和S0=219000N，钢丝绳实际安全系数：EQn=\F(S0,Smax)=\F(219000,32860.8)=6.67>5，通过。钢丝绳型号为：6×19W+FC-18.5-170-I-光-右交GB1102-74卷筒尺寸与转速A.卷筒直径卷筒最小直径Dmin≥（e-1)d=19×18.5=351.5mm，式中，e——筒绳直径比，e=20；取D0=400mm（卷筒名义直径），实际直径倍数es=EQ\F(400,18.5)=21.6>20，满足。B.卷筒长度绳槽节距p=20.5mm，绳槽半径r=10.0+0.2mm，绳槽顶峰高h=6.0mm。单边固定圈数：ngd=2圈；单边安全圈数：naq=1.5圈；单边工作圈数：EQngz=\F(mH,πD)EQ=\F(4×12,π×0.4185)=36.5圈式中，H——起升高度，H=12m。D——卷绕直径，D=D0＋d=0.4185m。取ngz=36.5圈；。单边绳槽圈数：n=40圈。绳槽排列长度：Lgz=40×20.5=820mm；卷筒长度：Ljt=1800mm。C.卷筒转速卷筒转速：EQnt=\F(qυ,πD)EQ=\F(4×7.8,π×0.4185)=23.74(r/min)式中，υ——起升速度，υ=7.8m/min。3.2.2.电动机A.机构效率减速机效率：ηj=0.95卷筒效率：ηt=0.98机构效率：η=ηjηtηh=0.95×0.98×0.97=0.9B.电动机静功率电动机静功率：EQNj=\F(1.02Qυ,1000η60)EQ=\F(1.02×250000×7.8,1000×0.9×60)=36.8(kW)选择电动机YZR250M1—8，S3，FC25%，Ne=42kW，ne=716r/min；S3，FC40%，N40=37kW，n40=720r/min，力矩Tn=3.13(飞轮矩)GDd2=7.0kg·m2，(自重)Gd=559kg。电动机额定力矩：EQTn=9550\F(Ne,ne)EQ=9550×\F(42,716)=560.2(N·m)C.在静功率下的电动机转速在静功率下的电动机转速：EQnd=n0－\F(Nj,N40)(n0－n40)EQ=750－\F(50,37)×(750－720)=709.5(r/min)式中，n0——电动机同步转速，n0=750m/min；n40——电动机在基准制S3，FC40%时的转速，n40=720m/min；N40——电动机在基准制S3，FC40%时的功率，N40=37kW。D.电动机过载验算电动机必须满足下式：EQN40\F(HNj,mTm)EQ=\F(2.1×50,1×3.13)=33.5(kW)式中，H——系数，对于绕线电动机，H=2.1；m——电动机个数，对于一个吊点，m=1；N40=37kW，满足。E.电动机发热验算稳态平均功率：EQNs=\F(GNj,m)EQ=\F(0.8×50,1)=40<42(kW_通过。式中，G——稳态系数，对于本机，G=0.8；3.2.3.速比与分配A.总传动比EQi=\F(nd,nt)EQ=\F(709.5,23.74)=29.89B.减速机按QJR-D335-31.5-ⅢC减速机考虑，减速机实际传动比is=30.63，减速机许用输出扭矩TIja=12500N·m。实际起升速度υs=7.99m/min。3.2.4.制动器选择制动器按1个计，计算制动力矩：EQTzhj=\F(1.02kQDη',2αqis)EQ=\F(1.02×1.75×250000×0.828×0.9,2×2×4×30.63)=678.5(N·m)式中，k——安全系数，k=1.75；η'——制动时的机构效率，η'≈η=0.9；选择制动器YWZ2－400/70，额定制动力矩Tzha=1000N·m，自重Gzh=132kg。3.2.5起、制动时间验算平均起动力矩：Ttm=1.6Tn=1.6×560.3=896.48N·m机构空载启动的转动惯量：(高速轴之后的部分按5%计)(kg.m2)对于起升机构，启动时，阻力矩：Tr=0。启动时间：EQta=\F(0.105J0nd,Ttm－Tr)+\F(9.55mυs2,(Ttm－Tr)nd)EQ=\F(0.105×15.1×709.5,1659.68)+\F(9.55×255000×7.99^2,1659.68×709.5×60^2)=0.678＋0.037=0.715(s)式中，m——重物及吊具质量，m=1.02×25000=255000kg；启动加速度：EQa=\F(υs,ta)EQ=\F(7.99,0.715×60)=0.186<0.4(m/s2)带载启动时，静力矩：EQTr=\F(1.02QD,αqηis)EQ=\F(1.02×250000×0.4185,2×4×0.9×30.63)=483.9(N·m)重物及吊具质量m，换算到高速轴上的转动惯量为：EQJm=\F(m,2)\B(\F(D,2))2\F(1,is2)=\F(25500,2)×\B(\F(0.4185,2))2×\F(1,30.63^2)=0.5959(kg·m2)带载启动时间：EQta=\F(0.105(J0＋Jm)nd,Ttm－Tr)+\F(9.55mυs2,(Ttm－Tr)nd)=EQ\F(0.105×(15.1＋1.65)×709.5,1659.68－1117.14)+\F(9.55×25500×7.99^2,(1659.68－1117.14)×709.5*60^2)=2.29＋0.011=2.4(s)启动加速度：EQa=\F(υs,ta)EQ=\F(7.99,2.4×60)=0.055<0.4(m/s2)通过。带载制动时，静力矩：EQTr=\F(1.02QDη,αqis)EQ=\F(1.02×250000×0.4185×0.9,2×4×30.63)=391.96(N·m)制动时间：EQta=\F(0.105(J0＋Jm)nd,Ttm－Tr)+\F(9.55mυs2,(Ttm－Tr)nd)=EQ\F(0.105×(15.1＋1.65)×709.5,1659.68－904.88)+\F(9.55×25500×7.99^2,(1659.68－904.88)×709.5×60^2)=1.65＋0.0014=1.651(s)制动加速度：EQa=\F(υs,ta)EQ=\F(7.99,1.651×60)=0.08m/s2<0.4m/s2通过。3.2.6起升机构计算载荷平均起动力矩倍数：β=1.6；系数EQξ=\F(Tr,Tn)EQ=\F(391.96,560.2)=0.699；系数EQα=\F(JⅡ,JⅠ)式中，JⅠ——轴上计算处前段的转动惯量；JⅡ——轴上计算处后段的转动惯量；动载系数：EQφ8=\F(αβ+ξ,1+α)；EQφ5=2－\F(ξ,φ8)；一类载荷(疲劳载荷)TⅠ=φ8Tn(Nm)；二类载荷(正常工作最大载荷)TⅡ=φ5φ8Tn=(2φ8-ξ)Tn(Nm)；机构(换算到高速轴上的)计算载荷系数见表1。表1：起升机构计算载荷系数项目轴段JⅠJⅡαφ8φ5φ5φ8电动机轴7.058.71.2341.3661.2121.656减速机高速轴14.382.370.1651.1511.0641.225从上面表1可以看出，起升机构的一、二类载荷的动载系数都大于1，根据规范，分别用φ8、φ5φ8计算一、二类载荷。在电动机轴段，一类载荷TⅠ=φ8Tn=1.366×560.2=765.23(N·m)；二类载荷TⅡ=φ5φ8Tn=1.212×1.366×560.2=927.46(N·m)。在减速机高速轴段一类载荷TⅠ=φ8Tn=1.151×560.2=644.79(N·m)；二类载荷TⅡ=φ5φ8Tn=1.064×1.151×560.2=686.06(N·m)。换算到减速机低速轴上的一类载荷：TⅠj=795.23×42×0.95=31729.6N·m；EQ\F(TIja,TIj)≈1，可见，减速机满足。换算到减速机低速轴上的二类载荷：TⅡj=927.46×42×0.95=37005.6(N·m)；3.2.7卷筒计算A.卷筒轴计算卷筒轴尺寸与轴上载荷卷筒轴受力分析见下图；卷筒自重：Gjt=2.0KN支反力R左=EQ\F(Gjt,2)+Smax-R左=EQ\F(2.0,2)+250-115.6=139.4(KN)R右=127.5*1760/（1760+180）=115.6(KN)正号表示力的方向与图示力的方向相同。C.卷筒轴危险截面上的弯矩由于卷筒轴自重影响很小，为简化计算，卷筒轴自重简化忽略不计，卷筒轴弯矩图见图4，显然，危险截面在上所示的弯矩最大的截面上。M=127.5*0.84=107.1KND.卷筒轴危险截面的抗弯量EQW=\F(πd3,32)=EQ\F(π×80^3,32)=50240(N/mm2)E.卷筒轴危险截面的弯曲应力卷筒轴材料为45#钢，回火，HB187~217，屈服极限σs=285N/mm2,许用应力σa=178N/mm2,各截面上的应力：EQσI=\F(MI,WnI)=EQ\F(107.1×1000,50240)=2.13(N/mm2)<178N/mm2=σa；强度满足。3.2.8卷筒的强度与稳定性A.卷筒的强度验算由于卷筒长度Ljt=1800mm，卷筒卷绕直径D=418.5mm。挤压应力：EQσy=A1A2\F(Smax,δjtp)=0.75×1.0×\F(127100,15×20.5)=310N/mm2式中，δjt——卷筒壁厚，δjt=15mm；A1——应力减小系数，一般取A1=0.75；A2——卷绕系数，A2=1.0；卷筒用Q235制作，抗压极限σy=736N/mm2，许用挤压应力：EQσya=\F(σy,5)=\F(736,5)=147.2N/mm2σy<σya，强度满足。B.卷筒的稳定性验算由于Ljt>2D0，须作稳定性验算。卷筒单位面积上所受的外压力：EQPy=A1A2\F(2Smax,D0p)EQ=0.75×1.0×\F(2×127500,411.5×20.8)=22.3(N/mm2)卷筒的绳槽底径：D0=411.5mm，卷筒的内径：Dn=370mm；卷筒壁中部的半径：rp=195.5mm；EQ3\R(,\F(δjt,rp))=EQ3\R(,\F(15,195.5))=0.83EQ\F(Ljt,rp)=EQ\F(1800,195.5)=9.21EQ3\R(,\F(rp,δjt))=EQ3\R(,\F(195,15))=8.8可见，EQ3\R(,\F(δjt,rp))<EQ3\R(,\F(rp,δjt))<EQ\F(Ljt,rp)卷筒属于中长薄壁筒，其受压失稳的临界压力为：EQPyl=\F(176000,Ljt)\R(,\F(δjt5,rp3))EQ=\F(176000,1800)\R(,\F(15^5,195.5^3))=31.2（N/mm2）由于：EQ\F(Pylrp,δjt)=EQ\F(31.2×195.5,15)=406.6<736（N/mm2）=σy，则：EQ\F(Pyl,Py)=EQ\F(31.2,22.3)=1.41>1.2，稳定性满足。3.3.副起升机构副起升机构为单吊点闭式传动，卷筒按螺旋绳槽、双联卷筒、单层缠绕设计。3.3.1钢丝绳A.钢丝绳最大拉力Smax：EQSmax=\F(1.02Q,αqηh)EQ=\F(1.02×50000,2×2×0.98)=13010(N）式中，Q——额定起升载荷，Q=50000N；α——进入卷筒的钢丝绳分支数，对于双联卷筒，α=2；q——滑轮组倍率，q=2；ηh——滑轮组效率，ηh=0.98。B.钢丝绳最小直径dmin：EQdmin=C\R(,Smax)EQ=0.1×\R(,13010)=11.4(mm)式中，C——钢丝绳选择系数，C=0.1；C.钢丝绳选择按6×19W+FC-13-170-I-光-右交型钢丝绳，d=13mm，σb=1700MPa（钢丝绳公称抗拉强度），钢丝破断拉力总和S0=116500N，钢丝绳实际安全系数：EQn=\F(S0,Smax)=\F(11500,13010)=8.95>6，通过。钢丝绳型号为：6×19W+FC-13-170-I-光-右交GB1102-743.3.2卷筒尺寸与转速A.卷筒直径卷筒最小直径Dmin≥(e-1)d=19×13=247mm，式中，e——钢丝绳直径倍数，e=20；取D0=300mm（卷筒名义直径），实际直径倍数hs=EQ\F(300,13)=23.08>19，满足。B.卷筒长度绳槽节距p=15mm，绳槽半径r=7.0+0.2mm，绳槽顶峰高h=5mm。单边固定圈数：ngd=2圈；单边安全圈数：naq=1.5圈；单边工作圈数：EQngz=\F(qH,πD)EQ=\F(2×14,π×0.313)=28.49圈式中，H——起升高度，H=14m。D——卷绕直径，D=D0＋d=0.313m。取ngz=29圈；。单边绳槽圈数：n=32.5圈。绳槽排列长度：Lgz=32.5×15=487.5mm；卷筒长度：Ljt=1000mm。C.卷筒转速卷筒转速：EQnt=\F(qυ,πD)EQ=\F(2×19.5,π×0.313)=36.68(r/min)式中，υ——起升速度，υ=19.5m/min。3.3.3.电动机A.机构效率减速机效率：ηj=0.95卷筒效率：ηt=0.98机构效率：η=ηjηtηh=0.95×0.98×0.98=0.91B.电动机静功率电动机静功率：EQNj=\F(1.02Qυ,1000η60)EQ=\F(1.02x50000×19.5,1000×0.91×60)=18.21（kW）选择电动机YZR200L-8，S3，FC25%，Ne=18.5kW，ne=701r/min；S3，FC40%，N40=15kW，n40=712r/min，(力矩倍数)Tm=2.94，(飞轮矩)GDd2=2.6kg·m2，(自重)Gd=320kg。电动机额定力矩：EQTn=9550\F(Ne,ne)EQ=9550×\F(18.5,701)=252.03（N·m）C.在静功率下的电动机转速在静功率下的电动机转速：EQnd=n0－\F(Nj,N40)(n0－n40)EQ=750－\F(18.21,15)×(750－712)=703.87（r/min）式中，n0——电动机同步转速，n0=750m/min；n40——电动机在基准制S3，FC40%时的转速，n40=712m/min；N40——电动机在基准制S3，FC40%时的功率，N40=15kW。D.电动机过载验算电动机必须满足下式：EQN40\F(HNj,mTm)EQ=\F(2.1×18.21,1×2.94)=13.01kW式中，H——系数，对于绕线电动机，H=2.1；m——电动机个数，对于一个吊点，m=1；N40=15kW，满足。E.电动机发热验算稳态平均功率：EQNs=\F(GNj,m)EQ=\F(0.8×18.21,1)=14.57<15（kW）通过。式中，G——稳太系数，对于本机，G=0.8；3.3.4.速比与分配A.总传动比EQi=\F(nd,nt)EQ=\F(703.87,36.68)=19.19B.减速机按QJR-D236-20=7\*ROMANVIICW-JB/T8905.1-1999减速机考虑，减速机实际传动比is=19.93，减速机许用输出扭矩TIja=4500N·m。误差3.8%，实际起升速度υs=20.25m/min。3.3.5.制动器选择制动器按1个计，计算制动力矩：EQTzhj=\F(1.02kQDη',αqis)EQ=\F(1.02×1.75×50000×0.313×0.91,2×2×19.93)=318.88（N·m）式中，k——安全系数，k=1.75；η'——制动时的机构效率，η'≈η=0.91；选择制动器YWZ2－300/40，额定制动力矩Tzha=400N·m，自重Gzh=66kg。3.3.6.起、制动时间验算平均起动力矩：Ttm=1.6Tn=1.6×252.03=403.25（N·m）机构空载启动的转动惯量：(高速轴之后的部分按5%计)J0=()×1.05=1.454（kg.m2）对于起升机构，启动时，阻力矩：Tr=0。启动时间：EQta=\F(0.105J0nd,Ttm－Tr)+\F(9.55mυs2,(Ttm－Tr)nd)EQ=\F(0.105×1.454×703.37,183.25)+\F(9.55×5100×20.25,183.25×703.37×60^2)=0.58＋0.002=0.600（s）式中，m——重物及吊具质量，m=1.02×5000=5100kg；启动加速度：EQa=\F(υs,ta)EQ=\F(20.25,0.600×60)=0.56(m/s2)带载启动时，静力矩：EQTr=\F(1.02QD,αqηis)EQ=\F(1.02×50000×0.313,2×2×0.91×19.93)=220(N·m)重物及吊具质量m，换算到高速轴上的转动惯量为：EQJm=\F(m,2)\B(\F(D,2))2\F(1,is2)=\F(5100,2)×\B(\F(0.313,2))2×\F(1,19.93^2)=0.16(kg·m2)带载启动时间：EQta=\F(0.105(J0＋Jm)nd,Ttm－Tr)+\F(9.55mυs2,(Ttm－Tr)nd)=EQ\F(0.105×(1.454＋0.16)×703.37,403.25－220)+\F(9.55×5100×20.252,(403.25－220)×703.37×60^2)=0.65＋0.043=0.693(s)启动加速度：EQa=\F(υs,ta)EQ=\F(20.25,0.693×60)=0.487<0.6（m/s2)通过。带载制动时，静力矩：EQTr=\F(1.02QDη,αqis)EQ=\F(1.02×204000×0.516×0.91,2×4×40.17)=304（N·m）制动时间：EQta=\F(0.105(J0＋Jm)nd,Ttm－Tr)+\F(9.55mυs2,(Ttm－Tr)nd)=EQ\F(0.105×(1.454＋0.16)×703.37,403.25－220)+\F(9.55×5100×20.25^2,(403.25－220)×703.37×60^2)=0.65＋0.043=0.693（s)制动加速度：EQa=\F(υs,ta)EQ=\F(20.25,0.693×60)=0.48<0.6（m/s2）通过。3.3.7.副起升机构载荷平均起动力矩倍数：β=1.6；系数EQξ=\F(Tr,Tn)EQ=\F(304,252.03)=1.21；系数EQα=\F(JⅡ,JⅠ)式中，JⅠ——轴上计算处前段的转动惯量；JⅡ——轴上计算处后段的转动惯量；动载系数：EQφ8=\F(αβ+ξ,1+α)；EQφ5=2－\F(ξ,φ8)；一类载荷(疲劳载荷)TⅠ=φ8Tn(Nm)；二类载荷(正常工作最大载荷)TⅡ=φ5φ8Tn=(2φ8-ξ)Tn(Nm)；机构(换算到高速轴上的)计算载荷系数见表2。表2：起升机构计算载荷系数项目轴段JⅠJⅡαφ8φ5φ5φ8电动机轴0.81.0741.3431.3571.2411.684减速机高速轴1.3840.490.3541.1791.1261.328从上面表2可以看出，起升机构的一、二类载荷的动载系数都大于1，根据规范，分别用φ8、φ5φ8计算一、二类载荷。在电动机轴段，一类载荷TⅠ=φ8Tn=1.357×350.71=476（N·m）；二类载荷TⅡ=φ5φ8Tn=1.60×350.71=590.6（N·m）。在减速机高速轴段一类载荷TⅠ=φ8Tn=1.179×350.71=413.5（N·m）；二类载荷TⅡ=φ5φ8Tn=1.328×350.71=465.7（N·m）。换算到减速机低速轴上的一类载荷：TⅠj=413.5×40.17×0.95=15780（N·m）；EQ\F(TIja,TIj)EQ=\F(61500,15780)=3.9>1，可见，减速机满足。换算到减速机低速轴上的二类载荷：TⅡj=465.7×40.17×0.95=17771.8（N·m）；3.3.8卷筒卷筒自重：Gjt=3.0knSmax=13010N卷筒的名义直径D=300支点：R左=R右=（Gjt×420＋Smax×480＋Smax×360）÷840=（3000eq\f(1,2)×420＋13010×480＋13010×360）=14510(N)C.卷筒轴危险截面上的弯矩分析弯矩图可知，该轴存在两个尖峰处，而这个尖峰就是危险截面。D.卷筒轴危险截面的抗弯量Wn=2\*ROMANII=EQWnI=\F(πd3,32)=EQ\F(π×65^3,32)=33656(N/mm2)E.卷筒轴危险截面的弯曲应力卷筒轴材料为45#钢，调质处理，HB200～260，屈服极限σs=285N/mm2,许用应力σa=200N/mm2,各截面上的应力：EQσI=\F(MI,WnI)=EQ\F(6094.2×1000,33656)=181N/mm2强度满足。3.3.9.卷筒的强度与稳定性A.卷筒的强度验算由于卷筒长度Ljt=1000mm，卷筒直径D=300mm。挤压应力：EQσy=A1A2\F(Smax,δjtp)=0.75×1.0×\F(13010,15×15)=43.36N/mm2式中，δjt——卷筒壁厚，δjt=15mm；A1——应力减小系数，一般取A1=0.75；A2——卷绕系数，单层卷筒A2=1.0；卷筒用Q235制作，抗压极限σy=235N/mm2，许用挤压应力：EQσya=\F(σy,5)=\F(235,5)=47N/mm2σy<σya，强度满足。B.卷筒的稳定性验算由于Ljt>2D0，须作稳定性验算。卷筒单位面积上所受的外压力：EQPy=A1A2\F(2Smax,Dp)EQ=0.75×1.0×\F(2×13010,285×15)=4.56(N/mm2)卷筒的绳槽底径：D0=285mm，卷筒的内径：Dn=270mm；卷筒壁中部的半径：rp=138.75mm；EQ3\R(,\F(δjt,rp))=EQ3\R(,\F(15,138.75))=0.98EQ\F(Ljt,rp)=EQ\F(1000,138.75)=7.21EQ3\R(,\F(rp,δjt))=EQ3\R(,\F(138.75,15))=9.12可见，EQ3\R(,\F(δjt,rp))<EQ\F(Ljt,rp)<EQ3\R(,\F(rp,δjt))卷筒属于中长薄壁筒，其受压失稳的临界压力为：EQPyl=\F(176000,Ljt)\R(,\F(δjt5,rp3))EQ=\F(176000,1000)\R(,\F(15^5,138.75^3))=93.84（N/mm2）由于：EQ\F(Pylrp,δjt)=EQ\F(93.84×138.75,15)=868（N/mm2）>235（N/mm2）=σy，则：EQ\F(Pyl,Py)=EQ\F(93.84,4.56)=20.5>1.2~1.5，稳定性满足。4.1小车行走机构小车行走机构由4组车轮组组成，两组主动，两组从动，对称布置,集中驱动。主动车轮组通过QS型起重机三合一减速器驱动。4.1.行走轮压计算计算轮压时，小车重量按Gxc=70kN计，主钩满载时的行走载荷QH1=250kN；副钩满载时的行走载荷QH2=50kN；计算简图见右图。如图示建立直角坐标系其中副起升电动机Q1=2.4KN，坐标（150，0）；副起升减速机Q2=2.4KN,坐标（1800，270.7）；主起升减速机Q3=5.9KN,坐标（0，1211.5）；主起升电动机Q4=4.09KN，坐标（1610，1479）；主起升卷筒Q5=4.0KN,坐标（1200，926）；副起升卷筒Q6=3.0KN，坐标（1100，406）；另外三合一减速机结构（Q7=2.4KN）的位置可以根据空载时四个车轮受压相等这一条件得出其在坐标系中的位置。空载时各力对小车的纵向中轴=1\*ROMANI的弯矩M=1\*ROMANI，和对横向中轴=2\*ROMANII弯矩M=2\*ROMANII.

M=1\*ROMANI=2.4×0.75+5.9×0.9-2.4×0.9-4.09×0.71-4×0.3-3×0.2=0.2461KNm

M=2\*ROMANII=0.463×5.9+0.7485×4.09+0.1775×4.0－0.7485×2.4-0.4778×2.4-0.3425×3.0=2.53KNm

设Q7的坐标为（900+x，-y）则其对两个中轴的弯矩分别为MQ=1\*ROMANI=-（x）×2.4KNm;MQ=2\*ROMANII=-（y）×2.4KNm；

要满足M=1\*ROMANI=0

M=2\*ROMANII=0

即M=1\*ROMANI+MQ=1\*ROMANI=0；M=2\*ROMANII+MQ=2\*ROMANII=0；计算得x=0.1025m,y=1.054m;A.空载轮压小车重量近似均匀分布。用P1k，P2k，P3k，P4k分别表示小车重量Gxc折算到四组车轮组的轮压，由于在小车采用均压布置则在空载时，各个车轮所受的轮压相等P1k=P2k=P3k=P4k=Gxc÷4=17.5knB.主钩满载时用P1H1，P2H1，P3H1，P4H1分别表示主钩满载时的行走载荷QH1折算到四组车轮组的轮压，用Q11，Q21，Q31，Q41分别表示主钩满载时四组车轮组的合轮压，则Q1,3=250÷3=83.33KNQ2,4=250-Q1,3=166.66KNQ11=571÷(571+926)×Q1,3=31.78KNQ31=Q1，3-Q11=51.55KNQ21=571÷(571+926)×Q2,4=63.57KNQ41=Q2，4-Q21=166.66-63.57=103.09C.副钩满载时的行走轮压用P1H2，P2H2，P3H2，P4H2分别表示副钩满载时的行走载荷QH2折算到四组车轮组的轮压，用Q12，Q22，Q32，Q42分别表示副钩满载时四组车轮组的合轮压，则Q1，3=700÷（700+1100）×50=19.44KN

Q2，4=50-Q1，3=50-19.44=30.56KN

Q12=1073÷（1073+406）×Q1，3=14.10KN

Q32=Q1,3-Q12=5.34KN

Q22=1073÷(1073+406)×Q2,4=22.17KN

Q42=Q2，4-Q22=8.39KN可见，主钩满载时行走轮压最大，为Q41+P4k=103.09+17.5=120.59kN。4.2车轮组选择最小轮压：Rmin=Q32+P3k=5.34+17.5=22.84kN，最大轮压：Rmax=120.59kN；车轮等效疲劳载荷：EQRc=\F(Rmin+2Rmax,3)=EQ\F(22.84+2×120.59,3)=88.01（kN）根据《机械零件设计手册》表24-30运行速度<60m/min,载荷率Q/G=250/70=3.57>1.6,且工作等级为重级,选用车轮直径为Dc=Ø350mm的单轮缘车轮组，配22kg/m钢轨，轻轨GB/T11264-1989点接触，车轮许用最大轮压Pmax=101kN，车轮工作时的轮压：Ra=C1C2Rc，式中，C1——转速系数；车轮转速：EQnc=\F(υc,πDc)=\F(44.5,3.14×0.35)=40.47r/min）υc——行走速度；υc=44.5m/min；查得：C1=1.09；C2——工作级别系数；C2=1.0；所以，Ra=88.01×1.09×1=95.93kN<101KN=Pmax，车轮合适。4.3.电动机A.摩擦阻力Ff=ωGxx式中，Gxx——行走重量；Gxx=Gxc+QH1=70+250=320KNω——阻力系数：EQω=\F(μdc+2k,Dc)C=0.007式中，μ——轴承摩擦系数；μ=0.015dc——车轮轴径，dc=100mmC——偏斜运行的侧向附加阻力系数；C=2.0k——车轮轨道方向的滚动摩擦力臂；k=0.5所以，Ff=320×0.007=2.24(KN)B.坡道阻力Fγ=GxxSinγ式中，γ——坡度角；一般按Sinγ=0.001；所以，Fγ=320×0.001=0.32kN。C.静阻力Fst=Ff+Fγ=2.24+0.32=2.56(kN)机构效率减速机效率：ηj=0.93联轴器效率：ηl=0.98轴承效率：ηz=0.98机构效率：η=ηjηl2ηz=0.93×0.983=0.89电动机选择A.电动机静功率EQNj=\F(Fstυc,60η)EQ=\F(2.56×44.5,60×0.89)=2.1(kW)B.电动机启动加速功率加速时间：ta=5s，加速度：a=0.11m/s2。启动加速功率：EQPa=\F(mxxυc2,1000ta)+\F(ΣGD2nd2,365000ta)式中，mxx——行走总质量，mxx=32000kg；nd——电动机额定转速，r/min；ΣGD2——机构换算到电动机轴上的总飞轮矩，kg·m2；一般在选择电动机时，上式中后一部分按前一部分的20%计，所以，EQPa=1.2\F(mxxυc2,1000ta)EQ=1.2×\F(32000×44.5^2,1000×5×60^2)=4.22(kW)C.电动机额定功率电动机额定功率：EQPn≥\F(1,mλas)(Nj+Pa)EQ=\F(1,1×1.7)×(2.1+4.22)=3.72(kW)式中，m——电动机数量，m=1；λas——电动机平均启动转矩倍数，λas=1.7；选择电动机YZR160M1-6，S3，FC25%，Ne=6.3kW，ne=921r/min，GD2=0.23kgm2，Gd=98kg；S3，FC40%，N40=5.5kW，n40=930r/min，Tm=2.56NM。D.电动机过载验算电动机在Fst下的静功率：EQNj=\F(Fstυ,60η)EQ=\F(2.56×44.5,60×0.89)=2.13(kW)电动机额定功率：EQ\F(1,mλas)(Nj+Pa)EQ=\F(1,1×1.7)×(2.13+4.22)=3.74(kW)与电机静功率很相近，所以电机过载验算通过。E.电动机发热验算EQPs=\F(GNj,m)EQ=\F(0.8×2.13,1)=1.7kW<6.3kW=Ne发热验算通过。式中，G——稳态系数，G=0.8；F.电动机的额定扭矩电动机额定力矩：EQTn=9550\F(Ne,ne)EQ=9550×\F(6.3,921)=5.8N·mG.电动机在静功率下的转速在静功率下的电动机转速：EQnd=n0－\F(Nj,N40)(n0－n40)EQ=1000－\F(2.13,1×5.5)×(1000－930)=973r/min式中，n0——电动机同步转速，n0=1000m/min；n40——电动机在基准制S3，FC40%时的转速，n40=930m/min；N40——电动机在基准制S3，FC40%时的功率，N40=5.5kW。4.4速比与分配A.总传动比EQi=\F(nd,nc)EQ=\F(973,40.47)=24.0B.速比分配该运行机构工作级别为M6的起重机，配用额定功率Pn=3.72KW，2×Pn=7.44KWQS10-25JB/T9003-1999减速机考虑，PM6>2×Pn.减速机的传动比为：ij=24.62。此减速机为软齿面减速机，在同步转速为1000r/min时，许用功率Nja=5.89kW，传动比误差2.6%，实际行走速度υs=43.38m/min。2.3.6.主动轮打滑验算当小车空载运行时主动轮轮压与从动轮轮压同样，所以这种工况下主动轮不会打滑，打滑验算从略。当副起升满载运行时主动轮轮压与从动轮轮压相近，所以这种工况下主动轮不会打滑，打滑验算从略。当主起升满载运行时主动轮轮压与从动轮轮压相差较大，须作打滑验算。小车行走，半数主动车轮，半数从动车轮，主动轮压的和为：Nt=31.78+51.55+17.5×2=119.33（KN）取粘着系数：μ0=0.12(室内)粘着力为：μ0Nt=0.12×119.33=14.32（KN）。满足下式时，车轮不打滑：EQμ0Nt≥mxx\F(υc,ta)+Fω+\F(μdc,Dc)Nt等号右侧各项之和表示电动机启动时作用在车轮周向的驱动力(牵引力)：EQFd=\F(αβ+ξ,1+α)mFn－\F(μdc,Dc)Nt按电动机功率6.3kW配启动电阻，电动机产生的驱动力为：EQFn=9550\F(Ne,ne)\F(is,Dc)=9550×\F(6.3,921)×\F(24.46×1000,350)=4565N货载及小车本身质量换算到电动机轴上的转动惯量为：EQJII=\F(mxx,2)\B(\F(Dc,2))2\F(1,is2)=\F(32000,2)×\B(\F(350,2×1000))2×\F(1,24.46^2)=0.82(kgm2)高速轴及联轴器的转动惯量：EQα=\F(JII,JI)=\F(0.82,0.36)=2.28EQξ=\F(FstI,mFn)=\F(2560,1×4565)=0.56取β=1.6，于是：EQFd=\F(2.28×1.6+0.56,1+2.28)×1×4565－\F(0.015×100,350)×119330=269（N）≈μ0Nt即，满足条件,验算通过。4.5机构计算载荷机构传动采用集中驱动，闭式传动。在计算启动或启动过程中的惯性载荷时，一般应考虑货载质量。在计算弹性振动尖峰载荷TII时，可不考虑货载质量。因为行走机构启动时，传动机构弹性振动扭转转矩很快达到它的尖峰值TII，这时载荷的摆角还很小；但在考虑刚体动态转矩时，一般要考虑货载的质量。小车本身的质量mxc=7000kg，换算到高速轴上的转动惯量为：EQJm=\F(mxc,2)\B(\F(Dc,2))2\F(1,is2)=\F(7000,2)×\B(\F(350,2×1000))2×\F(1,24.46^2)=0.18（kgm2）平均起动力矩倍数：β=1.6；高速轴及联轴器的转动惯量：EQα=\F(JII,JI)=\F(0.82,0.36)=2.28摩擦阻力Ff=2.24kN坡道阻力Fγ=0.32kN静阻力FstI=2.56kNEQξ=\F(FstI,mFn)=\F(2560,1×7000)=0.37系数EQα=\F(JⅡ,JⅠ)式中，JⅠ——轴上计算处前段的转动惯量；JⅡ——轴上计算处后段的转动惯量；动载系数：EQφ8=\F(αβ+ξ,1+α)；EQφ5=2－\F(ξ,φ8)；一类载荷(疲劳载荷)TⅠ=φ8Tn(Nm)；二类载荷(正常工作最大载荷)TⅡ=φ5φ8Tn=(2φ8-ξ)Tn(Nm)；机构(换算到高速轴上的)计算载荷见表2。表2：小车行走机构计算载荷项目轴段JⅠJⅡαφ8φ5φ5φ8电动机轴0.1950.58531.650.91.4851.8259.361.62从上面表2可以看出，行走机构的减速机高速轴上一类载荷(疲劳载荷)系数达到电动机额定转矩的1.65倍，尖峰转矩达到1.485倍。一类载荷TⅠ=φ8Tn=1.65×136.13=224.6(N·m)；二类载荷TⅡ=φ5φ8Tn=1.485×136.13=202.2(N·m)。换算到减速机低速轴上的一类载荷：TⅠj=224.6×54.75×0.93=11436（N·m）；换算到减速机低速轴上的二类载荷：TⅡj=202.2×54.75×0.93=10295.5（N·m）；5.大车行走机构大车行走机构由4个车轮组成，其中有两个车轮作为主动轮，另外两个作为从动轮，采用对角分别驱动的形式。主动轮电动机通过三合一减速器驱动。5.1.行走轮压计算计算轮压时，起重机总重量按Gm=320kN计，小车重Gxc=70kN，行走载荷Qx=250kN。I侧为司机室一侧，司机室及梯子平台重量按GS=8.8kN计，GS只作用在车轮1上，起重机除去小车、司机室和梯子的重量Gj=320-70-8.72=241.2kN可视为均布于四组车轮上，计算简图见下图。用P1j，P2j，P3j，P4j分别表示Gj折算到四个车轮上的轮压，可见，P1j=P2j=P3j=P4j=Gj÷4=241.2÷4=60.3（KN）A.空载最小轮压当空载小车位于大车右侧极限位置时，小车行走中心至跨端距离c=1500mm，此时左侧轮压可达到最小值。见图7。用P1m，P2m，P3m，P4m分别表示空载小车在此位置时折算到四组大车车轮的轮压，可见，P1m=P3m，P2m=P4m且P1m＋P2m＋P3m＋P4m=P1k＋P2k＋P3k＋P4k=Gxc=70（kN）（P2m+P4m）×22500=35×（22500-2600）+35×（22500-400）

P2m=P4m=32.67（KN）P1m=P3m=Gxc-（P2m+P4m）=2.33（kN）用Q1k，Q2k，Q3k，Q4k分别表示空载时四组大车车轮的轮压，则Q1k=P1j＋P1m＋GS=60.3+2.33＋8.8=71.43（kN）Q2k=P2j＋P2m=60.3+32.67=92.97（kN）Q3k=P3j＋P3m=60.3+2.33=62.63（kN）Q4k=P4j＋P4m=60.3+32.67=92.97（kN）B.满载最大轮压当主起升满载且小车位于大车左侧极限位置时，小车行走中心至跨端距离d=1500mm，此时左侧轮压可达到最大值。见下图。用P1h，P2h，P3h，P4h分别表示满载小车在此位置时折算到四组大车车轮组的轮压，由于小车尺寸相比大车宽度较小，可以认为吊重的重心和小车架的中心重合，可见，P1h=P3h，P2h=P4h且P1h＋P2h＋P3h＋P4h=Q11＋Q21＋Q31＋Q41=Gxc＋Qx=320（kN）则（P2m+P4m）×22500=160×（22500-2600）+160×（22500-400）P2h=P4h=149.3（KN）P1h=P3h=10.67（kN）用Q1h，Q2h，Q3h，Q4h分别表示满载时四组大车车轮的轮压，则Q1h=P1j＋P1h＋GS=60.3＋10.67＋8.8=79.7（kN）Q2h=P2j＋P2h=60.3＋149.3=209.6(kN)Q3h=P3j＋P3h=60.3+10.67=70.97(kN)Q4h=P4j＋P4h=60.3+149.3=209.6(kN)5.2.车轮组选择最小轮压：Rmin=70.97kN，最大轮压：Rmax=209.6kN；车轮等效疲劳载荷：EQRc=\F(Rmin+2Rmax,3)=EQ\F(70.97+2×209.6,3)=163.39(kN）由《机械零件设计手册》表24-31选用车轮直径为Dc=Ø600mm的角型车轮组，配QU70轨，点接触，车轮轮压P=237kN，车轮的许用轮压：Ra=C1C2P式中，C1——转速系数；车轮转速：EQnc=\F(υc,πDc)=\F(84,3.14×0.6)=44.6r/min)υc——行走速度；υc=84m/min；查得：C1=0.99；C2——工作级别系数；C2=1.0；所以，Ra=0.99×1.0×237=234.63kN>163.39kN=Rc，通过。5.3.电动机行走阻力计算A.摩擦阻力Ff=ωGdx式中，Gdx——行走重量；Gdx=Gm+Qx=320+750=1070kNω——阻力系数：EQω=\F(μdc+2k,Dc)C=0.0085式中，μ——轴承摩擦系数；μ=0.015dc——车轮轴径；dc=120mmC——偏斜运行的侧向附加阻力系数；C=1.5k——车轮轨道方向的滚动摩擦力臂。k=0.8所以，Ff=0.0085×1070=9.1kN。B.坡道阻力Fγ=GdxSinγ式中，γ——坡度角；一般按Sinγ=0.001；所以，Fγ=1070×0.001=1.07kN。所以，FωI=1.2×42×60/1000=3.02kN；FωII=1.2×42×80/1000=4.03kN。C.静阻力FstI=Ff+Fγ+FωI=9.1+1.07+3.02=13.19kNFstII=Ff+Fγ+FωII=9.1+1.07+4.03=14.2kN5.4.机构效率减速机效率：ηj=0.93联轴器效率：ηl=0.98轴承效率：ηz=0.98机构效率：η=ηjηl2ηz=0.93×0.983=0.895.5电动机选择A.电动机静功率EQNj=\F(FstIυc,60η)EQ=\F(13.19×84,60×0.89)=20.75（kW）B.电动机启动加速功率加速时间：ta=6s，加速度：a=0.21m/s2。启动加速功率：EQPa=\F(mdxυc2,1000ta)+\F(ΣGD2nd2,365000ta)式中，mdx——行走总质量，mdx=32000+25000=57000kg；nd——电动机额定转速，r/min；ΣGD2——机构换算到电动机轴上的总飞轮矩，kg·m2；一般在选择电动机时，上式中后一部分按前一部分的20%计，所以，EQPa=1.2\F(mdxυc2,1000ta)EQ=1.2×\F(57000×84^2,1000×6×60^2)=22.34（kW）C.电动机额定功率电动机额定功率：EQPn≥\F(1,mλas)(Nj+Pa)EQ=\F(1,2×1.7)×(27.89+22.34)=14.77（kW）式中，m——电动机数量，m=2；λas——电动机平均启动转矩倍数，λas=1.7；选择电动机YZR200L-6，S3，FC25%，Ne=26kW，ne=956r/min，飞轮矩GD2=1.8kg·m2，Gd=210kg；S3，FC40%，N40=22kW，n40=964r/min，Tm=2.88。D.电动机过载验算电动机在FstII下的静功率：EQNIIj=\F(FstIIυc,60η)EQ=\F(14.2×84,0.89×60)=22.34kW电动机额定功率：EQ\F(1,mλas)(NIIj+Pa)EQ=\F(1,2×1.7)×(22.34+22.34)=13.14kW小于电动机额定功率N40=22kW，可用，电动机过载验算通过。E.电动机发热验算EQPs=\F(GNj,m)EQ=\F(0.8×20.75,2)=8.3kW

<19kW=Ne(FC=60%)发热验算通过。F.电动机的额定扭矩电动机额定力矩：EQTn=9550\F(Ne,ne)EQ=9550×\F(26,956)=259.7N·mG.电动机在静功率下的转速在静功率下的电动机转速：EQnd=n0－\F(Nj,N40)(n0－n40)EQ=1000－\F(20.75,4×22)×(1000－964)=991.5r/min式中，n0——电动机同步转速，n0=1000m/min；n40——电动机在基准制S3，FC40%时的转速，n40=964m/min；N40——电动机在基准制S3，FC40%时的功率，N40=22kW。5.6速比与分配A.总传动比EQi=\F(nd,nc)EQ=\F(991.5,44.6)=22.23B.速比分配按QS-12-22.4-II减速机考虑，减速机的传动比为：ij=22.50。此减速机为软齿面减速机，在同步转速为1000r/min时，许用功率Nja=22.821kW，许用扭矩TIja=3573N·m，三合一减速器总重。传动比误差1.2%，实际行走速度υs=83.0m/min。5.7制动器选择计算制动力矩：EQTzh=\B(\F(Σmdxυs,ta)－Ff+FωI)\F(Dc,2is)EQ=\B(\F(139172×75.19,6×60)－12530+7560)×\F(700,2×20.29×1000)=415.7(N·m)选择制动器YWZ5-315/30，许用制动力矩Tzha=400N.m，自重Gzh=300kg。5.8主动轮打滑验算大车行走，半数主动车轮，半数从动车轮，风力按与行走相反的方向吹，且主起升满载时小车处于主梁上任何位置，主从动轮压的和均相等，为：EQNt=280570×\F(1,2)=140285N取粘着系数：μ0=0.12粘着力为：μ0Nt=0.12×140285=16834.2N。满足下式时，车轮不打滑：EQμ0Nt≥mdx\F(υc,ta)+Fω+\F(μdc,Dc)Nt等号右侧各项之和表示电动机启动时作用在车轮周向的驱动力(牵引力)：EQFd=\F(αβ+ξ,1+α)mFn－\F(μdc,Dc)Nt按电动机功率18.5kW配启动电阻，电动机产生的驱动力为：EQFn=9550\F(Ne,ne)\F(2is,Dc)=9550×\F(26,956)×\F(2×20.5×1000,600)=17748N货载及主梁本身质量换算到电动机轴上的转动惯量为：EQJII=\F(mdx,2)\B(\F(Dc,2))2\F(1,is2)=\F(57000,2)×\B(\F(600,2×1000))2×\F(1,20.5^2)=6.1(kg·m2)高速轴及联轴器、制动轮的转动惯量：(kg.m2)EQα=\F(JII,JI)=\F(6.1,1.56)=3.91EQξ=\F(FstI,mFn)=\F(13190,2×17748)=0.37取β=1.6，于是：EQFd=\F(3.91×1.6+0.37,1+3.91)×2×17748－\F(0.015×120,600)×140285=2260.2(N)<μ0Nt即，满足条件EQμ0Nt<mdx\F(υc,ta)+Fω+\F(μdc,Dc)Nt，验算通过。6.桥架计算6.1主梁结构数据跨度：L0=22.5m大车轮距：B=4400mm小车轮距：Lx=1800mm小车轨距：A=2200mm小车自重：GXC=7000kg 结构总重：G=32000kg额定起重量：Q=25000kg动载荷系数起升冲击系数：φ1=1.0主起升速度：V=7.99m/min=0.133(m/s)起升动载系数：φ2=1+0.7V=1+0.7×0.133=1.093运行冲击系数：φ4=1.1大车运行加速度：aV=0.21(m/s2)小车运行加速度：aX=0.11(m/s2)小车轮压计算静载工况小车架自重认为由4个车轮均匀分担，起升载荷偏离中心(驱动轮