现代双梁桥式起重机的设计.doc

1、毕业设计（论文）目录第1章 前言1第2章 起升机构设计3第3章 小车运行机构的设计计算24=214kgf/cm231第4章 动滑轮的计算32第5章 主起升机构的卷筒的计算33=2176.3kgf35第6章 吊钩组的计算37第7章 大车运行机构的设计43Design of machine and machine elements47在流体静力能和流体动力能中单位里的质量变化66制动器的应用66主要设计特点66第1章 前言 起重机械是用来升降物品或人员的，有的还能使这些物品或人员在其工作范围内作水平或空间移动的机械。取物装置悬挂在可沿桥架运行的起重小车或运行式葫芦上的起重机，称为“桥架型起重机”。

2、桥架两端通过运行机构直接支承在高架轨道上的桥架型起重机，称之为“桥式起重机”。桥式起重机一般有大车运行机构的桥架、装有起升机构和小车运行机构的起重小车、电气设备、司机室等几大部分组成。外形像一个两端支承在平行的两条架空轨道上平移运行的单跨平板桥。起升机构用来垂直升降物品，起重小车用来带着载荷作横向移动，以达到在跨度内和规定高度内组成的三维空间里做搬运和装卸货物用。桥式起重机是使用最广泛、拥有量最大的一种轨道运行式起重机，其额定起重量从几吨到几百吨。最基本的形式是通用吊钩桥式起重机，其他形式的桥式起重机都是在通用吊钩桥式起重机的基础上派生发展出来的。起重机的产品型号表示为：类、组、型代号 特征代

3、号 主参数代号 更新代号例如：QD20/5桥式起重机表示为，吊钩桥式起重机，主钩20t，副钩5t。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：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。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

4、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。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%。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

5、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 起升机构设计2.1 确定起升机构的传动方案，选择滑轮组和吊钩组2.1.1 主起升机构 根据设计要求的参数，起重量Q=300t，属大起重量桥式起重机，鉴于目前我国的生产经验及以生产出的机型，决定采用开式传动。 该设计的基本参数如下表： 起重量Q起升高度H起升速度V运行速度V跨度L300/50t31/33m1.1/7.0m/min27.5/8.0m

6、/min22m 根据设计所给的参数我们可以有如下方案，如图a所示。显然，a方案结构简单，安装及维修都比较方便，但是由于轴 两端的变形较大使得小齿轮沿齿宽方向受力不均匀，易产生磨损。针对这一缺点b方案都对其进行了完善，使小齿轮的受力均匀，而且从结构上看，该方案不但可以使小齿轮受力均匀，而且结构紧凑简单，又考虑我国现有的生产经验故采用最终采用此方案。由设计参数知，起升高度H为31m，根据这一参数，我们选择双联滑轮组单层卷绕。这种绕绳方法构造简单，制造及安装方便，由于该起重机的起重量较大，钢丝绳对卷筒的压力较大，故此采用单层绕。综上所述，采用开式、双联滑轮组单层绕结构。 按Q=300t，查1表4-1

7、取滑轮组的倍率Ih=10，则可知钢丝绳的分支数为Z=4*Ih=40。查2表15-15，知Q=300t的桥式起重机选用叠片式双钩，叠板式双钩是由钢板冲剪成的钢片，用铆钉连接 开式传动而成。为了使负荷均等分布到所有钢片上，在叠板钩开口处，装镶可拆环的钢板。同时，在钩 颈环形孔中装有轴套。钩片材料用A3钢。这种结构有很 图a 第一种传动方案 图b第二种传动方案多优点：（1）制造比较简单，特别是尺寸较大的吊钩（2） ih=12工作可靠，因为破坏开始时，首先在某一片钢片上产生， Z=24这样就可以进行维修，从而避免了破坏的进一步发展。该 叠片式吊钩的自重为：G0=14t，两动滑轮间距A=250mm.。

8、双钩2.1.2 副起升机构 副起升机构参照主起升机构的原理采用，闭式传动、双连滑轮组、单层绕结构。根据其要求的起重量为50t，查1表4-1 可知，取滑轮组倍率Ih=4，则承重绳的分支为：Z=2 Ih=8。 ih=4查2表15-10选用单钩（梯形截面）A型，其自重为 Z=8Gg=326kgf，查2表15-15选用5个滑轮，直径采用D=600mm 单钩，其自重为Gg=80kgf，两动滑轮间距为A=120mm，估算吊钩组自重为Gg=1t。（参阅2 表13-2）。 2.2 选择钢丝绳 2.2.1 主起升机构 主起升卷筒的钢丝绳的卷绕在双联滑轮组中，可以采用平衡滑轮结构，但也可以采用平衡杠杆来满足使用及

9、装配的要求。采用平衡杠杆的优点是能用两根长度相等的短绳来代替平衡滑轮中所用的一根长绳，这样可以更加方便的进行更换及安装，特别是在大起重量的起重机当中，绳索的分支数比较多，采用这种结构的又有点就更加明显。其具体结构如上图所示。因为在起升过程中，钢丝绳的安全性至关重要，所以要保证钢丝绳的使用寿命，为此，我们可以采取以下措施：（1） 高安全系数，也就是降低钢丝绳的应力。（2）选用较大的滑轮与卷筒直径。（3）滑轮槽的尺寸与材料对于钢丝绳的寿命有很大的关系，其太大会使钢丝绳与滑轮槽接触面积减小，太小会使钢丝绳与槽壁间的摩擦剧烈，甚至会卡死。（4）尽量减少钢丝绳的弯曲次数。滑轮组采用滚动轴承，当ih=12

10、时，查3表2-1，知滑轮组的效率是：h=0.915。钢丝绳受到的最大的拉力为： 查3表2-4知在中级工作类型时，安全系数K=5.5，钢丝绳选用线接触6w（19）型钢丝绳，查2表12-3可知，其破断拉力换算系数=0.85，则钢丝绳的计算钢丝绳破断拉力总和为：查2表12-10知，钢丝绳6w（19），公称抗拉强度185kgf Smax=14298kgf 直径d=35mm，其钢丝破断拉力总和为：Sb=92750kgf， d=35mm标记如下：钢丝绳6w（19）-35-185-I-光-右交（1102-74）2.2.2 副起升机构副卷筒的钢丝卷绕根据其倍率为Ih=4，如上主起升机构的计算，查3表2-1知滑

11、轮组效率为h=0.975，钢丝绳所受的最大拉力：查3表2-4知在中级工作类型时，安全系数K=5.5，钢丝绳采用线接触6w（19）型钢丝绳，查2表12-3可知，其破断拉力换算系数=0.85，则钢丝绳的计算钢丝绳破断拉力总和为：查2表12-10知，钢丝绳6w（19），公称抗拉强度200kgf， Smax=6538.5kgf直径d=22.5mm，其钢丝破断拉力总和为：Sb=42350kgf， d=22.5mm其标记如下：钢丝绳6w（19）-22.5-200-I-光-右交（1102-74）2.3 确定滑轮组的主要尺寸 滑轮许用最小直径：Dd(e-1)，查3表2-4查知，其中轮绳直径比e=25。2.3.

12、1 主起升机构有：D35*(25-1)=840mm，参考2表13-2，初步选用滑轮D=1000mm，由1中附表2知取平衡滑轮直径Dp=0.6D D=1000mm =0.6*1000=600mm，取Dp=600mm，其具体尺寸参照2表13-2 。 Dp=600mm 2.3.2 副起升机构有：D22.5*(25-1)=540mm，参考2表13-2，初步选用滑轮D=600mm，由1中附表2知取平衡滑轮直径Dp=0.6D=0.6*600=360mm，取Dp=400mm， D=600mm 其具体尺寸参照2表13-2。 Dp=400mm2.4 确定卷筒尺寸并验算其强度卷筒直径：Dd(e-1)2.4.1 主

13、起升机构 卷筒直径：Dd(e-1)=35*24=840mm为了适当的减少卷筒的长度，故此选用较大直径的卷筒，选用卷筒直径D=2100mm，参照2表14-3，选用标准槽卷筒，其绳槽螺距。 卷筒长度： 即则卷筒的长度为：L=4600mm如上公式，其中Z0为附加安全圈数，取Z0=2。L1 为卷筒中央无槽的光面部分，取其L1=A=160mm，D0为卷筒计算直径D0=D+d=2138mm。 卷筒的壁厚：mm取=50mm。卷筒壁压力验算：kgf/cm2卷筒设计采用20Mn钢焊接而成，查4表4-9知，其抗 D=2100mm压强度极限=4500 kgf/cm2,抗拉强度极限b=2750 kgf/cm2, L=

14、4600mm 故其许 用压应力y=by/4.25=4500/4.25=1059 kgf/cm2, t=38mm， 因此可以看出强度足够可以满足使用要求。 =50mm由于卷筒长度L3D故此略去有弯矩产生的拉应力计算。2.4.2 副起升机构 卷筒直径：Dd(e-1)=22.5*24=540mm同主起升机构类似，为了减少卷筒的长度，故此选用较大直径的卷筒，选用卷筒直径D=1000mm，参照2表14-3，选用标准槽卷筒，绳槽螺距t=25mm。 卷筒长度： 即： 则卷筒的长度为：L=2500mm其中Z0为附加安全圈数，取Z0=2。L1 为卷筒中央无槽的光面部分，取其L1=A=120mm，D0为卷筒计算直

15、径D0=D+d=1022.5mm。 卷筒的壁厚：mm取=28mm。卷筒壁压力验算：kgf/cm2同主卷筒起升机构类似，对其进行强度验算。对于20Mn，查4表4-9知，其抗压强度极限=4500 kgf/cm2,抗拉强度极 D=1000mm限b=2750 kgf/cm2,故其许用压应力y=by/4.25=4500/4.25 t=25mm=1059 kgf/cm2,因此可以看出其强度足够，可满足使用要求。 L=2500mm由于卷筒长度L3D故此略去因弯矩而产生的拉应力校核。 =28mm2.5 选电动机计算静功率：2.5.1 主起升机构Nj=（300+14）*103*1.1/（102*60*0.8）=

16、70.5kw其中，由于机构采用开式传动，故存在开式齿轮传动效率，因此，机构的总效率取为0.8。电动机的计算功率：Nekd* Nj=0.8*66.4=56.4kw其中，系数kd据3表6-1查得，取kd=0.8查2取电动机型号为JZR263-10,其参数分别为：Ne（25%）=60kw, n1=580rpm,GDd=13.58 kgfm2。2.5.2 副起升机构Nj=（50+1）*103*7.0/（102*60*0.85）=68.6kw其中，由于机构采用闭式传动，无开式齿轮传动效率，因此，机构的总效率取为0.85。电动机的计算功率：Nekd* Nj=0.8*68.6=54.9kw其中，系数kd据3

17、表6-1查得，取kd=0.8，查2，本着满足 电动要求，又能减少成本，便于安装维修的目的，选用电动 机型号J机型号为JZR263-10型,其参数分别为：Ne（25%）=60kw, ZR263-10n1=580rpm,GDd=13.58 kgfm2。2.6 验算电动机发热条件2.6.1 主起升机构按照等效功率法得，当JC%=25%时，所需的等效功率是：Nx=47.6kw 其中，k25为工作类型系数，由3表6-4查得，取k25=0.75；r为考虑其动机工作时间对发动机影响的系数，查3图6-8取r=0.9，由上述计算可知N x： N e，故电动机满足要求。2.6.2 副起升机构按照等效功率法得，当J

18、C%=25%时，所需的等效功率是： Nx=46.3kw其中，k25为工作类型系数，由3表6-4查得，取k25=0.75；r为考虑其动机工作时间对发动机影响的系数，查3图6-8取r=0.9，由上述计算可知：N x N e，故副起升机构的电动机也满足要求。2.7 选择减速器2.7.1 主起升机构卷筒转速为：即： 减速机构的总传动比为：i0=580/1.966=295查1附表13选 ZQ-1000用传动比为40.17的ZQ-1000-的减速器，当中级工作类型 -的减时，许用功率为N=79kw，i0，=40.17，自重Gg=2140kgf，输 速器入轴直径为d1=90mm，轴端长l1=135mm。2.

19、7.2 副起升机构卷筒转速为：即，nj=7.0*4/（3.14*1.0225）=8.72rpm减速机构的总传动比为：i0=580/8.72=66.5查2表21-12选用ZQ-1000+250型的减速器，当中级工作类型时，许用功率为N=68.5kw，i0，=65.54，自重Gg=2189kgf， ZQ-1000输入轴直径为d1=70mm，轴端长l1=110mm。 +2502.7.3 关于开式齿轮的计算开始齿轮的传动比是i= i0/ i0，=295/40.17=7.34，取i=7.4 开式齿参考小车布置及各部件的安装位置，我们应用的开始齿轮尺 轮的寸为：D1=300mm, D2=2220mm,齿轮

20、宽度为B=100mm 传动比2.8 验算起升速度和实际所需功率2.8.1 主起升机构实际起升速度：误差为：= (v，-v)/v*100%=（1.1-1.09）/1.1*100%=0.9%因，故此设计满足设计要求。 V=1.09实际所需功率为：Nx，= Nx* v，/v=47.6*1.09/1.1=47.2kw因Nx， N e(25%)，故满足要求。2.8.2 副起升机构实际起升速度：v，=v*i0/ i0，=7.0*66.5/65.54=7.1m/min误差为：= (v，-v)/v*100%=（7.1-7）/7*100%=1.4%因，故此设计满足设计要求。实际所需功率为：Nx，= Nx* v，

21、/v=46.3*7.1/7=46.96kw因Nx， N e(25%)，故功率设计 v=7.1满足要求。2.9 校核减速器输出轴强度输出轴最大径向力为：输出轴最大扭矩为：2.9.1 主起升机构Rmax=1/2*（2*14298*+3*103）=15798kgfGj为卷筒及轴自重，参照1附表8估算Gj=3t，查114可知ZQ-1000型减速器输出轴端最大容许径向载荷R=16700kgf。因RmaxR，故设计满足要求。电动机的额定力矩M=975*60/580=100.86kgf，则输出轴最大扭矩为：其中，max取2.8（当Jc=25%时，电动机最大力矩倍数）0=0.95（减速器传动效率），则有：Mm

22、ax=(0.70.8)*2.8*100.86*0.95*40.17=7543.98620.5kgfm查1附表14知，ZQ-1000-型减速器的输出轴最大容许扭矩是：M=20500kgfm因MmaxM，故计算满足要求。2.9.2 副起升机构输出轴最大径向力为：Rmax=1/2*（2*6538.5*+2500）=7788.3kgf其中，Gj为卷筒及轴自重，参照1附表8估算Gj=2.5t，查1附表14可知ZQ-1000-型减速器输出轴端最大容许径向载荷为R=16700kgf。因Rmax20000kgfm，即：有MmaxM，故减速器满足扭矩要求。2.10 选择制动器选用电力液压块式制动器，其设计上具有

23、明显的优点，主要是：连锁式退距均等装置，在使用过程中可始终保持两侧瓦块退距均等并且无需调整，可完全避免因退距不均是一侧制动衬垫浮贴在制动轮的现象；并设有瓦块自动随位装置。主要摆动交点均设有自动润滑轴承，传动效率较高，寿命长，在使用过程中无须润滑。制动弹簧在方管内布置在一侧设有标尺，使用过程中可以方便的读出制动力矩的值，免去了测量和计算的麻烦。只动衬垫为卡装式整体成型结构，更换十分方便，快捷，备有半金属（无石棉）硬质和半硬质，软质（含石棉）等不同材料的制动衬垫供选择。所需制动力矩为：2.10.1 主起升机构Mz1.75*（300+14）*103*2.138*0.85/（2*12*40.17*7.

24、4）=131kgfm其中，kz为制动安全系数，据3表6-6查得，据2表18-10选 制动器型号用制动器型号为：YDWZ-400/100，其额定制动力矩为：Mez=160kgfm，制动轮直径为：Dz=400mm，制动器重量 YDWZ- 400/100Gz=155kgf。 2.10.2 副起升机构Mz1.75*（50+1）*103*1.0225*0.85/（2*4*65.54）=147.9kgfm其中，kz为制动安全系数，如主起升机构据3表6-6查得 制动器型号据2表18-10选用制动器型号为：YDWZ-400/100，其额 YDWZ-400/100定制动力矩为：Mez=160kgfm，制动轮直径

25、为：Dz=400mm，制动器重量Gz=155kgf。其与主起升机构相同。2.11 选择联轴器2.11.1 主起升机构其中，=2，等效系数由1表2-7查得，nI=1.6为安全系数，据1表2-21查得，Mel为响应与机构Jc%值得电动机额定力矩换算到高速轴上的力矩：Mel=975*Ne(25%)/ nI(25%)，据2图33-1可知，电动机JZR263-10型的轴端圆锥形，d=90mm,l=130mm。有1附表12查得，减速器ZQ-1000的高速轴端为：d=90mm,l=135mm。查1附表19选用clz型圆锥孔：图号s160，最大允许扭矩Mmax=315kgfm，飞轮距（GD2）=0.435kg

26、fm2，重量G=25.7kgf，浮动轴端为圆柱形d=55mm，l=85mm,查1附表18选用一带制动轮的直径为300mm的半齿联轴器， 半齿联轴器其图号为，最大允许扭矩为： M max=315kgfm，飞轮距（GD2）=1.8kgfm2，重量为重量 G=38.4kgf，浮动轴端直径d=55mm,l=85mm。2.11.2 副起升机构高速轴的计算扭矩为：，等效系数=2，由1表2-7查得，nI=1.6为安全系数，据1表2-21查得，Mel为响应与机构Jc%值得电动机额定力矩换算到高速轴上的力矩：Mel=975*Ne(25%)/ nI(25%)，据2图33-1可知，电动机JZR263-10型的轴端圆

27、锥形，d=90mm,l=130mm。有1附表12查得，减速器ZQ-1000的高速轴端为：d=90mm,l=135mm。查1附表19选用clz型圆锥孔半齿联轴器：图号s160，最大允许扭矩Mmax=315kgfm，飞轮距（GD2）=0.435kgfm2，重量G=25.7kgf，浮动轴端为圆柱形d=55mm，l=85mm,查2表21-10可知，ZQ-1000+250型减速器高速轴端为：d=70mml=110mm查1附表18选用一带制动轮的直径为300mm的，其图号为s298，最大允 许扭矩 半齿联轴器为：M max=315kgfm，飞轮距（GD2）=1.8kgfm2， 重量为重量G=37.6kgf

28、，浮动轴端直径d=55mm,l=85mm。2.12 验算启动时间2.12.1 主起升机构起动时间：其中，平均起动力矩：静阻力距：因此有：参照3P71有，tq=0.71sec，可知其满足电动机的要求，采取增加启动电阻的方法，延长起动时间。 Tq=0.712.12.2 副起升机构起动时间：其中，平均起动力矩：静阻力距：因此有：即，tq=0.84sec，可知其满足电动机的要求。 Tq=0.842.13 验算制动时间制动时间为：2.13.1 主起升机构其中，参照3表6-7知，当起升速度12m/min时，tz11.25，故tztz，满足要求。 Tq=0.352.13.2 副起升机构其中：tz=580*1

29、.15*15.815+(51*103*1.02252*0.85)/(4*65.54) 2/375*(160-84.53)=0.386sec参照3表6-7知， tz=1sec， tz=0.386故tztz，满足设计要求。2.14 高速浮动轴计算2.14.1 主起升机构（1）疲劳计算轴受脉动扭转载荷，其等效扭矩：MI=Me=2*100.86=201.72kgfm为等效系数，有1表2-7查知，=2；Me为相应与机构工作类型的电动机额定力矩折算到计算到计算轴的力矩：由选择联轴器时确定的浮动轴端直径d=55mm,则扭转应力为：Ln=Mi/w=201.72*102/(0.2*552)=610kgf/ cm

30、2,许用扭转应力为：轴材料选用45号钢，查1表2-17得知，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的系数，对于零件表面有急剧过渡和开有及紧配合区段，Kx=1.5-2.5，Km与零件表面加工光洁度有关，对于5，Km=1.15-1.2，对于3，Km=1.25-1.35，此处取k=2*1.25=2.5，为考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，对碳钢低合金钢=0.2，n2安全系数，查1表2-21取n=1.6。满足设则有：，故有：nok， 计要求满足设计要求。（2） 静强度计算轴的最大扭矩为：其中，2为动力系数，据1表2-5查得，因轴的工作速度较高取2=2；Mj按额定起重量计

31、算轴所受静阻力矩，又上述计算可知，Mj=111.4kgfm最大扭转应力为：需用扭转应力为：其中，n为安全系数，有1表2-21查知:n=1.6,由于max,故该设计合适。浮动轴中间轴径为：d=d+(5-10)=60-65mm,取d1=150mm.2.14.2 副起升机构疲劳计算MI=Me=2*100.86=201.72kgfm以下计算同主起升机构相同，最终结果为，其最大扭矩满足要求。第3章 小车运行机构的设计计算3.1 确定机构的传动方案如P所示采用下图所示的小车运行机构传动简图：3.2 选择车轮与轨道并验算其强度车轮的最大轮压，小车自重估算取为Gx=0.35Q=105t,参照2P476公式，吊

32、钩式小车自重为Gr=0.35Q假设小车的轮压均匀分布，则有： 轨道QU100 载荷率为：，参照2标9-7选择车轮， Dc=700mm车轮直径为Dc=700mm ，轨道为QU100的许用轮压为65.5tf，故该设计符合要求。（） 疲劳计算疲劳计算时的等效载荷为：其中，2=0.5，即等效系数，据3表2-7查得，车轮的计算轮压为：其中，（小车的等效轮压）k1为冲击系数，由3表5-2查知，k2=1r1为载荷变化系数，查3表5-3可知，当Qd/Gxc=150/105=1.43时，取r=0.81。据线接触情况，计算接触疲劳应力，其中，b为车轮踏面与轮轴的有效接触宽度，查3表19-10取=10cm,D为车轮

33、踏面直径，取D=65cm，对于车轮材料65Mn 触疲校核由3表5-4差的接触许用应力为：=11000-12000kgf/cm2,则 满足要求有：GjdGjd，即满足要求。（） 强度校核最大计算轮压为：Pjmax=K2Pmax=1*50025=50025kgf其中，K2为冲击系数，由3表5-2查知，K2=1线接触时，进行强度校核的接触应力，车轮材料有65Mn，其dmax=8000-9000kgf/cm2 强度校核 则有：dmaxdmax ,强度校核满足要求. 满足要求 3.3 运行阻力的计算摩擦总阻力矩为：有2表可知，D700mm 车轮的轴承型号为3634,轴承内径和外径的平均值d=130mm,

34、由3表7-1查得滚动摩擦系数k=0.0007,由27-2查知轴承的摩擦系数为u=0.02,查2表7-3知,附加阻力系数=2.0,则有: Mm=2*(300*103+105*103)(0.0007+0.02*0.13/2)=1053kgfm运行摩擦阻力: Mm=1053 kgfm当无载时, 3.4 选电动机电动机静功率：其中，Pj=Pm(Q=Q),满载运行时静功率。M=1驱动电动机台数，则有Nj=3008*8/(102*60*0.9*1)=4.37kw初选电动机功,N=kdNj=1*4.37=4.37kw其中kd为电动机功率增大系数, 电动机据3表7-6,取=1.0查2表33-6选用电动机JZR

35、221-6 JZR221-6 ,Ne=5.0kw,n1=930rpm,(GD2)d=0.37kgfm2,电动机重量G=95kgf.3.5 验算电动机发热条件等效功率，其中，k25，工作类型系数，据1取k25=0.75；r按起重机的工作类型取r=1.12由以上计算可以c看出，NxNe，故电动机满Nx=3.7kw足设计要求。3.6 选择减速器车轮转速：机构传动比，i0=n1/nc=930/3.64=255.5查5表21-12选用 减速器ZH-28-DL-265-7.3型减速器，i0=265.71，N=7.3kw, ZH-28-DL（输入轴转速为750rpm）,可见NjN。 -265-7.33.7

36、验算运行机构速度和实际所需功率实际运行速度：误差：合适，满足要求。实际所需电动机静功率为：Nj=NjVxc/Vxc=4.37*8.75/8=4.78kwN故减速器满足要求。3.10 验算起动不打滑条件因该机型用于电站厂房内的检修，故坡度及风阻力矩均不计，故在无载启动时，主动车轮上与轨道接触处的圆周切向力：查2 表18-10，取YDWZ-200/25型制动器，额定制动力矩Mez=20kgfm。由于所取制动时间tz=3sec，且已经验算了启动不打滑条件，故略去制动不打滑验算。3.11 选择连轴器（1） 机构高速轴上全齿连轴器的计算扭矩其中，=2，等效系数，查1表2-7可知，n1=1.4,安全系数，

37、查1表2-21可知，Mel相应于机构JC%值得电动机额定力矩折算到高速轴上的力矩，查2图33-1可知，电动机JZR2-21-6的参数为：d=40mm,l=110mm,d=40mm,l=110mm. clz3型联轴器查2表17-6选用clz3型连轴器，最大允许扭矩为：M=315kgfm,飞轮矩（GD2）z=0.345kgfm2,重量为：Gz=21.7kgfm.(2)低速轴的计算扭矩查2表21-11知，ZQ-850+250型减速器的低速轴为：d=140mm,l=200mm，查2表19-7可知，QU800型车轮伸出轴端：d=150mm,l=180mm.查2表17-6选用连轴器clz8型，最大允许扭矩

38、为：Mmax=23660kgfm.3.12 演算低速浮动轴强度疲劳演算低速浮动轴的等效扭矩：其中， =1.4，查1表2-7知，因浮动轴d=130mm,则有：则其许用扭转应力为：其中，材料用45钢，取s=6000kgf/cm2,s=3000kgf/cm2, -1 =0.22s =0.22*6000=1320kgf/cm2,s =0.6s =0.6*3000=1800kgf/cm2k=kxkm考虑零件的几何形状及表面状况的应力集中系数，取k=2.5,I=1.4，安全系数查1表2-21可知，有n-1n满足要求。 (2)静强度计算静强度计算扭矩：其中， 为动力系数，查1表2-5的=1.5，扭转应力：max =M2/W=939.8/(0