單梁橋式起重機結構設計

PAGE64PAGE64摘要我做的畢業(yè)設計課題是單梁橋式起重機。單梁橋式起重機是一種輕型起重設備，它適用起重量為0.5~5噸，適用跨度4.5～16.5米，工作環(huán)境溫度C在-20℃到40℃范圍內，適合于車間、倉庫、露天堆場等處的物品裝卸工作。橋架由一根主梁和兩根端梁剛接組成。根據起重量和跨度，主梁采用普通工字鋼和U形槽組合焊接形成。主梁和端梁之間采用承載凸緣普通螺栓法蘭連接。提升機構采用CD型電葫蘆。此次設計的主要內容有：問題的提出、總體方案的構思，結構設計及對未知問題的探索和解決方案的初步設計，裝配圖、零件圖等一系列圖紙的設計與繪制，以及畢業(yè)設計說明書的完成。關鍵詞：起重機；橋式起重機；大車運行機構；小車運行結構；小車起升；結構橋架；主端梁ABSTRACTThetopicofmygraduationdesignislistthebeambridgetypederrickofdesignthelistbeambridgetypederrickisakindoflightheavyequipments,itstarttoapplytheweightas0.5~5tons,applytoacrossdegree4.5~16.5meters,theworkenvironmenttemperatureis-20℃to40℃.Insidescope,suitableforcar,warehouse,open-airheapfieldetc.oftheproductpacktounloadawork.Thebridgewascarriedbeambyalordbeamand2tojustconnecttoconstitute.Accordingtoweightwithacrossadegree,lordbeamadoptioncommontheworkwordsteelandUformslotcombinationweldformation.LordbeamandcarryanofbeamanadoptionloadingTogoodluckcommonstudboltmethodorchidconjunction.PromotetheorganizationadoptionCDtypeanelectricitybottlegourd.Themaincontentsofthistimedesignhave:Theproblemputforward,conceiveoutlineoftotalproject,possibilitydesign,structuredesignanddrawtowardsdoingnotknowaproblemofinvestigateandsolutionoffirststepdesign,assemblediagram,sparepartsdiagramwaitaseriesthedesignofthediagrampaperwith,endincludegraduationdesignmanualofcompletion.Keywords:cranes;bridgetypederrick；Duringoperationorganization;Carrunningstructure;Carhoistingstructure;Bridge;Maingirders.畢業(yè)論文目錄TOC\o"1-3"\h\u266842966214058前言 63511單梁橋式起重機的概述 7222481.1單梁橋式起重機的整體描述 7103741.1.2單梁橋式起重機機構的特點 8108001.1.3單梁橋式起重機的基本參數 8148711.1.4桁架梁和箱形梁的比較 888001.2LD型電動單梁橋式起重機各部件的作用（位結構） 8239301.2.1主梁 8236761.2.2端梁 8271271.2.3主梁和端梁的聯(lián)接 940221.2.4電動葫蘆 9109671.2.5大車 939791.2.6小車架 10280521.2.7小車 10255281.2.8操縱室 10196611.3運行機構 10234121.3.1小車運行機構 116191.3.2大車運行機構 11220402工作條件及設計要求 1227632.1型式及設計的構造特點 1319342.2選擇電動葫蘆的規(guī)格型號 14272262.3主梁設計計算 14311482.3.1主梁斷面幾何特性 142.3.2主梁強度的計算 1671142.3.3剛度計算 2180992.3.4穩(wěn)定性計算 2315782.4端梁設計計算 232.4.1輪距的確定 24108312.4.2端梁中央斷面幾何特性 24278792.5起重機最大輪壓 25136852.5.1起重機支座及作用 2547282.5.2起重機最大輪壓的計算 26246652.6最大歪斜側向力 30279502.7端梁中央斷面合成應力 31132332.8車輪軸對端梁腹板的擠壓應力 31265732.9主、端梁連接計算 32132042.9.1主、端梁連接形成式及受力分析 32323312.9.2螺栓拉力的計算 3381583小車起升和運行機構的設計計算 36176483.1電動葫蘆起升機構設計計算 37193373.1.1電動葫蘆的基本設計參數 37237463.1.2電動葫蘆起升機構簡要設計步驟 38263003.2電動葫蘆運行機構設計計算 45188933.2.1.電動小車運行靜阻力計算 45122363.2.2.電動機的初選預驗算 46229493.2.3傳動比 47277233.2.4制動器的選擇與計算 48227134大車運行機構設計計算 50264994.1確定機構傳動方案 50151904.2選擇車輪和軌道，驗算車輪強度 5025494.3驗算車輪的疲勞強度 5081314.4傳動裝置設計計算 52311154.4.1選擇電動機 52312464.4.2大車運行機構的功率計算 53288314.4.3驗算電動機 53326534.5設計減速裝置 55107654.5.1選擇減速器的類型 55223054.5.2確定減速器的型號 56294044.6起重機有關使用機構的安全裝置 57319214.6.1緩沖器 57311084.6.2起升高度限位器 58162254.6.3行程限位器 58246704.6.4安全開關 587284.7起重機的組裝及試車要求 58131964.7.1起重機的安裝注意事項 5881224.7.2起重機的試車要求 6018139致謝 6213362參考文獻 63畢業(yè)論文前言光陰似箭，轉眼間四年大學生活即將結束，畢業(yè)設計是對我們四年大學生活的一個總結，更是對四年大學學習成果的檢驗。它要求我們應用所掌握的基本理論知識去解決現實中的一些問題，進而提高我們各方面的能力，如：收集信息的能力，發(fā)現問題的能力，獨立分析和解決實際問題的能力，獲取新知識的能力以及綜合運用所學知識和技能的能力。為積極響應院方號召，更好的完成本次畢業(yè)設計工作，畢業(yè)設計工作展開前我進行了畢業(yè)實習，通過工廠實習，了解了橋式起重機的基本結構和基本工作原理，從而為順利完成畢業(yè)設計奠定了堅實的基礎。我畢業(yè)設計的課題是單梁橋式起重機。單梁橋式起重機是一種輕型起重設備，適合于車間、倉庫、露天堆場等處的物品裝卸工作。橋架由一根主梁和兩根端梁剛接組成。根據起重量和跨度，主梁采用普通工字鋼和U形槽組合焊接形成。主梁和端梁之間采用承載凸緣普通螺栓法蘭連接。這次設計主要是對其主梁和端梁等橋架重點設計，包括一些常規(guī)性的強度剛度及穩(wěn)定性的設計，除此還有一些驅動裝置的計算，從而達到初步具備設計起重機重要部件的基本能力，為以后的設計和起重機選用奠定一定的基礎。1單梁橋式起重機的概述1.1單梁橋式起重機的整體描述起重機是具有起重吊鉤或其它取物裝置在空間內實現垂直升降和水平運移重物的起重機械。LD型電動單梁橋式起重機為一般用于機械制造、裝配、倉庫等場所（此次設計的是用于機修車間）。LD型電動單梁橋式起重機不適于用來調運熔化金屬﹑赤熱金屬、易燃品及其危險物品，也不適用于在有爆炸危險、火災危險、充滿腐蝕性氣體和相對濕度大于85%的場所工作。LD型電動單梁起重機是在天津起重設備廠70年代初開發(fā)的DL型電動單梁起重機基礎上，經全國聯(lián)合設計研發(fā)而成，配套的電動葫蘆為CD和MD型。是一種有軌運行的輕小型起重機，額定起重0.5～5.0噸,適用跨度7.5～22.5米，工作級別在A3~A5，工作環(huán)境溫度在-25℃～40℃范圍內。起重機運行速度小于45m/min時，采用地面跟隨式操縱，運行速度大于45m/min時，采用操縱室操縱。1.1.1單梁橋式起重機的工作方式它安裝在廠房高出兩側的吊車梁上，整機可在吊車梁上鋪設的軌道上橫向行駛，起重小車沿小車軌道行駛。吊鉤做升降運動，即與CD1型或MD1的電動葫蘆配套使用完成重物的升降、平移。1.1.2單梁橋式起重機機構的特點主要優(yōu)點是：結構簡單、重量輕、對廠房的負荷小、耗電少。主梁與端梁采用螺栓連接、拆裝、運輸、補充備件方便，輪壓小，安裝快，維修方便。缺點是起重量不大。1.1.3單梁橋式起重機的基本參數起重量、起升高度、起升速度、葫蘆運行速度、大車運行速度、跨度、車輪與軌距。1.1.4桁架梁和箱形梁的比較桁架梁擋風面積小、風阻力小、節(jié)省鋼材；缺點是外形尺寸大，要求廠房建筑高度大，而且橋梁是由很多根不同型號和規(guī)格的桿件逐件焊接而成，費工、費錢。箱型梁的優(yōu)點：外形尺寸小，用整塊鋼板焊成，便于下料和采用自動焊接，適合大批量生產；缺點是自重較大。1.2LD型電動單梁橋式起重機各部件的作用（位結構）LD型電動單梁主要由主梁、端梁、主動輪、被動輪、工字鋼、大車驅動裝置和小車組成。1.2.1主梁主梁是采用鋼板壓延成型的U型槽鋼與工字鋼組焊而成的箱型實腹梁。作用是支承著可移動的小車，并能沿鋪設的專用軌道運行，將起重機的全部質量的重力傳給廠房建筑結構，結構簡單適用，工藝性好。1.2.2端梁由兩種形式：一種是鋼板壓延成型的U型槽鋼組焊成形，在焊接車門那個箱形結構，適用于做中、小起重機吊鉤橋式起重機的端梁；另一種是四塊鋼板拼成的箱形結構，通常配制帶角形軸承箱的車輪組，但焊接工作量大，生產效率低于前種（本產品采用前一種）。1.2.3主梁和端梁的聯(lián)接兩種形式：一種是在主梁的兩端，螺栓加減載凸緣連接形式。這種方式的優(yōu)點是：主、端梁可以分批生產再組裝，加工及庫存的占地面積小、輸送方便、費用較低。另一種形式是加連接板再焊接的方法聯(lián)接。優(yōu)點是：制造簡單、裝拆方便、成本低，是我國中、小起重機吊鉤橋式起重機端梁和主梁的主要連接形式。（本產品采用第一種連接方式）1.2.4電動葫蘆它是一種由電機驅動，經卷筒、滑輪或起重鏈條，帶動取物裝置升降的輕小型起重設備。它具有體積小、重量輕、操作維修方便、價格低、安全可靠等特點，主要應用于起重量及工作范圍要求不大或對工作速度要求不高的場合。將上部固定，可將起重設備單獨使用或是通過小車懸掛在工字鋼軌上運行，電動單梁橋式起重機、龍門起重機、臂架型起重機的起重小車，使用作業(yè)面積擴大，使用場合增多，由于如此靈活，可作工廠、碼頭、倉庫、等常用的起重設備。電動葫蘆有漸開線外嚙合齒輪傳動和行星齒輪傳動兩類，但前者具有制造簡單、維修方便、效率高等特點。1.2.5大車使起重機作水平運動，用于搬運貨物或調整工作位置，同時可將作用在起重機上的載荷傳給支承它的基礎。大車軌道中心間的距離稱為跨度S，在該軌道上運行的動作稱為大車運行。在橋架的中心或兩端裝有大車運行電動機，從電動機的水平軸引出動力，驅動半數的車輪。1.2.6小車架是支承和安裝電動葫蘆和小車運行機構的機架，同時又是傳遞起升載荷的金屬結構，LD型起重機采用工字鋼。1.2.7小車是小車作水平運動，用以搬運貨物或調整工作位置，同時將作用在小車上的載荷傳給支承的主梁。本品采用電動機、卷筒、制動器、鋼絲繩和吊鉤于一體的CD型電動葫蘆。1.2.8操縱室用于司機操縱起重機的運行工作，操作室的構造與位置安裝應保證使司機有良好的視野。其結構分為敞開式與封閉是兩種，橋式起重機的操作室應安裝在無滑線一側的橋架上。1.3運行機構運行機構的任務是使起重機或小車作水平運動，用于搬運貨物或調整工作位置，同時可將作用在起重機或小車上的載荷傳給支承它們的基礎。陸上的起重機的運行機構分為有軌道運行和無軌道運行兩類，而橋式起重機的運行屬于前一類。橋式起重機上的運行機構：由電機、傳動裝置、制動器和車輪組成。運行機構是依靠主動車輪與輪道間的摩擦力來實現驅動的。為了保證有足夠大的驅動輪，驅動車輪應布置得當，在任何情況下，都應使其具有足夠大的輪壓。橋式起重機上運行機構的驅動輪，通常為總輪數的一半，采用對稱成四角布置，這樣可保證驅動輪輪壓之和不變，不會發(fā)生打滑現象，使機構運行正常。1.3.1小車運行機構LD型電動單梁橋式起重機采用自行式的自動葫蘆。1.3.2大車運行機構 LD型電動單梁橋式起重機的大車運行機構一般均作分別驅動的型式（每一邊軌道上的大車運行機構的主動車輪分別用單獨的電動機來驅動），電動機采用帶制動器的繞線型電動機或帶制動器的變極籠型電動機。司機室操縱室用繞線的電動機，傳動裝置采用自行式電動葫蘆電動小車的閉線減速器。一級開式齒輪減速器的型式。其中閉式齒輪部分是專用同軸式減速機，這種型式的傳動裝置簡單、輕巧、零件數量少、通用化程度高，便于制造和修理，開式齒輪較易磨損，傳動效率稍低。采用全封閉型減速器或采用帶制動器的電動機減速器套裝組合式的傳動裝置便于專業(yè)化生產，傳動效率較高，但制造及安裝精度要求較高。QS系列“三合一”減速器為三級漸開線布置平行軸傳動外嚙合漸開線硬齒面圓柱齒輪減速器（中華人民共和國專業(yè)標準號為：ZBJ19027—90）。減速器直接按與帶制動器的繞線鼠籠式電動機相配，集減速器、電動機、制動器為一體，制動器不需配電源，所配電機具有雙重功能接通電源即可旋轉，切斷電源后，電機本身即產生制動力矩而制動。大車運行機構中采用“三合一”驅動部件，使機構變得非常緊湊、自重輕、分組性好、裝配與更換方便，不受橋架起臺和小車架變形的影響，并由于驅動部件不與走臺相連接，可以減少主梁的扭轉載荷，而且可使走臺的構造也大為簡化，但當電動機容量增大時，懸臂受力復雜化。故大型起重機的運行機構，目前仍采用分組式分別驅動，大車輪采用圓柱形踏面的雙輪緣車輪，小車車輪采用圓錐鼓形車輪。2工作條件及設計要求為機修車間設計一臺LD型電動單梁橋式起重機，具體要求如下：⑴起重量：5噸⑵起升高度：9米⑶電動葫蘆運行速度：30m/min⑷電動葫蘆的起升速度：8m/min⑸葫蘆最大輪壓：Pmax=1900公斤（kg）⑹葫蘆自重：G=500kg⑺起重機跨度：16.5m⑻大車運行速度：45m/min⑼大車輪距：2.5m⑽工作級別：M5⑾工作環(huán)境：一般常溫⑿使用壽命：10年⒀操縱室操縱：G操=400公斤2.1型式及設計的構造特點LD型電動單梁橋式起重機由橋梁、小車、大車運行機構、電器設備構成。橋架由一根主梁和兩根端梁用螺栓連接而成。電動單梁橋式起重機是一種有軌運行的輕小型起重機。它適用于額定起重量為：0.5～5噸，適用跨度為4.5～16.5米，工作環(huán)境溫度在-25℃～40℃范圍內，起重機的工作級別為A3～A5，LD型電動橋式起重機是按中級工件類型設計和制造的。本次設計的LD型電動單梁橋式起重機的主梁結構式采用鋼板壓延成形的U形槽鋼與工字鋼組焊成的箱形實腹梁。端梁也是用鋼板壓延成U形槽鋼，再組焊成箱形封閉箱，為貯存，運輸方便，在主梁與端梁之間用M20的螺栓（45號鋼制）連接而成。大車運行時靠兩臺錐形轉子電機，通過齒輪減速裝置驅動兩邊的主動車輪實現移動。運行機構采用分別驅動形式制動靠錐形轉子制動的交流異步電機來完成。起重機主電源由廠房一側的角鋼或圓鋼滑觸線引入，電動葫蘆由電纜供電。電動單梁橋式起重機的外形如下圖1所示：圖1電動單梁橋式起重機2.2選擇電動葫蘆的規(guī)格型號電動葫蘆的形式與參數，參見產品樣本，選用目前應用得最多的CD1型。CD1型電動葫蘆的起重量一般為0.5～10噸，起重高度為6～30m，起升速度為8m/min，起重量為10t時為7m/min。而CD1型電葫蘆具有兩種起升速度，除常速外，還有0.8m/min的慢速可滿足精密裝卸，砂箱合模等精細作業(yè)的要求。電動葫蘆的總體結構可分為起升機構和運行機構兩部分，起升機構由電動機、制動器、減速裝置、卷筒裝置以及吊鉤滑輪組等組成。本次設計的電動小車采用CD1型5t電動葫蘆，CD1型電動葫蘆的主電機為帶錐形制動器的錐形轉子電機，電機和制動器制成一體。使電動葫蘆結構緊湊、自重輕。據資料查得，電動葫蘆型號CD15-9D,自重為500kg。結果：選用CD15-9D。其設計計算見后面。2.3主梁設計計算2.3.1主梁斷面幾何特性根據系列產品資料，粗布給出主梁的斷面尺寸如圖示：圖2主梁斷面尺寸根據系列產品資料，查得28a普型工字鋼（GB706-65） 的尺寸參數：h=280mmb=122mmd=8.5mmt=13.7mmF1=55.45q=43.4公斤/m主梁斷面面積Jx=7114cm2Jy=345cm2 F=0.5（l1-2×δ1）+2δ1×h1+2×δ2×l2+F1+δ×l3=151cm2主梁斷面水平形心軸x-x位置y1=式中：∑F1—主梁面的面積（cm2）.∑F1y1x-各部分面積對x-x′軸的距離（cm3）y1x-各部分面積形心至x′-x′軸的距離(cm)則：y1=37cmy2=4cm結果：F=151cm2y1=37cmy2=4cm主梁斷面慣性矩Jx=ΣJxi+ΣFiy12=111545Jy=ΣJyi+ΣFiy12=21849結果：Jx=111545Jy=218492.3.2主梁強度的計算根據這種起重機的結構形式及特點，可以不考慮水平慣性對主梁造成的應力，水平面內對主梁的扭轉作用也可以忽略不計。該主梁的強度計算按第Ⅱ類載荷進行組合，由于小車的輪距很小，可近似的按集中載荷計算?？缰袛嗝鎻澢龖Πǎ毫旱恼w彎曲應力和由小車輪壓在工字鋼下翼緣引起的局部彎曲應力兩部分，合成后進行強度校核。梁的整體彎曲在垂直平面內按簡支梁計算，在水平面內按剛度的框架計算：圖3簡支梁受力分析垂直載荷在下翼緣引起的彎曲應力根據《起重機設計手冊》計算：σx=單位：公斤/厘米2式中：P=ψⅡQ+KIIG葫其中：Q-額定起重量,Q=5000公斤；G葫-電動葫蘆自重,G葫=500公斤；ψⅡ-動力系數，對于中級工作類型,ψⅡ=1.2；kⅡ-沖擊系數，對于操縱室操縱時,kⅡ=1.1；y1-主梁下表面距斷面形心軸x-x的距離,y1=37厘米；Yx-主梁跨中斷面對x-x軸慣性力矩，yx=111545；l-操縱室重心到支點的距離，l=100cm；G操-操縱室的重量，G操=400公斤；G葫–電動葫蘆的自重，G葫=500公斤；q-橋架單位長度重量（公斤／米）；q=1000×F×γ+q′其中：F-主梁斷面面積，F=0.0151m2γ-材料比重，對鋼板，γ=7.85t／m2q′-材料橫加筋板的重量所產生的均布載荷，q′=7.5t／m；所以：σx=1060公斤/厘米2主梁工字鋼下翼局部彎曲計算圖4工字鋼下翼輪壓局部計算輪壓作用點位置i及系數ζi=a+c-e式中：i-輪壓作用點與腹板表面的距離（cm）；c-輪緣同工字鋼翼緣邊緣之間的間隙，取c=0.4cm；a==(12.2-0.85)÷2=5.675cme=0.164R（cm）對普型工字鋼，翼緣表面斜度為.R-為葫蘆定輪踏面曲率半徑，由機械手冊31.84查得R=17.5cm則：e=0.164×17.5=2.87cm所以：i=5.675＋0.4-2.87=3.205ξ==3.205÷5.675=0.57結果：i=3.205ξ=0.57工字鋼下翼緣局部曲應力計算：圖5主梁工字鋼如上圖所示L點橫向（在oxy平面內），局部彎曲應力σ1由下式計算：σx=±式中：a1-翼緣結構形成系數，貼板補強時取a1=0.9；k1-局部彎曲系數，由圖可得：k1=1.9圖6局部彎曲系數其中：t-工字鋼翼緣平均厚度δ-補強板厚度t0=t+δδ=1cmt=1.37cmt02=（1.37+1）2=2.372=5.61cm2所以：σ1=±(0.9×1.9×1900÷5.61)=579公斤/厘米2結果：σ1=579公斤／厘米2如圖，1點縱向局部彎曲應力為σ2由下式計算：σ2=±式中：k2由圖得：k2=0.6所以：σ2==183公斤／厘米2如圖中得α′點縱向局部彎曲應力為σ3，由下式計算：σ3=±式中：K3-局部彎曲系數，查圖得：k3=0.4a2-翼緣結構形式系數，貼板補強時a2=1.5所以：σ3=±（1.5×0.4×1900÷5.61）=203公斤／厘米2主梁跨中斷面當量應力計算圖中的1點當量應力為σ當==1077公斤／厘米2＜[σ]=1800公斤／厘米2αˊ點當量應力為α當αˊ，由下式計算：α當i=αx+α3=1060+203=1263公斤／厘米2＜[σ]=1800公斤／厘米22.3.3剛度計算垂直靜鋼度計算f=≤[f]=式中：f-主梁垂直靜撓度（cm）P-靜載荷（公斤）P=Q+G=5000+500=5500公斤L-跨度L=1100厘米E-材料彈性衡量，對3號鋼E=2.1×103×103公斤/厘米2Jx-主梁斷面垂直慣性矩（）Jx=111545[f]-許用垂直靜撓度（cm），取[f]=厘米所以：f==2.2cm[f]=1650÷700=2.36cmf＜[f]所以滿足要求結果水平靜剛度計算f水=≤[f水]=式中:f水-主梁水平靜撓度，cm；P′-水平慣性力，公斤；P′==（5000+500）÷20=275公斤；Jy-主梁斷面水平慣性矩；Jy=21849；[f水]-許用水平靜撓度，取[f水]=厘米。[f水]=1650÷200=0.825cm；f水==0.56cmf水＜[f水]==0.825厘米 滿足要求動剛度計算：在垂直方向的自振周期：T=2π≤[T]＝0.3s式中：T-自振周期（秒）M-起重機和葫蘆的換重量，M=(0.5qlk+G)其中：g-重力加速度，g=980cm/s2；L-跨度，L=1650cm；q-主梁均布載荷，q=1.26公斤/厘米；G-電動葫蘆的重量，G=500公斤。所以：M=(0.5×1.26×1650＋500)=1.75公斤·秒2／厘米K===5006公斤／厘米則：T==0.1112秒T＜[T]=0.3s2.3.4穩(wěn)定性計算(1)主梁整體穩(wěn)定性由于本產品主梁水平剛度比較大，故可不計算主梁的整體穩(wěn)定性。(2)主梁腹板的局部穩(wěn)定性由于葫蘆小車的輪壓作用在主梁的受拉區(qū)，所以主梁腹板局部穩(wěn)定性不計算。(3)受壓翼緣板局部穩(wěn)定性由于本產品主梁是冷壓形成的U形槽鋼，通過每隔一米間距的橫向加筋板及斜側板同工字鋼組焊成一體。U形槽鋼的兩圓角都將大大加強上翼緣板穩(wěn)定性，所以受壓翼緣板局部穩(wěn)定性可不計算。2.4端梁設計計算本產品的端梁結構采用鋼板冷壓成U形槽鋼，再組焊成箱形端梁，見下圖，端梁通過車輪將主梁支承在軌道上，端梁同車輪的聯(lián)接形成是將車輪通過心軸安裝在端梁的腹板上。圖7端梁2.4.1輪距的確定=～即k=(～)L=(～)×16.5=2.357～3.3m取k=2.5m=250厘米2.4.2端梁中央斷面幾何特性(1)斷面總面積參數見中央斷面圖，則：F=2×30×0.5+2×21×0.5+28.5×1=79.5cm(2)形心位置(相對于z′-z′)則：y1=15.4cm所以：y2=30-15.4=14.7cm(相對于y′-y′)則：z1=(30×0.5×22.75+30×0.5×1.25+28.5×1×0.5+2×21×0.5×12)÷79.5=7.9cm所以：z2=23-z1=15.1cm(3)斷面慣性矩Jx=8452.34Jy=6659.6以上的計算公式均出自《起重機設計手冊》P146平行移動軸公式：Iz1=Iz+a2AIz=(4)斷面模數Wx=Jx/y1=8452.34÷15.4=751cm3Wy=Jy/Z2=6659.6÷15.1=441cm32.5起重機最大輪壓一般的單梁橋式起重機是由四個車輪支承的，起重載荷通過這些支承點傳到軌道道上。2.5.1起重機支座及作用起重機支座反力作用見下圖：圖8起重機支反力作用2.5.2起重機最大輪壓的計算帶額定載荷小車分別移到左、右兩端極限位置時，按第Ⅱ類載荷計算最大輪壓。（1）操縱室操縱，當載荷移到左端極限位置時，各車輪輪壓Na=·(1+)+++KⅡG輪主+KⅡG驅+· Nb=·(1-)+++KⅡG輪主+KⅡG驅+· Nc=·(1-)+++KⅡG輪從+KⅡG驅+· Nd=·(1+)+++KⅡG輪從+KⅡG驅+· 式中：Q-額定起重量，Q=5000公斤；G-電葫蘆重量，G=500公斤；KⅡ-沖擊系數，對有操縱室的單梁吊取kⅡ=1.1；ψⅡ-動力系數，對中級工作類型單梁吊取ψⅡ=1.2；G端-端梁重，G端=165kg；G輪主-主動輪裝置重，G輪主=65.5；G輪從-從動輪裝置重，G輪從=46公斤；G驅-驅動裝置，G驅=497公斤；G操-操縱室重量，G操=400公斤；q-主梁單位長度的重量.q=126公斤/m=1.26公斤/cm；L-跨度，L=1650厘米；k-輪距，k=250cm；s1=841.5cms2=1310cm均出自《起重機計算實例》。所以：Na=3936NNb=9600NNc=9060NNd=41920N⑵操縱室操縱當載荷移到右端極限位置時各車車輪輪壓：Na=·(1-)+++KⅡG輪主+KⅡG驅+· Nb=·(1+)+++KⅡG輪主+KⅡG驅+· Nc=·(1+)+++KⅡG輪從+KⅡG驅+· Nd=·(1-)+++KⅡG輪從+KⅡG驅+·式中：l2=694cm所以：Na=10890NNb=38050NNc=37520NNd=13450N當起重機滿載時，無論在左端或右端NA=NDNB≈NC都相差不大，因此，計算均通過。⑶當起重機空載時a.操縱室操縱起重機各輪的輪壓（運行到左側時）Na空=·(1+)+++KⅡG輪主+KⅡG驅+· Nb空=·(1-)+++KⅡG輪主+KⅡG驅+· Nc空=·(1-)+++KⅡG輪從+KⅡG驅+· Nd空=·(1+)+++KⅡG輪從+KⅡG驅+·式中的各參數與前面所表示的一樣則：Na空=10900NNb空==8050NNc空=7510NNd空=13460N（4）操縱室操縱，空載時移到右端極限位置時，各車輪的輪壓：Na空=·(1-)+++KⅡG輪主+KⅡG驅+·Nb空=·(1+)+++KⅡG輪主+KⅡG驅+·Nc空=·(1+)+++KⅡG輪從+KⅡG驅+·Nd空=·(1-)+++KⅡG輪從+KⅡG驅+·所以：Na空=8510NNb空=10440NNc空=9900NNd空=11070N所以，電動單梁橋式起重機對操縱室操作滿載時，它的最大輪壓是當載荷移到左端極限位置時的從動輪D上，即：ND為最大輪壓Nmax=41920N.Nmin為最小輪壓，出現在當起重機空載時，電動葫蘆移到左側時B輪上的輪壓，即Nmin=NB空=8050N2.6最大歪斜側向力起重機運行時，由于各種原因會出現跑偏、歪斜現象。此時，車輪輪緣與軌道側面的接觸，并產生運行方向垂直的側向力s.圖9橋架簡圖由上圖所示：當載荷移到左端極限位置時，操縱室操縱時最大輪壓為ND=3891公斤，并認為NA≈ND,這時的最大歪斜側向力為：SD=λ·N式中：N-最大輪壓,N=4192公斤；λ-測壓系數。對于輪距同跨度的比例關系在之間，可取λ=0.1。當載荷移到右端極限位置時，操縱室操縱最大輪壓為3805公斤，這時最大歪斜側向力為：2.7端梁中央斷面合成應力由于操縱室連接架加強了操縱室側端梁的強度，所以最大側向力考慮當載荷右移到極限位置時最大側向力在B輪上。式中：K-輪距，K=250cm；—斷面模數，，；〔σ〕-許用應力，由于端梁受力復雜，一般只計算垂直載荷和歪斜側向力，所以許用應力3號鋼取〔σ〕≤1400公斤／cm2；σ=3805×250÷(2×549)+380.5×250÷(2×441)=974公斤/厘米2所以σ＜[σ]=1400公斤/厘米2.安全2.8車輪軸對端梁腹板的擠壓應力車輪軸對端梁腹板的擠壓應力為σ擠σ擠==≤〔σ擠〕式中—操縱室操縱時，起重機最大輪壓，當載荷小車移到左端極限位置時，最大輪壓在D輪上，即=4192公斤；—端梁腹板軸孔直徑，=7cm;—端梁支撐腹板厚，=1.5cm〔σ擠〕—許用壓應力，對3號鋼取〔σ擠〕=1150公斤/cm2所以σ擠=4192÷（2×7×1.5）=200公斤/厘米2＜〔σ擠〕=1150公斤/cm2，安全2.9主、端梁連接計算2.9.1主、端梁連接形式及受力分析本產品的主、端梁連接是采用螺栓和減載凸緣結構的形式，如圖所示，主梁兩端同端梁之間各用六個M20螺栓(45號鋼)連接。圖10主、端梁連接受力分析：這種連接形式，可以為在主、端梁之間，垂直載荷由凸緣承受剪力及擠壓力，此情況下，螺栓主要承受由起重機運行時的歪斜側向力和起重機支承反力所是使的造成的拉力。一般水平慣性力對螺栓的影響可忽略不計。本產品的操縱室是由一個剛強的連接架同時連接到主梁及端梁上。這樣就加強了主、端梁之間的連接強度，所以這里僅驗算非操作室一側的主、端梁連接強度。2.9.2螺栓拉力的計算（1）起重機歪斜側向力力矩的計算已知：起重量Q=5000公斤跨度L=1650cm起重機運行速度V=45m／min如（歪斜側向力簡圖）所示：起重機歪斜側向力矩為：MS=s·k式中;s-歪斜側向力，由前節(jié)得：s=se=380.5公斤k-輪距k=2.5m所以：MS=380.5×2.5=951公斤／米（2）歪斜側向力矩對螺栓拉力的計算如上圖（b）中，對螺栓d的計算設歪斜側向力矩MS對螺栓d的拉力為N1則N1=式中系數2.5是考慮螺栓預案緊力及載荷分布不均勻性的系數。式中：MS-歪斜側向力矩，MS=951公斤／m2x-螺栓d距離圖（b）中的y-y軸的距離x=0.52m∑Xi2-每個受拉螺栓距離y-y軸的平方之和（m2）所以：N1=1522公斤（3）起重機支承反力對螺栓的作用力矩當載荷移動到非操縱室一側的極限位置時，取端梁作為受力離體，其受力如下圖：圖11車輪受力分析取ｃ點為受力平衡點∑ＭＣ=0得：MR=MN=RBl0式中：l0-力臂，如圖中所示，取t0=12cm；MR-支反力RB對C的作用力矩（公斤／m）；MN-所有受拉螺栓對C點得力矩之和（公斤／m）；RB-起重機右端支反力，可認為是RB=NB+NC；RB=3805+3752=7557公斤 ；所以：ＭR=MN=RBl0=7557×0.12=907kg?m（4）支反力矩對螺栓的拉力設支反力矩MR對螺栓d的拉力為N2.N2=式中：MN-各螺栓的力矩和；MN=907公斤·米；y-螺栓d中心線至上圖z-z軸的距離（m）；2.5-考慮螺栓預緊力及載荷分布不均與性的影響系數。所以：N2=3048kg（5）螺栓d承受的總拉力N0=N1+N2=1522+3048=4570kg（6）驗算螺栓強度受拉螺栓強度σ=≤[σ]式中：N0-螺栓總拉力，N0=4570公斤；F0-螺栓的凈斷面面積cm，F0=；其中：d0-螺紋根徑，對于M20螺栓的螺紋底徑d0=16.75mm即：1.675cm；所以F0=3.14×1.6752÷4=2.2cm2〔σ〕-螺栓的許用應力（公斤／厘米2）；〔σ〕=（0.5～0.6）σs其中：σs-材料屈服極限，對端梁連接螺栓采用45號鋼正火的M20螺栓，σs=3600公斤／厘米2。所以：σ=4570÷2.2=2077公斤／厘米2﹤〔σ〕所以:強度合格（7）凸緣垂直剪切應力驗算剪應力：ι=c·RB/F′≤〔ι〕式中：c-受剪斷面形狀系數，對矩形斷面，c取1.5；RB-支反力，RB=7557公斤；F′-受剪面積，F′=1×54=54cm2；〔ι〕-材料許用剪切應力，〔ι〕=950公斤／厘米2。所以:ι=1.5×7557÷54=210公斤/cm2ι＜〔ι〕合格（8）凸緣擠壓應力驗算擠壓應力σ擠=RB/F′′≤〔σ端〕式中：RB-支反力，RB=6919公斤；F′-承壓斷面面積，由圖（b）中得：F′′=0.4×54=21.6cm2；〔σ端〕-材料的端面擠壓應力，〔σ端〕=2400公斤／厘米2。所以：σ端=7557÷21.6=350公斤／厘米2σ端﹤〔σ端〕=2400公斤／厘米2驗算通過。3小車起升和運行機構的設計計算CD、MD型鋼絲繩電動葫蘆是我國70年代各兄弟廠聯(lián)合設計研發(fā)的第二代電動葫蘆，CD型電動葫蘆最突出的特點是采用了錐形電動機，為此，常稱CD型電動葫蘆為錐形葫蘆。CD型為常速、MD型為慢速。CD、MD型電動葫蘆為一般用途的鋼絲繩電動葫蘆。其工作級別為M2~M4，工作環(huán)境溫度為-25~40攝氏度。它不適合用于充滿腐蝕性氣體或相對濕度大于85%的場所，不能代替防爆葫蘆，不宜吊運熔化金屬或有毒、易燃和易爆物品。（1）結構特點：CD、MD型電動葫蘆由起升機構、運行機構和電控三部分組成。起升機構：起升機構由驅動、制動、傳動和取物纏繞四種裝置組成，MD型葫蘆的起升電動機為雙機組成，兩個電機之間通過齒輪減速，速比為1:10；傳動裝置為四級圓柱齒輪減速器；取物裝置由吊鉤、鋼絲繩、卷筒等組成?？傮w布局是卷筒在中間，一端為錐形制動電動機，另一端為減速器，通過長軸和橡膠聯(lián)軸節(jié)將電機軸與減速器高速軸連接在一起，卷筒外殼為圓筒形，有懸掛形和固定形之分。（2）運行機構：運行機構由驅動、制動、傳動和車輪四種傳動裝置組成，驅動制動裝置為二合一的鼠籠錐形制動電動機，制動器為平面制動器；傳動裝置減速器為一開一閉式圓柱齒輪傳動，車輪是踏面近似圓錐形的單輪緣鍛鋼車輪。運行小車有手動、電動和鏈動之分。（3）電控：采用兩套標準的磁力啟動器，一套控制起升電動機的正反轉，即上升與下降；一套控制運行電動機的正反轉，即左右橫行。操作控制是利用手動按鈕，操作電壓多為380V，為了安全有的采用低壓36V，為了防止亂繩，卷筒上裝有導繩器，導繩器橫向移動與起升限位開關配合動作，以控制起升極限位置。3.1電動葫蘆起升機構設計計算電動葫蘆作為起升機構，其設計基準工作級別為M4,當起重量較大時采用M3作為設計基準更為經濟合理，電動葫蘆的整機設計壽命為10年，允許不同零件選用不同的總設計壽命，如減速器的易損壞軸承總設計壽命可比齒輪低1~2檔，或者高1~2檔對整機壽命更為有利，在整十年設計壽命中允許更換2~3次鋼絲繩等。3.1.1電動葫蘆的基本設計參數起重量G，起升高度H和起升速度Vn是設計電動葫蘆起升機構必不可少的基本設計參數，必須滿足用戶使用要求。為了保證電動葫蘆正確的進行設計，機構的工作級別和接電持續(xù)率的確定也是設計必不可少的。3.1.2電動葫蘆起升機構簡要設計步驟（1)吊鉤的選用，吊鉤在我國已經標準化，并有相應的標準，根據起重量和工作級別從有關制造廠提供的性能參數表中選擇所需要的吊鉤。(2)計算鋼絲繩最大靜拉力并選擇鋼絲繩鋼絲繩最大靜拉力S===29070N式中：S-鋼絲繩最大靜拉力，N；Q-起升載荷，Q=GP.g,N；GP-起重量，kg；-電動葫蘆起升機構總效率，由起重機設計手冊查得=0.85~0.90，取=0.86；q-滑輪組倍率，為滑輪組分支數，取q=2；-滑輪組鋼絲繩卷入卷筒的根數，去=1。鋼絲繩繩徑的確定，鋼絲繩直徑不應小于下式計算的最小直徑：d=C=0.095=16mm式中d-鋼絲繩最小直徑，mm；C-選擇系數，；C由下表表1選擇系數C值選出。機構工作級別為，取C=0.095為鋼絲繩的計算值，經整圓后再選擇標準直徑的鋼絲繩，整圓后d選不應超過d計算值的25%，否則繩太粗，不易彎曲而壽命短。由《起重機計算實例》附錄選得d=18.5mm驗算鋼絲繩安全系數：當按選擇系數法選擇鋼絲繩后，可根據鋼絲繩的實際破斷力驗算安全系數n。鋼絲繩理論破斷力按下式計算:式中：-鋼絲繩理論破斷力，N；d-選用的鋼絲繩直徑，mm；-鋼絲繩的抗拉強度極限，N按上表選取1700；-鋼絲繩中金屬絲截面與整個截面積的比值，與鋼絲繩結構有關，一般取=0.45~0.55，此處取=0.45；k-鋼絲繩編結損失系數，一般取k=0.82~0.92,此處取0.82；所以==168534N安全系數按下式計算：n==16853429070=5.84.5因此所選鋼絲繩滿足要求。(3)卷筒基本尺寸、轉速和強度計算根據標準，卷筒材料一般選用鑄鐵或鑄鋼，對于工作級別為中度的卷筒，應選鑄鐵作為卷筒的制造材料。卷筒與滑輪最小卷繞直徑的確定=hd式中：-按鋼絲繩中心計算的卷筒與滑輪的最小卷繞直徑，mm；h-與機構工作級別和鋼絲繩結構有關的系數(卷筒為，滑輪為）mm；按下表選?。罕?相關系數h由于機構工作級別為，所以選擇=16mm,=18mm；d-選用鋼絲繩直徑，mm；所以=1618.5=296mm卷筒相關尺寸的確定，電動葫蘆卷筒繩槽采用淺槽，如下圖圖12卷筒槽距t=d+(1~2)mm;繩槽半徑R=0.55d；槽深=0.28d；圓角r=0.5~1.5mm。綜上計算可得：t=20mm,R=10mm,=5mm,r=1mmZ=式中：Z-繩槽圈數；q-滑輪組倍率，q=2；H-起升高度，H=9m；-安全圈，一般取=2。經計算得Z==22。采用導繩器時，卷筒長度L=式中：-卷筒左邊緣預留長度，一般取=4mm；-壓繩板所占長度，一般取=（2~3）t,取=2t=40mm；-卷筒右邊殘余長度，一般取==4mm。綜上計算得卷筒長度L=4+40+4+=428mm。卷筒的轉速：卷筒轉速按下式計算式中：-卷筒轉速，；q-滑輪組倍率；-起升速度，；-卷筒卷繞直徑，m。所以=17卷筒壁強度計算：卷筒壁中承受著復雜的應力，但主要是卷筒壁中的壓應力，壓應力計算如下：〔〕式中：—卷筒壁內壓應力，N；S—鋼絲繩最大靜拉力，N；—卷筒壁厚，cm；—卷筒槽距，cm；〔〕—卷筒壁許用應力，N；鋼制卷筒〔〕=；鑄鐵卷筒〔〕=；—鋼的屈服應力，N；—鑄鐵抗拉強度極限，N。一般卷筒使用鑄鐵制造，由《機械設計手冊》查得=145N，則==12N145÷4.25=34N，滿足要求。(4)電動機的選擇與校驗按起升載荷、額定起升速度和起升機構的效率計算起升電動機功率：N=式中：N—電動機靜功率，Kw；—起升速度，；Q—起升載荷力，N；—起升機構總效率。N===7.75Kw根據上述計算的電動機靜功率和按節(jié)點持續(xù)率初選電動機。根據CD、MD電動葫蘆技術性能和外形尺寸主要參數表，初步選擇起升電動機為ZD141—4。電動機過載能力校驗：起升機構電動機可不驗算發(fā)熱，只校驗過載能力，過載能力按下式計算：式中：—在機構接電持續(xù)率下電動機基準功率（每小時啟動六次的功率），ｋｗ；Ｈ—考慮電壓降和轉矩允差和靜載實驗超載系數，繞線電動機Ｈ＝2.1，鼠籠電動機Ｈ=2.2;m—電動機個數；—電動機的允許過載倍數。(5)起升減速器計算與選擇：起升機構傳動比的計算：傳動系統(tǒng)的總速比為電動機額定轉速與卷筒轉速之比。卷筒轉速按下式計算：式中：—卷筒轉速，；—起升速度，；—卷筒卷繞直徑，m。所以傳動總速比按下式計算：式中：—傳動總速比，即減速器速比；—電動機轉速，；—卷筒轉速，。所以減速器的選擇與計算：電動葫蘆的減速器為非標準減速器，應根據減速比和電動機功率進行設計計算。其中齒輪計算比較復雜，按GB3811—83《起重機設計規(guī)范》中附錄S進行設計計算，需要計算齒輪的計算切向力、齒面計算接觸應力、齒面接觸疲勞許用應力、齒面接觸疲勞計算安全系數、齒面靜強度、齒根計算彎曲應力、齒根彎曲疲勞許用應力、齒根彎曲疲勞強度安全系數和齒根彎曲靜強度。制動器的設計計算：目前電動葫蘆的制動器均采用非標準的錐形制動器，與電動機共同構成制動電動機，錐形制動器的設計計算如下：制動電動機軸需要的靜扭轉力矩計算：式中：—電動機軸需要的靜扭轉力矩，N—cm；Q—起升載荷力，N;—起升機構總效率；—滑輪組倍率；—卷筒卷繞直徑，cm。所以=120075N—cm3.2電動葫蘆運行機構設計計算電動葫蘆運行機構通常稱為電動小車。3.2.1.電動小車運行靜阻力計算式中：—滿載穩(wěn)定運動時的總阻力，N；G—起重量，kg；—電動葫蘆自重，kg；D—小車車輪工作直徑，cm；—車輪軸頸直徑，cm；f—車輪滾動摩擦系數，取f=0.06cm；—支撐處摩擦系數，采用滾動軸承時，取=0.015；—輪緣附加摩擦系數，車輪安裝滾動軸承時，取=1；—通過曲線軌道時的附加阻力系數，此處為直軌道，取=0.0.005系數是由于電動葫蘆的運行軌道允許傾斜度為時的坡道運行阻力系數。對于電動葫蘆不考慮風阻力。所以3.2.2.電動機的初選預驗算在初選電動葫蘆電動機時應考慮克服摩擦阻力、坡道阻力所需的電動機靜功率和電動機啟動階段消耗的功率。式中：—基準接電持續(xù)率時電動機的額定功率，kw，為所選電動機的總功率；—克服運行阻力消耗的靜功率，kw；—電動機個數；—平均啟動轉矩倍數，對繞線電動機取1.7，鼠籠電動機取1.98；—運行總阻力，N；—電動小車運行速度，；—運行小車總效率；—電動葫蘆與吊載的總質量，kg；—加速時間，S。初算時按下表選。表3加速時間經計算由CD、MD型系列電動葫蘆技術性能和外形尺寸表，初選小車運行電動機ZDY121—4。電動葫蘆運行小車運行速度低，利用等級和載荷狀態(tài)都不高，所以運行電動機一般不必驗算過載和發(fā)熱。3.2.3傳動比電動葫蘆運行機構用減速器，通常無標準產品可供選擇。減速器的傳動比按下式計算：式中：—減速器傳動比；—電動機轉速，；—車輪轉速，；==所以3.2.4制動器的選擇與計算電動葫蘆運行機構多采用平面制動器，與電動機構成制動電動機為一體，也無標準制動器可供選用，需自行設計與驗算。摩擦阻力是有利于制動器制動的，只有坡道阻力需要制動器消耗制動力矩，對于輪緣摩擦和曲線軌道引起的附加阻力并不能幫助制動。因此對于在運行驅動車輪與軌道間有足夠大的黏著力的情況下，運行制動器應滿足下面條件：式中：—制動器制動力矩，N—m；D—車輪工作直徑，m；—運行機構總效率；—減速比；—坡道阻力，N；—電動小車運行時的最小摩擦阻力，N；式中：P—彈簧工作時軸向壓力，N；—制動輪與制動環(huán)間的摩擦系數，取=0.35；式中：—起重量，kg；—葫蘆自重，kg；g—重力加速度；—坡道阻力所以式中：—最小摩擦阻力，N。其他參數同上。所以=324N綜合上述計算和相關技術參數，應該選擇起升電動機為ZD141—4，運行電動機為ZDY121—4的CD型5t電動葫蘆作為起升和運行傳動裝置。結構外形如下圖所示：圖13電動葫蘆4大車運行機構設計計算4.1確定機構傳動方案圖14三合一驅動裝置4.2選擇車輪和軌道，驗算車輪強度由《起重機計算實例》的表2—9得：大車車輪采用圓柱形踏面的雙輪緣車輪，材料選用ZG340-640（相當于ZG55，正火后回火）車輪直徑φ350mm，軌道型號為P18。為了提高車輪的使用壽命，車輪踏面和輪緣內側進行表面淬火，強度達到HBS300～380.對于淬硬層的深度，應大于15～20mm，因輪壓Nmax=4192公斤，故選用P18型鐵路鋼軌，由于軌頂面是圓弧形能適應車輪的傾斜，一級起重機跑偏的情況具有足夠的強度，使用壽命長，同時其軌頂應有足夠的寬度以減少對基礎的比壓，截面具有足夠的抗彎強度，軌面一般與車輪配用，不再進行強度校核。4.3驗算車輪的疲勞強度由于車輪在使用中失效的主要原因是踏面疲勞損壞，車輪的計算主要是踏面疲勞強度的計算。由《起重機設計手冊》得踏面疲勞計算載荷：PC=式中：PC-車輪他民疲勞計算載荷（N）；Pmax-起重機正常工作時的最大輪壓；Pmin-起重機正常工作時的最小輪壓。故PC=（2×41920﹢8050）÷3=30630N因圓柱形踏面與圓弧頂鋼軌為點接觸所以車輪踏面的疲勞計算載荷應滿足：PC≤式中：C1-轉速系數，因n=Vk／πD=45÷3.14×0.35=40.95r／min查得C1=0.968；C2-運行機構工作級別系數，查得：C2=1.00（工作級別為M5）；K2-與車輪材料有關的點接觸應力常熟，查得：K2=0.126；查得：σb=640MPa〔s〕P3-39R-曲率半徑，P18型軌道頂面曲率半徑，R=175mm，取車輪半徑與軌道頂曲面曲率半徑中之大值，故取R=175mmm-由軌道頂面曲率半徑與車輪半徑之比所確定的系數：m===0.514根據比值，查得：m=0.487則：PC≤0.968×1×0.126×1752÷0.4873=32.3KNPC=28.6KN＜C1C2K2=323KN所以車輪疲勞強度校核通過。4.4傳動裝置設計計算4.4.1選擇電動機大車運行機構的靜功率計算：滿載時，按下式計算：Nj=⑴起重機自重（不含葫蘆重）為3.24t，自﹝3﹞P309電動葫蘆自重為0.5t,則：PG=3.24+0.5=3.74t所以PQ′+PG=（15000+3740）×9.8=85652出自[Ⅲ]P135⑵查表6-5得，運行阻力系數，滾動軸承W=0.0083所以，靜阻力：Wj=Mn=(PQ+PG)W=85652×0.0083=10.9≈711N所以靜功率Nj=式中：Wj-靜阻力Wj=711NVn-起重機或小車運行速度Vn=45Z-電動機的數目，分別驅動Z=2η-運行機構的效率，取η=0.95則：Nj==711×45÷60000×2×0.95=0.28KW⑶大車運行機構的慣性阻力Wg=(1.1～1.3)自[Ⅰ]表6-8Tq=3.2+(0.75-0.63)÷(1-0.63)×(4-3.2)=3.5s所以：Wg=1.2×85652÷9.8×45÷60×3.5=2247N4.4.2大車運行機構的功率計算⑴大車運行機構的動功率按下式計算：Ng==2247×45÷60000×2×0.95=0.88KW電動機功率計算：電動機功率按下式計算Nd=由于是繞線型異步電動機，電動機的平均啟動力矩倍數λp=1.7則：Nd=（0.28+0.88）÷1.7=0.682KW查表知Jc=25%.G=G2.由資料《QS系列“三合一”減速器》P13表12初選電動機為型號：ZDR100-4C型繞線式電動機，功率：1.5KW轉速n=1350r/min制動力矩為：10.0N·M4.4.3驗算電動機（1）電動機的發(fā)熱計算繞線型異步電動機的發(fā)熱驗算按《起重機設計手冊》計算：Nw=GW（PQ′+PG）由表6-7得：G=G2=0.90Vk=Vk′=45m/min則：Nw=0.252KW＜1.5KW電動機發(fā)熱利用率為：0.252÷1.5×100%=16.8%驗算通過（2）電動機的過載驗算電動機過載按公式[J]=+1.15ZJ計算出自[Ⅰ]P117總傳動比：i==1350÷40.95=32.96[J]=85652×0.352÷4×9.8×0.95×32.962+1.15×2×0.045=0.36kg·m2按[Ⅰ]P1186-52式得:Ne≥1／zλp[w（PQ′+PG）+]驗算電機的過載能力：1÷2×1.07[0.0083×85652×45÷60000×0.95+0.36×0.1052×14002÷1000×3.5]=0.729KW﹤1.5KW電機的過載利用率為：0.72915×100%=48.6%（3）驗算起動時是否打滑求空載起動時間tq0[J]=+1.15ZJ1=3.74×1000×0.352÷4×32.962×0.95+1.15×2×0.045=0.115kg·m2Mj=WmD／2iη其中：Wm=PGgW=3740×9.8×0.0083=304NMq=1.7Me=1.7×9550×1.5÷1350=18N·m所以;Mg=304×0.35÷2×0.95×39.96=18N·mtq0=所以tq0=0.105×1350×0.115÷(2×18-1.7)=0.475s按式[Ⅰ]（6-62）P120得：式中：ψ-粘著系數（滑動摩擦系數）對室內的起重機，一般取ψ=0.15n-粘著安全系數，一般取n=1.05-1.2Pmin-為主動輪空載時的最小輪壓，為NB空=618公斤=6180N所以:0.15×6180÷[(18-1.15×0.045×0.105×1350÷0.475)×2×32.96×0.95÷0.35﹣6180×0.0083]=2.09所以2.096﹥n=1.05-1.2（粘著安全系數）不會打滑注：由于近代起重機力求自重輕，且較高運行，這樣電動機的驅動功率較大，而主動車輪又較小，在這種情況下，只要起重機能起動，起動力矩尖峰時期打滑，還是允許的。4.5設計減速裝置因為n==45÷3.14×0.35=40.95r/min所以總傳動比i==1350÷40.95=32.98564.5.1選擇減速器的類型近年來，國內的好多橋式起重機采用“三合一”驅動部件的分別傳動大車運行機構，此次設計所選用的減速器是參照德國馬克公司技術標準設計的QS系列“三合一”減速器為三級折線布置平行軸傳動外嚙合漸開線。硬齒面（HRC56-62）。圓柱齒輪減速器（中華人民共和國專業(yè)標準號為：ZBJ19027-90）減速器直接與帶制動器的繞線式電動機相配，集減速器、電動機、制動器為一體，制動器不需另配電源，所配電機具有雙重功能，接通電源即可旋轉，切斷電源后，電機本身即產生制動力矩而制動。減速器齒輪采用高強度優(yōu)質合金鋼材料，淬硬、精制。其特點為：承載能力大、傳動比范圍廣、傳動效率高、結構緊湊美觀、體積小、重量輕、運轉平穩(wěn)、噪音低。輸出軸可兩面裝配，即可用于單獨驅動，亦可用于集中驅動。QS系列減速器主要用于3.2～50t橋式起重機及電動單、雙梁起重機的運行機構，也適用于運輸、冶金、鋼鐵、礦山、石油、化工、建筑、鐵路、港口、國防工程、輕紡工業(yè)機械設備的傳動機構。減速器的使用條件：齒輪圓周速度≦20m／s，輸入軸轉速≦1500m／min工作環(huán)境溫度-40℃～45℃（當低于0℃是啟動前潤滑油應預熱至0℃以上），而且可正反兩方向運轉。4.5.2確定減速器的型號由資料《QS系列“三合一”減速器》P6表6，選用QS160型減速器，工作級別為M6公稱傳動比i′=35.5許用功率P1=3.74KW輸出扭矩T2=892N·m由于配套電機功率P＜許用功率=3.74÷(2～2.5)=1.87～1.497KW而配套電機功率P=1.5KW＜P所以所選的電機與減速器能配套LD型電動單梁橋式起重機的工作級別為M5則應按下式進行計算：Pmi=Pm6×1.12式中：i-工作級別Pmi相當于Mi工作級別的功率值Pm6功率表中所列許用功率值所以Pm5=Pm6×1.12=3.74×1.12=4.1932KW對慣性載荷較小起制動次數較少的機構，計算結果可直接按小于表列功率選用。但一般運行機構，慣性載荷較大起制動頻繁選用減速器時，應按機起制動時，零件所承受的最大振動力矩計算，此時應把表列功率除以系數ψs.即Pmi≥ψsPn式中：ψs-彈性振動矩增大系數，根據實踐經驗和《起重機用QS型減速器》標準應取ψs=2～2.5PN-電動機額定功率所以：Pm5≥（2～2.5）PN=（2～2.5）×1.5=（3～3.75）KW實際運行速度Vk′=iVk／L′=32.96×4