·抓斗橋式起重機結構設計目錄TOC\o"1-3"\h\u25867摘要 摘要這次的畢業(yè)設計我所設計的抓斗橋式起重機主要應用于工業(yè)中散料的抓取和搬運。我國制造業(yè)目前正在以較快的速度進行發(fā)展，起重機在我國的發(fā)展進程中扮演著重要的角色，無論是重物的搬運、生產(chǎn)制造過程中材料的組裝又或是在工廠或企業(yè)的固定位置工作起重機的作用都是非常重要的，不但使工廠和企業(yè)避免了人力和物力資源上的浪費，而且極大地提高了工廠和企業(yè)的勞動效率。目前，我國的起重機行業(yè)相比國外一些國家還是有一些差距，隨著工業(yè)化進程的發(fā)展，人們對于起重機的功能與質(zhì)量也有了更加嚴格的要求。因此，這此的研究課題就是設計出一臺成本較低、布局合理、安全可靠的抓斗橋式起重機。關鍵詞：抓斗橋式起重機；功能與質(zhì)量；布局合理第1章緒論抓斗橋式起重機在物料的運輸中起著非常重要的作用，它可以完成許多單靠人力無法完成的物料搬運的工作，能節(jié)省大量的人力，極大的提高勞動力，在許多領域都得到了廣泛的應用。隨著生產(chǎn)規(guī)模的逐漸擴大和機械化進程的飛速發(fā)展，抓斗橋式起重機已經(jīng)不再僅僅作為生產(chǎn)過程中的輔助機械設備，它已然日益成為生產(chǎn)流水作業(yè)上的重要機械設備。隨著我國經(jīng)濟建設的發(fā)展，工業(yè)化程度的大幅提高，工業(yè)建設的規(guī)模也隨之擴大。為了降低工程建設的生產(chǎn)費用的同時還要保證工程建設的質(zhì)量符合要求，這時擁有一臺先進的工業(yè)設備就顯得尤為重要。同時抓斗起重機的充分應用為促工業(yè)進程的發(fā)展，提高社會生產(chǎn)率有著舉足輕重的作用。在如今國家的工業(yè)發(fā)展進程中，由于市場競爭的需要，人們對于抓斗橋式起重機的需求也隨之增長。目前，在工程起重機械技術方面，歐洲、美國和日本目前處于領先地位。工程起重機的發(fā)源地在歐洲，它們的起重機生產(chǎn)技術水平最高。其產(chǎn)品技術先進、性能優(yōu)越、可靠性高。當今我國的抓斗橋式起重機的生產(chǎn)技術水平在逐步提高，國內(nèi)起重機廠家之間對于市場的爭奪也愈演愈烈。為了能夠在國內(nèi)眾多起重機廠家的爭奪中不少起重機廠家都紛紛著重擴大起重機產(chǎn)能的投資，部分企業(yè)已經(jīng)取得了良好的成效，市場占有率得到了顯著提高，但我們與高水平國家之間的差距依然相當明顯。隨著我國科學技術的發(fā)展與工業(yè)水平的進步，我國的小型抓斗起重機在世界起重機領域已經(jīng)處于先進水平。但由于我國在之前對于大型抓斗起重機的認識不夠深入，缺乏設計經(jīng)驗與核心技術，因此我國的抓斗起重機的發(fā)展歷程并不長，其中大部分大型起重機都是由德國和日本等一些起重機發(fā)展比較成熟的國家引進而來。雖然我國目前也自主研發(fā)了不少大型抓斗起重機，不過相比一些技術先進的國家而言我們設計的大型起重機仍然存在許多缺陷，比如一些大型抓斗起重機形式比較單一、工作效率較低、安全防護方面不夠完善、功能不夠齊全等。因此，我國的抓斗起重機要想在世界占有自己的一席之地，打造出我們自己的起重機品牌，提高國際競爭力，依然還有很長的一段路要走。我這次畢業(yè)設計主要是對抓斗起重機機構的設計，目的是熟悉并了解抓斗起重機的基本結構及其機構的工作原理，并學習如何為抓斗起重機各個機構進行合理的選型，初步掌握實際中抓斗起重機的設計。通過在畢業(yè)設計中學到的抓斗起重機的設計方法與流程，將自己所學習的專業(yè)知識運用到實際工業(yè)生產(chǎn)中，提升自己遇到問題時分析問題并解決問題的能力，并鍛煉自己實際動手操作的能力。

第2章抓斗橋式起重機設計要求及整體設計2.1主要技術參數(shù)（1）起重量:20t（含抓斗自重）（2）跨度：28.5m（3）工作級別：A7（4）起升高度：20m（5）起升/開閉速度：37.1m/min（6）小車、大車運行速度：44.7/85.1m/min（7）環(huán)境溫度：-10°-30°2.2總體設計（1）橋架：作為抓斗橋式起重機的基礎承載部件，包含主梁和端梁，并且為了抵消承載后所產(chǎn)生的下?lián)犀F(xiàn)象，同時削弱小車運行時的爬坡和下滑，主梁帶有合適的上拱度。（2）抓斗：采用了四繩抓斗，其工作可靠、生產(chǎn)率高、操作簡單。（3）起升機構：選用了閉式傳動起升機構構造形式，從而讓起重機結構更加的緊湊，節(jié)省了大量的空間。驅(qū)動方式采用的是分別驅(qū)動的方式，驅(qū)動裝置和卷筒之間采用平行軸線式布置，以便于安裝與維護。電動機為了方便布置采用了臥式安裝。（4）小車運行機構：采用的傳動方案為集中驅(qū)動，減速器高速端與電動機通過聯(lián)軸器相連接，低速端經(jīng)過聯(lián)軸器帶動小車的車輪。為了減小摩擦力，方便安裝與維修，車輪之間采用滾動軸承。（5）大車運行機構：為有軌運行，運行阻力小、運行成本低、生產(chǎn)率高。傳動方式為分別驅(qū)動，在減小自重的同時并且提高了各個部件的分組性，確保了起重機的運行時安全可靠性。減速器高速端通過與電動機通過聯(lián)軸器相連接，低速端經(jīng)過聯(lián)軸器帶動大車的車輪，從而實現(xiàn)大車機構的運行。

第3章起升機構的設計計算3.1抓斗寬度的確定由[15]可知抓斗完全張開時抓斗的最大開度為，當抓斗抓取難以抓取的物料時取。故抓斗的最大開度為：式中：——抓斗的額定容積，這里取。抓斗的寬度：式中：，當物料為大塊的物料或堅硬的物料時取較小值，松散的物料時取較大值。這里取。抓斗開啟的最大覆蓋面積：抓斗的結構簡圖如下圖3-1所示：圖3-1抓斗結構簡圖3.2抓斗端面形狀尺寸的確定確定端面水平長度：式中：——抓斗端面形狀系數(shù)，查[16]表4-5-17得。確定端面縱向高度：式中：——取。確定撐桿絞點的位置：由[16]圖4-5-4可知：，，撐桿長度，撐桿上絞點離開上滑輪中心的水平距離。抓斗閉合時的總高度：3.3為起升機構擬定傳動方案，并選擇適合的滑輪組構造方面，選用了閉式傳動起升機構構造造型，從而讓起重機結構更加的緊湊，節(jié)省了大量的空間。由于本次設計選用的是四繩抓斗，其中包括兩根起升繩和兩根閉合繩，故鋼絲繩的分支數(shù)為，倍率均為。因為鋼絲繩的起升結構和開閉結構所受載荷不均勻，一般情況下取倍的起升載荷。3.4計算鋼絲繩上所受拉力并選型由[15]可知，滑輪組在工作時的傳遞效率為：。故計算可得鋼絲繩上所受拉力的最大值為：查[15]表5-7可知，當起重機處于工作級別時，鋼絲繩的安全系數(shù)為；，因此可以計算出鋼絲繩上的破斷拉力為：根據(jù)已知要求，采用能夠滿足作業(yè)強度的鋼絲繩的型號為瓦林吞型線接觸鋼芯型。在起重機正常作業(yè)時，其能夠承受的最大拉應力是1670MPa。由[15]公式（5-13）鋼絲繩直徑，c取0.114，得。3.5確定卷筒尺寸和強度驗算卷筒直徑：由[16]附表13取卷筒繩槽尺寸由[15]表5-14可知槽距，繩槽尺寸。計算卷筒外形參數(shù)：故式中：——起重機能夠提升物體的最大高度；——為提高卷筒強度而添加的放大系數(shù)，?。弧硗膊凵蠜]有開槽的尺寸，；——鋼絲繩纏繞在卷筒時其整體的直徑，。卷筒邊緣尺寸計算：取。求得卷筒外壁承受應力大?。壕硗膊牧喜捎没诣T鐵，可以盡可能的降低生產(chǎn)成本。同時其抵抗拉力載荷強度的最小值為，故可以計算出卷筒上能承受的最大壓應力：而，所以抗拉強度符合條件。由于卷筒的長度,所以不需要再檢驗由彎曲應力而產(chǎn)生的拉應力。故卷筒符合起重機安全作業(yè)的需求，故卷筒軸徑設定為；卷筒總體長度設定為；卷筒上繩槽之間的間隔設定為；卷筒上繩槽直徑設定為；起重機提升重物的最大高度為；倍率。3.6計算電動機的參數(shù)并選型電動機穩(wěn)定運行時產(chǎn)生的功率大小為：式中：——各部件加起來的整體效率，查表知；所選電動機應滿足其功率最小為：式中：由[15]可知，起重機整機級別為，故；查[15]附表，電動機選用，，，其中起升裝置上電機自身重量為。3.7對電動機發(fā)熱狀態(tài)的檢驗及審核在的條件下，通過以上條件計算可得有效功率：式中：——起重機整機級別為時，；——時間比值系數(shù)，對于抓斗橋式起重機的起升機構來說，，由表可知。，電動機正常運行時不會出現(xiàn)過熱現(xiàn)象。3.8減速器參數(shù)計算卷筒正常工作狀態(tài)下的旋轉速度的計算：減速器在機構傳動間的傳動比大小為：由[17]通過比較，可知較為合適的減速器為，當起重機處于A7工作級別時，減速器的能承受的最大功率為：,，減速器自身的重量為：。3.9驗算起升速度和實際所需功率起重機起升狀態(tài)下的真實速度：理論速度與真實速度間的誤差：所要求電動機的真正功率：電動機功率滿足起重機作業(yè)時的安全起升條件。3.10減速器轉軸檢驗查[14]可知減速器轉軸在工作時產(chǎn)生的徑向力最大值為：式中：——鋼絲繩對卷筒施加的載荷;——卷筒及軸自重，由[16]表4-3-6查得；——查閱[17]附錄可知，型號為的減速器能承受的加載到輸出軸端上的最大徑向載荷的大小。查[14]得在減速器轉軸上產(chǎn)生的扭矩最大值為：式中：——電動機穩(wěn)定工作狀態(tài)下所產(chǎn)生的力矩大??；——電動機在正常工作時所產(chǎn)生的力矩最大值的倍數(shù)；——減速器機械傳動過程中的效率；——減速器能承受的加載到輸出軸端上的最大轉矩，由[17]附表查得。故減速器符合起重機安全工作的需求。3.11計算制動器力矩并選型計算靜制動時產(chǎn)生的力矩大?。菏街校骸苿訒r為保證起重機安全平穩(wěn)制動的系數(shù)。由[17]中附表15查得，制動器的類型應選用，制動器能產(chǎn)生的最大制動力矩為：，制動器上制動輪的直徑尺寸大小為：，制動器自身的重量為：。3.12選擇聯(lián)軸器高速軸聯(lián)軸器轉矩：式中：——電動機穩(wěn)定工作狀態(tài)下所產(chǎn)生的力矩大??；——為保證聯(lián)軸器連接時的強度所設定的系數(shù)；——考慮齒輪在傳動時動載荷造成的影響引入的系數(shù)。查表知電動機型號為，軸端幾何形狀是圓錐形，其尺寸大小為：，。減速器型號為，減速器的高速軸端幾何形狀是圓錐形，其尺寸大小為：，。查[16]表4-12-6，經(jīng)過篩選，應選用齒輪聯(lián)軸器的型號為，許用轉矩，飛輪轉距，質(zhì)量。浮動軸兩端為圓柱形d=60mm,l=110mm；減速器上所選擇的聯(lián)軸器的參數(shù)為：由[16]表4-12-8可知，這里采用的是帶有制動輪的聯(lián)軸器，聯(lián)軸器能承受的最大轉矩為：，飛輪轉距為：，自身重量為；。3.13對起升機構啟動時間的檢驗啟動過程中所耗費的時間為：式中：在起動機轉軸未開始轉動時由于阻力而產(chǎn)生的力距：電動機帶動各個部件開始運轉時產(chǎn)生的平均力矩：計算得啟動過程中所耗費的時間：由[17]可知，對于本次設計的抓斗橋式起重機，安全啟動時間在。故起重機可以安全啟動。3.14對起升機構制動時間的檢驗制動過程中所耗費的時間為：式中：由[17]得，當起升機構的起升速度時，。，起重機可以安全制動。3.15高速浮動軸參數(shù)選擇及強度檢驗求得浮動軸上的疲勞載荷的大?。菏街校骸S在承受壓力時的載荷與平時載荷的比值系數(shù)，；——起升機構在運行過程中由于的動載荷而導致的動載效應。；已知浮動軸端部直徑尺寸為：。因此計算可得轉軸在旋轉時產(chǎn)生應力大小為：軸選用鋼材的型號為鋼，，。在軸上由于受彎形變產(chǎn)生的應力：在軸上由于旋轉變形產(chǎn)生的應力：高速浮動軸上所能承受的最大應力：式中：——由工件外形尺寸和工件表面粗糙度共同決定的應力在工件上聚集程度的系數(shù)；——由工件外形尺寸決定。；——由工件表面粗糙度決定。查表知；——工件在受力的作用時其敏感程度的系數(shù)。查表可知；——為確保軸的強度設定的系數(shù)。。校驗軸在工作時的安全強度：軸在工作期間最大承受的的轉矩大小為：最大扭轉應力：許用扭轉應力：式中：——安全系數(shù)，。，故強度滿足條件。位于高速浮動軸中間部位的軸徑：，取。高速浮動軸如下圖3-2所示結構：圖3-2高速浮動軸結構圖

第4章小車運行機構4.1為小車機構擬定合適的傳動方式小車運行機構分有兩種驅(qū)動方式，經(jīng)過對比之后，最終決定采用的集中驅(qū)動的驅(qū)動方式，簡圖如下圖4-1：圖4-1集中驅(qū)動簡圖4.2為小車選用合適的車輪與軌道并檢驗其安全性能小車車輪上所承受的壓力最大值為：小車自身重量初定為：，在小車車輪上承受的壓力分布均勻的條件下：小車車輪上所承受的壓力最小值為：小車車輪型號的選擇：由[15]表9-5查得，當運行速度小于60m/min時：當起重機處于A7工作級別時，所選用車輪的直徑為：，相應軌道的型號為，軌道的最大允許輪壓為。檢驗小車車輪接觸強度：分為兩種情況：①軌道，車輪相接處面積是一條線時。②軌道，車輪相接處面積是一個點時。小車車輪與軌道頂部相接部分產(chǎn)生的載荷為：小車車輪選用型號為的鑄鋼材料，，軌道和車輪相接處面積是一條線時，車輪能承受的局部之間由于相互接觸產(chǎn)生的擠壓力的最大值為：式中：——軌道和車輪相接處面積是一條線時，車輪能承受的最大應力系數(shù)，；——小車車輪和軌道相接處的尺寸，當采用軌道的型號為P38時，；——轉速系數(shù)，查[16]表3-8-8可知車輪轉速——工作級別數(shù)，查[16]表3-8-8知，當起重機整機為A7時，；，強度符合條件。軌道和車輪相接處面積是一個點時，車輪能承受的局部之間由于相互接觸產(chǎn)生的擠壓力的最大值為：式中：——軌道和車輪相接處的點能承受的最大應力系數(shù)，；R——曲率半徑，選用車輪與軌道中值較大的一個。這里取。m——與的大小相關的系數(shù)，由[16]表3-8-9可知，m=0.44。因為，故點接觸強度滿足。綜上所述，選定直徑的單輪緣車輪。4.3計算運行阻力摩擦阻力距：由[17]附表可得，型號為的車輪組與其相搭配的軸承為型號的軸承，其平均軸徑為：，由[17]可知機構之間摩擦方式為滾動，其系數(shù)為：。軸承上還會由于各種原因產(chǎn)生阻力，其系數(shù)為：。軸承之間也會產(chǎn)生摩擦，其系數(shù)為：。當起重機滿載工作時，阻力產(chǎn)生的力矩大小為：當起重機滿載工作時，由于摩擦而產(chǎn)生的阻力大小為：當起重機空載工作時，阻力產(chǎn)生的力矩大小為：4.4計算電動機的參數(shù)并選型電動機穩(wěn)定運行時產(chǎn)生的功率大小為：式中：——當起重機滿載工作時，產(chǎn)生的靜阻力；——坡道阻力，（其中為坡道阻力系數(shù)，通過查[15]表9-18可知對于橋式起重機的小車機構?。?；——各部件之間進行傳動時的效率；——小車上電動機的總數(shù)量。所選電動機應滿足其功率最小為：式中：——電動機實際工作時的功率放大倍數(shù)，。由[14]可知應采用型號為YZR160M1-6的電動機，，，飛輪轉矩：，電動機自身重量為：。4.5對電動機發(fā)熱的驗算及審核在的條件下，通過以上條件計算可得有效功率：式中：——起重機整機為時，；——當時，可得；，故電動機不會出現(xiàn)過熱現(xiàn)象。4.6減速器參數(shù)計算小車車輪的理論旋轉速度為：小車上減速器的理論傳動比為：由[17]得應采用的型號為ZSC-600-Ⅴ-2的減速器，起重機處于A7工作類型，當減速器的輸入軸轉速為時，減速器上能夠承載的功率最大值為：，。。4.7計算小車運行速度并校核電機功率小車在現(xiàn)實工作過程中速度的大?。簩嶋H速度與理論速度的誤差計算：小車在穩(wěn)定工作過程中對電機功率的要求：因此電機不會過載。4.8計算小車開始運轉所需時間小車開始運行過程中需要耗費的時間為：式中：；——小車上電動機的總數(shù)量。小車滿載時由靜止到開始工作過程中電機軸端上產(chǎn)生的力矩：小車空載時由靜止到開始工作過程中電機軸端上產(chǎn)生的力矩：制動輪、聯(lián)軸器在工作過程中的飛輪矩大小初步猜測為：小車上各個部件的飛輪矩之和為：小車滿載時由靜止到開始工作過程中需要的時間為：小車空載時由靜止到開始工作過程中需要的時間為：當時，小車由靜止到開始工作過程中的時間最大值為，而，小車能在規(guī)定時間內(nèi)完成啟動工作。4.9檢驗減速器功率是否合適減速器在小車工作過程中功率的大小為：式中：——小車上減速器的總數(shù)量。。，所選擇的減速器符合條件。4.10檢驗小車啟動過程中是否會發(fā)生打滑該起重機在工廠內(nèi)工作時幾乎不會受到風載荷與坡度的影響，因此由風載荷引起的阻力矩和坡道斜度引起的阻力矩可以忽略不計，故只需要驗算空載啟動與滿載啟動時的不打滑條件。當小車機構由空載運作時，在小車車輪和軌道接觸處切線方向上產(chǎn)生的力：兩者之間由于摩擦所產(chǎn)生的粘著力為：故小車空載啟動時不出現(xiàn)打滑的現(xiàn)象。當小車機構由滿載開始啟動時，切線方向上的力：車輪在運行時與軌道之間產(chǎn)生的摩擦力：因此，不會發(fā)生打滑。4.11計算制動力矩并為制動器選型為保證小車安全作業(yè)，小車由運轉到停止工作的過程中耗費的時間不應過長，即，令，則小車在剎車的過程中所需要制動的轉矩應為：由[17]附表查得應采用型號為的制動器，制動器在制動時的最大轉矩，其次我們所選取的制動時所需要的時間，與啟動時所需要的時間之間的誤差較小，不需要再去檢驗小車是否出現(xiàn)打滑。4.12高速聯(lián)軸器的相關計算并對制動輪進行合理的選型聯(lián)軸器在工作過程中產(chǎn)生的扭轉力矩大小為：式中：——電動機穩(wěn)定工作時產(chǎn)生的扭轉力矩；n——為保證聯(lián)軸器工作強度設定的放大系數(shù)。;——考慮齒輪在傳動時動載荷造成的影響引入的系數(shù)。這里；由[17]附表查得電動機兩側軸尺寸大小為，。其幾何外形是圓柱形。由[17]附表查得減速器轉速較高的軸側尺寸大小為，。其幾何外形是圓柱形。因此由[16]采用的齒輪聯(lián)軸器型號為型，型鍵槽在主動軸端，，型鍵槽在從動軸端，，聯(lián)軸器的公稱轉矩為：，，飛輪轉矩為：，重量：。高速軸處的制動輪的選擇：由已選定的型號為的制動器，由[17]附表可知應選擇的制動輪直徑尺寸為：，尺寸為：，的圓柱形軸孔，制動輪的上的飛輪轉矩為：，重量為：。由以上可得：與上文猜想的誤差在允許范圍內(nèi)。4.13低速軸聯(lián)軸器的相關計算并對其進行合理的選型聯(lián)軸器在工作過程中產(chǎn)生的扭轉力矩大小為：由[17]表查得的減速器在低速軸一側形狀為圓柱形，，。選取軸徑為，，由[16]表4-12-7選擇的聯(lián)軸器型號為，數(shù)量為兩個，與電機相連的軸端軸的孔型為Y型，鍵槽類型為B型，，。與減速器相連的軸端孔的孔型為J型，鍵槽類型為B1型，，。因為之前直徑的車輪已經(jīng)被選定，查[17]附表車輪組比照，取聯(lián)軸器與車輪軸連接位置處的尺寸，，此外另選齒輪聯(lián)軸器兩個，其型的軸孔，型的鍵槽位于主動端，，。型的軸孔型的鍵槽位于從動端，，。4.14校核低速浮動軸安全性能求得浮動軸上產(chǎn)生的疲勞載荷的大?。河猩衔目芍虞S軸徑，扭轉應力應為：無論機構是正轉還是反轉機構的轉矩的值都是相等的，對稱循環(huán)是浮動軸上載荷變化的規(guī)律，浮動軸的材料采用的是鋼，因此：，。浮動軸上發(fā)生扭轉時，軸上能夠承受的最大應力為：式中：k、n1——與上文一致。。求得浮動軸上產(chǎn)生的疲勞載荷的大?。菏街校骸诟虞S工作時由于軸的振動而導致力矩變化的系數(shù)。；——軸在承受壓力時的載荷與平時載荷的比值系數(shù)。。浮動軸工作時由于扭轉而在軸上產(chǎn)生的應力最大值為：軸上能承受的由于扭轉而在軸上產(chǎn)生的應力最大值為：。因此，浮動軸滿足工作時所需的安全性能。浮動軸軸徑：，取。

第5章大車運行機構5.1確定傳動方案為了盡可能的減小起重機的重量，采用單邊分別驅(qū)動的傳動方式可實現(xiàn)降低起重機自身重量。5.2確定車輪與軌道并檢驗其安全性能大車上所受載荷如下圖5-1：圖5-1載荷分布圖當起重機在最大載重的情況下作業(yè)時，大車車輪上所受的壓力最大值為：當起重機在沒有載重的情況下作業(yè)時，大車車輪上所受的壓力最大值為：當起重機在沒有載重的情況下作業(yè)時，大車車輪上所受的壓力最小值為：大車車輪與軌道頂部相接部分產(chǎn)生的載荷為：大車車輪選用型號為的鑄鋼材料，，。由[16]可知，由于大車的運行最大速度，故應選用的車輪軸徑為，軌道為。軌道和車輪相接處面積是一個點時，車輪能承受的局部之間由于相互擠壓產(chǎn)生的力的最大值為：式中：——車輪得許用比壓(N/mm2)，查[14]表9-12，?。弧拾霃?，查[14]表9-2得，；——與的大小相關的系數(shù)，查[14]表9-11可知；——轉速系數(shù)，查[14]表9-9可知，車輪轉速時，；——工作級別系數(shù)，查[14]表9-10當級別為A7時，。。軌道和車輪相接處面積是一條線時，車輪能承受的局部之間由于相互接觸產(chǎn)生的擠壓力的最大值為：式中：——軌道和車輪相接處面積是一條線時，車輪能承受的最大應力系數(shù)，其值可按[14]表9-8取。——小車車輪和軌道相接處的尺寸，；——小車車輪與軌道頂部相接部分尺寸；——轉速系數(shù)，查[14]表9-9可知，車輪轉速時，；——工作級別系數(shù)，查[14]表9-10當級別為A7時，。，故選用的車輪和軌道符合安全作業(yè)的要求。5.3計算大車運行時所受阻力大車運行過程中所受阻力產(chǎn)生的力矩大小為：型號為的車輪組與其相搭配的軸承為型號的軸承，其平均軸徑為：，查[14]表9-14、9~15、9~16可知，機構之間摩擦方式為滾動，其系數(shù)為：。軸承上還會由于各種原因產(chǎn)生阻力，其系數(shù)為：。軸承之間也會產(chǎn)生摩擦，其系數(shù)為：。當起重機滿載工作時，阻力產(chǎn)生的力矩大小為：當起重機滿載工作時，由于摩擦而產(chǎn)生的阻力大小為：當起重機無載工作時，阻力產(chǎn)生的力矩大小為：5.4計算電動機的功率并選型電動機穩(wěn)定運行時產(chǎn)生的功率大小為：式中：——當起重機滿載工作時，產(chǎn)生的靜阻力；——坡道阻力，（其中為坡道阻力系數(shù)，通過查[15]表9-18可知對于橋式起重機的大車機構取）；——驅(qū)動電機的數(shù)量；——各部件之間進行傳動時的效率。所選電動機應滿足其功率最小為：式中：——電動機實際工作時的功率放大系數(shù)，查[14]表4-17可知，。由[14]附表查得選用型號為的電動機，，，飛輪轉矩，電動機的重量為：。5.5驗算電動機發(fā)熱條件等效功率：式中：——起重機整機為時，；——[14]表6-5，取，可得；，故電動機不會出現(xiàn)過熱現(xiàn)象。5.6減速器參數(shù)計算小車車輪的理論旋轉速度為：小車上減速器的理論傳動比為：查[17]附表35選用，，。，減速器符合要求。5.7計算大車運行速度并校核電機功率小車在現(xiàn)實工作過程中速度的大?。簩嶋H速度與理論速度的誤差計算：小車在穩(wěn)定工作過程中對電機功率的要求：，因此電機不會過載。5.8計算大車開始運行所需時間大車在開始運行過程中需要耗費的時間為：式中：n1=930r/min；m=2——大車上電動機的總數(shù)量。大車滿載時由靜止到開始工作過程中電機軸端上產(chǎn)生的力矩：大車無載時由靜止到開始工作過程中電機軸端上產(chǎn)生的力矩：制動輪、聯(lián)軸器在工作過程中的飛輪矩大小初步猜測為：大車上各個部件的飛輪矩之和為：大車滿載時由靜止到開始工作過程中需要的時間：大車空載時由靜止到開始工作過程中需要的時間為：大車由靜止到開始工作過程中的時間不應超過，故大車能在規(guī)定時間內(nèi)完成啟動工作。5.9校核減速器功率是否合適減速器在大車工作過程中功率的大小為：式中：——同一級別的減速器在運行機構中的總數(shù)，。，故減速器型號合適。5.10檢驗大車啟動過程中是否會發(fā)生打滑這次設計的抓斗橋式起動機是在室內(nèi)工作，因此由風載荷引起的阻力矩和坡道斜度引起的阻力而產(chǎn)生的影響很小，故可只檢驗下面幾種情況：①起重機上沒有載重時，兩臺電機一起協(xié)同運轉：式中：——直接由電機帶動的車輪上所受的總壓力；——間接由電機帶動的車輪上所受的總壓力；——在屋內(nèi)作業(yè)時所受阻力系數(shù)；——為預防車輪打滑設定的系數(shù)。，所以滿足安全啟動條件。。②當只有一個電動機工作，而無載小車位于正在工作的電動機一側時：式中：——直接由電機帶動的車輪上所受的總壓力；——間接由電機帶動的車輪上所受的總壓力；——空載啟動時間（有且僅有一臺電動機工作）；，所以滿足安全啟動條件。③當只有一個電動機運行，而空載小車在沒有運轉的電動機一側時：，所以滿足安全啟動條件。5.11計算制動力矩并為制動器選型估算大車由運轉到停止工作的過程中耗費的時間所需要的時間約為。大車在無載時剎車所需要的力矩大小為：式中：——由于地面不平坦產(chǎn)生的阻力；——大車上制動器的總數(shù)。故查[17]附表選用型號為的制動器兩臺，制動器的制動轉矩。5.12聯(lián)軸器的相關計算并對制動輪選型聯(lián)軸器（高速軸）軸端在工作過程中產(chǎn)生的扭轉力矩大小為：式中：——材料對應力不對稱循環(huán)敏感程度的系數(shù)，；——為保證機構強度的放大系數(shù)，對于運行旋轉機構；由[17]附表查得電動機兩側軸尺寸大小為，。其幾何外形是圓柱形。由[17]查得型號為的減速器高速軸端的形狀為圓錐形，尺寸為：，。因此選用兩個型號為(距離電機較近軸的端部幾何外形為圓柱形，浮動軸軸徑大小為)的半齒聯(lián)軸器，其中，，聯(lián)軸器自重：。選用兩個型號為(靠近減速器的軸端形狀為圓錐形，浮動軸軸端處的尺寸)的半齒聯(lián)軸器，其中，，聯(lián)軸器自重：。高速軸上各個機構的總飛輪矩：與上文取值大致吻合。聯(lián)軸器（低速軸）軸端在工作過程中產(chǎn)生的扭轉力矩大小為：查表可知型號為的減速器轉速較低的軸尺寸大小為：，，其幾何外形是圓柱形。主動輪軸端的幾何形狀為圓柱形，其尺寸為：，。因此低速軸上選擇型號為齒式聯(lián)軸器，聯(lián)軸器的公稱轉矩，，質(zhì)量為。5.13檢驗浮動軸上低速軸的安全性能計算低速軸上產(chǎn)生的疲勞載荷的大?。菏街校骸牧蠈Σ粚ΨQ循環(huán)敏感程度的系數(shù)，查[17]表2-6可知；由于浮動軸軸端所選取的尺寸為，則浮動軸上的扭轉應力為：無論機構是正轉還是反轉機構的轉矩的值都是相等的，對稱循環(huán)是浮動軸上載荷變化的規(guī)律，由以上數(shù)據(jù)可以求出許用扭轉應力為：式中：浮動軸采用的是鋼，因此：，——由工件外形尺寸和工件表面粗糙度共同決定的應力在工件上聚集程度的系數(shù)。，；——為保證浮動軸強度的放大系數(shù)，當機構為運行旋轉機構時取。。起重機穩(wěn)定運行時低速軸上產(chǎn)生的扭轉力矩大小為：式中：——對于受動載荷的部件按靜力設計時的放大系數(shù)，；低速軸工作時由于扭轉而在軸上產(chǎn)生的應力最大值為：低速軸上能承受的由于扭轉而在軸上產(chǎn)生的應力最大值為：，故低速軸滿足安全性能。5.14檢驗浮動軸上高速軸的安全性能計算高速軸上產(chǎn)生的疲勞載荷的大?。菏街校骸牧蠈Σ粚ΨQ循環(huán)敏感程度的系數(shù)，；由于浮動軸軸端所選取的尺寸為，則浮動軸上的扭轉應力為：。起重機穩(wěn)定運行時高速軸上產(chǎn)生的扭轉力矩大小為：式中：——對于受動載荷的部件按靜力設計時的放大系數(shù)，；高速軸工作時由于扭轉而在軸上產(chǎn)生的應力最大值為：高速軸上能承受的由于扭轉而在軸上產(chǎn)生的應力最大值為：，故高速軸滿足安全性能。

第6章總結我這次畢業(yè)設計是對