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1 前言
桥式起重机是生产车间、料场、电站厂房和仓库中为实现生产过程机械化与自动化，减轻体力劳动，提高劳动生产率的重要物品搬运设备。桥式起重机安装在厂房高处两侧的吊车梁上，整机可以沿铺设在吊车梁上的轨道纵向行驶。而起重小车又可沿小车轨道横向行驶，吊钩则作升降运动。
21.1 起重机械国内外发展趋势
起重机的出现大大提高了人们的劳动效率，以前需要许多人花长时间才能搬动的大型物件现在用起重机就能轻易达到效果，尤其是在小范围的搬动过程中起重机的作用是相当明显的。在工厂的厂房内搬运大型零件或重型装置桥式起重机是不可获缺的。
（1）国外起重机发展动向
当前，国外桥式起重机发展主要有以下特征：
①简化起重机设备结构，减轻自身重量，降低成本。
比如，法国的Patain公司采用了一种以板材作为基本构件的小车架结构，其特点是重量轻，加工方便，能用于中小吨位的起重机[1]。该结构要求起升使用行星减速器，小车架不直接于车架相连，这样可以降低对小车架的刚度要求，这样简化了小车架的结构，减轻了自身重量。而该公司的大小车运行机构采用的是三合一驱动方式，结构紧凑，减轻自重，简化了总体布置。
②更新起重机的零部件，提高整机性能。
法国的Patain公司采用了窄偏轨箱形梁作为主梁，高宽比大约为3.5-4，大筋板间距为梁高的两倍，不使用小筋板，主梁与端梁采用搭接的连接方式，这样垂直力直接作用于端梁上盖板，可以降低端梁高度，便于运输。
③起重机的大型化
随着时代的发展，所需求的起重量和幅度越来越大，因此起重机械的体积和起重量也随之增大，其服务场地和使用的范围也是越来越大，总体趋向于大型化。英国亚当森公司生产的世界上最大的铸造起重机起重量已达550t[2]。
④机械化运输系统的组合应用。
在国外的一些大型工厂里，为了提高生产效率，降低生产成本，他们把起重机有机结合，构成先进的机械化运输系统。
（2）国内起重机发展趋势
我国起重机的研制在二十世纪五六十年代起步，中间经历了七十年代末至八十年代的引进，以及九十年代以来的自主研发阶段，国内起重机行业历经风雨。
目前在各行业中所使用的起重机数不胜数，普遍采用小型PLC控制和调压调速，基本上没有智能化产品。中小型桥式起重机大多应用16/3.2T,50/10T以及32/16T等类型，在冶金工业中的大型起重机，大型的钢铁公司基本上采用200t～480t起重机，而中小型的企业大多采用趋于淘汰的75t～160t起重机，这些起重机的更新换代，形成了巨大的市场需求，也是科研人员进一步研发的动力和机会。
随着工业的发展，桥式起重机趋向于高速化、大型化、智能化的方向发展。
①高速化
大型桥式起重机主起升机构的起升速度已达12m／min，副起升速度15m／min，小车运行速度40m／min，大车运行速度80m／min以上。
②大型化
目前国内最大的桥式起重机是太原重工股份公司生产的450t起重机，使用在宝钢、武钢、鞍钢，一共有十多台。
③智能化
整机电控配置先进，已发展到全部机构变频调速，检测手段先进，运行自动监控、自动跟踪、检测智能化，给维护检修提供了便捷。因此对于大型化的铸造起重机，机构安全可靠性的设计就显得尤为重要，否则一旦发生事故后果是十分严重的。
随着制造业的发展，桥式起重机越来越多的应用到工业生产当中。但是，我国现在应用的起重机还是仿造外国技术制造出来的，无论是在质量上还是在功能上都满足不了日益增长的工业需求。文献[3]和文献[4]介绍了国内外大型起重机的研究现状及发展趋势，随着工业的发展，桥式起重机趋向于高速化、大型化、智能化的方向发展。文献[5]介绍的岸边桥式起重机技术新进展。桥式抓斗卸船机上利用差动原理的四卷简牵引式小车．通过齿轮差动式结构将抓斗起升、开闭机构和小车运行机构的传动装置合并在一起。达到减轻机构重量．减少钢丝绳的使用量，从而降低整机重量和营运成本的目的。文献[6]是对起升机构进行了设计计算，文献[7]则是对起升机构进行了改进，采用了行星减速器，以实现快捷的电动机械变速。文献[8]介绍了运行机构减速器选择的几个问题，文献[9]是对小车的改进，增大了小车的作业范围。
1.2 桥式起重机的组成和分类
（1）桥式起重机的组成
桥式起重机一般由大车运行机构，桥架，主梁，小车运行机构，起升机构，电气设备，司机室等几大部分组成。外形像一个两端支撑在平行的两条空中轨道上平移运行的桥。起升机构用来垂直升降，小车运行机构用来带着载荷横向移动，已达到在跨度内和规定高度内组成的三维空间里搬运装载货物。
①桥式起重机小车主要由小车运行机构、起升机构、小车架三部分组成，另外还有一些安全防护装置。
②桥式起重机大车主要由大车运行机构、桥架两部分组成，另外还有一些防护、限位装置。
（2）桥式起重机的分类
桥式起重机主要分为三类：通用桥式起重机、专用桥式起重机、电动葫芦型桥式起重机。
①通用桥式起重机。
通用桥式起重机是指在一般环境中工作的作为普通用途的起重机。以下几种起重机都属于通用桥式起重机。
a通用吊钩桥式起重机
b抓斗桥式起重机
c电磁桥式起重机
d两用桥式起重机
e三用桥式起重机
f三小车桥式起重机
②专用桥式起重机
桥式起重机按照起重机的结构及使用特性分类主要分为以下几种：
a冶金桥式起重机
b防爆吊钩桥式起重机
c绝缘吊钩桥式起重机
③电动葫芦型桥式起重机
电动葫芦型桥式起重机特点是起重小车用自行式电动葫芦代替，或者用固定式电动葫芦作为起升机构，小车、大车运行机构也尽量与电动葫芦部件通用，因此，电动葫芦型桥式起重机虽然起重量小、工作速度慢、工作级别低，但是它的自身重量小、能耗低，对建筑压力负载小，因此，在中小级别起重范围内使用越来越广泛。
电动葫芦型桥式起重机主要有两种：
a电动梁式起重机
b电动葫芦桥式起重机
1.3 本课题研究的意义和要求
起重机械是用来升降物品和人员的，有的还能这些物品和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。
桥架两端通过运行机构直接支撑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。
（1） 设计的目的
本次设计的目的在于通过桥式起重机的设计，使我在拟定
方案
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、设计传动结构、制造工艺及零件的计算、制图及编写技术文件等方面得到综合训练。这是对大学四年学过的知识的综合应用，从而培养我们具有结构分析和设计的能力，树立理论联系实际和实事求是的工作作风。通过这次设计可以让我更加了解起重机，熟悉设计的过程，以及熟练CAD等制图软件的使用，为以后的工作做好准备。
（2） 设计的内容
桥式起重机是一种常见的有轨运行的起重机，多用于机械制造、装配车间和仓库等场所，用来搬运和装卸物料。本设计主要是进行QZ20桥式起重机的抓斗及小车运行机构进行结构设计，确定各部分参数，并进行计算校核，绘制装配图和零件图。
设计参数如下的起重机：
表1.1 设计参数
工作级别
起重量
t
跨度
m
最大起升高度
m
起升速度
m/min
运行速度
m/min
大车
小车
A6
20
16.5
26
10
87.3
43.2
（3）设计的要求
在设计过程中，结合起重机的实际工作条件，应注意以下几方面要求：
①整台起重机与厂房建筑物的配合，以及小车与桥架的配合要恰当。小车与桥架的配合，主要在于：小车轨距和桥架上的小车轨距应相同，其次，小车上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限位装置要配合好。小车的平面布置越紧凑，小车越能跑到靠近桥架的两端，起重机工作范围也越大。小车的高度小，可使起重机的高度减小，从而降低厂房的高度[12]。
②小车架的机构与小车架配合要适当。为使小车的起升机构、运行机构与小车架配合的好，要求二者之间的配合尺寸相符；联接零件要选择适当。在不影响机构工作的前提下，机构的布置也应配合小车架的设计，合理、简单、便于制造。
③小车机构的布置以及同一机构中各零部件之间的配合要求适当。起升机构和小车运行机构在小车架平面上的布置要合理紧凑，但它们之间的距离不能太小，否则会维修不方便，或者使小车架难以设计。
④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、轴承及轴承箱尺寸，并且使起重机桥架主梁受到均匀的载荷。
⑤尽量选择标准零部件，以便提高设计制造的工作效率，来降低成本。
⑥小车各部分设计要考虑到安装、维修的方便，方便维修时的拆卸。
2 起升机构设计
起升机构的设计计算主要包括：根据总体设计要求选择合理的结构型式，并确定机构的传动布置方案；按给定的整机主要参数确定起升机构参数，并确定机构各部件的结构类型和尺寸；以及机构动力装置的选择计算等。
起升机构的零部件的选择计算主要包括：吊钩的选择计算、滑轮组选择、钢丝绳、滑轮与卷筒、电动机、制动器等。起升机构的布置如图2.1所示：
2.1 确定起升机构传动方案
因起重量、起升速攻、起重高度等参数的不同，桥式起重机的小车起升机构有多种传动方案。大体上分为闭式传动及带有开式齿轮传动两类。本设计采用闭式传动。如图2.1所示，在电动机1与卷筒8之间，采用传动效率较高的圆柱齿轮减速器7。电动机1与减速器7之间采用一浮动轴3，浮动,3的一端联有半齿联轴器2，另一端则联有带制动轮联轴器6。利用浮动轴连接主要有以下优点：
①容许较大的安装误差，而且浮动轴越长，允许的安装误差越大。
②有足够的操作空间，便于拆卸和更换零件。
③使小车由零部件重量引起的轮压分布均匀。
图2.1 起升机构布置方案
1—电动机；2—联轴器；3—浮动轴；4—配用推动器；5—制动器；6—制动轮联轴器； 7—减速器；8—卷筒
按照布置宜紧凑的原则，采用双联滑轮组。如图2.2：
图2.2 滑轮组简图
按Q=20t，查文献[12]表选滑轮组倍率
，承载绳分支数：
。查文献[12]附表9选图号为T1 362.1058吊钩组，得其质量：G0=467kg，两动滑轮间距A=87mm。
2.2 选择钢丝绳和滑轮
（1）选择钢丝绳
若滑轮组采用滚动轴承，当
，查文献[12]表
得滑轮组效率：
钢丝绳所受最大拉力：
(2.1)
查文献[12]附表
，中级工作类型（工作级别A6）时安全系数n=5.5。
钢丝绳计算破断拉力:
(kN) (2.2)
查文献[12]附表
选用瓦林型纤维芯钢丝绳6×19W+IWR，钢丝公称抗拉强度1770MPa，光面钢丝，右交互捻，直径d=18mm，钢丝绳最小破断拉力[Sb]=204kN，标记如下：
钢丝绳: 18NAT6×19W+IWR1770ZS204GB/T8918-88
（2）选择滑轮
滑轮的许用最小直径：
D=d(e-1)=18(25-1)=432(mm) (2.3)
式中
系数
EMBED Equation.3 \* MERGEFORMAT 由查文献[12]表
查得；
滑轮直径D=450mm，取平衡滑轮直径
Dp≈0.6D=0.6×450=270mm，查文献[12]附表
选用Dp=280mm。
滑轮的绳槽部分尺寸可由查文献[12]附表
查得。
由查文献[12]附表
选用钢丝绳直径d=18mm,D=450mm,滑轮轴直径D8=100mm的
型滑轮标记为:
滑轮：E118×450-100ZB J80 006.8-87
由查文献[12]附表
平衡滑轮选用d=18mm,D=280mm,滑轮直径D5=55mm的
型滑轮标记为:
滑轮：F18×280-55 ZB J80 006.8-87
2.3 抓斗的设计
通过比较本设计采用单绳抓斗，因为单绳抓斗可以直接挂在起重机吊钩上，而不需要任何附加装置。
单绳抓斗的工作原理如图2.3，抓斗的颚板8和撑杆2下端铰接相连，撑杆2上端和和抓斗上横梁4也是铰接相连，因此颚板1可以绕下横梁1的支点转动，下横梁1借钩7与拉杆6下边的钩3挂接，而拉杆6通过上面的环孔与绳索5连接，绳索5把整个抓斗通过环套挂在起重机吊钩上使用。
当抓斗起升到上极限位置时，钩3的杠杆用牵引绳拉下，使钩3和钩7脱钩，颚板8受自重而张开。张开的抓斗下降到物料堆时，颚板8自动插入到物料中，此时放松绳5，使钩3和钩7挂住，拉紧绳5往上提，颚板抓取物料并逐渐闭合，直到颚板8完全闭合后，装满物料的抓斗随绳5一起上升，到一定位置时，钩3和钩7脱钩，自动卸下物料，如此循环。
图2.3 抓斗
1—下横梁；2—撑杆；3—挂钩；4—上横梁；5—绳索；6—拉杆；7—挂钩； 8—颚板
2.4 起升机构部件计算
2.4.1 选择卷筒并验算
（1）选择卷筒
①卷筒直径：
D≥d(e-1)=18(25-1)=432mm (2.4)
查文献[12]附表13取D=500mm，卷筒绳槽尺寸由文献[14]附表14-3查得槽距， t =18mm， 槽底半径r =9mm。
②卷筒长度
(mm)
(2.5)
式中
—起重机最大高度：H=26000mm ；
—卷筒的计算直径：D0=D+d=518mm；
—附加安全圈数，一般取
圈：取Z0=2；
—卷筒不切槽部分长度：取其等于吊钩滑轮的间距A=87mm；
取L=1500mm。
卷筒的壁厚：
(mm) (2.6)
取
。
图2.4 卷筒心轴
（2）卷筒强度验算
①卷筒壁压应力验算
(2.7)
式中
—多层卷绕系数， 取单层则
；
—应力减小系数，考虑绳圈绕入时对筒壁应力有减小作用，一般可取
；
—钢丝绳最大静拉力，Smax=34630kN；
—卷筒壁厚，
；
—绳槽节距，t =18mm；
将数值代入上式，得：
。
选用灰铸铁卷筒HT200，其最小抗拉强度
。
许用压应力：
(2.8)
，故卷筒抗压强度足够。
②卷筒拉应力验算
由于卷筒长度
，尚应校验由弯矩产生的拉应力，卷筒弯矩图如图2.7。
图2.5 卷筒受力简图
卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒是中间时:
(2.9)
卷筒断面系数:
（mm3） (2.10)
式中
—卷筒外径,D=500mm；
—卷筒内径,Di=D-2d=500-2×20=460（mm）
于是
(2.11)
合成应力:
(2.12)
式中 许用应力
由文献[13]表
和
查
，
。
所以
，卷筒强度验算通过。故选定卷筒直径D=500mm，长度L=1500mm，卷筒槽的槽底半径r=9mm，槽距t=18mm；起升高度H=26m，倍率ih=3靠近减速器一端的卷筒槽为向左的A型卷筒，标记为：
卷筒：A500
1500--9
18-26
3 左 ZB J80 007.2-87
2.4.2 选择电动机并验算
（1）选择电动机
计算静功率：
(2.13)
式中 机构总效率
是由三部分组成：滑轮组效率
、卷筒效率
和减速器效率
，由文献[14]查得一般
，取
。
电动机的计算功率：
(2.14)
式中 系数
由文献[12]表
查得，对于
级机构
，取
。
查文献[12]附表30选用电机YZR—250—M2，其Nc(25%)=42kW，n1=716r/min，[GD2]d=7.0kg.m2，电机质量Gd=563kg。
（2）验算电动机发热条件
按照等效功率法，求JC=25%时所需的等效功率：
(2.15)
其中 k25—工作级别系数， k25=0.75（查文献[12]表6-4）
—系数，
=0.87
由以上计算结果Nx＜Ne，初选电动机能满足发热条件。
2.4.3 选择减速器
（1）减速器传动比
卷筒转速：
(2.16)
减速器总传动比：
(2.17)
式中
—电动机额定转速，n1=716r/min；
—卷筒转速；
减速器的选取:
查文献[12]附表
选取ZQ-750-Ⅱ-3CA减速器，当工作类型为中级时，许用功率 [N]=41kW，i0，=40.17，质量Gg=1000kg，输入轴直径d1=60mm，轴端长l1=110mm（锥形）。
(2) 验算起升速度和实际所需功率
实际起升速度:
(2.18)
误差为
ε= (v，-v)/v
100%=（9.7-10）/10
100%=3% (2.19)
实际所需功率为:
( 2.20)
(2) 输出轴强度校核：
输出轴最大径向力Rmax
(2.21)
式中: aSmax=2
34630=69260N=69.26kN=卷筒上卷引起的载荷；
Gj=11.64kN 卷筒及轴自重，由文献[12]附表
估算；
[R]=45.5kN 减速器输出轴端最大允许向载荷，由[12]附表
查得。
由文献[12]公式
得输出最大扭矩：
(2.22)
式中:
电机轴额定力矩；
当JC=25%时电机最大转矩倍数，由文献[12]附表
查出；
减速器传动效率；
减速器输出轴最大容许转矩，由文献[12]附表
。
所以：
Mmax=0.8×2.8×572×40.17×0.95=14942.2N.m＜[M]
由上计算，所选取减速器能满足要求。
2.4.4 选择制动器和联轴器
（1）选择制动器
所需静制动力矩：
(2.23)
式中 Kz=1.75—制动安全系数，由文献[12]第六章查得。
由文献[12]附表15选用YWZ5—315/50制动器，
其制动转矩Mez=360～710Nm，制动轮直径Dx=315mm，
制动器质量Gz=61.4kg。
（2）选择联轴器
高速轴联轴器计算转矩，由文献[12]
式：
(2.24)
式中
电机额定转矩；
联轴器安全系数；
刚性动载系数，一般
。
由文献[12]附表29查得YZR-250M2电动机轴端为圆锥形,轴端d=70mm，l=105mm。
从文献[12]附表
查得ZQ-750减速器的高速轴端为圆锥形d=60mm,l=110mm。靠电动机轴端联轴器由文献[12]附表
选用
半联轴器，最大容许转矩[Mt]=
值，飞轮矩
，质量Gl=23.6kg。
浮动轴的两端为圆柱形d=45mm，l=85mm。靠减速器端联轴器 由文献[12]附表
选用带
制动轮的半齿联轴器最大容许转矩[Mt]=
值，飞轮矩
，质量Gl=38.5kg。为与制动器YWZ-200/25相适应，将联轴器
所带
制动轮，修改为
应用。
图2.6 CLZ半联轴器
2.5 启动和制动时间验算
（1）启动时间验算
起动时间：
tp=
EMBED Equation.3 (2.25)
式中
—电动机额定转速，n1=716r/min
(GD2)1=(GD2)ZL+(GD2)L+(GD2)d=7.0+0.403+1.8=9.203(kg.m2) (2-53)
静阻力矩：
(2.26)
平均起动转矩：
Mq=1.5Me=1.5×572=858（Nm） (2.27)
所以
tq=
EMBED Equation.3 =0.467(s) (2.28)
通常起升机构起动时间为
，此处小于
，可在电气设计时，增加起动电阻，延长起动时间，故所选电动机合适。
（2）制动时间验算
制动时间:
=
EMBED Equation.3
=0.50s
(2.29)
式中
(2.30)
由文献[12]表
查得许用加速度，
，
，故：
，
，符合要求。
2.6 高速浮动轴的计算
(1) 疲劳计算
由文献[14]起升机构疲劳计算基本载荷
(2.31)
式中
—动载系数，
；
—起升载荷动载系数（物品起升或下降制动的动载效应），
由前节选定轴径d=45mm，因此扭转应力：
(2.32)
轴材料用
号钢，
，
，
弯曲：
扭矩：
；
轴的许用扭转应力：
式中
—考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，对碳钢及低合金钢
；
—安全系数，
（由文献[14]表
查得）。
—考虑零件几何形状和表面状况的应力集中系数；
—与零件几何形状有关，对于零件表面有急过渡和开有键槽及紧配合区段，
；
—与零件表面加工光洁度有关，对于粗糙度为3.2,
；
对于粗糙度为12.5；
,此处取
；
所以
。故
通过。
(2) 强度验算
轴所受最大转矩：
(2.33)
最大扭转应力：
(2.34)
许用扭转应力：
(2.35)
式中
—安全系数，
。
因为
，故通过。
浮动轴的构造如图2.9所示，中间轴径：
d1=d+(5～10)=50～55mm,取d1=55mm。
图2.7 高速浮动轴构造图
3 小车运行机构设计
3.1 确定小车运行机构传动方案
有四个车轮的中的2个为主动轮的小车运行机构，有闭式传动与带有开式齿轮的传动两种。由于开式齿轮易于磨损，因此采用闭式齿轮传动。闭式齿轮传动的齿轮易于维护保养，齿轮传动构成单独的减速器部件。整个机构的装拆分组性较好。
小车运行机构根据减速器位置的不同又分为以下两种：
①减速器装在小车旁边。
这种方案的优点是，安装和维护减速器的工人可在桥架走台上工作，较为安全方便。缺点足，减速器与靠近的一个车轮之间的转矩放大—等于全部输出转矩，所需轴径也较大。
②减速器装在两车轮中间
如图3.1，这种方案优点是传动轴所受的转矩较小—每边输出轴的转矩是减迹器输出轴转矩的一半。减速器输出轴与车轮轴之间可用半齿联袖器7和浮动轴6联接，或用一个全齿联轴器3和一根浮动轴6联接。由于安装的偏差允许稍大一些，因而便于安装。这种方案的缺点是机构中的车轮轴承和联轴器较多，因而使运行机构比较复杂，成本也较高。起重量10t以上的桥式起重机多采用这种方案。
经比较后，因为本设计的起重量是20t，因此确定采用第2种方案，即减速器在两车轮中间。如图3.1所示:
图3.1 小车运行机构传动图
1—制动器；2—电动机；3—全齿联轴器；4—立式减速器；5小车轮； 6—浮动轴；7—半齿联轴器
3.2 选择车轮并验算
（1）选择车轮
车轮最大轮压，小车质量估计取Gxc=8000kg。假定轮压均布：
Pmax=
（Q+Gcx）=
(3.1)
车轮最小轮压：
(3.2)
初选车轮：由文献[12]附表17可知，当运行速度
，
，工作级为中级时，车轮直径Dc=400mm轨道型号为38kg/m(P18)的许用轮压为Pmax=13.4t。
根据GB4628-84规定，直径系列为，dc=250mm，350mm,400mm,500mm,600mm。
故初选定车轮直径为400mm，而后校核强度。
（2）车轮的验算
按车轮与轨道为线接触及点接触两种情况验算车轮接触强度。车轮踏面疲劳计算载荷：
=53333（N） (3.3)
车轮材料，选ZG340-640，
，
。
线接触局部挤压强度：
(3.4)
式中
—许用线接触应力常数(
)，由文献[12]附表
查得其为6；
—车轮与轨道有效接触强度,对于轨道(P18)（由文献[12]附表
）l=b=43.9mm；
—转速系数，由[12]表
，车轮转速
时，
；
—工作级别系数，由文献[12]表
，当为
级时
；
，故通过。
点接触局部挤压强度
(3.5)
式中
—许用点接触应力常数
，由文献[12]表
查得
；
R—曲率半径，车轮与轨道曲率半径中最大值车轮r1=
轨道曲率半径
（由文献[12]附表
查得），故取R=
；
—由
比值（
为
，
中的小值）所确定的系数，
，由文献[12]表
查得
。
,故通过。
根据以上计算结果，选定直径Dc=400mm的双轮缘车轮子：
DYL—400 GB 4628—84
图3.2 主动车轮
3.3 计算运行阻力
摩擦阻力矩：
(3.6)
查文献[12]附表
，此选Dc=400mm车轮组的轴承型号为7520。轴承内径和外径的平均值
。由文献[12]表
查得滚动摩擦系数
，轴承摩擦系数
，附加阻力系数
，代入式得
满载时运行阻力矩：
(3.7)
运行摩擦阻力：
(3.8)
当空载时：
(3.9)
运行摩擦阻力：
(3.10)
3.4 小车运行机构部件计算
3.4.1 选择电动机并验算
（1）选择电动机
电动机静功率：
(3.11)
式中
—满载时静功率;
—机构传动效率；
—驱动电动机台数。
初选电动机功率：
(3.12)
式中
—电动机功率增大系数，由文献[12]中表7-6查得，
，取
由文献[12]附表30选用电动机JZR3-22-6，Ne=7.5kW，
，
，电机质量G4=115kg。
（2）验算电动机发热条件
等效功率：
Nx=
(3.13)
式中
—工作级别系数，由文献[12]查得，当JC=25%时，
；
故
，所以所选电动机发热条件通过。
（3） 验算运行速度和实际所需功率
实际运行速度
(3.14)
误差：
合适 (3.15)
实际所需的等效功率
合适 (3.16)
3.4.2 选择减速器并校核
（1）选择减速器
车轮转速：
(3.17)
机构传动比：
(3.18)
查文献[12]附表40选用ZSC-600-Ⅴ-2减速器：
，
（当输入轴转速为1000r/min时），
（2）启动工况下校核减速器功率
起动状况减速器传动的功率：
N=
(3.19)
式中
—运行机构中同一级传动的减速器个数，
。
所以所选用减速符合标准。
3.6 验算启动时间及不打滑条件
（1）验算启动时间
起动时间：
Tq=
EMBED Equation.3 (3.20)
式中
n1=930r/min；
—驱动电机台数；
(3.21)
满载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩：
Mj（Q=Q）=
=
（Nm） (3.22)
空载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩：
Mj（Q=0）=
=
(3.23)
初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩：
(3.24)
机构总飞轮矩：
C(GD2)1=C[(GD2)ZL+(GD2)L+(GD2)d]
=1.15(0.419+0.26)=0.679(kg.m2) (3.25)
满载起动时间：
t
=
EMBED Equation.3 =2.77(s) (3.26)
无载荷起动时间：
t
=
EMBED Equation.3 (3.27)
由文献[12]表
查得，当vc=43.2m/min=0.72m/s时，[
]推荐值为
，
[
]故所选项电动机能满足要求。
（2）验算起动不打滑条件
因为在室内使用，所以不计风阻及坡阻力矩，只验算空载及满载起动时两种工况。空载时，主动车轮配轨道接触处的圆周切向力：
EMBED Equation.3 =
EMBED Equation.3 (3.28)
车轮与轨道的粘着力：
，故可能打滑。解决办法是在空载起动时增大起动电阻，延长起动时间。
满载起动时，主动车办与轨道接触处的圆周切向力：
EMBED Equation.3 (3.29)
车轮与轨道的粘着力：
(3.30)
故满载起动时不会打滑，因此所选的电动机合适。
3.4.3 选择制动器
由文献[12]查得，对于小车运行机构制动时间
取
，因此，所需制动转矩：
(3.31)
由文献[12]附表15选用YWZ5200/23，其制动转矩
。
考虑到所取制动时间
与起动时间
接近，故略去制动不打滑条件验算。
3.4.4 选择联轴器及制动轮
（1）选择高速轴联轴器
高速轴联轴器计算转矩，由文献[12]
式：
Me=n
Me=1.35×1.8×77.02=187.2（N.m） (3.32)
式中
N—联轴器的安全系数，运行机构n=1.35；
—机构刚性动载系数，
，取
。
由文献[12]附表31查电动机YZR3-22-6两端伸出轴各为圆柱形d=40mm,l=110mm。由文献[12]附表37查得ZSC-600减速器高轴端为圆柱形d=35mm，l=55mm。故从文献[12]附表42选GICLZ联轴器。主动端A型键槽d1=40mm，L=110mm从动端A型键槽d2=35mm，L=55mm。标记为：
联轴器
ZBJ19014-89。其公称转矩
,飞轮矩
，质量Gl=5.4kg。
（2）选择低速轴联轴器
低速轴联轴器计算转矩，可由前节的计算转矩求出
(3.33)
由文献[12]附表37查得减速器ZSC-600低速轴端为圆柱形
，L=115mm，取浮动轴装联轴器轴轴径
，L=110mm，由文献[12]附表42选用两个GICLZ4鼓形齿式联轴器。主动端A型键槽
，L=110mm，从动端：Y型轴孔，A型键槽
，L=110mm。标记为：
GICLZ3联轴器
ZBJ19014-89
由前节已选车轮直径De=400mm，由表参考
车轮组，车轮轴安装联轴器处直径d=80mm，L=85mm。同样选用两个GICLZ4鼓形齿式联轴器。其主动轴端；Y型轴孔，A型键槽
，L=110mm；从动端：Y型轴孔，A型键槽d2=75mm，L=85mm。标记为：
GICLZ3联轴器
ZBJ19014-89
图3.3 制动轮联轴器
1—螺栓；2—密封环；3—外齿圈；4—内齿圈；5—油杯；6—制动轮
（3）选择制动轮
高速轴端制动器：根据制动器已选定为YWZ5200/23，由文献[12]附表16选制动轮直径Dx=200mm，圆柱形轴孔d=40mm，L=110mm，标记为：制动轮200-Y40 JB/ZQ4389-86，其飞轮矩(
)z
，质量Gz=10kg。
以上联轴器与制动轮飞轮转矩之和：
(GD2)l+(GD2)z=0.209kg.m2 (3.34)
与原估计0.26基本相符，故以上计算不需修改。
3.5 验算低速浮动轴强度
（1）疲劳验算
由[13]运行机构疲劳计算载荷：
(3.35)
由前节已选定浮动轴端直径d=80mm，其扭转应力：
(3.36)
浮动轴的载荷变化为对称循环（因运行机构正反转转矩值相同），材料仍选用
钢，由起升机构高速浮动轴计算，得
=140MPa，
=180MPa，许用扭转应力：
(3.37)
式中
—考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数；
—与零件几何形状有关，对于零件表面有急过渡和开有键槽及紧配合区段，
；
—与零件表面加工光洁度有关，对于粗糙度为3.2,
；对于粗糙度为12.5；
,此处取
；
—考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，对碳钢及低合金钢
；
—安全系数，
（由文献[14]表
查得）。
故
，通过验算。
（2）强度验算
由运行机构工作最大载荷：
(3.38)
式中
—考虑弹性振动的力矩增大系数，对突然起动的机构，由文献[14]式
查
，此处取其为
；
—刚性动载系数，文献[14]式
查
,取
。
最大扭转应力：
(3.39)
许用扭转应力：
(3.40)
所以
故通过。
浮动轴直径：d1=d +(5～10)=80+(5～10)=85～90mm，取d1=90mm。
4 结 论
本次设计要求系统工作稳定、运行可靠。所以设计的起重机有高可靠性，并尽量使其性能优越，并且整个起重机的体积、质量尽可能减少，并降低成本。
本次设计通过对桥式起重机小车的总体设计计算，小车运行机构和起升机构的总体设计计算及零件的校核，较为理想的实现了要求。整个传动系统比较平稳，且小车运行机构结构简单，拆装方便，维修容易，价格低廉。
本设计的亮点在于抓斗采用的是单绳抓斗，可以直接挂到吊钩上使用，即可以双用，挂上抓斗可以抓取粉状物料，取下抓斗，就是一个普通的桥式起重机。
由于时间限制，以及个人能力限制，本次设计尚有许多不足，还需要改进，比如，单绳抓斗，可靠性较差，不能在任意高度卸下物料；钢丝绳在起吊重物移动过程可能摆动及转动，造成危险并使其寿命降低等还有一系列问题需要改进。
作为一个少有设计经验的我，再设计过程中总有一些自己没有发现的缺陷和错误，在设计布局上也有不足，希望各位老师给予更正。
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