16T橋式起重機畢業(yè)設(shè)計

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1、武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計I 本本科科畢畢業(yè)業(yè)設(shè)設(shè)計計題題目目： ：16/3.2t28.5m 橋橋式式起起重重機機設(shè)設(shè)計計學(xué)學(xué) 院院機械自動化學(xué)院專專 業(yè)業(yè)機電一體化專業(yè)學(xué)學(xué) 號號 014908200406學(xué)生姓名學(xué)生姓名李后譜_指導(dǎo)教師指導(dǎo)教師蔡 蕓日日 期期 2011 年 9 月_ 武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計II摘 要本次畢業(yè)設(shè)計是針對畢業(yè)實習(xí)中橋式起重機所做的具體到噸位級別的設(shè)計。隨著我國制造業(yè)的發(fā)展，橋式起重機越來越多的應(yīng)用到工業(yè)生產(chǎn)當(dāng)中。在工廠中搬運重物，機床上下件，裝運工作吊裝零部件，流水線上的定點工作等都要用到起重機。起重機中種數(shù)量最多，在大小工廠之中均有應(yīng)用的就是小噸位的起重機，小

2、噸位的橋式起重機廣泛的用于輕量工件的吊運，在我國機械工業(yè)中占有十分重要的地位。但是，我國現(xiàn)在應(yīng)用的各大起重機還是仿造國外落后技術(shù)制造出來的，而且已經(jīng)在工廠內(nèi)應(yīng)用了多年，有些甚至還是七八十年代的產(chǎn)品，無論在質(zhì)量上還是在功能上都滿足不了日益增長的工業(yè)需求。如何設(shè)計使其成本最低化，布置合理化，功能現(xiàn)代化是我們研究的課題。本次設(shè)計就是對小噸位的橋式起重機進行設(shè)計，主要設(shè)計內(nèi)容是 16/3.2T橋式起重機的結(jié)構(gòu)及運行機構(gòu)，其中包括橋架結(jié)構(gòu)的布置計算及校核，主梁結(jié)構(gòu)的計算及校核，端梁結(jié)構(gòu)的計算及校核，主端梁連接以及大車運行機構(gòu)零部件的選擇及校核。關(guān)鍵詞：起重機 ； 大車運行機構(gòu) ； 橋架 ； 主端梁 ；

3、小噸位武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計IIIAbstractThe graduation project is a bridge crane for the graduation field work done by the tonnage level specific to the design. As Chinas manufacturing industry, more and more applications crane to which industrial production. Carry a heavy load in the factory, machine parts up an

4、d down, the work of lifting parts of shipment, assembly line work should be fixed on the crane is used. The largest number of species of cranes, both in the size of the factory into the application is small tonnage cranes, bridge cranes small tonnage of lightweight parts for a wide range of lifting,

5、 in Chinas machinery industry plays a very important position. However, our current application, or copy large crane behind the technology produced abroad, and has been applied in the factory for many years, and some 70 to 80 years of products, both in quality or functionality are not growing to mee

6、t the industrial demand. How to design it the lowest cost, rationalize the layout, function modernization is the subject of our study. This design is for small tonnage bridge crane design, the main design elements are 16/3.2t crane structure and operation of institutions, including the bridge struct

7、ure, calculation and checking the layout, the main beam structure calculation and checking , end beams calculation and checking, the main end beam connect and run the cart and checking body parts of choice.Key words：Crane； The moving mainframe； Bridge； Main beam and end beam； Small tonnage目 錄武漢科技大學(xué)本

8、科畢業(yè)設(shè)計IV1 緒緒 論論.11.1 橋式起重機的介紹.11.2 橋式起重機設(shè)計的總體方案.11.3 主梁和橋架的設(shè)計.11.4 端梁的設(shè)計.12 主起升機構(gòu)的設(shè)計主起升機構(gòu)的設(shè)計.32.1 確定起升機構(gòu)傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組.32.2 選擇鋼絲繩.32.3 確定滑輪主要尺寸.42.4 確定卷筒尺寸并驗算強度.42.5 選電動機.72.6 驗算電動機發(fā)熱條件.72.7 選擇減速器.82.8 驗算起升速度和實際所需功率.82.9 校核減速器輸出軸強度.92.10 選擇制動器.92.11 選擇聯(lián)軸器.102.12 驗算起動時間.102.13 驗算制動時間.112.14 高速浮動軸計算.11

9、3 小車運行機構(gòu)小車運行機構(gòu).143.1 確定機構(gòu)傳動方案.143.2 選擇車輪與軌道并驗算其強度.143.3 運行阻力計算.153.4 選電動機.163.5 驗算電動機發(fā)熱條件.173.6 選擇減速器.173.7 驗算運行速度和實際所需功率.173.8 驗算起動時間.173.9 按起動工況校核減速器功率.183.10 驗算起動不打滑條件.193.11 選擇制動器.203.12 選擇高速軸聯(lián)軸器及制動輪.203.13 選擇低速軸聯(lián)軸器.213.14 驗算低速浮動軸強度.214 大車運行機構(gòu)的設(shè)計大車運行機構(gòu)的設(shè)計.234.1 確定機構(gòu)的傳動方案.234.2 選擇車輪與軌道，并驗算其強度.234

10、.3 選擇車輪軌道并驗算起強度.244.4 運行阻力計算.25武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計V4.5 選擇電動機.264.6 驗算電動機發(fā)熱條件.264.7 選擇減速器.274.8 驗算運行速度和實際所需功率.274.9 驗算起動時間.284.10 起動工況下校核減速器功率.294.11 驗算起動不打滑條件.294.12 選擇制動器.314.13 選擇聯(lián)軸器.314.14 浮動軸的驗算.335 橋架具體計算設(shè)計橋架具體計算設(shè)計.355.1 主要尺寸的確定.355.1.1 大車車距.355.1.2 主梁高度.355.1.3 端梁高度.355.1.4 橋架端部梯形高度.355.1.5 主梁腹板高度.35

11、5.1.6 確定主梁截面尺寸.355.1.7 加勁板的布置尺寸.365.2 主梁的計算.375.2.1 計算載荷的確定.375.2.2 主梁垂直最大彎矩.385.2.3主梁水平最大彎矩.385.2.4 主梁的強度驗算.395.2.5 主梁的垂直剛度驗算.405.2.6 主梁的水平剛度驗算.415.3 端梁的計算.425.3.1 計算載荷的確定.425.3.2 端梁垂直最大彎矩.425.3.3 端梁水平最大彎矩.425.3.4 端梁截面尺寸的確定.435.3.5 端梁的強度驗算.445.4 主要焊縫的計算.465.4.1 端梁端部上翼緣焊縫.465.4.2 端梁端部下翼緣焊縫.475.4.3 主

12、梁與端梁的連接焊縫.475.4.4 主梁上蓋板焊縫.47結(jié)束語結(jié)束語.48參考文獻參考文獻.49致謝致謝.51武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計11 緒緒 論論 1.1 橋式起重機的介紹橋式起重機的介紹 橋式起重機是橋架在高架軌道上運行的一種橋架型起重機，又稱天車。橋式起重機的橋架沿鋪設(shè)在兩側(cè)高架上的軌道縱向運行，起重小車沿鋪設(shè)在橋架上的軌道橫向運行，構(gòu)成一矩形的工作范圍，就可以充分利用橋架下面的空間吊運物料，不受地面設(shè)備的阻礙。橋式起重機廣泛地應(yīng)用在室內(nèi)外倉庫、廠房、碼頭和露天貯料場等處。隨著科學(xué)技術(shù)的進步和機械制造業(yè)的發(fā)展，起重機的許多基礎(chǔ)部件已陸續(xù)完成了產(chǎn)品的換代，并推進了主機的更新。早在 200

13、6 年 9 月 14 日已推出1【】Quadrix 超小型按鍵式起重機遙控器充分考慮了操作安全性，即使戴手套操作，也能保證安全操作。隨著液壓技術(shù)的進步和液壓元件質(zhì)量的提高，靜液壓傳】【2動在起重機（特別是臂架式運行起重機）上的應(yīng)用已十分普遍。4【】橋式起重機設(shè)計設(shè)計方法可以簡單地劃分為傳統(tǒng)設(shè)計方法、現(xiàn)代設(shè)計方法和未來設(shè)計方法三類。傳統(tǒng)設(shè)計方法指的是以古典力學(xué)和數(shù)學(xué)為基礎(chǔ)的類比法、直覺法、經(jīng)驗法等設(shè)計方法，該法仍用于我國部分起重機的設(shè)計?，F(xiàn)代設(shè)計法指的是近 30 年發(fā)展起來的設(shè)計方法，如 CAD、優(yōu)化設(shè)計、可靠性設(shè)計、有限元分析、反求工程設(shè)計、動態(tài)仿真設(shè)計、模塊化設(shè)計、工業(yè)藝術(shù)造型設(shè)計等等，這些

14、方法在起重機的設(shè)計中都有應(yīng)用。橋式起重機設(shè)計模塊化和組合化達到6【】改善整機性能，降低制造成本， 提高通用化程度，用較少規(guī)格數(shù)的零部件組成多品種、 多規(guī)格的系列產(chǎn)品， 充分滿足用戶需求 。同時，橋式起重機的7【】并行工程的目標(biāo)在于縮短產(chǎn)品投放市場的時間，提高產(chǎn)品的質(zhì)量以及降低產(chǎn)品在整個生命周期中的消耗。并行工程應(yīng)使產(chǎn)品及其相關(guān)過程設(shè)計工作集成，產(chǎn)品開發(fā)過程中各階段工作交叉并行進行，以盡早發(fā)現(xiàn)并解決產(chǎn)品整個生命周期中的問題，達到多項工作的協(xié)調(diào)一致?？梢韵嘈?，不遠(yuǎn)的將來智能設(shè)計會取8【】得更大的突破，從而使起重機的智能設(shè)計成為可能。【9】1.2 橋式起重機設(shè)計的總體方案橋式起重機設(shè)計的總體方案主要

15、技術(shù)參數(shù)：中級工作級別，吊運金屬工件，起重機設(shè)操縱室。起重量主鉤 16t，副鉤 3.2t，跨度 28.5m，起升高度為主鉤 12m，副鉤 14m 起升速度主鉤 7.9m/min,副鉤 16.7m/min；小車運行速度 v=44.6m/min，大車運行速度 V=87.6m/min；小車估計重量 6.3t，起重機的估計重量 36.3t。小車輪距Bxc=2400mm,小車軌距 Lxc=2000mm武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計21.3 主梁和橋架的設(shè)計主梁和橋架的設(shè)計主梁跨度 28.5m ,主要構(gòu)件是上蓋板、下蓋板和兩塊垂直腹板，主梁和端梁采用搭接形式，走臺的寬度取決于端梁的長度和大車運行機構(gòu)的平面尺寸，

16、司機室采用閉式一側(cè)安裝，腹板上加橫向加勁板和縱向加勁條或者角鋼來固定，縱向加勁條的焊接采用自動焊，主梁翼緣板和腹板的焊接采用貼角焊縫，腹板的下邊和下蓋板硬做成拋物線形。1.4 端梁的設(shè)計端梁的設(shè)計端梁采用箱型的實體板梁式結(jié)構(gòu)，是由車輪組合端梁架組成，端梁的中間截面也是由上蓋板，下蓋板和兩塊腹板組成；通常把端梁制成制成三個分段，端梁是由兩段通過連接板和角鋼用高強螺栓連接而成。端梁的主要尺寸是依據(jù)主梁的跨度，大車的輪距和小車的軌距來確定的；大車的運行采用分別驅(qū)動的方案。在裝配起重機的時候，先將端梁的一段與其中的一根主梁連接在一起，然后再將端梁的兩段連接起來。 2 主起升機構(gòu)的設(shè)計主起升機構(gòu)的設(shè)計2

17、.1 確定起升機構(gòu)傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組確定起升機構(gòu)傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組按照布置宜緊湊的原則，采用閉式傳動起升機構(gòu)構(gòu)造型式，如圖 2.1 所示，采用了雙聯(lián)滑輪組，按，查【1】表 4-1 取滑輪組倍率。16Qti3h承載繩分支數(shù)： 22 36hZi 武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計3 圖 2.1 起升機構(gòu)計算簡圖查【1】附表 9 選圖號為 T1-362.1508 吊鉤組，得其質(zhì)量：。兩動滑輪間距：0467Gkg。367Amm2.2 選擇鋼絲繩選擇鋼絲繩若滑輪組采用滾動軸承，當(dāng)時，查【2】表 2-1 得滑輪組效率：3hi ，鋼絲繩所受最大拉力：0.985h (2.1)0max2hhQGSi

18、16000467278632 3 0.985N 查【2】表 2-4，工作級別為時，安全系數(shù) n=5.5，鋼絲繩計算破斷拉力。5MbS max/5.5 2615/0.85169.2bSn SkN查【1】附表 1 選擇瓦靈吞型鋼絲繩。鋼絲繩公稱抗拉強度6 19wFc，光面鋼絲，右交互捻，直徑。鋼絲繩最小破斷拉力1670MPa16dmm武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計4，標(biāo)記如下：141.1bS 166 191670141.1891888NATWFCZSGB鋼絲繩2.3 確定滑輪主要尺寸確定滑輪主要尺寸滑輪的許用最小直徑： (2.2)d(1)16 (25 1)384Demm式中系數(shù)由【2】表 2-4 查得，

19、查【1】附表 2，選用滑輪直徑，25e 400Dmm取平衡滑輪直徑由【1】附表 2 選用。滑輪的繩0.6240pDDmmp260Dmm槽部分尺寸可由【1】附表 3 查得。由【1】附表 4 選用鋼繩直徑16,400dmm Dmm標(biāo)記為：1E滑輪： 16 400-90-2BJ80-006. 9-87由【1】附表 5 查得平衡滑輪選用，16,260dmm Dmm標(biāo)記為：:16 2605080006.987FZBJ滑輪2.4 確定卷筒尺寸并驗算強度確定卷筒尺寸并驗算強度卷筒直徑： (1)16 (25 1)384Dd emm由【1】附表 13 選用，卷筒繩槽尺寸由【4】附表 14-3 查得400Dmm。

20、t20,10mmrmm槽距槽底半徑卷筒尺寸： （2.3)0102(4)hHiLZtLD 314 1032 (24) 203671893.134mm3.14 416武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計500120002;367LmmZZLAmm1取式中:附加安全系數(shù)，取卷槽不切槽部分長度，取其等于吊鉤組動滑輪的間距，即L，實際長度在繩偏斜角允許范圍內(nèi)可以適當(dāng)增減；00400 164160.02(6 10)0.02 400(6 10)14 18mm=15mmDDDdmmD卷筒計算直徑：卷筒壁厚：，取卷筒壁壓應(yīng)力驗算： (2.4)maxymaxtS 622786092.87 10/ m92.87a0.015 0

21、.02NMP由【1】表 1-8-12 選用灰鑄鐵，最小抗拉強度，許用壓應(yīng)200HTb195aMP力：1max1951301.5,byyyMPan 故抗拉強度足夠。卷筒拉應(yīng)力驗算：由于卷筒長度,尚應(yīng)校驗由彎矩產(chǎn)生的拉應(yīng)力，卷筒3LD彎矩圖如圖 2.2： 圖 2.2 卷筒彎矩圖卷筒的最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中間時： (2.5) maxMSL武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計6 1max2000367()278602274769022LLSNmm卷筒斷面系數(shù)：444434003700.10.11714597.5400400mmiDDWmmDDD式中：卷筒外徑。； (2.6)lMW于是2274769013.

22、27a1714597.5MP (2.7)llymaxySl合成應(yīng)力： 3913.2792.8741.13130MPa2l195395bllMPan式中許用拉應(yīng)力：卷筒強度驗算通過，故選定卷筒直徑，長度 L=2000mm，卷筒槽形的400mmD 槽底半徑。槽距，起升高度，倍率；靠近減速10rmm20tmm14Hm3hi 器一端的卷筒槽向為左的 A 型卷筒，標(biāo)記為： 20卷筒A40000-10 20-14 3左ZB-J80-007. 2-872.5 選電動機選電動機計算靜功率： (2.8)jv102 60N0（Q +G） 25kw（16000+467）7. 9102 60 0. 85電動機計算功率

23、0.85式中：機構(gòu)總效率，一般=0. 80. 9, 取武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計7：160.8 252026 10.75 0.85,0.8edjdNk NkwkMMdd式中：系數(shù)由【】表查得，對于級機構(gòu)k取k查【1】附表 30 選用電動機： JZR-51-8 23e1(25%)22 w,715,2.56kg=335dNKnrpm GDmkg，電機質(zhì)量G2.6 驗算電動機發(fā)熱條件驗算電動機發(fā)熱條件按照等效功率法，求的等效功率：25%(150)cJ 次時2525560.75 0.87 2516.312640.75;0.1 0.20.1.2660.87xjNkNkwkMM25qgqgqg式中：-工作級

24、別系數(shù)，查【】表，對于級，k-系數(shù), 根據(jù)機構(gòu)平均起動時間與平均工作時間的比值（t / t ）查得，一般起升機構(gòu)t / t。取t / t由【】圖查得計算結(jié)果知：，故初選電動機能滿足發(fā)熱條件。xeNN2.7 選擇減速器選擇減速器卷筒轉(zhuǎn)速： (2.9)0hvinD 7.9 318.14 / min3.14 0.416r減速器總傳動比：1071539.4118.14jnin查【1】附表 35 選，50023ZQCA 01112 w,40.17,=345,50,85NKikgdmmlmm許用功率質(zhì)量入軸直徑軸端長武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計82.82.8 驗算起升速度和實際所需功率驗算起升速度和實際所需功

25、率實際起升速度： 00iviv=（2.10）39.47.97.75/ min40.17m誤差：=100%=100%=1.9%=15%vvv 7.97.757.9 實際所需等效功率：=16KW=20.4KWxNvvNx7.7516.317.9eN40%2.9 校核減速器輸出軸強度校核減速器輸出軸強度由【2】公式(6-16)得輸出軸最大徑向力： （2.11）maxmax1() 2jRaSGRmax2 278605572055.72kN9.81114 100650136aSNkNRkNZQj式中：卷筒上卷繞鋼絲繩引起的載荷；G卷筒及軸自重，參考【】附表；減速器輸出軸端最大允許徑向載荷，由【】附表查得

26、；max1(55.729.81)32.765kN 100kN2RR6 17由【2】公式得輸出軸最大扭矩為： （2.12）Mm axm axe 00M =(0. 70. 8)Mi式中：武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計91(25%)22955095503007152.825%0.956150012.8 300 40.17 0.9525644.52861500eNNmnJCMNmNmMNmem ax0m axM電動機軸額定力矩；當(dāng)時，電動機起動轉(zhuǎn)矩，由【1】附表30查得；減速器傳動效率；減速器輸出軸最大容許轉(zhuǎn)矩，由【】附表36查得；M =0. 8由以上計算知，所選減速器能滿足要求。2.10 選擇制動器選擇制

27、動器所需靜制動力矩： （2.13）02zzjzhMK MKiiO0（Q +G）D (16000467) 0.4161.750.8542.28422.82 3 40.17kgmNm 式中：1.75315/30280 450,315,zezzKMNmDmm5z制動安全系數(shù)，由【2】第六章查得，由【1】附表15選用YW Z制動器，其制動轉(zhuǎn)矩制動輪直徑制動器質(zhì)量G=50. 6kg。2.11 選擇聯(lián)軸器選擇聯(lián)軸器高速軸聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩，由【2】(6-26)式： (2.14)8ceMnM1.5 1.8 300810Nm式中：810()1.5eMNmn電機額定轉(zhuǎn)矩前已求出；聯(lián)軸器安全系數(shù)；881.81.5 2

28、.0剛性動載系數(shù)，一般。由【1】附表 31 查得電動機軸端為圓錐形，251 8JZR 70,105dmm lmm從【1】附表 34 查得，減速器的高速軸端750 1 3ZQCA 。60,110dmm lmm武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計10靠電動機軸端聯(lián)軸器由【1】附表 43 選用半聯(lián)軸器，其圖號為，最3CLZ466S大容許轉(zhuǎn)矩，飛輪矩，質(zhì)量。tc M =3150N m M23l()0.435GDkg ml17.74Gkg浮動軸的兩軸端為圓錐形。55,85dmm lmm靠減速器軸端聯(lián)軸器由【1】附表 45 選用帶制動輪的半齒聯(lián)軸器，圖300mm號為，最大容許轉(zhuǎn)矩，飛輪矩，質(zhì)213Stc M =315

29、0N m M22()1.8lGDkgm量。為與制動器相適應(yīng)，將聯(lián)軸器所帶的38.5zGkg5315/30YWZ 124S制動輪修改為應(yīng)用。300mm3152.12 驗算起動時間驗算起動時間 啟動時間： （2.15）2200112() ()38.2()qqjQG Dntc GDMMi 式中：222221()()()()2.560.435 1.84.795dlzGDGDGDGDkgm （2.16）00()2QG Dij靜阻力矩：M= (16000467) 0.416334.42 3 0.85 40.17Nm 221.51.5 300450715(16000467) 0.4161.15 4.7950

30、.138.2 (450334.4)(3 40.17)0.85qeqMMNmts平均起動轉(zhuǎn)矩：通常起升機構(gòu)起動時間為，此處小于 1s 故所選電動機合適。1 5s2.13 驗算制動時間驗算制動時間制動時間： （2.17）200112() ()38.2()zezjQG Dntc GDMMi式中：武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計11 （2.18）000()2jhQG DMi i(16000467) 0.4160.8524.162 3 40.17Nm 2715(16000467) 0.4161.15 4.7950.850.2538.2 (45024.16)(3 40.17)zts由【2】表 6-6 查得許用減速

31、度：7.90.2, 0.650.2 60 ZZZZZvvaattttt故故合適。2.14 高速浮動軸計算高速浮動軸計算疲勞計算：由【3】起升機構(gòu)疲勞計算基本載荷1max666221.05 30031511=1+=1+1.1 =1.05227.9=1+0.711 0.711.160eMMN mv 式中：動載系數(shù)，起升載荷動載系數(shù)（物品起升或下降制動的動載效應(yīng)）由前節(jié)已選定軸徑，因此扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：50dmm1max331512.60.2 (0.056)nMMPaW軸材料用 45 號鋼，見【1】表 2-8600,300bsMPaMPa彎曲： 10.27 ()bs（2.19） 0.27 (600300)2

32、43MPa扭轉(zhuǎn)：11243140;33MPa武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計12 0.60.6 300180ssMPa軸所受脈動循環(huán)的許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： 10121kkn（2.20）式中：1.5 2.5,2xmxxxkkkkkk考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應(yīng)力集中系數(shù)；與零件幾何形狀有關(guān), 對于零件表面有急劇過渡和開有鍵槽及緊配合區(qū)段,?。?01.252 1.252.51.25(30)2 140188.92.50.21.25mmknkkkkMPa與零件表面加工光潔度有關(guān)，此處取；考慮材料對應(yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù), 對碳鋼及低合金鋼=0. 2；n安全系數(shù)，n由【3】表查得故疲勞計算通過。強度驗算：軸所

33、受最大轉(zhuǎn)矩：21.1 300330eMMMPam ax最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：maxmax333013.20.2 (0.05)MMPaW許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：222max2180120,1.51.5sMPann安全系數(shù)，取故強度驗算通過。浮動軸構(gòu)造如圖 2.3 所示，中間軸徑11(5 10)50 55,55ddmmdmm去武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計13 圖 2.3 高速浮動軸構(gòu)造圖 3 小車運行機構(gòu)小車運行機構(gòu)3.1 確定機構(gòu)傳動方案確定機構(gòu)傳動方案小車的傳動方式有兩種即減速器位于小車主動輪中間或減速器位于小車主動輪一側(cè)。減速器位于小車主動輪中間的小車傳動方式使小車減速器輸出軸及兩側(cè)傳動軸所承受的扭矩比較均勻。減

34、速器位于小車主動輪一側(cè)的傳動方式，安裝和維修比較方便，但起車時小車車體有左右扭擺現(xiàn)象。對于雙梁橋式起重機，小車運行機構(gòu)采用圖 3.1 減速器位于小車主動輪中間的傳動方案：武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計14圖 3.1 小車運行機構(gòu)傳動簡圖3.2 選擇車輪與軌道并驗算其強度選擇車輪與軌道并驗算其強度車輪最大輪壓：小車質(zhì)量估計，取。6300 xcGkg假定輪均布： max11()(160006300)55755575044xcPQGkgN（3.1）車輪最小輪壓： min11630015751575044xcPGkgN（3.2）初選車輪：由【1】附表 17 可知，當(dāng)運行速度時，min/60m，162.541

35、.66.3xcQG工作級別為中級時，車輪直徑，軌道型號為 43kg/m 的許用輪mmDc500壓為。max5 .16Pt 強度驗算：按車輪與軌道為線接觸及點接觸兩種情況驗算車輪接觸強度。車輪踏面疲勞計算載荷： maxmin22 55750 1575042416.733cPPPN（3.3）車輪材料,取 ZG340-640，MPaMPabs640,340線接觸局部擠壓強度： 1126.0 500 46 0.99 1136620ccpK D LC CN 武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計15（3.4）K1許用線接觸應(yīng)力常數(shù)（N/mm），由【2】表 5-2 查得=6；1KL 車輪與軌道有效接觸強度，對于軌道 P

36、43（【1】附表 22），L=46mm；C1轉(zhuǎn)速系數(shù)，由【2】表 5-3，車輪轉(zhuǎn)速時，rpmDvnc4 .285 . 06 .44C1=0.99；C2工作級別系數(shù)，由【2】表 5-4，當(dāng)工作級別為 M5 時，C2=1；,故通過CCPP 點接觸局部擠壓強度 NCCmRKPc191734199. 0388. 0250181. 03221322 （3.5）式中 K2許用點接觸應(yīng)力常數(shù)（N/mm），由【2】表 5-1 查得，K2=0.181；R 曲率半徑，車輪與軌道曲率半徑的大值，車輪，軌道曲率半徑 r =250（由【1】附表 22），故取mmDr2502500212R=250mm；m 由比值（r 為

37、 r1,r2 中小值）所確定的系數(shù)，由Rr1250250Rr【2】表 5-5，并利用內(nèi)插值法得 m=0.388，故通過ccPP 根據(jù)以上計算結(jié)果，選定直徑 Dc=500 的雙輪緣車輪，標(biāo)記為：車輪 DYL-500 GB4628-843.3 運行阻力計算運行阻力計算摩擦阻力矩： )2)(dKGxcQMm（3.6）查【1】附表 19 得，由 Dc=500mm 車輪組的軸承型號為 7524，據(jù)此選出武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計16Dc=500 車輪組軸承亦為 7524.軸承內(nèi)徑和外徑的平均值，mmd5 .1672215120由【2】表 7-1表 7-3 查得滾動摩擦系數(shù) K=0.0009，軸承摩擦系數(shù)

38、=0.02，附加阻力系數(shù) =2.0（采用導(dǎo)輪式電纜裝置導(dǎo)電），代入上式得滿載時運行阻力矩：()0.1675()()(160006300) (0.00090.02) 222mQQxcdMQGK 114.8451148.45kg mN m運行摩擦阻力：()()1148.454593.80.522m QQm QQcMPND無載時運行阻力矩：(0)0.1675()6300 (0.00090.02) 232.445324.4522m QxcdMGKkg mN m 運行摩擦阻力：(0)(0)324.451297.80.522m Qm QcMPND3.4 選電動機選電動機電動機靜功率： 4593.8 44.

39、63.7910001000 0.9 60jcjPVNKWm（3.7）式中 滿載時靜阻力；)(QQmjPP =0.9 機構(gòu)傳動效率：m=1 驅(qū)動電機臺數(shù)初選電動機功率：1.15 3.794.363djNK NKW式中電動機功率增大系數(shù)，由【2】表 7-6 得，=1.15dKdK由【1】附表 30 選用電動機 JZR2-42-8，Ne=16kW，n1=715/min,電機質(zhì)量 Gd=260kg22()1.456dGDkg m武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計173.5 驗算電動機發(fā)熱條件驗算電動機發(fā)熱條件等效功率： 250.75 1.12 3.793.187jNxKNKW（3.8）式中工作級別系數(shù)，由【2】

40、查得，當(dāng) Jc=25%時，=0.75；25K25K 由【2】表 6-5 查得，查【2】圖 6-6 得=1.122 . 0gqttNxNe,故所選電動機發(fā)熱條件通過3.6 選擇減速器選擇減速器車輪轉(zhuǎn)速： min4 .285 . 06 .44rDVnccc（3.9）機構(gòu)傳動比：18.254 .2871510cnni查【1】附表 40 選用 ZSC-600-V 減速器，N中級=21kW，NxN中3 .270i級3.7 驗算運行速度和實際所需功率驗算運行速度和實際所需功率實際運行速度： min58.403 .2718.256 .4400miiVVcc（3.10）誤差：，故合適%15%01. 9%100

41、6 .4458.406 .44cccVVV實際所需電動機等效功率：，故合適40.583.1872.944.6cxxecVNNKWNV3.8 驗算起動時間驗算起動時間起動時間：武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計18 )()(2 .38021iGQGDmcMmMntxcjqq（3.11）式中 n1=715r/min；m=1驅(qū)動電動機臺數(shù)； mNnNMMJCeeq56.3207151695505 . 195505 . 15 . 11%)25(滿載運行時折算到電動機軸上的運行靜阻力矩：()()01148.4546.7427.3 0.9m QQj QQMMN mi空載運行時折算到電動機軸上的運行靜阻力矩：(0)(

42、0)0324.4513.227.3 0.9m Qj QMMN mi初步估算制動輪和聯(lián)軸器的飛輪矩：2226 . 0)()(mkgGGcDzD本機構(gòu)總飛輪矩：222221()()()()1.15 (1.4650.6)2.3747DDdDzDlC GC GC GC Gkg m式中 C 由【2】得知計及其他傳動飛輪矩影響系數(shù)，折算到電動機軸上可取C=1.15滿載起動時間：2()27151600063000.52.37470.72938.2 (1 320.5646.74)27.30.9q QQts（）無載起動時間：2(0)27156300 0.52.35750.1438.2 (1 320.56 13.

43、2)27.30.9q Qts由【2】查表 7-6 得，當(dāng)時，tq推薦值為smmvc/74. 0min/6 .445.5s，tq（Q=Q）tq，故所選電動機能滿足快速起動要求。3.9 按起動工況校核減速器功率按起動工況校核減速器功率起動狀況減速器傳遞的功率：武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計19 （3.12） 29720 40.580.41810001000 60 0.9 1dcP VNKWm)0(60QqcxcjgjdtVgGQPPPP (160006300) 1040.584593.8556.160 0.14Ng運行機構(gòu)中同一級傳動的減速器個數(shù)，=1mm所用減速器N中級Mc=382Nm，飛輪矩（GD2

44、）=0.091，質(zhì)量 G1=24.9kg2kg m高速軸端制動輪：根據(jù)制動輪已選用 YWZ5 315/23，由【1】附表 16 選制動輪直徑 DZ=315mm,圓柱形軸孔 d=65mm，l=140mm，標(biāo)記為：制動輪 315-Y65 JB/ZQ4389-86，其飛輪矩GD2=0.6，質(zhì)量 GZ=24.5kg2kg m以上聯(lián)軸器與制動輪飛輪矩之和：GD2l+GD2Z=0.6+0.091=0.60912kg m與原估計的 0.6 基本相符，故以上計算不需修改。2kg m3.13 選擇低速軸聯(lián)軸器選擇低速軸聯(lián)軸器低速軸聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩，可由前節(jié)的計算轉(zhuǎn)矩 Me 求出：cM （3.19）011382 2

45、7.3 0.94704.522ccMM iN m由【1】附表 37 查得 ZSC-600 減速器低速軸端為圓柱形d1=80mm，l1=115mm，取浮動軸裝聯(lián)軸器軸徑 d2=80mm，l2=115mm，由【1】附表 42 選用兩個 G1CL5 鼓形齒式聯(lián)軸器，其主動端：Y 型軸孔 A 型鍵槽，d3=80mm，l3=115mm 從動端：Y 型軸孔 A 型鍵槽，d4=80mm，l4=115mm武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計22標(biāo)記為：G1CL5 聯(lián)軸器89190141158011580ZBJ由前節(jié)已選定車輪直徑 Dc=500mm，由【1】表 19 參考 500 車輪組，取車輪軸安裝聯(lián)軸器處直徑 d1=8

46、0mm，l1=85mm，同樣選用兩個 G1CL5 鼓形齒式聯(lián)軸器，其主動端：Y 型軸孔 A 型鍵槽，d2=80mm，l2=115mm 從動端：Y 型軸孔 A 型鍵槽，d3=80mm，l3=115mm標(biāo)記為：G1CL5 聯(lián)軸器89190141158011580ZBJ3.14 驗算低速浮動軸強度驗算低速浮動軸強度（1） 疲勞驗算：由【3】運行機構(gòu)疲勞計算基本載荷： mNiMMe4 .34849 . 03 .27218.2183 . 1208max（3.20）由前節(jié)已選定浮動軸端直徑 d=80mm,其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： （3.21）MpaWMn03.3408. 02 . 04 .34843max浮動軸的載荷

47、變化為對稱循環(huán)（因運行機構(gòu)正反轉(zhuǎn)矩值相同），材料仍選用 45 鋼，由起升機構(gòu)高速浮動軸計算，得，MPaMPas180,1401許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 MPankk8 .4425. 115 . 21401111（3.22）式中 k，n1與起升機構(gòu)浮動軸計算相同 故強度校核通過1kn（2） 強度驗算：由【3】運行機構(gòu)疲勞計算基本載荷： mNiMMe1 .55759 . 03 .27218.2183 . 16 . 12085max（3.23）式中 5考慮彈性振動的力矩增大系數(shù)，對突然起動的機構(gòu)，5=1.51.7，此處取 5=1.6；武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計23最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： （3.24）MpaWM4 .540

48、8. 02 . 01 .55753maxmax許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： MPans1205 . 1180 （3.25） 故強度校核通過 max4 大車運行機構(gòu)的設(shè)計大車運行機構(gòu)的設(shè)計4.1 確定機構(gòu)的傳動方案確定機構(gòu)的傳動方案跨度為 28.5m 為中等跨度，為減輕重量，決定采用圖 4.1 的傳動方案。 圖 4.1 集中傳動的大車運行機構(gòu)布置方式1電動機；2制動器；3帶制動器的半齒輪聯(lián)軸器；4浮動軸；5半齒輪聯(lián)軸器；6減速器；7車輪武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計244.2 選擇車輪與軌道，并驗算其強度選擇車輪與軌道，并驗算其強度按圖 4.2 所示的重量分布，計算大車車輪的最大輪壓和最小輪壓。 圖 4.2 輪壓計

49、算圖滿載時，最大輪壓： （4.1）max42xcxcGGQGLePL 363631606328.5 1.5180.634228.5kN空載時，最小輪壓： （4.2）min142xcxcGGGPL 3636363176.14228.5kN車輪踏面疲勞計算載荷： （4.3）maxmin23cPPP 2 180.6376.1145.793kN4.3 選擇車輪軌道并驗算起強度選擇車輪軌道并驗算起強度車輪材料：采用，由【1】附表 18340/640()700,380sZGMPaMPab調(diào)質(zhì),選擇車輪直徑，由【2】表 5-1 查得軌道型號為(起重機專用軌500cDmm70Qu道)。按車輪與軌道為點接觸和線

50、接觸兩種情況來驗算車輪的接觸強度。點接觸局部擠壓強度驗算： （4.4）221 23cRPkc cm武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計25 234001.810.95 12826500.461N 222112(/),521.81550.46;87.65339.85 / min0.953.14 0.7cDcckN mkRmvcnrcDc許用點接觸應(yīng)力常數(shù)由【2】表??；曲率半徑，由車輪和軌道兩者曲率半徑中取大值，取Q u70軌道的曲率半徑為R =400m m ;m 由軌頂和車輪的曲率半徑之比(r/ R )所確定的系數(shù)，由【2】表查得轉(zhuǎn)速系數(shù)，由【2】表查得，當(dāng)車輪轉(zhuǎn)速時，；工作級別系52541ccMcPP數(shù)，

51、由【2】表查得，當(dāng)級時故驗算通過。線接觸局部擠壓強度驗算： （4.5）11 2ccPk D lc c 6.6 500 70 0.95 1219765.5N 式中：11526.6;7070kklQulmm2許用線接觸應(yīng)力常數(shù)(N / m m), 由【2】表查得，車輪與軌道的有效接觸長度，軌道的();cDmm車輪直徑12,ccc cPP同前故驗算通過。4.4 運行阻力計算運行阻力計算摩擦總阻力矩： （4.6）()()2mdMQG k由【4】查得車輪的軸承型號為，軸承內(nèi)徑和外徑的平均值為：500cDmm7520；由【2】表 7-17-3 查得：滾動摩擦系數(shù)，軸承100 1801402mm0.0006

52、k 摩擦系數(shù)；附加阻力系數(shù)代人上式得：0.021.5當(dāng)滿載時的運行阻力矩： （4.7）()()()2dMm QQQG k武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計26 0.141.5 (16000363000)(0.00060.02)15692Nm運行摩擦阻力： （4.8）()()2mmcMQQP QQD 156962760.52N當(dāng)空載時： （4.9）(0)()2dMm QGk 0.141.5 363000 (0.00060.02)10892Nm （4.10）(0)()2mmcMQP QQD 108943560.52N4.5 選擇電動機選擇電動機電動機靜功率： （4.11）1000cjdjPvNm6276 8

53、7.64.821000 0.95 2 60kw 式中：()0.95jmPP QQ滿載運行時的靜阻力；m =2 驅(qū)動電動機臺數(shù)；機構(gòu)傳動效率。初選電動機功率： （4.12）djNk N 1.3 4.826.266kw式中：761.3ddkk電動機功率增大系數(shù)，由【2】表查得；由【1】附表 30 選用電動機為：武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計272221226;7.5,930 /min,0.419,115edJZRNkw nrGDkgmkg電動機質(zhì)量為4.6 驗算電動機發(fā)熱條件驗算電動機發(fā)熱條件等效功率： （4.13）25xjNkN0.75 1.3 6.2666.11kN式中： 252525%0.75,0

54、.251.3cqgkJktt工作級別系數(shù)，由2 查得當(dāng)時，；由2 按起重機工作場所所得當(dāng)時查得由此可見：，故初選電動機發(fā)熱通過。xeNN4.7 選擇減速器選擇減速器車輪轉(zhuǎn)速： （4.14）cdccvnD 87.655.7 / min0.5r機構(gòu)傳動比：1093016.755.7cnin查【1】附表 35，選用兩臺減速器，其型號為： 040023.3411.8ZQZiNkwI V-1 減速器；（當(dāng)輸入轉(zhuǎn)速為1000r/ m i n時）可見。 jNN4.8 驗算運行速度和實際所需功率驗算運行速度和實際所需功率實際運行速度： （4.15）0ccddoivvi武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計28 16.787

55、.671.4/ min20.49m誤差： （4.16）cccdddvvv 87.671.4100%0.185%15%87.6故合適。實際所需電動機靜功率： （4.17）vccdjjdvNN 71.44.823.9387.6kw由于，故所選電動機和減速器均合適。jjNN4.9 驗算起動時間驗算起動時間起動時間： （4.18）221120()()38.2()cqqjQG Dntmc GDmMMi式中：11930 / min;2()7.51.51.5 9550115.5;930(25%)9550%(25%)qeeenrmMMNmNJcMJcn Jc驅(qū)動電動機臺數(shù)；時電動機額定扭矩；滿載運行時的靜阻力

56、矩： （4.19）0()()mjMQQMQQi 156980.620.49 0.95Nm空載運行時的靜阻力矩： （4.20）0(0)(0)mjMQMQi武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計29 108955.9520.49 0.95Nm2222222212q2()()0.467()()()()()0.4190.4670.886;930(1000036300) 0.5t ()2 1.15 0.8864.57 ;38.2 (2 115.580.6)20.490.95zlldzllGDGDkgmGDGDGDGDkgmQQs初步估算高速軸上聯(lián)軸器的飛輪矩：機構(gòu)總飛輪矩高速軸：滿載起動時間：空載載2q2930363

57、00 0.5t (0)2 1.15 0.8863.4738.2 (2 115.555.95)20.490.95Qs起動時間：由【3】知，起動時間在允許范圍內(nèi)，故合適。4.10 起動工況下校核減速器功率起動工況下校核減速器功率起動工況下減速器傳遞功率： （4.21）1000ddcdP vNm式中： （4.22）60 ()dcdjgjqvQGPPPPgt QQ (1600036300)71.462678086.51060 3.47N2mm運行機構(gòu)中同一級傳動減速器個數(shù)，因此： 25%8086.5 71.45.041000 0.95 2 609.2ddJcNkwNkwN 所選減速器的所以減速器合適。

58、4.11 驗算起動不打滑條件驗算起動不打滑條件由于起重機是在室內(nèi)使用，故坡度阻力及風(fēng)阻力均不予考慮，以下按三種工況武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計30進行驗算：(1)事故狀態(tài)：兩臺電動機空載時同時起動， （4.23）122()260 (0)2zdccqP fnndP kPkvGDgt Q式中：1minmax2176.1 180.632567302567301.051.2zPPPNPPNn主動輪輪壓和；從動輪輪壓和；f =0. 2 室內(nèi)工作的粘著系數(shù)；防止打滑的安全系數(shù)；256730 0.210.40.14256730 (0.00060.02) 1.5256730 0.000671.42363000.5

59、60 3.472znsnn故兩臺電動機空載起動不打滑。（2）事故狀態(tài)：當(dāng)只有一個驅(qū)動裝置工作，而無載小車位于工作者的驅(qū)動裝置這一邊時，則 （4.24）121()260 (0)2zdccqP fnndP kPkvGDgt Q式中：1max2minmax2218063022 76100 180630332830(0)930363000 0.5(0)1.15 0.8869.72 ;38.2 (115.555.95)20.490.95qqPPNPPPNt Qt Qs工作的主動輪輪壓；非主動輪輪壓和；一臺電動機工作時空載起動時間；180630 0.23.130.14332830 (0.00060.02)

60、 1.5 180630 0.00063630087.5620.51060 9.722nznn武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計31故不打滑。（3）事故狀態(tài)：當(dāng)只有一個驅(qū)動裝置工作，而無載小車遠(yuǎn)離工作者的驅(qū)動裝置這一邊時，則1min2maxmin7610022 18063076100437360(0)9.7276100 0.22.60.16437360 (0.00060.02) 1.576100 0.00063630071.420.51060 9.722qzPPNPPPNt Qsnsnn；與第二種工況相同；故也不打滑。4.12 選擇制動器選擇制動器由【2】取制動時間，6zts按空載計算制動力矩，即代人【2

61、】的（7-16）式0Q 221201()=53.7m38.2czjlzGDnMmmc GDNmti（4.25）式中： （4.26）min0()2DmcjPPDmi(72.6290.4) 0.5 0.952.522 20.49Nm 0.020.002 3630072.6DPGN坡度阻力； （4.27）min()22mcdG kPD 0.1436300(0.00060.02)2290.40.52N2m 制動器臺數(shù)，兩套驅(qū)動裝置工作；武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計32現(xiàn)選用兩臺制動器，查【1】附表 15 得其額定制動力矩5200/23YWZ，為避免打滑，使用時需將其制動力矩調(diào)至以下。112ezMNm112

62、Nm考慮到所取的制動時間，在驗算起動不打滑條件時，已知是足夠安全的，0zqttQ故制動不打滑驗算從略。4.13 選擇聯(lián)軸器選擇聯(lián)軸器根據(jù)機構(gòu)傳動方案，每套機構(gòu)的高速軸和低速軸都采用浮動軸，（1）機構(gòu)高速軸上的計算扭矩111154.04 1.4215.62 77.02154.04;2729550 7.5/93077.02jselMM nNmMMMNmNmnel式中：聯(lián)軸器的等效力矩，等效系數(shù)，見【1】表??；M工作情況系數(shù)由【1】附表 31 查得，電動機。軸端為圓錐形。2226JZR 。由【1】附表 34 查減速器高速軸端為140,110dmm lmm350ZQ。故在靠電動機端從【1】附表 44

63、中選兩個半齒聯(lián)軸器40,60dmm lmm（靠電動機一側(cè)為圓錐形，浮動軸端） 。119S40dmm其參數(shù)為：在靠減速器端，22710,0.36,15,lzlMNm GDkgmGkg重量由【1】附表 43 選用兩個半齒聯(lián)軸器（靠減速器一側(cè)為圓錐形，浮動軸119S端） ，其40dmm22710,0.107,171,lzlMNm GDkgmGkg重量高速軸上轉(zhuǎn)動零件的飛輪矩之和為： 2220.360.1070.467zllGDGDkgm與原估計基本相符，故有關(guān)計算不需要重復(fù)。（2）低速軸的計算扭矩：021560 20.49 0.95419676jsjsMMiNm由【1】附表 34 查得減速器低速軸端

64、為圓柱形，350ZQ武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計33。由【1】附表 19 查得的主動車輪的伸出軸為65,105dmm lmm500cDmm圓柱形，。75,105dmm lmm故由【1】附表 42 中選擇 4 個聯(lián)軸器：其中兩個為：（靠減速器端）36055YAGICLZA另兩個為：（靠車輪端）36075YAGICLZA223150,0.44,25.5lMNm GDkgmGkg重量4.14 浮動軸的驗算浮動軸的驗算（1）疲勞強度驗算低速浮動軸的等效力矩為： （4.28）10elMMi1.4 77.02 20.49 0.952098.9Nm式中：11261.4等效系數(shù)，由【2】表查得由上節(jié)已取浮動軸端直

65、徑，故其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為：100dmm632098.948.59 1048.590.2 0.06nMPaMPaW由于浮動軸載荷變化為對稱循環(huán)（因為浮動軸在運行過程中正反轉(zhuǎn)之扭矩相同） ，所以許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為： （4.29）111kkn 132149.11.921.4MPa11600,300,0.220.22 6001320.60.6 300180;1.6 1.21.921.6,1.2;1.42 18,bsbssxmxmnkMPaMPaMPaMPakkkkkn式中：材料用取,考慮零件幾何形狀表面狀況的應(yīng)力集中系數(shù)，由【1】第二章第五節(jié)及【3】第四章查得：安全系數(shù)由【1】表查得；武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計3

66、4故疲勞強度驗算通過。（2）靜強度驗算計算靜強度扭矩： （4.30）max0celMM i 2.5 77.02 20.49 0.953823Nm式中： 33252.5382388.490.2 0.060.2 0.06180128.61.4ccsMPaMPan 動力系數(shù)，查【1】表得；MM扭轉(zhuǎn)應(yīng)力=；W許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力故靜強度驗算通過。高速軸所受扭矩雖比低速軸?。ǘ呦嗖畋叮?，但強度還是足夠的，故此0i處高速軸的強度驗算從略。武漢科技大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計35圖 4.3 大車運行機構(gòu)布置圖 電動機；2-制動器及帶制動輪半齒輪聯(lián)軸器；3-浮動軸；4-半齒輪聯(lián)軸器；5-減速器；6-全齒聯(lián)軸器；7-車輪；8-艙口；-軸端間隙；l-浮動軸長；321,HHH-中心高；H-軸線距走臺面的高度；A-減速器中心距；621,GGG-各零部件重量；621lll-各零部件重心到端量中線的距離；11,lG-分別為運行機構(gòu)總重量及總重心到端量中心線的距離5 橋架具體計算設(shè)計橋架具體計算設(shè)計5.1 主要尺寸的確定主要尺寸的確定5.1.1 大車車距大車車距 111128.53.5625 5.78585KLm取5.7Km5.