10t桥式起重机小车设计

精选优质文档-倾情为你奉上第1章 绪论起重机械的基本任务是垂直升降重物，并可兼使重物作短距离的水平移动，以满足重物装卸、转载、安装等作业的要求。起重机机械是现代化生产必不可少的重要机械设备，它对于减轻繁重的体力劳动、提高劳动生产率和实现生产过程的机械化、自动化及改善人民的物质、文化生活都具有重大的意义。起重机械广泛应用于工矿企业、港口码头、车站仓库、建筑工地、海洋开发、宇宙航行等各个工业部门，可以说陆地、海洋、空中、民用、军用各个方面都有起重机械在进行着有效的工作。 起重机械不仅可以作为辅助的生产设备，完成原料、半成品、产品的装卸、搬运，进行机电设备的安装、维修，而且它也是一些生产过程工艺操作中的必须设备，例如钢铁冶金生产中的各个环节，从炉料准备、加料到炼好的钢水浇铸成锭以及脱模取锭等。又例如原子能工业中的一些工艺操作等人所难达到之处，没有起重机械，简直无法生产。据统计，在我国冶金、煤炭部门的机械设备总台数或总重中，起重运输机械约占2565。起重机械与运输机械发展到现在，已经成为合理组织成批大量生产和机械化流水作业的基础，是现代化生产的重要标志之一。在我国四个现代化的发展和各个工业部门机械化水平、劳动生产率的提高中，起重机必将发挥更大的作用。1.1 桥式起重机的简介起重机械和其它自然科学一样，是人类生产斗争经验的总结，它是随着人们的生产实践逐渐发展并不断丰富完善的。桥式起重机是桥架在高架轨道上运行的一种桥架型起重机，又称天车。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。桥式起重机常见的类型有以下三种形式：通用桥式起重机：取物装置为吊钩，适用于各种物料的搬运，通用性强；抓斗式桥式起重机：取物装置是抓斗，用于大批量散粒物料的搬运；电磁桥式起重机：取物装置为电磁吸盘，为专用起重机，用于铁磁性物料的搬运。经过比较，选用电动双梁桥式起重机。这种起重机的各个工作机构均为电力驱动。起重小车在桥架主梁上方铺设的轨道上行驶，其桥架是双主梁结构形式。在桥架两侧的走台上，一侧用来安装大车运行机构，另一侧则安装有电气设备和给小车供电的滑线设施。普通桥式起重机一般由起重小车、桥架运行机构和桥架金属结构组成。起重小车又由起升机构、小车运行机构和小车架三部分组成。1.2 起重机械的发展随着现代科学技术的迅速发展，工业生产规模的扩大和自动化程度的提高，起重机在现代化生产过程中应用越来越广，作用愈来愈大，对起重机的要求也越来越高。尤其是计算机技术的广泛应用，许多跨学科的先进设计方法出现，这些都促使起重机的技术进入崭新的发展阶段。起重机发展趋势轻型化和多样化。有相当批量的起重机是在通用场合使用，工作并不很繁重。这类起重机批量大、用途广，考虑综合效益，要求起重机尽量降低外形高度，简化结构，减小自重和轮压，也可使整个建筑物高度下降，建筑结构轻型化，降低造价。因此电动葫芦桥式起重机和梁式起重机会有更好的发展，并将取代大部分中小吨位的一般用途桥式起重机。1.3 起重机械的特点起重机械是一种间歇动作的机械，它具有重要而短暂的工作特征。起重机械在搬运物料时，通常经历着上料、运送、卸料以及回到原处的过程，各工作机构在工作时作往复周期性的运动，例如经历起升机构的工作由物品的升、降和空载取装置的升、降所组成；运行机构的工作由负载和空载时的往复运动所组成。在起重机械的每一个工作循环，即每搬运一次物品的过程中，其有关的工作机构都要作一次正向和反向的运动。起重机械与连续运输机械的主要区别就在于前者是以周期性的短暂往复工作循环运送物品，而后者是以长期连续单向的工作运送物品。正是由于这一基本差异决定了起重机械和连续运输机械在构造和设计计算方面的许多重要差别。在起重机械中，用来使货物提升或下降的机构称为起升机构。起升机构是起重机械最基本的机构。起升机构通常包括：取物装置、钢丝绳卷绕系统、制动装置、减速装置、驱动装置以及安全装置等部分，其中不少零件采用标准通用零件。起升机构中大多数情况均采用闭式减速器传动，并且以渐开线圆柱齿轮传动为主。一些新颖的齿轮传动如圆弧齿轮，摆线行星齿轮传动，渐开线少齿传动和谐传动正被逐渐应用到起重机械上来。1.4 起重机械的组成工作机构，它是起重机械的执行机构，其作用是使被吊运的物品获得必要的升降和水平位移，从而实现物品装卸、转载、安装等作业要求。起重机械上常用的工作机构有起升机构、运行机构、变幅机构和回转机构，即所谓起重机械的四大构件。此外，针对某些特殊的使用要求，有时还设有伸缩机构，放倒机构，夹钳机构等，在这些机构中，实现物品垂直升降的起升结构是起重机械的基本工作机构，而其它机构则是辅助的工作机构，配合起升机构工作。根据具体使用要求，辅助的工作机构却是任何一种起重机械所必不可少的。金属结构，它是起重机械的骨架，决定了起重机械的结构造型，它用来支撑工作机构、物品的重力、自身重力以及外部载荷等，并将这些重力和载荷传递给起重机械的支撑基础。动力设备，它为起重机械提供工作动力、控制、照明和联络等。第2章 起升机构设计2.1 确定起升机构传动方案起升机构的设计应该确保满足起重机的主要工作性能，要合理选择机构型式，要使机构工作可靠，结构简单，自重轻和维修保养方便等。 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（最大额定起重量、起升高度、起升速度等）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。起升机构的起重零部件的选择计算主要包括：吊钩、起升机构滑轮组倍率、起重钢丝绳、滑轮与卷筒。起升机构的布置如图2.1所示：图2.1 起升机构布置方案按照布置宜紧凑的原则，采用双联滑轮组。如下图：图2.2 滑轮组简图按，查文献1表选滑轮组倍率，承载绳分支数：。查文献1附表选图号为G15吊钩组，得其质量：，两动滑轮间距。2.2 钢丝绳的选择(1) 选择钢丝绳钢丝绳是由许多高强钢丝编绕而成。钢丝的材料通常采用优质碳素钢，其含碳量为，根据不同使用目的，其结构和编绕方式各不相同，有单绕，双重绕，三重绕等型式。起重机用钢丝绳采用双绕绳，即先由钢丝绕成股，再由股围绕绳芯绕成绳。绳芯的材料可用有机物芯如麻芯，棉芯，还可用石棉芯或金属芯。有机物芯的钢丝绳具有较大的挠性和弹性，润滑性好，但不能承受横向压力，不耐高温；石棉芯钢丝绳的特性与上述相似，但能在高温条件下工作；金属芯钢丝绳强度高，能承受高温工作和横向力，但润滑性较差。一般情况下常选用有机物芯的钢丝绳，高温时宜用石棉芯或金属芯，在卷筒上多层卷进绕时宜用金属芯的钢丝绳。若滑轮组采用滚动轴承，当，查文献1表得滑轮组效率：钢丝绳所受最大拉力：kN (2-1)查文献1附表选用，中级工作类型（工作级别）时安全系数。钢丝绳计算破断拉力: kN (2-2)查文献1附表选用瓦林型纤维芯钢丝绳，钢丝公称抗拉强度，光面钢丝，右交互捻，直径，钢丝绳最小破断拉力，标记如下：钢丝绳: 14NAT619W+FC1770ZS10867.4GB/T8918-1996(2) 钢丝绳允许的偏斜角1) 钢丝绳进出滑轮时的允许偏角: (2-3)式中由文献2查得: ； ； 。所以 。2) 钢丝绳进出卷筒时允许偏角：，查文献2表，。向空槽方向，向邻槽方向。2.3 滑轮的计算与选择滑轮的许用最小直径： (2-4)式中系数由查文献1表查得； 滑轮直径，取平衡滑轮直径 ，查文献1附表选用。滑轮的绳槽部分尺寸可由查文献2附表查得。由查文献1附表选用钢丝绳直径,滑轮轴直径的型滑轮标记为: 滑轮：E114350-80 JB/T 9005.3-1999由查文献1附表平衡滑轮选用,滑轮直径的型滑轮标记为:滑轮：F14250-80 JB/T 9005.3-19992.4 吊钩的计算(1) 确定吊钩装置构造方案吊钩按制造方法可分为锻造吊钩和片式吊钩；按其结构型式可分为单钩和双钩；长钩和短钩。吊钩装置用于三倍率双联滑轮组，所以必须采用长型的构造方案。吊钩钩身的截面形状有圆形，方形，梯形或字形。从受力情况分析，以字形截面最为合理，但锻造工艺较复杂。梯形截面受力较合理，锻造容易。锻造吊钩的材料一般采用号钢。起重量较小的吊钩也可采用或；片式吊钩由切割成型的多片钢板构成，其厚度不得小于20mm并使板钩在高度方向与钢板轧制方向一致。工程起重机常用T字形或梯形截面的锻造单钩。通过吊钩已经标准化，设计时可查阅有关手册直接选用。采用非标准吊钩或需对所选项吊钩进行强度验算时，可按下述方法进行。由文献3表选择一个锻造单面吊钩,钩号为，材料采用号钢。(2) 吊钩主体结构的主要尺寸1) 根据文献3当选择吊钩类型为直柄号吊钩，由文献5表所得。2) 吊钩螺母最小工作高度查文献4选M56螺母：mm (2-5)考虑设置防松螺栓，实际取螺纹高度：。3) 螺母外径：mm (2-6)取。(3) 吊钩强度验算1) 吊钩轴的颈部螺纹M56处拉伸应力： (2-7)式中螺纹内径，由文献4表6-3查得，；动力系数，由文献4图查得。由文献6表查得等级，安全系数，材料号钢，由文献6表查得，故，故满足强度要求。2) 吊钩弯曲部分断面强度验算：其受拉力，偏心力距，由 (2-8)式中 得出：。MPa (2-9)MPa (2-10)因为,故满足强度要求。其应力分布如图2.3所示。 图2.3 吊钩弯曲处应力分布3) 吊钩弯曲部分断面B-B强度验算：系物绳张力一侧：kg (2-11)图2.4 钢丝绳一侧受力由上图2.4钢丝绳受力图可得：kg (2-12)MPa (2-13) (2-14)故满足强度要求。因为B-B断面尺寸按理当比断面小，但由于断面有强烈的磨损，一般取与断面相同的尺寸。(4) 推力球轴承的选择由于轴承在工作过程中很少转动，故可根据额定静负荷选择。由文献3表选51211(GB/T301-1995)推力球轴承，由文献表查得其额定静负荷，由文献7表13-6查得载荷系数。轴承当量静负荷： (2-15) 所以 安全。式中 安全系数由文献3表选用。(5) 吊钩组轴及拉板的强度验算1) 吊钩横梁的计算由文献1附图可知，横梁两侧拉板的间距是由滑轮之间尺寸所决定。横轴可做为一简支梁来进行强度计算。横梁的计算载荷如图2.5(a)： (2-16)式中由文献1图查取动载系数。 横梁的最大弯矩： (2-17)中间断面的截面模数如图2.5b： (2-18)图2.5 吊钩横梁和滑轮轴的计算简图弯曲应力： (2-19)横梁材料由文献6表查取，许用应力。故横轴强度足够。其中式中为安全系数见文献6表5-10。2) 滑轮轴的计算滑轮轴是一个简支梁，支点距离。它的作用是承受滑轮的三个压力，为计算简便起见，把三个力看作集中力如图2.5c。滑轮的作用力： (2-20)轴上的弯矩（和断面）： (2-21)和断面模数： (2-21)弯曲应力： (2-21)滑轮轴的材料与吊钩横轴相同，亦为号钢，许用应力也相同。，故强度足够。3) 拉板的强度校核图2.6 拉板简图拉板的尺寸如图2.6所示，断面a-a的拉伸应力： (2-24)式中应力集中系数，由文献1图5-13查得。拉板材料为Q-235号钢，由文献6表和表得了屈服极限和安全系数，许用拉伸应力： (2-25)垂直断面内侧拉应力最大，其为： (2-26)又因为吊钩横梁的轴颈，材料铸钢ZG340-640，由文献6表查出，由文献6表查得安全系数为。2.5 卷筒的计算(1) 卷筒尺寸1) 卷筒直径： (2-27)取，卷筒绳槽尺寸由文献2表14-3查得槽距， 槽底半径。2) 卷筒长度 (2-28)式中 起重机最大高度： ； 卷筒的计算直径：； 附加安全圈数，一般取圈：取； 绳槽节距：查文献2表，取； 卷筒不切槽部分长度：取其等于吊钩滑轮的间距；取 。 卷筒的壁厚： (2-29)取。(2) 卷筒强度验算1) 卷筒壁压应力验算 (2-30)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，； 卷筒壁厚，； 绳槽节距，；将数值代入上式，得：。对铸铁卷筒HT20-40，则文献6表10-1查得其最小抗拉强度。许用压应力： (2-31)，故卷筒压缩强度足够。 2) 卷筒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2.7 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: (2-32)卷筒断面系数: (2-33)式中 卷筒外径,； 卷筒内径,于是 (2-34)合成应力: (2-35)式中 许用应力 由文献6表和查，。 所以 ，卷筒强度验算通过。故选定卷筒直径，长度，卷筒槽的槽底半径，槽距；起升高度H=15m，倍率a=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：左 JB/T 9006.21999 2.6 绳端固定装置的计算根据钢绳直径为，由文献2表选择压板固定装置（图2.8）并将压板的绳槽改用梯形槽。双头螺柱的直径M24。图2.8 钢绳固定端简图用压板固定钢丝绳,已知卷筒长度计算采用的附加圈数，绳索与卷筒绳槽间的摩擦系数。则在绳端固处的作用力： (2-36)压板螺栓所受之拉力： (2-37)式中-压板梯形槽与钢绳的换算摩擦系数。当时： (2-38)螺柱由拉力和弯矩作用的合成应力： (2-39)式中（螺栓数）； （螺纹内径）； （弯矩）。 螺栓材料为，由文献6表查取屈服极限，则许用拉伸应力为：（由6表取安全系数）。 ， 因为，故通过强度验算。2.7 电动机的选用(1) 电动机的功率确定起升机构静功率： (2-40)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3查得一般，取。电动机的计算功率： (2-41)式中 系数由文献1表查得，对于级机构，。查文献1附表30选用电机，其，电机质量。(2) 验算电动机发热条件电动机的发热验算 (2-42)其中 （查文献2表） 由此，初选电动机能满足不过热条件。2.8 减速器的计算与选用(1) 减速器传动比卷筒转速： (2-43)减速器总传动比： (2-44)式中 电动机额定转速； 卷筒转速；(2) 减速器的选取查文献1附表选取减速器，当工作类型为中级时，许用功率，质量，输入轴直径，轴端长度（锥形）。(3) 输出轴强度校核：输出轴最大径向力Rmax (2-45)式中:卷筒上卷引起的载荷；卷筒及轴自重，由文献1附表估算；减速器输出轴端最大允许向载荷，由1附表查得。由文献1公式得输出最大扭矩： (2-46)式中:电机轴额定力矩； 当时电机最大转矩倍数，由文献1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1附表。所以：由上计算，所选取减速器能满足要求。2.9 起升速度和实际所需功率(1) 实际速度验算货物实际速度： (2-47)误差： (2-48)(2) 实际功率实际所需等效功率： (2-49)2.10 制动器的选用根据物体下降时的扭矩 (2-50)由文献3附表选用：电力液压推杆制动器。参数： 制动直径； 制动力矩；配用推动器型号：； 电机功率；配用制动架型号：ZDJ-300/25Z。制动转矩： (2-51)2.11 起升和制动时间验算 (1) 起动时间验算机构起动和制动时，产生加速度和惯性力。如起动和制动时间过长，加速度小，要影响起重机的生产率；如起动和制动时间过短,加速度太大，会给金属结构和传动部件施加很大的动载荷。因此,必须把起动和制动时间(或起动加速度与制动减速度)控制在一定的范围内。起动时间： (2-52)式中电动机额定转速， (2-53)静阻力矩： (2-54)平均起动转矩： (2-55)所以 (2-56)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: (2-57)式中 (2-58)由文献1表查得许用加速度，故：，符合要求。2.12 高速浮动轴的计算(1) 疲劳计算 由文献2起升机构疲劳计算基本载荷 (2-59)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，因此扭转应力：轴材料用号钢，弯曲：， 扭矩：； 轴受脉动循环的许用扭转应力：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2表查得）。所以 。故 通过。(2) 强度验算 轴所受最大转矩： (2-60)最大扭转应力： (2-61)许用扭转应力： (2-62)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：，取。图2.9 高速浮动轴构造图2.13 联轴器的计算与选用高速轴联轴器计算转矩，由1 式： (2-63)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1附表查得电动机轴端为圆锥形,轴端，。从文献1附表查得减速器的高速轴端为圆锥形，。靠电动机轴端联轴器由文献1附表选用半联轴器，最大容许转矩值，飞轮矩，质量。浮动轴的两端为圆柱形，。靠减速器端联轴器 由文献1附表选用带制动轮的半齿联轴器最大容许转矩值，飞轮矩，质量。为与制动器YWZ-200/25相适应，将联轴器所带制动轮。第3章 小车运行机构设计3.1 机构传动方案经比较后，确定采用如图3.1所示的传动方案。图3.1 小车运行机构传动图3.2 车轮的选用与验算(1) 车轮选用车轮最大轮压，小车质量为。假定轮压均布： (3-1)车轮最小轮压： (3-2)初选车轮：由文献1附表可知，当运行速度，工作级为中级时，车轮直径轨道型号为的许用轮压为。根据GB4628-84规定，直径系列为，。故初选定车轮直径为，而后校核强度。(2) 强度验算按车轮与轨道为线接触两种情况验算车轮接触强度。车轮踏面疲劳计算载荷： (3-3)车轮材料，由文献5表1-27选ZG340-60，。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1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1附表）； 转速系数，由1表，车轮转速时，； 工作级别系数，由文献1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1表查得； 曲率半径，车轮与轨道曲率半径中最大值车轮轨道曲率半径（由文献1附表查得），故取； 由比值（为，中的小值）所确定的系数，由文献1表查得。,故通过。根据以上计算结果，选定直径的单轮缘车轮 ：3.3 运行阻力的计算摩擦阻力矩： (3-6)查文献1附表，此选车轮组轴承亦。轴承内径和外径的平均值。由文献1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 电动机的选用(1) 电动机选用电动机静功率： (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3中，取由文献3表，JC%=40%型号YZR-132MB。，同步转速为，满载时转速为。输出轴径为。(2) 验算电动机发热条件等效功率： (3-13)式中 G由文献2表7-11查得小车运行机构其可取；故 ，所以所选电动机发热条件通过。3.5 减速器的计算与选用车轮转速： (3-14)机构传动比： (3-15) 电动机的额定转矩: (3-16)疲劳计算基本载荷： (3-17)式中-电动机的额定转矩； -刚性动载系数，。则有： 相对工作级别的计算功率，按，得。初选型号查文献5表。又由式。因为 ，所以选择减速器满足要求。 选用标准型号的减速器时，其总设计寿命一般应与它所在机构的利用等级相符合。一般情况下，可根据传动比、输入轴的转速、工作级别和电动机的额定功率来选择减速器的具体型号并使减速器的许用功率P满足下式： (3-18)式中K选用系数，根据减速器的型号和使用场合确定。根据以上条件选用型号为型减速器。3.6 运行速度和实际所需功率(1) 实际运行速度 (3-19)误差： (3-20)(2) 实际所需等效功率 (3-21)3.7 起动时间验算起动时间： (3-22)式中；驱动电机台数； (3-23)满载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩： (3-24)满载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩： (3-25)初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩： (3-26)机构总飞轮矩： (3-27)(1) 满载起动时间： (3-28)(2) 无载荷起动时间： (3-29)由文献1表查得，当时，推荐值为，故所选项电动机能满足要求。3.8 校核减速器功率起动状况减速器传动的功率： (3-30)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。3.9 起动不打滑条件因室内使用，故不计风及坡阻力矩，只验算空载及满载起动时两种工况。空载起动时，主动车轮配轨道接触处的圆周切向力： (3-31)车轮与轨道的粘着力：，故可能打滑。解决办法是在空载起动最大起动电阻，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： (3-32)车轮与轨道的粘着力： (3-33)故满载起动时不会打滑，因此所选项电动机合适。3.10 制动轮的计算由1查得，对于小车运行机构制动时间取，因此，所需制动转矩： (3-34)由文献1表选用YWZ100/25Z型制动轮，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。3.11 高速轴联轴器及制动器(1) 高速轴联轴器 高速轴联轴器计算转矩，由文献1 式： (3-35)式中 N联轴器的安全系数，运行机构； 机构刚性动载系数，取。由文献3表查电动机YZR-132MB两端伸出轴各为圆柱形，。由文献5附表查得减速器高轴端为圆柱形，。故从文献4表12-2选凸缘联轴器。主动端A型键槽，从动端A型键槽，。标记为：联轴器。其公称转矩，,飞轮矩，质量。(2) 制动器高速轴端制动器：根据制动器已选定为，其飞轮矩，质量。以上联轴器与制动轮飞轮转矩之和： (3-36)与原估计0.26基本相符，故以上计算不需修改。3.12 低速轴联轴器的选用低速轴联轴器计算转矩，可由前节的计算转矩求出 (3-37)由文献5表查得减速器低速轴端为圆柱形，取浮动轴装联轴器轴轴径，由文献4表选用两个凸缘联轴器。主动端A型键槽，从动端A型键槽，L=84mm。由前节已选车轮直径，由表参考车轮组，车轮轴安装联轴器处直径，。同样选用两个YL型凸缘联轴器。其安装联轴器。其主动轴端；Y型轴孔，A型键槽，；从动端：Y型轴孔，A型键槽，。标记为：3.13 低速浮动轴的验算(1) 疲劳验算 由2运行机构疲劳计算载荷： (3-38)由前节已选定浮动轴端直径，其扭转应力： (3-39)浮动轴的载荷变化为对称循环（因行机构正反转矩相同），材料仍选用钢，由起升机构高速浮动轴计算，得，许用扭转应力： (3-40)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2表查得）。故 ，通过验算。(2) 强度验算 由运行机构工作最大载荷： (3-41)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2式查 ，此处取其为； 刚性动载系数，文献2式查,取。最大扭转应力： (3-42)许用扭转应力： (3-43)所以 故通过。浮动轴直径：取。第4章 总结经过这次毕业设计，使得我学会了严谨的设计态度，了解了设计人员的困难与艰辛。设计产品，这一个从无到有的过程，需要参考许多的文献并进行大量的计算，才能得到来之不易的结果。刚刚拿到毕业设计题目的时候，从头到尾看了一遍，感觉很难，比书本上的要深奥的多，于是我就查阅资料，仔细推敲，进行繁冗的计算，最终选择了合适的起升机构和运行机构的电动机，制动器，联轴器，车轮等装置，以及各装置之间的配合，连接以及传动，并绘制出了所需图形。对我而言，在这个设计中的难点在于选择装置后，各装置之间的配合，所以我花费了很多的时间在此上面。经过设计过程中的计算和绘图，最终我看到了自己的成果，心情非常愉悦，毕竟这是我认真思考,认真吸取各参考文献中的知识所设计出来的东西。虽然我的设计存在不少纰漏，但经过指导老师（程贤福老师）的细心查看和耐心指导，我最终得以顺利完成此次设计。 最后在这里感谢那些帮助过我的同学，特别是老师不厌其烦的细心指导的孜孜不倦的教诲让我受益良多，相信这对我今后的人生会有极大的帮助！谢 辞本文是在导师程贤福老师的悉心指导下完成的。在整个论文工作中，程老师都给予了全面、认真的指导，在论文工作即将完成之际，向关心、教育我的导师表示衷心的感谢！几年来的耳濡目染，导师高尚的品格、渊博的学识、严谨的治学态度和勤奋求实的工作作风给本人留下了深刻的印象，使本人受到了深刻的教育和启迪，并将成为本人终生受益的宝贵财富。同时我还要感谢在我遇到困难时鼓励我坚持下去的同学们，正是他们的帮助才使我得以完成此次的设计，这份深厚的友谊我将永记在心。当然我还应该感谢在大学期间教过我的每一位老师。正是他们每一点每一滴的教诲，使我的理论知识逐日积累，我才能顺利完成这次的毕业设计。参考文献1王士鸿.起重机课程设计M. 北京：冶金工业出版社, 1995.2严大考,郑兰霞.起重机械M. 郑州：郑州大学出版社, 2003.3胡宗武,徐履冰,石来德.非标准机械设备设计手册M. 北京：机械工业出版社, 2003.4洪家娣.机械设计指导M. 南昌：江西高校出版社, 2006.5倪庆兴,王殿臣.起重输送机械图册M. 北京：机械工业出版社, 1992.6濮良贵,纪名刚.机械设计M. 北京：高等教育出版社, 2004.7顾迪民.工程起重机M. 北京：中国建筑工业出版社, 2004.8机械设计手册编委会.机械设计手册单行本起重运输机械零部件、操作件和小五金M. 北京：机械工业出版社,2007.附录A英文原稿On the bridge crane mechanical failure analysis and preventive measures do一 Wire Rope1. Failure Analysis Wire rope during operation, the force of each wire is very complex, due to the wire in the rope in different positions, some in the outer layer, some in the inner layer. Even by the most simple tensile force, the force between the wire rope of each distribution is different, in addition to simple rope around the paper, the bending stress generated when pulleys, wire and wire extrusion pressure between, the more accurate calculation of their force difficulties, generally static calculations. The maximum static pull rope shall meet the following formula requirements:PmaxPd/nThe formula: Pmax - rope work can withstand the maximum static stress;Pd - Rope breaking stress;n - safety factor.Pmax=(Q q)/(a)The formula: Q - the nominal weight of cranes;q - hook group weight;a - rope pulley block carrying the total number of branches; - pulley overall efficiency.The maximum allowable working tension wire calculation formula is:P=Pd/nThe formula: P - wire rope rated at the maximum operating static stressP Pmax is safe. From this, the main reason for breaking rope was overloaded, but also with the pulleys, drum wear around the frequency of the first rope around each wear produced by direct bending on another song straight from the process, the more often wear around It can be easily damaged, broken; second rope around the pulley and breaking, reel diameter, the working environment, job type, maintenance conditions.2. Precaution2.1 During the operation of cranes operating from the weight of no more than nominal weight.2.2 Cranes wire rope and the environment according to the type of work chosen for the wire rope.2.3 On the wire to conduct periodic lubrication (lubrication cycle determined according to the working environment).2.4 Crane operator was not to make rope by the sudden impact.二 Reel and rope clipsReel is important to stress crane parts will appear in the course of tube wall thinning, pore and fracture failure. The reasons for these failures is the drum and wire rope extrusion and friction contact with each other. When the reel thinning to a certain extent, because of wire rope not bear the pressure and fracture. To prevent the occurrence of rolls of this machine, according to national standards, roll the cylinder wall wear and tear to the original 20% or cracks should be replaced promptly. Also pay attention to sanitation and operation of the reel, steel wire rope lubrication.三 HookCrane hook is used to extract the most devices, it bears all the load being lifted, in use, the hook once the fracture could easily lead to a major accident damage. Damage caused by hook fracture is due to friction and overloading makes hook cracks, deformation, damage, fracture. To prevent hook failure, it is necessary in the course of non-overload lifting, in the inspection process should pay attention to the mouth opening hook, dangerous section of wear, while the annealing of regular hook, hook once Crack found to be scrapped according to GB10051-88, determined not to hook up for welding. Special equipment managers to hook inspection requirements in accordance with GB10051-88 can be used to judge whether the hook.四. Gear1.Failure AnalysisReducer is an important bridge crane transmission components, torque through the gears meshing on the transmission of high-speed operation transferred to the motor speed required, the transmission torque will appear during the gear tooth fracture, tooth surface pitting, tooth plastic surface and, mechanical problems such as tooth wear, resulting in gear failure reasons are as follows:a. Short time overload or under load, caused by repeated bending fatigue fracture;b. Tooth surface is not smooth, stress concentration points are raised, or lubricant dirty;c. Caused by lubrication failure due to temperature is too high;d. Since the hard particles into the friction surface caused by wear and tear.1.Precautiona. Crane can not be used from the set, start, brake to slow, smooth, non-specific circumstances, a sudden fight against anti-car;b. Replacement of lubricant to be timely, and clean the shell, while choosing the right type of lubricant;c. To regularly check the oil is clean; found dirty lubricant to change in time.五. Brakes1. Failure AnalysisOverhead crane brakes are important safety components, have prevented the whereabouts of suspended objects, realization of parking and other functions, only intact brake on the crane to the accuracy and safety are guaranteed, in the crane operations in the power brake system appears inadequate, sudden brake failure, brake wheel and brake pads high temperature smoke, brake arm Zhang Bukai and other mechanical failure. Mechanical failure for these reasons as follows:a. Brake band or brake wheel wear too much; brake with a small local off; main spring adjustment too loose; braking zone and has grease between the brake wheel; activities hinge areas outside catching or wear excessive parts; lock