16t22m箱型单主梁龙门起重机设计

南华大学机械工程学院毕业设计（论文） i16t/22m 箱型单主梁龙门起重机设计摘要：门式起重机(简称门机)是我国国民经济发展必不可少的设备。本文为了满足铁路搬运物品的需要，设计了这台 16t/22m 的箱型单主梁门式起重机，并通过合理选型设计，使其具有结构形式简单实用，使用操作方便，维护保养简便等特点。根据 门式起重机的设计方法，主要对起重机的主梁、支腿、端梁、小车及运行机构进行了设计计算。关键词：箱型，单主梁，门机南华大学机械工程学院毕业设计（论文） ii16t/22m single box girder gantry crane designAbstract Gnarty crnae is absolutely necessarily equipment in our national development of economy. In order to meet the need of railway handling items, design the 16t / 22m box -single-main-girder of gnarty cranes, and through the reasonable selection of the design, make its structure is simple and practical, use convenient operation and maintenance, etc. According to the gnarty crane design method,had been design and calculation main point to the crane girders, leg, cars and operation mechanism.Keywords: box, single-main-girder, gnarty cranes南华大学机械工程学院毕业设计（论文） iii目 录1 绪 论 .11.1 门式起重机的应用 .11.2 门式起重机的分类 .11.3 起重机的发展趋势及 我国起重机发展水平 .21.4 本课题使用的设计方法 .22 设计参数的确定 .42.1 已知参数 .42.2 其它参数的确定 .43 起重小车的设计计算 .73.1 起升机构的设计 .73.2 小车运行机构的设计 224 门架的设计 计算 .324.1 确定门架主要尺寸 324.2 门架的计算载荷 354.3 门架的内力计算 384.4 门架的强度验算 524.5 门架的刚度验算 554.6 门架的稳定性验算 565 大车运行机构的设 计计算 .595.1 大车轮压的计算 59南华大学机械工程学院毕业设计（论文） iv5.2 车轮与轨道的选择与计算 625.3 运行阻力的计算 625.4 选择电动机 645.5 选择减速器 645.6 选择联轴器 655.7 电动机的验算 655.8 减速器的验算 675.9 选择制动器 675.10 启动和制动打滑验算 .68参考文献 69谢 辞 70附 录 71南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 1 页，共 88 页1 绪论1.1 门式起重机的应用门式起重机又称龙门起重机，是露天物料搬运广泛采用的大型装卸机械，它与其它类型起重机相比，具有起重量大，作业空间大，货场面积利用率高，装卸效率高，基建投资少，运行成本低等优点。因此，门式起重机广泛运用于各个行业之中，例如在电力场设备的地面组合、设备的制作加工配合、水泥框架的预制、物件的吊装等；在港口码头装卸集装箱；在工厂内部起吊和搬运笨重的物件；在建筑安装工地进行施工作业；在储木场堆积木材等场合。同时，门式起重机也是与连续输送机械组成机械化装卸系统的理论机种，在国外工业先进国家，不仅机械作业比重大而且机械作业已实现体系化、专业化和自动化，所以门式起重机已被列为改扩建综合性货场、集装箱货场和散料货场的主要配套机种，应用前景宽广。1.2 门式起重机的分类门式起重机的形式很多，根据不同的分类方法，可以概括为以下几种：依据主梁数目不同，可分为单主梁和双主梁门式起重机；依据取物装置不同，可分为吊钩式、抓斗式、电磁吸盘式等起重机；依据结构形式不同，可分为桁架式、箱型梁式、管型梁式、混合结构式等起重机；依据支脚结构形式不同，可分为 L 型、C 型单主梁门式起重机和八字形、O 型、半门型等双梁门式起重机；依据支脚与主梁的连接方式不同，可分为两个刚性支脚、一个刚性支脚与一个柔性支脚两种结构形式的门式起重机，柔性支脚与主梁之间可采用螺栓、球铰链和柱形铰连接或其它方式连接；南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 2 页，共 88 页依据用途不同，可分为一般用途门式起重机、造船用门式起重机、水电站用门式起重机、集装箱用门式起重机以及装卸用门式起重机等。此外，还可分为单悬臂、双悬臂或无悬臂，轨道式或轮胎式等。1.3 起重机的发展趋势及我国起重机发展水平随着科技的日新月异，当今国际起重运输机械朝着大型化、液压化、多用途、高效率的方向发展。这在不同程度上扩大了产品标准化，参数、尺寸规格化和零部件通用化的范围，为起重机运输机械制造的机械化和自动化提供了方便的条件，对实现自动化设计、加强流水作业生产、提高劳动生产率、降低产品成本和材料消耗，改进工艺流程，增强和提高企业管理水平都具有很大意义。有的企业已基本上实现了钢构件的连续生产，应用光电系统、数字程序控制系统及激光器切割下料，并从搬运、平料到组装等形成了生产的自动控制和系统管理。当今起重机的发展方向如下：向大型化、高效和节能方向发展；向自动化、智能化、集成化和信息化发展；向成套化、系统化、综合化和规模化发展；向模块化、组合化、系列化和通用化发展；向小型化、轻型化、简易化和多样化发展；采用新理论、新方法、新技术和新手段提高质量；采用新结构、新部件、新材料和新工艺提高产品性能。由于我国起重机机械行业起步较晚，虽然在技术水平上有了很大的发展与进步，但是与国际水平相比，还存在着一定差距。产品性能一般； 产品开发能力较弱；制造工艺水平较低；产品检测水平不高；配套件供应和质量问题影响较大；产品技术标准更新滞后、实施乏力。南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 3 页，共 88 页1.4 本课题使用的设计方法本课题采用以经典力学和数学为基础的半理论、半经验设计法和模拟法、直觉法等传统设计方法。南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 4 页，共 88 页2 设计参数的确定2.1 已知参数根据设计课题“16t/22m 箱形单主梁门机的整体设计”可知：起重机的最大起重量为 16 吨，跨度为 22 米。2.2 其它参数的确定2.2.1 起重量的确定当龙门起重机起重量等于或大于 15 吨时，起重小车应设置两个起升机构，其中起重量大的称为主钩，即本课题中主钩起重量为 16 吨，起重量小的为副钩，根据门式重机的起重系列选取副钩起重量为 3 吨。则本课题所设计起重机的起重量为 16/3 吨。2.2.2 悬臂长度的确定首先确定起重机的悬臂类型为双悬臂。设计起重机悬臂长时，应根据支腿处的弯矩在当小车位于悬臂端时和当小车位于跨度中点附近时相等，这一条件设计。这样设计出来的上部主梁是最经济的。因此，根据这一条件并参照同类起重机的悬臂长度 ，2选定本课题所设计起重机的悬臂长度 。mL5.712.2.3 起升高度的确定起重机的起升高度是指当吊钩升至最高位置时，大车运行轨面到吊钩中心的垂直距离。参照同类起重机的起升高度 ，选定本课题所设计起重机的起升高度，主钩为212 米，副钩为 14 米。2.2.4 工作速度的确定南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 5 页，共 88 页工作速度包括起升速度和运行速度。工作速度的选择应与工作行程相适应。1) 起升速度起升速度指吊钩的上升速度。在确定起升速度时，主起升机构的速度较慢，副起升机构的速度较快。初步确定主起升机构的速度为 7.8 米/分，副起升机构的速度为 22米/分。2) 运行速度运行速度指龙门起重机大车和起重小车的行走速度。一般小车行走速度在 3545米/分之间，大车行走速度在 3080 米/分之间 。初步确定大车的行走速度为 40 米/2分，小车的行走速度为 37.5 米/分。2.2.5 工作类型的确定为使设计的起重机安全可靠在设计时必须考虑由起重机的载荷特性和工作繁忙程度所确定的工作类型。因课题没有做特别要求，自定工作类型为中级，从而起重机的工作级别为 机构负载持续率 。4A%25JC综上所述得起重机的主要设计参数如表 2.1。表 2.1 起重机的基本设计参数表参数 参数大小南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 6 页，共 88 页名称 符号主钩 16起重量副钩Q（t）3跨度 L（m） 22悬臂长度 L1（m） 7.5主钩 12起升高度副钩H(m)14主钩 7.8起升速度副钩(m/min)v22大车 (m/min)dc 40运行速度小车 (m/min)xv37.5工作级别 A4工作类型机构负载持续率 JC 25%南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 7 页，共 88 页3 起重小车的设计计算起重小车主要包括起升机构、小车运行机构和小车架三部分。各部分具体设计如下所示。3.1 起升机构的设计起升机构用来实现物料垂直升降，是任何起重机不可缺少的部分，因而是起重机最主要、也是最基本的机构。根据结构紧凑的原理，采用如图 3.1 所示的起升机构传动简图。其工作原理为：电动机通过联轴器和传动轴与减速器的高速轴相连，减速器的低速轴带动卷筒，吊钩等取物装置与卷绕在卷筒上的省力钢丝绳滑轮组连接起来。当电动机正反两个方向的运动传递给卷筒时，通过卷筒不同方向的旋转将钢丝绳卷入或放出，从而使吊钩与吊挂在其上的物料实现升降运动，这样，将电动机输入的旋转运动转化为吊钩的垂直上下的直线运动。常闭式制动器在通电时松闸，使机构运转；在失电情况下制动，使吊钩连同货物停止升降，并在指定位置上保持静止状态。当滑轮组升到最高极限位置时，上升极限位置限制器被触碰面动作，使吊钩停止上升。 南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 8 页，共 88 页1-电动机 2-联轴器 3-传动轴 4-制动器 5-制动轮6-减速器 7-卷筒 8-滑轮组 9-钢丝绳 10-吊钩图 3.1 起升机构传动简图3.1.1 主起升机构的设计1) 钢丝绳的计算钢丝绳一般采用静力计算法，即钢丝绳的最大静拉力必须小于或等于钢丝绳的许用拉力。a 钢丝绳的最大拉力计算南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 9 页，共 88 页根据起重机的额定起重量 Q16 吨，查表 ，选取滑轮组倍率 ，起升机构钢丝1 3hi绳缠绕系统如图 3.2 所示。查表 ，选取短1钩形 16 吨吊钩组。钢丝松承受的最大拉力由下式计算：（2.1）hiGQS20max4式中 额定起重量， 16000 公斤；品钩组重量， =322 公斤；0G0G滑轮组倍率， 3； 图 3.2 起升机构钢丝绳缠绕系统hi hi滑轮组效率，查表 ，取 0.98。1h NiQSh 3.2708.9.03260max b 钢丝绳的选择所选择的钢丝绳破断拉力应满足下式:（3.2）maxnS绳绳 4而 （3.3）丝绳 4式中 钢丝绳的破断拉力；绳S钢丝绳破断拉力总和；丝a折减系数，对于绳 619 的钢丝绳 a0.85 ；5钢丝绳安全系数，对于中级工作类型 =5.5 。绳n 绳n南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 10 页，共 88 页由上式可得 NS5.1760285.032anmx绳丝查表 ，选择钢丝绳 619，其公称强度为 1700MPa，直径为 17mm，其允许破断拉1力总和为 184000N。选用钢丝绳标记如下：钢丝绳 619-17.0-1700-I-光-右交 GB1102-74。2) 滑轮、卷筒的计算a 滑轮、卷筒最小直径的确定为确保钢丝绳具有一定的安全使用寿命，滑轮、卷筒名义直径(钢丝绳卷绕直径)应满足下式：（3.4）绳edD04式中 e系数，对于中级工作类型的龙门起重机取 e=25。所以， 。med425170绳取滑轮、卷筒的名义直径 500mm。0Db 卷筒长度的确定根据图 3.3，可知卷筒的长度可由下式计算：图 3.3 卷筒尺寸（3.5）光LL)(22104南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 11 页，共 88 页（3.6）t)n(0max0DiHLh4式中 最大起升高度， 12 米； max maxHn钢丝绳安全圈数，取 n=2；t绳槽节距， 21942）（绳dt mm ，取 t=20mm；4根据结构确定卷筒空余部分，取 3t60mm ；1LL4固定钢丝绳所需要的长度、取入 3t60mm ；2 2根据钢丝绳允许偏斜角确定,光,tantanmimi HLHLhh 光 2 3t15031502光，取 120mm；473光 光卷绕部分长度0L，取 =500mm。m6.98420)53120(t)n(0max0 DiHh 0L则卷筒长度 LL 132)(221 光取卷筒长度 L=1500mm。c 卷筒壁厚的计算根据经验计算公式，卷筒的壁厚：（3.7）mD)2016()(502.)16(02. 2取卷筒壁厚 。m.7d 卷筒轴上的扭矩计算卷筒轴上的扭矩计算公式： （3.8）卷卷 0maxDSM南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 12 页，共 88 页4式中 卷筒效率，取 =0.98 。卷卷4则扭矩 。m3.12998.053270max NDSM卷卷e 卷筒转速的计算（3.9）0vinh卷4式中 起升速度， =7.8m/min。vv则卷筒的转速 。min/56.14.08730rDinh卷3) 选择电动机在起重机械中，电动机选用 YZR、JZR 系列冶金起重用绕线转子三相异步电动机，其具有较高的过载能力和机械强度，适应于短时或断续周期性工作制，频繁启动、制动，及有显著的震动或冲击的设备。具体选择电动机时根据起升机构起升载荷、额定起升速度及机构效率计算出机构的静功率和接电持续率来选择。电机所需静功率计算：（3.10）总601)(vGQNj4式中 机构总效率，取 =0.85 。总总 2则 。w5.48.061793601)( KvGQNj ）（总电动机的计算功率：（3.11）jdeK4式中 起升机构按静功率初选电动机的系数，JC40%的电动机的 =0.8 。d dK2南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 13 页，共 88 页则 KwNKjde 6.195.2480由表 选择电动机的型号如下：3YZR225M-8,S3 工作制，JC=40%，CZ=6 次， ，转速 =715r/min, KwNe2%)40(电n飞轮矩为 。2.mkg4) 选择减速器根据传动比和所需输入功率选择减速器。减速器的理论传动比： （3.12）卷电ni418.4356.7由表 ,根据传动比 =43.18，电机功率 。选择减速器为：ZQ650,实3 i KwNe2%)40(际传动比 =40.17，输入功率为 26Kw。i5)选择制动器起升机构制动器的制动力矩应满足下式：（3.13）静制制制 MK4式中 制动安全系数，由表 对于中级工作类型 1.5；制 5 制K满载时制动轴上的静力矩，静制 iDGQMh2)(0总静制 则 mNK 38117.43.95165.静制制由表 ，选择制动器型号为 ，制动力矩 ，3 0/5YWZ mNMez45028南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 14 页，共 88 页，制动器质量 。mDz315kgGzd6.506) 选择联轴器联轴器计算力矩应满足下式要求：（3.14）maxM计4而 （3.15）额计 ns4式中 联袖器的计算扭矩；计M联轴器的最大允许扭短；maxn安全系数，取 n=1.5 ；4刚性动载系数，取 =1.5 ；ss4电动机轴上的额定扭矩额Mm294715905NnNe电额则 ns .624.1额计 由表 查得，电动机 YZR225M-8 的轴端直径为 65mm，轴伸为 140mm。根据以上条3件，由表 选得联轴器号数为 ，其图号为 S139，最大允许扭矩为 3CLZ，飞轮矩为 ，质量 。从而，浮动轴直径mNM150max 240.mkg kgGL6.23d=45mm。再由表 选一个带制动轮直径为 315mm 的半齿轮联轴器，其图号为 S215，3，飞轮矩为 ，质量 。140max 24.0kg kgL1.97) 电动机的验算a 电动机的过载能力验算南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 15 页，共 88 页过载能力校验是验算电动机克服机构在短时间内可能出现的较大工作载荷的能力。当电机在基准接电持续率时，其额定功率 应满足下式：nN（3.16）总106)(vGQmHNMn3Kw4.2185.79324.2）（式中 系数，取 =2.1 ；H电动机个数，m=1 ；m3允许过载倍率，取 =2.4 ；MM3由上可知， ，过载验算通过。enNb 电动机发热校核根据等效功率法，验算电动机不过热的条件为：（3.17）静K404式中 电动机在 JC=40%时的额定功率， =22Kw；40N40N满载静功率，静；KwvGQ3.2685.0619)32(601)( 总静 系数，取 =0.8 ；K3系数，取 =0.95 。则 。40.23.695.08NKwN静由上可知电动机不会过热。c 启动时间的验算电动机的启动时间 按下式计算：qt南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 16 页，共 88 页（3.18）)()(2.38202总静起 电 iDGQCMnt hq 4式中 平均启动转矩， ；起 m4195.1. N额起系数，取 =1.15 ；C2飞轮矩，2GD；222 kg03.42.03. 制联电 GD静阻力矩， 。静M m518.1796)(0 NiQh）（总静 则 。stq 4.5.17.438202.415)34(2.87 2 ）（ ）（由起重机的允许启动时间 ，可知启动时间满足启动条件。stq5d 制动时间的验算电动机的制动时间 按下式计算：zt（3.19）)()(2.38202总静制 电 iDGQCMnt hz 4式中 电动机所产生的制动力矩，静 mNiDGQh 2548.0174329602)(0）（总静 则 stz 6.013.451)450(2.387 2 ）（ ）（由上可知制动时间太短， 型制动器的制动力矩可调，将制动器的制动力矩调5YWZ至 时，代入上式，制动时间为 0.96s，仍太短，可将制动器制动力矩调mNM制至 ，此时的制动时间为 1.15s，可满足制动要求。360制南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 17 页，共 88 页综上所述，电动机验算通过。8) 减速器的验算减速器主要承受的外力有卷筒、轴及重物产生的径向力和扭矩。因此减速器的验算主要包括最大径向力、最大扭矩验算，另外还需对减速器进行功率验算及速度误差验算。a 速度误差验算实际起升速度： （3.20）iv4min/38.17.408速度误差： ,所以减速器速度误差验算通15%43. 过。b 功率验算实际所需功率： （3.21）vNjj4Kw3.268.7524则 NKjde 1.0 因 ，所以减速器功率验算通过。c 减速器输出轴最大径向力减速器输出轴最大径向力可由下式计算：（3.22）)(21maxaxRGSR卷4式中 绕到卷筒上的绳段数目, =2 ；a4卷筒及轴的质量，参照同类产品，初步取定 ；卷G kgG90卷 1南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 18 页，共 88 页减速器输出轴允许最大径向力， =98000N 。RR3则 ,所以满足此.16)8.903.27(1)(21maxax RNGS 卷条件。d 减速器输出轴最大扭矩减速器输出轴最大扭矩可由下式计算：（3.23）)8.07(maxmax MiM减额 4式中 电动机最大力矩倍数，取 =2.8 ；axmax5减速器效率，取 =0.95 ；减减5减速器输出轴上的最大短暂容许扭矩， 。M m6027NM3则 ，).518.29(5.0174298.)07.(max M所以满足此条件。综上所述，减速器验算通过。3.1.2 副起升机构的设计参照主起升机构的设计，副起升机构的设计方案如下：1) 钢丝绳的计算a 钢丝绳的最大拉力计算根据起重机的额定起重量 Q3 吨，查表 ，选取滑轮组倍率 。查表 ，选取1 1hi1短钩形 3 吨吊钩组，吊钩组质量 。kgG650钢丝绳的最大拉力： NiQSh 2.178.901230max 式中 滑轮组效率， 0.99。hh南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 19 页，共 88 页b 钢丝绳的选择所选择的钢丝绳破断拉力应满足下式: maxnS绳绳 而 丝绳 由上可得 NS981605.0217amx绳丝查表 ，选择钢丝绳 619，其公称强度为 1550MPa，直径为 14mm，其允许破断拉1力总和为 112000N。选用钢丝绳标记如下：钢丝绳 619-14.0-1550-I-光-右交 GB1102-74。2) 滑轮、卷筒的计算a 滑轮、卷筒最小直径的确定为确保钢丝绳具有一定的安全使用寿命，滑轮、卷筒名义直径应满足下式： medD3501420绳式中 e系数，对于中级工作类型的龙门起重机取 e=25。取滑轮、卷筒的名义直径 400mm。0Db 卷筒长度的确定根据图 2.3，可知卷筒的长度可由下式计算： 光LL)(2210，取 =300mm；m26581)40(tn0max0 DiHh 0L式中 最大起升高度， 14m；ax maxHn钢丝绳安全圈数，取 n=2；t绳槽节距，取 t=18mm；根据结构确定卷筒空余部分，取 3t54mm；1L1L固定钢丝绳所需要的长度、取 3t54mm；2 2南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 20 页，共 88 页根据钢丝绳允许偏斜角确定，取 100mm。光L 光L则卷筒长度 mL9160)5430(2)(2210 光取卷筒长度 L=1000mm。c 卷筒壁厚的计算根据经验计算公式，卷筒的壁厚： mD)184()06(402.)16(02. 取卷筒壁厚 。m5d 卷筒轴上的扭矩计算卷筒轴上的扭矩计算公式： 。92.6198.0421570max NDSM卷卷 e 卷筒转速的计算 in/52.174.00rDvinh卷式中 起升速度， =22m/min。3) 选择电动机根据起升机构起升载荷、额定起升速度及机构效率计算出机构的静功率和接电持续率选择电动机。静功率计算：w24.19.06153601)( KvGQNj ）（总式中 机构总效率，取 =0.9 。总总 2电动机的计算功率： KwNKjde 79.24.180式中 起升机构按静功率初选电动机的系数，JC40%的电动机的 =0.8。dK由表 选择电动机的型号如下：3南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 21 页，共 88 页YZR180L-8,S3 工作制，JC=40%，CZ=6 次， ，转速 =715r/min, 飞KwNe1%)40(电n轮矩为 。25.1mkg4) 选择减速器减速器的理论传动比： 81.4052.7 卷电ni由表 ,根据传动比 =40.81，电机功率 。选择减速器为：ZQ500,实3 i KwNe%)40(际传动比 =40.17，输入功率为 12Kw。i5)选择制动器起升机构制动器的制动力矩应满足下式：mNMK 68.1907.4012.85)630(5.1静制制制式中 制动安全系数，由表 对于中级工作类型 1.5；制 5 制K满载时制动轴上的静力矩，静制 iDGQMh2)(0总静制 由表 ，选择制动器型号为 ，制动力矩 ，3 30/25YWZ mNez2514，制动器质量 。mDz250kgGzd6.376)选择联轴器联轴器应满足下式要求：maxM计而 mNns 57.3092.1465.额计 式中 联轴器的计算扭矩；计联轴器的最大允许扭短；maxn安全系数，取 n=1.5；刚性动载系数，取 =1.5；ss南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 22 页，共 88 页电动机轴上的额定扭矩额Mm92.14675905NnNe电额由表 查得，电动机 YZR180L-8 的轴端直径为 55mm，轴伸为 110mm。根据以上条3件，从表 选得联轴器号数为 ，其图号为 S241，最大允许扭矩为 3CLZ，飞轮矩为 ，质量 。从而，浮动轴直径mNM150max 245.0mkg kgGL74.19d=45mm。再由表 选一个带制动轮直径为 250mm 的半齿轮联轴器，其图号为 S120，3，飞轮矩为 ，质量 。710max 238.0kgkgL177) 电动机的验算a 电动机的过载能力验算过载能力校验是验算电动机克服机构在短时间内可能出现的较大工作载荷的能力。当电机在基准接电持续率时，其额定功率 应满足下式：nN。KwvGQmHNMn 8.105.106328934.2106)( ）（总式中 系数，取 =2.1；电动机个数，m=1；允许过载倍率，取 =2.4；MM由上可知， ，过载验算通过。enNb 电动机发热校核根据等效功率法，验算电动机不过热的条件为：静K40式中 电动机在 JC=40%时的额定功率， =11Kw；N40N满载静功率，静南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 23 页，共 88 页；KwvGQN 43.129.06158)530(610)( 总静 系数，取 =0.8；K系数，取 =0.95。则 。KwN45.93.125.08静由上可知电动机不会过热。8) 减速器的验算a 速度误差的验算实际起升速度： min/35.217.4082iv速度误差： ,所以符合要求。1%935. b 功率验算实际所需功率： KwvNjj 7.023510 则 KwKNjde 6.87.0 因 ，所以符合要求。3.2 小车运行机构的设计小车运行机构采用立式圆锥减速器形式的垂直反滚轮式小车。其中两水平轮都为主动轮，这样可以有效地的防止小车车轮啃道，提高小车运行的灵活性。3.2.1 轮压计算本起重机小车为垂直反滚轮式起重小车，参考同类型，规格相近的起重机，估计小车架总重量及其重心至主轨道中心线的距离。小车受力简图如图 3.4。根据起重小车架的平衡条件，求出主动轮轮压和垂直反滚轮轮压。南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 24 页，共 88 页a 满载时轮压计算由小车垂直反滚轮处力矩：0)()()()( 1321 BPlGBllGM（3.24）得： 0123)()90123(50)6123(6)1023(450 1 P从而 ，满载时主动轮轮压 。NP8)21 NP54max参考同类型、规格相近的单主梁小车，估计小车自重，及相关尺寸。式中 两车轮轮压之和； )(21小车上机械部分质量， ；GkgG4501吊重及吊具重量之和， ；2 Q16322小车架重量， ；3 k3小车轨距， ；BmB10小车重心至主轨道中心线的距离， ；1l ml10吊重及吊具重心至主轨道中心线的距离， ； 2 l652小车架重心至主轨道中心线的距离， 。3l 93由垂直方向受力平衡：（3.25）02)(3211 fgPGPY得 ,从而求得满载时垂直反滚轮轮压8.9)6504382fg。 Nfg5b 空载时轮压计算按轮压计算方法得：主动轮之和： ；NP79164)(021南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 25 页，共 88 页主动轮轮压： ；NP395822)(01min垂直反滚轮轮压： 。 fg740图 3.4 垂直反滚轮式小车受力简图3.2.2 选择车轮与轨道，并验算其强度 a 车轮与轨道的选择根据满载时车轮轮压，由表 ，选择直径为 400mm 的小车车轮，车轮的踏面为圆2柱形。中小型起重机小车的轨道采用 P 型铁路钢轨，根据车轮直径，配套选用钢轨型号为 P38 。2b 验算车轮与轨道强度车轮踏面疲劳计算载荷由下式计算得：。 （3.26）NPK12759948.0max冲计 2式中 载荷变化系数，由表 有 ，从而有 =0.8；2 3.25041631GQ南华大学机械工程学院毕业设计（论文） 第 26 页，共 88 页冲击载荷，由表 有 =1。冲K2冲K因为轨道有秃顶，故车轮与轨道为点接触。对于型号为 P38 的钢轨，其轨顶曲率半径 R=300mm。点接触的接触应力由下式计算得：（3.27）32140）（计点 RDP 2232/35051279mN）（选用车轮材料为 ，其 。CrMnSiZG2 2/68点3.2.3 运行阻力的计算1)满载运行时静阻力计算a 运行摩擦阻力对于带垂直反滚轮式小车的单主梁龙门起重机,由下式有小车满载运行时的最大摩擦阻力为： （3.28）反 轮 反 轮附轮摩 满 ）（ DdKPDdKPGQP 22fgfg3102式中 滚动摩擦系数，由表 有 =0.06；K2轴承摩擦系数，由表 有 =0.015；附加摩擦阻力系数，由表 有 =1.2；附 2附K车轮直径， =40cm；轮D轮D轴承内径，d10cm；垂直反滚轮直径，取 25cm；反 轮 反 轮垂直反滚轮轴承内径， =6cm。反 轮 反 轮d则小车满载运行时的最大摩擦阻力为：