橋式起重機主梁的設(shè)計畢業(yè)論文

1、緒論起重機的用途是將物品從空間的某一個地點搬運到另一個地點。為了完成這個作業(yè)，起重機一般具有使物品沿空間的三個方向運動的機構(gòu)。橋式類型的起重機是依靠起重機運行機構(gòu)和小車運行機構(gòu)的組合運動使所搬運的物品在長方形平面內(nèi)作運動。起重機是現(xiàn)代生產(chǎn)不可缺少的組成部分，借助起重機可以實現(xiàn)主要工藝流程和輔助作業(yè)的機械化，在流水線和自動線生產(chǎn)車間中，起重機大大提高了生產(chǎn)效率。本文主要完成了橋式起重機主體結(jié)構(gòu)部分的設(shè)計及主梁和端梁的校核計算。采用正軌箱形梁橋架，正軌箱形梁橋架由兩根主梁和端梁構(gòu)成。主梁外側(cè)分別設(shè)有走臺，并與端梁通過連接板焊接在一起形成剛性結(jié)構(gòu)。為了運輸方便在端梁中間設(shè)有接頭，通過連接板和角鋼使用

2、螺栓連接，這種結(jié)構(gòu)運輸方便、安裝容易。小車軌道固定于主梁的壓板上，壓板焊接在蓋板的中央。 起重機屬于起重機械的一種，是一種做循環(huán)、間歇運動的機械。通常起重機械由起升機構(gòu)（使物品上下運動）、運行機構(gòu)（使起重機械移動）、變幅機構(gòu)和回轉(zhuǎn)機構(gòu)（使物品作水平移動）、再加上金屬機構(gòu)、動力裝置、操縱控制及必要的輔助裝置組合而成。在建橋工程中所用的起重機械，根據(jù)其構(gòu)造和性能的不同，一般可分為輕小型起重設(shè)備，橋式類型起重機械和臂架類型起重機三大類。橋式起重機是橫架與車間、倉庫和料場上空進行物料吊運的起重設(shè)備。由于它的兩端坐落在高大的水泥柱或者金屬支架上，形狀似橋，所以又稱“天車”或者“行車”。橋式起重機的橋架沿

3、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。橋式起重機廣泛應(yīng)用在室內(nèi)外倉庫、廠房、碼頭和露天貯料場等處。橋式起重機可分為普通橋式起重機、簡易梁橋式起重機和冶金專用橋式起重機三種。普通橋式起重機一般由起重小車、橋架運行機構(gòu)、橋架金屬結(jié)構(gòu)組成。起重小車又由起升機構(gòu)、小車運行機構(gòu)和小車架三部分組成。起升機構(gòu)包括電動機、制動器、減速器、卷筒和滑輪組。電動機通過減速器帶動卷筒轉(zhuǎn)動，使鋼絲繩繞上卷筒或從卷筒放下，以升降重物。小車架是支拖和安裝起升機構(gòu)和小車運行機構(gòu)等部件的機架，通常為焊接結(jié)構(gòu)。起重機運

4、行機構(gòu)一般只用四個主動和從動車輪，如果起重量很大，常用增加車輪的辦法，來降低輪壓，當車輪超過四個時，必須采用鉸接均衡車架裝置，使得起重機的載荷均布的分布在各車輪上。橋架的金屬結(jié)構(gòu)由主梁和端梁組成，分為單主梁橋架和雙梁橋架兩類，單主梁橋架由單根主梁和位于跨度兩邊的端梁組成，雙梁橋架由兩根主梁和端梁組成。橋架主梁的結(jié)構(gòu)類型較多，比較典型的有箱型結(jié)構(gòu)、四桁架結(jié)構(gòu)和空腹桁結(jié)構(gòu)。箱型結(jié)構(gòu)又可分為正軌箱型雙梁、偏軌箱型單主梁幾種。正軌箱型雙梁是廣泛采用的一種基本形式，主梁由上、下翼緣板和兩側(cè)的垂直腹板組成，小車鋼軌布置在上翼緣板的中心在線，它的結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，造于成批生產(chǎn)，但自重較大。橋式起重機的特點

5、是可以使拴在吊鉤或是其它取物裝置上的重物在空間實現(xiàn)垂直升降或水平運移。參數(shù)：副鉤起升高度h1=22m；主起升高度h=20m；跨度l=22m；工作級別a5；起重機利用等級u4主鉤起升速度v=4m/min；副鉤起升速度v1=8m/min；小車運行速度v2=40m/min；起重機運行速度v3=80m/min。第1章 起升機構(gòu)的設(shè)計1.1主起升機構(gòu)的計算1.1.1 確定起升機構(gòu)的傳動方案起升機構(gòu)是起重機械中最主要和最基本的機構(gòu)，是起重機不可缺少的組成部分。它的工作好壞對整臺起重機的性能有著最直接的影響。因起重量、起升速度和起升高度等設(shè)計參數(shù)的不同，橋式起重機小車有多種傳動方案。在這些方案中大體上可分為

6、閉式傳功和帶有開式齒輪傳動的兩類：閉式傳動和帶有開式齒輪的傳動。由于開式齒輪易于磨損，因此現(xiàn)代起重機已很少采用，并且按照布置宜緊湊的原則，決定采用圖1-1的傳動方案。圖1-1起升機構(gòu)驅(qū)動裝置1-減速器；2-制動器；3-帶制動輪的聯(lián)軸器；4-浮軸器；5-聯(lián)軸器；6-電動機；7-卷筒；8-卷筒支座。1.1.2 選擇鋼絲繩根據(jù)起重機的額定起重量,選擇雙聯(lián)起升機構(gòu)滑輪組，雙聯(lián)起升機構(gòu)滑輪組倍率為m=6，因而承載繩的分支數(shù)z=2m=26=12.查起重機設(shè)計手冊查得取物裝置的重力q=2.5%q=2.5t若采用滾動軸承。當m=6時，查得鋼絲繩輪組效率=0.97。鋼絲繩所受最大靜拉力為：式中q起升載荷，q=1

7、00t；q為取物裝置的重力q=2.5%q=2.5t，當起升高度大于50m時，起升鋼絲繩的重力亦應(yīng)計算；m-滑輪組倍率，m=6；z滑輪組效率z=0.97。鋼絲繩的選擇：計算鋼絲繩破斷拉力為sb由公式得：式中n-鋼絲繩安全系數(shù), 對于中級工作類型=5.5.選擇鋼絲繩6w(19)，公稱抗拉強度，光面鋼絲，右交互捻，直徑d=25.5.mm，其鋼絲破段拉力總和，標記如下：鋼絲繩6w(19)25.5.185光面右交（gb1102-74）國內(nèi)標準。1.1.3滑輪的計算為了確保鋼絲繩具有一定的使用壽命，滑輪的直徑（子繩槽底部算起的直徑）應(yīng)滿足dh：式中： e- 系數(shù)，對中級工作類型的起重機，取e=20； d所

8、選擇的鋼絲繩的直徑，d=25.5mm。取滑輪的直徑為dk=500 mm。平衡滑輪名義直徑： 取平衡滑輪名義直徑選用滑輪直徑d=500mm，取平衡輪滑直徑d平=315mm?；喞K槽斷面尺寸由附表3查的。選用鋼絲繩直徑d=22.5mm，d=500mm，滑輪軸直徑d1=120mm的e1型滑輪，標記為：滑輪e122.5500-120 （zb j80 006.8-87）由附表5平衡滑輪選用d=22.5mm，d=300mm，滑輪軸直徑d2=65mm的f型滑輪，標記為：滑輪f22.5300-65 （zb j80 006.8-87）專業(yè)標準1.1.4卷筒的計算并驗算強度1) 卷筒的直徑：取式中 e- 系數(shù)，對

9、中級工作類型的起重機，取e=20； d所選擇的鋼絲繩的直徑，d=25.5mm。查得選用d=500mm2）卷筒槽計算繩槽半徑：r=（0.530.56）d=11.9312.6mm=12mm繩槽深度（標準槽）：h1=（0.250.4）d=5.639mm=8.0mm繩槽節(jié)距：t=d+（24）=24.526.5mm=25mm卷筒名義直徑： d=dh+d=525.5mm以上計算中：d-卷筒名義直徑（卷筒槽底直徑）； d-鋼絲繩直徑；3)確定卷筒長度并驗算起強度卷筒的總長度：式中 最大起升高度 20 m； 附加安全圈數(shù)n 1.5 取n=2；t 繩槽節(jié)距t = 25mm； 雙聯(lián)卷筒中間不切槽部分的長度取= 1

10、85； 卷筒的計算直徑（按纏繞鋼絲繩的中心計算）, d=50025.5 = 525.5mm；帶入上式得：l=4121mm，取l=4200mm卷筒壁厚(鑄鐵卷筒)=0.02d+(610)mm=0.02525.5+(610)=14.5118.51mm取=15mm卷筒壁壓應(yīng)力驗算：選用灰鑄鐵ht300，最小抗拉強度，許用壓力,故抗壓強度足夠。卷筒拉應(yīng)力驗算：由于卷筒長度l3d,尚應(yīng)校驗由彎矩產(chǎn)生的拉應(yīng)力，卷筒彎矩圖于圖1圖1 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:卷筒斷面系數(shù):d-卷筒外徑，d=500mm；式中 d-卷筒外徑，d=500mm； di=卷筒內(nèi)徑，di=d-2=470mm。

11、于是12.94mpa所以合成應(yīng)力：所以，卷筒強度演算通過。故選定卷筒直徑d=500；長度l=4200mm。卷筒槽形的槽底半徑r=12mm，槽距t=25mm；倍率m=6,；起升高度h=20mm；靠近減速器的一端的卷筒槽向為左的a型卷筒，標記為：卷筒a5004200-1225-182左 zb j80.007.2-874）卷筒轉(zhuǎn)速= 1.1.5 選電動機起升機構(gòu)靜功率： 式中 起升機構(gòu)的總效率，一般=0.80.9，取=0.85； 23.64kw電動機計算功率： =20.09kw 式中:對于m1m6級機構(gòu)，=0.750.85，取=0.85選用較接近的電動機yzr315s-10(zbk26008-yzr

12、-系列起重及冶金用繞線轉(zhuǎn)自三相異步電動機)在jc % = 25 時，功率22kw，轉(zhuǎn)速n= 715 r/min，g=335kg。1.1.6 驗算電動機發(fā)熱條件按等效功率法求得，當jc%=25時，所需等效功率為： 式中 工作級別系數(shù)，查得 ； 系數(shù)，根據(jù)機構(gòu)平均起動時間與平均工作時間的比，取。由以上計算結(jié)果，故所選電動機能滿足發(fā)熱條件。2.1.7 選擇減速器起升機構(gòu)總的傳動比根據(jù)傳動比i=49.17，電動機轉(zhuǎn)速n=715 r/min，電動機功率n = 22 kw，工作類型中級，由jb/zq 4282-2006減速器中選用zq-1000-3ca 型減速器，傳動比 ，許用功率為，自重，輸入軸端直徑d

13、=90mm，軸端長=135mm（錐形）。1.1.8 實際起升速度和實際所需功率的驗算實際起升速度為：誤差：由于ee=15%實際所需等效功率： 由于所以滿足要求。1.1.9 校核減速器輸出軸強度輸出軸最大扭矩： 式中 電動機的額額定扭矩, i傳動比,i=49.17； 電動機至減速器被動軸的傳動效率, =0.95； 電動機最大轉(zhuǎn)矩倍數(shù), =2.8，當電動機最大力 矩倍數(shù)； 減速器低速軸上最大短暫準許扭矩. =350000 nm . 輸出軸最大徑向力驗算: 輸出軸最大徑向力為： 式中 卷筒上鋼絲繩最大拉力, =88.5kn 卷筒重量, =2610kg。估計值 低速軸端的最大容許徑向載荷由附表40,

14、=164kn ，故所選減速器滿足要求。1.1.10制動器的選擇制動器裝在高速軸上,所需靜制動力矩： 式中 制動安全系數(shù)，查得。根據(jù)以上計算的制動力矩，選用制動器產(chǎn)品選用ywz-500/121 制動器。（gb116190）制動輪直徑；最大制動力矩為；制動器質(zhì)量gz=115.8kg。1.1.11聯(lián)軸器的選擇帶制動輪的聯(lián)軸器通常采用齒形聯(lián)軸器，高速軸的計算扭矩： 式中 電動機的額定力矩； 聯(lián)軸器安全系數(shù), ； 剛性動載系數(shù)一般取。由查得yzr315s-10電動機軸端為圓錐形，并查該手冊表12-9可知，d=95mm。q/zb104-73由jb/8854.3-2001(機械標準)查得zq-1000-3c

15、a減速器的高速軸端為圓錐形d=90mm，l=135mm。選用clz5半齒聯(lián)軸器，最大允許扭矩，飛輪矩。浮動軸的軸端為圓柱形d=65mm，。再從附表18中選用一個帶制動輪的直徑為500的半齒聯(lián)軸器，其圖號為s163，最大允許扭矩，飛輪矩。浮動軸端直徑d=65mm，。1.1.12起動時間的驗算 式中 平均起動力矩：靜阻力矩： 因此 式中c-慣量增加率通常起升機構(gòu)起動時間為15s，故所選電動機合適。1.1.13制動時間的驗算 式中 由于許用減速度，故故合適。1.1.14高速浮動軸計算 1）疲勞計算軸受脈動扭轉(zhuǎn)載荷，其等效扭矩為式中等效系數(shù)； 相應(yīng)于機構(gòu)工作類型的電動機額定力矩折算至計算軸的力矩 由上

16、節(jié)選擇聯(lián)軸器中，已確定浮動軸的直徑d=65mm因此扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：軸的材料為45號鋼，；，?？紤]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，； 與零件表面加工光潔度有關(guān)，?。淮颂幦?；考慮材料對應(yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，對于碳鋼，低合金鋼；安全系數(shù)，查得；因此故，通過。2）靜強度計算 軸的最大扭矩： 式中 動力系數(shù)，由起重機課程設(shè)計4表2-5查得。最大扭轉(zhuǎn)力矩： 許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，式中 安全系數(shù)，由起重機課程設(shè)計表2-21查得。，故合適。1.2副起升機構(gòu)的計算1.2.1 確定起升機構(gòu)的傳動方案根據(jù)布置緊湊原理，并參考主起升傳動

17、方案的設(shè)計，還是選取圖2-1閉式傳動。1.2.2 選擇鋼絲繩根據(jù)起重機的額定起重量,查起重機設(shè)計手冊表8-2，選擇雙聯(lián)起升機構(gòu)滑輪組倍率為，因而承載繩的分支數(shù)。查起重機設(shè)計手冊表8-5，查得吊具自重；若滑輪組采用滾動軸承，當查起重運輸機械1表2-1，得鋼絲繩滑輪組效率。鋼絲繩纏繞方式如圖2-2所示。( 1 )鋼絲繩所受最大靜拉力：圖2-4 副起升機構(gòu)計算簡圖 式中 q 額定起重量，q =20t； 吊鉤組重量，（吊鉤掛架的重量一般約占額定起重量的2 - 4 % ，這里取吊鉤掛架重量為0.5t）； 滑輪組倍率，； 滑輪組效率，。（2）鋼絲繩的選擇： 選擇鋼絲繩的破斷拉力應(yīng)滿足： 式中 鋼絲繩工作時

18、所受的最大拉力（n）； 鋼絲繩規(guī)范中鋼絲破斷拉力的總和（n）； 鋼絲繩判斷拉力換算系數(shù)，對于繩6w(19)的鋼絲繩，由起重運輸機械表2-3查得； 鋼絲繩安全系數(shù)，對于中級工作類型=5.5；由起重運輸機械表2-4可查。由上式可得查gb1102-74選擇鋼絲繩6w(19)，公稱抗拉強度155，直徑d=19 mm，其鋼絲破段拉力總和，標記如下：鋼絲繩6w(19)19155光右交（gb1102-74）。1.2.3 滑輪的計算為了確保鋼絲繩具有一定的使用壽命，滑輪的直徑（子繩槽底部算起的直徑）應(yīng)滿足：式中 e- 系數(shù)，由起重運輸機械表2-4查得，對中級工作類型的起重機，取e=25； d所選擇的鋼絲繩的直

19、徑，d=19mm。取滑輪的直徑為 =500 mm。平衡滑輪名義直徑：取平衡滑輪名義直徑 1.2.4卷筒的計算 如圖2-31)、卷筒的直徑： 式中 e- 系數(shù)，由起重運輸機械表2-4查得，對中級工作類型的起重機，取e=25； d所選擇的鋼絲繩的直徑，d=19mm。取卷筒的直徑為d =500mm。 2）卷筒槽計算繩槽半徑：r=（0.540.6）d=10.2611.4mm=11mm繩槽深度（標準槽）：=（0.250.4）d=4.757.6mm=6.0mm繩槽節(jié)距：t=d+（24）=22mm卷筒名義直徑：3)確定卷筒長度并驗算起強度卷筒的總長度： 式中 最大起升高度， 22 m； 附加安全圈數(shù)，n 1

20、 . 5 ，取n=2；t 繩槽節(jié)距，t = 22mm； 雙聯(lián)卷筒中間不切槽部分的長度，= 300； 卷筒的計算直徑（按纏繞鋼絲繩的中心計算）, d=50019 = 519 mm；帶入上式得： 取=2000mm，卷筒材料初步采用ht200 灰鑄鐵 gb/t 9439-1988，抗拉強度極限，抗壓其壁厚可按經(jīng)驗公式確定=0.02d+（610）=1620mm，取=18mm。卷筒壁的壓應(yīng)力演算： 許用壓應(yīng)力，故強度足夠。由于卷筒l3d，尚應(yīng)計算由彎曲力矩產(chǎn)生的拉應(yīng)力（因扭轉(zhuǎn)應(yīng)力甚小，一般忽略不計）：卷筒的最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中央時，如圖2-4所示： 卷筒斷面系數(shù)：式中：d卷筒外徑， d=500

21、mm=0.5m；卷筒內(nèi)徑，。所以，。合成應(yīng)力：其中許用拉應(yīng)力所以，卷筒強度演算通過。故選定卷筒直徑d=500mm，長度l=2000mm。卷筒槽形的槽底半徑r=6mm，槽矩t=16mm，起升高度h=16m，倍率ih=3；靠近減速器一端的卷筒槽向為左的a型卷筒，標記為：卷筒a5004）卷筒轉(zhuǎn)速 =35.9 r/min 1.2.5 選電動機起升機構(gòu)靜功率： kw 式中 起升機構(gòu)的總效率，一般=0.80.9，取=0.85； kw電動機計算功率： 式中由起重機設(shè)計手冊表8-10查得由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表12-7選用較接近的電動機yzr280s-6，在jc % = 25 時，功率，轉(zhuǎn)速n=966 r/m

22、in，。 1.2.6 驗算電動機發(fā)熱條件按等效功率法求得，當jc%=25時，所需等效功率為： 式中 由起重機設(shè)計手冊表8-16查得； 由起重機設(shè)計手冊圖8-37查得。由以上計算結(jié)果，故所選電動機能滿足發(fā)熱條件。1.2.7 選擇減速器起升機構(gòu)總的傳動比 根據(jù)傳動比i=31.5，電動機轉(zhuǎn)速n=966 r/min，電動機功率n = 63 kw，工作類型中級，從起重機課程設(shè)計附表13減速器產(chǎn)品目錄中選用zq-750-3ca 型減速器，傳動比 ，許用功率為，自重，輸入軸端直徑=60mm，軸端長=110mm（錐形）。1.2.8 實際起升速度和實際所需功率的驗算實際起升速度為： 并要求起升速度偏差應(yīng)小于15

23、%. 合適。實際所需等效功率為：滿足要求。1.2.9 校核減速器輸出軸強度輸出軸最大扭矩： 式中 電動機的額額定扭矩, i傳動比,i=31.5； 電動機至減速器被動軸的傳動效率, =0.95； 電動機最大轉(zhuǎn)矩倍數(shù), =2.8； 減速器低速軸上最大短暫準許扭矩. =81000 nm = 2.8622.7631.50.95=36527441754 n m . 輸出軸最大徑向力驗算: 式中 卷筒上鋼絲繩最大拉力, =34.687kn 卷筒重量, =827kg 低速軸端的最大容許徑向載荷, =76.5kn ，故所選減速器滿足要求。1.2.10制動器的選擇制動器裝在高速軸上,所需靜制動力矩： 式中 制動

24、安全系數(shù)，查起重機設(shè)計手冊表8-17得。根據(jù)以上計算的制動力矩，從起重機設(shè)計手冊表18-11制動器產(chǎn)品目錄中選用ywz-400/45制動器。參考標準：jb/zq4388-86制動輪直徑，最大制動力矩為。 1.2.11聯(lián)軸器的選擇 帶制動輪的聯(lián)軸器通常采用齒形聯(lián)軸器，高速軸的計算扭矩： 式中 電動機的額定力矩； m 聯(lián)軸器的許用扭矩； 相應(yīng)于第類載荷的安全系數(shù), =1.6； 剛性動載系數(shù)。 由jb/t 10105-1999 查得yzr280s-6電動機軸端為圓錐形，可知，d=85mm。由jb/zq 4282-2006查得zq-750-3ca減速器的高速軸端為圓錐形d=60mm，l=110mm。從

25、jb/t 8854.32001 中選用clz3半齒聯(lián)軸器，最大允許扭矩，飛輪矩。浮動軸的軸端為圓柱形d=55mm，。再從中選用一個帶制動輪的直徑為400的半齒聯(lián)軸器，最大允許扭矩，飛輪矩。浮動軸端直徑d=55mm，。1.2.12起動時間的驗算 式中 平均起動力矩 靜阻力矩 因此 通常起升機構(gòu)起動時間為15s，故所選電動機合適。1.2.13制動時間的驗算 式中 查起重機設(shè)計手冊表8-19得，當v12m/min時，故合適。1.2.14高速浮動軸計算 1）疲勞計算軸受脈動扭轉(zhuǎn)載荷，其等效扭矩為： 式中等效系數(shù)，由起重機課程設(shè)計表2-7查得； me相應(yīng)于機構(gòu)工作類型的電動機額定力矩折算至計算軸的力矩

26、由上節(jié)選擇聯(lián)軸器中，已確定浮動軸的直徑d=55mm因此扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：軸的材料為45號鋼，；，?？紤]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，； 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)，對于碳鋼，低合金鋼；安全系數(shù)，查起重機課程設(shè)計4表2-21得；因此故，通過。2）靜強度計算 軸的最大扭矩： 式中 動力系數(shù)，由起重機課程設(shè)計表2-5查得。最大扭轉(zhuǎn)力矩： 許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，式中 安全系數(shù)，由起重機課程設(shè)計表2-21查得。，故合適。第2章 小車運行機構(gòu)的設(shè)計2.1確定機構(gòu)的傳動方案小車主要有起

27、升機構(gòu)、運行機構(gòu)和小車架組成。起升機構(gòu)采用閉式傳動方案，電動機軸與二級圓柱齒輪減速器的高速軸之間采用兩個半齒聯(lián)軸器和一中間浮動軸聯(lián)系起來，減速器的低速軸魚卷筒之間采用圓柱齒輪傳動。運行機構(gòu)采用全部為閉式齒輪傳動，小車的四個車輪固定在小車架的四周，車輪采用帶有角形軸承箱的成組部件，電動機裝在小車架的臺面上，由于電動機軸和車輪軸不在同一個平面上，所以運行機構(gòu)采用立式三級圓柱齒輪減速器，在減速器的輸入軸與電動機軸之間以及減速器的兩個輸出軸端與車輪軸之間均采用帶浮動軸的半齒聯(lián)軸器的連接方式。小車架的設(shè)計，采用粗略的計算方法，靠現(xiàn)有資料和經(jīng)驗來進行，采用鋼板沖壓成型的型鋼來代替原來的焊接橫梁。起重量5噸

28、至70噸范圍內(nèi)的雙粱橋式起重機的小車，一般采用四個車輪支承的小車，其中兩個車輪為主動車輪。主動車輪由小車運行機構(gòu)集中驅(qū)動?？缍?2m為中等跨度，為減輕重量，決定采用下圖的傳動方案。圖2-1為小車運行機構(gòu)簡圖:圖2-1 小車運行機構(gòu)簡圖2.2選擇車輪與軌道并驗算起強度參考同類型規(guī)格相近的起重機,起重機估計總量（包括小車重量），估計小車總重為。近似認為由四個車輪平均承受，吊鉤位于小車軌道的縱向?qū)ΨQ軸線上。車輪的最大輪壓為（滿載時）：空載時最大輪壓為： 空載時最小輪壓為： 載荷率：當運行速度v60m/min，工作類型為中級時，車輪直徑，軌道為qu100的許用輪壓為41.2t，故初步選擇車輪直徑，而后

29、校核強度。（1）疲勞計算疲勞計算時的等效載荷為： 式中 -等效系數(shù)由起重機設(shè)計手冊第五章第三節(jié)查得。車輪的計算輪壓：式中 等效沖擊系數(shù)，v320時， =1600020000 符合要求。（2）強度校核大計算輪壓： 式中 沖擊系數(shù)，查得，。點接觸時進行強度校核的接觸應(yīng)力： 式中 最大許用應(yīng)力，對于車輪材料zg35crmnsi， =2400030000 ； 其余符號意義同前。 強度校核符合要求。2.3 運行阻力的計算當滿載時的摩擦總阻力矩： 式中 阻力系數(shù)，車輪輪緣與軌道的摩擦、軌道的彎曲與不平行性、軌道不直以及運轉(zhuǎn)時車輪的擺動等因素有關(guān)，查得； 、分別為起重機小車重量和起重量； k滾動摩擦系數(shù)（mm），它與車輪和軌道的材料性質(zhì)、幾何尺寸及接觸表面情況有關(guān)，