1、1 前言橋式起重機是生產車間、料場、電站廠房和倉庫中為實現生產過程機械化與自動化，減輕體力勞動，提高勞動生產率的重要物品搬運設備。橋式起重機安裝在廠房高處兩側的吊車梁上，整機可以沿鋪設在吊車梁上的軌道縱向行駛。而起重小車又可沿小車軌道橫向行駛，吊鉤則作升降運動。21.1 起重機械國內外發展趨勢起重機的出現大大提高了人們的勞動效率，以前需要許多人花長時間才能搬動的大型物件現在用起重機就能輕易達到效果，尤其是在小范圍的搬動過程中起重機的作用是相當明顯的。在工廠的廠房內搬運大型零件或重型裝置橋式起重機是不可獲缺的。（1）國外起重機發展動向當前，國外橋式起重機發展主要有以下特征：簡化起重機設備結構，減

2、輕自身重量，降低成本。比如，法國的patain公司采用了一種以板材作為基本構件的小車架結構，其特點是重量輕，加工方便，能用于中小噸位的起重機1。該結構要求起升使用行星減速器，小車架不直接于車架相連，這樣可以降低對小車架的剛度要求，這樣簡化了小車架的結構，減輕了自身重量。而該公司的大小車運行機構采用的是三合一驅動方式，結構緊湊，減輕自重，簡化了總體布置。更新起重機的零部件，提高整機性能。法國的patain公司采用了窄偏軌箱形梁作為主梁，高寬比大約為3.5-4，大筋板間距為梁高的兩倍，不使用小筋板，主梁與端梁采用搭接的連接方式，這樣垂直力直接作用于端梁上蓋板，可以降低端梁高度，便于運輸。起重機的大

3、型化隨著時代的發展，所需求的起重量和幅度越來越大，因此起重機械的體積和起重量也隨之增大，其服務場地和使用的范圍也是越來越大，總體趨向于大型化。英國亞當森公司生產的世界上最大的鑄造起重機起重量已達550t2。機械化運輸系統的組合應用。在國外的一些大型工廠里，為了提高生產效率，降低生產成本，他們把起重機有機結合，構成先進的機械化運輸系統。（2）國內起重機發展趨勢我國起重機的研制在二十世紀五六十年代起步，中間經歷了七十年代末至八十年代的引進，以及九十年代以來的自主研發階段，國內起重機行業歷經風雨。目前在各行業中所使用的起重機數不勝數，普遍采用小型plc控制和調壓調速，基本上沒有智能化產品。中小型橋式

4、起重機大多應用16/3.2t,50/10t以及32/16t等類型，在冶金工業中的大型起重機，大型的鋼鐵公司基本上采用200t480t起重機，而中小型的企業大多采用趨于淘汰的75t160t起重機，這些起重機的更新換代，形成了巨大的市場需求，也是科研人員進一步研發的動力和機會。隨著工業的發展，橋式起重機趨向于高速化、大型化、智能化的方向發展。高速化大型橋式起重機主起升機構的起升速度已達12mmin，副起升速度15mmin，小車運行速度40mmin，大車運行速度80mmin以上。大型化目前國內最大的橋式起重機是太原重工股份公司生產的450t起重機，使用在寶鋼、武鋼、鞍鋼，一共有十多臺。智能化整機電控

5、配置先進，已發展到全部機構變頻調速，檢測手段先進，運行自動監控、自動跟蹤、檢測智能化，給維護檢修提供了便捷。因此對于大型化的鑄造起重機，機構安全可靠性的設計就顯得尤為重要，否則一旦發生事故后果是十分嚴重的。隨著制造業的發展，橋式起重機越來越多的應用到工業生產當中。但是，我國現在應用的起重機還是仿造外國技術制造出來的，無論是在質量上還是在功能上都滿足不了日益增長的工業需求。文獻3和文獻4介紹了國內外大型起重機的研究現狀及發展趨勢，隨著工業的發展，橋式起重機趨向于高速化、大型化、智能化的方向發展。文獻5介紹的岸邊橋式起重機技術新進展。橋式抓斗卸船機上利用差動原理的四卷簡牽引式小車通過齒輪差動式結構

6、將抓斗起升、開閉機構和小車運行機構的傳動裝置合并在一起。達到減輕機構重量減少鋼絲繩的使用量，從而降低整機重量和營運成本的目的。文獻6是對起升機構進行了設計計算，文獻7則是對起升機構進行了改進，采用了行星減速器，以實現快捷的電動機械變速。文獻8介紹了運行機構減速器選擇的幾個問題，文獻9是對小車的改進，增大了小車的作業范圍。1.2 橋式起重機的組成和分類（1）橋式起重機的組成橋式起重機一般由大車運行機構，橋架，主梁，小車運行機構，起升機構，電氣設備，司機室等幾大部分組成。外形像一個兩端支撐在平行的兩條空中軌道上平移運行的橋。起升機構用來垂直升降，小車運行機構用來帶著載荷橫向移動，已達到在跨度內和規

7、定高度內組成的三維空間里搬運裝載貨物。橋式起重機小車主要由小車運行機構、起升機構、小車架三部分組成，另外還有一些安全防護裝置。橋式起重機大車主要由大車運行機構、橋架兩部分組成，另外還有一些防護、限位裝置。（2）橋式起重機的分類橋式起重機主要分為三類：通用橋式起重機、專用橋式起重機、電動葫蘆型橋式起重機。通用橋式起重機。通用橋式起重機是指在一般環境中工作的作為普通用途的起重機。以下幾種起重機都屬于通用橋式起重機。a通用吊鉤橋式起重機b抓斗橋式起重機c電磁橋式起重機d兩用橋式起重機e三用橋式起重機f三小車橋式起重機專用橋式起重機橋式起重機按照起重機的結構及使用特性分類主要分為以下幾種：a冶金橋式起

8、重機b防爆吊鉤橋式起重機c絕緣吊鉤橋式起重機電動葫蘆型橋式起重機電動葫蘆型橋式起重機特點是起重小車用自行式電動葫蘆代替，或者用固定式電動葫蘆作為起升機構，小車、大車運行機構也盡量與電動葫蘆部件通用，因此，電動葫蘆型橋式起重機雖然起重量小、工作速度慢、工作級別低，但是它的自身重量小、能耗低，對建筑壓力負載小，因此，在中小級別起重范圍內使用越來越廣泛。電動葫蘆型橋式起重機主要有兩種：a電動梁式起重機b電動葫蘆橋式起重機1.3 本課題研究的意義和要求起重機械是用來升降物品和人員的，有的還能這些物品和人員在其工作范圍內作水平或空間移動的機械。取物裝置懸掛在可沿橋架運行的起重小車或運行式葫蘆上的起重機，

9、稱為橋架型起重機。橋架兩端通過運行機構直接支撐在高架軌道上的橋架型起重機，稱之為“橋式起重機”。橋式起重機一般有大車運行機構的橋架、裝有起升機構和小車運行機構的起重小車、電氣設備、司機室等幾大部分組成。（1） 設計的目的本次設計的目的在于通過橋式起重機的設計，使我在擬定方案、設計傳動結構、制造工藝及零件的計算、制圖及編寫技術文件等方面得到綜合訓練。這是對大學四年學過的知識的綜合應用，從而培養我們具有結構分析和設計的能力，樹立理論聯系實際和實事求是的工作作風。通過這次設計可以讓我更加了解起重機，熟悉設計的過程，以及熟練cad等制圖軟件的使用，為以后的工作做好準備。（2） 設計的內容橋式起重機是一

10、種常見的有軌運行的起重機，多用于機械制造、裝配車間和倉庫等場所，用來搬運和裝卸物料。本設計主要是進行qz20橋式起重機的抓斗及小車運行機構進行結構設計，確定各部分參數，并進行計算校核，繪制裝配圖和零件圖。設計參數如下的起重機：表1.1 設計參數工作級別起重量t跨度m最大起升高度m起升速度m/min運行速度m/min大車小車a62016.5261087.3 43.2（3）設計的要求在設計過程中，結合起重機的實際工作條件，應注意以下幾方面要求：整臺起重機與廠房建筑物的配合，以及小車與橋架的配合要恰當。小車與橋架的配合，主要在于：小車軌距和橋架上的小車軌距應相同，其次，小車上的緩沖器與橋架上的擋鐵位

11、置要配合好，小車的撞尺和橋架上的限位裝置要配合好。小車的平面布置越緊湊，小車越能跑到靠近橋架的兩端，起重機工作范圍也越大。小車的高度小，可使起重機的高度減小，從而降低廠房的高度12。小車架的機構與小車架配合要適當。為使小車的起升機構、運行機構與小車架配合的好，要求二者之間的配合尺寸相符；聯接零件要選擇適當。在不影響機構工作的前提下，機構的布置也應配合小車架的設計，合理、簡單、便于制造。小車機構的布置以及同一機構中各零部件之間的配合要求適當。起升機構和小車運行機構在小車架平面上的布置要合理緊湊，但它們之間的距離不能太小，否則會維修不方便，或者使小車架難以設計。 小車車輪的輪壓分布要求均勻。如能滿

12、足這個要求，則可以獲得最小的車輪、軸承及軸承箱尺寸，并且使起重機橋架主梁受到均勻的載荷。 盡量選擇標準零部件，以便提高設計制造的工作效率，來降低成本。 小車各部分設計要考慮到安裝、維修的方便，方便維修時的拆卸。2 起升機構設計起升機構的設計計算主要包括：根據總體設計要求選擇合理的結構型式，并確定機構的傳動布置方案；按給定的整機主要參數確定起升機構參數，并確定機構各部件的結構類型和尺寸；以及機構動力裝置的選擇計算等。起升機構的零部件的選擇計算主要包括：吊鉤的選擇計算、滑輪組選擇、鋼絲繩、滑輪與卷筒、電動機、制動器等。起升機構的布置如圖2.1所示：2.1 確定起升機構傳動方案因起重量、起升速攻、起

13、重高度等參數的不同，橋式起重機的小車起升機構有多種傳動方案。大體上分為閉式傳動及帶有開式齒輪傳動兩類。本設計采用閉式傳動。如圖2.1所示，在電動機1與卷筒8之間，采用傳動效率較高的圓柱齒輪減速器7。電動機1與減速器7之間采用一浮動軸3，浮動,3的一端聯有半齒聯軸器2，另一端則聯有帶制動輪聯軸器6。利用浮動軸連接主要有以下優點：容許較大的安裝誤差，而且浮動軸越長，允許的安裝誤差越大。有足夠的操作空間，便于拆卸和更換零件。使小車由零部件重量引起的輪壓分布均勻。圖2.1 起升機構布置方案1電動機；2聯軸器；3浮動軸；4配用推動器；5制動器；6制動輪聯軸器； 7減速器；8卷筒按照布置宜緊湊的原則，采用

14、雙聯滑輪組。如圖2.2：圖2.2 滑輪組簡圖按q=20t，查文獻12表選滑輪組倍率，承載繩分支數：。查文獻12附表9選圖號為t1 362.1058吊鉤組，得其質量：g0=467kg，兩動滑輪間距a=87mm。2.2 選擇鋼絲繩和滑輪（1）選擇鋼絲繩若滑輪組采用滾動軸承，當，查文獻12表得滑輪組效率：鋼絲繩所受最大拉力： (2.1)查文獻12附表，中級工作類型（工作級別a6）時安全系數n=5.5。鋼絲繩計算破斷拉力:(kn) (2.2)查文獻12附表選用瓦林型纖維芯鋼絲繩619w+iwr，鋼絲公稱抗拉強度1770mpa，光面鋼絲，右交互捻，直徑d=18mm，鋼絲繩最小破斷拉力sb=204kn，標

15、記如下：鋼絲繩: 18nat619w+iwr1770zs204gb/t8918-88（2）選擇滑輪滑輪的許用最小直徑：d=d(e-1)=18(25-1)=432(mm) (2.3)式中系數由查文獻12表查得； 滑輪直徑d=450mm，取平衡滑輪直徑dp0.6d=0.6450=270mm，查文獻12附表選用dp=280mm。滑輪的繩槽部分尺寸可由查文獻12附表查得。由查文獻12附表選用鋼絲繩直徑d=18mm,d=450mm,滑輪軸直徑d8=100mm的型滑輪標記為: 滑輪：e118450-100zb j80 006.8-87 由查文獻12附表平衡滑輪選用d=18mm,d=280mm,滑輪直徑d5

16、=55mm的型滑輪標記為:滑輪：f18280-55 zb j80 006.8-872.3 抓斗的設計 通過比較本設計采用單繩抓斗，因為單繩抓斗可以直接掛在起重機吊鉤上，而不需要任何附加裝置。單繩抓斗的工作原理如圖2.3，抓斗的顎板8和撐桿2下端鉸接相連，撐桿2上端和和抓斗上橫梁4也是鉸接相連，因此顎板1可以繞下橫梁1的支點轉動，下橫梁1借鉤7與拉桿6下邊的鉤3掛接，而拉桿6通過上面的環孔與繩索5連接，繩索5把整個抓斗通過環套掛在起重機吊鉤上使用。當抓斗起升到上極限位置時，鉤3的杠桿用牽引繩拉下，使鉤3和鉤7脫鉤，顎板8受自重而張開。張開的抓斗下降到物料堆時，顎板8自動插入到物料中，此時放松繩5

17、，使鉤3和鉤7掛住，拉緊繩5往上提，顎板抓取物料并逐漸閉合，直到顎板8完全閉合后，裝滿物料的抓斗隨繩5一起上升，到一定位置時，鉤3和鉤7脫鉤，自動卸下物料，如此循環。圖2.3 抓斗1下橫梁；2撐桿；3掛鉤；4上橫梁；5繩索；6拉桿；7掛鉤； 8顎板2.4 起升機構部件計算2.4.1 選擇卷筒并驗算（1）選擇卷筒卷筒直徑：dd(e-1)=18(25-1)=432mm (2.4)查文獻12附表13取d=500mm，卷筒繩槽尺寸由文獻14附表14-3查得槽距， t =18mm， 槽底半徑r =9mm。卷筒長度(mm) (2.5)式中 起重機最大高度：h=26000mm ； 卷筒的計算直徑：d0=d+

18、d=518mm； 附加安全圈數，一般取圈：取z0=2； 卷筒不切槽部分長度：取其等于吊鉤滑輪的間距a=87mm；取l=1500mm。 卷筒的壁厚：(mm) (2.6)取。圖2.4 卷筒心軸（2）卷筒強度驗算卷筒壁壓應力驗算 (2.7)式中 多層卷繞系數， 取單層則； 應力減小系數，考慮繩圈繞入時對筒壁應力有減小作用，一般可取； 鋼絲繩最大靜拉力，smax=34630kn； 卷筒壁厚，； 繩槽節距，t =18mm；將數值代入上式，得：。選用灰鑄鐵卷筒ht200，其最小抗拉強度。許用壓應力： (2.8)，故卷筒抗壓強度足夠。卷筒拉應力驗算由于卷筒長度，尚應校驗由彎矩產生的拉應力，卷筒彎矩圖如圖2.

19、7。圖2.5 卷筒受力簡圖卷筒的最大彎矩發生在鋼絲繩位于卷筒是中間時: (2.9)卷筒斷面系數: （mm3） (2.10)式中 卷筒外徑,d=500mm； 卷筒內徑,di=d-2d=500-220=460（mm） 于是 (2.11)合成應力: (2.12)式中 許用應力 由文獻13表和查，。 所以 ，卷筒強度驗算通過。故選定卷筒直徑d=500mm，長度l=1500mm，卷筒槽的槽底半徑r=9mm，槽距t=18mm；起升高度h=26m，倍率ih=3靠近減速器一端的卷筒槽為向左的a型卷筒，標記為：卷筒：a5001500-918-263 左 zb j80 007.2-872.4.2 選擇電動機并驗算

20、（1）選擇電動機計算靜功率： (2.13)式中 機構總效率是由三部分組成：滑輪組效率、卷筒效率和減速器效率，由文獻14查得一般，取。電動機的計算功率： (2.14)式中 系數由文獻12表查得，對于級機構，取。查文獻12附表30選用電機yzr250m2，其nc(25%)=42kw，n1=716r/min，gd2d=7.0kg.m2，電機質量gd=563kg。（2）驗算電動機發熱條件按照等效功率法，求jc=25%時所需的等效功率： (2.15)其中 k25工作級別系數， k25=0.75（查文獻12表6-4） 系數，=0.87由以上計算結果nxne，初選電動機能滿足發熱條件。2.4.3 選擇減速器

21、（1）減速器傳動比卷筒轉速： (2.16)減速器總傳動比： (2.17)式中 電動機額定轉速，n1=716r/min； 卷筒轉速；減速器的選取:查文獻12附表選取zq-750-3ca減速器，當工作類型為中級時，許用功率 n=41kw，i0，=40.17，質量gg=1000kg，輸入軸直徑d1=60mm，軸端長l1=110mm（錐形）。(2) 驗算起升速度和實際所需功率實際起升速度: (2.18)誤差為 = (v，-v)/v 100%=（9.7-10）/10 100%=3% (2.19)實際所需功率為: ( 2.20)(2) 輸出軸強度校核：輸出軸最大徑向力rmax (2.21)式中: asma

22、x=234630=69260n=69.26kn=卷筒上卷引起的載荷；gj=11.64kn 卷筒及軸自重，由文獻12附表估算；r=45.5kn 減速器輸出軸端最大允許向載荷，由12附表查得。由文獻12公式得輸出最大扭矩： (2.22)式中:電機軸額定力矩； 當jc=25%時電機最大轉矩倍數，由文獻12附表查出； 減速器傳動效率； 減速器輸出軸最大容許轉矩，由文獻12附表。所以： mmax=0.82.857240.170.95=14942.2n.mm由上計算，所選取減速器能滿足要求。2.4.4 選擇制動器和聯軸器（1）選擇制動器所需靜制動力矩： (2.23)式中 kz=1.75制動安全系數，由文獻

23、12第六章查得。 由文獻12附表15選用ywz5315/50制動器，其制動轉矩mez=360710nm，制動輪直徑dx=315mm，制動器質量gz=61.4kg。（2）選擇聯軸器高速軸聯軸器計算轉矩，由文獻12 式： (2.24)式中 電機額定轉矩； 聯軸器安全系數； 剛性動載系數，一般。由文獻12附表29查得yzr-250m2電動機軸端為圓錐形,軸端d=70mm，l=105mm。從文獻12附表查得zq-750減速器的高速軸端為圓錐形d=60mm,l=110mm。靠電動機軸端聯軸器由文獻12附表選用半聯軸器，最大容許轉矩mt=值，飛輪矩，質量gl=23.6kg。浮動軸的兩端為圓柱形d=45mm

24、，l=85mm。靠減速器端聯軸器 由文獻12附表選用帶制動輪的半齒聯軸器最大容許轉矩mt=值，飛輪矩，質量gl=38.5kg。為與制動器ywz-200/25相適應，將聯軸器所帶制動輪，修改為應用。圖2.6 clz半聯軸器2.5 啟動和制動時間驗算（1）啟動時間驗算起動時間： tp= (2.25)式中電動機額定轉速，n1=716r/min(gd2)1=(gd2)zl+(gd2)l+(gd2)d=7.0+0.403+1.8=9.203(kg.m2) (2-53)靜阻力矩： (2.26)平均起動轉矩：mq=1.5me=1.5572=858（nm） (2.27)所以 tq=0.467(s) (2.28

25、)通常起升機構起動時間為，此處小于，可在電氣設計時，增加起動電阻，延長起動時間，故所選電動機合適。（2）制動時間驗算制動時間:=0.50s (2.29)式中 (2.30)由文獻12表查得許用加速度，故：，符合要求。2.6 高速浮動軸的計算(1) 疲勞計算 由文獻14起升機構疲勞計算基本載荷 (2.31)式中 動載系數，；起升載荷動載系數（物品起升或下降制動的動載效應），由前節選定軸徑d=45mm，因此扭轉應力： (2.32)軸材料用號鋼，彎曲： 扭矩：； 軸的許用扭轉應力：式中 考慮材料對應力循環不對稱的敏感系數，對碳鋼及低合金鋼； 安全系數，（由文獻14表查得）。考慮零件幾何形狀和表面狀況的

26、應力集中系數； 與零件幾何形狀有關，對于零件表面有急過渡和開有鍵槽及緊配合區段，；與零件表面加工光潔度有關，對于粗糙度為3.2, ；對于粗糙度為12.5；,此處取；所以 。故 通過。(2) 強度驗算 軸所受最大轉矩： (2.33)最大扭轉應力： (2.34)許用扭轉應力： (2.35)式中 安全系數，。因為 ，故通過。浮動軸的構造如圖2.9所示，中間軸徑：d1=d+(510)=5055mm,取d1=55mm。圖2.7 高速浮動軸構造圖3 小車運行機構設計3.1 確定小車運行機構傳動方案有四個車輪的中的2個為主動輪的小車運行機構，有閉式傳動與帶有開式齒輪的傳動兩種。由于開式齒輪易于磨損，因此采用

27、閉式齒輪傳動。閉式齒輪傳動的齒輪易于維護保養，齒輪傳動構成單獨的減速器部件。整個機構的裝拆分組性較好。小車運行機構根據減速器位置的不同又分為以下兩種：減速器裝在小車旁邊。這種方案的優點是，安裝和維護減速器的工人可在橋架走臺上工作，較為安全方便。缺點足，減速器與靠近的一個車輪之間的轉矩放大等于全部輸出轉矩，所需軸徑也較大。減速器裝在兩車輪中間如圖3.1，這種方案優點是傳動軸所受的轉矩較小每邊輸出軸的轉矩是減跡器輸出軸轉矩的一半。減速器輸出軸與車輪軸之間可用半齒聯袖器7和浮動軸6聯接，或用一個全齒聯軸器3和一根浮動軸6聯接。由于安裝的偏差允許稍大一些，因而便于安裝。這種方案的缺點是機構中的車輪軸承

28、和聯軸器較多，因而使運行機構比較復雜，成本也較高。起重量10t以上的橋式起重機多采用這種方案。經比較后，因為本設計的起重量是20t，因此確定采用第2種方案，即減速器在兩車輪中間。如圖3.1所示:圖3.1 小車運行機構傳動圖1制動器；2電動機；3全齒聯軸器；4立式減速器；5小車輪； 6浮動軸；7半齒聯軸器3.2 選擇車輪并驗算（1）選擇車輪車輪最大輪壓，小車質量估計取gxc=8000kg。假定輪壓均布：pmax=（q+gcx）= (3.1)車輪最小輪壓： (3.2)初選車輪：由文獻12附表17可知，當運行速度，工作級為中級時，車輪直徑dc=400mm軌道型號為38kg/m(p18)的許用輪壓為p

29、max=13.4t。根據gb4628-84規定，直徑系列為，dc=250mm，350mm,400mm,500mm,600mm。故初選定車輪直徑為400mm，而后校核強度。（2）車輪的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：=53333（n） (3.3)車輪材料，選zg340-640，。線接觸局部擠壓強度： (3.4)式中 許用線接觸應力常數()，由文獻12附表查得其為6； 車輪與軌道有效接觸強度,對于軌道(p18)（由文獻12附表）l=b=43.9mm； 轉速系數，由12表，車輪轉速時，； 工作級別系數，由文獻12表，當為級時；，故通過。點接觸局部擠壓強

30、度 (3.5)式中 許用點接觸應力常數，由文獻12表查得； r曲率半徑，車輪與軌道曲率半徑中最大值車輪r1=軌道曲率半徑（由文獻12附表查得），故取r=； 由比值（為，中的小值）所確定的系數，由文獻12表查得。,故通過。根據以上計算結果，選定直徑dc=400mm的雙輪緣車輪子：dyl400 gb 462884圖3.2 主動車輪3.3 計算運行阻力摩擦阻力矩： (3.6)查文獻12附表，此選dc=400mm車輪組的軸承型號為7520。軸承內徑和外徑的平均值。由文獻12表查得滾動摩擦系數，軸承摩擦系數，附加阻力系數，代入式得滿載時運行阻力矩： (3.7)運行摩擦阻力： (3.8)當空載時： (3.

31、9)運行摩擦阻力： (3.10)3.4 小車運行機構部件計算3.4.1 選擇電動機并驗算（1）選擇電動機電動機靜功率： (3.11)式中 滿載時靜功率;機構傳動效率； 驅動電動機臺數。初選電動機功率： (3.12)式中電動機功率增大系數，由文獻12中表7-6查得，取由文獻12附表30選用電動機jzr3-22-6，ne=7.5kw，電機質量g4=115kg。（2）驗算電動機發熱條件等效功率：nx= (3.13)式中 工作級別系數，由文獻12查得，當jc=25%時，；故 ，所以所選電動機發熱條件通過。（3） 驗算運行速度和實際所需功率實際運行速度 (3.14) 誤差：合適 (3.15) 實際所需的

32、等效功率 合適 (3.16)3.4.2 選擇減速器并校核（1）選擇減速器車輪轉速： (3.17)機構傳動比： (3.18)查文獻12附表40選用zsc-600-2減速器：， （當輸入軸轉速為1000r/min時），（2）啟動工況下校核減速器功率起動狀況減速器傳動的功率： n= (3.19)式中 運行機構中同一級傳動的減速器個數，。所以所選用減速符合標準。3.6 驗算啟動時間及不打滑條件（1）驗算啟動時間起動時間： tq= (3.20)式中n1=930r/min；驅動電機臺數； (3.21)滿載運行時折算到電動機軸上的運行靜阻力矩：mj（q=q）=（nm） (3.22)空載運行時折算到電動機軸上

33、的運行靜阻力矩：mj（q=0）= (3.23)初步估算制動輪和聯軸器的飛輪矩： (3.24)機構總飛輪矩： c(gd2)1=c(gd2)zl+(gd2)l+(gd2)d=1.15(0.419+0.26)=0.679(kg.m2) (3.25)滿載起動時間：t=2.77(s) (3.26)無載荷起動時間：t= (3.27)由文獻12表查得，當vc=43.2m/min=0.72m/s時，推薦值為，故所選項電動機能滿足要求。（2）驗算起動不打滑條件因為在室內使用，所以不計風阻及坡阻力矩，只驗算空載及滿載起動時兩種工況。空載時，主動車輪配軌道接觸處的圓周切向力： = (3.28)車輪與軌道的粘著力：，

34、故可能打滑。解決辦法是在空載起動時增大起動電阻，延長起動時間。滿載起動時，主動車辦與軌道接觸處的圓周切向力： (3.29)車輪與軌道的粘著力： (3.30)故滿載起動時不會打滑，因此所選的電動機合適。3.4.3 選擇制動器由文獻12查得，對于小車運行機構制動時間取，因此，所需制動轉矩： (3.31) 由文獻12附表15選用ywz5200/23，其制動轉矩。考慮到所取制動時間與起動時間接近，故略去制動不打滑條件驗算。3.4.4 選擇聯軸器及制動輪（1）選擇高速軸聯軸器高速軸聯軸器計算轉矩，由文獻12 式：me=nme=1.351.877.02=187.2（n.m） (3.32)式中 n聯軸器的安

35、全系數，運行機構n=1.35； 機構剛性動載系數，取。由文獻12附表31查電動機yzr3-22-6兩端伸出軸各為圓柱形d=40mm,l=110mm。由文獻12附表37查得zsc-600減速器高軸端為圓柱形d=35mm，l=55mm。故從文獻12附表42選giclz聯軸器。主動端a型鍵槽d1=40mm，l=110mm從動端a型鍵槽d2=35mm，l=55mm。標記為：聯軸器zbj19014-89。其公稱轉矩,飛輪矩，質量gl=5.4kg。（2）選擇低速軸聯軸器低速軸聯軸器計算轉矩，可由前節的計算轉矩求出 (3.33)由文獻12附表37查得減速器zsc-600低速軸端為圓柱形，l=115mm，取浮動軸裝聯軸器軸軸徑，l=110mm，由文獻12附表42選用兩個giclz4鼓形齒式聯軸器。主動端a型鍵槽，l=110mm，從動端：y型軸孔，a型鍵槽，l=110mm。標記為：giclz3聯軸器zbj19014-89由前節已選車輪直徑de=400mm，由表參考車輪組，車輪軸安裝聯軸器處直徑d=80mm，l=85mm。同樣選用兩個gicl