电动葫芦设计计算说明书
电动葫芦设计
题目：根据下列条件设计电动葫芦起升机构的齿轮减速器。已知：额定起重量Q ＝6t ，起升高度H ＝9m ，起升速度v ＝8m ／min ，工作类型为中级：JC ％＝25％，电动葫芦用于机械加工车间，交流电源(380V)。
解：
(一)拟订传动方案，选择电动机及计算运动和动力参数 1．拟订传动方案
采用图4-l 所示传动方案，为了减小齿轮减速器结构尺寸和重量，应用斜齿圆柱齿轮传动。 2．选择电动机
按式(4-2)、式(4-7)和式(4-8)，起升机构静功率
0100060η?''=
v
Q P
而总起重量
Q ”=Q+Q ’=60000+0.02×60000=61200N
起升机构总效率
η0=η7η5η1=0.98×0.98×0.90=0.864
故此电动机静功率
kW P 44.9864
.01000608
612000=???=
按式(4-9)，并取系数K e ＝0.90，故相应于JC ％＝25％的电动机
P jC =K e P 0=0.90×9.44=8.5 kW
按表4-3选ZD 141-4型锥形转子电动机，功率P jc ＝13 kW ，转速n jc ＝1400 r ／min 。 3．选择钢丝绳
按式(4-1)。钢丝绳的静拉力
N m Q Q 3122498
.0261200
70=?=''=
η 按式(4-3)，钢丝绳的破断拉力
按标准[2]选用6×37钢丝绳，其直径d ＝18mm ，断面面积d ＝89.49mm 2，公称抗拉强度σ＝1770MPa ，破断拉力Q s ＝204200N 。
4．计算卷简直径
按式(4-4)，卷筒计算直径
D 0＝ed ＝20×18＝360 mm
按标准取D 0＝355mm 。
按式(4-6)，卷筒转速
min /35.14355
14.32
81000100005r D vm n =???==
π
5．确定减速器总传动比及分配各级传动比
总传动比
54.9735
.14140053≈==
'n n i 这里n 3为电动机转速，r ／min 。
在图4-3所示电动葫芦齿轮减速器传动比分配上没有一个固定的比例关系。设计时可参考一般三级圆柱齿轮减速器按各级齿轮齿面接触强度相等，并获得较小外形尺寸和重量的分配原则来分配各级传动比，也可以参考现有系列结构参数拟定各级齿轮传动比和齿轮齿数(表4-2)。现按表4-2，根据起重量Q ，拟定各级传动比(图4-4)和齿数。 第一级传动比
92.51271≈==
A B AB z z i 第二级传动比
58.312
43===
D C CD z z i 第三级传动比
54.413
59≈==
F E EF z z i 这里Z A 、Z B 、Z C 、Z D 、Z E 和Z F 分别代表图4-4中的齿轮A 、B 、C 、D 、E 和F 的齿数。
减速器实际总传动比
i =i AB ·i CD ·i EF =5.92×3.58×4.54=96.22
传动比相对误差
%4.154
.9722
.9654.97=-='-'=
?i i i i Δi 不超过土3％，适合。
6．计算各轴转速、功率和转矩 轴I(输入轴)：
m N n P kW r n n ?=?==
===39.641400
44
.995509550T 44.9P min /1400I I I I I 转矩
功率转速
轴Ⅱ(输入轴)：
m N n P kW r n ?=?==
=?===81.36947
.236157
.995509550T 157.997.044.9P min /47.23692
.51400
II II II II II 转矩
功率转速
轴Ⅲ(输入轴)：
m N n P kW r n ?=?==
=?===22.128405
.66882
.895509550T 882.897.0157.9P min /05.6658
.347
.236III III III III III 转矩
功率转速
轴Ⅳ(输入轴)：
m N n P kW r n ?=?==
=?===18.565555
.14616
.895509550T 616.897.0882.8P min /55.1454
.405
.66IV IV IV IV IV 转矩
功率转速
这里，各级齿轮传动效率取为0.97。计算结果列于下表：
(二)高速级齿轮传动设计
因起重机起升机构的齿轮所承受载荷为冲击性质，为使结构紧凑，齿轮材料均用20CrMnTi ，渗碳淬火，齿面硬度HRC58～62，材料抗拉强度σB =1100MPa ，屈服极限σs =850MPa 。齿轮精度选为8级(GBl0095—88)。
考虑到载荷性质及对高硬度齿面齿轮传动，因此设计时应以抗弯强度为主，小轮应采用少齿数大模数原则，各轮齿数如前所述。并初选螺旋角β＝9°。
●对于齿轮A 和B
1．按齿面接触强度条件设计 小轮分度圆直径
t d 1≥
mm Z Z T K H E
H e d t 2
13
][12???
?
???+?σμμεφ
确定式中各参数：
(1)载荷系数K t 对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数K t ＝2。 (2)齿轮A 转矩T A T A ＝T 1＝64.39 ×103N ·mm 。 (3)齿宽系数φd 取φd =1。
(4)端面重合度εα 由资料显示或有关计算公式求得εα
＝1.67。
(5)齿数比u 对减速传动，u ＝i ＝5.92。 (6)节点区域系数Z H Z H ＝2.47。 (7)材料弹性系数Z E Z E ＝189.8MPa 。 (8)材料许用接触应力[σ] H
H
HN H S K lim
][σσ=
式中参数如下：
①试验齿轮接触疲劳极限应力[σ] Hlim ＝1450MPa ； ②接触强度安全系数S H ＝1.25； ③接触强度寿命系数K HN ：因电动葫芦的齿轮是在变载条件下工作的，对电动葫芦为中级工作类型，其载荷图谱如图4-6所示，如用转矩了代替图中的载荷Q(因转矩了与载荷Q 成正比)，则当量接触应力循环次数为：
对齿轮A ：
3
max 1160???
?
??=∑=T T t n N i k
i i HA
式中 n 1——齿轮A(轴1)转速，n 1＝1400r ／min ； i ——序数，i ＝1，2，…，k ； t i ——各阶段载荷工作时间，h ，
T i ——各阶段载荷齿轮所受的转矩，N ·m ；
T max ——各阶段载荷中，齿轮所受的最大转矩，N ·m 。
故此
N HA =60×1400×6000×(13×0.20＋0.53×0.20＋0.253×0.10＋0.053
×0.50)
=1.142×108
对齿轮B ：
7810929.192
.510142.1?=?==
AB
HA
HB N N μ
查得接触强度寿命系数K HNA ＝1.08，K HNB ＝1.23。 由此得齿轮A 的许用接触应力
MPa HA 125325.11450
08.1][=?=
σ
齿轮B 的许用接触应力
MPa HB 142725
.11450
23.1][=?=
σ
因齿轮A 强度较弱，故以齿轮A 为计算依据。
把上述各值代入设计公式，得小齿轮分度圆直径
t d 1≥
2
33
12538.18947.292.5192.567.111039.6422??
?
???+????=29.33 mm
(9)计算：齿轮圆周速度
s m d n /15.21000
6033
.29140014.31000
601
1=???=
??=
πν
(10)精算载荷系数K
查得工作情况系数K A ＝1.25。按
100v z 1＝100
15
.212?＝0.258查得动载荷系数K v ＝1.020齿间载荷分配系数K H α＝1.07。齿向载荷分布系数K H β＝1.18。故接触强度载荷系数
K=K A K v K H αK H β=1.25×1.020×1.07×1.18=1.61
按实际载荷系数K 修正齿轮分度圆直径
m m K K
d d t
t
28.272
61
.133.293
3
11=== 齿轮模数
mm z d m n 25.212
9cos 28.27cos 11=?
==
β 2．按齿根弯曲强度条件设计 齿轮模数
n m ≥???
?
?
?F Sa
Fa d Y Y z Y KT ][cos 22121σεφβαβ 确定式中各参数：
(1)参数K 、T 1、β、φd 、z 1和εα各值大小同前。
(2)螺旋角影响系数Y β 因齿轮轴向重合度εβ＝0.318φd z 1tan β＝0.318 × 1×12×tan9°=0.604，查得Y β=0.96。
(3)齿形系数Y Fa 因当量齿数
45.129cos 12
cos 22=?==
βA VA z z
69.739cos 71
cos 2
2=?
==
βB VB z z 由电算式计算得齿形系数Y FaA ＝3.47，查表得Y FaB ＝2.24。
(4)应力校正系数Y Sa 根据电算公式(或查手册)得
53
.145.12000016.045.1200497.0472047.1000016.000497.0472047.122
=?-?+=-+=VA
VA SaA Z Z Y 75
.169.73000016.069.7300497.0472047.1000016.000497.0472047.122=?-?+=-+=VB
VB SaB Z Z Y
(5)许用弯曲应力[σ]F
F
F FN F S K lim
][σσ=
式中σFlim ——试验齿轮弯曲疲劳极限，σFlim ＝850MPa ； S F ——弯曲强度安全系数，S F ＝1.5；
K FN ——弯曲强度寿命系数，与当量弯曲应力循环次数有关。
对齿轮A ：
6
1max 160∑=???
?
??=k
i i i FA
T T t n N
式中各符号含义同前。仿照确定N HA 的方式，则得
N FA =60×1400×6000×(16×0.20＋0.56×0.20＋0.256×0.10＋0.056
×0.50)
=1.02×108
对齿轮B ：
781072.192
.51002.1?=?==
AB
FA
FB N N μ
因N FA >N 0＝3×106，N FB >N 0＝3×106，故查得弯曲强度寿命系数K FA ＝1，K FB ＝1。 由此得齿轮A 、B 的许用弯曲应力
MPa FB FA 3975
.170
.08501][][=??=
=σσ
式中系数0.70是考虑传动齿轮A 、B 正反向受载而引入的修正系数。
(6)比较两齿轮的比值Y Fa Y sa /[σ]F 对齿轮A ：
0134.0397
53
.147.3][=?=FA SaA FaA Y Y σ
对齿轮B ：
00987.0397
75
.124.2][=?=FB SaB FaB Y Y σ
两轮相比，说明A 轮弯曲强度较弱，故应以A 轮为计算依据。
(7)按弯曲强度条件计算齿轮模数m 把上述各值代入前述的设计公式，则得
m ≥
21.239753.147.367.11219cos 96.01039.6461.122233
=??
?
??????????
比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数m n ＝2.5mm 。
3．主要几何尺寸计算 (1)中心距a
()()mm z z m a B A n
AB 4.10571129cos 25.2cos 2=+?
=+=
β
取中心距a AB ＝105mm 。
因为该对齿轮传动中，采用了变位传动，故中心距应为a ’=a+ym,其中
?
?
? ??-'+=
1cos cos 2)(21ααz z m ym ；又0038.11054.105cos cos cos cos =='='?=''a a a a αααα 即：()394.010038.12
)
7112(5.2=-+=
ym ，故：mm ym a a AB AB 794.105=+='
取中心距a AB ＝106mm 。
(2)精算螺旋角β
()539411106
2)
7112(5.2arccos 2arccos
'''?=?+=+=AB B A n a z z m β=11.82625
因β值与原估算值接近，不必修正参数ε
α
、K α和Z H 。
(3)齿轮A 、B 的分度圆直径d
mm m z d n A A 65.305
39411cos 5
.212cos ='''??==
β
mm m z d n B B 35.181539411cos 5
.271cos ='
''??==
β (4)齿轮宽度b 齿轮B ：
mm d b A d B 3165.301≈?=?=φ
齿轮A ：
mm b A 36531=+=
●对于齿轮C 和D
1．按齿面接触强度条件设计 小轮分度圆直径
IIt d ≥
mm Z Z T K H E
H d t 2
II 3
][12???
?
???+?σμμεφα
确定式中各参数：
(1)齿轮C 转矩T C T C ＝T II ＝361.81 ×103N ·mm 。
(2)端面重合度εα 由资料显示或有关计算公式求得εα＝1.46。 (3)齿数比u 对减速传动，u ＝i ＝3.58。 其余参数同轴I ，则有：
N HC =60×236.47×6000×(13×0.20＋0.53×0.20＋0.253×0.10＋0.053
×0.50)
=1.929×107
对齿轮D ：
671039.558
.310929.1?=?==
CD
HC
HD N N μ
查得接触强度寿命系数K HNC ＝1.26，K HND ＝1.37。 由此得齿轮A 的许用接触应力
MPa HC 6.146125.11450
26.1][=?=
σ
齿轮B 的许用接触应力
MPa HD 2.158925
.11450
37.1][=?=
σ
因齿轮C 强度较弱，故以齿轮C 为计算依据。
把上述各值代入设计公式，得小齿轮分度圆直径
t d II ≥
2
33
6.14618.1894
7.25
8.3158.346.111093.36422??
?
???+????=50.86 mm
(9)计算：齿轮圆周速度
s m d n /971.01000
6086
.5093.36414.3100060II
II =???=
??=
πν
(10)精算载荷系数K
查得工作情况系数K C ＝1.25。按
100
v z II ＝100917
.012?＝0.11查得动载荷系数K v ＝1.010齿间载荷分
配系数K H α＝1.07。齿向载荷分布系数K H β＝1.18。故接触强度载荷系数
K=K C K v K H αK H β=1.25×1.010×1.07×1.18=1.59
按实际载荷系数K 修正齿轮分度圆直径
m m K K
d d t
t
12.472
59
.186.503
3
II II === 齿轮模数
mm z d m n 88.312
9cos 12.47cos 3II =?
==
β 2．按齿根弯曲强度条件设计 齿轮模数
n m ≥???
?
?
?F Sa
Fa d Y Y z Y KT ][cos 2232II σεφβαβ 确定式中各参数：
(1)参数K 、T II 、β、φd 、z 3和εα各值大小同前。
(2)螺旋角影响系数Y β 因齿轮轴向重合度εβ＝0.318φd z 3tan β＝0.318 × 1×12×tan9°=0.604，查得Y β=0.96。
(3)齿形系数Y Fa 因当量齿数
45.129cos 12
cos 2
2=?==
βC VC z z 08.449cos 43
cos 22=?
==
βD VD z z
由电算式计算得齿形系数Y FaA ＝3.47，查表得Y FaB ＝2.36。
(4)应力校正系数Y Sa 根据电算公式(或查手册)得
53
.145.12000016.045.1200497.0472047.1000016.000497.0472047.122
=?-?+=-+=VC
VC SaC Z Z Y 66
.108.44000016.008.4400497.0472047.1000016.000497.0472047.122=?-?+=-+=VD
VD SaD Z Z Y
(5)许用弯曲应力[σ]F
F
F FN F S K lim
][σσ=
式中σFlim ——试验齿轮弯曲疲劳极限，σFlim ＝850MPa ； S F ——弯曲强度安全系数，S F ＝1.5；
K FN ——弯曲强度寿命系数，与当量弯曲应力循环次数有关。
对齿轮C ：
6
1max 360∑=???
?
??=k
i i i FC
T T t n N
式中各符号含义同前。仿照确定N HC 的方式，则得
N FC =60×236.47×6000×(16×0.20＋0.56×0.20＋0.256×0.10＋0.056
×0.50)
=1.73×107
对齿轮B ：
671049.485
.31073.1?=?==
CD
FC
FD N N μ
因N FC >N 0＝3×106，N FD >N 0＝3×106，故查得弯曲强度寿命系数K FC ＝1，K FD ＝1。 由此得齿轮C 、D 的许用弯曲应力
MPa FD FC 3975
.170
.08501][][=??=
=σσ
式中系数0.70是考虑传动齿轮C 、D 正反向受载而引入的修正系数。
(6)比较两齿轮的比值Y Fa Y sa /[σ]F 对齿轮C ：
0134.0397
53
.147.3][=?=FC SaC FaC Y Y σ
对齿轮D ：
00987.0397
66
.136.2][=?=FD SaD FaD Y Y σ
两轮相比，说明C 轮弯曲强度较弱，故应以C 轮为计算依据。
(7)按弯曲强度条件计算齿轮模数m 把上述各值代入前述的设计公式，则得
m ≥
04.439753.147.346.11219cos 96.01081.3695.122
233
=???
?
????????? 比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数m n ＝4.5mm 。
3．主要几何尺寸计算 (1)中心距a
()()mm z z m a D C n
CD 29.12543129cos 25.4cos 2=+?
=+=
β
取中心距a CD ＝125mm 。(此处中心距是否要圆整？)
因为该对齿轮传动中，采用了变位传动，故中心距应为a ’=a+ym,其中
??
?
??-'+=
1cos cos 2)(43ααz z m ym ；又0023.112529.125cos cos cos cos =='='?=''a a a a αααα 即：()47.010038.12
)
4312(5.4=-+=
ym ，故：mm ym a a CD CD
76.125=+=' 取中心距a CD ＝126mm 。(此处中心距是否要圆整？)
(2)精算螺旋角β
()844.10930510126
2)
4312(5.4arccos 2arccos
='''?=?+=+=CD D C n a z z m β
因β值与原估算值接近，不必修正参数ε
α
、K α和Z H 。
(3)齿轮C 、D 的分度圆直径d
mm m z d n C C 98.54930510cos 5
.412cos ='
''??==
β mm m z d n D D 02.197930510cos 5
.443cos ='
''??==
β (4)齿轮宽度b 齿轮D ：
mm d b C d D 5598.541≈?=?=φ
齿轮C ：
mm b C 60555=+=
●对于齿轮E 和F
1．按齿面接触强度条件设计 小轮分度圆直径
t d III ≥
mm Z Z T K H E
H d t 2
III 3
][12???
?
???+?σμμεφα
确定式中各参数：
(1)齿轮E 转矩T E T E ＝T III ＝1284.22 ×103N ·mm 。
(2)端面重合度εα 由资料显示或有关计算公式求得εα＝1.44。 (3)齿数比u 对减速传动，u ＝i ＝4.54。 其余参数同轴I ，则有：
N HE =60×66.05×6000×(13×0.20＋0.53×0.20＋0.253×0.10＋0.053
×0.50)
=5.39×106
对齿轮F ：
661019.154
.41039.5?=?==
EF
HE
HF N N μ
查得接触强度寿命系数K HNE ＝1.37，K HNF ＝1.51。 由此得齿轮E 的许用接触应力
MPa HA 2.158925.11450
37.1][=?=
σ
齿轮F 的许用接触应力
MPa HB 6.175125
.11450
51.1][=?=
σ
因齿轮E 强度较弱，故以齿轮E 为计算依据。
把上述各值代入设计公式，得小齿轮分度圆直径Ⅲ
t d III ≥
2
33
2.15898.18947.254.4154.444.111022.128422??
?
???+????=72.36 mm
(9)计算：齿轮圆周速度
s m d n /25.01000
6036
.7205.6614.31000
60III
III =???=
??=
πν
(10)精算载荷系数K
查得工作情况系数K A ＝1.25。按
100
v z III ＝10025
.013?＝0.0325查得动载荷系数K v ＝1.0齿间载荷分配
系数K H α＝1.07。齿向载荷分布系数K H β＝1.18。故接触强度载荷系数
K=K A K v K H αK H β=1.25×1.0×1.07×1.18=1.58
按实际载荷系数K 修正齿轮分度圆直径
m m K K
d d t
t
84.662
58
.130.723
3
III III === 齿轮模数
mm z d m n 08.513
9cos 84.66cos 5III =?
==
β 2．按齿根弯曲强度条件设计 齿轮模数
n m ≥???
?
?
?F Sa
Fa d Y Y z Y KT ][cos 2252III σεφβαβ 确定式中各参数：
(1)参数K 、T 1、β、φd 、z 1和εα各值大小同前。
(2)螺旋角影响系数Y β 因齿轮轴向重合度εβ＝0.318φd z 5tan β＝0.318 × 1×13×tan9°=0.655，查得Y β=0.95。
(3)齿形系数Y Fa 因当量齿数
33.139cos 13
cos 2
2=?
==
βE VE z z
48.609cos 59
cos 2
2=?
==
βF VF z z 由电算式计算得齿形系数Y FaE ＝3.48，查表得Y FaF ＝2.28。
(4)应力校正系数Y Sa 根据电算公式(或查手册)得
54
.133.13000016.033.1300497.0472047.1000016.000497.0472047.122
=?-?+=-+=VE
VE SaE Z Z Y 71
.148.60000016.048.6000497.0472047.1000016.000497.0472047.122=?-?+=-+=VF
VF SaF Z Z Y
(5)许用弯曲应力[σ]F
F
F FN F S K lim
][σσ=
式中σFlim ——试验齿轮弯曲疲劳极限，σFlim ＝850MPa ； S F ——弯曲强度安全系数，S F ＝1.5；
K FN ——弯曲强度寿命系数，与当量弯曲应力循环次数有关。
对齿轮E ：
6
1max III 60∑=???
?
??=k
i i i FE
T T t n N
式中各符号含义同前。仿照确定N HE 的方式，则得
N FE =60×66.05×6000×(16×0.20＋0.56×0.20＋0.256×0.10＋0.056
×0.50)
=4.83×106
对齿轮B ：
661005.16
.41083.4?=?==
EF
FE
FF N N μ
因N FE >N 0＝3×106，N FF MPa FE 3975 .170 .08501][=??=σ MPa FF 4.4765 .170.08502.1][=??=σ 式中系数0.70是考虑传动齿轮A 、B 正反向受载而引入的修正系数。 (6)比较两齿轮的比值Y Fa Y sa /[σ]F 对齿轮E ： 0135.0397 54 .148.3][=?=FE SaE FaE Y Y σ 对齿轮F ： 00819.04 .4767 .131.2][=?=FF SaF FaF Y Y σ 两轮相比，说明E 轮弯曲强度较弱，故应以E 轮为计算依据。 (7)按弯曲强度条件计算齿轮模数m 把上述各值代入前述的设计公式，则得 m ≥ 92.539753.148.344.11319cos 95.01022.128458.122 233 =??? ? ????????? 比较上述两种设计准则的计算结果，应取齿轮标准模数m n ＝6mm 。 3．主要几何尺寸计算 (1)中心距a ()()mm z z m a F E n EF 7.21859139cos 26cos 2=+? =+= β 取中心距a EF ＝219mm 。 因为该对齿轮传动中，采用了变位传动，故中心距应为a ’=a+ym,其中 ?? ? ??-'+= 1cos cos 2)(65ααz z m ym ；又999.02197.218cos cos cos cos =='='?=''a a a a αααα 即：()0216.01999.02 ) 5913(6-=-+= ym ，故：mm ym a a CD CD 74.125=+=' 取中心距a EF ＝126mm 。 (2)精算螺旋角β ()4945.904929219 2) 5913(6arccos 2arccos ='''?=?+=+=EF F E n a z z m β 因β值与原估算值接近，不必修正参数ε α 、K α和Z H 。 (3)齿轮E 、F 的分度圆直径d mm m z d n E E 08.790 4929cos 6 13cos ='''??== β mm m z d n F F 92.35804929cos 6 59cos =' ''??== β (4)齿轮宽度b 齿轮F ： mm d b E d F 8008.791≈?=?=φ 齿轮E ： mm b E 85580=+= 由于起重机齿轮常常承受短期最大载荷作用，因此实际设计时，还常常按短期最大载荷对齿轮进行静强度校核计算。此处从略。 (三)计算轴Ⅳ 1．计算轴Ⅳ的直径 轴材料选用20CrMnTi ，按下式估算空心轴外径： d ≥() m m n P A 4 3 1β- 式中 P ——轴Ⅳ传递功率，P ＝8.616kW ； n ——轴Ⅳ转递，n ＝14.55r ／min ； β——空心轴内径与外径之比，可取为0.5； A 0——系数，对20CrMnTi ，可取A 0＝107。 代入各值，则 d ≥() m m 8.915 .0155.14616 .8107 4 3 =- 取d ＝95mm ，并以此作为轴Ⅳ(装齿轮F 至装卷筒段)最小外径，并按轴上零件相互关系设计轴。轴Ⅳ的结构如图4-10所示。 2．分析轴Ⅳ上的作用力 轴Ⅳ上的作用力如图4-11所示，各力计算如下： (1)齿轮F 对轴Ⅳ上的作用力 对齿轮F 取齿数z F ＝59，模数m n =6mm ，螺旋角β＝04929'''?，故分度圆直径 mm d F 92.35804929cos 59 6=' ''??= 圆周力 N d T F F F tF 3151292 .3581018.5655223 =??== 径向力 N F F n tF rF 1162920tan 04929cos 31512tan cos =?' ''?== αβ 轴向力 N F F tF aF 527104929tan 31512tan ='''?==β (2)卷筒对轴Ⅳ上的径向作用力R 当重物移至靠近轴Ⅳ的右端极限位置时，卷筒作用于轴Ⅳ上e 点的力R 达到最大值，近似取 N Q R 244802 60000 02.15454=??=''= 这里系数1.02是表示吊具重量估计为起重量的2％。 (3)轴I 在支承d 处对轴Ⅳ上的径向作用力R dn 和R dm ， 轴I 的作用力分析如图4-12所示。 如果略去轴I 上联轴器附加力的影响，齿轮A 作用于轴1上的力有： 圆周力 N d T F A A tA 420265 .301039.64223 =??== 径向力 N F F n tA rA 155120tan 04929cos 4202tan cos =?' ''?== αβ 轴向力 N F F tA aA 70304929tan 4202tan ='''?==β 由图4-10按结构取L ＝460mm ，L 1＝35mm 。 求垂直平面(mcd 面)上的支反力： N R F R R F R F N F R R F M dm tA cm dm tA cm tA dm dm tA i 388232042020 0320460 4220 35460350 460350 =-=-==-+-==?== =+-=∑∑ 求水平面(ncd 面)上的支反力： 0=∑c M N R F R R F R F N d F F R R F d F dn rA cn dn rA cn A aA rA dn dn rA A aA 41.145659.9415510 59.94460 265 .307031551354602340460342 =-=-==-+-==? -?=-= =+-∑ 对轴Ⅳ来说，R dm 与R dn 的方向应与图4-12所示的相反。 由于上述的力分别作用于xdy 坐标系内和ndm 坐标系内，两坐标间的夹角为θ1，因此要把ndm 坐标系内的力R dn 和R dm 换算为xdy 坐标系内的力R dx 和R dy 。 由式(4-12)得两坐标系间的夹角(图4-7) EF AB CD EF AB a a a a a ?-+=2arccos 2221θ 图4-12 轴I 的作用力分析 其中各齿轮副之间的中心距以求得如下： ()()()mm z z m a mm z z m a mm z z m a F E n EF D C n CD B A n AB 0.219)5913(04929cos 26 cos 20.126)4312(930510cos 25 .4cos 20.106)7112(5 39411cos 25 .2cos 2=+' ''?=+==+'''?=+==+'''?=+=βββ 故 ?='''?=??-+=0799943.21844021219 1062126219106arccos 2 221θ 根据式(4-13)和图4-9，则得力R dn 和R dm 在坐标xdy 上的投影 N R R R dm dn dx 83.26844021sin 320844021cos 59.94sin cos 1 1-='''?-'''?=-=θθ N R R R dn dm dy 61.332844021sin 59.94844021cos 320sin cos 1 1='''?+'''?=+=θθ 把上述求得的力标注在轴Ⅳ的空间受力图上(图4-11)。 根据上述数据和轴上支点a 、b 处的支反力，可计算轴上危险截面的弯矩、转矩和合成弯矩。然后验算轴的安全系数。确认安全系数后，即可绘制轴的零件工作图。轴承可按常用方法选取和计算，从略。 轴I 、Ⅱ、Ⅲ及其轴承的设计计算可仿此进行。 (四)绘制装配图和零件工作图 本减速器的总装图见图4-4所示，零件工作图从略。 图4-11 轴ⅳ的作用力分析 在xad 平面你内 N R R F R R F N R R l R l R l F d F Ma ax dx rF bx ax bx bx dx bx rF F aF 17.2330011889038821015065116292 92.358527102 21-=?=++--==?=?-?+?-?-=?-?+?-?- =∑∑ 在yad 平面内 ()N R R R F R R F N R R l R l l R l R l F Ma ay dy tF by ay by by dy by tF 5472500 4736003883873802448015065315120 03221-=?=-+++==?=?+?-?+?=?++-?+?=∑∑ ()()()()3 4 3 4 3 4 3 2 22 222max 80378)5.01(951.011.0132 4.578456553.0553*******.65530mm d d W M N T M M M N M ca =-?=-≈-= ?=?+=+=?=+=ββπα MP W M ca ca 96.7180378 104.57843=?==σ≤[]MP 5251 =-σ 综上计算轴Ⅳ的强度符合要求 轴II ，轴III 的大体尺寸如下图所示，确认方法同轴IV 估算轴I 的最小直径：21.201400 44.91073 3 min 0===n P C d ；取轴22=I d 轴II 的最小直径：2.3647 .236157 .91073 3 min 2===n P C d ；取轴38=II d 轴III 的最小直径：82.5405 .66882 .81073 3 min 3===n P C d ；取轴56=III d 强度校核略 (四)绘制装配图和零件工作图 本减速器的总装图见图4-4所示，零件工作图从略。 参考文献 [1]徐锦康主编，机械设计，高等教育出版社，2004 [2] 朱理主编，机械原理，北京:高等教育出版社，2004 [3]叶伟昌主编，机械工程及自动化简明设计手册，机械工业出版社，2001 德马格 起重机械有限公司DCS-PRO环链电动葫芦检测证书共2页识别号： 235 309 44版本：0104第1页分类号：787 4115 XB检测符合出厂证明 2."1DIN EN 10204标准 生产商： 德马格起重机械有限公司 订货方： hisINDUSTRIEHANDLING订单号：550901 客户号： C8."064 设备型号： DCS-PRO 2-250 1/1 H5 VS16-30 工厂编号： 最大行程： 最小速度： 0."15米/分 电压：380-480V50/60Hz/cs链条数：1/1安全工作负荷：0."25吨 防护等级： IP55精行程：16米/分 额定速度：16米/分部分负载最大速度：30米/分检测电压：400V50/60Hz 控制器 以95%的额定电压和25%的过载测试德马格电动葫芦DCS-PRO，无任何异常，防滑离合器正常运转。 电机工厂检测证书 电机型号： ZNK 71 B 43相鼠笼型异步电动机 功率因数： 0."5接通时间：60转数（1分钟）：2480是否连接： 是频率：50/60功率（kW）： 0."73电压（V）：380-480电流（A）： 3."1最高环境温度（℃）：40可承受绕组温度（K）：105绝缘等级： F绝缘电阻定子： ≧1MOhm温度监控：M绝缘强度： 1."2×（2U+1000V）≦30m A约1秒 备注： 德马格 起重机械有限公司DCS-PRO环链电动葫芦检测证书共2页 识别号： 235 309 44版本0104第2页分类号：787 4115 XB起重吊钩检测证书 吊钩类型： 简易吊钩 起重吊钩标识 供应商商标： PS 起重吊钩检测 最大测试力（k N）： （变形＜ 0."25%） 材料特性：34CrMo4 EN10083 化学成分在-20℃的性能RelA（ ≥）J（≥）MPa （≥） 强度等级： V起重吊钩号码：2标准： DIN15400融化编号： 吊钩最大承受力： C（≤）Si（≤）MnP（≤）S（≤）Cr（≤）Mo（≤）R me MPa 中冶焦耐工程技术有限公司 安徽华塑股份有限公司 60万吨/年活性石灰总承包工程 设备：电动葫芦 技术协议 买方:中冶焦耐（大连）工程技术有限公司卖方:无锡志诚机械制造有限公司 二○一○年十二月五日 一、总则 1.1无锡志诚机械制造有限公司和中冶焦耐工程技术有限公司就电动葫芦的设计、制造、安装, 进行讨论和协商，达成如下协议. 1.2本技术协议提出最低限度的要求和规范,并对有关技术细节问题,做了一定规定,尽量采用国内外先进技术,并选用新工业标准及国际有关先进技术设计制造更成熟优化的产品. 1.3如果签订合同之后,需方提出在某部件或有关技术方面要求修改和补充,供方应配合,达到需方要求.如果碰到比较难处理问题应双方协商解决. 1.4结构合理、系统设计制造均满足需方提出的工艺要求。卖方所制造的电动葫芦，使用寿命长、不易磨损、属于绿色环保设备。 1.5在签订合同之后，买方可以保留对本技术规范书提出补充要求和修改的权力，卖方应予以配合，如提出修改，具体项目和条件由买方和卖方商定。 1.6卖方保证是所投货物的主要生产商，对其材料、设备、配套件及产品质量，试运转等负有全责，并保证设备的主体或主机及关键部件的制造。 二、供货范围及技术参数 （一）、供货清单 （二）、供货范围 （三）、供货技术参数 （1）2t-30m、2t-4m电动葫芦系统名称：石灰生产工段上料系统 设备数量：3台（其中：CR12801AB—2台；CR12802—1台） 设备用途：检修设备 设备编号：CR12801AB、CR12802 规格型号：CR12801AB—CD12-30；CR12802—CD12-4 起重量：2t 起升高度：CR12801AB —30m；CR12802—4m 起升速度：8m/min， 运行速度：20m/min 起重电机：3kW 380V 50Hz 运行电机：0.4kW 380V 50Hz 设备重量：CR12801AB —365kg/台；CR12802 —225kg/台 工字钢型号：CR12801AB—28a；CR12802—22a 工作制度：25%(检修用) 安装位置：1#、2#、3#窑前料仓，室内。（其中：CR12801A—安装于No.2带式输送机头轮顶部；CR12801B—安装于No.3带式输送机头轮顶部；CR12802—安装于No.1带式输送机头轮顶部） （2）CD13t-9m电动葫芦 设备数量：3台 设备用途：检修设备 设备编号：CR13101ABC 规格型号：CD13-9 起重量：3t 起升高度：9m 起升速度：8m/min， 运行速度：20m/min 起重电机：4.5kW 380V 50Hz 电动葫芦设计 题目：根据下列条件设计电动葫芦起升机构的齿轮减速器。已知：额定起重量Q＝6t，起升高度H ＝9m，起升速度v＝8m／min，工作类型为中级：JC％＝25％，电动葫芦用于机械加工车间，交流电源(380V)。 解： (一)拟订传动方案，选择电动机及计算运动和动力参数 1．拟订传动方案 采用图4-l所示传动方案，为了减小齿轮减速器结构尺寸和重量，应用斜齿圆柱齿轮传动。 2．选择电动机 按式(4-2)、式(4-7)和式(4-8)，起升机构静功率 而总起重量 Q”=Q+Q’=60000+0.02×60000=61200N 起升机构总效率 η0=η7η5η1=0.98×0.98×0.90=0.864 故此电动机静功率 按式(4-9)，并取系数K e＝0.90，故相应于JC％＝25％的电动机 P jC=K e P0=0.90×9.44=8.5 kW 按表4-3选ZD141-4型锥形转子电动机，功率P jc＝13 kW，转速n jc＝1400 r／min。 3．选择钢丝绳 按式(4-1)。钢丝绳的静拉力 按式(4-3)，钢丝绳的破断拉力 按标准[2]选用6×37钢丝绳，其直径d＝18mm，断面面积d＝89.49mm2，公称抗拉强度σ＝1770MPa，破断拉力Q s＝204200N。 4．计算卷简直径 按式(4-4)，卷筒计算直径 D0＝ed＝20×18＝360 mm 按标准取D0＝355mm。 按式(4-6)，卷筒转速 5．确定减速器总传动比及分配各级传动比 总传动比 这里n3为电动机转速，r／min。 在图4-3所示电动葫芦齿轮减速器传动比分配上没有一个固定的比例关系。设计时可参考一般三级圆柱齿轮减速器按各级齿轮齿面接触强度相等，并获得较小外形尺寸和重量的分配原则来分配各级传动比，也可以参考现有系列结构参数拟定各级齿轮传动比和齿轮齿数(表4-2)。现按表4-2，根据起重量Q，拟定各级传动比(图4-4)和齿数。 第一级传动比 第二级传动比 第三级传动比 这里Z A、Z B、Z C、Z D、Z E和Z F分别代表图4-4中的齿轮A、B、C、D、E和F的齿数。 减速器实际总传动比 i=i AB·i CD·i EF=5.92×3.58×4.54=96.22 传动比相对误差 Δi不超过土3％，适合。 1. 概述 1.1 主要用途 CD I、MD I型0.5 ~ 32t系列钢丝绳电动葫芦(以下简称电动葫芦)，是国家定型系列产品，是一种通用的轻便起重机械。本产品结构紧凑、体积小、起重能力大、用途广，是改善劳动条件提高生产率的有效工具，是工矿企业中通用的起重设备。 电动葫芦通常使用安装方式有： a)与LD、LX型单梁起重机配套使用； b)安装于固定的悬空工字钢轨道上，作直线或曲线往运动； c)固定安装，作提升或绞车用，分上、下、左、右四种方式固定。 电动葫芦不适合于在有爆炸性危险或充满腐蚀性气体的环境中使用，也不适合于吊运熔化及赤热金属及其它易燃易爆等危险物品。 1.2 使用环境条件。 1.2.1 海拔高度不超过1000m。 1.2.2 环境空气温度为－20℃~ +40℃。 1.2.3 环境空气湿度不大于85%(25℃时)。 1.2.4 电源：三相交流，380V，50HZ。电机端电压波动±10%。 1.2.5 电动葫芦一般为室内安装，当室外安装时，应加设防雨罩。 注：当不符合上述环境条件时，按非标产品特殊订货。 1.3 产品型号 2. 技术参数 0.5~32t标准型电动葫芦外形尺寸及主要技术参数见图1 ~ 图5及表1 3. 结构原理 电动葫芦是由数个可拆开的单独部件组成，主要包括起升减速器、运行机构、卷筒装 置、吊钩装置、电动机、电气控制装置等，结构特点及原理分述如下。 3.1 起升减速器 电动葫芦起升減速器，均采用标准模数斜齿轮三级减速。齿轮及齿轮轴由合金钢锻 电动葫芦的运行机构为电动式，固定式无此机构。减速器齿轮为合金钢锻制，并经热处理，采用二级减速，全部采用滚动轴承，箱壳为灰铸铁制造。根据品种规格的不同，运行机构结构形式也有所不同。0.5 ~ 5t起升高度H = 6 ~ 9m时，为一套驱动机构；H = 12 ~ 30m时为一套驱动机构和一套双轮小车组成；10t起升高度H = 9 ~ 30m时为二套驱动机构。运行机构所适用的工字梁轨道应按表1规定范围选择。 3.3 卷筒装置 起升高度H = 6 ~ 12m时，卷筒为铸铁制成，H>12m时为钢卷筒，其左端以花键与减速器输出空心轴连接，另一端则以滚动轴承架于电动机前端盖伸出部分上。卷筒外壳以钢板卷成。 钢丝绳按卷筒上的螺旋槽缠绕，绳一端(10t为二端)用压绳板固定在卷筒上，另一端用楔形塞块固定于外壳上。钢丝绳规格见表1。 3.4 吊钩装置 吊钩采用DG20吊钩专用钢模锻而成，悬于滚动轴承上，用十字头与吊钩外壳相连接，使吊钩能自由旋转与摆动。 3.5 联轴器与中间轴 电动机的力矩，通过爪式弹性联轴器、中间轴(H≥9m时有)传给减速器，该联轴器 设计计算说明书 (一)拟订传动方案，选择电动机及计算运动和动力参数 1．拟订传动方案 采用图1-l 所示传动方案，为了减小齿轮减速器结构尺寸和重量，应用斜齿圆柱齿轮传动。 2．选择电动机 计算起升机构静功率 0100060η?''= v Q P 而总起重量 Q ”=Q+Q ’=50000+×50000=51000N 起升机构总效率 η0=η7η5η1=××= 故此电动机静功率 0510008 7.876010000.864 P kW ?= =?? 按式P jC Ke Po ≥g ，并取系数K e ＝，故相应于JC ％＝25％的电动机 P jC =K e P 0=×= kW 按[1]表4-3选ZD 141-4型锥形转子电动机，功率P jc ＝ kW ，转速n jc ＝1400 r ／min 。 3．选择钢丝绳 按[1]式(4-1)计算钢丝绳的静拉力 0751000 2602020.98 Q Q N m η''= ==? 按[1]式(4-3)，钢丝绳的破断拉力 []0 5.526020 1684000.85 s n Q Q N ? ?≥ = =g 按[1]的标准[2]选用6×37钢丝绳，其直径d ＝，断面面积d ＝，公称抗拉强度σ＝2000MPa ，破断拉力Q s ＝178500N 。 4．计算卷简直径 按[1]式(4-4)，卷筒计算直径 D 0＝ed ＝20×＝310 mm 按标准取D 0＝300mm 。 按[1]式(4-6)，卷筒转速 501000100082 16.98/min 3.14300 vm n r D π??= ==? 5．确定减速器总传动比及分配各级传动比 总传动比 35140082.4516.98 n i n '= =≈ 这里n 3为电动机转速，r ／min 。 分配各级传动比 第一级传动比 82 5.12516 B AB A z i z = == 第二级传动比 62 3.87516 C C D D z i z = == 第三级传动比 66 4.12516 E E F F z i z = == 这里Z A 、Z B 、Z C 、Z D 、Z E 和Z F 分别代表齿轮A 、B 、C 、D 、E 和F 的齿数。 减速器实际总传动比 i =i AB ·i CD ·i EF =5.125 3.875 4.12581.92??= 传动比相对误差 82.4581.92 0.64%82.45 i i i i '--?= ==' Δi 不超过土3％，适合。 6．分别计算各轴转速、功率和转矩 轴I(输入轴)： MH型 10tx18mx9m 电动葫芦门式起重机 计 算 书 xxxxx有限公司 一．型号规格 型号：MH型电动葫芦门式起重机 起重量Gn：10t 跨度S：18m 起升高度H：9m 工作级别：A3 控制方式：地面按钮控制 起升速度：7m/min 葫芦运行速度：20m/min 起重机运行速度：20m/min 二．设计制造安装标准 GB/T3811-1983 起重机设计规范 GB/T6067-1985 起重机械安全规程 JB/T5663.1-1991 电动葫芦门式起重机型式和基本参数 JB/T5663.2-1991 电动葫芦门式起重机技术条件 GB10183-1988 桥式和门式起重机制造及轨道安装公差 GB50278-1998 起重设备安装工程施工及验收规范 三．计算（验算） 1.葫芦：采用“豫源”牌CD1型10tx9m葫芦作为起升机构。“豫 源”牌CD1型10t葫芦小车作为运行机构。葫芦总重量：1010kg 2.祥见葫芦说明书：主要配套件 名称型号规格数量备注 电动机ZD151-4 / 13kw 1 起升 吊钩组10t 1 钢丝绳6x37-15-200 1 电动机ZDY121-4 / 0.8kw 2 运行 3.主梁：此起重机为单梁结构，由452x675x675x6的U型槽+32# 工字钢+10x110钢板组成，总宽度为452mm，总高度为1212mm，材料为Q235，主梁重量为6700kg，主梁的惯性矩I＝645685cm4主梁的垂直静刚度验算： f＝QS3/48EI≤[f]＝S/800＝2.25cm Q＝Gn×1.25+1010＝13510kg f＝13510×18003/(48×2.1×106×645685)＝1.21cm＜[f] 结论：此主梁结构满足要求。 4.支腿：支腿为变截面结构，30#槽钢组焊而成，在门架平面内， 支腿上平面宽度为1800mm，下平面宽度为300mm，在支腿平面内，为上下平面宽度相同，垂直宽度为300mm，上下平面中心距为3000mm。支腿高度为h1=10110mm。 每条支腿重量为1200kg。 支腿平面内的支腿刚度验算： 小车轮压P＝11010kg 截面的最小回转半径r＝15cm 支腿的长细比 λ＝h1/r=1011/15＝67.4＜[λ]＝150 电动葫芦使用说明书――蒲圻厂 一、型号、用途和适应范围 本系列电动葫芦是在CD1型电动葫芦的基础上改进设计的轻小型起重设备，有 CD和MD种型号。CD型0.5t-5t电动葫芦起升速度(8m/min)；MD型0.5t-5t起升速度(8m/min)和(0.8 m/min)，CD型10t 起升速度 (7 m/min)；MD型10t起升速度 (7 m/min)和(0.7 m/min)，CD104型16(20)t 起升速度 (3.5 m/min)；MD104型16(20)t起升速度 (3.5 m/min)和(0.35 m/min)。 (二)用途 CD和MD电动葫芦( 以下简称葫芦)用于安装在架空工字钢轨道（直线、曲线）上或固定在构架上，吊运各种重物。常与电动单梁、电动双梁桥式、葫芦门式起重机等配套。广泛使用于工厂、矿山、铁路、码头、仓库及服务性行业。是一种能适应多种工况使用的起重设备，它尤能胜任下列工作： 1、用于公共设施、建筑起吊搬运…… 2、用于机械加工工厂，设备安装、机床上零部件的装卸，成品的搬运…… 3、用于流水线生产…… 4、用作简单的升降设备，搬运物品、提升货物…… (三)适应范围 CD、MD 型电动葫芦是一般用途的钢丝绳式电动葫芦，基准工作级别M3，接电持续率为25%，每小时的等效起动次数不超过120次。 葫芦主电路的额定电压为交流380伏，额定频率为50赫。 葫芦的工作环境温度为–25℃～+40℃。 葫芦不适应于充满腐蚀性气体或相对湿度大于85%的场所，不能代替防爆葫芦，不宜吊运熔化金属或有毒、易燃易爆物品。 二、结构原理 本电动葫芦由锥形转子电动机、减速器、卷筒装置、联轴器、导绳器、吊钩装置、电动小车、驱动装置和电器等部件组成。各部件在结构上可以相对独立，维修调整方便。 1、ZD 1型三相交流锥形转子电动机为本电动葫芦起升的原动力，ZDY1型三相交流锥形转子电动机为电动小车的原动力，其转子、定子均为锥形结构。本系列电动机为断续额定工作方式，负荷持续率为25%，每小时等效起动次数为120次。 2、锥形转子电动机的结构具有产生轴向磁拉力的特点（见图9），制动摩擦片4安装在风扇制动轮3上，锁紧螺母2和螺钉1把风扇制动轮紧固于电机转子轴后端。起动时磁拉力克服弹簧5的压力，使转子和与 机械产品综合课程设计任务书 专业: 机械设计班级: xxxxx 设计者: xxx 学号: xxxxxx 设计题目：电动葫芦传动装置采用②设计（①三级直齿圆柱齿轮减速器；②三级斜齿圆柱齿轮减速器；③二级2K-H行星圆柱齿轮减速器； 设计电动葫芦传动装置采用三级斜齿圆柱齿轮减速器参考方案（见图） 图为三齿轮减速器的装配图。减速器的输入轴I和中间轴Ⅱ、Ⅲ均为齿轮轴，输出轴Ⅳ是空心轴，末级大齿轮和卷筒通过花键和轴相联。为了尽可能减小该轴左端轴承的径向尺寸，一般采用滚针轴承作支承。 原始数据： 起重量（t）G= 5t 起升高度(m) H= 24m 起、升速度(m／min) v= 8 m／min 钢丝绳直径(mm) d= 15.5mm 电动葫芦设计寿命为10年。 工作条件： 两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳，单向运转；三相交流电源，电压为380/220伏。 设计任务：1、电动葫芦装配图1张（0号或1号图纸）； 2、全部零件图 3、设计计算说明书1份 设计期限：2013 年01 月04日至2013 年01 月19 日 颁发日期：2012 年12 月30 日 设计计算说明书 (一)拟订传动方案，选择电动机及计算运动和动力参数 1．拟订传动方案 采用图1-l 所示传动方案，为了减小齿轮减速器结构尺寸和重量，应用斜齿圆柱齿轮传动。 2．选择电动机 计算起升机构静功率 0100060η?''= v Q P 而总起重量 Q ”=Q+Q ’=50000+0.02×50000=51000N 起升机构总效率 η0=η7η5η1=0.98×0.98×0.90=0.864 故此电动机静功率 0510008 7.876010000.864 P kW ?= =?? 按式P jC Ke Po ≥g ，并取系数K e ＝0.90，故相应于JC ％＝25％的电动机 P jC =K e P 0=0.90×7.87=7.08 kW 按[1]表4-3选ZD 141-4型锥形转子电动机，功率P jc ＝7.5 kW ，转速n jc ＝1400 r ／min 。 3．选择钢丝绳 按[1]式(4-1)计算钢丝绳的静拉力 电动葫芦门式起重机 16t-18m 设 计 计 算 书 河南省鼎盛起重设备有限公司 1.主要技术参数 起重量： 16t 跨度： 16m，外悬： L1=6m,L2=3.5m ； 起升高度： 8m 大车运行速度： 20m/min 配用的电动葫芦参数如下： 自重： 1300kg 起升速度： 3.5 m/min 运行速度： 20 m/min 2.主梁的外形尺寸和参数 3.主梁的截面特性计算 F 48.74 48.74 94.1 14.4 206cm 2 3.2 截面形心的计算 5 S X F i y i i 1 S X 2 (200 3.45) 24.37 2 3.45 24.37 94.1 21.2 14.4 0.6 15768cm3 S X 15768 y1 76.5cm F 206 y2164.7cm 式中： y1、 y2——截面的形心，如图1； F i——各部分的面积； y i——各部分形心至参考面的距离； F——主梁的截面积。 3.3 截面惯性矩的计算 4 I X （ i x F x a x2 ) x 1 式中： i x——各截面的惯性矩； F x——各部分的面积； a x——各部分形心至截面型心的距离； 代入数据计算得 I X 1697224cm4 同理， 4 I y （ i y F x a y2 ) 453408cm4 y 1 3.4 截面抗弯摸量的计算 I X 1697224 22186 cm 3 W X 1 76.5 y 1 I X 1697224 10305 cm 3 W X 2 164.7 y 2 式中： I X 、 y 1 、 y 2 —意义同上； W X 1 、 W X 2 —截面的抗弯摸量。 W y1 W y2 I y 453408 4534cm 3 x 1 100 4.主梁载荷的计算 本机主梁自重 10530kg,电动葫芦自重按 2500kg 计。 4.1 静载最大弯矩 1.载荷在跨中时： LG qL 2 M 静 8 4 式中： M 静 —静载弯矩； q —主梁的均布载荷， q 10530 ； 2.6kg / cm 0.26tm 4050 G —活动载荷，载重和葫芦重的和， G=22500kg; 其余符号同上。 M 静 28.5 22.5 0.26 28.5 4 8 2 186t ? m 18600000kg ? cm 2.载荷在悬臂端时： 有效悬臂按 5.2 米长计算 管理制度编号：YTO-FS-PD799 电动葫芦安全管理规章制度通用版 In Order T o Standardize The Management Of Daily Behavior, The Activities And T asks Are Controlled By The Determined Terms, So As T o Achieve The Effect Of Safe Production And Reduce Hidden Dangers. 标准/ 权威/ 规范/ 实用 Authoritative And Practical Standards 电动葫芦安全管理规章制度通用版 使用提示：本管理制度文件可用于工作中为规范日常行为与作业运行过程的管理，通过对确定的条款对活动和任务实施控制,使活动和任务在受控状态，从而达到安全生产和减少隐患的效果。文件下载后可定制修改，请根据实际需要进行调整和使用。 1.电动葫芦必须有专人操作，持证上岗，严格遵守行车工的有关安全操作规程。 2.电动葫芦使用前应检查设备的机械部分和电气部分，钢丝绳、吊钩、导绳器、限位器等应完好，电气部分应无漏电，接地装置应良好。 3.电动葫芦应设缓冲器，轨道两端应设挡板。 4.作业开始第一次吊重物时，应在吊离地面100mm 时停止，检查电动葫芦制动情况，确认完好后方可正式作业。制动器应由专业维修人员进行调试。 5.电动葫芦严禁超载起吊，起吊时，手不得握在绳索与物体之间，吊物上升时应严防冲撞。 6.起吊物件应捆扎牢固。电动葫芦吊重物行走时，重物离地不宜超过1.5m高。工作间歇不得将重物悬挂在空中。 7.电动葫芦作业中发生异味、高温等异常情况，应立即停机检查，排除故障后方可继续使用。 8.使用悬挂电缆电气控制开关时，绝缘应良好，滑动应自如，人的站立位置后方应有2m空地并应正确操作电 电动葫芦使用说明书――鑫力达起重 一、型号、用途和适应范围 本系列电动葫芦是在CD1型电动葫芦的基础上改进设计的轻小型起重设备，有 CD和MD种型号。CD型0.5t-5t电动葫芦起升速度(8m/min)；MD型0.5t-5t起升速度(8m/min)和(0.8 m/min)，CD型10t 起升速度 (7 m/min)；MD型10t起升速度 (7 m/min)和(0.7 m/min)，CD104型16(20)t 起升速度 (3.5 m/min)；MD104型16(20)t起升速度 (3.5 m/min)和(0.35 m/min)。 (二)用途 CD和MD电动葫芦( 以下简称葫芦)用于安装在架空工字钢轨道（直线、曲线）上或固定在构架上，吊运各种重物。常与电动单梁、电动双梁桥式、葫芦门式起重机等配套。广泛使用于工厂、矿山、铁路、码头、仓库及服务性行业。是一种能适应多种工况使用的起重设备，它尤能胜任下列工作： 1、用于公共设施、建筑起吊搬运…… 2、用于机械加工工厂，设备安装、机床上零部件的装卸，成品的搬运…… 3、用于流水线生产…… 4、用作简单的升降设备，搬运物品、提升货物…… (三)适应范围 CD、MD 型电动葫芦是一般用途的钢丝绳式电动葫芦，基准工作级别M3，接电持续率为25%，每小时的等效起动次数不超过120次。 葫芦主电路的额定电压为交流380伏，额定频率为50赫。 葫芦的工作环境温度为–25℃～+40℃。 葫芦不适应于充满腐蚀性气体或相对湿度大于85%的场所，不能代替防爆葫芦，不宜吊运熔化金属或有毒、易燃易爆物品。 二、结构原理 本电动葫芦由锥形转子电动机、减速器、卷筒装置、联轴器、导绳器、吊钩装置、电动小车、驱动装置和电器等部件组成。各部件在结构上可以相对独立，维修调整方便。 1、ZD 1型三相交流锥形转子电动机为本电动葫芦起升的原动力，ZDY1型三相交流锥形转子电动机为电动小车的原动力，其转子、定子均为锥形结构。本系列电动机为断续额定工作方式，负荷持续率为25%，每小时等效起动次数为120次。 2、锥形转子电动机的结构具有产生轴向磁拉力的特点（见图9），制动摩擦片4安装在风扇制动轮3上，锁紧螺母2和螺钉1把风扇制动轮紧固于电机转子轴后端。起动时磁拉力克服弹簧5的压力，使转子和与 20t龙门吊基础设计 1、设计依据 1.1、《基础工程》； 1.2、龙门吊生产厂家提所供有关资料； 1.3、《建筑地基基础设计规范》（GB50007-2002）； 1.4、《边坡稳定性分析》 2、设计说明 根据现场情况看：场地现有场地下为坡积粉质粘土，地基的承载力为180KPa。龙门吊行走轨道基础采用原始地面夯实基础并铺设20cm粗石碾压。沿着钢轨的端头每隔1米距离就作枕木与厚5mm钢垫板，每个钢垫板焊4根长度为25cm的Φ16铆钉作为锚筋。 3、设计参数选定 3.1、设计荷载 根据龙门吊厂家提供资料显示，吊重20t，自重17t，土体容重按18.5KN/m3计。（1）从安全角度出发，按g=10N/kg计算。 （2）17吨龙门吊自重：17吨，G4=17×1000×10=170KN； （3）20吨龙门吊载重：20吨，G5=20×1000×10=200KN； （4）最不利荷载考虑20吨龙门吊4个轮子承重，每个轮子的最大承重； （5）G6=（170000+200000）/=92.5KN； （6）吊重20t；考虑冲击系数1.2； （7）天车重2.0t；考虑冲击系数1.2； （8）轨枕折算为线荷载：q1=1.4KN/m； （9）走道梁自重折算为线荷载：q2=2.37KN/m； （10）P43钢轨自重折算为线荷载：q3=0.5 KN/m(计入压板)； （11）其他施工荷载：q4=1.5 KN/m。 （12）钢板垫块面积：0.20×0.30=0.06平方米 （13）枕木接地面积：1.2 ×0.25=0.3平方米 （13）20吨龙门吊边轮间距：L1：7m 3.2、材料性能指标 地基 （1）根据探勘资料取地基承载力特征值：?α=180Kpa （2）地基压缩模量：E S =5Mpa 4、地基验算 4.1基础形式的选择 考虑到地基对基础的弹性作用及方便施工，故基础采用原始土壤夯实后填20cm碎石碾压基础上铺设枕木。 4.2、地基承载力验算 轨道梁基础长100m，根据20T龙门吊资料：支腿纵向距离为6m，轮距离0.5m，按最不利荷载情况布置轮压，见图-4.1 图-4.1：荷载布置图（单位：m） 假设： （1）整个钢轨及其基础结构完全刚性（安装完成后的钢轨及其结构是不可随便移动的）。 （2）每台龙门吊完全作用在它的边轮间距内（事实上由于整个钢轨及其基础是刚性的，所以单个龙门吊作用的长度应该长于龙门吊边轮间距）。即：龙门吊作用在钢轨上的距离是：L1=7m 根据压力压强计算公式：压强=压力/面积，转换得：面积=压力/压强 要使得龙门吊对地基的压强小于2MPa才能达到安全要求。即最小面积： S2min=370KN/2000KPa=0.185m2 拟采用有效面积为0.20×0.30=0.06 m2的钢板垫块，铆钉锚入枕木内。 对于20吨龙门吊，0.06×5=0.3 大于0.25。因此最少需要5个垫块垫住钢轨才能能满足地基承载力要求，垫块间距是：7÷5=1.4米。应考虑安全系数1.2，故垫块间距应取L=1.2m，为加强安全性，间距选1m。 1 产品概述 CD1、MD1型系列钢丝绳电动葫芦系在原CD、MD型基础上的改进型产品。它具有结构紧凑、轻巧、安全可靠、零部件通用程度大、互换性强、担重起重能力高、维修方便等特点，是目前用途广泛，深受欢迎的轻型起重设备。 该葫芦有固定式和小车式两类。固定式按固定支脚在上、下、左、右位置不同又分为“A1、A2、A3、A4、”四途中型式(见图3)，可直接安装在构架上使用；小车式具有运行功能，可安装在轨道上使用。CD1型为单速起升，MD1型为常速和慢速两档起升。 在此基础上又开发生产了CDA (MDA)16t及WH20t两种吨位电动葫芦，因CDA(MDA)16t及WH葫芦与CDA(MDA)结构原理、安装使用事项一致，以下内容均以CDA(MDA)称谓介绍。 本公司主要生产载重0.25t~20t，起升高度3m~30m系列电动葫芦，亦可根据你的需要设计、制造非标准系列电动葫芦。 2主要用途 小车式葫芦可安装在多种型式的起重机上或悬挂在工字钢梁上，直线或曲线往复吊运重物，固定式葫芦可安装在固定支撑上作垂直的或不同角度的卷扬起吊用。 本产品广泛用于工矿企业、铁路、码头、仓库、料场等场所，是目前生产作业中改善劳动条件、提高劳动效率的必备机械。 3适用范围及工作条件 本产品适用于温度-20。C~-+40。.C,,温度≤85％，海拔1000m以下，无火灾、爆炸危险、腐蚀性介质及无粉尘污染的环境中工作，禁止吊运熔化金属、有毒、易燃、易爆物品。所适用的电源为交流三相、50HZ、380V；本产品的工作类型为中级、使用中机构工作级别每提高一级，其额定起吊量必须相应降低20％。 4产品规格型号及其外形结构 4.1规格型号表述示例 D-电动小车式 起升高度9m A2-下固定式 额定起重量2t CD1为常速（MD1为常速/慢速） 4.2CD1、MD1型电动葫芦规格型号技术参数和外安装尺寸见表4。 4.3外型结构图见图1～15-1。 5 传动结构与工作原理 CD1、MD1型电动葫芦主要由三部分组成，一为提升机构；二为运行机构（固定式则无）；三为电器装置。 5.1 起升机构 起升机构由起升电动通过联轴器经减速器空心轴驱动卷筒旋转，使绕在卷筒上的钢丝绳带动吊钩装置上升或下降。 起升高度H=6m时，用一个爪型联轴器联接电机轴和减速器的输入轴。H≥9m时增设中间轴和钢性联轴器。H≥18m时，配一支撑架加强中间轴的钢性，保证转动平稳。 5.1.1起升电动机 起升电动机采用较大起动力矩的锥形转子电动机，以适应产品继续工作中频 电动葫芦桥式起重机 设计计算书 (25t-30.6m) 设计计算 审核 日期 1计算依据 1.1GB3811-83《起重机设计规范》。 1.2《起重机设计手册》张质文编，98版。 1.3《起重机设计手册》北起所编，80版。 2.性能参数 3．主梁计算工况和内容 3.1小车位于跨中附近，主钩起吊额定载荷起动或制动，校核轮轨下上盖板中部由弯曲正应力和局部压应力产生的最大合成应力σ1。 3.2小车位于跨中附近，主钩起吊额定载荷时大车起动或制动，校核箱形截面角点盖板和腹板连接处由垂直弯曲正应力、水平弯曲正应力对主梁产生的弯曲应力和剪切应力产生的合成应力σ2，该点的水平弯曲应力用最大水平弯曲应力代替。 3.3 小车位于跨中，起吊额定载荷后静止时主梁的下挠刚度f1。 3.4小车位于跨中，起吊额定载荷后由大车起制动惯性力引起的主梁水平刚度 f2。 4.载荷系数 考虑到大吨位起重机均为慢速,低工作级别,取起升冲击系数ψ1=1;取起升动载系数ψ2=1.1;不考虑突然卸载系数;取运行冲击系数 ψ4=1.1;水平惯性载荷PH=1.5ma. 所有强度计算均考虑ψ2和ψ4;所有刚度计算均不考虑动载系数. 5.截面特性计算 5.1箱形截面如上图的截面特性计算如下: X-X轴的惯性矩:Jx=A*C*(B/2+C)^2*2+2*D*B^3/12 抵抗矩:Wx=Jx/((B+C)/2) Y-Y轴的惯性矩:Jy=B*D*(E/2)^2*2+2*A^3/12 抵抗矩:Wy= Jy/(A/2) X-X轴的静矩Sx=D*B^2/4 5.2计算结果 6．分析和计算 6.1小车位于跨中附近，主钩起吊额定载荷起动或制动，校核轮轨下上盖板中部由弯曲正应力和局部压应力产生的最大合成应力σ1。 6.1.1如图所示,按二轮简支梁计算,由小车轮压引起的最大弯矩M1出现在跨中附近轮压处. 电动葫芦设计 题目: 根据下列条件设计电动葫芦起升机构的齿轮减速器。已知: 额定起重量Q ＝6t, 起升高度H ＝9m, 起升速度v ＝8m ／min, 工作类型为中级: JC ％＝25％, 电动葫芦用于机械加工车间, 交流电源(380V)。 解: (一)拟订传动方案, 选择电动机及计算运动和动力参数 1．拟订传动方案 采用图4-l 所示传动方案, 为了减小齿轮减速器结构尺寸和重量, 应用斜齿圆柱齿轮传动。 2．选择电动机 按式(4-2)、 式(4-7)和式(4-8), 起升机构静功率 0100060η?''= v Q P 而总起重量 Q ”=Q+Q ’=60000+0.02×60000=61200N 起升机构总效率 η0=η7η5η1=0.98×0.98×0.90=0.864 故此电动机静功率 kW P 44.9864 .01000608 612000=???= 按式(4-9), 并取系数K e ＝0.90, 故相应于JC ％＝25％的电动机 P jC =K e P 0=0.90×9.44=8.5 kW 按表4-3选ZD 141-4型锥形转子电动机, 功率P jc ＝13 kW, 转速n jc ＝1400 r ／min 。 3．选择钢丝绳 按式(4-1)。钢丝绳的静拉力 N m Q Q 3122498 .0261200 70=?=''= η 按式(4-3), 钢丝绳的破断拉力 按标准[2]选用6×37钢丝绳, 其直径d ＝18mm, 断面面积d ＝89.49mm 2, 公称抗拉强度σ＝1770MPa, 破断拉力Q s ＝204200N 。 4．计算卷简直径 按式(4-4), 卷筒计算直径 D 0＝ed ＝20×18＝360 mm 按标准取D 0＝355mm 。 按式(4-6), 卷筒转速 min /35.14355 14.32 81000100005r D vm n =???== π 5．确定减速器总传动比及分配各级传动比 总传动比 54.9735 .141400 53≈== 'n n i 这里n 3为电动机转速, r ／min 。 在图4-3所示电动葫芦齿轮减速器传动比分配上没有一个固定的比例关系。设计时可参考一般三级圆柱齿轮减速器按各级齿轮齿面接触强度相等, 并获得较小外形尺寸和重量的分配原则来分配各级传动比, 也能够参考现 地铁前海时代广场8号地块幕墙A标电动葫芦吊装安全专项施工方案 编制人： 审核人： 批准人： 编制时间：2017年3月15日 一、工程概况及实物量： 1、根据工程现状，21-28#楼及46#楼的部分玻璃板块过大（1500mm*3600mm及1200mm*4800mm），单块玻璃板块的重量接近250kg。我们需要在每栋楼架设2-3部电动葫芦，对玻璃板块进行辅助吊装。按照现场施工需要安装1吨钢丝绳电动葫芦12台，由于该工程时间紧，（2017年4月30日前玻璃玻璃安装基本完毕），高空作业面大，危险程度较高，要求施工管理人员要精心组织，做好安全防护措施。 2、吊装部位及工作量：21-28#约600块玻璃，共约3000平米。46#楼约150块，约800平米。 3、主要实物量及安装位置如下： 二、工艺特点 电动葫芦属于起重设备，其组装时应以不得损伤任何零部件为原则，并应严格按照设备技术文件规定及《起重机设备安装工程施工及验收规范》GB50278-98组织施工和验收。 三、施工组织机构时间进度安排： 时间进度计划安排：21-28#、46#楼玻璃安装起始时间2017年3月20日至完成2017年 4月20日 四、电动葫芦安装方案： (一)施工前准备： 1、施工前，施工人员须充分熟悉施工现场具体情况，对其操作要点要有足够认识。 2、电动葫芦到达安装地点后,首先应先检查在运输途中有无损坏情况,若发现有损坏情况,应及时修复方可使用。 3、清点设备技术文件，核查设备型号是否符合设计要求，并按本安全施工方案进行安全技术交底。 (二)电动葫芦安装： 说明：此工程用钢丝绳电动葫芦固定悬挂机构架体为自制悬挂机构。 1、电动葫芦固定悬挂机构架体的制作： 1)材料：采用80mm*60mm*5mm方钢管、 8#槽钢、55mm轴承、M12×120不锈 钢对穿螺栓 2)连接工艺：螺栓连接、施焊连接接 3)电动葫芦于自制悬挂机构架体的连接：将电动葫芦电机底座装入六颗M12 ×120的螺栓固定于自制挑架底座梁架上。 4)电动葫芦固定悬挂机构架体安装示意图 烟台南山学院 电机与拖动课程设计题目电动葫芦垂吊系统控制电路设计 姓名： XXX 所在学院：计算机与电气自动化 所学专业：自动化 班级：自动化XXXX 学号： XXXXXXXXXXXX 指导教师： XXX 完成时间： 2013.12.20 摘要 在人类改造客观世界的过程中，大量地使用了各种各样的机器设备，随着人类的文明不断发展。各种不同种类的机器设备也出现在人类面前，并不断的得到完善，同时其重量也在不断的提高。因此各种起重装置也就随着文明的发展而出现。 电葫芦具有重量轻、体积小、结构紧凑、品种规格多、运行平衡等优点，它们可以在同一平面上做直的、弯曲的、循环的架空轨道上使用，也可以在以工字钢为轨道的电动单梁，手动单梁起重机、桥式起重机、悬挂起重机、悬臂起重机、龙门起重机等起重机上使用。电动葫芦广泛应用在工厂、货栈、码头、电站、伐木场等场合，是起升搬运物品，最理想的起重设备。 【关键词】起重设备机器设备电葫芦 目录 第一章电动葫芦的应用价值 (1) 第二章设计结构及介绍 (2) 2.1 电动葫芦的组成 (2) 2.2 设计思想简介 (2) 2.3 重要元器件的选择 (3) 2.3.1 断路器的选择 (3) 2.3.2 熔断器的选择 (3) 2.3.3 热继电器的选择 (4) 第三章单元电路介绍 (6) 第四章硬件电路总体介绍及系统工作流程 (7) 4.1 电路硬件图 (7) 4.2 电动葫芦的工作过程 (8) 总结 (9) 致谢 (10) 参考文献 (11) 第一章电动葫芦的应用价值 当今社会不断进步，科技也飞速发展。制造业也有了一个飞跃的进步。在这个越来越智能机械化的时代，用机械化来代替人历史必要的趋势。无论在城市或农村，还是传统企业或现代化企业，再生产过程中，都有高效率的机械。代替了非常传统的人才，在这个趋势下，我们小组选择的毕业设计是制造一个桥式起重机。其中主要运用在工厂和建造建筑的时候，来搬运大批量的货物，不但可以搬运人类无法搬运的大型货物，而且非常方便和高效。现在我们设计的电葫芦起重机主要运用在厂房中，俗称“田机”。这类型起重机可以把货物运输到厂房的每一个角落，也可以把货物运输到厂房外，方便车辆运输货物，这类型起重机非常使用和灵活，现在普遍的厂房都用它来帮运货物，这类起重机的出现，令生产流水线提高了一个新的台阶。 电动葫芦门式起重机(Q=16t L k=20.5m H=9m A3) 设 计 计 算 书 江苏华东起重机有限公司 16t 葫芦龙门起重机是我公司设计制造的。根据双方拟定的“技术协议”，我工程技术人员积极成立专业设计小组，进行认真地设计计算。 参照标准电动葫芦门式起重机相关内容，现对该起重机的电动葫芦的起升、运行速给于确定及起重机大车运行速度进行设计，并对相应的电动机、减速机给于确定；对起重机的门架进行设计（包括主梁的设计、支腿的内力计算以及下横梁的设计和强度校核）；对起重机的大车运行方式进行设计，并对轮压进行计算，确定车轮型号及合适道轨型号。 一、葫芦起升、运行速度的确定 在《起重机金属结构设计》对葫芦龙门各机构和工作速度作了如下的规定： 起升速度：V q =3~7.5m/min 运行速度：V x =10~40m/min 大车运行速度：V d =20~60m/min 其工作级别依用途不同而定，一般定为A3~A5。根据本起重机的使用情况及使用现场，可选为A3工作制度。 再查《电动葫芦技术文件》选用CD 116-9电动葫芦即可满足本起重机的使用要求，其具体参数如下： 电动葫芦型号：CD 116-9 起升高度：H=9m 起升速度：V q =3.5m/min 运行速度：V x =20m/min 二、确定大车运行速度及相对应的电动机、减速机规格 1、初估电动机的功率W' 由大车运行静功率计算公式： W'= W （Q +G ）V 6 式中 W ——大车每吨重量所产生的运行阻力（Kg/t) Q ——起重量 （t ） G ——大车自重 （t ） η——大车支行机构总效率 （取0.9) 其中， W= （μd/2+f)K R ——车轮半径（cm ） d —— 车轮轴承内径（cm ） μ—— 滚动轴承摩擦系数 f —— 滚动摩擦力臂 K ——轮缘摩擦阻力系数 又参照标准电磁吊大车运行参数性能参数，选取： 车轮直径：R=φ600mm ， d=90mm 再查《起重机设计手册》μ=0.015 f=0.06 K=1.6 所以将数据代入公式中得 W'=8.5KW 故，初选电动机 YZR160M 2-6 P=8.5KW n=908m/min 2、确定减速机及大车运行速度 由公式 V 大= 其中 D ——车轮直径 （mm) i= = =38 查标准减速机样本取 i=77.5 所以，选定减速机的型号： ZSC600-IIV-1/2 i=77.5 1R n πD i n πD V 大93 LH型电动葫芦双梁桥式起重机 使 用 说 明 书 河南中水机械股份有限公司 :0373-8627 627999 传真: 一、概述 LH型电动葫芦桥式起重机（简称葫双）系列，是以固式的电动葫芦（座式或挂式）作为起升机构（主钩和副钩），安装在小车上的桥式起重机。本系列产品设有地面操纵和司机室操纵两个品种，144个规格。 该产品结构简单、重量轻、价格便宜，主要用于机械制造车间、仓 库、装配及水电钻检修等场所的一般吊重、装卸作业。本产品的工业环境温度为-25?40C。不适于用有爆炸危险、火灾危险的介质中和相对温度大于85%充满腐蚀性气体的场所，也不适用于吊运溶化金属和有毒、易燃、易爆物品。 二、结构特征与工作原理 本系列产品由桥架、小车、大车运行和电气四个主要部分组成。采用固定式的钢丝绳或链条电动葫芦作为起升机构。起重机装配试验应符合JB/T3695-2008《电动葫芦双梁桥式起重机》之规定，安装起重机时， 必须按附图的规定进行安装。 起重机在拆卸运输和产品安装时，端梁的连接必须按图纸规定拆装。 （一）、桥架 桥架有主梁、端梁、走台、导电架、大车导电线挡架、栏杆等部件 组成 本系列采用双梁结构，主梁与端梁用螺栓连接，非导电侧设一通长走台，小车馈电采用柔性扁电缆供电系统。 为了防止小车行驶到极限位置时，吊具或钢丝绳与电源滑线相碰，在桥架的两根主梁间，靠近电源一端设置了导线挡架。 （二）、小车 本系列小车上的起升机构采用固定坐式电动葫芦，小车运行机构米LDA驱动。 小车架采用纵梁和横梁均由型钢焊接制成，各梁之间采用焊接连接。 （三）、大车 大车运行机构采用分别驱动，采用LD变速减速电机。 （四）、电气系统 1、概述 起重机采用软启动电机。起重机各个机构的运转，由地面控制按钮盒进行操作。地面控制按钮盒与电控设备相配合，对各 机构电动机实现启动、换向制动。 2、使用条件 驾驶室操纵的起重机电器系统主回路及控制回路电压均为?380V, 48V 50HZ。 地面操纵的起重机电器系统主回路及控制回路电压均为?380V, 48V 50HZ。德马格电动葫芦说明书
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