起重机大车运行机构设计模板
起重机大、小车行走驱动系统设计
课程设计报告书课程名称：《交流调速系统与变频器应用》课题名称：起重机大、小车行走驱动系统设计系部名称：自动控制系2011年12月20日目录第1章总括 (1)1.1 引言 (1)1.2 方案的选择 (1)1.3 设计目的、要求及设备 (2)第2章控制系统电气原理 (3)2.1 硬件电路设计 (3)2.1.1 系统连接图 (3)2.2系统原理图 (4)2.3 变频器的参数及PLC的I/O地址分配 (5)第3章PLC软件设计及程序调试 (6)3.1USS协议指令 (6)3.1.1 USS_INIT指令 (6)3.1.2 USS_CTRL指令 (6)3.2 PLC程序设计 (7)3.3 程序的调试 (7)第4章力控组态的开发与调试 (7)4.1 力控组态的开发 (7)4.2 力控组态的调试 (8)第5章心得体会 (9)附录1 (10)第1章总括1.1引言起重机的电机驱动主要有起升机构、大车、小车行走机构,电机主要采用绕线式异步电动机及鼠笼式异步电动机。
起动时冲击电流大,设备冲击严重,噪声大,影响设备使用寿命及定位精度。
近年来随着变频器技术发展,以其优越的起制动控制特性,在各种行业得到了广泛应用。
在起重机中起升机构采用变频器驱动后,可用鼠笼式异步电动机取代绕线式异步电动机。
由于变频器驱动时,电机起动冲击电流小,转速变化非常平稳,起升、行走定位也较准确,提高了生产效率。
1.2方案的选择根据起重机驱动的特性和技术有要求，采用带测速反馈接口的MM440系列变频器作为起升机构的电机驱动，MM440作为大、小车行走机构的电机驱动，MM440是一种通用型矢量控制变频器，功能强，价格低，能够充分满足行走机构的要求。
起重机大车运行方向有前后，小车运行方向有左右要求，根据运行需要分为1-3档，采用一台三相异步电动机。
起重机整个电气系统有S7-200系列PLC控制，变频器通过开关量端子接受PLC控制信号。
1.3设计目的、要求及设备设计目的：设计一个起重机大车和小车变频调速控制系统：大车两台电机，小车一台电机。
桥式起重机大车运行机构的计算
第三章桥式起重机大车运行机构的计算3.1原始数据3.2确定机构的传动方案本次设计采用分别驱动，即两边车轮分别由两套独立的无机械联系的驱动装置驱动，省去了中间传动轴及其附件，自重轻。
机构工作性能好，受机架变形影响小, 安装和维修方便。
可以省去长的走台，有利于减轻主梁自重。
图大车运行机构图1 —电动机2—制动器3—咼速浮动轴4—联轴器5—减速器6—联轴器7低速浮动轴8—联轴器9—车轮3.3车轮与轨道的选择3.3.1车轮的结构特点车轮按其轮缘可分为单轮缘形、双轮缘形和无轮缘形三种。
通常起重机大车行走车轮主要采用双轮缘车轮。
对一些在繁重条件下使用的起重机，除采用双轮缘车轮外，在车轮旁往往还加水平轮，这样可避免起重机歪斜运行时轮缘与轨道侧面的接触。
这是，歪斜力由水平轮来承受，使车轮轮缘的磨损减轻。
车轮踏面形状主要有圆柱形、圆锥形以及鼓形三种。
从动轮采用圆柱形，驱动轮可以采用圆柱形，也可以采用圆锥形，单轮缘车轮常为圆锥形。
采用圆锥形踏面车轮时须配用头部带曲率的钢轨。
在工字梁翼缘伤运行的电动葫芦其车轮主要采用鼓形踏面。
图起重机钢轨332车轮与轨道的初选选用四车轮，对面布置桥架自重：G =0.45Q 起 0.82L =20.73t =207.3kN 式中Q 起――起升载荷重量，为16000 kgL ——起重机的跨度，为16.5 m满载最大轮压：P max = U 也/ •口4 2 L式中 q ——小车自重，为4tl ――小车运行极限位置距轨道中心线距离，为1.5 m代入数据计算得：P max =132.7kN 空载最大轮压：P m ：x =^q q4 2 L代入数据得P m ：x =60kN 空载最小轮压：P min= G q 丄42 L代入数据得P min =43.64 kN 载荷率：Qu 」600.772G 207.3查《机械设计手册第五版起重运输件•五金件》表8-1-120，当运行速度在60 ~ 90 m min ，Q 起 ^ 0.772，工作类型为中级时，选取车轮直径为600 mm 时, 型号为P 38的轨道的许用轮压为178kN ，故可用。
起重机大车运行机构和桥架计算模版
3 起重机大车运行机构及桥架计算内容设计内容计算与说明结果1)确定机构传动方案2)选择车轮与轨道,并验算其强度设计参数:(1)起重量:主钩20t,副钩3.2t(2)跨度:L=19.5m(3)最大起升高度:主钩H=12m,副钩H=14m(4)主起升速度Vq=7.2m/min,5档变速;副起升Vq=19.5m/min小车运行速度Vc=44.6m/min,大车运行速度Vd=87.6m/min(5)整机工作级别A5,各机构工作级别M5,(6)整机估计总重不大于29t,小车估计不大于6.73t起重机大车运行机构设计大车运行机构传动方案,基本分为两类,即分别传动和集中传动。
在桥式起重机常用的跨度(10.5～32m)范围内,均可用分别传动的方案。
若采用集中传动时,对于大于大跨度(≥16.5m),宜采用高速集中传动方案,而对小跨度(≤13.5m),可采用低速集中传动方案。
跨度19.5m为中等跨度,为减轻重量,决定采用图2.2示的传动方案。
按照图 3.1所示的重量分布,计算大车车轮的最大轮压和最小轮压。
图 3.1 轮压计算图满载时,最大轮压:Q=200kNG=290kNGxc=67.3kNVdc=87.5m/minL=19.5m(3.1)空载时,最大轮压:(3.2)空载时,最小轮压(3.3)车轮踏面疲劳计算载荷(3.4)载荷率:Q/G=20/29=0.69车轮材料:采用ZG340-640(调质),b=700MPa, Pmax=182.471kN P max=87.599kN P min=57.401kN Pc=140.781kN3)运行阻力计算s=380MPa,由[11]附表18选择车轮直径Dc=600mm,由[12]表5-1查得轨道型号为Qu70(起重机专用轨道)。
按车轮与轨道为点接触和线接触两种情况来验算车轮的接触强度点接触局部压强度验算:(3.5)=0.181×4002/0.433×0.954×1 =347.489kN式中K2---许用点接触应力常数(N/mm2),由[12]表5-2取k2=0.181R---曲率半径,由车轮和轨道两者曲率半径中取大值,取Qu70轨道的曲率半径为R=400mmm---由轨顶和车轮的曲率半径之比(r/R)所确定的系数,由[12]表5-5查得m=0.43c1---转速系数,由[1]表5-3,车轮转速(3.6)取c1=0.954c2---工作级别系数,由[1]表5-4,查得当M5级时,c2=1.00P c＞Pc,故验算通过线接触局部挤压强度验算:k1·Dc·l·c1·c2 (3.7)=6.6×600×70×0.954×1=264.45kN式中,k1---许用线接触应力常数(N/mm2),由[12]表5-2查得k1=6.6l---车轮与轨道的有效接触长度,Qu70轨道l=70mmDc---车轮的直径(mm)C1,c2同前=347.489kNP c＞Pc,故验算通过Pc=264.45kN,故验算通过Mm(q=q)=957N·M4)选择电动机5)验算电动机发热条件,故验算通过摩擦总阻力矩:(3.8)查得Dc=600mm车轮的轴承型号为7520,轴承内径和外径的平均值为:(100+180)/2=140mm;由[12]表7-1～7-3查得:滚动摩擦系数K=0.0008m;轴承摩擦系数u=0.02;附加阻力系数=1.5,代入上式得:当满载时的运行阻力力矩:=1.5×（200＋290）（0.0008＋0.02·0.14/2）=1.5×490×0.0022=1617N·M运行摩擦阻力:当空载时:Mm(q=0)=1.5×290×（0.0008＋0.02·0.14/2）=1.5×290×0.0022=957kN电动机静功率:(3.9)式中,Pj=Pm(q=q)---满载运行时的静阻力;m=2---驱动电动机台数;η=0.95---机构传动效率初选电动机功率:N=k d Nj=1.3× 4.14=5.38kw(3.10)式中,kd---电动机功率增大系数,由[12]中表7-6查得Pm(q=q)=5390NMm(q=0)=957N·MPm(q=0)=3190NNj=4.14kw电动机JZR2-31-6两台6)选择减速器7)验算运行速度和实际所需功率8)验算起动时间kd=1.3由[11]附表30选用电动机JZR2-22-6两台Ne=7.5kw,n1=930r/min,(GD 2)d=0.419kg ·m 2;电动机质量115kg 等效功率: Nx=k 25νNj=0.75× 1.3× 4.14=4.04kw(3.11) 式中, k 25---工作级别系数,由[1]查得,当JC%=25%时,k 25=0.75;ν---由[1]按起重机工作场所得tq/tg=0.25,查得ν=1.3, 由此可知,Nx ＜Ne,故初选电动机发热通过 车轮转速: n c (3.12) 机构传动比: i 0=n 1/n c =930/46.47=20.01 查起重机设计手册附表,选用两台ZQ-400-V 减速器 i 0’=20.49;[N]=11.7kw(当输入转速为1000r/min) 可见Nj ＜[N] 实际运行速度: Vdc ’=Vdc ·i 0/i 0’=87.6·20.012/20.49 (3.13) =85.55m/min 误差： (3.14) 实际所需电动机静功率:电动机发热验算通过ZQ-400-V 减速器两台合格9)起动工况下校核减速器功率 (3.15) 由于,故所需电动机和减速器均合适起动时间(3.16)式中,n1=930r/minm=2(驱动电动机台数)Mq=1.5Me=1.5×9550×7.5/930=115.524N ·MMe= 9550×Ne(JC25%)/n1(JC25%)---JC25%时电动机额定扭矩`满载时运行的静阻力矩: 空载时运行的静阻力矩:初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩:（GD 2）zl +（GD 2）l =0.487kg ·㎡ (3.17) 机构总飞轮矩(高速轴): (3.18) 满载起动时间 空载起动时间:10)验算起动不打滑条件起重机起动时间在允许范围(8～10s)之内,故合适起动工况下减速器传递功率:(3.19)式中M’---运行机构中同一级传动减速器的个数,m’=2因此,所选用减速器的[N]jc25%=11.7kw＞Nd,所以合适由于起重机是在室内使用,故坡度阻力及风阻力均不予以考虑。
吊钩桥式起重机大车运行机构部份表格
5.10
7.05
28.5
468
340
7.9
5.75
7.7
31.5
497
369
8.4
6.24
8.15
20/5
10.5
367
188
21.05
0.9
5.82
2.98
940
5.00
YZR
21-6
940
2.9
5×2
13.5
385
204
0.10
3.23
5.85
16.5
407
227
6.45
3.66
6.20
91.5
0.57
0.3
0.12
0.99
17.6
12.3
18.74
13.44
13.5
19.4
14.1
20.54
15.24
16.5
21.8
16.5
22.94
17.64
19.5
91
0.41×2
0.3×2
0.23×2
1.88
25.1
19.7
27.26
21.86
22.5
27.1
22
29.26
24.16
25.5
0.126
0.266
5.67
4.65
5.5
31.5
362
314
6.18
5.35
6.0
10.5
233
137
16.24
0.9
3.98
2.34
945
3.85
YZR
22-6
945
桥式起重机小车与大车运行机构设计说明
毕业设计32/5t桥式起重机小车及大车运行机构设计毕业设计任务书32/5t桥式起重机小车及大车机构设计32/5t桥式起重机小车及大车机构设计摘要桥式起重机是一种工作效率较高，性能稳定的常用起重机。
桥式起重机的使用提高了工厂，矿山等工作环境的机械化程度。
本次设计结合生产实践并参阅了众多的相关书籍，介绍了32/5t标准桥式起重机的主要结构组成以及在生产中是如何进行工作的；论述了国外桥式起重机的最新动态和研发成果。
按照现有的设计理论进行了方案设计。
主要做了桥式起重机中的提升机构、小车行走机构和大车行走机构等方面的设计计算和校核。
大体容包含起升机构和行走机构的传动方案，零部件的空间位置分布，起升机构中卷筒，钢丝绳，滑轮组和吊钩组的设计以及运行机构中车轮和运行轨道的设计。
选择并校核了如联轴器、减速器、电动机、传动轴等重要零部件的工作性能。
关键词桥式起重机起升机构大车运行机构小车运行机构32/5t bridge crane lifting and travelling mechanismdesignAbstractBridge crane is a kind of common cranes which have high efficiency and stable performance. The use of bridge crane improved the degree of mechanization in factories, mines and other work environments. The design introduced 32/5t standard bridge cranes and the main structural component and their way to work in the production; discusses the latest developments at home and abroad of bridge crane and R & D results by combined production practice and refer to a large number of books. Make the program design in accordance with the existing design theory. Mainly carried out the design and calculations of the hoisting mechanism, crane trolley and travelling mechanism’s operating mechanism in the bridge crane . Generally contains the transmission scheme of hoisting mechanism and operating mechanism, the distribution of position of the parts ,the drum of lifting mechanism, wire rope, pulley and hookblock design and the design of the wheels and running track in the working mechanism. Selected and checked the parts like coupling, reducer, motor, drive shafts and other important parts of the job performance.Keywords Bridge crane hoisting mechanism crane traveling mechanism cart mechanism目录摘要Abstract1 前言 (1)1.1 概述 (1)1.2 起重机械的工作特点 (1)1.3 国外桥式起重机发展动向 (1)1.4 国桥式起重机发展动向 (2)2 起升机构设计 (3)2.1 主要工作参数 (3)2.2 主起升机构的计算 (3)2.2.1 确定起升机构的传动方案 (3)2.2.2 钢丝绳的选择 (4)2.2.3 滑轮的计算和选择 (6)2.2.4 卷筒的计算选择及强度验算 (6)2.2.5 电动机的选择 (8)2.2.6 电动机的发热和过载校验 (9)2.2.7 减速器的选择 (9)2.2.8 实际起升速度及所需功率计算 (9)2.2.9 校验减速器输出轴强度 (10)2.2.10 制动器的选择 (10)2.2.11 联轴器的选择 (11)2.2.12 验算启动时间 (12)2.2.13 验算制动时间 (12)2.2.14 高速浮动轴计算 (12)3 小车运行机构设计 (14)3.1 机构传动方案设计 (14)3.1.1 选择车轮与轨道并验算强度 (14)3.1.2 计算运行阻力 (15)3.1.3 计算选择电动机 (16)3.1.4 计算选择减速器 (16)3.1.5 验算运行机构速度和实际功率 (17)3.1.6 验算启动时间 (17)3.1.7 按启动工况校核减速器功率 (18)3.1.8 选择制动器 (18)3.1.9 选择联轴器 (19)3.1.10 验算低速浮动轴强度 (19)4 大车运行机构计算 (21)4.1 机构传动方案设计 (21)4.2 车轮与轨道的选择及校验 (21)4.3 运行阻力的计算 (23)4.4 电动机的选择 (23)4.5 减速器的选择 (24)4.6 验算运行速度和实际所需功率 (24)4.7 验算启动时间 (24)4.8 启动工况下校核减速器功率 (25)4.9 验算启动不打滑条件 (26)4.10 选择制动器 (27)4.11 选择联轴器 (28)4.12 浮动轴强度的验算 (28)4.13 缓冲器选择 (29)结论 (31)参考文献 (32)致 (33)1 前言1.1 概述桥式起重机是在架设好的桥架上沿轨道运行的一种起重机，又称天车。
龙门吊大车运行机构设计
西南交通大学本科毕业设计（论文）36TU型门式起重机大车运行机构设计Design of the 36TU Gantry Crane MovingMechanism年级：学号：姓名：专业：指导老师：年月院系专业年级姓名题目 36TU型门式起重机大车运行机构设计指导教师评语指导教师 (签章)评阅人评语评阅人 (签章) 成绩答辩委员会主任 (签章)年月日毕业论文任务书班级学生姓名学号发题日期：年月日完成日期：毕业当年的月日题目 36TU型门式起重机大车运行机构设计研究1、本论文的目的、意义本次论文设计的目的是为了将所学知识实践化。
在一定的参数条件下，根据所学知识。
选择运行机构总体设计布局，以及设计，计算各机构。
使起升机构能够满足设计要求。
通过本次设计，可以提高自己的对知识的应用能力，分析问题，解决问题的能力。
2、学生应完成的任务1. 熟悉和了解门式起重机当前的技术发展现状和趋势；2．根据技术指标计算主要结构尺寸参数；3．运行机构总体设计；4．运行机构零部件设计（含三维CAD设计）；5．设计验算、校核6．完成毕业设计论文3、论文各部分内容及时间分配：（共 15 周）第一部分实习、调研、收集相关资料(3 周) 第二部分方案选择、总体设计(2周) 第三部分设计计算及总图设计(3周) 第部分三维设计及主要零部件设计(3周) 第部分撰写设计说明书和毕业论文 (3周) 评阅其答辩 (1周)备注指导教师：年月日审批人：年月日摘要龙门起重机是一种应用广泛的起重运输机械，在铁路货场、港口和工厂大量使用。
大车运行机构是龙门起重机的基本机构之一，其设计质量对起重机性能有直接的影响，因此掌握运行机构的设计方法对起重机设计具有重要意义。
论文以具体的工程项目为背景，进行36TU型龙门起重机大车运行机构设计。
论文主要完成了以下工作：（1）大车运行机构布置方案的总体设计；（2）机构及部件的设计研究和设计计算；（3）机构部件主要技术指标校核；（4）运行机构总图设计与零部件图设计；（5）基于UG NX3.0软件的大车运行机构三维设计。
10t起重机大车运行装配图
10 t 起重量 25.5~28.5 M 跨 度 A5 机构工作级别 71.6 运行速度 m/min YZR160M1-6 型 号 电 防护等级：IP44,绝缘 动 功 率 Kw 等级：F级，出线盒在 5.5(40%) 电机顶部，左右对称 机 转 速 r/min 935 减 ZQA350-20- / Z 型 号 配放油管装置 速 速 比 20.49 机 YWZ9-200/E30-M 型 号 制 带磨损补偿装置 140～315 动 制动力矩 N/M 器 液压推动器 Ed30/5 mm 车轮直径 ∅5减 速 机 中 心 线
电 机 中 心 线
规
范
表
技术要求 1.机构调整后，将底座，垫板的周边或三边满焊，焊高6mm， 焊条采用E4303。 2.各电机、制动器、减速机底座设置定位块，底部有调整垫 片(留有负公差)。 3.机构的安装与调整，应符合GB/T14405-93的有关规定。
注:(配套件厂家) 1.减速机:江苏泰隆减速机股份有限公司。 2.电动机:上海南洋电机有限公司。 3.制动器:河南焦作制动器"金箍"牌。 4.万向联轴器:江苏武进二传。
标记 处数 分区更改文件号 字 签 年、月、日 设 计 标准化 阶段标记 重量 比例 审 核 工 艺
2470 1:15
批准
共
张
第
张
圆弧曲线轨道门式起重机走行机构的设计
由 以上 分 析 结 果 可 以看 出 ， 垂 直 截 面 日 一曰 在
处 的 应 力 公式 计 算 值 为 １６ ４ ＭＰ ， 限元 分 析值 ０ ． ａ 有 为 １４ ＭＰ ， ０ ａ 采用 有 限元 方 法 分 析 与公 式 计 算 的结
果是 很吻 合 的 ； 而在 Ａ— Ａ截 面 处 ， 式计 算 的结 果 公 （２ ． ａ 与 有 限 元分 析 的结 果 （ ７ ． Ｐ ） １ ２ ８ＭＰ ） １５ ５ Ｍ ａ 差 别较 大 ， 这是 由于 Ａ—Ａ截 面非 完 整 的实 体截 面 ， 由 于销 轴孔 的存 在 ， 如按公 式计 算 ， 面形状 系数会 偏 截
１ １
基于 Ｆ Ｈ Ａ Ｐ法 的造 船 起 重机 结 构 安 全 性 评 价研 究
武 汉 理 工 大 学物 流 工 程 学 院 赵 章 焰 刘 祥 伟 苏 力
舟 山市特 种 设 备 检 测 院 李 屹 东
摘 要 ： 针对 目 国内外造船起 重机 安全性 评价方 法 的不 足 ， 究基 于模糊 层次综 合评判 法 （Ａ Ｐ 的造 前 研 ＦＨ ）
超大 型 吊钩 的设 计 ， 必须 考虑 利用 有 限元分 析法 ， 确 保 吊钩设计 的安全性 。超大 型 吊钩 的安全 系数 如何 考虑 ， 现有手 册上 的方 法将 导致 吊钩非 常重 ， 按 并将
Ａ— Ａ截 面 处 的应 力 集 中 ， 由 于 吊 钩 在 工 作 是
时， 钢丝 绳对 吊钩形成 一定 的作 用 角度 ， 势必会 对 吊
可 将其 与轨 道 刚性 连 接并 卡住 ， 防 止起 重 机 在 轨 以 道 上 自由移 动 。走 行 箱 外 侧设 有 缓 冲器 ， 轨 道 末 在
端 设有 防撞 块 ， 在距 缓 冲 器碰 块 ３ ｍ 位 置设 有 断 电
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起重机大车运行机构设计模板（中间不可见内容需要把文档下载下来后把字体改为黑色） 注：以下内容为通用起重机大车运行机构设计模板，大家只需要往里面代入自己的数据即可。
中间不可见内容需要把文档下载下来后把字体改为黑色才可见！1.1 确定传动机构方案跨度28.5m 为中等跨度,为减轻重量,决定采用本书图2.1 的传动方案选择车轮与轨道,并验算其强度1.2 选择车轮与轨道并验算其强度[5]按照图2.1所示的重量分布,计算大车车轮的最大轮压和最小轮压 eL=22.5m2P max2P min G g =G-G xc11.25m图2.1满载时,最大轮压max P =4xc G G - + 2xc G Q +.L e L - =3801054- +3201052+⨯28.5 1.528.5- =270.1KN空载时,最小轮压:min P =4xc G G - + 2xc G .L 1 =3801054- + 1052⨯ 1.528.5 =71.51KN 车轮踏面疲劳计算载荷[6]c P =32min max P P +=351.711.2702+⨯=203.9KN 车轮材料:采用ZG340-640(调质),b σ=700MPa,s σ=380MPa,由附表18选择车轮直径Dc=500mm ,由[1]表5-1查得轨道型号为P38(铁路轨道)或Qu70(起重机专用轨道)按车轮与轨道为点接触和线接触两种情况来验算车轮的接触强度点接触局部挤压强度验算[7]P c ''=k 232mR c 1c 2=0.151234000.4⨯0.97⨯1=438925N (2.1) k 2——许用点接触应力常数（N/mm 2）由[1]表5-2取k 2=0.181R ——曲率半径，由车论和轨道两者曲率半径中取最大值，取QU70轨道的曲率半径为R=400mmm ——由轨顶和车轮曲率半径之比（r/R ）所确定的系数，由[1]表5-5查m=0.4c 1——转速系数，由[1]表5-3，车论转速n c =C dc D V π=7.085⨯π=38.6r/min ，c 1=0.97 c 2——工作级别系数，由[1]表5-4查得当M5级时，c 2=1P c ''>c P 故验算通过线接触局部挤压强度验算[8]P C '=k 1D c l c 1c 2=6.8⨯700⨯70⨯0.97⨯1=323204Nk 1——许用线接触应力常数（N/mm 2）由[1]表5-2查得k 1=6.6l ——车轨与轨道的有效接触长度，P38轨道的l=68mm ，而QU70轨道的l=70mm ，按后者计算D c ——车论直径（mm ）c 1，c2——同前PC '>cP故验算通过1.3 运行阻力计算摩擦总阻力矩[9]：Mm =β（Q+G）（k+μ2d） (2.2)由[3]查得D c=700mm车轮的轴承型号为7524，与轴承内径相配合处车轮轴直径d=120mm；由[1]表7-1至7-3查得：滚动摩擦系数k=0.0008；轴承摩擦系数μ=0.02；附加阻力系数β=1.5。
代入上式得：当满载时的运行阻力矩[10]:Mm)(QQ==β（Q+G）（k+μ2d）=1.5（320000+380000）（0.0008+0.020.122）=2100N∙m运行摩擦阻力Pm)(QQ==2/)(CQQmDM==21000.7/2=6000 N∙m当空载时M)0(=Qm =1.5⨯380000⨯（0.0008+0.02212.0）=1140 N∙mP)0(=Qm =2/)0(cQmDM==2/7.01140=3257 N∙m1.4 选择电动机电动机静功率[11]：Nj =mvPdcjη1000=6000851000600.952⨯⨯⨯⨯=4.47kW式中Pj = Pm)(QQ=——满载运行时的静阻力；m=2——驱动电动机台数；η=0.95——机构传动效率初选电动机效率：N=k d N j =1.3⨯4.47=5.81kW式中k d ——电动机功率增大系数，由[1]中表7-6查得k d =1.3由附表30选用电动机JZR 2 -31-6；N e =11Kw ；n 1=950r/min ；（GD 2）d =0.53kg ∙m 2；电动机质量155kg1.5 验算电动机发热条件等效功率[13]：N x =k 25γN j =0.75⨯1.28⨯4.47=4.29Kwk 25——工作级别系数,由[1]查得,当JC%=25%时, k 25=0.75;γ——由[1]按起重机工作场所得t q /t g =0.25查得γ=1.28由此可知, N x < N e ,故初选电动机发热通过.1.6 选择减速器车轮转速:n c =c dc D v π=850.7π⨯=38.68r/min 机构传动比:i o =cn n 1=95038.68=24.56 查附表35,选用两台ZQ-500-IV-1Z 减速器, i o ‘=23.34[N]=24.5Kw(当输入转速为1000 r/min)可见N j <[N]1.7 验算运行速度和实际所需功率实际运行速度:v dc ‘=v dc ’o o i i =85⨯34.2356.24=89.44m/min 误差ξ=dcdc dc v v v ‘-=8544.8985-⨯100%=5%<15%实际所需电动机静功率:N j ‘= N j ⨯dc dc v v ’=4.47⨯8544.89=4.70Kw 由于N j ‘< N j ,故所选电动机和减速器均合适1.8 验算起动时间起动时间t q =）（j q M mM n -2.381[mc(GD 2)1+η∙+22‘）（o c i D G Q ] (2.3) 式中n 1=950r/min;M=2(驱动电动机台数);M q =1.5M e =1.5⨯9550⨯95011=165.87N ∙m M e =9550）（）（%25%251JC n JC N e ——JC25%时电动机额定扭矩 满载运行时的静阻力矩:M ）（Q Q j ==η‘）（o Q Q m i M ==95.034.232100⨯=94.71 N ∙m 空载运行时的静阻力矩:M ）（0=Q j = η‘）（o Q m i M 0==95.034.231140⨯=51.41 N ∙m 初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩:(GD 2)zl +(GD 2)l =0.33+0.202=0.532kg ∙m 2 (2.4)机构总飞轮矩(高速轴);(GD 2)1=（GD 2）d +(GD 2)zl +(GD 2)l =0.78+0.532=1.31 kg ∙m 2 (2.5)满载起动时间t ）（Q Q q ==）（71.9487.16522.38950-⨯[2⨯1.15⨯+31.1 95.034.237.0380003200022⨯⨯+）（]=7.27s 空载起动时间:t ）（0=Q q =）（41.5187.16522.38950-⨯⨯[2⨯1.15⨯+31.195.034.237.03800022⨯⨯由[2]知,起动时间在允许范围(8～10s)之内,故合适起动工况下减速器传递功率:1.9 起动工况下校核减速器功率N d =’‘m v P dcd η1000 (2.6)式中d P =j P +g P = P j +g G Q +⨯）（‘Q Q q dc t v =60=6000+27.76044.89⨯⨯(32000+38000)=20353N m ‘——运行机构中同一级传动减速器的个数, m ‘=2 因此, N d =295.060100044.8920353⨯⨯⨯⨯=15.97 kW 所选用减速器的[N]%25JC =24.5Kw> N d ,所以合适1.10 验算起动不打滑条件由于起重机是在室内使用,故坡度阻力及风阻力均不予考虑.以下按三种工况进行验算两台电动机空载时同时起动: n=2/2602201c Q q dc D k P d k P t v g G fP +++⨯=βμ）（）（‘≥n z (2.7)式中P 1=P min ’+P max ‘=119410+71510=190920N ——主动轮轮压和;P 2= P 1=190920N ——从动轮轮压和;F=0.2——室内工作的粘着系数;n z =1.05～1.2——防止打滑的安全系数 n=2/7.00008.01909205.1214.002.00008.019092046.36044.89380002.0190920⨯+⨯++⨯⨯⨯）（=2.91n>n z ,故两抬电动机空载起动不打滑 事故状态:当只有一个驱动装置工作,而无载小车位于工作着的驱动装置这一边n=2/2601201c Q q dc D k P d k P t v g G fP +++⨯=βμ）（）（‘≥n zP 1= P max ‘=86000N ——工作的主动轮轮压;P 2=2 P min ’+ P max =2×54000+86000=194000N ——非主动轮轮压之和;t ’）（0=Q q ——一台电动机工作时的空载起动时间:）（0'=Q q t =）（41.5187.1652.38950-[1.15×1.31+95.034.237.03800022⨯⨯]=8.14s n=2/7.00008.01194105.1212.002.00008.02624312.136044.89380002.0190920⨯+⨯++⨯⨯⨯）（ =3.35n>n z 故不打滑事故状态:当只有一个驱动装置工作,而无载小车远离工作着的驱动装置这一边时,则P 1= P min ’=71510NP 2=2 P max ‘+ P min ’=2×119410+71510=310330Nt ’）（0=Q q =8.14s,与第2种工况相同 n=2/7.00008.0715105.1002.031033014.8608944380002.071510⨯+⨯⨯+⨯⨯⨯=1.46s n>n z 故也不会打滑1.11 选择制动器由[1]取制动时间t z =3.5s按空载计算制动力矩,即Q=0代入[1]的（7-16）式：M z =m 1{M j '+z t n 2.381[ mc(GD 2)1+2'2o c i GD η]} (2.7)式中M j '='min 2)(o c m p i D P P η-=34.23295.07.0)43.2171760(⨯⨯⨯-=-20.11 N ∙m P p =0.002G=0.002×380000=760N ——坡度阻力P min m = 2/)2(c D d k G μ+=2/7.0)212.002.00008.0(380000⨯+=2240N M=2——制动器台数，两套驱动装置工作z M =21{-20.11+]}34.2395.07.03800031.115.12[5.32.3895022⨯⨯+⨯⨯⨯=117.32 N ∙m 现选用两台YWZ 5200/23制动器，查附表得其额定制动力矩M ez =112.225 N ∙m为避免打滑，使用时需将其制动力矩调至117.32N ∙m 以下。