板坯搬运起重机桥架及大车运行机构设计.doc

济南大学毕业设计

1前 言
1.1国内外研究现状
我国冶金起重机的制造最初是从20世纪50年代学习原苏联技术开始的, 参考原苏联图纸生产或者根据其产品仿造, 1959年生产的3台275t起重机是代表当时起重机水平的产品。进入20世纪90年代,我国起重机龙头企业太原重型机械厂和大连起重机厂带头,开始与国外同行接触并进行技术合作,并且把经过实践检验的成熟可靠的技术应用到新的产品, 为我国冶金起重机行业揭开新的篇章。为了在国际起重机行业上占有一席之地, 我们必须在吸收先进技术的同时, 举一反三, 积极探索板坯搬运起重机的未来方向,努力形成自己的特色及制造优势。
现代板坯搬运起重机发展的主要趋势之一，是起重量大型化和工作速度高速化。随着社会的发展，对板坯搬运起重机的要求也在逐步提高，这不仅表现在对其产品数量的要求上，更重要的是表现在对其质量以及品种方面，由于社会需求的增加，推动并促进了企业技术的改造和进步。文献[1]通过在有限元法的基础上应用优化设计理论,同时采集了某铸造起重机的大量数据研究分析结果,最终通过数据表示，探索了最优结构，进行优化设计,同时减轻重量。文献[2]对冶金行业中起重机在各方面发生的机械故障进行了研究，在保证冶金行业健康安全生产的前提下，提出了一系列预防措施。文献[3]表示目前中国诸多大型企业都有进军国际市场，争取主动权的强烈愿望，例如三一重工,由此提出，为了实现这一目标，中国必须实现起重机的大型化。在起重机大型化的前提下，又提出了环保与节能设计思考。文献[4] 正是针对这一问题，通过大量的数据研究，可以发现，现存国内外的高耗能设备对能量的耗用巨大，不利于能源节约的需求，由此，对大型高耗能的设备进行改造，使其降低消耗能源，节约发展，具有很重要的意义。
目前, 德国、英国、法国、美国以及日本著名起重机公司都已开始对板坯搬运起重机采用模块化设计, 且取得了显著效益。德国DEMAG公司标准起重机系列改用模块化设计后, 其设计费用较单件设计下降12%, 生产成本下降近45%, 经济效益相当可观。
1.2现代冶金起重机发展趋势
冶金起重机是冶金行业安全及正常生产必不可少的关键和重要设备，其工作的可靠性、安全性、先进性一直受到人们高度重视，但在传统冶金工艺的制约下，改革开放前的三十年我国冶金起重机基本是在原苏联模式下做一些小型改进和发展。随着改革开放不断深入和大量国外先进技术引入，现代冶金起重机出现了较大变化。例如，文献[5，6]对大车运行机构的设计合理性的探讨和通用化设计及应用进行了探讨。文献[7]提出了新型的大车运行机构。文献[8] 正是把电动单梁起重机主梁的两种截面形式进行了对比,发现箱形梁的截面结构、加工工艺和工序比较简单而且较符合材料的节省这一原则，故比箱形工字梁在实际生产中更为广泛的应用。文献[9,10] 对国内外非常受欢迎的一种集装箱式门市起重机的未来发张方向进行了预测。
冶金起重机一般主要指在冶金企业服务的铸造起重机、料箱加料起重机、板坯搬运起重机、钢卷夹钳起重机、磁盘起重以及工作级别较高的其它桥式起重机。由于冶金企业对于炼钢、铸坯(铸锭)、轧钢工艺进行了改变，脱锭、均热炉夹钳、刚性料耙、平炉桥式加料、均热炉揭盖等传统冶金起重机已逐步淘汰，这里不做进一步分析。现本文仅就现在冶金企业大量使用的板坯搬运起重机及其发展趋向做一些初步的分析探讨。
1.3研究目的及意义
板坯搬运起重机是一种具有板坯夹钳（或电磁吸盘）装置的起重机，主要用于轧制以及连铸板坯的搬运和堆垛，由于它吊运能力高，并且可夹持在长度方向上呈梯形的斜坯，同时配合有在线调宽性能要求的连铸机工作，因而现在应用越来越广。本设计主要是对板坯搬运起重机的桥架及大车运行机构进行设计。
板坯搬运起重机的桥架结构是一种移动的金属结构，它一方面要承受着满载的起重小车的轮压作用，另一方面它又要通过支撑桥架的运行车轮将满载起重机的全部重量传给厂房的轨道和建筑结构，其存在意义不仅在于节约本身所消耗的钢材和降低成本，同时还因为减轻厂房建筑结构的受载程度而节省基建费用。通过对桥架进行设计研究，便可在一些现有厂房中，用自重较轻的桥架结构来代替原来的起重机桥架，这样便可在不必加固厂房的情况下提高起重量，满足生产发展的需要。
大车运行机构的主要任务为使起重机和小车作水平运动，可用于搬运物品，调整起重机工作时的位置等。对大车运行机构的研究，例如，“三合一”驱动形式，可使其体积小，重量减轻，结构相对紧凑。便于组织专业的制造厂配套生产。这样既有利于提高产品，同时又可提高产品生产率并且可以降低成本。
1.4研究内容与方法
本设计主要是针对板坯搬运起重机的桥架及大车运行机构进行设计，确定各部分参数，并进行计算校核，绘制装配图和零件图。已知参数：起重量：20t跨度：27.7m起升高度：10m起升速度：10.66m/min运行速度：大车运行速度：111.6/22.3 m/min；小车运行速度37.1m/min工作级别：中级
桥架的整体加工是保证板坯搬运起重机产品质量的一项重要措施和有效途径。由于起重机的特殊性，对桥架质量提出了较高要求。对桥架的设计，包括以下内容及方法：
1、保证桥架的强度和刚度足够。为了保证强度足够，必须准确计算，同时适当选择主端梁的截面尺寸。为了保证桥架强度足够，除了要求主、端梁刚度大些以外，并且要求主、端梁之间的连接牢固。
2、桥架与大车运行机构之间要配合良好，用来保证运行机构正常运转。由此便要求支撑传动机构的走台要配合好运行机构，同时要求走台支撑处具备足够的刚度。
3、进行桥架设计时，应做到尽量减少桥架结构各部分组装件的规格和数量，从而达到最大限度的通用性。
大车运行机构的设计常常与桥架的设计同时考虑，二者的设计工作一般交叉进行，设计步骤为：
1、确定桥架的结构形式以及大车运行机构的传动方式。
2、对桥架的结构尺寸进行布置。
3、对大车运行机构的具体位置和尺寸进行布置。
4、综合考虑两者的关系，同时完成各部分的设计工作。

2起重机桥架设计
2.1桥架结构的设计
2.1.1桥架构造型式的选择
桥架的构造型式一般取决于主梁的结构形式。目前国内外采用的桥架主梁型式较多，其中相对比较典型的是四桁架式和箱型截面的双腹板梁式两种。
（一）四桁架式桥架
这种桥架的两根主梁是由四个平面桁架组合成的封闭型空间结构。其中装有小车轨道的垂直桁架为主桁架，承受较大的垂直载荷；主梁另外一个垂直桁架叫做副桁架，承受较小的垂直载荷。在主梁的截面中，利用上、下水平桁架将主、副桁架连接成一体。并且在每一个节点截面上还设有斜撑杆，用来保证主梁的空间刚性，并在空间上作为一个整体的桁架结构。
在四桁架式桥架中，端梁一般是由钢板或槽钢拼接成，主、副桁架与端梁连接处一般会采用较大的垂直连接板，用来增强由于起重小车轮压作用在跨端时产生的抗剪切强度。

图2.1四桁架式桥架的端梁

图2.2四桁架式桥架主梁截面
（二）箱形截面的板梁式桥架
箱形截面的板梁式桥架简称箱型梁式桥架，目前是我国生产起重机的桥架的基本结构。
箱型梁式桥架结构主要是两根主梁和两根端梁组成。
主梁 主梁是起重机桥架中主要受力元件，由左右两块垂直腹板、上下两块盖板以及若干大、小隔板和加强筋板组成。通常为制造方便，腹板中部为矩形，两端做成梯形，同时使下盖板两端向上倾斜。
端梁 端梁是起重机桥架组成部分之一，一般采用箱型的实体板梁式结构。端梁的中部截面也是由上下两个盖板及两块垂直腹板组成。在水平面内与主梁刚性连接，目前端梁按受载情况可分两类：
（1）端梁受有主梁最大支承压力，即端梁上作用垂直载荷。
（2）端梁没有承受垂直载荷，仅起联系主梁的作用。

图2.3桥架的构造示意图
通过以上两种桥架形式的分析得知，箱型梁式桥架相对具有设计简单、制造工艺好等优点，并且这些条件有利于对于尺寸规格多、生产批量较大的板坯搬运起重机标准化系列产品。再加上小车轨道正中铺设的正轨型箱型梁式桥架结构至今仍然作为我国成批生产的、最常用的、典型的桥架形式。故，本文选用箱型梁式桥架进行设计。
2.1.2主梁和桥架的设计
主梁跨度为27.7米，主要构件为上、下两块盖板两块垂直腹板。主梁和端梁之间采用搭接形式，走台的宽度通过端梁的长度和大车运行机构的平面尺寸决定，司机室为闭式并且采用一侧安装，腹板上要加上横向加劲板以及纵向加劲条来固定，或者可以采用角钢固定，采用自动焊来对纵向加劲条进行焊接，采用贴脚焊接对主梁翼缘板和腹板进行焊接，同时，腹板的下边和下盖板做成抛物线形[13]。
2.1.3端梁的设计
端梁为箱型的实体板梁式结构，由车轮组合端梁架构成，端梁的中间截面通主梁一样，是由上、下两块盖板及两块腹板构成；端梁通常被制成三个分段，并且端梁是由其中两端通断连接板以及角钢用高强度的螺栓连接而成。端梁主要尺寸是根据主梁跨度、大车轮距以及小车轨距确定的；大车的运行采用的是分别驱动的方案。装配起重机时，可先将端梁的一端和其中的一根主梁连接在一起，然后再把端梁的其余两段连接起来[13]。
2.2桥架的结构计算
2.2.1主要参数
起重量：Q=20t
跨度：L=27.7m
小车自重GXC=40KN
起升高度：10m
起升速度：10.66m/min
大车运行速度 75m/min；小车运行速度37.1m/min
工作级别：中级
大车运行机构采用分别驱动方式
小车轨距
小车轮距
2.2.2主要尺寸的确定
(1)大车轮距
(2.1)
取K=5.5m
(2)主梁高度
(2.2)
(3)端梁高度
(2.3)
取=0.9m
(4) 桥架端部梯形高度
(2.4)
取C=3m
(5)主梁腹板高度 根据主梁计算高度H=1.54m，最后选定腹板高度h=1.5m
(6)确定主梁截面尺寸
主梁中间截面各构件板厚度可根据《起重机课程设计》[14]表7-1推荐确定如下：腹板厚；上下盖板厚
主梁两腹板内壁间距根据下面的关系式来决定：
(2.5)

因此取b=600mm
盖板宽度：
(2.6)
取B=650mm
主梁的实际高度：
(2.7)
同理：主梁支撑截面的腹板高度取,这时支撑界面的实际高度 (2.8)
主梁中间截面和支撑截面的尺寸见图如下

图2.2主梁中间截面的尺寸简图 图2.3主梁支撑截面的尺寸简图

（7）加劲板的布置尺寸 为了保证主梁截面中受压构件局部稳定性，需设置一些加劲构件
主梁端部大加劲板的间距：
(2.9)
取=2m
主梁端部（梯形部分）小加劲板的间距：
(2.10)
主梁中部（矩形部分）大加劲板的间距：
(2.11)
取a=2.5m
主梁中部小加劲板的间距：若小车采用P15轻钢轨，其对水平重心轴线x-x的最小抗弯截面模数，则根据连续梁由钢轨的弯曲强度条件求得加劲板间距（此时连续梁支点即是加劲板的所在位置，使一个车轮轮压作用在两加劲板间距的中央）
(2.12)
式中 P——小车的轮压，取平均值，设小车自重GXC=40KN
——结构构件和支撑零件的动载荷系数，查《起重机课程设计》图2-2知，=1.15
钢轨的许用应力，=170MPa
因此根据布置方便，取1.5m
由于腹板高厚比所以要设置水平加劲杆，保证腹板局部稳定性。故采用角钢作水平加劲杆。
2.2.3主梁的计算
（1）查《起重机课程设计》图7-11曲线得，半个桥架（不包括端梁）的自重，
则主梁由于桥架自重引起的均布载荷：
(2.13)
查《起重机课程设计》表7-3：
当大车运行机构采用分别驱动时，主梁所受的全部均布载荷q就是桥架自重引起的均布载荷q,即q= q=
主梁的总计算均布载荷：
= (2.14)
式中 =1.1为冲击系数，由公式2-5得
作用在一根主梁上的小车两个车轮的轮压值根据《起重机课程设计》表7-4中所
选数据选用：
考虑动力系数的小车车轮的计算轮压值：
(2.15)
式中 =1.15 动力系数
(2)主梁垂直最大弯矩：大车运行机构分别驱动时
（2.16）
设敞开式司机操纵室的重量为=10000N;其重心距支点的距离为=280cm
代入数据得
（2.17）
（3）主梁水平最大弯矩
（2.18）
式中 a=为大车运动，制动加速度平均值，t=6~8s则
a= （2.19）
不计及冲击系数和动载系数时主梁垂直最大弯矩，由下式算得：
因此得主梁水平最大弯矩：
(2.20)
取=N
（4）主梁的强度验算
主梁中间截面的最大弯曲应力
（2.21）
式中 W ——主梁中间截面对水平重心轴线x-x的抗弯截面模数，近似值为：
（2.22）
——主梁中间截面对垂直中心轴线y-y的抗弯截面模数，近似值为：
（2.23）
因此 （2.21）
查《起重机课程设计》表2-19得，Q235钢的许用应力为
（2.24）
故
主梁支撑截面的最大剪应力
（2.25）
式中 ——主梁支撑截面所受的最大剪力，
（2.26）
I——主梁支撑截面对水平重心轴线x-x的惯性矩，其近似值为：
（2.27）
S——主梁支撑截面半面积对水平重心轴线x-x的静距：
（2.28）
因此可得，
（2.25）

查《起重机课程设计》表2-24得，A3钢的许用剪应力为
（2.26）
故<,强度足够。
(5)主梁的垂直刚度验算
主梁在满载小车作用下，在跨中所产生的最大垂直挠度为：
（2.27）
式中 （2.28）
因此可得

（2.29）
允许的挠度值为
因此f<
(6)主梁的水平刚度验算
主梁在大车运行机构起、制动惯性载荷作用下，产生的水平最大挠度为：
(2.30)
式中 为作用在主梁上的集中惯性载荷
（2.31）
为作用在主梁上的均布惯性载荷
（2.32）
（2.33）
由此可得：
（2.30）
水平挠度的许用值：
（2.34）
因此<
综合可得，主梁的垂直和水平刚度均满足要求。且，当起重机工作无特殊要求时，可以不必进行主梁的动刚度验算。主梁的局部稳定性验算从略。
2.2.4端梁的计算
（1）计算载荷的确定
设两根主梁对端梁的作用力相等，则端梁的最大支反力为：
（2.35）
式中 K——大车车轮，取k=550cm
——小车轨距，=200cm
a——传动侧车轮轴线至主梁中心线的距离，取a=110cm
因此

（2.36）
（2）端梁垂直最大弯矩：
端梁在主梁支反力作用下产生的最大垂直弯矩：

（2.37）
式中 ——导车侧车轮轴线至主梁中心线的距离，取=90cm
(3)端梁水平最大弯矩：
端梁因车轮在侧向载荷作用下而产生的最大水平弯矩
（2.38）
式中 S——车轮侧向载荷，
——侧压系数，由《起重机课程设计》图2-3查得，=0.08
P——车轮轮压，即端梁的支反力P=R
因此

（2.39）
端梁因小车在起制动惯性载荷作用下而产生的最大水平弯矩为：
（2.40）
式中 ——小车惯性载荷，
因此 （2.39）
比较和 ，取较大者进行强度计算。
（4）端梁截面尺寸的确定
根据《起重机课程设计》表7-2，选定端梁各构件的板厚
上盖板=12mm
中部下盖板=12mm
头部下盖板=16mm
腹板=8mm
按照《机械零件设计手册》[15]，500车轮组的尺寸，确定端梁盖板宽度和腹板高度，配置好支撑车轮截面，决定端梁中间截面尺寸。车轮轮缘距上盖底面30mm,车轮两侧面距支撑处两下盖板内边为10mm,因此车轮与端梁不会磨碰。同时腹板中心线正好通过车轮轴承箱的中间平面。最后，检查端梁中部下盖板与轨道面的距离。取60mm.

图2.4端梁截面示意图
1——上盖板 2——中部下盖板 3——端部下盖板 4——腹板
(5)端梁的强度验算
端梁中间截面对水平重心线x-x的截面模数：
（2.41）

端梁中间截面对水平重心距x-x惯性矩为：
(2.42）

端梁中间截面对垂直重心线y-y的截面模数：
（2.43）
端梁中间截面对水平重心线x-x的半面积矩：
（2.44）

端梁中间截面最大弯曲应力：
（2.45）
端梁中间截面的剪应力：
（2.46）

端梁支撑截面对水平重心线x-x的惯性矩、截面模数及面积矩的计算：
水平重心线的位置：
水平重心线距上盖板中线的距离：C=8.15cm
水平重心线距腹板中线的距离：C=-1.45cm
水平重心线距下盖板中线的距离：C=11.15cm
端梁支撑截面对水平重心线x-x的惯性矩：
端梁支撑截面附近的弯矩：
（2.47）

端梁支撑截面的弯矩应力：
（2.48）

端梁支撑截面剪应力：
（2.49）

端梁支撑截面的剪应力：
（2.50）

端梁材料的许用应力

所有计算应力均小于许用应力，故端梁的强度满足要求。
2.2.5主要焊缝的计算
（一）端梁端部上翼缘焊缝
端梁支撑截面上盖板对水平重心线x-x的截面积矩：
（2.51）
端梁上盖板翼缘焊缝的剪应力：
（2.52）
式中 ——上盖板翼缘焊缝数
——焊肉高度，取=0.6cm
（二）端梁端部下翼缘焊缝
端梁支撑截面下盖板重心线x-x的面积矩
（2.53）
端梁下盖板翼缘焊缝的剪应力
（2.52）
(三)主梁与端梁的连接焊缝
主梁与端梁腹板的连接焊缝剪应力
（2.54）
式中 ——连接处焊缝的计算高度。
=0.95h=0.9558=55cm （2.55）
(四)主梁上盖板焊缝
主梁在支撑处最大剪切力作用下，上盖板焊缝剪应力为：
（2.56）
式中 ——主梁在支撑处截面对水平重心线x-x的惯性矩，计算得=95500cm4
S——主梁上盖板对水平重心线的面积矩为
cm3 （2.57）
因此，带入得，

焊缝的许用应力由《起重机课程设计》第三章查得[]=95MPa,因此各焊缝计算应力均满足要求。

3起重机大车运行机构设计
3.1大车运行机构的设计
3.1.1设计的基本要求
对大车运行机构设计的基本要求：
1、 机构尽量紧凑，重量一定要轻
2、 要与桥架进行合适的配合，这样桥架容易设计，机构也容易布置
3、 要尽量把主梁的扭转载荷减轻，同时不要影响桥架的刚度
4、 维修检修要方便进行，机构的布置要合理
3.1.2确定机构传动方案
大车运行机构的驱动形式有集中驱动和分别驱动。
（1）集中驱动
是以一台电动机通过传动轴来带动两边主动轮的驱动形式。此种形式只用一台电动机和一台减速器，且传动系统复杂笨重，适用于起重量小（Q）的大车运行机构。
（2）分别驱动
特点是电动机分别驱动主动轮，其优点为布置、安装、维修方便、自重也较轻，但要求两边同步。
此次设计起重机跨度为27.7m,中等跨度，为减轻重量，决定采用下图分别传动方案。

图1 分别传动的大车运行机构布置方案
1- 电动机 2-制动器 3-带制动轮的半齿轮联轴器 4-浮动轴 5-半齿轮联轴器 6-减速器 7-车轮
3.1.3大车运行机构的布置及主要问题
1、选择联轴器
2、安排轴承位置
3、确定轴的长度
以上三条是相互联系的。
在大车运行机构的零部件的具体布置时，应该注意一下几点：
1、由于大车运行机构是安装在起重机的桥架上的，由于桥架的运行速度很高，并且受载之后会向下挠曲，因此，机构的零部件在桥架上的安装可能相对不是十分准确。所以，从保持机构的运动性能以及补偿安装的不准确性着眼，靠近电动机、减速器以及车轮的轴，最好均采用浮动轴。
2、 为了使主梁的扭转载荷有所减少，应安排机构的零件尽量靠近主梁而远离走台
栏杆；同时应该尽量靠近端梁，这样可以使端梁能直接支撑一部分的零部件的重量。
3、参考现有的资料，对于分别传动的大车运行机构，在保证浮动轴具有足够得长度的条件下，安装运行机构的平台应尽可能的减小，可占用桥架的一个到两个节间的长度。综上，应该考虑到桥架设计和制造的方便。
4、制动器应该安装在靠近电动机一边，这样可以使运行机构充分发挥吸收冲击动能的作用。
3.2大车运行机构的计算
3.2.1设计参数
起重量Q=20t
起重机自重 G=240KN
小车自重 GXC=40KN
大车运行速度v=75m/min
机构接电持续率 JC%=25%
3.2.2选择车轮与轨道，并验算其强度
（一）、计算轮压

满载时最大轮压：
==165.67KN
(3.1)
空载时最小轮压
Pmin===50.72KN (3.2)
车轮踏面疲劳计算载荷
Pc= (3.3)
（二）、选择材料
车轮材料：ZG310-570 由《起重运输机械》[16]选择车轮直径Dc=500mm,轨道型号为P38(铁路轨道)或Qu70（起重机专用轨道）
（三）、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
(1)验算点接触局部挤压强度
P==0.181 (3.4)
已知 —— 与材料有关的许用点接触应力常数（N/mm）由《起重运输机械》表5-2知=0.181
R —— 曲率半径，为车轮和轨道两者曲率半径中的大值，取Qu70（起重机专用轨道）的曲率半径R=400mm
m —— 轨顶和车轮的曲率半径之比(r/R)所确定的系数，由《起重运输机械》表5-5知m=0.46
c——转速系数，由《起重运输机械》表5-3，车轮转速n===47.7r/min,由此得c=0.95
c——工作级别系数，由《起重运输机械》表5-4，中级时c=1
P> Pc 故验算通过
(2) 验算线接触局部挤压强度
P== （3.5）
已知 k——与材料有关的许用线接触应力常数（N/mm）由《起重运输机械》表5-2知k=6.6
l ——车轮与轨道的有效接触长度 P38(铁路轨道)的l=68mm Qu70（起重机专用轨道）的l=70mm,故按后者计算
D——车轮直径
同前
P> Pc
3.2.3运行阻力的计算
起重机在直线轨道上平稳运行的静阻力由摩擦阻力Pm及坡度阻力Pp两项组成。
摩擦总阻力矩：
(3.6)
则满载运行的阻力矩

空载运行的阻力矩

（一）摩擦阻力Pm
起重机满载运行的最大摩擦阻力：
Pm= (3.7)
=1.5(200000+240000)()
= 6864N
由《起重机设计手册》[16]DC=500mm车轮的轴承型号为7520，轴承内径和外径的平均值为；
式中 Q——起重量Q=20t
G—— 起重机重量G=240KN
K——滚动摩擦系数（m） 取k=0.0006m
—— 车轮轴承摩擦系数（mm）取=0.02
d—— 轴承内径 取d=100mm
D——车轮踏面直径（mm）
—— 附加摩擦阻力系数取=1.5
(二)道路坡度阻力
Pp=(G+Q)kp (3.8)
=(200000+240000)0.001=440N
已知 kp=sin 为坡度阻力系数 取kp=0.001
即 =Pm+Pp= 6864N+440N=7304N
3.2.4电动机的选择
（一）满载运行时电动机的静功率：
Nj=(kw) （3.9）
==4.80kw
式中 ——满载运行时静阻力（N）
——运行速度（m/s）
——运行机构效率 对于大车（二级减速器）=0.95
m——驱动电动机个数 取m=2
（二）电动机初选
N=Kd·Nj ==6.24kw （3.10）
式中 Kd——克服启动时的惯性，电动机功率的增大系数。对于室内共作的起重机, 由《起重运输机械》表7-6可取Kd=1.3
由《起重机课程设计手册》选取电动机JZR2-21-6 Ne=5kw n1=930r/min
（GD）=0.376 kg·m2 电动机质量95kg
（三）电动机过热校验
等效功率 N=0.75 （3.11）
式中 k25——考虑工作级别不同换算为JC25%的换算系数；用于通用起重机；查《起重机设计手册》表6-4知取值k25=0.75
——考虑起动及工作时间对发热影响的系数，可根据起动时间（t）
对平均工作时间（tg）的比值（t/ tg）查得 ，由《起重机设计手册》中起重机工作场所得t/ tg=0.25，按图6-6知取值=1.3
由此可知，N<Ne,故初选电动机发热通过；
3.2.5减速器的选择
（一）车轮的转速：
nc= = （3.12）
（二）机构传动比：
i0= （3.13）
查《起重机课程设计手册》附表35，选用两台ZQ-350-V-1Z减速器，i=20.49 [N]=9.2KW
输入转速为1000r/min 可见Nj <[N]
（三）验算运行速度和实际所需功率
实际运行速度：
（3.14）
误差
（3.15）
实际所需电动机静功率
（3.16）
由于N< Nj 故所选电动机和减速器均适合
（四）起动时间与起动平均加速度验算
1、满载、上坡时的起动时间
t=
（3.17）
式中 n——电动机额定功率转速（r/min）
m——电动机个数m=2
（3.18）
——JC25%时的电动机额定扭 （3.19）
满载运行时的静阻力矩：
（3.20）
空载运行时的静阻力矩：
（3.21）
初步估算高速轴上的联轴器的飞轮矩：
（3.22）

机构总飞轮矩（高速轴）：
（3.23）
满载启动时间：
（3.24）
空载启动时间：
（3.25）
查《起重机设计手册》[17]知，起动时间在允许范围（8～10s）之内，故合适
2、启动工况下校核减速器功率：
启动工况下减速器传动功率：
（3.26）
式中
m’——运行机构中同一级传动减速器个数 取m’=2
因此 =
比较得 选用减速器[N]=9.2KW>N
故合格
3.2.6验算起动不打滑条件
起重机为室内使用，故不予考虑坡度阻力和风阻力。如下按三种工况验算
（一）二台电动机空载时同时起动
（3.27）
式中
P=
——主动轮轮压之和

——从动轮轮压之和
f=0.2----室内工作的粘着系数
nz=1.05～1.2---防止打滑的安全系数
带入数据得

=
故n>nz,因此两台空载电动机启动不会打滑
（二）事故状态：当只有一个驱动装置工作，且无载小车位于工作着的驱动装置一边时

式中
P=Pmax=165670N
——工作的主动轮轮压之和

——非主动轮轮压之和
—— 一台电动机工作时的空载起动时间

代入数据得

故n>nz,因此不会打滑
（三）事故状态：当只有一个驱动装置工作，且无载小车位于远离工作着的驱动装置一边时
同上，此时
P=P=50720N （3.28）
（3.29）
——一台电动机工作时的空载起动时间
（3.30）
代入数据得，

故n>nz,因此不会打滑
3.2.7制动器选择
运行机构的制动器根据起重机满载或下坡运行制动工况选择，制动器要求应使起重机在规定时间内停车，下面是制动器的转矩计算
M= （3.31）
式中 —— 制动时的静阻力
= （3.32）
Pp——坡度阻力
（3.33）
——最小的摩擦力，从制动安全角度出发，不考虑附加摩擦阻力帮助制动的作用，因此，取=1
m=2