930= 190.9 Nm —— 电动机额定转矩；
n ——联轴器的安全系数，运行机构n=1.35；
?s——机构刚性动载系数，一般?s=1.2 ～ 2.0 ，取?s=1.8；
l=110 由[2]附表31查得电动机JZR2-22-6两端伸出轴各为圆柱形d=40 mm，
mm。
由[2]表37查得ZSC-400减速器高速轴端为圆柱形d=30 mm，l=55 mm。故l=112 从[2] 附表41选GICL2鼓形齿式联轴器，主动端A型键槽d1=40mm，
mm ，从动端A型键槽d2=3 mm，l=82 mm ，标记为：GICL2联轴器
40?112ZBJ19013-89 ，其公称转矩Tn=1120 Nm ＞Mc=190 Nm，飞轮转
30?82矩（GD2）l=0.02 kg m2，质量Gl=9.7 kg 。
高速轴端制动轮：根据制动器已选定YWZ5 —250/30，由[2]附表16选制动轮直径Dz=250 mm ，圆柱形轴孔d=40mm，l=112mm ，标记为：制动轮 250-Y40 JB/ZQ4389-86 ,其飞轮转矩[GD2]Z=0.6 kg.m2，质量
GZ=24.5 kg。
以上联轴器和制动轮飞轮转矩之和：
(GD2)l?(GD2)Z?0.02+0.6=0.62 kg .m2 与原估计0.65 kg.m2基本相符，故以上计算不需修改。 3.2.13选择低速轴联轴器
中国矿业大学2007届本科生毕业设计 第 37页
低速轴联轴器计算转矩，可由前节的计算转矩Mc求出：
11Mci0'η=×190.9×22.4×0.9=1924.3 Nm 22由[2]附表37查得ZSC-400减速器低速轴端为圆柱形d=65mm，l=85mm。
Mc'=
取浮动轴装联轴器轴径d=60mm，l=85mm ，由[2]附表42选用两个GICLZ3鼓形齿式联轴器，其主动端：Y型轴孔A型键槽，d1=65 mm。从动端：Y型轴孔A型键槽，d2=6 mm，l=85 mm，标记为： GICL3Z联轴器
65?85 ZBJ19014-89
60?85由前节选定车轮直径Dc=400 mm ，由[2]附表19参考φ400车轮组，取车轮轴安装联轴器处直径d=80mm，l=115mm ，同样选两个GICLZ3鼓形齿式联轴器，其主动轴端：Y型轴孔A型键槽，d1=60 mm，l=85 mm ，从动端：Y型轴孔A型键槽，d2=6 mm，l=185 mm，标记为： GICL3Z联轴器
60?85 ZBJ19014-89
65?853.2.14验算低速浮动轴强度 ⑴疲劳验算
由[5]运行机构疲劳计算基本载荷：
11'i M1ma=η=×1. 8×78.6×22.4×0.9=1426 Nm M?e0x822由前节已选定浮动轴径d=60 mm，因此扭转应力：
?n=
M1max1426=33 MPa ?3W0.2?(0.06)浮动轴的载荷变化为对称循环（因运行机构正反转转矩值相同），材料
仍选用45#钢 ，由起升机构高速浮动轴计算，得
??1=140 MPa，?S=180 MPa ，许用扭转应力：
[??1k]???11kn1?1401 = 44.8 MPa
2.51.25 中国矿业大学2007届本科生毕业设计 第 38页
式中：
k、n1——与起升机构浮动轴计算相同
∴ ?n＜ [??1k] 通过
⑵强度验算
由[5]运行机构工作最大载荷：
11'i? M2ma==×1.6×1.8×78.6×22.4×0.9 ??Mx258e02=2281.8 MPa
式中：
?5——考虑弹性振动的力矩增大系数，对突然起动的机构?5=1.5～
1.7 ，此处?5=1.6；
?8——刚性动载系数 ，取?8=1.8。 最大扭转应力：
?ma=x许用扭转应力：
[?2]?M2max2281.8=52.8 MPa ?W0.2?(0.06)3?sn2?180= 120 MPa 1.5 ∴ ?ma x＜ [?2] 故通过。 浮动轴直径：
d1?d+（5～10）=60 +（5～10）=65～70 mm，取d1=70mm ， 参考图如起升机构浮动轴图示
4 大车运行机构的计算
已知数据：起重量20t；桥架跨度L=22.5m ；大车运行速度vdc=75m/min；工作级别A5，机构接电持续率JC%=25%；起重量估计总重（包括小车重量）G=274.5KN；小车自重Gxc=80KN。
4.1确定传动机构方案
跨度22.5m为中等跨度，为减轻重量，决定采用分别传动的大车运行机
中国矿业大学2007届本科生毕业设计 第 39页
构布置方式。
4.2选择车轮与轨道，并验算其强度
按图4-1所示的重量分布，计算大车车轮的最大轮压和最小轮压。
图4-1
满载时，最大轮压： Pmax=
G?GxcQ?GxcL?e+×
L24274.5?80200?8022.5?1+× 4222.5=182.4 kN
空载时，最大轮压：
=
P′max=
G?GxcGxcL?e+×
L24274.5?808022.5?1+× 422.52=86.8 kN
空载时，最小轮压：
=
中国矿业大学2007届本科生毕业设计 第 40页
P′min=
G?GxcGxc1+×
L24274.5?80801+× 422.52=50.4 kN
车轮踏面疲劳计算载荷：
=
Pc==
2Pmax?Pmin 32?182.4?50.4
3=138.4 kN
车轮材料： 采用ZG340—640（调质），?b=700MPa ，?s=380MPa ， 由[2]附表18选择车轮直径：
Q当运行速度vdc=60～90 m/min , =0.729,工作类型为中级时，车轮直径
G。 Dc=600 mm,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：
R2Pc〞=k23c1c2
m4002=0.181××0.989×1 30.43=360238 N =360 kN
式中:
k2——许用点接触应力常数(N/mm2),由[3]表3-8-6,取k2=0.181； R——曲率半径，由车轮和轨道两者曲率半径中取大值，由[2]附表21取QU70轨道的曲率半径R=400mm；
m——由轨顶和车轮的曲率半径之比（r/R）所规定的系数，由[3]表 3-8-9，查得m=0.43；
c1——转速系数，由[3]表3-8-7，车轮转速
nc=
vdc75==39.8 r/min 时, c1=0.989； 3.14*0.6?Dc 中国矿业大学2007届本科生毕业设计 第 41页
c2——工作级别系数，由[3]表3-8-8，当A5级时，c2=1； Pc〞＞Pc 故验算通过。 线接触局部挤压强度验算： Pc′=k1Dclc1c2
=6.8×70×600×0.989×1 =282458 N =282 kN