本科毕业设计论文--电动单梁起重机结构设计.doc

全套设计CAD图纸 加 194535455电动单梁起重机设计摘 要本文是对电动单梁起重机进行功能分析和结构设计。首先分析了电动单梁起重机的现状以及国内外发展趋势，然后确定自己设计的目标。然后，进行了详细设计，主要包括确定主梁和端梁的参数，连接方式，分析计算主梁在载荷作用下工字钢的所承受的弯曲应力，以及起重机在动态和静态下主梁刚度。此后，又详细分析计算了载荷在不同位置时，各个车轮的轮压以及对端梁的作用力，在选择电动葫芦型号时，从钢丝绳、卷筒、电动机、减速器方面着手，经过详细的分析和计算，最后确定起升电动机为ZD141-4，运行电动机为ZDY121-4的CD型5t电动葫芦作为起升和运行传动装置。本文还分析了小车起升和运行两种不同运行机构，确定大车的电动机型号为ZDR100-4C型绕线式电动机。最后，详细介绍了起重机安装和试车注意事项。本文所设计是LD型电动单梁起重机，适应于车间、仓库等处的物品装卸工作，具有安装方便、操作简单、运行平稳等特点，整个机构安全可靠，在很大程度上节约了人力资源，具备实际应用价值。关键词 主梁；端梁；电动葫芦Electric Single Girder Crane DesignAbstractThis article is an electric single-girder cranes functional analysis and structural design. Firstly, the electric single-girder cranes status quo and development trend of domestic and foreign, and then determine their own design goals. Then, detailed design, including determining parameters of the main beam and the end beam connection, main beam analysis and calculation under load beam subjected to bending stress, and the crane main beam under dynamic and static stiffness. Since then, a detailed analysis of the calculated loads at different positions, wheel pressure and force on each wheel end of the beam, in the choice of model electric hoist, wire rope from the reel, motor, reducer aspects, after detailed analysis and computing finalize lifting motor is ZD141-4, run the motor for the CD-type electric hoist 5t ZDY121-4 as lifting and running gear. This paper also analyzes the car lifting and running two different operating agencies to determine the motor Model ZDR100-4C carts winding type motor. Finally, detailing the crane installation and commissioning notes.This article is designed LD electric single-girder cranes, suitable for workshops, warehouses and other places of loading and unloading goods, with easy installation, simple operation, smooth running characteristics, the entire organization is safe and reliable, in large savings in human resources, have practical value.Keywords Main girders,End beam,Electric hoist目 录摘要IAbstractII第1章 电动单梁起重机的概述11.1 电动单梁起重机的整体描述11.2 LD型电动单梁起重机各部件的作用11.3 电动单梁起重机的发展趋势21.4 本章小结3第2章 设计参数和承重梁计算42.1 设计要求42.2 电动葫芦的选型42.3 主梁计算42.4 端梁计算102.5 起重机最大轮压112.6 最大歪斜侧向力132.7 车轮轴对端梁腹板的挤压应力142.8 端梁中央断面合成应力142.9 主、端梁连接计算152.10 本章小结18第3章 小车起升和运行机构的设计193.1 电动葫芦起升机构设计193.2 电动葫芦运行机构设计243.3本章小结26第4章 大车运行机构设计274.1确定机构传动方案274.2传动装置设计284.3设计减速装置294.4起重机的安全装置304.5起重机的组装及试车要求314.6 本章小结32结论33致谢34参考文献35附录37- V -全套设计CAD图纸 加 194535455第1章 电动单梁起重机的概述1.1 电动单梁起重机的整体描述随着时代的进步，用机械进行工作替代了大多数人力工作，起重机在生产中起到了巨大的作用，其能实现重物的上下运动和前后运动。LD型电动单梁桥式起重机大多应用在车间，主要用于机械的转移，装配等，其能适应大部分的工作环境，除了高温的，有腐蚀性的或者是湿度较大的环境，因为这些环境严重应该起重机的寿命，容易引发安全事故1。1970年，LD型电动单梁起重机问世，与之相匹配的电动葫芦是CD型和MD型，能在轨道上运动的起重机，起重机在运动速度上面有要求，如果速度在45m/min以内，可以采用地面跟随式操作，如果速度比45m/min大了，需要采用操纵室操纵。电动单梁起重机有很多的优点，例如在使用方面，其操作简单，使用方便，极大节省了人力；在安装方面，其对厂房的要求不高，安装简单，维修也容易对前期厂房的建设和后期的维修都省了很多不必要的麻烦。但其缺点也很明显，不能载起很重的物体，有时候可能会影响工程进度2。1.2 LD型电动单梁起重机各部件的作用在设计之前，需要对其组成部分进行一个详细的分析，本次设计的起重机主要由以下几个部分组成。起重机的主梁，主要起到承载重物的作用，小车的轨道在主梁的腹部，起到承载电动葫芦及起吊的重物，主梁的上面也会显示起重机的起重吨数。起重机的端梁，一边与主梁相连，一边与轨道相连，主要起到运输主梁的作用，能调整主梁的位置来达到理想的工作地点。主梁和端梁主要是用螺栓来连接的，这种方式的优点是：主、端梁可以分开制造再重新组装，这样使结构更合理，在生产的过程中也减小了生产难度，在后期的安装中减小了安装难度，而且这样能大大节省费用。电动葫芦：一种由电机驱动，经卷筒、滑轮起、重链条，带动取物装置升降的轻小型起重设备。他的结构紧凑，操作方便，但是起重载荷不大，适用于一般的工厂生产使用3。大车：可以让起重机在水平方向上运动，能根据生产的需要调节位置。小车：是小车作水平运动，也可以根据生产的需要调节位置，同时小车在主梁上面，不断的主梁施加作用力。本品采用的是一种在工厂中使用很普遍的CD型电动葫芦。小车架：是支承电动葫芦和小车运行机构进行升降运动和水平运动的保证4-5。桥式起重机上运行机构的驱动轮，设计非常合理，一般都是对称分布，在整机四角分布着，这样有利益整机平稳运行，避免出现打滑现象。1.3 电动单梁起重机的发展趋势随着时代的发展和科技的进步，越来越多的新技术也运用到电动单梁起重机上面去了，在前期的实验阶段，完全可以用计算机进行模拟演练，包括其钢材在各种强度工作下的耐用度，还可以模拟各种环境工作下钢材的耐用度，做到越来越安全，而且，能适用的工作环境也越来越多了，其载重也越来越大了，操作也做来越简单了，可以做到直接在地面进行操作，大大提高了工作能力和工作效率。其次，也增添了很多的功能，例如称量功能，能称出物体的具体重量，再有起到安全作用的载荷限制器，用计算机和传感器控制的自动寻找目标并载起的功能6-7。1.国内电动单梁起重机的发展(1)优化机械结构，减轻自重随着时代进步，人们对结构工艺要求越来越高，结构不仅要载重大，而且还要重量轻，在提高起重机整体性能的前提下，开始研发并采用新的结构。(2)钻研国外先进技术德国Demang公司将电动机、制动器、减速器三种装置合为一体，经过对其详细的研究之后，国人也将其运用到自己的起重机上面去，不仅起到了机构美观、紧凑的作用，还大大增加了运行的稳定性，在很大程度上提高了起重机的性能8。(3)大型化发展近几年，国家发展极其迅速，越来越多大工程的出现都离不开起重机，起重机在国家能源工业的发展中也扮演着非常重要的角色9。2.国外电动单梁起重机的发展(1)整机结构紧凑，重量减少，低成本Patain公司在起重机的生产中也采用了三合一驱动装置，这种驱动不管是外观外面，还是实际应用方面，与原来设备都有很大的提升，不仅美观而且运行更稳定10-11。(2)更新零部件，提高整机性能法国Patain公司在起重机设备研究上面技术领先，其在改良起重机设备方面用另外一种思路，更新零部件，公司采用窄偏轨箱型梁作主梁，这种改变不仅节约了成本，而且还大大提高了起重机整体的性能，可谓是一举两得。(3)重型起重机随着社会需求量越来越大，越来越多的生产开始用到大型的起重机设备，不仅提高了生产效率，而且还节省了大量的人力物力资源，国外在大型起重机研究上面要领先中国一步12。1.4 本章小结介绍电动单梁起重机在生产活动中占据的地位并进行整体描述，详细介绍各部分的组成及作用，着重介绍了大车、小车、电动葫芦、主梁、端梁的作用，最后介绍电动单梁起重机的国内外的发展趋势。第2章 设计参数和承重梁计算2.1 设计要求本次设计的起重机主要用于仓库起吊使用，要求最高的起吊重量不能超过5t；起吊高度需要根据仓库的高度设定，最高不能超过9m；其中，电动葫芦的运行速度最高不超过5m/s，起吊的速度最大不能超过0.14m/s；电动葫芦的最大轮压为1900kg，自身的重量为500kg；起重机横着的跨度为12.6m；大车的运行速度最高不能超过0.75m/s；工作级别为M4；工作环境没有特殊的要求在一般常温下工作就可以，不能运输有毒、易燃和易爆物品。2.2 电动葫芦的选型电动葫芦的类型非常多，不同的起吊重量就需要不同的电动葫芦，而且还要很据不同的环境来选择，根据本次设计的要求，选则目前应用最普遍的CD1型和MD1型13。电动葫芦的总体结构可分为起升机构和运行机构两部分，起升机构由电动机、制动器、减速装置、卷筒装置以及吊钩滑轮组等组成。CD1型和MD1型电动葫芦能起吊的重量最大不能超过10t，吊起的高度最高不能超过30m最低高度为6m，起升的最高速度不能超过0.14m/s，当起吊的重量超过10t时为速度不能超过0.12m/s14。而MD1型电葫芦具有两种起升速度，除正常的起吊之外，当需要进行精密的起吊或者是载起的物体需要精准结合的时候，起吊的速度不能超过0.014m/s。根据本次设计的要求，选择型号为CD15-9D的电动葫芦，CD1型电动葫芦的主辅电机为带锥形制动器的锥形转子电机，电机和制动器制成一体。2.3 主梁计算根据系列产品资料，查得28a普型工字钢（GB706-65）的基本尺寸参数：h=280mm，b=122mm，t=13.7mm，F1=55.45，q=43.4kg/m。则主梁断面Jx的面积是7114cm²，Jy的面积是345cm²；由式子(2-1)得知结果F=151cm²；由公式(2-2)得结果y1=37cm，y2=4cm；由公式(2-3)、(2-4)得知结果Jx=111545，Jy=21849。初步给出主梁的断面尺寸如图2-1所示：图2-1 主梁断面尺寸() (2-1)主梁断面水平形心轴x-x位置 (2-2)式中：，cm²各部分面积对x-x轴的距离，cm³x-x轴的距离，cm主梁断面惯性矩: (2-3) (2-4)由于起重机的设计不同，主梁所受到的力也不同，本次设计的起重机在水平面内载荷对主梁的扭转作用可以不用计算。该主梁的强度计算按第类载荷进行组合15。梁的整体弯曲应力和轮压在工字钢下翼缘引起的局部弯曲应力两部分合成后进行强度校核。梁的整体弯曲在垂直平面内按简支梁计算，在水平面内按刚度的框架计算，简支梁受力分析如图2-2所示：图2-2 简支梁受力分析1.垂直载荷在下翼缘引起的弯曲应力根据起重机设计手册计算： (2-5)式中： (2-6)其中：Q=5000kg =1000´ (2-7)式中：可以由公式(2-5)、(2-6)、(2-7)可以计算得到P=6550，q=126kg/m，=1060kg/cm2。主梁工字钢下翼局部弯曲计算，主梁工字钢下翼局部如图2-3所示：图2-3 工字钢下翼轮压局部计算轮压作用点位置i及系数 i=a+c-e (2-8)式中：；。 (2-9)由公式(2-8)、(2-9)、(2-10)得知，a=5.565m，=0 .57 ，i=3.205。e=0.164R（cm）对普型工字钢，翼缘表面斜度为1/6，R-葫芦定轮踏面曲率半径，由机械手册31.84查得R=17.5cm， 则e=2.87cm。 (2-10)2.工字钢下翼缘局部曲应力计算，主梁工字钢如图2-4所示：图2-4 主梁工字钢L点横向（在xy平面内），局部弯曲应力1由下式 计算： (2-11)式中：图2-5 局部弯曲系数其中： 可以由公式(2-11)、(2-12)、(2-13)计算得出，。如图2-4中1点纵向（在yz平面内）局部弯曲应力为由下式计算： (2-12)式中：由图2-5得=0.6如图2-4中得´点纵向（yz平面内）局部弯曲应力为3，由下式计算：=± (2-13)式中： 3.主梁跨中断面当量应力计算图2-5中1点当量应力为 (2-14)由公式2-14得=1077kg/cm²<=1800kg/cm2点当量应力为当，当=1263kg/cm²<=1800kg/cm²。4.垂直静钢度计算 (2-15)式中： 对3号钢E=2.1×10³×10³kg/cm²， ，取cm由公式(2-15)得f=2.2cm，f=2.36cm，f<f，所以满足要求结果。5.水平静刚度计算 (2-16) 式中: 由公式(2-16)得f水=0.56cm；f水<f水=0.825cm，所以满足要求。注：系数1/20的选取是按1/20(Q+G) 取g=9.8m/s² 当驱动轮为总数的1/2时，取a=0.5m/s²6.动刚度计算在垂直方向的自振周期： (2-17)式中： (2-18)其中：，g=980cm/s² (2-19)可以由公式(2-17)、(2-18)、(2-19)计算得T=0.1112秒，T<T=0.3s，M=1.75kg·s²/cm，K=5006kg/cm。7.稳定性计算由于在选择材料的时候考虑到各个方面选择了硬度比较大的材料，所以不用进行主梁稳定性的计算，翼缘板的稳定性由于有加筋板和斜侧板的共同作用，极大加强了其牢靠性，在计算方面也可以省略。2.4 端梁计算本次设计使用的端梁是在工厂中应用非常广泛的端梁，其一端通过螺栓与主梁相连接，另一端通过车轮与轨道相连接，有时候为了生产安装的需要，可以通过轨道随时调整主梁的位置，非常方便16。端梁简图如图2-6所示：图2-6 端梁简图图2-7 端梁简图1.轮距的确定 L=2.3573.3m，2.端梁中央断面几何特性断面总面积：参数见中央断面图，可以看到：F=79.5cm。形心的位置(相对于z-z)可以确定为：，。形心的位置（相对于y-y）可以确定为：，。计算得断面惯性矩：，。以上的计算公式均出自起重机设计手册P146。平行移动轴公式： 断面模数: 2.5 起重机最大轮压本次设计的机构有4个车轮，负责承载整个机构。下面分四种情况来分析车轮轮压，计算最大轮压时，需要在电动葫芦上吊上规定的重物，当他们移动到最左边和最右边两个位置时，来进行详细的计算17。起重机支座反力作用如图2-7所示：图2-8 起重机支反力作用1.当载荷移到左端极限位置时，各车轮轮压： (2-20) (2-21) (2-22) (2-23)式中： s1=841.5cm s2=1310cm 均出自起重机计算实例。由公式（2-20）（2-21）（2-22）（2-23）得出结果39360N，9600N，9060N，41920N。2.当载荷移到右端极限位置时各车车轮轮压 (2-24) (2-25) (2-26) (2-27)由公式（2-24）、（2-25）、（2-26）、（2-27）得出结果10890N 38050N，37520N，13450N。当起重机满载时，无论在左端或右端Na=Nd，NbNc都相差不大，因此，计算均通过。3.当起重机空载时，起重机各轮的轮压（运行到左侧时） (2-28) (2-29) (2-30) (2-31)式中的各参数与前面所表示的一样，由公式（2-28）、（2-29）、（2-30）、（2-31）得出结果=10900N，=8050N，=7510N，=13460N。4.空载时移到右端极限位置时，各车轮的轮压 (2-32) (2-33) (2-34) (2-35)由公式（2-32）（2-33）（2-34）（2-35）得出结果=8510N ，=10440N，=9900N，=11070N。所以，车轮的最大轮压是当载荷移到最左边时的从动轮D上，即：为最大轮压Nmax=4192kg=41920N。Nmin为最小轮压，出现在当起重机空载时，电动葫芦移到最左侧时主动轮B轮上的轮压，即Nmin=805kg=8050N。2.6 最大歪斜侧向力机构在运送重物的过程中，难免会出现运行不稳定的现象，这时候，车轮轮缘与轨道侧面的接触，并产生运行方向垂直的侧向力s18，需要对这种情况进行详细的分析计算，桥架简图如图2-9所示：图2-9 桥架简图当载荷移到最左边时，最大轮压为Nd=3891kg，这时的最大歪斜侧向力为： (2-36)式中：， 对于轮距k同跨度l的比例关系在1/51/7之间，所以=0.1 ，当载荷移到最右边时，最大轮压为3805kg，这时最大歪斜侧向力为：。2.7 车轮轴对端梁腹板的挤压应力最大侧向力考虑当载荷移到最右边时最大侧向力在B轮上。最大侧向力可以由公式(2-37)得=947kg/cm²，所以可以安全的使用。 (2-37)，由于端梁受力复杂，一般只计算垂直载荷和歪斜侧向力，所以许用应力3号钢取1400kg/cm²2.8 端梁中央断面合成应力车轮轴对端梁腹板的挤压应力为可以由公式（2-38）得=200公斤/cm²=1150kg/cm²，所以安全。 = (2-38)式中：起重机最大轮压，当载荷小车移到左端极限位置时，最大轮压在D轮上，即=4192kg，=7cm，=1.5cm，对3号钢取=1150kg/cm²2.9 主、端梁连接计算1.主、端梁连接形成及受力分析主、端梁连接是采用螺栓和减载凸缘纳米结构的形式，用六个M20螺栓连接。如图2-10，2-11所示：图2-10 主、端梁连接图2-11 受拉螺栓距离图受力分析：在本文设计的情况下，发生在主、端梁之间连接处的垂直载荷由凸缘承受剪力及挤压力，螺栓主要承受由起重机运行时的歪斜侧向力和起重机支承反力。2.螺栓拉力的计算，起重机歪斜侧向力力矩的计算已知：起重量Q=5000kg，跨度L=1650cm，起重机运行的速度为V=45m/min，起重机歪斜侧向力矩为-歪斜侧向力，由前节得：；k-轮距k=2.5m，所以可以得到：MS=380.5×2.5=951kg/m。3.歪斜侧向力矩对螺栓拉力的计算，如图2-12所示，对螺栓d的计算，设歪斜侧向图2-11主、端梁连接拉力为可以由由公式（2-39）计算得。= (2-39)式中： -4.起重机支承反力对螺栓的作用力矩当载荷移动到一侧的极限位置时，取端梁作为受力离体，其受力如图2-12所示：图2-12 轮受力分析取c点为受力的平衡点，所以可以得到，由公式(2-40)得。 (2-40)式中：，如图2-12所示，取t0=12cm =7557kg5.支反力矩对螺栓的拉力可以由公式（2-41）得N2=3048kg。设：支反力矩MR对螺栓d的拉力为 (2-41)式中： 6.螺栓d承受的总拉力，=4570kg。7.验算螺栓强度可以由公式(2-42)得=2077kg/cm2，强度合格。= (2-42)式中：，N0=4570kg ，其中：，对于M20螺栓的螺纹底径d0=16.75mm即：1.675cm。所以：F0=2.2cm²，kg/cm²其中：，对端梁连接螺栓采用45号钢正火的M20螺栓。8.凸缘垂直剪切应力可以由公式(2-43)得，所以符合要求。 (2-43)式中：9.凸缘挤压应力可以由公式(2-44)得，验算通过。 =RB/F´ (2-44)，由图2-12得F´´=21.6cm²，2.10 本章小结本章主要是提出设计的要求，选择什么型号的电动葫芦，并详细计算和验证了动态和静态下主梁工字钢能承受的局部弯曲应力，起重机的最大轮压，最大歪斜侧向力，车轮轴对端梁腹板的挤压应力，端梁中央断面合成应力，最后计算主、端梁的连接。第3章 小车起升和运行机构的设计在选择设计基准工作级别的时候，可以根据实际情况来选择，一般的都选择M4，但当起吊负荷过大的时候，可以选择M3，因为M3从经济角度考虑更为合理一些，的整个机构如果正常使用10年不是问题，期间如果零部件出现问题可以进行更换，例如，如果钢丝绳损坏了可以进行更换19。3.1 电动葫芦起升机构设计基本设计参数：，和，无论是吊起的重量，能达到的最大高度，整个机构的运行速度都需要满足工厂正常运营的要求。电动葫芦正常运行与机构的工作级别和接电持续率的设计也是密不可分，需要对其进行详细的分析计算才可以20。1.简要设计步骤作为起升机构的钢丝绳电动葫芦，其设计步骤是取物缠绕装置入手，然后向驱动装置、传动装置和制动装置展开设计计算与验算，能选用标准部件应尽量选用为佳。(1)，选择吊钩可以很据用户的实际用途，起吊的负荷重量以及工作级别来决定使用哪种标准的吊钩。(2)计算钢丝绳最大静拉力并选择钢丝绳，钢丝绳最大静拉力可以由公式(3-1)得到=29070N。 (3-1) 为滑轮组分支数，取q=2 去=1钢丝绳绳径的确定，钢丝绳直径不应小于下式计算的最小直径： d=C=16mm式中d-钢丝绳最小直径，mm；C-选择系数，；C如表3-1所示：表3-1 选择系数C值机构工作级别选择系数c值安全系数n钢丝公称抗拉强度， 166017001850M1-M30.1030.0790.1014M40.1010.0950.1024.5M50.1030.0090.1055M60.1130.1110.1116M70.1150.1210.1237M80.1320.1240.1309选出机构工作级别为M4，取C=0.095，d为钢丝绳的计算值，经整圆后再选择标准直径的钢丝绳，整圆后d选不应超过d计算值的25%，否则绳太粗，不易弯曲而寿命短。由起重机计算实例附录选得d=18.5mm。验算钢丝绳安全系数：当按选择系数法选择钢丝绳后，可根据钢丝绳的实际破断力验算安全系数n，安全系数按下式计算：n=S0/S=5.8>4.5，因此所选钢丝绳满足要求，由公式(3-2)得=168534N。 (3-2)式中： ，按上表选取1700 ，与钢丝绳结构有关，一般取此处取 ，一般取此处取0.822.卷筒基本尺寸、转速和强度计算根据标准，材料一般选用铸铁或铸钢，对于工作级别为中度的卷筒，应选铸铁作为卷筒的制造材料。卷筒与滑轮最小卷绕直径的确定可以由公式(3-3)得出。 (3-3) (卷筒为，滑轮为）mm；按下表所示3-2选取：表3-2 相关系数h机构工作级别卷筒 滑轮 M1-M31216M41618M51821M62123M72326M82630由于机构工作级别为M4，所以选择=16mm，=18mm；d-选用钢丝绳直径，mm；卷筒相关尺寸的确定，电动葫芦卷筒绳槽采用浅槽，如图3-1所示：图3-1 电动葫芦卷筒绳槽槽距t=d+(12)，mm；绳槽半径R=0.55d，mm；槽深=0.28d，mm；圆角r=0.51.5mm。综上计算可得：t=20mm，R=10mm，=5mm，r=1mm绳槽圈数Z可以由公式(3-4)计算得出Z=22。 (3-4) 式中：，q=2 ，H=9m，一般取=2采用导绳器时，卷筒长度可以由公式(3-5)计算得出。 (3-5)，一般取 一般取卷筒的转速：卷筒转速可以由公式(3-6)计算得出得。 (3-6)式中：q ，卷筒壁强度计算：卷筒壁中承受着复杂的应力，但主要是卷筒壁中的压应力，压应力计算可以由公式(3-7)计算得34N，所以满足要求。 (3-7)，N ，N 钢制卷筒 铸铁卷筒 一般卷筒使用铸铁制造，由机械设计手册查得4.电动机的选择与校验按起升载荷、额定起升速度和起升机构的效率计算起升电动机功率可以根据公式(3-8)得。 (3-8)，Kw N根据上述计算的电动机静功率和按节点持续率初选电动机。根据CD、MD电动葫芦技术性能和外形尺寸主要参数表，初步选择起升电动机为ZD1414。电动机过载能力校验：起升机构电动机可不验算发热，只校验过载能力，过载能力按下式计算：（每小时启动六次的功率）Kw；，绕线电动机 5.起升减速器计算与选择传动系统的总速比为电动机额定转速与卷筒转速之比。卷筒转速可以由公式(3-9)计算得出。 (3-9)传动总速比由公式(3-10)计算得出=26.5。 (3-10) ：电动葫芦的减速器的选择可以根据实际的情况进行选择，对减速比和电动机功率进行分析和计算，最后选择最合适的减速器。在计算的过程中，齿轮计算是最麻烦的，本文设计是按照GB381183起重机设计规范中附录S进行设计计算，需要计算齿轮的齿面接触疲劳计算安全系数齿根弯曲疲劳许用应力、齿根弯曲疲劳强度安全系数和齿根弯曲静强度21。目前电动葫芦的制动器均采用非标准的锥形制动器，与电动机共同构成制动电动机，制动电动机轴需要的静扭转力矩可以由公式(3-11)计算得=120075N/cm。 (3-11) 3.2 电动葫芦运行机构设计电动葫芦运行机构通常称为电动小车，电动小车运行静阻力可以由公式(3-12)得计算得。 (3-12) 0.005系数是由于电动葫芦的运行轨道允许倾斜度为时的坡道运行阻力系数电动机的初选预验算，在初选电动葫芦运行电动机时应考虑克服摩擦阻力、坡道阻力所需的电动机静功率和电动机启动阶段消耗的功率。式中：，kw，为所选电动机的总功率，kw ，对绕线电动机取1.7，鼠笼电动机取1.98 ，N ， ，kg，S初算时按下表3-3所示选取表3-3 加速时间运行速度（m/s）低俗与中速行程长中速与高速（常用）高速加减速时间（s）加减速度（m/）加减速时间（s）加减速度（m/）加减速时间（s）加减速度（m/）4.0/8.00.506.00.673.15/7.10.445.40.582.50/6.30.394.80.522.009.10.225.60.354.20.471.608.80.195.00.323.70.431.006.60.154.00.2530.330.635.20.123.20.19/0.404.10.0982.50.16/0.253.20.078/0.162.50.064/经计算由CD、MD型系列电动葫芦技术性能和外形尺寸表，初选小车运行电动机ZDY1214。小车在运行的过程中，一般的速度都不会