门式起重机毕业设计说明书

门式起重机毕业设计说

明书

文件排版存档编号：[UYTR-OUPT28-KBNTL98-UYNN208]

西南交通大学峨眉校区

毕业设计说明书

论文题目：门式起重机设计

—起升机构与小车运行机构设计

系 部： 机械工程系 专 业： 工程机械 . 班 级： 工机二班 学生姓名： 毛明明 学 号：

指导教师： 冯鉴

目 录

第一章 门式起重机发展现状

4

型吊钩门式起重机的用途 ............................... 5

钢丝绳的计算 ......................................... 8 滑轮、卷筒的计算 ......................................

减速机的选择 ........................................ 12

车轮的计算 .......................................... 24

第一章 门式起重机发展现状

门式起重机是指桥梁通过支腿支承在轨道上的起重机。它一般在码头、堆场、造船台等露天作业场地上。当门式起重机的小车运行速度大、运行距离长、生产效率高时，常改称为装卸桥。港口上常用的机型有：轨道式龙门起重机、轮胎式龙门起重机、岸边集装箱起重机、桥式抓斗卸船机等。

当桥架型起重机的跨度特别大时，为了减轻桥架和整机的自身质量，常改用缆索来代替桥架，供起重小车支承和运行之用。

起重机械是用来升降物品或人员的，有的还能使这些物品或人员在其工作范围内作水平或空间移动的机械。取物装置悬挂在可沿门架运行的起重小车或运行式葫芦上的起重机，称为“门架型起重机”。

进入21世纪以来，我国的造船工业进入了快速发展的轨道，各大主力船厂承接的船舶吨位从几万吨发展到十几万吨，年造船能力也普遍跃上百万吨水平，造船模式也相继从船台造船转向船坞造船，大型造船门式起重机的需求也大幅度增加。

随关中船长兴、中船龙穴、青岛海西湾、舟山金海湾、靖江新时代、太平洋集团扬州大洋等大型国营和民营造船基地的建设，大型造船门式起重机也进入了一个大型集中建造的黄金时期，起重机的提升能力从600ｔ上升到900ｔ，跨度从170米增加到239米，已经建成的和在建的大型造船门式起重机有几十台。门式起重机作为一种重要的物料搬运设备，在造船领域中的重要作用日益显现。随着经济的发展，它不仅在国民经济中占有重要的位置，而且在社会生产和生活的领域也不断扩大。从20纪后期开始，国际上门式起重机的生产向大型化、多功能化、专用化和自动化的方向发展。

第二章 MG型吊钩门式起重机的概述

MG型吊钩门式起重机属双主梁通用门式起重机,也称A型双梁门吊,由桥架、大车运行机构、小车、电气设备等部分构成。本起重机是按GB/T14406-1993《通用门式起重机》设计制造，常用起重量10-50t，工作环境为-20- 40。C，工作级别A5、A6两种。本起重机小车导电采用软缆导电，大车采用滑触线或电缆卷筒方式供电，操作方式有地面控制、操纵室控制、遥控三种形式供用户选择。标准操纵方式为室控，全部机

构均在司机室操纵并有防雨设备。适用于露天仓库、货（料）场、铁路车站、港口码头各种物料的装卸和搬运工作。本起重机特点：桥架采用箱形梁焊接结构，起重机运行平衡，抗风性能好，各机构设有安全保护装置。

MG型吊钩门式起重机的结构及组成

箱体双梁门式起重机（图1）有一个由两根箱型主梁和两根马鞍构成的双梁门架，大车运行机构和电气设备等。在门架上运行起重小车，可以起吊和水平搬运各类物件。箱型双梁结构具有加工零件少、工艺性能好、通用性好及机构安装检修方便等一系列优点，因而在生产中得到广泛采用。构成门式起重机的主要金属结构部分是门架，它矗立工作场所的轨道上，并沿轨道前后运行。除门架（主梁和马鞍）外，它的主要组成部分还有小车（主、副起升机构、小车运行机构和小车架），可以带着吊起的物品沿门架上的轨道左右运行。于是门架的前后运行和小车的左右运行以及起升机构的升降动作，三者构成的立体空间范围是门式起重机吊运物品的服务空间。

图门式起重机

MG型吊钩门式起重机的工作原理

门式起重机，一般都具有三个机构：即起升机构（起重量大的有主副两套起升机构）、小车运行机构和大车运行机构。按照正常工作程序，从起吊动作开始，先开动起升机构，空钩下降，吊起物品上升到一定高度，然后开动小车运行机构和大车运行机构到指定位置停止；在开动起升机构降下物品，然后空钩回升到一定高度，开动小车运行机构和大车运行机构式起重机回到原来的位置，准备第二次吊运工作。每运送一次物品，就要重复一次上述过程，这个过程通常称为一个周期。在一个周期内，各机构不是同时工作的。有时这个机构工作，别的机构停歇，但每个机构都至少作一次正向运转和一次反向运转。

1.1 MG型吊钩门式起重机的用途

它适用于各种工矿企业，交通运输及建筑施工等部门的露天仓库、货场、铁路、车站、码头、建筑工地等露天场所。做装卸与搬运货物、设备以及建筑构件安装使用。

MG型吊钩门式起重机的主要技术参数

主要技术参数

起重量：主钩Q主45T，跨 度： L9.42m； 起升高度：主钩H主40m；

工作制度：主起升工作级别：重级（JC%40)；

小车运行工作级别：中级（JC%25)； 大车运行工作级别：中级（JC%25)；

工作速度：主起升速度：V18m/min（轻载）；V9m/min （重载）；

小车运行速度：V1.25-12.5m/min； 大车运行速度：V2.35-23.5m/min； 小车轨距： L2.5m；

第三章 起升机构的计算

45吨双梁门式起重机它主要由主起升机构、小车运行机构和小车架

所成。小车采用四个走轮支撑的起重小车（见图2-1）

图（2-1）门式起重机起升机构传动简图

主起升机构的计算参数

1、主要参数与机构的布置简图如图3-3

已知：起重量：Q45000kg； 工作类型：重级（JC%40)；

最大起升高度：H40m，地面以上9m，地面以下31m； 起升速度：V重=9m/min(重载)；V轻=18m/min（轻载）；

钢丝绳的计算：

根据起重机的额定起重量Q=45吨，查起重机设计手册表8-2选

择双联起升机构滑轮组倍率为M=4，起升机构钢丝绳缠绕系统如图2-2所示。

图2-2 钢丝绳缠绕系统

1 钢丝绳所受最大静拉力；

式中 Q——额定起重量，Q45000kg；

G钩——取物装置自重，G钩1074.5kg(吊挂挂架的重量

一般约占额定起重量的2~4%；这里取吊钩挂架重量为

1074.5kg)；

m——滑轮组倍率，m4；

组——滑轮组效率，组0.975。

2 钢丝绳的选择：

所选择的钢丝绳破断拉力应满足下式：

而 S绳S丝

式中：S绳 ——所选钢丝绳的破断拉力；

n绳——钢丝绳安全系数，对于重级工作类型取

n绳=6；

S丝——钢丝绳破断力总和；

α——折减系数，对于绳6Χ37+1的钢丝绳α=；

对于绳6Χ19+1的钢丝绳α=。

有上式可得：

查钢丝绳产品目录表可选用：钢丝绳6W(19)-26-7X7-170-I-Z(GB1102-74)的S丝=，所以选择的钢丝绳满足强度要求，钢丝绳的直径d绳=26mm。

滑轮、卷筒的计算

1 滑轮、卷筒最小直径的确定

为确保钢丝绳具有一定的使用寿命，滑轮、卷筒名义直径（钢丝绳卷绕直径）应满足下式：

D(e1)d绳；

式中 e——系数，对于重级工作类型的门式起重机，e=32； D——是卷筒和滑轮的名义直径；

d ——钢丝绳的直径（mm）。

所以 D(321)26806（mm）

取卷筒、滑轮的名义直径D1000(mm)。

2 卷筒长度和厚度的计算（图2-3）

图2-3 双联卷筒的主要尺寸

卷筒的长度由下式计算：

L双2(L0L1L2)L光;

而 L0HmaxmZ0t D0式中 Hmax ——最大起升高度为9m（地面以上），31m（地面以下）取

Hmax=40m；

Z0——钢丝绳安全圈数，取Z0=3 ；

（2~4）28~30，取t30mm； t——绳圈节距td绳L1——根据结构确定卷筒空余部分，L15t150mm；

L2——固定钢丝绳所需要的长度， L23t90；

D0——卷筒的计算直径（按缠绕钢丝绳的中心计算），

D0Dd绳1000261026mm；

参考同类型起重机取D0=1020mm

L光——双联卷筒中间不切槽部分长度，根据钢丝绳允许偏斜

角确定对于螺旋槽卷筒tgα考同类型起重机取：

1 考虑到该取物装置的特殊性参10 L光=440mm

L0——卷筒半边卷绕部分的长度；

卷筒长度L双=2(158890150)440=4096mm，取L双=4100mm,取卷筒材料采用HT200,其壁厚可按经验公式确定0.02D(6~10)26~30，

取

30mm。 3 卷筒转速

式中V重——起升速度，V重=9m/min(重载)； ih——滑轮组倍率； 4 强度的计算

卷筒壁主要受钢丝缠绕所产生的压缩应力。此外还承受扭转和弯曲。

压缩应力的计算：

式中Smax——钢丝绳工作时最大张力； y——许用压应力，y=

by4.25（铸铁卷筒）；

by——抗压强度极限，by=750MPa；

故满足使用条件。

由于l>3D,需要计算有弯曲力矩产生的拉应力（因扭转应力甚小，一般可忽略不计）； t合成应力应满足：t'tMW Wt

tyymax式中 MwSmaxlx——卷筒所受的弯矩,lx=1830mm；

W——卷筒断面系数，W= (D)2；

t——许用拉应力，tb5 （铸铁卷筒）；

b——抗拉强度极限，b=200Mpa；

故满足使用要求。 根据静功率初选电机 1 起升机构静功率计算

式中0——起升机构的总效率， V——起升速度（重载）； 2 初选电动机功率

NekdPj；

式中 Ne——电动机额定功率；

kd——起升机构按静功率初选电动机的系数，由[1]表6—1取

kd=；

NekdPj0.9074.5KW67.05KW；

查电机产品目录（附录28），在JC%40时选择接近的电动机YZB315M6型，额定功率N=110KW，转速n=965r/min，转动惯量GD2=6.18kgm2。

减速机的选择 1 减速机传动比

i0n电n卷；

式中 n——电机机的额定转速(r/min)；

n0——卷筒的转速(r/min)；

i0n电n卷96586.2。 11.2 2 标准减速器的选用

根据传动比i086.2,电机功率N110kw电动机的转速

n965rmin、工作级别重级，从减速器产品目录[2]（附录26）可

选用QJSD63080VIIC减速器，传动比i=80，最大允许径向载荷为[F]=150000N，减速器输出轴端的瞬时允许转矩

[T]209000Nm。

3 验算减速器被动轴端最大径向力

轴端最大径向力应满足：

F

(aSmaxGt)[F]； max=

12式中Smax——钢丝绳最大静拉力(N)；

Gt——卷筒重力(N)；

a——卷筒上卷绕钢丝绳的分支数，a=2；

[F]——减速器输出轴端的允许最大径向载荷（N）。

F

max=57947.5387259883.5N150000N满足要求； 2 4 减速器输出轴承受短暂最大扭矩校核

减速器输出轴承受短暂最大扭矩应满足：

Tmax0.75Tei00[T](Nm)；

式中Te——电动机的额定扭矩,Te=9550

NE67.05=9550=(Nm) n965i0、0——减速器的传动比和效率，i0=；0=；

max——当JC%=40%时电动机最大力矩倍数，max=；

[T]——减速器输出轴端允许的最大短暂扭矩；

故满足要求。

5 实际起升速度的验算

实际起升速度为：

V98.973.3%15%满足要求 9制动器的选择

起升机构的制动转矩应满足：

式中：Tz——制动器制动力矩(Nm)；

Kz——制动安全系数取Kz= ；

i——起升机构总传动比，其值i=ihi0； ——起升机构总效率，其值=hi0；

根据以上计算的制动转矩，从制动器产品目录选用YWZ-400/90

制动器，制动轮直径为400毫米，最大制动力矩为1600Nm。

因为 TzKz联轴器的选择

带制动轮的联轴器通常采用齿轮形联轴器，依据所传递的扭矩、

转速和被连接的轴径等参数选择联轴器，起升机构联轴器应满足：

式中：T——所传递的扭矩的计算值(Nm)

Tmax——按第二类载荷计算的传动轴的最大扭矩。对高速轴，Tmax=（~）mTn ，m为电动机转矩允许过载倍数，Tn为电动机额定转矩，Tn=9550

Pn(Nm)，Pn为电动机额定功率，n为电动机的额定转n(QG0)D0 故满足使用要求。

2i速.

[T]——联轴器许用扭矩(Nm)；

k1——联轴器重要程度系数。对起升机构，取； k3——角度偏差系数在此取；

Tk1k3Tmax=1.750.82.595501106858.2(Nm) 965根据以上计算选用S3408带制动轮的齿轮联轴器，联轴器允许最

大扭矩为(Nm)，制动轮直径为400毫米，飞轮矩为kgm2，并选出S2482型联轴器，其允许扭矩(Nm)，飞轮矩为kgm2。因为TT故满足使用要求。 起动和制动时间验算

1 起动时间验算：

tqn[J][tq] （s）

9.55(TqTj)式中：Tq——电动机平均起动转矩(Nm)

Tj——电动机静阻力矩，按下式计算。

[ tq]——推荐起动时间

[J]——机构运动质量换算到电动机轴上的总转动惯量

QD0（kgm2），按下式计算： [J]=（Jd+Je）+（kgm2） 2240ai2式中： Jd——电动机转子的转动惯量（kgm2）。在电动机样本中查

GD2取，如样本中给出的是飞轮矩GD，则按J换算；

4g2Je——制动轮联轴器的转动惯量（kgm2）

tqn[J]=

9.55(TqTj)4.6074.59.811.0202965[1.15(6.18)]49.814022(86.24)20.911.5s

1.8955011046074.59.811.0209.55()965486.20.91门式起重机起升机构的起动时间一般应控制在1—2秒间，故起动时间是符合要求的。 2 制动时间验算

满载下降制动时间：

式 式中：

n'——满载下降时电动机转速m/min，通常取n'=n；

Tz——制动器制动转矩；

T'j——满载下降时制动轴静转矩，按下式计算：

[J']——下降时换算到电动机轴上的机构总转动惯量（kgm2），按下

式计算。

QD02kgm（） [J]=（Jd+Je）+2240ai'2[tz]——推荐制动时间（s），可取[tz]=[ tq]

n'[J'] tz9.55(TzT'j)4.6074.59.811.02020.911.1965[1.15(6.18)]26040486.21.44s =

46074.59.811.0200.919.55(1800)2286.2门式起重机起升机构的制动时间一般应控制在和起动时间相等，故制动时间是符合要求的。 3 起动加速度的验算

门式起重机起升机构的起动加速度一般小于0.2m要求的。

电动机过载能力效验

起升机构电机过载能力按下式进行效验：

式中：Pn——在基准接电持续率时的电动机额定功率为110（kW）；

u——电动机台数为1；

s2，故平均加速度满足

m——基准接电持续率时的电动机转矩的允许过载倍数取。 H——考虑电压降及转矩允差以及静载荷试验超载的系数。绕

线异步电机取，笼型异步电动机取，直流电机取.

HQv2.146074.59.819=62.6110（kW）满足um10002.510000.9160要求。

电机发热验算

电机发热效验合格应满足：

式中：P——电动机工作的接电持续率JC值、CZ值时的允许输出功率

（kW）,查取得（70.5kW）

PS——工作循环中，稳态平均功率（kW）；

——起升机构总效率； G——稳态负载平均系数；

其计算公式为PS=GPS=

Qv

1000u0.846047.59.81967.05 （kW）满足要求。

10000.9160第四章 小车运行机构的计算

主要参数与机构的布置简图

图3-1 小车运行机构简图

1——电动机；2——制动器；3——减速器；4——传动轴; 5——联轴器；6——角轴承箱；7——车轮。

双梁门式起重机的小车，起重量在5吨至50吨范围内一般均由四个车轮支撑，其中两个车轮为主动轮。主动车轮由小车运行机构集中驱动。

主要参数

起重量： Q=45t；

工作制度： 中级JC%25； 小车运行速度： V小车=min；

车轮数： 4个（其中两个为驱动）； 驱动形式： 集中驱动。 轮压的计算 参考同类型规格相近的起重机，估计小车总重为20t，近似认为由四个车轮平均承受。吊钩位于小车轨道的纵向对称轴线上，根据小车架布置图3-8偏离主、从动轮之间的中心线为100mm。 根据其中小车架的平衡方程式，可分别求出主动轮和从动轮的轮压：

图3-8计算简图 主动轮：

（N)； 式中 P1——主动轮轮压

K——小车轮距，K2500mm；

P1max1046074.5135020000125010； 179KN(满载）25002P1m1n50KN(空载）。

同理，可得从动轮轮压P2为：

P2max1046074.5115020000125010； 156KN(满载）25002P2m1n50KN(空载）。

电动机的选择

1、运行阻力的计算：

Fj——静阻力 ； Fm——摩擦阻力 ； Fp——坡道阻力； ① 起重机或小车满载运行阻力时的最大摩擦阻力:

Q——起升载荷（N）； G——起重机或运行小车的自重载荷；

f——流动摩擦系数（mm）； ——车轮轴承摩擦系数； d——与轴承配合外车轮轴的直径（mm）； D——车轮踏面直径；

——附加摩擦阻力系数 ； W——摩擦阻力系数； ② 满载运行时最小摩擦阻力： ③空载运行时最小摩擦阻力：

Fm2QG2fd D0.0159750N 由①得： FmQGWg（4500020000） 由②得：

Fm1QGWg（4500020000）20.30.015652047.5N

500 由③得：

Fm2QGWg（1074.520000）20.30.01565633.8N

500（QG）（4500020000）9.80.0021274N 坡道阻力： Fp ——坡道阻力系数与起重机类型有关，桥架上的小车取为；

最大静阻力：FjFmFp9750127411024N

12.5Fjv0602.52KW 电机静功率： Pj1000m10000.911024v0——运行速度； ——机构传动效率； m——电机个

数；

2、电机初选： PKdPi

Kd——考虑到电动机起动时惯性影响的功率增大系数，门式

起重机小车运行机构取为；

选取：YZB160M-8 ； 功率: ； n=730r/min； 转动惯量Kgm2； 最大转矩倍数； 电动机发热校验： PPS

P——电动机工作的节点持续率JC值、CZ值时的允许输出容量（KW）；

查表取P=

PS——工作循环中负载的稳态功率（KW）；

G——稳态负载平均系数，取为；

减速器的选择

1、由电动机转速与车轮转速确定减速器的传动比为：

参考QJ型起重机减速器用于运行机构的选用方法：

Pj——减速器的计算输入功率（KW）；

8——刚性动载系数，8=（~）；

Pn——基准接电持续率时，电动机额定功率（KW）；

I——工作级别，I=1~8；

P——标准减速器承载能力表中的许用功率（KW）；

查标准：选ZSC(D)-600+125-I-2 公称传动比i=； 实际传动比i=min； 输出轴转矩：36000Nm； 高速轴许用功率：26KW ；

P=26KWPj 速度偏差： V联轴器的选择：

高速轴：Tc1n18TnTt（Nm）

式中 Tc1——计算扭矩；

n1——联轴器安全系数，取；

V0V小车（空）V00.08%10% 符合要求。

8——刚性动载系数，取（~）；

Tn——电动机额定扭矩（Nm）Tn9550Pn98.12Nm nTt——联轴器许用扭矩（Nm）；

选用TLL2（带制动轮）联轴器：Tt=300Nm 制动轮直径D0200mm 转动惯量=0.15Kgm2 ； 低速轴： Tc2in18TnTt

i——电动机至低速联轴器的传动比 iD轮nV小车91.73；

选用S2429联轴器； 许用扭矩：800Nm； 制动轮直径D0200mm； 转动惯量=0.44Kgm2； 制动器的选用：

FP——坡道阻力； Fm1——满载运行时最小摩擦阻力；

m'——电动机个数，一般m=m'；

tz——制动时间；

（Kgm2）； J1——电动机转子转动惯量

（Kgm2） Tz——电动机轴上制动轮和联轴器的转动惯量；

V——圆形速度；

选取YWZ-200/25；推动器型号：YT1-252-4 ；制动力矩200Nm； 电动机起动时间与平均加速度的验算 1 满载上坡时 式中：

Tmq——电动机平均起动转矩(Nm)

n——电动机额定转速 n=730r/min

J——机构运动质量换算到电动机轴上的总转动惯量

（kgm2），按下式计算：J=k（J1+J2）+m——电机个数

Tj9.3(QG)vn22（kgm2）

——电动机静阻力矩，按下式计算：

Fj——运行静阻力 ； D——车轮踏面直径； i——减速器的传动比 ； ——机构的传动效率；

t7304.765.6s4~6s 满足

9.55（98.1234.53）2 起动平均加速度：

2(m/s) a式中：——起动平均加速度

v——运行机构的稳定运行速度(m/s) t——起动时间(s)

a212.50.037m/s20.098m/s，满足要求。

605.6运行打滑验算：

1. 起动时：(nzdD)Pmin500k(J1J2)i2000i[Tmqa] DD2. 制动时：(nzdD)Pmin500k(J1J2)i2000i

[Tzaz] DDPmin——驱动轮最小轮压(N)；

Tmq——打滑一侧电动机的平均起动转矩（Nm）；

k——计及其他传动飞轮矩影响的系数，K=~；

——附着系数，对室外工作的起重机取；

nz——附着安全系数取~；

d——轴承内径； D——车轮踏面直径；

——轴承摩擦系数取；

2a——起动平均加速度(m/s)；

Tz——打滑一侧的制动器的制动转矩（Nm）； az——制动平均减速度(m/s2) azV；

tz代入数据得：起动时左边 满足要求； 制动时右边 满足要求。 车轮计算

根据轮压、小车运行速度、工作类型初选：

车轮：踏面直径D=500mm，材料ZG310-570 HB300 配合轴径d=65mm

1. 车轮的计算轮压

（1） 疲劳计算时的等效起升载荷由下式确定：

式中 等效工——等效静载荷系数，等效工=

Q起——起升载荷质量，Q起=

根据等效起升载荷却低昂车轮的等效轮压P等效，然后再由下式确定车轮的计算轮压：

式中P等效——小车在门架上位于地下位置（一般取为离支点1/4跨度处）时，根据门架自重、小车自重及等效起升载荷计算的最大轮压：

K1——等效冲击系数，K1=1； 根据Q等效起/G总2709181.38，查得0.8；

200009.8（1） 强度校核时的最大计算轮压

式中Pmax——满载大车最大轮压，Pmax179000N；

Ⅱ——动力系数，取Ⅱ1.0；

2. 车轮踏面应力接触疲劳计算

（1） 车轮点接触的允许轮压 Pc2PmaxPmin 3 Pmax——起重机正常工作时的最大轮压；

Pmin——起重机正常工作时的最小轮压； R2点接触：PcK23C1C2

mK2——与材料有关许用点接触应力常数，K2=N/m2，

钢制车轮按[1]表5-2选取；

R——曲率半径，取车轮曲率半径与轨面曲率半径中之

大值，R=300mm；

m——由轨道顶面与车轮的曲率半径之比所确定的系

数，按[1]表5-5选取；

C1——转速系数，按[1]表5-3选取C1=；

C2——转速系数，按[1]表5-3选取C2=；

3002Pc1360000.11.111156093.75N 满足。

0.43（2） 车轮踏面强度校核

式中 点max——最大许用接触应力，当HB320时，

2kg/cm点24000~40000；

其余符号意义同前。 符合要求。

3、车轮轴的计算

（1）轴受纯弯曲时的应力

式中MmaxP计L4——两侧轴所承受的计算弯矩，

式中L——车轮两个轴承的间距，L20mm；

W弯——轴的抗弯断面模数

所以弯5001780.4N/cm2 50.27（2）轴受纯扭矩时的应力

式中M扭ⅠM额i——车轮轴所承受的计算扭矩， 其中Ⅰ——第一类载荷的动力系数， 其余符号意义同前。

（3） 弯曲应力和扭转应力合成的计算应力为

式中——将扭转应力换算为弯矩应力的系数，由于弯曲和扭转均对称，所以1；

因为轴在弯矩、扭矩作用时，大小和方向均发生不变化，是对称循环；

弯1——对称循环弯曲许用应力，对轴采用45号钢则：

式中K——应力集中系数，K2；

n——安全系数，n1.4

2.强度计算

（1）受纯弯曲时的计算应力

式中M弯max——用最大轮压（第二类载荷）计算轴的最大弯矩，

M弯maxP计maxL417900020500N•cm； 4W弯——轴的抗弯断面模数，

（2）受纯扭转时的计算应力

式中M扭max——第二类载荷计算情况所产生的扭矩，

W扭——抗扭断面模数，

（3）弯曲应力和扭矩应力合成的计算应力

式中——将扭转应力换算为弯曲系数， 1；

——弯曲许用应力

弯因为弯所以强度计算通过。

第五章 总结

本次课程设计是在学习机械知识中一次非常难得的理论与实际相结合的机会，通过这次比较完整的毕业设计，我摆脱了单纯的理论知识学习

状态和实际设计的结合，锻炼了我的综合运用所学的专业基础知识的能力，同时也提高我查阅文献资料、设计手册、设计规范以及电脑制图等其他专业能力水平，而且通过对整体的掌控，对局部的取舍，以及对细节的斟酌处理，都使我的能力得到了锻炼，得到了丰富的经验。

这是我们都希望看到的也正是我们进行课程设计的目的所在。此次设计的内容主要是对起重机的大车运行机构和副起升机构设计。

说明书首先介绍了此设计的选题，明确本设计的研究目的和意义，最后通过思考与讨论，最终确定本设计的研究方案。在设计过程中详细说明了大车运行机构和副起升机构的计算和选材，通过查阅相关方面的书籍，运用大量有关机械设计的相关知识，让我对机械方面的知识有了更深一层的认识，使我懂得如何灵活运用所学的知识应用到实际中，这对我将来的工作或学习都有很大的帮助。

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