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1、毕业设计（论文）说明书课题：15t桥式起重机起升机构和小车运营机构及其部件设计专业机械制造与设计班级机械0332学号33姓名邹志华指引教师赵近谊完毕日期：年2月至年5月湖南冶金业职技术学院机械工程系湖南冶金职业技术学院毕业设计（论文）任务书H邹志华S机械0332学号专33J机械制造与设计业设普15t桥式起重机起升机构和小车运营机构及其部件设计题目规定完毕重要工作量1） 15t桥式起重机起升机构和运营机构阐明书2） 15t电动机吊钩桥式起重机装配图一张3）卷筒装配图一张（共2张装配图）4）齿轮图一张5）心轴图一张6）卷筒图一张7）轴承座一张（共4张零件图）毕业设计（论文）完毕日期j从年2月25日
2、至年5月25日指引教师教研室主任（签名）（签名）（签章）系（部）审核:湖南冶金职业技术学院毕业设计（论文）指导教师意见书生名学姓邹志华班级机械0332一学号33专业机械制造与设计毕业设计题目15t桥式起重机起升机构和小车运营机构及其部件设计指引教师：（签名）年月日湖南冶金职业技术学院毕业设计（论文）答辩用纸生名学姓邹志华班级机械0332一学号33一专业机械制造与设计毕业设计题目15t桥式起重机起升机构和小车运营机构及其部件设计主答辩委员答辩时间年月日（上、下午）向学生提出重要问题湖南冶金职业技术学院毕业设计（论文）总成绩单生名学姓邹志华班级机械0332学号33业机械制造与设计毕业设计题目15t
3、桥式起重机起升机构和小车运营机构及其部件设计序号项目名称成绩比例(%)签名1指引教师评估502答辩委员会评估50系*X部S-/审核总成绩(盖章)年月日目录毕业设计（论文）说明书错误!未定义书签。目录错误!未定义书签。第1章起升机构设计错误!未定义书签。11拟定起升机构传动方案，选取滑轮组和吊钩错误!未定义书签。1.2 选取钢丝绳错误!未定义书签。1.3 .3拟定滑轮主尺寸错误!未定义书签。1.4 拟定卷筒尺寸，并验算强度错误!未定义书签。1.5 5选电动机错误!未定义书签。1.6 验算电动机发热条件错误!未定义书签。1.7 选取减速器错误!未定义书签。1.8 验算起升速和实际所需功率错误!未定
4、义书签。1.9 校核减速器输出轴强度错误!未定义书签。1.10 选取制动器错误!未定义书签。1.11 选取联轴器错误!未定义书签。1.12 验算起动时间错误!未定义书签。1.13 13验算制动时间错误!未定义书签。1.14 高速浮动轴计算错误!未定义书签。2.1 拟定机构传动方案错误!未定义书签。2.2 2选取车轮与轨道并验算其强度错误!未定义书签。2.3 3运营阻力计算错误!未定义书签。2.4 4选电动机错误!未定义书签。2.5 5验算电动机发热条件错误!未定义书签。2.6 选取减速器错误!未定义书签。2.7 验算运营速度和实际所需功率错误!未定义书签。2.8 8验算起动时间错误!未定义书签
5、。2.9 9按起动工况校核减速器功率错误!未定义书签。2.10 验算起动不打滑条件错误!未定义书签。2.11 选取制动器错误!未定义书签。2.12 选取高速轴器及制动轮错误!未定义书签。2.13 选取低速轴联轴器错误!未定义书签。2.14 验算低速浮动轴强度错误!未定义书签。2.14.1疲劳验算错误!未定义书签。2.14.2强度验算错误!未定义书签。第三章卷筒部件计算错误!未定义书签。3.1 卷筒心轴计算错误!未定义书签。3.1.3静强度计算错误!未定义书签。3.2选轴承错误!未定义书签。3.3绳端固定装置计算错误!未定义书签。第四章吊钩错误!未定义书签。4.1拟定吊钩装置构造方案错误!未定义
6、书签。4.2选取并验算吊钩错误!未定义书签。4.2.1吊钩轴颈螺纹M64处拉伸应力：错误!未定义书签。4.2.2吊钩弯曲某些A-A断面验算错误!未定义书签。4.3拟定吊钩螺母尺寸错误!未定义书签。4.4止推轴承选取错误!未定义书签。4.5吊钩横轴计算错误!未定义书签。4.6滑轮轴计算错误!未定义书签。4.7拉板强度验算错误!未定义书签。4.8滑轮轴承选取错误!未定义书签。结论错误!未定义书签。参照文献错误!未定义书签。致谢-41-第1章起升机构设计1.1拟定起升机构传动方案，选取滑轮组和吊钩按照布置宜紧凑原则，决定采用5J图4-10方案。如图IT所示，采用了双联滑轮组。按Q=15通用机械表17
7、取滑轮组倍率ih=3,承载绳分支数；Z=2ih=6如图1-1起升机构计算简图查2附表9选图号G20吊钩组Tl-362.1508得其质量：G0=467kg.两动滑轮组间距A=185mm.若滑轮组采用滚动轴承，当ih=3,查1表2T得滑轮组效率：n=0.985,钢绳所受最大拉力：S=Q+G。=(15000+467)(230.985)=2617kg=26.17kN查1表2-4,中级工作类别(工作级别M5)时，安全系数n=5.5钢丝绳计算破断拉力：Sb=nSmax=5.526.17=133.94kN查附表1选用瓦林吞型纤维芯钢丝绳6X19w+FC.钢丝公称抗拉强度1570MPa,光面钢丝，右交互捻，直
8、径d=I6mm,钢丝绳最小破断拉力Sb=132.6kN标记如下：钢丝绳16NAT619w+FC1700ZS108GB8918-881.3拟定滑轮主尺寸滑轮许用最小直径：Dd(e-l)=20(25-l)=480mm式中系数e=25由1表2-4查。由附表2选用滑轮直径D=560n三取平衡滑轮直径Dp0,6400=336mm.由附表2选用Dp=355mm.由附表4选用钢丝绳直径d=20mm,D=560mm,滑轮轴直径D5=140mmEl型滑轮标记为：滑轮F20X560-140ZBJ80006.8-87由2附表5平衡滑轮组选用d=20mm,D=355mm,滑轮轴直径D=75mmF型滑轮标记为：滑轮F2
9、0X355-75ZBJ80006.9-871.4拟定卷筒尺寸，并验算强度卷筒直径Dd(e-l)=16(25-l)=480mm由2附表13选用D=500mm,卷筒绳槽尺寸由3附表14-3查槽距t=20mm,槽底半径r=10mmUjRXln3?卷筒尺寸1.=2(-+Z0+4)r+1=2-+2+420+185=1160mmTrDO1.13.14x416；ZO附加安全系数，取ZO21.1一卷筒不切槽某些长度，取其等于吊钩组动滑轮间距，即1.l=A=185mm,实际长度在绳偏斜角容许范畴内可以恰当增减。DO-卷筒计算直径D0=D+d=400+20=420mm卷筒壁厚：=0.02D+(610)=0.002
10、X400+(6IO)=I418mm取=16mm卷筒壁压应力验算：vmax=109.(M106Vaw2=109MMPamaxz0.0150.016选用灰铸铁HT200最小抗拉强度b=195MPa许用应力：6产区=四=130MPa故抗压强度足够为1.5卷筒抗应力验算：由于卷筒长度1.3D响应效验由弯矩产生拉应力，卷筒弯矩图示于图(1-2)图1-2转筒弯矩图发生在钢丝绳位于卷筒中间时:Mw=SmaxZ=Smaxf-=26170f9651851=102063N.mmI2)I2)卷筒断面系数：W=3=K400一37。,)4597.5版D400式中D一卷筒外径，D=500mm;Di一卷筒内径，Di=D-2
11、=500-215=470mm干昂S-M/102063Q/sQ53MPaK，一w一/1714597.5合成应力=w=5.953+Rl09.04=38.665MPa,/y130l=-=-=39MPa25式中许用应力同/=2=些=39MP4n25卷筒强度验算通过故选定卷筒直径D=:50Omn1,长度1.=mm,卷筒槽形槽底半径厂IOmm,槽距t=20mm,起升高度H=8mm,倍率ih=3;接近减速器一端卷筒槽向为左A型卷筒，标记为:卷筒A500-1020-83左ZBJ80007.2871.5 选电动机计算净功率：Nj=(Q+Go)VlO26O=(15000+462)12=35.68kw102600.
12、85式中，n机构总效率，取f0.85。电动机计算功率：Ne2KdNj=0.8X35.68=28.544kN式中系数kd由1查得，对于M1M6级机构，kd=O.750.85,取kd=O.8查附表30选用电动机JZR2428,Nc(25%)=16kw,nl=715rpm,GD2d=1.46kg.m2,电机质量Gd=260kg1.6 验算电动机发热条件按照等效功率法，求JC=25%时，所需要等效功率：Nx2k25rNj=O.75X0.87X35.68=23.3kw式中k25-工作系数k25=0.75r-系数依照机构平均起动时间与平均工作时间比值(tq/tg)查得由1表63,普通起升机构tqtg=O.
13、l0.2,取tqtg=O.1.由1图66查得r=0.87由以上计算成果NxNe故初选电动机能满足发热条件1.7 选取减速器卷筒转速:Vih7.5317o/.n；=-=17.2r/min)11Do3.140.416减速器总传动比：“0二殳二型二41.6,17.3查2附表35选ZQ-500TI-3CA减速器。当工作类型为中级时，许用功率N=12kw,io=40.17,质量Gg=345kg,入轴直径dl=50mm,轴端长ll=85mm(锥形)1.8 验算起升速和实际所需功率实际起升速度v,=v=7.5=7.77m/minZ040.17误差:=-xl00%=3.6%=15%V实际所需等效功率：M=M1
14、.=9.6X=9.95KWNe(25%)=16KWV7.5符合满足条件1.9 校核减速器输出轴强度由1公式(6-16)输出轴最大径向力：Rmax=;(asmax+Gy)R式中aSmax=2X26170=52340N=34.58kN-卷筒上卷绕钢丝绳引起载荷Gj=4.56kN-卷筒及轴自重，参照附表4预计R=20.5kN-ZQ500减速器输出轴端最大容许径向载荷，由附表40查得。，Rmax=O.5(34.58+4.56)=19.57kNR=20.5kN由1公式(6-17)得出输出最大扭链i：Mmax=(0.70.8)maxMeiooM式中Me=9750竺%)=9750x=218Zi1715Nm-
15、电动机轴额定力矩max=2.8-当JC=25%时，电动机最大力矩倍数，由附表33查得。o=0.95减速器传动功率；M=26500Nm一减速器输出轴最大容许转矩，由附表36查得.Mmax=O.8X2.8X218X40.17X0.95=18635NmMc值，飞轮力矩(GD2)1=0.403kg.m?,质量Gl=23.6kg.浮动轴两轴端联轴器，由附表45选用30Omm制动轮半齿联轴器，其图号为S124,最大容许转矩Mt=3150Nm,飞轮锌(GD2)2=1.8kgnf,质量G2=38.5kg,为与制动器YWZ5-315/23相适应，将S124联轴器所带e30Omm制动轮，修改为315mm应用。1.
16、12验算起动时间起动时间:c(GD2)l+(Q+Go)Z式中(GD2)1=(GD2)+(GD2)y+(GD2)2=1.465+0.403+1.8=3.668kgm2静阻力矩:Mj=(Q+G0)D02in=(1500+467)0.416/2x3x40.17x0.85=31.40kgm=314Nm平均起动转矩：Mq=1.5Me=l.5216=327Nm一X1.153,668(15QQ04670416=03.(I38.2(327-31.4)(340.17)20.85普通起升机构起动时间为15s,此处tqVls,可在电气设计时，增长起动电阻延长起动时间，故所选电动机适合。113验算制动时间制动时间t.
17、=-C(GD2)1+38.2(M,.Mj)715=1.153.668+38.2(327-31.4)=0.3S(Q+G)O(15000+467)x0.416(3x40.17)20.85式中M1.(Q+GRJZ0(15000+467)0.4163=X0.852340.17=226.9Nm由1表6-6查得许用减速器，a0.2,a=vt2.故tj三-=7,71=0.633a0.2X60t2t2故适当1.14高速浮动轴计算1.14.1疲劳计算起升机构疲劳计算基本载荷Mlmax=aM-1.045X218=227.8Nm式中6一动载系数，6=12(1+2)=12(1+1.09)=1.0452一起升载荷动载系
18、数（物品起升或下降制动动载效应）2=1+0.71v=l+0.71X7.71/60=1.09由前节已选定轴径d=45mm,因而扭转应力:927XW0.2x(0.045)一-=12.5IO6N/m2=12.5MPa轴材料用45号钢，。6二600MPa,。j300MPa,弯曲:。T=0.27(q+v)=0.27(600+300)=233Mpa扭转r.1=-=-=140Mpa0.6s=0.6X300=180MPa轴受脉动循环许用扭转应力:式中K=Kx-Km考虑零件几何形状和零件表面状况应力集中系数;KX一与零件几何形状关于，对于零件表面有急剧过渡和开有键槽及紧配合区段，Kx=1.52.5Km-与冬件表
19、面加工光洁度关于，对于Km=I.51.2,对于，Km=1.25-1.35此处取K=2X1.25=2.5n一考虑材料相应力循环不对称敏感系数，对碳钢及低合金钢n=02nI安全系数，nI=1.25(由2表30查得)(九)二2x1402.5+0.2X=88.9MPa1.25故nok通过1.14.2强度验算轴所受最大弯矩:MUmaX=02Me=1.09X218=238MPa最大扭矩应力：TmaX二%r=13.05MPaW0.2(0.045)3许用扭转应力：1Q(ii)=120MPaunu1.5式中町一安全系数，nu=1.5rmax1.6工作级别为M5级，车轮直径Dc=350mm,轨道型号为18kg/m
20、(P18)许用轮压为3.49tPmax=3.5t.依照GB462884规定，直径系列为Dc=250.,315,400,500,630mm,初步选定车轮直径Dc=315mm,而后校核强度。强度验算：按车轮与轨道为线接触及点接触两种状况验算车轮接触度，车轮踏面疲劳计算载荷：PC=2Kwt+in=2x50000+12500=375OON33车轮材料，取ZG340-640,s=340Mpa,b=640Mpa线接触局部挤压强度：P：=kRlGC2=6.031528.20.961=51166N式中KI-许用线接触应力常数（N/mm2）,由口表5-2查得Kl=6;1.一车轮与轨道有效接触强度，对于轨道P18
21、（由附表22）1.=b=282mmV45Cl一转速系数，由1表5-3,车轮转速n二=45.5rmp时，11D万X0.315Cl=O.96C2工作级别系数，由1表5-4,当为M5级时C2=lPcPc故通过依照以上计算成果，选定直径Dc=315单轮缘车轮，标记为车轮DY1.-315GB4628842.3运营阻力计算摩擦阻力矩：Mln=(Q+GQ(k+g”查2附表19,由c=350mm车轮组轴承型号为7518,据此选Dc=315mm,车轮组轴承亦为7518,轴承内径和外径平均值d=(90+160)2=125mm,由1表7-1表7-3查得滚动摩擦系数K=O.0005,轴承摩擦系数=0.02,附加阻力系
22、数22.0,代入上式得满载时运营阻力矩：Mm(Q=Q)=(15000+5000)(0.0005+0.02X0.125/2)2=70kg.m=700N.m运营摩擦阻力:Pm(Q=Q)=4444.4NIH(Q=O)_700De/2-0.315/2当无载时:MjM(Q=O)=GA.(&+“=5000(0.0005+0.02X2=17.5kg=175NMP(Q=O)二MQR)=175Dc/20.315/22.4选电动机电动机静功率:N.二PY=4444.4x4()二工29kw1OOOWl1OOO600.91式中Pj=Pm(Q=Q)一满载时静阻力，=0.9一机构传动功率；M=I驱动电动机台数初选电动机功
23、率：N=KdNj=I.52.59=2.98kw式中Kd电动机功率增大系数，由1中表7-6查得，Kd=I.5由2附表30选用电动机JZR2126,Ne=3.5kw,nl=910rmin,(GD2)d=0.142kg.m2,电机质量Gd=80kg2.5验算电动机发热条件等效功率：Nx=k25/N.=0.751.122.59=2.18kw式中K25一工作级别系数，由1查得，当Jc=25%时，k26=0.75/一由表6-5查得tq/tg=O.2,查图6-6得7=1.12NxN0故所选电动机发热条件通过2.6选取减速器车轮转速：n=-=40.4rmine11Dc3.14x0.315机构传动比：io=Nn
24、c=91040.4=22.5查2附表40选用25(：40011-2减速器，仿=27N中级=2.8kw(查输入转速为100Or/min时)，NxVN中级2.7验算运营速度和实际所需功率实际运营速度：V;=vt=40-=33.33rminM27误差：=2121=40-33.33=m.6%v15%适当匕40实际所需电动机等效功率：N；=NX以二2.18X邑史二1.82VNe故适合1.402.8验算起动时间起动时间：ntZt=!口38.2(mM,/-W/HC(GD2)1io式中nl=910r/min；m=l一驱动电动机台数;NMq=1.5Mt,=l.5x9550%)=56.25Nln巧满载运营时折算到
25、电动机轴上运营静阻力矩：Mj(Q=Q)=S)=700=38.8Nmz07270.9空载运营时折算到电动机轴上运营静阻力矩：Mj(Q=O)=M3)=175=7.2Nmi0270.9初步估算制动轮和联轴器飞轮银：(GD2)z+(GD2)1=0.26kg.m2机构总飞轮钳：C(GD2)I=C(GD2)d+(GD2)z+(GD2)1=1.15(O.142+0.26)=0.466kg.m满载起动时间：tq(Q=Q)-0.466+38.2(l56.25-28.8)(15000+5000)x0.31522720.9=3.03S无载起动时间：O(G=O)91038.2(l56.25-7.2)迎单吗=o.6S2
26、720.9由1表7-6查得，当Vc=40r/min=0.75msW,tq推荐值为5.5s,tq(Q=Q)tq,故所电动机能满迅速起动规定。2.9按起动工况校核减速器功率起动状况减速器传递功率：mPdv673Ix33.33oclN=2.6kw100Ow71000600.9l(150005000)1033.33g603.33=8182N式中Pd=P.+Pg=Pj+Gxc=4444.4+g600(Q=Q)N为计算载荷m一运营机构中同一级传动减速器个数，11二1所用减速器N中级=2.8kwVN,（如改选大一号，则中心距将由400增至60N中级二23.8,io=21.15)相差太大，考虑到减速器有一定过
27、载能力(如N轻级=6kw)故不再变动。2.10验算起动不打滑条件因室内使用，故不计风阻及坡度阻力矩，只验算空载及满载起动时两种空况。空载起动时，积极车轮与轮道接触处圆周切向里：GV+R)+Pk0)三-lg6050=。)Dc/2U八八八”OO2000(0.0005+0.02)2+2000x0.0005=5000X33.33+29.8160x0.60.315/2=522.682g=5226.87V车轮与轨道粘着力：FSM=PIf=0.2=400kg=4000NT(O_O故满载起动时不会打滑，因而所选电动机适当。2.11选取制动器由1查得，对于小车运营机构制动起动时间t2W34s,取t2=3s,因而
28、，所需制动转矩:1(nm382(Q+G)(R+蹲)1%lr910r11.n.,(15000+5000)0.3152nm=-11.150.466+：X0.9-1 38.2x3272(15000+5000)(0.0005+0.02X0Z)=19.56Nm27x0.9由附表15选用YWZ5200/23,其制动转矩Me2=112Nm考虑到所取制动时间t2=3s与起动时间tq=2.64s很接近，故略去制动不打滑条件验算。2 .12选取高速轴器及制动轮高速轴联轴器计算转矩，由口(6-26)式：Mf.351.837.5=91N.mNQV式中Mr=9750=9550=37.5Nm-电动机额定转矩n1910n联
29、轴器安全系数，运营机构1.35。一机构刚性动载系数，外=122.0,取g=1.8由2附表31查电动机JZR2-12-6两端伸出轴各为圆柱形d=35mm,l=80mm,由2附表37查得ZSZ=400减速器轴端为圆柱形dl=30mm,l=55mm,故从2附表41选GlC1.鼓形齿式联轴器，积极端A型键槽dl=35mm,1.=80mm,从动端A型键槽d2=30mm,1.=55mm,标记为：Gle1.l联轴器35803055ZB19013-89,其公称转矩Tn=630NMC=91mm,飞轮矩(GD2)1=0.009kg.m?,质量Gl-5.9kg.高速轴端制动轮，依照制动器已选定为YWZ5200/23
30、,由2附表16选制动轮直径D2=220,圆柱形轴孔d=35mm,1.=80mm.标记为：制动轮200Y=35JB/ZQ3389-86其飞轮矩GD22=0.2kg.m2,质量GZ=IOkg.以上联轴器与制动轮飞轮之和：(GD?)1+(GD2)2=0.kg.m与原预计0.26kg.H?基本相等，故以上计算不需要修改2.13选取低速轴联轴器低俗联轴器计算转矩，可由前节计算转矩MC求出M=l2Mci0,n=l91270.9=1105.65N2由2附表37查得ZSCTOO减速器低速轴端为圆柱形d=65mm,1.=85mm,取浮动轴装联轴器轴径d=60mm,1.=85mm,由附表42选用两个GICC1.Z
31、3彭形齿式联轴器，其积极端:Y型轴孔A型键槽，dl=65mm.从动端Y型轴孔，A型键槽，d2=60mm,1.=85=mm,标记GI1.Z3联轴器65x85ZBJl904-896085由前节巳选定车轮直径Dc=315mm,由5附表19参照（I）350车轮组，取车轮轴安装联轴器处直径d=65,1.=85,同样选用两个GlC1.Z3鼓形齿式联轴器。其积极轴端，Y型轴孔，A型键槽d1.60mm,1.=85mm,从动端：Y型轴孔，A型键槽d2=65mm,1.=85mm,标记为：GlC1.Z3联轴器巴一吧ZBJl901489360x852.14验算低速浮动轴强度2.14.1疲劳验算由运营机构疲劳计算基本载
32、荷:Mxttiax=外苧i=18X孚270,9=820.13Nm由前节已选定浮动轴端直径d=60mm,及扭转应力:=15.751()6/W2=15.75MMlmax680.4W-0.2X(0.06)3浮动轴载荷变化为对称循环（用运营机构反转转矩值相似），材料TB选用45钢，由起升机构高速浮动轴计算，得T-I=I40MPTS=I80MPa,许用扭转应力:-Mknl2.5二44.8MRZ1.25式中knl-与起升机构浮动轴计算相似n-=-=120MPanu1.5rmax故通过浮动轴直径：d1=d(510)=60+(510)=6570mm取d=70mm第三章卷筒部件计算2.1 卷筒心轴计算卷筒名义直
33、径D=500mm,螺旋节矩t=20mm,卷筒长度1.=mm,壁厚为=16mm通过做草图得到卷筒心轴支点位置，并参照关于资料，决定心轴各段直径轴材料用45号钢。左20*40=80022022953.6N22386.4N2.1.1 支座反力n26170(200+656+188)26170(656+200)Ca.=29953.O/V16603二2X26170-29953.6=22386.4N心轴右轮毂支承处最大弯矩：MW=20%=447728Ncm3. 1.2疲劳计算对于疲劳计算采用等效弯矩，由2表2-7查得等效系数e=1.1.等效弯矩:Md=&M”,=1.l44728=492500.8N.cm弯矩
34、应力：z,=Md/0.ld3=492500.8/0.173=133.6Mpa心轴载荷变化为对称循环。由2表2-11,2-13式知许用弯曲应力：轴材料用45号钢，其z,=600Mpa,5=3OOMpa,n,.=0.33,h=258Mpa,n式中n=l.6安全系数（见表2-18）；Kx=I.4一与零件几何形状关于应力集中系数（Dd=78/70=1.11,r/d=7/70=0.1由2表查得）；k-应力集中系数，可参照课本第二章第五节，k=kxkm=1.41.5=1.61;Km=1.15一与零件表面加工光洁度关于应力集中系数，按D5查得故：2581llH=7777T7=1=100MPa1.611.61
35、bvb1,通过3.1.3静强度计算卷筒轴属于起升机构低速轴零件，其动力系数可由2表2-5查得，cll=1.2,m=M=1.2X447728=537273.6N.cmM。=537273.60.173=156.6Mpamax0.1J3许用应力：MJ=曳=300/1.6=187.5MPanmaxe通过故卷筒轴疲劳和静强度计算通过3.2选轴承由于卷筒心轴上左轴承内外座圈以同样转速运转，故无相对运动可按照额定静载荷来选取。右轴承外座固定，内座圈与心轴一同旋转应按照额定动载荷来选取。3.2.1左端轴承由4(19-16)式轴承额定静载荷CO%与式中CO一额定静负荷；P。一当量静负荷；安全系数，由4表19-7
36、取n0=1.04.参照由2附表8,选用中型双排滚珠轴承，型号1311.由4表19=9查得轴承额定静负荷C0=2290N.左轴承当量静负荷：R=风=1.1X29953.6=32948.96N式中力二1.1一动负荷系数，由4表19-6选用11oPo=1.O4X2177O=22640NC安全3.2.2右轴承右端轴承也采用1311,其额定动负荷C=40300N右轴承径向负荷Fr=力R/1.IX22386.4=24625.04N轴向负荷Fa=O设中级工作类型轴承工作时数1.产400Oh,由4表1976查得1311轴承e=0.23,令Fa/Fr=OVe,故X=1.y=2.7,当量动负荷：P=xFr+yFa
37、=lX24625.04+2.70=24625.04N由7(19-2)式：1.h=-(一)60?PC际）=360n1./,VIO6,J6l7.34VIO6=1.607安全3. 3绳端固定装置计算依照钢绳直径为13.5mm,由表23-11选取压板固定装置（图（2-2）并将压板绳槽改用B=40梯形槽，双头螺柱直径M16.图2-2绳端固定装置己知卷筒长度计算中采用附加圈数Zo=2,绳索与卷筒槽间摩擦系数40.15,则在绳端固定处许用力。S=Smax/efa=26170/e压板螺栓所受之拉力：P=S/f+/,式中门一压板梯形槽与钢绳换算摩擦系数，当=40时，f=Z=15=0.198sin/7+/cos0.643+0.150.7663PM螺柱由拉力和弯矩作用合成应力：0=HJrKd20.IJ3ZZ式中Z=2（螺栓数）d=13.8（螺纹内径）=1.3PZ4MS1.+=122.8MPa0.1J3Z螺柱材料为。-235,屈服极限。,=240MPa,则许用拉伸应力为：（由2表2-21取安全系数nII=1.6)z=v/nU=240/1.6=150MpaV,/.通过第四章吊钩4.1拟定吊钩装置构造方案已知吊钩装置用于三倍率双联滑轮组，因此必要采用长型构造方案4. 2选取并验算吊钩由3表15T2选取一种IOt锻造单面吊钩，其基本尺寸如图所示（图5T5）,材料采用20号钢图3-1IOt锻造单面吊
