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文本内容:
3.
4.
184.
5.
1993、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10-50t-20-40c a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5a6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型吊钩门式起重机的结构及组成箱体双梁门式起重机（图）有一个由两根箱型主梁和两根马鞍构成的双梁门架，
2.1mg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1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2图门式起重机型吊钩门式起重机的工作原理
1.mge45-
9.42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
2.2mg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、
1.1mg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3安装使用型吊钩门式起重机的主要技术参数主要技术参数
2.3mg起重量主钩主，跨度；q45t起升高度主钩主；l
9.42m工作制度主起升工作级别重级（）；h40m小车运行工作级别中级（）；jc%40大车运行工作级别中级（）；jc%25工作速度主起升速度（轻载）；小车运行速度jc%25；大车运行速度；小车轨距；v18m/min v9m/min；v
1.25-
12.5m/min v
2.35-
23.5m/min l
2.5m（重载）4第三章起升机构的计算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）452-1图（）门式起重机起升机构传动简图5主起升机构的计算参数2-1mge45-
9.
42、主要参数与机构的布置简图如图已知起重量；工作类型
3.1重级（）；13-3q45000kg最大起升高度，地面以上，地面以下；起升速度重jc%40（重载）；轻（轻载）；h40m9m31m v钢丝绳的计算=9m/min v=18m/min根据起重机的额定起重量吨，查起重机设计手册表选择双联起升机构滑
3.2轮组倍率为，起升机构钢丝绳缠绕系统如图所示q=458-2图钢丝绳缠绕系统m=42-22-2钢丝绳所受最大静拉力；61钩组式中额定起重量，；smax q g2m kg钩取物装置自重，钩（吊挂挂架的重量一般约占额定起重量的q——q45000kg；这里取吊钩挂架重量为）；g——g
1074.5kg滑轮组倍率，；2~4%
1074.5kg组滑轮组效率，组m——m4（）——
0.975钢丝绳的选择smax
450001074.
59.
8157947.54n
240.97所选择的钢丝绳破断拉力应满足下式52绳绳而s nsmax绳丝式中绳所选钢丝绳的破断拉力；s s绳钢丝绳安全系数，对于重级工作类型取绳；s——丝钢丝绳破断力总和；n——n=6折减系数，对于绳的钢丝绳；对于绳的钢丝绳s——α——6Χ37+1α=
0.826Χ19+1有上式可得α=
0.85丝绳查钢丝绳产品目录表可选用钢丝绳（）（s nsmax
657947.
54409041.46n）的丝，所以选择的钢丝绳满足强度要求，钢丝
0.856w19-26-7x7-170-i-z gb1102-绳的直径绳74s=
431149.5n
409041.46n滑轮、卷筒的计算d=26mm
3.3滑轮、卷筒最小直径的确定7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1足下式（）绳；d e1d式中系数，对于重级工作类型的门式起重机，；是卷筒和滑轮的名义直径；e——e=32钢丝绳的直径（）所以d——（）（）d——mm取卷筒、滑轮的名义直径（）d32126806mm卷筒长度和厚度的计算（图）d1000mm图双联卷筒的主要尺寸22-3卷筒的长度由下式计算2-3双（）光而式中最大起升高度为（地面以上），（地面以下）取；l2l0l1l2l;l0hmaxm z0t d031m hmax——钢丝绳安全圈数，取；9m hmax=40m绳圈节距绳（），取；z0——z0=3根据结构确定卷筒空余部分，；t——t d2~428~30t30mm固定钢丝绳所需要的长度，；l1——l15t150mm卷筒的计算直径（按缠绕钢丝绳的中心计算），l2——l23t90d0——绳；8参考同类型起重机取光双联卷筒中间不切槽部分长度，根据钢d0d d1000261026mm丝绳允许偏斜角确定对于螺旋槽卷筒取d0=1020mml——考虑到该取物装置的特殊性参考同类型起重机tgα光卷筒半边卷绕部分的长度；110（）l=440mml0——卷筒长度双（），取双l04000043301588mm，取卷筒材料采用，其壁厚可按经验公式确定1020l=2158890150440=4096mm l（），取=4100mm ht
2000.02d卷筒转速6~1026~30卷重重30mm3n vihd0式中重起升速度，重（重载）；滑轮组倍率；v——v=9m/min卷重强度的计算ih——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n
9411.2r minmin10204压缩应力的计算式中钢丝绳工作时最大张力；许用压应力，ymax smaxy tsmax——（铸铁卷筒）；y——y=by抗压强度极限，；
4.25by——by=750mpa
957947.
5464.4mpa y
176.5mpa故满足使用条件3030由于，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）；l3d合成应力应满足ymax式中t mwwt t t卷筒所受的弯矩，；t yymax卷筒断面系数，（）；mw smalxx——lx=1830mm许用拉应力，（铸铁卷筒）；w——w=
0.8d2抗拉强度极限，；t——t b5故满足使用要求b——b=200mpa根据静功率初选电机t
4.
74064.
419.3mpa t40mpa
176.5起升机构静功率计算
3.4（钩）1式中起升机构的总效率，q gvpj kw100000——组筒传起升速度（重载）；
00.
9750.
980.
950.91（钩）v——q gv
46074.
59.819pj kw kw
74.5kw初选电动机功率
100001000600.9；12式中电动机额定功率；ne kdpj起升机构按静功率初选电动机的系数，由表取；ne——kd——
[1]6—1kd=
0.90；10查电机产品目录（附录），在时选择接近的电动机型，ne kdpj
0.
9074.5kw
67.05kw额定功率，转速，转动惯量28jc%40yzb315m6减速机的选择n=110kw n=965r/min gd2=
6.18kgm2减速机传动比
3.5电卷；1式中i0n n电机机的额定转速（）；卷筒的转速（）；n——r/minn0——r/min标准减速器的选用i0电卷2根据传动比，电机功率电动机的转速、工作n n
96586.2级别重级，从减速器产品目录（附录）可选用减速
11.2i
086.2n110kw n965rmin器，传动比，最大允许径向载荷为，减速器输出轴端的瞬时允许
[2]26qjs d63080viic转矩i=80[f]=150000n验算减速器被动轴端最大径向力[t]209000n m轴端最大径向力应满足3（）；1fmax=asmax gt[f]式中钢丝绳最大静拉力（）；卷筒重力（）；2smax——n卷筒上卷绕钢丝绳的分支数，；gt——n减速器输出轴端的允许最大径向载荷（）a——a=2满足要求；[f]——n减速器输出轴承受短暂最大扭矩校核
387259883.5n150000n减速器输出轴承受短暂最大扭矩应满足24fmax=
57947.511（）；式中电动机的额定扭矩，tmax
0.75tei00[t]n m（）、减速器的传动比和效率，te——te=9550；；ne
67.05=9550=
1107.8n mn965i00——当时电动机最大力矩倍数，；i0=
86.20=
0.95减速器输出轴端允许的最大短暂扭矩；max——jc%=40%max=
3.3（）[t]——故满足要求tmax
1107.
886.
20.
953.
3169306.46n m209000n m实际起升速度的验算实际起升速度为5实际电满足要求v vd0n m i
3.
141.
0209658.97m/min制动器的选择
486.
298.
973.3%15%9起升机构的制动转矩应满足
3.6（）（）式中制动器制动力矩（）；tz kz q g0d0nm制动安全系数取；2i tz——nm起升机构总传动比，其值；kz——kz=
1.75起升机构总效率，其值；i——i=ihi0（）——=h i0kzq g0d
046074.
59.
811.
0200.
911064.66nm根据以上计算的制动转矩，从制动器产品目录选用制动器，制动轮直径为毫米，最大制动力矩为
1.
752486.22i ywz-400/904001600nm因为12（）tz kz故满足使用要求q g0d0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2i
3.7径等参数选择联轴器，起升机构联轴器应满足式中所传递的扭矩的计算值（）t k1k3t max[t]按第二类载荷计算的传动轴的最大扭矩对高速轴，t——nm（），为电动机转矩允许过载倍数，为电动机额定转矩，t ma——xt max=（），为电动机额定功率，为电动机的额定转速联轴
0.7~
0.8mtn mtn器许用扭矩（）；tn=9550pn nmpn n.n[t]——联轴器重要程度系数对起升机构，取；nm角度偏差系数在此取；k1——
1.8（）根据以上计算选用带制动轮的齿轮联轴器，联轴k3——
1.75器允许最大扭矩为
1106858.2nm965s3408（），制动轮直径为毫米，飞轮矩为，并选出型联轴器，t k1k3t max=
1.
81.
750.
82.
5955033398.4其允许扭矩（），飞轮矩为因为故满足使用要nm
4004.6kgm2s2482求
24323.6nm
4.6kgm2tt起动和制动时间验算起动时间验算
3.8（）1（）式中电动机平均起动转矩（）tq n[j][tq]s电动机静阻力矩，按下式计算
9.55tq tjtq——nmtj——（）13tj q d0nm推荐起动时间机构运动质量换算到电动机轴上的总转动惯量（），按2a i[tq]——下式计算[j]——kgm2（）（）式中q d0电动机转子的转动惯量（）在电动机样本中查取，如样[j]=
1.15jd+je+kgm22240a i本中给出的是飞轮矩，则按换算；jd——kgm2制动轮联轴器的转动惯量（）2gd2gd j4g2je——kgm2（）（）tq n[j]=（）
9.55tq tj
4.
646074.
59.
811.0202965[
1.
156.18（）门式起重机]
49.
81402286.
2420.
911.5s起升机构的起动时间一般应控制在秒间，故起动时间是符合要求的制动
1.
8955011046074.
59.
811.
0209.
55965486.
20.91时间验算1—22满载下降制动时间（）n[j]tz[t]z式中
9.55t tjz满载下降时电动机转速，通常取；制动器制动转矩；n——m/min n=
1.1n满载下降时制动轴静转矩，按下式计算tz——（）下降时换算到电动机轴上的机构总转动惯量tj——（），按下式计算tj qd0n m2a i[j]——kgm2（）推荐制动时间（），可取14qd02[j]=
1.15jd+je+kgm2240a i2[tz]——s（）[tz]=[tq]（）n[j]tz
9.55tz tj
4.
646074.
59.
811.
02020.
911.1965[
1.15（）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
6.18]
26040486.2=
1.44s
46074.
59.
811.
0200.
919.55相等，故制动时间是符合要求的起动加速度的验算
18002286.23平门式起重机起升机构的起动加速度一般小于a v
90.1m2，故平均加速度满足要求的stq
1.560s
20.2m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
3.9式中在基准接电持续率时的电动机额定功率为（）；pn hqvu m1000pn——电动机台数为；110kw基准接电持续率时的电动机转矩的允许过载倍数取u——1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，m——
2.5笼型异步电动机取，直流电机取h——
2.1（）满足要
2.
21.
4.求
2.
146074.
59.819hqv
62.6110kw电机发热验算=u m
10002.
510000.
91603.10电机发热效验合格应满足15式中电动机工作的接电持续率值、（），值时的允许输出功率p ps查取得（）p——jc kwcz工作循环中，稳态平均功率（）；
70.5kw起升机构总效率；ps——kw稳态负载平均系数；——其计算公式为g——pqvs=g1000u（）满足要求p
0.
846047.
59.819s=
10000.
916067.05kw第四章小车运行机构的计算16主要参数与机构的布置简图
4.1图小车运行机构简图电动机；制动器；减速器；传动轴3-1联轴器；角轴承箱；车轮1——2——3——4——;双梁门式起重机的小车，起重量在吨至吨范围内一般均由四个车轮支撑，其5——6——7——中两个车轮为主动轮主动车轮由小车运行机构集中驱动550主要参数起重量；工作制度中级；q=45t小车运行速度小车；车轮数jc%25个（其中两个为驱动）；驱动形式集中驱动v=
12.5m/min轮压的计算4参考同类型规格相近的起重机，估计小车总重为，近似认为由四个车轮平均承
4.2受吊钩位于小车轨道的纵向对称轴线上，根据小车架布置图偏离主、从动轮20t之间的中心线为3-8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100mm图计算简图主动轮17（）3-8（）；式中2p1q1350g1250n主动轮轮压k n小车轮距，；p1——（满载）；k——k2500mm（空载）同理，可得从动轮轮压为p1max
1046074.5135020000125010179kn（满载）；25002p1m1n50kn p2（空载）p2max
1046074.5115020000125010156kn电动机的选择25002p2m1n50kn
4.
3、运行阻力的计算1静阻力fj fmfp；fj——摩擦阻力；坡道阻力；fm——起重机或小车满载运行阻力时的最大摩擦阻力fp——
①2f dq g w起升载荷（）；fm q g d起重机或运行小车的自重载荷；q——n流动摩擦系数（）；g——车轮轴承摩擦系数；f——mm与轴承配合外车轮轴的直径（）；——车轮踏面直径；d——mm附加摩擦阻力系数d——；——摩擦阻力系数；满载运行时最小摩擦阻力w——
②空载运行时最小摩擦阻力fm1q g2f dd2f dd
③fm2q g由得18（）
①fm q gw g
45000200000.0159750n由得（）
②fm1qgw g
450002000020.
30.
015652047.5n（）
50020.
30.01565qgwg
1074.
520000633.8n由得坡道阻力（）（）500
③fm2fp qg4500020000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
9.
80.0021274n——
0.002电机静功率运行fj fmfp9750127411024n速度；
12.5fj v
0602.52kw pj1000m
10000.911024v0——机构传动效率；电机个数；——、电机初选m——2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p kdpi取为；kd——
1.2选取；p
2.
521.
23.03kw功率yzb160m-8；；
7.5kw转动惯量；n=730r/min最大转矩倍数；
0.06kg m2电动机发热校验
2.86电动机工作的节点持续率值、值时的允许输出容量（）；p ps查表取工作循环中负载的稳态功率（）；p——jc czkwp=
31.6kwps——kw稳态负载平均系数，取为；ps gfjv100m0g——
0.
81102412.5ps
0.
82.55kw p
10000.960减速器的选择、由电动机转速与车轮转速确定减速器的传动比为
4.41轮19参考型起重机减速器用于运行机构的选用方法i0d n6000v
073050012.
5600006091.73（）qj；减速器的计算输入功率（）刚性动载系数，i5pj8pn
1.12p（）；pj——kw8——8=基准接电持续率时，电动机额定功率（）；工作级别，；
1.2~
2.0标准减速器承载能力表中的许用功率（）；pn——kw i——i=1~8p——kw查标准选（）pj
1.2~
2.
07.
51.
1210.08~
16.8kw公称传动比；zsc d-600+125-i-2实际传动比；i=
95.5输出轴转矩；i=
91.73r/min高速轴许用功率；36000n m小车轮26kwv dni
0.
573091.
7312.51m/min速度偏差p=26kw pj小车（空）v符合要求v0v v
00.08%10%联轴器的选择高速轴（）
4.5式中tc1n18tn ttn m计算扭矩；联轴器安全系数，取；tc1——n1——
1.35刚性动载系数，取（）；电动机额定扭矩（）8——
1.2~
2.0tn9550tn——n m；联轴器许用扭矩（）pn
98.12n mn20（）tt——nm选用（带制动轮）联轴器
1.2~
2.
098.
12158.95~
264.91nmtc
11.35制动轮直径tll2tt=300nm转动惯量；d0200mm低速轴=
0.15kg m2tt tc1电动机至低速联轴器的传动比tc2i n18tn tt（）i——i选用联轴器；tc
218.94~
31.5671nm许用扭矩；s2429制动轮直径；转动惯量；800nmd0200mm=
0.44kg m2轮小车；tt800n mtc2制动器的选用d nv
91.73（）（）（）
4.6坡道阻力；d1qgv2k j1j2n mtzfp fm1[
0.975]满载运行时最小摩擦阻力；n
9.552000i mmtzfp——电动机个数，一般；fm1——制动时间；m——m=m电动机转子转动惯量；（）tz——电动机轴上制动轮和联轴器的转动惯量；（）圆形速度；j1——kg m2tz——kg m2v——21（）（）
12.
5650000.
875000.87160tz
12742047.5选取；推动器型号；制动[
0.
975200091.
731148.
921.
20.
060.15力矩；
8.921]
65.3n m
9.552ywz-200/25yt1-252-4电动机起动时间与平均加速度的验算200n m满载上坡时
4.71（）式中t tmqnj电动机平均起动转矩（）
9.55m tmqtj电动机额定转速——nm，机构运动质量换算到电动机轴上的总转动惯量（）按下式计算n——n=730r/min（）（）（）j——kg m2电机个数j=k j1+j2+tj
9.3qgvn22kgm2电动机静阻力矩，按下式计算m——（）——运行静阻力；tj fjd2000i nm车轮踏面直径；fj——减速器的传动比；机构的传动效率；d——（）i————
29.
36500012.52j
1.
20.
060.
154.76kg m
27300.87602tmq tn
98.
121102450034.53n m满足（）起动平均加速度
200091.
730.
877304.76t
5.6s4~6s
9.
5598.
1234.532（）tj22式中起动平均加速度a vtm/s2（）运行机构的稳定运行速度（）起动时间（）a——，满足要求m/s2v——m/s t——sa
12.
50.037m/s
20.098m/s
2605.6运行打滑验算起动时（（））制动时（
1.2000i ndd[t500k j1j2imq zdpmin da]
2.（））2000i驱动轮最小轮压（）；500k j1j2in dzdpmin d[tz daz]打滑一侧电动机的平均起动转矩（）；pmin——n计及其他传动飞轮矩影响的系数，；tmq——nm附着系数，对室外工作的起重机取；k——k=
1.1~
1.2附着安全系数取；轴承内径；——
0.12车轮踏面直径；nz——
1.05~
1.2d——轴承摩擦系数取；d——起动平均加速度（）；——
0.015打滑一侧的制动器的制动转矩（）；制动平均减速度（）a——m/s2；tz——nm az——m/s2代入数据得起动时左边满足要求；az vt制动时右边z
55745.
530164.4满足要求
53345.
519688.25车轮计算
4.8根据轮压、小车运行速度、工作类型初选23车轮踏面直径，材料配合轴径车轮的计算轮压d=500mm zg310-570hb300d=65mm
1.（）疲劳计算时的等效起升载荷由下式确定等起效等效工起1式中q q等效工等效静载荷系数，等效工起起升载荷质量，起等起效——=
0.16q——q=
46074.5nq
0.
646074.
59.8270918n根据等效起升载荷却低昂车轮的等效轮压等效，然后再由下式确定车轮的计算轮压p计等效式中等效小车在门架上位于地下位置（一般取为离支点跨度处）时，p k1p根据门架自重、小车自重及等效起升载荷计算的最大轮压p——1/4（）等效等效冲击系数，；根据等效起总，查得
27091812501002000012509.8p
122147.88n；22500k1——k1=1q/g
2709181.38计
0.8（）强度校核时的最大计算轮压
200009.8p
10.
8122147.
8897718.3n计Ⅱ1式中满载大车最大轮压，；p maxpmaxⅡ动力系数，取Ⅱ；计pmax——pmax179000n车轮踏面应力接触疲劳计算——
1.0p max
1.0179000179000n（）车轮点接触的允许轮压
2.起重机正常工作时的最大轮压；1pc2pmax pmin3pmax——起重机正常工作时的最小轮压；24pmin——点接触pc21790005000013600n0与材料有关许用点接触应力常数，，钢制车轮按表选3r2pc k23c1c2取；mk2——k2=
0.1n/m2
[1]5-2曲率半径，取车轮曲率半径与轨面曲率半径中之大值，；r——由轨道顶面与车轮的曲率半径之比所确定的系数，按r=300mm表选取；m——
[1]转速系数，按表选取；转速系数，按表选取5-5；c1——
[1]5-3c1=
1.11c2——
[1]5-3c2=
1.00满足3002pc
1360000.
11.
111156093.75n（）车轮踏面强度校核点计（）点
30.42式中点最大许用接触应力，当时，max40030p max212maxdr点；max——hb320其余符号意义同前2kg/cm24000~40000点（符合要求、车轮轴的计算max40003179000（）轴受纯弯曲时的应力3）点弯1式中计弯
21239495.28kg/cm2max5030两侧轴所承受的计算弯矩，mmax pl4mmaxw式中车轮两个轴承的间距，；——l——l20mm弯轴的抗弯断面模数25所以弯mmax1790002089500n cm4w——（）轴受纯扭矩时的应力弯扭扭11d
33.
148350.27cm
33232895001780.4n/cm
250.27式中扭Ⅰ额车轮轴所承受的计算扭矩，2wkm w其中Ⅰ第一类载荷的动力系数，m mi——ⅠⅡ其余符号意义同前——扭
11211.
211.12扭m
1.
147.
8991.
730.
874203.85n m扭扭
3.1483w
100.53cm2弯（扭）弯（）1616d3m w
4203.
851024181.68n/cm2弯曲应力和扭转应力合成的计算应力为
100.5322413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；——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；1弯对称循环弯曲许用应力，对轴采用号钢则弯（拉）1——45式中应力集中系数，；
10.43b knk——k2安全系数，26弯n——n
1.4（）弯
4358009.
810.
21.48729n/cm2强度计算
1780.
42414181.
6826051.4n/cm218729n/cm2（）受纯弯曲时的计算应力弯弯弯1式中弯用最大轮压（第二类载荷）计算轴的最大弯矩，m maxw计弯；弯轴的抗弯断面m max——模数，mp maxl20max4179000489500n cmw——弯弯（）受纯扭转时的计算应力w d
33.
14833323250.27cm扭扭扭
8950050.
271780.4n/cm22式中扭第二类载荷计算情况所产生的扭矩，m maxw扭Ⅱ额m max——扭抗扭断面模数，m maxmin
247.
8991.
730.
877643.7nm扭w——扭扭w d
33.
14831610.53cm316扭（）弯曲应力和扭矩应力合成的计算应力m max.7100w
7643100.
537603.4n/cm2弯（扭）弯3式中将扭转应力换算为弯曲系数，；224——1弯曲许用应力
272.弯——弯
1780.
4247603.
4215310.67n/cm2因为sn
29001.
29.
824359.86kg/cm2弯所以强度计算通过
1.4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参考文献陈道南，等起重运输机械冶金工业出版社，陈道南，盛汉中起重机课程设计冶金工业出版社，起重机设计手册编委会起重机设计手册机械工
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