0404034李志强悬挂式起重机设计

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1、济南大学毕业设计1 前言1.1起重机的介绍起重机属于能作循环的间歇运动的重要机械的一种。一个工作循环包括：首先是取物装置先从取物的地点把物品迅速取走，然后平稳的移动到设定地点处降下物品，然后再进行反方向的运动，使取物装置能够顺利返回到原来位置，以便有利于进行下一次的循环。起重机是用来提升或降落物品和人的，有些起重机还能使相关的这些物品和人员在它的工作范围内作水平的或者是空间的移动的机械。我们通常把取物装置往往悬挂在可以沿桥架运行的起重小车上或运行式葫芦上的起重机称为悬挂式起重机，悬挂式起重机可以适用于机械加工或装配车间等场合。起重量一般不要求很大随着科技的发展生产规模也日益的扩大，要求机械特别

2、是起重机要满足现在化社会化专门化的生产要求，于是各种专门用途的起重机也相继出现在很多重要的部门中，它不仅仅是生产过程中的辅助机械而且已成为生产流水线上的不可或缺的重要的机械设备之一，它的发展对国民建设起着积极的促进作用。1.2起重机设计的总体方案本次起重机设计的主要数据参数如下所示：起重机的设计参数是指：起重量 、跨度、和悬臂长度、起升高度、起升速度、小车运行速度和工作级别等。现要求单梁悬挂式起重机起重量为1t，跨度为15m单梁悬挂起重机是一种可广泛应于工矿，车间等场所的机械设备，它可于各种电动葫芦配套使用。本次设计的起重机是由主梁，电动葫芦，端梁及运行机组组成的单梁悬挂式起重机，起重机的主梁

3、设计成由普通工字钢普通槽钢及钢板组成，我们把运行车轮部分和驱动部分设计成为一体。规定起重机的起重重量约为10KN，主梁桥架的跨度为15m，大车的运行速度为15m/mim，工作类型为中级，机构运行持续时间为JC%=25，起重机的估计重量为100KN，小车的估计重量为25KN。1.2.1主梁的设计：主梁是由钢板和工字钢一起组焊而成的箱形结构。工字钢是电动葫芦运行的轨道，实质保证电动葫芦能够顺利的横向移动，根据电动葫芦的轨距来选择相应的工字钢的型号，主梁可以做成相等宽度的，即外边是平整的；为了减轻结构的自重，也可以将跨度中部的主梁宽度进行适当的缩小。主梁的强度验算内容主要包括在桥面跨度的中部危险截面

4、的最大弯曲应力和再主梁端部支撑处的截面上的剪应力。主梁的跨度为15m。是有上下两盖板和两块相互垂直的腹板组成封闭箱型截面的实体板梁的连接。主梁的横断截面的厚度约为是5mm，翼缘板的厚度约为10mm,主梁上的走台的宽度是取决于端梁的长度和大车运行机构的平面的尺寸，主梁的跨度其中部的高度取H=L/17，主梁和端梁采用搭接的形式，主梁和端梁连接处得呀高度取h=0.4-0.6H，腹板的稳定性有横向加劲板和纵向夹紧板或者角钢来维持并确保其稳定性，纵向加紧条的焊接通常采用的是连续点焊，主梁的翼缘板和腹板的焊接通常采用的是铁角焊缝。为了减少主梁在受载时的实际下挠变形，以利于起重机小车和大车机构的正常运行，制

5、造时主梁应做成上弯曲的弧线形状。这种上弯曲的弧线形就叫做主梁的上拱。与主梁下挠变形一样，我们把将主梁弧线中的最大变形值称为最大上拱。1.2.2小车的设计：小车主要是有起升机构以及运行机构还有小车架组成的。在设计悬挂式起重机的小车时力求满足以下几个方面的要求：1） 整台起重机要与厂房建筑物的配合要适当以及起重机小车要与桥架的配合也要适当，起重机小车与桥架的互相配合，主要在于：小车的轨距要和桥架上的小车的轨距应该是相同的；其次，小车上的橡胶缓冲器要与桥架上当铁位置要配合的恰当好处，小车在平面布置的越紧凑，小车到桥架两端的距离越远，那么起重机的工作范围就越大。2） 在小车上机构的布置以及同一机构中的

6、各零件的配合要求恰当好处即适当。起重机和小车的运行机构在小车架的平面上的布置要求紧凑并且要合理，但两者之间距离也不应太小否则将造成维修不方便，或者造成小车架很难以设计。起升机构我们是采用的闭式传动的方案，电动机主轴对于二级圆柱齿轮减速器的高速轴之间是采用两个半齿联轴器和一个中间浮动的轴连接起来的，减速器的低速轴和卷筒之间采用的是圆柱齿轮传动方案4。运行机构采用的是全部为闭式齿轮传动，小车的四个车轮固定在小车架的四周，车轮采用带有深沟球型轴承的组成的部件，电动机安装在小车架的台面上，由于电动机的输出轴和车轮轴并不在同一个平面上，所以运行机构采用的是立式的三圆柱齿轮减速器，在减速器的输入轴与电动机

7、输出轴之间，以及减速器的两个输出轴端和车轮轴之间都是采用浮动轴的半齿联轴器连接起来的。小车架的设计，采用的是粗略的计算方法，靠现在相关的资料和实际工作经验来进行，采用钢板冲压成型的型钢来代替原来的焊接横梁。1.2.3端梁的设计：端梁又称横梁，是支撑主梁与载荷的基础，同时它也是联系主梁与起重机运行机构的纽带，式起重机金属结构的主要的承载构件之一，也要求具有足够的强度、刚度、稳定性的要求，根据不同的使用要求与结构要求等端梁的断面形式与相应的车轮连接的结构形式也应该是不一样的。箱型结构端梁的实际的受载荷情况相当的复杂，在受载时通常不考虑端梁的自重作用，而只考虑以主梁最大值反力表示的垂直载荷和小车运行

8、起、制动时引起的惯性载荷，或大车运行歪斜引起的车轮外侧载荷表示的水平载荷端梁两部分在起重机中有着重要的作用，他是承载平移运输的关键部件。端梁部分是由车轮组合端梁组成，端梁部分主要有上盖板，腹板和下盖板组成；端梁是由两段通过连接板和角钢用高强度螺栓连接而成。在端梁的内部设有加强筋，以保证端梁加在受载后的稳定性。端梁的主要尺寸是依据主梁的跨度，大车的轮距和小车的轨距来确定的；1.2.4电动葫芦因为在悬挂式起重机上有电动葫芦，为了方便检查我们也对电动葫芦进行简单的设计其主要参考为工厂里不叫成型的电动葫芦。两者虽然结构不一样但工作原理是一样的，在此简单的叙述一下电动葫芦的工作原理。电动葫芦的工作原理是

9、：首先启动起升电动机，起升电动机把重物缓缓的起升到适当的高度，然后启动运行电动机，运行电动机把重物缓缓地运到指定的位置，这时运行小车在单工字钢梁的上缘行走。行走时我们采用一个电动机驱动运行小车两边的车轮。但由于其行走速度相对比较小，因此运行小车往往不设有制动机构。当运行小车在行走的时侯，为防止重物由于重力的原因下降，我们在起升机构上设置了一个电磁制动器。制动器是依靠弹簧的压力把内盘和外盘压紧，原理和摩擦式离合器相似，松开的时侯利用电磁铁通电以后吸住外盘并且使内、外盘松开。电磁制动器的电路与起升电机的电路是并联的，因此只要起升电机一开始工作，电磁制动器就松开，使重物上或者是下升降都自如；当电动机

10、关闭时，那么电磁制动器也随之断电，电磁吸引力也随之消失，在弹簧的压力作用下，内外盘紧紧压住，起到相应的制动的作用。 电动葫芦在起吊物品时由于为防止超出上升的极限位置而造成安全事故，一般在卷筒的下部都装设上升限位器。当载荷上升达到极限位置时，压板与限位开关两者就接触，关闭电源，阻止重物的继续上升。限位器是为防止吊钧上升超过极限位置时而用的，因此不能经常使用。1.3起重机设计的方法因为起重机设计的主要目的是通过学习整台机器的设计方法和设计步骤，提高我们分析问题和解决问题的能力。所以其主要内容在于起重机的绘图及编写设计计算说明书，在设计时应多注意机构构造的设计工作确定起重机的结构和各部件的构造。2传

11、动方案：起重机整体传动方案如图2-1所示：图2-1起重机传动方案1电动机2-联轴器 3传动轴 4制动器 5减速器 6卷筒 7轴承座 8平滑滑轮 9钢丝绳 10滑轮组 11吊钩3.主要部件及其相关计算作用在起重机上的载荷众所周知作用在起重机上的外载荷，式计算起重机的稳定性，支腿压力（或轮压）、机构零部件和金属结构强度以及选择原动机功率的重要的依据，作用在起重机上的外载荷应根据实际情况来进行确定，主要有起升载荷，起重机自重载荷、重物偏摆引起的载荷、惯性合离心力载荷以及安装载荷等3.1大车大车是保证起重机能够实现纵向运动的重要装置之一，大车的设计好与坏将直接影响起重机的性能，把大车机构传动方案采用集

12、中传动，动力由“三合一”电机提供，通过由花键套联接的左右花键轴分别带动左右主动轮，从而使大车运行。如图所示3-1所示： 图3-1起重机大车1-主动轮 2齿轮 3花键套 41207滚动轴承5左侧墙板 6“三合一”驱动 8联杆 9横头槽钢 3.1.1选择车轮与轨道，并验算其强度（1）.计算大车的最大轮压和最小轮压：满载时的最大轮压为 （3-1）空载时最大轮压为： （3-2）空载时的最小轮压为： （3-3）载荷率: （3-4）通过上面的计算,查机械设计手册，选取的大车车轮的直径D134mm3.1.2疲劳计算（1）疲劳计算时的等效载荷：=0.6x10=6(kN) （3-5）由相关数据查的（2）车轮的计

13、算轮压：=1x0.86x6.375=5.9574(kN) （3-6） （3-7）当时，Kc1冲击系数。第一种载荷运行速度为1.5m/s时，Kc1=1根据点接触情况计算疲劳接触应力： （3-8）从机课程设计手册附录22查的sjd1600030000 N/cm,因此满足疲劳强度计算。3.1.3运行阻力计算摩擦总阻力矩： （3-9） 轴承内径和外径的平均值为：；滚动摩擦系数K=0.0006m；轴承摩擦系数；阻力系数。代入上式得：当满载时的运行阻力矩： （3-9）= 210.375(N.m)运行摩擦阻力：当空载时： （3-10） =191.25（N）=765（N ） 3.1.4 选择“三合一”驱动电动

14、机静功率： （3-11）式中 m=1(驱动电动机台数)初选电动机功率： N=1.150.295=0.339(kw) 式中 电动机功率增大系数，.15配备电机功率 N=20.4（kw）。等效功率：=0.751.30.295=0.288（kw ） 式中 工作类型系数，当JC%=25时，=0.75；有起重机的工作场所查的=1.3。车轮转数：整个起重机的自重是由车轮来支撑的起重小车的自重也是由车轮来支撑的，有了车轮能使它在轨道上运行，目前大部分起重机的大车车轮主要是采用双轮缘车轮，对一些在繁重或者工作条件比较恶劣条件下运用的起重机，除采用双轮缘车轮之外，在车轮旁边往往还加装水平导向轮，这样可以避免起重

15、机在偏斜运行时的轮缘与轨道侧面的接触，而保证偏斜运行时的水平侧向；力是由水平导向轮承受，这样从而使车轮轮元的磨损大幅度的减轻。本次设计车主动轮的结构是通过查阅起重机设计手册，根据电动葫芦的车轮结构设计的其图如下3-2所示：图3-2主动轮车轮其大车车轮的最大载重量3t,基本尺寸是:M=300mm，Z=44 a=， D=134mm，B=57mm，L=27mm，m=4。从动轮的尺寸是：D=134mm，L=27mm，B=40mm。主动轮轮轴的直径d=35mm，轴承采用6407滚动轴承。考虑到齿轮啮合的疲劳强度，设定大车主动轮与轮轴上的齿轮的齿数比为1.5，所以齿轮轴的齿数： （3-12） （3-13）

16、从而得出齿轮轴上齿轮的参数如下：D=57，m=4，Z=29齿轮轴转速： （3-14）减速器的减速比： （3-15）减速器输出轴转速： 机构传动比： 综合考虑了电机功率、减速器的减速比和减速器的输出轴转数，从起重机设备生产厂家购买符合条件的“三合一”驱动，它是融合了减速器，电动机，制动器于一体，带制动器的电动机的出轴直接与减速器的高速轴直接用花键套进行连接，车轮轴与减速器的低速输出轴也用花键套装的，省去了全部的联轴器。具有结构相对紧凑、体积小、可靠、配备功率范围大的特点，并且装配及调整速度快、维修比较方便，运转相对平稳、噪音低等优点。本次设计选用的是QSE系列的三合一驱动。型号：QSE05 输出

17、轴转矩T446.6， 功率为3kw配备的电机转速为710r/min。3.2选择缓冲器悬挂式起重机的缓冲器是用来减震的，并可以利用缓冲器来吸收在碰撞时产生的冲击能量，起到保护设备，延长使用寿命。并且能够大幅度得减少噪音，提供相对安静之工作环境的作用。还可以加速机械作动频率，增加产能。能提高效率，生产高品质的产品 3碰撞时大车的动能： （316） G带载起重机的重量G10000+200000.1 12100(N)V0碰撞时的瞬时速度，V0=（0.30.7）Vdx g重力加速度取10m/s2 缓冲行程内由运行阻力和制动力消耗的功：W阻=（P摩+P制）S （3-17）式中P摩运行阻力，其最小值为Pmi

18、n=Gf0min=121000.008=96.8(N) （3-18） f0min最小摩擦阻力系数可取f0min=0.008 P制制动器的制动力矩换算到车轮踏面上的力，亦可按最大制动减速度计算： P制=121000.25=3025(N) （3-19） =0.25 m /s2 S缓冲行程取S=22mm因此： W阻=（100.8+3025）0.022=68.7()一个缓冲器要吸收的能量也就是缓冲器应该具有的缓冲容量为： （320）100.8-68.7 =32.1()我选择一橡胶缓冲器。经设计起缓冲器的形状如图3-3所示：图3-3缓冲器3.3起重机桥架结构的设计3.3.1桥架的总体构造箱型的梁式桥架结

19、构主要是由两根端梁和两根主梁所组成的。主梁是由上盖板和下盖板以及两块相互垂直的腹板组成的封闭的箱型截面实体的板梁结构。小车运行的轨道可以铺设在主梁上端盖板的正中间，也可以设在克利策的垂直腹板的上方或介于上述两者之间的任一位置。因此桥架之中的两根主梁的艰巨主要取决于起重小车的轨距。安装大车的运行机构和小车上输电滑线所用的走台通常是悬臂固定在主梁的外侧，当跨度相对较大时，走台也可以做成与端梁和复桁架相连的连接方式。走台的宽度主要决定于端梁的长度以及大车运行机构的平面布置尺寸。走台是可以做成相等宽度的。即外面是平直的；为满足减轻结构的自重的目的，也可以将跨度中部的走台宽度进行相应的缩小，及外边是向里

20、凹折的。桥架端梁的长度主要取决于大车的轮距的大小，大车轮距K和桥架跨度L的比值通常取为：说明如果比值过小容易引起桥架运行的歪斜和车轮的啃轨；如果比值过大则造成桥架外廓的不紧凑，增大了厂房两段起重机不能进行有效服务的距离和面积。13.3.2主梁的构造和主要尺寸的确定箱型主梁的主要是有上盖板、下盖板和两块垂直腹板组成的。如果为了减轻自身重量而做成相等强度的梁，那么腹板的下边以及下盖板应做成抛物线形，但通常为制造的方便，腹板中部做成为矩形而两端做成与矩形相似的梯形，同时是下盖板两端向上倾斜，这是梯形高度取为C=（）L 一般C等于23m主梁在跨度中部的高度H，根据起重机桥架刚度的要求和制造的经验，一般

21、按照跨度L的大小取值如下值：H=（）说明当小跨度时应该取较大的值，大跨度时应该取较小的值，注意要在在相同跨度时，大起重量又比小起重量的高度取得稍大一些。主梁在端梁连接处的高度H0可取：H0(0.40.6)H当跨度较大而起重量较小时，H0宜取小值，否则应该取较大值。腹板的厚度一般取成相等的值。上盖板和下盖板的厚度也常取成同位，但有时上盖板可以取得比下盖板稍厚一些。这些盖板厚度的取值都与相应的超重量有关，设计时可按表中推荐的数值选用。本次重机的腹板取6mm、上盖板是8mm、加强板是6mm。为了保证桥架具有足够的水平刚度，主梁两腹板内壁的间距b不能太小，一般规定 （321）即取 b=340(mm)从

22、为了能够充分发挥材料的抗弯能力的角度上来看，主梁的腹板应尽量取的高一些，用薄些，而上盖板和下盖板可以用的厚些。但是考虑到运输过程和制造过程中的碰撞以及锈蚀的不利影响，腹板的厚度不也应小于6mm。在主梁中腹板的高度与厚度的比值H 通常可达到180240。本次设计的主梁尺寸如下图3-4所示：图3-4 主梁结构简图（1）主梁计算主梁断面几何特征初步给出的主梁断面尺寸如图所示，查得I25a普型工字钢（GB706-65）的尺寸参数：h=250mm，b=116mm，腰厚d=8mm，t=13mm，截面面积 ，理论重量 。主梁断面水平形心轴xx位置： （3-22）式中 主梁断面的总面积（cm）； 各部分面积对

23、轴的静距之和（）； 各部分面积至轴的距离（）； =27(cm)主梁断面惯性矩： （3-23） （3-24） 7283()（2）主梁校核 （一）受力分析及内力计算我们考虑到这种结构形式的起重机它的一些特点，允许不考虑水平惯性力对主梁造成的一些应力，以及在水平平面内的载荷对主梁的扭转作用也完全也可以忽略不计。主梁强度计算是按第II类载荷进行组合的。对与活动载荷其由于小车轮距很很小，可近似的看作为一集中载荷并进行计算。应该验算主梁跨中断面弯曲正应力和跨端断面剪应力。 跨中断面正应力应包括主梁的整体的弯曲应力和由小车轮压在工字的钢下翼缘引起的局部弯曲应力的部分，两者合成后进行强度校核。 梁的整体弯曲在

24、垂直平面内按简支梁计算。在水平面内按刚接的框架计算。图3-5 主梁受力示意图 主梁重量：由主梁自重引起的均布载荷： （3-25）主梁所受集中载荷为吊Q（按满载），Q1000kg，葫芦自重m=232kg主梁所受均布载荷的载荷集中度为由集中载荷在主梁跨中引起的弯矩为： （3-26）考虑冲击后有: （3-27）由均布载荷在主梁跨中引起的弯矩为： （3-28）考虑冲击后有： （3-29）集中载荷和均布载荷共同作用时，主梁跨中弯矩为： （3-30）由前面的计算数据可知：跨中截面抗弯截面模数为：W39.87()跨中截面相对截面形心轴（水平）惯性矩为7283()（二）强度和刚度校核1.强度校核在满载、下降制

25、动情况下，主梁跨中截面内最大应力为： （3-31） 故 强度校核通过。2.刚度校核满载位于跨中时，主梁的下扰度为： （3-32）=0.49(cm)f=S/1200=1000/1200=0.83(cm) （3-33）故刚度校核通过。3.3.3起重机端梁结构设计（1）端梁结构端梁又称横梁，是支撑主梁与载荷的基础，同时它也是联系主梁与起重机运行机构的纽带，式起重机金属结构的主要的承载构件之一，也要求具有足够的强度、刚度、稳定性的要求，根据不同的使用要求与结构要求等端梁的断面形式与相应的车轮连接的结构形式也应该是不一样的。箱梁式桥架的端梁也采用箱型的实体板梁结构。端梁的中部截面也是由上、下盖板和两块垂

26、直腹板所组成。由于运输和安装的需要，通常把端梁制成两个分段。再制造厂施工时，都是先把一根主梁和端梁的一个分段焊接在一起形成半个桥架，但是，近年来新设计的桥架中采用四梁结构，即及主梁和端梁均支撑独立的整体结构，主梁和端梁之间的连接在使用现场实施。无论是半桥架式结构还是四梁式结构，在使用地点安装时一般均采用螺栓连接方式，前者采用普通半光制螺栓连接，后者采用高强度螺栓连接较多。端梁部分在起重机整体中其着至关重要的作用，它是实现水平移动的最关键部件之一，端梁是采用两根槽钢背靠背的并排安装，中间设有工装两边的大车轮和轨道运行的空间，两根槽钢的外侧分段之间采用焊接加强筋板。端梁的中部安装有一块联接板，用来

27、与主梁相联接。端梁的两端用两根联杆各自固定两块墙板，车轮则安装在墙板上。大车采用集中传动的方案。其结构及如图3-6所示：图3-6 端梁结构示意图1端梁 2螺栓 3螺母 4连接板 (2)端梁的校核本次端梁设计选用的槽钢的型号为I16a，从机械设计手册查得I16a槽钢的尺寸参数如下：槽钢高 h=160mm；槽钢宽 b=63mm；腰厚 d=6.5mm；截面面积 F21.96；=108；=16.3；理论重量17.24kg/m；端梁截面如图3-7所示，由此可得端梁断面几何特征如下： 图3-7 端梁截面图截面面积 =43.92；216；32.6；端梁自重G=68.96kg；端梁承受的载荷（按满载）m=20

28、00kg,端梁受力情况可简化为简支梁。如图3-8所示： 图3-8 端梁受力示意图梁的自重可以看成均布载荷： （3-34）由集中载荷在端梁跨中引起的弯矩： （3-35）考虑冲击后有： （3-36）由均布载荷在端梁跨中引起的弯矩为： （3-37）考虑冲击后有： （3-38）集中载荷和均布载荷共同作用时，端梁跨中弯矩为： （3-39） 2985.7()满载时主梁跨中截面内最大应力为： 114.83（kg/）强度校核通过。3.4联轴器的选择联轴器是机械传动中常用的部件，他们主要用来连接轴与轴，以传递运动和转矩；有时也做安全装置，联轴器所连接的两轴，由于制造及安装误差，承载后的变形以及温度变化的影响等，

29、往往不能保证严格对中，而是存在着某种程度的相对位移。这就要求设计联轴器时，要从结构上采取各种不同的措施，使之具有适应一定范围的相对位移的性能。选择一种合适的联轴器类型可以考虑一下几点：所需传递的转矩大小和性质以及对缓冲器震动的要求。联轴器的工作转速高低和引起的离心力大小。对于高速传动轴，应选用平横精度高的联轴器。而不宜选用存在偏心的滑块联轴器等。两轴相对位移的大小和方向。在安装调整过程中，难以保持两轴严格精确对中，或工作过程中两轴将长生较大的附加相对位移，应选用挠性联轴器。联轴器的工作环境和可靠性。通常有金属元件制成的不需要润滑的联轴器比较可靠；需要润滑的联轴器，其性能移动后润滑完善程度的影响

30、，而且可能污染环境。联轴器的制造、安装、维护和成本。在满足使用性能的前提下，应选用装拆方便、维护简单、成本低的联轴器。例如刚性联轴器不但结构简单，而且装拆方便，可用于低俗、刚性大的传动轴。一般的非金属弹性联轴器，由于具有良好的综合性能，广泛适用于一般的中小功率传动。考虑到起重机由于能够横向移动受力并不均匀，所以并不能保证严格对中，而且由于某些原因势必会产生震动，所以必要选择弹性联轴器2因为所选的电动机功率为3kw，转速为710r/min ，电动机轴伸出的直径为35mm，则需要选择的联轴器为：类型选择：为了隔离震动和冲击，选用弹性套柱销联轴器。载荷计算：公称转矩 =40.35103N.mm查得K

31、A=2.3，故有式的计算转矩为：Tca=KAT （3-40）=2.340.35103=92.8103Nmm 3.从GB4323-84中查得TL4型弹性套柱销联轴器的许用转矩为250，许用最大转速为3800r/min,轴颈为32-42mm之间，故合用4 结 论经过这一段时期的努力我终于把悬挂式起重机设计出来了，在这段时期我所做的工作主要有，查阅相关资料认识了解悬挂式起重机，对悬挂式起重机中体设计方案的确定，对悬挂式起重机大车运行机构的确定及其有关重要零部件的选取及校核，电子图、手工图的绘制及书写毕业设计报告等。这次设计是我在大学期间，设计任务最重，设计时间最长，以及挑战性最大的一次。开始的时候最起重机的了解比较肤浅，但通过一段时期的查阅资料之后，我对起重机有了一个崭新的认识。在老师和同学的帮助下我最终完成了此次设计。虽然我做的还不够好，但是通过本次设计我也学习了很多实用性的东西，这一次设计也将使我终生受益。在起重机设计过程中我明白了以下几点：（1）悬挂式起重机的主梁和端梁是整体移动的。（2）对于联轴器的选择要根据实际情况，主要看是否需要缓冲吸震。（3）不用设计轴肩用过盈配合也可以满足车轮轴的固定。 - 23 -