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機構(gòu)名稱
項目
機構(gòu)名稱
機構(gòu)名稱
項目
大車運行機構(gòu)
主起升
副起升
起重量
t
50
10
軌距
mm
22500
起升速度
m/min
6.1
13.1
運行速度
m/min
59
工作級別
中級(M5)
中級(M5)
工作級別
中級(M5)
最大起升高度
m
14
18
輪距
mm
5500
電源
三相交流 50Hz 380V
起重量Q=50t；橋架跨度L=22.5m；大車運行速度vdc=59m/min；工作級別為M5級，機構(gòu)接電持續(xù)率JC%=25%；起重機估計總重（包括小車重量）G=480kN；小車自重Gxc=180kN；橋架采用箱形梁式結(jié)構(gòu)。
1）確定傳動機構(gòu)方案
跨度22.5m為中等跨度，為減輕重量，決定采用上圖的傳動方案
2）選擇車輪與軌道，并驗算其強度
按照下圖所示的重量分布，計算大車車輪的最大輪壓和最小輪壓
圖 輪壓計算圖
滿載時，最大輪壓：
e為主鉤中心線離端梁的中心線的最小距離
空載時，最小輪壓：
車輪踏面疲勞計算載荷
載荷率：Q/G=500/490=1.02
大車車輪使用雙輪緣車輪，輪緣高為25mm—30mm。根據(jù)工作級別、運行速度和Q/G的值，初選車輪踏面直徑，車輪材料，軌道及其材料。
車輪材料：采用ZG340-640（調(diào)質(zhì)），σb=700MPa,σs=380MPa,由參考文獻[7]附表18選擇車輪直徑Dc=800mm，，軌道為QU70的許用輪壓為33.2t，軌道型號為P38。
按車輪與軌道為點接觸和線接觸兩種情況來驗算車輪的接觸強度
點接觸局部擠壓強度驗算：
式中：
k2——許用點接觸應(yīng)力常數(shù)（N/mm2),由參考文獻[1]表5-2 取k2=0.191；
R——曲率半徑，由車輪和軌道兩者曲率半徑中取最大值，取Qu70軌道的曲率半徑為R=400mm；
m——由軌頂和車輪的曲率半徑之比（r/R）所確定的系數(shù)，由參考文獻[1]表5-5查得m=0.46
c1——轉(zhuǎn)速系數(shù)，車輪轉(zhuǎn)速，由參考文獻[1]表5-3，c1=0.98；
c2——工作級別系數(shù)，由參考文獻[1]表5-4查得，當(dāng)M5級時 c2=1
Pc”>Pc 故驗算通過
線接觸局部擠壓強度驗算：
式中：
k1——許用線接觸應(yīng)力常數(shù)（N/mm2），由參考文獻[1]表5-2查得，k1=6.6;
l——車輪與軌道的有效接觸長度，Qu80軌道的l=80mm；
c1，c2——同前
Pc’>Pc 故驗算通過
3） 運行阻力計算
摩擦總阻力矩：
由參考文獻[3]查得Dc=800mm車輪的軸承型號為7530E，軸承內(nèi)徑和外徑的平均值為；由參考文獻[1]表7-1~表7-3：滾動摩擦系數(shù)k=0.0006m；軸承摩擦系數(shù)μ=0.02；附加阻力系數(shù)β=1.5。代入上式得：
當(dāng)滿載時的運行阻力矩
運行摩擦阻力：
當(dāng)空載時
4） 選擇電動機
電動機用于各種類型的起重機械及其他類似設(shè)備的電力傳動，具有較高的過載能力和機械強度，適用于短時或斷續(xù)周期性工作制。
電動機靜功率：
式中
——滿載運行時的靜阻力；
m=2——驅(qū)動電動機臺數(shù)；
η=0.95——機構(gòu)傳動效率；
初選電動機功率：
式中
kd——電動機功率增大系數(shù)，由參考文獻[1]表7-6查得 kd=1.3
由參考文獻[7]附表30選用電動機JZR2-22-6；
；電動機質(zhì)量115kg
5） 驗算電動機發(fā)熱條件
等效功率：
式中
k25——工作級別系數(shù)，由參考文獻[1]查得 當(dāng)JC%=25%時， k25=0.75；
γ——由參考文獻[1]得，按起重機工作場所得 查得γ=1.3。
由此可知，，故初選電動機發(fā)熱通過；
6） 計算減速器傳動比
車輪轉(zhuǎn)速
機構(gòu)傳動比：
減速器設(shè)計計算
7） 驗算運行速度和實際所需功率
實際運行速度：
8）驗算起動時間
起動時間
式中
m=2（驅(qū)動電動機臺數(shù)）；
——JC25%時電動機額定扭矩
滿載運行時的靜阻力矩：
空載運行時的靜阻力矩：
初步估算高速軸上聯(lián)軸器的飛輪矩：
機構(gòu)總飛輪矩（高速軸）：
滿載起動時間
空載起動時間：
起動時間在允許范圍（小于8~10s）之內(nèi)，故合適
9） 驗算起動不打滑條件
由于起重機是在室內(nèi)使用，故坡度阻力及風(fēng)阻力均不予考慮。以下按三種工況進行驗算
①二臺電動機空載時同時起動：
式中 ——主動輪輪壓和；
——從動輪輪壓和；
f=0.2——室內(nèi)工作的粘著系數(shù)；
——防打滑的安全系數(shù)
n>nz,故兩臺電動機空載起動不會打滑
②事故狀態(tài)：當(dāng)只有一個驅(qū)動裝置工作，而無載小車位于工作者的驅(qū)動裝置這一邊時，則
式中 ——工作的主動輪輪壓；
——非主動輪輪壓之和；
——一臺電動機工作時的空載起動時間：
n>nz,故不會打滑
③事故狀態(tài)，當(dāng)只有一個驅(qū)動裝置工作，而無載小車遠離工作著的驅(qū)動裝置這一邊時，則
；
，與第二種工況相同
n>nz,故也不會打滑
起動不打滑驗算通過
10） 選擇制動器
由參考文獻[1]得制動時間，
按空載計算制動力矩，即Q=代入?yún)⒖嘉墨I[1]的（7-16）式：
式中 ——坡度阻力；
m=2——制動器臺數(shù)，兩套驅(qū)動裝置工作
現(xiàn)選用兩臺YWZ5200/23制動器，查參考文獻[7]附表15得其額定制動力矩Mez=112N·m，為避免打滑，使用時需將其制動力矩調(diào)至39.7N·m以下。?
考慮到所取的制動時間tz≈tq（Q=0），在驗算起動不打滑條件時已知是足夠安全的，故制動不打滑驗算從略。
11） 選擇聯(lián)軸器
根據(jù)機構(gòu)傳動方案，每套機構(gòu)的高速軸和低速軸都采用浮動軸
①機構(gòu)高速軸上的計算扭矩：
式中 M1——聯(lián)軸器的等效力矩：
φ1——等效系數(shù)，見參考文獻[7]表2-7取φ1=2
由參考文獻[7]附表31查得，電動機JZR2-22-6，軸端為圓柱形，d1=40mm，E=110m，減速器高速軸端為圓柱形d=40mm，l=50mm，故在靠近電動機端從附表44中選帶Φ200制動輪的半齒聯(lián)軸器S119（靠電動機一側(cè)為圓柱形孔，浮動軸端d=40mm）[Ml]=710N·m；(GD2)zl=0.36kg·m2；重量G=15kg。在靠減速器端，由《機械設(shè)計手冊》選用半齒聯(lián)軸器CLZ1（靠減速器端為圓柱形，浮動軸端直徑d=40mm）；其[Ml]=710N·m；(GD2)l=0.532kg·m2；重量G=12.8kg
高速軸上傳動零件的飛輪矩之和為：
與原估計基本相符，故有關(guān)計算則不需要重復(fù)
②低速軸的計算扭矩：
減速器低速軸端為圓柱形，d=75mm，l=140mm
由附表19查得Dc=800mm的主動車輪的伸出軸為圓柱形，d=95mm，l=130mm
故從附表42中選用4個聯(lián)軸節(jié)：
其中兩個為：（靠減速器端）?
另兩個為：（靠車輪端）?
所有的[Ml]=3150N·m，(GD2)=0.0149kg·m2，重量G=25.5kg（在聯(lián)軸器型號標(biāo)記中，分子均為表示浮動軸端直徑）
12） 浮動軸的驗算
①疲勞強度驗算：
式中φ1——等效系數(shù)，由參考文獻[7]查表2-6查得φ1=1.4
由上節(jié)已取浮動軸直徑d=85mm，故其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為：
由于浮動軸載荷變化為對稱循環(huán)（因為浮動軸在運行過程中正反轉(zhuǎn)之扭矩相同），所以許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為：
式中材料用45號鋼，取σb=600MPa；σs=300MPa。所以，
k=kx·km=1.6×1.2=1.92——考慮零件幾何形狀，表面狀況的應(yīng)力集中系數(shù)。由參考文獻第二章第五節(jié)及參考文獻[2]第四章查得：kx=1.6；km=1.2
nI=1.4——安全系數(shù)（由表2-18查得）τn<[τ-1k],故疲勞強度驗算通過
②靜強度驗算：?
計算靜強度扭矩：
式中 ΦcII——動力系數(shù)，查參考文獻[7]表2-7得 ΦcII=2.5扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：
許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力：
τ<[τ]II ，故靜強度驗算通過
高速軸所受扭矩雖比低速軸?。ǘ呦嗖頸0·η倍），但強度還是足夠的，故此處高速軸的強度驗算從略