起重機大車運行機構(gòu)設(shè)計實例

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1、起重機大車運行機構(gòu)設(shè)計示例 注：以下內(nèi)容為通用起重機大車運行機構(gòu)設(shè)計模板，大家只需要 往里面代入自己的數(shù)據(jù)即可。中間不可見內(nèi)容需要把文檔下載下來后 把字體改為黑色才可見！ 1.1 確定傳動機構(gòu)方案 跨度28.5m為中等跨度,為減輕重量,決定采用本書圖2.1的傳動方案選擇車輪與軌道，并驗算其強度 1.2 選擇車輪與軌道弁驗算其強度[5] 按照圖2.1所示的重量分布，計算大車車輪的最大輪壓和最小輪壓 圖2.1 滿載時，最大輪壓 c G Gxc P = xc + max 4 Q Gxc xc 2 380 105 , = + 4 =270.1KN 空載時，最小

2、輪壓： 320 105 28.5 1.5 28.5 G Gxc Pmin = / + Gxc 2  380 105 105 1.5 4+F28^5=71.51KN 2Pmax Pc 二 Pmin _2 270.1 3 71 51 7151 =203.9KN 車輪踏面疲勞計算載荷［6］ 車輪材料：采用ZG340-640（調(diào)質(zhì)），b=700MPa,s=380MPa由附表18選擇車輪直 徑Dc=500mm由［1］表5-1查得軌道型號為P38（鐵路軌道）或Qu70膽重機專用軌道） 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

3、 壓強度驗算［7］ _22 R24002___ Pc=k2RTc1c2=0.1514003-0.971=438925N（2.1） m0.4 k2——許用點接觸應(yīng)力常數(shù)（N/mn2）由［1］表5-2取卜2=0.181 R——曲率半徑，由車論和軌道兩者曲率半徑中取最大值，取QU7O道的曲率半 徑為R=400mm m——由軌頂和車輪曲率半徑之比（r/R）所確定的系數(shù)，由［1］表5-5查m=0.4 c1——轉(zhuǎn)速系數(shù)，由［1］表5-3,車論轉(zhuǎn)速nc=2紇=—85—=38.6r/min,c1=0.97 1Dc0.71 c2——工作級別系數(shù)，由［1］表5-4查得當(dāng)M5級時，c2=1

4、Pc'>Pc故驗算通過 線接觸局部擠壓強度驗算［8］ PC'=k1Dclc1c2=6.8700700.971=323204N CIcI2 k1——許用線接觸應(yīng)力常數(shù)（N/mn2）由［1］表5-2查得k1=6.6 l——車軌與軌道的有效接觸長度，P38軌道的l=68mm而QU7O道的l=70mm 按后者計算 Dc車論直徑（mrm c1,c2RJ前 Pc>Pc故驗算通過 1.3 運行阻力計算 摩擦總阻力矩［9］: Mm=(Q+G(k+d)(2.2) 2 由［3］查得Dc=700mm^輪的軸承型號為7524,與軸承內(nèi)徑相配合處車輪軸直徑 d=120mm由［1］表7-1

5、至7-3查得：滾動摩擦系數(shù)k=0.0008;軸承摩擦系數(shù) =0.02;附加阻力系數(shù)=1.5。代入上式得： 當(dāng)滿載時的運行阻力矩［10］: Mm (q Q)= (Q+G (k+ d) 2 ,,012、… =1.5(320000+38000。(0.0008+0.02012)=2100N?m 運行摩擦阻力 匕皿廣熱二黑=6000N?mC 當(dāng)空載時 ,012、八 0=1.5380000(0.0008+0.02012)=1140N?m )2 P m(Q 0)=粉=鼠=3257 N?m c 1.4 選擇電動機 電動機靜功率［11］: Nj = =4.4

6、7kW PjVdc=600085 1000m1000600.952 式中Pj=Pm(QQ)——滿載運行時的靜阻力; m=2驅(qū)動電動機臺數(shù)； =0.95——機構(gòu)傳動效率 初選電動機效率： N=kdNj=1.34.47=5.81kW 式中kd——電動機功率增大系數(shù)，由［1］中表7-6查得kd=1.3由附表30選用電動機JZR2-31-6;Ne=11Kwn1=950r/min; (GD2)d=0.53kg?m2;電動機質(zhì)量155kg 1.5 驗算電動機發(fā)熱條件 等效功率［13］: Nx=k25Nj=0.751.284.47=4.29Kw k25——工作級別系數(shù)，由［1］查

7、得，當(dāng)JC%=25%,k25=0.75; ——由［1］按起重機工作場所得tq/tg=0.25查得=1.28 由此可知，Nx

8、4m/min 23.34 _vdcvdc Vdc 二8589.44 一85 100%=5%<15% 實際所需電動機靜功率 N.=N,阻=4.4789^4=4.70KwjjVdc85 由于Nj

9、(JC25%) JC25%y電動機額定扭矩 滿載運行時的靜阻力矩： M _ M m (Q Q) Mj ( Q Q)二 1 io 2100 =94.71 N ?m 23.34 0.95 空載運行時的靜阻力矩： M m (Q 0) Mj (Q 0)= : io 1140 - ―1140- =51.41 N ?m 23.34 0.95 初步估算高速軸上聯(lián)軸器的飛輪矩： (GD2) zl+(GD2) l =0.33+0.202=0.532kg ? m2 (2.4) 機構(gòu)總飛輪矩（高速軸）; (GD2) 1= (GD2) d +(GD2) zl+(GD2) l =0

10、.78+0.532=1.31 kg ?m2 (2.5) 滿載起動時間 t = 950 q(QQ)-38.2(2 165.87 [2 1.15 1.31 94.71 (32000 38000) 0.7 23.342 0.95 2 -]=7.27s 空載起動時間: tq(Q0)= 950 38.2(2165.8751.41) [21.151.313800020.7 23.340.95 ]=3.46s 由［2］知，起動時間在允許范圍（8?10s）之內(nèi),故合適起動工況下減速器傳遞功率： 1.9 起動工況下校核減速器功率 Nd=

11、Pdvdc(2.6) 1000m Pg 式中口=Pj+ Pdj Pi+Q—G—vd^一=6000+89.44(32000+38000)=20353N jg60tq(QQ)607.27 ’..一,....’ m——運行機構(gòu)中同一級傳動減速器的個數(shù)，m=2 因止LNd=2035389.44=15.97kW 1000600.952 所選用減速器的[N]jc25%=24.5Kw>Nd,所以合適 1.10 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兩臺電動機空載時同時起動： n= vdc Pf /d、 P2

12、(k-)P2k 2 nz (2.7) g60tq(Q0) Dc/2 式中P1=Pmin+Pmax=119410+71510=190920---主動輪輪壓和 P2=P1=190920N--從動輪輪壓和； F=0.2——室內(nèi)工作的粘著系數(shù)；nz=1.05?1.2——防止打滑的安全系數(shù) n= 1909200.2,074 ac//1909200.00080.02——)1.51909200.0008 89.442 380002 603.460.7/2 =2.91 n>nz,故兩抬電動機空載起動不打滑 事故狀態(tài)：當(dāng)只有一個驅(qū)動裝置工作，而

13、無載小車位于工作著的驅(qū)動裝置這一邊時，則 n= Pf vdc P2(k —— nz Rk g 60tq (Q 0) Dc/2 P1=Pmax=86000N-―工作的主動輪輪壓； P2=2Pmin+Pmax=2X54000+86000=194000N-―非主動輪輪壓之和；t'q(Q0)———臺電動機工作時的空載起動時間 t'q (Q 0)= 950 38.2(165.87 2 380000.7,[1.15X1.31+2]=8.14s 51.4123.340.95 n= 190920 0.2 8944 262430.0008 0.02 3800

14、0 ——一 60 13.12 =3.35 0.12、 ——)1.5 119410 0.0008 2 0.7/2 n>nz故不打滑 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 ——'..___ Pi=Pmin=71510N ___，一，— P2=2Pmax+Pmin=2X119410+71510=310330N tq(Q0)=8.14s,與第2種工況相同 n= 38000 8944 60 8.14 71510 0.2 310330 0.002 1.5 71510 0.0008 =1.46s 0.7/

15、2 n>nz故也不會打滑 1.11 選擇制動器 由［1］取制動時間tz=3.5s 按空載計算制動力矩，即Q=0代入［1］的(7-16)式: Mz=1{Mj'+n1[mc(GD2)1 mj38.2tz +咨 ，2 io ]} (2.7) 式中Mj'= (PpPmmin)Dc(7602171.43)0.70.95 ;=-=-20.11N?m 2io 223.34 Pp=0.002G=0.002X380000=760N坡度阻力 Pmmin 一d012 G(k—)380000(0.00080.02012)2-=2—=2240N Dc/2 c 0.7/2

16、 M=2制動器臺數(shù)，兩套驅(qū)動裝置工作 1950 Mz=1{-20.11+950[21.151.31 238.23.5 2 23.342.ZE2N?m 現(xiàn)選用兩臺YWZ200/23制動器，查附表得其額定制動力矩Mez=112.225N?m為避免打滑,使用時需將其制動力矩調(diào)至117.32N?m以下。 考慮到所取的制動時間tztq(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。 1.12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 Mjs'=Mn=102.6X1.4=143N?m M——聯(lián)軸器的等效力矩 M=1Mel=2X51.

17、3=102.6N?m 1等效系數(shù)，見表2-7取1=2 ML=9550電=9550X—=51.3N?mn1930 由附表31查得，電動機JZR2-21-6,軸端為圓柱形，d1=40mml=110mm由附 表34查得ZQ-350減速器高速軸端為圓錐形d=40mml=60mm故在靠近電動機 端從附表44中選兩個帶200制動輪的半齒聯(lián)軸器S196(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

18、 在靠減速器端，由附表43選用兩個半齒聯(lián)軸器S193（靠減速器端為圓錐形，浮 動軸端直徑d=40mm；其[Ml]=710N?m（GD2）l=0.107kg?m2;重量G=8.36kg 高速軸上傳動零件的飛輪矩之和為： （GD2）zl+（GD2）l=0.36+0.107=0.467kg?m2 與原估計基本相符，故有關(guān)計算則不需要重復(fù) 低速軸的計算扭矩： Mjs"=Mjs'io'=143X20.49X0.95=2783N?m 由附表34查得ZQ-350減速器低速軸端

19、為圓柱形，d=80mml=125mm 由附表19查得Dc=700mm勺主動車輪的伸出軸為圓柱形，d=90mml=125mm 故從附表42中選用4個聯(lián)軸節(jié)： 其中兩個為：GICLZ5YA80（靠減速器端） A80 另兩個為：GICLZsYA80（靠車輪端） A90 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） 1.13浮動軸的驗算 疲勞強度驗算： M=1Melio=1.4X110.58X23.34X0.95=3432.65N?m 式中1——等效系數(shù)，由表2-6查得1=1.4由上節(jié)

20、已取浮動軸直徑d=80mm故其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為: =33.52Mpa (2.8) 3432.65 ~13 0.20.08 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： 1k]= — k 1 二 132 n 1.92 1 1.4 =49.1 MPa 式中材料用45號鋼，取b=600MPas=300MPa所以，1=0.22b=0.22X 600=132MPa s=0.6s=0.6X3000=1800MPa k=kxkm=1.6x1.2=1.92——考慮零件幾何形狀，表面狀況的應(yīng)力集中系數(shù)。由 第二章第五節(jié)及[2]第四

21、章查得：kx=1.6;km=1.2n=1.4——安全系數(shù)（由表2-18查得）n<[1k],故疲勞強度驗算通過 靜強度驗算： 計算靜強度扭矩： ....________. Mmax=cMelio=2.5X110.58X23.34X0.95=6129.7N?m 式中c——動力系數(shù)，查表2-5得c=2.5扭轉(zhuǎn)應(yīng)力: M ~~W 6129.7 0.2 0.083 59.9MPa 許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力： []=——128.6MPa〈[],故靜強度驗算通過 n1.4 高速軸所受扭矩雖比低速軸小（二者相差 i o 倍），但強度還是足夠的，故此 處高速軸的強度驗算從略