起重機課程設(shè)計.doc

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第2章 小車副起升機構(gòu)計算 2.1 確定傳動方案選擇滑輪組和吊鉤組 按照構(gòu)造宜緊湊的原則，決定采用下圖的傳動方案。如圖圖2-1所示，采用了單聯(lián)滑輪組.按Q=5t，取滑輪組倍率=2，因而承載繩分支數(shù)為 Z=4。吊具自重載荷，其自重為：G=2.0%=0.02200kN=4kN 圖2-1 副起升機構(gòu)簡圖 2.2 選擇鋼絲繩 若滑輪組采用滾動軸承， 當(dāng)=2，查表得滑輪組效率=0.985，鋼絲繩所受最大拉力： 按下式計算鋼絲繩直徑d： d=c=0.096=10.895mm c: 選擇系數(shù)，單位mm/，選用鋼絲繩=1850N/mm，根據(jù)M5及查表得c值為0.096。 選不松散瓦林吞型鋼絲繩直徑d=10mm， 其標(biāo)記為6W(19)-10-185-I-光-右順(GB1102-74)。 2.3 確定卷筒尺寸并驗算強度 卷筒直徑： 卷筒和滑輪的最小卷繞直徑： ≥hd 式中h表示與機構(gòu)工作級別和鋼絲繩結(jié)構(gòu)的有關(guān)系數(shù)； 查表得：卷筒=18；滑輪=20 卷筒最小卷繞直徑=d=1820=360 滑輪最小卷繞直徑=d=2020=400 考慮起升機構(gòu)布置及卷筒總長度不宜太長，滑輪直徑和卷筒直徑一致取D=400㎜。 卷筒長度：L=1500mm 卷筒壁厚δ=0.02D+(6~10)=[0.02400+(6~10)]mm=14~18mm，取δ=18mm，應(yīng)進(jìn)行卷筒壁的壓力計算。 卷筒轉(zhuǎn)速=r/min=60r/min。 2.4 計算起升靜功率 ==18.17kW 式中η起升時總機械效率=0.894 為滑輪組效率取0.97；為傳動機構(gòu)機械效率取0.94；為卷筒軸承效率取0.99；連軸器效率取0.99。 2.5 初選電動機 ≥G=0.818.17=14.536kW 式中：在JC值時的功率，單位為KW； G：均系穩(wěn)態(tài)負(fù)載平數(shù),根據(jù)電動機型號和JC值查表得G=0.8。 選用電動機型號為YZR180L-6，=17KW，=955r/min，最大轉(zhuǎn)矩允許過載倍數(shù)λm=2.5；飛輪轉(zhuǎn)矩GD=1.5KN.m。 電動機轉(zhuǎn)速=951.9r/min 式中:在起升載荷=49.98kN作用下電動機轉(zhuǎn)速； :電動機同步轉(zhuǎn)速； ,:是電動機在JC值時額定功率和額定轉(zhuǎn)速。 2.6 選用減速器 2.6.1 初選減速器 減速器總傳動比：=15.865取實際速比=16。 起升機構(gòu)減速器按靜功率選取，根據(jù)=18.17kW，=951.9r/min，=16，工作級別為M5，選定減速器為ZQH50，減速器許用功率[]=31KW。低速軸最大扭矩為M=21000N.m。 減速器在951.9r/min時許用功率[]為[]==29.5kW>17kW 實際起升速度==19.334m/min； 實際起升靜功率==18.02kW。 用Ⅱ類載荷校核減速器輸出軸的徑向載荷，最大力矩。 2.6.2 驗算輸出軸端最大容許徑向載荷 用Ⅱ類載荷校核減速器輸出軸的徑向載荷，最大力矩。 查卷筒的產(chǎn)品目錄可知卷筒的自重 2.6.3 驗算輸出軸的最大容許扭矩 輸出軸容許最大扭矩，按大于電動機的最大力矩進(jìn)行校驗 式中 --------電動機實際最大力矩 ---------------電動機最大力矩倍數(shù) ------------------傳動比 ---------------減速器傳動效率，取0.95 2.7 電動機過載驗算和發(fā)熱驗算 過載驗算按下式計算： ≥==15.136kW =17KW>15.136kW，此題恰好與=的功率相等。 式中:基準(zhǔn)接電持續(xù)率時，電動機額定功率，單位為kW； H:系數(shù)，繞線式異步電動機，取H=2.1； λm:基準(zhǔn)接電持續(xù)率時，電動機轉(zhuǎn)矩允許過載倍數(shù)，查表得λm取2.5； m:電動機個數(shù)； η:總機械效率η=0.894。 發(fā)熱驗算按下式計算: P≥Pз 式中 P:電動機在不同接電持續(xù)率JC值和不同CZ值時允許輸出功率，單位為kW，按CZ=150，JC值=25%，查表得P=15.393kW； ==14.42kW P=15.363>=14.42kW 經(jīng)計算過載驗算和發(fā)熱驗算通過。 2.8 選擇制動器 按下式計算，選制動器： ≥ 式中:制動力矩,單位為N.m； :制動安全系數(shù)，查表1-5M5得=2.0； :下降時作用在電動機軸上的靜力矩，單位為N.m。 ==143.12N.m η：下降時總機械效率，通常取η≈η≈0.894 ==2143.12=286.24N.m 根據(jù)選用=286.24N.m選用YWZ315/30制動器，其額定制動力矩400N.m； 安裝時將制動力矩調(diào)整到所需的制動力矩=290N.m。 2.9 選擇聯(lián)軸器 根據(jù)電動機和減速器以及浮動軸的軸伸尺寸及形狀選連軸器，使連軸器的許用應(yīng)力矩[M]>計算的所需力矩M,則滿足要求。 電動機的軸伸：d=55mm(錐形)，長度E=820.5mm； 減速器軸伸：d=50mm(柱形)，長度E=85mm； 浮動軸的軸頭：d=45mm， 長度E=84mm。 選取梅花彈性連軸器：型號為MLL6-I-200，[M]=630N.m；GD=6.74=26.8Kg.m；型號為MLL6，[M]=630N.m；GD=1.854=7.4Kg.m。 電動機額定力矩=170N.m 計算所需力矩M=n=1.52.0170=510N.m 式中 n：安全系數(shù)取n=1.5； ：剛性動載系數(shù)，取＝2.0； [M]=630>M=510N.M 所選連軸器合格。 2.10 驗算起動時間 起動時間： = 式中： =1.5+26.8+7.4=35.7kN.m 靜阻力矩： ==179.07N.m 電動機啟動力矩： =1.7=1.7170=289N.m 平均起動加速度： ==0.32m/s =0.32 m/s<[]=0.4 m/s 經(jīng)計算電動機啟動時間合適。 2.11 驗算制動時間 制動時間： = =0.85s ：電機滿載下降轉(zhuǎn)速，單位為r/min； ==21000-951.9=1048.1r/min =290N.m =143N.m 平均制動減速器速度 所以制動時間也合適。 2.12 高速軸計算 2.12.1疲勞計算 軸受脈動扭轉(zhuǎn)載荷，其等效扭矩： 由上節(jié)選擇聯(lián)軸器中,已確定浮動軸端直徑d=45㎜. 因此扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為: 許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力: 軸材料用45鋼, ，； 彎矩： 扭矩： 軸受脈動循環(huán)的許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： -----考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應(yīng)力集中系數(shù); -----與零件幾何形狀有關(guān),對于零件表面有急劇過度和開鍵槽及緊配合區(qū)段, =1.5~2.5； -----與零件表面加工光潔度有關(guān),對于對于 此處取K=21.25=2.5 -----考慮材料對應(yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù),對碳鋼,低合金剛，取η=0.2. 安全系數(shù),查表得=1.6 因此，故 通過。 1.12.2 強度驗算 軸所受最大轉(zhuǎn)矩：: 式中: -----動力系數(shù),由表查得 =2； 按照額定起重量計算軸受靜力矩, 最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力: 許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力: 式中: -----安全系數(shù)，由表查得=1.6。 故合適. 浮動軸的構(gòu)造如圖（4）所示： 中間軸徑, 圖2-2 副起升高速傳動軸構(gòu)造圖