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1、起重機大車運行機構設計模板 （中間不可見內容需要把文檔下載下來后把字體改為黑色） 注：以下內容為通用起重機大車運行機構設計模板，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 選擇車輪與軌道并驗算其強度⑸ 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 ax 380 105 4 =270 。 1KN 空載時，最小輪壓： 320 105 2

2、28.5 1.5 28.5 =G Gxc + m in , Gxc 4 2 28.5 =71.51KN 車輪踏面疲勞計算載荷⑹ Pc=2Pmax Pmin—2 270.1 71 51 7151 =203。9KN 車輪材料：采用ZG340-640（調質），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（起重 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 壓強度驗算⑺ Pc =k 2 R2 c 1 c 2 =0.1

3、51 4002 0.43 0。97 仁438925N (2.1) k2 ――許用點接觸應力常數(shù)（N/mm ）由［1］表5-2取k2 =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QU70軌道的曲率半徑 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 ――轉速系數(shù),由］1］表5-3，車論轉速n嚴止二』 =38.6r/min,c 1=0O De 0.7 97 C2 —-工作級別系數(shù)，由］1］表5-4查得當M5級時，C2=1 Pc ''〉Pc故驗算通過 線接觸局部擠壓強度驗算［8］

4、PC ' =k1 Dcl c 1c2=6o 8 700 70 0。97 仁323204N k1-—許用線接觸應力常數(shù)（N/mrn ）由［1］表5-2查得3=6。6 l ――車軌與軌道的有效接觸長度， P38軌道的l=68mm,而QU70軌道的l=70mm, 按后者計算 De-—車論直徑(mm c1 ,e 2 同前 Pc'〉Pe 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車輪的軸承型號為7524,與軸承內徑相配合處車輪軸直徑 d=120mm由］1］表7-1至7-3查得：滾動摩擦系數(shù) k=

5、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： 當滿載時的運行阻力矩［10］ ML (q q) = (Q+G (k+ d ) () 2 0 12 =1.5 (320000+380000 (0.0008+0.02 ) =2100N?m 2 運行摩擦阻力 Pm (Q Q) Dc/2 =6000 N?m 0.7/2 當空載時 %Q Q)=10 0 12 5 380000 (0 o 0008+0.02012 ) =1140 N?m 2 Pm(Q 0)=誘=冊=3257 N?m 1.4 選擇電動機 電動機靜功率［1

6、1］: 叫= =4o 47kW PjVde 二 6000 85 1000 m 1000 60 0.95 2 式中Pj = Pm (Q Q)~滿載運行時的靜阻力; m=2-—驅動電動機臺數(shù)； =0.95——機構傳動效率 初選電動機效率： N=kd 叫=1。3 4。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=11Kw;q=950r/min ; (GD ) d=0.53kg?mf ;電動機質量 155kg 1。5驗算電動機發(fā)熱條件 等效功率問： Nx =k25 叫=0。

7、75 1。28 4。47=4。29Kw k25 ――工作級別系數(shù)，由［1］查得,當JC%=25時，k 25=0。75; -—由］1］按起重機工作場所得t q /t g =0.25查得=1。28 由此可知，N x〈 Ne,故初選電動機發(fā)熱通過? 1。6選擇減速器 車輪轉速： n c =-^^ = — =38.68r/m in Dc 0.7 機構傳動比： =n1 - o 950 =24.56 38.68 查附表35,選用兩臺ZQ-500-IV — 1Z減速器,i。‘ =23。34 ［N］=24。5Kw(當輸入轉速為 1000 r/min ) 可見叫〈［N］ 1。

8、7驗算運行速度和實際所需功率 實際運行速度： Vdc =Vdc 邑=85 io 24.56 =89。44m/min 23.34 誤差=Vdc Vdc =85 89.44 I。。％ =5%〈 15% Vdc 85 實際所需電動機靜功率： 叫 ‘ =Nj Vd^ =4.47 89^ =4。70Kw j j Vdc 85 由于Nj ‘〈 N j，故所選電動機和減速器均合適 1.8 驗算起動時間 起動時間 t q = 38.2( mMq~~[mC(GD) 2 (Q G) Dc n 1+ 2 -] i (2 3) 式中 n 1 =95

9、0r/min; M=2（驅動電動機臺數(shù)）; M q=1。5皿=1。5 9550 11 二=165。87N?m 950 M e=9550J5%）- -JC25%時電動機額定扭矩 滿載運行時的靜阻力矩: Mj (QQ)= Mm( QQ)= 2100 =94.71 N?m io 23.34 0.95 M = M m (Q 0) Mj (Q 0)=—— io 空載運行時的靜阻力矩: 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: (GD) zl+(GD2) l =0.33+0。 202=0.532kg?m2 機構總飛輪

10、矩（高速軸）; (GDS) 1 = (GD)d+(GD2) zl + (GD)嚴0。78+0。532=1。31 kg?m2 滿載起動時間 950 t q (Q q q( ) 38.2(2 165.87 94.71) [2 1。15 1.31 2 (32000 38000) 0.7 23.342 0.95 (2.4) (2.5 ) ]=7。 27s 空載起動時間： 950 38.2 (2 165.87 51.41) [2 1。15 1.31 38000 0.72 23.342 0.95 ］=3 o

11、46s 由［2］知,起動時間在允許范圍（8?10s）之內，故合適 起動工況下減速器傳遞功率： 1o 9起動工況下校核減速器功率 Nd二認’ （2o 6）式中 1000 m Pd =Pj +Pg = p . + Q__G Vdc——=6000+ 89.44 （32000+38000 =20353N j g 60tq（Q Q） 60 7.27 m -—運行機構中同一級傳動減速器的個數(shù)，m =2 因此，N d = 20353 89.44 =15o 97 kW 1000 60 0.95 2 所選用減速器的［N ］ jc25% =24.5Kw> Nd，所以合適 1o 10驗算起動不

12、打滑條件 由于起重機是在室內使用，故坡度阻力及風阻力均不予考慮。以下按三種工 況進行驗算兩臺電動機空載時同時起動： n= p^f nz （2.7 ） g 60tq (Q 0) 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--室內工作的粘著系數(shù)； nz=1o 05?1.2 —-防止打滑的安全系數(shù) n= 38000 89.44 60 3.46 190920 0.2 19092(0.0008 0.02 190920 0.0008 2

13、0.7/2 =2.91 n>nz,故兩抬電動機空載起動不打滑 事故狀態(tài)：當只有一個驅動裝置工作，而無載小車位于工作著的驅動裝置這一 邊時,則 n= Rf Vdc P,k 號)Rk g 60tq( Q 0) Dc/2 P1 = Pmax ‘ =86000N工作的主動輪輪壓; P2 =2 Pmin ' + P max =2 X 54000+86000=194000 非主動輪輪壓之和; t ' q (Q 0)――—臺電動機工作時的空載起動時間: t'q (Q 0)= 950 38.2(165.87 51.41) [1 15X 1.31 + 38000 23

14、.342 0.72 0.95 ]=8.14s n= 38000 89.44 60 13.12 190920 0.2 0 12 2624(0.0008 0.02 )1.5 119410 0.0008 2 0.7/2 =3。35 n> nz故不打滑 事故狀態(tài)：當只有一個驅動裝置工作，而無載小車遠離工作著的驅動裝置這一邊 時，則 P1= Pmin '=71510N P2 =2 Pmax‘ + Pmin '=2X 119410+71510=310330N t ' q(Q 0)=8。14s，與第2種工況相同 n= 38000 8944 60 8.1

15、4 71510 0.2 310330 0.002 1.5 71510 0.0008 0.7/2 n>nz故也不會打滑 1。11選擇制動器 由［1 ］取制動時間t z=3。5s 按空載計算制動力矩,即Q=0代入［1］的（7—16）式: Mz = 1 {Mj m J 38.2tz 2 c '2"~ io [mc(GD2) 1 + GD 7) 式中 Mj' = (Pp PmmGDc =(760 2171.43) 0.7 °.95=— q。。們 ”？口 J 2io 2 23.34 P p =0。002G=0.002X 380000=760N--坡度阻力

16、 d 012 G(k -) 380000(0.0008 0.02 吐) P = 乙= 2 =2240N 0.7/2 mmin Dc/2 2 2303：2 N?m M=2制動器臺數(shù)，兩套驅動裝置工作 1 950 Mz=- { — 20.11+ ——[2 1.15 1.31 2 38.2 3.5 現(xiàn)選用兩臺YWZ200/23制動器，查附表得其額定制動力矩 Mez=112.225 N ?m 為避免打滑，使用時需將其制動力矩調至 117。32N?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. 1.12

17、 選擇聯(lián)軸器 根據(jù)機構傳動方案，每套機構的高速軸和低速軸都采用浮動軸 MJs =M n =102.6 X 1。4=143N? m M-—聯(lián)軸器的等效力矩 M = 1 Mel=2X 51.3=102。6 N ?m 1 等效系數(shù)，見表 2—7取1=2 N 5 Ml =9550二=9550X =51.3 N ?m m 930由附表31查得，電動機JZR2 — 21—6,軸端為圓柱形，d,=40mm l=110mm由附 表34查得ZQ-350減速器高速軸端為圓錐形d=40mm l=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(靠電動機一側為圓 柱形孔

18、，浮動軸端 d=40mm[MJ =710 N?m (GD) zl =0.36kg ?m2;重量 G=15kg. 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]MJ =710 N?m (GD2 ) l =0.107 kg ?m2;重量 G=a 36kg 高速軸上傳動零件的飛輪矩之和為： (GD2 ) zl+ (GD) l =0.36+0.107=0.467 kg ?m2 與原估計基本相符，故有關計算則不需要重復 低速軸的計算扭矩： MjS"= Mjs'i?！?=143X 20。49 X 0。95=2783 N?m 由附

19、表34查得ZQ-350減速器低速軸端為圓柱形，d=80mm l=125mm 由附表19查得Dc=700mm勺主動車輪的伸出軸為圓柱形，d=90mm l=125mm 故從附表42中選用4個聯(lián)軸節(jié)： 其中兩個為：GICLZ5 YA80 (靠減速器端) A80 另兩個為：GICLZs YA80 (靠車輪端) A90 所有的[M]=3150 N?m, (GD2) =0。0149kg?m2，重量 G=25.5kg(在聯(lián)軸器型號 標記中，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 = 1Meli o( =1。4X 110.58 X 23.34 X 0.95

20、=3432。65 N?m 式中1——等效系數(shù)，由表2-6查得1=1.4 由上節(jié)已取浮動軸直徑d=80mm故其扭轉應力為: 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之扭矩相同）， 所以許用扭轉應力為： 3432.65 3 0.2 0.08 =33.52Mpa (2 。8) 1 1 132 1 ［1k］= - = =49。1 MPa 1=0.22 b=0。22 x k n 1.92 1.4 式中材料用45號鋼，取 b=600MPa s=300MPa所以, 600=132MPa s =0.6 s =0.6 x 3000=1800MPa k=kxkm

21、=1。6x 1.2=1。92――考慮零件幾何形狀,表面狀況的應力集中系數(shù)。由 第二章第五節(jié)及［2］第四章查得:k x=1。6; km=1o 2 n =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 = Meli o =2.5 x 110o 58x23o 34x 0。95=6129b 7N?m 式中c ――動力系數(shù),查表2-5得c =2o 5扭轉應力: M =~W 6129.7 0.2 0.083 59.9MPa 許用扭轉剪應力: []=-^ 128.6MPa n 1.4 〈［］，故靜強度驗算通過 高速軸所受扭矩雖比低速軸?。ǘ呦嗖? O 倍），但強度還是足夠的，故此處 高速軸的強度驗算從略