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1、 起重機大車運行機構設計示例 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 [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 G=G-G g xc 11.25m e L=22.5m

2、 2Pmin 2P max 圖 2.1 滿載時 , 最大輪壓 Pm ax = G G xc + Q Gxc . L e 4 2 L = 380 105 + 320 105 28.5 1.5 4 2 28.5 =270.1KN 空載時 , 最小輪壓 : Pm in = GG xc + G xc . 1 4 2 L = 380 105 + 105 1.5 4 2

3、 28.5 =71.51KN 車輪踏面疲勞計算載荷 [6] 2Pmax Pmin = 2 270.1 71.51 =203.9KN Pc = 3 3 車輪材料 : 采用 ZG340-640(調質 ), b =700MPa, 由附表 18 選擇車輪直 s =380MPa, 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

4、點接觸局部擠 壓強度驗算 [7] Pc =k 2 R 2 c 1 c 2 =0.151 4002 0.97 1=438925N (2.1) m 3 0.43 2 取 k 2 =0.181 k 2 ——許用點接觸應力常數(shù)（ N/mm ）由 [1] 表 5-2 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 c 1

5、 ——轉速系數(shù)， 由 [1] 表 5-3 ，車論轉速 n c = Vdc = 85 =38.6r/min ，c 1 =0.97 DC 0.7 c 2 ——工作級別系數(shù)，由 [1] 表 5-4 查得當 M5級時， c 2 =1 Pc > Pc 故驗算通過 線接觸局部擠壓強度驗算 [8] P =k D l c 1 c 2 =6.8 700 70 0.97 1=323204N C 1 c k 1 ——許用線接觸應力常數(shù)（ 2 表 5-2 查得

6、 k 1 =6.6 N/mm ）由 [1] 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 Dc ——車論直徑（ mm） c 1 ，c 2 ——同前 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

7、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： 當滿載時的運行阻力矩 [10] : M = （Q+G）（ k+ d ） m (Q Q ) 2 =1.5 （320000+380000）（0.0008+0.02 0.12 ? 2 ） =2100N m 運行摩擦阻力 Pm (Q Q ) M m( Q Q ) = 2100 =6000 N? m = 0.7/2

8、 DC /2 當空載時 Mm (Q 0) =1.5 380000 （0.0008+0.02 0.12 ）=1140 N? m 2 Pm (Q 0) = M m(Q 0 ) = 1140 =3257 N?m Dc / 2 0.7/ 2 1.4 選擇電動機 電動機靜功率 [11] ： Nj Pj vdc = 6000 85 =4.47kW = 60 0.95 2 1000 m 1000 式中 P j = P m (Q

9、 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 N j =1.3 4.47=5.81kW 式中 k d ——電動機功率增大系數(shù)，由 [1] 中表 7-6 查得 k d =1.3 由附表 30 選用電動機 JZR2 -31-6 ；Ne =11Kw；n1 =950r/min ； 2 =0.53kg 2 ；電動機質量 155kg （ GD ） d ? m 1.5 驗算電動機發(fā)熱條件 等效功率 [13] ： Nx

10、 =k25 N j =0.75 1.28 4.47=4.29Kw k 25 ——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 < N e , 故初選電動機發(fā)熱通過 . 1.6 選擇減速器 車輪轉速 : n c = vdc = 85 =38.68r/min Dc 0.7 機構傳動比 : i o = n1 = 950 =24.56 nc 38.68

11、 查附表 35, 選用兩臺 ZQ-500-IV-1Z 減速器 , i o‘ =23.34 [N]=24.5Kw( 當輸入轉速為 1000 r/min) 可見 N j <[N] 1.7 驗算運行速度和實際所需功率 實際運行速度 : v dc‘ =v dc i o’ =85 24.56 =89.44m/min i o 23.34 ‘ = 85 89 .44 誤差 = vdc vdc 100%=5%<15% vdc 85 實際所需電動機靜功率 : ’ Nj ‘ = N j v

12、dc =4.47 89.44 =4.70Kw vdc 85 由于 N j‘ < 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 = n1 2 （ Q G） D c 2 (2.3) （ [mc(GD ) + ] q ） 1 ‘2 38.2 mM q M j i o ? 式中 n 1 =950r/min; M=2(

13、 驅動電動機臺數(shù) ); M q =1.5Me =1.5 9550 11 =165.87N? m 950 M （ ） e =9550 N e JC25% —— JC25%時電動機額定扭矩 （ ） n1 JC25% 滿載運行時的靜阻力矩 : M m（ Q Q） = 2100 =94.71 N ? m Mj（ Q Q）=‘ 23.34 0.9

14、5 io 空載運行時的靜阻力矩 : M m（Q 0） 1140 =51.41 N ? m Mj（ Q 0）=‘ = 23.34 0.95 i o 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) 機構總飛輪矩 ( 高速軸 ); (GD2 ) 1 =（GD2 ） d +(GD2 ) zl +(GD2 ) l =0.78+0.532=1.31 kg ? m2 (2.5) 滿載起動時間

15、 t q （Q Q ）= 950 [2 1.15 1.31 （32000 38000） 0.72 ]=7.27s 38.2（2 165.87 94.71） 23.342 0.95 空載起動時間 : t q （Q 0）= 950 [2 1.15 1.31 38000 0.72 165.87 23.342 0.95 38.2 （2 51.41） ]=3.46s 由 [2] 知, 起動時間在允許范圍 (8 ～10s) 之內 , 故合適

16、 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 ‘ N = Pd vdc ’ (2.6) d 1000 m 式 中 Pd = Pj + Pg = ‘ P j + Q G vdc =6000+ 89.44 (32000+38000)=20353N

17、g 60t q（Q Q） 60 7.27 ‘ ——運行機構中同一級傳動減速器的個數(shù) ‘ =2 m , m 因此, N d = 20353 89.44 =15.97 kW 1000 60 0.95 2 所選用減速器的 [N] JC 25% =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 :

18、 P f n= 1 n z (2.7) P（2 k d ‘ ）P2 k G vdc 2 g 60tq（Q 0） D c / 2 式中 P1 =Pm in ’+Pm ax‘ =119410+71510=190920N——主動輪輪壓和 ; P2 = P 1 =190920N——從動輪輪壓和 ; F=0.2 ——室內工作的粘著系數(shù) ; n z =1.05 ～1.2 ——防止打滑的安全系數(shù) n= 190920 0.2 （ 0.02 0.14） 190

19、920 0.0008 89.44 190920 0.0008 1.5 2 38000 0.7/2 60 3.46 =2.91 n>n z , 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= P1 f n z d P（2 ）P1 k

20、 ‘ k G vdc 2 g 60tq（Q 0） D c / 2 P = P ‘ =86000N——工作的主動輪輪壓 ; 1 m ax P2 =2 P min ’+ P m ax =2 54000+86000=194000N——非主動輪輪壓之和 ; t ’q（Q 0）——一臺電動機工作時的空載起動時間 : t q （ ） 950 [1.

21、15 1.31+ 38000 0.72 ]=8.14s Q 0 = 38.（2165.87 51.41） 23.342 0.95 n= 190920 0.2 =3.35 0.12） （ 0.02 119410 0.0008 89.44 26243 0.0008 1.5 38000 2 60 13.12 0.7/ 2

22、 n>n z 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 = P m in ’=71510N P2 =2 P m ax‘ + P m in ’=2 119410+71510=310330N t ’q（Q 0）=8.14s, 與第 2 種工況相同 n= 71510 0.2 =1.46s 8944 310330 0.002 1.5 71510

23、 0.0008 38000 0.7/2 60 8.14 n>n z 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 {M j + n1 [ mc(GD 2 ) 1 + GD c 2 (2.7) io 2 ]} m 38.2t z

24、 = ( Pp Pm min ) Dc = (760 2171.43) 0.7 0.95 =-20.11 N ? m 式中 Mj 2i o 2 23.34 P p =0.002G=0.002 380000=760N——坡度阻力 G (k d ) 380000(0.0008 0.02 0.12) Pm m in = D c 2 = 0.7/ 2 2 =2240N

25、 / 2 M=2——制動器臺數(shù)，兩套驅動裝置工作 M z = 1 {-20.11+ 950 [2 1.15 1.31 38000 0.72 0.95 ]} =117.32 N ? m 2 38.2 3.5 23.342 現(xiàn)選用兩臺 YWZ200/23 制動器，查附表得其額定制動力矩 M =112.225 N ?m 5 ez 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 t z t q （Q=0），在驗算起動不打

26、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 1.4=143N? m M ——聯(lián)軸器的等效力矩 M = 1 Mel =251.3=102.6 N ? m 1 ——等效系數(shù)，見表 2-7 取 1 =2 Mel =9550 N e =9550 5 =51.3 N ? m n1 930 由附表 31 查得，電動機 JZR2 -21-6 ，軸端為圓柱形， d1 =40mm，l=110mm，由附

27、 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，浮動軸端 d=40mm）[M l ]=710 N?m；(GD2 ) 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 [M l ]=710 N ? m； (GD2 ) l =0.107 kg ? m2 ；重量 G=8.36kg 高速軸上

28、傳動零件的飛輪矩之和為： (GD2 ) zl +(GD2 ) 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 " = M js i o =14320.49 0.95=2783 N ? m 由附表 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的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 （

29、靠減速器端） A80 另兩個為： GICLZ5 YA80 （靠車輪端） A90 所有的 [M l ]=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 =  1 Mel i  o  ‘  =1.4 110.58 23.34 0.95=3432.65 N  ? m 式中  1 ——等效系數(shù)，由表  2-6  查得  1

30、=1.4 由上節(jié)已取浮動軸直徑 d=80mm，故其扭轉應力為： n = M = 3432 .65 3 =33.52Mpa (2.8) W 0.2 0.08 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之扭矩相同） ， 所以許用扭轉應力為： [ 1 k ]= 1 1 =132 1 =49.1 MPa k n 1.92 1.4 式中材料用 45 號鋼，取 b =600MPa； s =300MPa。所以， 1 =0.22 b =0.22

31、 600=132MPa s =0.6 s =0.6 3000=1800MPa k=k x k m =1.6 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 ； k m =1.2 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： M = c M el i ‘ m ax o  =2.5 110.58 23.34 0.95=6129.7N ? m 式中 c ——動力系數(shù)，查表 2-5 得 c =2.5 扭轉應力： M 6129.7 59.9MPa = 0.2 0.083 W 許用扭轉剪應力： [ ] = s 180 128.6MPa 〈[ ] ，故靜強度驗算通過 n 1.4 高速軸所受扭矩雖比低速軸?。ǘ呦嗖?i o ‘ 倍），但強度還是足夠的，故此 處高速軸的強度驗算從略