起重机大车运行机构设计模板.doc

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起重机大车运行机构设计模板
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1。1 确定传动机构方案
跨度28.5m为中等跨度，为减轻重量，决定采用本书图2。1 的传动方案选择车轮与轨道,并验算其强度
1.2 选择车轮与轨道并验算其强度
按照图2。1所示的重量分布,计算大车车轮的最大轮压和最小轮压

图2.1

满载时,最大轮压

= + .
= +
=270。1KN
空载时，最小轮压:
= + .
= +
=71.51KN
车轮踏面疲劳计算载荷
===203。9KN
车轮材料：采用ZG340-640(调质）,=700MPa,=380MPa,由附表18选择车轮直径Dc=500mm ，由［1］表5-1查得轨道型号为P38（铁路轨道)或Qu70(起重机专用轨道）
按车轮与轨道为点接触和线接触两种情况来验算车轮的接触强度点接触局部挤压强度验算
P=kcc=0.1510。971=438925N （2.1)
k——许用点接触应力常数（N/mm）由［1］表5-2取k=0.181
R-—曲率半径，由车论和轨道两者曲率半径中取最大值,取QU70轨道的曲率半径为R=400mm
m——由轨顶和车轮曲率半径之比（r/R）所确定的系数，由[1］表5-5查m=0.4
c——转速系数,由［1]表5-3，车论转速n===38.6r/min,c=0。97
c—-工作级别系数，由［1]表5-4查得当M5级时，c=1
P〉 故验算通过
线接触局部挤压强度验算
P=kDl cc=6。8700700。971=323204N
k-—许用线接触应力常数（N/mm）由［1]表5-2查得k=6。6
l——车轨与轨道的有效接触长度，P38轨道的l=68mm,而QU70轨道的l=70mm,按后者计算
D-—车论直径（mm）
c,c——同前
P〉 故验算通过
1。3 运行阻力计算
摩擦总阻力矩：
M=（Q+G）（k+) (2.2)
由［3］查得D=700mm车轮的轴承型号为7524,与轴承内径相配合处车轮轴直径d=120mm；由［1］表7-1至7-3查得：滚动摩擦系数k=0.0008;轴承摩擦系数=0.02;附加阻力系数=1.5.代入上式得：
当满载时的运行阻力矩:
M=（Q+G）（k+）
=1.5（320000+380000）（0.0008+0.02）=2100Nm
运行摩擦阻力
P===6000 Nm
当空载时
M=1。5380000(0。0008+0.02）=1140 Nm
P===3257 Nm
1.4 选择电动机
电动机静功率:
N===4。47kW
式中P= P--满载运行时的静阻力；
m=2-—驱动电动机台数；
=0.95——机构传动效率
初选电动机效率：
N=k N=1。34。47=5。81kW
式中k—-电动机功率增大系数，由［1］中表7-6查得k=1.3
由附表30选用电动机JZR -31—6;N=11Kw;n=950r/min；
（GD）=0.53kgm；电动机质量155kg
1。5 验算电动机发热条件
等效功率:
N=kN=0。751。284。47=4。29Kw
k——工作级别系数,由［1］查得,当JC%=25%时, k=0。75；
-—由［1]按起重机工作场所得t/t=0.25查得=1。28
由此可知, N〈 N,故初选电动机发热通过.
1。6 选择减速器
车轮转速:
n===38.68r/min
机构传动比：
i===24.56
查附表35,选用两台ZQ-500—IV—1Z减速器, i=23。34
［N]=24。5Kw（当输入转速为1000 r/min）
可见N〈［N］
1。7 验算运行速度和实际所需功率
实际运行速度:
v=v=85=89。44m/min
误差==100％=5%〈15％
实际所需电动机静功率:
N= N=4.47=4。70Kw
由于N〈 N，故所选电动机和减速器均合适
1.8 验算起动时间
起动时间
t=[mc(GD）+] （2。3)
式中n=950r/min;
M=2(驱动电动机台数);
M=1。5M=1。59550=165。87Nm
M=9550-—JC25％时电动机额定扭矩
满载运行时的静阻力矩：
M===94.71 Nm
空载运行时的静阻力矩：
M= ==51。41 Nm
初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩：
（GD)+(GD)=0.33+0。202=0.532kgm （2.4)
机构总飞轮矩(高速轴)；
（GD)=（GD）+(GD)+（GD）=0。78+0。532=1。31 kgm （2.5）
满载起动时间
t=［21。15 ］=7。27s
空载起动时间:
t=[21。15
]=3。46s
由[2]知,起动时间在允许范围(8～10s)之内，故合适

起动工况下减速器传递功率：
1。9 起动工况下校核减速器功率
N= （2。6）式中=+= P+=6000+（32000+38000）=20353N
m-—运行机构中同一级传动减速器的个数, m=2
因此, N==15。97 kW
所选用减速器的[N］=24.5Kw> N，所以合适
1。10 验算起动不打滑条件
由于起重机是在室内使用,故坡度阻力及风阻力均不予考虑。以下按三种工况进行验算两台电动机空载时同时起动：
n=n (2.7）
式中P=P+P=119410+71510=190920N——主动轮轮压和；
P= P=190920N——从动轮轮压和;
F=0。2--室内工作的粘着系数;
n=1。05～1.2—-防止打滑的安全系数
n=
=2.91
n>n，故两抬电动机空载起动不打滑
事故状态：当只有一个驱动装置工作，而无载小车位于工作着的驱动装置这一边时,则
n=n
P= P=86000N——工作的主动轮轮压；
P=2 P+ P =2×54000+86000=194000N——非主动轮轮压之和；
t——一台电动机工作时的空载起动时间：
=[1。15×1.31+］=8.14s
n= =3。35
n〉n 故不打滑
事故状态：当只有一个驱动装置工作,而无载小车远离工作着的驱动装置这一边时，则
P= P=71510N
P=2 P+ P=2×119410+71510=310330N
t=8。14s，与第2种工况相同
n==1.46s
n>n 故也不会打滑
1。11 选择制动器
由[1］取制动时间t=3。5s
按空载计算制动力矩,即Q=0代入[1]的（7—16）式：
M=｛M+［ mc(GD)+]｝ （2。7)
式中M===—20。11 Nm
P=0。002G=0.002×380000=760N—-坡度阻力
P= ==2240N
M=2——制动器台数，两套驱动装置工作
=｛—20.11+=117.32 Nm
现选用两台YWZ200/23制动器，查附表得其额定制动力矩M=112.225 Nm
为避免打滑，使用时需将其制动力矩调至117。32Nm以下。
考虑到所取的制动时间tt（Q=0）,在验算起动不打滑条件时已知是足够安全的，故制动不打滑验算从略.
1.12 选择联轴器
根据机构传动方案，每套机构的高速轴和低速轴都采用浮动轴
M=Mn=102.6×1。4=143Nm
M-—联轴器的等效力矩
M=M=2×51.3=102。6 Nm
——等效系数，见表2—7取=2
M=9550=9550×=51.3 Nm
由附表31查得,电动机JZR—21—6，轴端为圆柱形，d=40mm，l=110mm，由附表34查得ZQ—350减速器高速轴端为圆锥形d=40mm，l=60mm，故在靠近电动机端从附表44中选两个带制动轮的半齿联轴器S196（靠电动机一侧为圆
柱形孔，浮动轴端d=40mm）[M］=710 Nm；（GD)=0.36kgm;重量G=15kg.
在靠减速器端,由附表43选用两个半齿联轴器S193（靠减速器端为圆锥形，浮动轴端直径d=40mm）；其［M］=710 Nm；(GD）=0.107 kgm；重量G=8。36kg
高速轴上传动零件的飞轮矩之和为：
(GD）+（GD）=0.36+0.107=0.467 kgm
与原估计基本相符，故有关计算则不需要重复
低速轴的计算扭矩:
M= Mi=143×20。49×0。95=2783 Nm
由附表34查得ZQ-350减速器低速轴端为圆柱形，d=80mm，l=125mm
由附表19查得D=700mm的主动车轮的伸出轴为圆柱形,d=90mm，l=125mm
故从附表42中选用4个联轴节:
其中两个为：GICLZ(靠减速器端)
另两个为：GICLZ（靠车轮端）
所有的［M]=3150 Nm,（GD）=0。0149kgm，重量G=25.5kg(在联轴器型号标记中，分子均为表示浮动轴端直径）
1.13 浮动轴的验算
疲劳强度验算:
M=Mi=1。4×110.58×23.34×0.95=3432。65 Nm
式中——等效系数，由表2-6查得=1.4
由上节已取浮动轴直径d=80mm,故其扭转应力为：
===33.52Mpa (2。8）
由于浮动轴载荷变化为对称循环(因为浮动轴在运行过程中正反转之扭矩相同），所以许用扭转应力为：
[]===49。1 MPa
式中材料用45号钢，取=600MPa；=300MPa。所以，=0.22=0。22×600=132MPa
=0.6=0.6×3000=1800MPa
k=kk=1。6×1.2=1。92——考虑零件几何形状,表面状况的应力集中系数。由第二章第五节及[2]第四章查得:k=1。6；k=1。2
n=1.4—-安全系数（由表2-18查得）〈[]，故疲劳强度验算通过
静强度验算：
计算静强度扭矩：
M= Mi=2.5×110。58×23。34×0。95=6129。7Nm
式中——动力系数,查表2-5得=2。5扭转应力:
=
许用扭转剪应力：
[]= 〈［］，故静强度验算通过
高速轴所受扭矩虽比低速轴小（二者相差i倍),但强度还是足够的，故此处高速轴的强度验算从略