起重機說明書更新課件

1、武漢科技大學本科畢業(yè)論文1.緒論1.1課題的目的與意義：起重機械是用來對物料進行起重、運輸、裝卸和安裝作業(yè)的機械。它可以完成靠人力無法完成的物料搬運工作，減輕人們的體力勞動，提高勞動生產效率，在工廠、礦山、車站、港口、建筑工地、倉庫、水電站等多個領域和部門中得到了廣泛的應用。隨著生產規(guī)模日益擴大，特別是現代化、專業(yè)化生產的要求，各種專門用途的起重機相繼生產，在許多重要的部門中，它不僅是生產過程中的輔助機械，而且已成為生產流水作業(yè)線上不可缺少的重要機械設備，它的發(fā)展對國民經濟建設起著積極的促進作用。上個實際70年代以來，隨著生產和科學技術的發(fā)展，起重機械無論是在產量上還是在品種及質量上都得到了及

2、其迅速的發(fā)展。隨著國民經濟的快速發(fā)展，特別是國家加大基礎工程建設規(guī)劃的實施，建設工程規(guī)模日益擴大，起重安裝工程量越來越大，需要吊裝和搬運的結構件和機器設備的重量也越來越大。特別是大型電站、石油、化工、路橋、冶煉、航天以及工用民用高層建筑的安裝作業(yè)的迫切需要，極大地促進了起重機，特別是大型起重機的發(fā)展。具體表現在以下幾個方面。1.通用型起重機以小型為主,專用起重機向大型化發(fā)展；2.廣泛采用液壓技術；3.重視“三化”，逐步采用國際標準；4.發(fā)展一機多用產品；5.采用新技術、新材料、新結構、新工藝；隨著科學技術的發(fā)展、國民生活提高，用起重機減輕生產勞工，提高生產效率。起重機的發(fā)展前景將會越來越好。起

3、重機械的種類較多，通常按主要用途和構造特征對其進行分類。按主要用途可分為通用起重機、建筑起重機、冶金起重機、造船起重機、甲板起重機等。按構造特征可氛圍橋式類型起重機、臂架式起重機以及固定式起重機、運行式起重機。運行式起重機又分為軌道式和無軌式兩種。1.2起重機械的種類 起重機械按結構不同可分為輕小型起重設備、升降機、起重機和架空單軌系統(tǒng)等幾類。輕小型起重設備主要包括起重滑車、吊具、千斤頂、手動葫蘆、電動葫蘆和普通絞車，大多體積小、重量輕、使用方便。除電動葫蘆和絞車外，絕大多數用人力驅動，適用于工作不繁重的場合。它們可以單獨使用，有的也可作為起重機的起升機構。有些輕小型起重設備的起重能力很大，如

4、液 壓千斤頂的起重量已達 750噸。升降機主要作垂直或近于垂直的升降運動，具有固定的升降路線，包括電梯、升降臺、礦井提升機和料斗升降機等。起重機是在一定范圍內垂直提升并水平搬運重物的多動作起重機械。架空單軌系統(tǒng)具有剛性吊掛軌道所形成的線路，能把物料運輸到廠房各部分，也可擴展到廠房的外部。1.3起重機設計的基本原則和要求橋式起重機小車設計的基本原則和要求，在設計橋式起重機小車時，必須力求滿足以下幾方面的要求： 1、整臺起重機與廠房建筑物的配合，以及小車與橋架的配合要恰當。小車與橋架的互相配合，主要在于：小車軌距（車輪中心平面間的水平距離）和橋架上的小車軌距應相同；其次在于：小車上的緩沖器與橋架上

5、的擋鐵位置要配合好，小車上的撞尺和橋架上的行程限位開關要配合恰當。小車的平面布置應緊湊，高度要小，相應地可使起重機的高度減小，從而降低了廠房建筑物的高度。 2、小車上機構的布置及同一機構中各零件間的配合要求適當。起升機構和小車運行機構二者之間的距離不應太小，否則維修不便，或造成小車架難以設計；但也不應太大，否則小車就不緊湊。 3、小車車輪的輪壓分布要求均勻。且要求獲得最小的車輪、軸及軸承箱的尺寸，并且使起重機橋架主梁上受到均勻的載荷。一般最大輪壓不應超過平均輪壓的20%。 4、小車架上的機構與小車架配合要恰當。在設計原則上，要以機構為主，盡量用小車去配合機構；同時機構的布置也要盡量使鋼結構的設

6、計制造方便。因為小車架是為了安置與支承起升機構和小車運行機構的，所以小車架要按照起升和運行機構的要求設計，但在不影響機構工作的前提下，機構的布置也應配合小車架的設計，使其構造簡單、合理和便于制造。 5、盡量選用標準零部件,以提高設計與制造的工作效率，降低生產成本。 6、小車各部分的設計應考慮制造、安裝和維護檢修方便，盡可能保證各部件拆下修理時而不須移動相鄰的部件。 22武漢科技大學本科畢業(yè)論文2.主小車設計計算2.1起升機構計算1. 主要技術參數： 起重量：16/3t，起升高度：12/14m，跨度：25.5m 工作級別：起重機 A5，主起升機構M5，主起升機構M4，小車運行機構M4 工作速度：

7、主起升機構9.5，副起升機構18.5，小車運行機構44.2按照布置緊湊的原則，決定采用2圖4-10的方案。采用了雙聯滑輪組及閉式傳動。按起重量Q查2表4-2取滑輪組倍率：主：Q=20t，=3。承載繩分支數：Z=2=6副：Q=3t, =2。承載繩分支數：Z=2=4查2附表8選吊鉤組主：G0=467kg，A=87mm，選取T1-362.1508副：G0=99kg，A=200mm，選取G13吊鉤組2.2 選擇鋼絲繩若滑輪組采用滾動軸承，按i_h=3/2查1表2-1得滑輪組效率主：=0.985副：=0.99鋼絲繩所承受的最大拉力主：Smax Smax=Q+Q02ih=16000+4672*3*0.98

8、5=27.86KN （2.1） 副：Smax Smax=Q+Q02ih=3000+992*2*0.99=7.82KN根據工作級別查1表2-2取安全系數主：A5級 n=5.5副：A4級 n=5.5鋼絲繩的破斷拉力Sb：主：Sb=n*Smax=5.5*27.86=153.23KN （2.2） 圖1副：Sb=n*Smax=5.5*7.82=43.01KN查附表1選用瓦林吞型纖維芯鋼絲繩619W+FC，鋼絲公稱抗拉強度1670MPa光面鋼絲左右交互捻，根據鋼絲繩最小破斷拉力選擇鋼絲繩直徑主：d=18mm 副：d=9mm標記為 主：18NAT619W+FC1670ZS178GB1981-88 副：9NA

9、T619W+FC1670ZS45GB1981-882.3確定滑輪主要尺寸滑輪需用最小直徑主：Dd（e-1）=18*(25-1)=432mm （2.3）副：Dd（e-1）=9*（25-1）=216mm選用滑輪直徑很平衡滑輪直徑 主：D=560mm Dp=0.6*D=336mm，取Dp=355mm (2.4)副=280mm Dp=0.6*D=189mm，取Dp=225mm 滑輪繩槽尺寸由附表4選擇滑輪主;鋼絲繩直徑 d=18mm，D=560mm。滑輪軸直徑D5=130mm的E1型滑輪標記為 滑輪E1 18560-130ZBJ80 0068-87副：鋼絲繩直徑 d=9mm，D=300mm?；嗇S直徑

10、D5=90mm的E1型滑輪標記為 滑輪E1 9300-90ZBJ80 0068-8由2附表5選擇平衡滑輪主：選用d18mm D=355mm滑輪軸直徑D5=90mm的E型滑輪 標記為 ： 滑輪E1 18355-90ZBJ80 006.9-87副：選用d=9mm，D=225mm?；嗇S直徑D5=45mm的F2型滑輪標記為 滑輪E1 9225-40ZBJ80 006.9-82.4確定卷筒尺寸，并驗算強度卷筒直徑 ：主：Dd（e-1）=18*(25-1)=432mm (2.5)副：Dd（e-1）=9*（25-1）=216mm式中系數e按工作級別由1表2-6查得主：M5 e=25 副：M4=25由1中表

11、2-11選卷筒直徑主：D=500mm 副：D=300mm卷筒繩槽尺寸由1表2-12查得，槽底半徑尺寸和標準槽底半徑尺寸R及標準槽型槽距t：主：R=11mm t=22mm副：R=5mm t=11mm卷筒尺寸主：L=2*（H*ih*D0+Z0+4）*t+L1 （2.6） =2*（12×1000×33.14×518+2+4）×22+87L=1324mm 取L=2000mm副：L=2*（14×1000×33.14×312+2+4）*11+200 =964.6mm 取L=1500mm式中-Z0為附加安全系數Z0=2L1-卷筒不切槽部分

12、強度，娶妻等于吊鉤組動滑輪的間距，即L1=A實際長度在繩偏斜角允許范圍內D0-卷筒計算直徑D0=D+d主：D0=D+d=500+18=518mm （2.7）副：D0=D+d=300+12=312mm卷筒壁厚：主：=0.02*D+（6-10） （2.8）=0.02500+（6-10）=16-20取=18mm副：=0.02*D+（6-10）=0.02300+（6-10）=12-16取=12mm卷筒壁應力的計算：主：ymax=Smax*t=278630.018×0.022=70.36MPa （2.9）副：ymax=Smax*t=78260.012×0.011=59.29MPa選用

13、HT200最小拉強度0=195MPa，需用壓力y=130MPa 1.9ymaxy故抗拉強度足夠卷筒拉應力計算:對于主副起升機構，由于卷筒長度L3D尚應校驗由彎矩產生的拉力卷筒彎矩圖如下：卷筒的最大彎矩發(fā)生在鋼絲繩位于卷筒中間是：主：Mw=Smax*t=Smax*（L-L12） （2.10）=27863*（1500-872）=19685209.5Nmm副：Mw=Smax*t=Smax*（L-L12）=7826（1500-2002）=5086900Nmm卷筒斷面系數主：W=0.1×D4-Di4D=0.1×5004-4644500=3229526.48mm3 （2.11） 副：W

14、=0.1×D4-Di4D=0.1×3004-2764300=765739.01mm3式中：D-卷筒外徑Di-卷筒內徑 Di=D-2主：Di=D-2=500-36=464mm （2.12）副：Di=D-2=300-24=276mm于是主：i=MwW=19685209.53229526.48=6.1MPa副：i=MwW=15086900765739=6.64MPa合成應力主;l'=l+ly*max=6.059+39130*70.36=27.2MPa （2.13）l'<l副：l'=l+ly*max=6.64+39130*59.26=24.34MPal

15、'<l式中許用應力l=bn=1955=39MPa卷筒強度通過,故選用主卷筒直徑D=500mm長度為L=1500mm，卷筒槽型的槽底半徑R=11mm,槽底距t=22mm,起升高度H=12m倍率in=3靠近減速器的卷筒槽想左的A型卷筒:標記:主卷筒A5001500-1122-123左ZBJ80 007.2-87選用副卷筒直徑D=300mm長度為L=1500mm,卷筒槽型的槽底半徑R=5mm,槽底距t=11mm起升高度H=14m倍率in=2靠近減速器的卷筒槽想左的A型卷筒:標記:主卷筒A3001500-511-142左ZBJ80 007.2-872.5選電機主:Nj=Q+G0v102&

16、#215;60×=16000+467*9.5102*60*0.85=30.7KW ( 2.14)副: Nj=Q+G0v102×60×=3000+99*18.5102*60*0.85=11.02KW式中-機械總效率一般=0.8-0.9 取=0.85電動機計算功率:主:NeKd*Nj=0.8×30.07=24.06KW副NeKd*Nj=0.8×11.02=8.82KW式中Kd=0.75-0.85 取Kd=0.8查2附表28選用主電機:YZR-225M,其中Ne=(25%)=26KW,n=750rpm,(GD2)d=3.2kg*m2,電機質量G點=3

17、90kg副電機:YZR-160L,其中Ne=(25%)=13KW,n=1000rpm,(GD2)d=0.78kg*m2,電機質量G點=174kg2.6驗算電動機發(fā)熱條件按等效功率法求JC=25%所需的等效功率主:Nx=K2.5*y*Nj=0.75*0.87*30.07=19.62KW ( 2.15)副: Nx=K2.5*y*Nj=0.75*0.87*11.02=7.19KW 式中K2.5-工作級別系數,查1表6-4，對于M4-M5級K2.5=0.75Y-系數,根據機構平均機動時間和平均工作時間的比值()查得.由1表6-3一般起升機構=0.1-0.2，取=0.1，由1圖6-6查得y=0.87由以

18、上計算結果NxNe,故初選電動機能滿足發(fā)熱條件.2.7初選減速器卷筒轉速主: j=vin3.14*D0=9.5×33.14×0.518=17.5r/min （2.16）副: j=vin3.14*D0=18.5×23.14×0.312=36.82r/min減速器總傳動比主：in=nnj=75017.5=42.84r/min (2.17)副：in=nnj=100036.82=27.14r/min查2附表35選用減速器主:ZQ-650-3CA當工作級別為M5時許用功率為N=26KW,i0=40.17，質量Gg=878kg,輸入軸直徑d=60mm軸端長l1=11

19、0mm副: :ZQ-400-2CA當工作級別為M4時許用功率為N=10.6KW,i0=23.34，質量Gg=253kg,輸入軸直徑d=40mm軸端長l1=85mm2.8驗算起升速度和實際所需功率實際起升速度：主：v=V*i0i0=9.5×42.8440.17=10.13m/min (2.18)誤差=v-vv×100%=10.13-9.59.5=6.6%<=15% (2.19) 副：v=V*i0i0=18.5×27.1423.34=20.93m/min誤差=v-vv×100%=20.93-18.518.5=13.1%<=15%實際發(fā)熱功率主:N

20、x'=Nx×v'v=19.62×10.139.5=20.92Ne(25%)=26KW (2.20)副:Nx'=Nx×v'v=4.79×20.9318.5=5.31Ne(25%)=13KW2.9校核減速器輸出軸強度輸出軸最大徑向力:主:Rmax=12×(×Smax+Gj)= 12×(2×27.86+9.81)=32.76KN (2.21)<R=100KN副：Rmax=12×(×Smax+Gj)= 12×(2×7.82+3.44)=9.54K

21、N<R=18KN式中×Smax-卷筒上卷繞鋼絲繩引起的載荷，=2Gj-卷筒及軸自重，參考附表14估計主：Gj=9.81KN，副：Gj=3.44KNR-減速器輸出軸端最大允許徑向載荷由2附表36查得主:R=100KN 副:R=18KN由公式1(6-77)知輸出軸最大扭矩:Mmax=0.7-0.8(max*Me*i0'*0M (2.22) 式中:Me-電動機額定轉矩主:Me=9550×Ne(25%)n1=9550×26750=331.07Nm-電動機額定力矩 (2.23)max-2.92-當JC=25%時電動機最大力矩倍數，有附表33查出0=0.95-減

22、速器傳動效率M=61500Nm-減速器輸出軸最大容許轉矩,有附表36查得Mmax=0.8×2.92×331.07×40.17×0.95=29513.3<M (2.24)副：Me=9550×Ne(25%)n1=9550×131000=124.15Nm-電動機額定力矩max-2.82-當JC=25%時電動機最大力矩倍數，有附表33查出0=0.95-減速器傳動效率M=12700Nm-減速器輸出軸最大容許轉矩,有附表36查得Mmax=0.8×2.82×124.15×23.34×0.95=6210.

23、27<M由以上可知減速器滿足要求。2.10選擇制動器所需靜制動力矩主:MzKz*Mj'=Kz*Q+G0D02ih*i0'=1.7516000+467*0.5182×3×40.17×0.85×10=526.44Nm （2.25）副: MzKz*Mj'=Kz*Q+G0D02ih*i0'=1.5×(3000+99)×0.3122×2×23.4×10×0.85=132.047式中Q+G0D02ih*i0'-作用在卷筒上的扭矩D0-卷筒的計算直徑Kz-安全系數

24、,查1表7-5取主:Kz=1.75，副:Kz=1.5查附表15選制動器主;YWZ5-315/50 Mez=630-1120NmDz=400 mm Gz=44.6kg2.11選擇聯軸器高速聯軸器計算扭矩由16-26式主:Mc=n*8*Me=1.5×1.7×331.07=884.23Nm （2.26）副: Mc=n*8*Me=1.5×1.7×124.15=316.58Nm式中:n=1.5-聯軸器安全系數8=1.7-剛性動載系數一般1.5-2.0Me-電動機額定轉矩Me-電動機額定轉矩所選聯軸器如下:主:由2附表29查得YZR-225M電動機軸端為圓錐形d=6

25、5mm,l=105mm由2附表34查得ZQ-650減速器軸端d=60mm，l=110mm靠近電動機端的聯軸器：由2附表43選用圖號clz3半齒聯軸器.最大容許轉矩Mt=3150NmMc值,飛輪力矩()l=0.433kg，質量Gl=23.2kg,浮動軸端為圓柱形d=55mm,l=85mm,靠近減速器端聯軸器由2附表45選用帶300mm制動輪的半齒聯軸器.其圖號為S198，最大許用轉矩Mt3150Nm飛輪矩()z=1.8 kg, 質量Gz=37.5kg，為與制動器YWZ5-315/50相適應,將S198聯軸器所帶制動輪修改為mm應用.副:由2附表29查得YZR-160L電動機軸端為圓錐形d=48m

26、m,l=110mm由2附表34查得ZQ-650減速器軸端d=40mm，l=85mm靠近電動機端的聯軸器：由2附表43選用圖號clz2半齒聯軸器.最大容許轉矩Mt=1440NmMc值,飛輪力矩()l=0.202kg，質量Gl=13.44kg,浮動軸端為圓柱形d=45mm,l=70mm,靠近減速器端聯軸器由2附表45選用帶300mm制動輪的半齒聯軸器.其圖號為S152，最大許用轉矩Mt1400Nm飛輪矩()z=0.42 kg, 質量Gz=18.0kg，為與制動器YWZ5-200/23相適應,將S198聯軸器所帶制動輪修改為mm應用.2.12 驗算啟動時間tq=n38.2*(Mq-Mj)×

27、cGD2l+(Q+Q0)D02i2 （2.27）式中-GD2l=GD2d+GD2z-高速軸上某一軸的飛輪矩主:Mq=1.5×Me=1.5×331.07=496.6Nm副: Mq=1.5×Me=1.5×124.15=186.23Nm Mj-機構靜阻力距 Mj=Q+Q0D02ih*i0*主:Mj=(16000+467)×0.5182×3×40.17×0.85×10=416.36Nm （2.28）副:Mj=3000+99×0.3122×2×23.34×0.85×

28、10=121.84Nmc-折算系數取c=1.15所以主: tq=75038.2×(496.6-416.36)×1.15×5.433+16000+467×0.51823×40.172×0.85=1.62s 2.29副: tq=100038.2×(186.23-160.89)×1.15×1.402+3000+99×0.31222×23.342×0.85=1.83s2.13驗算制動時間制動時間tz=n38.2*(Mez-Mj)×cGD2l+(Q+Q0)D02i2 （2.3

29、0）式中Mj=Q+Q0D02in*i0主:Mj=(16000+467)×0.518×0.85×102×3×40.17=300.82Nm所以tz=75038.2*(710-30.82)×1.15×5.433+16000+4670.5182(3×40.17)20.85=0.3122s副:Mj=(3000+99)×0.3122×2×23.34×0.85×10=88.03Nm所以tz=100038.2*(225-88.03)×1.15×1.4+3000+

30、990.3122(2×23.34)20.85=0.332s由1表查得許用加速度a=0.2m/s2a=vtz 所以tz=va主: tz=10.130.2×60=0.84s副: tz=120.930.2×60=1.74s2.14高速浮動軸的計算 2.14.1疲勞計算起升機構疲勞計算基本載荷：主： （2.31）副：式中： （2.32） 主： （2.33）副：扭轉應力： 主： ( 2.34 ) 副： 軸材料為45 號剛，彎曲；扭轉軸受脈動循環(huán)的許用扭轉應力： （2.35）式中： K為考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應力集中系數與零件幾何形狀有關，對于零件表面有急劇過渡和開

31、有鍵槽及緊配合區(qū)段，取其為2.；與零件表面加工粗糙度有關，粗糙度為3.2時，=1.151.2，粗糙度為12.5時，=1.251.35，取=1.25考慮材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數。對低碳鋼及低合金高=0.2 安全系數，取=1.25。 疲勞驗算符合條件2.14.2強度計算軸所受最大扭矩：主： （2.36）副：最大扭轉應力： 主： （2.37）副：許用扭轉應力： （2.38）強度驗證通過。至此，小車起升機構設計結束。3小車運行機構計算3.1確定傳動方案經比較后確定采用如下的傳動方案：圖23.2選擇車輪與軌道并驗算強度車輪最大輪壓：小車質量估計Gxc=6611kg，假設輪壓均布：Pmax=14（Q

32、+Gxl）=14（16000+6611）=56527.5 （3.1） 車輪最小輪壓Pmin=14Gxl=146611=16527.5N (3.2)初選車輪由【2】中附表17可知當運行速度v<60m/min時QGxc=160006611=2.42>1.6,工作級別為中級時，車輪直徑Dc=250mm軌道型號為24kg/m的許用輪壓為11.8t根據GB4628-84規(guī)定直徑為Dc=250,315,400,500,630,mm，初選Dc=400mm強度驗算：按車輪與軌道為線接觸及點接觸兩種情況驗算車輪的接觸強度，車輪踏面疲勞計算載荷：Pc=2Pmax+Pmin3=2×56527.

33、5+16527.53=43194.17 (3.3)車輪材料取ZG340-64，s=340MPa，b=640MPa線接觸局部接壓強度Pc'=k1*Dc*l*c1*c2=6×400×26.13×0.99×1.12=69535.06N (3.4)式中：k1-許用應力常數（N/mm2）由【1】表5-5查得k1=6l-車輪與軌道有效接觸強度，對于軌道l=b=26.13mmc1-轉速系數，由1表5-6得輪轉數nc=vD=44.23.14×0.4=35.2r/min,C1=0.99 (3.5)C2-工作級別數由1表5-7當M5級時,C2=1.12Pc

34、'>Pc,故通過點接觸局部及壓強度Pc"=KlR2m2C1C2=0.132×30020.443×0.99×1.12=154636.4N (3.6)式中-K-車輪滾動摩擦系數查1表8-2，K2=0.132R-曲率半徑，車輪與軌道曲率半徑中的大徑輪r1=D2=200mm，軌道曲率半徑查查2附表22。R2=300,則R=300mmM-由rR比值rR=200300=0.67由1表5-8取m=0.44Pc"> Pc所以通過由以上計算結果選定直徑Dc=400mm的單緣車輪標記為DYL-400-GB 4628-843.3運行阻力計算摩擦阻

35、力距:Mm=(Q+Gxl)(k+d2) (3.7)=（16000+6611）（0.0005+0.02×0.142）×2×10=859.2Nm式中：k-車輪滾動摩擦系數查【1】表8-2k=f=0.0005-車輪軸承載系數=0.02-附加阻力系數查【1】表8-3取=2.0d-車輪軸平均直徑查【2】附表19由Dc=400mm車輪組的軸承型號為 7520，軸承內徑和軸承外徑的平均值d=140mm運行摩擦阻力滿載時：Pm（Q=Q）=Mn（Q=Q)Dc2=859.20.2=4296N (3.8)空載時：Pm（Q=0）=Mr（Q=0)Dc2=251.220.2=1256 (3.

36、9)式中： M（Q=0)=Gxc(k+d2) (3.10)=6611（0.0005+0.02×0.142）×2×10=251.22Nm3.4選電動機電動機靜功率：Nj=Pj*Vc1000m=4296×44.21000×60×0.9×1=3.52KW (3.11)式中Pj=Pm（Q=Q）滿載時靜阻力-機構傳動效率=0.9m-驅動的電機臺數m=1初選電機功率:N=KdNj=1.39×3.52=4.89KW （3.12）式中Kd-電機功率增大系數由1表8-7取Kd=1.39由2附表28按應選用電動機YZR-160M,Ne

37、=5.8Kwn1=927r/min, GD2d=0.47kg*m2，電機質量Gd=154kg3.5驗算實際發(fā)熱功率 實際發(fā)熱功率Nx=k25Nj=0.75×1.12×3.52=2.96 （3.13）式中k25-工作級別系數,由1查得,當JC=25%時,k25=0.75-由1表6-5查得查得tqtg=0.2。插圖6-6得=1.12Nx<Me,故所選電動機發(fā)熱功率通過.3.6選擇減速器車輪轉速:nc=vcDc=44.23.14×0.4=35.19r/min （3.14）機構傳動比i0=n1nc=92735.19=29.34 (3.15)查附表選用ZSC-600-

38、2減速器,i0'=31.2，N中級=16.1KwNx<N中級3.7驗算運行速度和實際所需功率實際運行速度:vc'=vcioi0'=44.229.3431.2=41.57 (3.16)誤差=vc-vc'vc=44.2-41.5744.2=5.96%<15%合適 (3.17)實際所需電動機等小功率:Nx'=Nxvc'vc2.9641.5744.2=2.78<Ne故合適 (3.18) 3.8驗算啟動時間啟動時間:tq=ni38.2×mMq-MjmC(GD2+Q+GxcD02i0'2 (3.19)式中n1=927r/m

39、in,m=1-驅動電機臺數;Mq=1.5Me=1.5×9550Ne（JC25%）n1=1.5×9550=89.63Nm (3.20)滿載運行時折算到電動機軸上的運行靜阻力矩：Mj（Q=Q）=Mm（Q=Q）i0'=859.20.9×31.2=30.6 (3.21)空載運行時折算到電動機上的運行靜阻力矩：Mj（Q=0）=Mm（Q=0）i0'=251.20.9×31.2=8.95 (3.22)初步估算制動輪和聯軸器的飛輪矩：GD2z+GD2l=0.28kg*m2 (3.23)機構總飛輪矩: CGD2l=CGD2d+GD2z+GD2l (3.24

40、)=1.15+0.47+0.28)=0.8625 kg*m2滿載啟動時間t:Tq(Q=Q)= 92738.2×89.63-30.635.07+16000+66110.4231.2'20.9=2.09s (3.25) 無載啟動時間t:Tq(Q=0)= 92738.2×89.63-18.950.943+66110.4231.2'20.9=0.65s (3.26)由1表7-6,當vc=44.2m/min時,tq推薦值為5.5stq(Q=Q)<tg,故所選電動機能滿足快速啟動要求3.9按啟動工況校核減速器功率N=Pdvc'1000m'=1194

41、4.5×41.921000×60×0.9=9.2KW (3.27)式中Pd=Pj+Pg=4296+16000+6611×10×41.579.8×60×2.09=11944.5m'-運行機構中同一級傳動的減速器個數, m'=1所用減速器的N中級=16.1<N, 如改選大一號,則中心距相差太大,考慮到減速器有一定的過載能力故不再變動3.10驗算啟動不打滑條件因室內使用，不計算風阻力和坡度阻力矩，只驗算空載和滿載兩種工況?？蛰d時，主動車輪與軌道接觸處的圓周切向力：T(Q=0)=66119.841.5760&#

42、215;0.65+3305.50.0005+0.020.1422+3305.5×0.00050.2=14297.26N (3.28)車輪與軌道粘著力：F(Q=0)P1*f=3305.5×0.2=6611N<T(Q=0) (3.29)滿載時，主動車輪與軌道接觸處的圓周切向力: T(Q=0)=16000+66119.8×41.5760×2.09+11305.5(0.005+0.02×0.142×2+11305.5×0.00050.2=10107N車輪與軌道粘著力:F(Q=Q)=P1*f=16000+66112×0

43、.2=2261.1kg=22611N故驗算合適，不會出現打滑情況。3.11選擇制動器查【4】第七章，小車制動時間,取。因此所需制動矩： (3.30)Mz=1192738.2×30.943+16000+66110.4231.220.9-16000+66110.0005+0.02×0.14210×0.922.4=22.9由附表15選用YWZ5250/30，其制動轉矩Mez=112Nm,制動轉矩180315NM，考慮所取制動時間tz=3s與啟動時間2.8s很接近，故略去制動不打滑條件驗算。3.12選擇高速軸聯軸器及制動輪高速軸聯軸器計算轉矩：Me=n8Me=1.35×1.8×59.75=145.2Nm (3.31)式中- n=1.35 聯軸器安全系數；式中-Me=95505.8927=59.75Nm n=1.35,8=1.8由計