起重機大車運行機構設計實例

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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據即可。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⑸G=G-Gg xc/1v/\11.25me/丿按照圖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L=22.5m2Pmin2Pmax圖2.1滿載時，最大輪壓G-GTOC\o"1-5"\h\zP二 噲+max 4_380—105 320+105 28.5-1.5— + X—4 2 28.5=270.1KN空載時，最小輪壓：G-GG1P— xc+XC. ——min4 2L

_380-105 105 1.5— + X 4 2 28.5—71.51KN車輪踏面疲勞計算載荷⑹2P+2P+P max min32x270.1+71.513=203.9KN車輪材料:采用ZG340-640（調質），b—700MPa,q-380MPa,由附表18選擇車b s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⑺R2 4002P''—k cc=0.151——X0.97X1—438925Nc 2m3 1 2 0.43（2.1）k——許用點接觸應力常數（N/mm2）由［1］表5-2取k-0.18122R——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—400mmm——由軌頂和車輪曲率半徑之比（f/R）所確定的系數，由［1］表5—5查m-0.4V 85c——轉速系數，由［1］表5-3，車論轉速n-—亠————38.6r/mi1 c兀D兀x0.7Cn,c—0.971c——工作級別系數，由［1］表5-4查得當M5級時，c-122P''>P故驗算通過c c線接觸局部擠壓強度驗算［8］P'=kDlcc—6.8x700x70x0.97x1=323204NC 1c 1 2k——許用線接觸應力常數（N/mm2）由［1］表5-2查得k—6.611l——車軌與軌道的有效接觸長度，P38軌道的l-68mm，而QU70軌道的1-70mm，按后者計算Dc 車論直徑（mm）

C,c——同前12P'>P 故驗算通過C c1.3運行阻力計算摩擦總阻力矩［9］:M =B(Q+G)(k+卩m 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k=0.0008；軸承摩擦系數卩=0.02；附加阻力系數B=1.5。代入上式得：當滿載時的運行阻力矩[10]:M=B(Q+G)(k+卩d)m(Q=Q) 2012=1.5(320000+380000)(0.0008+0.02)=2100N?m2運行摩擦阻力n M 2100“甘“P =—m(Q=q)= =6000N?mm(q=q)D/2 0.7/2C當空載時012M=1.5x380000x(0.0008+0.02—)=1140N?mTOC\o"1-5"\h\zm(Q=0) 2M 1140P =—m(Q=0)= =3257N?mm(Q=0) D/2 0.7/2c1?4選擇電動機電動機靜功率⑴］:Pv 6000x85=4.47kW=jdc= =4.47kWj1000nm1000x60x0.95x2式中P=P 滿載運行時的靜阻力;j m(Q=Q)m=2 驅動電動機臺數；耳=0.95——機構傳動效率

初選電動機效率：N=kN=1.3x4.47=5.81kWdj式中k——電動機功率增大系數，由［1］中表7-6查得k=1.3d d由附表30選用電動機JZR-31-6;N=11Kw;n=950r/min;2 e 1(GD2) =0.53kg?m2；電動機質量155kgd1.5 驗算電動機發(fā)熱條件等效功率［13：N=kyN=0.75x1.28x4.47=4.29Kwx25jk——工作級別系數，由［1］查得，當JC%=25%時，k=0.75;25 25y——由［1］按起重機工作場所得t/t=0.25查得y=1.28qg由此可知，N<N，故初選電動機發(fā)熱通過.x e1?6選擇減速器車輪轉速:vn=^vn=^c

cnD=38.68r/minnx0.7機構傳動比:機構傳動比:n—nc950n—nc95038.68=24.查附表35,選用兩臺查附表35,選用兩臺ZQ-500-IV-1Z減速器，i‘=23.34o［N］=24.5Kw（當輸入轉速為1000r/min）可見N<［N］j1?7 驗算運行速度和實際所需功率實際運行速度：icl24.56“八/?v‘二v —=85x=89.44m/mindcdci' 23.34、口*。 -—-' 85—89.44rccmLn//rLm誤差g=v4= x100%=5%<15%-dc實際所需電動機靜功率：、口*。 -—-' 85—89.44rccmLn//rLm誤差g=v4= x100%=5%<15%-dc實際所需電動機靜功率：85vN‘二Nx=4.47

j j-dcx89.44=4.70Kw85由于N‘VN，故所選電動機和減速器均合適j j1.8驗算起動時間起動時間38.2(mM-M)[mqj(GD2 ) +1(Q+G)D2c—i‘2?耳‘2o(2.3)式中n=950r/min;iM=2(驅動電動機臺數);M=1.5M=1.5x9550xq e11950=165.87N?mN(JC25%)M=9550 —e n(JC25%)i滿載運行時的靜阻力矩：JC25%時電動機額定扭矩M 2100M =m(Q=Q)=j(Q=Q) it23.34x0.95o空載運行時的靜阻力矩：M 1140M= m(Q=0)= =51.41N?mj(Q=o) 廠耳 23.34x0.95o初步估算高速軸上聯軸器的飛輪矩：(GD2)+(GD2)zl l=0. 33+0. 202=0.532kg?m(2.4)機構總飛輪矩(高速軸)；+(GD2)d+(GD2)=0.78+0.+(GD2)d+(GD2)=0.78+0.532=1.31kg?m2zl l1(2.5)滿載起動時間

t= [2x1.15x1.31+(32000+38000)x°?72]=7.23.342x0.95q(Q=Q) 38.2(2x165.87—94.71)23.342x0.9527s空載起動時間:950t950tq(Q=o)=38.2x(2x165.87—51.41)[2x1.15x1.31+38000X0.7223.342x0.95］=3.46s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：1.9起動工況下校核減速器功率Pv‘ d—dc 1o00nm'(2.6)式中Pd=Pj+Pg=Pj+Q+Gv‘式中Pd=Pj+Pg=Pj+Q+Gv‘x dc g60t()q(Q=Q)=6000+ 89.44x60x7.27(32000+38000)=20353N運行機構中同一級傳動減速器的個數，m，=2因此，Nd=寫蔦需豊2=15?97kW所選用減速器的［N］ =24.5Kw>N，所以合適… dJC25%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： Pf‘ p(k+yd)卩+PkGv 2 2 2x dc +g60t D/2q(Q=0) c(2.7)式中P=P'+P‘=119410+71510=190920N——主動輪輪壓和;1min maxP=P=190920N——從動輪輪壓和;21F=0.2——室內工作的粘著系數;n=1.05~1.2——防止打滑的安全系數z190920X0.238000X89.44 +60x3.46014

19092（X0.0008+0.02F=0.2——室內工作的粘著系數;n=1.05~1.2——防止打滑的安全系數z190920X0.238000X89.44 +60x3.46014

19092（X0.0008+0.02x ）1.5+190920x0.0008 2

0.7/2=2.91n>n，故兩抬電動機空載起動不打滑z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Gv‘ X dc g60t（、q（Q=0）2fP（k+卩-）卩+Pk+2 2 1D/2cP=P‘=86000N——工作的主動輪輪壓;1 maxP=2P'+P=2X54000+86000=194000N——非主動輪輪壓之和;2 min maxt'q（Q=0）臺電動機工作時的空載起動時間:t= 950 q（Q=°）38.2（165.87-51.41）15X1.31+38000x0.7223.342x0.95]=8.14s38000x89.44 +60X13.12190920x0.201226243（0.0008+0.02x ）1.5+119410x0.00082 0.7/2=3.35n>n故不打滑z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P=P =71510N1 minP=2P‘+P，=2X119410+71510=310330N2 max mint' =8.14s，與第2種工況相同q（Q=0）1.46s71510x0.21.46sn=—8944 310330x0.002x1.5+71510x0.00080.7/238000x +0.7/260x8.14n>n故也不會打滑z1.11選擇制動器由［1］取制動時間t=3.5sz按空載計算制動力矩，即Q=0代入［1］的(7-16)式:M=丄{MzM=丄{Mzm jn+ -1 [mc(GD2)38.2tzGD2]}i'2o(2.7)(P-(P-P)D耳工中M'=p mmincj 2i'o(760一"九43)x°7X095=-20.112x23.34P=0.002G=0?002X380000=76ON——坡度阻力G(G(k+Rd)380000(0.0008+0.02x四)P= L= 2 =2240Nmmin0.7/2D/20.7/2cM=2——制動器臺數,兩套驅動裝置工作M=1{-20.11+ 950z223.342[2x1.15x1.31+38000x°72M=1{-20.11+ 950z223.34238.2x3.5?m現選用兩臺YWZ200/23制動器，查附表得其額定制動力矩M=112.2255 ezN?m為避免打滑,使用時需將其制動力矩調至117.32N?m以下?？紤]到所取的制動時間t?t(Q=0),在驗算起動不打滑條件時已知是足夠安zq全的，故制動不打滑驗算從略。1.12選擇聯軸器根據機構傳動方案，每套機構的高速軸和低速軸都采用浮動軸M'=Mn=102.6X1.4=143N?mjs IIM 聯軸器的等效力矩I

M=qM=2X51.3=102.6N?mI1elq——等效系數，見表2-7取q=2TOC\o"1-5"\h\zi i\o"CurrentDocument"N 5M=9550—-=9550X =51.3N?mel n 930i由附表31查得，電動機JZR-21-6,軸端為圓柱形,d=40mm,l=110mm，由附21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Q200制動輪的半齒聯軸器S196(靠電動機一側為圓柱形孔，浮動軸端d=40mm)[M]=710N?m;(GD2)=0.36kg?m2;重量G=TOC\o"1-5"\h\zl zl15kg。在靠減速器端，由附表43選用兩個半齒聯軸器S193(靠減速器端為圓錐形，浮動軸端直徑d=40mm);其[皿]=710N?m；(GD2) =0.107kg?m2；重量l lG=8.36kg高速軸上傳動零件的飛輪矩之和為：(GD2)+(GD2)=0.36+0.107=0.467kg?m2zl l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：M"=M'if=143X20.49X0.95=2783N?mjs jso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D=700mm的主動車輪的伸出軸為圓柱形,d=90mm,l=125mmc故從附表42中選用4個聯軸節(jié)：其中兩個為:GICLZ5YA(靠減速器端)5A80另兩個為：GICLZ5緲(靠車輪端)5A90所有的[M]=3150N?m,(GD2)=0.0149kg?m2，重量G=25.5kg(在聯l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=qMi‘耳=1.4X110.58X23.34X0.95=3432.65N?mI1elo

等效系數，由表2-6查得9