起重机大车运行机构设计模板

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1、起重机大车运行机构设计模板 （中间不可见内容需要把文档下载下来后把字体改为黑色） 注：以下内容为通用起重机大车运行机构设计模板，大家只需要 往里面代入自己的数据即可。中间不可见内容需要把文档下载下来后 把字体改为黑色才可见！ 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⑸ 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 ax 380 105 4 =270 。 1KN 空载时，最小轮压： 320 105 2

2、28.5 1.5 28.5 =G Gxc + m in , Gxc 4 2 28.5 =71.51KN 车轮踏面疲劳计算载荷⑹ Pc=2Pmax Pmin—2 270.1 71 51 7151 =203。9KN 车轮材料：采用ZG340-640（调质），b=700MPa, s=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⑺ Pc =k 2 R2 c 1 c 2 =0.1

3、51 4002 0.43 0。97 仁438925N (2.1) k2 ――许用点接触应力常数（N/mm ）由［1］表5-2取k2 =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 c1 ――转速系数,由］1］表5-3，车论转速n严止二』 =38.6r/min,c 1=0O De 0.7 97 C2 —-工作级别系数，由］1］表5-4查得当M5级时，C2=1 Pc ''〉Pc故验算通过 线接触局部挤压强度验算［8］

4、PC ' =k1 Dcl c 1c2=6o 8 700 70 0。97 仁323204N k1-—许用线接触应力常数（N/mrn ）由［1］表5-2查得3=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 De-—车论直径(mm c1 ,e 2 同前 Pc'〉Pe 故验算通过 1。3运行阻力计算 摩擦总阻力矩［9］: Mm= (Q+G(k+ d) (2.2) 2 由［3］查得Dc=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=

5、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［10］ ML (q q) = (Q+G (k+ d ) () 2 0 12 =1.5 (320000+380000 (0.0008+0.02 ) =2100N?m 2 运行摩擦阻力 Pm (Q Q) Dc/2 =6000 N?m 0.7/2 当空载时 %Q Q)=10 0 12 5 380000 (0 o 0008+0.02012 ) =1140 N?m 2 Pm(Q 0)=誘=册=3257 N?m 1.4 选择电动机 电动机静功率［1

6、1］: 叫= =4o 47kW PjVde 二 6000 85 1000 m 1000 60 0.95 2 式中Pj = Pm (Q Q)~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=kd 叫=1。3 4。47=5。81kW 式中kd —-电动机功率增大系数，由］1］中表7-6查得kd=1.3 由附表 30选用电动机 JZR2 -31 — 6;Ne=11Kw;q=950r/min ; (GD ) d=0.53kg?mf ;电动机质量 155kg 1。5验算电动机发热条件 等效功率问： Nx =k25 叫=0。

7、75 1。28 4。47=4。29Kw k25 ――工作级别系数，由［1］查得,当JC%=25时，k 25=0。75; -—由］1］按起重机工作场所得t q /t g =0.25查得=1。28 由此可知，N x〈 Ne,故初选电动机发热通过• 1。6选择减速器 车轮转速： n c =-^^ = — =38.68r/m in Dc 0.7 机构传动比： =n1 - o 950 =24.56 38.68 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 ) 可见叫〈［N］ 1。

8、7验算运行速度和实际所需功率 实际运行速度： Vdc =Vdc 邑=85 io 24.56 =89。44m/min 23.34 误差=Vdc Vdc =85 89.44 I。。％ =5%〈 15% Vdc 85 实际所需电动机静功率： 叫 ‘ =Nj Vd^ =4.47 89^ =4。70Kw j j Vdc 85 由于Nj ‘〈 N j，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 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（驱动电动机台数）; M q=1。5皿=1。5 9550 11 二=165。87N?m 950 M e=9550J5%）- -JC25%时电动机额定扭矩 满载运行时的静阻力矩: Mj (QQ)= Mm( QQ)= 2100 =94.71 N?m io 23.34 0.95 M = M m (Q 0) Mj (Q 0)=—— io 空载运行时的静阻力矩: 1140 =51。41 N?m 23.34 0.95 初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩: (GD) zl+(GD2) l =0.33+0。 202=0.532kg?m2 机构总飞轮

10、矩（高速轴）; (GDS) 1 = (GD)d+(GD2) zl + (GD)严0。78+0。532=1。31 kg?m2 满载起动时间 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 空载起动时间： 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： 1o 9起动工况下校核减速器功率 Nd二认’ （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 -—运行机构中同一级传动减速器的个数，m =2 因此，N d = 20353 89.44 =15o 97 kW 1000 60 0.95 2 所选用减速器的［N ］ jc25% =24.5Kw> Nd，所以合适 1o 10验算起动不

12、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= p^f nz （2.7 ） g 60tq (Q 0) Dc / 2 式中 P1=Pmin '+Pmax‘ =119410+71510=190920 -—主动轮轮压和; P2 = P1=190920N从动轮轮压和； F=0。2--室内工作的粘着系数； nz=1o 05〜1.2 —-防止打滑的安全系数 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= Rf Vdc P,k 号)Rk g 60tq( Q 0) Dc/2 P1 = Pmax ‘ =86000N工作的主动轮轮压; P2 =2 Pmin ' + P max =2 X 54000+86000=194000 非主动轮轮压之和; t ' q (Q 0)――—台电动机工作时的空载起动时间: 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 P1= Pmin '=71510N P2 =2 Pmax‘ + Pmin '=2X 119410+71510=310330N t ' q(Q 0)=8。14s，与第2种工况相同 n= 38000 8944 60 8.1

15、4 71510 0.2 310330 0.002 1.5 71510 0.0008 0.7/2 n>nz故也不会打滑 1。11选择制动器 由［1 ］取制动时间t z=3。5s 按空载计算制动力矩,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。。们 ”？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制动器台数，两套驱动装置工作 1 950 Mz=- { — 20.11+ ——[2 1.15 1.31 2 38.2 3.5 现选用两台YWZ200/23制动器，查附表得其额定制动力矩 Mez=112.225 N ?m 为避免打滑，使用时需将其制动力矩调至 117。32N?m以下。 考虑到所取的制动时间tz tq （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

17、 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 MJs =M n =102.6 X 1。4=143N? m M-—联轴器的等效力矩 M = 1 Mel=2X 51.3=102。6 N ?m 1 等效系数，见表 2—7取1=2 N 5 Ml =9550二=9550X =51.3 N ?m m 930由附表31查得，电动机JZR2 — 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200制动轮的半齿联轴器S196(靠电动机一侧为圆 柱形孔

18、，浮动轴端 d=40mm[MJ =710 N?m (GD) zl =0.36kg ?m2;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]MJ =710 N?m (GD2 ) l =0.107 kg ?m2;重量 G=a 36kg 高速轴上传动零件的飞轮矩之和为： (GD2 ) zl+ (GD) l =0.36+0.107=0.467 kg ?m2 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： MjS"= Mjs'i。’ =143X 20。49 X 0。95=2783 N?m 由附

19、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Dc=700mm勺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：GICLZ5 YA80 (靠减速器端) A80 另两个为：GICLZs YA80 (靠车轮端) A90 所有的[M]=3150 N?m, (GD2) =0。0149kg?m2，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 = 1Meli o( =1。4X 110.58 X 23.34 X 0.95

20、=3432。65 N?m 式中1——等效系数，由表2-6查得1=1.4 由上节已取浮动轴直径d=80mm故其扭转应力为: 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： 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号钢，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 x=1。6; km=1o 2 n =1.4 —-安全系数（由表2-18查得）n〈［ 1k］，故疲劳强度验算通过 静强度验算： 计算静强度扭矩: Mmax = Meli o =2.5 x 110o 58x23o 34x 0。95=6129b 7N?m 式中c ――动力系数,查表2-5得c =2o 5扭转应力: M =~W 6129.7 0.2 0.083 59.9MPa 许用扭转剪应力: []=-^ 128.6MPa n 1.4 〈［］，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 O 倍），但强度还是足够的，故此处 高速轴的强度验算从略