起重机大车运行机构设计实例

1、起重机大车运行机构设计示例注：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5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G=G-Ggxc11.25meL=22.5m2Pmin2Pmax图 2.1满载时 , 最大轮压Pm ax =GG xc+QGxc.L e42L=380105 + 32010528.5 1.542

2、28.5=270.1KN空载时 , 最小轮压 :Pm in = GG xc + G xc . 142 L=380 105 +1051.54228.5=71.51KN车轮踏面疲劳计算载荷62PmaxPmin=2270.171.51=203.9KNPc =33车轮材料 : 采用 ZG340-640(调质 ),b =700MPa,由附表18选择车轮直s =380MPa,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 7Pc'' =k 2R 2

3、 c 1 c 2 =0.151 4002 0.971=438925N(2.1)m 30.432取 k 2=0.181k 2 许用点接触应力常数（ N/mm ）由 1 表 5-2R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=400mmm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=0.4c 1转速系数， 由 1表 5-3 ，车论转速 n c = Vdc =85=38.6r/min，c 1 =0.97DC0.7c 2工作级别系数，由 1 表 5-4查得当 M5级时， c 2 =1Pc'' > Pc 故验算通过

4、线接触局部挤压强度验算8P' =k D l c1c2=6.8 70070 0.97 1=323204NC1 ck 1 许用线接触应力常数（2表 5-2查得 k 1 =6.6N/mm ）由 1l 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Dc 车论直径（ mm）c 1 ，c 2 同前PC ' >Pc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

5、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 10 :M=（Q+G）（ k+d ）m (Q Q )2=1.5（320000+380000）（0.0008+0.020.12?2） =2100N m运行摩擦阻力Pm (Q Q )M m( Q Q )=2100=6000 N? m=0.7/2DC /2当空载时Mm (Q 0) =1.5380000 （0.0008+0.02 0.12 ）=1140 N? m2Pm (Q 0) = M m(Q 0 ) = 1140 =3257 N?mDc / 20.7/ 21.4选择电

6、动机电动机静功率 11 ：NjPj vdc=600085=4.47kW=600.95 21000 m1000式中 P j = P m (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 N j =1.34.47=5.81kW式中 k d 电动机功率增大系数，由1 中表 7-6 查得 k d =1.3由附表 30 选用电动机 JZR2 -31-6 ；Ne =11Kw；n1 =950r/min ；2=0.53kg2；电动机质量 155kg（ GD ） d? m1.5验算电动机发热条件等效功率 13 ：Nx =k25N j =0.751.284.

7、47=4.29Kwk 25 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 < N e , 故初选电动机发热通过 .1.6选择减速器车轮转速 :n c= vdc =85=38.68r/minDc0.7机构传动比 :i o = n1 = 950 =24.56nc38.68查附表 35, 选用两台 ZQ-500-IV-1Z 减速器 , i o =23.34 N=24.5Kw( 当输入转速为 1000 r/min)可见 N j <N1.7验算运行速度和实际所需功率

8、实际运行速度 :v dc =v dci o =8524.56 =89.44m/mini o23.34= 85 89 .44误差 = vdc vdc100%=5%<15%vdc85实际所需电动机静功率 :Nj = N jvdc=4.4789.44 =4.70Kwvdc85由于 N j < 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=n12（ QG） D c2(2.3)（mc(GD )+q）1238.2 mM q M ji o ?式中 n 1 =950r/min;M=2(驱动电动机台数 );Mq =1.5Me =1.5955011 =165.87N? m950M（

9、）e=9550 N eJC25% JC25%时电动机额定扭矩（）n1JC25%满载运行时的静阻力矩 :M m（ Q Q）=2100=94.71 N ? mMj（ Q Q）=23.34 0.95io空载运行时的静阻力矩 :M m（Q0）1140=51.41 N ? mMj（ Q 0）=23.34 0.95i o初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩 :(GD2 ) zl +(GD2 ) l =0.33+0.202=0.532kg ? m2(2.4)机构总飞轮矩 ( 高速轴 );(GD2 ) 1 =（GD2 ） d +(GD2 ) zl +(GD2 ) l =0.78+0.532=1.31 kg? m2(

10、2.5)满载起动时间t q （Q Q ）=95021.151.31（3200038000） 0.72=7.27s38.2（2 165.8794.71）23.3420.95空载起动时间 :t q （Q 0）=95021.151.31380000.72165.8723.3420.9538.2 （251.41）=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= Pd vdc(2.6)d1000 m式中Pd=Pj+Pg=P j+ QGvdc=6000+ 89.44(32000+38000)=20353Ng60t q

11、（QQ）60 7.27运行机构中同一级传动减速器的个数=2m, m因此, Nd =2035389.44=15.97 kW1000600.952所选用减速器的 NJC 25% =24.5Kw> Nd , 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 :P fn=1n z(2.7)P（2 kd）P2 kGvdc2g60tq（Q 0）D c / 2式中 P1 =Pm in +Pm ax =119410+71510=190920N主动轮轮压和 ;P2 = P 1 =190920N从动轮轮压和 ;F=

12、0.2 室内工作的粘着系数;n z =1.05 1.2 防止打滑的安全系数n=1909200.2（0.020.14）1909200.000889.44190920 0.00081.52380000.7/260 3.46=2.91n>n z , 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=P1 fn zdP（2）P1 kkGvdc2g60tq（Q 0）D c / 2P = P=86000N工作的主动轮轮压 ;1m axP2 =2 P min + P m ax =2 × 54000+86000=194000N非

13、主动轮轮压之和 ;t q（Q0）一台电动机工作时的空载起动时间 :t 'q（）9501.15 ×1.31+380000.72=8.14sQ 0 =38.（2165.8751.41）23.3420.95n=1909200.2=3.350.12）（0.021194100.000889.4426243 0.00081.538000260 13.120.7/ 2n>n z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 = P m in =71510NP2 =2 P m ax + P m in =2× 119410+7

14、1510=310330Nt q（Q0）=8.14s, 与第 2 种工况相同n=715100.2=1.46s89443103300.0021.5715100.0008380000.7/260 8.14n>n z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 =1M j'+n1 mc(GD2) 1 +GD c2(2.7)io ' 2m38.2t z'=( PpPm min ) Dc=(7602171.43)0.70.95=-20.11 N? m式中 Mj2i o '2

15、23.34P p =0.002G=0.002× 380000=760N坡度阻力G (kd )380000(0.00080.020.12)Pm m in =D c2=0.7/ 22=2240N/ 2M=2制动器台数，两套驱动装置工作M z =1-20.11+9502 1.15 1.3138000 0.720.95 =117.32 N ? m238.2 3.523.342现选用两台 YWZ200/23 制动器，查附表得其额定制动力矩M =112.225 N ?m5ez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t zt q （Q=0），在验算起动不

16、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Mjs ' =M n =102.6 ×1.4=143N? mM 联轴器的等效力矩M = 1 Mel =2×51.3=102.6 N ? m1 等效系数，见表2-7 取1 =2Mel =9550 N e =9550×5=51.3 N ? mn1930由附表 31 查得，电动机JZR2 -21-6 ，轴端为圆柱形， d1 =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

17、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，浮动轴端 d=40mm）M l =710 N?m；(GD2 ) 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 M l =710 N ? m； (GD2 ) l =0.107 kg ? m2 ；重量 G=8.36kg高速轴上传动零件的飞轮矩之和为：(GD2 ) zl +(GD2 ) 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

18、矩：Mjs " = M js ' i o '=143×20.49 ×0.95=2783 N ? m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 Dc =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： GICLZ5 YA80 （靠减速器端）A80另两个为： GICLZ5 YA80 （靠车轮端）A90所有的 M l =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 =1 Mel io=1.4 × 110.58 × 23.34 ×0.95=3432.65 N? m式中1