50 10t-22.5双梁式起重机大车运行机构设计【含CAD图纸、说明书】
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含CAD图纸、说明书
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10t-22.5双梁式起重机大车运行机构设计【含CAD图纸、说明书】
10
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- 内容简介：
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机构名称 项目机构名称 机构名称 项目大车运行机构主起升副起升起重量t5010轨距mm22500起升速度m/min6.113.1运行速度m/min59工作级别中级(M5)中级(M5)工作级别中级(M5)最大起升高度m1418轮距mm5500电源三相交流 50Hz 380V起重量Q=50t；桥架跨度L=22.5m；大车运行速度vdc=59m/min；工作级别为M5级，机构接电持续率JC%=25%；起重机估计总重（包括小车重量）G=480kN；小车自重Gxc=180kN；桥架采用箱形梁式结构。1）确定传动机构方案跨度22.5m为中等跨度，为减轻重量，决定采用上图的传动方案2）选择车轮与轨道，并验算其强度按照下图所示的重量分布，计算大车车轮的最大轮压和最小轮压图 轮压计算图 满载时，最大轮压：e为主钩中心线离端梁的中心线的最小距离空载时，最小轮压：车轮踏面疲劳计算载荷载荷率：Q/G=500/490=1.02大车车轮使用双轮缘车轮，轮缘高为25mm30mm。根据工作级别、运行速度和Q/G的值，初选车轮踏面直径，车轮材料，轨道及其材料。车轮材料：采用ZG340-640（调质），b=700MPa,s=380MPa,由参考文献7附表18选择车轮直径Dc=800mm，轨道为QU70的许用轮压为33.2t，轨道型号为P38。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：式中：k2许用点接触应力常数（N/mm2),由参考文献1表5-2 取k2=0.191；R曲率半径，由车轮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由轨顶和车轮的曲率半径之比（r/R）所确定的系数，由参考文献1表5-5查得m=0.46c1转速系数，车轮转速，由参考文献1表5-3，c1=0.98；c2工作级别系数，由参考文献1表5-4查得，当M5级时 c2=1Pc”Pc 故验算通过线接触局部挤压强度验算：式中：k1许用线接触应力常数（N/mm2），由参考文献1表5-2查得，k1=6.6;l车轮与轨道的有效接触长度，Qu80轨道的l=80mm；c1，c2同前PcPc 故验算通过3） 运行阻力计算摩擦总阻力矩：由参考文献3查得Dc=800mm车轮的轴承型号为7530E，轴承内径和外径的平均值为；由参考文献1表7-1表7-3：滚动摩擦系数k=0.0006m；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运行摩擦阻力：当空载时4） 选择电动机电动机用于各种类型的起重机械及其他类似设备的电力传动，具有较高的过载能力和机械强度，适用于短时或断续周期性工作制。电动机静功率：式中 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；初选电动机功率：式中kd电动机功率增大系数，由参考文献1表7-6查得 kd=1.3由参考文献7附表30选用电动机JZR2-22-6；电动机质量115kg5） 验算电动机发热条件等效功率：式中k25工作级别系数，由参考文献1查得 当JC%=25%时， k25=0.75；由参考文献1得，按起重机工作场所得 查得=1.3。由此可知，故初选电动机发热通过；6） 计算减速器传动比车轮转速机构传动比：减速器设计计算7） 验算运行速度和实际所需功率实际运行速度：8）验算起动时间起动时间式中m=2（驱动电动机台数）；JC25%时电动机额定扭矩满载运行时的静阻力矩：空载运行时的静阻力矩：初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩：机构总飞轮矩（高速轴）：满载起动时间空载起动时间：起动时间在允许范围（小于810s）之内，故合适9） 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二台电动机空载时同时起动：式中 主动轮轮压和；从动轮轮压和；f=0.2室内工作的粘着系数；防打滑的安全系数nnz,故两台电动机空载起动不会打滑事故状态：当只有一个驱动装置工作，而无载小车位于工作者的驱动装置这一边时，则式中 工作的主动轮轮压；非主动轮轮压之和；一台电动机工作时的空载起动时间：nnz,故不会打滑事故状态，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；，与第二种工况相同nnz,故也不会打滑起动不打滑验算通过10） 选择制动器由参考文献1得制动时间，按空载计算制动力矩，即Q=代入参考文献1的（7-16）式：式中 坡度阻力； m=2制动器台数，两套驱动装置工作现选用两台YWZ5200/23制动器，查参考文献7附表15得其额定制动力矩Mez=112Nm，为避免打滑，使用时需将其制动力矩调至39.7Nm以下。考虑到所取的制动时间tztq（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。11） 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机构高速轴上的计算扭矩：式中 M1联轴器的等效力矩：1等效系数，见参考文献7表2-7取1=2由参考文献7附表31查得，电动机JZR2-22-6，轴端为圆柱形，d1=40mm，E=110m，减速器高速轴端为圆柱形d=40mm，l=50mm，故在靠近电动机端从附表44中选带200制动轮的半齿联轴器S119（靠电动机一侧为圆柱形孔，浮动轴端d=40mm）Ml=710Nm；(GD2)zl=0.36kgm2；重量G=15kg。在靠减速器端，由机械设计手册选用半齿联轴器CLZ1（靠减速器端为圆柱形，浮动轴端直径d=40mm）；其Ml=710Nm；(GD2)l=0.532kgm2；重量G=12.8kg高速轴上传动零件的飞轮矩之和为：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：减速器低速轴端为圆柱形，d=75mm，l=140mm由附表19查得Dc=800mm的主动车轮的伸出轴为圆柱形，d=95mm，l=130mm故从附表42中选用4个联轴节：其中两个为：（靠减速器端）另两个为：（靠车轮端）所有的Ml=3150Nm，(GD2)=0.0149kgm2，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）12） 浮动轴的验算疲劳强度验算：式中1等效系数，由参考文献7查表2-6查得1=1.4由上节已取浮动轴直径d=85mm，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：式中材料用45号钢，取b=600MPa；s=300MPa。所以，k=kxkm=1.61.2=1.92考虑零件几何形状，表面状况的应力集中系数。由参考文献第二章第五节及参考文献2第四章查得：kx=1.6；km=1.2nI=
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