t桥式起重机设计计算书secret

1、75/20T 桥式起重机设计计算书1. 主要技术参数1.1. 主起升机构起重量 75t（750kN）起升速度 4.79m/min起升高度 16m工作级别 M51.2. 副起升机构起重量 20t（200kN）起升速度 7.16m/min起升高度 18m工作级别 M51.3. 小车行走机构行走速度 32.97m/min工作级别 M5轮距 3.3m轨距 3.4m1.4. 大车行走机构行走速度 75.19m/min工作级别 M5轮距 5.1m轨距 16.5m2. 机构计算2.1.主起升机构主起升机构为单吊点闭式传动，卷筒按螺旋绳槽、双联卷筒、单层缠绕设计。2.1.1. 钢丝绳A. 钢丝绳最大拉力Sma

2、x：= 78868 N式中，Q 额定起升载荷，Q = 750000 N； 进入卷筒的钢丝绳分支数，对于双联卷筒， = 2；q 滑轮组倍率，q = 5；h 滑轮组效率，h =0.97。B. 钢丝绳最小直径d min： = 28.08 mm式中，C 钢丝绳选择系数，C = 0.1；C. 钢丝绳选择按6×19W+FC-28-170-I -光-右交型钢丝绳，d = 28mm，b = 1700MPa（钢丝绳公称抗拉强度）， 钢丝破断拉力总和S0= 492500N，钢丝绳实际安全系数：= 6.24> 5，通过。钢丝绳型号为：6×19W+FC-28-170-I -光-右交 GB11

3、02-742.1.2. 卷筒尺寸与转速A. 卷筒直径卷筒最小直径Dmin（e-1)d=17×28=476mm，式中，e 筒绳直径比， e = 20；取D0=800mm（卷筒名义直径），实际直径倍数es= = 28.57> 18，满足。B. 卷筒长度绳槽节距p = 32mm，绳槽半径r=15+0.2mm，绳槽顶峰高h= 10.5mm。单边固定圈数：ngd = 3圈；单边安全圈数：naq = 1.5圈；单边工作圈数：= 30.75圈式中，H 起升高度，H=16m。 D 卷绕直径，D= D0d=0.828m。取ngz = 30.75圈；。单边绳槽圈数：n = 35.25圈。绳槽排列长

4、度：Lgz = 35.25×32 = 1128 mm；卷筒长度：Ljt = 2800 mm。C. 卷筒转速卷筒转速：= 9.21 r/min式中， 起升速度，=4.79m/min。2.1.3. 电动机A. 机构效率减速机效率：j = 0.95卷筒效率：t = 0.98机构效率： = j t h = 0.95×0.98×0.97 = 0.9B. 电动机静功率电动机静功率：= 67.86kW选择电动机YZR315S10，S3，FC25%，Ne = 63 kW，ne = 580 r/min； S3，FC40%，N40 = 55kW，n40 = 580 r/min，(力矩

5、倍数) Tm = 3.11，(飞轮矩) GDd2 =28.2 kg·m2，(自重) Gd = 1026 kg。电动机额定力矩：= 1037.3 N·mC. 在静功率下的电动机转速在静功率下的电动机转速： = 575.324r/min式中，n0 电动机同步转速， n0= 600 m/min；n40 电动机在基准制S3，FC40%时的转速，n40 = 580 m/min；N40 电动机在基准制S3，FC40%时的功率，N40= 55kW。D.电动机过载验算电动机必须满足下式：= 45.82 kW式中，H 系数， 对于绕线电动机，H = 2.1；m 电动机个数，对于一个吊点，m

6、= 1；N40 = 55kW，满足。E.电动机发热验算稳太平均功率：= 54.288 kW < 63 kW 通过。式中，G 稳太系数，对于本机， G = 0.8；2.1.4. 速比与分配A. 总传动比= 62.467B. 减速机按QJRS-D560-63-C减速机考虑，减速机实际传动比is= 63，减速机许用输出扭矩TIja = 60000N·m。 实际起升速度s = 4.79m/min。2.1.5. 制动器选择制动器按2个计，计算制动力矩：= 791.775 N·m式中，k 安全系数，k=1.75；' 制动时的机构效率，' = 0.9；选择制动器YW

7、Z2500/125，额定制动力矩Tzha = 1800 N·m，自重Gzh = 220kg。2.1.6. 起、制动时间验算平均起动力矩：Ttm = 1.6Tn = 1.6×1037.3= 1659.68 N·m机构空载启动的转动惯量：(高速轴之后的部分按5%计) kg.m2对于起升机构，启动时，阻力矩：Tr = 0。启动时间：= 0.550.005 =0.555 s式中，m 重物及吊具质量，m = 1.02×75000=76500 kg；启动加速度：= 0.144m/s2 < 0.4m/s2 带载启动时，静力矩：= 1117.14 N·m

8、重物及吊具质量m，换算到高速轴上的转动惯量为：= 1.65 kg·m2 带载启动时间：= = 1.8650.015=1.88 s启动加速度：= 0.042m/s2 < 0.4m/s2 通过。带载制动时，静力矩：= 904.88 N·m制动时间： = = 1.340.011 =1.351 s制动加速度：= 0.059m/s2 < 0.4m/s2 通过。2.1.7. 起升机构计算载荷平均起动力矩倍数：=1.6；系数= 1.077；系数 式中，J轴上计算处前段的转动惯量；J轴上计算处后段的转动惯量；动载系数：； ；一类载荷(疲劳载荷)T= 8Tn ( Nm )；二类载

9、荷(正常工作最大载荷)T= 58Tn = (28-)Tn ( Nm )；机构(换算到高速轴上的)计算载荷系数见表1。表1：起升机构计算载荷系数项目 轴 段JJ8558电动机轴7.058.71.2341.3661.2121.656减速机高速轴14.382.370.1651.1511.0641.225从上面表1可以看出，起升机构的一、二类载荷的动载系数都大于1，根据规范，分别用8、58计算一、二类载荷。在电动机轴段，一类载荷T= 8Tn =1.366×1037.3 = 1416.95 N·m ；二类载荷T= 5 8Tn =1.212×1.366×1037.3

10、= 1717.34 N·m 。在减速机高速轴段一类载荷T= 8Tn =1.151×1037.3 =1193.93 N·m ；二类载荷T=5 8Tn =1.064×1.151×1037.3 =1270.34 N·m 。换算到减速机低速轴上的一类载荷：Tj = 1193.93×63×0.95 = 71456.71 N·m ；1，可见，减速机满足。换算到减速机低速轴上的二类载荷：Tj = 1270.34×63×0.95 = 76029.85 N·m ；2.1.8. 卷筒轴计算A.

11、卷筒轴尺寸与轴上载荷卷筒轴受力分析见图1；卷筒自重：Gjt = 23850 N；图1 卷筒轴受力分析B. 支反力Rc = = = 96860NRd = 2×78868 + 23850 96860= 84726 NRa = = = 97965NRb = 96860 84726 97965= 83621N正号表示力的方向与图示力的方向相同。C. 卷筒轴危险截面上的弯矩由于卷筒轴自重影响很小，为简化计算，卷筒轴自重忽略不计，卷筒轴弯矩图见图2，显然，危险截面在图1所示的I-I、II-II截面上。MI = 61573×0.147 = 17142 N·mMII = 6157

12、3×0.059 = 7568 N.m图2 卷筒轴弯矩图D. 卷筒轴危险截面的抗弯量= = 401920 N/mm2 = = 130671 N/mm2 E. 卷筒轴危险截面的弯曲应力卷筒轴材料为45#钢，回火，HB187217，屈服极限s = 285 N/mm2 ,许用应力a = 178 N/mm2 ,各截面上的应力：= 42 .65N/mm2 < 178 N/mm2 = a ； 强度满足。= = 57.9N/mm2 < 178 N/mm2 = a ； 强度满足。2.1.9. 卷筒的强度与稳定性A. 卷筒的强度验算由于卷筒长度Ljt= 2800 mm，卷筒直径D=828mm

13、。挤压应力：式中，jt 卷筒壁厚，jt=40 mm； A1 应力减小系数，一般取A1=0.75； A2 卷绕系数，单层卷筒A2=1.0；卷筒用HT200制作，抗压极限y = 736 N/mm2，许用挤压应力：y < ya ，强度满足。B. 卷筒的稳定性验算由于Ljt > 2D0，须作稳定性验算。卷筒单位面积上所受的外压力：= 4.46 N/mm2 卷筒的绳槽底径：D0 = 800mm，卷筒的内径：Dn = 720mm；卷筒壁中部的半径：rp = 380mm；= 0.97= = 7.37= 9.25可见，< < 卷筒属于中长薄壁筒，其受压失稳的临界压力为：= 85.87

14、N/mm2 由于：= = 815.77 N/mm2 >736 N/mm2 = y，则： = = 19.25 > 1.2 1.5，稳定性满足。2.2.副起升机构副起升机构为单吊点闭式传动，卷筒按螺旋绳槽、双联卷筒、单层缠绕设计。2.2.1. 钢丝绳A. 钢丝绳最大拉力Smax：=26020 N式中，Q 额定起升载荷，Q = 200000 N； 进入卷筒的钢丝绳分支数，对于双联卷筒， = 2；q 滑轮组倍率，q = 4；h 滑轮组效率，h =0.98。B. 钢丝绳最小直径d min： = 16.13 mm式中，C 钢丝绳选择系数，C = 0.1；C. 钢丝绳选择按6×19W+

15、FC-16-170-I-光-右交 型钢丝绳，d = 16mm，b = 1700MPa（钢丝绳公称抗拉强度）， 钢丝破断拉力总和S0= 183000N，钢丝绳实际安全系数：= 7.03> 6，通过。钢丝绳型号为：6×19W+FC-16-170-I-光-右交GB1102-742.2.2. 卷筒尺寸与转速A. 卷筒直径卷筒最小直径D min(e-1)d=19×16=304mm，式中，e 钢丝绳直径倍数， e = 20；取D0=500mm（卷筒名义直径），实际直径倍数hs= = 31.25> 19，满足。B. 卷筒长度绳槽节距p = 20mm，绳槽半径r=10+0.2m

16、m，绳槽顶峰高h= 6mm。单边固定圈数：ngd = 2圈；单边安全圈数：naq = 1.5圈；单边工作圈数：= 44.4圈式中，H 起升高度，H=18m。 D 卷绕直径，D= D0d=0.516m。取ngz = 44.5圈；。单边绳槽圈数：n = 48圈。绳槽排列长度：Lgz = 48×20 = 960 mm；卷筒长度：Ljt = 2200 mm。C. 卷筒转速卷筒转速：= 17.67 r/min式中， 起升速度，=7.16m/min。2.2.3. 电动机A. 机构效率减速机效率：j = 0.95卷筒效率：t = 0.98机构效率： = j t h = 0.95×0.98

17、×0.98 = 0.91B. 电动机静功率电动机静功率：= 26.75kW选择电动机YZR225M-8，S3，FC25%，Ne = 26 kW，ne = 708 r/min；S3，FC40%，N40 = 22kW，n40 = 715 r/min，(力矩倍数) Tm = 2.96，(飞轮矩) GDd2 =3.2 kg·m2，(自重) Gd = 390 kg。电动机额定力矩：= 350.71N·mC. 在静功率下的电动机转速在静功率下的电动机转速： = 707.44 r/min式中，n0 电动机同步转速， n0= 750 m/min；n40 电动机在基准制S3，FC4

18、0%时的转速，n40 = 715 m/min；N40 电动机在基准制S3，FC40%时的功率，N40= 22kW。D.电动机过载验算电动机必须满足下式：= 18.98 kW式中，H 系数， 对于绕线电动机，H = 2.1；m 电动机个数，对于一个吊点，m = 1；N40 = 22kW，满足。E.电动机发热验算稳太平均功率：= 21.4 kW < 26 kW 通过。式中，G 稳太系数，对于本机， G = 0.8；2.2.4. 速比与分配A. 总传动比= 40.03B. 减速机按ZQA650-3CA减速机考虑，减速机实际传动比is= 40.17，减速机许用输出扭矩TIja = 61500N&

19、#183;m。 误差0.3%，实际起升速度s = 7.14m/min。2.2.5. 制动器选择制动器按1个计，计算制动力矩：= 521.64 N·m式中，k 安全系数，k=1.75；' 制动时的机构效率，' = 0.91；选择制动器YWZ2300/90，额定制动力矩Tzha = 630 N·m，自重Gzh = 104 kg。2.2.6. 起、制动时间验算平均起动力矩：Ttm = 1.6Tn = 1.6×350.71= 561.14 N·m机构空载启动的转动惯量：(高速轴之后的部分按5%计)J0=()×1.05=1.454 kg.

20、m2对于起升机构，启动时，阻力矩：Tr = 0。启动时间：= 0.1920.007 =0.199s式中，m 重物及吊具质量，m = 1.02×20000=20400 kg；启动加速度：= 0.6m/s2 带载启动时，静力矩：= 360 N·m重物及吊具质量m，换算到高速轴上的转动惯量为：= 0.42 kg·m2 带载启动时间：= = 0.70.02=0.72 s启动加速度：= 0.166m/s2 < 0.4m/s2 通过。带载制动时，静力矩：= 304 N·m制动时间：= = 0.540.015 =0.555 s制动加速度：= 0.215m/s2

21、< 0.4m/s2 通过。2.2.7. 起升机构计算载荷平均起动力矩倍数：=1.6；系数= 1.03；系数 式中，J轴上计算处前段的转动惯量；J轴上计算处后段的转动惯量；动载系数：； ；一类载荷(疲劳载荷)T= 8Tn ( Nm )；二类载荷(正常工作最大载荷)T= 58Tn = (28-)Tn ( Nm )；机构(换算到高速轴上的)计算载荷系数见表2。表2：起升机构计算载荷系数项目 轴 段JJ8558电动机轴0.81.0741.3431.3571.2411.684减速机高速轴1.3840.490.3541.1791.1261.328从上面表2可以看出，起升机构的一、二类载荷的动载系数都

22、大于1，根据规范，分别用8、58计算一、二类载荷。在电动机轴段，一类载荷T= 8Tn =1.357×350.71 = 476 N·m ；二类载荷T= 5 8Tn =1.60×350.71= 590.6 N·m 。在减速机高速轴段一类载荷T= 8Tn =1.179×350.71 =413.5 N·m ；二类载荷T=5 8Tn =1.328×350.71 =465.7 N·m 。换算到减速机低速轴上的一类载荷：Tj = 413.5×40.17×0.95 = 15780 N·m ；= 3.9

23、 >1，可见，减速机满足。换算到减速机低速轴上的二类载荷：Tj = 465.7×40.17×0.95 = 17771.8 N·m ；2.2.8. 卷筒轴计算A. 卷筒轴尺寸与轴上载荷卷筒轴受力分析见图3；卷筒自重：Gjt = 3370 N；图3 卷筒轴受力分析B. 支反力Rc = = = 28934NRd = 2×26020 + 3370 28934= 26476 NRa = = = 29366NRb = 28934 26476 29366= 26044 N正号表示力的方向与图示力的方向相同。C. 卷筒轴危险截面上的弯矩由于卷筒轴自重影响很小，为简

24、化计算，卷筒轴自重简化忽略不计，卷筒轴弯矩图见图4，显然，危险截面在图1所示的I-I、II-II截面上。图4 卷筒轴弯矩图MI = 26044×0.1625 = 4232 N·mMII = 26044×0.099 = 2578 NmD. 卷筒轴危险截面的抗弯量= = 113646 N/mm2 = = 60290 N/mm2 E. 卷筒轴危险截面的弯曲应力卷筒轴材料为45#钢，回火，HB187217，屈服极限s = 285 N/mm2 ,许用应力a = 178 N/mm2 ,各截面上的应力：= 37.2 N/mm2 < 178 N/mm2 = a ； 强度满足

25、。= = 42.76 N/mm2 < 178 N/mm2 = a ； 强度满足。2.2.9. 卷筒的强度与稳定性A. 卷筒的强度验算由于卷筒长度Ljt= 2200 mm，卷筒卷绕直径D=516mm。挤压应力：式中，jt 卷筒壁厚，jt=25 mm； A1 应力减小系数，一般取A1=0.75； A2 卷绕系数，A2=1.0；卷筒用HT200制作，抗压极限y = 736 N/mm2，许用挤压应力：y < ya ，强度满足。B. 卷筒的稳定性验算由于Ljt > 2D0，须作稳定性验算。卷筒单位面积上所受的外压力：= 3.9 N/mm2 卷筒的绳槽底径：D0 = 500mm，卷筒的内

26、径：Dn = 450mm；卷筒壁中部的半径：rp = 237.5mm；= 0.97= = 9.26= 9.25可见，< < 卷筒属于中长薄壁筒，其受压失稳的临界压力为：= 68.3 N/mm2 由于：= = 648.85 N/mm2 <736 N/mm2 = y，则： = = 17.5 > 1.2 1.5，稳定性满足。2.3. 小车行走机构小车行走机构由4组车轮组组成，两组主动，两组从动，对称布置,分别驱动。主动车轮组的电动机通过带制动轮联轴器驱动减速机高速轴，减速机低速轴通过齿轮联轴器带动车轮转动。2.3.1. 行走轮压计算图5 小车轮压计算简图计算轮压时，小车重量按

27、Gxc= 251.1kN计，主钩满载时的行走载荷QH1=750kN；副钩满载时的行走载荷QH2=200kN；计算简图见图5。A. 空载轮压小车重量近似均匀分布。用P1k，P2k，P3k，P4k分别表示小车重量Gxc折算到四组车轮组的轮压，B. 主钩满载时的行走轮压用P1H1，P2H1，P3H1，P4H1分别表示主钩满载时的行走载荷QH1折算到四组车轮组的轮压，用Q11，Q21，Q31，Q41分别表示主钩满载时四组车轮组的合轮压，则Q11= P1kP1H1= 62.775182.95 = 245.725 kN；Q21= P2kP2H1= 62.775192.05 = 254.825 kN；Q31

28、= P3kP3H1= 62.775182.95 = 245.725 kN；Q41= P4kP4H1= 62.775192.05 = 254.825 kN；C. 副钩满载时的行走轮压用P1H2，P2H2，P3H2，P4H2分别表示副钩满载时的行走载荷QH2折算到四组车轮组的轮压，用Q12，Q22，Q32，Q42分别表示副钩满载时四组车轮组的合轮压，则Q12= P1kP1H2= 62.77511.06 = 73.835 kN；Q22= P2kP2H2= 62.77588.94 = 151.715 kN；Q32= P3kP3H2= 62.77511.06 = 73.835 kN；Q42= P4kP4

29、H2= 62.77588.94 = 151.715 kN；可见，主钩满载时行走轮压最大，为254.825 kN。2.3.2. 车轮组选择最小轮压：Rmin = 73.835 kN，最大轮压：Rmax =254.825 kN；车轮等效疲劳载荷： = = 194.495 kN选用车轮直径为Dc= Ø630mm的角型车轮组，配P43轨，点接触，车轮轮压P = 224 kN，车轮的许用轮压：Ra = C1C2P式中，C1 转速系数；车轮转速： c 行走速度；c = 32.97 m/min；查得：C1 = 1.09；C2 工作级别系数；C2 = 1.0；所以，Ra = 224×1.0

30、9×1 = 244.16 kN > 194.495 kN = Rc，通过。2.3.3. 电动机2.3.3.1. 行走阻力计算A. 摩擦阻力Ff = Gxx 式中，Gxx 行走重量；Gxx = Gxc + QH1 = 251.1+ 750 = 1001.1 kN 阻力系数：= 0.012式中， 轴承摩擦系数；=0.015dc 车轮轴径，dc=160mm； C 偏斜运行的侧向附加阻力系数；C=2.0k 车轮轨道方向的滚动摩擦力臂；k=0.8 所以，Ff = 0.012×1001.1 = 12 kN。B. 坡道阻力F = Gxx Sin式中， 坡度角；一般按Sin = 0.

31、001；所以，F = 0.001×1001.1 = 1.0 kN。C. 风阻力F = C A q kh 式中，C 风力系数；C = 1.2；kh 风压高度变化系数；kh = 1；q 风压；一类风压qI=150N/m2，二类风压qII= 250N/m2；A 受风面积；A = 7m2。所以，FI = 1.2×7×150 /1000 = 1.26 kN； FII = 1.2×7×250 /1000 = 2.1 kN。D. 静阻力FstI = Ff + F+ FI = 12 + 1.0 + 1.26 =14.26 kNFstII = Ff + F+ F

32、II = 12 + 1.0 + 2.1 = 15.1 kN2.3.3.2. 机构效率减速机效率：j = 0.93联轴器效率：l = 0.98轴承效率：z = 0.98机构效率：=jl2z = 0.93×0.983 = 0.892.3.3.3. 电动机选择A. 电动机静功率= 8.8 kWB. 电动机启动加速功率加速时间：ta = 5 s，加速度：a = 0.11 m/s2。启动加速功率： 式中，mxx 行走总质量，mxx = 100111kg；nd 电动机额定转速，r/min；GD2 机构换算到电动机轴上的总飞轮矩，kg·m2；一般在选择电动机时，上式中后一部分按前一部分的

33、20%计，所以，= 7.25 kWC. 电动机额定功率电动机额定功率：= 9.44 kW式中，m 电动机数量，m = 1 ；as 电动机平均启动转矩倍数，as = 1.7 ；选择电动机YZR160L-6，S3，FC25%，Ne = 13 kW，ne = 912 r/min，GD2 = 0.78 kgm2，Gd = 174 kg；S3，FC40%，N40 = 11 kW，n40 = 945 r/min，Tm = 2.47。D. 电动机过载验算电动机在FstII下的静功率：= 9.32 kW电动机额定功率： = 9.7kW与电机静功率很相近，所以电机过载验算通过。E. 电动机发热验算<13

34、kW = Ne 发热验算通过。式中，G 稳态系数， G = 0.8；F. 电动机的额定扭矩电动机额定力矩：G. 电动机在静功率下的转速在静功率下的电动机转速： 式中，n0 电动机同步转速， n0=1000 m/min；n40 电动机在基准制S3，FC40%时的转速，n40 = 945m/min；N40 电动机在基准制S3，FC40%时的功率，N40 = 11 kW。2.3.4. 速比与分配A. 总传动比= 57.3B. 速比分配按ZSC750-1减速机考虑，减速机的传动比为：ij =54.75。此减速机为软齿面减速机，在同步转速为1000r/min时，许用功率Nja = 14.0kW，减速机自

35、重Gj = 452kg。传动比误差4.6%，实际行走速度s = 32.97m/min。2.3.5. 制动器计算制动力矩： =3.01 N·m 选择择制动器YWZ2-200/25，制动力矩Tzha =180 N·m，制动器自重Gj = 29kg。2.3.6. 主动轮打滑验算当小车空载运行时主动轮轮压与从动轮轮压同样，所以这种工况下主动轮不会打滑，打滑验算从略。当主起升满载运行时主动轮轮压与从动轮轮压相近，所以这种工况下主动轮不会打滑，打滑验算从略。当副起升满载运行时主动轮轮压与从动轮轮压相差较大，须作打滑验算。小车行走，半数主动车轮，半数从动车轮，风力按与行走相反的方向吹，主

36、动轮压的和为：Nt = 2×73835 = 147670 N取粘着系数：0 = 0.12 (室外) 粘着力为：0 Nt = 0.12×147670= 17720 N。满足下式时，车轮不打滑：等号右侧各项之和表示电动机启动时作用在车轮周向的驱动力(牵引力)： 按电动机功率13 kW配启动电阻，电动机产生的驱动力为：货载及小车本身质量换算到电动机轴上的转动惯量为：= 1.66kgm2 高速轴及联轴器的转动惯量：取= 1.6，于是： = 18809 N 0 Nt 即，满足条件,验算通过。2.3.7. 机构计算载荷机构传动采用分别驱动，闭式传动。在计算启动或启动过程中的惯性载荷时，

37、一般应考虑货载质量。在计算弹性振动尖峰载荷TII时，可不考虑货载质量。因为行走机构启动时，传动机构弹性振动扭转转矩很快达到它的尖峰值TII，这时载荷的摆角还很小；但在考虑刚体动态转矩时，一般要考虑货载的质量。小车本身的质量mxc = 25111 kg，换算到高速轴上的转动惯量为：= 0.42 kgm2 平均起动力矩倍数：=1.6；高速轴及联轴器的转动惯量：摩擦阻力Ff =15 kN坡道阻力F= 1.0 kN风阻力FI = 5.4 kN静阻力FstI = 21.4 kN系数 式中，J轴上计算处前段的转动惯量；J轴上计算处后段的转动惯量；动载系数：； ；一类载荷(疲劳载荷)T= 8Tn ( Nm

38、)；二类载荷(正常工作最大载荷)T= 58Tn = (28-)Tn ( Nm )；机构(换算到高速轴上的)计算载荷见表2。表2：小车行走机构计算载荷项目 轴 段JJ8558电动机轴0.1950.58531.650.91.4851.8259.361.62从上面表2可以看出，行走机构的减速机高速轴上一类载荷(疲劳载荷)系数达到电动机额定转矩的1.65倍，尖峰转矩达到1.485倍。一类载荷T= 8Tn =1.65×136.13 = 224.6 N·m ；二类载荷T= 58Tn =1.485×136.13 = 202.2 N·m 。换算到减速机低速轴上的一类载荷

39、：Tj = 224.6×54.75×0.93 = 11436 N·m ；换算到减速机低速轴上的二类载荷：Tj = 202.2×54.75×0.93 = 10295.5 N·m ；2.4. 大车行走机构大车行走机构由4组台车组成，每组台车由一个主动轮一个从动轮组成。走行台车由电动机通过带制动轮联轴器驱动减速机高速轴，减速机低速轴通过齿轮联轴器带动车轮转动。2.4.1. 行走轮压计算计算轮压时，门机总重量按Gm=641.72kN计，小车重Gxc= 251.1kN，行走载荷Qx=750kN。I侧为司机室一侧，司机室及梯子平台重量按GS=8.

40、72kN计，GS只作用在台车1上，门机除去小车、司机室和梯子的重量Gj=641.72251.18.72=381.9kN可视为均布于四组台车上，计算简图见下图6。用P1j，P2j，P3j，P4j分别表示Gj折算到四组车轮组的轮压，可见， 图6 大车轮压计算简图A. 空载最小轮压当空载小车位于门机II侧极限位置时，小车行走中心至跨端距离c=2568.5mm，此时I侧轮压可达到最小值。见图7。图7 空载最小轮压计算简图用P1m，P2m，P3m，P4m分别表示空载小车在此位置时折算到四组大车车轮组的轮压，可见，P1m=P2m，P3m=P4m 且P1mP2mP3mP4m=P1kP2kP3kP4k=Gxc

41、= 251.1kN则=39.1 kN P1m= P2m=19.55 kNP3m= P4m= 106 kN 用Q1k，Q2k，Q3k，Q4k分别表示空载时四组大车车轮组的轮压，则Q1k=P1jP1mGS= 95.475+19.558.72 = 123.745 kNQ2k=P2jP2m = 95.475+19.55 =115.025 kNQ3k=P3jP3m = 95.475106 = 201.475 kNQ4k=P4jP4m = 95.475106 = 201.475 kN所以， B. 满载最大轮压当主起升满载且小车位于门机I侧极限位置时，小车行走中心至跨端距离d=2748.5mm，此时I侧轮压

42、可达到最大值。见图8。图8 满载最大轮压计算简图用P1h，P2h，P3h，P4h分别表示满载小车在此位置时折算到四组大车车轮组的轮压，可见，P1h=P2h，P3h=P4h 且P1hP2hP3hP4h=Q11Q21Q31Q41=GxcQx= 1001.1kN则=164.94 kN P3h= P4h= 82.47 kN P1h= P2h= 418.08 kN用Q1h，Q2h，Q3h，Q4h分别表示满载时四组大车车轮组的轮压，则Q1h=P1jP1hGS= 95.475418.088.72 = 522.275 kNQ2h=P2jP2h = 95.475418.08 = 513.555 kNQ3h=P3

43、jP3h = 95.475+82.47 = 177.945 kNQ4h=P4jP4h = 95.475+82.47 = 177.945 kN所以， ， 2.4.2. 车轮组选择最小轮压：Rmin = 61.87 kN，最大轮压：Rmax = 261.14 kN；车轮等效疲劳载荷： = =194.7kN选用车轮直径为Dc= Ø700mm的角型车轮组，配QU100轨，点接触，车轮轮压P = 347 kN，车轮的许用轮压：Ra = C1C2P式中，C1 转速系数；车轮转速： c 行走速度；c = 75.19 m/min；查得：C1 = 0.99；C2 工作级别系数；C2 = 1.0；所以，

44、Ra = 0.99×1.0×347 = 343.53 kN > 194.7 kN = Rc，通过。2.4.3. 电动机2.4.3.1. 行走阻力计算A. 摩擦阻力Ff = Gdx 式中， Gdx 行走重量；Gdx = Gm + Qx = 641.72+ 750 = 1391.72 kN 阻力系数：= 0.009式中， 轴承摩擦系数； = 0.015dc 车轮轴径； dc = 170mmC 偏斜运行的侧向附加阻力系数； C = 1.5k 车轮轨道方向的滚动摩擦力臂。k = 0.8所以，Ff = 0.009×1391.72 = 12.53 kN。B. 坡道阻力F

45、 = Gdx Sin式中， 坡度角；一般按Sin = 0.001；所以，F = 1391.72×0.001 = 1.39 kN。C. 风阻力F = C A q kh 式中，C 风力系数；C = 1.2；kh 风压高度变化系数；kh = 1；q 风压；一类风压qI = 150N/m2，二类风压qII = 250N/m2；A 受风面积；A = 42m2。所以，FI = 1.2×42×150 /1000 = 7.56 kN； FII = 1.2×42×250 /1000 = 12.6 kN。D. 静阻力FstI = Ff + F+ FI = 12.5

46、3 +1.39 + 7.56 = 21.48 kNFstII = Ff + F+ FII = 12.53 + 1.39 + 12.6 = 26.52 kN2.4.3.2. 机构效率减速机效率：j = 0.93联轴器效率：l = 0.98轴承效率：z = 0.98机构效率：=jl2z = 0.93×0.983 = 0.892.4.3.3. 电动机选择A. 电动机静功率= 30.24 kWB. 电动机启动加速功率加速时间：ta = 6 s，加速度：a = 0.21 m/s2。启动加速功率： 式中，mdx 行走总质量，mdx = 64172+75000=139172kg；nd 电动机额定转

47、速，r/min；GD2 机构换算到电动机轴上的总飞轮矩，kg·m2；一般在选择电动机时，上式中后一部分按前一部分的20%计，所以，= 43.7 kWC. 电动机额定功率电动机额定功率：= 10.87 kW式中，m 电动机数量，m = 4 ；as 电动机平均启动转矩倍数，as = 1.7 ；选择电动机YZR200L-8，S3，FC25%，Ne = 18.5 kW，ne = 701 r/min，飞轮矩GD2 = 2.6 kg·m2，Gd = 317 kg；S3，FC40%，N40 = 15 kW，n40 = 712 r/min，Tm = 2.94。D. 电动机过载验算电动机在F

48、stII下的静功率：= 37.34 kW电动机额定功率： = 11.92 kW小于电动机额定功率N40 =15 kW，可用，电动机过载验算通过。E. 电动机发热验算< 18.5 kW = Ne 发热验算通过。F. 电动机的额定扭矩电动机额定力矩： G. 电动机在静功率下的转速在静功率下的电动机转速： 式中，n0 电动机同步转速， n0=750 m/min；n40 电动机在基准制S3，FC40%时的转速，n40 = 712m/min；N40 电动机在基准制S3，FC40%时的功率，N40 = 15 kW。2.4.4. 速比与分配A. 总传动比= 21.36B. 速比分配按ZQ65-20.4

49、9-II减速机考虑，减速机的传动比为：ij =20.49。此减速机为软齿面减速机，在同步转速为750 r/min时，许用功率Nja = 55kW，许用扭矩TIja = 5250N·m，减速机自重Gj = 880kg。传动比误差4.2%，实际行走速度s = 75.19m/min。2.4.5. 制动器选择计算制动力矩： =415.7 N·m选择制动器YWZ5-315/30，许用制动力矩Tzha=400N.m，自重Gzh= 300 kg。2.4.6. 主动轮打滑验算大车行走，半数主动车轮，半数从动车轮，风力按与行走相反的方向吹，且A. 主起升满载时小车处于桥机上任何位置，主从动轮

50、压的和均相等，为：= 695860 N取粘着系数：0 = 0.12 粘着力为：0 Nt = 695860×0.12 = 83503.2 N。满足下式时，车轮不打滑：等号右侧各项之和表示电动机启动时作用在车轮周向的驱动力(牵引力)：按电动机功率18.5 kW配启动电阻，电动机产生的驱动力为： 货载及门机本身质量换算到电动机轴上的转动惯量为：= 20.3 kg·m2 高速轴及联轴器、制动轮的转动惯量：kg.m2取= 1.6，于是： = 86669.6 N 0 Nt 即，满足条件， 验算通过。2.4.7. 机构计算载荷机构传动采用电动机、带制动轮联轴器、减速器的结构。在计算启动或

51、启动过程中的惯性载荷时，一般应考虑货载的质量。在计算弹性振动尖峰载荷TII时，可不考虑货载质量。因为行走机构启动时，传动机构弹性振动扭转转矩很快达到它的尖峰值TII，这时载荷的摆角还很小；但在考虑刚体动态转矩时，一般要考虑货载的质量。门机本身质量mm = 64172kg，换算到高速轴上的转动惯量为：= 9.36kg·m2 平均起动力矩倍数：=1.6；系数= 0.36； 系数 式中，J 轴上计算处前段的转动惯量；J 轴上计算处后段的转动惯量；动载系数：； ；一类载荷(疲劳载荷)T= 8Tn ( Nm )；二类载荷(正常工作最大载荷)T= 58Tn = (28-)Tn ( Nm )；机构(换算到高速轴上的)计算载荷见表3。表3：大车行走机构计算载荷项目 轴 段JJ8558电动机轴0.6510.2715.81.5261.7642.69221.2132.631.563从上面表3可以看出，行走机构的电动机轴上一类载荷(疲劳载荷)系数达到电动机额定转矩的1.764倍，尖峰转矩达到2.692倍。一类载荷T= 8Tn =1.764×252 = 444.5 N·m ；二类载荷T= 58Tn =2.692×252 = 678.