起重机大车运行机构设计实例

起重机大车运行机构设计实例作者:日期:

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⑸G=G-Gg xc/1v/\11.25me/丿按照图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L=22.5m2Pmin2Pmax图2.1满载时，最大轮压G-GTOC\o"1-5"\h\zP二 哙+max 4_380—105 320+105 28.5-1.5— + X—4 2 28.5=270.1KN空载时，最小轮压：G-GG1P— xc+XC. ——min4 2L

_380-105 105 1.5— + X 4 2 28.5—71.51KN车轮踏面疲劳计算载荷⑹2P+2P+P max min32x270.1+71.513=203.9KN车轮材料:采用ZG340-640（调质），b—700MPa,q-380MPa,由附表18选择车b s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⑺R2 4002P''—k cc=0.151——X0.97X1—438925Nc 2m3 1 2 0.43（2.1）k——许用点接触应力常数（N/mm2）由［1］表5-2取k-0.18122R——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（f/R）所确定的系数，由［1］表5—5查m-0.4V 85c——转速系数，由［1］表5-3，车论转速n-—亠————38.6r/mi1 c兀D兀x0.7Cn,c—0.971c——工作级别系数，由［1］表5-4查得当M5级时，c-122P''>P故验算通过c c线接触局部挤压强度验算［8］P'=kDlcc—6.8x700x70x0.97x1=323204NC 1c 1 2k——许用线接触应力常数（N/mm2）由［1］表5-2查得k—6.611l——车轨与轨道的有效接触长度，P38轨道的l-68mm，而QU70轨道的1-70mm，按后者计算Dc 车论直径（mm）

C,c——同前12P'>P 故验算通过C c1.3运行阻力计算摩擦总阻力矩［9］:M =B(Q+G)(k+卩m 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=0.0008；轴承摩擦系数卩=0.02；附加阻力系数B=1.5。代入上式得：当满载时的运行阻力矩[10]:M=B(Q+G)(k+卩d)m(Q=Q) 2012=1.5(320000+380000)(0.0008+0.02)=2100N•m2运行摩擦阻力n M 2100“甘“P =—m(Q=q)= =6000N•mm(q=q)D/2 0.7/2C当空载时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选择电动机电动机静功率⑴］:Pv 6000x85=4.47kW=jdc= =4.47kWj1000nm1000x60x0.95x2式中P=P 满载运行时的静阻力;j m(Q=Q)m=2 驱动电动机台数；耳=0.95——机构传动效率

初选电动机效率：N=kN=1.3x4.47=5.81kWdj式中k——电动机功率增大系数，由［1］中表7-6查得k=1.3d d由附表30选用电动机JZR-31-6;N=11Kw;n=950r/min;2 e 1(GD2) =0.53kg•m2；电动机质量155kgd1.5 验算电动机发热条件等效功率［13：N=kyN=0.75x1.28x4.47=4.29Kwx25jk——工作级别系数，由［1］查得，当JC%=25%时，k=0.75;25 25y——由［1］按起重机工作场所得t/t=0.25查得y=1.28qg由此可知，N<N，故初选电动机发热通过.x e1・6选择减速器车轮转速:vn=^vn=^c

cnD=38.68r/minnx0.7机构传动比:机构传动比:n—nc950n—nc95038.68=24.查附表35,选用两台查附表35,选用两台ZQ-500-IV-1Z减速器，i‘=23.34o［N］=24.5Kw（当输入转速为1000r/min）可见N<［N］j1・7 验算运行速度和实际所需功率实际运行速度：icl24.56“八/•v‘二v —=85x=89.44m/mindcdci' 23.34、口*。 -—-' 85—89.44rccmLn//rLm误差g=v4= x100%=5%<15%-dc实际所需电动机静功率：、口*。 -—-' 85—89.44rccmLn//rLm误差g=v4= x100%=5%<15%-dc实际所需电动机静功率：85vN‘二Nx=4.47

j j-dcx89.44=4.70Kw85由于N‘VN，故所选电动机和减速器均合适j j1.8验算起动时间起动时间38.2(mM-M)[mqj(GD2 ) +1(Q+G)D2c—i‘2•耳‘2o(2.3)式中n=950r/min;iM=2(驱动电动机台数);M=1.5M=1.5x9550xq e11950=165.87N•mN(JC25%)M=9550 —e n(JC25%)i满载运行时的静阻力矩：JC25%时电动机额定扭矩M 2100M =m(Q=Q)=j(Q=Q) it23.34x0.95o空载运行时的静阻力矩：M 1140M= m(Q=0)= =51.41N•mj(Q=o) 厂耳 23.34x0.95o初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩：(GD2)+(GD2)zl l=0. 33+0. 202=0.532kg•m(2.4)机构总飞轮矩(高速轴)；+(GD2)d+(GD2)=0.78+0.+(GD2)d+(GD2)=0.78+0.532=1.31kg•m2zl l1(2.5)满载起动时间

t= [2x1.15x1.31+(32000+38000)x°・72]=7.23.342x0.95q(Q=Q) 38.2(2x165.87—94.71)23.342x0.9527s空载起动时间:950t950tq(Q=o)=38.2x(2x165.87—51.41)[2x1.15x1.31+38000X0.7223.342x0.95］=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运行机构中同一级传动减速器的个数，m，=2因此，Nd=寫蔦需豊2=15・97kW所选用减速器的［N］ =24.5Kw>N，所以合适… dJC25%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： 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——主动轮轮压和;1min maxP=P=190920N——从动轮轮压和;21F=0.2——室内工作的粘着系数;n=1.05~1.2——防止打滑的安全系数z190920X0.238000X89.44 +60x3.46014

19092（X0.0008+0.02F=0.2——室内工作的粘着系数;n=1.05~1.2——防止打滑的安全系数z190920X0.238000X89.44 +60x3.46014

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

0.7/2=2.91n>n，故两抬电动机空载起动不打滑z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Gv‘ X dc g60t（、q（Q=0）2fP（k+卩-）卩+Pk+2 2 1D/2cP=P‘=86000N——工作的主动轮轮压;1 maxP=2P'+P=2X54000+86000=194000N——非主动轮轮压之和;2 min maxt'q（Q=0）台电动机工作时的空载起动时间: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P=P =71510N1 minP=2P‘+P，=2X119410+71510=310330N2 max mint' =8.14s，与第2种工况相同q（Q=0）1.46s71510x0.21.46sn=—8944 310330x0.002x1.5+71510x0.00080.7/238000x +0.7/260x8.14n>n故也不会打滑z1.11选择制动器由［1］取制动时间t=3.5sz按空载计算制动力矩，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——制动器台数,两套驱动装置工作M=1{-20.11+ 950z223.342[2x1.15x1.31+38000x°72M=1{-20.11+ 950z223.34238.2x3.5•m现选用两台YWZ200/23制动器，查附表得其额定制动力矩M=112.2255 ezN•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t〜t(Q=0),在验算起动不打滑条件时已知是足够安zq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M'=Mn=102.6X1.4=143N•mjs IIM 联轴器的等效力矩I

M=qM=2X51.3=102.6N•mI1elq——等效系数，见表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，电动机JZR-21-6,轴端为圆柱形,d=40mm,l=110mm，由附21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Q200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]=710N•m;(GD2)=0.36kg•m2;重量G=TOC\o"1-5"\h\zl zl15kg。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[皿]=710N•m；(GD2) =0.107kg•m2；重量l lG=8.36kg高速轴上传动零件的飞轮矩之和为：(GD2)+(GD2)=0.36+0.107=0.467kg•m2zl l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：M"=M'if=143X20.49X0.95=2783N•mjs jso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D=700mm的主动车轮的伸出轴为圆柱形,d=90mm,l=125mmc故从附表42中选用4个联轴节：其中两个为:GICLZ5YA(靠减速器端)5A80另两个为：GICLZ5缈(靠车轮端)5A90所有的[M]=3150N•m,(GD2)=0.0149kg•m2，重量G=25.5kg(在联l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=qMi‘耳=1.4X110.58X23.34X0.95=3432.65N•mI1elo

等效系数，由表2-6查得9