大車運行機構

1、4.2大車運行機構的計算4.2.1 確定機構本起重機采用分別傳動的方案如圖4-1圖4-1 大車運行機構簡圖1電動機,2制動器,3浮動軸,4高速軸齒輪聯軸器,5減速器,6低速軸齒輪聯軸器,7車輪.4.2.2 選擇車輪與軌道，并驗算其強度參考同類型規格相近的起重機，可近似認為主鉤中心線至端梁兩端主、從車輪中心線距離相等，主鉤中心線離端梁中心線最小距離（極限尺寸），起重機估計總重G=48t（包括小車），小車重量。按照圖4-2所示的重量分布，計算大車的最大輪壓和最小輪壓： 圖 4-2 滿載時最大輪壓： (5-1)式中 起重機自重, 48000kg; 小車自重, =11300kg;起升載荷, =3200

2、0kg;L 橋架跨度；L=25.5me 吊鉤中心線至端梁中心線的最小距離, e=1m.滿載時最小輪壓：空載時最大輪壓：空載時最小輪壓：車輪踏面疲勞計算載荷車輪材料：采用ZG340-640，由可查起重機課程設計附表18得到大車車輪直徑=800mm軌道型號為Qu70線接觸局部壓強驗算；-許用線接觸應力常數，由起重機設計手冊查的=5.6L-車輪與軌道的有效接觸長度，QU軌道l=115mm-車輪直徑轉速系數，車輪轉速時=0.94工作級別系數，當M6級時=0.9由 故驗算通過4.2.3 運行阻力計算摩擦總阻力距Mm=（Q+G）（K+d/2）由起重機設計手冊表3-8-10查的車輪的軸承型號為7530，軸承

3、內徑外徑的平均值為140mm由起重機運輸機構表7-1 7-2 7-3查的滾動摩擦系數K=0.0008m，軸承摩擦系數=0.02，附加阻力系數=1.5運行摩擦阻力；當空載時4.2.4 選擇電動機電動機靜功率式中-滿載時的靜阻力M=2-驅動電動機臺數-機動傳動效率初選電動機功率：式中-電動機功率增大系數由起重機運輸機構表7-6查得=2.0有起重機課程設計附表30查的選用電動機JZR2-31-6 Ne=11kw =9400.58電動機質量為155kg4.2.5 驗算電動機的發熱功率條件等效功率等效功率：Nx=K25·r·Nj =式中K25工作類型系數，由起重機設計手冊1表8-16

4、查得當JC%=25時，K25=0.75r按照起重機工作場所得tq/tg=0.25，由起重機設計手冊1圖8-37估得r=1.3由此可知：Nx<Ne,故初選電動機發熱條件通過。4.2.6 減速器的選擇車輪轉速機構傳動比由起重機課程設計附表35查的選用兩臺ZQ-650-1Z減速器，當輸入轉速為1000是4.2.7 驗算運行速度和實際所需功率實際運行速度；誤差；實際所需電動機靜功率由所以選擇的電動機減速器都合適4.2.8 驗算起動時間起動時間式中滿載運行時的靜阻力矩空載運行時的靜阻力矩；初步估計告訴軸上聯軸器的飛輪矩0.441機構總飛輪矩；0.441=1.021滿載起動時間空載起動時間起動時間在

5、允許范圍內 故合適4.2.9 起動工況下校核減速器功率式中=6600+=37292N運行機構中同一級數減速器的個數，因此所選用減速器的所以合適4.2.10 驗算啟動不打滑條件由于起重機在室內使用，故坡度阻力及風阻力均不予考慮。以下三種工況進行驗算1二臺電動機空載時間時啟動；式中N主動輪輪壓從動輪輪壓和f=0.2室內工作的粘著系數n=1.051.2防止打滑的安全系數=1.27故兩臺電動機空載啟動不會打滑2事故狀態：當只有一個驅動裝置工作，而五載小車位于工作著的驅動裝置這一邊時，則式中工作的主動輪輪壓；-非主動輪輪壓之和-一臺電動機工作時的空載啟動時間故不打滑3事故狀態：當只有一個驅動裝置工作，而

6、無載小車遠離工作著的驅動裝置這一邊時，則與第2種工況相同故不打滑4.2.10 選擇制動器. 由起重機設計手冊1中所述,取制動時間tz=1.71s按空載計算制動力矩，即Q=0代入Mz= 式中-坡度阻力m=2-制動器臺數，兩套驅動裝置工作M現選用兩臺YWZ查起重機課程設計附表得其額定制動力矩N 為避免打滑，使用時需將制動力矩調至228以下考慮到所取的制動時間,在驗算啟動不打滑條件時已知是足夠安全的，故制動不打滑驗算從略4.2.11 選擇聯軸器根據機構傳動方案，每套機構的高速軸和低速軸都采用浮動軸1機構高速軸上的計算扭矩223.5式中M-聯軸器的等效力矩M-等效系數見起重機課程設計表2-7取=2由起

7、重機課程設計附表31查的，電動機,軸端為圓柱形由附表34查的ZQ-650-1Z減速器高速軸端為圓錐形故在靠電動機端從附表44中選兩個帶制動輪的半齒聯軸器s200（靠電動機一側為圓柱形孔），浮動軸端直徑d=40mm 重量為G=14kg，在靠減速器端，有附表42查的援用兩個半齒聯軸器s193(在靠近減速器端為圓錐形，浮動軸端直徑為d=40mm，l=85mm;MI=710 Nm, (GD2)L=0.107Kgm2, 重量G=8.36Kg).高速軸上的轉動零件的飛輪矩之和為0.437與原估計基本相符，故有關計算則不需要重復2低速軸的計算扭矩由附表34查的ZQ-650減速器低速軸端為圓柱形，d=60mm

8、 l=110 由附表19查的的主動車輪的伸出軸為圓柱形，d=95mm l=145mm故從附表42中選用4個聯軸節：其中兩個為(靠減速器端) （靠車輪端）所有的 G=76.4kg（在聯軸器型號標記中，份子均為表示浮動軸端直徑）4.2.12 浮動軸的驗算1疲勞強度驗算：低速浮動軸的等效扭矩：式中-等效系數，由表2-6查的=1.4由上節已取浮動軸端直徑為d=100.故其牛莊應力為：由于浮動軸載荷變化為對稱循環（因為浮動軸載運行過程中正反轉之扭矩相同），所以許用扭轉應力為： 式中，材料用45號鋼，取sb=600MPa; ss=355MPa,則t-1=0.22sb=0.22×600=132MPa 2；ts=0.6ss=0.6×355=213MPaK=KxKm=1.6×1.2=1.92考慮零件的幾何形狀表面狀況的應力集中系數Kx=1.6，Km=1.2；nI=1.4安全系數，由