起重机大车运行机构设计实例Word文档下载推荐.docx
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c2——工作级别系数,由[1]表5-4查得当M5级时,c2=1
>
Pc故验算通过线接触局部挤压强度验算[8]
PC'
=k1Dclc1c2=
k1——许用线接触应力常数(N/mm2)由[1]表5-2查得k1=
l——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)
c1,c2——同前
>
Pc故验算通过
运行阻力计算摩擦总阻力矩[9]:
Mm=(Q+G)(k+d)
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=;
轴承摩擦系数=;
附加阻力系数=。
代
入上式得:
当满载时的运行阻力矩[10]:
Mm(QQ)=(Q+G)(k+d2)
0.12
=(320000+380000)(+0.12)=2100N?
m
2运行摩擦阻力
Pm(QQ)
Mm(QQ)
2100
=6000N?
DC/2
0.7/2
当空载时
Mm(Q0)=
+0.12)=1140N?
Pm(Q0)
Mm(Q0)
Dc/2
1140
1140=3257N?
0.7/2
选择电动机
电动机静功率[11]:
Pjvdc600085
Nj===
j1000m1000600.952
式中Pj=Pm(QQ)——满载运行时的静阻力;
m=2——驱动电动机台数;
=——机构传动效率
初选电动机效率:
[1]中表7-6查得kd=
=950r/min;
N=kdNj=式中kd——电动机功率增大系数,由
由附表30选用电动机JZR2-31-6;
Ne=11Kw;
n1
(GD2)d=?
2;
电动机质量155kg
验算电动机发热条件
当JC%=25时%,k25=;
等效功率[13]:
Nx=k25Nj=25——工作级别系数,由[1]查得,
——由[1]按起重机工作场所得tq/tg=查得=
由此可知,Nx<
Ne,故初选电动机发热通过
选择减速器
车轮转速:
vdc85
nc===min
Dc0.7
机构传动比:
n1950
o
nc38.68
查附表35,选用两台ZQ-500-IV-1Z减速器,io‘=
[N]=(当输入转速为1000r/min)可见Nj<
[N]
验算运行速度和实际所需功率
实际运行速度:
24.56
=min
23.34
i
vdc‘=vdco'
=85io
误差=vdcvdc=8589.44100%=5%<
15%vdc85
实际所需电动机静功率:
85
由于Nj‘<
Nj,故所选电动机和减速器均合适
验算起动时间
起动时间
式中n1=950r/min;
M=2(驱动电动机台数);
Me=9550N(eJC25%)——JC25%时电动机额定扭矩en(1JC25%)
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:
(GD2)zl+(GD2)l=+=?
2
机构总飞轮矩(高速轴);
(GD2)1=(GD2)d+(GD2)zl+(GD2)l=+=kg?
m2满载起动时间
空载起动时间:
950
38.2(2165.8751.41)
]=
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:
起动工况下校核减速器功率
Nd=
Pdvdc
1000m'
式中
Pd=Pj+Pg=Pj
+QG
g
v89.44
dc=6000+(32000+38000)=20353N
60tq(QQ)607.27
m‘——运行机构中同一级传动减速器的个数,m‘=22035389.44
因此,Nd==kW
d1000600.952
所选用减速器的[N]JC25%=>
Nd,所以合适
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:
式中P1=Pmin'
+Pmax‘=119410+71510=190920N——主动轮轮压和
P2=P1=190920N——从动轮轮压和F=——室内工作的粘着系数;
nz=~——防止打滑的安全系数
n>
nz,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
P1=Pmax‘=86000N——工作的主动轮轮压
P2=2Pmin'
+Pmax=2×
54000+86000=194000N——非主动轮轮压之和
t'
q(Q0)——一台电动机工作时的空载起动时间
nz故不打滑
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=Pmin'
=71510N
P2=2Pmax‘+Pmin'
=2×
119410+71510=310330Nt'
q(Q0)=,与第2种工况相同
715100.2=89443103300.0021.5715100.0008=38000
608.140.7/2
nz故也不会打滑
选择制动器
由[1]取制动时间tz=
按空载计算制动力矩,即Q=0代入[1]的(7-16)式:
2Mz=1{Mj'
+n1[mc(GD2)1+GDczmj38.2tz1i
]}
式中Mj'
=(PpPmmin)Dc=(7602171.43)0.70.95=N?
mj2io'
223.34
Pp==×
380000=760N——坡度阻力
d0.12
G(k)380000(0.00080.02)
Pmmin=2=2=2240N
mminDc/2
M=2——制动器台数,两套驱动装置工作
Mz=1{+950[21.151.31
z238.23.5
380000.720.95]}
23.342
=N?
现选用两台YWZ5200/23制动器,查附表得其额定制动力矩Mez=N?
为避免打滑,使用时需将其制动力矩调至?
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
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'
=Mn=×
=143N?
m
M——联轴器的等效力矩
M=1Mel=2×
1——等效系数,见表2-7取1=2
N5
Mel=9550e=9550×
5=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)[Ml]=710N?
m;
(GD2)zl=?
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[Ml]=710N?
(GD2)l=kg?
m2;
重量G=高速轴上传动零件的飞轮矩之和为:
(GD2)zl+(GD2)l=+=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矩:
Mjs"
=Mjs'
io'
=143×
×
=2783N?
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:
GICLZ5YA80(靠减速器端)
A80
另两个为:
GICLZ5YA80(靠车轮端)
A90
所有的[Ml]=3150N?
m,(GD2)=?
2,重量G=(在联轴器型号标记中,分子均为表示浮动轴端直径)
浮动轴的验算
疲劳强度验算:
式中1——等效系数,由表2-6查得1=
由上节已取浮动轴直径d=80mm,故其扭转应力为:
=M=3432.65
=3
W0.20.083
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=600MP;
as=300MPa。
所以,1=b=×
600=132MPa
s=s=×
3000=1800MPa
k=kxkm=×
=——考虑零件几何形状,表面状况的应力集中系数。
由第二章第五节及[2]
n=——安全系数(由表2-18查得)n<
[1k],故疲劳强度验算通过静强度验算:
计算静强度扭矩:
Mmax=cMelio‘=×
=?
式中c——动力系数,查表2-5得c=扭转应力:
许用扭转剪应力:
的强度验算从略
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