起重机大车运行机构设计实例.docx
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起重机大车运行机构设计实例
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。
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确定传动机构方案
跨度为中等跨度,为减轻重量,决定采用本书图的传动方案选择车轮与轨道,并验算其强度
选择车轮与轨道并验算其强度[5]
按照图所示的重量分布,计算大车车轮的最大轮压和最小轮压
图
满载时,最大轮压
空载时,最小轮压:
车轮踏面疲劳计算载荷[6]
车轮材料:
采用ZG340-640（调质）,b=700MPa,s=380MPa,由附表18选择车轮直径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[7]
22''R24002
Pc''=k23c1c2=3
c2m3120.43k2——许用点接触应力常数（N/mm2）由[1]表5-2取k2=
R——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=400mm
m——由轨顶和车轮曲率半径之比（r/R）所确定的系数，由[1]表5-5查m=
c1——转速系数，由[1]表5-3，车论转速nc=Vdc=85=min，c1=
1cDC0.71
c2——工作级别系数，由[1]表5-4查得当M5级时，c2=1
Pc''>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'>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?
m
DC/2
0.7/2
当空载时
Mm（Q0）=
0.12
+0.12）=1140N?
m
2
Pm（Q0）
Mm（Q0）
Dc/2
1140
1140=3257N?
m
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‘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
n>nz故不打滑
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
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
n>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
o
n1
]}
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
0.7/2
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]}
2
23.342
=N?
m
现选用两台YWZ5200/23制动器，查附表得其额定制动力矩Mez=N?
m
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×=N?
m
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=?
2；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?
m；（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?
m
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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