起重机小车的设计(编辑修改稿)

起重机小车的设计(编辑修改稿)内容摘要：

式中： K 电 — 载荷系数，根据电动机型号为 JZR，起重机工作特性为中级起重机，取 K 电 =， K电 = 得： Ne≥ K 电 Nj ≥ ≥ 取 : Ne= 据功率 N=， N11KW，取力矩过载系数λ =。 由《起重运输机械》 249附表 4，电动机型号为 YZR315M8 知飞轮矩 ［ GD2］ = (kg m2) 得： aQ nDnni n dtd ..0\  式中： dn — 电动机的转速（ r/min） tn — 卷筒的转速 0D — 卷筒的卷绕直径 0D =414mm= 310 mm 71510414 3039。    aV nDi n d 湖南工业大学科技学院毕业设计（论文） 14 验算电动机发热条件 由： aQ nDnni n dtd ..0\  式中： dn — 电动机的转速（ r/min） tn — 卷筒的转速 0D — 卷筒的卷绕直径 0D =624mm= 310 mm 3039。    aV nDi n d 疲劳基本载荷： eMM  6m a x  式中： 6 — 载荷系数， 6 =1/2(1+ 2 ) 2 — 载荷系数，一般在 12 内； 2 =1+=1+ (10/60)= 6 =1/2(1+ 2 )=1/2(1+)=； Me— 电动机额定力矩 ).().( 6m a x mNMMmNndNMee 相对于 M4 工作级别的功率： )( a x4 KWnNN dM  折算成 M6 时的功率： Nm6= M4 = =(Kw) 湖南工业大学科技学院毕业设计（论文） 15 电动机 过载 验算 由《起重运输机械》 106 式 (66)  600002 PaVdHNe  H— 系数，绕线型异步电动机取 H= λ — 基准工作制时，电动机力矩允许过载语数的课证值， 由以前计算可 知：λ = Ne— 基准工作制时， 计算中知 : kwNe 78744 kwP a V hHNe1025)21910000(60000239。  ∵ NeNe/ ∴过载验算通过 综上可知，电动机验算通过 运行机构电动机的选择 （ 1） 电动机静功率： 式中 )( mj PP  —— 满载运行时静阻力； m=1—— 驱动电动机台数。 初选电动机功率： kWNkN jd  式中 dk —— 电动机功率增大系数，由《起重机运输机械》 ]1[ 中表 76 查得 dk。 查《机电传动控制》 ]9[ 表 336选用电动机 JZR2 126: kWNe  ；min/9101 rn  ； 22 )( mkgGD d  ；电机重量 kgGd 80。 kWmvPN xcjj 02 452 80601 02   湖南工业大学科技学院毕业设计（论文） 16 （ 2） 验算电动机发热条件 等效功率： kWNkN jx   式中 25k —— 工作类型系数，由《起重机运输机械》 ]1[ 查得，当 JC%=25 时， k=。  —— 由《起重机运输机械》 ]1[ 按起重机工作场所得 gq tt 查得 。 由此可知 ex NN ，故初选电动机发热条件合适。 减速器的选择 卷筒的转速 n= m 1 r  减速器的总传动比 39。 i 据文献［ 2， 349］表 (216)，据 nd=715r/min i39。 =, Nm6= KW,初选减速器为 ZQ— 500— II— 3CA ， 得：高速轴许用功 率为 12KW，公称传动比 i= 验算起升速度和实际所需要功率 实际起升速度 mi 39。 00 miiVV ‘ 起升速度误差： % %1 0 039。  i ii 速度误差一般不超过177。 4% 因为 ε =% 所以在范围之内 所以减速器速度误差验算通过 由文献 《起重机设计手册》 347 表 (215)，知减速器高速轴输出端直径 d=50mm L=85mm 湖南工业大学科技学院毕业设计（论文） 17 校核减速器输出轴强度 据文献 《起重机设计手册》 100 式（ 835） 最大径向力：  N1 95 7024 56 01 72 90R2m a xm a x＝　＝筒 GSP 式中 :G筒 — 卷筒重量，文献 《起重机课程设计》 236 表 14，估计为 G＝ ［ R］ — 减速器输出轴容评最大径向载荷，根据文献 《起重机设计手册》 353 据减速器型号为 ZQ— 500— II— 3CA， nd=715r/min 取 [R]=20500 公斤 =20500N 所以 ： Pmax=19570N[R]=20500N 由文献 《起重机设计手册》 100 式 836： 最大力矩： mazM电 =(～ ) [M] 额  — 电动机最大力矩倍数，  = = 额M — 据文献 《起重机设计手册》 94，电动机额定力矩 )m.(218715169 7 5 09 7 5 0 NnNM 额  — 减速器传动效率，文献 《起重机设计手册》 92表 (89)，对圆柱齿轮减速器传动  = Mmax= 218 =18635() [M]— 减速器输出轴允许最大扭矩，据文献 《起重机设计手册》 P349，据减速器型号为 ZQ— 500— II— 3CA， N=715r/ ：［ M］ =26500 公斤 .米 = 综上所述，所选减速器能满足工求。 选择制动器 据文献 《起重运输机械》 106 式（ 69） 湖南工业大学科技学院毕业设计（论文） 18 .2 .321 03  aiDpi DPiMM Ojtj  式中 :i— 制动器传动比  — 起升机构的总效率， 321  ， 3 为减速器的效率 得： iDPM Qj 2 0 )m.( )21910000(. N  由文献 《起重运输机械》 109 式（ 629） jMKzMez /. Kz— 动安全系数，一般取 Kz=， MNMKz ..  Mez— 选制动器能额定制动力矩（ ） 由文献 《起重机设计手册》 300 表 (189)，据 jMKzMez /. ，初选制动器型号为YWZ— 400/45,其 NmM ez 2 80~1 80 ，制动轮直径 D=315mm，重量 G= 公斤 选择联轴器 联轴器由文献 《起重运输机械》 110 式 (631)， 式 (632)   jcge MnM jiM .8 n— 联轴器安全系数，对起升机构， n= 8 — 刚性动载系数， 8 =12～ ，取 8 = jcM — 相应于 jc 值的电动机额定力矩换算到该联轴器上的力矩 ) ( 0 1 1 9 ).( 1 9 19 5 5 0750 5 5 0ndje  mNNM jc 电 由文献 《起重机设计手册》 281 表（ 17－ 5）， 由 mmNM ji . 6 8 1 公斤 由   jige MM  ，选联轴器型号为 CL3，带制动轮 D=300mm 的齿轮联轴器，连接减速器与浮动轴允许的最大扭矩为 315 公斤 .米 1JL = 公斤 .米 2，选一个半齿轮联轴器联接电动机与浮动轴，由文献 《起重机设计手册》 282 表（ 17－ 6），选联轴器型号湖南工业大学科技学院毕业设计（论文） 19 为 CLZ3，允许的最大扭矩为 315 公斤 .米， JL2=.㎡ ,浮动轴直径为d=45mm,L=85mm。 验算起动时间 由文献 《起重运输机械》 108 式 (6－ 20) MjMq ndJctq  ][ C— 由文献 《起重运输机械》 107 可知： C= ［ J］ — 满载起升时换算到电动机轴上的总转动惯量，   ..4 22 20agi DPJ Q +(～ )J1 J1— 高速轴上各旋转零件转动惯量的总和 J1=Jd+JL Jd— 电动机转子的转动惯量，由 《起重运输机械》 108 知： Jd= ).( 2mkg J1— Jd+JL=++=(kg,㎡ )   2222 . 5 )6 2 1 ()1 0 5 05 0 0 0 0( mkgJ   Mq— 电动机的平均起动力矩由 《起重运输机械》 106 表（ 6— 3）知三相交流绕线型 Mq= Me— 电动机的平均起动力矩，由《起重机设计手册》 P24 得： mNq nNMe.3664 . 米公斤 由文献 《起重运输机械》 106 式（ 6— 9） 运行系统计算 选择车轮与轨道并验算其强度 小车运 行机构计算经比较后，确定采用如图 31 所示的传动方案。 湖南工业大学科技学院毕业设计（论文） 20 图 31 小车运行机构简图 车轮最大轮压：小车质量后计取 G= 4000kg 轮压均布： Pmax=1/4(Q+G)=1/4(10000+4000)=3500kg=35000N 车轮最小轮压： Pmin=1/4G=1/4 4000=10000N 由文献 《起重机课程设计》 239 附表 17 知： 运行速度 60m/min,Q/G=50000/10000=5 工作级别为中级时，车轮直径取 D=350mm，轨道型号为 18kg/m， (P18)的许用轮压为 ≈ Pmax= 根据 GB462884 规定，由小车直径系列值初选车轮直径 DC=315mm 强度验算：按车轮与轨道为线接触及点接触两种情况，验算车轮接触强度，车轮疲劳计算载荷 NPPP C 2 6 6 6 73 1 0 0 0 03 5 0 0 0232 m i nm a x  车轮材料，由文献 《起重运输机械》 64 表 (44)，取 C1= 取 : ZG34060， S=340Mpa, b=640Mpa. 由文献 《起重运输机械》 64 式 (412) ：线接触疲劳强度计算： LDKCCPC 121 (N) C1— 转速系数 m in )/( 1 rDVn   C2— 运行机构工作级别系数，由 [1]表 54，由 M5 取 C2=1 K1— 与车轮材料有关的许用线接触应力常数，由  b=640Mpa，由文献 《起重运湖南工业大学科技学院毕业设计（论文） 21 输机械》 64 表 46 取 K1= L— 车轮与轨道有效接触长度 由文献 《起重机课程设计》 246 附表 (22)，轨道 P43，取 L=b=46mm 39。 CP = KWLDKCC 2 3 1 9465 0  因 为 PC 39。 CP 所以，线接触时疲劳强度合适。 点接触疲劳强度计算： 由文献 《起重运输机械》 65 式 (413)： 式中： 32221 mRKCCPC  （ N） K2— 与车轮有关的点接触应力常数，由文献 《起重运输机械》 64 表 (46)，取K2= r— 曲率半径，车轮半径 r1=D/2=，由文献 《起重机设计手册》 246 附表22，则轨道 P43 知 r2=A=90mm，取 R=。 m— 由。