【文章內容簡介】 G為穩(wěn)態(tài)負載系數(shù)，由《起重機設計手冊》表225，226查得G=。由《起重機設計手冊》表5141查得主起升機構JC=25%,CZ=150。由《起重機設計手冊》表5113選用YZR280S8型電動機，功率,轉速由《起重機設計手冊》表5136，由JC=25%,CZ=150得P=由《起重機設計手冊》表513, 電動機的發(fā)熱和過載校驗電動機發(fā)熱校驗： （）式中 ——穩(wěn)態(tài)平均功率 m——電動機臺數(shù)，m=1由以上計算結果，故所選電動機能滿足發(fā)熱校驗電動機過載校驗 （）式中 ——在基準接電持續(xù)率的電動機額定功率， H——繞線異步電動機，H= ——電動機轉矩的允許過載倍數(shù)，由《起重機設計手冊》表512，由上演算結果可知，電動機滿足過載校驗。綜上，所選電動機符合要求。 減速器的選擇起升機構總的傳動比查《起重機設計手冊》表3102，取i=50QJ型減速器系列主要用于起重機的起升機構。該系列減速器重量輕，單位重量能傳遞較大扭矩。故本設計也采用QJ系列減速器。查《起重機設計手冊》根據(jù)傳動比i=50，電動機轉速,電動機功率，工作類型M5，表3103，高速軸伸尺寸。表3104低速軸伸尺寸P型，自重G=5200Kg。表3106，高速軸許用功率。名義中心距，許用輸出扭矩，型號：QJR8003CW。根據(jù)表3108查得減速器外形和安裝尺寸，具體見圖紙 實際起升速度及所需功率計算 實際起升速度為： 并要求起升速度偏差應小于15%. ∴ 實際所需等效功率為：滿足要求。 校驗減速器輸出軸強度輸出軸最大扭矩： （）式中 ——電動機的額額定扭矩 i ——傳動比,i=50 ——電動機至減速器被動軸的傳動效率, —— 電動機最大轉矩倍數(shù),； —— 減速器低速軸上最大短暫準許扭矩, ∴ 輸出軸最大徑向力驗算: （） 式中 ——卷筒上鋼絲繩最大拉力, = —— 卷筒重量, =15KN(參閱資料) ——低速軸端的最大容許徑向載荷, =120KN a ——鋼絲繩上的分支數(shù)，a=2 ∴ ，故所選減速器滿足要求。 制動器的選擇制動器裝在高速軸上,所需靜制動力矩： （）式中 ——制動安全系數(shù)，查《起重運輸機械》得。選擇塊式制動器，查《起重機設計手冊》表375：制動輪直徑 D=500mm制動塊退距 制動片襯片厚度 制動瓦塊寬度 摩擦副間設計正壓力式中——制動襯片允許比壓，查《起重機設計手冊》表376 ——包角，我國規(guī)定額定制動矩 式中 ——摩擦系數(shù)，查《起重機設計手冊》表376，根據(jù)以上計算的制動力矩，以及其他參數(shù)，查《起重機設計手冊》表3715，選擇YW5002000,額定制動轉矩T=2800Nm,整機質量m=168Kg。制動輪直徑，最大制動力矩為裝配時調整到2800Nm.。 聯(lián)軸器的選擇帶制動輪的聯(lián)軸器通常采用齒形聯(lián)軸器，高速軸的計算扭矩：式中 —— 電動機的額定力矩； —— 聯(lián)軸器的許用扭矩； —— 相應于第Ⅰ類載荷的安全系數(shù), =； —— 剛性動載系數(shù)。 由《起重機設計手冊》查得YZR280S8表5121電動機軸端為圓錐形，D=85mm。由《起重機設計手冊》查QJR8003CW減速器，高速軸端為圓錐形，d=130mm，l=250mm。查表3126（JB/ZQ421886）選用CL5的齒輪聯(lián)軸器，最大允許扭矩，飛輪矩。浮動軸的軸端為圓柱形d=70mm,l=120mm。查表3128，選擇序號為9的帶制動輪的齒輪聯(lián)軸器，直徑D=500mm，最大允許轉矩，飛輪矩。浮動軸端直徑d=70mm，l=120mm。 驗算啟動時間 （）式中 平均起動力矩靜阻力矩 因此 通常起升機構起動時間為1～5s，故所選電動機合適。 驗算制動時間 （）式中 查《起重機設計手冊》當v12m/min時，故合適。 高速浮動軸計算（1）疲勞計算軸受脈動扭轉載荷，其等效扭矩為：式中——等效系數(shù)，由《起重機課程設計》表26經(jīng)驗數(shù)值查得；由上節(jié)選擇聯(lián)軸器中，已確定浮動軸的直徑d=70mm因此扭轉應力：許用扭轉應力由《起重機課程設計》（211）、（214）式得： （）軸的材料為45號鋼，；?！紤]零件幾何形狀和零件表面狀況的應力集中系數(shù)。 ——與零件幾何形狀有關，對于零件表面有急劇過渡和開有鍵槽及緊配合區(qū)段，； ——與零件表面加工光潔度有關，??；此處取；——考慮材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，對于碳鋼，低合金鋼；——安全系數(shù)，查《起重機課程設計》表221得；因此：故，通過。（2）靜強度計算軸的最大扭矩： （）式中 ——動力系數(shù)，由《起重機課程設計》表25查得。最大扭轉力矩：許用扭轉應力，式中 ——安全系數(shù)，由《起重機課程設計》表221查得。，故該浮動軸合適。3 小車運行機構設計 機構傳動方案設計小車主要有起升機構、運行機構和小車架組成。小車運行機構的傳動結構如圖31所示，電動機通過帶制動器的聯(lián)軸器與減速器輸入軸相連。輸出軸兩端分別通過兩個半齒聯(lián)軸器和中間的浮動軸和小車的主動輪相連。電動機位于小車架上方，主動車輪的車輪軸在小車架下方，所以選用立式三級齒輪減速器。小車架采用型鋼代替焊接結構。起重量5噸至50噸范圍內的雙粱橋式起重機的小車，一般采用四個車輪支承，其中兩個車輪為主動車輪。主動車輪由小車運行機構集中驅動。減速器制動器電動機主動輪浮動軸圖31小車運行機構傳動簡圖 選擇車輪與軌道并驗算強度參考同類型規(guī)格相近的起重機,估計小車總重為。近似認為由四個車輪平均承受，吊鉤位于小車軌道的縱向對稱軸線上。車輪的最大輪壓為：車輪的最小輪壓為： 載荷率：由《起重機設計手冊》表3812選擇車輪，當運行速度，工作類型為M5，車輪直徑，故初步選擇車輪直徑，而后校核強度。車輪計算載荷： （）車輪踏面疲勞接觸應力計算：車輪與軌道線接觸，這時軌道的曲率半徑為∞，車輪半徑壓應力為： （）式中 ——許用線接觸應力常數(shù),車輪材料選用球墨鑄鐵，按,《起重機設計手冊》表386,——車輪與軌道有效接觸長度，《起重機設計手冊》表3810，L=B=81mm——轉述系數(shù)，《起重機設計手冊》表387，——工作級別系數(shù)，《起重機設計手冊》表388， 因此所選車輪與軌道符合要求 計算運行阻力摩擦總阻力矩： （）式中 ——車輪輪緣與軌道的摩擦、軌道的彎曲與不平行性、軌道不直以及運轉時車輪的擺動等因素有關，查《起重運輸機械》表73得； 、——分別為起重機小車重量和起重量； k——滾動摩擦系數(shù)（m），它與車輪和軌道的材料性質、幾何尺寸及接觸表面情況有關，查《起重運輸機械》表71得k=； ——車輪軸承摩擦系數(shù)，查《起重運輸機械》表72得； d——軸承內徑（m），d=90mm,選用調心滾子軸承 22218C/W33 GB/T2881984。把以上數(shù)據(jù)帶入（31）式得當滿載時的運行阻力矩：相應的運行摩擦阻力為： 式中 為車輪直徑當無載時： 計算選擇電動機電動機的靜功率 （）式中 —— 小車滿載運行時的靜阻力, —— 小車運行速度, =。 η —— 小車運行機構傳動效率, η=。 m —— 驅動電動機臺數(shù),m=1.初選電動機功率： 式中 —— 電動機起動時為克服慣性的功率增大系數(shù),查《起重運輸機械》表76取=。由《起重機設計手冊》表5141查得小車運行機構JC=25%,CZ=300。由《起重機設計手冊》表5113選用YZR160M26型電動機，功率,轉速由《起重機設計手冊》表5136，由JC=25%,CZ=300得P=由《起重機設計手冊》表513, 計算選擇減速器車輪轉速：機構總的傳動比：查《起重機設計手冊》表3102，取i=25查《起重機設計手冊》根據(jù)傳動比i=25，電動機轉速,電動機功率，工作類型M5，表3105，高速軸許用功率,名義中心距，許用輸出扭矩，表3103，高速軸伸尺寸，表3104低速軸伸尺寸P型，自重G=4000Kg。型號：QJR63