【文章內(nèi)容簡介】 輪壓：Pj= KCIr Pd=77450 =式中，Pd—車輪的等效輪壓Pd= = =r—載荷變化系數(shù)，查[1]表192，當Qd/G=，r=Kc1—沖擊系數(shù)，查[1]表191。第一種載荷當運行速度為V=，Kc1=根據(jù)點接觸情況計算疲勞接觸應(yīng)力： sj=4000 =4000 =13555Kg/cm2 sj =135550N/cm2式中，r軌頂弧形半徑，由[3]附錄22查得r=300mm，對于車輪材料ZG55II，當HB320時，[sjd] =160000200000N/cm2，因此滿足疲勞強度計算。2）.強度校核最大輪壓的計算：Pjmax=KcIIPmax =95600 =105160N式中KcII為沖擊系數(shù)，由[3]表27第II類載荷KcII=按點接觸情況進行強度校核的接觸應(yīng)力：jmax= = =15353Kg/cm2 jmax =153530N/cm2車輪采用ZG55II，查[1]表193得，HB320時， [j]=240000300000N/cm2，jmax [j] 故強度足夠。 運行阻力計算摩擦總阻力距：Mm=β（Q+G）（K+）由[1]表194 Dc=500mm車輪的軸承型號為：7520， 軸承內(nèi)徑和外徑的平均值為：=140mm由[1]中表92到表94查得：滾動摩擦系數(shù)K=，軸承摩擦系數(shù)μ=，附加阻力系數(shù)β=，代入上式中：當滿載時的運行阻力矩：Mm（Q=Q）= Mm(Q=Q)=b(Q+G)( k +m) =（100000+168000）（+）=804Nm 運行摩擦阻力：Pm（Q=Q）===3216N空載時：Mm（Q=0）=βG（K+μd/2） =168000（+） =504NP m（Q=0）= Mm（Q=0）/（Dc/2） =5042/ =2016N 選擇電動機電動機靜功率：Nj===式中，Pj=Pm（Q=Q）—滿載運行時的靜阻力(P m（Q=0）=2016N)m=2—驅(qū)動電動機的臺數(shù) =—機構(gòu)傳動效率：N=KdNj==式中，Kd電動機功率增大系數(shù)，由[1]表96查得Kd=查[2]表3127選用電動機YR160M8；Ne=4KW，n1=705rm，GD2=，電動機的重量Gd=160kg：等效功率：Nx=K25rNj= =式中，K25—工作類型系數(shù)，由[1]表816查得當JC%=25時，K25= r—由[1]按照起重機工作場所得tq/tg=，由[1]圖837估得r=由此可知：NxNe,故初選電動機發(fā)熱條件通過。選擇電動機：YR160M8 減速器的選擇車輪的轉(zhuǎn)數(shù)：nc===機構(gòu)傳動比：==查[2]表1911，=；[N]=，當輸入轉(zhuǎn)速為750r/min，可見Nj[N]中級。(電動機發(fā)熱條件通過,減速器： ) 驗算運行速度及實際功率實際運行的速度：m/min誤差：滿足要求。實際所需的電動機功率：由于Ne,故所選的電動機和減速器都合適 驗算啟動時間起動時間：Tp=式中，n1=705r/min m=2為驅(qū)動電動機臺數(shù)Mq=975=975=m滿載時運行靜阻力矩：Mj（Q=Q）= ==m空載運行時靜阻力矩：Mj（Q=0）===m初步估算高速軸上聯(lián)軸器的飛輪矩：(GD2)ZL+(GD2)L= Nm機構(gòu)總飛輪矩:(GD2)1=(GD2)ZL+(GD2)L+(GD2)d =+= Nm滿載起動時間:t= ==空載啟動時間:　t= ==起動時間在允許范圍內(nèi)。 起動工況下校核減速器功率起動工況下減速器傳遞的功率:N=式中Pd=Pj+Pg=Pj+ =3216+= 運行機構(gòu)中,同一級傳動減速器的個數(shù),m/=2.因此N= =所以減速器的[N]中級=Nd,故所選減速器功率合適。 驗算起動不打滑條件由于起重機室內(nèi)使用,.：n=nz式中p1==+=84KN—主動輪輪壓p2= p1=84KN—從動輪輪壓 f=—粘著系數(shù)(室內(nèi)工作)nz— =nnz,故兩臺電動機空載啟動不會打滑。當只有一個驅(qū)動裝置工作,而無載小車位于工作著的驅(qū)動裝置這一邊時,則nz式中，主動輪壓p1== p2=2+=2+=為一臺電動機工作時空載啟動時間= =n= =nnz,故不打滑.當只有一個驅(qū)動裝置工作,而無載小車遠離工作著的驅(qū)動裝置這一邊時,則n=nz式中P1==P2=2=+2*== 與第(2)種工況相同n== 故也不會打滑根據(jù)上述不打滑驗算結(jié)果可知,三種工況均不會打滑 選擇制動器由[1]中所述,取制動時間tz=5s按空載計算動力矩,令Q=0,得:Mz=式中= =mPp==168000=336NPmin=G==1344NM=。Mz== Nm現(xiàn)選用兩臺YWZ200/25的制動器，查[1]表1810其制動力矩M=200 Nm，為避免打滑， Nm以下 選擇聯(lián)軸器根據(jù)傳動方案,每套機構(gòu)的高速軸和低速軸都采用浮動軸.：=== Nm式中MI—連軸器的等效力矩. MI==2= Nm為等效系數(shù)， 查[2]表27，取=2Mel== Nm由[2]表3320查的:電動機YR160M8,軸端為圓柱形,d1=48mm,L=110mm。由[2],高速軸端為d=32mm,l=58mm,故在靠電機端從由表[2]選聯(lián)軸器ZLL2（浮動軸端d=40mm。[MI]=630Nm,(GD2)ZL=m, 重量G=） ； 高速軸上轉(zhuǎn)動零件的飛輪矩之和為： (GD2)ZL+(GD2)L=+= Kgm與原估算的基本相符，故不需要再算。 低速浮動軸的驗算1）.疲勞強度的計算低速浮動軸的等效力矩：MI=Ψ1Melη==?m式中Ψ1—等效系數(shù)，由[2]表27查得Ψ1=由上節(jié)已取得浮動軸端直徑D=60mm，故其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為： N/cm2由于浮動軸載荷變化為循環(huán)（因為浮動軸在運行過程中正反轉(zhuǎn)矩相同），所以許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為： =4910 N/cm2式中，材料用45號鋼，取sb=60000 N/cm2。 ss=30000N/cm2,則t1==60000=13200N/cm2；ts==30000=18000N/cm2K=KxKm==考慮零件的幾何形狀表面狀況的應(yīng)力集中系數(shù)Kx=，Km=，nI=—安全系數(shù)，由[2]表221查得tn[t1k] 故疲勞強度驗算通過。2）.靜強度的計算計算強度扭矩： Mmax=Ψ2Meli == 式中Ψ2—動力系數(shù)，查[2]表25的Ψ2=扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：t==3800N/cm2許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力：N/cm2 t[t]II,故強度驗算通過。高速軸所受扭矩雖比低速軸小，但強度還是足夠，故高速軸驗算省去。 緩沖器的選擇W動= G—帶載起重機的重量G=168000+100000=178000N V0—碰撞時的瞬時速度，V0=（～）Vdx g—重力加速度取10m/s2則W動= = 2. 緩沖行程內(nèi)由運行阻力和制動力消耗的功W阻=（P摩+P制）S 式中P摩—運行阻力，其最小值為Pmin=Gf0min=178000=1424N f0min—最小摩擦阻力系數(shù)可取f0min= P制—制動器的制動力矩換算到車輪踏面上的力，亦可按最大制動減速度計算 P制==17800=9790N = m /s2 S—緩沖行程取S=140 mm因此W阻=（1424+9790）=3. 緩沖器的緩沖容量 一個緩沖器要吸收的能量也就是緩沖器應(yīng)該具有的緩沖容量為：= = N m 式中 n—緩沖器的個數(shù) 取n=1由[1]表223選擇彈簧緩沖器彈簧D=120 mm，d=30 mm第3章 起升小車的計算 確定機構(gòu)的傳動方案小車主要有起升機構(gòu)、運行機構(gòu)和小車架組成。起升機構(gòu)采用閉式傳動方案，電動機軸與二級圓柱齒輪減速器的高速軸之間采用兩個半齒聯(lián)軸器和一中間浮動軸聯(lián)系起來，減速器的低速軸與卷筒之間采用圓柱齒輪傳動。運行機構(gòu)采用全部為閉式齒輪傳動，小車的四個車輪固定在小車架的四周，車輪采用帶有角行軸承的成組部件，電動機裝在小車架的臺面上，在減速器的輸入軸與電動機軸之間以及減速器的兩個輸出軸端與車輪之間均采用帶浮動軸的半齒聯(lián)軸器的連接方式。小車架的設(shè)計，采用粗略的計算方法，靠現(xiàn)有資料和經(jīng)驗進行，采用鋼板沖壓成型的型鋼來代替原來的焊接橫梁。起重量5噸至50噸范圍內(nèi)的雙梁橋式起重機的小車，一般采用四個車輪支承的小車，其中兩個車輪為主動車輪。主動車輪由小車運行機構(gòu)集中驅(qū)動。如下所示圖31為小車運行機構(gòu)機構(gòu)簡圖， 圖31小車運行機構(gòu)簡1——電機 2——制動器 3——減速器 4——傳動軸 5——聯(lián)軸器6——角軸承箱 7——車輪選擇小車的運行速度為Vc=45m/s參考同類型規(guī)格相近的起重機,估計小車總重為Gxc=4000kg車輪的最大輪壓為：= 車輪的最小輪壓為： Pmin=載荷率：由《起重機課程設(shè)計》附表17可知選擇車輪，當運行速度v60m/min，工作類型為中級時，車輪直徑Dc=350mm,軌道型號為18（P18）的許用輪壓為，故初選Dc=315mm。而后校核強度強度驗算：按車輪與軌道為線接幾點接觸兩中情況驗算車輪接觸強度，車輪踏面的疲勞強度計算載荷； Pc=車輪材料取ZG340640線接觸局部擠壓強度；Pc=K1DcC1C2=式中許用線接觸應(yīng)力常數(shù)（）,由[3]表52查的=6；車輪與軌道有效接觸強度，對于軌道型號可查（起重機課程設(shè)計附表22）轉(zhuǎn)速系數(shù)，由[3]表53查的，車輪轉(zhuǎn)速===，=工作級別系數(shù)，由[3]表54查的工作級別為6級所以=1點接觸局部擠壓強度=式中許用點接觸應(yīng)力常數(shù)（）,由[3]表52查的=；R—曲率半徑，車輪和軌道曲率半徑的最大值， 車輪半徑為r=曲率半徑為由附表22查的。所以R=m由由[3]表55查得m=根據(jù)以上計算結(jié)果 選定直徑=315mm的單輪與緣車輪標記為車輪 DYL—315 GB 4628—84摩擦阻力矩： 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(zhuǎn)時車輪的擺動等因素有關(guān)，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)（mm），它與車輪和軌道的材料性質(zhì)、幾何尺寸及接觸表面情況有關(guān)，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(nèi)徑（mm），d=,把以上數(shù)據(jù)帶入上式得當滿載時的運行阻力矩：==490Nm式中 為車輪直徑當無載時： 選電動機電動機的靜功率 —— 小車滿載運行時的靜阻力, —— 小車運行速度, =Vc=。η —— 小車運行機構(gòu)傳動效率, η=。m —— 驅(qū)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=查《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》附表30電動機產(chǎn)品目錄選擇JZR2126型電動機,功率Ne=,轉(zhuǎn)速=910r/min,轉(zhuǎn)子飛輪矩電機質(zhì)量=80kg 驗算電動機發(fā)熱條件按等效功率法求得，當JC%=25時