大车运行机构的计算

1.1 确定传动机构方案

跨度为28.5m,为减轻重量，决定采用分别驱动的大车运行机构的布置方式，如图所示：

876321

图2-1分别传动的大车运行机构布置方式

1-电动机；2-制动器；3-带制动轮的半齿连轴器；4-浮动轴；5-半齿连轴器；6-减速器；7-全齿轮连轴器;8-车轮

1.2 选择车轮与轨道，并验算其强度

按照图1—2所式的重量分布，计算大车车轮的最大轮压和最小轮压：

Gg=G-Gxc10mL=20m

图1-2轮压计算图

满载时，最大轮压：

Pmax=(G-Gx)/4+(Q+Gx)(L-e)/2L (2.1)

=(29.7-4)/4+(8+4)(28.5-2)/(2×28.5) =12KN

空载时，最小轮压：

Pmin=(G-Gx)/4+Gx/2L (2.2)

=(29.7-4)/4+4/(2×28.5) =6.5KN

车轮踏面疲劳计算载荷：

Pc =(2Pmax+Pmin)/3 (2.3)

=(212+6.5)/3 =10.2KN

车轮材料：采用ZG340-0（调质），σb=700MPa,

σs=380MPa,查表选择车轮直径Dc=800mm,轨道型号为Qu70

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：

Pc\"=k2 *R2*c1*c2/m3 (2.4) =0.18140020.991/(0.3883) =490.93151N

式中 k2—许用点接触应力常数（N/mm2），查表得k2=0.181。

R—曲率半径，由车轮和轨道两者曲率半径中取较大值，Qu70轨道的率 半径可以查表得R=400mm,故R取400mm；

m—由轨顶和车轮的曲率半径之比（r/R）所确定，其中r/R=400/400=1,

查表得m=0.388；

c1—转速系数，查表可得当车轮

nc=VD/(π*Dc)=40/(3.140.8)=15.9r/min时，c1=0.99；

c2—工作级别系数，查得当M5级时，c2=1.0；

Pc\">Pc 故验算通过

线接触局部挤压强度验算：

Pc’=k1*Dc*l*c1*c2 (2.5)

=6.6800700.931.0 =343.728N

式中 k1—许用线接触应力常数（N/mm2），查表得，k1=6.6；

l— 车轮与轨道的有效接触长度，Qu70轨道的l=70mm，两者相同，故取

l=70mm；

Dc—车轮直径取800mm；

c1 c2—— 同前； Pc’>Pc 故验算通过。

.1.3 运行阻力计算

摩擦总阻力矩： Mm=β*（Q+G）（k+(μ*d)/2）

由附表可查得Dc=800mm的车轮轴承的型号为7530，轴承内径d=150mm； 查得：滚动摩擦系数k=0.0007m，轴承摩擦系数μ=0.02；附加阻力系数β=1.5。代入上式得： 当满载运行时: 阻力力矩:

Mm(Q=Q)= β*（Q+G）{k+(μ*d)/2} (2.6) =1.5(8000+29700){0.0007+0.020.15/2}

=124.41N·m

运行摩擦阻力：

Mm(QQ)Pm(Q=Q)= =311.025N (2.7)

Dc/2当空载时：

Mm(Q=0)=1.529700(0.0007+0.020.15/2) (2.8) =98.01N·m

Mm(Q0)Pm(Q=0)= =245.025N (2.9)

Dc/2

1.4 选择电动机

电动机的静功率： Nj=

PjVdc311.02590==14.7KW (2.10)

1000m10000.952式中 Pj=Pm(Q=Q)—满载运行时的静阻力； m=2— 驱动电动机台数； η=0.95—机构传动效率

初选电动机功率： N=kdNj=1.514.7=22.05KW

式中 kd—电动机功率增大系数，查得其值为1.5，查表选用电动机，由大车工作级别为重级，查表得JC=25%，则可查得选用电动机的型号为YZR160M-6，Ne=16KW,n1=715r/min,GD2=1.465kg·m2,电动机的质量260kg。

1.5 电动机的过载校验和发热校验

大车运行机构电动机过载校验：

GD2PjVc1Pn≧{+·n12} (2.11)

mas1000365000tq1311.0251.51.7587152 ==0.24kW {21.710000.953650008Ne=16KW>Pn=0.24kW

式中Pj— 满载时的静阻力，Pj=311.025N；

Vc—大车的运行速度（m/s）,Vc=1.5m/s； ΣGD2—机构的总飞轮矩, ΣGD2=1.2*(GD2)d=1.758kg·m2； n1—电动机的额定转速, n1=715r/min； tq—机构的启动时间,参见下面的计算,取值8s； λas—平均启动转矩标么值,绕线异步电机取1.7； 大车运行机构过热校验： 运行机构电动机稳态平均功率 Ps=G·

PjVdc311.0251.5=0.9×=0.22KW (2.12)

10000.9521000m式中：Pj—满载运行是的静阻力，Pj=311.025N；

G— 按[3]中附表24所列值，其中桥式起重机G分级由[3]中附表25查得

为G2，CZ值为600，故G=0.9；

根据简易的发热校验法可以取得K=1.7，查[3]中附表26可得允许的输出功率P=7kW>Ps=0.22Kw；故发热校验通过。

1.6 选择减速器

Pj=n81.12(I5) (2.13)

式中：

Pj——减数器的计算输入功率（kw）

8——刚性动载系数；8=1.2～2.0，取8=1.5

n——基准接电持续率时电动机额定功率（kw）  —— 工作级别，I=5

[P] ——标准减数器承载能力表中的许用功率（kw）

Pj=1.5*16*1.12=24[P]=27.4kw

查表选用两台减速器ZQ-350-VI两台

1.7 验算运行速度和实际所需功率

车轮转速： nVc=

dcD=35.836r/min c机构传动比： i0=n1/nc=715/35.836=19.95 实际运行速度： Vdc’=Vdc*i0/i0’ =9019.95/20 =.78m/min；

,误差:ε=VdcVdcV100%90.780.0024 dc90

实际所需电动机静功率： Nj’=NjVdcVdc=14.7.78/90=14.66kW； 由于Nj’1.8 验算起动时间

起动时间： tnq=

1(QG38.2(mMqMj)[m(GD2))2ci2Dc] 0 式中：n1=715r/min；

m=2(驱动电动机台数)； Mq=1.5T=1.5*9550*16/715=320.56Nm；

(2.14) (2.15) (2.17)

(2.16)

(2.18) (2.19)

T=9550

Nen—电动机的额定扭矩。 1满载运行时的静阻力矩： Mj(Q=Q)=

Mm(QQ)124.41i,6.55N.m 0200.95空载运行时的静阻力矩：

Nj(Q=0)=98.01/(20×0.95)=5.16 N.m 初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩：

(GD2)zl(GD2)l0.21.465kgm20.293kgm2

机构总飞轮矩：

(GD2)l(GD2)d(GD2)zl(GD2)l

=1.465+0.293=1.758kgm2 满载起动时间：

t715(400029700)0.82q38.2(2320.566.55)[21.151.7582020.95 =1.99s 空载起动时间： tq(Q0)1.59s

起动时间在允许范围（8～10s）之内，故合适。

1.9 起动工况下校核减速器功率

起动工况下减速器的传递功率：

Nd=Pdvdc1000m 式中PdPjPgPjQGvdcg*60t(QQ) q =24+

800029700.7.8601.99=2916.6KW m’—运行机构中同一级传动减速器个数，m’=2

因此， Nd=2916.6.781000600.952=2.3KW

(2.20)

所选减速器[N]=44kW>Nd，故合适。

1.10 验算起动不打滑条件

查得起动时按下式来验算：

500k(J1J2)id2000i()Rmin[Tmqa] kDDD式中φ—粘着系数，对室内工作的起重机取0.15； k—粘着安全系数，可取k=1.05~1.2,取1.2； μ—轴承摩擦系数，查表取0.02； d—轴承内径（mm）,d=150mm； D—车轮踏面直径（mm）,D=800mm； Rmin—驱动轮最小轮压，为106290N；

Tmq—打滑一侧电动机的平均起动转矩，取213.71Nm；

k——计算其他传动件飞轮矩影响的系数，折算到电动机轴上可取k=1.1~1.2，

取k=1.2；

J1—电动机转子转动惯量1.465kgm2； J2——电动机轴上带制动轮联轴器的转动惯量

1.28 kgm2；

a— 起动平均加速度（m/s2）见[3]式（2-3-5）， a=i—

(v90=0.75m/s2 t601.99机构的传动比20

0.150.021502000200.955001.2(1.4651.28)20)106290[213.710.75]1.2800800800即13684.848684.425

故起动不打滑验算通过

1.11 选择制动器

取制动时间 tz=2s

按空载计算制动力矩，即Q=0代入式

GDc2n112 Mz{Mj[mc(GD)l2]}

m38.2tzi0 式中 :

Mj(PpPmmin)Dc(59.4163.35)0.80.95=-1.98N.m；

2202i0Pp=0.002G=0.002×29700=59.4N——坡度阻力； d0.15G(k)29700(0.00070.02)22=163.35N PmminDc/20.8/2

m=2—制动机台数，两套驱动装置。

1715297000.820.95所以Mz{1.98[21.151.758]}=152.45N.m

238.23202由表得制动器的型号为YWZ200/25-2，其额定制动力矩Mz320Nm，为避免打

滑，使用时需将其制动力矩调至248.95Nm以下，考虑到所取的制动时间tz≈tq(Q=0),验算起动不打滑条件是足够安全的，故制动不打滑验算从略。

1.12 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：

1、机构高速轴上的计算扭矩：

MjsMn235.0811.4329.1Nm

式中 M—联轴器的等效力矩：

MMel1.1213.71235.081Nm

—等效系数，=1.1；

Mel9550Ne169550213.71Nm n1715nI—安全系数，查得nI=1.4

由表查得，电动机YZR2-42-8，轴端为圆锥形，d1=65mm,l=105mm,查表得QJR-D-280-20ⅡPW型减速器高速轴端为圆柱形，d=48mm,l=110mm,故在靠近电动

机端从表选择两个带制动轮齿轮联轴器序号3，

[Ml]1400Nm,(GD2)zl1.28kgm2,重量G=27.6kg，浮动轴端取d=60mm。

在靠近减速器端，查表查得选用两个半齿clz3联轴器， 其[Ml]=3150Nm,[GD2]l=0.12kgm2，重量G=25.4kg.高速轴上连轴器的飞轮矩之和为(GD2)zl(GD2)l1.280.121.40kgm2，与原估计基本相符合，故有关计算不需重复。

2、低速轴的计算扭矩：

 MjsMjsi0329.1200.956252.9Nm

查表得QJR-D-280-20ⅡCW型低速轴端为圆柱形，d=90mm,l=130mm，查表得Dc=800mm的主动轮的伸出轴端为圆柱形，d=95mm，l=145mm，查表选用两个全齿联轴器

CL6联轴器90172JB/ZQ421886

95172

1.13 浮动轴的验算

1、疲劳强度验算： 低速浮动轴的等效扭矩：

M1Meli01.1213.71200.954466.Nm

由上节已取浮动轴直径d=60mm,故其扭矩应力为：

M4466.n1.03108N/m2103MPa 3W0.20.06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：

[1k]11kn132149.10MPa 1.921.4式中 材料用45号钢，取b600MPa,s300MPa，所以

10.22b0.22600132MPa

s0.6s0.6300180MPa

kkxkm1.61.21.92—考虑零件几何形状，表面的应力集中系数。

查得：kx1.6;km1.2;

n=1.4—安全系数（由表2-18查得）

由于n[1k]，故疲劳强度验算通过；

2、静强度验算： 计算静强度扭矩：

MmaxcMel2.5213.71534.275Nm

式中 c—动力系数，查表得c=2.5； 扭转剪应力：M534.2756212.3710N/m12.37MPa 3W0.20.06许用扭转剪应力：[]sn180128.6MPa 1.4<[],故静强度验算通过。