橋式起重機畢業(yè)設計-第二部分(共14頁)

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上 3.11 選擇制動器對于小車運行機構(gòu)的制動時間。取，因此，所需制動轉(zhuǎn)矩： =由機械設計手冊選用，其制動轉(zhuǎn)矩考慮到所需制動時間與起動時間很接近，故略去制動不打滑條件驗算3.12 選擇高速軸聯(lián)軸器及制動輪高速軸聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩：式中 電動機額定轉(zhuǎn)矩； 聯(lián)軸器的安全系數(shù)，運行機構(gòu)； 機構(gòu)剛性動載系數(shù)，取。由機械設計手冊附表40-21及附表40-22查得電動機JZR2-12-6兩端伸出軸各為圓柱形，。由機械設計手冊查ZSC-600減速器高速軸端為圓柱形。故此選GICL鼓形齒式聯(lián)軸器，主動端A型鍵槽；從動端A型鍵槽。標記為GICL1聯(lián)軸器 J19013-89其公稱轉(zhuǎn)矩，飛輪矩，

2、。高速軸端制動輪：根據(jù)制動器已選定為，由附表16選制動輪直徑，圓柱形軸孔。標記為制動輪200-Y35 JB/ZQ4389-86其飛輪矩，質(zhì)量。以上聯(lián)軸器與制動輪飛輪矩之和：與原估計基本相符，故以上計算不需修改。3.13 選擇低速軸聯(lián)軸器低速軸聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)距，可由前節(jié)的計算轉(zhuǎn)矩求出：由機械設計手冊ZSC-600減速器低速軸端為圓柱形，取浮動軸裝聯(lián)軸器軸徑，由選用兩個鼓形齒式聯(lián)軸器。其主動端：Y形軸孔A型鍵槽，。從動端：Y型軸孔，A型鍵槽，標記為：聯(lián)軸器ZBJ19014-89由前節(jié)已選定車輪直徑，參考車輪組，取車輪軸安裝聯(lián)軸器處直徑，同樣選用兩個鼓形齒式聯(lián)軸器。其主動端：Y形軸孔，A型鍵槽，從動端

3、：Y型軸孔，A型鍵槽，標記為：聯(lián)軸器ZBJ19014-893.14 驗算低速浮動軸強度（1）疲勞驗算 由2運行機構(gòu)疲勞計算基本載荷： 由前節(jié)已選定浮動軸端直徑，其扭轉(zhuǎn)應力：浮動軸的載荷變化為對稱循環(huán)（因運行機構(gòu)正反轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩值相同），材料仍選用45鋼，由起升機構(gòu)高速浮動軸計算，得，許用扭轉(zhuǎn)應力：式中： ，與起升機構(gòu)浮動軸計算相同 通過 （2）強度驗算 由2運行機構(gòu)工作最大載荷：式中 考慮彈性振動的力矩增大系數(shù)，對突然起動的機構(gòu)，此處取1.6；剛性動載系數(shù)，取1.8。 最大扭轉(zhuǎn)應力： 許用扭轉(zhuǎn)應力: 故通過浮動軸直徑：，取4 大車運行機構(gòu)計算4.1確定傳動機構(gòu)方案跨度為中等跨度，為減輕重量，決定采用

4、下圖傳動方案大車運行機構(gòu)圖1電動機 2制動器 3高速浮動軸 4聯(lián)軸器 5減速器 6聯(lián)軸器 7低速浮動軸 8聯(lián)軸器 9車輪4.2選擇車輪與軌道，并驗算其強度按照如圖所示的重量分布，計算大車車輪的最大輪壓和最小輪壓圖5 輪壓計算圖滿載時，最大輪壓： 空載時，最大輪壓：空載時，最小輪壓：車輪踏面疲勞計算載荷：車輪材料：采用（調(diào)質(zhì)），由附表18選擇車輪直徑，-軌道型號為P38（鐵路軌道）或Qu70（起重機專用軌道）按車輪與軌道為線接觸及點接觸兩種情況驗算車輪接觸強度點接觸局部擠壓強度驗算： 式中 許用點接觸應力常數(shù)（），由機械設計手冊表8-1-97查得=0.181； 曲率半徑，由車輪與軌道曲率兩者曲率

5、半徑中取大值，取Qu70軌道的曲率半徑為； 由比值（r為中的小值）所確定的系數(shù)，由機械設計手冊表8-1-100查得m=0.46；轉(zhuǎn)速系數(shù)，由機械設計手冊8-1-98，車輪轉(zhuǎn)速時，；工作級別系數(shù)，由機械設計手冊表8-1-99查得，當級時，1，故驗算通過 線接觸局部擠壓強度驗算： 式中 許用線接觸應力常數(shù)（），由機械設計手冊表8-1-97查得=6.6； 車輪與軌道的有效接觸長度，P38軌道的，而Qu70軌道的，按后者計算； 車輪直徑；，同前，故驗算通過4.3 運行阻力計算摩擦總阻力矩： 車輪的軸承型號為7520，軸承內(nèi)徑和外徑的平均值。機械設計手冊查得：滾動摩擦系數(shù),軸承摩擦系數(shù)，附加阻力系數(shù)，代

6、入上式得：當滿載時的運行阻力矩：運行摩擦阻力：當無載時：4.4 選擇電動機電動機靜功率： 式中 滿載運行時的靜阻力；5機構(gòu)傳動效率；m=2驅(qū)動電動機臺數(shù)。初選電動機功率： 式中 電動機功率增大系數(shù)，由機械設計手冊附表40-21查得，由機械設計手冊附表40-21及附表40-22選用電動機JZR2-21-6，Ne=5.0kw，n1=930r/min， 4.5 驗算電動機發(fā)熱條件等效功率： 式中 工作級別系數(shù)，當JC=25%時，； 起重機工作場所得,查得。由此可知，故所選電動機發(fā)熱條件通過4.6 選擇減速器車輪轉(zhuǎn)速： 機構(gòu)傳動比： 查機械設計手冊，選用兩臺減速器:;(當輸入軸轉(zhuǎn)速為1000r/min

7、時)，可見4.7 驗算運行速度和實際所需功率實際運行速度： 誤差： 實際所需電動機靜功率： 故所選電動機和減速器均合適4.8 驗算起動時間起動時間： 式中 驅(qū)動電動機臺數(shù)； 滿載運行時的靜阻力矩： 空載運行時的靜阻力矩： 初步估算高速軸上制動輪和聯(lián)軸器的飛輪矩： 機構(gòu)總飛輪矩（高速軸）： 滿載起動時間： 無載起動時間： 起動時間在允許范圍（8-10s）之內(nèi)，故合適4.9 起動工況下校核減速器功率 式中運行機構(gòu)中同一級傳動的減速器個數(shù)，。因此， 所選用減速器的，所以合適4.10 驗算起動不打滑條件由于起重機是在室內(nèi)使用，故坡度阻力及風阻力均不予考慮。以下按三種工況進行驗算1）二臺電動機空載時同時

8、起動：式中 主動輪輪壓和；從動輪輪壓和；室內(nèi)工作的粘著系數(shù)；防止打滑的安全系數(shù)，故兩臺電動機空載起動不會打滑2）事故狀態(tài)：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，則式中，工作的主動輪輪壓和；從動輪輪壓和一臺電動機工作時的空載起動時間，故不打滑3）事故狀態(tài)：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，與第二種工況相同，故也不會打滑4.11 選擇制動器取制動時間按空載計算制動力矩：取代入1的（7-16）式：式中， 坡度阻力 制動器臺數(shù)，兩套驅(qū)動裝置工作現(xiàn)選用兩臺制動器，查附表15得其額定制動力矩為避免打滑，使用時需將其制動力矩調(diào)至以下考慮到所需制動

9、時間在驗算起動不打滑條件時已知是足夠安全的，故制動不打滑驗算從略4.12 選擇聯(lián)軸器根據(jù)機構(gòu)傳動方案，每套機構(gòu)的高速軸和低速軸都采用浮動軸1）機構(gòu)高速軸上的計算轉(zhuǎn)矩： 式中 聯(lián)軸器的等效力矩；等效系數(shù)，取由械設計手冊附表40-21查得，電動機JZR2-21-6，軸端為圓柱形，；由附表34查ZQ-350減速器高速軸端為圓錐形，故在靠電動機端從附表44中選兩個帶制動輪的半齒聯(lián)軸器（靠電動機一側(cè)為圓柱形孔，浮動軸端）；，；重量。在考減速器端，由附表43選用兩個半齒聯(lián)軸器（靠減速器端為圓錐形，浮動軸端直徑）；其，；重量高速軸上轉(zhuǎn)動零件飛輪矩之和：與原估計基本相符，故有關(guān)計算則不需要重復2）低速軸的計算

10、扭矩： 由附表34查得ZQ-350減速器低速軸端為圓柱形，由附表19查得，的主動車輪的伸出軸為圓柱形，故從附表42中選用4個聯(lián)軸節(jié)：其中兩個為：（靠減速器端）另兩個為：（靠車輪端）所有的，；重量（在聯(lián)軸器型號標記中，分子均為表示浮動軸端直徑）4.13 算低速浮動軸強度1）疲勞強度驗算：低速浮動軸的等效扭矩：式中 等效系數(shù)，由上節(jié)已選定浮動軸端直徑，故其扭轉(zhuǎn)應力為：由于浮動軸載荷變化為對稱循環(huán)（因為浮動軸在運行過程中正反轉(zhuǎn)之扭矩相同），所以許用扭轉(zhuǎn)應力為式中 材料用45號鋼，取，。所以， 考慮零件幾何形狀，表面狀況的應力集中系數(shù)。；安全系數(shù)（由表2-18查得） 故疲勞強度驗算通過 2）靜強度驗算：計算靜強度扭矩：式中 動力系數(shù)，查表2-5得扭轉(zhuǎn)應力： 許用扭轉(zhuǎn)應力 ，故靜強度驗算通過高速軸所受扭矩雖比低速軸?。ǘ呦嗖畋叮?，但強度還是足夠的。1. 主梁 跨度31.5 m，是由上、下蓋板和兩塊垂直的腹板組成封閉箱形截實體板梁連接，主梁橫截面腹板的厚度為6mm，翼緣板的厚度為10mm，主梁上的走臺的寬