港口门座起重机

《港口门座起重机》由会员分享，可在线阅读，更多相关《港口门座起重机（51页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、概述第1章主起升机构计算1.1确定传动方案，选择滑轮组和吊钩组按照双联滑轮构造宜紧凑的原则，决定采用下图的传动方案。如图1所示，采用了组.按Q=50t，表8-2查取滑轮组倍率m=5，因而承载绳分支数为Z=2m=10。查起重机设计手册（P259表3-3-11）选择50t吊钩，查得自重1050kg图1主起升机构简图吊钩強度计算计算项目设计计算内容设计结果ELJEl-耽-1.Q=5000kg2.吊钩开口直径d=200mmb1=134mmb2=53.6mmh=200mm-e1r：llJhiBib|b26迅h34253.6200=85.3mm313453.63A=b1b2h=13453.6200=187

2、60mm32R=ae,=10085.3=185.3mm2e2=h=200-85.3=114.7mm强度等级为S6=390MPa钢号DG39CrM0钩号32由课程设计P232查出-s=390=300MPan1.3货场起重机级别HC3起升动载系数22mm：?q=1.15+0.51才60起升机构Kb2Ro2185.3屮2Pq261：1.21500000285.3AKb3187600.096200二286.4MPa53.6+1.513453.6)13(13453.6一120013453.6=0.096L-=300MPah72吊钩第?剖面b1=134mm屮2PQ2e21.21x500000沃2如14.7

3、AKB(a+2h：18760汇0.096汉(200+2汉200；127.8MPa-E2T託厂1tJ-1C4*_BJb2=53.6mmh=200mm45AKBazzTZJ18760疋0.096沃2001.25000085.3300MPa卷筒的设计计算屮2PQe21I1.21汇500000114.7AKB(a+2h18760沢0.096沢(200+2沢200：1=300MPa截面校核通过3.9MPa太原科技大学设计说明书计算项目设计计算内容设计结果2尾部螺纹部分强度验算螺纹尾部拉应力Pq2Pq1.21X500000“c一厂一下旷-82.2MPaA曲296.82a3.14X44r1crs390b=s

4、=97.5MPan4螺母高度验算螺母咼度，主要由螺纹间挤压应力决定%PqCJjd2-d32=Z兀3-4Pq1.2仆50000022.4MPq2、一c2“2Q(d-d3)汽X(110-98)t4124k匸空二220=44MPan4吊钩横梁验算45钢调质处理耳=360MpaM32PqI31.250000305cr=-=2=_x=107.01MW2(Bd3h22(210-1151652L=305mmB=D+(10-20)mm=190+20=210mmD为推力球轴承外径190d为内径110mmr1S360s一-150MpaPaSmax=20.62太原科技大学设计说明书计算项目设计计算内容设计结果卷筒的

5、计算b验算通过关于吊钩横梁轴颈，通常取平均挤压应力UPq1.21x500000一ccc巧一-119.3MPaj2d462X10汉23rics360bjs-120MPan3n=3吊钩夹板验算P“巧=.，=25MPa2(bd4炉+6)j2(250-110123+15r1as220匕=88MPan2.5n=2.5轴的平均挤压应力计算Pq1.21x500000”ccj=,=72.3MPaj2d4(6+6)2x11023+15)kj】=空=竽=73.3皿卩玄6*j验算通过12选择钢丝绳若滑轮组米用滚动轴承，m=5,查重机设计手册(P223表3-2-11)得滑轮组效率珥=0.96钢丝绳所受最大拉力cGo+

6、Q50000+1050Smax一一53.17kN2h4.5x53170选不松散瓦林吞型钢丝绳直径d=24mm其标记为6W(19)-24-185-l-光-右顺(GB1102-74)。13确定卷筒尺寸，转速及滑轮直径卷筒和滑轮的最小卷绕直径Do:Demin(h-1)S式中h表示与机构工作级别和钢丝绳结构的有关系数；查表得：卷筒h1=18;滑轮h2=20;筒最小卷绕直径D0min=(h-1)沃d=(18-1)x24=408mm；轮最小卷绕直径Dmin=(h-1)汇d=(20-1F24=456查起重机课程设计附表2(摘自ZBJ80006.2-87)得太原科技大学设计说明书计算项目设计计算内容设计结果选

7、电动机验算电动机发热条件考虑起升机构布置卷筒总长度不宜太长，轮直径和卷筒直径一致取D-800伽。由起重机设计标(P232表3-3-6)选取T145-32卷筒滑轮倍率3,配套钢丝绳直径d=24mm,由于卷筒需的钢丝绳直径大于计算所得的钢丝绳直径，选用8W(19)-24-1850-l-光-右顺(GB1102-74)Hm10000疋5L=2(+Z0+4)t+1_产2(+2+4)x24+350兀D3.14x824=1666mm卷筒长度L=2000mm卷槽不切槽长度L1=350mm卷筒壁厚S=0.02D+(610)=0.02x500+(610)mm=22-26mmS=24mryi进行卷筒壁的压力计算。o

8、Q+G。500000+1050“心“Smax=53.17kN2m2X57.96Smax八53170cr/icymax=盘几=63.9MPa6t25汉26A为应力减小系数0.75选用卷筒材料灰铸铁HT200最小抗拉强度o-b=170MPar1%4汉170丘y-160MPan14.25faxVk】y固抗压强度足够由于L3D故需计算拉应力拉应力验算：不切槽长度m=350mm卷筒A400X500-10X20-21X1左ZBJ80007.287电动机JZR2-42-8太原科技大学设计说明书计算项目设计计算内容设计结果一L-m2000350M=Smax汉=53175=43865250N.mm22-.D4D

9、i4-.800475243NxNeW=0.1=0.1汉-11225653.25mmD800，初选电动选择减机合适速器Di=D-26=800-2x24=752mmM43865250CTi-3.9MPaW11225653.25合成应力85CT|=CT|+_yX1.2m长度L2D验算起需验算卷筒壁抗压稳定性：升速度和实际所需功率1Pkk=P耳收压失稳的临界压力铸铁E=()105MPa2Tc5_524、“Pk=2xExi=2汇1.3沢10汉10汇|-7.022丿1800丿MPa校核减P卷筒单位面积上所受外压力速器输出轴P=2=2,X53175.5MPa强度Dt800汇24k=比二702=1.27MPa

10、P5.5不满足要求太原科技大学设计说明书计算项目设计计算内容设计结果选择制动器K值应在故加大筒壁t取25mmr2Smax2x53177LcP=max-5.3MPaDt800x25k=Pk=7.011.32MPaP5.3故满足稳定性卷筒转速nt=57.81r/min=15.09r/min。nD03.14汉0.8241.4计算起升静功率P(Q+G)Vn=(50000+10507.81=7彳41kW一60心000耳600000x0.893式中n起升时总机械效率H=0.98汉0.94汉0.982汉0.992=0.893nz为滑轮组效率取0.98;传动机构机械效率取0.94;卷筒轴承效率取0.99;连轴

11、器效率取0.98。15初选电动机电动机计算功率：RcGPj=0.9汇74.41=71.1kWJuJ式中Pjc:JC40值时的功率，位为kW;G:稳态负载平均系数，根据电动机型号和JC值，查起重机课程设计(P251附表25)查得G=0.9。选用电动机型号为YZR315M-10,Pjc=75KW,njc=579r/min，最大转矩允许过载倍数入m=3.4;惯性矩8.68kg/m2。所选减速器能满足要求速。式中1.6选用减速器YWZ5-315/选择联轴器减速器总传动比：i专=瓷=38.3，取实际速比30计算项目设计计算内容设计结果(600579)=579.2Pjc仏=n。=(nnjc)=600Zix

12、75r/minnd:在起升载荷Pq=500kN作用下电动机转速;n0:电动机同步转速;Pjc,njc：是电动机在JC值时额定功率和额定转选用制动器i=40。起升机构减速器按静功率R选取，根据Pj=74.41kW,nd=579.2r/min,i=40,工作级别为M5，选定减速器为QJRS-D560,减速器许用功率Pnj=88KW低速轴最大扭矩为M=60000N.m减速器在691.1r/min时实际起升速度i38.3vn=v=7.81=7.41m/mini40选用CLZ3联轴器V了.477.81=4%7.81实际起升静功率Pj=P4=7.81乂38.3=71.17kw45.9kW式中Pn:准接电持

13、续率时，电动机额定功率，单位为kWH:系数，绕线式异步电动机，取H=2.1;入m:基准接电持续率时，电动机转矩允许过载倍数，查表得入m取3.4;m:电动机个数；n:总机械效率n=0.893。发热验算按下式计算：启动时间合格Nxk40Nj=0.50.8774.41=32.3kw验算制动时间式中P:电动机在不同接电持续率JC40等效功率：允许输出功率，单位为kW,等效功率：式中：k40-工作类型系数，由表查得0.5;-根据tq；-0.2值查得=0.87由此可知，NxM=3340N.M所选连轴器合格。110验算起动时间起动时间:12.665579tq一9.55(MqMj)=9.55(2226.6-1

14、176.3)=0.74s式中:Jl=1.15山510500824g4gm2i2t1四轮支撑，两个驱动轮对角布置=12.665静阻力矩:4汉9.8汉25汇402汇0.894(Q+G)D500000+10500)03x0.824一Mj=2m=11724050.893电动机启动力矩:Mq=1.8Mn平均起动加速度:太原科技大学设计说明书计算项目设计计算内容设计结果aq-*-7.081-0.17m/s2qtqx600.74x60aq=0.17m/s2600-579.2=620.8r/minMzh=2000N.mMj平均制动减速器速度azh=Vn=7.81=0.149m/s2tzh600.87F0a=0

15、.2m/s2,所以制动时间也合适。1.12高速轴计算疲劳计算轴受脉动扭转载荷，其等效扭矩：M1=咒Me=1.3父1237式中：1=1.3等效系数，由表查得；太原科技大学设计说明书计算项目设计计算内容设计结果由上节选择联轴器中，已确定浮动轴端直径d=70mm.因此扭转应力为：Mi1608.1“=3=47.7MPaWnd3/322r1许用扭转应力：h=Mk+口片轴材料用45钢，ib=6000MPa，口s=300MPa=0.27(ib+s)=0.27(600+300)=2431；ts=0.6企=180MPaK=kxkm-考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数；kx-与零件几何形状有关,对于零件

16、表面有急剧过度和开键槽及紧配合区段,kx=1.52.5;km-与零件表面加工光洁度有关，对于可5,km=1.151.2;对于灯3,k1.251.35;此处取K=2.25=2.5n-考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，对碳钢，低合金刚，取h=0.2.ni安全系数,查表得ni=1.6.2J12X401因此，Jk-x-88.9MPa故k(2.5+0.2)1.6tntok通过。静强度计算轴的最大扭矩：选用直径500车轮SP疲劳强度通过M2hFc2Mj=21237=2474N.m式中：c2-动力系数，由表查得，因轴的工作速度较高，取0=2；最大扭转应力：.maxM2W2474二0.07二74.5Mpa许

17、用扭转应力：口2=上二180=112.5MPan21.6式中：n2-安全系数，由表查得n2=1.6o车轮踏面最大强度合格tmaxth故合适.运行阻力计算浮动轴的构造如(2)图所示,中间轴径d1=d(510)=70(510)=7580mm,取d1二75mm。第2章副起升机构计算2.1确定传动方案,选择滑轮组和吊钩组按照构造宜紧凑的原则，决定采用下图的传动方案。如图(3)所示，采用了单联滑轮组.按Q=10t，取滑轮组倍率佔3,因而承载绳分支数为Z=6。选10t吊钩，重量219kg副起升机构简图（3）1.Q=1000kg2.吊钩开口直径d=100mmbi=67mmb2=26.8mmh=100mmhi

18、=42.85mm67226.8100=耳6726.83bib2h6726.81003A=一-4690mm22aR06=5042.85=92.85mm2e2二h=100-42.85=57.15mm总静阻力强度等级为T二s=490MPa钢号DG34CrNjM0钩号8由课程设计P232查出s490-s=376.9MPan1.3初选电动机货场起重机级别HC3起升动载系数2=-2min7q=1.15+0.5107.81=269b+b2Jp+罟R2兴七宀2R060-22AKBa一2*92.85一(26.8+1.5汉(6726.8伽3-(6726.811006726.8=0.094焙100000242.85

19、=246MPa(h-1)S式中h表示与机构工作级别和钢丝绳结构的有关系数；查表得：卷筒h1=18;滑轮h2=20卷筒最小卷绕直径Dmin=(h-1)汇d=17江13=187滑轮最小卷绕直径Dmin=(h-1)汉d=19汉13=209考虑起升机构布置及卷筒总长度不宜太长，滑轮直径和卷筒直径一致取D=300伽。卷筒长度：Hm11000汉3L=2(+Z4)t+L1=2(十2+4)X3+82=1110兀D3.14汉313.9mmL=1800mm太原科技大学设计说明书计算项目设计计算内容设计结果选择制动器选择联轴器S=0.02D+(610)=0.02x300+(6-10)mm=12-16mm取S=12m

20、m应进行卷筒壁的压力计算。由于L3D故需计算拉应力拉应力验算：不切槽长度m=82mmM=Smax乂Lm=17397M180082=14928561N.mm22“c,D4-D：门，3004_27643W=0.1=0.1工=875455mmD300Di=D-2务=300-2汇12=276mmM14928561CT|=17MPaW875455合成应力kJ85巧+Tn-Pymax=17+汉83.55=61MPaby160ridB170k=-=85MPag为抗拉强度当卷筒直径D1.2m长度L2D需验算卷筒壁抗压稳定性：k=&PPk收压失稳的临界压力铸铁E=()105MPa2弋55(12TPk=2汉E汉一

21、1=2汽1.15汇105汉10“1=14kID丿GPj=0.8526.7=22.69kW式中Pjc:在JC值时的功率，单位为kW；G:稳态负载平均系数，根据电动机型号和JC值查表得G=0.85。选用电动机型号为YZR225M2-8,PJC=26KW,njc=708r/min，最大转矩允许过载倍数入m=2.8;飞轮转矩o电动机转速计算项目设计计算内容设计结果PjcP267nd二n0_j(n0-nJC)=750-(750-708)=706.9-26r/min式中nd：在起升载荷PQ=100kN作用下电动机转速;选滚动轴承n0:电动机同步转速;Pjc,njc:是电动机在JC值时额定功率和额定转速。2

22、.6选用减速器减速器总传动比:*汁礬=246,取实际速比i=25起升机构减速器按静功率Pj选取，根据Pj=22.69kW,nd=706.9r/min,i=25,工作级别为M5，选定减速器为QJR335,减速器许用功率Pnj=31KW低速轴最大扭矩为M=12500N.m减速器在706.9r/min时实际起升速度，_i1424.6Vn=Vi=13.7764m/min;25实际起升静功率Pj=P丄=267137=26Kw22k，V此题Pn恰好与Pjc=P25的功率相等。式中Pn：基准接电持续率时，电动机额定功率，单位为kWH:系数，绕线式异步电动机，取H=2.1;入m:基准接电持续率时，电动机转矩允

23、许过载倍数，查表得入m取2.8;m:电动机个数；n:总机械效率n=0.894。发热验算按下式计算：动机构的计算G(QG0)n1000m30.85(100000.98)1014,=22.69kW100010.894P=26P=22.69kW过载验算和发热验算通过。2.8选择制动器按下式计算，选制动器MzhKzhMj式中Mzh:制动力矩，单位为N.m；Kzh:制动安全系数，查表M5得Kzh=2.0;Mj:下降时作用在电动机轴上的静力矩，单位为N.m；Mj=选用型回转大轴承PP3式中P：电动机在不同接电持续率JC值和不同CZ值时允许输出功率，单位为kW按CZ=150JC值=25%查表得P=15.39

24、3kVV3(QGo)D。(1000002190)10=188N2mi2325.mn:下降时总机械效率，通常取nn心0.894Mzh=MzhMj=2188=376N.m根据选用Mzh选用YWZ5300/E30制动器，其额定制动力矩200-550N.m；安装时将制动力矩调整到所需的制动力矩400N.m。2.9选择联轴器根据电动机和减速器以及浮动轴的轴伸尺寸及形状选连轴器，使连轴器的许用应力矩M计算的所需力矩M,则满足要求。电动机的轴伸：d=65mm柱形)，长度E=140mm减速器轴伸：d=55mm柱形)，长度E=110mm浮动轴的轴头：d=60mm长度E=84mm选取CL465140转动惯量。M=

25、5600N.M60X142p.26电动机额定力矩Mn=9550=9550jc708浮动轴与电机之间选用大连起重机厂带制动轮半齿联轴器序号46085，飞轮矩1.8Kg.m2M=3150N.M55110计算所需力矩M=n8Mn回转阻力矩的组合式中n:安全系数取n=1.5;8:刚性动载系数，取8二1.5；太原科技大学设计说明书计算项目设计计算内容设计结果设计计算回转驱动机构确定电动机所选连轴器合格。2.10验算起动时间起动时间丄tq=9.55(MqMj)9.55x(630238.7)=0.401s可在电气设计时，增加起动电阻，延长起动时间，达到1.1s18式中：Jg=Jd+J=0.21+2Jg4电动

26、机咼速轴上旋转质量的转动惯量，包括电动机转子转动惯量Jg与联轴器，制动轮转动惯量J|电动机启动力矩：Mq=1.8xMnJj=(FQ+RDf，c(100000+2190F0.82421.15J+221.15x;1.48+2g4gmi口4汉9.8汽2540x0.894=1.752静阻力矩：3(Q+Go)D。500000+10500)00汉0.824一Mj_=117j2miU2X40X50.893平均起动加速度：aqn-0.17m/s2qtq汉600.74汉60aq=0.17m/s2a=0.2m/s2电动机启动时间合适。1.11验算制动时间选用YZR160-8电动机制动时间:375(M：M严2+m选

27、减速器793.1375(376-236.8)1.15(15.653075.8)32(320+6.4户10x0.672240x4x0.858选XJL行星齿轮减速器，i=80=1.03snd:电机满载下降转速，单位为r/min；nd=2n0-nd=2750-706.9=793.1r/minMzh=376N.mMj平均制动减速器速度azhVn14-tzh601.0360=0.22m/s2:a=0.2m/s2,所以制动时间也合适选联轴器2.12高速轴计算疲劳计算轴受脉动扭转载荷，其等效扭矩:M1=1Me式中：J=1.3等效系数，由表查得;由上节选择联轴器中，已确定浮动轴端直径d=60mm.因此扭转应力

28、为：_429.7_32-12.0MPa带制动轮的梅花联轴器，MLL-0-I-315计算项目设计计算内容设计结果kn1许用扭转应力：.h=1轴材料用45钢，6=6000MPa，匚s=300MPa验算启动时间二=0.27+6)=0.27(600+300)=2431SP；-s=0.6；s-180MPa7K=kxkm-考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数;kx-与零件几何形状有关,对于零件表面有急剧过度和开键槽及紧配合区段,kx=1.52.5;km与零件表面加工光洁度有关，对于、5,km=1.151.2;对于3,k1.251.35;此处取K=21.25=2.5考虑材料对应力循环不对称的敏感系数

29、，对碳钢，低合金刚，取h=0.2.ni安全系数査表得ni=1.6.2121401因此，亍匸丹）荷88观故tntok通过。静强度计算轴的最大扭矩：M2V2Mj=21237=2474N.m式中：c2-动力系数，由表查得，因轴的工作速度较高，取；=2太原科技大学设计说明书计算项目设计计算内容设计结果选制动器最大扭转应力:t一“2一2397.9-375MpWTLX0.06/32许用扭转应力：可2$180112.5MPan21.6式中：n2-安全系数，由表查得门2-1.6。tmax1.6Gxc12400由表选择车轮：当运行速度60m/min，Q1.6工作Gxc级别M5时，车轮直径D=500mm，轨道为3

30、8kgf/m轻轨的许用轮压为16.5t，故可用。疲劳计算：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。车轮踏面疲劳计算载荷：2Pmax2_156000_310003=114123N电动机过载验算通过电动机发热验算通过车轮材料，取ZG340-640,二$=340MPa，线接触局部挤压强度：Pc=k1DcIC1C2=6500461.311=142140N太原科技大学设计说明书计算项目设计计算内容设计结果变幅机构式中：ki许用线接触应力常数（N/mm2）,由【3】表9-5查得ki=6;l车轮与轨道的有效接触强度，对于轨道QU120由【2】表3-8-14查得l=b=120Ci转速系数，由【3

31、】表9-6,车轮转速：nc=38.6=24.5rpm时，Ci=1.03兀C2工作级别系数，按【3】表9-7取得C2=1PFC，故通过点接触局部挤压强度：r23002pc=k2-TC1C2=0.1323汉1.03汉1=172445.8Nm0.462式中：k2与材料有关的许用点接触应力常数，单位为N/mm2，按【3】表9-5选取，k2=0.132，R曲率半径，为车轮曲率半径与轨道曲率半径中的大者，车轮r1=D/2=500/2=250mm,轨道曲率半径r2=250mm（由【2】表3-8-14查得）故取R=300mmm-由丄比值（r为n，匕中的小值）所确定的系数，Rr=250/300=0.833按【3

32、】表9-8选取m=0.414RPPC故通过根据以上计算结果，选定直径Dc=500的单轮缘车轮运行阻力计算摩擦力矩：Mm=B（Q+Gxc）（k+2）2由表知Dc=500mm车轮的轴承型号为22213c调心滚子轴承，轴承内径和外径的平均值d=140mm；太原科技大学设计说明书计算项目设计计算内容设计结果用图解法设计滑轮由表查得：滚动轴承摩擦系数k=0.0006;轴承摩擦系数卩=0.015，附加阻力系数B=1.5。代入上式得：当满载时运行阻力矩：Pm=P(Gxc)d2f)=1.5%(50000+12400)汉(0.01570*2心)500=6177.6N当无载时运行阻力矩：Pm(Q=0)=3Gxc(

33、k+卜)0.0925=1.5x11300X(0.0006+0.015)=1227N坡道阻力：PP=(G+Q)kp=1248N风压Pf=q(EcFq+FW)=90x(1.2x8+25)=3114NP=Pm+Pf+Pp=6177.6+1248+3114=10539.6N3.4选电动机电动机静功率：K1Pjbc10539.6江42.4Nj=7.5kw1024GXCDCim.(GD)1238.2(mMq-Mj)i093038.2(130.8-73.1)124000.424020.9)=1.1s0.52=4.85s实际最大高度差满足要求由表查得，当Vxc=30-60m/min时，起动时间推荐值为56Se

34、C，tqtq(Q=Q)故所选电动机满足快速起动要求。3.9按起动工况校核减速器功率起动状况减速器传递的功率：22PrVg-GDnd式中：Pd=PjPgI2kwjg1000H365000tq计算载荷:m运行机构中同一级传动减速器的个数：m=1，因此Nl=11kw所选用减速器如改大一号，则中心距将增大，相差太号,大，考虑到减速器有定的过载能力，故不再改动。根据运行机构工作特点，还必须按满载起动工况验算所选减速器输出端所承受最大工作力矩MmaXl：M1Mmax=2.25Mn：Mn丄4500未平衡力矩最大值满足要求Mn1所选标准系列减速器低速轴输出端最大短暂允杠杆-活动对重式臂架平衡系统的设计许力矩3

35、.10验算起动不打滑条件在无载起动时，主动车轮上与轨道接触处的圆周切向plP2（k+d）p+Rk力:Tg=Pp5口+生疋Vxc-g60tq（Q）彳“CCQOa62000汇（0.0006+0.015业）.5+62000汉0.00061248十咚型述虫匹十29.860.10.52=14538N车轮与轨道粘着力：F（q）=Rf=62000P25=15500N.mn=1.06Tn为防止打滑安全系数，n=1.05-1.2故满载起动时不会打滑，因此所选电动机合适。3.11选择制动器查得小车运行机构的制动时间tz34sec，取tz=4sec，因此所需的制动力矩Mz1n二一1mc(GD2)im375tz.(Q

36、Gxc)DC2I。(QGxc)(kIo219300比亠(50000+12400)7.413753.4020.9-(5000012400)(0.0006。.。帖彎25)400.94888.6mm为所求连杆长度=载荷计算与载荷组合tz38.2(mMq-Mj)m2)1.GxcD；2朴I093038.2(135-71.06)124000.424020.9)=3.6s由表选用制动器YWZ5-200/E23，额定制动力矩Mez=200N.m，考虑到所取制动时间tz=4s与起动实际Rd=15kNtq=3.6s比较接近，并验算了起动不打滑条件，故略去制动不打滑条件的验算。对于室外门式起重机，还应验算制动力矩驱

37、动机太原科技大学设计说明书计算项目设计计算内容设计结果构的计算D口MzT.25亠(Pp+P；口-Pmmin)2im丄丄Pp=Gkp=0.00224000=2480N选电动cPm1227OdOKIPmmin=818N机Pfm=qC：cFq+Fw)=600(1.2汉8+25)=20760NDcJMz=1.25(Pp+PfPmmin)2im0.5X0.9,1.25況(20760+2480+818157N.m2汉403.12选择联轴器机构高速轴上全齿联轴器的计算扭矩：Mjs=Meln1=1.35汉选用电式中：=1.8等效系数，由表查得；动机YZR16n尸1.35安全系数，由表查得；0MI-6Mel相应

38、于机构值的电动机额定力矩换算到咼速轴上的力矩验算电9550N9550汉8.5Mn=87.2N动机发热n930由表查电动机YZRH60M2_6两端伸出轴为圆柱形d=48：00；伽，1=110：043伽由附表查QJS-D236减速器高速轴端为圆柱形d=32mm,1=80伽。故从附表中选一个MLS548112梅花联轴器电动机32況82低速轴的计算扭矩：发热通过1+1Mjs=一Mjsic-x212.r:22总减速由附表查得减速器低速轴端为圆柱形d=65mm；由附表太原科技大学设计说明书计算项目设计计算内容设计结果比选联轴器启动时间查得主动车轮的伸出轴端为圆柱形d=65mm,故从附表中选四个半齿联轴器：

39、CLZs8。72联轴器。A型键槽。70x1423.13验算低速浮动轴强度疲劳计算低速浮动轴的等效扭矩：IM536ML曙eli0n1.4XX22式中：1=1.4等效系数，由表查得；由上节已取浮动轴端直径d=65mm，其扭转应力M110540x/2=391.1kgf/cmnW冗(6.5)7/32浮动轴的载荷变化为对称循环(因运行机构正反转扭矩值相同)，许用扭转应力：1132012Jk=一=*=406kgf/cm2kn2.51.3式中：材料用45钢，取bb=6000kgf/cm2；2s=355Ckg/cm；14=0.2Rb=0.22x6000=132Ckgf/cm2；J=0.6叭=0.6x3550=

40、2130kgf/cm2K=kx江km考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数，参考起升季候计算，取K=2.5。n=1.3安全系数，由表查得。因此J处故疲劳验算通过。静强度计算静强度计算扭矩：带制动轮的齿式联轴器制动轮直径300mm计算项目设计计算内容设计结果IM536M2=屮C2二i0H=2.25汇5汉31.2汉22式中：c2动力系数,查表得Jc2=2.25；扭转应力:max许用扭转应力丄M21693023=628.3kgf/cm二653/32空Ll6385kgf/cm21.3制动器的选择满载时，最大轮压：G_GXCQGXClax:42=229.125t=229125kN空载时，最小轮压：

41、Pmin=G_Gxc+鱼丄二407106!068丄=76.982t=76.982k【42L4228Le407.1106.8丄225+1068282=TL28故符合要车轮踏面疲劳计算载荷:Pc-2pnaXPmin23二178.410KN因此，讥丄静强度验算通过。第4章大车运行机构的设计第4章大车运行机构的设计tq=14s跨度L=30m可视为大跨度车轮材料：采用ZG50MnMo，车轮轴用45钢、选用制动器YWZ300/25228255HB,二700MPa，二s=380MPa，由表8-1-120选择车轮直径Dc=900mm,轨道型号QU80。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线

42、接触局部挤压强度:PAkQcICG=7.290080=485222.4N选减速器式中：ki许用线接触应力常数（N/mm2）,由【3】表9-5查得ki=7.2;l车轮与轨道的有效接触强度，对于轨道QU80由【2】表3-8-14查得l=b=80Ci转速系数，由【3】表9-6,车轮转速：nc=-=60=21.23rpm时，Ci=1.04选用减速器QJS-D335-125-III-9二C2工作级别系数，按【3】表9-7取得C2=0.9巳一巳，故通过点接触局部挤压强度:R2m3C1C二0.24545020.43=725.582kN式中：k2与材料有关的许用点接触应力常数，单位为N/mm2，按【3】表9-

43、5选取，k2=0.245,R曲率半径，为车轮曲率半径与轨道曲率半径中的大者，车轮r1=D/2=900/2=450mm,轨道曲率半径r2=400mm（由【2】表3-8-14查得）故取R=450mmm-由*比值（r为r1，r2中的小值）所确定的系数，r=400/450=0.89按【3】表9-8选取m=0.4R巳”PC故通过根据以上计算结果，选定直径Dc=900的双轮缘车轮,标记为：车轮SYL-900X210GB4628-84由【5】表8-1-121知Dc=900mm车轮组的轴承型号为7530运行阻力计算起重机抗倾覆稳定性校核由表知Dc=900mm车轮的轴承型号为22213c调心滚子轴承，轴承内径和外径的平均值d=170mm；由表查得：滚动轴承摩擦系