起重机课设计2-小车部分设计(课程设计)

一．选择传动方案

传动方案已经确定，如下图所示

图1 小车运行机构的传动简图

二．选择车轮与轨道并验算其强度

根据选取的数据小车质量为Kg G 5500=。起重量Kg Q 12500=，轮压均匀分布。 车轮的最大轮压：()()N Kg G Q P 4500045005500125004

1

41max ==+=+=

车轮的最小轮压：N Kg G P 13750137555004

1

41min ==⨯==

初选车轮；根据起重机设计手册的表1284--知。当运行速度小于m in /60m 时，6.127.2550012500>==Kg Kg G Q ，选用的是小车轮，故选用单轮缘车轮。小车机构的工作级别为6M ，车轮的直径mm D 350=，轨道型号为24P 的许用轮压为t P t 5.41.10max =>,根据起重机设计手册表284--知直径系列为: mm D 500,400,315,250=，故初步选定车轮的直径mm D 315=，而后校验其强度。 轨道强度验算：根据设计要求，只需要验算其线接触强度。 根据起重机设计手册的公式184--，车轮的疲劳计算载荷:

N P P P c 34583313750

45000232min max =+⨯=+=

车轮材料，a b a s MP MP HB ZG 570,310,320,570310==-σσ

根据赫兹公式计算接触疲劳强度，线接触的允许轮压： N Dl C kC P c 4029913.263159.096.01.521'=⨯⨯⨯⨯=≤

式中

-k 与材料有关的许用线接触应力常数()

2/mm N ，在设计手册表684--选取； -D 车轮直径；

-1C 转速系数，在设计手册表784--选取；

车轮转速96.0m in,/5.45315

.0451==⨯==

C r

D v n c ππ -2C 工作级别系数，在设计手册表884--选取，当工作级别为6M 时，9.0C 2=；

-l 车轮与轨道的有效接触长度，

对于轨道24P 在设计手册表1584--选取13.26=l

车轮直径：

mm D 315=材料：

570310-ZG 轨道：24P

c c P P >'，故通过。

根据以上计算结果，选取直径为mm D 315=的单轮缘车轮，标记为： 车轮 20086392/110315-⨯-T JB DL 三.选择电动机 摩擦阻力: (

)()N D d f P P F G

Q m 22636.1315

125015.03.0255000

1250002=⨯⨯+⨯⨯+=++=βμ 查设计手册表1084--知mm D 350=的车轮组的轴承型号是7518，据此选mm D 315=的车轮组的轴承也是7518。 式中

；查得设计手册表附加摩擦阻力系数，由车轮踏面直径；均值，轴承内径和外径的平直径与轴承相配合处车轮轴；查得数，由设计手册表车轮轴承的摩擦阻力系；

查得由设计手册表力臂车轮沿轨道的滚动摩擦；

小车的自重；起升载荷6.1423);

(1252

160

90)(015.03233.0223),()(P )(G =----=+=-=---=-----ββμμmm D d mm d f mm f N N P Q

惯性阻力：

()()N

g

P P F G Q g 216010

08.0550001250005.15.1=⨯+⨯=+⨯

=α

式中α值由起重机械设计课本中表34-选取。 电动机的稳态运行功率N P :

KW m v F P j N 89.11

9.060100045

226310000

=⨯⨯⨯⨯=

=

η

式中

。

电动机台数，这里取；

，这里取机构的传动效率，可取运行速度；

力，故无风且没有坡道阻

由于工作环境在室内，小车的稳态运行阻力190.095.0~85.0);

/(),(0=-=--=++=-I m m s m v F F F F F F N F m j w m j j ηηα由于运行机构的静载荷变化较小，起动加速惯性力大，因此所选电动机的额定功率应比稳态功率大，以满足电动机的起动要求。根据设计手册公式()1023--)即： ()KW P K P N d n ⋅= 式中

。。根据设计手册取性影响的功率增大系数考虑到电动机启动时惯34.1K =-d d K

初选电动机的功率：

KW P K P N d n 53.289.134.1=⨯=⋅= 根据设计手册表1315--，选取电动机是62132-M YZR ，功率KW P e 4=，转速min /9001r n =，采用立式安装，机座不带底脚，端盖有凸缘，轴伸向下的YZR 电 线接触强度通过 N F m 6322=

N F g 6021=

电动机

6

2132-M YZR W K P e 4=min /9001r n =

动机，具体的尺寸参见设计手册表1115--。 四.选择减速器并验算 车轮转速： m in /5.45315.014.345r D v n c c =⨯==π 机构传动比：78.195

.459001===

n n i 减速器的起动功率：

()()KW

m v F F P y g j q 69.39

.0160100045216022631000=⨯⨯⨯⨯+=+=

η

减速器输入功率和输出轴转矩：[]P P q ≤

由设计手册表5104--选取的减速器是VIIPL QJR --20200，KW P 32.10=，满足要求。因为表5104--所列数值是5M 工作级别的承载能力，若用其他工作级别时，应按照公式)(25.1)5(5KW P P i Mi M -⨯=进行折算。 式中

。

工作级别数值功率；

工作级别的高速轴许用相对于；

功率，见表工作级别的输入轴许用8~15-10-455---i Mi P M P Mi M 所以q M M P KW P P >===32.1025

.19

.1225.156，故满足要求，因在后面验算输出轴最大许

用扭矩的时候发现若选择中心距为mm 170的减速器，发现并不能满足扭矩的要求，故在这里选择大一点的中心距。

输出轴最大许用扭矩应该满足下面的公式： []M i M M e ≤=ηϕmax max 75.0 式中

[]。

减速器输出轴许用扭矩减速器的传动效率；

减速器的传动比；

机额定力矩；与额定功率对应的电动；

电动机的最大过载系数的最大扭矩；

传递到减速器输出轴上------M i M M e ηϕmax max

查设计手册表1315--，选取5.2max =ϕ，JQR 减速器的传动效率为96.0=η。查设计手册5104--，选取[]m N M ⋅=1360

m N n P M JC e ⋅=⨯=

=

=4.42900

4

955095501

%)

25( m N m N M ⋅≤⋅=⨯⨯⨯⨯=13604.152696.0204.425.275.0max ，故满足。

实际运行速度：

min /51.4420

78

.1945m i i v

v =⨯

==实

实 误差%15%1.1%10045

51

.4445'<=⨯-=-=

v v v ε 合适。 五.选择制动器

减速器

VIIPL

QJR --20200