文档介绍：。取,因此,所需制动转矩:=由机械设计手册选用,其制动转矩考虑到所需制动时间与起动时间很接近,:式中——电动机额定转矩;——联轴器的安全系数,运行机构;——机构刚性动载系数,,取。由机械设计手册附表40-21及附表40-22查得电动机JZR2-12-6两端伸出轴各为圆柱形,。由机械设计手册查ZSC-600减速器高速轴端为圆柱形。故此选GICL鼓形齿式联轴器,主动端A型键槽;从动端A型键槽。标记为GICL1联轴器J19013-89其公称转矩,飞轮矩,。高速轴端制动轮:根据制动器已选定为,由附表16选制动轮直径,圆柱形轴孔。标记为制动轮200-Y35JB/ZQ4389-86其飞轮矩,质量。以上联轴器与制动轮飞轮矩之和:与原估计基本相符,故以上计算不需修改。,可由前节的计算转矩求出:由机械设计手册ZSC-600减速器低速轴端为圆柱形,,取浮动轴装联轴器轴径,,由选用两个鼓形齿式联轴器。其主动端:Y形轴孔A型键槽,。从动端:Y型轴孔,A型键槽,,标记为:联轴器ZBJ19014-89由前节已选定车轮直径,参考车轮组,取车轮轴安装联轴器处直径,同样选用两个鼓形齿式联轴器。其主动端:Y形轴孔,A型键槽,,从动端:Y型轴孔,A型键槽,,标记为:联轴器ZBJ19014-(1)疲劳验算由[2]运行机构疲劳计算基本载荷:由前节已选定浮动轴端直径,其扭转应力:浮动轴的载荷变化为对称循环(因运行机构正反转转矩值相同),材料仍选用45钢,由起升机构高速浮动轴计算,得,许用扭转应力:式中:,——与起升机构浮动轴计算相同通过(2)强度验算由[2]运行机构工作最大载荷:式中——考虑弹性振动的力矩增大系数,对突然起动的机构,,此处取=;——刚性动载系数,取=。最大扭转应力:许用扭转应力:故通过浮动轴直径:,,为减轻重量,决定采用下图传动方案大车运行机构图1—电动机2—制动器3—高速浮动轴4—联轴器5—减速器6—联轴器7低速浮动轴8—联轴器9—,并验算其强度按照如图所示的重量分布,计算大车车轮的最大轮压和最小轮压图5轮压计算图满载时,最大轮压:空载时,最大轮压:空载时,最小轮压:车轮踏面疲劳计算载荷:车轮材料:采用(调质),,由附表18选择车轮直径,-轨道型号为P38(铁路轨道)或Qu70(起重机专用轨道)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点接触局部挤压强度验算:式中——许用点接触应力常数(),由机械设计手册表8-1-97查得=;——曲率半径,由车轮与轨道曲率两者曲率半径中取大值,取Qu70轨道的曲率半径为;——由比值(r为中的小值)所确定的系数,由机械设计手册表8-1-100查得m=;——转速系数,由机械设计手册8-1-98,车轮转速时,;——工作级别系数,由机械设计手册表8-1-99查得,当级时,=1,故验算通过线接触局部挤压强度验算:式中——许用线接触应力常数(),由机械设计手册表8-1-97查得=;——车轮与轨道的有效接触长度,P38轨道的,而Qu70轨道的,按后者计算;——车轮直径;,——同前,:车轮的轴承型号为7520,轴承内径和外径的平均值。机械设计手册查得:滚动摩擦系数,轴承摩擦系数,附加阻力系数,代入上式得:当满载时的运行阻力矩:运行摩擦阻力:当无载时::式中——满载运行时的静阻力;5——机构传动效率;m=2——驱动电动机台数。初选电动机功率:式中——电动机功率增大系数,由机械设计手册附表40-21查得,由机械设计手册附表40-21及附表40-22选用电动机JZR2-21-6,Ne=,n1=930r/min,:式中——工作级别系数,当JC=25%时,;——起重机工作场所得,查得。由此可知,,:机构传动比:查机械设计手册,选用两台减速器:;(当输入轴转速为1000r/min时),可见<:误差:实际所需电动机静功率::式中——驱动电动机台数;满载运行时的静阻力矩:空载运行时的静阻力矩:初步估算高速轴上制动轮和联轴器的飞轮矩:机构总飞轮矩(高速轴):满载起动时间:无载起动时间:起动时间在允许范围(8-10s)之内,——运行机构中同一级传动的减