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欧式起重机小车的机构设计

来源:未知   发布时间:2021-03-02 09:46  点击量:

  欧式小车的机构分起升机构和运行机构,两个机构原则上只能先设计起升机构,后设计运行机构,这有利于小车机构的合理布置和小车轮压的准确和减小。实际中一般都有产品的系列化图纸可参考,机构和结构的先后次序也不影响设计。

  一、欧式小车的起升机构设计

  欧式小车的起升机构是欧式小车的关键机构,根据起升电机集成的方式不同,可分为两种典型的起升机构型式。一种是小欧式起升机构,起升电机采用集成的“三合一”电机(功率目前局限在45kW以内);一种是中、大欧式起升机构,由起升电机、减速器、制动器等独立的核心元器件和零部件等构成,电机功率不受限制。

  小欧式起升机构由“三合一”起升电机、减速器、卷筒组、定滑轮组(小车横梁)、超载限制器、起升高度限制器、钢丝绳、吊钩组等构成(图3-4)。
图3-4小欧式起升机构

图3-4小欧式起升机构

  中、大欧式起升机构由独立的变频电机、盘式制动器、短浮动轴、齿轮联轴器、卧式硬齿面平行轴减速器、卷筒组、定滑轮组(小车横梁)、超载限制器、起升高度限制器、钢丝绳、吊钩组等构成(图3-5)。

  无论小欧式起升机构还是中、大欧式起升机构,都只能将定滑轮组(小车横梁)设计在起升机构的最外端,而不能将定滑轮组(小车横梁)设计在起升机构的电机和卷筒之间,主要原因是目前国内的起升减速器中心距受限制。由于定滑轮组承受的最大拉力通过小车横梁传递到小车架的主、副端梁占绝大多部分(占(m-2)/m,m为滑轮组倍率),要使主、被动车轮的最大轮压接近,以便减小小车最大轮压,只能在电机的外端设计被动车轮。这势必会使电机轴至被被动车轮轴的距离增大,从而使小车架变长,小车自重增加。因此,只有将定滑轮组(小车横梁)设计在电机和卷筒之间,才能使小车最短,自重最轻,只是目前市面上还没有满足这种设计的平行轴减速器,这就是希望未来减速器中心距能增大50%的原因。
图3-5大欧式起升机构

图3-5大欧式起升机构

  二、欧式小车起升机构的特点

  欧式小车的起升机构依托于小车的主、副端梁立体布置零部件,卷筒没有独立的支座支承,将卷筒支座镶嵌在小车架主、副端梁结构里面,机构紧凑,所占空间体积相对较小。卷筒轴线和小车端梁平面齐平,卷筒省去了卷筒支座高度空间,小车的最高部件卷筒高度大幅度降低(图3-2)。

  国内卷筒组一般和减速器采用卷筒联轴器连接,装配精度要求高,传动效率高,不需要采用开式齿轮传动布置大吨位慢速起升机构,卷筒有效长度变长。欧式主梁采用偏轨梁,有效轨距相对更大,起升机构的宽度相对更窄,有效地减小小车的重量,间接地减小大车的结构重量。

  定滑轮组由两排滑轮平行分布在两根定滑轮轴上,滑轮轴垂直于卷筒轴。对大吨位起重机,其滑轮数量的多少只与小车横梁的宽度有关,不影响小车轨距的宽度,所占空间较小,布置较紧凑。此外,定滑轮组放在小车横梁里面,小车外观非常简洁耐看,不受输入轴(高速轴)至输出轴(低速轴)的距离影响,对大吨位的定滑轮组更能显示欧式小车的优越性,和起升电机、制动器不发生干涉,维修非常方便。

  三、欧式小车的起升机构计算

  欧式小车的起升机构计算,主要是对钢丝绳、电机、减速器、制动器、卷筒联轴器的选型计算。

  (1)钢丝绳的选型计算

  欧式小车钢丝绳的选型计算和传统桥式起重机一样(参见2013《起重机设计手册》676~679页相关内容)。欧式小车推荐选用国际知名品牌钢丝绳,国外8股绳芯钢丝绳较常见,国内6股绳芯钢丝绳较普遍,同样直径的钢丝绳,8股绳芯公称抗拉强度较大,可普遍选用最小破断力为1960~2160kN的钢丝绳,国内产品实际很难达到这个强度。

  (2)电机功率计算

  欧式小车的起升电机工况要求反复短暂运行,频繁起、制动和反转,经常短时间内过载,能承受较强的机械振动和冲击,工作环境多灰尘。一般用接电持续率、接电次数、起动次数这三个参数来表述起重机的断续周期S3工作制运行状况。其功率计算和传统桥式起重机一样(参见2013《起重机设计手册》536~543页相关内容)。

  起升机构的工作级别与电机等效接电持续率JC有非常密切的关系。多年前,编著者曾与国内某大型电机厂家的技术人员探讨,根据对方的建议和编著者近30年的设计经验,推荐参考(表3-1),变频电机在等效接电持续率JC(%)的功率换算关系(表3-2),供设计者参考。
表3-1起升机构的工作级别与等效接电持续率jc

表3-1起升机构的工作级别与等效接电持续率jc

表3-2变频电机在等效接电持续率jc下的功率换算关系
表3-2变频电机在等效接电持续率jc下的功率换算关系

  电机功率根据起升机构的工作级别,由表3-1査取等效接电持续率JC,在电机样本上选取所需电机功率和型号。对交流变频电机,国内电机样本上只显示出了标称功率为基准工作制时的功率。在电机样本上按表3-2换算成等效接电持续率JC下的电机实际功率,选取与标称功率相匹配的电机型号(《起重机设计规范》(GB 3811—2008)59~60页对起升电机功率介绍了4种计算方法,分别是稳态功率计算法、稳态负载系数法、等效接电持续率经验法和等效平均功率法,本处为等效接电持续率经验法),电机样本上的额定功率大于电机的稳态起升功率。此外,电机其他工作制下的功率需换算到S3工作制下的静功率(表3-3),无论采用哪种计算方法,其电机的静功率都是一样。
表3-3s1换算到其他工作制下的换算系数

表3-3s1换算到其他工作制下的换算系数

  (3)减速器选型计算

  欧式起升机构的减速器可选用国内和国际品牌,虽然每一个厂家的产品样本上都有选型公式,但就国内目前减速器的质量而言,按样本上的方法或公式选取的减速器,往往达不到样本上的技术指标。根据多年编著者的实践设计经验和国内减速器厂家技术人员多次沟通,其选型计算对国内品牌减速器,推荐按式(3-2)计算选型;对国际品牌减速器,推荐按式(3-4)计算选型。

  ①国内品牌减速器选型
国内品牌减速器选型

国内品牌减速器选型

  式中 n——起升电机的工作转速;

  nt——卷筒的工作转速;

  i——所选减速器的理论传动比。

  确定齿轮箱的额定功率:

  P1N≥P1·f1·f2·SF  (3-2)

  式中 P1——齿轮箱输入功率(电机静功率,单位kW);

  f1——被驱动系统服务系数,对欧式起重机取1.1~1.4,工作级别大取大值;

  f2——原动机(电机)系数,对欧式起重机取1;

  SF——齿轮箱可靠系数,根据起升机构工作级别确定,见表3-4;

  P1N——齿轮箱的额定功率,单位(kW)(齿轮箱的额定功率在样本上有标示,参见实例计算)。
表3-4齿轮箱可靠系数Sf

表3-4齿轮箱可靠系数Sf

  而且,满足峰值扭矩校核。

  P1N≥TA·n1·f3/9550  (3-3)

  式中 TA——最大启动扭矩,由用户提供参数计算,如果无法提供则按电机额定转矩(査电机样本)的1.6~1.8倍估算(N·m);

  n1——减速器的输入转速(r/min);

  f3——峰值扭矩系数,见表3-5,对起升机构按单向载荷取值,对运行机构按交变载荷取值。
表3-5峰值扭矩系数F3

表3-5峰值扭矩系数F3

  齿轮箱的额定功率验算需同时满足齿轮箱的额定功率和峰值扭矩校核,方符合减速器的选型设计要求。

  ②国际品牌减速器选型

  确定齿轮箱的额定功率:P2N≥P2·f1·f2  (3-4)

  式中 P2——工作机的额定功率(电机静功率,单位kW);

  f1——工作机系数,对欧式起重机取1.1~1.4;

  f2——原动机(电机)系数,对欧式起重机取1。

  (4)制动器选型计算

  欧式起重机推荐选用盘式制动器,其安全系数规范中有硬性规定(参见《起重机设计规范》(GB 3811—2008)60~61页中相关内容)。制动转矩、起动与制动时间的计算和传统桥式起重机一样(参见2013《起重机设计手册》541~543页相关内容)。

  (5)卷筒设计计算

  欧式起升机构卷筒的设计计算,和传统桥式起重机一样(参见2013《起重机设计手册》713页,欧式起升机构卷筒光杆Lg部分的计算,在本章后面有详细介绍),一般都设计成双联单层绕卷筒(图3-6、图3-7)。
图3-6卷筒绳槽尺寸

图3-6卷筒绳槽尺寸

图3-7卷筒计算尺寸
图3-7卷筒计算尺寸

  (6)卷筒联轴器选型计算

  卷筒联轴器一般有两种,一种是WJ系列型渐开线花键联接球面滚子联轴器,一种是

  DC系列鼓型齿式联轴器。其选型计算为:
DC系列鼓型齿式联轴器

  卷筒钢丝绳拉力:∑S=Q/m×η  (3-6)
卷筒钢丝绳拉力

  联接处的计算转矩:TK=T×K2×Φ6  (3-8)
联接处的计算转矩

  从卷筒联轴器样本上选取公称转矩、径向载荷大于按计算出的TK和Fr值,对应于Tmax、Fmax值。

  式中 Φ6——起升机构的动载系数(Φ2参见《起重机设计规范》(GB 3811—2008)10~11页中相关内容);

  D0——卷筒的计算直径(m),D0=D+d;

  ηT——卷筒支承轴承的效率,滚动轴承ηT=0.98,滑动轴承ηT=0.96;

  T——联接处所受静转矩(N·m);

  K2——卷筒联轴器的工作级别系数,见表3-6;

  TK——联接处的计算转矩(N·m);

  W——卷筒组的重量(N);

  Fr——联接处实际承受的径向载荷(N)。
表3-6工作级别系数

表3-6工作级别系数

  对选择DC系列鼓型齿式联轴器,还需按下式校核。

  Fr≤Fmax+(Tmax-TK)×K1(参见实例2计算)  (3-10)

  式中 K1——径向载荷补偿系数,见表3-7。
表3-7径向载荷补偿系数K1

表3-7径向载荷补偿系数K1

  (7)联轴器选型计算

  联轴器在欧式小车机构中用得较少,除了在减速箱的输入轴处,对中、大欧式小车需要采用一个刚性或齿轮联轴器,对小欧式小车需采用一个由电机厂家提供的法兰盘联轴器,并需考虑安装位置和空间,其他地方不会选用联轴器。联轴器的选型计算,和桥式起重机的联轴器一样(参见2013《起重机设计手册》1020~1022页相关内容)。

  四、欧式小车的运行机构设计

  欧式小车运行机构的选型计算和大车相同,参见4.5内容。

  五、欧式小车运行机构的特点

  欧式小车运行机构(图3-8)特别讲究减量化设计原则,突出机构、结构布置紧凑的特点,小车传动机构和主、被车轮布置与轮压分布有关。传动采用集成的“三合一”分别传动部件,不再采用集中驱动的独立元器件(电机、联轴器、立式减速器、制动器、浮动轴)。“三合一”减速器的安装型式有缓冲吊点、扭力臂和法兰连接盘等多种型式,对运行机构的传动性能和减速器寿命至关重要。一般为对边两轮驱动,对中、大欧式起重机也可以采用四角驱动,主动轮组(群)的总轮压略大于被动轮组(群)的总轮压。集中驱动机构所占空间较大,增大了小车的体积和重量,间接增大大车的重量。欧式小车在轮距方向比较紧凑,推荐传动型式采用F系列“三合一”减速器(图3-9),省去浮动轴和联轴器所占有的空间。
图3-8欧式小车运行机构

图3-8欧式小车运行机构

图3-9F系列三合一减速器
图3-9F系列三合一减速器

  六、欧式小车的轮压计算

  欧式小车的轮压计算和大车略有区别,小车的最大轮压根据最大额定起重量和小车自重计算。在验算小车车轮强度时,最小轮压可按小车的自重分摊到4角的平均轮压简算,其计算误差不会影响车轮的强度和寿命。主要是欧式小车的结构决定轮压基本对称分布在小车的主、副端梁上,和实际起重量产生的最大轮压相比影响较小。
小车的自重

  式中 G小——小车的自重。

  最大轮压Pmax为四角中轮压的最大值(最大轮压Pmax的计算参见3.4.1.1欧式小车架的主、副端梁设计,其中R1、R6的大值为小车的最大轮压),按Pmax、Pmin参照大车运行机构,验算车轮的强度。

  七、欧式小车运行机构的布置方式

  小车运行机构的布置,一般是靠近小车横梁的一端设计成主动轮(图3-10)。小欧式小车一般采用四轮对边驱动,对大起升高度小车也可以采用六轮对边支承驱动(图3-13(a))。对中欧式起重机小车可以采用四轮对边和四角驱动或四角带台车的对边(图3-11)和四角驱动(图3-12),也可以采用六轮支承驱动(图3-13(b))。对不带副钩的中欧式小车,由于定滑轮传递的压力占据大部分,导致主、被轮压相差太大,使小车架较长,为了使小车机构设计紧凑,可以把主动轮设计成比被动轮直径大的不等轮直径小车运行机构(图3-14),被动总轮压与主动总轮压比适当减小,一般取0.4~0.6为宜,以便主动轮能承受更大的轮压。表面上看,这种结构与带台车的车轮轮压还要略大,但从多次的实践设计经验来看,由于小车架没有加长,也省去台车组的重量,自重减小,小车实际结构重量反而最小,其综合性能以某160t中欧式小车为例和传统桥式起重机比较见表3-8。
图3-10大欧式小车运行机构

图3-10大欧式小车运行机构

图3-11四角带台车的对边驱动
图3-11四角带台车的对边驱动

图3-12四角带台车的四角驱动
图3-12四角带台车的四角驱动

表3-8六轮和不等直径车轮小车与传统桥式起重机小车性能比较
表3-8六轮和不等直径车轮小车与传统桥式起重机小车性能比较

表3-8六轮和不等直径车轮小车与传统桥式起重机小车性能比较2

  注:表3-8中的配置除注明者外,全部采用国产元器件和外购件。

图3-13六轮支承驱动小车运行机构
图3-13六轮支承驱动小车运行机构

图3-14不等轮直径的小车运行机构
图3-14不等轮直径的小车运行机构

  对大欧式起重机小车推荐采用双排车轮群的四角驱动,虽然主梁的集中载荷增大,但因小车架较短,较理想的减轻了小车自重,小车的总轮压还是减小,主梁的最大弯矩与小车车轮轴距变化有一定的关系,轴距越大,最大轮压的影响越大,但小车自重又会增加。在轴距一般工况下,主梁的最大弯矩与小车的总轮压有关,和同参数的中欧式小车相比,并没有增大,通过方案和设计比较,采用带台车的双排车轮群的四角驱动使小车的自重最小。

  文章来源:http://www.hnzyaq.com/gsxw/512.html

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