歐式起重機小車的機構設計

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　　歐式小車的機構分起升機構和運行機構，兩個機構原則上只能先設計起升機構，后設計運行機構，這有利于小車機構的合理布置和小車輪壓的準確和減小。實際中一般都有產品的系列化圖紙可參考，機構和結構的先后次序也不影響設計。

　　一、歐式小車的起升機構設計

　　歐式小車的起升機構是歐式小車的關鍵機構，根據(jù)起升電機集成的方式不同，可分為兩種典型的起升機構型式。一種是小歐式起升機構，起升電機采用集成的“三合一”電機(功率目前局限在45kW以內);一種是中、大歐式起升機構，由起升電機、減速器、制動器等獨立的核心元器件和零部件等構成，電機功率不受限制。

　　小歐式起升機構由“三合一”起升電機、減速器、卷筒組、定滑輪組(小車橫梁)、超載限制器、起升高度限制器、鋼絲繩、吊鉤組等構成(圖3-4)。

　　中、大歐式起升機構由獨立的變頻電機、盤式制動器、短浮動軸、齒輪聯(lián)軸器、臥式硬齒面平行軸減速器、卷筒組、定滑輪組(小車橫梁)、超載限制器、起升高度限制器、鋼絲繩、吊鉤組等構成(圖3-5)。

　　無論小歐式起升機構還是中、大歐式起升機構，都只能將定滑輪組(小車橫梁)設計在起升機構的*外端，而不能將定滑輪組(小車橫梁)設計在起升機構的電機和卷筒之間，主要原因是目前國內的起升減速器中心距受限制。由于定滑輪組承受的*大拉力通過小車橫梁傳遞到小車架的主、副端梁占絕大多部分(占(m-2)/m，m為滑輪組倍率)，要使主、被動車輪的*大輪壓接近，以便減小小車*大輪壓，只能在電機的外端設計被動車輪。這勢必會使電機軸*被被動車輪軸的距離增大，從而使小車架變長，小車自重增加。因此，只有將定滑輪組(小車橫梁)設計在電機和卷筒之間，才能使小車*短，自重*輕，只是目前市面上還沒有滿足這種設計的平行軸減速器，這就是希望未來減速器中心距能增大50%的原因。

　　二、歐式小車起升機構的特點

　　歐式小車的起升機構依托于小車的主、副端梁立體布置零部件，卷筒沒有獨立的支座支承，將卷筒支座鑲嵌在小車架主、副端梁結構里面，機構緊湊，所占空間體積相對較小。卷筒軸線和小車端梁平面齊平，卷筒省去了卷筒支座高度空間，小車的*高部件卷筒高度大幅度降低(圖3-2)。

　　國內卷筒組一般和減速器采用卷筒聯(lián)軸器連接，裝配精度要求高，傳動效率高，不需要采用開式齒輪傳動布置大噸位慢速起升機構，卷筒有效長度變長。歐式主梁采用偏軌梁，有效軌距相對更大，起升機構的寬度相對更窄，有效地減小小車的重量，間接地減小大車的結構重量。

　　定滑輪組由兩排滑輪平行分布在兩根定滑輪軸上，滑輪軸垂直于卷筒軸。對大噸位起重機，其滑輪數(shù)量的多少只與小車橫梁的寬度有關，不影響小車軌距的寬度，所占空間較小，布置較緊湊。此外，定滑輪組放在小車橫梁里面，小車外觀非常簡潔耐看，不受輸入軸(高速軸)*輸出軸(低速軸)的距離影響，對大噸位的定滑輪組更能顯示歐式小車的優(yōu)越性，和起升電機、制動器不發(fā)生干涉，維修非常方便。

　　三、歐式小車的起升機構計算

　　歐式小車的起升機構計算，主要是對鋼絲繩、電機、減速器、制動器、卷筒聯(lián)軸器的選型計算。

　　(1)鋼絲繩的選型計算

　　歐式小車鋼絲繩的選型計算和傳統(tǒng)橋式起重機一樣(參見2013《起重機設計手冊》676～679頁相關內容)。歐式小車推薦選用**知名品牌鋼絲繩，國外8股繩芯鋼絲繩較常見，國內6股繩芯鋼絲繩較普遍，同樣直徑的鋼絲繩，8股繩芯公稱抗拉強度較大，可普遍選用*小破斷力為1960～2160kN的鋼絲繩，國內產品實際很難達到這個強度。

　　(2)電機功率計算

　　歐式小車的起升電機工況要求反復短暫運行，頻繁起、制動和反轉，經(jīng)常短時間內過載，能承受較強的機械振動和沖擊，工作環(huán)境多灰塵。一般用接電持續(xù)率、接電次數(shù)、起動次數(shù)這三個參數(shù)來表述起重機的斷續(xù)周期S3工作制運行狀況。其功率計算和傳統(tǒng)橋式起重機一樣(參見2013《起重機設計手冊》536～543頁相關內容)。

　　起升機構的工作級別與電機等效接電持續(xù)率JC有非常密切的關系。多年前，編著者曾與國內某大型電機廠家的技術人員探討，根據(jù)對方的建議和編著者近30年的設計經(jīng)驗，推薦參考(表3-1)，變頻電機在等效接電持續(xù)率JC(%)的功率換算關系(表3-2)，供設計者參考。

表3-1起升機構的工作級別與等效接電持續(xù)率jc


表3-2變頻電機在等效接電持續(xù)率jc下的功率換算關系

　　電機功率根據(jù)起升機構的工作級別，由表3-1査取等效接電持續(xù)率JC，在電機樣本上選取所需電機功率和型號。對交流變頻電機，國內電機樣本上只顯示出了標稱功率為基準工作制時的功率。在電機樣本上按表3-2換算成等效接電持續(xù)率JC下的電機實際功率，選取與標稱功率相匹配的電機型號(《起重機設計規(guī)范》(GB 3811—2008)59～60頁對起升電機功率介紹了4種計算方法，分別是穩(wěn)態(tài)功率計算法、穩(wěn)態(tài)負載系數(shù)法、等效接電持續(xù)率經(jīng)驗法和等效平均功率法，本處為等效接電持續(xù)率經(jīng)驗法)，電機樣本上的額定功率大于電機的穩(wěn)態(tài)起升功率。此外，電機其他工作制下的功率需換算到S3工作制下的靜功率(表3-3)，無論采用哪種計算方法，其電機的靜功率都是一樣。

　　(3)減速器選型計算

　　歐式起升機構的減速器可選用國內和**品牌，雖然每一個廠家的產品樣本上都有選型公式，但就國內目前減速器的質量而言，按樣本上的方法或公式選取的減速器，往往達不到樣本上的技術指標。根據(jù)多年編著者的實踐設計經(jīng)驗和國內減速器廠家技術人員多次溝通，其選型計算對國內品牌減速器，推薦按式(3-2)計算選型;對**品牌減速器，推薦按式(3-4)計算選型。

　?、賴鴥绕放茰p速器選型

國內品牌減速器選型

　　式中　n——起升電機的工作轉速;

　　nt——卷筒的工作轉速;

　　i——所選減速器的理論傳動比。

　　確定齒輪箱的額定功率：

　　P1N≥P1·f1·f2·SF　　(3-2)

　　式中　P1——齒輪箱輸入功率(電機靜功率，單位kW);

　　f1——被驅動系統(tǒng)服務系數(shù)，對歐式起重機取1.1～1.4，工作級別大取大值;

　　f2——原動機(電機)系數(shù)，對歐式起重機取1;

　　SF——齒輪箱可靠系數(shù)，根據(jù)起升機構工作級別確定，見表3-4;

　　P1N——齒輪箱的額定功率，單位(kW)(齒輪箱的額定功率在樣本上有標示，參見實例計算)。

表3-4齒輪箱可靠系數(shù)Sf

　　而且，滿足峰值扭矩校核。

　　P1N≥TA·n1·f3/9550　　(3-3)

　　式中　TA——*大啟動扭矩，由用戶提供參數(shù)計算，如果無法提供則按電機額定轉矩(査電機樣本)的1.6～1.8倍估算(N·m);

　　n1——減速器的輸入轉速(r/min);

　　f3——峰值扭矩系數(shù)，見表3-5，對起升機構按單向載荷取值，對運行機構按交變載荷取值。

表3-5峰值扭矩系數(shù)F3

　　齒輪箱的額定功率驗算需同時滿足齒輪箱的額定功率和峰值扭矩校核，方符合減速器的選型設計要求。

　?、?*品牌減速器選型

　　確定齒輪箱的額定功率：P2N≥P2·f1·f2　　(3-4)

　　式中　P2——工作機的額定功率(電機靜功率，單位kW);

　　f1——工作機系數(shù)，對歐式起重機取1.1～1.4;

　　f2——原動機(電機)系數(shù)，對歐式起重機取1。

　　(4)制動器選型計算

　　歐式起重機推薦選用盤式制動器，其**系數(shù)規(guī)范中有硬性規(guī)定(參見《起重機設計規(guī)范》(GB 3811—2008)60～61頁中相關內容)。制動轉矩、起動與制動時間的計算和傳統(tǒng)橋式起重機一樣(參見2013《起重機設計手冊》541～543頁相關內容)。

　　(5)卷筒設計計算

　　歐式起升機構卷筒的設計計算，和傳統(tǒng)橋式起重機一樣(參見2013《起重機設計手冊》713頁，歐式起升機構卷筒光桿Lg部分的計算，在本章后面有詳細介紹)，一般都設計成雙聯(lián)單層繞卷筒(圖3-6、圖3-7)。

圖3-7卷筒計算尺寸

　　(6)卷筒聯(lián)軸器選型計算

　　卷筒聯(lián)軸器一般有兩種，一種是WJ系列型漸開線花鍵聯(lián)接球面滾子聯(lián)軸器，一種是

　　DC系列鼓型齒式聯(lián)軸器。其選型計算為：

　　卷筒鋼絲繩拉力：∑S=Q/m×η　　(3-6)

　　聯(lián)接處的計算轉矩：TK=T×K2×Φ6　　(3-8)

　　從卷筒聯(lián)軸器樣本上選取公稱轉矩、徑向載荷大于按計算出的TK和Fr值，對應于Tmax、Fmax值。

　　式中　Φ6——起升機構的動載系數(shù)(Φ2參見《起重機設計規(guī)范》(GB 3811—2008)10～11頁中相關內容);

　　D0——卷筒的計算直徑(m)，D0=D+d;

　　ηT——卷筒支承軸承的效率，滾動軸承ηT=0.98，滑動軸承ηT=0.96;

　　T——聯(lián)接處所受靜轉矩(N·m);

　　K2——卷筒聯(lián)軸器的工作級別系數(shù)，見表3-6;

　　TK——聯(lián)接處的計算轉矩(N·m);

　　W——卷筒組的重量(N);

　　Fr——聯(lián)接處實際承受的徑向載荷(N)。

表3-6工作級別系數(shù)

　　對選擇DC系列鼓型齒式聯(lián)軸器，還需按下式校核。

　　Fr≤Fmax+(Tmax-TK)×K1(參見實例2計算)　　(3-10)

　　式中　K1——徑向載荷補償系數(shù)。

　　(7)聯(lián)軸器選型計算

　　聯(lián)軸器在歐式小車機構中用得較少，除了在減速箱的輸入軸處，對中、大歐式小車需要采用一個剛性或齒輪聯(lián)軸器，對小歐式小車需采用一個由電機廠家提供的法蘭盤聯(lián)軸器，并需考慮安裝位置和空間，其他地方不會選用聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的選型計算，和橋式起重機的聯(lián)軸器一樣(參見2013《起重機設計手冊》1020～1022頁相關內容)。

　　四、歐式小車的運行機構設計

　　歐式小車運行機構的選型計算和大車相同，參見4.5內容。

　　五、歐式小車運行機構的特點

　　歐式小車運行機構(圖3-8)特別講究減量化設計原則，突出機構、結構布置緊湊的特點，小車傳動機構和主、被車輪布置與輪壓分布有關。傳動采用集成的“三合一”分別傳動部件，不再采用集中驅動的獨立元器件(電機、聯(lián)軸器、立式減速器、制動器、浮動軸)。“三合一”減速器的安裝型式有緩沖吊點、扭力臂和法蘭連接盤等多種型式，對運行機構的傳動性能和減速器壽命*關重要。一般為對邊兩輪驅動，對中、大歐式起重機也可以采用四角驅動，主動輪組(群)的總輪壓略大于被動輪組(群)的總輪壓。集中驅動機構所占空間較大，增大了小車的體積和重量，間接增大大車的重量。歐式小車在輪距方向比較緊湊，推薦傳動型式采用F系列“三合一”減速器(圖3-9)，省去浮動軸和聯(lián)軸器所占有的空間。

圖3-8歐式小車運行機構

　　六、歐式小車的輪壓計算

　　歐式小車的輪壓計算和大車略有區(qū)別，小車的*大輪壓根據(jù)*大額定起重量和小車自重計算。在驗算小車車輪強度時，*小輪壓可按小車的自重分攤到4角的平均輪壓簡算，其計算誤差不會影響車輪的強度和壽命。主要是歐式小車的結構決定輪壓基本對稱分布在小車的主、副端梁上，和實際起重量產生的*大輪壓相比影響較小。

　　式中　G小——小車的自重。

　　*大輪壓Pmax為四角中輪壓的*大值(*大輪壓Pmax的計算參見3.4.1.1歐式小車架的主、副端梁設計，其中R1、R6的大值為小車的*大輪壓)，按Pmax、Pmin參照大車運行機構，驗算車輪的強度。

　　七、歐式小車運行機構的布置方式

　　小車運行機構的布置，一般是靠近小車橫梁的一端設計成主動輪(圖3-10)。小歐式小車一般采用四輪對邊驅動，對大起升高度小車也可以采用六輪對邊支承驅動(圖3-13(a))。對中歐式起重機小車可以采用四輪對邊和四角驅動或四角帶臺車的對邊(圖3-11)和四角驅動(圖3-12)，也可以采用六輪支承驅動(圖3-13(b))。對不帶副鉤的中歐式小車，由于定滑輪傳遞的壓力占據(jù)大部分，導致主、被輪壓相差太大，使小車架較長，為了使小車機構設計緊湊，可以把主動輪設計成比被動輪直徑大的不等輪直徑小車運行機構(圖3-14)，被動總輪壓與主動總輪壓比適當減小，一般取0.4～0.6為宜，以便主動輪能承受更大的輪壓。表面上看，這種結構與帶臺車的車輪輪壓還要略大，但從多次的實踐設計經(jīng)驗來看，由于小車架沒有加長，也省去臺車組的重量，自重減小，小車實際結構重量反而*小，其綜合性能以某160t中歐式小車為例和傳統(tǒng)橋式起重機比較。

　　對大歐式起重機小車推薦采用雙排車輪群的四角驅動，雖然主梁的集中載荷增大，但因小車架較短，較理想的減輕了小車自重，小車的總輪壓還是減小，主梁的*大彎矩與小車車輪軸距變化有一定的關系，軸距越大，*大輪壓的影響越大，但小車自重又會增加。在軸距一般工況下，主梁的*大彎矩與小車的總輪壓有關，和同參數(shù)的中歐式小車相比，并沒有增大，通過方案和設計比較，采用帶臺車的雙排車輪群的四角驅動使小車的自重*小。