小车上电动机转动速度rpm和小车实际的速度m/s之间的转化问题

吖~ 2011-04-21 06:00:01

如题啦
在这一问题上我不知道从何下手
知道电动机转动速度rpm，小车车轮的直径
如何求解它的实际速度m/s呢

一些参考值如下：
电机选用SANYO DENKI 生产的SuperL 直流伺服电机，其额定转速为3000RPM，最大扭矩为
0.7Nm。由于驱动轮直径为220mm，机器人设计最高线速度2.5m/s，经计算，输出转速应为217.4RPM。
因此减速比i = 3000/217.4 = 13.79。查阅湖北行星传动设备有限公司提供的行星减速器参数表，最接
近的减速比i = 1:15。故选择1：15 的两级行星减速器，型号为PL405。

请给出一个例子吧，比如说电机的转动速度为400rpm，求解小车的实际运行速度V = ……（m/s）

高手请给出解答

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谢谢

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lebao82 2012-04-05

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关键应该是求出电机转一圈，轮胎转多少吧

百事烟 2012-04-05

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找直道，看里程表，走5公里，
再看你采集到多少个脉冲，那个比值你直接用就行了

Yofoo 2012-04-05

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400.0 / 60 / 15 * 0.22 * 3.14159
= 0.3

wfexp 2011-04-23

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这个玩意还真不会.

1绪论 1.1 起重机的介绍箱形双梁桥式起重机是由一个有两根箱形主梁和两根横向端梁构成的双梁桥架,在桥架上运行起重小车,可起吊和水平搬运各类物体,它适用于机械加工和装配车间料场等场合。 1.2 起重机设计的总体方案本次起重机设计的主要参数如下: 起重量10t,跨度16.5m，起升高度为10m起升速度8m/min小车运行速度v=40m/min大车运行速度V=90m/min大车运行传动方式为分别传动;桥架主梁型式,箱形梁.小车估计重量4t，起重机的重量16.8t .工作类型为中级。根据上述参数确定的总体方案如下：主梁的设计：主梁跨度16.5m ,是由上、下盖板和两块垂直的腹板组成封闭箱形截面实体板梁连接，主梁横截面腹板的厚度为6mm,翼缘板的厚度为10mm，主梁上的走台的宽度取决于端梁的长度和大车运行机构的平面尺寸，主梁跨度中部高度取H=L/17 ，主梁和端梁采用搭接形式，主梁和端梁连接处的高度取H0=0.4-0.6H，腹板的稳定性由横向加劲板和，纵向加劲条或者角钢来维持，纵向加劲条的焊接采用连续点焊，主梁翼缘板和腹板的焊接采用贴角焊缝，主梁通常会产生下挠变形，但加工和装配时采用预制上拱。小车的设计：小车主要有起升机构、运行机构和小车架组成。起升机构采用闭式传动方案，电动机轴与二级圆柱齿轮减速器的高速轴之间采用两个半齿联轴器和一中间浮动轴联系起来，减速器的低速轴鱼卷筒之间采用圆柱齿轮传动。运行机构采用全部为闭式齿轮传动，小车的四个车轮固定在小车架的四周，车轮采用带有角形轴承箱的成组部件，电动机装在小车架的台面上，由于电动机轴和车轮轴不在同一个平面上，所以运行机构采用立式三级圆柱齿轮减速器，在减速器的输入轴与电动机轴之间以及减速器的两个输出轴端与车轮轴之间均采用带浮动轴的半齿联轴器的连接方式。小车架的设计，采用粗略的计算方法，靠现有资料和经验来进行，采用钢板冲压成型的型钢来代替原来的焊接横梁。端梁的设计：端梁部分在起重机中有着重要的作用，它是承载平移运输的关键部件。端梁部分是由车轮组合端梁架组成，端梁部分主要有上盖板，腹板和下盖板组成；端梁是由两段通过连接板和角钢用高强螺栓连接而成。在端梁的内部设有加强筋，以保证端梁架受载后的稳定性。端梁的主要尺寸是依据主梁的跨度，大车的轮距和小车的轨距来确定的；大车的运行采用分别传动的方案。在装配起重机的时候，先将端梁的一段与其中的一根主梁连接在一起，然后再将端梁的两段连接起来。本章主要对箱形桥式起重机进行介绍，确定了其总体方案并进行了一些简单的分析。箱形双梁桥式起重机具有加工零件少，工艺性好、通用性好及机构安装检修方便等一系列的优点，因而在生产中得到广泛采用。我国在5吨到10吨的中、小起重量系列产品中主要采用这种形式，但这种结构形式也存在一些缺点：自重大、易下挠，在设计和制造时必须采取一些措施来防止或者减少。 2.大车运行机构的设计 2.1设计的基本原则和要求大车运行机构的设计通常和桥架的设计一起考虑，两者的设计工作要交叉进行，一般的设计步骤： 1. 确定桥架结构的形式和大车运行机构的传方式 2. 布置桥架的结构尺寸 3. 安排大车运行机构的具体位置和尺寸 4. 综合考虑二者的关系和完成部分的设计对大车运行机构设计的基本要求是： 1. 机构要紧凑，重量要轻 2. 和桥架配合要合适，这样桥架设计容易，机构好布置 3. 尽量减轻主梁的扭转载荷，不影响桥架刚度 4. 维修检修方便，机构布置合理 2.1.1机构传动方案大车机构传动方案，基本分为两类：分别传动和集中传动，桥式起重机常用的跨度（10.5-32M）范围均可用分别传动的方案本设计采用分别传动的方案。 2.1.2大车运行机构具体布置的主要问题： 1. 联轴器的选择 2. 轴承位置的安排 3. 轴长度的确定这三着是互相联系的。在具体布置大车运行机构的零部件时应该注意以几点： 1. 因为大车运行机构要安装在起重机桥架上，桥架的运行速度很高，而且受载之后向下挠曲，机构零部件在桥架上的安装可能不十分准确，所以如果单从保持机构的运动性能和补偿安装的不准确性着眼，凡是靠近电动机、减速器和车轮的轴，最好都用浮动轴。 2. 为了减少主梁的扭转载荷，应该使机构零件尽量靠近主梁而远离走台栏杆；尽量靠近端梁，使端梁能直接支撑一部分零部件的重量。 3. 对于分别传动的大车运行机构应该参考现有的资料，在浮动轴有足够的长度的条件下，使安装运行机构的平台减小，占用桥架的一个节间到两个节间的长度，总之考虑到桥架的设计和制造方便。 4. 制动器要安装在靠近电动机，使浮动轴可以在运行机构制动时发挥吸收冲击动能的作用。 2.2 大车运行机构的计算已知数据：起重机的起重量Q=100KN，桥架跨度L=16.5m，大车运行速度Vdc=90m/min，工作类型为中级，机构运行持续率为JC%=25，起重机的估计重量G=168KN，小车的重量为Gxc=40KN，桥架采用箱形结构。计算过程如下： 2.2.1确定机构的传动方案本起重机采用分别传动的方案如图（2-1）大车运行机构图（2-1） 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—车轮 2.2.2 选择车轮与轨道，并验算其强度按照如图所示的重量分布，计算大车的最大轮压和最小轮压：满载时的最大轮压： Pmax= = =95.6KN 空载时最大轮压： P‘max= = =50.2KN 空载时最小轮压： P‘min= = =33.8KN 式中的e为主钩中心线离端梁的中心线的最小距离e=1.5m 载荷率：Q/G=100/168=0.595 由[1]表19-6选择车轮：当运行速度为Vdc=60-90m/min，Q/G=0.595时工作类型为中级时，车轮直径Dc=500mm，轨道为P38的许用轮压为150KN，故可用。 1）.疲劳强度的计算疲劳强度计算时的等效载荷： Qd=Φ2•Q=0.6*100000=60000N 式中Φ2—等效系数，有[1]表4-8查得Φ2=0.6 车论的计算轮压： Pj= KCI• r •Pd =1.05×0.89×77450 =72380N 式中：Pd—车轮的等效轮压 Pd= = =77450N r—载荷变化系数，查[1]表19-2，当Qd/G=0.357时，r=0.89 Kc1—冲击系数，查[1]表19-1。第一种载荷当运行速度为V=1.5m/s时，Kc1=1.05 根据点接触情况计算疲劳接触应力： j=4000 =4000 =13555Kg/cm2 j =135550N/cm2 式中r-轨顶弧形半径，由[3]附录22查得r=300mm，对于车轮材料ZG55II，当HB>320时，[jd] =160000-200000N/cm2，因此满足疲劳强度计算。 2）.强度校核最大轮压的计算： Pjmax=KcII•Pmax =1.1×95600 =105160N 式中KcII-冲击系数，由[3]表2-7第II类载荷KcII=1.1 按点接触情况进行强度校核的接触应力： jmax= = =15353Kg/cm2 jmax =153530N/cm2 车轮采用ZG55II，查[1]表19-3得，HB>320时， [ j]=240000-300000N/cm2， jmax < [ j] 故强度足够。 2.2.3 运行阻力计算摩擦总阻力距 Mm=β（Q+G）（K+μ*d/2）由[1]表19-4 Dc=500mm车轮的轴承型号为：22220K，轴承内径和外径的平均值为：（100+180）/2=140mm 由[1]中表9-2到表9-4查得：滚动摩擦系数K=0.0006m，轴承摩擦系数μ=0.02，附加阻力系数β=1.5，代入上式中：当满载时的运行阻力矩： Mm（Q=Q）= Mm(Q=Q)=(Q+G)(  + ) =1.5（100000+168000）×（0.0006+0.02×0.14/2） =804N•m 运行摩擦阻力： Pm（Q=Q）= = =3216N 空载时： Mm（Q=0）=β×G×（K+μd/2） =1.5×168000×（0.0006+0.02×0.14/2） =504N P m（Q=0）= Mm（Q=0）/（Dc/2） =504×2/0.5 =2016N 2.2.4选择电动机 电动机静功率： Nj=Pj•Vdc/（60•m• ） =3216×90/60/0.95/2=2.54KW 式中Pj=Pm（Q=Q）—满载运行时的静阻力 (P m（Q=0）=2016N) m=2驱动电动机的台数初选电动机功率： N=Kd*Nj=1.3*2.54=3.3KW 式中Kd-电动机功率增大系数，由[1]表9-6查得Kd=1.3 查[2]表31-27选用电动机YR160M-8；Ne=4KW，n1=705rm，（GD2）=0.567kgm2，电动机的重量Gd=160kg 2.2.5 验算电动机的发热功率条件等效功率： Nx=K25•r•Nj =0.75×1.3×2.54 =2.48KW 式中K25—工作类型系数，由[1]表8-16查得当JC%=25时，K25=0.75 r—由[1]按照起重机工作场所得tq/tg=0.25，由[1]图8-37估得r=1.3 由此可知：Nx电动机发热条件通过。选择电动机：YR160M-8 2.2.6 减速器的选择车轮的转数： nc=Vdc/（π•Dc） =90/3.14/0.5=57.3rpm 机构传动比： i。=n1/nc=705/57.3=12.3 查[2]表19-11，选用两台ZLZ-160-12.5-IV减速器i。‘=12.5；[N]=9.1KW，当输入转速为750rpm，可见Nj<[N]中级。(电动机发热条件通过,减速器：ZLZ-160-12.5-IV ) 2.2.7 验算运行速度和实际所需功率实际运行的速度： V‘dc=Vdc• i。/ i。‘ =90×12.3/12.5=88.56m/min 误差： ε=（Vdc- V‘dc）/ Vdc =（90-88.56）/90×100%=1.6%<15%合适实际所需的电动机功率： N‘j=Nj•V‘dc/ Vdc =2.54×88.56/90=2.49KW 由于N‘j电动机和减速器都合适 2.2.8 验算起动时间起动时间： Tp= 式中n1=705rpm m=2驱动电动机台数 Mq=1.5×975×N/n1 =1.5×975×4/705=82.9N•m 满载时运行静阻力矩： Mj（Q=Q）= = =67.7N•m 空载运行时静阻力矩： Mj（Q=0）= = =42.4N•m 初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩： (GD2)ZL+(GD2)L=0.78 N•m 机构总飞轮矩: (GD2)1=(GD2)ZL+(GD2)L+(GD2)d =5.67+0.78=6.45 N•m 满载起动时间: t = = =8.91s 空载启动时间: t = = =5.7s 起动时间在允许范围内。 2.2.9 起动工况下校核减速器功率起动工况下减速器传递的功率: N= 式中Pd=Pj+Pg=Pj+ =3216+ =7746.2N m/--运行机构中,同一级传动减速器的个数,m/=2. 因此N= =5.89KW 所以减速器的[N]中级=9.1KW>N,故所选减速器功率合适。 2.2.10 验算启动不打滑条件由于起重机室内使用,故坡度阻力及风阻力不考虑在内.以下按三种情况计算. 1.两台电动机空载时同时驱动： n= >nz 式中p¬1= =33.8+50.2=84KN¬¬¬¬¬---主动轮轮压 p2= p1=84KN----从动轮轮压 f=0.2-----粘着系数(室内工作) nz—防止打滑的安全系数.nz 1.05~1.2 n =

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