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毕业设计(论文)-箱形双梁桥式起重机设计.doc

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毕业设计(论文)-箱形双梁桥式起重机设计.doc

焦作大学机电系毕业设计第一章绪论11绪论11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。12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165M,起升高度为10M起升速度8M/MIN小车运行速度V40M/MIN大车运行速度V90M/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168T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165M,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HL/17,主梁和端梁采用搭接形式,主梁和端梁连接处的高度取H00406H,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焦作大学机电系毕业设计第一章绪论2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。焦作大学机电系毕业设计第二章大车运行机构的设计32大车运行机构的设计21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211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(10532M)范围均可用分别传动的方案本设计采用分别传动的方案。212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焦作大学机电系毕业设计第二章大车运行机构的设计4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。22大车运行机构的计算已知数据起重机的起重量Q100KN,桥架跨度L165M,大车运行速度VDC90M/MIN,工作类型为中级,机构运行持续率为JC25,起重机的估计重量G168KN,小车的重量为GXC40KN,桥架采用箱形结构。计算过程如下221确定机构的传动方案本起重机采用分别传动的方案如图(21)大车运行机构图(21)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222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PMAXLELQ2GXC4GXCG51651516240100440168焦作大学机电系毕业设计第二章大车运行机构的设计5956KN空载时最大轮压P‘MAXLEL2GXC4GXCG51651516240440168502KN空载时最小轮压P‘MINLE2GXC4GXCG51651240440168338KN式中的E为主钩中心线离端梁的中心线的最小距离E15M载荷率Q/G100/1680595由1表196选择车轮当运行速度为VDC6090M/MIN,Q/G0595时工作类型为中级时,车轮直径DC500MM,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QDΦ2Q0610000060000N式中Φ2等效系数,有1表48查得Φ206车论的计算轮压PJKCIRPD1050897745072380N式中PD车轮的等效轮压PDLLQD512GXC4GXCG516515162406044016877450NR载荷变化系数,查1表192,当QD/G0357时,R089KC1冲击系数,查1表191。第一种载荷当运行速度为V15M/S时,焦作大学机电系毕业设计第二章大车运行机构的设计6KC1105根据点接触情况计算疲劳接触应力J40003212RDCPJ4000323015027238013555KG/CM2J135550N/CM2式中R轨顶弧形半径,由3附录22查得R300MM,对于车轮材料ZG55II,当HB320时,JD160000200000N/CM2,因此满足疲劳强度计算。2)强度校核最大轮压的计算PJMAXKCIIPMAX1195600105160N式中KCII冲击系数,由3表27第II类载荷KCII11按点接触情况进行强度校核的接触应力JMAX3212MAXRDCPJ3230150210516015353KG/CM2JMAX153530N/CM2车轮采用ZG55II,查1表193得,HB320时,J240000300000N/CM2,JMAXJ故强度足够。223运行阻力计算摩擦总阻力距MMΒ(QG)(KΜD/2)焦作大学机电系毕业设计第二章大车运行机构的设计7由1表194DC500MM车轮的轴承型号为22220K,轴承内径和外径的平均值为(100180)/2140MM由1中表92到表94查得滚动摩擦系数K00006M,轴承摩擦系数Μ002,附加阻力系数Β15,代入上式中当满载时的运行阻力矩MM(QQ)MMQQQG2D15(100000168000)(00006002014/2)804NM运行摩擦阻力PM(QQ)2DCQQMM2508043216N空载时MM(Q0)ΒG(KΜD/2)15168000(00006002014/2)504NPM(Q0)MM(Q0)/(DC/2)5042/052016N224选择电动机电动机静功率NJPJVDC/(60M)321690/60/095/2254KW式中PJPM(QQ)满载运行时的静阻力PM(Q0)2016NM2驱动电动机的台数初选电动机功率NKDNJ1325433KW

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