50T10T桥式起重机结构设计毕业设计论文.doc

东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 绪论50T10T桥式起重机结构设计毕业设计论文绪论桥式起重机是桥架型起重机的一种，其常用类型是箱形双梁桥式起重机，是有一个两根箱形主梁和两根横向端梁构成的双梁桥架，它依靠起升机构和在水平面内的两个相互垂直方向移动的运行机构，它广泛应用在室内外仓库、机械加工车间、装配车间、码头和露天贮料场等场合。 桥式起重机一般有大车运行机构的桥架、装有起升机构和小车运行机构的起重小车、电气设备、司机室等几大部分组成。起重小车又分为主起升机构、副起升机构和小车桥架三部分组成，起升机构用来垂直升降物品，起重小车用来带着载荷作横向移动，以达到在跨度内和规定高度内组成的三维空间里做搬运和装卸货物用。桥式起重机是使用最广泛、拥有量最大的一种轨道运行式起重机，其额定起重量从几吨到几百吨。最基本的形式是通用吊钩桥式起重机，其他形式的桥式起重机都是在通用吊钩桥式起重机的基础上派生发展出来的。其结构具有加工零件少、工艺性好、通用性好及机构安装检修方便等一系列优点，因此在生产中得到广泛采用。1.1桥式起重机发展概述1.1.1 国内桥式起重机发展动向国内桥式起重机发展有三大特征：1）、改进机械结构，减轻自重国内桥式起重机多已经采用计算机优化设计，以此提高整机的技术性能和减轻自重，并在此前提下尽量采用新结构。如550t通用桥式起重机中采用半偏轨的主梁结构。与正轨箱形相比，可减少或取消加筋板，减少结构重量，节省加工工时。2）、充分吸收利用国外先进技术起重机大小车运行机构采用了德国Demang公司的“三合一”驱动装置，吊挂于端梁内侧，使其不受主梁下挠和振动的影响，提高了运行机构的性能和寿命，并使结构紧凑，外观美观，安装维修方便。遥控起重机的需要量随着生产发展页越来越大，宝钢在考察国外钢厂起重机之后，提出大力发展遥控起重机的建议，以提高安全性，减少劳动力。3）、向大型化发展由于国家对能源工业的重视和资助，建造了许多大中型水电站，发电机组越来越大。特别是长江三峡的建设对大型起重机的需求量迅速提升。三峡电厂需要1200t桥式起重机和2000t大型塔式起重机。1.1.2 国外桥式起重机发展动向当前，国外桥式起重机发展有四大特征：1）、简化设备结构，减轻自重，降低生产成本法国Patain公司采用了一种以板材为基本构件的小车架结构，其重量轻，加工方便，适应于中、小吨位的起重机。该结构要求起升采用行星圆锥齿轮减速器，小车架不直接与车架相连接，以此来降低对小车架的刚度要求，简化小车架结构，减轻自重。Patain公司的起重机大小车运行机构采用三合一驱动装置，结构比较紧凑，自重较轻，简化了总体布置。此外，由于运行机构与起重机走台没有联系，走台的振动也不会影响传动机构。2）、更新零部件，提高整机性能法国Patain公司采用窄偏轨箱形梁作主梁，其高、宽比为43.5左右，大筋板间距为梁高的2倍，不用小筋板，主梁与端梁的连接采用搭接的方式，使垂直力直接作用于端梁的上盖板，由此可以降低端梁的高度，便于运输。3）、设备大型化随着世界经济的发展，起重机械设备的体积和重量越来越趋于大型化，起重量和吊运幅度也有所增大，为节省生产和使用费用，其服务场地和使用范围也随之增大。4）、机械化运输系统的组合应用国外一些大厂为了提高生产率，降低生产成本，把起重运输机械有机的结合在一起，构成先进的机械化运输系统。1.2 设计内容课题设计的主要内容是设计QD50/10t桥式起重机小车及桥架等主要机构，而本论文主要是设计大车运行机构、大车桥架和小车的副起升机构，大车运行机构和副起升机构都应经过计算选出标准的电动机、减速器、联轴器、制动器和卷筒等部件，还有一些验算过程，对大车桥架进行结构设计和力学分析，绘制卷筒和桥架的装备图。46东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 副起升机构的设计第2章 副起升机构的设计 50/10t双梁桥式起重机小车采用四个走轮支承的起重小车。它主要由主起升机构、副起升机构、小车运行机构和小车架所组成。这里主要是副起升机构的计算。2.1 主要参数与机构的布置简图已知：起重量：Q=10吨；工作类型：中级（JC%=25）；最大起升高度：21米；起升速度V=4.87米/分。 图2-1 副起升机构传动简图 图2-2 副起升钢丝绳缠绕简图2.2 卷绕系统和驱动装置的计算根据起重量10吨，选择双联起升机构滑轮组倍率为3。（1） 钢丝绳所受最大静拉力 Smax=(PQ+P0)/xmZd式中： PQ-额定起升载荷，PQ=10吨=1000010=100KN； P0-吊具的自重载荷，在此设计中，指的是旋转横梁和电磁铁的自重。一般指的是吊钩以下的自重，吊钩挂架的重量一般约占额定起重量的24%，这里去吊钩挂架重量取P0=2.5KN； x-绕上卷筒的钢丝绳分支数，取x=2； m-滑轮组倍率，取m=3； Z-滑轮组效率，按表取Z=0.99； d-导向滑轮效率，按表取d=0.985。因此： Smax =25.88KN（2） 钢丝绳的选择所选钢丝绳的破断力应满足： 而式中：钢丝绳破断拉力；钢丝破断拉力总和； 折减系数（对于绳619的钢丝绳=0.85）； 钢丝绳安全系数（对于中级工作类型=5）。由上式可得：根据查钢丝绳产品表可选用钢丝绳61917.01550（GB110274），=167.5KN;因为=167.5152.24,所以符合要求。钢丝绳2.3 滑轮、卷筒的计算(1) 滑轮、卷筒最小直径（自绳槽底部算起的直径）的确定：D（e-1）d对于e系数，对机构工作级别为M5的桥式起重机，取e=18(筒绳直径比)。因此，D（18-1）17=289mm，并根据卷筒直径系列和使小车布置紧凑，卷筒的直径最终圆整为D=400mm滑轮的直径最终圆整为D=350mm 。（2） 卷筒的长度和厚度的计算 而 D0=D+d=400+17=417mm 式中： -最大起升高度，=21米； m-滑轮组倍率，取每组卷筒m=3； n-钢丝绳附加的安全圈数，使钢丝绳绳尾受力减小便于固定，n1.5,取n=3； t-绳槽节距，取t=20mm； L1 L2-空余部分和固定钢丝绳所需长度，取L1=L23t=60mm；-卷筒左右绳槽之间不刻槽部分长度，根据钢绳允许偏斜角 确定，其中：L3-吊钩组两侧滑轮绳槽中心线之间的距离，取为350mm；Hmin-当吊钩滑轮组位于上部极限位置时，卷筒轴和滑轮轴直接的距离Hmin=1350mm；-卷筒上绕出的钢丝绳分支相对于铅垂线的允许偏斜角，取tg=0.1。=350-213500.1=80mm因此代入式可知 卷筒长度mm,取=1700mm,卷筒材料采用HT2040，其壁厚和按经验公式确定：， 取=18mm（3）卷筒转速nt=式中： nt-卷筒转速，单位为r/min； n-起升速度，单位为m/min； m -滑轮组倍率，m=3； D0=0.417m。因此： 2.4 根据静功率初选电动机（1） 起升机构静功率计算 Pj=式中： Pj-静功率，单位为KW； -起升时的总机械效率。 式中： -卷筒的机械效率，采用滚动轴承时0.985； -传动机构的机械效率，按表暂取=0.94；因此： （2） 初选电动机 PJCGP式中： PJC-在JC值时功率，取机构接电持续率JC%=25，其单位KW； G-稳态负载平均系数，按表取0.80。因此： PJC0.808.9=7.12KW，查电动机产品目录选择较接近的电动机YZR2160L-8（如图2-4），在JC%=25时，功率N=9.0千瓦；转速n=694转/分,最大转矩倍率为2.73,电动机转子转动惯量电动机轴上额定扭矩图2-4安装尺寸：（单位mm）HABCCAK螺栓直径DEFGGD16025425410833015M12481101442.59外形尺寸：（单位mm）ACABHDBBLLCHA325320420335800912202.5 减速器的选择（1） 起升机构总的传动比： 式中： -电动机的额定转速，n=694r/min； -卷筒转速，nt=7.23r/min。根据传动比i=96，电动机功率N=9千瓦，电动机转速n=694转/分，工作类型中级（M5），从减速器产品目录可选用QJS-D335-100型减速器（如图2-5），传动比i=100，输入功率p=9.1，转速n=710转/分。其外形和安装尺寸如图2-6。名义中心距a1a2a3A03外形尺寸中心高LHBh3352361707411245695430335地脚安装尺寸ABnG1e1质量（kg）SS1S2S3CP孔数（个）370105075045035278115140035365380805图2-6 QJS-D型减速器外形和安装尺寸(mm)（2） 减速器的验算 减速器轴端最大径向力Fmax按下式验算Fmax=2S+F式中： S-卷筒上钢丝绳的最大静拉力，S=25880N； Gt-卷筒的重力(N)，Gt=5320N； F-减速器输出轴端的允许最大径向载荷(N)，F=37000N； 2-起升载荷动载系数2=1.05。因此，-(合格) 减速器输出轴承受的短暂最大扭矩应满足以下条件式中：-电动机的额定扭矩，=12.6kg.m； i -传动比，i=100； -电动机至减速器被动轴的效率； -电动机最大转矩倍数。 查QJS系列减速器轴端短暂容许扭矩所以：-符合要求（3） 实际起升速度的验算由于速度偏差应小于15%所以：2.6 制动器的选择制动转矩应满足下式要求：TZKZ 式中： TZ-制动器制动转矩(N.m)； KZ-制动安全系数，按表取KZ=1.75； Q-额定起升载荷，Q=100000+2500=102500N； D0-卷筒卷绕直径，D0=0.417m； -起升时的总机械效率=0.917。因此： 所以查表选择YWZ2-200/25（如图2-7）,制动轮直径D=200mm,最大制动力矩为200N.m.其技术参数及安装尺寸如图2-8所以： -满足要求图2-7制动器型号推动器型号制动力矩安装及外形尺寸（mm）Dh1kidYWZ2-200/25MYT2-25/41002002001701756017安装及外形尺寸(mm)重量（kg）nbFGEHALC8901001951704704201178033图2-8 YWZ2系列制动器技术参数及安装尺寸2.7 联轴器的选择起升机构的联轴器应满足下式要求: T=k1k2k3TtTt式中： T-所传扭矩的计算值； Tt -实际作用的扭矩(电动机额定扭矩) Tt =12.6kg.m，； k1-联轴器重要程度系数，对起升机构，k1=1.8； k2-工作级别为M5 ， k2=1.2； k3-角度偏差系数， k3=1。因此，T=1.81.21126=272N.mT 查联轴器选择GCL3型联轴器（如图2-9），允许最大扭矩Tt=1000N.m, 转动惯量为0.045kg.,因为T320时， =2400030000其余符号意义同前：-符合要求东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 箱形双梁桥架的计算第4章 箱形双梁桥架的计算50/10t箱形双梁桥架是由两根箱形主梁和端梁构成。主梁一侧安置水平走台，用来安装大车运行机构和走人。主梁与端梁刚性地连接在一起，走台是悬臂支撑在主梁外侧。走台外侧安置有栏杆。在实际计算中，走台与栏杆均认为是不承受力的构件。箱形双梁桥架具有加工零件少、工艺性好，通用性强等优点，在钢板供应充足情况下，广泛采用这种结构型式。4.1 主要技术参数及简图起重量：Q=50000kg； 跨度：L=25.8米； 工作类型：中级JC%=25； 小车轨距：a=3米； 小车轮距：b=3.85米； 大车轮距：B=5米； 小车轮压：=175000N =170000N 。箱形桥架结构简图如下所示4.2 主梁计算主梁跨度25.8m ,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22mm，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 ，主梁和端梁采用搭接形式，端梁的高度取H0=0.40.6H，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。在计算箱形双梁桥式起重机的主梁时，一般应计算驱动侧主梁和导电侧主梁中的负载较大的一根梁，作为计算对象。 为了保证起重机安全、正常地工作，主梁应满足强度、刚度和稳定性的要求。强度和稳定性要求是指主梁在载荷作用下产生的内力不应超过主梁材料许用的承载能力，刚度要求是指主梁在载荷作用下产生的变形量不应超过许用的变形值以及主梁的自振周期不应超过许用的振动周期。4.3 按传统力学方法设计主梁结构参数4.3.1 主梁截面参数的取值(1)按梁的强度条件确定梁高由强度条件决定的经济梁高hs为1/2hs=式中： K1-弯矩系数，其值为: K1=(2+4)C1+1其中： C1-将小车轮压转化为跨中集中载荷时，计算弯矩的换算系数: ； PG桥-半个桥架的自重载荷， PG桥=11828kg； -主梁材料的许用应力，=140MPa； -腹板总厚度，=12mm。 =因此，综合以上代入(3-38)得： ，圆整取hs=1450mm。(2)按梁的刚度条件确定梁高由刚度条件决定的经济梁高为1/3 h= 式中： =L/f=850； E-弹性模量，E=； C2-把小车轮压转化为跨中载荷计算挠度的换算系数: C2=(1+)(1-)3-(1-)2 综合以上，代入(3-39)得 ，圆整取h=1500mm。（3）强度和刚度控制条件的判别同时满足强度和刚度条件的主梁高跨比为 = 式中：=7001000，工作级别高的取高值，工作级别低的取低值； -设计许用应力，推荐值为： Q235钢：=140MPa 16Mn钢：=180MPa200MPa实际工程设计不容易做到同时使强度和刚度都达到许用值，往往只能一个达到许用值，而另一个富裕一些.同时满足强度和刚度条件的起重量为: Q= + 1/3式中： A2=()2(+)L =93.4 B2=()(+)21/3=173.7 代入得：3 Q= + =566103N因此，QP2时，主梁的最大弯矩截面距左支点A的距离为z=-式中 P1，P2-计算轮压(考虑起升动载荷系数2和运行冲击系数4或起升冲击系数1)。P1=175000N， P2=170000N (过程略)其最大弯矩为Mmax=( P1+ P2)L-P2b2=2.271017N.m图4-4 桥架水平面内弯矩图当小车位于跨端极限位置(z=1500mm)时，主梁剪力最大。Qmax= P1+ P2- P2 Qmax= 175000+ 170000- 170000=319632N主梁在水平平面内按框架计算，由和引起的跨中弯矩为 MH=(1-)+(3-)式中： =L+;其中：I1、I2为主梁、端梁水平方向惯性矩。根据截面计算结果如下：I1=1.741010 ， I2=2.09109 ，图中，c=0，l=B=5500mm，因此， -大车运行、制动时，由小车质量、起重量和吊具质量对一根主梁产生的水平移动惯性载荷，=； -一根主梁的质量产生的水平均布惯性力， q惯=；依据最终主梁数据Fq=10581.79N/m，因此=377.92N/m因此，综合代入(3-44) MH=(1-)+(3-) =1155416.39N.m跨中截面翼缘板角点应力最大，其值为w=+ 式中： Mv-由固定载荷和移动载荷在i计算截面(垂直)引起的弯矩之和，按下式计算: Mv=(L-b1)2 +式中： P-满载小车的静轮压之和， P =P1+P2=345000N； b1-轮压合力与左轮的距离， b1=b=； i -运行冲击系数4=1.1+0.058=1.18和 起升冲击系数1=1.1，之间的取最大值， 4=1.18； q-主梁的均布自重载荷，。综合代入得：Mv=(25.8-1.9)2 +Mv =N.mWx、Wy-计算截面垂直方向及水平方向的截面抗弯模量，Wx =6962856，Wy =23226858；-材料的许用应力(Q235)，=140MPa；因此，综合以上各式，代入（3-45）得：w=+=80.55MPa -(合格)跨端截面腹板的最大剪应力为 = 式中： -材料的许用剪应力(Q235)， =100MPa； Q-计算截面上的计算简力，Q=Qmax=371230.76N； Ix-计算截面的惯性矩，Ix=1.741010mm4； -腹板(以主腹板计算)的厚度，=6mm； S0-计算剪应力处截面的最大静矩， S0=38799156mm3。= =12.45MPa .(合格)4.3.3 主梁刚度计算1、主梁的垂直静刚度计算： 图4-5式中： =（L-b）/2=（25800-3.85）/2=12898 b-小车轮距； -许用静刚度，=L/700N/mm L/700=36.9N/mm2、主梁水平刚度计算：以上字母参照以前的=10.8N/mmL/2000=12.9N/mm4.4 端梁的设计计算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