柱式悬臂起重机设计毕业论文.doc

柱式悬臂起重机设计毕业论文目 录1 绪论12 悬臂起重机的设计计划与方案论证32.1 悬臂起重机工作原理32.2 各种机构方案论证33 起升机构设计93.1 钢丝绳的选取93.2 滑轮的计算及选取93.3 卷筒的计算及选择103.4 钢丝绳尾端在卷筒上的固定方式123.5 关于电动机的选择133.6 选择电动葫芦型号133.7 变幅机构的设计144 回转驱动装置的设计计算154.1 计算回转力矩154.2 选择电动机164.2 齿轮的设计164.4 键的选择与校核215 起重机金属结构强度计算235.1 立柱计算235.2 地脚连接螺钉的选择与校核255.3 悬臂梁的设计与相关计算275.4 悬臂挠度28结论32致谢33参考文献3431上海交通大学二一四届本科毕业设计（论文）第 31 页 共 31 页 1 绪论立柱式悬臂起重机是近年发展起来的中小型起重装备，无论是室内室外更或是各种装卸平台，立柱式悬臂起重机随处可见，方便快捷，省时省力。本次设计为BZD5型立柱式悬臂起重机，起重机由立柱，悬臂梁回转驱动装置，回转支承装置及电动葫芦组成。电动葫芦在旋臂梁的工字钢上作水平与升降直线运行，以此起吊重物。随着我国机械水平方面的技能与水平的提高，特别是国家中小企业的发展，对于起重机的需求，使用，要求上都有提高，且对起重机的安全性能、效率及耐久性的要求也相对提高。综合这些需求，合理地设计这样一台起重机有着十分积极的现实意义。课题的基本内容和要求：BZD5型柱式悬臂起重机是与电葫芦配套使用的一种轻型起重机，结构简单。主要参数：起重量：5吨；提升高度：4米；最大回转半径R：4米；回转角度：360；起升速度：常速，8米/分；慢速，0.8米/分；外形高度：5.750米；外形宽度：4.6米；运行速度：20米/分；自重：4500公斤。2 悬臂起重机的设计计划与方案论证2.1 悬臂起重机工作原理手动柱式悬臂起重机在升降方面是由电动葫芦来调节，旋转方面与水平运行是由人工驱动，起重量太小，操作麻烦。BZD型立柱式悬臂起重机是在手动基础上加上电动回转驱动装置，与附着在悬臂梁上的电动葫芦，无论周旋转，水平运行，还是升降运动完全实现电控，极大的降低了劳动强度与工作效率。2.2 各机构方案论证2.2.1 整体结构方案及其方案论证方案一：悬臂梁与固定在立柱顶端上的旋转基座连接，以此来达到旋转的目的。结构如图2-1。方案二：悬臂梁直接通过上旋转支承固定在立柱的顶端，与下回转支承支撑悬臂梁，来实现360度旋转。结构如图2-2。工作地面到悬臂梁下表面距离起升高度有效半径图2-1 方案一结构图起升高度工作地面到旋臂表面的高度有效半径图2-2 方案二结构方案一能达到基本要求，但其回转角度有限，无法达到360度旋转。方案二能够实现全方位旋转。根据任务书要求，选择方案二。2.2.2起升机构与运行机构方案及其方案论证方案一：借鉴塔式起重机水平与竖直方向运行的结构形式，采用小车和吊钩作起升机构和运行机构。在悬臂梁上额外焊接小车的运行轨道，此外电动机，减速器，钢丝绳，卷筒都要做另外的固定。结构如图2-3。图2-3 方案一结构图方案二：钢丝绳电动葫芦是由起升电动机，运行电动机，减速器，钢丝绳，卷筒，吊钩，联轴器组成。重量轻，体积小，设计合理，运行平稳，操作简单，运行方便，可做起升，水平运动，力学性能好。此外能够直接以工字梁作为运行轨道，安装方便。广泛应用于悬臂，龙门等起重机上。结构如图2-4。图2-4 方案二结构图方案一适用于较大起重量的其中装置上，安装复杂，布局所占空间较大。方案二重量轻，体积小，设计合理，运行平稳，操作简单，运行方便可以直接附着在工字钢上，结构紧凑。因此选用方案二。结构如图2-5。图2-5 电动葫芦结构图电动葫芦有CD1型与MD1型：CD1型钢丝绳电动葫芦可广泛用于提升重物或安装在单梁起重机，直线、曲线的工字梁上，减速器采用硬齿面传动设计，寿命长，机械效率高。电机采用锥形转子制动电动机，具有上下双向安全限位装置。起升速度为8m/min，可以满足一般作业要求。CD1型钢丝绳电动葫芦是一种轻小型起重设备,具有结构紧凑、重量轻、体积小、零部件通用性强、操作方便等优点。也可用于葫芦双梁、葫芦龙门起重机或悬臂吊上，是工矿企业、铁路、码头、仓库中常用的起重设备。MD1型钢丝绳电动葫芦大致上和CD1型电动葫芦相仿，无论是起升电机还是运行电机，减速器，卷筒，钢丝绳，制动器都和CD1型大相径庭，但MD1型钢丝绳电动葫芦的减速器是采用齿面传动，寿命长，效率高。其制动器采用锥形转子电动机能够更快更平稳的限制位移同时也具有双向安全限位装置。MD1型钢丝绳电动葫芦最主要的区别是其起升电机有快慢两档起升速度：8m/min和0.8m/min，不同的情况可以满足不同的需求，这在使用方面可以说大大的增加了MD1型钢丝绳电动葫芦的范围。结构紧凑、重量轻、体积小是它另外的特点。广泛应用于很多工矿企业、铁路、码头、仓库中的小型起吊装置与运行装置。根据任务书要求要有常、慢两档起升速度，因此选择MD1型钢丝绳电动葫芦。2.2.3 旋转支承机构的选择与方案论证方案一：定柱式回转支承。悬臂梁与立柱通过如图所示回转支承连接，滚子固定在与悬臂梁连接的上支撑座上，滚子结构较复杂，安装较困难。难以承受较大的轴向力，弯矩，倾覆力矩。结构如图2-6。方案二：单排四点接触球式回转支承。单排四点接触球式回转支承由内外两个套圈通过钢球与防尘罩组成。能同时承受轴向力，径向力和倾覆力矩，广泛应用于各种工程机械的旋转机构中。结构如图2-7。方案三：双排异球式回转支承。双排异球式回转支承广泛应用于塔式起重机。双排异球式回转支承具有两个内圈一个外圈，通过异径双排直径不同的钢球与隔离块镶嵌连接。上下圆弧轨道的承载角度都为90度，能够承受很大的轴向力，弯矩与倾覆力矩。结构如图2-8。图2-6 定柱式回转支承图2-7 单排接触球式回转支承图2-8 双排异径球式回转支承综上所述选择方案三，双排异径球式回转支承结构简单，技术纯熟，安装方便，性能好。定柱式回转支承结构较复杂，安装不方便。单排四点接触球式回转支承虽然可以承受轴向力，径向力和倾覆力矩，但所承受有限，不适宜较大的压力。2.2.4 回转驱动装置的选择与方案论证方案一：回转驱动结构固定在下支承上。电动机连接减速器，直接固定在下支撑上，通过电动机连接减速器带动齿轮转动，进而带动悬臂梁转动。减速器输出用齿轮，大齿轮与立柱中央固定的齿圈相连，以旋转机构支架的旋转带动悬臂梁绕立柱旋转。方案二:回转驱动结构固定在上支承上。电动机连接减速器，直接固定在上支撑上，通过电动机连接减速器带动齿轮转动，进而直接带动悬臂梁转动。综上所述选择第一种方案，回转机构选择双排异径球式回转支撑，可以承受很大的力矩，因此回转下支撑只承受很小的力，第一种方案的齿轮也会承受很小的径向力，并且第一种方案距离地面近安装修理都方便。2.2.5 悬臂梁截面形式的方案及其论证方案方案一：选择工字钢作为起重机悬臂梁，截面如下图2-11所示。方案二：选择对焊槽钢为起重机悬臂梁，两个U型槽钢焊在一起，截面为方形，截面如图2-12所示。图2-9 工字钢截面图 图2-10 对焊槽钢截面图工字钢能够承受较大的弯矩与倾覆力矩，相对来说质量轻便，同时可以作为电动葫芦的导轨。而对焊槽钢能够承受较大的轴向力，但在切向力，扭矩的承受却相对来说差。因此选择工字钢。3. 起升机构设计起升装置的设计为钢丝绳电动葫芦。钢丝绳电动葫芦是由起升电动机，运行电动机，减速器，钢丝绳，卷筒，吊钩，联轴器组成。重量轻，体积小，设计合理，运行平稳，操作简单，运行方便，可做起升，水平运动，力学性能好。此外能够直接以工字梁作为运行轨道，安装方便。广泛应用于悬臂，龙门等起重机上。不同规格的零件组成的电动葫芦型号不一样，其参数，规格，力学性能都不尽相同。同时各个部分也可另外通过设计，选取，进而组装。本次设计按照任务书上的要求，通过计算所允许的极限规格的各零件参数来选取符合要求的电动葫芦。3.1 钢丝绳的选取在水平运行与起升运行过程中，钢丝绳的安全性举足轻重，无论是对人身安全，货物安全还是工作效率都有影响，因此钢丝绳安全的保证很重要，一些必要的措施必不可少。根据起重机安全初步得出以下措施：1.增加钢丝绳有效横截面积，降低钢丝绳所受的应力，进而提高钢丝绳的安全系数。2.选用较大直径的滑轮与卷筒3.经常做一些适当的保养，根据季节使用频率涂抹润滑油。4.减少钢丝绳的弯曲次数。5.定期检查钢丝绳的损耗程度，预防安全事故。钢丝绳允许最小直径计算：根据参考文献3，6371型钢丝绳计算公式：其中：K机动起重机安全设备系数，k=56,上述取6因此，根据上述所得钢丝绳的选取至少要大于7.67mm3.2 滑轮的计算及选取滑轮许用最小直径：式中：按钢丝绳中心计算的滑轮允许的最小卷绕直径d钢丝绳直径mme滑轮直径与钢丝绳直径的比值查参考文献表612-2，轮绳直径比e=25查参考文献6表13-2，初步选定 ，轴承型号2203.3 卷筒的计算及选择1）卷筒直径：根据钢丝绳卷绕装置：根据参考文献3表419与JB/T 9006.21999选取卷筒直径2）卷筒长度：根据参考文献3表422 ，选择单联卷筒。根据参考文献3公式：其中：卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，所选只有一个滑轮，取=A。 卷筒计算直径。 3）卷筒厚度：允许最大值卷筒壁压应力验算：根据参考文献3公式431：选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度，许用压应力：故抗压强度足够卷筒拉应力计算校核：由于卷筒长度不大于三倍直径，由弯矩产生的拉应力。卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时：卷筒断面系数式中：D卷筒外径D=400mm 卷筒内径因此：合成应力：式中许用拉应力：所以卷筒强度验算通过。因此，初步选择卷筒参数为：卷筒直径：D=400mm，长度：L=600mm，卷筒槽形的槽底半径：r=1.5mm，绳槽尺寸：t=20mm，倍率：=23.4钢丝绳在卷筒上的固定方式固定方式如图3-1所示：主要组成：1.卷筒 2.钢丝绳 3.滑轮图3-1 单联卷筒卷筒有两种：多层卷绕的光滑表面与单层卷绕的螺旋槽表面。光滑表面结构简单，钢丝绳会紧密缠绕在卷筒上，一般适合于钢丝绳多层卷绕的卷筒，节省表面的需求。螺旋槽表面有螺旋槽，钢丝绳会紧紧卡在螺旋槽内，避免了来回晃动，避免摩擦造成的机械障碍与磨损，增加其使用性能与安全性，但其只适合于单层卷绕，同时也可以成对使用，称为双联卷筒。一般选用单层卷绕的单联卷筒。单联卷筒上的螺旋槽有两种：浅槽和深槽。浅槽也叫标准槽，一般就用标准槽，因为他的节距比较短，因此绳槽圈数也都相同，一般来说，标准槽的卷筒其有效长度会比深槽的短。但是钢丝绳嵌入卷筒时与卷筒表面的偏角比较大，在某些特殊环境下使用，钢丝绳会有脱槽的危险，因此，为了避免钢丝绳在卷筒上脱槽或缠绕出错就选择深槽的卷筒。3.5 关于电动机的选择计算静功率：式中：机构总功率，一般=0.8-0.9，取=0.9V水平运行速度电动机计算功率：式中 系数对于级机构，=O85095,取=0.853.6选择电动葫芦型号综合上述的计算与论证，根据参考文献4表124，选择MD15型电动葫芦，参数如表3-1。表3-1 MD1-5电动葫芦参数型号MD1钢丝绳电动葫芦起重量（吨）5起升高度（米）6-30起升速度（米/分）8/0.8运行速度（米/分）20钢丝绳规格（GB35964）6*37+1工字钢轨道型号（GB706-65）25a-63c环形轨道最小半径（米）2-4起重电机型号ZD41-4额定功率（千瓦）7.5额定转速（转/分）1400额定电流（安）16.5运行点击型号ZDY41-4额定功率（千瓦）0.8额定转速（转/分1380额定电流（安）2.2自重（千克）590-8003.7变幅机构起重机需要一种机构来改变作业幅度而且沿臂架径向水平位移和吊运物品，这就是变幅机构。本次设计因工作量问题，变幅机构只做简要概括，不做过多的叙述。悬臂起重机的幅度是一个重要参数,回转式起重机,吊取重物的设备中心线到起重机回转中心线水平距离;非旋臂式起重机,是横臂架铰轴的中心线距离到吊取设备中心线,或其他典型轴的距离。立柱悬臂梁是变幅机构的金属结构的主要力量,除了结构重力本身外,还承担负荷起升力,臂架的损坏(折叠臂或坠臂)可能会导致一个严重的起重事故。变幅机构和起升机构一样同样是安全控制的一个重点。变幅机构根据不同情况的多种类型：根据不同的作业要求,可分为非工作性变幅与工作性变幅。非工作性变幅的主要任务是调整变幅机构的位置,只有在空载条件适当的幅度范围，提升材料的过程中振幅的变化。例如,移动起重机受稳定限制,不允许停止加载的过程中。工作特点是振幅频率较低,低速度。工作性变幅可以有可变负荷,从而扩大了起重作业区域。主要特点是频繁变化振幅、高速度,直接影响装卸生产率,传动机构力越大,相对来说机构就会变得越复杂。变幅机构根据不同的性能要求，还可以进一步划分为平衡性变幅机构和非平衡性变幅机构：平衡性变幅机构。一般在操作中,使起重机项振幅的重心沿水平或接近水平线移动,和自由运行的平衡中心相平衡。这可以既节省驱动功率,而且运行稳定、可靠。非平衡性变幅机构。通过摆动臂完成水平货物运输,应该增加或减少,需要较高的驱动功率,无论是货物重心，臂架中心，还是共同作用的作用力中心都会有不同程度的波动幅度，惯性载荷大,影响使用性能。因此,非平衡的变幅主要用于非工作性的变幅机构。4. 回转驱动装置的设计计算4.1 计算回转力矩根据参考文献6计算公式：其中： 起升载荷 5t 旋转部分重量 1.2t 对重 0t因此：6.2t当起升载荷在极限距离时，对下支承的水平力为1）对上支承的作用力：其中：0.003 0.1m其中：0.003 0.1m2） 风阻力矩小中型悬臂起重机一般为室内使用，风力可近乎为零。3）倾斜阻力矩 MqNcLsina154Nm其中a0.02864）惯性力矩4.2选择电动机计算静功率：式中：n起重机回转速度，一般取0.60.8r/min，本处取n=0.6 机构效率查参考文献3表7-4，选Y90S-6型电动机。主要参数：额定功率：0.75kW；额定电流：2.3A；转速：910r/min；转矩：2Nm；重量：21Kg。因任务书未给出BZD5型立柱式悬臂起重机的回转角速度，这部分可自行给一个速度限定2.5r/min。因此查参考文献6表12-3,减速器为摆线针轮减速器，型号为SF87R57DT80N4其中的卧式摆线针轮减速器。SF87R57DT80N4卧式摆线针轮减速器:工作级别：M5；传动比：113.3；工程转速，输入：1460r/min。4.3齿轮的设计4.3.1 传动比的分配总传动比：摆线针轮减速器是标准件，查表可以选择允许的传动比，齿轮传动比一般来讲不宜太小，否则会大齿轮与减速机前端很有可能产生干涉。摆线针轮减速器的传动比有一个传动比的大概范围，这里先用最大的传动比来计算。初选。选定齿轮类型及基本参数1） 选择齿轮传动根据其工作环境与受力方式选择直齿圆柱齿轮传动。2）选择工作精度初选4级精度;3) 材料选择。因为小齿轮所受应力大，因此：小齿轮材料选用40Cr。大齿轮材料选用铸钢。两者均调质处理，表面淬火。4) 初选小齿轮齿数。小齿轮与大齿轮是直齿开式传动，因此齿轮一般为磨损失效。小齿轮齿数一般可选用，取整选。m体现了齿轮的抗弯能力，初选。4.3.2齿面接触强度计算根据参考文献1齿轮计算公式：其中：K载荷系数常用值，K为1.22，取K = 1.2计算小齿轮传递的转矩已知F= 10 KN 减速机 =10104m=410小齿轮转矩： = 取齿宽系数：齿轮非对称布置，选用齿数比等于传动比材料的弹性影响系数根据参考文献1图10-21，按齿面硬度：小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限；计算应力循环次数，按工作寿命年，每年工作天，每天小时计算：小齿轮的转速：式中：齿轮每个周期同一齿轮面啮合的次数根据参考文献1，按触疲劳寿命,;计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1。4.3.3设计计算1）计算小齿轮圆直径 3）计算齿宽b4）计算齿宽与齿高之比模数:齿高:5)计算载荷系数K因为，4级精度，查参考文献1表11-5，动载荷系数;直齿轮；查表11-4，使用系数；查表11-7，齿向载荷分布系数，查图10-13，；因此载荷系数：6) 计算分度圆由参考文献1式10-10a7) 计算模数4.3.4 按齿根弯曲强度设计计算由参考文献1弯曲强度的设计公式：（1）确定公式中的各计算数值1）由文献4图11-14查得小齿轮弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限为2）由文献1查得弯曲疲劳寿命系数,。3) 计算弯曲疲劳安全系数S=1.4,由文献1式得 4）计算载荷系数由表10-5查得；5）查取齿形系数由表10-5查得；6）查取应力校正系数由表10-5查得；7）计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值比较大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度所得的模数。并就近圆整为标准值m=6mm，按弯曲疲劳强度算得的分度圆直径。小齿轮齿数： 取大齿轮齿数： 取因此小齿轮分度圆直径取为120mm，大齿轮分度圆直径为600mm。4.4 键的选择与校核由参考文献1可知:键是一种标准零件，通常是用来实现轴与轮毂之间的轴向固定以传递转矩。平键具有结构简单、拆卸简单、对中性较好等优点，因而得到广泛应用。这种键连接不能承受轴向载荷，因而对轴上的零件不能起到轴向固定的作用。根据硬度不同，平键可分为普通平键和薄型平键、导向平键和花键四种；普通平键按构造分为圆头平键（A型）平头平键（B型）和单圆头平键（C型）三种。本设计采用普通平键A型。键的选择键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键的连接结构特点、使用要求和工作条件来选择；键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取决，键的截面尺寸bh按轴的直径d由标准中选定。键的长度L一般按轮毂的长度来选择，即键长等于或略短于轮毂的长度。所选定的键长应符合标准规定的长度系列。键的类型及材料：普通平键A型、45钢；键的尺寸bhL：22mm12mm50mm；键连接强度校核键的受力简图如图4-1：图4-1 键的受力简图图中：转矩，N；轴的直径mm；键的工作长度，A型键l=L-b；键的长度，mm；键的宽度mm；键与轮毂的接触高度m；平键 ；键连接的许用挤压应力；键连接的许用剪应力。键工作表面的挤压应力：键连接的许用挤压应力由参考文献1公式6-1：；满足要求。2） 键的剪应力：键连接的许用剪切应力取静载荷值键的强度满足要求。5. 起重机金属结构强度计算设计任务书对这部分要求为：起重量：5吨提升高度：4米最大回转半径：4米外形高度：5.750米外形宽度：4.6米自重：4500公斤5.1 立柱计算定柱为无缝钢管，材料为45号钢定柱受到的扭转力矩来自小齿轮所选定柱的内外径只比为，材料的许用应力=60MPa。由参考文献1公式：由公式算出，因此取外径为375mm，初选立柱高度为5m。图5-1 立柱受力图如图5-1，可以看作是由臂架和立柱一部分组成的三角刚性区域产生的弯矩对立柱的影响，可以简化为图5-2。图5-2 立柱受力简化图立柱力矩图如图所示：5-3 立柱示意图5-4 立柱弯矩图5-5 立柱轴向力图弯矩是由重物与悬臂共同作用产生，因此：因此该立柱校核合格。5.2地脚连接螺钉的选择与校核地脚连接螺钉有两种：圆形排列，如图5-6。矩形排列，如图5-7。图5-6 地脚螺钉圆形排列图5-7 地脚螺钉矩形排列选择圆形排列，受力均匀，便于加工。初选地脚螺栓为M28型，查参考文献5表17.11，螺栓小径为25.825mm。地脚螺栓间距：a=425mm地脚螺栓数量：n=8计算圆周排列螺栓所受载荷：考虑试车载荷为1.25G动载荷为1.1G其他人为因素（如非正常操作造成超载）2G故螺栓应具备的拉应力为：192.5Mpa其中：螺栓的预紧系数 刚度系数 所有法兰盘上的螺栓距中心位置的平方和查参考文献7表3.1-5.1，有关螺栓规格与对应的强度关系如下表：故选用M28螺栓5.3悬臂梁的设计与相关计算所选的悬臂梁为工字钢，根据设计任务书，初选长4.5米，材料为Q235，所许用应力为悬臂梁力矩分析图：悬臂所受力矩图可以看出危险截面在立柱与悬臂连接处其中：由集中载荷与均布载荷共同产生的弯矩，前边已计算。截面抗弯系数，=2674.543根据参考文献6表2530，选工字钢规格为h=275mm，b=220mm。5.4 悬臂挠度悬臂的挠度由均布载荷与集中载荷共同作用所产生图5-6 悬臂挠度示意图因此挠度符合要求。结 论从一开始的课题的拟定，任务书发放和后来的一系列的关于起重机的资料的收集，开题报告的编写和外文翻译，近一个月的准备工作。接下来就是长达近一个月的关于起重机各项参数的计算，悬臂起重机的设计计划与方案论证，悬臂起重机工作原理，各种机构方案论证，整体结构方案及论证，起升机构与运行机构方案，旋转支承机构的选择，回转驱动装置的方案论证。和