板坯搬运起重机桥架及大车运行机构设计说明书

优秀本科设计- 1 -1 前 言1.1 国内外研究现状我国冶金起重机的制造最初是从 20 世纪 50 年代学习原苏联技术开始的, 参考原苏联图纸生产或者根据其产品仿造, 1959 年生产的 3 台 275t 起重机是代表当时起重机水平的产品。进入 20 世纪 90 年代,我国起重机龙头企业太原重型机械厂和大连起重机厂带头,开始与国外同行接触并进行技术合作,并且把经过实践检验的成熟可靠的技术应用到新的产品, 为我国冶金起重机行业揭开新的篇章。为了在国际起重机行业上占有一席之地, 我们必须在吸收先进技术的同时, 举一反三, 积极探索板坯搬运起重机的未来方向,努力形成自己的特色及制造优势。现代板坯搬运起重机发展的主要趋势之一，是起重量大型化和工作速度高速化。随着社会的发展，对板坯搬运起重机的要求也在逐步提高，这不仅表现在对其产品数量的要求上，更重要的是表现在对其质量以及品种方面，由于社会需求的增加，推动并促进了企业技术的改造和进步。文献1通过在有限元法的基础上应用优化设计理论,同时采集了某铸造起重机的大量数据研究分析结果,最终通过数据表示，探索了最优结构，进行优化设计,同时减轻重量。文献2 对冶金行业中起重机在各方面发生的机械故障进行了研究，在保证冶金行业健康安全生产的前提下，提出了一系列预防措施。文献3表示目前中国诸多大型企业都有进军国际市场，争取主动权的强烈愿望，例如三一重工,由此提出，为了实现这一目标，中国必须实现起重机的大型化。在起重机大型化的前提下，又提出了环保与节能设计思考。文献4 正是针对这一问题，通过大量的数据研究，可以发现，现存国内外的高耗能设备对能量的耗用巨大，不利于能源节约的需求，由此，对大型高耗能的设备进行改造，使其降低消耗能源，节约发展，具有很重要的意义。目前, 德国、英国、法国、美国以及日本著名起重机公司都已开始对板坯搬运起重机采用模块化设计, 且取得了显著效益。德国 DEMAG 公司标准起重机系列改用模块化设计后, 其设计费用较单件设计下降 12%, 生产成本下降近 45%, 经济效益相当可观。1.2 现代冶金起重机发展趋势冶金起重机是冶金行业安全及正常生产必不可少的关键和重要设备，其工作的可靠性、安全性、先进性一直受到人们高度重视，但在传统冶金工艺的制约下，改革开放前的三十年我国冶金起重机基本是在原苏联模式下做一些小型改进和发展。随着改革开放不断深入和大量国外先进技术引入，现代冶金起重机出现了较大变化。优秀本科设计- 2 -例如，文献5，6对大车运行机构的设计合理性的探讨和通用化设计及应用进行了探讨。文献7提出了新型的大车运行机构。文献8 正是把电动单梁起重机主梁的两种截面形式进行了对比,发现箱形梁的截面结构、加工工艺和工序比较简单而且较符合材料的节省这一原则，故比箱形工字梁在实际生产中更为广泛的应用。文献9,10 对国内外非常受欢迎的一种集装箱式门市起重机的未来发张方向进行了预测。冶金起重机一般主要指在冶金企业服务的铸造起重机、料箱加料起重机、板坯搬运起重机、钢卷夹钳起重机、磁盘起重以及工作级别较高的其它桥式起重机。由于冶金企业对于炼钢、铸坯(铸锭)、轧钢工艺进行了改变，脱锭、均热炉夹钳、刚性料耙、平炉桥式加料、均热炉揭盖等传统冶金起重机已逐步淘汰，这里不做进一步分析。现本文仅就现在冶金企业大量使用的板坯搬运起重机及其发展趋向做一些初步的分析探讨。1.3 研究目的及意义板坯搬运起重机是一种具有板坯夹钳（或电磁吸盘）装置的起重机，主要用于轧制以及连铸板坯的搬运和堆垛，由于它吊运能力高，并且可夹持在长度方向上呈梯形的斜坯，同时配合有在线调宽性能要求的连铸机工作，因而现在应用越来越广。本设计主要是对板坯搬运起重机的桥架及大车运行机构进行设计。板坯搬运起重机的桥架结构是一种移动的金属结构，它一方面要承受着满载的起重小车的轮压作用，另一方面它又要通过支撑桥架的运行车轮将满载起重机的全部重量传给厂房的轨道和建筑结构，其存在意义不仅在于节约本身所消耗的钢材和降低成本，同时还因为减轻厂房建筑结构的受载程度而节省基建费用。通过对桥架进行设计研究，便可在一些现有厂房中，用自重较轻的桥架结构来代替原来的起重机桥架，这样便可在不必加固厂房的情况下提高起重量，满足生产发展的需要。大车运行机构的主要任务为使起重机和小车作水平运动，可用于搬运物品，调整起重机工作时的位置等。对大车运行机构的研究，例如，“三合一”驱动形式，可使其体积小，重量减轻，结构相对紧凑。便于组织专业的制造厂配套生产。这样既有利于提高产品，同时又可提高产品生产率并且可以降低成本。1.4 研究内容与方法本设计主要是针对板坯搬运起重机的桥架及大车运行机构进行设计，确定各部分参数，并进行计算校核，绘制装配图和零件图。已知参数：起重量：20t 跨度：27.7m 起升高度：10m 起升速度：10.66m/min 运行速度：大车运行速度：111.6/22.3 m/min；小车运行速度 37.1m/min 工作级别：中级优秀本科设计- 3 -桥架的整体加工是保证板坯搬运起重机产品质量的一项重要措施和有效途径。由于起重机的特殊性，对桥架质量提出了较高要求。对桥架的设计，包括以下内容及方法：1、保证桥架的强度和刚度足够。为了保证强度足够，必须准确计算，同时适当选择主端梁的截面尺寸。为了保证桥架强度足够，除了要求主、端梁刚度大些以外，并且要求主、端梁之间的连接牢固。2、桥架与大车运行机构之间要配合良好，用来保证运行机构正常运转。由此便要求支撑传动机构的走台要配合好运行机构，同时要求走台支撑处具备足够的刚度。3、进行桥架设计时，应做到尽量减少桥架结构各部分组装件的规格和数量，从而达到最大限度的通用性。大车运行机构的设计常常与桥架的设计同时考虑，二者的设计工作一般交叉进行，设计步骤为：1、确定桥架的结构形式以及大车运行机构的传动方式。2、对桥架的结构尺寸进行布置。3、对大车运行机构的具体位置和尺寸进行布置。4、综合考虑两者的关系，同时完成各部分的设计工作。优秀本科设计- 4 -2 起重机桥架设计2.1 桥架结构的设计2.1.1 桥架构造型式的选择桥架的构造型式一般取决于主梁的结构形式。目前国内外采用的桥架主梁型式较多，其中相对比较典型的是四桁架式和箱型截面的双腹板梁式两种。（一）四桁架式桥架这种桥架的两根主梁是由四个平面桁架组合成的封闭型空间结构。其中装有小车轨道的垂直桁架为主桁架，承受较大的垂直载荷；主梁另外一个垂直桁架叫做副桁架，承受较小的垂直载荷。在主梁的截面中，利用上、下水平桁架将主、副桁架连接成一体。并且在每一个节点截面上还设有斜撑杆，用来保证主梁的空间刚性，并在空间上作为一个整体的桁架结构。在四桁架式桥架中，端梁一般是由钢板或槽钢拼接成，主、副桁架与端梁连接处一般会采用较大的垂直连接板，用来增强由于起重小车轮压作用在跨端时产生的抗剪切强度。图 2.1 四桁架式桥架的端梁图 2.2 四桁架式桥架主梁截面（二）箱形截面的板梁式桥架箱形截面的板梁式桥架简称箱型梁式桥架，目前是我国生产起重机的桥架的基本结构。箱型梁式桥架结构主要是两根主梁和两根端梁组成。主梁 主梁是起重机桥架中主要受力元件，由左右两块垂直腹板、上下两块盖板以及若干大、小隔板和加强筋板组成。通常为制造方便，腹板中部为矩形，两端优秀本科设计- 5 -做成梯形，同时使下盖板两端向上倾斜。端梁 端梁是起重机桥架组成部分之一，一般采用箱型的实体板梁式结构。端梁的中部截面也是由上下两个盖板及两块垂直腹板组成。在水平面内与主梁刚性连接，目前端梁按受载情况可分两类：（1）端梁受有主梁最大支承压力，即端梁上作用垂直载荷。（2）端梁没有承受垂直载荷，仅起联系主梁的作用。图 2.3 桥架的构造示意图通过以上两种桥架形式的分析得知，箱型梁式桥架相对具有设计简单、制造工艺好等优点，并且这些条件有利于对于尺寸规格多、生产批量较大的板坯搬运起重机标准化系列产品。再加上小车轨道正中铺设的正轨型箱型梁式桥架结构至今仍然作为我国成批生产的、最常用的、典型的桥架形式。故，本文选用箱型梁式桥架进行设计。2.1.2 主梁和桥架的设计主梁跨度为 27.7 米，主要构件为上、下两块盖板两块垂直腹板。主梁和端梁之间采用搭接形式，走台的宽度通过端梁的长度和大车运行机构的平面尺寸决定，司机室为闭式并且采用一侧安装，腹板上要加上横向加劲板以及纵向加劲条来固定，或者可以采用角钢固定，采用自动焊来对纵向加劲条进行焊接，采用贴脚焊接对主梁翼缘板和腹板进行焊接，同时，腹板的下边和下盖板做成抛物线形 13。2.1.3 端梁的设计端梁为箱型的实体板梁式结构，由车轮组合端梁架构成，端梁的中间截面通主梁一样，是由上、下两块盖板及两块腹板构成；端梁通常被制成三个分段，并且端梁是由其中两端通断连接板以及角钢用高强度的螺栓连接而成。端梁主要尺寸是根据主梁跨度、大车轮距以及小车轨距确定的；大车的运行采用的是分别驱动的方案。装配起重机时，可先将端梁的一端和其中的一根主梁连接在一起，然后再把端梁的其余两段连接起来 13。优秀本科设计- 6 -2.2 桥架的结构计算2.2.1 主要参数起重量：Q=20t跨度：L=27.7m小车自重 GXC=40KN起升高度：10m起升速度：10.66m/min大车运行速度 75m/min；小车运行速度 37.1m/min工作级别：中级大车运行机构采用分别驱动方式小车轨距 mLxc20小车轮距 B42.2.2 主要尺寸的确定(1)大车轮距 (2.1)mLK5.37.2)518()1(取 K=5.5m(2)主梁高度 (2.2)(54.1872理 论 值H(3)端梁高度 (2.3)m2.90.6.00取 =0.9m0H(4) 桥架端部梯形高度 (2.4).582.75101LC取 C=3m(5)主梁腹板高度 根据主梁计算高度 H=1.54m，最后选定腹板高度 h=1.5m(6)确定主梁截面尺寸 主梁中间截面各构件板厚度可根据起重机课程设计 14表 7-1 推荐确定如下：腹板厚 ；上下盖板厚mm81主梁两腹板内壁间距根据下面的关系式来决定：优秀本科设计- 7 -(2.5) mHb4295.310.L7因此取 b=600mm盖板宽度：(2.6)mbB6524026402取 B=650mm主梁的实际高度：(2.7)hH1815同理：主梁支撑截面的腹板高度取 ,这时支撑界面的实际高度70(2.8)m6210主梁中间截面和支撑截面的尺寸见图如下图 2.2 主梁中间截面的尺寸简图 图 2.3 主梁支撑截面的尺寸简图（7）加劲板的布置尺寸 为了保证主梁截面中受压构件局部稳定性，需设置一些加劲构件主梁端部大加劲板的间距：(2.9)mha5.1取 =2ma主梁端部（梯形部分）小加劲板的间距：(2.10)a121主梁中部（矩形部分）大加劲板的间距：优秀本科设计- 8 -(2.11)mha325.1取 a=2.5m主梁中部小加劲板的间距：若小车采用 P15 轻钢轨，其对水平重心轴线 x-x 的最小抗弯截面模数 ，则根据连续梁由钢轨的弯曲强度条件求得加劲板3min7.4cW间距（此时连续梁支点即是加劲板的所在位置，使一个车轮轮压作用在两加劲板间距的中央）(2.12)mPa 2.14015.7.662min1 式中 P小车的轮压，取平均值，设小车自重 GXC=40KN结构构件和支撑零件的动载荷系数，查起重机课程设计图22-2 知， =1.15钢轨的许用应力， =170MPa因此根据布置方便，取 1.5m21a由于腹板高厚比 所以要设置水平加劲杆，保证腹板局部稳6050h定性。故采用 角钢作水平加劲杆。452.2.3 主梁的计算（1）查起重机课程设计图 7-11 曲线得，半个桥架（不包括端梁）的自重，NGq6250则主梁由于桥架自重引起的均布载荷：(2.13)cmNLGql /2370652查起重机课程设计表 7-3：当大车运行机构采用分别驱动时，主梁所受的全部均布载荷 q 就是桥架自重引起的均布载荷 q ,即 q = q = llcmN/23主梁的总计算均布载荷：= (2.14)43.251.cmN/式中 =1.1 为冲击系数，由公式 2-5 得4作用在一根主梁上的小车两个车轮的轮压值根据起重机课程设计表 7-4 中所优秀本科设计- 9 -选数据选用： NP670;73021考虑动力系数 的小车车轮的计算轮压值：2(2.15)N705615.83921 式中 =1.15 动力系数2(2)主梁垂直最大弯矩：大车运行机构分别驱动时04142120421)(max )(4 lGlqLPlGBPMXCG （2.16） 设敞开式司机操纵室的重量为 =10000N;其重心距支点的距离为 =280cm0G0l代入数据得cmNMPG 6 2)(max 1032810.501. 2.57954 78103.)2(7839（2.17）（3）主梁水平最大弯矩（2.18）8.0)(maxaxMPGg式中 a= 为大车运动，制动加速度平均值，t =68s 则 qv qa= （2.19）2/.015.)86(07s不计及冲击系数 和动载系数 时主梁垂直最大弯矩，由下式算得：)(maxPGM42)(maxPGM优秀本科设计- 10 -cmNlGqLPlBXC 6 201212021102 280150)237063(478)73()因此得主梁水平最大弯矩：(2.20)cmNaMPGg66)(xax109.47.1( 81.9205108.8取 = NmaxgM605c（4）主梁的强度验算主梁中间截面的最大弯曲应力（2.21） ygxPGgPGWMmax)(a)(式中 W 主梁中间截面对水平重心轴线 x-x 的抗弯截面模数，近似值为：x（2.22）31 1205)8.063.5()3( cmhBx 主梁中间截面对垂直中心轴线 y-y 的抗弯截面模数，近似值为：y（2.23）31 4).1.()( cbW因此 MPa136405.12（2.21）查起重机课程设计表 2-19 得，Q235 钢的许用应力为（2.24）MPas4.653.120.故 主梁支撑截面的最大剪应力（2.25）20)(maxaPGISQ优秀本科设计- 11 -式中 主梁支撑截面所受的最大剪力，)(maxPGQ（2.26）NLlGqLBxcP2543 27081.501.273.5270489004121)(ax I 主梁支撑截面对水平重心轴线 x-x 的惯性矩，其近似值为：0x30100 16592.70)8.653.7(232 cmHhBHWxX （2.27）S主梁支撑截面半面积对水平重心轴线 x-x 的静距：（2.28）31010 2576)8.07(.654702.242 chBh 因此可得， （2.25）MPa36.016539max查起重机课程设计表 2-24 得，A3 钢的许用剪应力为（2.26）a6.953故 Pc 故验算通过(2) 验算线接触局部挤压强度P = = （3.5）C21clDk N19450.0756. 已知 k 与材料有关的许用线接触应力常数（N/mm ）由起重运输机械1 2表 5-2 知 k =6.6l 车轮与轨道的有效接触长度 P38(铁路轨道)的 l=68mm Qu70（起重机专用轨道）的 l=70mm,故按后者计算D 车轮直径c同前21,P PcC优秀本科设计- 21 -3.2.3 运行阻力的计算起重机在直线轨道上平稳运行的静阻力 由摩擦阻力 Pm及坡度阻力 Pp两项组成。j摩擦总阻力矩：(3.6)2)(dkGQMm则满载运行的阻力矩 mNQm 1320)4.06.)(240(5.1)(空载运行的阻力矩 MQm 7).2.(.)0(（一）摩擦阻力 Pm起重机满载运行的最大摩擦阻力：Pm= (3.7)2)(DdkG=1.5(200000+240000)( )5.014.26.= 6864N 由起重机设计手册 16DC=500mm 车轮的轴承型号为 7520，轴承内径和外径的平均值为 ；m14028式中 Q起重量 Q=20tG 起重机重量 G=240KNK滚动摩擦系数（m） 取 k=0.0006m 车轮轴承摩擦系数（mm）取 =0.02d 轴承内径 取 d=100mmD车轮踏面直径（mm） 附加摩擦阻力系数取 =1.5(二)道路坡度阻力Pp=(G+Q)kp (3.8)=(200000+240000)0.001=440N已知 k p=sin 为坡度阻力系数 取 kp=0.001即 =Pm+Pp= 6864N+440N=7304Nj优秀本科设计- 22 -3.2.4 电动机的选择（一）满载运行时电动机的静功率：Nj= (kw) （3.9）mVPCj10= =4.80kw60295.734式中 满载运行时静阻力（N） jP运行速度（m/s）CV运行机构效率 对于大车（二级减速器） =0.95 m驱动电动机个数 取 m=2（二）电动机初选N=KdNj = =6.24kw （3.10）8.431式中 Kd克服启动时的惯性，电动机功率的增大系数。对于室内共作的起重机, 由起重运输机械表 7-6 可取 Kd=1.3由起重机课程设计手册选取电动机 JZR2-21-6 Ne=5kw n1=930r/min （GD ） =0.376 kgm2 电动机质量 95kg2d（三）电动机过热校验等效功率 N =0.75 jxk25KW68.43.（3.11）式中 k 25考虑工作级别不同换算为 JC25%的换算系数；用于通用起重机；查起重机设计手册表 6-4 知取值 k25=0.75考虑起动及工作时间对发热影响的系数，可根据起动时间（t ）q对平均工作时间（t g）的比值（t / tg）查得 ，由起重机设计手册中起重q机工作场所得 t / tg=0.25，按图 6-6 知取值 =1.3q 由此可知，N N %25JCd故合格优秀本科设计- 25 -3.2.6 验算起动不打滑条件起重机为室内使用，故不予考虑坡度阻力和风阻力。如下按三种工况验算（一）二台电动机空载时同时起动2)()0(6221cqDkPdkPQtvgGfn（3.27）式中 P =1 N2163905702maxin 主动轮轮压之和N2639012从动轮轮压之和f=0.2-室内工作的粘着系数nz=1.051.2-防止打滑的安全系数带入数据得 2)()0(6221cqDkPdkPQtvgGfn=49.6 25.006.139)406.(21398.072. 故 nnz,因此两台空载电动机启动不会打滑（二）事故状态：当只有一个驱动装置工作，且无载小车位于工作着的驱动装优秀本科设计- 26 -置一边时 2)()0(611cqDkPdkQtvgGfPn式中 P =Pmax=165670N1工作的主动轮轮压之和 N26710150722maxin 非主动轮轮压之和 一台电动机工作时的空载起动时间)0(Qtq sQtq 8.95.04.29.015)37(2.89)0( 2 代入数据得 09.5 25.006.167)406.(2718.624.5 n故 nnz,因此不会打滑（三）事故状态：当只有一个驱动装置工作，且无载小车位于远离工作着的驱动装置一边时同上，此时P =P =50720N （3.28）1minN382065716022inax （3.29）优秀本科设计- 27 -一台电动机工作时的空载起动时间)0(Qtq（3.30） stq 8.95.04.29.015)37(2.89)( 2 代入数据得， 3.1 25.006.721)46.0(382.960724.57)2()(60221 cqDkPdkQtvgGfPn故 nnz,因此不会打滑3.2.7 制动器选择运行机构的制动器根据起重机满载或下坡运行制动工况选择，制动器要求应使起重机在规定时间内停车，下面是制动器的转矩计算M = z )(2.3812121, oczj iGDmctn（3.31）式中 制动时的静阻力,j= （3.32）,j mNiDPcmp 15.749.205)1(2)(0nPp坡度阻力（3.33）dkGcm 192025.0).6(42)(in 最小的摩擦力，从制动安全角度出发，不考虑附加摩擦阻力帮inP助制动的作用，因此，取 =1m=2制动器台数，两台驱动装置工作tz制动时间 ，查起重机课程设计取 tz=5s优秀本科设计- 28 -代入数据，得(3.34)mNMZ 52.9 49.205.9.152.38901.7现选用两台 YWZ5200/23 制动器，查起重机课程设计附表 15 得其额定制动力矩 M =112Nm 为避免打滑，使用时需将其制动力矩调制 28Nm 以下eZ考虑到所取的制动时间 tz (Q=0) 在验算起动不打滑条件时已知是足够安全的，q故制动不打滑验算从略。3.2.8 选择联轴器根据机构传动方案，高速轴和低速轴运用浮动轴。（一）.计算机构高速轴上的扭矩M =M n =103 1.35=139N jsI（3.35）式中 M 联轴器的等效力矩IM = M =2 （3.3I8eI mN1034.526）刚性动载系数， =1.22.0，与电动机驱动特性和计算零件两88侧的转动惯量的比值有关。由起重机课程设计表 2-7，取 =28M =9550 eI mNnNIe 34.5190（3.37）联轴器安全系数，取 n=1.35由起重机课程设计附表 31 查的，电动机 JZR2-21-6，轴端为圆柱形，d=40mm;l=110mm查附表 34 知，ZQ-350 减速器高速轴端为圆锥形，d=40mm, ,l=60mm,故在靠电动机端从附表 44 中选两个带 制动轮的半联轴器 S121(靠电动机一0侧为圆柱形孔，浮动轴端 d=45mm); Ml=1400 N; 0.42 kgm 2; 重量lGD)(2G=19 kg在靠减速器端，由附表 43 选用两个半齿轮联轴器 S193（靠减速器端为圆锥形，浮动轴端直径 d=40mm）;其M l=710N； 0.107kgm2 ;重量 G=8.36kgl)(2高速轴上的转动零件的飞轮矩之和为：（ ） +（ ） =0.527kgm2 2GD1Z2I优秀本科设计- 29 -与原估计基本一致，故有关计算不需要重复。（二） 、计算机构低速轴上的扭矩M = M （3.38）jsj0i= mN27695.4213查起重机课程设计附表 34 得 ZQ-350 减速器低速轴端为圆柱形，d=55mm,l=85mm 查附表 19 得，D=500mm 的主动车轮的伸出轴为圆柱形，d=75mm, l=105mm故从附表 42 中选用 4 个联轴节：其中两个为 CICLZ3 （靠减速器端）560AY另两个为 CICLZ3 （靠车轮端）所有的M l=3150 N; 0.44 kgm2; 重量 G=25.5 kg(在联轴器型lGD)(2号标记中，分子均表示浮动轴端直径)3.2.9 浮动轴的验算1、疲劳强度验算低速浮动轴上的等效扭矩（3.39）mNiMelI 1395.0423.514式中 等效系数，查机械零件设计手册表 2-6 得 =1.41 1由上节已取浮动轴端直径 d=60mm , 故其扭转应力为：MPaWIn 6.23/106.230.96由于浮动轴载荷变化为对称循环（浮动轴在运行过程中正反转之扭矩相同） ，所以许用扭转应力为：（3.40）ank1.49.2131 式中 材料使用 45 号钢，取 PMasb0,60.2.1ass 18392.6.mxkK考虑零件几