毕业设计(桥式起重机主梁设计).doc

沈阳理工大学毕业设计论文绪论起重机的用途是将物品从空间的某一个地点搬运到另一个地点。为了完成这个作业，起重机一般具有使物品沿空间的三个方向运动的机构。桥式类型的起重机是依靠起重机运行机构和小车运行机构的组合运动使所搬运的物品在长方形平面内作运动。起重机是现代生产不可缺少的组成部分，借助起重机可以实现主要工艺流程和辅助作业的机械化，在流水线和自动线生产车间中，起重机大大提高了生产效率。本文主要完成了桥式起重机主体结构部分的设计及主梁和端梁的校核计算。采用正轨箱形梁桥架，正轨箱形梁桥架由两根主梁和端梁构成。主梁外侧分别设有走台，并与端梁通过连接板焊接在一起形成刚性结构。为了运输方便在端梁中间设有接头，通过连接板和角钢使用螺栓连接，这种结构运输方便、安装容易。小车轨道固定于主梁的压板上，压板焊接在盖板的中央。 起重机属于起重机械的一种，是一种做循环、间歇运动的机械。通常起重机械由起升机构（使物品上下运动）、运行机构（使起重机械移动）、变幅机构和回转机构（使物品作水平移动）、再加上金属机构、动力装置、操纵控制及必要的辅助装置组合而成。在建桥工程中所用的起重机械，根据其构造和性能的不同，一般可分为轻小型起重设备，桥式类型起重机械和臂架类型起重机三大类。桥式起重机是横架与车间、仓库和料场上空进行物料吊运的起重设备。由于它的两端坐落在高大的水泥柱或者金属支架上，形状似桥，所以又称“天车”或者“行车”。桥式起重机的桥架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行，起重小车沿铺设在桥架上的轨道横向运行，构成一矩形的工作范围，就可以充分利用桥架下面的空间吊运物料，不受地面设备的阻碍。桥式起重机广泛应用在室内外仓库、厂房、码头和露天贮料场等处。桥式起重机可分为普通桥式起重机、简易梁桥式起重机和冶金专用桥式起重机三种。普通桥式起重机一般由起重小车、桥架运行机构、桥架金属结构组成。起重小车又由起升机构、小车运行机构和小车架三部分组成。起升机构包括电动机、制动器、减速器、卷筒和滑轮组。电动机通过减速器带动卷筒转动，使钢丝绳绕上卷筒或从卷筒放下，以升降重物。小车架是支拖和安装起升机构和小车运行机构等部件的机架，通常为焊接结构。起重机运行机构一般只用四个主动和从动车轮，如果起重量很大，常用增加车轮的办法，来降低轮压，当车轮超过四个时，必须采用铰接均衡车架装置，使得起重机的载荷均布的分布在各车轮上。桥架的金属结构由主梁和端梁组成，分为单主梁桥架和双梁桥架两类，单主梁桥架由单根主梁和位于跨度两边的端梁组成，双梁桥架由两根主梁和端梁组成。桥架主梁的结构类型较多，比较典型的有箱型结构、四桁架结构和空腹桁结构。箱型结构又可分为正轨箱型双梁、偏轨箱型单主梁几种。正轨箱型双梁是广泛采用的一种基本形式，主梁由上、下翼缘板和两侧的垂直腹板组成，小车钢轨布置在上翼缘板的中心在线，它的结构简单，制造方便，造于成批生产，但自重较大。桥式起重机的特点是可以使拴在吊钩或是其它取物装置上的重物在空间实现垂直升降或水平运移。参数：副钩起升高度H1=22m；主起升高度H=20m；跨度L=22m；工作级别A5；起重机利用等级U4主钩起升速度v=4m/min；副钩起升速度v1=8m/min；小车运行速度v2=40m/min；起重机运行速度v3=80m/min。第1章 起升机构的设计1.1主起升机构的计算1.1.1 确定起升机构的传动方案起升机构是起重机械中最主要和最基本的机构，是起重机不可缺少的组成部分。它的工作好坏对整台起重机的性能有着最直接的影响。因起重量、起升速度和起升高度等设计参数的不同，桥式起重机小车有多种传动方案。在这些方案中大体上可分为闭式传功和带有开式齿轮传动的两类：闭式传动和带有开式齿轮的传动。由于开式齿轮易于磨损，因此现代起重机已很少采用，并且按照布置宜紧凑的原则，决定采用图1-1的传动方案。图1-1起升机构驱动装置1-减速器；2-制动器；3-带制动轮的联轴器；4-浮轴器；5-联轴器；6-电动机；7-卷筒；8-卷筒支座。1.1.2 选择钢丝绳根据起重机的额定起重量,选择双联起升机构滑轮组，双联起升机构滑轮组倍率为m=6，因而承载绳的分支数z=2m=26=12.查起重机设计手册查得取物装置的重力q=2.5%Q=2.5t若采用滚动轴承。当m=6时，查得钢丝绳轮组效率=0.97。钢丝绳所受最大静拉力为：式中Q起升载荷，Q=100t；q为取物装置的重力q=2.5%Q=2.5t，当起升高度大于50m时，起升钢丝绳的重力亦应计算；m-滑轮组倍率，m=6；z滑轮组效率z=0.97。钢丝绳的选择：计算钢丝绳破断拉力为Sb由公式得：式中n-钢丝绳安全系数, 对于中级工作类型=5.5.选择钢丝绳6W(19)，公称抗拉强度，光面钢丝，右交互捻，直径d=25.5.mm，其钢丝破段拉力总和，标记如下：钢丝绳6W(19)25.5.185光面右交（GB1102-74）国内标准。1.1.3滑轮的计算为了确保钢丝绳具有一定的使用寿命，滑轮的直径（子绳槽底部算起的直径）应满足Dh：式中： e- 系数，对中级工作类型的起重机，取e=20； d所选择的钢丝绳的直径，d=25.5mm。取滑轮的直径为Dk=500 mm。平衡滑轮名义直径： 取平衡滑轮名义直径选用滑轮直径D=500mm，取平衡轮滑直径d平=315mm。滑轮绳槽断面尺寸由附表3查的。选用钢丝绳直径d=22.5mm，D=500mm，滑轮轴直径D1=120mm的E1型滑轮，标记为：滑轮E122.5500-120 （ZB J80 006.8-87）由附表5平衡滑轮选用d=22.5mm，D=300mm，滑轮轴直径D2=65mm的F型滑轮，标记为：滑轮F22.5300-65 （ZB J80 006.8-87）专业标准1.1.4卷筒的计算并验算强度1) 卷筒的直径：取式中 e- 系数，对中级工作类型的起重机，取e=20； d所选择的钢丝绳的直径，d=25.5mm。查得选用D=500mm2）卷筒槽计算绳槽半径：R=（0.530.56）d=11.9312.6mm=12mm绳槽深度（标准槽）：h1=（0.250.4）d=5.639mm=8.0mm绳槽节距：t=d+（24）=24.526.5mm=25mm卷筒名义直径： D=Dh+d=525.5mm以上计算中：D-卷筒名义直径（卷筒槽底直径）； d-钢丝绳直径；3)确定卷筒长度并验算起强度卷筒的总长度：式中 最大起升高度 20 m； 附加安全圈数n 1.5 取n=2；t 绳槽节距t = 25mm； 双联卷筒中间不切槽部分的长度取= 185； 卷筒的计算直径（按缠绕钢丝绳的中心计算）, D=50025.5 = 525.5mm；带入上式得：L=4121mm，取L=4200mm卷筒壁厚(铸铁卷筒)=0.02D+(610)mm=0.02525.5+(610)=14.5118.51mm取=15mm卷筒壁压应力验算：选用灰铸铁HT300，最小抗拉强度，许用压力,故抗压强度足够。卷筒拉应力验算：由于卷筒长度L3D,尚应校验由弯矩产生的拉应力，卷筒弯矩图于图1图1 卷筒弯矩图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:D-卷筒外径，D=500mm；式中 D-卷筒外径，D=500mm； Di=卷筒内径，Di=D-2=470mm。于是12.94MPa所以合成应力：所以，卷筒强度演算通过。故选定卷筒直径D=500；长度L=4200mm。卷筒槽形的槽底半径r=12mm，槽距t=25mm；倍率m=6,；起升高度H=20mm；靠近减速器的一端的卷筒槽向为左的A型卷筒，标记为：卷筒A5004200-1225-182左 ZB J80.007.2-874）卷筒转速= 1.1.5 选电动机起升机构静功率： 式中 起升机构的总效率，一般=0.80.9，取=0.85； 23.64kw电动机计算功率： =20.09kw 式中:对于M1M6级机构，=0.750.85，取=0.85选用较接近的电动机YZR315S-10(ZBK26008-YZR-系列起重及冶金用绕线转自三相异步电动机)在JC % = 25 时，功率22kw，转速n= 715 r/min，G=335kg。1.1.6 验算电动机发热条件按等效功率法求得，当JC%=25时，所需等效功率为： 式中 工作级别系数，查得 ； 系数，根据机构平均起动时间与平均工作时间的比，取。由以上计算结果，故所选电动机能满足发热条件。2.1.7 选择减速器起升机构总的传动比根据传动比i=49.17，电动机转速n=715 r/min，电动机功率N = 22 KW，工作类型中级，由JB/ZQ 4282-2006减速器中选用ZQ-1000-3CA 型减速器，传动比 ，许用功率为，自重，输入轴端直径d=90mm，轴端长=135mm（锥形）。1.1.8 实际起升速度和实际所需功率的验算实际起升速度为：误差：由于ee=15%实际所需等效功率： 由于所以满足要求。1.1.9 校核减速器输出轴强度输出轴最大扭矩： 式中 电动机的额额定扭矩, i传动比,i=49.17； 电动机至减速器被动轴的传动效率, =0.95； 电动机最大转矩倍数, =2.8，当电动机最大力 矩倍数； 减速器低速轴上最大短暂准许扭矩. =350000 Nm . 输出轴最大径向力验算: 输出轴最大径向力为： 式中 卷筒上钢丝绳最大拉力, =88.5KN 卷筒重量, =2610Kg。估计值 低速轴端的最大容许径向载荷由附表40, =164KN ，故所选减速器满足要求。1.1.10制动器的选择制动器装在高速轴上,所需静制动力矩： 式中 制动安全系数，查得。根据以上计算的制动力矩，选用制动器产品选用YWZ-500/121 制动器。（GB116190）制动轮直径；最大制动力矩为；制动器质量Gz=115.8kg。1.1.11联轴器的选择带制动轮的联轴器通常采用齿形联轴器，高速轴的计算扭矩： 式中 电动机的额定力矩； 联轴器安全系数, ； 刚性动载系数一般取。由查得YZR315S-10电动机轴端为圆锥形，并查该手册表12-9可知，D=95mm。Q/ZB104-73由JB/8854.3-2001(机械标准)查得ZQ-1000-3CA减速器的高速轴端为圆锥形d=90mm，l=135mm。选用CLZ5半齿联轴器，最大允许扭矩，飞轮矩。浮动轴的轴端为圆柱形d=65mm，。再从附表18中选用一个带制动轮的直径为500的半齿联轴器，其图号为S163，最大允许扭矩，飞轮矩。浮动轴端直径d=65mm，。1.1.12起动时间的验算 式中 平均起动力矩：静阻力矩： 因此 式中C-惯量增加率通常起升机构起动时间为15s，故所选电动机合适。1.1.13制动时间的验算 式中 由于许用减速度，故故合适。1.1.14高速浮动轴计算 1）疲劳计算轴受脉动扭转载荷，其等效扭矩为式中等效系数； 相应于机构工作类型的电动机额定力矩折算至计算轴的力矩 由上节选择联轴器中，已确定浮动轴的直径d=65mm因此扭转应力：许用扭转应力：轴的材料为45号钢，；，。考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数; 与零件几何形状有关，对于零件表面有急剧过渡和开有键槽及紧配合区段，； 与零件表面加工光洁度有关，取；此处取；考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，对于碳钢，低合金钢；安全系数，查得；因此故，通过。2）静强度计算 轴的最大扭矩： 式中 动力系数，由起重机课程设计4表2-5查得。最大扭转力矩： 许用扭转应力，式中 安全系数，由起重机课程设计表2-21查得。，故合适。1.2副起升机构的计算1.2.1 确定起升机构的传动方案根据布置紧凑原理，并参考主起升传动方案的设计，还是选取图2-1闭式传动。1.2.2 选择钢丝绳根据起重机的额定起重量,查起重机设计手册表8-2，选择双联起升机构滑轮组倍率为，因而承载绳的分支数。查起重机设计手册表8-5，查得吊具自重；若滑轮组采用滚动轴承，当查起重运输机械1表2-1，得钢丝绳滑轮组效率。钢丝绳缠绕方式如图2-2所示。( 1 )钢丝绳所受最大静拉力：图2-4 副起升机构计算简图 式中 Q 额定起重量，Q =20t； 吊钩组重量，（吊钩挂架的重量一般约占额定起重量的2 - 4 % ，这里取吊钩挂架重量为0.5t）； 滑轮组倍率，； 滑轮组效率，。（2）钢丝绳的选择： 选择钢丝绳的破断拉力应满足： 式中 钢丝绳工作时所受的最大拉力（N）； 钢丝绳规范中钢丝破断拉力的总和（N）； 钢丝绳判断拉力换算系数，对于绳6W(19)的钢丝绳，由起重运输机械表2-3查得； 钢丝绳安全系数，对于中级工作类型=5.5；由起重运输机械表2-4可查。由上式可得查GB1102-74选择钢丝绳6W(19)，公称抗拉强度155，直径d=19 mm，其钢丝破段拉力总和，标记如下：钢丝绳6W(19)19155光右交（GB1102-74）。1.2.3 滑轮的计算为了确保钢丝绳具有一定的使用寿命，滑轮的直径（子绳槽底部算起的直径）应满足：式中 e- 系数，由起重运输机械表2-4查得，对中级工作类型的起重机，取e=25； d所选择的钢丝绳的直径，d=19mm。取滑轮的直径为 =500 mm。平衡滑轮名义直径：取平衡滑轮名义直径 1.2.4卷筒的计算 如图2-31)、卷筒的直径： 式中 e- 系数，由起重运输机械表2-4查得，对中级工作类型的起重机，取e=25； d所选择的钢丝绳的直径，d=19mm。取卷筒的直径为D =500mm。 2）卷筒槽计算绳槽半径：R=（0.540.6）d=10.2611.4mm=11mm绳槽深度（标准槽）：=（0.250.4）d=4.757.6mm=6.0mm绳槽节距：t=d+（24）=22mm卷筒名义直径：3)确定卷筒长度并验算起强度卷筒的总长度： 式中 最大起升高度， 22 m； 附加安全圈数，n 1 . 5 ，取n=2；t 绳槽节距，t = 22mm； 双联卷筒中间不切槽部分的长度，= 300； 卷筒的计算直径（按缠绕钢丝绳的中心计算）, D=50019 = 519 mm；带入上式得： 取=2000mm，卷筒材料初步采用HT200 灰铸铁 GB/T 9439-1988，抗拉强度极限，抗压其壁厚可按经验公式确定=0.02D+（610）=1620mm，取=18mm。卷筒壁的压应力演算： 许用压应力，故强度足够。由于卷筒L3D，尚应计算由弯曲力矩产生的拉应力（因扭转应力甚小，一般忽略不计）：卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中央时，如图2-4所示： 卷筒断面系数：式中：D卷筒外径， D=500mm=0.5m；卷筒内径，。所以，。合成应力：其中许用拉应力所以，卷筒强度演算通过。故选定卷筒直径D=500mm，长度L=2000mm。卷筒槽形的槽底半径r=6mm，槽矩t=16mm，起升高度H=16m，倍率ih=3；靠近减速器一端的卷筒槽向为左的A型卷筒，标记为：卷筒A5004）卷筒转速 =35.9 r/min 1.2.5 选电动机起升机构静功率： kW 式中 起升机构的总效率，一般=0.80.9，取=0.85； kW电动机计算功率： 式中由起重机设计手册表8-10查得由机械设计课程设计手册表12-7选用较接近的电动机YZR280S-6，在JC % = 25 时，功率，转速n=966 r/min，。 1.2.6 验算电动机发热条件按等效功率法求得，当JC%=25时，所需等效功率为： 式中 由起重机设计手册表8-16查得； 由起重机设计手册图8-37查得。由以上计算结果，故所选电动机能满足发热条件。1.2.7 选择减速器起升机构总的传动比 根据传动比i=31.5，电动机转速n=966 r/min，电动机功率N = 63 kW，工作类型中级，从起重机课程设计附表13减速器产品目录中选用ZQ-750-3CA 型减速器，传动比 ，许用功率为，自重，输入轴端直径=60mm，轴端长=110mm（锥形）。1.2.8 实际起升速度和实际所需功率的验算实际起升速度为： 并要求起升速度偏差应小于15%. 合适。实际所需等效功率为：满足要求。1.2.9 校核减速器输出轴强度输出轴最大扭矩： 式中 电动机的额额定扭矩, i传动比,i=31.5； 电动机至减速器被动轴的传动效率, =0.95； 电动机最大转矩倍数, =2.8； 减速器低速轴上最大短暂准许扭矩. =81000 Nm = 2.8622.7631.50.95=36527441754 N m . 输出轴最大径向力验算: 式中 卷筒上钢丝绳最大拉力, =34.687KN 卷筒重量, =827Kg 低速轴端的最大容许径向载荷, =76.5KN ，故所选减速器满足要求。1.2.10制动器的选择制动器装在高速轴上,所需静制动力矩： 式中 制动安全系数，查起重机设计手册表8-17得。根据以上计算的制动力矩，从起重机设计手册表18-11制动器产品目录中选用YWZ-400/45制动器。参考标准：JB/ZQ4388-86制动轮直径，最大制动力矩为。 1.2.11联轴器的选择 带制动轮的联轴器通常采用齿形联轴器，高速轴的计算扭矩： 式中 电动机的额定力矩； M 联轴器的许用扭矩； 相应于第类载荷的安全系数, =1.6； 刚性动载系数。 由JB/T 10105-1999 查得YZR280S-6电动机轴端为圆锥形，可知，D=85mm。由JB/ZQ 4282-2006查得ZQ-750-3CA减速器的高速轴端为圆锥形d=60mm，l=110mm。从JB/T 8854.32001 中选用CLZ3半齿联轴器，最大允许扭矩，飞轮矩。浮动轴的轴端为圆柱形d=55mm，。再从中选用一个带制动轮的直径为400的半齿联轴器，最大允许扭矩，飞轮矩。浮动轴端直径d=55mm，。1.2.12起动时间的验算 式中 平均起动力矩 静阻力矩 因此 通常起升机构起动时间为15s，故所选电动机合适。1.2.13制动时间的验算 式中 查起重机设计手册表8-19得，当v12m/min时，故合适。1.2.14高速浮动轴计算 1）疲劳计算轴受脉动扭转载荷，其等效扭矩为： 式中等效系数，由起重机课程设计表2-7查得； Me相应于机构工作类型的电动机额定力矩折算至计算轴的力矩 由上节选择联轴器中，已确定浮动轴的直径d=55mm因此扭转应力：许用扭转应力：轴的材料为45号钢，；，。考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数; 与零件几何形状有关，对于零件表面有急剧过渡和开有键槽及紧配合区段，； 与零件表面加工光洁度有关，取；此处取；考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，对于碳钢，低合金钢；安全系数，查起重机课程设计4表2-21得；因此故，通过。2）静强度计算 轴的最大扭矩： 式中 动力系数，由起重机课程设计表2-5查得。最大扭转力矩： 许用扭转应力，式中 安全系数，由起重机课程设计表2-21查得。，故合适。第2章 小车运行机构的设计2.1确定机构的传动方案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。起重量5吨至70吨范围内的双粱桥式起重机的小车，一般采用四个车轮支承的小车，其中两个车轮为主动车轮。主动车轮由小车运行机构集中驱动。跨度22m为中等跨度，为减轻重量，决定采用下图的传动方案。图2-1为小车运行机构简图:图2-1 小车运行机构简图2.2选择车轮与轨道并验算起强度参考同类型规格相近的起重机,起重机估计总量（包括小车重量），估计小车总重为。近似认为由四个车轮平均承受，吊钩位于小车轨道的纵向对称轴线上。车轮的最大轮压为（满载时）：空载时最大轮压为： 空载时最小轮压为： 载荷率：当运行速度v60m/min，工作类型为中级时，车轮直径，轨道为QU100的许用轮压为41.2t，故初步选择车轮直径，而后校核强度。（1）疲劳计算疲劳计算时的等效载荷为： 式中 -等效系数由起重机设计手册第五章第三节查得。车轮的计算轮压：式中 等效冲击系数，v320时， =1600020000 符合要求。（2）强度校核大计算轮压： 式中 冲击系数，查得，。点接触时进行强度校核的接触应力： 式中 最大许用应力，对于车轮材料ZG35CrMnSi， =2400030000 ； 其余符号意义同前。 强度校核符合要求。2.3 运行阻力的计算当满载时的摩擦总阻力矩： 式中 阻力系数，车轮轮缘与轨道的摩擦、轨道的弯曲与不平行性、轨道不直以及运转时车轮的摆动等因素有关，查得； 、分别为起重机小车重量和起重量； k滚动摩擦系数（mm），它与车轮和轨道的材料性质、几何