60T门式起重机起升机构装置设计说明书

毕业实习与设计（论文）中文摘要60T门式起重机起升机构驱动装置设计摘 要：本课题就是对60T门式起重机中关键的起升机构驱动装置的设计进行了详细的介绍，通过设计出其各个组成部件，包括起升方案的确定，钢丝绳和滑轮组的选择，减速器的设计，滚筒的设计，减速器的设计，联轴器的选择，制动器和电动机的选择计算，联轴器的选择等来达到本次毕业设计的目的。产品主要通过减速器来达到规定起升速度，所以减速器是此设计的重点。设计中采用了AutoCAD绘图和材料力学知识进行受力分析，解决了设计中所出现轴或齿轮不合格的问题。该设计结构是按照工厂的设计思路进行设计的，因此满足工程生产应用的要求，并且故障时便于检修。关键词：门式起重机；起升机构；计算设计毕业实习与设计（论文）外文摘要Design of Hoisting Mechanism Drive for 60T Gantry CraneAbstract: This topic is a detailed introduction to the design of the driving device of the key hoisting mechanism in the 60t gantry crane, through the design of its various components, including the determination of lifting plan, the selection of steel wire rope and pulley block, the design of reducer, drum, reducer, coupling, brake and motor, and coupling to achieve the purpose of this graduation design. The product mainly achieves the specified lifting speed through the reducer, so the reducer is the key point of this design. In the design, AutoCAD drawing and material mechanics knowledge are used for stress analysis, which solves the problem of unqualified shaft or gear in the design. The design structure is designed according to the design idea of the factory, so it meets the requirements of engineering production and application, and is easy to repair in case of failure.Keywords: Portal crane; Lifting mechanism; Computational design目 录1 绪论12 门式起重机起升机构的方案分析22.1 结构分析22.2 机械结构总体方案与布局23 起升机构驱动装置的设计23.1 钢丝绳的设计计算23.2卷筒和滑轮组的设计计算33.3 电动机的计算选择43.4 减速器的设计43.5 制动器的设计计算14结论 15致谢 16参考文献17附录18附表清单：表1 各轴的数据 19江苏海洋大学二二届本科毕业设计（论文） 第 20 页 共 20 页1 绪论1.1 课题研究的意义起重机设计领域已经有很长一段的历史了。而且在经过长时间的探索和创新，其领域已经形成了一套完整且有效的设计形式。但是随着时间的推移，客户要求的提高，起重机设计行业也在向前发展。最大起重能力不断提高，从小型起重能力到数千吨起重机，起重机制造业呈现出上升期。与此同时，同吨位起重机正逐步变得越来越好，其开始向着智能化、自动化、高效率和低成本方向发展。目前，虽然我国起重机械整体水平有所提高，但与国外产品相比，在性能和内在质量上仍存在较大差距，主要表现在:起重机械仍沿袭传统的小而短的卷筒，钢丝绳容易疲劳，反弹乱绳现象比较严重，废品率高。现在起升机构的上述缺点严重影响起重机的工作性能、安全性和可靠性。在面对这迫在眉睫的困难时，加快高性能新型起重机械的研发对于提升起重机械的整体水平具有很重要意义。而且门式起重机作为一种重要的物料搬运设备，在造船领域发挥着越来越重要的作用。为了满足工程生产应用的需要，我们设计了这台60t-16m的龙门起重机。1.2 国内外起重机的研究现状、水平国际上的起重机制造业已有好多年的历史。主要生产国有美国、德国、日本、等制造大国。世界主要市场集中在北美、欧洲和亚洲。20世纪80年代以来，中国充分吸收了国外起重机械的先进制造基础，消化吸收了国外技术，更好地实现了起重机械产品和零部件的国产化。在经过很多年的发展，我们中国的起重机械企业有了自己的设计路线而且产品也能跟上时代的发展，能够自主地开发出满足国内外市场需求的产品。而且截至到目前，中国的起重机械行业已经有了一千多种产品，还有新的起重机械和设备问世。近年来，随着中国各行业的快速发展和拉动，中国涌现出一大批优秀的起重机制造企业。而且外国的许多制造业也因为改革开放的关系，开始进入了我们中国的市场，使得我们中国起重机制造业得到了很大的发展。1.3 发展趋势随着经济的发展，门式起重机不仅在国民经济中发挥着重要作用，而且在工业生产、应用和生活中也发挥着重要作用。从20世纪后期开始，国际龙门起重机的生产开始向大型化、多功能化、专业化和自动化方向发展。随着新技术在钢铁工业中的应用，钢的质量得到了显著提高。在设计主梁的齿轮、滑轮和导绳器以及起重机的运行机构时，有更好的材料。使起重机的设计有了更好的选择。并且在我们的不断努力下，起重机的设计方法，设计过程都有了极大的更新，而且其工作性能也越来越好。例如，在传感器技术中，起重机可以更精确地称重和定位提升重物。由于劳动速度慢、精度低以及劳动成本的不断提高，自动化、高效的机械设备越来越受到企业的青睐。起重机也不例外，他正在越来越好的发展这向着自动化，数字化，节能化以及智能化发展，以后的起重机会越来越方便我们使用。 2 门式起重机起升机构的方案分析2.1 结构分析门式重机起升机构主要由联轴器，电动机，制动器，浮动轴，滚筒和减速器组成的。其主要是由电动机为动力基础，然后经过浮动轴以及联轴器的连接然后传递给三级减速器，然后通过三级减速器对速度以及传递扭矩的改变，带动了滚筒的旋转运动。以此来达到举重的目的。2.2 机械结构总体方案与布局门式起重机起升机构主要由：联轴器，电动机，制动器，浮动轴，滚筒和减速器等零部件组成。其方案布局如下图所示：1电动机2半齿联轴器3浮动轴4带制动轮的半齿联轴器5制动器6减速器7卷筒门式起重机起升机构的传动方案设计3 门式起重机起升机构驱动装置的设计3.1 钢丝绳的设计计算滑轮组采用滚动轴承，当ih=5时，查表得，滑轮组效率=0.96;钢丝绳承受的最大拉力：Smax=Q+G02ihh=60000+12009.81250.96=62538.75N查表得工作级别M2;安全系数n=4今选用先接触钢丝绳619W型，其破断拉力换算系数为0.85所选钢丝绳的整绳破断拉力S丝n绳Smaxa=662538.750.85=441450查表，选择钢丝绳619W，其直径d=28mm，公称抗拉强度为1550MPa，其允许破断拉力总和为Sb=449000N.选用钢丝绳标记:619W-28-1550-光-右交GB 1102-74。 3.2 滑轮组和卷筒的设计计算为确保钢丝绳具有一定的使用寿命，滑轮组和卷筒名义直径Dde-1=28（32-1）=868mm取滑轮组和卷筒的名义直径D=1000mm卷筒的长度由下式计算：L双=2L0+L1+L2+L光而L0=(HmaxmD0+Z0)t得t绳圈节距t=d绳+2=30mmL1根据结构确定卷筒空余部分L1=5t=150mmL2固定钢丝绳所需要的长度L2=3t=90mmD0卷筒的计算直径D0=D+d绳=1000+28=1028mm参考同类型起重机取D0=1020mmL光双联卷筒中间不切槽部分长度，根据钢丝绳允许偏斜角确定对于螺旋槽tga1/10，考虑到该装置特殊性参考同类型起重机取L光=440mmL0卷筒半边卷绕部分的长度；L0=6000021028+330=1204mm*卷筒的长度L双=21204+90+150+440=3329mm，取L双=3400mm，然后取用卷筒的材料为HT200,其壁厚可按公式=0.02D+610=2630来确定,按标准取=30mm卷筒转速为n卷重=V重ihD0n卷重=2.551.028=3.87rmin3.3 电动机的计算选择首先计算电机的静功率，计算公式如下：Pj=Q+G钩10000KWP0=Qv10000=6003722.5600000.980.960.98=27.1kW初选电动机功率NekdPjNe=kdPi=0.9027.1= 24.39KW查电机产品目录，在JC%40时选择接近的电动机，初步选取型号:YZR250m1-8 其功率为30kW 转速为720r/min电动机的过载校验PnHMPQvq1000=2.112.86003722.510000.92=1223W上式计算结果说明电动机满足过载条件，可以选择使用。3.4 三级减速器的设计计算3.4.1 减速器的传动装置运动和动力参数的计算3.4.1.1 各个轴的传动比的分配以及各个组成的传动效率三级减速器总的传动比：i=ndnt因为nt=mvqD所以i=D0ndmvd=7203.87=186查取该三级减速器的联轴器传动效率为 入=0.99；单列向心球轴承的传动效率为滚=0.98；圆柱斜齿轮齿轮传动效率为 齿=0.97；然后计算总效率总=0.990.980.970.970.970.970.970.970.99=0.851而且总传动比公式为i总=i1i2i3=186。然后根据三级减速器的各个传动比的公式计算出各级的传动比：i1=3i总=5.71i2=i11.3=4.391i3=1.4i2=6.15所以各级传动比分别为i1=5.71 i2=4.391 i3=6.15。3.4.1.2 三级减速器的各个轴的运动和动力参数的计算转速：n1=720r/minn2=n1i1=7205.71=126.1r/minn3=n2i2=126.14.391=28.7r/minn4=n3i3=28.76.15=4.7r/min输入功率：Pd=30kwP1=Pd0.99=29.7kwP2=P10.972=28.5kwP3=P20.972=27.4kwP4=P30.972=26.31kwP 、P P、 P分别为相对应各个轴的所需要的功率。输入转矩：T1=9.55103P1n1=394103NmmT2=9.55103P2n2=2158.4103NmmT3=9.55103P3n3=9117.4103NmmT4=9.55103P4n4=53460103NmmT1 、 T2 、T3 、 T4分别是各个轴所对应的转矩。3.4.2 各级齿轮的设计计算第一级传动大小齿轮1.小齿轮采用45钢，大齿轮采用20CrMnTi，齿面硬度为5862HRC，小齿轮的齿数为Z1=20，大齿轮的齿数为Z2=124，齿面硬度d=0.8，螺旋角为=16。2.齿根的弯曲疲劳强度 Mnt32KT1cos2YYdz12YFaYSaFK=1.5小齿轮的转矩：T1=857000Nmm按照齿轮接触疲劳极限应力图取查找两个齿轮齿面的弯曲疲劳强度极限应力值为： Flim1=Flim2=460Mpa循环次数： N1=60n1jLh=4.03109； N2=60n2jLh=1.48109。按寿命图来查取齿轮的弯曲疲劳寿命系数为：KFN1=0.88，KFN2=0.90。取表取出最小的弯曲疲劳安全系数SF=1.4和相对应的应力修正系数Yst=2.0，然后则可以计算出大小齿轮的许用弯曲应力为： =kFN1Flim1ystSF= 591.43 Mpa =kFN2Flim2ystSF= 604.6 Mpa计算齿轮的当量齿数： Z =Z1COS3=22.61 Z =Z2COS3=140.15查表得出齿轮齿型系数和应力修正系数： Y=2.62, Y=2.24, Y=1.59，Y=1.75然后根据公式yFa1ySa1F1yFa2ySa2F2 可以得出可以按照小齿轮来进行齿根弯曲疲劳强度设计计算查表找重合度系数Y和螺旋角系数YY=0.70 ， Y=0.863.设计计算齿轮初选模数为：Mnt=6齿轮圆周速度: v=MntZ1n1601000cos=4.71m/s载荷系数K 选择为7级精度，动载系数KV=1.04，使用系数KA=1，载荷分配系数K=1.26，载荷分布系数K=1.57。 K=KAKVKK=2.06模数m m=mnt3kkt=632.062=6.1mm 取整所以mn=6mm3.齿轮传动的几何尺寸中心距a的计算和取整 a=mn2cos(z1+z2)=450mm螺旋角的计算和取整 =arccosmn(z1+z2)2a=16分度圆直径的计算 d1=mnz1cos=125mm ； d2=mnz2cos=775mm 。 齿宽的计算 b= d=0.848.21=82.104mm4.验算齿面接触疲劳承载的能力 H=ZHZEZZ2KT1bd12u1u =525Mpa ，=455 Mpa K=0.9 ，K=0.92 计算许用接触应力取S=1=K / S=472.5Mpa=K / S=418.6Mpa=(+)/2=445.6Mpa去查表得出节点区域系数，重合度系数，螺旋角系数和材料系数Z=2.41Z=0.71Z=cos=0.98Z= 189.8Mpa然后将上述数据带入式子中进行验证 H=ZHZEZZ2KT1bd12u1u=318.3Mpa=445.6Mpa使用满足接触疲劳强度要求，校核成功。第二级传动大小齿轮的计算1.小齿轮采用45钢，大齿轮采用20CrMnTi，齿面硬度为5862HRC，小齿轮的齿数为Z2=20，大齿轮的齿数为Z3=110，齿面硬度d=1.1，螺旋角为=13。2. 齿根的弯曲疲劳强度Mnt32KT1COS2YYdz12YFaYSaFK=1.5小齿轮的转矩 T=2552610NmM按照齿轮接触疲劳极限应力图取查找两个齿轮齿面的弯曲疲劳强度极限应力值为： =210Mpa =161Mpa循环次数N1=14.83107N2=4.24107按寿命图来查取齿轮的弯曲疲劳寿命系数为： K=0.9, K=0.92按表查出最小的弯曲疲劳安全系数SF=1.4和相对应的应力修正系数Yst=2.0，然后则可以计算出大小齿轮的许用弯曲应力为： =kFN1Flim1ystSF= 36 Mpa =kFN2Flim2ystSF= 33 Mpa然后查取齿型系数和应力校正系数 Z =Z1COS3=21.58 Z =Z2COS3=118.68查表得出齿轮齿型系数和应力修正系数： Y=2.74，Y=2.18 , Y=1.57，Y=1.81然后根据公式yFa1ySa1F1yFa2ySa2F2 可以得出可以按照小齿轮来进行齿根弯曲疲劳强度设计计算按表找重合度系数Y和螺旋角系数Y Y=0.78 Y=0.993.设计计算齿轮初选模数为: M=2齿轮圆周速度: v=MntZ1n1601000cos=2.377m/s载荷系数K选择为7级精度，动载系数KV=1.01，使用系数KA=1，载荷分配系数K=1.25，载荷分布系数K=1.45。K=KAKVKK=1.83模数mn的确定 m=231.832=1.94mm取圆整后，取m=2m。4.齿轮传动几何尺寸 中心距a的计算和取整 a=mn2cos(z1+z2) =800mm 螺旋角的计算和取整=arccosmn(z1+z2)za=13 分度圆直径的计算d=mnz1cos =246.15mm,d=mnz2cos=1353.85mm 齿宽的计算 b= d=1.1102.63=240mm5.验算齿面接触疲劳承载的能力 H=ZHZEZZ2KT2bd12u1u=525Mpa =455 MpaK=0.95 K=0.97计算许用接触应力， 取S=1 =K / S=0.95525/1=498.75Mpa =K / S=0.97455/1=441.35Mpa =(+)/2=470Mpa去查表得出节点区域系数，重合度系数，螺旋角系数和材料系数Z=2.44Z=0.78Z=cos=0.99Z= 189.8Mpa, Z3=20然后将上述数据带入式子中进行验证 H=ZHZEZZ2KT2bd12u1u=357.6Mpa=470Mpa使用满足接触疲劳强度要求，校核成功。第三级传动大小齿轮的计算1.小齿轮采用45钢，大齿轮采用20CrMnTi，齿面硬度为5862HRC，小齿轮的齿数为Z5=21，大齿轮的齿数为Z6=117，齿面硬度d=0.9，螺旋角为=9。2. 齿根的弯曲疲劳强度 Mnt32KT1COS2YYdz12YFaYSaFK=1.5小齿轮的转矩： T=13618170 Nmm按照齿轮接触疲劳极限应力图取查找两个齿轮齿面的弯曲疲劳强度极限应力值为： =210Mpa =161Mpa循环次数：N=4.23108, N=16.1107按寿命图来查取齿轮的弯曲疲劳寿命系数为：K=0.92, K=0.94取表取出最小的弯曲疲劳安全系数SF=1.4和相对应的应力修正系数Yst=2.0，然后则可以计算出大小齿轮的许用弯曲应力为：=kFN1Flim1ystSF= 39 Mpa=kFN2Flim2ystSF= 36 Mpa计算齿轮的当量齿数： Z =Z1COS3=21.93 Z =Z2COS3=122.16查表得出齿轮齿型系数和应力修正系数： Y=2.72 ,Y=2.17, Y=1.57, Y=1.82 然后根据公式yFa1ySa1F1yFa2ySa2F2 可以得出可以按照小齿轮来进行齿根弯曲疲劳强度设计计算按表找重合度系数Y和螺旋角系数Y Y=0.7 Y=0.923设计计算 齿轮初选模数： Mnt32KT1COS2YYdz12YFaYSaF=20齿轮圆周速度: v=MntZ1n1601000cos=0.47m/s载荷系数K选择为7级精度，动载系数KV=1.01,使用系数KA=1，载荷分配系数K=1.24，载荷分布系数K=1.49。 K=KAKVKK=1.85模数m的确定 m=mnt3kkt=2031.852=19.5mm取圆整结果取m=20mm4.齿轮传动的几何尺寸 中心距a的计算和取整 a=mn2cos(z1+z2) =1400mm 螺旋角的计算和取整 =arccosmn(z1+z2)za=9 分度圆直径的计算 d=mnz1cos =426.09mm d =mnz2cos=2373.91mm齿宽的计算 b= d=420mm5.验算齿面接触疲劳承载的能力 H=ZHZEZZ2KT1bd12u1u=525Mpa =455 Mpa K=0.97 ， K=0.98 计算许用接触应力，取S=1. =K / S=0.97525/1=509.25Mpa =K / S=0.98455/1=445.9Mpa =(+)/2=477.58Mpa去查表得出节点区域系数，重合度系数，螺旋角系数和材料系数Z=2.47Z=0.77Z=cos=0.99Z= 189.8Mpa然后将上述数据带入式子中进行验证： H=ZHZEZZ2KT1bd12u1u=357Mpa=477.58Mpa使用满足接触疲劳强度要求，校核成功。3.4.3 轴的设计计算轴的设计1. 因为小齿轮的直径比较小，所以可以采用齿轮轴结构，并且齿轮的材料及热处理和轴的材料及热处理必须一样，使用均采用的材料必须和小齿轮的材料一致为20CrMnTi。2.结构设计1）轴径domin的估算，查轴的C为105 d =41.8mm 然后可以根据工厂所进行的实际情况，这里取d=55mm。2)转矩 T=424.44Nm3)结构简图如下图所示：轴的设计1. 因为小齿轮的直径比较小，所以可以采用齿轮轴结构，并且齿轮的材料及热处理和轴的材料及热处理必须一样，使用均采用的材料必须和小齿轮的材料一致为20CrMnTi。2.结构设计1）轴径domin的估算，查轴的C为105 d =76.01mm 然后可以根据工厂所进行的实际情况，所以d=95mm 2)转矩 T2=2552.61Nm3)结构简图如下图所示：轴的设计1. 因为小齿轮的直径比较小，所以可以采用齿轮轴结构，并且齿轮的材料及热处理和轴的材料及热处理必须一样，使用均采用的材料必须和小齿轮的材料一致为20CrMnTi。2.结构设计1）轴径domin的估算，查轴的C为105 d =132.82mm 然后可以根据工厂所进行的实际情况，所以取d=150mm 2)转矩 T2=13618.17Nm3)结构简图如下图所示：轴的设计1. 因为小齿轮的直径比较小，所以可以采用齿轮轴结构，并且齿轮的材料及热处理和轴的材料及热处理必须一样，使用均采用的材料必须和小齿轮的材料一致为20CrMnTi。2.轴的结构设计1）轴径domin的估算，查取轴的 C= 105 d =233.06mm 然后可以根据工厂所进行的实际情况，所以取d=240mm。 2) 转矩 T2=73596.47Nm3) 轴的结构简图如下图所示：3.4.4 轴承的选取轴的轴承选取单列向心球轴承GB276-64 型号为312 d=60，D=130，B=31,额定动载荷为6410公斤，额定静载荷为4940公斤.轴的轴承选取单列向心球轴承GB276-64 型号为319 d=95，D=200，B=45,额定动载荷为12000公斤，额定静载荷为111000公斤.轴的轴承选取单列向心球轴承GB276-64 型号为330 d=150，D=320，B=65,额定动载荷为21700公斤，额定静载荷为25800公斤.3.5 制动器的设计计算选取制动器必须要知道的门式起重机的起升机构装置在工作的过程中所需的制动转矩，公式如下：Tb=kQRqi0=1.256003721.152/24101004.4120.78=19.1Ngm其中公式中k取值为1.25并且其表示的是安全系数，然后再根据机械设计手册和上面所算到制动转矩来选择制动器的型号，最终为YWZ5-200/E30，其基本数据为：制动轮的直径是200mm，制动力矩最大能到310Nm，使用能够符合使用的要求。结 论本次毕业设计研究的是60吨门式起重机起升机构装置的设计，这个起重机械在基建、港口等领域应用都是十分的广泛，而且以其运动能力也是比较强的，其起重量大、工作效率还高，使用此起重机使用性还是比较高的。我主要设计是门式起重机的起升机构装置。首先了解了课题研究的背景和意义，然后对其目前的发展状体和未来发展的方向做了了解和分析。然后确定了门式起重机所承受的基本载荷。进而深入设计对部分成品件进行了参数的计算和型号的选择，计算了起升机构以及对关键零部件的设计