80吨电动双梁桥式起重机的设计【4张CAD图纸+文档全套资料】
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本 科 生 毕 业 设 计（论文）（ 届）系题 目：80吨电动双梁桥式起重机的设计学 号： 姓 名： 专业班级： 指导教师： 职称： 职称： 2016年 3月 15日本科生毕业设计（论文）诚信承诺书我谨在此承诺：本人所写的毕业设计（论文）80吨电动双梁桥式起重机的设计均系本人独立完成，没有抄袭行为，凡涉及其他作者的观点和材料，均作了引用注释，如出现抄袭及侵犯他人知识产权的情况，后果由本人承担。 承诺人（签名）： 年 月 日浙江农林大学天目学院本科生毕业设计（论文）目 录本 科 生 毕 业 设 计（论文）I本科生毕业设计（论文）诚信承诺书II1 绪 论11.1 桥式起重机的介绍11.2桥式起重机国内外发展现状11.3总体设计参数22 选型计算部分32.1 主起升机构的设计32.1.1 确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组32.1.2 选择钢丝绳32.1.3 确定卷筒尺寸并验算强度42.1.4 选电动机42.1.5 选择减速器42.1.6 验算起升速度和实际所需功率52.1.7 校核减速器输出轴强度52.1.8 选择制动器62.2 副起升机构的设计62.2.1 确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组62.2.2 选择钢丝绳72.2.3 确定卷筒尺寸并验算强度72.2.4 选电动机82.2.5 选择减速器82.2.6 验算起升速度82.2.7 校核减速器输出轴强度92.2.8 选择制动器92.3 小车运行机构92.3.1 确定机构传动方案92.3.2 选电动机112.3.3 选择减速器112.3.4 验算运行速度112.3.5 按起动工况校核减速器功率132.3.6 选择制动器132.4 大车运行机构的设计132.4.1 确定机构的传动方案132.4.2 轮压142.4.3 运行阻力计算152.4.4 选择电动机162.4.6 起动工况下校核减速器功率172.4.7 选择制动器173 结构计算部分193.1 桥架尺寸的确定193.2 主梁尺寸193.2.1 腹板和翼缘板厚度193.2.2 两腹板内壁间距b193.2.3 上下翼缘板的宽度B1203.2.4 端梁高度H2203.2.5 主梁端部变截面长203.3 主端梁界面203.4 端梁截面尺寸的确定213.4.1 起重机的总质量213.4.2 端梁中部上下翼缘板宽度B4213.5 主、端梁截面几何性质213.5.1 截面尺寸213.5.2 端梁截面223.6 载荷233.6.1 自重载荷233.6.2 小车轮压233.6.3 动力效应系数243.6.4 惯性载荷243.6.5 偏斜运行侧向力243.6.6 满载小车在主梁跨中央253.6.7 满载小车在主梁左端极限位置253.7 扭转载荷253.8 主梁的计算263.8.1 内力263.8.2 跨端剪切力263.8.2 水平载荷283.8.3 强度313.9 端梁的计算353.10 稳定性363.10.1 整体稳定性363.10.2 桥架的刚度计算37总 结39参考文献40致 谢4180吨电动双梁桥式起重机的设计XXXXX系 天目XXXXX XXX 指导教师：XXX摘要：本次设计是对80吨电动双梁桥式起重机进行设计。首先，通过查阅相关书籍和资料，学习桥式起重机的相关知识，了解桥式起重机的发展和应用现状，掌握桥式起重机金属结构的设计方法；其次，根据现今国内外生产桥式起重机采用的各种结构类型，结合课本知识和参考文献信息，设计符合使用要求的结构；桥式起重机的受力情况，计算桥式起重机的自重载荷、起升载荷、水平惯性载荷，并对桥式起重机的抗倾覆稳定性进行校核；接着，主要对起升机构传动系统设计、小车运行机构传动系统设计、大车运行机构设计；然后，对起重机金属结构，采用经济梁法设计出起重机主梁最优截面，并校核截面几何尺寸；最后，采用AutoCAD绘图软件绘制出要求的图纸。关键词：桥式；起重机；运行机构 ；主端梁Design of 80 ton electric double beam bridge craneAbstract：This design is the design of 80 tons of electric double beam bridge crane. First of all, through access to relevant books and materials, learning related knowledge of bridge crane, understand the development and application status of the bridge crane, master the design method of bridge crane metal structure; secondly, according to the current domestic production of various types of structure of bridge crane using the combination of textbook knowledge and reference information, designed to meet the requirements of the use of the structure; the force calculation of bridge crane, bridge crane hoisting load, gravity load, horizontal inertial load and overturning stability checking of the bridge crane; then, the lifting mechanism of the transmission system design, car mechanism transmission system design, traveling mechanism design; then, on the metal structure of the crane design of crane girder with economic optimum section beam method, and check the geometry; Finally, using AutoCAD drawing software to draw the requirements of the drawings.Key words: Bridge; Crane; Operating mechanism; The main end beam411 绪 论1.1 桥式起重机的介绍桥式起重机是桥架在高架轨道上运行的一种桥架型起重机，又称天车。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。桥式起重机广泛地应用在室内外仓库、厂房、码头和露天贮料场等处。桥式起重机设计设计方法可以简单地划分为传统设计方法、现代设计方法和未来设计方法三类。传统设计方法指的是以古典力学和数学为基础的类比法、直觉法、经验法等设计方法，该法仍用于我国部分起重机的设计。现代设计法指的是近30年发展起来的设计方法，如CAD、优化设计、可靠性设计、有限元分析、反求工程设计、动态仿真设计、模块化设计、工业艺术造型设计等等，这些方法在起重机的设计中都有应用。桥式起重机设计模块化和组合化达到改善整机性能，降低制造成本， 提高通用化程度，用较少规格数的零部件组成多品种、 多规格的系列产品， 充分满足用户需求。同时，桥式起重机的并行工程的目标在于缩短产品投放市场的时间，提高产品的质量以及降低产品在整个生命周期中的消耗。并行工程应使产品及其相关过程设计工作集成，产品开发过程中各阶段工作交叉并行进行，以尽早发现并解决产品整个生命周期中的问题，达到多项工作的协调一致。可以相信，不远的将来智能设计会取得更大的突破，从而使起重机的智能设计成为可能。1.2桥式起重机国内外发展现状经过几十年的发展，我国桥式起重机行业已经形成了一定的规模，市场竞争也越发激烈。桥式起重机行业在国内需求旺盛和出口快速增长的带动下，依然保持高速发展，产品几近供不应求。尽管我国起重机行业发展迅速，但是国内起重机仍缺乏竞争力。从技术实力看，与欧美日等发达地区相比，中国的技术实力还有一定差距。目前，国内大型起重机尚不具备大量生产能力。从产品结构看，由于技术能力所限，中国起重机在产品结构上也不完善，难以同国外匹敌。同时我国起重行业目前存在几个突出问题，归纳如下：（1）整体技术含量偏低，突出表现在产品的品种规格少，性能、可靠性等指标低于发达国家同类产品的水平。 （2）知名品牌寥寥无几，能打入国际市场并享有一定声誉的知名品牌几乎没有。（3）产品低价恶性竞争严重，企业合理利润难保，已严重制约企业生产技术的持续发展。随着国际合作的增加，国际起重机行业发展迅速。到目前为止，国际主要知名起重机制造厂商有德国的DEMAG起重机，芬兰的Kone起重机，美国CM集团等。上述企业在起重机行业内较为知名。桥式起重机的更新和发展，在很大程度上取决于电气传动与控制的改进。将机械技术和电子技术相结合，将先进的计算机技术、微电子技术、电力电子技术、光缆技术、液压技术、模糊控制技术应用到机械的驱动和控制系统，实现起重机的自动化和智能化。1.3总体设计参数主要技术参数：起重量主钩80t其他参数选择如下：（1）副钩15t；（2）跨度28.5m，起升高度为主钩12m，副钩14m；（3）起升速度主钩7.8m/min，副钩13.2m/min；（4）小车运行速度v=38.5m/min，大车运行速度V=87.3m/min。2 选型计算部分2.1 主起升机构的设计2.1.1 确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组按照布置宜紧凑的原则，采用闭式传动起升机构构造型式，如图2-1所示，采用了双联滑轮组，按，查起重机械课本表5-5：取滑轮组倍率。承载绳分支数： 图2-1 起升机构文字简图2.1.2 选择钢丝绳若滑轮组采用滚动轴承，当时，课本起重机械表（67页）5-6得滑轮组效率：，钢丝绳所受最大拉力： （只有当起升高度大于50米时q才计入所以此处只记Q） 查课本起重机械表（59页）5-3得，工作级别为M6时，安全系数n=6，钢丝绳计算破断拉力。 N=500KN选择破断拉力1670的纤维芯钢丝绳，由课本公式直径 。2.1.3 确定卷筒尺寸并验算强度卷筒直径：由设计参数要求知：。卷筒尺寸：（注:t为槽距；H为主起升高度；d为钢丝绳直径；l1为固定绳尾所需的长度；l2为卷筒两端空余部分的长度l3为允许偏差度决定） n为附加安全圈数为使绳尾受力减小偏于固定通常取n为1.5到3圈。 mml13t=78mm；l2根据设计手册232页公式p=d+（24）mm及结构需要定为26mm ； 具课本68页钢丝绳允许偏斜度为1:10（） 取L3=500mm卷筒转速：2.1.4 选电动机计算静功率：=(0.0180.04)Q=1440kg 选自起重机计算实例P238页 ：查大连伯顿YZR电机资料选用电动机： YZR-315s-82.1.5 选择减速器由上算得:减速器总传动比：又查参考资料得ZQ-1000型号减速器参数:2.1.6 验算起升速度和实际所需功率实际起升速度： 误差：=100%=100%=1.9%=10%实际所需等效功率：=48.57KW=52.5KW2.1.7 校核减速器输出轴强度由起重机设计规范书中公式(6-16)得输出轴最大径向力： 由起重机计算实例239页得输出轴最大扭矩为： 由以上计算知，所选减速器能满足要求。2.1.8 选择制动器所需静制动力矩： 制动安全系数，由课本起重机械运输第六章查得，由选用YWZ-400/90制动器，其制动转矩，制动轮直径制动质量。2.2 副起升机构的设计2.2.1 确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组 按照布置宜紧凑的原则，采用闭式传动起升机构构造型式，如图2-2所示，采用了双联滑轮组，按，查起重机械课本表5-5：取滑轮组倍率。承载绳分支数： 图2-2起升机构计算简图起重机课程设计附表8 P237页选图号为G15吊钩组，得其质量：G0=219kg，两动滑轮间距为A=185mm。2.2.2 选择钢丝绳若滑轮组采用滚动轴承，当时，查起重机械课本67页表5-6得滑轮组效率：，钢丝绳所受最大拉力：课本起重机械59页表5-3，工作级别为时，安全系数n=5，钢丝绳计算破断拉力。由上知选择6x19破断拉力1670的纤维绳芯钢丝绳，由课本公式直径得d为13mm，钢丝绳最小破断拉力。 2.2.3 确定卷筒尺寸并验算强度已知卷筒直径：D=400mm卷筒尺寸：， 2.2.4 选电动机计算静功率： ：查大连伯顿YZR系列选用电动机： YZR250M1-8 2.2.5 选择减速器卷筒转速：已经求得减速器总传动比：由起重机设计手册P237查得 2.2.6 验算起升速度实际起升速度：误差：=100%=100%=0.25%=10%2.2.7 校核减速器输出轴强度由起重机设计规范书公式(6-16)得输出轴最大径向力： 由以上计算知，所选减速器能满足要求。2.2.8 选择制动器所需静制动力矩 2.3 小车运行机构2.3.1 确定机构传动方案小车的传动方式有两种即减速器位于小车主动轮中间或减速器位于小车主动轮一侧。减速器位于小车主动轮中间的小车传动方式使小车减速器输出轴及两侧传动轴所承受的扭矩比较均匀。减速器位于小车主动轮一侧的传动方式，安装和维修比较方便，但起车时小车车体有左右扭摆现象。对于双梁桥式起重机，小车运行机构采用图2-3减速器位于小车主动轮中间的传动方案：图2-3小车运行机构传动简图先对运行阻力计算：小车质量估计取摩擦阻力矩： 查得，由Dc=500mm车轮组的轴承型号为7524，据此选出Dc=500车轮组轴承亦为7524.轴承内径和外径的平均值，由起重机设计规范书中表7-1表7-3查得滚动摩擦系数K=0.0009，轴承摩擦系数=0.02，附加阻力系数=2.0（采用导轮式电缆装置导电），代入上式得满载时运行阻力矩： 运行摩擦阻力：无载时运行阻力矩： 运行摩擦阻力：2.3.2 选电动机电动机静功率：式中 满载时静阻力； =0.9机构传动效率 m=1驱动电机台数初选电动机功率：式中电动机功率增大系数，由起重运输机械表7-6得，=1.15由大连伯顿系列电机选用电动机YZR160L-8，Ne=16kW，n1=705/min,电机质量172kg2.3.3 选择减速器车轮转速： 机构传动比： 查泰隆ZQ系列软齿面减速器表：选用ZQ-500减速器，N中级=12.8kW。 2.3.4 验算运行速度实际运行速度： 误差：故合适。起动时间：式中n1=715r/min；m=1驱动电动机台数；其中满载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩：空载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩：初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩：本机构总飞轮矩： 式中C由起重机械运输表4-1查得及其他传动飞轮矩影响系数，折算到电动机轴上可取C=1.15满载起动时间： 无载起动时间： 由起重运输机械表5-1查，当时，推荐值为5.5s，（Q=Q），故所选电动机能满足快速起动要求。2.3.5 按起动工况校核减速器功率起动状况减速器传递的功率： （）运行机构中同一级传动的减速器个数，=12.3.6 选择制动器通常起重机的起动时间为15s,取=3s所需制动转矩： 由焦作金箍制动器附表15选用YWZ4 315/23，其制动转矩=180Nm考虑到所取制动时间=3s与起动时间=0.729s差距不大，故可省略制动不打滑验算。2.4 大车运行机构的设计2.4.1 确定机构的传动方案跨度为28.5m为中等跨度，为减轻重量，决定采用图2-4的传动方案。图2-4集中传动的大车运行机构布置方式1电动机；2制动器；3带制动器的半齿轮联轴器；4浮动轴；5半齿轮联轴器；6减速器；7车轮2.4.2 轮压按图4.2所示的重量分布，计算大车车轮的最大轮压和最小轮压。满载时，最大轮压： 空载时，最小轮压： 车轮踏面疲劳计算载荷： 图2-5轮压计算图2.4.3 运行阻力计算摩擦总阻力矩：由起重机课程设计查得车轮的轴承型号为，轴承内径和外径的平均值为：；由起重机设计规范书中表7-17-3查得：滚动摩擦系数，轴承摩擦系数；附加阻力系数代人上式得：当满载时的运行阻力矩： 运行摩擦阻力： 当空载时： 2.4.4 选择电动机电动机静功率：式中：初选电动机功率： 式中：由参考资料YZR系列大连伯顿选用电动机为：2.4.5 选择减速器车轮转速： 机构传动比：查泰隆资料表，选用两台减速器，其型号为：可见。2.4.6 起动工况下校核减速器功率起动工况下减速器传递功率：式中： 因此： ，所以减速器合适。2.4.7 选择制动器由焦作金箍系列的YWZ4系列电力液压筷式制动器的制动时间，按空载计算制动力矩，即代人起重运输机械的（7-16）式 ：； 现选用两台制动器,由焦作金箍制动器资料得其额定制动力矩，为避免打滑，使用时需将其制动力矩调至以下。考虑到所取的制动时间，在验算起动不打滑条件时，已知是足够安全的，故制动不打滑验算从略。3 结构计算部分3.1 桥架尺寸的确定大车轴距的大小直接影响大车运行状况，常取：3.2 主梁尺寸主梁在跨度中部的高度h:由金属结构课本当小跨度时取较大值，反之取较小值。求得的梁高通常作为腹板高度，为下料方便，腹板高度一般取尾数为0的值。取腹板高度。3.2.1 腹板和翼缘板厚度 腹板厚度通常按起重重量决定：主、端梁翼缘板厚度:由课本机械装备金属结构设计P195公式(7-32)翼缘板厚度取；端梁头部下翼缘板板厚；上翼缘板与中部下翼缘板板厚；端梁腹板厚度。由课本机械装备金属结构设计P194公式（7-27）。3.2.2 两腹板内壁间距bb=（0.40.8）=（0.40.8）1800=7201440mm 取b=900mm 验算：3.2.3 上下翼缘板的宽度B13.2.4 端梁高度H2主梁总高度 端梁高度H2应略大于车轮直径 3.2.5 主梁端部变截面长d=3.3 主端梁界面主、端梁采用焊接连接，端梁为拼接长。桥架结构与主。端梁界面图如下图3-1双梁桥架结构图3-2主梁与主梁支撑截面的尺寸简图3.4 端梁截面尺寸的确定3.4.1 起重机的总质量 （包括主梁端梁小车大车运行机构、司机室和电气设备等），可由下式估算：由起重机设计手册3-8-12知：而由起重机设计手册P358表3-8-10，选为15t。 对较大起重量得起重机，为增大端梁水平刚度和便于主端梁连接，通常B2比B3大50100mm左右，但给制造带来不便。B23.4.2 端梁中部上下翼缘板宽度B43.5 主、端梁截面几何性质3.5.1 截面尺寸主梁截面面积： 3.5.2 端梁截面端梁截面积：图3-3端梁与端梁支撑面处的尺寸简图3.6 载荷3.6.1 自重载荷a.主梁自重均匀载荷：小车轨道重量由课本金属结构P453表20得，轨道理论质量60.8N/m栏杆等重量： b.主梁均布载荷：3.6.2 小车轮压起升载荷为： 小车自重: 假定轮压均布，课本起重机械表4-2距K=2400mm满载小车轮压：3.6.3 动力效应系数3.6.4 惯性载荷大小车都是四个车轮，其中主动轮各占一半，按车轮打滑条件确定大小车运行的惯性力。一根主梁上的小车惯性力为：大车运行起.制动惯性力（一根主梁上）为：3.6.5 偏斜运行侧向力小车左轮至跨度极限位置C1=1.2m，一根主梁的重量力为：一根端梁单位长度的重量为： 考虑大车车轮直径以及其他相关零件，取。一根端梁的重量为：一组大车运行机构的重量（分别驱动两组对称配置）为：起重机课程设计表7-3中得，重心作用位置司机室及设备的重量为：重心作用位置到主梁一端的距离大约取2.8m。3.6.6 满载小车在主梁跨中央一侧端梁总静轮压为：由及课本机械装备金属结构53页图3-9用插值法求得：3.6.7 满载小车在主梁左端极限位置3.7 扭转载荷中轨梁扭转载荷较小，且方向相反，可忽略。故在此不用计算。7端梁总轮压计算简图见图3-4图3-4 端梁总轮压计算3.8 主梁的计算3.8.1 内力垂直载荷:计算大车传动侧的主梁。在固定载荷与移动载荷作用下，主端梁按简支梁计算，如图3-5所示图3-5 主梁计算模型固定载荷作用下主梁跨中的弯矩 3.8.2 跨端剪切力 移动载荷作用下主梁的内力轮压合力与左轮的距离为：a.满载小车在跨中:跨中E点弯矩为： 跨中E点剪切力为： 跨中内扭矩为： b.满载小车在跨端极限位置（z=C1）: 端梁剪切力： 主梁跨中总弯矩为：主梁跨端总剪切力（支撑力）为：3.8.2 水平载荷a.水平惯性力载荷在水平载荷水平钢架计算模型如图3-6图3-6 水平刚架计算模型小车在跨端，钢架的计算系数为：跨中水平弯矩为： 跨中水平剪切力为： 跨中轴力为： 小车在跨端，跨端水平剪切力为： b.偏斜侧向力在偏斜侧向力作用下，桥架也按水平钢架分析如图3-7图3-7 侧向力作用下刚架的分析这时，计算系数为：小车在跨中。侧向力为：超前力为： 端梁中点的轴力：端梁中点的水平剪切力：主梁跨中的水平弯矩为： 主梁轴力为：主梁跨中总的水平弯矩为：小车在跨端,侧向力为：超前力为：端梁中点的轴力为： 端梁中点水平剪切力为： 主梁跨端的水平弯矩为：主梁跨端的水平剪切力为：主梁跨端总的水平剪切力为：小车在跨端时。主梁跨中水平弯矩与惯性载荷的水平弯矩组合值较小，不需计算。3.8.3 强度需要计算主梁跨中截面如图2危险点（1）（2）（3）的强度。a.翼缘板上边缘与轨道接触点（1）的应力主腹板边至轨顶距离为：集中载荷对腹板边缘产生的局部压力为： 垂直弯矩产生的应力为：水平弯矩产生的应力为：=0惯性载荷与侧向力对主梁产生的轴向力较小且作用方向相反应力痕小，故不用计算。假定剪力由腹板承受，弯矩由翼缘板和腹板共同承受且按惯性矩分配。点（1）的折算应力为： 点（2）的折算应力为： 点（3）的折算应力为： b.主梁上翼缘板的静矩：c.主腹板下边的切应力为： d.主梁疲劳强度:桥架工作级别为A7，应按载荷组合1计算主梁跨中的最大弯矩截面（E）的疲劳强度。由于水平惯性载荷产生的应力很小，为了计算简明而忽略惯性力。求截面E的 最大弯矩和最小弯矩，满载小车位于跨中（轮压P1在E点上），则空载小车位于右侧跨端时如图3-8图3-8 主跨梁中（E）最小弯矩的计算左端支反力为： 验算腹板受拉翼缘板焊缝（4）的疲劳强度（见图3-9）图3-9 主梁截面疲劳强度验算应力循环特性 根据工作级别E4应力集中等级k1及材料Q235，查得 e.因后面要用需验算横隔板下端焊缝与主腹板连接处（5）显然，相同工况下的应力循环特性是一致的。据E4及Q235横隔板采用双面连续焊缝连接，板底与受拉翼缘板间隙为50mm，应力集中等级为K3，查的=103.7MPa拉伸疲劳许用应力为： 3.9 端梁的计算由端梁截面已经初步确定，现进行具体计算：取满载小车位于主梁跨端，大小车同时运行起，制动及桥架偏斜。截面3-3及4-4.端梁支撑处两个截面很近，只计算受力稍大的截面4-4。端梁支撑处为安装大车轮角轴承箱座而切成缺口并焊上两块弯板(16mm185mm)。端部腹板两边都采用双面贴角焊缝，取=8mm，支撑处高度400mm，弯板参与端梁承载工作，并承处截面（3-3及4-4）如图所示3-10。图3-10 端梁支承处截面形心：惯性矩为：3.10 稳定性3.10.1 整体稳定性局部稳定性翼缘板: 腹板: 故只需对着主梁腹板位置设置四块横隔板，隔板厚度隔板间距 3.10.2 桥架的刚度计算a.满载小车位于主梁跨中产生的静挠度：桥架的水平惯性位移：b.垂直动刚度起重机动刚度以满载小车位于桥架跨中的垂直振频率来表征，计算如下：主梁质量： 全桥架中点换算质量为：起升质量为： 起升载荷： 起升钢丝绳滑轮组的最大下放长度：桥架跨中静位移： 起升钢丝绳滑轮组的静伸长：c.水平动刚度起重机水平动刚度以物品高度悬挂，满载小车位于桥架跨中的水平自振频率来表征。半主梁跨中在单位水平作用下产设个的水平位移：总 结本次设计包括了解桥式起重机的发展和应用现状，设计一台满足要求的室内80t
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