箱型梁桥式起重机毕业设计.doc

1、1绪 论1.1 起重机的介绍箱形双梁桥式起重机是由一个有两根箱形主梁和两根横向端梁构成的双梁桥架,在桥架上运行起重小车,可起吊和水平搬运各类物体，它适用于机械加工和装配车间料场等场合。1.2 起重机设计的总体方案 本次起重机设计的主要参数如下：起重量10t,跨度16.5m，起升高度为10m起升速度8m/min小车运行速度v=40m/min大车运行速度V=90m/min大车运行传动方式为分别传动;桥架主梁型式,箱形梁.小车估计重量4t,起重机的重量16.8t 。工作类型为中级。根据上述参数确定的总体方案如下:主梁的设计：主梁跨度16.5m ,是由上、下盖板和两块垂直的腹板组成封闭箱形截面实体板梁

2、连接,主梁横截面腹板的厚度为6mm,翼缘板的厚度为10mm，主梁上的走台的宽度取决于端梁的长度和大车运行机构的平面尺寸，主梁跨度中部高度取H=L/17 ，主梁和端梁采用搭接形式，主梁和端梁连接处的高度取H0=0.4-0.6H，腹板的稳定性由横向加劲板和，纵向加劲条或者角钢来维持,纵向加劲条的焊接采用连续点焊，主梁翼缘板和腹板的焊接采用贴角焊缝，主梁通常会产生下挠变形，但加工和装配时采用预制上拱。2.大车运行机构的设计2。1设计的基本原则和要求大车运行机构的设计通常和桥架的设计一起考虑，两者的设计工作要交叉进行，一般的设计步骤:1. 确定桥架结构的形式和大车运行机构的传方式2. 布置桥架的结构尺

3、寸3。 安排大车运行机构的具体位置和尺寸4。 综合考虑二者的关系和完成部分的设计 对大车运行机构设计的基本要求是：1. 机构要紧凑，重量要轻2. 和桥架配合要合适,这样桥架设计容易，机构好布置3。 尽量减轻主梁的扭转载荷，不影响桥架刚度4。 维修检修方便，机构布置合理2。1.1机构传动方案大车机构传动方案，基本分为两类：分别传动和集中传动,桥式起重机常用的跨度（10。532M）范围均可用分别传动的方案本设计采用分别传动的方案。2.1.2大车运行机构具体布置的主要问题:1。 联轴器的选择2. 轴承位置的安排3. 轴长度的确定这三着是互相联系的。在具体布置大车运行机构的零部件时应该注意以几点：1.

4、 因为大车运行机构要安装在起重机桥架上，桥架的运行速度很高，而且受载之后向下挠曲，机构零部件在桥架上的安装可能不十分准确,所以如果单从保持机构的运动性能和补偿安装的不准确性着眼，凡是靠近电动机、减速器和车轮的轴,最好都用浮动轴。2. 为了减少主梁的扭转载荷,应该使机构零件尽量靠近主梁而远离走台栏杆；尽量靠近端梁，使端梁能直接支撑一部分零部件的重量。3。 对于分别传动的大车运行机构应该参考现有的资料，在浮动轴有足够的长度的条件下，使安装运行机构的平台减小，占用桥架的一个节间到两个节间的长度,总之考虑到桥架的设计和制造方便。4。 制动器要安装在靠近电动机，使浮动轴可以在运行机构制动时发挥吸收冲击动

5、能的作用。2。2 大车运行机构的计算已知数据：起重机的起重量Q=100KN,桥架跨度L=16。5m，大车运行速度Vdc=90m/min，工作类型为中级，机构运行持续率为JC%=25，起重机的估计重量G=168KN,小车的重量为Gxc=40KN，桥架采用箱形结构。计算过程如下：2.2。1确定机构的传动方案本起重机采用分别传动的方案如图（21）大车运行机构图(2-1）1电动机 2制动器 3高速浮动轴 4联轴器 5减速器 6联轴器 7低速浮动轴 8联轴器 9车轮2。2.2 选择车轮与轨道，并验算其强度按照如图所示的重量分布,计算大车的最大轮压和最小轮压:满载时的最大轮压：Pmax= =95.6KN空

6、载时最大轮压：Pmax= = =50.2KN空载时最小轮压：Pmin= = =33.8KN式中的e为主钩中心线离端梁的中心线的最小距离e=1。5m载荷率：Q/G=100/168=0。595由1表19-6选择车轮：当运行速度为Vdc=6090m/min，Q/G=0.595时工作类型为中级时，车轮直径Dc=500mm,轨道为P38的许用轮压为150KN，故可用。1）。疲劳强度的计算疲劳强度计算时的等效载荷：Qd=2·Q=0.6100000=60000N 式中2等效系数，有1表48查得2=0.6车论的计算轮压：Pj= KCI· r ·Pd=1。05×0.89&

7、#215;77450 =72380N式中:Pd车轮的等效轮压Pd= = =77450Nr载荷变化系数，查1表19-2，当Qd/G=0。357时，r=0.89Kc1冲击系数，查1表19-1。第一种载荷当运行速度为V=1.5m/s时，Kc1=1.05根据点接触情况计算疲劳接触应力： sj=4000 =4000 =13555Kg/cm2 sj =135550N/cm2式中r-轨顶弧形半径，由3附录22查得r=300mm，对于车轮材料ZG55II，当HB320时，sjd =160000200000N/cm2，因此满足疲劳强度计算.2）.强度校核最大轮压的计算：Pjmax=KcII·Pmax

8、=1.1×95600 =105160N式中KcII-冲击系数，由3表27第II类载荷KcII=1。1按点接触情况进行强度校核的接触应力：jmax= = =15353Kg/cm2 jmax =153530N/cm2车轮采用ZG55II，查1表19-3得，HB320时， j=240000-300000N/cm2,jmax j 故强度足够。2。2。3 运行阻力计算摩擦总阻力距Mm=（Q+G）（K+*d/2)由1表194 Dc=500mm车轮的轴承型号为：22220K， 轴承内径和外径的平均值为：（100+180）/2=140mm由1中表9-2到表9-4查得：滚动摩擦系数K=0。0006m，

9、轴承摩擦系数=0。02，附加阻力系数=1。5，代入上式中：当满载时的运行阻力矩：Mm（Q=Q）= Mm(Q=Q）=b(Q+G)( k +m） =1。5（100000+168000）×(0.0006+0.02×0.14/2） =804N·m 运行摩擦阻力:Pm（Q=Q）= =3216N空载时：Mm（Q=0）=×G×（K+d/2） =1。5×168000×（0。0006+0。02×0.14/2） =504NP m（Q=0）= Mm（Q=0）/（Dc/2） =504×2/0。5 =2016N2。2.4选择电动机

10、电动机静功率：Nj=Pj·Vdc/（60·m· ）=3216×90/60/0。95/2=2.54KW式中Pj=Pm（Q=Q)满载运行时的静阻力(P m（Q=0）=2016N) m=2驱动电动机的台数初选电动机功率：N=Kd*Nj=1。3*2。54=3。3KW式中Kd-电动机功率增大系数，由1表96查得Kd=1。3查2表3127选用电动机YR160M8；Ne=4KW，n1=705rm，(GD2)=0。567kgm2，电动机的重量Gd=160kg2.2.5 验算电动机的发热功率条件等效功率：Nx=K25·r·Nj =0。75×1

11、.3×2。54 =2。48KW式中K25-工作类型系数，由1表8-16查得当JC%=25时,K25=0。75 r由1按照起重机工作场所得tq/tg=0。25，由1图8-37估得r=1。3由此可知：NxNe,故初选电动机发热条件通过.选择电动机:YR160M82。2.6 减速器的选择车轮的转数:nc=Vdc/(·Dc）=90/3。14/0。5=57。3rpm机构传动比:i.=n1/nc=705/57.3=12。3查2表1911，选用两台ZLZ16012.5-IV减速器i.=12。5；N=9.1KW，当输入转速为750rpm，可见Nj<N中级。（电动机发热条件通过,减速器

12、：ZLZ-160-12。5-IV )2。2。7 验算运行速度和实际所需功率实际运行的速度：Vdc=Vdc· i。/ i。=90×12.3/12。5=88.56m/min误差：=（Vdc- Vdc）/ Vdc=(9088。56）/90×100=1。6%15%合适实际所需的电动机功率：Nj=Nj·Vdc/ Vdc=2.54×88.56/90=2.49KW由于Nj<Ne,故所选的电动机和减速器都合适2。2。8 验算起动时间起动时间：Tp=式中n1=705rpm m=2驱动电动机台数Mq=1.5×975×N/n1=1.5

13、15;975×4/705=82。9N·m满载时运行静阻力矩：Mj（Q=Q）= =67.7N·m空载运行时静阻力矩：Mj（Q=0）=42.4N·m初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩:(GD2)ZL+（GD2)L=0。78 N·m机构总飞轮矩：（GD2）1=（GD2)ZL+（GD2)L+(GD2)d =5。67+0.78=6.45 N·m满载起动时间:t= =8.91s空载启动时间:t= =5.7s起动时间在允许范围内。2。2.9 起动工况下校核减速器功率起动工况下减速器传递的功率：N=式中Pd=Pj+Pg=Pj+ =3216+=7746.2

14、Nm/-运行机构中,同一级传动减速器的个数，m/=2。因此N= =5.89KW所以减速器的N中级=9。1KW>N,故所选减速器功率合适.2.2.10 验算启动不打滑条件由于起重机室内使用,故坡度阻力及风阻力不考虑在内.以下按三种情况计算.1。两台电动机空载时同时驱动：n=>nz式中p1=33。8+50.2=84KN-主动轮轮压p2= p1=84KN-从动轮轮压 f=0。2-粘着系数(室内工作）nz防止打滑的安全系数。nz1。051。2n = =2。97nnz，故两台电动机空载启动不会打滑2.事故状态当只有一个驱动装置工作,而无载小车位于工作着的驱动装置这一边时,则n=nz式中p1=

15、50.2KN-主动轮轮压 p2=2+=2×33.8+50.2=117。8KN-从动轮轮压-一台电动机工作时空载启动时间= =13。47 sn= =2。94nnz,故不打滑.3.事故状态当只有一个驱动装置工作，而无载小车远离工作着的驱动装置这一边时，则n=nz式中P1=33。8KN-主动轮轮压P2=2=33。8+2*50。2=134.2KN-从动轮轮压= 13。47 S 与第(2)种工况相同n=1。89 故也不会打滑结论：根据上述不打滑验算结果可知,三种工况均不会打滑2。2。11选择制动器由1中所述,取制动时间tz=5s按空载计算动力矩，令Q=0,得:Mz=式中= =-19.2N

16、83;mPp=0。002G=168000×0.002=336NPmin=G=1344NM=2-制动器台数.两套驱动装置工作Mz=41。2 N·m现选用两台YWZ-200/25的制动器，查1表1810其制动力矩M=200 N·m，为避免打滑，使用时将其制动力矩调制3。5 N·m以下.2。2.12 选择联轴器根据传动方案，每套机构的高速轴和低速轴都采用浮动轴。1。机构高速轴上的计算扭矩：=110。6×1.4=154。8 N·m式中MI连轴器的等效力矩。 MI=2×55.3=110。6 N·m等效系数 取=2查2表27M

17、el=9.75*=55。3 N·m由2表3320查的:电动机Y160M1-8，轴端为圆柱形,d1=48mm，L=110mm；由2195查得ZLZ16012.5iv的减速器,高速轴端为d=32mm,l=58mm,故在靠电机端从由表2选联轴器ZLL2（浮动轴端d=40mm；MI=630N·m,（GD2)ZL=0.063Kg·m，重量G=12.6Kg） ；在靠近减速器端，由2选用两个联轴器ZLD，在靠近减速器端浮动轴端直径为d=32mm；MI=630 N·m, (GD2)L=0。015Kg·m， 重量G=8。6Kg. 高速轴上转动零件的飞轮矩之和为:

18、 (GD2）ZL+（GD2）L=0。063+0。015=0。078 Kg·m与原估算的基本相符，故不需要再算。2。低速轴的计算扭矩: =154。8×15.75×0。95=2316.2 N·m2。2。13 浮动轴的验算1）。疲劳强度的计算低速浮动轴的等效力矩：MI=1Meli=1。4×55。3×12。5×0.95=919.4Nm式中1等效系数,由2表2-7查得1=1.4由上节已取得浮动轴端直径D=60mm,故其扭转应力为： N/cm2由于浮动轴载荷变化为循环（因为浮动轴在运行过程中正反转矩相同），所以许用扭转应力为： =491

19、0 N/cm2式中，材料用45号钢，取sb=60000 N/cm2； ss=30000N/cm2,则t1=0。22sb=0.22×60000=13200N/cm2；ts=0。6ss=0.6×30000=18000N/cm2K=KxKm=1。6×1。2=1.92考虑零件的几何形状表面状况的应力集中系数Kx=1。6,Km=1.2，nI=1。4安全系数,由2表221查得tn<t1k 故疲劳强度验算通过。2）.静强度的计算计算强度扭矩：Mmax=2Meli =2。5×55。3×12.5×0。95=1641.7 Nm式中2动力系数，查2表

20、2-5的2=2.5扭转应力：t=3800N/cm2许用扭转剪应力：N/cm2 t<tII，故强度验算通过。高速轴所受扭矩虽比低速轴小,但强度还是足够，故高速轴验算省去。2。2。14 缓冲器的选择1。碰撞时起重机的动能 W动= G带载起重机的重量G=168000+100000×0.1 =178000N V0碰撞时的瞬时速度，V0=（0.30。7）Vdx g重力加速度取10m/s2则W动= =5006.25 N m2。 缓冲行程内由运行阻力和制动力消耗的功 W阻=（P摩+P制）S 式中P摩运行阻力，其最小值为Pmin=Gf0min=178000×0。008=1424N f

21、0min最小摩擦阻力系数可取f0min=0.008 P制制动器的制动力矩换算到车轮踏面上的力，亦可按最大制动减速度计算 P制=17800×0。55=9790N =0。55 m /s2 S缓冲行程取S=140 mm因此W阻=（1424+9790）×0.14=1569.96N m3。 缓冲器的缓冲容量 一个缓冲器要吸收的能量也就是缓冲器应该具有的缓冲容量为： =5006.25-1569.96 =3436.29 N m 式中 n缓冲器的个数 取n=1由1表22-3选择弹簧缓冲器弹簧D=120 mm，d=30 mm3.端梁的设计3。1 端梁的尺寸的确定3.1。1端梁的截面尺寸1.端

22、梁截面尺寸的确定： 上盖板d1=10mm, 中部下盖板d1=10 mm 头部下盖板d2=12mm 按照1表194直径为500mm的车轮组尺寸，确定端梁盖板宽度和腹板的高度时，首先应该配置好支承车轮的截面，其次再确定端梁中间截面的尺寸。配置的结果，车轮轮缘距上盖板底面为25mm；车轮两侧面距离支承处两下盖板内边为10 mm，因此车轮与端梁不容易相碰撞；并且端梁中部下盖板与轨道便的距离为55 mm。如图示（31）端梁的截面尺寸图（3-1）3.1.2 端梁总体的尺寸大车轮距的确定：K=（）L=（)×16。5=2.063。3m取K=3300 端梁的高度 H0=(0.40。6）H主 取H0=5

23、00确定端梁的总长度L=41003.2 端梁的计算1.计算载荷的确定 设两根主梁对端梁的作用力Q（G+P)max相等，则端梁的最大支反力:RA= 式中 K-大车轮距，K=330cm Lxc-小车轮距，Lxc=200cm a2传动侧车轮轴线至主梁中心线的距离，取a2=70 cm =114237N 因此RA= =117699N 2。端梁垂直最大弯矩 端梁在主梁支反力作用下产生的最大弯矩为： Mzmax=RAa1=117699×60=7.06×106N a1导电侧车轮轴线至主梁中心线的距离，a1=60 cm。 3。端梁的水平最大弯矩1)。 端梁因车轮在侧向载荷下产生的最大水平弯矩

24、： =Sa1 式中：S车轮侧向载荷，S=lP； l侧压系数，由图23查得,l=0.08; P车轮轮压，即端梁的支反力P=RA 因此： =lRAa1=0.08×117699×60=564954N·cm 2)。端梁因小车在起动、制动惯性载荷作用下而产生的最大水平弯矩: =a1式中小车的惯性载荷：= P1=37000/7=5290N 因此： =327018N·cm 比较和两值可知，应该取其中较大值进行强度计算.4。端梁的强度验算 端梁中间截面对水平重心线X-X的截面模数： =2380.8 端梁中间截面对水平重心线X-X的惯性矩： =2380.8 =59520

25、端梁中间截面对垂直重心线YY的截面模数： =1154.4 端梁中间截面对水平重心线X-X的半面积矩： =1325.6 端梁中间截面的最大弯曲应力： =2965+489=3454N/cm2 端梁中间截面的剪应力： =2120 N/cm2 端梁支承截面对水平重心线XX的惯性矩、截面模数及面积矩的计算如下： 首先求水平重心线的位置 水平重心线距上盖板中线的距离： C1= =5。74 cm水平重心线距腹板中线的距离： C2=5。740.50。5×12.7 =1。11 cm 水平重心线距下盖板中线的距离: C3=(12.7+0。5+0。6）-5.74 =8.06cm端梁支承截面对水平重心线XX

26、的惯性矩： =×40×13+40×1×5.742+2××12。73×0。6+2×12.7×0.6×1。112+2×11×1.23+2×11×1.2×8。062=3297cm4端梁支承截面对水平重心线X-X的最小截面模数： =× =3297× =406。1 cm3 端梁支承截面水平重心线X-X下部半面积矩： =2×11×1.2×8.06+（8.06-0.6）×0.6×（8.060

27、.6）/2 =229.5 cm3 端梁支承截面附近的弯矩： =RAd=117699×14=1647786Ncm 式中 端梁支承截面的弯曲应力： =4057.6N/cm2 端梁支承截面的剪应力： =6827。4 N/cm2 端梁支承截面的合成应力： =12501.5 N/cm2 端梁材料的许用应力： sdII=（0.800。85） sII =(0。800。85）16000=1280013600 N/cm2 tdII=(0。800.85) tII = (0.800.85）9500 =76008070 N/cm2 验算强度结果,所有计算应力均小于材料的许用应力，故端梁的强度满足要求.3。3

28、 主要焊缝的计算3.3.1 端梁端部上翼缘焊缝端梁支承截面上盖板对水平重心线XX的截面积矩：=40×1×5。74=229。6 cm3端梁上盖板翼缘焊缝的剪应力： =4878.8 N/cm2 式中n1上盖板翼缘焊缝数； hf焊肉的高度,取hf=0.6 cm3。3.2 下盖板翼缘焊缝的剪应力验算端梁支承截面下盖板对水平重心线X-X的面积矩:=2×12×1。2×8.06=232。128 cm3端梁下盖板翼缘焊缝的剪应力： =4929.8 N/cm2由1表 查得t=9500 N/cm2，因此焊缝计算应力满足要求。4 端梁接头的设计4.1 端梁接头的确定

29、及计算端梁的安装接头设计在端梁的中部,根据端梁轮距K大小，则端梁有一个安装接头.端梁的街头的上盖板和腹板焊有角钢做的连接法兰，下盖板的接头用连接板和受剪切的螺栓连接。顶部的角钢是顶紧的，其连接螺栓基本不受力。同时在下盖板与连接板钻孔是应该同时钻孔。如下图为接头的安装图下盖板与连接板的连接采用M18的螺栓，而角钢与腹板和上盖板的连接采用M16的螺栓。(a）连接板和角钢连接图4-1（b）4.1。1 腹板和下盖板螺栓受力计算1.腹板最下一排螺栓受力最大，每个螺栓所受的拉力为： N拉=12500N2.下腹板每个螺栓所受的剪力相等，其值为: N剪= = =7200N式中n0-下盖板一端总受剪面数；n0=

30、12 N剪 下盖板一个螺栓受剪面所受的剪力： n一侧腹板受拉螺栓总数；n=12 d1腹板上连接螺栓的直径(静截面） d0下腹板连接螺栓的直径；d1=16mm H梁高；H=500 mm M-连接处的垂直弯矩;M=7。06×106其余的尺寸如图示4。1.2 上盖板和腹板角钢的连接焊缝受力计算1。 上盖板角钢连接焊缝受剪，其值为： Q= =172500N2。腹板角钢的连接焊缝同时受拉和受弯,其值分别为： N腹= = =43100NM腹= =2843000Nmm4。2 计算螺栓和焊缝的强度4.2.1 螺栓的强度校核1.精制螺栓的许用抗剪承载力：N剪= = =103007.7N 2.螺栓的许用抗拉承载力N拉= =27129。6N式中t=13500N/cm2 s=13500N/cm2 由1表255查得由于N拉N拉 ，N剪<N剪 则有所选的螺栓符合强度要求4.2.2 焊缝的强度校核1。对腹板由弯矩M产生的焊缝最大剪应力：tM=15458.7N/ cm2式中-I =395。4 -焊缝的惯性矩其余尺寸见图 2.由剪力Q产生的焊缝剪应力：tQ= =4427.7N/ cm2折算剪应力:t= =16079。6 N/ cm2t=17000 N/ cm2t由1表25-3查得式中h-焊缝的计算厚度取h=6mm