双梁桥式起重机设计毕业设计说明书

大学毕业设计明书设计题目梁桥式起重设计计算主要设参数：小车

主钩

副钩起重量起升高度起升速度

50t10t12m16m16m/min起升机构工作级别小车自重运行机构工作级别小车运行速度轨距轮距大车跨度运行速度

M5M540-45m/min2500mm3400mm31.5m80m/min运行机构工作级别Ｍ5--

大学毕业设计明书桥式起重概述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。桥式起重机可分为普通桥式起重机、简易粱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。小车架是支托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。起重机运行机构的驱动方式可分为两大类：一类为集中驱动，即用一台电动机带动长传动轴驱动两边的主动车轮另一类为分别驱动两边的主动车轮各用一台电动机驱动。中、小型桥式起重机较多采用制动器、减速器和电动机组合成一体“三合一驱动方式，大起重量的普通桥式起重机为便于安装和调整，驱动装置常采用万向联轴器。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，使起重机的载荷均匀地分布在各车轮上。桥架的金属结构由主粱和端粱组成，分为单主粱桥架和双粱桥架两类。单主粱桥架由单根主粱和位于跨度两边的端粱组成，双粱桥架由两根主粱和端粱组成。主粱与端粱刚性连接，端粱两端装有车轮，用以支承桥架在高架上运行。主粱上焊有轨道，供起重小车运行。桥架主粱的结构类型较多比较典型的有箱形结构、四桁架结构和空腹桁架结构。箱形结构又可分为正轨箱形双粱、偏轨箱形双粱、偏轨箱形单主粱等几种。正轨箱形双粱是广泛采用的一种基本形式，主粱由上、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线上，它的结构简单，制造方便，适于成批生产，但自重较大。偏轨箱形双粱和偏轨箱形单主粱的截面都是由上、下翼缘板和不等厚的主副腹板组成，小车钢轨布置在主腹板上方，箱体内的短加劲板可以省去，其中偏轨箱形单主粱是由一根宽翼缘箱形主粱代替两根主粱，自重较小，但制造较复杂。--

大学毕业设计明书四桁架式结构由四片平面桁架组合成封闭型空间结构，在上水平桁架表面一般铺有走台板，自重轻，刚度大，但与其他结构相比，外形尺寸大，制造较复杂，疲劳强度较低，已较少生产。空腹桁架结构类似偏轨箱形主粱，由四片钢板组成一封闭结构，除主腹板为实腹工字形粱外，其余三片钢板上按照设计要求切割成许多窗口，形成一个无斜杆的空腹桁架，在上、下水平桁架表面铺有走台板，起重机运行机构及电气设备装在桥架内部，自重较轻，整体刚度大，这在中国是较为广泛采用的一种型式。二、桥式起重机分类1、普通桥起重机主要采用电力驱动，一般是在司机室内操纵，也有远距离控制的。起重量可达五百吨，跨度可达米。2、简易梁式起重机又称粱式起重机，其结构组成与普通桥式起重机类似，起重量、跨度和工作速度均较小。桥架主粱是由工字钢或其他型钢和板钢组成的简单截面粱，用手拉葫芦或电动葫芦配上简易小车作为起重小车，小车一般在工字粱的下翼缘上运行。桥架可以沿高架上的轨道运行，也可沿悬吊在高架下面的轨道运行，这种起重机称为悬挂粱式起重机。3、冶金专桥式起重机在钢铁生产过程中可参与特定的工艺操作，其基本结构与普通桥式起重机相似，但在起重小车上还装有特殊的工作机构或装置。这种起重机的工作特点是使用频繁、条件恶劣，工作级别较高。主要有五种类型。4‘铸造起机：供吊运铁水注入混铁炉、炼钢炉和吊运钢水注入连续铸锭设备或钢锭模等用。主小车吊运盛桶，副小车进行翻转盛桶等辅助工作。5、夹钳起机：利用夹钳将高温钢锭垂直地吊运到深坑均热炉中，或把它取出放到运锭车上。6、脱锭起机：用以把钢锭从钢锭模中强制脱出。小车上有专门的脱锭装置，脱锭方式根据锭模的形状而定：有的脱锭起重机用项杆压住钢锭，用大钳提起锭模；有的用大钳压住锭模，用小钳提起钢锭。7、加料起机：用以将炉料加到平炉中。主小车的立柱下端装有挑杆，用以挑动料箱并将它送入炉内。主柱可绕垂直轴回转，挑杆可上下摆动和回转。副小车用于修炉等辅助作业。8、锻造起机：用以与水压机配合锻造大型工件。主小车吊钩上悬挂特殊翻料器，用以支持和翻转工件；副小车用来抬起工件。--

大学毕业设计明书第一章：车主起升机构计算1.1）定传动案，选择滑组和吊组

:按照构造宜紧凑的原则决定采用下图1-1的传动方案如图所示,采用了双联滑轮组.按Q=50t,由表查取滑轮组倍i=5h因而承载绳分支数为Z=2ih图1.1起升机构传动方案查表15-15型号吊钩组得其自重为两动滑轮组间距A=112mm1.2）择钢丝若滑轮组采用滚动轴承,i=5,表得滑轮组效hh钢丝绳所受最大拉力:s

+Gih

50000+2

=5263kg查表得当工作级别为M5时安全系数钢丝绳选用线接触型钢丝绳其破断拉力换算系j--

maxHiL=hç÷çççç÷÷大学毕业设计明书钢丝绳的计算钢丝maxHiL=hç÷çççç÷÷bb

5.5s=5263j

由表12-10择钢丝绳公称抗拉强度170Kgf/mm2,直径其钢丝绳破断拉力总和[S]=36000Kgf,标记如下:钢丝绳6W(19)-22.5-170-Ⅱ-光右交(1.3）定滑轮要尺寸滑轮的许用最小直径:D≥´㎜式中系数e=25由表12-2中查得.表13-2中选用标准滑轮D=600;由附表取平衡滑轮直径D=0.6D=360;由附表查得两种滑轮的绳槽部分的尺寸1.4）定卷筒寸并验算强卷筒直径:D≥´(22.4-1)=540㎜选用D=600㎜.由图册查得绳槽螺距t=25㎜卷筒长度:骣2Z4+=2D÷

´´

+112取㎜式中::附加安全系数,Z=2;00L:卷筒重要不切槽部分长,取等于吊钩组两工作动滑轮的间,即L=A=112㎜,实1际长度在绳偏斜角允许范围内似的增减;:筒的计算直径㎜0--

sç1çç÷大学毕业设计明书卷筒壁厚:sç1çç÷´（）=18~22mm卷筒的压应力验算:s

y.max

s=max=1052t

轾

/cm

2对于铸铁材料,抗压强度极抗拉强度极限s=1500kgf/2.b故许用压应力为：

by

=6500kgf/[s

]y

s

6500=/4.25

故强度足够.由于卷同长度尚应计算弯矩产生的拉应力(弯矩图示于图图1.2卷筒弯矩图s=l

M卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中央时:M=S

?l

S

L桫

÷÷=5263?

(2000-11.2)2

cm卷筒断面系数:

4

-D-i=0.1?

4

7428

3式中:D为卷筒外径,D=600㎜--

l大学毕业设计明书为卷筒内径D=D-2=-2?lii由此可得:s=l

M=7428

=66.89kgf

2合成应力:s'=sll

ss

]]

譻=66.89+

3001530

?273.16kgfcm2?s]l式中许用拉应力：]=l

]l

/

21.5）选电动计算静功率:N=j

()0102

v

+1050)?5.9600.85

=57.89式中:h-------机构的总效率(:一般规定在初选电动机时取=0.80~0.85.hh穐穐,卷筒效=0.96~0.98;hj0j减速器效=0.94,故对于一般无开齿轮的传动效率所以h比较合适.0电动机的计算功率:N

k=48.21kwdj式中:系k由表8-10查得,于工作级别为M5的桥式起重机,取0.85d查表用电动机YZR-315S-10,其N(40%)55kw,580r.,

2

d

=kgfm

2按照等效功率法求得:当,需的等效功率K0.557.890.88kw40j式中:工作类型系数,查表得，当工作级别为M5时取0.540

系数,据

t

q

t

g

值查得.起重机构平均起动时间与平均工作时间的比值由图8-34得当--

jox2大学毕业设计明书jox2t

q

t

g

0.1时由以上计算结果可知,初选电动机能满足发热条件即<(<)xe1.6）用标准速器vi卷筒转速:=h=pD0

5.93.140.6225

15r.n580减速器总传动比:i1=38.67n15j查表3-10-6选QJS-500减速器,当工作级别为M5时，许用功率

[N

]；

i

'

=40；0自G输入轴端直d轴端l。g1验算实起升速和实际所需率实际起升速度:v

=

i0i

5.9?

40

/min误差:v'-=v

5.9-5.9

?<[]=15%实际所需等效功率:N

x

v5.71?v

5.9

24.6<N

e

(

)

=49.21kw校核减器输出强度1:输出轴最大径向力由中公式R

1=+Gj

[R

]式中:

卷筒上卷绕钢丝绳引起的载荷;G卷筒轴及自重参考附表决定;j[R

减速器输出轴端最大容许径向载荷由表得

[R

]

<9300kgf.因此:--

大学毕业设计明书1R=(2?5263kg6174.5<通过。2:输出轴最大扭矩由公式

[

]kgfM

=

(0.7)j

Mi

'

?0

[

]式中:M=975

N(40%)n

=975?

580

82.72kgf.m------电动机的额定力矩;j

当JC%=40时电动机最大力矩倍数由表5-1-13查得max

j

max=0.95减速器传递效率;0因

[M

]=3.140=<[]由以上计算可知所选减速器能满足要求.选择制器所需制动力矩:M=z

j

k

z

(+G)0ii'h0

=

(51)1.2创

0.250.=1f式中:制动安全系数,由表查k=1.75.zz由表YWZ制器,额定制动力=100kgf.m;2ez制动轮直径=400mm;制动器重Gz1.10)选择轴器高速轴的计算扭矩:jM21.682.72=kgf.melI式中:j=j等效系数,表j=;1--

4(犏c()臌l大学毕业设计明书安全系数查表4(犏c()臌lII相应于机构值的电动机额定力矩换算到高速轴上的力矩.M=975el

()n1(40%)

580

kgf.m由表得电动机轴端为圆柱形㎜,㎜由表得速器的高速轴端为圆锥形㎜,㎜从表选用CLZ齿形联轴器最大允许扭M]

飞轮GD2)=0.9.m重ll初选浮动轴的轴端为圆柱形㎜,l=110㎜.从表中用为400,大矩[]飞轮(2)=5.2m,G67kg.浮动轴轴端直径㎜l=110㎜.1.11)验算起动间起动时间:t=M-M

j

轾)犏

(+)ih

式中:(GD

2

)=(GD1

2

)(d

2

)+GD2)=2

0.=

f

.静阻力矩:=j平均起动力矩:

Q+)D+0=ih?

=150.15M=M975q

N(40%)n

1.5?

580

124.08因此,tq

580375?

轾+犏臌

1050)0.622522=--

犏犏轾犏犏臌n]大学毕业设计明书犏犏轾犏犏臌n]对于通用桥式起重机t=1~此t1sec在电气设计时,加起动电阻,q延长实际起动时间,故所选电动机合适.1.12)验算动时间制动时间:式中:M

j

'

tQ+G)D0=iih

轾Q+)Dn0C2)+犏1M-M')i臌j+=.240

h因此：t=

nM-M')j

轾(2)+犏臌

(Q+G)i

h=

3

5(

(+00创1.513.+64)

050)0.?0.(4)=0.5v?/时1.13)高速计算1.疲劳计算

]

因t[t]时故合适.轴受脉动扭转载荷,其等效扭矩M=j=2?82.72I1e式中:j等效系数由表查j11

165.44.M相应于季候工作类型的电动机额定力矩传至计算轴的力矩eM=e

Ne(40%)1(40%)

580

kgfm由上节选择联轴器中,已确定浮动轴端直径㎜.因此扭转应力为:Mt=I=497.2cm0.253

2许用扭转应力:

[t

2t-?K+I--

II大学毕业设计明书II轴材料用45,s=3000kgf/cm

2

=3000kgf/cm

2

-

=0.22=cm

2

t=0.6=kgf/s

2=kk-----考虑零件几何形状和零件表面状况应力集中系数;xmk与零件几何形状有关对于零件表面有急剧过度和开键槽及紧配合区段xk；x

,k

-----

与

零

件

表

面

加

工

光

洁

度

有

关

,

对

于?;.对k1.2.,此处取K=2-----考虑材料对应力循环不对称的敏感系数对碳钢,低合金刚，h=0.2.安全系数查表=1.6.II因[

]=

´(2.5+

611.1kgf/

2ttn

]通过.2．静强度算:轴的最大扭矩:式中:j

cII

=j=300.3IICIIj动力系数,由表2-5查得,轴的工作速度较高j

cII

=2；按照额定起重量计算轴受静力矩,由上节计算得j最大扭转应力:t

M=II0.25.5

3

=902.48/cm

2t1800许用扭转应力:[]==1125kgf/cmnII

2式中:n-----安全系数，由表2-21查n=1.6。IIIIt

<[t]故合适II浮动轴的构造如图1-3所示,--

大学毕业设计明书中间轴=d+55+=mm取d11图1.3浮动轴--

max大学毕业设计明书max第二章：小副起升机构算确定传方案,择滑轮组和钩组按照构造宜紧凑的原则,决定采用下图2-1的传动方案如图所示,采用了双联滑轮组按Q=10t,由表查取滑轮组倍i=3h因而承载绳分支数为Z=2i=6h图2.1副起升机构传动方案查表15-15型号吊钩组得其自重为选择钢绳两动滑轮组间距若滑轮组采用滚动轴承,i=3,表得滑轮组效hh钢丝绳所受最大拉力:s

G0=ihhh

10000+23

=kgf查表得当工作级别为M5时安全系数钢丝绳选用线接触型钢丝绳其破断拉力换算系j钢丝绳的计算钢丝绳破断拉力总和sbb

5.5s=j0.85

11124.9由表12-10择钢丝绳公称抗拉强度155Kgf/mm2--

,径d=13.5mm其钢丝绳破断拉

Hiçç÷÷ççç÷÷s大学毕业设Hiçç÷÷ççç÷÷s力总和[S]=11500Kgf,标记如下:钢丝绳6W(19)-13.5-155-Ⅱ-光右交(确定滑主要尺滑轮的许用最小直径:D≥d(e´㎜式中系数e=25由中查得由表13-2中选用标准滑轮由附表取平衡滑轮直径D=0.6D=250;由附表查得两种滑轮的绳槽部分的尺寸确定卷尺寸并算强度卷筒直径:D≥d(e´㎜选用D=400㎜.由图册查得绳槽螺距t=16㎜卷筒长度:骣L=çD

+Z+

4t+L=÷1

2

骣16000´

+2+4

77取式中::附加安全系数,Z=2;00L:卷筒重要不切槽部分长度,等于吊钩组两工作动滑轮的间距,L=A=77㎜实际1长度在绳偏斜角允许范围内似的增减;:筒的计算直径㎜0卷筒壁厚:=0.02D+(6´（）=14~18mm卷筒的压应力验算:s

y.max

s===716d1.6

轾

1529.4kgf/

2对于铸铁材料,抗强度极限--

=6500kgf/2,抗拉强度极限

ç1çç÷l大学毕业设计明书ç1çç÷ls=1500cmb

2

.故许用压应力为：[s

]y

s

6500=/4.25

故强度足够.由于卷同长度尚应计算弯矩产生的拉应力(弯矩图示于图图2.2卷筒弯矩图s=l

M卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中央时:M=S

?l

S

L桫

÷÷=1719.3?

(150-2

122328.2.卷筒断面系数:W=

4

-D40-i=0.1?

cm

3式中:D为卷筒外径,D=400㎜为卷筒内径D=D-s=-1537ii由此可得:s=l

M122328.2=1715

=71.33

2合成应力:s+ll

s[

]]

譻=71.33

3001530

?716/cm2?[]l式中许用拉应力：

[s

]l

[sl

]

kgf/cm

2--

轾犏臌jo大学毕业设计明书轾犏臌jo初选电机计算静功率:N=j

+)v010260

(10000+102600.85

=kw式中:h-------机构的总效率(:一般规定在初选电动机时取=0.80~0.85.hh穐穐,卷筒效=0.96~0.98;hj0j减速器效=0.94,故对于一般无开齿轮的传动效率所以h比较合适.0电动机的计算功率:N³kN=0.8?kwdj式中:系k由表8-10查得,于工作级别为M5的桥式起重机,取0.8d查表用电动机YZR-200L-6,其N

e

(

)

=26,=r.GD1

2

d

=0.55kgf.

2按照等效功率法求得:JC%=25时,所需的等效功率=N=25.780.87kw25j式中:工作类型系数,查表得，当工作级别为M5时取0.525g系数根据

t

q

t

g

值查得.起重机构平均起动时间与平均工作时间的比值由图8-34得当t

q

t

g

0.1时g由以上计算结果可知,初选电动机能满足发热条件即<(<)xe选用标减速器vi13.5卷筒转速:n=h==rpmpD0.41350n1000减速器总传动比:i===32.06n31.19j--

2大学毕业设计明书2查表选减速器,工作级别为时，许用功[]=23KW；

i

'

=；0自G=330kg,输入轴端直=48mm,轴端l。g1验算实起升速和实际所需率实际起升速度:v

=

i0i

=13.2?

13.44mmin误差:=

v'-13.44-13.2=v

?

2%<[e]=15%实际所需等效功率:N=x

x

v13.44=16.82?v

<N(25%=e校核减器输出强度:1:输出轴最大径向力由中公式R

1=+Gj

[R

]式中:

卷筒上卷绕钢丝绳引起的载荷;G卷筒轴及自重参考附表决定;j[R

减速器输出轴端最大容许径向载荷由表得

[R

]

<2100kgf.因此:R

=

12

456)=

[

]2100kgf

通过。2:输出轴最大扭矩由公式M

=

(0.7)j

Mi

'

?0

[

]式中:M=975

N(25%)n

=975?

261000

kgf------电动机的额定力矩;j

当JC%=25时电动机最大力矩倍数由表5-1-13查得ax

j

ax=0.95减速器传递效率;0[M=7500kgf.m因

=(0.7~0.95=~1699.26<[M]--

大学毕业设计明书由以上计算可知所选减速器能满足要求.选择制器所需制动力矩:M=z

j

k

z

(+G0iih0

)

D0

(10000+161)?=1.75创2331.5=33.07kgf.m

=1.75?式中:制动安全系数,由表查k=1.75.zz由表YWZ制器,额定制动力=320kgf.m;2ez制动轮直径=300mm;制动器重Gz2.10)选择轴器高速轴的计算扭矩:=jM=2=kgf.mI式中:j=j等效系数,表j=;1安全系数查表II相应于机构值的电动机额定力矩换算到高速轴上的力矩.M=975el

(25%n1(25%)

)

261000

.由表得动机轴端为圆柱形㎜,l=140㎜由表得速器的高速轴端为圆锥形㎜,㎜从表选用CLZ齿形联轴器,大允许扭矩3

[

]

飞轮

2

).l

2

,Gl初选浮动轴的轴端为圆柱形㎜,l=110㎜.从表中用为300轴,大矩[]飞轮(

2

).m

2

,z浮动轴轴端直径㎜l=110㎜.--

(犏c()臌l大学毕业设计明书(犏c()臌l2.11)验算起动间起动时间:t=M-M

j

轾)犏

(+)ih

式中:(GD

2

)=(GD1

2

)(d

2

)+GD2)=0.

0.+2

8

.静阻力矩:=j平均起动力矩:

Q+)(10000+161)0=i?

=26.15kgfmM==1.5?975qe

N(25%)n

1.5?

975?

261000

kgf.m因此,t

=

1000375?(26.15

轾2.47+犏臌

(10000+0.4135(331.5)

=0.69s对于通用桥式起重机t=1~此t1sec在电气设计时,加起动电阻,q延长实际起动时间,故所选电动机合适.2.12)验算动时间制动时间:t

nM-M

j

'

)

轾GD2)+犏1臌

Q+)D0i

h式中:M=j

Q+G)D0=iih

0.41352

?

18.9kgf因此：t

nM-M

j

'

)

轾GD2)+犏1臌

Q+)D0i

h=

1000375?19.8)

轾2.47犏臌

0.4135(3?31.5)2

?=--

[]大学毕业设计明书[]v?/时

]

因t

[t

]时故合适.2.13)高速计算1.疲劳计算轴受脉动扭转载荷,其等效扭矩M=j=2?I1e式中:j等效系数由表查j11

mM相应于季候工作类型的电动机额定力矩传至计算轴的力矩eM=975?e

Ne(25%)1(25%)

261000

.由上节选择联轴器中,已确定浮动轴端直径㎜.因此扭转应力为:t=n

M5070I=kgfcm0.2´4.5

22t许用扭转应力:t=-?K+I轴材料用45,s=3000kgf/cm

2

=3000kgf/cm

2

-

=0.22=cm2,=0.61800kgf/ss

2=kk-----考虑零件几何形状和零件表面状况应力集中系数;xmk与零件几何形状有关对于零件表面有急剧过度和开键槽及紧配合区段xk；x

,k

-----

与

零

件

表

面

加

工

光

洁

度

有

关

,

对

于?;

.对k1.2.,此处取K=2-----考虑材料对应力循环不对称的敏感系数对碳钢,低合金刚，h=0.2.安全系数查表=1.6.II--

大学毕业设计明书因[]

´(2.5+

611.1kgf/

2ttn

]通过.2．静强度算:轴的最大扭矩:=jII

CII

=26.15j式中:j

cII

动力系数,由表2-5查得,轴的工作速度较高j=cIIM

j

按照额定起重量计算轴受静力矩,由上节计算得最大扭转应力:t

=

M5230II=0.2´

3

=kgf/

2许用扭转应力:[]=II

t1800s=1125kgf/nII

2式中:n-----安全系数，由表2-21查n=1.6。IIIIt

<[t]故合适II浮动轴的构造如图2-3所示,中间轴=d+=45(5=~55mm取d=55,11图2.3浮动轴--

()()0d大学毕业设计明书()()0d第三章：小运行机构计确定机传动方案经比较后,定采用如图所示的传动方案.图3.1小车运行机构传动方案选择车与轨道验算其强度车轮的最大轮压:小车自重估计取G=18000kgfXC假定轮压均布,max

=

1Q=50000+18000=17000kgf450000载荷率:=2.78>18000XC由表选择车轮:当运行速度<

XC

1.6工作级别为M5时车轮直径D=350㎜轨道为24kgf/m轻轨的许用轮压为17.8t,故可用1,疲劳计算疲劳计算时的等效载荷:=jQ=d2

kgf式中:j等效系数,由表查得.2车轮的计算轮压:P=P0.95kgfjIdQ+3000018000式中:P=d=4

=-----小车车轮等效轮压;-----冲击系数,由表2-6.第类载荷,运行速度V<1m.sec时;K=1.II--

3轾犏臌3d()÷ççmxc大学毕业设计明书300003轾犏臌3d()÷ççmxc-----载荷变化系数由表5-3得，当d==时18000x根据点接触情况计算接触疲劳应力:s

jd

=4000(j

212+)=4000(+)=kgfcmD1.3

2式中:r=13cm-----顶弧形半径由表19-9查得.对于车轮材料,表查得接触许用应力s=/cm3

jd

与s

相差不大。因此,疲劳计算通过.2,强度校核最大计算轮压:jmax

=IImax

=17000

17000式中K-----冲击系数,由表2-6第Ⅱ类载荷当运行速度II点接触时进行强度校核的接触应力:s

d

=4000j

(

211+)=17000()Dg35

2/

2车轮材料用由表查得[]

=~/

2s

dmax

<

s

d

]

强度校合通过。3)行阻力算骣摩擦力矩:M=bQ+Gk+÷桫2由表知=350mm车轮的轴承型号为轴承内径和外径的平均值d=125mm;c由表查得:滚动轴承摩擦系数k=0.0005;轴承摩擦系j=0.02附加阻力系=--

ccxc大学毕业设计明书ccxc代入上式得:当满载时运行阻力矩:M

m(Q=Q)

=

2?(50000(0.00050.02

2

)=69kgf.m运行摩擦阻力:m(Q=)

m(Q)2

68=0.35/当无载时运行阻力矩:M

(Q

d0.125=bG(+)=(0.0005+?)2

18kgf运行摩擦阻力:m(Q0)

m(Q2

18==kgf.m选电动电动机静功率:=j

pvj10260hm

=

1140010260?1

=7.97式中:pPj(=Q)

满载运行时静阻力m=1-----驱动电动机台数.初选电动机功率:N=k=7.97=36.1kwdj式中:电动机功率增大系数由表查dd查表用电动机YZR-160L-6,=11kw；=1000rmine

2

)0.2kgf.d

2

；电动机重=174kg.d验算电机发热件等效功率:=0.5=3.61j式中:-----工作类型系数,由表查得40

-----根据

t

q

t

g

值查得.--

ci犏(GD)臌975=16.09kgf.m大学毕业设计明书ci犏(GD)臌975=16.09kgf.m起重机构平均起动时间与平均工作时间的比值由图8-34得当t

q

t

g

0.1时由此可知,N<N故初选电动机发热条件通过x选择减器v38.5车轮转速:nxc=35.pp3.140.35cn1000机构传动比:i=1==28.570n35c查表用减速器:i

0

=;[]=13.9kw，j可见N<[N]，jj故初选电动机发热条件通过。验算运速度和际所需功率实际运行速度:

'

i=v0=xcxc0

/mimv'-误差:e=xcxc100%vxc

38.5-

?100%

9%<15%合适。实际所需电动机静功率:N

j

=

j

v'xcvxc

=

34.92

7.23<=故所选电动机和减速器均合适。验算起条件起动时间:t=

375-

j

轾)犏

()Di'2h

式中:n=1000r.p.m;1驱动电机台数M=1=qe

Nn

(jc%

1创9710)当满载时运行静阻力矩:--

大学毕业设计明书M

j(QQ)

=

M

m(Q=)ih0

=2.4kgf.31.50.9当无载时运行静阻力矩:M

j(Q=0)

=

M

m(Q=0)ih0

=

31.50.9

=kgfm初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩:(GD

2

+(GD

2

=0.3ml

2机构总飞轮矩:c(GD

2

)c()+(GD2)+()=1.15?1dl

[0.2

]0.58kgf.m满载起动时间:t

q(QQ)

=

100037516.09-2.4)

轾?犏臌

(50000+18000)?0.35231.5?

=无载起动时间:t

q(Q=0)

=

1000(116.09-0.63)

轾?犏臌

180002?

=1.4s由表查得,时,起动时间推荐值5~6sec,>q故所选电动机满足季候快速起动要求.按起动况校核速器功率起动状况减速器传递的功率:

q(=Q)

,N=

v'd10260h

'式中:P=+=+djgj

+Gv'xc?g60tq(QQ

计算载荷;'

34.92P=+9.81+1.93-----运行机构中同一级传动减速器的个数.

4097kgf因此,=

´102600.9

=kw

[N

]j

=--

21C21C大学毕业设计明书21C21C所选用减速器[]如改大一号则中心距将增大相差太大考虑到减速器有定的过载能力j故不再改动.3.10)验算动不打滑条由于起重机系室内使用,故坡度及风阻力矩均不故在无载起动时,主动车轮上与轨道接触处的圆周切向力:=

(Q=0)34.92?´0.14

=

d(k)b+PkG'2?Dg60q=20.125)2+?=7702.8kgf车轮与轨道粘着力:(=

=Pf=4275kgf<T1(=0)故可能打滑.决办法是在无载起动时串入起动电阻延长起动时间满载起动时,动轮与轨道接触处的圆周切向力:(=)

=

G'?gtq(=)

d(k)b+Pk2D2=

(5000+18000)´1.930.125(0.0005)+3375?0.00050.35/2=车轮与轨道粘着力:(Q=)

=P33750?0.21

kgf>T(Q=Q)故满载起动时不会打滑,因此所选电动机合适3.11)选择制动查得小车运行机构的制动时t4sect=3sec,因此所需的制动力矩:ZZ--

zl(Q+)xc臌jselI大学毕业设计zl(Q+)xc臌jselIM=1m=

z

()+1000?3753

(QG+)xcC-i'2i)-=7.21

由表选用制动器YWZ-25,额定制动力矩M=20kgf.m,考虑到所取制动时间2ezt=3s与起动实t=1.93s比较接近,验算了起动不打滑条件故略去制动不打滑条件的验zq算.3.12)选择轴器1．机构高轴上全齿联轴器的计算扭矩:11MjMn?kgf1000式中:j=2效系数由表2-7查得=1.4安全系数由表查得;相应于机构值的电动机额定力矩换算到高速轴上的力矩NM=975e=10.73kgfn1由表3-10-8查电动机YZR160L-8两端伸出轴为圆柱形㎜l=110㎜d

㎜,l

㎜;由附表查减速器高速轴端为圆柱形d=38㎜,l=80㎜.故从附表中选一个全齿联轴联轴器,其最大允许扭矩[M]=71;飞轮矩(2)=0.03kgf/2,重lG.l高速轴端制动轮，根据制动器由表选用制动轮，飞轮矩

(GD

2

)0.2kgf/

2

，重量G=10。z以上两部分飞轮矩之和与原估计相符，故有关计算不需要重新计算。2.低速轴的计算扭矩M

11==31.5?20

由附表查得减速器低速轴端为圆柱形d=80㎜,l=130㎜;由附表查得主动车轮的伸出轴端为圆柱形d=65mm,l=85mm,故从附表中选四个半齿联轴器.--

I1]it大学毕业设计明书I1]it标记中分子数字表示浮动轴端直径)3.13)验算速浮动轴强1.疲劳计算低速浮动轴的等效扭矩:MM=j鬃el2

i

0

h

?

0.92

212.84kgf.m式中:j等效系数,由表查得;1由上节已取浮动轴端直径d=,其扭转应力t=n

M21284I==388/cm0.2´6.53

2浮动轴的载荷变化为对称循环(因运行机构正反转扭矩值相同),许用扭转应力：[

-1

t1-?kI

1320?2.5

377kgfcm

2式:材料用45钢,s=6000kgf/2=3000kgfbs2t=

-

=0.22s=/cmb

2=kk考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数,考起升季候计算，xm取;K=2.5=安全系数,表查得.Itn

[t

故疲劳验算通过.2.静强度计算静强度计算扭矩:式中:j

CII

M=jIICII动力系数,表j

M10.732.25创?202;CII

kgfm扭转应力:t

=

M341200II=kgf/cm0.2´

2许用扭转应[]=1286/cmIInII因此,t<[t]静强度验算通过.II

2浮动轴中间轴直径:d=d+（=65+（=70~75mm=75mm如图3-311--

大学毕业设计明书图3.3浮动轴--

大学毕业设计明书第四章：大运行机构计4.1）定传动构方案跨度为米大跨度，为减轻重量，决定采用下图4-1所示的传动方案图4.1大车运行机构传动方案4.2）择车轮轨道，并验其强度按照下图4-2所示的重量分布，计算大车车论的最大轮压和最小轮压图4.2车轮与轨道重量分布图满载时，最大轮压：

=

G-GG-xc+xcxc42

600-1601601+?431.5

430KN空载时，最小轮压：

=

G-G1xcxc4

-1601+?4

KN车轮踏面疲劳计算载荷：--

c211c大学毕业设计明书c211c2PP3

88

=kN车轮材料：采用调质=,s=，由3-8-10选择车轮直b径900由表查得轨型号QU（起重机专用轨道）c80按车轮与轨道为点接触和线接触良种情况来演算车轮的接触强度。点接触局部挤压强度验算：P

c

22cc=0.201创m0.52

0.97?1

式中k-----许用点接触应力常数，由表5-2k=0.201；22R-----率半径，由车轮和轨道两者曲率半径中取大值，取轨道的曲率半径为R由轨顶和车轮的曲率半径之r确定的系数，由表5-5查得m=0.52c-----转速系数，由表5-2查得,车轮转速1v80n=xc==r/时c=0.97p3.14cc-----工作级别系数,表查，M级c252

''c

>P故验算通过。c线接触局部挤压强度验算P

'c

=kDc=7.0180=489578.4：IIc2式中k-----用线接触应力常(N/mmII

2

)，由表5-2查k=7.01，II车轮与轨道的有效接触长度QU轨道的，80-----车轮直径（ccc同前12

'c

>P故验算通过c--

骣dç÷)çççç=大学毕业设计明书骣dç÷)çççç=4.3）行阻力算摩擦总阻力矩：M=+)+m桫

÷÷150+由查得着论的轴承型号为，轴承内径和外径的平均值为=210由查得：滚动2摩擦系数；轴承擦系m；附加阻力系。代如上式得：当满载时的运行阻力矩：M

m(=

)

=

(+

骣d+m÷桫==4455m

(0.0006)2运行摩擦阻力：QQ)

=

Mm=)D2c

=

44550.9/2

=9900当空载时时的运行阻力矩：M

m(=)

=bG

骣+m=桫=1.5+=2430

2

)运行摩擦阻力：m=0)

=

Mm=)Dc

=

24300.9/2

=N4.4）择电动电动机静功率：式中:PjmQ=Q)

jP990080N=600.95?j满载运行时的静阻力；

=M=2驱动电动机台数；--

dc0dc0

大学毕业设计明书机构传动效率初选电动机功率：NN=0.9?7dj式中k电动机功率增大系数，由中表查d由表用电动机QJR-180L-8=11kwGD2)0.39rmine1电动机质量4.5）算电动发热条件等效功率：

kwN=g=0.5=4.55kwj式中k工作级别系数，由表查得。40

40

由按起重机工作场所ttq

g由此可知，<故初选电动机发热通过。xe4.6）择减速车轮转速：v80mdc=28.3r/minppc机构传动比：n750i=1=n28.3c查附表，选用两台减速器，

i

'

0可见N<[.j4.7）算运行度和实际所功率实际运行速度：v

'

=v

ii

0'

=

26.525

84.8m0误差：--

犏m(GD臌大学毕业设计明书犏m(GD臌e=

v-vdcvdc

'dc

=6%?[]实际所需电动机静功率：

'

j

=N

j

vdcvdc

=

84.880

由于

N

j

<N故所选电动机和减速器均合适。j4.8）算起动间起动时间:t=

-

j

轾)犏

Di'2

式中=750r/minM=M=1.59550q

11750

=NM=e

N(JC40%(JC)

N.满载运行时的静阻力矩：M

j

(=

)

M

mQQi

)

=.m´0.95空载运行时的静阻力矩：M

jQ=

M

m=i

0.95

Nm初步估算高速轴上的联轴器的飞轮矩：(GD2)

+(GD2)l

=0.45m

2机构总飞轮矩（高速轴(2)=(2+)+(0.390.45=m

2j

d

l满载起动时间：t

(=)

=

750187.6)+

(5000+252´

]=12.8s--

'd'djgj÷çç÷桫大学毕业设计明书'd'djgj÷çç÷桫空载起动时间：t

q

(Q0

75038.2-102.3)

?[21.150.84+

6000250.95

]=5.2s由可知，起动时间在允许范围之内，故合适。4.9）动工况校核减速器率起动工况下减速器传递功率：d

v1000

'式中：+GP=P+=?dct(Q=Q

)'

84.8+6012.8运行机构中同一级传动减速器的个数，

因此，=11.9d所选用减速器的功率小[N]40%

，所以合适。4.10验算起不打滑条件由于起重机是在室内使用，故坡度阻力及风阻力均不予考虑。以下按三种工况进行验算1.二台电动机空载时间时起动：n=

v?dcg60t=)

f1n骣2k+b+P22D2式中：=P1

min

+P

max

主动轮轮压之和；=P动轮轮压之和；f室内工作的粘着系数；21防止打滑的安全系数。2--

2÷çç÷桫大学毕业设计明书2÷çç÷桫=

´9.81605.2

+

´0.21(0.00060.02)+?0.00060.9/=>n

故两台电动机空载起动不会打滑。2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=

?dcg60t(Q=0

f骣dk+mb+2D2

?n2式中：P=1

'

工作的主动轮轮压；P=P2mi

P非主动轮轮压之和；mxt

'

Q0

一台电动机工作时的空载起动时间；t

(=0

)

38.2(210.1-102.3)

[1.15?0.84

0.92

]

15.1=

´84.89.81

+

´0.20.211.5388000(0.0006+)+/2=4.76

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：'P1P2P2max

+min

t

'

Q0

,第二种情况相同=

´84.89.81

+

´0.2(0.0006+0.020.9/2

0.21)88000?=2.6

--

犏犏l镲镲jtt'==mz大学毕业设计明书犏犏l镲镲jtt'==mz4.11）选择动器取制动时sz按空载计算制动力矩，即代入式:轾M=+()+铪臌

GD2i'2

式中：

M

'

j

=

P

-minz

)

D

=N坡度阻力0.002?G0.002?md600000?(0.00060.02)桫2D2/2c=M=2制动器台数，两套驱动装置工作95{-+1.15?238.22=N

]}现选用两台制动器，查附表得其额定制动力[M]=200N.m，为避免打滑2用时需将其制动力矩调至以下。考虑到所取的制动时t=tz

qQ=)

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。4.12选择联器根据机构传动方案，每套机构的高速轴和低速轴都采用浮动轴1构高速轴上的计算扭矩：M

=M=mII式中:M联轴器的等效力矩;M=jMI1j等效系数,表2-7j=211

140.m--

'0805l大学毕业设计明书'0805lNM=9550?en1

140Nm由表查动机轴端为圆柱形d=55mm由表查减速器QJR-D236高速轴端为圆锥形故在靠电动机端从表3-12-7中选两个带制动轮直径

200的半齿联轴;在靠减速器由表选用两个半齿联轴器CLZ2浮动轴直径d=45mm。m2)=0.06/2重量G=12.3kgl高速轴上传动零件的飞轮矩之和为:(GD2)

+(GD2)l

=0.42+0.06=kgf/

2与原估计相符,有关计算则不需要重复.2.低速轴的计算扭矩M''=M'=0.95Nmjs由表得减速器QJR-236低速轴端为圆柱形d=80mml=130mm,故从表查得主动车f900伸出轴为圆柱形d=110mm故从附表中选用4联轴器:CLZM]8000kgfm,(GD)100A

2

kgf

2

，重量4.13)浮动的验算1.疲劳强度计算低速浮动轴的等效扭矩:MjI1

el

i

'0

h25?4655N.m式中:j等效系数,由表查j1由上节已取浮动轴端直径D=45mm,故其扭转应力为:t=n

MI=0.045

2

=25.514Mpa由于浮动轴载荷变化为对称循环(因为浮动轴在运行过程中正反转只扭矩相同),以许用扭转应力为:--

'大学毕业设计明书'[

-k

]

t-?knI式中:材料用

45

号钢,取

s=kg0b

2

c=3000kgf/cm

2

-

=s=kgf/2t=0.61800kgf/.以.bsk=k考虑零件几何形状,面状况的应力集中系数取K=2.5x=I

安全系数,ttn

故疲劳强度验算通过.2．静强度算:计算静强度扭矩:M

=j

cII

M

el

i

140?0

.m式中:j

cII

动力系数,表j

cII

=2.5扭转应力:t=

MII=0.09

3

=许用扭转应力:[

]II

t==nII故静强度验算通过.t<[t]II高速轴所受扭矩虽比低速轴小,但强度还是足够的故此处高速轴的强度验算从略浮动轴中间轴径=d+(5~10)=+(5~10)=~mm1=55mm，如图4-3所示1--

大学毕业设计明书图4.3浮动轴--

大学毕业设计明书参考文献[1]杨长揆，傅东明起重机械（第二版）北京：机械工业出版社，1985.[2]倪庆兴，王殿臣起重输送机械图册（上册）北京：机械工业出版社，[3]西南交通大学等起重机设计手册.北京：机械工业出版社，2001[4]周明衡减速器选用手册北京.化学工业出版社2002[5]陈道南，盛汉中起重机设计课程设计指导书北京：机械工业出版社，[6]起重机设计手册编写组.起重机设计手册北京：机械工业出版社，1985.[7]徐格宁起重输送机金属结构设计.北京：机械工业出版社，2003.[8]孙恒，陈作模机械原理（第六版）.北京：高等教育出版社，2000.[9]杨长揆，傅东明起重机械（第一版）.北京：机械工业出版社，[10]倪庆兴，王殿臣起重机械上海：上海交通大学出版社，[11]彤贤,力行，龚贤.重机械典型结构图册.北京：人民交通出版社，1993.[12]唐增宝，何永然，刘以俊机械设计课程设计武汉：华中科技大学出版社[13]AUTOCAD实用教程（中文版）哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社.[14]冯如设计在线机械制图手册.北京：电子工业出版社.2006[15]大连理工大学工程画教研室机械制图,北京：高等教育出版社，2000.--

大学毕业设计明书专业翻译anddiscussionbridgecranegnawedThecartwheelgnaws[abstract]cranethateffectabout,classifies,mendmethodinvestigationanddiscussion.gnawsbridgecranewheelbeinrunningprocessmainlypointcrane,wheelflangeorbitheadsiderunningcartinproduceforce,wearandrubbing,aflangeveryquicklytheorbitalsoproducewearatthesametime.Thesidetracktosmalltheflangeandtheorbithastrailobviously;thatsidemetalbringingabouttheflangetheorbitpeelsorbecomesdeformedtosayisvaried,haveawheelseveralappearsonsometimesatsametime,somebackandobliquegnaw,goingbackamillNowtrackanalysingdifferentcart,givesnottoequaltreatmentwheelgnawsaroadconditionherenoTwo,thesayingThecam1,gearnotstarting,Thequeen(dobrake)inertiaparkingrunsshortly;Thehas,edgecurlthereaway;wheellifetimeis2years.Thisistomakelightofsay,examineandrepair.2,notstartingtwostartingslowly;Whenparking,thereinertiamotionTheflangewearsaawayquickly,hastoandedgeCarriagelifetime0.5~1degreegnawtheroad,outtimelyadjustment--

大学毕业设计明书3,gearnotWhenthefrictionareintensethecarriageclimbsthetop;wheellifelesshalfayear.Thisisgnawroad,downimmediately.Three,gnawmend1,cartwheelgnawingthatalsohavinghangingluckoforinstallationforcausetoaboutcranestructuredeformation,cartdeflection,perpendicularitydeflectionlinebighavingbeenultra-poor.span,first,thepersonwithspecification,beingnottofromaproblemfundamentallyotherwise.2,accordswithspecificationinspantransmission-mechanism,orspandeformedhavingbutwheelcannotthen,solveAdjustsometimes,leveldeflection,spananddiagonallineabletocarriageatsametimelowexaminewheel,forsurethatamountworkminimal.Being,thewheellookatandlinkupamountofanbiggertopayattentionbringthattheoutside,takesthewheelasregardsbe(1)relatesobliqueoflevelisitbefrom6andpursuing,ifA,,Dthreecarriagewheelswithregulation,theBwheelisadjustedonlyisOK,unnecessarilyalloffourcarriage--

大学毕业设计明书(2)'sobliqueofedgeshouldusecarriageinloadslantstothethinkthatwheeltoacceptaforceinlitreofloadingenhancesup.Andcarriagefront,usingaliftingjackanendtojackedfirst,makesacarriagewheelbeinmidair,,Afterslightmaycushiontypebearingbe(2)thatadjustedmoreinallocationkeybetweenkeyboardboardofbeam,addscushionbeing9.Adjustinperpendicularitykeyboardplace.Adjust,ainplace.3)whenthedifferencethespanandthediagonalline,withfourpiecesofkeyboardofwheelallscrapequeenweldallocationkeyboardoncurvedboardofTheelectricmotorrotationwon'tsideof4,changemotorfortypemanufacturer.Inclineinharmoniousarresteractionadjustment5,liang.6,bigexaminingofortheboxcouplingspeed.Theturningdifferingchanges7,twoflankscarriageCarriagewheelhavingtaperassemblinghavingwrongadjustmentsupportforconeto--

大学毕业设计明书8,theorbitrequestexaminingrepairingthevariauponorbit.In,cranecarriagewheelthatcondition,invariety,inneedtotheresultthatabilityanalyse,findcarefullyspecificways,FangKeproblem,gettwicethewitheffort.gnawsallabovecartsayingproblemdiscussion,pawninggetsalong,invitegivingthemakingthathere.--

[要]

大学毕业设计明书桥式起重机轮啃道的探起重机运行时，大车车轮啃道的分类、啃道修理方法，进行探讨。桥式起重机在正常运行时，大车车轮踏面宽度比轨道头宽度30车轮在踏面中间运行，车轮轮缘与轨道之间保持一定的间隙。但是由于某些原因使车轮不在踏面中间运行，造成轮缘与轨道一侧强行接触，造成车轮啃道。一、啃道的概念桥式起重机车轮啃道主要是指起重机在运行过程中，运行机构的大车或小车的车轮轮缘与轨道头侧面接触，产生水平侧向力，发生严重摩擦，致使轮缘很快磨损和变形。同时使轨道的侧面也产生严重的磨损。轻微啃轨造成轮缘及轨道的侧面有明显的磨损痕迹；严重啃道造成轮缘和轨道的侧面金属剥落或向外变形。啃道现象是多种多样的，有时只有一个车轮啃道，有时出现几个车轮同时啃轨，有的往返运行同侧啃轨也有的往返运行分别啃磨两侧现对大车车轮不同的啃轨情况加以分析、区别对待，予以处理，小车车轮啃道情况在此不再探讨。二、啃道的程度分类1、控制运机构的凸轮控制器置一挡不起动，置二挡起动；停车后（不制动）惯性运行距离短；轮缘有磨损，但无掉屑、卷边现象；车轮使用寿命约为2～3年。这种为轻度啃道，应着手检修。2、凸轮控器置一挡不起动，置二挡缓慢起动；停车时，几乎无惯性运动；轮缘磨损快，有掉屑和卷边现象；车轮使用寿命0.5～1。这种为重度啃道，进行及时调整和检修。3、凸轮控器置二挡不起动；运行时轮缘与轨道摩擦强烈，严重时车轮爬上轨顶；车轮使用寿命少于半年。这种为严重啃道，立即停机修理。三、啃道修理1、大车车的啃道，亦有因运输或安装吊运等原因造成桥架变形，使大