毕业设计(论文)-电动单梁桥式起重机桥架设计说明书

PAGEI摘要起重机械广泛应用于工矿企业、港口码头、车站仓库、建筑工地、海洋开发、宇宙航行等各个工业部门，可以说陆地、海洋、空中、民用、军用各个方面都有起重机械在进行着有效的工作。此次设计将主要对电动单梁桥式起重机的桥架进行设计与计算，说明书分为六章。第一章主要介绍了起重机的特点及发展趋势；第二章介绍了电动单梁桥式起重机的主要特点及给定的参数和电动葫芦的选择；第三章主要对主梁进行设计及计算，设计时应注意工字钢的选用、尺寸的确定及校核；第四章主要对端梁进行设计，设计时应特别要求对轮压进行计算；第五章主要对主梁和端梁的连接进行设计，进行设计应特别注意主、端梁的连接方式及螺栓的受力分析和校核，确定满足强度条件。第六章主要对大车运行机构进行设计，设计时应确定哪种驱动方式及其主要数据，应特别注意对缓冲器进行确定，应为他确保了起重机的安全防护。关键词：起重机，电动单梁桥式起重机，起升机构设计PAGEIIABSTRACTCraneiswidelyusedinindustrialandminingenterprises,ports,railwaystationswarehouses,constructionsites,oceandevelopment,astronauticsandotherindustrialsectors,canbeland,sea,air,andcivilianandmilitaryliftingallaspectsofeffectiveworkgoingon.

Thedesignwillbemainlyelectricsinglegirderoverheadbridgecranedesignandcalculation,theinstructionsaredividedintosixchapters.Thefirstchapterintroducesthefeaturesanddevelopmenttrendofthecrane;secondchapterintroducestheelectricsingle-girderoverheadcranemainfeaturesandgiventhechoiceofparametersandtheelectrichoist;thirdchapterfocusesonthedesignandcalculationofthemainbeam,thedesignshouldbenotedthattheselectionofI-beam,andcheckingtodeterminethesize;fourthchapterofthesidebeamdesign,thedesignofthetirepressureshouldbespecificallyaskedtocalculate;fifthchapterofthemainbeamandsidebeamsconnectingthedesign,conductdesignshouldpayparticularattentiontothemain,endbeamboltconnectionsandmechanicalanalysisandverification,determinedtomeetthestrengthconditions.ChapterVIofthetravelingmechanismdesign,thedesignshoulddeterminewhichofthemaindata-drivenapproach,specialattentionshouldbeconductedtodeterminethebuffershouldbetoensurethatthecraneforhissafety.

Keywords:Crane,electricsinglegirderoverheadcranes,liftingmechanismdesign目录摘要 IABSTRACT II1绪论 11.1桥式起重机的特点 11.2桥式起重机发展趋势 12型式及主要技术参数 32.1型式及构造特点 32.2主要技术参数 32.3电动葫芦的选择 43主梁设计 63.1主梁断面几何特性 63.2主梁强度的计算 73.3刚度计算 123.4稳定性计算 144端梁设计 154.1轮距的确定 154.2端梁中央断面几何特性 154.3起重机最大轮压 164.4选取车轮直径和轨道型号和尺寸 194.5最大歪斜侧向力 104.6端梁中央断面合成应力 214.7车轮轴对端梁腹板的挤压应力 215主、端梁连接设计 235.1主、端梁连接形式及受力分析 235.2螺栓拉力的计算 236大车运行机构的设计 2886.1主要参数与机构的布置简图 286.2电动机的选择 286.2缓冲器的选择 31设计总结 33致谢 34参考文献 35PAGE351绪论1.1桥式起重机的特点起重机的用途是将物品从空间的某一地点搬运到另一地点。为了完成这一作业，起重机一般有使物品沿空间的三个方向运动的机构。其中作上下移动的起升机构是不可缺少的。平面运动以用两种不同的运动组合来实现。按照这种组合方式不同，起重机可分为两大类型：桥式起重机和回转类型起重机。桥式类型起重机是依靠起重机运行机构和小车运行机构的组合使所搬运的物品在长方形平面内运动。驱动起重机运动的是运行机构，用来起吊货物的是起升机构。为了实现这些运动、安放这些机构并承受载荷，起重机必须有足够的强度和刚度的金属结构，有驱动机构运动并实现运动控制的动力控制系统；以及，为保证起重机安全并可靠运转的安全和信号指示装置。随着时代的发展，制造工厂和装卸作业场所逐渐由室外转为室内，这样桥式起重机逐渐占据主导地位。桥式起重机的特点在于：它不占据建筑物内的主要地面，却能以较少的物资材料和极为稳定的形态把建筑物内各处都当作可能的作业范围，进行高速、高效的服务。此外，桥式起重机容易以低廉价格实现借助控制盘和操纵盘进行自动控制、或半自动控制、内撞电脑的程序控制。可以说，设置在室内的起重机中，桥式起重机约占90%。1.2桥式起重机发展趋势对桥式起重机，特别是大功率的桥式起重机的需要量日以增加。随着现代科学技术的发展，各种新技术、新材料、新结构、新工艺在桥式起重机上得到广泛的应用。所有这些因素都有利地促进了工程起重机的发展。根据国内外现有桥式起重机产品和技术资料的分析，近年来桥式起重机的发展趋势主要体现在以下几个方面：1）通用型起重机以中小型为主，专用起重机向大型大功率发展为了提高建设工程的装卸和安装作业的机械化程度，工程起重机的发展，仍然是以轻便灵活的中小型起重机为主。2）重视“三化”，逐步过渡采用国际标准三化是指：标准化、系列化、通用化3）发展一机多用产品为了充分发挥工程起重机的作用，扩大其使用范围，有的国家在设计起重机是重视了产品的多用性。4）采用新技术、新材料、新结构、新工艺为了减轻起重机的自重，提高起重机的性能，保证起重机可靠地工作，现在都多采用新技术、新材料、新结构和新工艺。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。其中起升机构由电动葫芦来实现其功能。大车运行部分的电动机选用“三合一”电动机。2型式及主要技术参数2.1型式及构造特点电动单梁桥式起重机是一种有轨运行的轻小型起重机，它适用起重量为1~30吨，适用跨度为4.5~16.5米，工作环境温度在一35与+35范围内，常用于机械制造、装配、仓库等场所。图2一1电动单梁桥式起重机外形图它的主梁结构是采用钢板压延成形的U形槽钢，再与工字钢组焊成箱形实腹板梁，横梁也是用钢板压延成U形槽钢，再组焊成箱形横梁。在主横梁之间用螺栓(45号钢制)连接而成的。起升机构与小车尽行机构是采用CD，MD等形式的电动葫芦。运行机构采用分别驱动形式，驱制动靠锥形制动电动机来完成。电动单梁桥式起重机的外形见图2一1.基本技术参数见表2一1。表2一1起重量（吨T）跨度（米大车运行速度（米/分）起升机构起升速度（米/分）起升高度（米）运行速度（米/分）12.513.520817202.2主要技术参数起重量:吨;跨度:L=13.5米大车运行速度:=20m/min;工作制度:中级25%;电动小车采用CD型12.5吨电动葫芦。起升速度，葫芦起升高度H=17米，葫芦运行速度=20米/分;操纵室操纵。葫芦最大轮压4700公斤(K取1.3~1.4)。2.3电动葫芦的选择本次设计规定采用CD1型电动葫芦，根据给定的数据查表，选择电动葫芦。根据要求选出CD1型电动葫芦。如图所示2—2。图2—2CD1型12.5吨6—30米电动葫芦外形结构图起升机构减速器2.卷筒装置3.起升电动机4.制动调节器5.电器装置6,电动小车7.吊钩装置8.按钮开关8.运行机构减速器10.运行电动机11.软缆电流引入器电动葫芦查表选取ZDY2-4/13.葫芦自重.葫芦最大轮压.3主梁设计3.1主梁断面几何特性根据系列产品资料，初步给出主梁断面尺寸如图3—1查得普型工字钢（GB706-65)的尺寸参数；h=400毫米；b=142毫米；d=10.5毫米；t=16.5毫米；=86.112毫米；=67.60平方厘米；=21700毫米；Jy=660毫米毛；图3一1主梁跨中断面图3.F=0.5(-2)+2h+2++=0.5（50-20.6）+20.670+20.633.6+86.112+12.1=2523.1.式中刃.—主梁断面的总面积();—各部分面积对轴的静矩之和()—各部分面积形心至轴的距离(厘米);=62.463.=3.2主梁强度的计算根据这种结构形式的起重机之特点，可以不考虑水平惯性力对主梁造成的应力，及其水平平面内载荷对主梁的扭转作用也可以忽略不计。主梁强度计算按第类载荷进行组合。对活动载荷由于小车轮距很小，可近似按一集中载荷计算。验算主梁跨中断面弯曲正应力和跨端断面剪应力。跨中断面弯曲正应力包括梁的整休弯曲应力和由小车轮压在工字钢下翼缘引起的局部弯曲应力两部分，合成后进行强度校核。梁的整体弯曲在垂直平面内按简支计算。在水平面内按刚接的振架计算。图3—23.2.1式中其中Q—额定起重量，Q=12500千克—电动葫芦自重，=1136公斤;—动力系数，对中级工作类型=1.2;—冲击系数，对操纵室操纵时，=1.1;—主梁下表面距断面形心轴x—x的距离；=62.46厘米—主梁跨中断面对x—x轴惯性矩，=416029；—操纵室重心到支点的距离，=100厘米;—操纵室的重量，=400公斤，—电动葫芦自重.=1136公斤;q—桥架单位长度重量(公斤/米)。其中F—主梁断面面积，F=0.0252，—材料比重，对钢板，=7.85吨/米，—主梁横加筋板的重量所产生的均布载荷.=7.5公斤/米所以=826.7公斤/图3—33.2.2(1)计算轮压作用点位置及系数式中i—轮压作用点与腹板表面的距离(厘米)；c—轮缘同工字钢翼缘边缘之间的间隙，取c=0.4厘米；e=0.164R（厘米）；对普型工字钢，翼缘表面斜度为R—葫苗走轮踏面曲率半径，可从葫芦样本查得:R=17.5厘米；=6.575+0.4-2.87=4.105厘米=(2)工字钢下翼缘局部弯曲应力计算图3—4中1点横向(在xy平面内)局部弯曲应力由下式计算图3—4式中—翼缘结构形式系数，贴板补强时取=0.9；—局部弯曲系数，查图3—5得=2.1；其中t—工字钢翼缘平均厚度，t=1.65厘米；—补强板厚度，=1厘米；图3—4中1点纵向(在yz平面内)局部弯曲应力:由下式计算式中—局部弯曲系数，查图3一5得=0.7;图3—5局部弯曲系数曲线图图3—4中点纵向(在yz平面内)局部弯曲应力由下式计算式中—局部弯曲系数，查图3—5得=0.55;—翼缘结构形式系数，贴板补强时取=1.5;所以3.2.3图1一5中1点当量应力，由下式计算=1972图3一4中点当量应力由下式计算==826.7+552=1378.73.3刚度计算单梁桥式起重机应对主梁的垂直静刚度和水平静刚度进行验算并必须符合要求，而对动刚度一般可不验算，只有在使用上提出特殊要求时，如高速运行或精确安装的起重机，尚需验算动刚度.3.3.1式中f—主梁垂直静挠度(厘米);P—静载荷(公斤)，P=Q+G=12500+1136=13636公斤.L—跨度，L二1350厘米，E—材料弹性模量，对号钢E=；—主梁断面垂直惯性矩()，=416029—许用垂直静挠度(厘米)，取=厘米。，满足要求。3.3.2式中—主梁水平静挠度(厘米)；—水平惯性力(公斤)，=—主梁断面水平惯性矩，=142424—许用水平静挠度，取=厘米；=0.12cmcm，满足要求。注：系数的选取是按式中—水平惯性力(公斤);g—重力加速度g=9.8米/。—起重机运行的平均加速度，当驱动轮为总数的时，一般取=1.5米/左右。3.3.3在垂直方向的自振周期秒式中T—自振周期(秒)，M—起重机和葫芦的换算质量，其中g—重力加速度，g=980厘米/q—主梁均布载荷，q=2.75公斤/厘米;L—跨度，L=13500厘米;G—电葫芦的重量，G=1136公斤，所以=0.0545秒0.3秒。3.4稳定性计算稳定性计算包括主梁整体稳定性计算和主梁腹板，受压翼缘的局部稳定性计算。3.4.1由于本产品主梁水平刚度比较大，故可不计算主梁的移体稳定性。3.4.一由干葫芦小车的轮压作用在主梁的受拉区，所以主梁嘎板局部稳定性不子计算。3.4.由于本产品主梁是冷压成形的U形槽钢，通过每隔一米间距的横向加筋板及斜侧板同工字钢组焊成一体，U形槽钢的两圆角都将大大加强上翼缘板稳定性，所以受压翼缘板局部稳定性可不计算。4端梁设计本产品的端梁结构采用钢板冷压成U形槽，再组焊成箱形端梁见图4—1，端梁通过车轮将主梁支承在轨道上，端梁同车轮的连接形式是将车轮通过心轴安装在端梁端部腹板上。图4一1端梁示意图端梁应验算中央断面(支承主梁处断面)的弯曲应力和支承车轮处断面的剪应力，还应验算车轮轴对腹板的挤压应力。4.1轮距的确定..图4—2中央断面图,即K=,取K=2.2米。4.2端梁中央断面几何特性根据系列设计资料，初步给次端梁断面尺寸，如图4—2。=22.9cm=10cm4.2.==42162.87==195674.2.44.3起重机最大轮压一般单梁桥式起重机是由四个车轮支承的，起重机的载荷通过这些支承点传到轨道上。4.3.1图4—34.3.2带额定载荷小车分别移到左、右两端极限位置时，按第类载荷计算最大轮压。(l)操纵室操纵，当载荷移到左端极限位置时各车轮轮压见图。式中Q—额定起重量，Q=12500公斤，G—电葫芦重量，G=1136公斤;—冲击系数，对有操纵室的单梁吊取=1.1;—动力系数，对中级工作类型单梁吊取=1.2—端梁重，=165公斤;—主动车轮装置重，=65.5公斤，—从动车轮装置重，=46公斤，—驱动装置重，=49公斤，—操纵室重量，G.=400公斤;q—主梁单位长度的重量，q=205.32公斤/米=2.0532公斤/厘米;L—跨度，L=1350厘米,K—轮距，K=220厘米，=605厘米，=25厘米，=100厘米，=8728kg=1404kg=1351kg=8523kg(2)操纵室操纵，当载荷移到右端极限位置时各车轮轮压见图4—3式中=557厘米，其它符号与前同。=1736=8440kg=8346.37kg=1975.6kg电动单梁桥式起重机，对操纵室操纵，它的最大轮压是在当载荷移到左端极限位置时的主动车轮A上，即为最大轮压，=8728公斤。4.4选取车轮直径和轨道型号和尺寸根据最大轮压，=8728公斤查下表得车轮直径D=，轨道型号为P24。轮压、车轮直径D、轨道型号表表4—1最大轮压（吨）3.38.8162632394450车轮直径D（毫米）250330400500600700800900轨道型号P11P24P38QU70QU70QU70QUU70QU804.5最大歪斜侧向力起重机运行时，由于各种原因会出现跑偏、歪斜现象，此时车轮轮缘与轨道侧面的接触并产生与运行方向垂直的侧向力S.由图知4—3，当载荷移到左端极限位置时，操纵室操纵时，最大轮压为=8728，幷认为，这时最大歪斜侧向力为图4—4歪斜侧向力简图式中N—最大轮压，N=8728kg；—侧压系数。对于轮距K同跨度L比例关系在之间，可取0.1；所以由图4—3，当载荷移到右端极限位置时，操纵室操纵时，最大轮压为公斤，并认为，这时最大歪斜侧向力为4.6端梁中央断面合成应力由于操纵室连接架加强了操纵室侧端粱的强度，所以最大侧向力考虑当载荷向右移到极限位置时最大侧向力在B轮上，即公斤。式中k—轮距，k=220厘米;.—断面模数，=1841厘米,=1304厘米;—许用应力，由于端梁受力较复杂，一般只计算垂直载荷和歪斜侧向力，所以许用应力对3号钢取1400。=1400，安全。4.7车轮轴对端梁腹板的挤压应力车轮轴对端梁支承腹板的挤压应力为。=式中—操纵室操纵时，起重机最大轮压，当载荷小车移到左端极限位置时，最大轮压在A轮上，即=8728公斤;d。—端梁腹板轴孔直径，d。=12匣米，一一端梁支承腹板厚，=2厘米，—许用挤压应力，对3号钢取=1150。所以==1150,安全。图4—55主、端梁连接设计5.1主、端梁连接形式及受力分析本产品主、端梁连接是采用螺栓和减载凸缘结构的形式(图5—1)，主梁两端同端梁之间各用八个M24螺栓（45号钢)连接。图5—1受力分析:这种连接型式，可认为在主、端梁之间，垂直载荷由凸缘承受，凸缘将承受剪力及挤压力。此情况下，螺栓主要承受由起重机运行时的歪斜侧向力和起重机支承反力所造成的拉力。一般水平惯性力对螺栓的影响可忽略不计。本产品的操纵室是由一个刚强的连接架。同时连接到主梁及端梁上，这样就加弦了主、端梁之间的连接强度。所以这里仅验算非操纵室一侧的主、端梁连接强度。5.2螺栓拉力的计算已知参数:起重量Q=12500公斤，跨度L=1350厘米，起重机运行速度V=20米/分。5.2.1如图，起重机歪斜侧向力矩为:式中S—歪斜侧向力，由前一节端梁计算中得；K—轮距，K=2.2米。5.2.2见图b中对螺栓d的计算设歪斜侧向力矩对螺栓d的拉力为,式中系数2.5是考虑螺栓预紧力及载荷分布不均匀性的影响系数，式中—歪料侧向力矩,=1920.16，X—螺栓d距离图5—1(b)中的Y—Y轴的距离X=0.58米—每个受拉螺栓距离图5一1(b)的中Y—Y轴的距离平方之和()。=2067kg、5.2.3当载荷移动到非操纵室一侧的极限位置时，取端梁作为受力分离体，其受力如图，取C点为受力平衡点式中—力臂，如图1—13，取=13厘米，—支反力对C点的作用力矩(公斤.米);—所有受拉螺栓对C点的力矩之和，(公斤.米)；—起重机右端(图4一3)支反力，可认为是,=8440+8346.37=16786.37kg所以=16786.370.13=2182.2281图5—25.2.4设支反力矩对螺栓d的拉力为(公斤)=2.5式中—各螺栓的力矩和，=2182.2281公斤;y—螺栓d中心线至图中Z—Z轴的距离(米)，—每个受拉螺栓到图5一2中Z—Z轴距离平方之和，2—考虑螺栓预紧力及载荷分布不均匀性的影响系数。所以=4045kg5.2.5螺栓d承受的总拉力=2067+4045=6112kg5.2.式中—螺栓总拉力，=6112公斤，—螺栓净断面积()，其中—螺纹根径，对M24螺栓的螺纹底径=21毫米=2.1厘米。—螺栓的许用应力（）。=其中—材料屈伏极限，对端梁连接螺栓采用45号钢正火的M24螺栓，=3600。5.2.7剪应力:式中C—受剪断面形状系数，对矩形断面C=1.5—支反力，=16786.37kg;—受剪面积,=—材料许用剪切应力，对3号钢=950。5.2.8式中—支反力，=16786.37kg;;—承压端面面积，由图中得:F"=0.460=24;—材料的端面挤压许用应力，对3号钢取=2400所以=6大车运行机构的设计6.1主要参数与机构的布置简图单梁桥式起重机的桥架，起重量在1吨至50吨范围内一般均由四个车轮支承，其中两个车轮为主动车轮。主动车轮由大车运行机构分别驱动。主要参数起重量Q=12.5吨，跨度L=13.5米，工作制度中级JC%=25%;大车运行速度;大车轮距B=2.2米，车轮数4个(其中2个驱动)，驱动形式分别驱动，计算重量—主梁重量=qL=205.3213.5=2771.82kg—端梁重量=2qL=2（146.4452.6）=761.514kg—主动车轮装置重，=65.5公斤，—从动车轮装置重，=46公斤，—驱动装置重，=49公斤，—操纵室重量，G.=400公斤;=17.891吨6.2电动机的透择6.2.1式中—起重机运行静阻力(公斤)；—起重机运行摩擦阻力(公斤)；—起重机在有坡度的轨道上运行时须克服的由起重机重量分力引起的阻力(公斤)。(1)起重机满载运行时的最大摩擦阻力式中—起重机总重，=17.891吨;—起升载荷重量，=12.5十1.136=13.636吨;K—滚动摩擦系数，K=0.09厘米;u—轴承摩擦系数，u=0.02;—附加摩擦阻力系数，=1.—车轮直径，=330厘米；d—轴承内径，d=12厘米。=17.891(2)起重机满载运行时最大坡度阻力式中—坡度阻力系数，=0.001=(17.891+13.636)(3)起重机满载运行时最大静阻力(4)起重机空载运行时最小摩擦阻力式中—吊具重量，=1.136吨。=(5)起重机空载运行时坡度阻力(6)起重机空载运行时静阻力6.2.2选择电动机确定减速器(1)满载运行时电动机的静功率式中—起重机满载运行时的静阻力，=373.087kg；—大车运行速度，=20米/分，—大车运行机构传动效率，=0.95;m—电动机个数，。M=2。(2)初选电动机式中—电动机起动时为克服惯性的功率增大系数。取=2；查起重机设计与实例，附表QS系列“三合一”，取QS06电动机。(3)确定减速器设QS06电动机转速n=900，减速器的传动比式中—大车运行速度，=20米/分，电动机转速n=900转/分，—大车车轮直径，=0.15米；转/分；(4)确定电动机根据，确定QS06“三合一”电动机为QS06—XI其容许功率为1.516kw，输出转矩为4586.2.3电动机发热验算电动机不过热的条件式中—电动机在JC%=25条件下发出的额定功率=1.516千瓦;—满载静功率，=0.642千瓦;K—机构工作类型系数，K=0.75;—系数，=1.25。电动机满足不发热条件。6.2缓冲器的选择6.21起重机与缓冲器碰挂时的碰撞动能的计算(一)碰撞瞬时起重机的动能(二)缓冲行程内由运行阻力和制动力消耗的功式中一运行摩擦阻力(公斤)，一制动器的制动力矩换算到车轮踏面上的力，可按最大减速度计算:规范容许的最大减速度为0.4米/秒2。(三)缓冲器容量验算式中为每个缓冲器的容量(公斤·米)，n为同时吸收碰撞动能的缓冲器的台数。6.