【《桥式起重机总体结构设计》9300字】

绪论引言人们命名桥式起重机就是因为其外貌像一条金属的桥梁。桥式起重机可以在繁杂的工作环境中适用。在工业生产、汽车火车站、堆栈仓库、恶劣加工车间都能见到它的身影。桥式起重机可以不间断的循环的工作。一个工作循环包括工作者通过上下运行机构从要取物料地吊起，然后通过运行机构在桥轨上移动旋转，然后在放物料地将物料放下，反向运动到取物料地，短暂停歇之后进行下一次物料运输。随着科技的不断进步，我国桥式起重机因其引进各种先进控制技术和人工智能自动化技术，结构也越发简单，性能愈加信得过，起重大的重量级的物料也没有问题，种类也越来越多。桥式起重机生产批量大操作方便工作人员也容易上手，因此应用很普遍。拥有用户的很大接受度，未来发展也指日可待。1.2课题背景与研究目的虽然截至今日欧洲、美国和日本的起重机发展的很好，但是我国的起重机发展也毫不逊色。随着现代工业的进步，桥式起重机的发展推进了我国未来经济的发展，我国的生活水平也得到了逐步提升。桥式起重机的发展是未来起重行业施在工业生产效率上的进步，是社会主义发展脚步的推力剂。因为桥式起重机无论从质量上还是功能上满足不了现在人们日益增长的制造需求，所以如何才能使得起重机在设计和生产成本上达到尽可能地最低，布置更加合理，功能的现代化都是我们首先需要解决的问题。1.3国内外研究现状目前为止欧洲还是起重机行业的主要发展地，特别是德国及其一些欧洲的起重公司发展很大。德国的DEMAG曾经位于全球前五百强的大型公司，因为这些年重复的拆分组织公司和出售公司股份，发展不是很理想。芬兰的Konecranes这些年怀揣着踊跃乐观的策略发展心态，公司发展迅猛。收购了许多大名鼎鼎的公司，有法国的Verlinde，德国的Nova，SWF，Stahl英国的Morris等。美国的CM组织因为对其他公司多次的股权买卖，现如今也已经是北美大名鼎鼎的起重机发展主要聚集地。中国的起重行业由于长期彼此之间打价格战，所以中国的起重行业发展水平不是很高。我们的起重机发展思想比较落后，设计理念也不是很成熟。老式旧式的设计理念促使我国的起重机行业新的设计标准久久不能颁布。起重机的发展历程艰辛，它可以归类于特别种类的机器，对起重机的制造要求很高，对精度要求精确，所以我国的起重机行业发展比较慢。1.4设计内容与设计参数熟悉桥式起重机的基本组成结构及加工原理，拟定桥式起重机的运行方案，完成主副起升机构的选型并且计算，主梁和端梁的设计，并进行相关校核及验算，确定小车及操作室的布置形式。起重机采用单独设置，中级起重量：Q=50/10t；跨度：19.5m；起升速度：V=8m/min；大车的运行控制机构是采用集中驱动的方式；平均运行时速vq=90m/min；小车运行机构车轮间距为Bxc=1400mm；规矩Lxc=2000mm；估计总重G=24t，小车重Gxc=4t。2.起重机各机构的计算与选型2.1主起升机构2.1.1确定主起升机构传动设计，选择合适的滑轮和吊钩采用紧凑的结合体和封闭式构造形式，如图2-2所示，查的Q=10tm=3，Z=2m=2×3=6图2-2副起升机构的简图采用紧凑的结合体和封闭式构造形式，如图2-1所示，采用双联式的滑轮组结构，根据Q=50t，查阅起重机课程设计得：双联滑轮组倍率m=5；承载绳分支数：n=2m=2×5=10REF_Ref73447655\r\h[7]。图2-1起升机构2.1.2确定钢丝绳类型滑轮采用了滚动的轴承构件，当m=5时，查一下桥式起重机课程设计第69页5-6可得：滑轮的工作效率：ηhFmax=查桥式起重机安全技术第59页5-3得，工作等级m6，安全系数值为k=6。REF_Ref73447369\n\h[1]钢丝绳的拉力破断可以应用于拉力：Fb=k×根据题意选择1670钢丝绳公称直径d=24mm。2.1.3选择卷筒尺寸并计算卷筒直径：D=800mm；主钩起升高度：H=12m卷筒尺寸：L0=n为一个附加的安全线圈数，为使绳尾的承载力下降减少，一般可以取n为1.5~3。D0=D+d=800+24=824L0=l1=78mm；根据起重机课程设计公式p=d+(24)mm卷筒形式及其整体结构的设计需要可确定的取值l2=26mm；查起重机安全技术第66页的公式得：钢丝绳所能长度允许的横向偏斜和倾角为1：10，取l3=500mmREF_Ref73447655\r\h[7]。L=2L0+l1+l2+l3=2×654.9+78+26+500=2000.8≈2000mm卷筒转速：nt=2.1.4选择合适的电动机计算静功率：GPj=Ne=式中：系数kdNx=k25式中：工作类型为中级k一般起升机构tq/tg=0.1~0.2这里取0.1，查表得γ=0.85查桥式起重机课程设计YZR电机表选用电动机：YZR-315s-8REF_Ref73447655\r\h[7]。N2.1.5确定减速器类型由上可得：nt=15.46减速器总传动比：i0=查起重机课程设计许用功率N=88Kw，i0'=48.57，质量=2230kgREF_Ref73447655\r\h[7]2.1.6验算起升速度和功率实际：v‘=vi0i速差：ε=v−v实际所需等效功率Nx'=Nxv'v=49.725×2.1.7校核减速器输出轴强度输出轴最大径向力：RaFmax=2×52080=104160N=104.1KN（2−15）

由桥式起重机安全技术公式(6-16)可查得Gj=13.79kNRmax=1/2(104.1+13.79)=58.95KN<[R]M电动机轴额定力矩：Me=9550Ne(25%)n1=9550⋅75725=987.9N⋅M=102106.34N所以所选减速器能满足工作要求。2.1.8选择合适的制动器由上得Gx=934kg；D0=824mm=0.824km；i所需静制动力矩：.Mz≥KzMKz=1.75，桥式起重机课程设计查得，选用YWZ-416/94，Mez=1500N⋅m，2.2副起升机构2.2.1确定副起升机构传动设计，选择合适的滑轮和吊钩采用紧凑的结合体和封闭式构造形式，如图2-2所示，查的Q=10tm=3，Z=2m=2×3=6图2-2副起升机构的简图2.2.2确定钢丝绳类型查看起重机课程设计69页表6-5得滑轮组效率：Dc=500mmREF_Ref73447655\r\h[7]。钢丝绳所能受最大拉力：Smax=Q根据起重机课程设计56页表5-4得：σs=340MPa，σb=640MPa时，安全系数n=5REF_Ref73447655\r\h钢丝绳计算破断拉力sbSb=n×取用1690的钢索，查得钢索d=13mm，S2.2.3选择卷筒尺寸并计算其中D=400mm，副钩高度H=14m，副钩起升速度vn卷筒的尺寸：L=(D0l1≈3t=3×20=60mm取L=取卷筒的壁厚15mm

nt2.2.4选择合适的电动机Gx=(0.018∼0.04)=934kgQ=10t；计算静功率：PPj=P式中系数kd由起重机课程设计224页中表6−1查得，对于M1~M取电机型号YZR250M1-8P2.2.5确定减速器类型卷筒的转速：n总传动比：i0=ZQ-500，查起重机械47页n=750r/min许用功率[P]=12.8Kw，i0‘=31.5，质量=390kg，输入轴直径d1=50mm，轴端长度为l1=85mmREF_Ref73448187\r\h[6]。2.2.6验算起升速度和功率实速：v'=v×速差：ε=v−v'2.2.7校核减速器输出轴强度承受的最大剪切力：RaSmax输出轴的最大扭矩为：RmaxM电动机轴额定力矩：Me=9550N减速器传动效率：Mmax所以能满足要求。2.2.8选择合适的制动器所需静制动力矩MZ≥KZMj'制动安全系数选用YWZ−200/25制动器，其制动转矩Mez=200N⋅m，制动轮直径Dz=315mm，制动器Gz=42kg.2.3小车运行机构2.3.1小车运行机构传动方案的确定如图2-3：图2-3小车的运动机构阻力矩的摩擦运算：已知小车GM取Dc=500mm的车轮组，轴承型号为7524的滚动轴承，轴承内径和外径的平均值d=120+2152=167.5mm，K=0.0009，μ=0.02，所附加阻力系数β=2.0REF_Ref73447655\r\h[7]。代入以上公式得：满载阻力运算：Mm(Q=50000)=(Q+Gxt)(K+μ=(50000+4000)×(0.0009+0.02×0.1675运行阻力运算：Pm(Q=50000)=MmQ=Q无载阻力矩运算：Mm(Q=0)=Gxt运行阻力运算：Pm(Q=0)=Mm(Q=0)Dc2.3.2选择合适的电动机起重量50/10t中级工作级别，大车运行速度Vq90m/mim，小车运行速度V电机静功率：PJ=初选电动机功率：N=kd式中kd=1.5选用电机型号YZR112M1−6，Ne=1.5kW，n1=908/min，(GD2)d=0.2kg⋅m2REF_Ref73623707\r\h2.3.3选择合适的减速器转速：nc=VcπDc机构传动比：i0=n1nc选用ZQ−500型号的减速器，i2.3.4计算运行时的速度实速：Vc'速差：ε=Vc−Vc2.3.5校核减速器的功率功率：N=PdVcPd=Pj+Pg=Pj+=1112.+50000+4000t其中，m'=12.3.6选择合适的制动器起动时间这里取tz制动转矩计算：MZ=−(50000+40000)×(0.0009+0.02×选用YWZ4317/23，其制动转矩Me2.4大车运行机构2.4.1大车运行机构传动方案的确定已知参数中等跨度为19.5，为了节约成本决定采用如2-4的方案图2-4集中运行的大车运行机构布置方式2.4.2轮压计算根据起重量50t，小车重4t，查表取大车P满载轮压：P=486−170Pmin（2−35）疲劳载荷：Pc=2图2-5车轮压力受力图2.4.3运行阻力运算计算摩擦总阻力矩：M取Dc=800mm，轴承型号为7530，平均值d=100+2302=165mm，查得K=0.0006，μ=0.02，β=2.0REF_Ref73447655\r\h[7]。满载时所受阻力矩：Mm(Q=Q)=β(Q+G)(k+μd2)运行摩擦阻力：PmQ=Q空载时摩擦阻力：Mm(Q=0)=β⋅G⋅(k+μd2)Pm=2.4.4选择合适的电动机电机的静功率：Pj=初选电机功率：P=Gpj式中：G=0.85；由参考资料YZR系列得电动机型号YZR160M2−6；Ne=7.5kw，n2.4.5选择合适的减速器车轮转速：nc=v机构传动比：i0=查资料得ZQ−500减速器；2.4.6校核减速器的功率功率：N公式内：Pd=P所以：Nd=所选减速器的2.4.7选择合适的制动器制动器的制动时间空载力矩：Mzmj坡度阻力：PD=0.02G=0.002×9340=186.8NPmin=m=2现选用两台YWZ5200/23制动器，额定制动力矩M2.5各机构设备选型表通过设计计算确定了本次起重机设备选型如表2-1所示：机构类型滑轮组钢丝绳类型电动机类型减速器类型制动器轴承类型主起升机构双联，倍率m=5砍断拉力1670的纤维芯YZR-315s-8Pe=75KWN1=725rpmZQ-1000许用功率88KW,传动比48.57YWZ-416/94转矩1500直径350mm副起升机构双联，倍率m=31690纤维绳芯YZR250M1-8Pe=30KWN1=720rpmZQ-500许用功率12.8KW,传动比31.5YWZ-200/25小车运行机构YZR112M1-6Pe=1.5KWN1=908r/minZQ-500许用功率13.6KW,传动比31.5YWZ4317/237524滚动轴承大车运行机构YZR160M2-6Pe=7.5KWN1=940r/minZQ-500许用功率12.8KW,传动比31.5YWZ5200/237530滚动轴承表2-1起重机设备型号表

3.起重机的桥架设计3.1确定桥架尺寸桥架总体结构图如图3-1所示：图3-1桥架总体结构图大车轴距：B考虑到结构的合理性取B3.2确定主梁尺寸h3.2.1腹板和翼缘板厚度δδ端梁头部下翼缘板板厚；上翼缘板与中部下翼缘板板厚δ3端梁腹板厚度δ13.2.2两腹板内壁间距b=（0.4~3.2.3上下翼缘板的宽度B1=b+23.2.4端梁高度总高：H1=h端梁高度：H2=0.53.2.5主梁端部变截面长d=3.3主端梁界面主梁界面尺寸如图3-2所示图3-2主梁界面尺寸简图3.4确定端梁截面尺寸3.4.1起重机的总质量G=0.45Q+0.82S(t)=0.45×50+0.82×19.5(t)=38.49t因：Q而VA∅800车轮组的尺寸，B23.4.2端梁中部上下翼缘板宽度B4=3.5主.端梁截面几何性质3.5.1截面尺寸主梁截面面积：A=2B1惯性矩：IX=2δIy3.5.2端梁截面端梁截面积：AI=8×I=12×51图3-3端梁界面的尺寸简图3.6载荷计算3.6.1自重载荷的计算a.均匀自重载荷：Fq栏杆等重量：Fl=b.均布载荷：Fq=3.6.2小车轮压的计算：起升载荷：PpGx=Gxtg=假定轮压均布，K=2400mm满载车轮所受压力：PJ1=pΣ空载小车所受压力：P3.6.3动力效应系数φ1=1.1，φ2通常安装公差要求3.6.4惯性载荷小车运行时的惯性力（一根主梁上）Pxg=大车运行时制动惯性力（一根主梁上）PH=ΣP2×7=2648702×73.6.5偏斜运行侧向力小车左轮至跨度极限位置C1=1.2m，重量力（一根主梁）：P单位长度的重量（一根端梁）：F=1.2×7850×24016×1重量（一根端梁）：F其中B=5500mm。查桥式起重机课程设计7-4得PGj=8000N，，重心作用位置l1=1.5m，一组分别驱动两组对称配置REF_Ref73447655\r\h[7]。司机室及设备的重量为：PGs=ml03.6.6满载小车在主梁跨中央总的静轮压（一侧端梁）：P&R1&=根据公式SBλ=0.1425Ps3.6.7满载小车在主梁左端极限位置P=490500+392401−1.2+PS2=13.7扭转载荷的计算3.71端梁的轮压计算简图图3-4端梁总轮压计算3.8主梁的计算3.8.1内力计算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小车在跨中时弯矩的运算M=348016.73N.m3.8.2跨端剪切力的运算F=1.143×12轮压合力P跨中E点：弯矩：M≈φ412剪切力：F=12×1.143×264870×内扭矩：T桥梁中部的剪切力：F=1.143×26487019.5×主梁跨中总弯矩：Mx主梁跨端支撑力：FR=F3.8.3水平载荷a.水平惯性力载荷在水平载荷PHa=B0水平钢架计算模型如图3-6 图3-6水平刚架计算模型钢架的计算系数：r1跨中：水平弯矩：MH水平剪切力：PpH=1轴力：NH跨端水平剪切力：F=405.75×19.5b.偏斜侧向力侧向力作用下刚架的分析如图3-7所示图3-7侧向力作用下刚架的分析计算系数：r2Ps1=超前力：Pw1=端梁中间所受轴力：Nd1=1端梁中间所受水平剪切力：P主梁：跨中的水平弯矩为：MS=轴力：NS1=P跨中总的水平弯矩：My=小车运行到跨端所受的侧向力：Ps2=超前力：Pw2=端梁中点的轴力：N端梁中点水平剪切力：Pd2主梁：跨端的水平弯矩：Mcs跨端的水平剪切力：Fcs跨端总的水平剪切力：FcH3.8.4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：hy=集中载荷对腹板边缘产生的局部压力：σ垂直弯矩产生的应力：σ01=水平弯矩产生的应力：σ02点（1）的折算应力：σ0=σ01+点（2）的折算应力：σ=1640752.87×10点（3）的折算应力：σ=Mb.主梁上翼缘板的静矩：Sy=c.主腹板下边的切应力：τ=Fσd.主梁疲劳强度：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：FR1验算主梁所受的疲劳强度（见图3-9）图3-9主梁所受疲劳强度图σmaxσmin应力循环特性：r=σσσe.因后面要用需验算横隔板下端焊缝与主腹板连接处（5）ρmaxσminr=σmin拉伸疲劳许用应力：σr1σ3.9端梁的计算端梁支撑截面如图所示3-10。图3-10端梁支承截面图形心：y1=Ai惯性矩：Ix=510×12×（y1−6）3.10稳定性3.10.1整体稳定性h局部的稳定性：翼缘板：b腹板：80<隔板厚度δ=8mm，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：Y=P=7.899mm<桥架的水平惯性位移：X=PHS348EIyb.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：mG=全桥架中点换算质量为：m1起升质量为：m起升载荷：P起升钢丝绳滑轮组的最大下放长度：lr=桥架跨中静位移：y0==15.06mm起升钢丝绳滑轮组的静伸长：λ0=c.水平动刚度半主梁跨中在单位水平作用下产设个的水平位移：δe