桥式起重机结构毕业设计

'河南理工大学万方科技学院本科毕业论文桥式起重机结构毕业设计桥式起重机是横架于车间和料场上空进行物料调运的起重设备。由于它两端坐落在高大的水泥柱或金属架上，形状似桥，所以俗称“天车”。桥式起重机是现代工业和起重运输中实现生产过程机械化、自动化的重要工具与设备，可减轻操作者的劳动强度，可大大提高生产率。桥式起重机在工矿企业、钢铁化工、铁路交通、港口码头以及物流周转等部门和场所应用的最为广泛，是人们生产生活不可或缺的一种设备。随着工业的迅速发展和科学技术的不断进步，桥式起重机在结构设计及自动化程度上相继出现了一些新的变化和新的特点，在结构上，国内起重设备已采用计算机优化设计，以提高起重机的机械性能，在起重质量方面逐步向大型化发展，大型桥式起重机正在钢铁、水利、发电等行业不断出现，令人世人瞩目的三峡发电厂安装了两台1200T/125T的桥式起重机，2007年9月，起重量达2万吨的桥式起重机在山东烟台佛士船厂投入使用，它标志这我国起重机行业以达到世界先进水平。总之，随着科技的迅速发展，国内各种先进的电气控制和机械技术正逐步应用到起重机上，起重机的自动化程度越来越高，结构日趋简单，性能愈加可靠，起重量越来越大，品种也越来越全。对于起重量大、跨距大的起重设备多采用箱型双梁式，箱型双梁桥式起重机有一个由两根箱型主梁和两根横向端梁构成的双梁桥架，在桥架上运行小车，可起吊和水平搬运各类物件。它适用于机械加工和装配车间、仓库和料场等场所。箱型双梁结构具有加工零件少、工艺性好、通用性好及安装检修方便等优点，因而在生产中广泛使用。82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文第1章桥式起重机的概述桥式起重机是桥架型起重机的一种，主要依靠起升机构和在水平面内的两个相互垂直方向移动的运行机构，能在矩形场地及其上空作业，是工矿企业广泛使用的一种其中运输机械。它具有承载能力大、工作可靠性高、制造工艺相对简单的优点。桥式起重机一般有大车运行机构的桥架、起升机构和小车运行机构的起重小车、电气设备、司机室等机构组成，外形像一个两端支撑在平行的两条架空轨道上平移运行的单跨平板桥。起升机构用来垂直升降物品，起重小车用来带着载荷作横向移动，以达到在跨度内和规定高度内组成三维空间里做搬运和装卸货物用。桥式起重机是使用最广泛、拥有量最大的一种轨道运行式起重机，其额定起重量从及吨到几百吨。最基本的形式是通用吊钩桥式起重机，其他形式的桥式起重机都是在通用吊钩桥式起重机的基础上派生发展出来的。1.1桥式起重机分类及工作特点桥式起重机的外观像一条金属的桥梁，所以人们称它为桥式起重机。桥式起重机俗称“天车”、“行车”。桥式起重机一般由装有起升机构和小车运行机构的桥架，大车运行机构，操纵室，小车导电装置，起重机总电源导电装置组成。桥式起重机是在固定的跨间内装卸和搬运物料的机械设备，被广泛用于车间、仓库或者露天场地。1.桥式起重机的分类82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文随着工业技术的不断发展，桥式起重机的种类越来越多，根据使用吊具不同，可分为吊钩式起重机，抓斗式起重机和电磁吸盘式起重机，根据用途不同，可分为通用桥式起重机、冶金专用桥式水电站用桥式起重机、大起升高度桥式起重机等。按主梁结构形式可分为：箱型结构桥式起重机、桁架结构桥式起重机、管型结构桥式起重机。还有型钢和钢板制成的简单截面梁的起重机，称为梁式起重机。2.桥式起重机的工作特点起重机是以间隙、周期的工作方式，通过起重吊钩或其他取物装置的起升或起升加移动重物的机械设备。综合起重机械的工作特点，，从安全技术角度分析，可概括如下：（1）其中机械通常结构庞大，机构复杂，能完成一个起升运动、一个或几个水平运动。例如，桥式起重机能完成起升呢个、大车运行和小车运行3个运动。在作业过程中，常常是几个不同方向的运动同时操作，技术难度较大。（2）所吊运的重物多种多样，载荷是变化的。有的重物重达几百吨乃至上前吨，有的物体长达几十米，形状也很不规则，有散粒、热融状态、易燃易爆危险品等，吊运过程复杂而危险。（3）桥式起重机需要在较大的空间范围内运行，要装设轨道和车轮，活动空间较大，一旦造成事故其影响的范围也较大。暴露、活动的零部件较多，且常与吊运作业人员直接接触（如吊钩、钢丝绳等），潜在许多偶发的危险因素。82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文（4）作业环境复杂。从大型钢铁、冶金、石化企业到现代化港口、建筑工地、铁路枢纽等，都有桥式起重机机械在运行；作业场所常常会遇有高温、高压、易燃易爆、输电线路、强磁等危险因素，对设备和作业人员形成威胁。（5）作业中常常需要多人配合，共同进行。一个操作，要求指挥、困扎。驾驶等作业人员配合熟练、动作协调、互相照应。作业人员应有处理现场紧急情况的能力。多个作业人员之间的密切配合。通常存在较大的难度。（6）起重机的上述工作特点，决定了他与安全生产的关系重大。如果对起重机的设计制造、安装使用和维修等环节上稍有疏忽，就有可能造成伤亡或设备事故。一方面造成人员的伤亡，另一方面也会造成很大的经济损失。1.2桥式起重机的用途桥式起重机的用途和使用范围很广。它广泛应用在工业企业、港口车站、仓库料场、水电站等国民经济个部门。在冶金企业中，从原料进厂、冶炼轧制到产品出厂都需要大量的桥式起重机、加料起重机、铸造起重机等，如一个300吨转炉炼钢车间所需起重机有几十台。一个大型冶金联合企业用有数百台之多的各种类型起重机。在港口码头上，船舶货物的装卸及搬运作业，主要依靠各种起重机来完成。在一个年吐量为1500多万吨的货物港口，就约100多台各种起重机，其中，桥式起重机占有相当大的比例，在电力工业中，各种水火电站和核电站就需要大起重量的桥式起重机。在机械制造业中，企业车间内部、露天场地、仓库等场合大量应用着各种桥式起重机。82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文不同类型的桥式起重机所搬运的物料不同：吊钩起重机搬运各种成件物品；抓斗起重机搬运各种散粒物品，如煤、焦炭、砂等；电磁起重机搬运导磁的金属材料，如型钢、钢板、废钢等；两用起重机是为了生产效率，在一台小车上装有可换的吊钩和抓斗或者电磁吸盘和抓斗，但每一个工作循环只能使用其中的一种取物装置，可运送成件、散粒物品或者到此的金属材料，但每次搬运物品时，只能使用其中一种；防爆起重机用于搬运有易爆气体或有易爆介质的车间、库房等场所的成件物品，起重机上的电气设备和有关装置具有防爆特性，以免发生火花；绝缘起重机用于搬运电解车间的各种成件物品，起重机上有关部分具有可靠的绝缘装置，保证安全操作。1.3桥式起重机的基本参数桥式起重机的技术参数是桥式起重机工作性能的指标。桥式起重机的主要技术参数包括：起重量、跨度、起升高度、各机构的工作速度以及工作级别等，为了保证桥式起重机的合理使用、安全运行和防止事故的发生，桥式起重机司机必须掌握桥式起重机的技术参数。主要参数：1.起重量起重量是指被起升重物的质量，用G表示。（1）额定起重量起重机所允许吊起的最大重物或者物料的质量称为额定起重量，用Cn表示，单位用吨（t）,额定起重量不包括吊钩、吊环之类吊具的质量，但包括抓斗、电磁盘、盛钢桶、料罐之类可分吊具的质量。（2）总起重量起重机能吊起的重物或物料，连同可分吊具和长期固定在起重机上的吊具或属具（包括吊钩、滑轮组、起重钢丝绳…….）等质量总和，总起重用Gt表示。2.跨度和轨距82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文桥式起重机的大车运行轨道中心线之间的距离称为桥式起重机的跨度，用L表示，单位为m。桥式起重机的小车运行轨道两条钢轨中心线之间的距离为小车轨距，用t表示，单位为m,跨度依厂房的而定。1.起升高度起升高度是桥式起重机取物装置上下移动极限位置之间的距离，用H表示，单位为m。下极限位置通常以工作场地的地面为准，上极限的位置，使用吊钩时以钩口中心为准，使用抓斗时以抓斗最低点为准。2.工作速度工作速度是指起重机个机构（起升、运行）的运行速度，其中：额定起升速度是指起升机构的电动机在额定转速下，取物装置的上升速度；小车额定运行速度是指小车运行机构电动机在额定转速下的小车运行速度；大车额定运行速度是指大车运行机构的电动机在额定转速下的运行速度。各类速度用v表示，单位为m/min。桥式起重机的工作速度根据工作要求而定：一般用途的桥式起重机采用中等的工作速度，这样可以使驱动电机功率不致过大；安装工作有时就要求很低的工作速度；吊运轻件，要求提高生产效率，可取较高的工作速度啊；吊运重件，要求工作平稳，作业效率不是主要矛盾，可取较低的工作速度。3.起重机的总质量G包括燃料、油液、润滑剂和水等在内的起重量各部分质量的总和，单位用t表示。4.外形尺寸外形尺寸指起重机长、宽、高的的尺寸，单位用m表示。1.4桥式起重机主要零部件1.4.1吊钩82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文吊钩是吊装作业中最常用的取物装置，是各类起重机，也是常用吊索、起重工具、专用吊具上的重要组成部分。根据制造方式，吊钩可分为锻造钩和板式钩，锻造钩一般应用GB699—1988中规定的20号钢，经过锻造和冲压、退火处理，再进行机械加工而成。热处理后要求表面硬度为95-135HB。锻造可以制成单钩和双钩，单钩主要用在70吨以下的起重机上，双钩用在50-100吨的起重机上。板式钩一般用在起重量较大的起重机上，板式钩有厚度为30mm成型板片重叠铆合而成。板式钩上有护板，板式钩一般应用GB700-1988《普通碳素钢结构钢技术条例》中规定的Q235A、Q235B或GB1519-1988《低合金结构钢技术条件》中规定的16Mn钢，轨制钢制成。板式钩由于其板片不可能同时断裂，所以可靠性好，修理方便。但是板式钩的断面形状只能制成矩形，因此钩体的材料不能充分利用。板式钩也分单钩和双钩两种。单钩多用于铸造起重机上。吊钩钩身的断面形状有圆形、矩形、梯形和T字形等，吊钩的安全使用规范：（1）新吊钩在投入使用前，应进行检查，应有制造厂的制造合格证，否则不准投入使用，新吊钩的开口度要进行测量并符合规定。（2）新钩应做负荷试验，其检验荷载按起重量的不同而不同，并且测量钩口开度不应超过原开度的0.25%。（3）对吊钩三个危险断面应用火油清洗，用放大镜看有无裂纹；对板式钩应检查其衬套、销子磨损情况。（4）在起重吊装作业中使用的吊钩，其表面要光滑，不能有剥裂、刻痕、锐角、接缝和裂纹等缺陷。（5）吊钩在使用过程中，应进行定期检查，主要检查是否有变形、裂纹、磨损、腐蚀等现象，并应做好记录。（6）吊钩不准超负荷作业，吊钩不得补焊，且吊钩上应装有防止脱钩的安全装置。82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文（7）吊钩停止使用时，应对其它进行仔细的清洗、除锈，上好防锈油放在通风干燥的地方。1.4.2钢丝绳钢丝绳是由高强度碳素钢丝围绕绳芯绕捻而成的，被广泛应用于起重作业。其中吊运用钢丝绳通常指起重滑车组使用的起重或牵引绳、立扒杆用的绑扎绳和缆风绳及吊具索具使用的钢丝绳。其有以下优点：（1）重量轻、强度高、能承受冲击载荷。（2）挠性较高，使用灵活。（3）钢丝绳磨损后，外表会产生许多毛刺，易于检查。破段前有断丝预兆，其整根钢丝绳不会立即断裂。（4）其中作业用钢丝绳成本低。主要缺点刚性大，不易弯曲。起重作业选用的钢丝绳一般为点接触类型，如果配用的滑轮直径过小或直角弯折，钢丝绳易受损坏且影响安全使用和缩短使用寿命。钢丝绳的种类1.根据钢丝绳的捻向分类（1）交互捻钢丝绳绳与股的捻向相反，这是常用的钢丝绳，由于绳与股的自行松捻趋势相反，互相抵消，没有扭转打结的趋势，使用方便。根据绳的捻向，又分别有右捻和左捻绳。起重机多用右捻钢丝绳。（2）同向捻钢丝绳绳与股的捻向相同，在自行松捻和扭转的趋势，容易打结。由于其挠性较好。通常用于具有刚性的导轨的牵引。近来在制造工艺中采用预变形方法，成绳后消除了自行松散扭转的现象。这种绳又称为不松散绳。（3）混合捻钢丝绳82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文有半数股左旋，另半数股右旋。这种钢丝绳应用较少。2.根据绳股的构造分类（1）点接触绳绳股中各层钢丝绳直径相同，股中相邻各层钢丝的捻距不等，相互交叉，在交叉点上接触，因此，点接触绳易于磨损，寿命低。（2）线接触绳绳股中各层钢丝的捻距相等，外层钢丝位于里层钢丝之间的沟槽里，内外层钢丝相互接触在一条螺旋线上，改变了接触，增长了寿命，增加了挠性。相同直径的钢丝绳，线接触型比点接触型的金属断面面积大，因而承载能力大。（3）面接触绳股与股之间成面接触，制作工艺复杂，多用于缆索起重机和架空索道的支承缆索。3.根据绳芯分类按绳芯的不同有麻芯、棉纱芯、石棉芯和软钢芯，其中带浸油麻芯及棉纱芯、的钢丝绳，比较温软，容易弯曲，芯中含油可经常润滑钢丝，但不耐高温高压；带石棉芯的钢丝绳能耐高温；带软钢芯的钢丝绳能耐高温高压，但芯硬不易弯曲。使用要根据具体条件选用。1.根据绳股数和每股中钢丝绳数量分类按绳股数和每股中钢丝绳数量不同表示，例如常用普通结构钢钢丝绳中分为6、77、619、637、661等种类（前者数字表示股数，后者数字表示每股丝数）。钢丝绳中钢丝越细越不耐磨，但比较柔软，弹性较好，钢丝绳月粗越耐磨，但比较硬不易弯曲，故应视用途不同而选用。在滚筒直径较大且磨损厉害处，如索道牵引、斜井卷扬可用钢丝较粗的67、619钢丝绳；弯曲较多，滚筒直径较小如穿挂滑车组、绞车绞磨、悬吊构件、绑扎扒杆等应用钢丝较细的637以及661钢丝绳。4.钢丝绳选用注意事项：82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文（1）钢丝绳的规格，应根据不同的用途来选择。如作起吊重物或穿绕滑轮用的钢丝绳，可选择637或者661规格的钢丝绳；作缆风绳或牵引绳，可选择619规格的钢丝绳。（2）钢丝绳应优先选用6股线接触交绕绳，且钢丝绳的直径应根据所要承受载荷的大小及钢丝绳的许用拉力来选择，在有腐蚀性的环境中工作时，应选用镀锌钢丝绳。（3）起重机用张紧绳、牵引绳应选用顺绕绳，在需要有耐酸要求的场合应选用镀铅钢丝绳，在高温环境中工作的起重机应选用具有特级韧性石棉芯钢丝绳或具有钢芯的钢丝绳，1.4.3滑轮和滑轮组起重滑轮是利用杠杆原理制成的一种简单机械，它能借助起重机绳索的作用产生旋转运动，以改变作用李的方向。在实际中，为了扩大滑轮的效用，往往把一定数量的动滑轮和一定数量的定滑轮组合起来使用，组成滑轮组，她经常配合卷扬机进行吊装、搬运等工作，是重要的吊装、搬运工具。滑轮的构造与用途1.滑轮有轮毂、轮辐、加强筋、绳槽和轮缘组成，滑轮的材料一般为HT150铸铁或者ZG230-450、ZG270-500铸钢。大尺寸滑轮为了减轻自重也有钢板焊制而成的。2.滑轮按用途可划分为定滑轮、动滑轮、均衡滑轮、和导向滑轮，各轮组可简述如下：（1）定滑轮是用作支承绳索的运动，通常作为导向滑轮和平衡轮使用。它只能改变绳索的受力方向，不能改变绳索的速度，也不能省力。82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文（2）使用动滑轮时，因设备或者构件由两根钢丝绳分担，每根钢丝绳所分担的力只有设备或者构件质量的50%。（3）导向滑轮也叫开门滑轮，它同定滑轮一样，既不省力，也不能改变速度，只能改变钢丝绳的走向，这种滑轮的夹板可以开启，使用时，将钢丝绳的中间部分从开口处放进去。导向滑轮通常用在起重桅杆低脚处。（4）滑轮组是由一定数量的动滑轮和定滑轮，通过绳索穿绕而组成的。他具有动、定两种滑轮的特点，机能改变力的方向，由能省力，用多组滑轮组起吊设备或构件，其牵引力会更小。1.4.4滑轮组类型及选配原则1.滑轮的类型(1)按制作材质分有木滑轮和钢滑轮。木滑轮通常适用于麻绳滑轮组，滑轮数一般在三个以下，吊装轻；钢滑轮多用于钢丝绳滑轮组中，滑轮数按起重量的大小从1-8个不等。(2)按使用方法有定滑轮、动滑轮以及动、定组成的滑轮。(3)按滑轮数多少分为单滑轮、双滑轮、三轮、四轮以至多轮等多种。单滑轮的夹板有开口和闭口两种。(4)按连接方式分为吊钩式、链环式、吊环式和吊梁式，一般中小滑轮采用吊钩式，链环式和吊环式，而大型的滑轮均采用吊环和吊梁式。这些滑轮和轴套等易损部件，大都采用标准和通用件，按品种、规格可以互换。2.选配滑轮原则：（1）设备或构件的质量和提升（下落）高度，是选配滑轮的重要依据。（2）当卷扬机的牵引力一定时，滑轮的轮数越多。速比越大，起吊能力也越大。82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文（3）提升设备或构件时，卷烟机要克服全部滑轮的阻力才能工作，而下方时则相反。因滑轮阻力在某种意义上帮助了卷扬机工作，因此，下放时牵引力比提升机牵引力小的多。1.5滑轮组及其滑轮组的倍率1.滑轮组的组成滑轮组是由一定数量的定滑轮和动滑轮及绳索组成。当利用滑轮组提升或拖运重物时，必须将一个滑轮固定在某一固定支点而另一滑轮则以绳索连接重物，滑轮组可分为省力滑轮组和增速滑轮组两种，一般起重作业中均采用省力滑轮组，特别是吊装大重量物件时，都是靠用多门定滑轮和动滑轮连接在一起组成的滑轮组来完成吊装任务。2.根据滑轮组的作用分为省力滑轮组和增速滑轮组两种。省力滑轮组是在省力滑轮中绕入卷筒的绳索分支为主动部分，而动滑轮为从动部件。若被提升的物件重量为Q，而绕入卷筒的绳索分为支拉力Ft只有Q的一半通过它可以用较小的绳索拉力吊起较重的货物，起到省力作用，它是最常用的滑轮组。增速滑轮组是用液压缸或汽缸直接驱动动滑轮，动滑轮为主动部分，移动的绳索端为从动部分，当主动部分施力大时，从动部分得到的力小，但是主动部分只需移动较小的距离，就可使从动部分得到较大的位移及较大的速度，起到增速作用。3.滑轮组的倍率82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文滑轮组可以省力，省力的倍数（也是减速的倍数）称为滑轮组的倍率，用m表示。单联滑轮组的倍率等于钢丝绳分支的一半。双联滑轮组是由两个倍率相同的单联滑轮组并联而成的，绳索两端都固定在带有左右螺旋曹的卷筒上。为了使绳索由一边的单联滑轮组过渡到另一边的单联滑轮组，中间用一个均衡轮来调整两边滑轮组的绳索拉力和长度，当滑轮组的倍率为单数时，均衡滑轮布置在动滑轮上，当滑轮组的倍率为双数时，均衡轮布置在定滑轮上。1.6卷筒卷筒组件有卷筒、连接盘以及轴承支架组成，卷筒有长轴卷筒和短轴卷筒，长轴卷筒有齿轮连接盘和带大齿轮的卷筒组，这是一种应用较多的一种结构形式，短轴卷筒是一种新的结构形式。卷筒与减速器输出轴用法兰盘刚性连接，减速器底座通过钢球或者圆柱销与小车架连接。这种结构形式的优点是，结构简单，调整与安装方便，此外还有采用行星减速器放在卷筒内部的形式，优点是驱动装置紧凑、质量轻。铸造卷筒材料一般用HT20-HT40,焊接滚筒采用A3钢制造。1.7位置限位器1.上升极限位置上升极限位置限制器又称起升限位位置、过卷扬限制装置等，他用来限制高度，当起升到上极限位置时，限位器发生作用，使起升重物停止上升，可以防止起升重物继续上升而发生钢丝绳被拉断、重物下坠的事故。此时再去操纵手柄，则只能得到起升重物下降的动作。1.行程极限位置限制器行程极限位置限制器实际上由顶杆和限位开关组成。当行程到达极限位置后，顶杆触动限位开关的转动柄，它的转动可以断电源，使机构停止工作，起重机的大、小车为控制行程的范围都装有行程开关。2.开关的检验要求（1）限位开关应有坚固的外壳，并应有良好的绝缘性能，密封性较好，在室外或者粉尘场所能有效的防护。82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文（2）触点不应有明显的磨损和变形，应能准确地复位。（3）限位开关动作灵敏可靠。（4）上升极限位置限位器的动作距离。一般情况下，吊钩滑轮组与上方接触物的距离应不小于25mm。1.8缓冲器缓冲器的作用是吸收起重机与终端挡板相撞时或起重间相撞产生的动能，要求它能在最小的外廓尺寸下吸收最多的能量，并且反座力尽量小，以保证起重机平移定车，起重机上常用的缓冲器有橡胶、弹簧和液压缓冲器。橡胶缓冲器具有结构简单、制造方便、可以用于防爆场所等优点，但是缓冲能力小，他所吸收的能量比较小，最大也不过215kg.m，主要起阻力作用，因此，一般只用于运行速度不大于50m/min的起重机上，不宜用于环境温度过高或过低的场所，适用温度在-30-500C范围内。弹簧缓冲器具有结构简单、维修方便和不受环境温度影响等优点，因此目前应用较为广泛，但是由于它的缓冲过程中，撞击的动能大部分转化为弹簧的压缩势能，储藏在弹簧内部，因此在缓冲完毕后，会产生反弹力作用在起重机上，使起重机向相反方向运动，这对起重机零件有害。液压缓冲器与弹簧缓冲器比较，具有无反弹作用、缓冲力恒定、吸收能力大、缓冲行程短、外形尺寸小的优点，因此适用于碰撞速度大于2m/min的起重机上，他的缺点是构造复杂，维修不便，油缸密封要求较高和受环境温度影响等。82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文1.9桥式起重机发展概述1.9.1国内桥式起重机发展动向国内桥式起重机发展有三大特征：1.改进机械结构，减轻自重国内桥式起重机多已经采用计算机优化设计，以此提高整机的技术性能和减轻自重，并在此前提下尽量采用新结构。如5~50吨通用桥式起重机中采用半偏轨的主梁结构。与正轨箱型相比，可减少或取消加筋板，减少结构重量，节省加工工时。2.充分吸收利用国外先机技术起重机大小车运行机构采用了德国Demang公司的“三合一”驱动装置，吊挂于端梁内侧，使其不受主梁下挠和振动的影响，提高了运行机构的性能和寿命，并使结构紧凑，外形美观，安装维修方便。遥控起重机的需要量随着生产发展业的壮大规模越来越大，宝钢在考察国外钢厂起重机之后，提出了大力发展遥控起重机的建议，以提高安全性，减少劳动量。3.向大型化发展由于国家对能源工业的重视和资助，建造了许多大中型水电站，发电机组越来越大。特别是长江三峡的建设对大型起重机的需求量迅速提升。三峡电厂需要1200吨桥式起重机和2000吨大型塔式起重机。1.9.2国外桥式起重机的发展动向国外桥式起重机发展四大特征：1.简化设备结构，减轻自重，降低生产成本82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文法国Patain公司采用了一种以板材为基本构件的小车架结构，其重量轻，加工方便，实用于中、小吨位的起重。该结构要求起升采用行星---圆锥齿轮减速器，小车架不直接与车架相连接，以此来降低对小车架的刚度，简化小车架的结构，减轻自负。Patain公司的起重机大小车运行机构采用三合一驱动装置，结构比较紧凑，自重较轻，简化了总体布置，此外，由于运行机构与起重机走台没有联系，走台的振动也不会影响传动机构。1.更新零部件，提高整机性能法国Patain公司采用窄偏轨箱型梁作主梁，其高、宽比为4～3.5左右，大筋板间距为梁高的两倍，不用小筋板，主梁与端梁的连接采用搭接的方式，使垂直力直接作用于端梁的上盖板，由此可以降低端梁的高度，便于运输。2.设备大型化随着世界经济的发展，起重机械设备的体积和重量越来越趋于大型化，起重量和吊运幅度也有所增大，为节省生产和使用费用，其服务场地和使用范围也随着增大。3.机械化运输系统的组合应用国外一些大厂为了提高生产率，降低生产成本，把起重运输有机的结合在一起，构成先进的机械化运输系统。82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文第2章大车运行机构的设计2.1大车运行结构设计的基本思路及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，机构容易布置，且使总体结构设计和布置不至于过大；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，使司机和维护人员上下要方便，便于拆装零件及操作。2.2大车运行机构传动方案的确定大车机构传动方案可分为两类：即分别传动和集中传动，桥式起重机的跨度介于10.5m-32m范围内可用分别传动的方案，本设计采用分别传动的方案。82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文2.3大车运行机构具体布置时要注意的问题1.联轴器的选择；2.轴承位置的安排；3.轴长度的确定；这三者是互相联系的，在设计过程中要考虑到其中各个部分的配合，做到相互兼顾，充分发挥各个零部件的作用。在具体布置大车运行机构的零部件时应该注意以几点：（1）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能的作用。参照以上所述，由于所设计的参数级别较大，跨度中等，所以采用分别传动方案。2.4大车运行机构的设计计算设计数据：82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文起重机的起重量Q=10T，桥架跨度L=16.5m，大车运行速度Vdc=80m/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。2.4.1大车运行结构的传动方案经各方面综合考虑传动方案选用分别驱动，其传动路线如下图2-1所示图2—1大车运行机构传动方案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82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文2.5轮压计算及强度验算2.5.1计算大车的最大轮压和最小轮压：按图2-2所示的质量分布，计算大车车轮的最大轮压和最小轮压。图2—2轮压计算图满载时的最大轮压：Pmax===95.6KN空载时最大轮压：===50.2KN空载时最小轮压：82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文===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=60-90m/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。2.5.2强度计算及校核1）.疲劳强度的计算疲劳强度计算时的等效载荷：Qd=Φ2·Q=0.6×100000=60KN式中，Φ2—等效系数，有[1]表4-8查得Φ2=0.6车轮的计算轮压：Pj=KCI·r·Pd=1.05×0.89×77450=72.38KN式中，Pd—车轮的等效轮压Pd===77.45KN82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文r—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/cm2sj=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HB>320时，[sjd]=160000-200000N/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=1.1×95600=105160N式中KcII为冲击系数，由[3]表2-7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==82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文=15353Kg/cm2jmax=153530N/cm2车轮采用ZG55II，查[1]表19-3得，HB>320时，[j]=240000-300000N/cm2，jmax<[j]故强度足够。2.6运行阻力计算摩擦总阻力距：Mm=β（Q+G）（K+）由[1]表19-4Dc=500mm车轮的轴承型号为：7520，轴承内径和外径的平均值为：=140mm由[1]中表9-2到表9-4查得：滚动摩擦系数K=0.0006m，轴承摩擦系数μ=0.02，附加阻力系数β=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）=β×G×（K+μd/2）=1.5×168000×（0.0006+0.02×0.14/2）82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文=504NPm（Q=0）=Mm（Q=0）/（Dc/2）=504×2/0.5=2016N2.7选择电动机电动机静功率：Nj===2.26KW式中，Pj=Pm（Q=Q）—满载运行时的静阻力(Pm（Q=0）=2016N)m=2—驱动电动机的台数=0.9—机构传动效率1.初选电动机功率：N=Kd·Nj=1.32.26=2.94KW式中，Kd-电动机功率增大系数，由[1]表9-6查得Kd=1.3查[2]表31-27选用电动机YR160M-8；Ne=4KW，n1=705rm，GD2=0.567kg.m2，电动机的重量Gd=160kg2.验算电动机的发热功率条件：等效功率：Nx=K25·r·Nj=0.75×1.3×2.26=2.20KW82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文式中，K25—工作类型系数，由[1]表8-16查得当JC%=25时，K25=0.75r—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：NxNd,故所选减速器功率合适。2.12验算起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=>nz82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文式中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.nz1.05-1.2=2.97n>nz,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nz式中，主动轮压p1==50.2KNp2=2+=2×33.8+50.2=117.8KN---从动轮轮压为一台电动机工作时空载启动时间==13.47s82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文n==2.94n>nz,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=13.47s与第(2)种工况相同n==1.89故也不会打滑根据上述不打滑验算结果可知,三种工况均不会打滑2.13选择制动器由[1]中所述,取制动时间tz=5s82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文按空载计算动力矩,令Q=0,得:Mz=式中==-19.2N·mPp=0.002G=168000×0.002=336NPmin=G==1344NM=2-为制动器台数.两套驱动装置工作。Mz==41.2N·m现选用两台YWZ-200/25的制动器，查[1]表18-10其制动力矩M=200N·m，为避免打滑，使用时将其制动力矩调制3.5N·m以下2.14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：82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文==110.6×1.4=154.8N·m式中MI—连轴器的等效力矩.MI==2×55.3=110.6N·m为等效系数，查[2]表2-7，取=2Mel=9.75=55.3N·m由[2]表33-20查的:电动机YR160M-8,轴端为圆柱形,d1=48mm,L=110mm;由[2]19-5查得ZLZ-160-12.5-iv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）；高速轴上转动零件的飞轮矩之和为：(GD2)ZL+(GD2)L=0.063+0.015=0.078Kg·m与原估算的基本相符，故不需要再算。2.15低速浮动轴的验算1）.疲劳强度的计算低速浮动轴的等效力矩：MI=Ψ1·Mel··η=1.4×55.3×12.5×0.95=919.4N▪m式中Ψ1—等效系数，由[2]表2-7查得Ψ1=1.4由上节已取得浮动轴端直径D=60mm，故其扭转应力为：N/cm282 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文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：=4910N/cm2式中，材料用45号钢，取sb=60000N/cm2;ss=30000N/cm2,则t-1=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2-21查得tn<[t-1k]故疲劳强度验算通过。2）.静强度的计算计算强度扭矩：Mmax=Ψ2·Mel·i=2.5×55.3×12.5×0.95=1641.7N.m式中Ψ2—动力系数，查[2]表2-5的Ψ2=2.5扭转应力：t==3800N/cm282 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文许用扭转剪应力：N/cm2t<[t]II,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。2.16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=178000NV0—碰撞时的瞬时速度，V0=（0.3～0.7）Vdxg—重力加速度取10m/s2则W动==5006.25N.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=1424Nf0min—最小摩擦阻力系数可取f0min=0.008P制—82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文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=0.55m/s2S—缓冲行程取S=140mm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=3436.29Nm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=120mm，d=30mm82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文第3章起升小车的计算3.1确定机构的传动方案小车主要有起升机构、运行机构和小车架组成。起升机构采用闭式传动方案，电动机轴与二级圆柱齿轮减速器的高速轴之间采用两个半齿联轴器和一中间浮动轴联系起来，减速器的低速轴与卷筒之间采用圆柱齿轮传动。运行机构采用全部为闭式齿轮传动，小车的四个车轮固定在小车架的四周，车轮采用带有角行轴承的成组部件，电动机装在小车架的台面上，在减速器的输入轴与电动机轴之间以及减速器的两个输出轴端与车轮之间均采用带浮动轴的半齿联轴器的连接方式。小车架的设计，采用粗略的计算方法，靠现有资料和经验进行，采用钢板冲压成型的型钢来代替原来的焊接横梁。起重量5吨至50吨范围内的双梁桥式起重机的小车，一般采用四个车轮支承的小车，其中两个车轮为主动车轮。主动车轮由小车运行机构集中驱动。如下所示图3-1为小车运行机构机构简图，82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文图3-1小车运行机构简1——电机2——制动器3——减速器4——传动轴5——联轴器6——角轴承箱7——车轮3.2小车运行机构的计算选择小车的运行速度为Vc=45m/s3.3选择车轮与轨道并验算起强度参考同类型规格相近的起重机,估计小车总重为Gxc=4000kg车轮的最大轮压为：=车轮的最小轮压为：Pmin=载荷率：由《起重机课程设计》附表17可知选择车轮，当运行速度v<60m/min，82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文，工作类型为中级时，车轮直径Dc=350mm,轨道型号为18（P18）的许用轮压为3.19t根据GB4628-84规定，故初选Dc=315mm。而后校核强度强度验算：按车轮与轨道为线接几点接触两中情况验算车轮接触强度，车轮踏面的疲劳强度计算载荷；Pc=车轮材料取ZG340-640线接触局部挤压强度；Pc=K1DcC1C2=式中--许用线接触应力常数（）,由[3]表5-2查的=6；--车轮与轨道有效接触强度，对于轨道型号可查（起重机课程设计附表22）--转速系数，由[3]表5-3查的，车轮转速===45.5rpm时，=0.96--工作级别系数，由[3]表5-4查的工作级别为6级所以=1点接触局部挤压强度=82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文式中--许用点接触应力常数（）,由[3]表5-2查的=0.181；R—曲率半径，车轮和轨道曲率半径的最大值，车轮半径为r=曲率半径为由附表22查的。所以R=157.5m由由[3]表5-5查得m=0.47根据以上计算结果选定直径=315mm的单轮与缘车轮标记为车轮DYL—315GB4628—843.4运行阻力计算摩擦阻力矩：式中——车轮轮缘与轨道的摩擦、轨道的弯曲与不平行性、轨道不直以及运转时车轮的摆动等因素有关，查《起重运输机械》表7-3得；、——分别为起重机小车重量和起重量；k——滚动摩擦系数（mm），它与车轮和轨道的材料性质、几何尺寸及接触表面情况有关，查《起重运输机械》表7-1得k=0.0005——车轮轴承摩擦系数，查《起重运输机械》表7-2得d——轴承内径（mm），d=0.125,把以上数据带入上式得当满载时的运行阻力矩：82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文=49kg.m=490Nm式中为车轮直径当无载时：3.5选电动机电动机的静功率——小车满载运行时的静阻力,——小车运行速度,=Vc=42.4m/min;η——小车运行机构传动效率,η=0.9;m——驱动电动机台数,m=1.初选电动机功率：1.15式中——82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文电动机起动时为克服惯性的功率增大系数,查《起重运输机械》表7-6取=1.15查《机械设计课程设计手册》附表30电动机产品目录选择JZR2-12-6型电动机,功率Ne=3.5kw,转速=910r/min,转子飞轮矩电机质量=80kg3.6验算电动机发热条件按等效功率法求得，当JC%=25时，所需等效功率为：(3-10)式中——工作类型系数，由《起重机设计手册》表8-16查得；——由《起重机设计手册》[图8-37查得。由以上计算结果，故所选电动机能满足发热条件3.7选择减速器车轮转速：机构传动比：根据减速器的传动比，计算出实际的运行速度：查《机械设计课程设计手册》附表40选用ZSC-400--2减速器82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文3.8验算运行速度和实际所需功率实际运行速度误差：合适实际所需电动机等效功率＜故适合3.9验算起动时间起动时间：式中；m=1——驱动电动机台数当满载时静阻力矩：平均起动力矩当满载时静阻力矩：82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文Nm空载运行时折算到电动机上的运行静阻力矩初步估计制动轮和联轴器的飞轮矩=0.26kg机构总飞轮矩1.15（0.142+0.26）=0.486kg满轴启动时间：无载启动时间有表查的电动机能满足快速启动要求3.10按起动工况校核减速器功率启动状况减速器传递的功率：：82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文式中=3111+——计算载荷——运行机构中同一级传动减速器的个数=1.因此：所用减速器N<[N]，合适。3.11验算起动不打滑条件因起重机系室内使用，故不计风阻及坡度阻力矩，只验算空载及满载起动时两种工况。故在空载起动时，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力：式中车轮与轨道黏着力：82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文故无载起动时不会打滑。3.12选择制动器由[3]查得，对于小车运行机构制动时间tz3~4s，取tz=3s。因此，所需制动力矩：=13.9Nm由附表15查得选用其制动转矩82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文3.13选择高速轴联轴器及制动轮机构高速轴上全齿联轴器的计算扭矩：式中电动机额定转矩；n---联轴器的安全系数，运行机构n=1.35；--机构刚性懂载系数，=1.2~2.0取=1.8由《起重机设计手册》[1电动机JZR2-12-6两端伸出轴各为圆柱形d=35mm。l=80mm由《起重机设计手册》表21-15查得ZSC-400减速器高速轴端为圆柱形，所以选择GCL鼓式齿式联轴器，主动端A型键槽d=35mm。l=80mm从动端A型键槽，标记为GICL1联轴器ZBJ19013-89其公称转矩Tn630Nm＞Mc=91Nm,飞轮矩质量=5.9kg高速轴端制动轮：根据制动器已经选定为，由《起重机课程设计》附表16动轮；根据制动器已选定YWZ5200/23直径Dz=200.援助型轴空d=35mml=80mm，标记为制动轮200-y35JB/ZQ4389-86飞轮矩为=0.2质量Gz=10kg以上飞轮矩估计制动轮和联轴器的飞轮矩=0.209kg82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文与估计值相符所以不需要修改（2）低速轴的计算扭矩低速轴联轴器计算转矩，可有钱面得计算转矩Mc求出由《起重机设计手册》表查的减速器轴端为圆柱形d=65mm。l=85mm取浮动轴装联轴器轴径d=50mml=85mm由《起重机设计手册》附表42查的选用GICLZ3式齿式联轴器，器主动端Y型轴孔A型键槽d1=65mm从动端，Y型轴孔A型键槽d2=60l=853.14验算低速浮动轴强度1）疲劳计算低速浮动轴的等效扭矩为：由前面算的直径为86所以扭转应力为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：式中k，n1与起升机构82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文浮动轴计算校相同，疲劳验算通过2强度验算式中考虑到弹性振动的力矩增大系数，对倜然启动的机构，=1.5~1.7这里选择=1.6最大扭转应力许用扭转应力＜故通过浮动轴直径d1取70mm3.15起升机构的设计参数设计参数：起重量10吨，工作类别：中级82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文最大起升高度10m,起升速度8m/min起升机构传动简图如下所示，图3-2起升机构传动简图1——电动机2——联轴器3——传动轴4——制动器5——减速器6——卷筒7——轴承座8——平衡滑轮9——钢丝绳10——滑轮组11——吊钩3.16钢丝绳的选择根据起重机的额定起重量，选择双联起升机构滑轮倍率为4，钢丝绳缠绕方式如下图所示82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文图3-3钢丝绳缠绕方式（1）钢丝绳所受最大静拉力：Smax=式中，Q表示额定起重量，Q=10000kgG钩表示吊钩组质量，G钩=300kgm表示滑轮组倍率,m=4表示滑轮组效率，=0.98Smax==1314kg（2）钢丝绳的选择所选钢丝绳的破段拉力应满足：，S绳=a式中，S绳表示破断拉力；表示钢丝绳破断拉力总和；a表示折减系数，对于钢丝绳的钢丝绳，a=0.85n绳表示钢丝绳安全系数，对于中级工作类型n绳=5.582 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文所以，=查询钢丝绳的=18400，因>8503,所以满足要求。选用钢丝绳619-17-1700-GB1102-743.17滑轮、卷筒的计算（1）滑轮、卷筒最小直径的确定为了确保钢丝绳具有一定的使用寿命，滑轮、卷筒的直径应满足：D≧(e-1)d绳对中级工作类型的桥式起重机，一般取e=25D≧（25-1）17=408所以去卷筒直径和滑轮直径为D=500mm(2)卷筒长度和厚度的计算对于双联卷筒其结构如下，L双=2（L0+L1+L2）+L光L0=()L式中，Hmax为最大起升高度，Hmax为10米；n为钢丝绳安全圈数，又n≧1.5，取n为2;t为线槽间距，t=d绳+（2~4）=19~21，取t=20mm；L1,L2为空余部分和固定钢丝绳所需要的长度，L1=L2=3tD0为卷筒的计算直径，D0=D+d绳=500+17=517mm；L光为卷筒左右绳槽之间部分长度，其中L光=L3tga其中，L3为吊钩组两侧滑轮绳槽中心线之间的距离，L3为415mm；82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文Hmin为当吊钩滑轮组位于上部极限位置时，卷筒轴和滑轮轴之间的距离，其中Hmin=1300mm；a为卷筒上绕出的钢丝绳分支相对于铅垂线的允许偏斜角，取tga=0.1所以，L光=mm卷筒半边的绳槽部分长度L0=(；卷筒长度L双=2（533+620）+155=1461mm，取L双=1500mm，其壁厚可按经验公式确定§=0.02D+（6~10）=0.02500+9=19毫米，取§=22mm（3）卷筒转速n卷=3.18根据静功率初选电动机起升机构及功率的计算，N静=式中，为升降机的总功率，其中=组筒传=0.980.980.95=0.91N静==电动机原则满足NJC%≧K电·N静、其中K电为起升机构按静功率初选电动机的系数，因JC%=25,取K电=0.85NJC%=0.8515=12.75，查电动机产品目录，选用电动机型号YH200L-8,在JC%=25时，功率N=15KW，转速n=683r/min82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文3.19减速器的选择（1）起升机构总的传动比：i=根据传动比i=34.6,电动机功率N=15KW，电动机转速n=683r/min，工作类型中级，从减速器产品目录中选用ZSY型减速器，传动比i=35.5.（2）验算减速器的被动轴的最大扭矩及最大径向力(a)最大扭矩的验算Mmax=0.75式中，M额为电动机额定扭矩，M额=N.m传动比i=34.6；为电动机至减速器被动轴的传动功率，=0.775；为最大转矩倍数，其中=2.4为减速器低速轴上的最大短暂容许扭矩，=12000其中Mmax=0.752.421034.60.775=10136所以，Mmax≦（b）实际起升速度的验算实际起升速度为：V实=并且须满足起升速度偏差应小于15%。所以,<15%满足要求。82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文3.20制动器的选择制动器装在高速轴上，其制动力矩应满足下式：M制≧K制·M制静式中，K制为制动安全系数，中级类型K制为1.75；M制静为满载时制动轴上的静力矩；M制静=式中，为机构总效率，=0.91M制静=N·mK制·M制静=1.7517.5=30.625N·m根据以上计算可选制动器型号JWZ-200/100,制动轮直径为200毫米，最大制动力矩为40N·m。3.21启动时间及启动平均加速度的验算（1）启动时间的验算T起=式中，n为电动机转速，n=683r/minv为起升速度，v=8.01m/min=0.1335m/s为起升机构效率，=0.9182 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文K考虑其他转动件飞轮矩影响系数，换算到电动机轴上时，K=1.2；为电动机转子飞轮矩，=3.39；为电动机轴上联轴器的飞轮矩，=3.15M平起为电动机的平均启动力矩，M平起=1.6M额=1.6210=336M静为电动机轴上的静力矩，M静=N·mT起=符合起动时间在0~1s之间。（2）启动加速度的验算a平=根据起重机手册查得其规定a平<0.2m/s，所以起重机的平均加速度符合要求。3.22联轴器的选择带制动轮的联轴器通常采用齿轮联轴器，根据其所传递的扭矩、被连接的轴颈和转速，从系列表中选出具体型号，须满足，式中，M计为联轴器传递的计算力矩；为联轴器的许用扭矩，=82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文其中n1相应于第Ⅰ类载荷的安全系数，n1=1.8M等效为联轴器的等效力矩，其中，为实际起重量变动影响的等效静载荷系数，取=1为机构启动、制动时动载荷对传动零件影响的等效动载荷系数，=1.6；相应于机构JC%值的电动机额定力矩传至计算零件的力矩，=210N·m；M等效=N·mM计=N·m根据电机轴连接尺寸和计算扭矩M计，同时考虑制动轮直径，D制=400mm，选择带制动轮联轴器，所允许扭矩=604kg·m2，kg·m2，所以选出LZ3型联轴器，其允许扭矩=630kg·m2，=0.012kg·m2。因>M计,满足条件。82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文第4章桥架结构的设计4.1桥架的结构形式桥架的结构主要有箱形结构，空腹桁架式结构，偏轨空腹箱形结构及箱形单主梁结构等，参考《起重机设计手册》，5-80吨中小起重量系列起重机一般采用箱形结构，且为保证起重机稳定，我选择箱形双梁结构作为桥架结构。4.1.1箱形双梁桥架的构成箱形双梁桥架是由两根箱形主梁和端梁构成，主梁一侧安置水平走台，用来安装大车运行机构和走人，主梁与端梁刚性地连接在一起，走台是悬臂支撑在主梁的外侧，走台外侧安置有栏杆。在实际计算中，走台个栏杆均认为是不承受力的构件。为了操纵和维护的需要，在传动侧走台的下面装有司机室。司机室有敞开式和封闭式两种，一般工作环境的室内采用敞开式的司机室，在露天或高温等恶劣环境中使用封闭式的司机室。4.1.2箱形双梁桥架的选材箱形双梁桥架具有加工零件少，工艺性好，通用性好等优点。桥架结构应根据其工作类型和使用环境温度等条件，按照有关规定来选用钢材。82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文为了保证结构构件的刚度便于施工和安装，以及运输途中不致损坏等原因，在桥架结构的设计中有最小型钢的使用限制：如连接用钢板的厚度应不小于4mm。又如对组合板梁的板材使用，因保证稳定性和防止锈蚀后强度减弱等原因，双腹板的每块厚度不能小于6mm,单腹板的厚度不小于8mm。作用在桥式起重机桥架结构上的载荷有，固定载荷，移动载荷，水平惯性载荷及大车运行歪斜产生的车轮侧向载荷等。在设计计算时候要考虑到这些载荷。4.2桥架结构的设计计算4.2.1主要尺寸的确定大车轮距===2.0653.3取=3桥架端部梯形高度=（）=（）16.5=1.653.3取=3主梁腹板高度根据主梁计算高度=0.92最后选定腹板高度=0.9确定主梁截面尺寸主梁中间截面各构件根据《起重机课程设计》表7-1确定如下：腹板厚=6，上下盖板厚=882 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文主梁两腹板内壁间距根据下面的关系式来确定：==263==330因此取=350盖板宽度：=350+26+40=402取=400主梁的实际高度：=516主梁中间截面和支承截面的尺寸简图分别示于图4-1和4-2图4-1主梁中间截面尺寸简图图4-2主梁支承截面尺寸简图加劲板的布置尺寸为了保证主梁截面中受压构件的局部稳定性，需要设置一些加劲构件。主梁端部大加劲板的间距：0.9，取=0.8主梁端部（梯形部分）小加劲板的间距：===0.4主梁中部（矩形部分）大加劲板的间距：82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文=（1.52）=1.351.8，取=1.6主梁中部小加劲板的间距，小车钢轨采用P18轻轨，其对水平重心轴线的最小抗弯截面模数=47.7，则根据连续梁由钢轨的弯曲强度条件求得加劲板间距（此时连续梁的支点既加劲板所在位置，使一个车轮轮压作用在两加劲板间距的中央）：≤==141=1.41式中——小车的轮压，取平均值。——动力系数，由《起重机课程设计》图2-2查得=1.15；[]——钢轨的许用应力，[]=170因此，根据布置方便，取==0.8由于腹板的高厚比=150<160，所以不需要设置水平加劲杆。4.2.2主梁的计算计算载荷确定查《起重机课程设计》图7-11得半个桥架（不包括端梁）的自重，=41,则主梁由于桥架自重引起的均布载荷：采用分别驱动，查《起重机课程设计》表7-3得主梁的总均布载荷：82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文2.5+2.5=5主梁的总计算均布载荷：=1.15=5.5式中=1.1——冲击系数，由《起重机课程设计》表2-6查得。作用在一根主梁上的小车两个车轮的轮压值可根据《起重机课程设计》表7-4中所列数据选用：=37000=36000考虑动力系数的小车车轮的计算轮压值为：=1.1537000=42550=1.1536000=41400主梁垂直最大弯矩计算主梁垂直最大弯矩：+设敞开式司机操纵室的重量为9807，起重心距支点的距离为=280将各已知数值代入上式计算可得：=51082 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文主梁水平最大弯矩计算主梁水平最大弯矩：式中作用在主梁上的集中惯性载荷为：==作用在主梁上的均布惯性载荷为：==0.25计算系数时，取近似比值=2；==100；且=400；=200。因此可得：=1650+=1716=主梁的强度验算主梁中间截面的最大弯曲应力：=≤式中——主梁中间截面对水平中心轴线82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文的抗弯截面模数，其近似值：==4500——主梁中间截面对垂直重心轴线的抗弯截面模数，其近似值：==2263因此可得：=（）0.1=121.6由《起重机课程设计》表2-24查得A3钢的许用应力为：=故<主梁支承截面的最大剪应力：≤式中——主梁支承截面所受的最大剪力=42000+41400=137420——主梁支承截面对水平重心轴线的惯性矩，其近似值：82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文==54180——主梁支承截面半面积对水平重心轴线的静矩：===1266由此可得：=0.1=28.16查得许用剪应力为=95故<由以上计算可知，强度足够。主梁的垂直刚度验算主梁在满载小车轮压作用下所产生的最大垂直挠度：式中=0.973=由此可得：82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文=0.844允许的挠度：=因此主梁的水平刚度验算主梁在大车运行机构起，制动惯性载荷作用下产生的水平最大挠度：式中=2.5=45260由此可得：=水平挠度的许用值：因此[]由上面的计算可知，主梁的垂直和水平刚度均满足要求。82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文4.3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=330cmLxc—小车轮距，Lxc=200cma2—传动侧车轮轴线至主梁中心线的距离，取a2=70cm=114237N因此RA==117699N2.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=7.06×106Na1—导电侧车轮轴线至主梁中心线的距离，a1=60cm。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：=Sa1式中：S—车轮侧向载荷，S=lP；l—侧压系数，由图2-3查得，l=0.08；P—车轮轮压，即端梁的支反力P=RA因此：=lRAa182 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文=0.08×117699×60=564954N·cm2）.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端梁中间截面对垂直重心线Y-Y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：82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文==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：==2120N/cm2端梁支承截面对水平重心线X-X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==5.74cm水平重心线距腹板中线的距离：C2=5.74-0.5-0.5×12.7=-1.11cm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X-X的惯性矩：=×40×13+40×1×5.742+2××12.73×0.6+2×12.7×82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文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×=406.1cm3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×（8.06-0.6）/2=229.5cm3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：=6827.4N/cm2端梁支承截面的合成应力：=12501.5N/cm2端梁材料的许用应力：82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文[sd]II=(0.80～0.85)[s]II=(0.80～0.85)16000=12800～13600N/cm2[td]II=(0.80～0.85)[t]II=(0.80～0.85)9500=7600～8070N/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。4.4端梁的尺寸的确定4.4.1端梁总体的尺寸大车轮距的确定：K=（～）L=（～）×16.5=2.06～3.3m取K=3300㎜端梁的高度H0=（0.4～0.6）H主取H0=500㎜确定端梁的总长度L=4100㎜4.4.2端梁的截面尺寸1.端梁截面尺寸的确定：上盖板d1=10mm,中部下盖板d1=10mm头部下盖板d2=12mm按照[1]表19-4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10mm82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文，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55mm。如图示4-3图4-3端梁的截面尺寸82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文第5章端梁接头的设计5.1端梁接头的确定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。端梁的接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。图5-1（a）下盖板与连接板的连接82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文图5-2(b)连接板和角钢连接5.1.1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=82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文==7200N式中n0—下盖板一端总受剪面数；n0=12N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=12d1—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=16mmH—梁高；H=500mmM—连接处的垂直弯矩；M=7.06×106其余的尺寸如图示5.1.2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=82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文==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===2843000Nmm5.2计算螺栓和焊缝的强度5.2.1螺栓的强度校核1.精制螺栓的许用抗剪承载力：[N剪]===103007.7N2.螺栓的许用抗拉承载力[N拉]===27129.6N82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文式中[t]=13500N/cm2[s]=13500N/cm2由[1]表25-5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5.2.2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===16079.6N/cm2<[t]=17000N/cm282 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文[t]由[1]表25-3查得式中h—焊缝的计算厚度取h=6mm3.对上角钢的焊缝t===211.5N/cm2<[t]由上计算符合要求。82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文第6章焊接工艺设计对桥式起重机来说，其桥架结构主要是由很多钢板通过焊接的方法连接在一起，焊接的工艺的正确与否直接影响桥式起重机的力学性能和寿命。角焊缝常用的确定焊角高度的方法图6-1焊接图角焊缝最小厚度为：a≥0.3dmax+1dmax为焊接件的较大厚度，但焊缝最小厚度不小于4mm，当焊接件的厚度小于4mm时，焊缝厚度与焊接件的厚度相同。角焊缝的厚度还不应该大于较薄焊接件的厚度的1.2倍，即:a≤1.2dmin按照以上的计算方法可以确定端梁桥架焊接的焊角高度a=6mm.82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文在端梁桥架连接过程中均采用手工电弧焊，在焊接的过程中焊缝的布置很关键，桥架的焊缝有很多地方密集交叉在设计时应该避免如图6-2（a）、6-2（b）示6-2（a）6-2（b）定位板和弯板的焊接时候，由于定位板起导向作用，在焊接时要特别注意，焊角高度不能太高，否则车轮组在和端梁装配的时，车轮组不能从正确位置导入，焊接中采用E5015（J507）焊条，焊条直径d=3.2mm,焊接电流160A,焊角高度最大4㎜。如图6-3位弯板和定位板的焊接82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文图6-3弯板和定位板的焊接角钢和腹板、上盖板的焊接采用的是搭接的方法，在焊好后再将两段端梁拼在一块进行钻孔。由于所用的板材厚度大部分都小于10mm,在焊接过程中都不开坡口进行焊接。82 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文参考文献[1]《起重机设计手册》起重机设计编写组，机械工业出版社，1980[2]《机械设计师手册》吴宗泽主编机械工业出版社，2002[3]《起重机课程设计》陈道南、盛汉中主编冶金工业出版社，1983[4]《焊接手册》中国机械工程学会焊接学会编，机械工业出版社，1992[5]《起重运输机械》张质文、刘全德中国铁道出版社1983年[6]《机械原理》孙桓、陈作模高等教育出版社1996年[7]《工程起重机》顾迪民中国建筑工业出版社，1988[8]《机械设计》濮良贵、纪名刚高等教育出版社，2000.12[9]《机械零件手册》周开勤高等教育出版社，2000.12[10]《机械设计课程设计手册》吴宗泽、罗圣国高等教育出版社，2006.582 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文致谢我通过三个月的时间，结合了大学四年所学的专业知识，同时查阅了大量起重机专业的相关资料，以及指导老师的帮助指导。使我对起重机械的设计有了新的较系统的认识。特别是对起重机的结构有了较深刻的了解。在近三个月的毕业设计即将完成之际，衷心的向帮助过我，鼓励过我的老师同学们表示感谢。首先要感谢在此次设计中给与我全程细心指导的张老师。由于本人学识水平和设计经验的缺乏，在设计的开始阶段，遇到了很多棘手的问题，在后来的设计绘图过程中，又暴露很多实际的画图问题，自己毫无经验。张老师的及时耐心有效的指导，才使我能顺利、如期的完成毕业设计。老师渊博的知识、严谨的治学态度、高度的责任感和对我们时时刻刻的关怀之心，都深深的感染着我。还有感谢同组的同学对我的帮助。最后非常感谢百忙中抽空指导评审本论文的评阅老师和答辩委员会的老师。82'