机械毕业设计（论文）-正轨箱型梁桥式起重机大车运行与金属结构部分的设计【全套图纸】 .doc

毕 业 论 文（设 计）论文（设计）题目：32/5t19.5m正轨箱型梁桥式起重机 （大车运行与金属结构部分的设计） 姓 名 学 号 11053012041 院 系 机电工程 专 业 机械设计制造及其自动化 年 级 2009级 指导教师 2013 年 6 月 5 日目 录摘 要1abstract2第1章 引 言3第2章 正轨箱型梁起重机金属结构的设计42.1 桥架尺寸的确定42.2 主、端梁截面几何性质62.3 载荷系数计算82.4 载荷计算92.5 小车轮压102.6 刚度计算132.7 大车轮压的计算15第3章 大车运行机构的设计173.1 起重机行走静阻力的计算173.2 起重机大车运行电动机的选择193.3 起重机大车运行机构减速器的选择223.4 大车运行齿轮联轴器的选择253.5 大车运行机构车轮挤压应力的计算28第4章 小车运行机构的设计304.1 运行阻力的计算304.2 电动机的选择324.3 减速器的选择33第5章 箱型梁起重机传动方案的设计355.1 确定主起升机构传动方案355.2 确定副起升起升机构传动方案425.3 总功率46第6章 结 论47参考文献48致 谢49全套图纸，加153893706 新乡学院本科毕业设计 摘 要桥式起重机又称为天车是桥架在高架轨道上运行的一种桥架型起重机。桥式起重机运行方式靠铺垫在两侧高架上轨道纵面运行，起重小车沿铺设在桥架上的轨道横向运动，构成一矩形工作范围，可利用其特点在室内、室外、厂户、码头等处用于吊运物料且不受地面设备的阻碍。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。本次课程设计为32/5t正轨箱型梁桥式起重机的设计。关键词：桥式起重机；卷筒；运行机构；起升机构abstractbridge cranes also known as crane is a bridge in viaduct rail runs on a bridge-type crane.matting of crane operation mode at elevated track running vertical on either side, trolley travelling along laying track lateral movement on the bridge, constitutes a reference for the rectangle, use its characteristics in indoor, outdoor, factories, docks, used for lifting material and without ground hindrance.general generally by trolley bridge crane, bridge, bridge run institutions composed of metal structures, trolley, by lifting, car runs body and small frame consists of three parts.this course is designed for 32/5t universal design of bridge type crane parts.key words:bridge crane；drum；mechanism；hoisting mechanism第1章 引 言起重机的出现提高了人们的劳动效益和经济效益，与人力劳动相比不但省事省力尤其在小范围的空间内表现的更明显。在工厂里的厂房内搬运大型零件或重型装置时，起重机所起到的作用，在现在发展迅速的社会里越来越多的区域用到起重机。这次毕业的设计题目为32/5t箱型梁桥式起重机的设计，其中要求主起升的起重量为32t，副起升的起重量为5t。在运行过程中对跨度的要求比较高这次设计所的跨度为19.5m为室内箱型梁桥式起重机，19.5m的跨度算是中等跨度，在设计时考虑的因素相对重量级的要稍微简单些。根据所起升的重物跟环境设计所给的主起升高度为12m、副起升高度为14m。起重机在运行过程中对运行速度的要求也是要在一个范围内运行的，在这次设计中所给的速度不是太大但要考虑的因素也是比较多的其中主起升的运行速度为7.5m/min、副起升的运行速度为19.5m/min、小车运行机构的运行速度为38.5m/min、大车运行机构的运行速度为74.6m/min。工作级别的选择也是在设计中起着至关重要的环节在这次设计中所给的主起升机构的工作级别m5、副起升机构的工作级别为m5、小车运行机构的工作级别为m5、大车运行机构的工作级别为m5。在箱型梁起重机运行机构中车轮的设计是很关键的在设计起重机的运行机构时根据题目所给的车轮直径计算相关数值其中大车运行机构的车轮直径为800mm、小车运行机构的车轮直径为400mm。在起重机起升过程中对钢丝绳的选择和卷筒的设计其中主起升机构卷筒的直径为650m、副起升卷筒的直径为400m、主起升机构的起升倍率为4、副起升机构的起升倍率为2。桥式起重机应用范围广泛。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。国内现状：国内专业的生产大型起重机的厂家很多。其中一中联重科、三一重工、抚挖等企业为代表。这是由于这些公司的产品系列较全，市场占有率较高。国外的专业生产起重机的厂家也有很多。其中，以利勃海尔、特雷克斯-德马格、马尼托瓦克与神钢等公司为主。主要是和国内原因一样，产品系列较全，市场占有率较高。第2章 正轨箱型梁起重机金属结构的设计2.1 桥架尺寸的确定根据参考文献1得轴距的大小影响到大小车运行状况，大车轴距的选取与运算根据下面的公式算得合适的值： （2-1）正轨箱型梁机构的要求及其特点，根据小车轨距和正轨箱型梁的宽度以及大车运行机构，取4700mm。（1） 主梁在跨度中部的高度h根据所给的条件带入下面公式算出合适的值： （2-2）当得到的跨度比较小时则取跨度比较小的值，当得到的跨度比较大时则取跨度比较大的值，为了下料方便，腹板高度一般取整数值，则取腹板高度h=1150mm。（2） 腹板和翼缘板厚度根据参考文献2得腹板局部稳定性条件决定板厚： （2-3）式中： h腹板高度则通常取腹板厚度为，但是不小于5mm，这里取。主端梁翼缘板厚度：根据参考文献3得翼缘板厚度： （2-3）式中： h梁高 w梁所需的抗弯截面系数，则: 端梁头部下翼缘板板厚上翼缘板与中部下翼缘板板厚（3） 两腹板内壁间距b主梁总高度：h1=h+23=1150+214=1178mm （2-5）主梁宽度： （2-6）根据参考文献2得b=490mm验算： b取值合理（4） 上下翼缘板的宽度 （2-7）取翼板宽度为: （5） 端梁高度h2 主梁总高度端梁高度h2应略大于车轮直径（6） 主梁端部变截面长由机械装备金属结构设计变截面长度的计算公式得： （2-8）主梁端部变截面长取d=2500mm（7） 端梁尺寸 端梁的设计计算与主梁相同，这里过程略，则端梁的尺寸参数为：高度，取=800mm 考虑大车轮安装，端梁内宽=360mm 腹板高度h0=780mm 总宽=600mm，各板厚=8mm,b=360mm 端梁长度s2取5516mm 主、端梁采用焊接连接，端梁为拼接式。（8） 隔板和加劲肋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。由于腹板的宽厚比：不需设置横向加劲肋。2.2 主、端梁截面几何性质 图2.1主梁截面 图2.2端面截面（1） 主梁主梁截面： （2-9） 其中：b4端梁的宽度0翼板的厚度h梁的高度1腹板的厚度形心： （2-10） （2-11）惯性矩：（2） 端梁 端梁截面： （2-12）其中：b4端梁的宽度0翼板的厚度h梁的高度 1腹板的厚度 形心由公式（1-10）、（1-11）得：惯性矩： 2.3 载荷系数计算（1) 根据参考文献4得起升动载荷: （2-13)其中：根据参考文献4得表3-1和3-2得根据起重机起升状态的级别为（2）突然卸载冲击系数突然卸载冲击系数的值由式给出： (2-14)式中： 则：（3）运行冲击系数起重机沿轨道或道路运行时，由于轨道接头或路面不平的影响，将其结构产生垂直方向的冲击作用，对于轨道起重机，此时运行冲击载荷系数，根据参考文献5得： (2-15)式中： 则：2.4 载荷计算（1） 自重载荷的计算自重载荷有均布载荷和集中载荷两种，作用在主梁上的均布载荷有主梁、走台、轨道、栏杆作用在梁上中的载荷操作室、大车运行机构从布置在走台上的电气设备等布置根据参考文献6得主梁的自重载荷为： (2-16)小车轨道质量： 根据参考文献7得： 轮道理论质量为m=38.86kg栏杆、导电件等质量主梁均布载荷： (2-17)主梁的计算均布载荷： (2-18)（2） 起升载荷 (2-19)式中：2.5 小车轮压根据小车的工作方式，作用在一根主梁上的两个车轮轮压值可根据参考文献4得表4-3-9所列的数据选用：轮距为b=2800mm根据参考文献7得及动力系数的小车车轮的计算轮压为：（1） 主梁强度校核根据参考文献4得主梁垂直最大弯矩： (2-20)式中：司机操纵室的重量,其重心支点的距离将各数值代入上式计算可得 ：主梁水平最大弯矩，根据参考文献9得计算主梁水平最大弯矩： (2-21)式中： g重力加速度a大车启动制动加速度平均值则: 是不计冲击系数和动载系数时主梁垂直最大弯矩，经计算 得： 因此的主梁水平最大弯矩：则:取: 主板跨中截面危险点的强度，主腹板上边缘与轨道接触点的应力。主腹板至轨顶的距离为：局部应力的主要是由集中载荷对腹板边缘的作用： (2-22)垂直弯矩的应力为： (2-23)水平弯矩产生为：主梁上翼校核静矩： (2-24)主腹板上边的切应力： (2-25)下翼板折算应力： (2-26)根据参考文献4查表得2-1-9查得q-235钢许用应力为：经计算三个危险点应力均小于许用应力故满足要求。小车满载在极限位置时跨端剪切力为： （2-27）2.6 刚度计算（1）根据参考文献9得主梁的垂直静刚度校核由于p1=105.68kn;p2=112.20kn,则主梁挠度按下式计算： （2-28)式中： 因此可得： 根据参考文献10得： （2） 主梁的水平刚度校核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根据参考文献6得公式（1-25）计算（略去第三项，简化成简支梁）： (2-29)式中: 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。当起重机工作无特殊要求时，可以不必进行主梁的动刚度验算。2.7大车轮压的计算根据参考文献11得满载时最大轮压： （2-29）式中：g起重机自重小车自重q额定起重量e吊具中心线在端梁中心线的距离e=1m则 ：满载最小轮压： （2-30）则：空载时在大轮压： （2-31）则： 空载时最小轮压： （2-32）则： 考虑到运行过程中的动载效应，在运行过程中的轮压为： 第3章 大车运行机构的设计设计要求：运行速度v=74.6n/min、工作级别m5。大车运行机构的设计由于本起重机跨度为19.5m，在起重机的常用跨度（10.5-32m）,大车运行机构的传动方案采用分别驱动。根据参考文献2得其大车运行机构的布置方式如图4.1所示：图3.1分别传动的大车运行机构布置方式1-电动机；2-制动器；3-带制动轮的半齿轮联轴器；4-浮动轴；5半齿轮联轴器；6-减速器；7-全齿轮联轴器；8-车轮3.1 起重机行走静阻力的计算 根据参考文献13得双梁起重机下车在平直轨道上运行的静阻力w静包括有摩擦力w摩的作用、有坡道阻力w倾的作用，还有风阻力的作用，这里所设计的起重机在室内使用，故风阻力为w风小车满载运行的最大摩擦阻力代入公式得：w静=w摩+w倾+w风 （3-1）其中:w静起重机行走的静功率（kg)w摩起重机行走时候的摩擦阻力（kg)w倾由于起重机轨道倾斜而引起的阻力（kg)w风室内起重机由于风压引起的阻力（kg)w摩=（g总+gn）k轮缘 （3-2）其中：g总起重机总重（kg）gn额定起重量（kg）d车轮直径（cm）d车轮轴承内径（cm）车轮滚动摩擦系数（cm）f轴承摩擦系数采用f=0.02k轮缘轨道与轮缘摩擦而引起的阻力系数查4得k轮缘=1.5，则：起重机的轨道倾斜而引起的阻力为：w倾=a(g总+gn) （3-3）其中： a为轨道的倾斜率根据参考文献4得,=0.001则：所以起重机行走静阻力为： w静 =w摩+w倾+w风 =655+70 =725kg3.2 起重机大车运行电动机的选择（1）电动机轴上静阻力矩及静功率的计算根据参考文献4得电动机上静阻力矩： （3-4）其中：i电动机轴到车轮中间的传动比机构效率 取=0.9则：电动机上的静功率为：n静= （3-5）其中： v起重机移动速度（m/min）则：根据参考文献4得表选用电动机,；=4kw ；=；=。（2）大车运行电动机传动比移动速度的确定根据参考文献14得电动机传动比：i= （3-6）其中：v预预定的起重机额定速度(m/min)n电n车轮电动机、车轮的转速n转/分d车轮的直径(m)则:实际移动速度：（3）电动机启动时间的计算电动机的启动时间为：t起动=t相对 （3-7）其中： gd2总直线运行质量及旋转质量换算到电动机轴上的总飞轮矩（kgm）电动机的额定力矩：m额=975 （3-8）其中：n额选定的电动机额定功率（kw）n电选定的电动机额定转速（r/min）则：电动机的总飞轮矩： （3-9）则： （3-10）（4）电动机发热功率及平均起动加速度的计算根据参考文献1得平均加速度为：平均= （3-11）其中：v实起重机实际移动速度(m/min)则：按发热条件验算电动机所需名牌功率：n25=ykn静 （3-12）其中：y考虑起动时间与运转工序时间之比值大小在此取y=1.24 k决定于机构工作制度的系数根据参考文献4得表2查得n静在额定负荷下以额定速度，行走所需的功率（kw）则:3.3 起重机大车运行机构减速器的选择（1） 起重机大车运行机构耐久性的确定根据参考文献6得耐久计算中，减速机计算载荷p为：p计=w静+w动 （3-13）其中：w静起重机行走静阻力w动起重机的运动阻力起重机的运动阻力为： （3-14）其中： 负载最大起动矩为22.5倍额定力矩时的平均起动加速度 v实起重机实际运行速度（m/min） n机构效率取n0.9则： 选择减速机的功率时，还应考虑到由于机构在2/3s起动，起动时间内达到0.9的额定速度，w动的数值按上式计算所得大1.21.35倍根据参考文献4得得选择zq-400减速器、i=31.5、转速n=953r/min。（2） 减速机被动轴上最大允许扭矩的校验实际承受最大扭矩m最大应不大于减速机规定m允许扭矩：m最大（分别）=im额 （3-15）m最大（集中）= im额 （3-16）其中：i机构传动比电动机最大力矩倍数机构效率 取=0.95 m额一个电动机的额定力矩则：m最大（分别）=im额 =3.157.742.80.95 =26kg.m对跨度s20米时应减低35%在保证空载时不产生制打滑现象条件下，所需总制动力矩m总制动，则总的制动力矩为： （3-17）其中：1.15gd2高旋转质量的飞轮矩（kgm2）n制动轴额定转速（m/min）v移动速度（m/min）d车轮直径（m）其中： 起重机大车运行机构所需制动器发出制动力矩： （3-18） （3-19）其中：w摩为空载下轮缘系数k轮缘=1的情况计算效率取=0.9m器表示数值可由调节制动器弹簧长度达到，制动器最小值则： 由调节制动器弹簧长度达到，制动器最小值，空载情况时：s最小（空）= （3-20）其中： i最大根据参考文献4得取v实实际移动速度m/min则:满载情况,用近似方法按下式求取: 根据计算所得数值，应供给安装及使用维护部站适当调整制动路程。3.4 大车运行齿轮联轴器的选择(1) 高速轴的齿轮联轴器的选择，联轴器窗容许扭矩m容许值根据参考文献6得在空载情况下：m计算=1.2m额定 (3-21)则： m额定电动机额定力矩 电动机最大力矩倍数 m计算=1.2m额定 =1.27.742.8 =26kg.m起重机大车运行机构低速轴的联轴器集中驱动扭矩：m计算=1.2m额定i =1.27.742.80.90.3 =26kg.mm容许=140kg.m (3-22)起重机大车运行机构低速轴的联轴器分别驱动扭矩：m计算=1.2m额定i =1.27.742.831.50.9 =780kg.mm容许=1180kg.m (3-23)故满足要求。(2) 起重机大车运行机构传动轴的计算根据电动机制动器最大力矩m最大计算轴的强度，当用45号钢时，起重机大车运行机构传动轴强度的计算，如图3.2速轴截面图所示：= (3-24) (3-25)式中b、t、d如图所示：= =983kg/cm2 其中： k扭=1.21.01.44根据参考文献1得340页高速轴的最大扭矩： 图3.2速轴截面图低速轴的最大扭矩：高速轴的最大抗扭：w抗扭低速轴的最大抗扭：(3)起重机大车运行机构耐久性的计算根据参考文献7得中级工作制度取使用寿命15相当载荷系数k相当=0.85，重级工作制度取k相当=0.95，相当计算载荷：m相当=k相当m（静+惯） (3-26)其中：m（静+惯）为静阻力矩加上起动惯性力矩则：m相当=k相当m（静+惯） =0.952030 =1928.5kg.m起重机大车运行机构分别驱动的惯性力矩为：高速轴： m相当=0.5m相当=0.51928.5=464.25kg.m低速轴： m相当=0.5m相当i=0.51928.531.50.95=28855.18kg.m起重机大车运行机构集中驱动的惯性力矩为：高中轴： m相当=m相当=1928.5kg.m低速轴： m相当=0.75m相当i=0.751928.531.50.95=35400kg.m其中：0.75为考虑小车靠边，扭矩分配不均匀机构传动效率取=0.95i高速轴到低速轴的传动比起重机大车运行机构应力的计算：高速轴：低速轴：耐久安全系数的计算： (3-27)式中：t-1对45号钢取的扭矩疲劳极限k扭/考虑扭转应力有效集中系数与尺寸因素比则： 满足要求。3.5 大车运行机构车轮挤压应力的计算(1) 根据参考文献4得计算相当载荷p相当=g最大轮压k制度y载重 (3-28)式中:g最大轮压为起重机满载时最大轮压（kg）k制度工作制度系数：中级1.2，重级1.4y载重系数则：p相当=g最大轮压k制度y载重 =257001.20.83 =27100kg(2) 计算挤压应力根据参考文献13得车轮采用的zg50simn计算器点接触时的挤压应力为：满足要求。第4章 小车运行机构的设计 设计要求：小车运行速度38.5m/min、工作级别m5由于本起重机跨度为19.5m，在起重机的常用跨度（10.5-32m）,大车运行机构的传动方案采用分别驱动。根据参考文献2得其小车运行机构的布置方式如图4.1所示:图4.1 小车运行机构布局图4.1 运行阻力的计算双梁起重机下车在平直轨道上运行的静阻力包括有摩擦力的作用、有坡道阻力的作用，还有风阻力的作用，这里所设计的起重机在室内使用，故风阻力为根据参考文献7得。(1) 摩擦力fm的计算车轮的最大轮压：小车自重估计取为=10877kg假定轮压均布，有=10825kg （4-1）线载荷率： 1.6由表选择车轮：当运行速度17kw实际起升速度：=实际起升静功率：=用类载荷校核减速器输出轴的径向载荷，最大力矩。根据参考文献13得，许用功率p=12.8kw,i0=31.5,m=31.5kg。（6） 验算减速器最大扭矩及最大载荷根据参考文献4得减速器最大扭矩的验算代入公式（5-19）得： 得： 故满足要求。 最大径向载荷的验算代入公式（5-21）： 故满足要求。（7） 起升制动器根据参考文献13得由公式（5-22）得：根据所给的工作级别m5根据参考文献4得表8-3查得mzh=2根据参考文献4得表3-7-21与表3-7-22 选择制动器，其中额定制动力矩630制动轮径d=300mm制动器的重量g=70kg。5.3 总功率整车运行功率之和为： (5-30)第6章 结 论通过这几年在校学习，使我学到了许多非常重要的知识和