毕业设计论文70t双梁桥式起重机大车运行机构的设计全套图纸

1、1 前言全套图纸加174320523 各专业都有 随着现代科学科技的发展、工业生产规模的扩大和自动化程度的提高，起重机在现代化生产过程中应用越来越广，作用越来越大。起重运输机械通常用于物料搬运，随着科技的进步、现代化大规模生产的发展，机械越来越广泛地使用于国民经济的各部门。现在不仅在港口、车站、仓库、料场、电站、高层建筑、工矿企业生产车间等领域用到起重运输机械，甚至在生活里也用到起重运输机械，例如电梯、自动扶梯等。所以它不仅在国民经济中占有重要位置，而且它在社会生产和生活的领域正在不断扩大。并且大型起重设备的状况，标志着一个国家工程机械制造的能力，决定着交通建设的速度与质量。随着生产规模的日益

2、发展,对车间内部的起重机械的工作性能也提出了更新更高的要求：起重量的增大，工作次数频繁,操作舒适而可靠,自重减轻等。桥式起重机是生产车间、料场、电站厂房和仓库中为实现生产过程机械化与自动化，减轻体力劳动，提高劳动生产率的重要物品搬运设备。他通常用来搬运设备，也可以用于设备的安装和检修等其他用途。桥式起重机安装在厂房高处两侧的吊梁上，整机可以沿铺设在吊车梁上的轨道（在车间上方）纵向行驶。桥式起重机可以人力驱动或电力驱动。人力驱动只用在起重量不大（不超过20t）而且工作很轻闲的场合。在其它情况下，一般均使用电力驱动。其中双梁桥式起重机比单梁桥式起重机更好地解决提高起重量和增大跨度之间的矛盾。所以电

3、动双梁桥式起重机是我国生产的各种起重机中产量最大应用最广的一种。通用的电动双梁桥式起重机的一般起重量在4t和500t之间。我国目前生产的标准桥式起重机范围在5250t之间。运行机构是桥式起重机的一个重要部分。它安装在起重机的桥架上。运行机构的任务是起重机和小车作水平运动。有时用于搬运物品；有时用于调整起重机的工作位置。大车运行机构由电动机、联轴器、减速器、浮动轴、制动器、车轮组等设备组成。大车运行机构传动方案，基本分为两种，即分别传动的和集中传运的。桥式起重机常用的跨度（10.532m）范围内，均可用分别传动方案。本设计桥式双梁起重机跨度为16m，故选用分别传动方案。 在分别驱动的桥架运行机构

4、中，两侧的主动轮都有各自的电动机通过制动器、减速器和联轴器等部件来驱动。两台电动机之间可以采用专门的电气联锁来保持同步工作，但是本设计不采用电气联锁方法，而是采用感应电动机的机械性能和桥架结构的刚性，自行调整由于不同步而引起的桥架运行歪斜。 为了既保证电动机的正常运转，又使减速器靠近梁，减少主梁的扭转载荷，机构采用保留高速浮动轴而取消低速浮动轴的情况。 这种结构紧凑、体积小、重量轻。便于组织专业制造场生产配套有利于提高产品质量，提高生产率和降低成本。在维护检修方面，对于小型起重机可以方便的整套替换。 在具体布置大车运行机构的零部件时，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

5、且受载之后向下挠曲，机构零部件在桥架上的安装不可能十分准确，所以从机构的运行性能和补偿安装的不准确性着眼，靠近电动机、减速器和车轮的轴采用浮动轴。浮动轴的长度一般应大于800mm，以免影响补偿效果。同时为使浮动轴可以在运行机构制动时能发挥吸收部击动能的作用，制动器要靠近电动机。 桥式起重机运行时经常发生桥架对于轨道的歪斜现象。它不仅使运行机构的电动机和传动装置的负载增加，更主要的是大大缩短了车轮的使用寿命。因此，对于分动驱动的运行机构在设计时采取了以下措施：限制桥架跨度l和轮k的比值。因为起重机运行时，自由歪斜是指在车轮侧缘与轨道牛接触之前允许桥架一侧相对另一侧的超前距离。这个距离与l/k比值

6、成反比，也就是说桥架的轮距越大越不容易发生歪斜啃轨；提高电动机的机械特性和桥架水平刚性，本身就具有自动同步作用。因此，提高桥架的水平刚性是发挥分别驱动运行机构自动同步的关键；减轻车轮侧缘和轨道的摩擦作用，采用润滑侧缘和轨道的方法。近来有些起重机采取带水平滚轮的无侧缘车轮不代替有侧缘的车轮，这种办法不仅可以改善啃轨时车轮和轨道的磨损，也可以减少运行机构的阻力。但是车轮装置的构造要复杂些。1.1 桥架类型起重机大车运行机构的典型形式大车运行机构由驱动装置和支承装置两部分组成。分别传动的大车运行机构的布置方式如图1-1。 （a） （b） （c）图1-1 分别传动的大车运行机构的布置方式(a) 所示为

7、在电动机与减速器间，减速器与车轮间均有浮动轴的布置情况。（b）所示为保留高速浮动轴而取消低速浮动轴的情况。（c）所示为无浮动轴的不知情况。 1.2 大车运行机构要求及具体布置的主要问题1.大车运行机构要求：（1）机构要紧凑，重量要轻；（2）和桥架配合要合适；（3）尽量减轻主粱的扭转载荷，不影响桥架的刚度；（4）维护检修方便，机构布置合理，使司机从驾驶室上、下走台方便，便于装拆零件及操作。2.具体布置的主要问题：（1）车轮及其轨道的选择 （2）电动机的选择（3）减速器的选择 （4）制动器的选择（5）联轴器的选择 （6）轴的设计2 设计计算部分2.1 设计主要技术参数主要技术参数：起重机跨度： 1

8、6.5m 起吊重量： 70t起升高度： 16m 大车运行速度：87.6m/min小车运行速度： 42.4m/min 工作级别:m6起重机估计总量: 65t 小车自重:25t电源： 三相交流电源，380v，50hz 机构接电持续率：jc=252.2 确定传动方案跨度16.5m为中等跨度,为减轻重量,决定用以下传动方案：图2-1 传动方案2.3 选择车轮与轨道，并验算其强度 车轮结构如图2-2：图2-2 车轮结构图 计算大车车轮的最大轮压和最小轮压 图2-3 轮压计算图 满载时,最大轮压: = （2-1） = =53.18t 满载时,最小轮压: = =14.318t （2-2） 空载时，最大轮压：

9、 空载时，最小轮压： 载荷率：q/g=70/65=1.08 由文献1表19-6选择车轮：当运行速度为vdc=60-90m/min，q/g=1.08时工作类型为中级时，车轮直径dc=700mm，轨道为qu100的许用轮压为65.5t，故可用。 1.疲劳强度的计算疲劳强度计算时的等效载荷：qd=2·q=0.6 70t=42t (2-3) 式中2等效系数，由文献1表4-8查得2=0.6。车论的计算轮压： pj= kci· r ·pd=1.05×0.845×40.45=35.89t式中：pd车轮的等效轮压pd=40.45tr载荷变化系数，由文献1表19

10、-2，当qd/g=0.65时，r=0.845kc1冲击系数，由文献1表19-1。第一种载荷当运行速度为 v=1.46m/s时，kc1=1.05根据点接触情况计算疲劳接触应力： sj=4000 =4000 =17565kg/cm2 式中r-轨顶弧形半径，由文献1表19-10查得r=500mm，对于车轮材料65mn，当hb>320时，sjd =20000-25000kg/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 =1.1×53.18t =58.45t式中kcii-冲击系数，由起重机设计手册表2-7第ii类载荷kcii=1.

11、1按点接触情况进行强度校核的接触应力：jmax=20665.3kg/cm2 车轮采用65mn，由文献1表19-3得，hb>320时， j=24000-30000kg/cm2，jmax < j,故强度足够。2.4 运行阻力计算摩擦总阻力矩: （2-4） 由文献15查得=700mm车轮的轴承型号为22334,轴承内径和外径的平均值为170mm。表 3-1 轴承的摩擦系数值轴承型式 滑动轴承 滚动轴承轴承结构 敞开式 用稀油润滑的轴承箱 滚珠式和滚柱式 锥形滚子式 0.1 0.08 0.015 0.02由表3-1和文献1表7-1、7-3查得:滚动摩擦系数k=0.0008m(凸顶钢轨)；轴

12、承摩擦系数；附加阻力系数。代入上式得：当满载时的运行阻力矩： （2-5） = =4201.86nm运行摩擦阻力: （2-6） = =12005.36n当空载时： （2-7） = =2178.75nm =6225n （2-8）2.5 选择电动机电动机静功率: （2-9） = =9.04kw式中: 满载运行时的静阻力；m=2驱动电动机台数；=0.95机构传动效率。 粗选电动机功率: n=kdnj =2x9.04=18.8kw （2-10）式中：kd电动机功率增大系数。 表2-2 运行机构的推荐值 运行速度（m/s） 0.5 1.0 1.5 2.0 2.5 3.0起动时间（s） 5 6 6.5 7.

13、5 8 9(w=0.01) 1.2 1.6 2.0 2.2 2.4 2.6(w=0.02) 1.0 1.15 1.3 1.5 1.8 2.2由文献2附表30选用电动机yzr200l-8； 额定功率=18.5kw，额定转速701r/min；转子飞轮矩=26.26n.；电动机质量210kg。2.6 验算电动机发热条件等效功率: kw （12-11）式中：k25工作级别系数,由文献1表6-4查得当jc%=25%时,k25=0.75； 由文献1按起重机工作场所得tq/tg=0.25,查1图6-6得 =1.3。由此可知, ,故初选电动机发热通过。2.7 选择减速器车轮转速: = 39.85 r/min

14、（2-12）机构传动比: = =17.59 （2-13）查文献2附表13，选用两台zq-650-iv减速器i。=20.49；n=47.5kw，当输入转速为701rpm，可见nj<n中级。(电动机发热条件通过,减速器：zq-650-iv )2.8 验算运行速度和实际所需功率实际运行的速度：vdc=vdc· i。/ i。 =87.6×17.59/20.49=75.2m/min误差：=（vdc- vdc）/ vdc=（87.6-75.2）/87.6×100%=14.1%<15%合适实际所需的电动机功率：nj=njvdc/ vdc=9.04×75.2

15、/87.6=7.76kw由于nj<ne,故所选的电动机和减速器都合适2.9 验算启动时间启动时间 （2-14）式中：=701 r/min；m=2 (驱动电机台数)；风力系数c=1.15；nm； （2-15） jc25%时电动机额定扭矩。 满载运行时的静阻力矩: （2-16） =215.86nm 空载运行时的静阻力矩: （2-17） =111.93n.m 初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩: （2-18） 机构总飞轮矩(高速轴)： （2-19） =26.26+22.2=48.46n.m 满载启动时间 =6s （2-20） 空载启动时间: =3s （2-21） 由文献2知启动时间在允许范围(81

16、0s)之内，故合适。2.10 启动工况下校核减速器功率 启动工况下减速器传递功率： （2-22）式中： = 10399+(70000+28000)× =29088n （2-23）运行机构中同一级传动减速器的个数，2因此， =22.5 kw （2-24）所选减速器的，njc2537.5kw>, 所以合适。2.11 验算起动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同时起动： （2-25）式中：p1=21.36+11.14=32.5t 主动轮轮压和； p1=p2=32.5t 从动轮轮压和； f = 0.2 室内工作的

17、粘着系数； = 1.051.2 防止打滑的安全系数； ，故两台电动机空载起动不会打滑。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 （2-26）式中： p1=pmax=21.36t工作的主动轮轮压；p1=2=2×11.14+21.36=43.64t非主动轮轮压之和； 一台电动机工作时的空载起动时间：s =6.61 (2-32） , 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， p1=11.14n p1=2=2×21.36+11.4=53.86t=6.61s，与第2种工况相同。,故也不会打滑。2.

18、12 选择制动器由文献1取制动时间3s。按空载计算制动力矩，即q=0 代入下式： （2-27）式中： = =-4.14n.m； （2-28）n 坡度阻力； 385n ( 2-29)m = 2 制动器台数，两套驱动装置工作。 （2-30） =238.6nm现预选用两台ywz5-200/200制动器；查文献2附表15其额定制动力矩为112225 nm ，为避免打滑，使用时需将其制动力矩调至22以下。考虑到所取的制动时间 ，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。2.13 选择联轴器 根据机构传动方案，每套机构的高速轴采用浮动轴。1.高速轴上的计算扭矩： nm （2-31）式中

19、：联轴器的等效力矩； =252×2=504n.m； （2-32） 等效系数，见2表2-6取2； ； （2-33） 联轴器的安全系数，由2知。由机械设计课程设计手册3表12-9查的:电动机yzr200l-8,轴端为圆柱形,d1=60mm,l=105mm;由起重机课程设计4附表12查得zq-650-iv的减速器,高速轴端为圆锥形d=60mm,l=110mm,故在靠电机端从起重机课程设计4附表17中选两个带300制动轮的半齿联轴器s198（靠电动机一侧为圆柱形孔，浮动轴端d=55mm，l=85mm;mi=3150nm,(gd2)zl=1.8kgm2） ；在靠近减速器端，由起重机课程设计4附

20、表19选用两个半齿联轴器clz3 (在靠近减速器端为圆锥形，浮动轴端直径为d=55mm，l=85mm;mi=3150 nm, (gd2)l=0.42kgm2, 重量g=18.4kg). 高速轴上的转动零件的飞轮矩之和为：+=1.8+0.42=2.22 kg·m2=22.2nm2 （2-34）与原估计相符，故有关计算则不需要重复。2.低速轴上的计算扭矩： （2-35）=705.62×20.49×0.95=13735.25nm由起重机课程设计4附表12查zq-650-iv的减速器,低速轴端为圆柱形d=125mm,l=165mm；查起重机设计手册4表19-4得，dc=7

21、00mm的主动车轮的伸出轴为圆柱形d=130mm,l=160mm；选用两个联轴器clz7，ml=18000 nm, (gd2)=1.25kgm2选用两个联轴器clz7，ml=18000 nm, (gd2)=1.25kgm2.取浮动轴直径d=100mm. 2.14 主动轮轴的设计2.14.1 求车轮轴上的转速和转矩t 已知所选电动机的功率ne=18.5kw,与车轮轴之间经过5次机械传动查文献17表1-7得传动效率（联轴器），（减速器），车轮轴上的功率kw，车轮的运行速度为74.6m/min，则 （2-36） （2-37） nm 作用在车轮上的力 圆周切向力: n （2-38）径向力: n （2-

22、39）2.14.2 初步确定轴的最小轴径选取轴的材料为40crni钢,调质处理。初步估算轴的最小直径为： （2-40）系数,查文献21表13-2取120。 联轴器的计算转矩：nm （2-41）-工况系数,查文献21表14-1得=2.3。 车轮轴的最小轴径式是安装联轴器处轴的直径（如图2-4）。在2.13中直径已定，即，=；已选定联轴器，即，nm。2.14.3 主动轮轴的结构设计 1拟定轴上零件的装配方案，其方案如图2-4图2-4 轴的装配方案 2.根据轴上定位得 要求确定轴的各段直径和长度（1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需要制出一轴肩，故取段的 直径。 （2）车轮组的稳定性要求比

23、较高，因此4、6段的轴承需用圆螺母防止轴向运动，又因，取，选取规格为m100×2的圆螺母，其厚度为18mm，为保证圆螺母的紧固性，轴要比圆螺母的厚度多出几个毫米，此段轴还要伸进轴承几个毫米，故取，则相应的，。（3）在3.3中已选定轴承为圆锥滚子轴承7524e，其尺寸为，故 。（4)查文献2附表19取安装车轮处的轴段的直径;车轮与两边轴承之间都采用套筒定位,已知车轮的轮毂的宽度为160mm,为了使套筒的端面可靠的压紧车轮此轴段应略短与车轮轮毂的宽度,故取根据轴承的尺寸及车轮轮毂的与轴承的定位要求, 取阶梯形套筒长度为30mm，阶梯形套筒的大外径为160mm，小外径为140 mm，孔径为

24、120mm。由于车轮轮毂的宽度大于轴段8mm，则两边装轴承的轴段就要各加上4mm，按装配要求，轴承外端应超过轴2mm,则。 （5）根据轴承端盖的装拆方便及便于对轴承添加润滑脂的要求，还有满足小车行走装置的装配问题，并查文献2附表19取。 3.轴上零件的周向定位车轮轮毂与轴的周向定位均采用平键联接。按由文献17表4-1查得平键b×h=28mm×16mm截面键槽用键槽铣刀加工，长为140mm（标准键gb/t1096-2003）同时，为了保证车轮与轴的配合有良好的对中性，故选择车轮轮毂与轴的配合为h7/r6，同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为25mm×14mm

25、5;100mm，半联轴器与轴的配合为h7/r6，滚动轴承与轴的周向定位借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差的为m6。2.15 主动轮轴的较核2.15.1 按弯矩合成应力校核轴的强度进行较核时，通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面的强度。从轴的结构图和轴的弯矩扭矩简图（图2-4）中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c出的、及的值列于表2-3。表 2-3 截面c处的、及的值载荷水平面h垂直面v支反力r n弯矩m nm总弯矩扭矩tnm图2-4轴的弯矩扭矩简图2.15.2 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面c）的强度。，轴的计算应力

26、： （2-42）前面已经选定轴的材料为40crni钢，调质处理，由文献21 表131查。因此，故安全。2.15.3 精确校核轴的疲劳强度 1.判断危险截面截面,，只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过盈配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕地确定，所以截面,，均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过渡配合所引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面上的弯矩最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩的作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。截面c上虽然最大,但应力集中不大（过盈配合及键槽所引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最

27、大，故截面c也不必校核。截面,显然更不必校核。由设计手册可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面的左右两端即可。 2.截面的左侧抗弯截面系数 （2-43）抗扭截面系数 （2-44）截面左侧的弯矩m nm （2-45）截面上的扭矩 截面上的弯曲应力副 （2-46）截面上扭转应力副 （2-47）弯曲平均应力 扭转平均应力 mpa轴的材料为40crni号钢，调质处理。由文献21表13-1 ，。材料的等效系数：查文献21表13-1取，。截面上由于轴肩而形成的应力集中系数：查文献21附表13-2，因，可查得：，。绝对尺寸系数及表面质量系数：查文献21附表13-4和附表13-5得于是，

28、计算安全系数值，按下式计算： （2-48） （2-49） （2-50）故故该轴截面左侧的疲劳强度足够。 3.截面的右侧抗弯截面系数 （2-51）抗扭截面系数 （2-52）弯矩m nm （2-53）弯曲应力副 （2-54）扭矩 扭转切应力副 （2-55）弯曲平均应力 扭转平均应力 mpa应力集中系数 查文献21附表13-1得 ，绝对尺寸系数及表面质量系数：查文献21附表13-4和附表13-5得： 所以轴在截面右侧的安全系数为: （2-56） （2-57） （2-58）故该轴截面右侧的疲劳强度也足够。2.16 低速浮动轴验算2.16.1 疲劳强度验算 低速浮动轴的等效扭矩： （2-59） =686

29、7.6n·m式中： 等效系数，由文献2表2-6查得=1.4。由2.12已取浮动轴最小直径d=100mm，故其扭矩转应力为： （2-60）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之扭矩相同），所以许用扭转应力为： （2-61）式中：材料用45号钢，取;。 所以, （2-62） （2-63）考虑零件几何形状，表面状况的应力集中系数。查得:; 。 安全系数。故疲劳强度验算通过。2.16.2 静刚度验算计算静强度扭矩： （2-64） =12263.58nm式中： 动力系数，查文献2表2-5得 =2.5 扭转应力： （2-65）许用扭转剪应力： （2-66），故静刚度验算通过

30、。2.17 高速浮动轴验算2.17.1 疲劳强度验算 高速浮动轴的等效扭矩： （2-67）式中： 等效系数，由文献2表2-6查得=1.4。由3.12已取浮动轴最小直径d=45mm，故其扭矩转应力为： （2-68）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之扭矩相同），所以许用扭转应力为： （2-69）式中： 材料用45号钢，取;。 所以, （2-70） （2-71） 考虑零件几何形状，表面状况的应力集中系数。查得:；。 安全系数。 故疲劳强度验算通过。2.17.2 静刚度验算 计算静强度扭矩： （2-72）式中： 动力系数，查文献2表2-5得 =2.5 扭转应力： （2-73）

31、许用扭转剪应力： ，故静刚度验算通过。 3 总结本次设计采用带高、低速浮动轴的分别传动方式。这种方式技术成熟，布置方式运转效能较好，但占用的走台较长，为了避免这个缺点，我将高、低浮动轴的长度都定位1m（浮动轴的长度不小于800mm，最好在1m以上，否则它补偿轴线不准确的作用就体现不出来）。在选用轨道时，注意对轨道的热处理方式，由于在实际生产中更换车轮的难度比更换轨道的难度小，所以应保证轨道的硬度大于车轮的硬度，在本次设计中，由于车轮的材料是zg340-640（调质），故轨道的调质热处理中回火应采用低温回火。在验算车轮与轨道的接触强度时，分别在点接触和线接触两种情况下验算，因为在接触面磨损时线接触可能变成点接触。在计算运行阻力时，应考虑附加阻力，这是由车轮侧沿与轨道之间的摩擦造成的。在验算启动不打滑条件