悬臂起重机例文五

1、绪论定柱式悬臂起重机是由立柱、回转臂、悬臂驱动装置和电动葫芦组成。立柱下端底座通过地脚螺栓固定在混凝土基础上，由电机带动减速机驱动装置使悬臂回转，电动葫芦在悬臂工字钢上作往返运行作业。它的特点有：自重轻，旋臂长，起重量大，安装、操作、维修简单。它们完全独立，是一种理想的工作岗位起重机，并适用于室外的货场和装卸平台。定柱占地面积小。对于起升净空非常小的情况下也能获得最大的起升高前言：起重机是以反复短暂循环的方式完成货物卸载或设备安装作业的，起重机是以反复短暂循环的方式完成货物装卸或设备安装作业。一个工作循环包括：取物，货物上升，水平运动，下降，卸载，然后空吊具返回原地。一个工作循环时间一般从几分

2、钟到二三十分钟，其间各机构均有短暂的停歇时间，这一特点决定了电动机的选择和发热验算方法。由于反复启动和制动，各机构和结构将承受强力的震动和冲击，载荷是正反向交替作用的，这对构件的强度计算有较大影响，许多重要构件承受不稳定变幅疲劳应力的作用。起重机属于具有危险性作业设备，其发生事故造成的危害是巨大的。起重机设计与制造一定要严格按国家标准进行。起重机由产生运动机构、承受载荷的金属机构、提供动力和起控制作用的电器设备和各种安全指示装置等四大部分组成。由于学习能力有限，本次设计只做机械部分，对电器部分不作考虑。起重机机构有四类，即：使货物升降的起升机构，作平面运动的运动机构，使起重机回转的回转机构，以

3、及改变回转半径的回转机构。每一机构各由电动机，减速传动系统及执行装置等组成。设计时应尽量采用标准的零部件加以组成，以便于制造和维修，金属结构通常要根据使用要求进行设计制造。电动机和控制设备大多是标注产品，安全指示装置通常从市场上购买，特殊的由制造厂商设计制造。悬臂起重机是近年发展起来的中小型吊运设备，安全可靠，具有高效、节能、省时、省力、灵活的特点。三维空间内随意操作，在短距，密集性吊运场合比其他常规性吊运设备更显其优越性，广泛应用于各行业的不同场合。悬臂起重机由立柱，回转臂回转驱动装置及电动葫芦组成，立柱下端通过地脚螺栓固定在混凝土基础上，由摆线针轮减速装置来驱动悬臂回转，电动葫芦在悬臂工字

4、钢上作左右直线运行，并起吊重物。1.悬臂起重机的设计及方案论证1.1悬臂起重机的工作原理在BZA柱式悬臂起重机的基础上增加了电动回转机构，由摆线针轮减速装置驱动悬臂回转，电动葫芦在悬臂工字钢轨道上作左右直线运动，由电动葫芦起吊重物，达到了全电动控制，减轻了劳动强度。1.2方案论证1.2.1整体结构方案及其方案论证方案一：悬臂与转柱刚接，在基座支撑内一起相对于垂直中心线转动，不能实现无限制回转。方案二：悬臂绕固定于基座上的定柱回转，悬臂梁上焊接回转支承，可实现360度无限制回转。方案一结构方案二结构方案一回转角度有限，而根据任务书要求，回转角度为360，因此选择方案二。·起升机构与运行

5、机构方案及其方案论证方案一：借鉴塔式起重机的结构形式，采用小车和吊钩作起升机构和运行机构。需要在横梁上焊接小车运行的轨道，另外需要安装电动机，减速器，卷筒等配合使用，结构复杂。方案二：钢丝绳电动葫芦由减速器、运行机构、卷筒装置、吊钩装置、联轴器、限位器等组成，重量轻，体积小，结构紧凑，运行平稳，操作简单，使用方便，它可以在同一平面上做直的，弯曲的，循环的架空轨道上使用，也可以在以工字钢为轨道的电动单梁，悬臂，龙门等起重机上直接使用。因此选择方案二，方便，实用占用空间小，结构紧凑。电动葫芦有CD1型与MD1型：CD1型钢丝绳电动葫芦是一种轻小型起重设备, 具有结构紧凑、重量轻、体积小、零部件通用

6、性强、操作方便等优点。减速器采用硬齿面传动设计，寿命长，机械效率高。电机采用锥形转子制动电动机，具有上下双向安全限位装置。CD1型钢丝绳电动葫芦可广泛用于提升重物或安装在单梁起重机，直线、曲线的工字梁上，也可用于葫芦双梁、葫芦龙门起重机或悬臂吊上，是工矿企业、铁路、码头、仓库中常用的起重设备。起升速度为8m/min，可以满足一般作业要求。MMD1型钢丝绳电动葫芦是一种轻小型起重设备, 具有结构紧凑、重量轻、体积小、零部件通用性强、操作方便等优点。减速器采用硬齿面传动设计，寿命长，机械效率高。电机采用锥形转子制动电动机，具有上下双向安全限位装置。 MD1型电动葫芦具有快速和慢速两种起升速度，起吊

7、平稳准确。 MD1型钢丝绳电动葫芦可广泛用于提升重物或安装在单梁起重机，直线、曲线的工字梁上，也可用于葫芦双梁、葫芦龙门起重机或悬臂吊上，是工矿企业、铁路、码头、仓库中常用的起重设备具有8m/min和0.8m/min常、慢两档起升速度。根据任务书要求有常、慢两档起升速度，因此选择MD1型电动葫芦。·悬臂梁截面形式的方案及其论证方案方案一：选用工字钢作为起重机横梁，截面如图所示。方案二：选用槽钢对焊，截面为方形的结构作为起重机横梁，截面如图所示。工字钢截面图 对焊槽钢截面图工字钢能够承受较大的弯矩与倾覆力矩，相对来说质量轻便，同时可以作为电动葫芦的导轨。而对焊槽钢能够承受较大的轴向力，

8、但在切向力，扭矩的承受却相对来说差。因此选择工字钢。·旋转支承机构的选择与论证重方案方案一：横梁与立柱连接部位采用立轴结构来完成回转运动，但是这种结构通常难以承受较大的弯矩与倾覆力矩，限制了起重机的工作上限。方案二：方案三：悬臂起机的回转机构借鉴塔式起重机的回转机构，采用双排异径球式回转支承。双排异球式回转支承具有三个座圈，钢球和隔离块可直接入上下轨道，根据受力情况，安排了上下两排直径不同的钢球，这种开式装配非常方便，上下圆弧轨道的承载角度都为90度，能够承受很大的轴向力与倾覆力矩。综上所述选择方案二，双排异径球式回转支承结构简单，安装方便，性能好。·回转驱动装置的选择与方

9、案论证方案一：采用电动机与减速器带动齿轮转动，减速器输出用齿轮，起重机的回转支承连接，以齿轮的转动带动回转支承的旋转，进而带动悬臂旋转。如图所示。方案二:采用电动机与减速器带动齿轮转动，减速器输出用齿轮，大齿轮与横梁立柱连接处齿圈相连，以横梁的旋转带动回转支承绕滚轮轨道旋转。这种形式的优点是工作平稳，结构紧凑，传动比大。方案一图方案二图综上所述选择第一种方案，回转机构选择双排异径球式回转支撑，可以承受很大的力矩，因此回转下支撑只承受很小的力，第一种方案的齿轮也会承受很小的径向力，并且第一种方案距离地面近安装修理都方便。·1 起升机构设计起升装置的设计为电动葫芦。电动葫芦采用了机电一体

10、化设计，更换不同的模具，即可压制不同规格的钢丝绳，支配简便、平安。钢丝绳电动葫芦的分类及叙述钢丝绳电动葫芦的组成部门有：电机、传念机构、卷筒和钢丝绳。以电机和卷筒相互位置不同大致可分为四种类型。压制的钢丝绳拉力大、美观、快速，压接一套钢丝绳只需几分钟即可完成，大大降低了劳动强度，提升了工作效率。1.1 钢丝绳的选取因为在起升过程中，钢丝绳的安全性至关重要，所以要保证钢丝绳的使用寿命，为此，我们可以采用以下措施：1.高安全系数，也就是降低钢丝绳的应力2.选用较大的滑轮与卷筒直径3.滑轮槽的尺寸与材料对于钢丝绳的寿命有很大的关系，其太大会使钢丝绳与滑轮接触面积减小，太小会使钢丝绳与槽壁间的摩擦剧烈

11、，甚至会卡死。4.尽量减少钢丝绳的弯曲次数。钢丝绳允许最小直径计算K机动起重机安全设备系数，k=56,上述取6因此，根据上述所得钢丝绳的选取至少要大于7.67mm·滑轮的计算及选取 滑轮许用最小直径：式中：按钢丝绳中心计算的滑轮允许的最小卷绕直径mmd钢丝绳直径mme滑轮直径与钢丝绳直径的比值查起重机设计手册表12-2，轮绳直径比e=25查起重机设计手册表13-2，初步选定 D=400mm，=465mm轴承型号220·卷筒的计算及选择1） 卷筒直径根据钢丝绳卷绕装置：根据起重机械与吊装表419与JB/T 9006.21999选取卷筒直径=400mm2） 卷筒长度 根据起重机

12、械与吊装表422 ，选择单联卷筒。根据起重机械与吊装公式：3） 卷筒厚度允许最大值=18mm卷筒壁压应力验算：根据起重机械与吊装公式431：选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度，许用压应力： 故抗压强度足够卷筒拉应力验算：由于卷筒长度L不大于3D，尚应校验由弯矩产生的拉应力，卷筒弯矩图示于下图卷筒弯矩图卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时：卷筒断面系数式中D卷筒外径D=400mm 卷筒内径=D-2=400-29=382mm于是合成应力：式中许用拉应力：所以<卷筒强度验算通过。因此初步选择卷筒参数为：卷筒直径D=400mm，长度L=600mm，卷筒槽形的槽底半径r=1.5mm，绳槽尺寸t

13、=20mm，倍率=2。·钢丝绳尾端在卷筒上的固定方式绳索卷筒的表面有光面和螺旋槽的两种。光面的多用于多层卷绕钢丝绳的卷筒，其构造比较简单，绳索按螺旋形紧密的排列在卷筒表面，绳圈依次卷绕在槽内，使绳索与卷筒接触面积增大，单层卷绕钢丝绳卷筒上车有螺旋槽，绳圈依次卷绕在槽内，使绳槽与卷筒接触面积增大，从而减低单位压力；此外，绳索节距大于绳索直径。绳之间有一定间隙，工作时不会彼此摩擦，可以延长钢丝绳的使用寿命。螺旋槽有浅槽（标准槽）和深槽两种。一般情况下，多采用标准槽，因此其节距比深槽的短，所以绳槽圈数相同时，标准槽的卷筒工作长度比深槽的短。但是，如果，钢丝绳绕入卷筒的偏角较大，或对于在使用

14、过程中钢丝绳有脱槽的危险时，为避免钢丝绳脱槽或乱绕。可以用深槽的卷筒。·电动机的选择计算静功率式中机构总功率，一般=0.80.9，取=0.9V水平运行速度电动机计算功率式中 系数K对于级机构，Kd=O85095,取kd=0.85·选择电动葫芦型号综合上述的计算与论证，根据轨道设计手册与悬挂运输设备表124，选择电动葫芦型号为MD1-5。·变幅机构的设计变幅机构是臂架起重机用来改变作业幅度，使吊运物品沿臂架径向水平位移的机构。幅度是臂架起重机的重要参数，对于回转类起重机，指从取物装置中心线到起重机旋转中心线的水平距离；对于非回转的臂架型起重机，则是从取物装置中心线到

15、臂架铰轴的水平距离，或其他典型轴线的距离。臂架是变幅机构主要受力金属结构，除了自身的结构重力，还要承受整个起升载荷力，臂架的破坏（折臂或坠臂）会导致重大起重事故。从安全角度讲，变幅机构和起升机构同样是安全控制的重点。 不同种类的臂架起重机使变幅机构有多种类型。根据作业要求不同，变幅机构分为调整性变幅与工作性变幅两种。 （1）调整性（也称为非工作性）变幅机构主要任务是调整工作位置，仅在空载条件下变幅到适宜的幅度。在升降物料的过程中，幅度不再变化。例如，流动式起重机受稳定性限制，吊载过程中不允许变幅。工作特征是变幅次数少，速度低。 （2）工作性变幅机构可带载变幅，从而扩大起重作业面积。主要特征是变

16、幅频繁，变幅速度较高，对装卸生产率有直接影响，机构的驱动功率越大，机构相对越复杂。变幅机构按性能要求不同，按在变幅过程中臂架重心是否升降，还可进一步分为平衡性变幅机构和非平衡性变幅机构。 （1）非平衡变幅。通过摆动臂架完成水平运移物品时，臂架和物品的重心都要升高或降低，需要耗费很大的驱动功率；而在增大幅度时，则引起较大的惯性载荷，影响使用性能因此，非平衡变幅大多在非工作性变幅时应用。 （2）平衡变幅。工作性变幅采用各种方法，使起重机在变幅过程中物品的重心沿水平线或近似水平线移动，而臂架系统自重由活动平衡重所平衡。这样节约驱动功率，并使操作平稳可靠。·回转驱动装置的计算1. 计算回转力

17、矩根据起重机设计手册计算公式：NcQq+G1+Gd其中：Qq 起升载荷 5tG1 旋转部分重量 1.2tGd 对重 0t因此Nc6.2t当起升载荷Qq在最大幅度时，对下支承的水平力为H1.对实心的轴端止推滚动轴承的摩擦阻力矩M30.5Ncf3d316.3Nm其中f3 为0.003 d3为0.1m对反滚轮滚动轴承的摩擦阻力矩 M10.5Hf1d124.45Nm其中 为0.003 为0.1m2. 风阻力矩 小中型悬臂起重机一般为室内使用，风力可近乎为零。3.倾斜阻力矩 MqNcLsina154Nm 其中a0.0286°4.惯性力矩=3250NmM=M1+M3+Mq+Mg=109+16.3

18、+24.45+154+3250=3802.5Nm·选择电动机计算静功率式中：n起重机回转速度，一般取0.60.8r/min，本处取n=0.6 机构效率查手册选Y90S-6，额定功率：0.75KW，额定电流：2.3A，转速：910r/min 转矩：2 重量：21Kg。因任务书未给出BZD5型立柱式悬臂起重机的回转角速度，这部分可自行给一个速度限定2.55r/min，因此查机械设计手册减速器为摆线针轮减速器，型号为SF87R57DT80N4其中的卧式摆线针轮减速器，参数如下：SF87R57DT80N4卧式摆线针轮减速器:工作级别：M5传动比：113.3工程转速，输入：1460r/min传

19、动比的分配：总传动比i=i开·i减；查摆针减速机的标准件，选择合适的传动比，根据经验，齿轮传动比不易过小，否则会有可能产生减速机前端与大齿轮干涉现象。故根据经验齿轮传动比i=5.58为最佳。本次设计绘图发现减速机与立柱的中心距必须大于495mm。由于减速器的传动比相对各种型号的减速器都有固定的值，先用所选减速机最大传动比进行验算。经验算选用i减=113.3。i开=选定齿轮类型及基本参数1）选择直齿圆柱齿轮传动：2）根据悬臂起重机工作环境，选择4级精度（GB10095-88）;3)材料选择。小齿轮材料选40Cr，调质处理，硬度为241-269HB；大齿轮的外形比较大选用铸钢ZG310-

20、570, 调质处理，硬度为175-210HB；4)初选小齿轮齿数。开式齿轮传动，由于齿数主要为磨损失效，为使轮齿不止过小，故小齿轮不宜选用过多的齿数，一般可取Z=1725，取Z=17，则大齿轮的齿数Z = 7.4×17=126，取Z=126。m：齿轮是抗弯能力的重要标志，根据经验暂初选m=6，由减速机的尺寸和立柱的尺寸可以看出他的中心距要求大于495.中心距太小，减速机座与立柱出现干涉。选Z=20,则Z=7.4×20=148则大于495，满足图纸设计要求。3.2.2按齿面接触强度计算。根据参考文献6公式：1. 确定公式中的各计算设置1）选载荷系数常用值为1.22，取K =

21、1.22）计算小齿轮传递的转矩已知F = 10 KN 减速机 T=10×10×4m=4×10小齿轮转矩可按下式计算： T = 3）取齿宽系数 根据参考文献6第3卷，齿轮非对称布置，的推荐值，选用=0.64）齿数比u=传动比i5）查参考文献4表11-6的材料的弹性影响系数Z=188.9Mpa6）查参考文献3图10-21按齿面硬度查小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限；7）查参考文献3式10-13 计算应力循环次数，按工作寿命15年，每年工作300天，每天5小时计算：小齿轮的转速式中：J齿轮每转一周时，同一齿轮面啮合的次数查参考文献3，查的接触疲劳寿命,

22、;8) 计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1. 由参考文献3式中10-12得；2.5.2.设计计算1）计算小齿轮圆直径，代入中较小的值。 3）计算齿宽b4）计算齿宽与齿高之比模数:=；齿高:h=2.25m=2.25×16.2=36.45mm 所以：=5)计算载荷系数K根据V=1.48m/s, 4级精度，由参考文献4表11-5查的动载荷系数;直齿轮；由表11-4查的使用系数；由表11-7查的齿向载荷分布系数；由查图10-13得；故载荷系数。6) 按实际的载荷系数校正分度圆：由参考文献3式10-10a得 7) 计算模数2.5.3按齿根弯曲强度设计计算由文献411-14公式得

23、弯曲强度的设计公式为（1）确定公式中的各计算数值1）由文献4图11-14查得小齿轮弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限为2）由文献1查得弯曲疲劳寿命系数,;3) 计算弯曲疲劳安全系数S=1.4,由文献1式得 4）计算载荷系数由表10-5查得；5）查取齿形系数由表10-5查得；6）查取应力校正系数由表10-5查得；7）计算大小齿轮的并加以比较。 ；大齿轮的数值比较大。（2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度所得的模数4

24、.14并就近圆整为标准值m=6mm，按弯曲疲劳强度算得的分度圆直径。算得 ： 小齿轮齿数： 取 z=20；大齿轮齿数： 取Z = 148。因此小齿轮分度圆直径为120mm，大齿轮分度圆直径为590mm。 这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。··········起重机金属结构强度计算设计任务书对这部分要求为：起重量：5吨提升高度：4米最大回转半径：4米外形高度：5.750米外形宽度：4.6米自重：4500公斤1. 立柱计算 1）定柱为无缝钢管，材料为45号钢定柱受到的扭转力矩来自小齿轮所选定柱的内外径只比为，材料的许用应力=60MPa。由机械设计公式：由公式算出，因此取外径为375mm，初选立柱高度为5m。立柱受力图：可以看作是由臂架和立柱一部分组成的三角刚性区域产