《機械畢業(yè)設計（論文）-十噸位橋式起重機大車運行機構設計【全套圖紙】》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《機械畢業(yè)設計（論文）-十噸位橋式起重機大車運行機構設計【全套圖紙】（43頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。
1、編編 號號 無錫太湖學院 畢畢業(yè)業(yè)設設計計（論論文文） 題目：題目：十噸位橋式起重機大車運行機構設十噸位橋式起重機大車運行機構設 計計 信機 系系 機械工程及自動化 專專 業(yè)業(yè) 學 號： 學生姓名： 指導教師： （職稱：講 師 ） （職稱： ） 無錫太湖學院學士學位論文 2013 年 5 月 25 日 無錫太湖學院本科畢業(yè)設計（論文）無錫太湖學院本科畢業(yè)設計（論文） 誠誠 信信 承承 諾諾 書書 全套圖紙，加全套圖紙，加 153893706 本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文） 十噸位橋式 起重機大車運行機構設計 是本人在導師的指導下獨立進行研 究所取得的成果，其內容除了在畢業(yè)設計（論文）中
2、特別加以 標注引用，表示致謝的內容外，本畢業(yè)設計（論文）不包含任 何其他個人、集體已發(fā)表或撰寫的成果作品。 班 級： 機械 92 學 號： 0923087 作者姓名： 無錫太湖學院學士學位論文 2013 年 5 月 25 日 I 無無錫錫太太湖湖學學院院 信信 機機 系系 機機械械工工程程及及自自動動化化 專專業(yè)業(yè) 畢畢 業(yè)業(yè) 設設 計計論論 文文 任任 務務 書書 一、一、題目及專題：題目及專題： 1、題目 十噸位橋式起重機大車運行機構設計 、專題 二、課題來源及選題依據二、課題來源及選題依據 本次課程設計的課題來源于正常的生產實踐需求。 選題的相關數(shù)據參數(shù)： 起重機的起重量 Q=10T，
3、橋架跨度 L=22.5m， 大車運行速度 Vdc=43.8m/min，工作類型為中級，機構運行持續(xù)率為 JC%=25， 起重機的估計重量 G=168KN，小車的重量為 Gxc=40KN，橋架采用箱形結 構。 3、本設計（論文或其他）應達到的要求：本設計（論文或其他）應達到的要求： 1.了解橋式起重機的大車運行機構的相關知識和工作原理。 2.完成 3 張 A0 圖紙（折合） 。 3.撰寫設計說明書，內容包括：課題的目的、意義、國內外動態(tài)；研究 的主要內容；總體方案的擬定和主要參數(shù)的設計計算；傳動方案的確定及設 計計算，主要工作部件的設計；主要零件分析計算和校核；參考文獻。文字 在 30 頁左右，
4、條理清楚，計算有據，格式按無錫太湖學院學士學位論文 II （設計）規(guī)范化要求。 四、接受任務學生：四、接受任務學生： 機械 92 班班 姓名姓名 五、開始及完成日期：五、開始及完成日期： 自自 2012 年年 11 月月 12 日日 至至 2013 年年 5 月月 25 日日 六、設計（論文）指導（或顧問）：六、設計（論文）指導（或顧問）： 指導教師指導教師 簽名簽名 簽名簽名 簽名簽名 教研室主任教研室主任 學科組組長學科組組長 簽名簽名 系主任系主任 簽名簽名 2012 年年 11 月月 12 日日 III 摘摘 要要 橋式起重機是一種工作性能比較穩(wěn)定，工作效率比較高的起重機。隨著我國制造
5、業(yè) 的發(fā)展，橋式起重機越來越多的應用到工業(yè)生產當中。在工廠中搬運重物，機床上下件， 裝運工作吊裝零部件，流水在線的定點工作等都要用到起重機。在查閱相關文獻的基礎 上，綜述了橋式起重機的開發(fā)和研究成果,重點對橋式起重機大車運行機構、端梁、主梁、 焊縫及連接進行設計并進行強度核算,主要是進行端梁的抗震性設計及強度計算和支承處 的接觸應力分析計計算過程。設計包括電動機,減速器,聯(lián)軸器,軸承的選擇和校核。設計 中參考了許多相關數(shù)據, 運用多種途徑, 利用現(xiàn)有的條件來完成設計。本次設計通過反 復考慮多種設計方案, 認真思考, 反復核算, 力求設計合理;通過采取計算機輔助設計方 法以及參考他人的經驗, 力
6、求有所創(chuàng)新;通過計算機輔助設計方法, 繪圖和設計計算都充 分發(fā)揮計算機的強大輔助功能, 力求設計高效。 關鍵詞：關鍵詞：橋式起重機,大車運行機構,主梁，端梁，焊縫 IV Abstract Bridge crane is a kind of performance is stability, the working efficiency is relatively high crane. Along with the development of Chinas manufacturing industry,bridge crane is applied to industrial product
7、ion more and more . Carrying heavy loads in factories , machine tool fluctuation pieces, shipping work on the assembly line for hoisting parts, the designated work with a crane.On the basis of literature review, summarized the bridge crane development and research results, focusing on bridge crane d
8、uring operation organization, main beam,end beam weld and connection for design and the strength calculation; Mainly for the girders extent design and strength calculation and the support of contact stress analysis program in calculation. Design including motor, reducer, coupling, bearing choosing a
9、nd checking. The design refer to many related information, reference to apply a variety of ways, make the existing conditions to complete design. By considering various design scheme repeatedly, thinking deeply,strive to design reasonable; By taking computer aided design method and reference the exp
10、erience of others,strive to make innovation; Through computer aided design method, graphics and design calculations give fullplay to the powerful auxiliary function, computer to design efficient. Key words: bridge crane; during operation organization; main beam; end beam;weld V 目目 錄錄 摘 要.IV Abstract
11、V 目 錄.VI 1 緒論.1 1.1 起重機背景及其理論.1 1.2 實際意義.1 1.3 研究現(xiàn)狀及存在問題.1 1.4 起重機國內與國外發(fā)展動向.2 1.4.1 國內橋式起重機發(fā)展動向.2 1.4.2 國外起重機的發(fā)展動向.2 1.5 橋式起重機設計的主要內容.3 2 大車運行機構的設計5 2.1 設計的基本原則和要求.5 2.1.1 機構傳動方案.5 2.1.2 大車運行機構具體布置的主要問題：.5 2.2 大車運行機構的計算.6 2.2.1 確定機構的傳動方案.6 2.2.2 選擇車輪與軌道，并驗算其強度.6 2.2.3 運行阻力計算.8 2.2.4 選擇電動機.9 2.2.5 驗算
12、電動機的發(fā)熱功率條件.9 2.2.6 減速器的選擇10 2.2.7 驗算運行速度和實際所需功率10 2.2.8 驗算起動時間10 2.2.9 起動工況下校核減速器功率11 2.2.10 驗算啟動不打滑條件11 2.2.11 選擇制動器13 2.2.12 選擇聯(lián)軸器14 2.2.13 浮動軸的驗算14 2.2.14 緩沖器的選擇15 3 端梁的設計17 3.1 端梁的尺寸的確定17 3.1.1 端梁的截面尺寸 .17 3.1.2 端梁總體的尺寸17 3.2 端梁的計算17 3.3 主要焊縫的計算20 VI 3.3.1 端梁端部上翼緣焊縫20 3.3.2 下蓋板翼緣焊縫的剪應力驗算21 4 端梁接
13、頭的設計22 4.1 腹板和下蓋板螺栓受力計算.22 4.2 計算螺栓和焊縫的強度.24 4.2.1 螺栓的強度校核24 4.2.2 焊縫的強度校核24 5 焊接工藝設計.26 6 結論與展望.30 致 謝.31 參考文獻.32 十噸位橋式起重機大車運行機構設計 1 1 緒論緒論 1.1 起重機背景及其理論起重機背景及其理論 橋式起重機是架設在高架軌道上運行的一種橋架型起重機，又稱為天車。橋式起重 機的橋架沿著鋪設在兩側的高架軌道縱向運行，起重小車沿著鋪設在橋架上的軌道橫向 運行，構成覆蓋一定面積的工作區(qū)域，這樣可以充分利用橋架下面的空間吊運、裝卸貨 物，不受地面設施、貨物的阻礙。橋式起重機廣
14、泛地應用在室內外倉庫、廠房、機場、 港口和露天貨物場所等處。二十世紀以來，隨著鋼鐵、機械制造業(yè)和鐵路、港口、航空 運輸及交通業(yè)的的發(fā)展，大大的促進了起重運輸機械行業(yè)的發(fā)展。對起重運輸機械的性 能也提出了更高的要求?，F(xiàn)代起重運輸機械擔當著繁重的貨物搬運任務，是工廠、港口、 貨運鐵路等工作部門實現(xiàn)貨物搬運、裝卸現(xiàn)代化、機械化的關鍵。因而起重機的金屬結 構都用質量可靠的鋼材制造，并用焊接代替鉚接，不但簡化機構，縮短了制造時間，而 且大大地減輕了自身的重量，焊接結構是現(xiàn)代金屬結構的特征。我國是應用起重機械最 早的國家之一，我們的祖先采用杠桿搬運石料建造城墻，就是利用起重設備節(jié)省人力、 裝卸貨物的例子。
15、幾千年的封建統(tǒng)治和近代革命戰(zhàn)爭的影響，我國工業(yè)基礎薄弱，自行 設計制造的起重機械很少，絕大多數(shù)起重運輸機械需要依靠進口。新中國成立以來，隨 著冶金、鋼鐵工業(yè)的發(fā)展，起重運輸機械也獲得了很好的發(fā)展，全國剛解放就建立了全 國最大的大連起重機械廠，1949 年10月，在該廠試制成功我國第一臺起重量為50 噸， 跨度為22.5m 的橋式起重機。為培養(yǎng)起重運輸機械專業(yè)的人才，多所高等工業(yè)學校，創(chuàng) 辦了起重運輸機械專業(yè)。到目前為止，我國通用門式起重機和工程起重機已擺脫了仿制 進口，完全有能力設計制造各種大型先進的起重設備。無論從結構形式，還是性能指針 都達到世界領先水平。 1.2 實際意義實際意義 我國起
16、重運輸機械行業(yè)從新中國成立后開始建立并逐步發(fā)展壯大，并已形成了各種 類型的產品范圍和龐大的企業(yè)群體，服務于國家經濟各個行業(yè)。改革開房以來，隨著我 國經濟的快速發(fā)展，我國的起重運輸機械制造業(yè)也取得了長足的進步。目前起重機械銷 售應用市場的前景非常廣闊，2011年度起重運輸機械行業(yè)銷售額達到2730億元，“十一五” 期間平均每年超過15%，20112年度市場依然保持著持續(xù)增長的態(tài)勢。 70年代以來，起重機的類型、規(guī)格、性能和技術水平都獲得了極大的發(fā)展，除了滿 足國內經濟建設對起重機日益增長的需要外，還向國外出口各種類型的高性能、高水平 的起重機。由此可見，起重機的設計制造，也能從一個方面反映出一個
17、國家的工業(yè)現(xiàn)代 化水平。 無錫太湖學院學士學位論文 2 1.3 研究現(xiàn)狀及存在問題研究現(xiàn)狀及存在問題 上個世紀70年代以來，隨著生產力和科學技術的發(fā)展，起重機械無論在類型及質量 上都得到了極其迅速的發(fā)展。隨著國民經濟的快速發(fā)展，特別是國家加大基礎工程建設 的結構部件和機械設備的重量也越來越大，特別是大型水電站、石油、化工、港口、冶 金、航天以及公用民用高層建筑的安裝作業(yè)的迫切需要，極大的促進了起重機、特別是 大型起重機的發(fā)展，起重機的設計制造技術得到了迅速發(fā)展。隨著起重機的使用頻率、 起重量的增大，對其安全性能、經濟性能、效率以及耐久性能等問題，也越來越引起人 們的重視，并對設計理念、方法及手
18、段的探討也日趨深入。由于在起重機設計中采取常 規(guī)設計方法時，許多構件存在不合理性，進而影響整個設備性能。隨著計算機技術的應 用，在很大范圍內解決了起重機的設計中遇到的一些問題，尤其是有限元分析方法與計 算機技術的結合，為起重機結構的準確分析提供了強力的有效手段，在實際工程已日益 普及，且今后的結構分析從孤立的單個構件轉變到整體結構系統(tǒng)的整體空間分析。 1.4 起重機起重機國內國內與與國外國外發(fā)展動向發(fā)展動向 起重機作為一種古老的機械，時至今日，在其承載方式、驅動裝置、取物機構、控 制方法及安全等方面上都有了完善的發(fā)展，其設計理念、制造工藝、檢測方法等都日趨 規(guī)范、完善，已經成為安全可靠的機械。
19、隨著生產力發(fā)展，起重機的種類、形式也需要 相應地發(fā)展和創(chuàng)新，性能也需要不斷加強與完善。隨著現(xiàn)代化設計方法的建立，以及計 算機輔助設計等現(xiàn)代設計手段的廣泛應用，起重機設計理念和方法得到了進一步的發(fā)展， 其它技術領域和相鄰工業(yè)部門不斷取得的新科技成果在起重機上不斷的滲透、推廣應用 等，使得起重機的各方面都不斷地發(fā)得到展。因此，起重機向現(xiàn)代化、智能化、數(shù)字化、 更安全可靠方便的方向不斷發(fā)展。 1.4.1 國內國內橋式起重機發(fā)展動向橋式起重機發(fā)展動向 加入世貿組織后，雖然國內市場(特別是配件)將受到較大沖擊，但同時也給我們帶來 了大量的新技術，使國內主要起重機械生產企業(yè)更深刻認識到差距，更深刻地了解國
20、產 起重機械存在的致命問題，引導主要起重機械設備生產企業(yè)的進行進一步的技術創(chuàng)新。 隨著機械起重產品十多年來隨著技術的引進、消化、吸收，有了長足的進步，產品性能、 可靠性、外觀都有較大幅度的改善和提升，但同國外同類型產品比較來看，仍然存在較 大差距，就工程起重機而言，今后的發(fā)展主要表現(xiàn)在如下幾個方面： （1）整機性能，隨著先進技術和新型材料的應用,同種型號的產品，整機重量將要比現(xiàn)在 輕15%左右。隨著結構分析應用和先進設備的使用,使得起重機的結構形式更加合理 （2）高性能、高可靠性的配件,零部件選擇范圍大、適應性能好,使得起重機性能得到充 分發(fā)揮 （3）智能數(shù)字控制顯示系統(tǒng)的推廣應用和電液比例控
21、制系統(tǒng)的廣泛應用 十噸位橋式起重機大車運行機構設計 3 （4）完善操作方法，使得起重機更方便、舒適、安全 （5）向吊重量大、起升高度、幅度更大的大噸位方向發(fā)展。 1.4.2 國國外起重機的發(fā)展動向外起重機的發(fā)展動向 （1）重點產品大型化，高速化和專用化。 由于工業(yè)生產規(guī)模不斷擴大，生產效率日益提高，以及產品生產過程中物料將卸搬 運費用所占比例逐漸增加，促使大型或高速起重機的需求量不斷增長，起重量越來越大， 工作速度越來越高，并對能耗和可靠性提出更嚴格的要求。目前世界上最大的履帶起重 機起重量3000t，最大的橋式起重機起升重量200t，集裝箱岸連裝卸橋小車的最大運行速 度已達350m/min，
22、堆垛起重機級最大運行速度240m/min，垃圾處理用起重機的起升速度 達100m/min。 （2）系列產品模塊化、組合化和標準化 用模塊化設計代替?zhèn)鹘y(tǒng)的整機設計方法，將起重機上功能基本相同的構件、部件和零件 制成有多種用途的標準件，有相同連接方法和可互換的標準模塊，通過不同模塊的相互 組合，形成不同功能和規(guī)格的起重機。 （3）通用產品小型化、輕型化和多樣化 絕大部分的起重機是在通用的場合使用，工作重量不是很重。這類起重機生產批量大、 用途廣，考慮到綜合效益，要求起重機重量降低高度，簡化結構，減小自重和輪壓，使 得整體建筑物高度下降，建筑結構輕型化，降低造價，降低成本。 （4）產品性能自動化、智
23、能化和數(shù)字化 起重機的更新和發(fā)展，在很大程度上取決于電氣傳動控制系統(tǒng)的發(fā)展。將機械技術和電 子技術相結合，將先進的計算機技術、電子技術、電力技術、光纜技術、液壓技術、模 糊控制技術等技術應用到機械的驅動和控制系統(tǒng)，實現(xiàn)起重機的自動化和智能化。大型 高效起重機新一代電氣控制裝置已發(fā)展為全電子數(shù)字化控制系統(tǒng)。 （5）產品組合成套化、集成化和柔性化 在起重機單機自動化的基礎上，通過計算機把各種起重運輸機械組成一個物料搬運集成 系統(tǒng)，通過中央控制室的控制，與生產設備有機結合，與生產系統(tǒng)協(xié)調配合。 （6）產品構造新型化、美觀化和實用化 結構方面采用薄壁型材和異形鋼、減少結構的拼接焊縫，提高抗疲勞性能。采
24、用各種高 強度低合金鋼新材料，提高承載能力，改善受力條件，減輕自重和增加外形美觀。 1.5 橋式起重機設計的橋式起重機設計的主要內容主要內容 大車運行機構的設計： 了解設計的基本原則和要求，確定機構傳動方案， 解決大車運行機構具體布置的主要問題， 計算大車運行機構的相關計算， 通過計算結果選擇車輪與軌道，驗算校核其強度。 選擇電動機，驗算電動機的發(fā)熱功率條件 選擇合適的減速器 無錫太湖學院學士學位論文 4 驗算運行速度和實際所需功率 驗算起動時間，并驗算啟動不打滑條件 選擇制動器、聯(lián)軸器 驗算浮動軸 選擇緩沖器 端梁的設計： 焊縫的計算，選擇合適的焊接方法， 端梁端部上翼緣焊縫， 驗算下蓋板翼
25、緣焊縫的剪應力， 設計端梁接頭 計算腹板和下蓋板螺栓受力 計算校核螺栓和焊縫的強度 設計焊接工藝 十噸位橋式起重機大車運行機構設計 5 2 2 大車運行機構的設計大車運行機構的設計 2.1 設計的基本原則和要求設計的基本原則和要求 大車運行機構的設計通常和橋架的設計一起考慮，兩者的設計工作要交叉進行，一 般的設計步驟： 1）確定橋架結構的形式和大車運行機構的傳方式 2）布置橋架的結構尺寸 3）安排大車運行機構的具體位置和尺寸 4）綜合考慮二者的關系和完成部分的設計 對大車運行機構設計的基本要求是： 1）機構要緊湊，重量要輕 2）和橋架配合要合適，這樣橋架設計容易，機構好布置 3）盡量減輕主梁的
26、扭轉載荷，不影響橋架剛度 4）維修檢修方便，機構布置合理 2.1.1 機構傳動方案機構傳動方案 大車機構傳動方案，基本分為兩類：主要分為集中驅動和分別驅動。 集中驅動又分為高速和低速兩種。高速集中驅動的大車運行機構，由電動機通過制 動輪與聯(lián)軸器、傳動軸直接連接，減速器安裝在主梁走臺的兩端。采用這種運行機構傳 動方案的傳動軸轉速較高，傳遞轉矩小，而傳動軸和軸系零件尺寸也較小、傳動機構的 重量輕。低速集中驅動的大車運行機構，由電機通過制動輪直接與減速器聯(lián)接，減速器 安裝在主梁走臺的中間。采用這種傳動方案傳動軸轉速低，比較安全，但傳動軸轉矩大， 因而一些零件的尺寸較大，使得整個機構較重。 分別驅動是
27、在橋式起重機上裝兩套相同，但互不相連的驅動裝置。其特點是省去了 傳動軸而使運行機構自重減輕，由于分組性能好，使得安裝和維護保養(yǎng)都很方便。 分別傳動和集中傳動，橋式起重機常用的跨度（10.5-32M）范圍均可用分別傳動的 方案本設計采用分別傳動的方案。 2.1.2 大車運行機構具體布置的主要問題大車運行機構具體布置的主要問題： （1）聯(lián)軸器的選擇 （2）軸承位置的安排 （3）軸長度的確定 這三著是互相聯(lián)系的。在具體布置大車運行機構的零部件時應該注意以幾點： （1）因為大車運行機構要安裝在起重機橋架上，橋架的運行速度很高，而且受載之后 向下?lián)锨?，機構零部件在橋架上的安裝可能不十分準確，所以如果單從
28、保持機構的運動 性能和補償安裝的不準確性著眼，凡是靠近電動機、減速器和車輪的軸，最好都用浮動 軸。 （2）為了減少主梁的扭轉載荷，應該使機構零件盡量靠近主梁而遠離走臺欄桿；盡量 靠近端梁，使端梁能直接支撐一部分零部件的重量。 （3）對于分別傳動的大車運行機構應該參考現(xiàn)有的資料，在浮動軸有足夠的長度的條 無錫太湖學院學士學位論文 6 件下，使安裝運行機構的平臺減小，占用橋架的一個節(jié)間到兩個節(jié)間的長度，總之考慮 到橋架的設計和制造方便。 （4）制動器要安裝在靠近電動機，使浮動軸可以在運行機構制動時發(fā)揮吸收沖擊動能的 作用。 2.2 大車運行機構的計算大車運行機構的計算 已知數(shù)據： 起重機的起重量
29、Q=10T， 橋架跨度 L=22.5m， 大車運行速度 Vdc=43.8m/min，工作類型為中級，機構運行持續(xù)率為 JC%=25， 起重機的估計重量 G=168KN，小車的重量為 Gxc=40KN，橋架采用箱形結構。 計算過程如下： 2.2.1 確定機構的傳動方案確定機構的傳動方案 本起重機采用分別傳動的方案如圖 2.1 1電動機 2制動器 3高速浮動軸 4聯(lián)軸器 5減速器 6聯(lián)軸器 7 低速浮動軸 8聯(lián) 軸器 9車輪 圖 2.1 大車運行機構 2.2.2 選擇車輪與軌道，并驗算其強度選擇車輪與軌道，并驗算其強度 按照如圖所示的重量分布，計算大車的最大輪壓和最小輪壓： 滿載時的最大輪壓： P
30、max = L eLQ 2 Gxc 4 Gxc-G （2.1） = 5 .22 5 . 1 5 . 22 2 40100 4 40-168 =95.6KN 空載時最大輪壓： Pmax= L eL 2 Gxc 4 Gxc-G 十噸位橋式起重機大車運行機構設計 7 = 5 .22 5 . 1 5 . 22 2 40 4 40-168 =50.2KN 空載時最小輪壓： Pmin = L e 2 Gxc 4 Gxc-G （2.2） = 5 .22 5 . 1 2 40 4 40-168 =33.8KN 式中的 e 為主鉤中心線離端梁的中心線的最小距離 e=1.5m 載荷率：Q/G=100/168=0.
31、595 由1表 19-6 選擇車輪：當運行速度為 Vdc=30-60m/min，Q/G=0.595 時工作類型為中 級時，車輪直徑 Dc=500mm，軌道為 P38 的許用輪壓為 150KN，故可用。 （1）疲勞強度的計算 疲勞強度計算時的等效載荷： Qd=2Q=0.6*100000=60000N 式中 2等效系數(shù)，由1表 4-8 查得 2=0.6 車論的計算輪壓： Pj= KCI r Pd （2.3） =1.050.8977450 =72380N 式中：Pd車輪的等效輪壓 Pd = L LQd5 . 1 2 Gxc 4 Gxc-G = 5 . 22 5 . 1 5 . 22 2 4060 4
32、 40-168 =77450N r載荷變化系數(shù)，查1表 19-2，當 Qd/G=0.357 時，r=0.89，Kc1沖擊系數(shù)， 查1表 19-1。第一種載荷當運行速度為 V=1.5m/s 時，Kc1=1.05 根據點接觸情況計算疲勞接觸應力： j=4000 3 2 12 rDc Pj （2.4） =40003 2 30 1 50 2 72380 無錫太湖學院學士學位論文 8 =13555Kg/cm2 j =135550N/cm2 式中 r軌頂弧形半徑，由3附錄 22 查得 r=300mm，對于車輪材料 ZG55II，當 HB320 時，jd =160000-200000N/cm2，因此滿足疲勞
33、強度計算。 （2）強度校核 最大輪壓的計算： Pjmax=KcIIPmax （2.5） =1.195600 =105160N 式中 KcII沖擊系數(shù)，由3表 2-7 第 II 類載荷 KcII=1.1 按點接觸情況進行強度校核的接觸應力：4 jmax= 3 2 12 max rDc Pj （2.6） =3 2 30 1 50 2 105160 =15353Kg/cm2 jmax =153530N/cm2 車輪采用 ZG55II，查1表 19-3 得，HB320 時， j=240000-300000N/cm2， jmax N,故所選減速器功率合適。 2.2.10 驗算啟動不打滑條件驗算啟動不打滑
34、條件 由于起重機室內使用,故坡度阻力及風阻力不考慮在內.以下按三種情況計算. （1）兩臺電動機空載時同時驅動： n=nz 2 ) 2 ( 60 12 / 1 c q dc D kp d kp t v g G fp （2.18） 式中 p1= / max / min pp =33.8+50.2=84KN主動輪輪壓 p2= p1=84KN從動輪輪壓 f=0.2粘著系數(shù)(室內工作) nz防止打滑的安全系數(shù).nz1.051.2 n = 2 5 . 0 0006 . 0 10845 . 1) 2 14 . 0 02 . 0 0006. 0 (1084 7 . 560 56.88 10 1010 8 .
35、16 2 . 01084 33 3 3 =2.97 nnz,故兩臺電動機空載啟動不會打滑 （2）事故狀態(tài) 當只有一個驅動裝置工作,而無載小車位于工作著的驅動裝置這一邊時,則 n=nz 2 ) 2 ( 60 12 / 1 c q dc D kp d kp t v g G fp 式中 p1=50.2KN主動輪輪壓 / max p p2=2+ / min p / max p =233.8+50.2=117.8KN從動輪輪壓 一臺電動機工作時空載啟動時間 / q t 十噸位橋式起重機大車運行機構設計 13 = / q t 24 . 4 375 705 95 . 0 5 . 12 5 . 016800
36、645 . 0 15 . 1 2 2 =13.47 s n= =2.94 2 5 . 0 0006 . 0 2 . 505 . 1 )07 . 0 02 . 0 0006. 0 ( 8 .117 47.1360 56.88 10 168 2 . 0 2 . 50 nnz,故不打滑. （3）事故狀態(tài) 當只有一個驅動裝置工作,而無載小車遠離工作著的驅動裝置這一邊時,則 n=nz 2 ) 2 ( 60 12 / 1 c q dc D kp d kp t v g G fp 式中 P1=33.8KN主動輪輪壓 / min P P2 =2=33.8+2*50.2=134.2KN從動輪輪壓 / min p
37、/ max p = 13.47 S 與第(2)種工況相同 / q t n= 2 5 . 0 0006. 0 8 . 335 . 1 ) 2 14. 0 02. 00006. 0 ( 2 .134 47.1360 56.88 10 168 2 . 0 8 . 33 =1.89 故也不會打滑 結論:根據上述不打滑驗算結果可知,三種工況均不會打滑 2.2.11 選擇制動器選擇制動器 由1中所述,取制動時間 tz=5s 按空載計算動力矩,令 Q=0,得: Mz= 2 0 2 1 21/ )( *375 1 i GD GDmc t n M m C z j （2.19） 式中 / 0 min / 2 )(
38、 i Dpp M cmp j = 5 .122 95 . 0 5 . 01344336 無錫太湖學院學士學位論文 14 =-19.2Nm Pp=0.002G=1680000.002=336N Pmin=G 2 1 ) 2 ( c D d =1344N 2 5 . 0 ) 2 14 . 0 02 . 0 0006 . 0 (168000 M=2制動器臺數(shù).兩套驅動裝置工作 Mz= 95. 0 5 .12 5 . 0168000 645. 015 . 1 2 5375 705 2 . 19 2 1 2 2 =41.2 Nm 現(xiàn)選用兩臺 YWZ-200/25 的制動器，查1表 18-10 其制動力矩
39、 M=200 Nm，為避免 打滑，使用時將其制動力矩調制 3.5 Nm 以下。 2.2.12 選擇聯(lián)軸器選擇聯(lián)軸器 根據傳動方案,每套機構的高速軸和低速軸都采用浮動軸. （1）機構高速軸上的計算扭矩： =110.61.4=154.8 Nm / js M IIn M （2.20） 式中 MI連軸器的等效力矩. MI=255.3=110.6 Nm el M 1 等效系數(shù) 取=2 查2表 2-7 1 1 Mel=9.75*=55.3 Nm 705 4000 由2表 33-20 查的:電動機 Y160M1-8,軸端為圓柱形,d1=48mm,L=110mm;由219-5 查 得 ZLZ-160-12.5
40、-iv 的減速器,高速軸端為 d=32mm,l=58mm,故在靠電機端從由表2選聯(lián)軸 器 ZLL2（浮動軸端 d=40mm;MI=630Nm,(Gd2ZL=0.063Kgm,重量 G=12.6Kg） ；在靠 近減速器端，由2選用兩個聯(lián)軸器 ZLD，在靠近減速器端浮動軸端直徑為 d=32mm;MI =630 Nm, (Gd2)L=0.015Kgm, 重量 G=8.6Kg. 高速軸上轉動零件的飛輪矩之和為： (Gd2)ZL+(Gd2)L=0.063+0.015=0.078 Kgm 與原估算的基本相符，故不需要再算。 （2）低速軸的計算扭矩： 0 iMM jsjs 十噸位橋式起重機大車運行機構設計
41、15 =154.815.750.95=2316.2 Nm 2.2.13 浮動軸的驗算浮動軸的驗算 （1）疲勞強度的計算 低速浮動軸的等效力矩： MI=1Meli =1.455.312.50.95=919.4Nm 式中 1等效系數(shù)，由2表 2-7 查得 1=1.4 由上節(jié)已取得浮動軸端直徑 D=40mm，故其扭轉應力為： N/cm2 2128 62 . 0 91940 3 W MI n （2.21） 由于浮動軸載荷變化為循環(huán)（因為浮動軸在運行過程中正反轉矩相同），所以許用 扭轉應力為： 4 . 192 . 1 132001 1 1 I k nk （2.22） =4910 N/cm2 式中，材料用
42、 45 號鋼，取b=60000 N/cm2; s=30000N/cm2,則- 1=0.22b=0.2260000=13200N/cm2；s=0.6s=0.630000=18000N/cm2 K=KxKm=1.61.2=1.92 考慮零件的幾何形狀表面狀況的應力集中系數(shù) Kx=1.6，Km=1.2，nI=1.4安全系 數(shù)，由2表 2-21 查得n-1k 故疲勞強度驗算通過。 （2）靜強度的計算 計算強度扭矩： Mmax=2MelI （2.23） =2.555.312.50.95=1641.7 Nm 式中 2動力系數(shù)，查2表 2-5 的 2=2.5 扭轉應力： =3800N/cm2 3 62 .
43、0 164170 W MII 許用扭轉剪應力： 無錫太湖學院學士學位論文 16 N/cm2 12860 4 . 1 18000 II S II n II,故強度驗算通過。 高速軸所受扭矩雖比低速軸小，但強度還是足夠，故高速軸驗算省去。 2.2.14 緩沖器的選擇緩沖器的選擇 （1）碰撞時起重機的動能 W動= g Gv 2 2 0 （2.24） G帶載起重機的重量 G=168000+1000000.1 =178000N V0碰撞時的瞬時速度，V0=（0.30.7）Vdx g重力加速度取 10m/s2 則 W動= 102 5 . 15 . 0178000 2 22 0 g Gv =5006.25
44、N m （1）緩沖行程內由運行阻力和制動力消耗的功 W阻=（P摩+P制）S 式中 P摩運行阻力，其最小值為 Pmin=Gf0min=1780000.008=1424N f0min最小摩擦阻力系數(shù)可取 f0min=0.008 P制制動器的制動力矩換算到車輪踏面上的力，亦可按最大制動減速度計算 P制 =178000.5=9790N max 制 a g G =0.55 m /s2 max 制 a S緩沖行程取 S=140 mm 因此 W 阻=（1424+9790）0.14=1569.96Nm （3）緩沖器的緩沖容量 一個緩沖器要吸收的能量也就是緩沖器應該具有的緩沖容量為： n W-W 阻動 緩 W
45、十噸位橋式起重機大車運行機構設計 17 （2.25） =5006.25-1569.96 =3436.29Nm 式中 n緩沖器的個數(shù) 取 n=1 由1表 22-3 選擇彈簧緩沖器彈簧 D=120mm，d=30mm 無錫太湖學院學士學位論文 18 3 端梁的設計端梁的設計 3.1 端梁的尺寸的確定端梁的尺寸的確定 3.1.1 端梁的截面尺寸端梁的截面尺寸 （1）端梁截面尺寸的確定： 上蓋板1=10mm, 中部下蓋板1=10 mm 頭部下蓋板2=12mm 按照1表 19-4 直徑為 500mm 的車輪組尺寸，確定端梁蓋板寬度和腹板的高度時， 首先應該配置好支承車輪的截面，其次再確定端梁中間截面的尺寸
46、。配置的結果，車輪 輪緣距上蓋板底面為 25mm;車輪兩側面距離支承處兩下蓋板內邊為 10 mm，因此車輪與 端梁不容易相碰撞；并且端梁中部下蓋板與軌道便的距離為 55 mm。如圖示 3.1 圖 3.1 端梁的截面尺寸 3.1.2 端梁總體的尺寸端梁總體的尺寸 大車輪距的確定：K=（）L=（）22.5=2.063.3m 8 1 5 1 8 1 5 1 取 K=3300 端梁的高度 H0=（0.40.6）H 主取 H0=500 確定端梁的總長度 L=4100 3.2 端梁的計算端梁的計算 （1）計算載荷的確定 設兩根主梁對端梁的作用力 Q(G+P)max 相等，則端梁的最大支反力： RA= K
47、aLxc )2(Q 2 P)(Q max （3.1） 式中 K大車輪距，K=330cm 十噸位橋式起重機大車運行機構設計 19 Lxc小車輪距，Lxc=200cm a2傳動側車輪軸線至主梁中心線的距離，取 a2=70 cm =114237N P)(Q max Q 因此 RA= =117699N 330 )702200(114237 （2）端梁垂直最大彎矩 端梁在主梁支反力作用下產生的最大彎矩為： Q PG)( max Mzmax=RAa1=11769960=7.06106N a1導電側車輪軸線至主梁中心線的距離，a1=60 cm。 （3）端梁的水平最大彎矩 端梁因車輪在側向載荷下產生的最大水平
48、彎矩： =Sa1 Mp max （3.2） 式中：S車輪側向載荷，S=P； 側壓系數(shù)，查得，=0.08； P車輪輪壓，即端梁的支反力 P=RA 因此： =RAa1 Mp max =0.0811769960=564954Ncm 端梁因小車在起動、制動慣性載荷作用下而產生的最大水平彎矩： =a1 Mp max K aLP xcxg )2( 2 （3.3） 式中小車的慣性載荷：= P1=37000/7=5290N PxgPxg 7 1 因此： =327018Ncm Mp max 60 330 )702200(5290 比較和兩值可知，應該取其中較大值進行強度計算。 Mp maxMp max (4)端
49、梁的強度驗算 端梁中間截面對水平重心線 X-X 的截面模數(shù)： 無錫太湖學院學士學位論文 20 hB h Wx ) 3 ( 1 （3.4） =2380.848) 140 3 6 . 048 ( cm 3 端梁中間截面對水平重心線 X-X 的慣性矩： 2 h WI xx （3.5） =2380.8 =59520 2 50 cm 4 端梁中間截面對垂直重心線 Y-Y 的截面模數(shù)： bh B Wy ) 3 ( 1 （3.6） =1154.4 4 . 27)6 . 048 3 140 ( cm 2 端梁中間截面對水平重心線 X-X 的半面積矩： 242 2 1 1 h B hh Sx （3.7） =13
50、25.6 2 148 140126 . 048 cm 3 端梁中間截面的最大彎曲應力： W M y p x z W M max max max （3.8） =2965+489=3454N/cm2 4 . 1154 564954 8 .2380 1006. 7 6 端梁中間截面的剪應力： 2 )( max x x PQ I SQ （3.9） =2120 N/cm2 6 . 0259520 6 .1325114237 端梁支承截面對水平重心線 X-X 的慣性矩、截面模數(shù)及面積矩的計算如下： 首先求水平重心線的位置 十噸位橋式起重機大車運行機構設計 21 水平重心線距上蓋板中線的距離： C1= =5
51、.74 cm 2 . 11126 . 0 7 . 122140 )6 . 0 7 . 125 . 0(2 . 1112)5 . 07 .125 . 0( 7 . 122 . 1 水平重心線距腹板中線的距離： C2=5.74-0.5-0.512.7 =-1.11 cm 水平重心線距下蓋板中線的距離： C3=（12.7+0.5+0.6）-5.74 =8.06cm 端梁支承截面對水平重心線 X-X 的慣性矩： =4013+4015.742+212.730.6+212.70.61.112+2111.23+2111 Ix 0 12 1 12 1 .28.062=3297cm4 端梁支承截面對水平重心線
52、X-X 的最小截面模數(shù)： = Wx 0 Ix 0 2 1 2 3 C （3.10） =3297 6 . 006. 8 1 =406.1 cm3 端梁支承截面水平重心線 X-X 下部半面積矩： =2111.28.06+（8.06-0.6）0.6（8.06-0.6）/2 Sx 0 =229.5 cm3 端梁支承截面附近的彎矩： =RAd=11769914=1647786Ncm Mz 端梁支承截面的彎曲應力： 1 . 406 1647786 0 W M x Z （3.11） =4057.6N/cm2 端梁支承截面的剪應力： 6 . 032972 5 .229117699 0 0 I SR x xA
53、n （3.12） 無錫太湖學院學士學位論文 22 =6827.4 N/cm2 端梁支承截面的合成應力： 22 22 4 . 68273 6 . 40573 （3.13） =12501.5 N/cm2 端梁材料的許用應力： dII=(0.800.85) II =(0.800.85)16000=1280013600 N/cm2 dII=(0.800.85) II = (0.800.85)9500 =76008070 N/cm2 驗算強度結果，所有計算應力均小于材料的許用應力，故端梁的強度滿足要求。 3.3 主要焊縫的計算主要焊縫的計算 3.3.1 端梁端部上翼緣焊縫端梁端部上翼緣焊縫 端梁支承截面
54、上蓋板對水平重心線 X-X 的截面積矩： =4015.74=229.6 cm3 S 1 端梁上蓋板翼緣焊縫的剪應力： 6 . 07 . 032974 6 . 229117699 70 01 2 hIn SR f x A . =4878.8 N/cm2 式中 n1上蓋板翼緣焊縫數(shù)； Hf焊肉的高度，取 hf=0.6 cm 3.3.2 下蓋板翼緣焊縫的剪應力驗算下蓋板翼緣焊縫的剪應力驗算 端梁支承截面下蓋板對水平重心線 X-X 的面積矩： =2121.28.06=232.128 cm3 S 1 端梁下蓋板翼緣焊縫的剪應力： 6 . 07 . 032974 128.232117699 7 . 0 0
55、 2 2 2 hI n SR fx A =4929.8 N/cm2 由1表查得=9500 N/cm2，因此焊縫計算應力滿足要求。 十噸位橋式起重機大車運行機構設計 23 4 端梁接頭的設計端梁接頭的設計 端梁的安裝接頭設計在端梁的中部，根據端梁輪距 K 大小，則端梁有一個安裝接頭。 端梁的街頭的上蓋板和腹板焊有角鋼做的連接法蘭，下蓋板的接頭用連接板和受剪切的 螺栓連接。頂部的角鋼是頂緊的，其連接螺栓基本不受力。同時在下蓋板與連接板鉆孔 是應該同時鉆孔。 如下圖為接頭的安裝圖 圖 4.1 接頭安裝 圖 4.2 接頭安裝 下蓋板與連接板的連接采用 M18 的螺栓，而角鋼與腹板和上蓋板的連接采用 M
56、16 的螺 栓。 4.1 腹板和下蓋板螺栓受力計算腹板和下蓋板螺栓受力計算 （1）腹板最下一排螺栓受力最大，每個螺栓所受的拉力為： 無錫太湖學院學士學位論文 24 N拉= 2 1 22 1 2 1 2 0 2 0 4)(2 5 . 2 )( n i i aabHn d dHn MbH （4.1） = )45115185(4)250500(12 16 18 5 . 2 50012 1006 . 7 )65500( 2222 2 22 7 =12500N （2）下腹板每個螺栓所受的剪力相等，其值為： N剪= 1 2 1 2 0 5 . 2)( N d d bH H （4.2） =12500 16
57、18 5 . 2)65500( 500 2 2 =7200N 式中 n0 下蓋板一端總受剪面數(shù)；n0=12 N剪下蓋板一個螺栓受剪面所受的剪力： N一側腹板受拉螺栓總數(shù)；n=12 d1腹板上連接螺栓的直徑（靜截面） d0下腹板連接螺栓的直徑；d1=16mm H梁高；H=500 mm M連接處的垂直彎矩；M=7.06106 其余的尺寸如圖 4.3 示 十噸位橋式起重機大車運行機構設計 25 圖 4.3 腹板其余尺寸 4.1.2 上蓋板和腹板角鋼的連接焊縫受力計算 （1） 上蓋板角鋼連接焊縫受剪，其值為： Q= 拉 N d d bH Hn bH abHn )(5 . 2 )(2 2 1 2 001
58、 （4.3） =172500N12500 16 18 )65500(5 . 2 50012 65500 25012 2 2 （2）腹板角鋼的連接焊縫同時受拉和受彎，其值分別為： N腹= 拉 N bH abHn )( 1 = =43100N12500 65500 )18565500(6 M腹= 拉 N bH a n i i 2 1 2 2 =2843000Nmm12500 65500 )45115185(2 222 4.2 計算螺栓和焊縫的強度計算螺栓和焊縫的強度 4.2.1 螺栓的強度校核螺栓的強度校核 （1）精制螺栓的許用抗剪承載力： N剪= （4.4） 4 2 dn 剪 = =103007
59、.7N 4 135008 . 114. 33 2 （2）螺栓的許用抗拉承載力 N拉= 4 2 d 無錫太湖學院學士學位論文 26 （4.5） =27129.6N 4 135006 . 114 . 3 2 式中=13500N/cm2 =13500N/cm2 由1表 25-5 查得。由于 N拉N拉 , N剪 N剪 則有所選的螺栓符合強度要求 4.2.2 焊縫的強度校核焊縫的強度校核 （1）對腹板由彎矩 M 產生的焊縫最大剪應力： M=15458.7N/ cm2 I Mb 2 4 . 3952 43284300 式中I) 6 43 7( 2 436 . 0 ) 6 ( 2 22 h l hb =39
60、5.4 焊縫的慣性矩 其余尺寸見圖 4.4 圖 4.4 焊縫其余尺寸 （2）由剪力 Q 產生的焊縫剪應力： Q= bh Q =4427.7N/ cm2 6 . 043 114237 折算剪應力： = 22 QM 22 7 . 4427 7 . 15458 =16079.6 N/ cm2=17000 N/ cm2 由1表 25-3 查得 式中 h焊縫的計算厚度取 h=6mm 3.對上角鋼的焊縫 =211.5 N/ cm2 lh N 26 . 072 8 . 1776 由上計算符合要求。 十噸位橋式起重機大車運行機構設計 27 5 焊接工藝設計焊接工藝設計 對橋式起重機來說，其橋架結構主要是由很多鋼板通過焊接的方法連接在一起，焊 接的工藝的正確與否直接影響橋式起重機的力學性能和壽命。 角焊縫常用的確定焊角高度的方法 圖 5.1 圖 5.1 焊角高度 角焊縫最小厚度為：a0.3max+1，max 為焊接件的較大厚度，但焊縫最小厚度不 小于 4mm，當焊接件的厚度小于 4mm 時，焊縫厚度與焊接件的厚度相同。 角焊縫的厚度還不應該大于較薄焊接件的厚度的 1.2 倍，即: a1.2min 按照以上的計算方法可以確定端梁橋架焊接的焊角高度 a=6mm. 在端梁橋架連接過程中均采用手工電弧焊，在焊接的過程中焊縫的布置很關鍵，橋 架的焊縫有很多地方密集交叉在設計時應該避免如圖 5.2
機械畢業(yè)設計（論文）-十噸位橋式起重機大車運行機構設計【全套圖紙】
