桥式起重机毕业设计说明书.doc 67页

'浙江大学毕业设计桥式起重机毕业设计说明书67 浙江大学毕业设计第一章绪论1.1概述桥架在高架轨道上运行的一种桥架型起重机，又称天车。桥式起重机的桥架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行，起重小车沿铺设在桥架上的轨道横向运行，构成一矩形的工作范围，就可以充分利用桥架下面的空间吊运物料，不受地面设备的阻碍。这种起重机广泛用在室内外仓库、厂房、码头和露天贮料场等处。构成桥式起重机的主要金属结构部分是桥架，它横架在车间两侧吊车梁的轨道上，并沿轨道前后运行。除桥架外，还有小车，小车上装有起升机构和运行机构，可以带着吊起的物品沿桥架上的轨道左右运行。于是桥架的前后运行和小车的左右运行以及其声机构的起升动作，三者所构成的立体空间范围是桥式起重机吊运物品的服务空间。通用桥式起重机，一般都是三个机构：即起升机构（起重量大的有主副两套起升机构），小车运行机构和打车运行机构。按照正常工作程序，从起吊动作开始，先开动起升机构，空钓下降，吊起物品上升到一定高度，然后开动小车运行机构和大车运行机构到制定位置停止；再开动起升机构降下物品，然后空钓回升到一定高度，开动小车运行机构和大车运行机构使起重机原来位置，准备第二次吊运工作。每运送一次物品，就要重复一次上述的过程，这个过程通常称为一个工作周期。在一个工作周期内，各个机构不是同时工作的。有时这个机构工作，别的机构停歇，但每个机构都要至少做一次正向运转和一次反向运转。由于具有这样的工作特征，所以起重机械是一种周期性间歇工作的机械。从上述桥式起重机的情况来看。起重机械是由机械，金属结构和电气三部分组成。机械方面是指起升，运行，变幅和旋转等机构，但不是在所有的起重机械中都具有这些机构，而是根据工作的需要，有多有少，但不论如何，起升机构是必不可少的；金属结构是构成起升机械的躯体，是安装各机构和支托它们全部重量的主体部分。电气是起重机械动作的能源，各机构是单独驱动的。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，其额定起重量从几吨到几百吨。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。1.2桥式起重机发展概述我国加入WTO以来，起重机械行业面临更加激烈的市场竞争。桥式起重机由机械部分、金属结构和电气部分组成，广泛地应用在室内外仓库、厂房、码头和露天贮料场等处。67 浙江大学毕业设计1.2.1国外桥式起重机发展动向当前，国外桥式起重机发展有四大特征：1.简化设备结构，减轻自重，降低生产成本法国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，适应于中、小吨位的起重机。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要求，简化小车架结构，减轻自重。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。2.更新零部件，提高整机性能法国Patain公司采用窄偏轨箱形梁作主梁，其高、宽比为4～3.5左右，大筋板间距为梁高的2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。3.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之增大。4.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，把起重运输机械有机的结合在一起，构成先进的机械化运输系统。1.2.2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5～50t通用桥式起重机中采用半偏轨的主梁结构。与正轨箱形相比，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进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，外观美观，安装维修方便。遥控起重机的需要量随着生产发展页越来越大，宝钢在考察国外钢厂起重机之后，提出大力发展遥控起重机的建议，以提高安全性，减少劳动力。3.向大型化发展67 浙江大学毕业设计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1200t桥式起重机和2000t大型塔式起重机。1.3桥式起重机设计目的，设计任务，设计要求和设计参数1.3.1设计目的桥式起重机毕业设计是在学完全部课程之后的一个重要教学环节。其目的在于通过桥式起重机设计，使学生在拟订传动结构方案、结构设计和装配、制造工艺以及零件设计计算、机械制图和编写技术文件等方面得到综合训练；并对已经学过的基本知识、基本理论和基本技能进行综合运用。从而培养学生具有结构分析和结构设计的初步能力；使学生树立正确的设计思想、理论联系实际和实事求是的工作作风。1.3.2、设计任务：1.起重机总体方案设计2.起重小车总体设计3.卷筒组、动滑轮组、负荷限制器、排绳装置、吊梁、机架、吊钩组、起重小车主动车轮组、起重大车主动车轮组、定滑轮组、桥架主梁的技术设计。4.卷筒、轴、车轮、滑轮、吊钩等零件图设计。5.对关键零件进行三维建模和有限元分析。1.3.3、设计要求桥式起重机设计是由设计图纸和设计计算说明书两部分内容组成，具体要求如下：1.部件装配图：部件装配图要完整的表示部件的构造、原理，每个零件的功用、位置、形状、尺寸及相互连接方法、运动关系及配合性质。部件装配图的方案、结构设计合理，图面清晰整洁，尺寸标注正确，符合国家标准。在装配图上，应注明主要轮廓、定位及配合尺寸。注出标准件、外购件和另部件的序号及名细表。2.零件工作图：零件工作图是制造和检验零件的基本依据，应正确地表达出零件的形状、大小和构造。在图纸上完整地注出尺寸、公差、表面粗糙度及技术条件等，绘制零件图要符合有关标准。3.设计计算说明书67 浙江大学毕业设计说明书包括以下几方面内容：1）桥式起重机的用途、性能及特点；2）桥式起重机小车总体设计；3）起升机构设计及计算；4）运行机构设计及计算；5）起升机构主卷筒的设计计算；6）吊钩组和动滑轮组的设计计算；7）小车重心及轮压计算；8）参考文献。设计计算说明书是设计的主要依据，要有统一的规格和书写格式，论述要论据充分，字迹要工整，叙述要有条理。说明书中所用公式应注明引用的参考文献，并注明代号意义和单位。单位均采用国际单位制，计算结果应准确无误。具体要求按照学院的文件规定执行。1.3.4设计参数起重量：主起升50吨，副起升10吨；起升速度：主起升7.8m/min,副起升13.2m/min;起升高度:主起升12m,副起升16m;运行速度：小车38.5m/min，大车74.5m/min;跨度16.5m;工作级别M5.1.4本章小结本章主要简要介绍了桥式起重机的工作过程和桥式起重机的主要结构组成，以及桥式起重机国内外的发展动态，大概阐述了本次设计的设计目的，设计任务以及设计要求等。67 浙江大学毕业设计第二章小车起升机构设计2.1钢丝绳钢丝绳挠性好,承载能力大,传动无噪音,因绳股中钢丝断裂是逐渐产生的,一般不会发生整根钢丝绳突然断裂,故工作较为可靠,应用比较广泛。起重机使用圆形截面的钢丝绳。绳股的截面也是圆形截面。钢丝绳有多种构造形式，一般优先选用线接触钢丝绳，在有腐蚀性的环境中工作时，应采用渡锌钢丝绳。钢丝绳的选择包括钢丝绳结构型式的选择和钢丝绳直径的确定。2.1.1主起升钢丝绳1.钢丝绳型式确定根据钢丝绳的构造特点，再结合起重机的使用条件和要求（如挠性，耐磨性，抗高温辐射，抗横向压力和防腐性等）。从参考文献2表2-2中选择适合本次设计的起重机的钢丝绳6W(19).2.钢丝绳直径的确定钢丝绳的钢丝在工作中的受力情况是复杂的。它在工作是承受拉伸，弯曲，挤压和扭转等作用。由此产生应力的大小，处与钢丝绳张力大小有关外，还与钢丝绳和股的数目，的计算方法。因此，为了简化计算，只根据静载荷按实用计算法选择钢丝绳。根据要求选定了实用的钢丝绳型式后，应按钢丝绳所受的最大静张力和钢丝绳的抗拉破坏强度来确定钢丝绳直径d。即式中——钢丝绳工作时所受的最大张力（N），Q——所起升的最大物品重量（N）G0——取物装置的重量（N），——滑轮组型式的系数，当为单滑轮组时，；当为双滑轮组时，——滑轮组的倍率。——滑轮组的效率，由参考文献2表2-1可以查得。——钢丝绳破断拉力换算系数，由参考文献2表2-3查得。Sb——钢丝绳规范中钢丝绳破断拉力的总和（N）n——安全系数，由参考文献2表2-4查得。67 浙江大学毕业设计从而可计算出Sb约为故由参考文献1表3-1-11查得选取钢丝绳公称抗拉强度，钢丝绳的直径为38mm，2.1.副起升钢丝绳1.钢丝绳型式确定根据钢丝绳的构造特点，再结合起重机的使用条件和要求（如挠性，耐磨性，抗高温辐射，抗横向压力和防腐性等）。从参考文献2表2-2中选择适合本次设计的起重机的钢丝绳6W(19).2.钢丝绳直径的确定钢丝绳的钢丝在工作中的受力情况是复杂的。它在工作是承受拉伸，弯曲，挤压和扭转等作用。由此产生应力的大小，处与钢丝绳张力大小有关外，还与钢丝绳和股的数目，绕捻方法，螺旋角大小，钢丝间的接触情况以及绳芯的材料等有关，迄今还没有一种精确的计算方法。因此，为了简化计算，只根据静载荷按实用计算法选择钢丝绳。根据要求选定了实用的钢丝绳型式后，应按钢丝绳所受的最大静张力和钢丝绳的抗拉破坏强度来确定钢丝绳直径d。即式中——钢丝绳工作时所受的最大张力（N），Q——所起升的最大物品重量（N）G0——取物装置的重量（N），——滑轮组型式的系数，当为单滑轮组时，；当为双滑轮组时，——滑轮组的倍率。——滑轮组的效率，由参考文献2表2-1可以查得。——钢丝绳破断拉力换算系数，由参考文献2表2-3查得。Sb——钢丝绳规范中钢丝绳破断拉力的总和（N）n——安全系数，由参考文献2表2-4查得。从而可计算出Sb约为故由参考文献1表3-1-11查得选取钢丝公称抗拉强度，绳钢丝绳的直径为21.5mm，2.2滑轮组由钢丝绳依次绕过若干动滑轮和定滑轮而组成的装置称为滑轮组。根据滑轮组的功能分为省力滑轮组和增速滑轮组。67 浙江大学毕业设计滑轮用以支撑钢丝绳，并能改变钢丝绳的走向，平衡钢丝绳分支的拉力，组成滑轮组，达到省力或增速的目的。2.2.1主起升滑轮组1.滑轮型式的确定滑轮大多装在滚动轴承上。用尼龙或其他聚合材料制作的滑动轴承，也开始在起重机的滑轮上使用。钢丝绳出入滑轮绳槽的偏角过大时（>50），绳槽侧壁将受到较大横向力作用，容易是槽口损坏，是钢丝绳脱槽。为了减少钢丝绳的磨损，在滑轮绳槽中可用铝或聚酰胺作为衬垫材料，但这会使滑轮构造复杂，只有当钢丝绳很长，在技术和经济上对钢丝绳寿命有特殊要求时，才推荐使用。一般选用铸造滑轮。2.滑轮尺寸确定滑轮的主要尺寸是滑轮直径D，轮毂宽度B和绳槽尺寸。起重机常用铸造滑轮，其结构尺寸已经标准化（ZBJ80006.1-87）.滑轮尺寸可按钢丝绳直径进行选择。Ⅰ.工作滑轮直径D0取式中D0——按钢丝绳中心计算滑轮直径（mm）d——钢丝绳直径（mm）e——轮绳直径比系数，与机构工作级别和钢丝绳结构有关，由参考文献1表3-2-1选得e=20Ⅱ轮毂的宽度通常，B=（1.5~1.8）d0=85式中d0——滑轮轴径(mm)Ⅲ滑轮绳槽尺寸铸造滑轮按“起重机用铸造滑轮绳槽断面”（ZBJ80006.1-87）选用。由参考文献1表3-2-2查得具体尺寸：2.2.2副起升滑轮组1.滑轮型式的确定滑轮大多装在滚动轴承上。用尼龙或其他聚合材料制作的滑动轴承，也开始在起重机的滑轮上使用。钢丝绳出入滑轮绳槽的偏角过大时（>5067 浙江大学毕业设计），绳槽侧壁将受到较大横向力作用，容易是槽口损坏，是钢丝绳脱槽。为了减少钢丝绳的磨损，在滑轮绳槽中可用铝或聚酰胺作为衬垫材料，但这会使滑轮构造复杂，只有当钢丝绳很长，在技术和经济上对钢丝绳寿命有特殊要求时，才推荐使用。一般选用铸造滑轮。2.滑轮尺寸确定滑轮的主要尺寸是滑轮直径D，轮毂宽度B和绳槽尺寸。起重机常用铸造滑轮，其结构尺寸已经标准化（ZBJ80006.1-87）.滑轮尺寸可按钢丝绳直径进行选择。Ⅰ.工作滑轮直径D0式中D0——按钢丝绳中心计算滑轮直径（mm）d——钢丝绳直径（mm）e——轮绳直径比系数，与机构工作级别和钢丝绳结构有关，由参考文献1表3-2-1选得e=20Ⅱ轮毂的宽度通常，B=（1.5~1.8）d0=50式中d0——滑轮轴径(mm)Ⅲ滑轮绳槽尺寸铸造滑轮按“起重机用铸造滑轮绳槽断面”（ZBJ80006.1-87）选用。由参考文献1表3-2-2查得具体尺寸：2.3卷筒2.3.1主起升卷筒1.卷筒的构造起重机中主要采用圆柱形卷筒。在大多数情况下，绳索在卷筒上只绕一层，只有在起升高度很大，而卷筒长度又受到限制时才采用多层绕卷筒。多层绕的主要缺点是内层钢丝绳受到外侧钢丝绳的挤压，将会降低绳索的使用寿命。此外，当绳索张力不变时，卷筒的载荷力矩将随着卷筒上绳索层数不同而变化，因而使载荷力矩不稳定。可见本次设计选用单层绕卷筒。67 浙江大学毕业设计绳索卷筒的表面有光面和螺旋槽的两种。光面的多用作多层卷绕钢丝绳的卷筒，其构造比较简单，绳索按螺旋形紧密排列在卷筒表面上，绳圈的节距等于绳索的直径。由于绳索和卷筒表面之间的单位压力较大，且相邻绳圈在工作时有摩擦，使钢丝绳表面的钢丝磨损加快，降低钢丝绳的使用寿命。单层钢丝绳卷筒上车有螺旋槽，绳圈依次卷绕在槽内，使绳索与卷筒接触面积增大，从而降低单位压力；此外，绳槽的节距大于绳索的直径，绳圈之间有一定的间隙，工作时不会彼此摩擦，可以延长钢丝绳的寿命。故我们应该选用螺旋槽绳索卷筒。螺旋槽有钱槽（标准槽）和深槽两种。一般情况下选用标准槽，因其节距比深槽的短，所以绳槽圈数相同时，标准槽的卷筒工作长度比深槽的短。用于单联滑轮组的卷筒采用单螺旋槽（常用右旋槽）；用于双联滑轮组的卷筒则采用双螺旋槽（一边左旋，一边右旋）。起升机构工作时，钢丝绳在卷筒上绕入或放出，由一端移至另一端，通常都要放生偏斜，此偏斜角不能太大，否则钢丝绳会碰擦钢丝绳槽侧边或邻侧钢丝绳，致使钢丝绳擦伤甚至发生跳槽，因此，设计时应控制钢丝绳最大偏斜角。根据使用经验,单层卷绕时，一般控制，对于大起重量起重机，由于钢丝绳直径大，僵性也大，其偏斜角应控制得小些，可取。对于光面卷筒或多层卷绕时，取。可见本次设计应。2.卷筒的计算（1）卷筒的材料一般用于不低于HT20—40的铸铁，特殊需要的可用ZG25Ⅱ,ZG35Ⅱ铸钢。铸钢据昂同由于成本高，并且限于铸造工艺，壁厚并不能减少很多，因而很少采用。主要卷筒可以采用球墨铸铁。大型卷筒多用A3，16Mn钢板卷成筒形焊接而成，焊接卷筒适应于单件生产，可以降低自重。（2）卷筒的直径卷筒的名义直径D和滑轮一样，也是从绳槽底部度量的。式中D——卷筒的名义直径，即槽底直径（mm）d——钢丝绳直径，即其外接圆直径（mm）e——轮绳直径比，由参考文献2表2-4查得e=18（3）卷筒槽计算绳槽半径：R=（0.54～0.6）d=20.52～22.8mm；取R=21mm绳槽深度（标准槽）：=（0.25～0.4）d=9.5～15.2mm；取绳槽节距：t=d+（2～4）=40～42mm取t=41卷筒名义直径：（4）卷筒的长度及其强度验算卷筒的总长度：67 浙江大学毕业设计式中——最大起升高度，＝12m；——附加安全圈数，n>1.5，取n=3；t——绳槽节距，t=41mm；——卷筒的计算直径（按缠绕钢丝绳的中心计算）,取=2m，卷筒材料初步采用HT200灰铸铁GB/T9439-1988，抗拉强度极限，抗压其壁厚可按经验公式确定δ=0.02D+（6～10）=18.92～22.92mm，取δ=22mm。卷筒壁的压应力演算：许用压应力，，故强度足够。(5）卷筒转速=r/min2.3.2副起升卷筒1.卷筒的计算（1）卷筒的材料一般用于不低于HT20—40的铸铁，特殊需要的可用ZG25Ⅱ,ZG35Ⅱ铸钢。铸钢据昂同由于成本高，并且限于铸造工艺，壁厚并不能减少很多，因而很少采用。主要卷筒可以采用球墨铸铁。大型卷筒多用A3，16Mn钢板卷成筒形焊接而成，焊接卷筒适应于单件生产，可以降低自重。（2）卷筒的直径卷筒的名义直径D和滑轮一样，也是从绳槽底部度量的。式中D——卷筒的名义直径，即槽底直径（mm）d——钢丝绳直径，即其外接圆直径（mm）e—轮绳直径比，由参考文献2表2-4查得e=25(3)卷筒槽计算绳槽半径：R=（0.54～0.6）d=11.61～12.9mm；取R=12mm67 浙江大学毕业设计绳槽深度（标准槽）：=（0.25～0.4）d=5.375～8.6mm；取绳槽节距：t=d+（2～4）=23.5～25.5mm取t=24卷筒名义直径：3)确定卷筒长度并验算起强度卷筒的总长度：式中——最大起升高度，＝16m；——附加安全圈数，n>1.5，取n=3；t——绳槽节距，t=24mm；——卷筒的计算直径（按缠绕钢丝绳的中心计算）,取=1.4m，卷筒材料初步采用HT200灰铸铁GB/T9439-1988，抗拉强度极限，抗压其壁厚可按经验公式确定δ=0.02D+（6～10）=16.8～20.8mm，取δ=18mm。卷筒壁的压应力演算：许用压应力，，故强度足够。(4）卷筒转速=r/min67 浙江大学毕业设计2.4取物装置吊钩组是起重机上应用最广泛的一种取物装置，它由吊钩、吊钩螺母、推力轴承、吊钩横梁、滑轮、滑轮轴承、吊钩拉板等零件组成。为了保证起重机械能够顺利地进行工作，取物装置应满足以下要求：工作可靠；装卸物品快；自重小；装卸物品时占用人力少；构造简单和制造成本低等。根据各企业生产要求的不同和所要搬运物品的多样性，现有的取物装置大体上可分为通用和专用两种。2.41取物装置的设计方案的确定吊钩有单钩，双钩，C钩，片式钩等类型。单钩多用于中小起重量的起重机械。双钩受力条件较好，钩体材料能充分利用，用于起重量较大的起重机械。C型钩常用于船舶装卸，上部突出可防止起升时挂住舱口。由于本次设计所起升的重量分别是50吨和10吨，重量不是很重。故可选用单钩。吊钩吊身的截面形状有圆形，矩形，梯形，T形等，我们也可选用吊钩的T形截面。图2-1单钩计算简图67 浙江大学毕业设计吊钩常用模具锻造，钩的头部具有直柄开有螺纹。为防止系物绳自动脱钩，还可以在吊钩上加装安全闭锁装置2.5取物装置相关设计计算2.5.1主吊钩1.主要尺寸式中Qe——额定起重量（t）2.钩体弯曲部分强度Ⅰ根据图2-2吊钩的受力情况来看，弯曲部分受有弯曲，拉伸和剪切三种应力。1-2截面除受最大弯矩Mw外，还收Q力的拉伸作用。在1-2截面上的最大应力发生在内侧纤维1处，即x=-e1处，因此点1处的应力为：式中计算载荷图2-2四分支绳受力简图计算截面的面积系数k=0.1；其中;;根据参考文献[1]表3-4-1选择强度等级为P的吊钩材料，则的则,，1-2截面强度验算通过。Ⅱ3-4截面有以下两种危险情况分别验算其强度：（ⅰ67 浙江大学毕业设计）垂直系物绳将物品重量Q悬挂在吊钩时，这时3-4截面上没有拉伸和弯曲应力（），只有平均剪切应力，其值为：（ⅱ）四分支倾斜的系物绳将物品重量Q悬挂在吊钩上时，绳分支对垂线如倾斜角为（一般为450）.这时Q沿着倾斜绳索可在吊钩上导致分解为两个力Q1其值为：为了便于计算应力，将Q1再分解为水平分力Q2和垂直分力Q3：；Q2对3-4截面将产生拉伸和弯曲的合成应力，即Q3对3-4截面产生的平均剪切应力为：根据能量强度理论，3-4截面的最大合成应力为：，3-4截面强度验算通过。为了考虑3-4截面内有最大剪切力作用，并在工作过程中受到较大的磨损，所以一般都取它的尺寸与1-2截面的相同。3.钩体的其他尺寸根据参考文献[1]表3-4-2，由所需起升的重量Qe，钩体的强度等级P和吊钩工作级别M5，查的所选钩号为50.即可根据参考文献1表3-4-3，查的吊钩所需用的材料为DG20Mn。根据参考文献[1]表3-4-8，查的钩体其他尺寸（单位；mm）（如图2-3）：图2-3主吊钩具体尺寸图4．确定吊钩螺母尺寸轴颈螺纹处拉伸应力：最小直径67 浙江大学毕业设计查《机械零件手册》取M110。确定吊钩螺母最小工作高度：H=0.8=88mm,考虑设置放松螺栓，实际取H=90mm。螺母外径D=(1.8～2)=162～176mm。取5.止推轴承的选择由于轴承在工作过程中很少转动，故可根据额定静负荷来确定。由《机械设计课程设计手册》表6-8，选择滚动轴承51424（GB/T301-1995），额定静负荷，动负荷系数。轴承当量静负荷：所以安全.67 浙江大学毕业设计图2-3主吊钩尺寸2.5.2副吊钩1.主要尺寸式中Qe——额定起重量（t）2.钩体弯曲部分强度67 浙江大学毕业设计Ⅰ根据图吊钩的受力情况来看，弯曲部分受有弯曲，拉伸和剪切三种应力。1-2截面除受最大弯矩Mw外，还收Q力的拉伸作用。在1-2截面上的最大应力发生在内侧纤维1处，即x=-e1处，因此点1处的应力为：式中计算载荷计算截面的面积系数k=0.1；其中;;根据参考文献1表3-4-1选择强度等级为P的吊钩材料，则的则,，1-2截面强度验算通过。Ⅱ3-4截面有以下两种危险情况分别验算其强度：（ⅰ）垂直系物绳将物品重量Q悬挂在吊钩时，这时3-4截面上没有拉伸和弯曲应力（），只有平均剪切应力，其值为：（ⅱ）四分支倾斜的系物绳将物品重量Q悬挂在吊钩上时，绳分支对垂线如倾斜角为（一般为450）.这时Q沿着倾斜绳索可在吊钩上导致分解为两个力Q1其值为：为了便于计算应力，将Q1再分解为水平分力Q2和垂直分力Q3：；Q2对3-4截面将产生拉伸和弯曲的合成应力，即Q3对3-4截面产生的平均剪切应力为：67 浙江大学毕业设计图2-4副吊钩尺寸根据能量强度理论，3-4截面的最大合成应力为：，3-4截面强度验算通过。为了考虑3-4截面内有最大剪切力作用，并在工作过程中受到较大的磨损，所以一般都取它的尺寸与1-2截面的相同。3.钩体的其他尺寸根据参考文献1表3-4-2，由所需起升的重量Qe，钩体的强度等级P和吊钩工作级别M5，查的所选钩号为16.即可根据参考文献1表3-4-3，查的吊钩所需用的材料为DG20Mn。根据参考文献1表3-4-8，查的钩体其他尺寸（单位；mm）（如图2-4）：图2-3主吊钩具体尺寸图4．确定吊钩螺母尺寸轴颈螺纹处拉伸应力：最小直径67 浙江大学毕业设计查《机械零件手册》取M75。确定吊钩螺母最小工作高度：H=0.8=60mm,考虑设置放松螺栓，实际取H=65mm。螺母外径D=(1.8～2)；=117～130mm。5.止推轴承的选择由于轴承在工作过程中很少转动，故可根据额定静负荷来确定。由《机械设计课程设计手册》表6-8，选择滚动轴承51416（GB/T301-1995），额定静负荷，动负荷系数。轴承当量静负荷：所以安全2.6吊钩组其他零件的计算2.6.1主吊吊钩横梁的计算通孔直径：，取；座坑直径:(D为止推轴承外径)；最大宽度：B=D+(10～20)mm=260～270mm，取B=255mm。横轴两侧拉板的间距是由滑轮轴上五滑轮间的尺寸所决定的：。轴直径：取横轴可作为一简支梁来进行计算，横轴的计算载荷（图2-5）：图2-5横轴计算67 浙江大学毕业设计；横轴的最大弯矩：；中间断面的抗弯截面系数：，式中为吊钩的尺寸弯曲应力：横轴的材料用45号钢，许用应力所以，故横轴强度足够。式中n=2.4为安全系数。2.6.2主吊钩拉板的校核图2-6拉板尺寸拉板的尺寸如图2-6所示：轴孔上有厚度为的贴板（补强板），所以基板承受的载荷减小到的倍:则67 浙江大学毕业设计轴颈与拉板的单位压力：拉板轴孔内表面最大应力：拉板的材料为Q235，许用挤压应力为轴孔处的拉伸应力为：式中——应力集中系数，可参考文献[1]图3-4-18得。拉板材料为Q235，许用拉伸应力为故和，所以强度足够。2.6.3副吊钩横梁的计算通孔直径：，取；座坑直径:(D为止推轴承外径)；最大宽度：B=D+(10～20)mm=180～190mm，取B=185mm。横轴两侧拉板的间距是由滑轮轴上三个滑轮间的尺寸所决定的：。轴直径：取中小起重量取小值，大起重量取大值横轴可作为一简支梁来进行计算，横轴的计算载荷：；横轴的最大弯矩：中间断面的抗弯截面系数；，式中为吊钩的尺寸弯曲应力：67 浙江大学毕业设计横轴的材料用45号钢，许用应力所以，故横轴强度足够。式中n=2.4为安全系数。2.6.4副吊钩拉板的校核拉板的尺寸如图2-8所示：轴孔上有厚度为的贴板（补强板），所以基板承受的载荷减小到的倍:则图2-8拉板尺寸轴颈与拉板的单位压力：拉板轴孔内表面最大应力：拉板的材料为Q235，许用挤压应力为轴孔处的拉伸应力为：式中——应力集中系数，可参考文献1图3-4-18得。67 浙江大学毕业设计拉板材料为Q235，许用拉伸应力为故和，所以强度足够。67 浙江大学毕业设计第三章小车运行机构运行机构的任务是使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，如门座起重机与装卸桥的大车运行机构等。运行机构分为无轨运行和有轨运行两类。前者是采用轮胎和履带，可以在普通道路上行走，用于汽车起重机，轮胎起重机与履带起重机等，它们的机动性好，可以随时调到工作需要的地点；后者在专门铺设的钢轨上运行。负荷能力大，运行阻力小，是一般起重机常用的运行装置。运行机构由电动机，传动装置，联轴器，传动轴，车轮组和制动器组成。3.1小车运行机构3.1.1确定小车传动方案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，车轮采用带有角形轴承箱的成组部件，电动机装在小车架的台面上，由于电动机轴和车轮轴不在同一个平面上，所以运行机构采用立式三级圆柱齿轮减速器，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轴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，靠现有资料和经验来进行，采用钢板冲压成型的型钢来代替原来的焊接横梁。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。图3-1小车运行机构下图为小车运行机构简图:67 浙江大学毕业设计3.1.3选择车轮与轨道并验算强度参考同类型规格相近的起重机,估计小车总重为,近似认为由四个车轮平均承受，吊钩位于小车轨道的纵向对称轴线上。车轮的最大轮压为：载荷率：由参考文献[1]表3—8—12选择车轮，当运行速度v<60m/min，，工作类型为中级时，车轮直径，轨道为P24的许用轮压为11.8t，故初步选择车轮直径，而后校核强度。1.疲劳计算疲劳计算时的等效载荷为：式中车轮的计算轮压：式中小车车轮等效轮压；——等效冲击系数，v<1m/s时，；——载荷变化系数，，。因为采用轨道头部有曲率的钢轨，所以车轮与轨道成点接触，局部接触应力为:（3.1）式中r——轨道头部的曲率半径，P24型钢轨r=300mm；[]——许用接触应力，对于车轮材料ZG55-Ⅱ，当HB>320时，[]=16000～2000067 浙江大学毕业设计符合要求。2.强度校核最大计算轮压：式中——冲击系数，。点接触时进行强度校核的接触应力：（3.2）式中——最大许用应力，对于车轮材料ZG55-Ⅱ，当HB>320时，=24000~30000；其余符号意义同前。强度校核符合要求。3.1.4运行阻力计算图3-3运行阻力计算图摩擦总阻力矩：67 浙江大学毕业设计（3.3）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，查参考文献2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（m），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，查参考文献2表7-1得k=0.0005；——车轮轴承摩擦系数，查参考文献2表7-2得；d——轴承内径（m），d=90mm,轴承型号7518得当满载时的运行阻力矩：相应的运行摩擦阻力为：式中为车轮直径。当无载时：3.1.5选择电动机电动机的静功率式中——小车满载运行时的静阻力,——小车运行速度,=38.5m/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：式中——电动机起动时为克服惯性的功率增大系数,查参考文献2表7-6取=1.3。67 浙江大学毕业设计查参考文献[1]表5-1-13选择YZR180L-8型电动机,,功率Ne=13kw,转速=700r/min,3.1.6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：式中——工作类型系数，；。由以上计算结果，故所选电动机能满足发热条件。3.1.7选择减速器车轮转速：机构总的传动比：根据电动机转速700/min，小车运行所消耗的转矩2379.38N/m，所需要的传动比i0=20.03，从参考文献[1]表3-10-5中选用QJR-D236-25ⅢPW型减速器，高速轴许用功率为。3.1.8验算运行机构速度和实际所需功率根据减速器的传动比，计算出实际的运行速度：速度偏差合适。实际所需电动机静功率为：67 浙江大学毕业设计所选电动机与减速器均适合3.1.9验算启动时间启动时间：式中；驱动电动机台数m=1；C为风力系数取C=1.15；平均起动力矩当满载时静阻力矩：当无载时运行静阻力矩：初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩：机构总的飞轮矩：满载启动时间：无载启动时间:通常起升机构起动时间为<4～6s，故所选电动机合适。3.1.10按起动工况校核减速器功率启动状况减速器传递的功率：式中——计算载荷——运行机构中同一级传动减速器的个数=1.67 浙江大学毕业设计因此所用减速器N<[N]，合适。3.1.11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：=2634.65N式中车轮与轨道黏着力：式中f——查参考文献2第99页得f=0.15故空载起动时不会打滑。当满载启动时，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力：=16685.38N式中车轮与轨道黏着力：所以，满载起动时不会打滑，因此所选电动机合适。67 浙江大学毕业设计3.1.12选择制动器由参考文献[2]可查得，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：式中——由参考文献[2]表7-4查得故由参考文献[1]表3-7-15选用YW315-300，其制动转矩Mez=200Nm，为了避免打滑，使用时将其制动力矩调到174.32Nm以下，制动轮直径D=315mm考虑到所取制动时间tz=3s与启动时间tq=3.9s很接近，故略去制动不打滑条件验算。3.1.13选择联轴器(1)机构高速轴上全齿联轴器的计算扭矩：式中——机构刚性动载系数；——联轴器的安全系数；——相应于机构JC%值的电动机额定力矩折算到高速轴上的力矩，由参考文献[1]表5-1-9查得电动机YZR180L-6两端伸出轴为圆柱形d=55mm，=110mm，及,；由参考文献[1]表3-10-3查得QJR-D236-25ⅢPW型减速器高速轴端为圆柱形，。由参考文献1表3-12-6选择全齿联轴器CLZ3联轴器JB/ZQ4218-86，，转矩高速轴端制动轮：根据制动器已经选定为YW315-300，由参考文献1表3-12-8制动轮直径D=400mm，转矩，重量。67 浙江大学毕业设计（2）低速轴的计算扭矩由参考文献1表3-10-4查得QJR-D236-25ⅢPW型减速器低速轴端为圆柱形d=85mm，=130mm。由参考文献1表3-8-10查得主动车轮的伸出轴端为圆柱形d=65mm，=85mm。由参考文献1表3-12-6选择全齿联轴器CLZ5，，转矩。取浮动轴端直径d=80mm。3.1.14演算低速浮动轴强度1）疲劳计算低速浮动轴的等效扭矩为：式中=1.4——等效系数，由《起重机课程设计》表2-7差得；——考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，对于45号钢；由上节选择联轴器中，已确定浮动轴的直径d=60mm因此扭转应力：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：轴的材料为45号钢，，；，。——考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数;——与零件几何形状有关，对于零件表面有急剧过渡和开有键槽及紧配合区段，；——与零件表面加工光洁度有关，取；此处取；——安全系数，查《起重机课程设计》[1]表2-21得；因此，疲劳验算通过。2）静强度计算67 浙江大学毕业设计静强度计算扭矩：式中——动力系数，由《起重机课程设计》表2-5查得。最大扭转力矩：许用扭转应力，式中——安全系数，由《起重机课程设计》表2-21查得。，故静强度计算通过。浮动轴颈：，取。67 浙江大学毕业设计第四章大车运行机构4.1设计的基本原则和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动方式；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。并且，针对实际的情况，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，并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，不影响桥架的刚度4.维修检修要方便，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。4.2大车运行机构具体布置的主要问题1.联轴器的选择2.轴承位置的安排3.轴长度的确定这三着是互相联系的,在设计过程中要考虑到其中各个部分的配合，做的相互兼顾，充分发挥各个零件的作用。在具体布置大车运行机构的零部件时应该注意以几个方面：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。67 浙江大学毕业设计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，故采用分别驱动的方案。大车运行机构的设计计算与小车运行机构的计算过程及步骤类似，也要首先计算车轮运行阻力及车轮及轨道所能承受的强度，然后，选择电动机，联轴器，变速器，浮动轴，车轮及轨道并对其进行强度，制动性的校核。4.3确定机构的传动方案大车机构传动方案，基本分为两类：分别传动和集中传动，桥式起重机常用的跨度（10.5-32M）范围均可用分别传动的方案，本设计采用分别传动的方案。本起重机采用分别传动的方案如图4-1图4-1分别传动方案4.4选择车轮与轨道，并验算其强度参考同类型规格相近的起重机，可近似认为主钩中心线至端梁两端主、从车轮中心线距离相等，主钩中心线离端梁中心线最小距离（极限尺寸），起重机估计总重G=53.5t（包括小车），小车重量，。按照图4-2所示的重量分布，计算大车的最大轮压和最小轮压：满载时最大轮压：（5.1）式中——起重机自重,≈53.5t;——小车自重,=26.25t——起升载荷,=50t67 浙江大学毕业设计L——桥架跨度,L=16.5m;e——吊钩中心线至端梁中心线的最小距离,e=1.25m.满载时最小轮压：空载时最大轮压：图4-2轮压计算图空载时最小轮压：载荷率：Q/G=70/53.5=1.31由参考文献[1]表3-8-12选择车轮：当运行速度为Vdc=60-90m/min，Q/G=1.31时工作类型为中级时，车轮直径Dc=900mm，轨道为QU80的许用轮压为38.4t.1）疲劳强度的计算疲劳强度计算时的等效载荷：Qd=Φ2·Q=0.6×0t=30t（5.2）67 浙江大学毕业设计式中Φ2—等效系数，由《起重机设计手册》[2]表4-8查得Φ2=0.6。车论的计算轮压：Pj=KCI·r·Pd（5.3）=1.05×0.89×32.24=30.13t式中：Pd—车轮的等效轮压Pd===32.24tr—载荷变化系数，由《起重机设计手册》[2]表19-2，当Qd/G=0.36时，r=0.89Kc1—冲击系数，由《起重机设计手册》[2]表19-1。第一种载荷当运行速度为V=1.24m/s时，Kc1=1.05根据点接触情况计算疲劳接触应力：sj=4000（5.4）=4000=16343.37Kg/cm2式中r-轨顶弧形半径，由《起重机设计手册》[2]表19-10查得r=400mm，对于车轮材料ZG55-II，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=1.1×42.05t=46.255t（5.5）式中KcII-冲击系数，由《起重机设计手册》[2]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=（5.6）==18437.38Kg/cm2车轮采用ZG55-II，由《起重机设计手册》[2]表19-3得，HB>320时，67 浙江大学毕业设计[j]=240000-300000N/cm2。jmax<[j],故强度足够。4.5运行阻力计算摩擦总阻力距Mm=β（Q+G）（K+μd/2）（5.7）图4-3运行阻力计算式中——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；、——分别为起重机重量(G=53.5t)和起重量；k——滚动摩擦系数（m），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=0.0012；——车轮轴承摩擦系数，查《起重运输机械》[3]表7-2得；d——轴承内径（m），d=150mm,选用轴承7530GB/T288-1984。当满载时的运行阻力矩：Mm(Q=Q)=b(Q+G)(k+m)=1.1×（500000+535000）×（0.0012+0.015×0.15/2）=2647.01N·m相应的运行摩擦阻力：Pm（Q=Q）=67 浙江大学毕业设计当空载时：Mm（Q=0）=β×G×（K+μd/2）=1.1×535000×（0.0012+0.015×0.15/2）=1368.26N·m相应的运行摩擦阻力；Pm（Q=0）=Mm（Q=0）/（Dc/2）=1368.26/(0.9/2)=3040.58N4.6选择电动机电动机静功率：Nj=Pj·Vdc/（60·m·）（5.9）=5882.25×74.5/（60*0.95*2）=3.84KW式中Pj=Pm（Q=Q）—满载运行时的静阻力(Pm（Q=0）=5882.25N)m=2，驱动电动机的台数初选电动机功率：N=Kd×Nj=1.8×3.84=6.92KW式中Kd-电动机功率增大系数，由《起重运输机械》[3]表7-6查得Kd=1.8由参考文献[1]表5-1-41查得电动机JC=25%查参考文献[1]表5-1-13选用电动机YZR160L-6；Ne=13KW，n1=942r/m，查参考文献1表5-1-3得4.7验算电动机的发热功率条件等效功率：Nx=K25·r·Nj=0.75×1.3×3.84=3.74KW式中K25—工作类型系数，由《起重机设计手册》[2]表8-16查得当JC%=25时，K25=0.75r—按照起重机工作场所得tq/tg=0.25，由《起重机设计手册》[2]图8-37估得r=1.3由此可知：Nxnz（5.16）式中p1==7.81+18.94=26.75t---主动轮轮压p2=p1=26.75t----从动轮轮压f=0.15-----粘着系数(室内工作)nz—防止打滑的安全系数.nz1.05~1.2β=1.5（大车）——附加阻力系数n==1.70n>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n=nz式中p1==18.94t----主动轮轮压p2=2+=2×7.81+18.94=34.56t---从动轮轮压---一台电动机工作时空载启动时间==8.08sn=67 浙江大学毕业设计=2.22n>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==7.81t---主动轮轮压P2=2=7.81+2×18.94=45.69t---从动轮轮压=8.08S—与第(2)种工况相同n==0.88n《nz故打滑4.13选择制动器由《起重机设计手册》[2]中所述,取制动时间tz=7s按空载计算制动力矩,令Q=0,得:Mz=（5.17）式中==-22.99N·mPp=0.002G=535000×0.002=1070NPmin=G67 浙江大学毕业设计==2764.17Nm=2----制动器台数.两套驱动装置工作——由《起重运输机械》表7-4查得所以Mz==73.32N·m由《起重机设计手册》表3-7-15选用YW200-220，其制动转矩Mez=90Nm，为了避免打滑，使用时将其制动力矩调到73.32Nm以下，制动轮直径D=315mm考虑到所取制动时间tz=7s大于启动时间tq=3.72s很接近，故略去制动不打滑条件验算。4.14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：==263.56×1.4=368.98N·m（5.18）式中MI—连轴器的等效力矩：MI==2×131.78=263.56N·m—等效系数取=2查《起重机课程设计》[1]表2-7Mel=9549×=131.78N·m由《起重机设计手册》表5-1-21，电动机YZR160L-6,轴端为圆柱形,d=48mm,L=110mm；查表3-10-3，QJR-D236-31.5ⅢPW减速器,高速轴端为圆锥形d=41mm,l=80mm,查表3-12-6，选两个联轴器CL3(JB/ZQ4218-86),质量m=26.9Kg,许用扭矩，转动惯量；浮动轴直径d=100mm,l=150mm。浮动轴的直径d=100mm。2.低速轴的计算扭矩：（5.19）=368.98×31.5×0.95=11041.73N·m由《起重机设计手册》查表3-10-3，QJR-D236-31.5ⅢPW减速器67 浙江大学毕业设计,低速轴端为圆柱形d=85mm,l=130mm；查《起重机设计手册》，表3-8-10，Dc=900mm的主动车轮的伸出轴为圆柱形d=110mm,l=165mm；查表3-12-6，选用四个联轴器CL7，[Ml]=18000N·m,(GD2)=11.5Nm2,重量m=109.5Kg。4.15浮动轴的验算1）疲劳强度的计算低速浮动轴的等效力矩：式中—等效系数，由《起重机课程设计》[2]表2-7查得。由上节已取得浮动轴端直径d=100mm，故其扭转应力为：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矩相同），所以许用扭转应力为：式中，材料用45号钢，取sb=600MPa;ss=355MPa,则t-1=0.22sb=0.22×600=132MPa；ts=0.6ss=0.6×355=213MPaK=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《起重机课程设计》[2]表2-21查得。tn<[t-1k]故疲劳强度验算通过。2）静强度的计算计算静强度扭矩：式中—动力系数，由《起重机课程设计》[1]表2-5查得。扭转应力：t==49.29MPa许用扭转剪应力：67 浙江大学毕业设计t<[t]II,故静强度验算通过。高速轴所受扭矩虽比低速轴小（二者相差倍），但强度还是足够的，故此处高速轴的强度验算省去。4.16缓冲器的选择1.碰撞时起重机的动能W动=（5.20）式中G—带载起重机的重量G=535000+500000=1035000NV0—碰撞时的瞬时速度，V0=（0.3～0.7）Vdxg—重力加速度取9.8m/s2则W动==26245.96Nm2.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（5.21）式中P摩—运行摩擦阻力，其最小值为：Pmin=Gf0min=1035000×0.008=8280Nf0min—最小摩擦阻力系数可取f0min=0.008P制—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==（1035000/9.8）×0.4=42244.90N规范容许的最大减速度为=0.4m/s2S—缓冲行程取S=140mm因此W阻=（8280+42244.90）×0.14=7073.49Nm3.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：（5.22）=（42244.90-8280）/3=11321.63Nm式中n—缓冲器的个数，取n=3由《起重机设计手册》表3-13-7，选择缓冲器,D=325mm,67 浙江大学毕业设计67 浙江大学毕业设计第五章桥架结构的计算5.1主要尺寸的确定1.大车轮距：取K=3m2.主梁高度：H=L/18=16.5/18=0.92m（理论值）3.端梁高度：H0=（0.4～0.6）H=0.37～0.55m取H0=0.5m4.桥架端部梯形高度：取C=2m5.主梁腹板高度根据主梁计算高度H=0.92m，最后确定腹板高度h=1.2m。6.确定主梁截面尺寸主梁中间截面各构件板厚根据《起重机课程设计》[1]表7-1推荐确定如下：腹板后δ=6mm，δ1=14mm。主梁两腹板内壁间距根据下面的关系式来决定：因此取b=400mm。盖板宽度：B=b+2δ+40=400+2×6+40=452mm取B=450mm。主梁的实际高度：H=h+2δ1=1200+2×14=1228mm同理，主梁支撑截面的腹板高度取h0=700mm，这时支撑截面的实际高度：H0=h0+2δ1=728mm。67 浙江大学毕业设计主梁中间截面和支撑截面的尺寸简图分别示于图6-1和图6-27.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：a’≈h=1.2m,取a’=1.0m主梁端部（梯形部分）小加劲板的间距：主梁中部（矩形部分）大加劲板的间距：A=(1.5～2)h=1.8～2.4，取a=2m主梁中部小加劲板的间距：小车钢轨采用P24轻轨，其对水平重心轴线x-x的最小抗弯截面系数Wmin=90.12cm3，则根据连续梁由钢轨的弯曲强度条件求得加劲板间距（此时连续梁的支点即加劲板所在的位置，使一个车轮轮压作用在两加劲板间距的中央）：式中P——小车的轮压，取平均值，——动力系数，由《起重机课程设计》[1]图2-2曲线查得——钢轨的许用应力，因此，根据布置方便，取由于腹板的高度比h/δ=1200/6=200>160，所以要设置水平加劲杆，以保证腹板局部稳定性，采用∠45×45×5角钢作水平加劲杆。67 浙江大学毕业设计5.2主梁的计算1.计算载荷确定查《起重机课程设计》[1]图7-11曲线得半个桥架（不包括端梁）的自重，，则主梁由于桥架自重引起的均布载荷：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》[1]表7-4中所列数据选用,。考虑动力系数的小车车轮的计算轮压值为：式中=1.15为动力系数，由《起重机课程设计》[1]图2-2查得。2.主梁垂直最大弯矩式中当大车运行机构采用分别驱动时，主梁所受的全部均布载荷q’就是桥架自重引起的均布载荷，即q’==6.91KN/m。由《起重机课程设计》[1]表7-3得一套机构的重量G1=0.8t，；司机操作室重量是固定的集中载荷取，；——冲击系数，由《起重机课程设计》[1]表2-6查得;为主梁的总计算均布载荷。3.主梁水平最大弯矩计算主梁水平最大弯矩：（6.1）67 浙江大学毕业设计式中作用在主梁上的均布惯性载荷为：作用在主梁上的集中惯性载荷为：计算系数r时，取近似比值；并且已知K=3m，因此可得：所以：4.主梁的强度计算（1）主梁中间截面的最大弯曲应力为：（6.2）式中——主梁中间截面对水平重心轴线x-x的抗弯截面系数，其值：——主梁中间截面对垂直重心轴线y-y的抗弯截面系数，其值：因此可得：由《起重机课程设计》[1]表2-24查得Q235的许用应力为67 浙江大学毕业设计故。（2）主梁支撑截面的最大剪应力为：（6.3）式中——当小车一个车轮轮压作用在左支座A处时，主梁支撑截面所受的最大剪力：——主梁端部支撑截面对水平重心轴线x-x的惯性矩，其近似值：S——主梁端部支撑截面半面积对水平重心轴线x-x的静矩：因此，由《起重机课程设计》[1]表2-24查得Q235的许用剪切应力为故。（3）主梁截面合成应力的计算在主梁同时受有弯矩和剪力作用的任意截面中：，由上面的计算可知强度足够。67 浙江大学毕业设计强度校核符合要求。67 浙江大学毕业设计第六章基于软件PRO/ENGINEER的三维造型结构设计6.1三维软件PROE的简介proe是美国PTC公司旗下的产品Pro/Engineer软件的简称。Pro/E（Pro/Engineer操作软件）是美国参数技术公司（ParametricTechnologyCorporation，简称PTC）的重要产品。是一款集CAD/CAM/CAE功能一体化的综合性三维软件，在目前的三维造型软件领域中占有着重要地位，并作为当今世界机械CAD/CAE/CAM领域的新标准而得到业界的认可和推广，是现今最成功的CAD/CAM软件之一。1985年，PTC公司成立于美国波士顿，开始参数化建模软件的研究。1988年，V1.0的Pro/ENGINEER诞生了。经过10余年的发展，Pro/ENGINEER已经成为三维建模软件的领头羊。目前已经发布了Pro/ENGINEERWildFire6.0（中文名野火6)。PTC的系列软件包括了在工业设计和机械设计等方面的多项功能，还包括对大型装配体的管理、功能仿真、制造、产品数据管理等等。Pro/ENGINEER还提供了全面、集成紧密的产品开发环境。是一套由设计至生产的机械自动化软件，是新一代的产品造型系统，是一个参数化、基于特征的实体造型系统，并且具有单一数据库功能的综合性MCAD软件。6.2三维制图的简要过程利用三维软件PRO/ENGINEER，通过一些基本特征，例如“拉伸”，“扫描”，等,按照计算尺寸,画出了吊钩的三维图.如图6-30操作步骤1.选择【文件】/【新建】菜单命令，弹出【新建】对话框，选择新建类型为【零件】，子类型为【实体】，取消【使用缺省模板】选择框，单击【确定】按钮，弹出【新文件选项】对话框，选择模板为【mmns_part_solid】，单击【确定】按钮，创建一个新文件。2.选择【草绘】工具，系统弹出【草绘】对话框，如图6-1所示，选择FRONT基准面作为草绘平面，采用默认的参照平面及草绘方向，单击草绘按钮，系统进入草绘。3.选择【圆】工具，绘制两个圆并定义尺寸，如图6-2所示。67 浙江大学毕业设计图6-2图6-14选择【2点中心线】工具，绘制一条竖直中心线并定义尺寸，如图6-3所示，选择【2点线】工具，绘制一条竖直直线约束到直径为64的圆上并定义尺寸，如图6-4所示。图6-3图6-45选择【圆角】工具，依次选择直径为64的圆与直线，在二者之间创建一个圆角，并定义圆角半径为28，如图6-5所示。6选择【动态修剪剖面图元】工具，用鼠标单击要删除的图元将其删除，完成后如图6-6所示，接着单击完成按钮草绘曲线的绘制。67 浙江大学毕业设计图6-6图6-57选择【基准点】工具，系统弹出【基准点】对话框，如图6-7所示，因为上一步骤绘制的草绘曲线是由多条线段连接而成的，所以当鼠标在草绘曲线的连接点位置停留一段时间，系统便会弹出【终点：曲线：F5】的提示，如图6-8所示，在该连接点的位置单击鼠标左键，便可以在相应曲线的终点位置创建一个基准点，按照同样的方法创建另外两个基准点，完成后效果如图6-9所示，此时的【基准点】对话框，如图6-10所示，单击完成按钮完成基准点的绘制。图6-8图6-767 浙江大学毕业设计图6-10图6-98选择【插入】→【扫描混合】菜单命令，如图6-11所示，系统弹出扫描混合操作控制面板，选择草绘曲线作为扫描轨迹，曲线以红色高亮显示，同时在曲线的左边端点出现一个黄色的箭头作为扫描的起点，如图6-12所示，用鼠标单击黄色的箭头，将扫描起点切换到曲线的另一个端点，效果如图6-13所示。图6-13图6-12图6-1167 浙江大学毕业设计9单击扫描混合操作控制面板上剖面的按钮，系统弹出【剖面】上滑面板，如图6-14所示，在链首点的位置单击鼠标左键，如图6-15所示，将其作为第一个混合截面的放置位置，接着单击【剖面】上滑面板中的草绘按钮，系统自动进入草绘，选择【圆】工具，绘制一个直径为20的圆，并使绘制的圆中心落在水平参照线上，圆的右端象限点落在两条参照线的交点上，如图6-16所示，单击完成按钮完成第一个混合截面的绘制。图6-15图6-16图6-1467 浙江大学毕业设计10单击扫描混合操作控制面板上的插入按钮，增加一个混合截面，在基准点PNT0的位置单击鼠标左键，如图6-17所示，将其作为第二个混合截面的放置位置，接着单击【剖面】上滑面板中的草绘按钮，系统进入草绘，选择【圆】工具，绘制一个直径为20的圆，同样使绘制的圆中心落在水平参照线上，圆的右端象限点落在两条参照线的交点上，如图6-18所示，单击完成按钮完成第二个混合截面的绘制。图6-18图6-1711再次单击扫描混合操作控制面板上的按钮，再增加一个混合截面，在基准点PNT1的位置单击鼠标左键，如图6-19所示，将其作为第三个混合截面的放置位置，单击【剖面】上滑面板中的按钮，系统进入草绘，再次选择【圆】工具，绘制一个直径为20的圆，同样使绘制的圆中心落在水平参照线上，圆的右端象限点落在两条参照线的交点上，如图6-20所示，单击按钮完成第三个混合截面的绘制。图6-20图6-1967 浙江大学毕业设计12按照与上面同样的步骤再增加一个混合截面，单击扫描混合操作控制面板上的插入按钮，在基准点PNT2的位置单击鼠标左键，如图6-21所示，将其作为第四个混合截面的放置位置，然后单击【剖面】上滑面板中的草绘按钮，系统进入草绘，再次选择【圆】工具，绘制一个直径为10的圆，同样使绘制的圆中心落在水平参照线上，圆的右端象限点落在两条参照线的交点上，如图6-22所示，单击完成按钮完成第四个混合截面的绘制图6-22图6-2113绘制最后一个混合截面，单击扫描混合操作控制面板上的按钮，在链尾点的位置单击鼠标左键，如图6-23所示，将其作为最后一个混合截面的放置位置，单击【剖面】上滑面板中的按钮，系统进入草绘，再次选择【圆】工具，绘制一个直径为6的圆，同样使绘制的圆中心落在水平参照线上，圆的右端象限点落在两条参照线的交点上，如图6-24所示，单击按钮完成最后一个混合截面的绘制，此时扫描混合操作控制面板上的【剖面】上滑面板如图6-25所示，单击扫描混合操作控制面板上的按钮使形成实体，最后单击按钮完成扫描混合特征的创建，效果如图6-26所示。67 浙江大学毕业设计图6-24图6-23图6-26图6-2514选择【拉伸】工具，弹出拉伸特征操作控制面板，单击放置按钮，弹出【放置】上滑面板，单击定义按钮，系统弹出【草绘】对话框，选择上面创建特征的上表面作为草绘平面，如图6-27所示，接着选择FRONT基准面作为草绘的参照平面，接受默认的草绘方向，单击按钮，系统弹出【参照】对话框，对话框中默认将FRONT基准平面作为绘图参照，进一步选择RIGHT基准平面也作为绘图参照，然后单击【参照】对话框中的草绘，系统进入草绘。选择【圆】工具，绘制一个直径为15的圆作为拉伸截面，如图6-28所示，拉伸截面绘制完成后，单击关闭按钮返回拉伸特征操作控制面板，采用默认的拉伸类型为盲孔，定义拉伸深度值为20，单击完成按钮完成拉伸特征，如图6-29所示。67 浙江大学毕业设计图6-28图6-27图6-2967 浙江大学毕业设计6-30吊钩三维图67 浙江大学毕业设计第七章结论7.1总结桥式起重机是一种机构形式相对稳定，系列件、通用件和相似件占相当比例的产品。而且还使一种通用的标准的起重机。起重机使一种能在一定范围内垂直起升和水平移动物品的机械设备，动作的间隙性和作业的循环性是它的工作特点。本设计在收集国内外有关起重机资料的基础上，根据老师给出的参数，比较系统地阐述了50/10吨桥式起重机的研究和开发。本起重机为50/10吨桥式起重机，安装于厂房内，本设计主要对起重机的起升机构进行设计，主、副起升机构分别有一套钢丝绳，一台电动机，一台减速器，一台制动器，一套卷筒装置和吊钩滑轮装置构成。而且通过对桥式起重机的运行机构的总体设计计算，以及对大、小车运行机构电动机、减速器、制动器的选用，完成了桥式起重机的运行机构机械部分的设计。最后大概确定了桥架结构中主梁和端梁的主要尺寸，并对其进行了有限元分析。本设计的目的：通过50/10吨桥式起重机的设计和分析，使本人更系统地了解桥式起重机的主要组成及工作原理，通过对关键零部件的设计及可靠性分析，从而使本人的设计理念更接近国际先进水平。本设计系统地叙述了50/10吨桥式起重机的方案设计、主要部件的设计、关键零部件的可靠性分析。使本人更系统地了解了桥式起重机的主要组成及工作原理。7.2不足与展望由于客观条件和本人学识有限，再者由于时间仓促，只完成了部分工作内容，该项研究还有许多地方有待于扩充和完善，主要有以下几点：本文只对桥式起重机起升机构的吊钩和卷筒进行了设计，并没有对其他零部件进行具体的设计计算，有待于把其它零部件进行具体地设计计算；由于条件和时间的限制，并未对起重机的桥架进行过多的设计计算，而且在计算的过程中难免会出现纰漏，有待于深入研究桥架的规范、标准等，根据老师所给参数和桥式起重机桥架的资料，继续补充、丰富桥式起重机桥架结构型式和辅助设备；只对主梁进行了有限元分析，并未对其他零部件进行有限元分析，有待于将有限元分析应用于桥式起重机的整体设计中，使整机设计更简约。67 浙江大学毕业设计参考文献[1]张质文王金诺起重机设计手册中国铁道出版社2001.7[2]陈道南，其中运输机械，冶金工业出版社，2008.1[3]陈道南、盛汉中．起重机课程设计．冶金工业出版社，1982.6[4]起重机设计手册编写组．起重机设计手册．机械工业出版社[5]陈道南、过玉清、周培德、盛汉中．起重运输机械．冶金工业出版社，2005[6]周开勤．机械零件手册．高等教育出版社，2000.12[7]陈国璋、孙桂林、孙学伟、徐秉业．起重机计算实例．中国铁道出版社，1985[8]濮良贵、纪名刚．机械设计．高等教育出版社，2000.12[9]廖念钊等．互换性与技术测量．中国计量出版社，2000.1[10]吴宗泽、罗圣国．机械设计课程设计手册．高等教育出版社，2006.5[11]马希青、苏梦香、赵月罗．机械制图．中国矿业大学出版社，2004.7[12](日)坂本种芳、长谷川政弘．桥式起重机设计计算．中国铁道出版社，1987.11[13]李生银．20t起重机主梁的稳定性设计计算．宁夏机械，2006.2[14]张质文．起重机设计手册．中国铁道出版社，1997[15]顾迪民．工程起重机．中国建筑工业出版社，1988[16]中建民．桥式起重机运行机构的CAD[J]．山西机械，1995，（2）：4-6[17]蔡盛保．桥式起重机的模块化设计[D]．大连理工大学．2004[18]H.H.Broughton．ElectricCranes，1958[19]HOWARDI.SHAPIPOP.E.．CranesandDerricks，1980[20]Bd.1、H.Ernst．DieHebezeuge，1958[21]LawrenceS.Gould.SolidModelersAreDoingMoreoftheManualDesignWork67 致谢:经过半年的努力完成了本次毕业设计。感谢陈老师在此期间的精心指导，和其他老师的帮助与指导。毕业设计期间陈老师认真负责、为人亲切友善，以渊博的专业知识和丰富的设计经验指导学生。通过这次毕业设计，也让我们学到了很多有关机械方面的知识，对国内机械制造行业的发展状况有了更深的了解。毕业设计将我们四年所学知识充分应用到了机械设计制造中，是理论和实践的相结合。通过自己的不断努力，增强了在生产实践中独立完成零件设计的能力，并对熟悉生产中的各种工艺和夹具体设计有了更深的理解、牢固的掌握，为今后更深的发展打下坚实的基础。最后，我也要深深感谢父母等家人对我的全力支持。他们给我提供了深造的机会和很好的生活学习环境，衷心祝他们身体健康，幸福如意。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。王某某2013/5/667'