机械毕业设计（论文）-十吨位桥式起重机大车运行机构设计【全套图纸】

编编 号号 无锡太湖学院 毕毕业业设设计计（论论文文） 题目：题目：十吨位桥式起重机大车运行机构设十吨位桥式起重机大车运行机构设 计计 信机 系系 机械工程及自动化 专专 业业 学 号： 学生姓名： 指导教师： （职称：讲 师 ） （职称： ） 无锡太湖学院学士学位论文 2013 年 5 月 25 日 无锡太湖学院本科毕业设计（论文）无锡太湖学院本科毕业设计（论文） 诚诚 信信 承承 诺诺 书书 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 本人郑重声明：所呈交的毕业设计（论文） 十吨位桥式 起重机大车运行机构设计 是本人在导师的指导下独立进行研 究所取得的成果，其内容除了在毕业设计（论文）中特别加以 标注引用，表示致谢的内容外，本毕业设计（论文）不包含任 何其他个人、集体已发表或撰写的成果作品。 班 级： 机械 92 学 号： 0923087 作者姓名： 无锡太湖学院学士学位论文 2013 年 5 月 25 日 I 无无锡锡太太湖湖学学院院 信信 机机 系系 机机械械工工程程及及自自动动化化 专专业业 毕毕 业业 设设 计计论论 文文 任任 务务 书书 一、一、题目及专题：题目及专题： 1、题目 十吨位桥式起重机大车运行机构设计 、专题 二、课题来源及选题依据二、课题来源及选题依据 本次课程设计的课题来源于正常的生产实践需求。 选题的相关数据参数： 起重机的起重量 Q=10T， 桥架跨度 L=22.5m， 大车运行速度 Vdc=43.8m/min，工作类型为中级，机构运行持续率为 JC%=25， 起重机的估计重量 G=168KN，小车的重量为 Gxc=40KN，桥架采用箱形结 构。 3、本设计（论文或其他）应达到的要求：本设计（论文或其他）应达到的要求： 1.了解桥式起重机的大车运行机构的相关知识和工作原理。 2.完成 3 张 A0 图纸（折合） 。 3.撰写设计说明书，内容包括：课题的目的、意义、国内外动态；研究 的主要内容；总体方案的拟定和主要参数的设计计算；传动方案的确定及设 计计算，主要工作部件的设计；主要零件分析计算和校核；参考文献。文字 在 30 页左右，条理清楚，计算有据，格式按无锡太湖学院学士学位论文 II （设计）规范化要求。 四、接受任务学生：四、接受任务学生： 机械 92 班班 姓名姓名 五、开始及完成日期：五、开始及完成日期： 自自 2012 年年 11 月月 12 日日 至至 2013 年年 5 月月 25 日日 六、设计（论文）指导（或顾问）：六、设计（论文）指导（或顾问）： 指导教师指导教师 签名签名 签名签名 签名签名 教研室主任教研室主任 学科组组长学科组组长 签名签名 系主任系主任 签名签名 2012 年年 11 月月 12 日日 III 摘摘 要要 桥式起重机是一种工作性能比较稳定，工作效率比较高的起重机。随着我国制造业 的发展，桥式起重机越来越多的应用到工业生产当中。在工厂中搬运重物，机床上下件， 装运工作吊装零部件，流水在线的定点工作等都要用到起重机。在查阅相关文献的基础 上，综述了桥式起重机的开发和研究成果,重点对桥式起重机大车运行机构、端梁、主梁、 焊缝及连接进行设计并进行强度核算,主要是进行端梁的抗震性设计及强度计算和支承处 的接触应力分析计计算过程。设计包括电动机,减速器,联轴器,轴承的选择和校核。设计 中参考了许多相关数据, 运用多种途径, 利用现有的条件来完成设计。本次设计通过反 复考虑多种设计方案, 认真思考, 反复核算, 力求设计合理;通过采取计算机辅助设计方 法以及参考他人的经验, 力求有所创新;通过计算机辅助设计方法, 绘图和设计计算都充 分发挥计算机的强大辅助功能, 力求设计高效。 关键词：关键词：桥式起重机,大车运行机构,主梁，端梁，焊缝 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 production 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 during 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 and 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 experience 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 录录 摘 要.IV AbstractV 目 录.VI 1 绪论.1 1.1 起重机背景及其理论.1 1.2 实际意义.1 1.3 研究现状及存在问题.1 1.4 起重机国内与国外发展动向.2 1.4.1 国内桥式起重机发展动向.2 1.4.2 国外起重机的发展动向.2 1.5 桥式起重机设计的主要内容.3 2 大车运行机构的设计5 2.1 设计的基本原则和要求.5 2.1.1 机构传动方案.5 2.1.2 大车运行机构具体布置的主要问题：.5 2.2 大车运行机构的计算.6 2.2.1 确定机构的传动方案.6 2.2.2 选择车轮与轨道，并验算其强度.6 2.2.3 运行阻力计算.8 2.2.4 选择电动机.9 2.2.5 验算电动机的发热功率条件.9 2.2.6 减速器的选择10 2.2.7 验算运行速度和实际所需功率10 2.2.8 验算起动时间10 2.2.9 起动工况下校核减速器功率11 2.2.10 验算启动不打滑条件11 2.2.11 选择制动器13 2.2.12 选择联轴器14 2.2.13 浮动轴的验算14 2.2.14 缓冲器的选择15 3 端梁的设计17 3.1 端梁的尺寸的确定17 3.1.1 端梁的截面尺寸 .17 3.1.2 端梁总体的尺寸17 3.2 端梁的计算17 3.3 主要焊缝的计算20 VI 3.3.1 端梁端部上翼缘焊缝20 3.3.2 下盖板翼缘焊缝的剪应力验算21 4 端梁接头的设计22 4.1 腹板和下盖板螺栓受力计算.22 4.2 计算螺栓和焊缝的强度.24 4.2.1 螺栓的强度校核24 4.2.2 焊缝的强度校核24 5 焊接工艺设计.26 6 结论与展望.30 致 谢.31 参考文献.32 十吨位桥式起重机大车运行机构设计 1 1 绪论绪论 1.1 起重机背景及其理论起重机背景及其理论 桥式起重机是架设在高架轨道上运行的一种桥架型起重机，又称为天车。桥式起重 机的桥架沿着铺设在两侧的高架轨道纵向运行，起重小车沿着铺设在桥架上的轨道横向 运行，构成覆盖一定面积的工作区域，这样可以充分利用桥架下面的空间吊运、装卸货 物，不受地面设施、货物的阻碍。桥式起重机广泛地应用在室内外仓库、厂房、机场、 港口和露天货物场所等处。二十世纪以来，随着钢铁、机械制造业和铁路、港口、航空 运输及交通业的的发展，大大的促进了起重运输机械行业的发展。对起重运输机械的性 能也提出了更高的要求。现代起重运输机械担当着繁重的货物搬运任务，是工厂、港口、 货运铁路等工作部门实现货物搬运、装卸现代化、机械化的关键。因而起重机的金属结 构都用质量可靠的钢材制造，并用焊接代替铆接，不但简化机构，缩短了制造时间，而 且大大地减轻了自身的重量，焊接结构是现代金属结构的特征。我国是应用起重机械最 早的国家之一，我们的祖先采用杠杆搬运石料建造城墙，就是利用起重设备节省人力、 装卸货物的例子。几千年的封建统治和近代革命战争的影响，我国工业基础薄弱，自行 设计制造的起重机械很少，绝大多数起重运输机械需要依靠进口。新中国成立以来，随 着冶金、钢铁工业的发展，起重运输机械也获得了很好的发展，全国刚解放就建立了全 国最大的大连起重机械厂，1949 年10月，在该厂试制成功我国第一台起重量为50 吨， 跨度为22.5m 的桥式起重机。为培养起重运输机械专业的人才，多所高等工业学校，创 办了起重运输机械专业。到目前为止，我国通用门式起重机和工程起重机已摆脱了仿制 进口，完全有能力设计制造各种大型先进的起重设备。无论从结构形式，还是性能指针 都达到世界领先水平。 1.2 实际意义实际意义 我国起重运输机械行业从新中国成立后开始建立并逐步发展壮大，并已形成了各种 类型的产品范围和庞大的企业群体，服务于国家经济各个行业。改革开房以来，随着我 国经济的快速发展，我国的起重运输机械制造业也取得了长足的进步。目前起重机械销 售应用市场的前景非常广阔，2011年度起重运输机械行业销售额达到2730亿元，“十一五” 期间平均每年超过15%，20112年度市场依然保持着持续增长的态势。 70年代以来，起重机的类型、规格、性能和技术水平都获得了极大的发展，除了满 足国内经济建设对起重机日益增长的需要外，还向国外出口各种类型的高性能、高水平 的起重机。由此可见，起重机的设计制造，也能从一个方面反映出一个国家的工业现代 化水平。 无锡太湖学院学士学位论文 2 1.3 研究现状及存在问题研究现状及存在问题 上个世纪70年代以来，随着生产力和科学技术的发展，起重机械无论在类型及质量 上都得到了极其迅速的发展。随着国民经济的快速发展，特别是国家加大基础工程建设 的结构部件和机械设备的重量也越来越大，特别是大型水电站、石油、化工、港口、冶 金、航天以及公用民用高层建筑的安装作业的迫切需要，极大的促进了起重机、特别是 大型起重机的发展，起重机的设计制造技术得到了迅速发展。随着起重机的使用频率、 起重量的增大，对其安全性能、经济性能、效率以及耐久性能等问题，也越来越引起人 们的重视，并对设计理念、方法及手段的探讨也日趋深入。由于在起重机设计中采取常 规设计方法时，许多构件存在不合理性，进而影响整个设备性能。随着计算机技术的应 用，在很大范围内解决了起重机的设计中遇到的一些问题，尤其是有限元分析方法与计 算机技术的结合，为起重机结构的准确分析提供了强力的有效手段，在实际工程已日益 普及，且今后的结构分析从孤立的单个构件转变到整体结构系统的整体空间分析。 1.4 起重机起重机国内国内与与国外国外发展动向发展动向 起重机作为一种古老的机械，时至今日，在其承载方式、驱动装置、取物机构、控 制方法及安全等方面上都有了完善的发展，其设计理念、制造工艺、检测方法等都日趋 规范、完善，已经成为安全可靠的机械。随着生产力发展，起重机的种类、形式也需要 相应地发展和创新，性能也需要不断加强与完善。随着现代化设计方法的建立，以及计 算机辅助设计等现代设计手段的广泛应用，起重机设计理念和方法得到了进一步的发展， 其它技术领域和相邻工业部门不断取得的新科技成果在起重机上不断的渗透、推广应用 等，使得起重机的各方面都不断地发得到展。因此，起重机向现代化、智能化、数字化、 更安全可靠方便的方向不断发展。 1.4.1 国内国内桥式起重机发展动向桥式起重机发展动向 加入世贸组织后，虽然国内市场(特别是配件)将受到较大冲击，但同时也给我们带来 了大量的新技术，使国内主要起重机械生产企业更深刻认识到差距，更深刻地了解国产 起重机械存在的致命问题，引导主要起重机械设备生产企业的进行进一步的技术创新。 随着机械起重产品十多年来随着技术的引进、消化、吸收，有了长足的进步，产品性能、 可靠性、外观都有较大幅度的改善和提升，但同国外同类型产品比较来看，仍然存在较 大差距，就工程起重机而言，今后的发展主要表现在如下几个方面： （1）整机性能，随着先进技术和新型材料的应用,同种型号的产品，整机重量将要比现在 轻15%左右。随着结构分析应用和先进设备的使用,使得起重机的结构形式更加合理 （2）高性能、高可靠性的配件,零部件选择范围大、适应性能好,使得起重机性能得到充 分发挥 （3）智能数字控制显示系统的推广应用和电液比例控制系统的广泛应用 十吨位桥式起重机大车运行机构设计 3 （4）完善操作方法，使得起重机更方便、舒适、安全 （5）向吊重量大、起升高度、幅度更大的大吨位方向发展。 1.4.2 国国外起重机的发展动向外起重机的发展动向 （1）重点产品大型化，高速化和专用化。 由于工业生产规模不断扩大，生产效率日益提高，以及产品生产过程中物料将卸搬 运费用所占比例逐渐增加，促使大型或高速起重机的需求量不断增长，起重量越来越大， 工作速度越来越高，并对能耗和可靠性提出更严格的要求。目前世界上最大的履带起重 机起重量3000t，最大的桥式起重机起升重量200t，集装箱岸连装卸桥小车的最大运行速 度已达350m/min，堆垛起重机级最大运行速度240m/min，垃圾处理用起重机的起升速度 达100m/min。 （2）系列产品模块化、组合化和标准化 用模块化设计代替传统的整机设计方法，将起重机上功能基本相同的构件、部件和零件 制成有多种用途的标准件，有相同连接方法和可互换的标准模块，通过不同模块的相互 组合，形成不同功能和规格的起重机。 （3）通用产品小型化、轻型化和多样化 绝大部分的起重机是在通用的场合使用，工作重量不是很重。这类起重机生产批量大、 用途广，考虑到综合效益，要求起重机重量降低高度，简化结构，减小自重和轮压，使 得整体建筑物高度下降，建筑结构轻型化，降低造价，降低成本。 （4）产品性能自动化、智能化和数字化 起重机的更新和发展，在很大程度上取决于电气传动控制系统的发展。将机械技术和电 子技术相结合，将先进的计算机技术、电子技术、电力技术、光缆技术、液压技术、模 糊控制技术等技术应用到机械的驱动和控制系统，实现起重机的自动化和智能化。大型 高效起重机新一代电气控制装置已发展为全电子数字化控制系统。 （5）产品组合成套化、集成化和柔性化 在起重机单机自动化的基础上，通过计算机把各种起重运输机械组成一个物料搬运集成 系统，通过中央控制室的控制，与生产设备有机结合，与生产系统协调配合。 （6）产品构造新型化、美观化和实用化 结构方面采用薄壁型材和异形钢、减少结构的拼接焊缝，提高抗疲劳性能。采用各种高 强度低合金钢新材料，提高承载能力，改善受力条件，减轻自重和增加外形美观。 1.5 桥式起重机设计的桥式起重机设计的主要内容主要内容 大车运行机构的设计： 了解设计的基本原则和要求，确定机构传动方案， 解决大车运行机构具体布置的主要问题， 计算大车运行机构的相关计算， 通过计算结果选择车轮与轨道，验算校核其强度。 选择电动机，验算电动机的发热功率条件 选择合适的减速器 无锡太湖学院学士学位论文 4 验算运行速度和实际所需功率 验算起动时间，并验算启动不打滑条件 选择制动器、联轴器 验算浮动轴 选择缓冲器 端梁的设计： 焊缝的计算，选择合适的焊接方法， 端梁端部上翼缘焊缝， 验算下盖板翼缘焊缝的剪应力， 设计端梁接头 计算腹板和下盖板螺栓受力 计算校核螺栓和焊缝的强度 设计焊接工艺 十吨位桥式起重机大车运行机构设计 5 2 2 大车运行机构的设计大车运行机构的设计 2.1 设计的基本原则和要求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 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，机构好布置 3）尽量减轻主梁的扭转载荷，不影响桥架刚度 4）维修检修方便，机构布置合理 2.1.1 机构传动方案机构传动方案 大车机构传动方案，基本分为两类：主要分为集中驱动和分别驱动。 集中驱动又分为高速和低速两种。高速集中驱动的大车运行机构，由电动机通过制 动轮与联轴器、传动轴直接连接，减速器安装在主梁走台的两端。采用这种运行机构传 动方案的传动轴转速较高，传递转矩小，而传动轴和轴系零件尺寸也较小、传动机构的 重量轻。低速集中驱动的大车运行机构，由电机通过制动轮直接与减速器联接，减速器 安装在主梁走台的中间。采用这种传动方案传动轴转速低，比较安全，但传动轴转矩大， 因而一些零件的尺寸较大，使得整个机构较重。 分别驱动是在桥式起重机上装两套相同，但互不相连的驱动装置。其特点是省去了 传动轴而使运行机构自重减轻，由于分组性能好，使得安装和维护保养都很方便。 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。 2.1.2 大车运行机构具体布置的主要问题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。在具体布置大车运行机构的零部件时应该注意以几点： （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 无锡太湖学院学士学位论文 6 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。 （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。 2.2 大车运行机构的计算大车运行机构的计算 已知数据： 起重机的起重量 Q=10T， 桥架跨度 L=22.5m， 大车运行速度 Vdc=43.8m/min，工作类型为中级，机构运行持续率为 JC%=25， 起重机的估计重量 G=168KN，小车的重量为 Gxc=40KN，桥架采用箱形结构。 计算过程如下： 2.2.1 确定机构的传动方案确定机构的传动方案 本起重机采用分别传动的方案如图 2.1 1电动机 2制动器 3高速浮动轴 4联轴器 5减速器 6联轴器 7 低速浮动轴 8联 轴器 9车轮 图 2.1 大车运行机构 2.2.2 选择车轮与轨道，并验算其强度选择车轮与轨道，并验算其强度 按照如图所示的重量分布，计算大车的最大轮压和最小轮压： 满载时的最大轮压： Pmax = L eLQ 2 Gxc 4 Gxc-G （2.1） = 5 .22 5 . 1 5 . 22 2 40100 4 40-168 =95.6KN 空载时最大轮压： Pmax= L eL 2 Gxc 4 Gxc-G 十吨位桥式起重机大车运行机构设计 7 = 5 .22 5 . 1 5 . 22 2 40 4 40-168 =50.2KN 空载时最小轮压： 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 为主钩中心线离端梁的中心线的最小距离 e=1.5m 载荷率：Q/G=100/168=0.595 由1表 19-6 选择车轮：当运行速度为 Vdc=30-60m/min，Q/G=0.595 时工作类型为中 级时，车轮直径 Dc=500mm，轨道为 P38 的许用轮压为 150KN，故可用。 （1）疲劳强度的计算 疲劳强度计算时的等效载荷： Qd=2Q=0.6*100000=60000N 式中 2等效系数，由1表 4-8 查得 2=0.6 车论的计算轮压： Pj= KCI r Pd （2.3） =1.050.8977450 =72380N 式中：Pd车轮的等效轮压 Pd = L LQd5 . 1 2 Gxc 4 Gxc-G = 5 . 22 5 . 1 5 . 22 2 4060 4 40-168 =77450N r载荷变化系数，查1表 19-2，当 Qd/G=0.357 时，r=0.89，Kc1冲击系数， 查1表 19-1。第一种载荷当运行速度为 V=1.5m/s 时，Kc1=1.05 根据点接触情况计算疲劳接触应力： j=4000 3 2 12 rDc Pj （2.4） =40003 2 30 1 50 2 72380 无锡太湖学院学士学位论文 8 =13555Kg/cm2 j =135550N/cm2 式中 r轨顶弧形半径，由3附录 22 查得 r=300mm，对于车轮材料 ZG55II，当 HB320 时，jd =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=KcIIPmax （2.5） =1.195600 =105160N 式中 KcII冲击系数，由3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：4 jmax= 3 2 12 max rDc Pj （2.6） =3 2 30 1 50 2 105160 =15353Kg/cm2 jmax =153530N/cm2 车轮采用 ZG55II，查1表 19-3 得，HB320 时， j=240000-300000N/cm2， jmax N,故所选减速器功率合适。 2.2.10 验算启动不打滑条件验算启动不打滑条件 由于起重机室内使用,故坡度阻力及风阻力不考虑在内.以下按三种情况计算. （1）两台电动机空载时同时驱动： 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主动轮轮压 p2= p1=84KN从动轮轮压 f=0.2粘着系数(室内工作) nz防止打滑的安全系数.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 . 16 2 . 01084 33 3 3 =2.97 nnz,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 2 ) 2 ( 60 12 / 1 c q dc D kp d kp t v g G fp 式中 p1=50.2KN主动轮轮压 / max p p2=2+ / min p / max p =233.8+50.2=117.8KN从动轮轮压 一台电动机工作时空载启动时间 / q t 十吨位桥式起重机大车运行机构设计 13 = / q t 24 . 4 375 705 95 . 0 5 . 12 5 . 016800 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 2 ) 2 ( 60 12 / 1 c q dc D kp d kp t v g G fp 式中 P1=33.8KN主动轮轮压 / min P P2 =2=33.8+2*50.2=134.2KN从动轮轮压 / min p / max p = 13.47 S 与第(2)种工况相同 / 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 故也不会打滑 结论:根据上述不打滑验算结果可知,三种工况均不会打滑 2.2.11 选择制动器选择制动器 由1中所述,取制动时间 tz=5s 按空载计算动力矩,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 )( i Dpp M cmp j = 5 .122 95 . 0 5 . 01344336 无锡太湖学院学士学位论文 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制动器台数.两套驱动装置工作 Mz= 95. 0 5 .12 5 . 0168000 645. 015 . 1 2 5375 705 2 . 19 2 1 2 2 =41.2 Nm 现选用两台 YWZ-200/25 的制动器，查1表 18-10 其制动力矩 M=200 Nm，为避免 打滑，使用时将其制动力矩调制 3.5 Nm 以下。 2.2.12 选择联轴器选择联轴器 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： =110.61.4=154.8 Nm / js M IIn M （2.20） 式中 MI连轴器的等效力矩. MI=255.3=110.6 Nm el M 1 等效系数 取=2 查2表 2-7 1 1 Mel=9.75*=55.3 Nm 705 4000 由2表 33-20 查的:电动机 Y160M1-8,轴端为圆柱形,d1=48mm,L=110mm;由219-5 查 得 ZLZ-160-12.5-iv 的减速器,高速轴端为 d=32mm,l=58mm,故在靠电机端从由表2选联轴 器 ZLL2（浮动轴端 d=40mm;MI=630Nm,(Gd2ZL=0.063Kgm,重量 G=12.6Kg） ；在靠 近减速器端，由2选用两个联轴器 ZLD，在靠近减速器端浮动轴端直径为 d=32mm;MI =630 Nm, (Gd2)L=0.015Kgm, 重量 G=8.6Kg. 高速轴上转动零件的飞轮矩之和为： (Gd2)ZL+(Gd2)L=0.063+0.015=0.078 Kgm 与原估算的基本相符，故不需要再算。 （2）低速轴的计算扭矩： 0 iMM jsjs 十吨位桥式起重机大车运行机构设计 15 =154.815.750.95=2316.2 Nm 2.2.13 浮动轴的验算浮动轴的验算 （1）疲劳强度的计算 低速浮动轴的等效力矩： MI=1Meli =1.455.312.50.95=919.4Nm 式中 1等效系数，由2表 2-7 查得 1=1.4 由上节已取得浮动轴端直径 D=40mm，故其扭转应力为： N/cm2 2128 62 . 0 91940 3 W MI n （2.21） 由于浮动轴载荷变化为循环（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： 4 . 192 . 1 132001 1 1 I k nk （2.22） =4910 N/cm2 式中，材料用 45 号钢，取b=60000 N/cm2; s=30000N/cm2,则- 1=0.22b=0.2260000=13200N/cm2；s=0.6s=0.630000=18000N/cm2 K=KxKm=1.61.2=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2表 2-21 查得n-1k 故疲劳强度验算通过。 （2）静强度的计算 计算强度扭矩： Mmax=2MelI （2.23） =2.555.312.50.95=1641.7 Nm 式中 2动力系数，查2表 2-5 的 2=2.5 扭转应力： =3800N/cm2 3 62 . 0 164170 W MII 许用扭转剪应力： 无锡太湖学院学士学位论文 16 N/cm2 12860 4 . 1 18000 II S II n II,故强度验算通过。 高速轴所受扭矩虽比低速轴小，但强度还是足够，故高速轴验算省去。 2.2.14 缓冲器的选择缓冲器的选择 （1）碰撞时起重机的动能 W动= g Gv 2 2 0 （2.24） G带载起重机的重量 G=168000+1000000.1 =178000N V0碰撞时的瞬时速度，V0=（0.30.7）Vdx g重力加速度取 10m/s2 则 W动= 102 5 . 15 . 0178000 2 22 0 g Gv =5006.25 N m （1）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 式中 P摩运行阻力，其最小值为 Pmin=Gf0min=1780000.008=1424N f0min最小摩擦阻力系数可取 f0min=0.008 P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 =178000.5=9790N max 制 a g G =0.55 m /s2 max 制 a S缓冲行程取 S=140 mm 因此 W 阻=（1424+9790）0.14=1569.96Nm （3）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： n W-W 阻动 缓 W 十吨位桥式起重机大车运行机构设计 17 （2.25） =5006.25-1569.96 =3436.29Nm 式中 n缓冲器的个数 取 n=1 由1表 22-3 选择弹簧缓冲器弹簧 D=120mm，d=30mm 无锡太湖学院学士学位论文 18 3 端梁的设计端梁的设计 3.1 端梁的尺寸的确定端梁的尺寸的确定 3.1.1 端梁的截面尺寸端梁的截面尺寸 （1）端梁截面尺寸的确定： 上盖板1=10mm, 中部下盖板1=10 mm 头部下盖板2=12mm 按照1表 19-4 直径为 500mm 的车轮组尺寸，确定端梁盖板宽度和腹板的高度时， 首先应该配置好支承车轮的截面，其次再确定端梁中间截面的尺寸。配置的结果，车轮 轮缘距上盖板底面为 25mm;车轮两侧面距离支承处两下盖板内边为 10 mm，因此车轮与 端梁不容易相碰撞；并且端梁中部下盖板与轨道便的距离为 55 mm。如图示 3.1 图 3.1 端梁的截面尺寸 3.1.2 端梁总体的尺寸端梁总体的尺寸 大车轮距的确定：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 确定端梁的总长度 L=4100 3.2 端梁的计算端梁的计算 （1）计算载荷的确定 设两根主梁对端梁的作用力 Q(G+P)max 相等，则端梁的最大支反力： RA= K aLxc )2(Q 2 P)(Q max （3.1） 式中 K大车轮距，K=330cm 十吨位桥式起重机大车运行机构设计 19 Lxc小车轮距，Lxc=200cm a2传动侧车轮轴线至主梁中心线的距离，取 a2=70 cm =114237N P)(Q max Q 因此 RA= =117699N 330 )702200(114237 （2）端梁垂直最大弯矩 端梁在主梁支反力作用下产生的最大弯矩为： Q PG)( max Mzmax=RAa1=11769960=7.06106N a1导电侧车轮轴线至主梁中心线的距离，a1=60 cm。 （3）端梁的水平最大弯矩 端梁因车轮在侧向载荷下产生的最大水平弯矩： =Sa1 Mp max （3.2） 式中：S车轮侧向载荷，S=P； 侧压系数，查得，=0.08； P车轮轮压，即端梁的支反力 P=RA 因此： =RAa1 Mp max =0.0811769960=564954Ncm 端梁因小车在起动、制动惯性载荷作用下而产生的最大水平弯矩： =a1 Mp max K aLP xcxg )2( 2 （3.3） 式中小车的惯性载荷：= P1=37000/7=5290N PxgPxg 7 1 因此： =327018Ncm Mp max 60 330 )702200(5290 比较和两值可知，应该取其中较大值进行强度计算。 Mp maxMp max (4)端梁的强度验算 端梁中间截面对水平重心线 X-X 的截面模数： 无锡太湖学院学士学位论文 20 hB h Wx ) 3 ( 1 （3.4） =2380.848) 140 3 6 . 048 ( cm 3 端梁中间截面对水平重心线 X-X 的惯性矩： 2 h WI xx （3.5） =2380.8 =59520 2 50 cm 4 端梁中间截面对垂直重心线 Y-Y 的截面模数： bh B Wy ) 3 ( 1 （3.6） =1154.4 4 . 27)6 . 048 3 140 ( cm 2 端梁中间截面对水平重心线 X-X 的半面积矩： 242 2 1 1 h B hh Sx （3.7） =1325.6 2 148 140126 . 048 cm 3 端梁中间截面的最大弯曲应力： 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 端梁中间截面的剪应力： 2 )( max x x PQ I SQ （3.9） =2120 N/cm2 6 . 0259520 6 .1325114237 端梁支承截面对水平重心线 X-X 的惯性矩、截面模数及面积矩的计算如下： 首先求水平重心线的位置 十吨位桥式起重机大车运行机构设计 21 水平重心线距上盖板中线的距离： C1= =5.74 cm 2 . 11126 . 0 7 . 122140 )6 . 0 7 . 125 . 0(2 . 1112)5 . 07 .125 . 0( 7 . 122 . 1 水平重心线距腹板中线的距离： C2=5.74-0.5-0.512.7 =-1.11 cm 水平重心线距下盖板中线的距离： C3=（12.7+0.5+0.6）-5.74 =8.06cm 端梁支承截面对水平重心线 X-X 的惯性矩： =4013+4015.742+212.730.6+212.70.61.112+2111.23+2111 Ix 0 12 1 12 1 .28.062=3297cm4 端梁支承截面对水平重心线 X-X 的最小截面模数： = 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线 X-X 下部半面积矩： =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弯矩： =RAd=11769914=1647786Ncm Mz 端梁支承截面的弯曲应力： 1 . 406 1647786 0 W M x Z （3.11） =4057.6N/cm2 端梁支承截面的剪应力： 6 . 032972 5 .229117699 0 0 I SR x xA n （3.12） 无锡太湖学院学士学位论文 22 =6827.4 N/cm2 端梁支承截面的合成应力： 22 22 4 . 68273 6 . 40573 （3.13） =12501.5 N/cm2 端梁材料的许用应力： dII=(0.800.85) II =(0.800.85)16000=1280013600 N/cm2 dII=(0.800.85) II = (0.800.85)9500 =76008070 N/cm2 验算强度结果，所有计算应力均小于材料的许用应力，故端梁的强度满足要求。 3.3 主要焊缝的计算主要焊缝的计算 3.3.1 端梁端部上翼缘焊缝端梁端部上翼缘焊缝 端梁支承截面上盖板对水平重心线 X-X 的截面积矩： =4015.74=229.6 cm3 S 1 端梁上盖板翼缘焊缝的剪应力： 6 . 07 . 032974 6 . 229117699 70 01 2 hIn SR f x A . =4878.8 N/cm2 式中 n1上盖板翼缘焊缝数； Hf焊肉的高度，取 hf=0.6 cm 3.3.2 下盖板翼缘焊缝的剪应力验算下盖板翼缘焊缝的剪应力验算 端梁支承截面下盖板对水平重心线 X-X 的面积矩： =2121.28.06=232.128 cm3 S 1 端梁下盖板翼缘焊缝的剪应力： 6 . 07 . 032974 128.232117699 7 . 0 0 2 2 2 hI n SR fx A =4929.8 N/cm2 由1表查得=9500 N/cm2，因此焊缝计算应力满足要求。 十吨位桥式起重机大车运行机构设计 23 4 端梁接头的设计端梁接头的设计 端梁的安装接头设计在端梁的中部，根据端梁轮距 K 大小，则端梁有一个安装接头。 端梁的街头的上盖板和腹板焊有角钢做的连接法兰，下盖板的接头用连接板和受剪切的 螺栓连接。顶部的角钢是顶紧的，其连接螺栓基本不受力。同时在下盖板与连接板钻孔 是应该同时钻孔。 如下图为接头的安装图 图 4.1 接头安装 图 4.2 接头安装 下盖板与连接板的连接采用 M18 的螺栓，而角钢与腹板和上盖板的连接采用 M16 的螺 栓。 4.1 腹板和下盖板螺栓受力计算腹板和下盖板螺栓受力计算 （1）腹板最下一排螺栓受力最大，每个螺栓所受的拉力为： 无锡太湖学院学士学位论文 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）下腹板每个螺栓所受的剪力相等，其值为： N剪= 1 2 1 2 0 5 . 2)( N d d bH H （4.2） =12500 16 18 5 . 2)65500( 500 2 2 =7200N 式中 n0 下盖板一端总受剪面数；n0=12 N剪下盖板一个螺栓受剪面所受的剪力： N一侧腹板受拉螺栓总数；n=12 d1腹板上连接螺栓的直径（静截面） d0下腹板连接螺栓的直径；d1=16mm H梁高；H=500 mm M连接处的垂直弯矩；M=7.06106 其余的尺寸如图 4.3 示 十吨位桥式起重机大车运行机构设计 25 图 4.3 腹板其余尺寸 4.1.2 上盖板和腹板角钢的连接焊缝受力计算 （1） 上盖板角钢连接焊缝受剪，其值为： Q= 拉 N d d bH Hn bH abHn )(5 . 2 )(2 2 1 2 001 （4.3） =172500N12500 16 18 )65500(5 . 2 50012 65500 25012 2 2 （2）腹板角钢的连接焊缝同时受拉和受弯，其值分别为： 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 计算螺栓和焊缝的强度计算螺栓和焊缝的强度 4.2.1 螺栓的强度校核螺栓的强度校核 （1）精制螺栓的许用抗剪承载力： N剪= （4.4） 4 2 dn 剪 = =103007.7N 4 135008 . 114. 33 2 （2）螺栓的许用抗拉承载力 N拉= 4 2 d 无锡太湖学院学士学位论文 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 则有所选的螺栓符合强度要求 4.2.2 焊缝的强度校核焊缝的强度校核 （1）对腹板由弯矩 M 产生的焊缝最大剪应力： 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 =395.4 焊缝的惯性矩 其余尺寸见图 4.4 图 4.4 焊缝其余尺寸 （2）由剪力 Q 产生的焊缝剪应力： Q= bh Q =4427.7N/ cm2 6 . 043 114237 折算剪应力： = 22 QM 22 7 . 4427 7 . 15458 =16079.6 N/ cm2=17000 N/ cm2 由1表 25-3 查得 式中 h焊缝的计算厚度取 h=6mm 3.对上角钢的焊缝 =211.5 N/ cm2 lh N 26 . 072 8 . 1776 由上计算符合要求。 十吨位桥式起重机大车运行机构设计 27 5 焊接工艺设计焊接工艺设计 对桥式起重机来说，其桥架结构主要是由很多钢板通过焊接的方法连接在一起，焊 接的工艺的正确与否直接影响桥式起重机的力学性能和寿命。 角焊缝常用的确定焊角高度的方法 图 5.1 图 5.1 焊角高度 角焊缝最小厚度为：a0.3max+1，max 为焊接件的较大厚度，但焊缝最小厚度不 小于 4mm，当焊接件的厚度小于 4mm 时，焊缝厚度与焊接件的厚度相同。 角焊缝的厚度还不应该大于较薄焊接件的厚度的 1.2 倍，即: a1.2min 按照以上的计算方法可以确定端梁桥架焊接的焊角高度 a=6mm. 在端梁桥架连接过程中均采用手工电弧焊，在焊接的过程中焊缝的布置很关键，桥 架的焊缝有很多地方密集交叉在设计时应该避免如图 5.2