箱型梁式起重机设计

CHANGZHOU INSTITUTE OF TECHNOLOGY 毕 业 设 计 说 明 书 题目 箱型梁式起重机设计 二级学院 直属学部 专业 班级 学生姓名 学号 指导教师姓名 职称 评阅教师姓名 职称 2014 年 11 月 常州工学院毕业设计 摘 要 起重机被喻为 巨人之臂 是广泛用于国民经济各部门进行物质生产和装卸搬运 的重要设备 起重机的设计制造 从一个侧面反映了国家的工业现代化水平 我国起 重机制造业奠基于 20 世纪 50 年代 70 年代以来 起重机的类型 规格 性能和技术 水平获得很大的发展 近年来在物流和工业企业发展的带动下 起重机行业进入飞速 发展时期 起重机主要分为桥梁式 悬臂式 塔式 龙门式 拉索式 液压伸缩臂式等形式 本设计以桥式双梁单小车集装箱起重机为例 介绍起重机的设计思路 设计内容以及 设计方法 起重机设计主要根据客户要求 在符合国家标准及机械工业标准中对起重机的要 求下进行设计 设计方案的选择主要通过与客户沟通取得一致意见后确定 设计内容 主要包括在起重机的实际工作环境下确定起重机的最大额定载荷 非正常载荷 如冲 击载荷 风力载荷 震动载荷等 操纵形式 使用寿命 检修方式以及安全等级等 确定起重机主要零部件的选材以及机加工和材料处理的方法 确定起重机的工作级别 确定其主要受力梁的截面形式 截面大小以及梁的材料选择和加工方法 由于桥梁式 起重机体积和质量都比较大 所以在设计过程中还应考虑起重机的运输方案和安装方 法 关键词 起重机 梁式 机械工业 载荷 箱型梁式起重机设计 目 录 1 主要设计内容及参数 1 2 主起升机构的设计 2 2 1 主起升机构方案的选择 2 2 2 选择滑轮组和吊钩组的型式 2 2 2 1 吊钩的选择 2 2 2 2 吊钩螺母的计算 3 2 2 3 滑轮及滑轮轴承的选择 3 2 3 钢丝绳的选择 3 2 4 卷筒的计算 4 2 4 1 卷筒的基本尺寸 4 2 4 2 验算卷筒强度 4 2 4 3 卷筒转速 5 2 5 电动机的确定 5 2 5 1 电动机的选择 5 2 5 2 电动机发热及过载验算 6 2 6 减速器的选择 6 2 7 制动器与联轴器的选择 6 2 7 1 制动器的选择 6 2 7 2 联轴器的选择 7 3 副起升机构的设计 8 3 1 副起升机构方案的选择 8 3 2 选择滑轮组和吊钩组的型式 8 3 2 1 吊钩的选择 8 3 2 2 吊钩螺母的计算 9 3 2 3 滑轮及滑轮轴承的选择 9 3 3 钢丝绳的选择 9 3 4 卷筒的计算 10 3 4 1 卷筒的基本尺寸 10 3 4 2 验算卷筒强度 11 3 4 3 卷筒转速 11 3 5 电动机的确定 12 3 5 1 电动机的选择 12 3 5 2 电动机发热及过载验算 12 3 6 减速器的选择 12 3 7 制动器与联轴器的选择 13 常州工学院毕业设计 3 7 1 制动器的选择 13 3 7 2 联轴器的选择 13 4 主梁结构设计 14 5 小车设计 16 5 1 小车行走机构 16 5 2 锚定装置 16 5 3 小车架结构设计 16 5 4 小车架端梁 18 6 金属结构的设计 19 6 1 桥式起重机金属结构设计参数 19 6 2 总体设计 19 6 2 1 桥架尺寸的确定 19 6 2 2 主端梁尺寸 19 6 3 主端梁截面积几何性质 20 6 4 载荷的计算 21 6 4 1 固定载荷的计算 21 6 4 2 小车轮压 21 6 4 3 惯性载荷 21 6 4 4 偏斜运行侧向力 22 6 5 主梁计算 23 6 5 1 内力 23 6 5 2 强度的计算 27 6 5 3 疲劳强度的计算 29 6 6 端梁的计算 30 6 6 1 载荷与内力的计算 30 6 6 2 水平载荷的计算 32 6 6 3 端梁的静强度计算 32 6 7 主梁和端梁的连接 36 6 8 刚度计算 37 6 8 1 桥架的垂直静刚度 37 6 8 2 桥架的垂直动刚度 37 6 8 3 桥架的水平动刚度 38 6 9 桥架拱度 38 结 论 40 致 谢 41 箱型梁式起重机设计 参考文献 42 常州工学院毕业设计 1 1 主要设计内容及参数 1 起重机首先要确定的是工作级别 本设计的起重机用于集装箱生产制造或物流行业 起吊件为生产下线的集装箱 或物流行业待装货的集装箱 所以都是空箱 起吊 重量为 5T 根据起重机行业标准 不管是集装箱生产行业还是物流行业都是生产节奏 比较快的 因此该起重机的工作级别定为 A5 级 起吊机构工作级别为 M5 2 根据以上所规定级别设置设计内容及参数 a 主梁结构 主梁涉及到的主要设计内容或参数主要有 主梁的截面形式 截面大小 所用材 料 制作方法 主梁上平面的平面度 侧面的平面度和垂直度 主梁应该具有的上拱 度 还有主梁上的轨道安装等等 b 支架结构 支架需要设计的主要内容和参数包括 截面形式 截面大小 使用材料 制作方 法 支腿的垂直度误差 支腿与地面的连接方式等等 c 小车机构 小车机构要设计的主要内容和参数包括 小车架设计 起吊机构设计 小车行走 机构设计 根据起吊重量设计小车架截面 根据所需要元件的安装位置设计小车架的 结构 根据工作级别设计行走机构中电机的功率和类型 根据起吊高度确定卷筒的直 径和长度 根据工作级别确定主电机的功率以及减速机的型号 确定其他一些元件的 型号 d 控制机构 控制机构主要设计其控制室的制作和安装 控制电路的安装 进出控制室的方法 控制室的制作和安装应符合起重机行业标准中的相关内容 控制电路属于电气范畴在 此不予讨论 f 安装调试 根据起重机行业标准规定 起重机在生产完备后需要在本厂安装调试 合格后方 能出厂 调试的主要内容有小车的运行情况 司机室的视野状况和温度 在 1 25 倍额 定起重量下把小车开到中跨 持续 30 分钟 卸载后主梁不得有永久变形 主梁和其它 部件上的油漆不得有剥落现象 小车架不能有永久变形 箱型梁式起重机设计 2 2 主起升机构的设计 2 1 主起升机构方案的选择 起升机构一般由驱动装置 钢丝绳卷绕装置 取物装置和安全保护装置组成 电 动机驱动是起升机构的主要驱动方式 主起升机构布置方式如图 2 1 所示 1 电动机 2 联轴器 3 传动轴 4 制动器 5 减速器 6 卷筒 7 轴承座 8 平滑滑轮 9 钢丝绳 10 滑轮组 11 吊钩 图 2 1 起升机构配置方案 常见的起升机构钢丝绳卷绕如图 3 2 所示 采用双联滑轮组 滑轮组倍率 m 5 图 2 2 滑轮组的型式 2 2 选择滑轮组和吊钩组的型式 2 2 1 吊钩的选择 吊钩尾部螺纹直径的确定 常州工学院毕业设计 3 2124dPFQ 69 4mm 75 8 304921 Qd 式中 最大其中载荷 起动动载系数 由 起重机械 表 1 9 确定 P2 螺纹根部面积 螺纹根部直径 许用应力 09 12 F1d ns 选等级强度为 则 4nMasP235 aMP75 8 采用短型吊钩组 根据额定起重量 和工作类型 M5 来选择直柄单钩 LM16 tQ0 MGB T10051 1 1988 吊钩材料为 DG20 螺纹外径 螺纹根部直径md0 md691 2 2 2 吊钩螺母的计算 螺母高度不得小于 H dtPQ51 83069 83 142422 式中 t 10mm 螺距 许用挤压应力 钢对钢 公制螺母的高度pMPap3 考虑放止动垫片的尺寸取螺母高度 螺母外md96802 1 H m10H 径 D14 外 2 2 3 滑轮及滑轮轴承的选择 由钢丝绳直径 动滑轮直径 选择滑轮的型号为滑轮d2绳 m504D 滑 滑轮用内轴套和隔环 内轴套197 365JB T04081A 隔环 滑轮轴承 46216 滑49T 19 HJB T 轮挡盖 G 2 3 钢丝绳的选择 采用双联滑轮组 主起升 Q 50t 查取滑轮组倍率 m 5 钢丝绳所受最大拉力 KNxmpPSQ469 50 2480a 滑 式中 额定起升载荷载荷 吊具的自重载荷 QP0PPQ 5 48 9 105 0 X 绕上卷筒的钢丝绳分支数 X 2 m 滑轮组倍率 m 5 滑轮组效率 z 箱型梁式起重机设计 4 0 96 z 所选钢丝绳 其破断拉力 必须满足 PS nSP max nSPmax 547 0 34 2 n 钢丝绳许用安全系数 n 5 钢丝绳最大工作静拉力 ax 所选钢丝绳的直径应满足 mSCd 504691 22 465mm 式中 C 选择系数 与机构的工作级别和钢丝绳的抗拉强度有关 取钢丝绳直径 捻向 交互捻 选择钢丝绳型号为 md24 6W19 24 155I 1968 TGB 2 4 卷筒的计算 2 4 1 卷筒的基本尺寸 取卷筒直径 卷筒的计算直径 m0D m785D 卷 卷筒长度 10 64 2 231 光LLs 0578 4610max0 opZDHL 75 其中 最大起升高度 滑轮组倍率 卷筒计算直径 maxm0D 固定钢丝绳安全圈数 取 绳槽槽距 查 机d5780 1 21Zp 械设计手册 表 8 1 49 得 无绳槽卷筒端部尺寸 20 p1LmL41 固定钢丝绳区段的长度 左右螺旋槽之间的距离 2L63光 88mm 407min tgtghlL 光 其中 两侧滑轮绳槽中心线之间的距离 当吊钩滑轮位于最l ml27 inh 上部极限位置时 卷筒轴和滑轮轴之间的距离 绕上卷筒的钢丝13in 绳分支相对于垂直位置的允许偏角 取 4L0光 其壁厚按经验公式确定 mD28 5602 1 602 常州工学院毕业设计 5 2 4 2 验算卷筒强度 卷筒的采莲采用 HT30 抗压强度为 抗拉强度为 MPa750MPa250 卷筒所受压应力 162034Smax p压 Pakb75 压 式中 对吊钩起重机的安全系数 4 25 k 满足受压强度要求 压压 由于卷筒长度 尚应计算弯矩产生的拉应力 DL3 WM 拉 卷筒的最大弯矩产生在钢丝绳位于卷筒中央时 21maxaLSlM N 219860 7 式中 卷筒全长 左右螺旋槽之间的距离 L1L 卷筒断面系数 5602 0441 DW 352m 式中 卷筒直径 卷筒内径 1 mD5201 弯矩产生的拉应力 45012986 WM拉 拉 MPa 合成应力 05 6178 4 拉压拉拉 MPa3 2 2 4 3 卷筒转速 min 8 0 31459Dvm0rn 卷 箱型梁式起重机设计 6 2 5 电动机的确定 2 5 1 电动机的选择 起升机构静功率 KWP14 5 8 06940 vQ 静 式中 最大起升载荷 起升机构总效率 8 09 6 传筒滑 电动机的计算功率 静电 PK jc 由起重机的工作级别 M5 可以由 工程起重机 标 3 19 中得到 0 8 电K W3 41 508P jc 根据 机械设计通用手册 选定 YZR315S 型电动机 主要指标为 转速 额定功率 转速 输出轴直径 min 750rn kw26jcPmin 7081rn 输出轴长度 键槽宽 D6mE140F6 2 5 2 电动机发热及过载验算 等效功率 静效 rP 根据表 3 27 查表 3 52 机械设计通用手册 起升机构曲线 1 得 t起 r 0 88 查表 3 28 得 K 0 75 WrP4 1920 875 静效 Wjc92 电动机满足不过热条件 效j 过载验算 符合要求 0 861 57524 z60vHPQ 静 KW 2 2 6 减速器的选择 电动机的转速 7085 2170 P n10jc0 静 min 5 69r 传动比 46 539i卷 根据 减速器选用手册 选定 10PD PJ减 速 器型 变 速 器 常州工学院毕业设计 7 主要参数 输入转速 许用输入功率 19JB T560 750r min31KW 2 7 制动器与联轴器的选择 2 7 1 制动器的选择 根据物体下降时的扭矩 式静 降T i2DP0Q 静 降 8 02 457 mN 3 49 中 最大载荷量 卷筒计算直径 滑轮QPNPQ040D 组倍率 减速器传动比 总效率 4 mi i 制动转矩 查 机械设计通用手册 选择制动器m251 T 静 降制 主要参数 制动轮直径 额定转矩 160 MW3250 Y 30m630N 2 7 2 联轴器的选择 根据电动机输出轴的直径和变速器输入直径选用联轴器 型齿轮联轴器和CL4 型齿轮联轴器 的主要参数 公称转矩 许用转速 CL2CL410N 30r in 转动惯量 的主要参数 公称转矩 许用转矩 2m0 5kg m562 转动惯量 1 联轴器力矩的校核 13maxTk89 7NM 式中 传扭矩的计算值 按第 类载荷计算的轴传最大扭矩 对高速max T 轴 在此 位电动及转矩的允许过载倍数 位电动机的额定转max nm 07 nT 矩 其中 联轴器重要参数 对于起升机构 1 8 NTn 3152691k 1k 角度偏差系数 联轴器符合要求 3kk 箱型梁式起重机设计 8 3 副起升机构的设计 3 1 副起升机构方案的选择 起升机构一般由驱动装置 钢丝绳卷绕装置 取物装置和安全保护装置组成 电 动机驱动是起升机构的主要驱动方式 副起升机构布置方式如图 3 1 所示 1 电动机 2 联轴器 3 传动轴 4 制动器 5 减速器 6 卷筒 7 轴承座 8 平滑滑轮 9 钢丝绳 10 滑轮组 11 吊钩 图 3 1 起升机构配置方案 常见的起升机构钢丝绳卷绕如图所示 采用双联滑轮组 滑轮组倍率 m 3 图 3 2 滑轮组的型式 3 2 选择滑轮组和吊钩组的型式 3 2 1 吊钩的选择 吊钩尾部螺纹直径的确定 常州工学院毕业设计 9 2124dPFQ 69 4mm 75 8 304921 Qd 式中 最大其中载荷 起动动载系数 由 起重机械 表 1 9 确定 P2 螺纹根部面积 螺纹根部直径 许用应力 09 12 F1d ns 选等级强度为 则 4nMasP235 aMP75 8 采用短型吊钩组 根据额定起重量 和工作类型 M5 来选择直柄单钩 LM16 tQ0 MGB T10051 1 1988 吊钩材料为 DG20 螺纹外径 螺纹根部直径md0 md691 3 2 2 吊钩螺母的计算 螺母高度不得小于 H dtPQ51 83069 83 142422 式中 t 10mm 螺距 许用挤压应力 钢对钢 p MPap35 0 公制螺母的高度 考虑放止动垫片的尺寸取螺母高度m H 螺母外径 m10H dD1480 1 外 3 2 3 滑轮及滑轮轴承的选择 由钢丝绳直径 动滑轮直径 选择滑轮的型号为滑轮md8绳 5D滑 197 365JB T04081A 滑轮用内轴套和隔环 内轴套 隔环 19 40JB T65 滑轮轴承 46216 滑轮挡盖 HJ 9 1905 4AGJB T 3 3 钢丝绳的选择 采用双联滑轮组 副起升 Q 10t 查取滑轮组倍率 m 3 钢丝绳所受最大拉力 KNxmpPSQ35 17 96 0320a 滑 式中 额定起升载荷载荷 吊具的自重载荷 POQ 8 1 0 箱型梁式起重机设计 10 X 绕上卷筒的钢丝绳分支数 X 2 m 滑轮组倍率 m 3 滑轮组效率 z 0 96 z 所选钢丝绳 其破断拉力 必须满足 PS nSP max nSPmax 53 17 KN86 式中 n 钢丝绳许用安全系数 n 5 钢丝绳最大工作静拉力 maxS 所选钢丝绳的直径应满足 Cd 17350 13 17mm 式中 C 选择系数 与机构的工作级别和钢丝绳的抗拉强度有关 取钢丝绳直径 捻向 交互捻 选择钢丝绳型号为 md5 14 6W19 14 5 155I 968 TGB 3 4 卷筒的计算 3 4 1 卷筒的基本尺寸 取卷筒直径 卷筒的计算直径 按缠绕钢丝绳的中心计算 40D m5 41 卷 卷筒长度 10 6475 2 2310 光LLs 5 式中 卷筒上有螺旋槽部分长0 20578 143610max opZDHL 745 其中 最大起升高度 滑轮组倍率 卷筒计算直径 maxm0D 固定钢丝绳安全圈数 取 绳槽槽距 查 机dD80 1Z21 Zp 械设计手册 表 8 1 得 无绳槽卷筒端部尺寸 20 p1LmL4光L 左右螺旋槽之间的距离 常州工学院毕业设计 11 4130272min tgtghlL 光 m8 其中 两侧滑轮绳槽中心线之间的距离 卷筒轴和滑轮轴之间的距l l27 离 绕上卷筒的钢丝绳分支相对于垂直位置的允许偏角 h130min 取 4 光 其壁厚按经验公式确定 mD168402 1 602 3 4 2 验算卷筒强度 卷筒的采莲采用 HT30 抗压强度为 抗拉强度为 MPa75MPa250 卷筒所受压应力 106234Smax p压 Pakb75 0压 式中 对吊钩起重机的安全系数 4 25 k 满足受压强度要求 压压 卷筒的最大弯矩产生在钢丝绳位于卷筒中央时 21maxaLSlM N 219860 7 式中 卷筒全长 左右螺旋槽之间的距离 卷筒断面系数L1L 560 1 0441 DW352m 弯矩产生的拉应力 1980WM拉 拉 MPa 合成应力 5 67 4 拉压拉拉 3 2 3 4 3 卷筒转速 min 31 4 0 2Dvm0rXn 卷 箱型梁式起重机设计 12 3 5 电动机的确定 3 5 1 电动机的选择 起升机构静功率 14 2kw 式中 最大起升载荷 8 067590 vPQ 静 QP 起升机构总效率 94 8 传筒滑 电动机的计算功率 由起重机的工作级别 M5 可以由 工程起重机 静电 PK jc 标 3 19 中得到 0 8 电Kkw36 12 4 jc 根据 机械设计通用手册 选定 型电动机 主要指标为 转速 LYZR0 额定功率 转速 输出轴直径 min 750rnPjcmin 781rn mD65 输出轴长度 键槽宽 E14F 3 5 2 电动机发热及过载验算 等效功率 静效 r 根据表 3 27 查表 3 52 起升机构曲线 1 得 r 0 88 查表 3 28 得 t起 K 0 75 KWrP4 1920 875 静效 Pjc92 电动机满足不过热条件 效jc 过载验算 270 861 55 z60vHQ 静 故电动机符合要求 3 6 减速器的选择 电动机转速 7085 2170 P n10jc0 静 min 5 69r 传动比 46 39i卷n 根据减速器选择 ZSY224 型减速器 主要参数 输入转速19JB T560 许用输入功率 750r min1KW 常州工学院毕业设计 13 3 7 制动器与联轴器的选择 3 7 1 制动器的选择 根据物体下降时的扭矩 静 降T mi2DP0Q 静 降 8 457 mN 3 49 式中 最大载荷量 卷筒计算直径 滑QPPQ0 0 mD578 0 轮组倍率 减速器传动比 总效率 制动转矩 4 i 2 i mN251 T 静 降制 查 机械设计通用手册 选择制动器 13 5YWZ 主要参数 制动轮直径 额定转矩 30m60N 3 7 2 联轴器的选择 根据电动机输出轴的直径和变速器输入直径选用联轴器 型齿轮联轴器和CL4 型齿轮联轴器 的主要参数 公称转矩 许用转速 转动CL2CL414 30r min 惯量 的主要参数 公称转矩 许用转矩 转动惯2m0 5kg 5602 量 按第 类载荷计算的轴传最大扭矩 对高速轴1max T ax T 位电动机的额定转矩 nmT 8 7 NTn 3175029 其中 联轴器重要参数 对于起升机构N 5 4963125 0ax 1k 1 8 角度偏差系数 联轴器符合要求 1k3 箱型梁式起重机设计 14 4 主梁结构设计 主梁是主要受力梁之一 主梁结构设计是重中之重 在本设计中主梁所受应力主 要为长度方向的弯曲应力 根据 GB 的有关规定 主梁在 1 25 倍额定压力的作用下最 大扰度 FMAX S 1000 S 表示主梁长度 图 4 1 主梁的受力情况可简化为上图所示形式 根据扰曲线方程可列出公式如下 FMAX Pb 3L 2 4b2 3 2 24EI P 为梁上所受的压力 F 为饶度 L 为梁的跨度 E 为材料的弹性模量 I 为截面惯 性矩 实际情况中当小车开到跨中时主梁的扰度最大 根据以上公式算得截面惯性矩 I Pb 3L 2 4b2 3 2 24EF 在这里 P 5000 10 4 N 12500 N E 210 106 Pa L 6 5 m FMAX 6 5 1000 m 0 0065 m b 1 67m 将以上数字代入公式中得 I 0 79 108 cm4 根据以上计算结合设计经验得出以下截面为主梁截面 在本设计中 主梁采用常用的焊接箱型结构梁 这种梁具有结构相对简单 便于 生产加工 生产周期短 生产成本低等特点 因此广泛应用于起重机行业 常州工学院毕业设计 15 图 4 2 主梁截面如上图所示 根据我国现有钢材生产状况和钢材质量 主梁材料应选用 Q235B 以上材料为宜 Q235B 具有良好的焊接性 和比较好的综合力学性能 再加之生产成本较低 生产量 较大 市场价格相对较低 因此 Q235 是性价比较好的碳素结构钢 主梁在制作完成后不加载荷的情况下应具有 3mm 的上拱度 此项内容在调试时用 坐标测量仪检测 轨道安装应符合起重机行业标准 为了减小冲击载荷对起重机的破坏 轨道接口 一般焊接上 如不焊接 接口处两轨道的高度差不大于 2mm 两轨道的距离不大于 2mm 水平偏差不大于 1mm 另外轨道压板的安装应符合起重机行业标准 轨道压板 可直接焊接在主梁上 主梁在最后验收合格后要涂上防锈漆 涂漆前要祛除各表面上的焊渣 灰尘 锈 迹等以免影响涂装质量 最后要在醒目位置喷涂起重机的额定起重量 提示不得超载 工作 起重机类型 生产厂家等字样 箱型梁式起重机设计 16 5 小车设计 小车的主要作用是拖动起吊装置到达需要的起吊位置 用小车上的起吊装置将重 物吊起到一定高度 然后小车偕同起吊重物一起运动到需要的卸载位置 在该位置放 下重物 小车运行到初始位置 以上为小车的一个工作循环 由以上运动描述 小车 需具备行走装置 起吊装置 锚定装置 制动装置等 1 行走装置 小车行走主要依靠主动车轮带动下 在小车轨道上行走 在本设计中考虑到小车 跨度比较大 采用两组 三合一 电机 减速器 制动器 电机分别安装在两组主动 车轮上 2 起吊装置 起吊装置包括主卷筒 主电机 减速器 吊具 滑轮 钢丝绳等等 这些物品的 选择主要依据小车的工作级别 在本设计中小车的工作级别为 A5 级 在后面将具体提 到起吊装置的设计 3 锚定装置 小车必须可以在轨道上的任意位置稳定 所以需要一套锚定装置保证其停止运行 时不发生左右移动 本设计中没有另外制造锚定装置 而是利用三合一电机的制动器 代替锚定功能 4 制动装置 在起吊重物到一定高度的时候 小车运行到一定的位置再卸载 在此期间重物不 能有向下的位移 为安全起见 必须在主卷筒输入轴处设置制动器 以确保在主电机 停止工作或者发生断电事故时 起吊重物不会掉下来 5 1 小车行走机构 小车行走机构 主要解决小车在在主梁轨道上的稳定行走问题 小车行走机构中行走装置电机的选择 主要依据起重机行业标准中对工作级别的 各项要求 本设计中小车的工作级别为 M5 根据该级别规定的要求小车行走大概需要 的功率为 7KW 所以可以选用两个 3 5KW 的 三合一 电机 为小车行走提供动力 三合一 是指电机 减速器和制动器三个元件安装在一起 该类型电机具有可 靠性高 使用寿命长 工作效率高 体积小 重量轻 安装简便 出问题后容易更换 等特点 5 2 锚定装置 为了使小车在停止前进和暂不运行时 小车不会在轨道上自行滑动 必须设置锚 定装置 一般而言锚定装置都是独立的机构 但是在本设计中考虑到小车跨度比较大 而其起重量又不是很大 所以小车的自重不会很大 如果另外设计锚定装置不但增加 了小车的重量 增加了设计制作的成本 并且使小车架结构更加复杂 增加设计难度 因此在本设计中 直接使用小车行走电机 三合一 电机中的制动器 兼负锚定 功能 这样即节省了材料 降低了生产成本 又使小车架结构更简单 也更紧凑 常州工学院毕业设计 17 5 3 小车架结构设计 小车架是小车上各个部件安装的载体 也是起重机的主要受力机构之一 因此小 车架的设计必须要能承受其所受的应力 必须解决各部件的安装问题 如卷筒 减速 机 制动器等 图 5 1 小车架 小车架的设计主要包括截面设计和结构设计 截面设计主要考虑小车架的受力情 况根据起重机行业标准 小车架在额定载荷作用下 最大扰度不得大于 S 1000 S 表 示小车的跨度 小车架的结构设计主要依据小车上主要部件的安装位置 如卷筒 减 速机 制动器 定滑轮等等 要确定卷筒座 卷筒轴承座 减速机座 制动器座还有 定滑轮轴承座的安装位置 因为以上列举都是受力元件 因此在以上列举的位置必须 焊接加强板 并且加强板都要四周满焊以保证小车架的强度 小车架截面的计算和主梁截面计算类似 先根据起重机行业标准中对小车架的规 定确定小车架主梁的扰度 再根据扰度计算其惯性矩 然后根据惯性矩和以往的设计 经验确定截面形式和尺寸大小 一般情况 小车架的截面形式应和主梁截面相似 在本设计中小车架的截面也设 计成箱型结构 箱型梁式起重机设计 18 图 5 2 上图为小车架主梁截面 此图为吊架上防摇杆通过小车架处的截面图 小车架采用 Q235B 钢板 H 钢 角钢等焊接制作 手工气保焊使用 E43 电焊条 重要结构部位使用埋弧焊 焊接前要打磨焊接接口处 祛除油漆铁锈等可能影响焊接 质量的覆盖物 保证焊缝无沙眼 气孔等明显缺陷 焊接完成后注意焊接变形 等其 冷却后应该用火焰喷射或其他有效方法调整焊接变形 祛除变形应力 焊接完成后要 进行超声波无损探伤 小车架制作完成后 经质检部门检查无重大缺陷后要涂上防锈漆 在喷涂防锈漆 前应先祛除表面所有的铁锈 灰尘 焊渣等 防锈漆应分三层喷涂使用的油漆种类主 要通过和客户协商尽量满足客户要求为原则 如客户是否要求环保油漆 客户所要求 的外漆颜色等等 5 4 小车架端梁 图 5 3 小车架端梁 小车架的端梁的作用主要是连接两个主梁 并支撑所有压力 安装车轮使小车能 在主梁轨道上平稳行走 所以端梁设计主要考虑是小车架主梁的间距 小车架的高度 车轮的大小 个数以及车轮安装形式等 在本设计中端梁的高度应和小车架主梁相等或接近 也同样采用箱型结构梁 车 轮采用直径 350 的铸造车轮 并且使用角型轴承箱 角型轴承箱能有效保证车轮的位 置度等其他方面的要求 具有很好的稳定性 又容易制作 并且能快速装卸车轮 为 运输和以后的检修带来很大的方便 车轮一般用 65Mn 的铸造件加工 表面淬火处理 使其踏面硬度达到 HRB 50 55 另外车轮的安装误差参考起重机行业标准 常州工学院毕业设计 19 6 金属结构的设计 6 1 桥式起重机金属结构设计参数 表 6 1 桥式起重机金属结构的设计参数 6 2 总 体设 计 6 2 1 桥架尺 寸的确定 L 19 5 3 25 4 875 m0B1 46146 根据小车轨距和中轨箱型梁宽度以及大车运行机构的设置 取大车车轮轮距 4 8m 端梁全长 B 5 716m 0 小车轨距选为 2 5m 大车轮距为 4 8m 端梁全长为 5 716m 走台宽度为 1 1 5m 栏杆高为 1m 小车导电架高为 1 5 2m 6 2 2 主端梁尺寸 主梁的设计 翼缘板选择 550mmx22mm 的钢板 腹板选择 1150mmx6mm 的钢板 端梁的设计 翼缘板选择 600mmx16mm 的钢板 腹板选择 768mmx8mm 的钢板 主梁 起重机类型 通用 工作级别 M5 轨道放置 中轨 桥架形式 双梁 50 10t 19 5m 起升机构 主起升 副起升 额定起重量 吨 50 10 起升高度 米 12 14 起升速度 米 分 5 9 13 2 工作级别 M5 M5 运行结构 大车 小车 轮距 米 4 8 3 58 轨距 米 19 5 2 5 速度 米 分 72 8 35 5 工作级别 M5 M5 车轮直径 700 800 轮压 MPa 441 179 7 轨道型号 QU80 P43 箱型梁式起重机设计 20 高度为 1194mm 主梁宽度为 550mm 主梁端部变截面长度为 1350mm 变截面端部高度 为 800mm 图 6 1 双梁桥架结构 6 3 主端梁截面积几何性质 图 6 2 主梁与端梁截面尺寸 1 主梁截面 A1 550 22 1150 6 2 0 038m2 惯性矩 xI 1945024936150 948 0m 惯性矩 1 71202 109 mm4y 1 2 端梁截面 A2 0 031488m228760 常州工学院毕业设计 21 惯性矩 4 2641 109 mm4xI 7628063 07 惯性矩 6 8221 108 mm4y23 6 4 载荷的计算 6 4 1 固定载荷的计算 主梁自重载荷 k Ag 9 81 1 2 4165 3 N 小车轨道 F 81 90452 78 重 38 86 9 81 381 22 N m 栏杆等重量 g 100 9 81 981 N m 主梁的均布 gF lFlm 载荷 5527 52 N m q gl 6 4 2 小车轮压 起升载荷为 g 49000 N 小车自重 Qpm 89105 170422 N 小车自重载荷 mg 12 12 9 81 1000 107910 2 NGX8 91730 Qxp 小车重力 产生的静轮压 和 QXPX1P2 50666 N1 gbk e 50b 704 35 7193 53480 38 NX2P2QL 额定起升载荷 产生的 和 aPO12P P01 125810 8 N P02 119189 1 N bc21Q b21Q l 175476 8 N P02 172669 8 N 1jOX2jX 小车轮压 349146 68 NP 1j2j 空载轮压 33 5k N 38 3k N 6 4 3 惯性载荷 大小车都是 4 个车轮 其中主动轮各占一半 按车轮打滑条件确定大小车运行的 惯性力 一根主梁上的小车惯性力 24939 05 NxgP27 大车运行起制动惯性力 箱型梁式起重机设计 22 24939 05 N 359 82 N mHP27 HF27q 6 4 4 偏斜运行侧向力 一根主梁的重量力 5527 52 28 0 4 152559 5 NQp 一根端梁单位长度的重量 1 1 3059 97 N1FqAgk 81 9360 785 一根端梁的重量为 B 1794 5 6 46 3059 97 18714 76 NQdP 一组大车运行机构的重量为 g 5623 2 9 81 27552 7 Njjm 满载小车在主梁跨中央 左侧端梁总静轮压按图 7 3 计算 图 6 3 端梁总轮压计算 1Rp21 2 1 2QGXQGsGjddppL 490000 170422 152559 5 27552 7 113714 76 529037 46 N 由 28 5 5 6 查得 0 1345 2LB 侧向力 529037 96 0 1345 35577 8 N1SPR2 满载小车在主梁左端极限位置 左侧端梁总静轮 2R1 2 1 QGXQGsGjdedpppLL 812075 96N 侧向力 54612 1 N 估算大车轮压 P 18 t 选取大车车轮直径为2SP2R 800 mm 轨道为 QU80 常州工学院毕业设计 23 6 5 主梁计算 6 5 1 内力 计算大车传动侧的主梁 在固定载荷与移动载荷作用下 主梁按简支梁计算 如 图所示 7 4 图 6 4 主梁计算模型 固定载荷作用下主梁跨中的弯矩 qM4 28qiGjFLdP 1 18 21 527857 687939 47 N 跨端剪切力 qcF 4 21 1 2qGjsdLPL 1 18 5527 25 28 27552 73 19620 1 328 123822 36 N 满载小车在跨中 跨中 E 点弯矩为 pM 421 PLb 轮压合力 与左轮的距离为 P 1 829 m21b 3 749168 箱型梁式起重机设计 24 则 2519489 4 N mpM 跨中 E 点剪切力 1 pF 124 P 1bL 28 9 396 8 192540 5 N 2 满载小车在跨端极限位置 z 小车左轮距梁端距离为1e 2 1 8 0 2 mm 1cel 端梁剪切力 pcF4 P 1Lbc 1 18 28 1 829 0 2 82396 382138 298 N m 跨端内扭矩为 1 1nT4 PHl1e 28 3 2408 65 117200 12 N m 主梁跨中总弯距为 687939 47 2519489 46 3207428 87 N mxMqp 主梁跨端总剪切力 123822 36 382138 298 505960 658 NRFcqpc 1 水平惯性力载荷 在水平载荷 及 作用下 桥架按刚架计算 HPF K 2 5 b K 1 25 a K 5 2 5 1 25 2120B12 水平刚架计算模型示表图 7 5 常州工学院毕业设计 25 图 6 5 水平刚架计算模型 小车在跨端 刚架的计算系数为 1 1 1 0171r123 abIL 91 25 712083 跨中水平弯矩 HM 211 483HPFrr 017 3282 947 02 0293 102074 35 N m 跨中水平剪切力为 12469 52 NPH 1 跨中轴力为 HN 21 8HFLabr 824 09312 3947 05 14657 8 N 小车在跨端 跨端水平剪切力为 cHF1LeP 2 284 0938 394 28685 16 N 2 偏斜侧向力 在偏斜侧向力作用下 桥架也按水平刚架分析 箱型梁式起重机设计 26 图 6 6 侧向力作用下刚架的分析 这时 计算系数为 1 1 04sr123IL K5132 8079 小车在跨中 侧向力 529037 96 0 1345 35577 8 N1SPR 超前力为 6607 3 N10sBL 326 758 端梁中点的轴力为 3303 65 N1dNP 端梁中点的水平剪切力为 35577 8 4872 87 N1dP 2 ssKra 21 504 主梁跨中的水平弯距为 sM112dLPab 35577 8 1 25 4872 87 1 25 3303 65 28 193 78 N 主梁轴力为 35577 8 4872 67 30704 93 N11sdNP 主梁跨中总的水平弯矩为 102074 35 193 78 102268 13 N myMhs 小车在跨端 侧向力为 54612 1 N2SP 超前力为 10142 25 N2P 0sB5461 8 常州工学院毕业设计 27 端梁中点的轴力为 5071 12 NdN12P 端梁中点的水平剪切力为 54612 1 8051 78 N2dPSsKra 1 1 2504 主梁跨端的水平弯矩为 a b 54612 1 1 25 8051 78 1 25 72150 98 N mcsM2Sd 主梁跨端的水平剪切力为 10142 25 5051 12 5071 12 NcsF2P dN12 主梁跨端总的水平剪切力为 2868 16 5071 12 33756 28 NcH cs 6 5 2 强度的计算 需要计算主梁跨中截面危险点 的强度 1 主腹板上边缘 的应力 主腹板边至轨顶距离为 164 mmyh0g 主腹板边的局部压应力为 91 82MPa4 250 jimyPh 1 8764 250 垂直弯矩产生的应力为 120 44 MPa01MxI 3103748 25 水平弯矩产生的应力为 6 48 MPa02 1yxI 31068 742 主梁上翼缘板的静矩为 24 540 805 10432800 mm4yS010 5 B 主腹板上边的切应力为 0 7 857 MPa 02pynxFTAI 1094 32856 箱型梁式起重机设计 28 点 的折算应力为 120 44 6 48 126 92MPa0 102 1 203m 2 26 9 6 9 8375 114 356MPa 175MPa 点 的折算应力为 2 2MyxI 126 92MP 175MPa 点 的应力为 3 1 15 22 5 yxMII 1456 MPa 175MPa 主梁跨端截面变小 以便于主端梁连接 取腹板高度等于 800 mm 跨端只需dh 计算切应力 主腹板 承受垂直剪力 及扭矩 故主腹板中点切应力为eF1nT dhFc5 1 主梁跨端封闭截面面积为 b 8 496 824 408704 mm 20A0h 79 05MPa 100MPa 1 596 82 翼缘板 承受水平剪切力 33756 23 N 及扭矩 117200120 N mcHF1nT dh5 1 3756 27024084 7 923 MPa 100 MPa 桥架工作级别为 M5 应按载荷组合 计算主梁跨中的最大弯矩截面 E 的疲劳强 度 由于水平惯性载荷产生的应力很小 为了计算简明而忽略惯性力 求截面 E 的最大弯矩和最小弯矩 满载小车位于跨中 轮压 在 E 点上 则1P 3207428 87 N m maxM 常州工学院毕业设计 29 空载小车位于右侧跨端时 如图 6 7 图 6 7 主梁跨中 E 最小弯矩的计算 左端支反力为 5196 1 NR1F122 P Lbc 1350 73280 38 682939 4 1 18 5196 1 0 5 28 1 829 minM4Rqz 768171 8 Nm 6 5 3 疲劳强度的计算 图 6 8 主梁截面疲劳强度验算点 箱型梁式起重机设计 30 应力循环特性 0 2395 0 minax 28 413 根据工作级别 M5 应力集中等级 及材料 Q235 查得 1K MP 370 MPa9 1 b 焊缝拉伸疲劳需用应力为 213 3MPa rl 1 67 045br 1 6790 235 4 120 43MPa 合格 max rl 验算横隔板下端焊缝与主腹板连接处 112 9MPaax 2 10 xMyI 3103748 5 27 04 MPamini2 xI 3106 2 0 2395 0 iax 7 419 显然 相同工况下的应力循环特性是一致的 根据 M5 及 Q235 横隔板采用双面连续贴角焊缝连接 板底与 受拉翼缘间隙为 50 mm 应力集中等级为 K3 查得 71MPa1 拉伸疲劳需用应力为 137 46MPa rl 1 67 045br 1 670 2395 45 112 9 MPa 合格 max rl 6 6 端梁的计算 6 6 1 载荷与内力的计算 端梁按修改的钢架尺寸计算 5m a 1 25m b 1 25 m K 2b 2 5 m B 5 9 m 0B 0 45 m 0 19 m 主梁轴线与主腹板中线距离 0 m 主梁最大支承力1a2a 1x 505960 65 N 因 作用点的变动引起的附加力矩为零 0 端梁自重载荷为RFRFRM 1794 5 N m 端梁在垂直载荷作用下按简支梁计算如图 7 9 q 端梁支反力为 vd412q 常州工学院毕业设计 31 505960 65 512435 996 N1 8794 5162 图 6 9 垂直载荷下端梁的计算 截面 1 1 弯矩 1xMvdF02BR K241R MBFq 25 76 14396 8950 639385 9 N m 截面 2 2 弯矩 a 2xvdF241R qa 353684 19 1 07 0 5 27 1594 477014 5 N m 剪力 2vFd41 qa 253 96 25 18794 510 458 508819 28 N m 剪力 3vFd41qa 3 6 511466 176 N m 截面 4 4 沿着竖直定位板表面 4xM vdF2a241 qa 2513 960 8794 501 458 96986 08 N m 剪力 4vFd412 qa 箱型梁式起重机设计 32 15243 96 8794 501 458 511063 84 N 6 6 2 水平载荷的计算 端梁的水平载荷有 等 亦按简支梁计算 因 作用点外移引HPF2sxgPxgP 起的附加水平力矩为 24939 05 0 0 N mxgM1 弯矩 a 24939 05 1 25 31173 81 N myxg 钢架水平支反力 RHF 211 HLcbar 2493 0528 359 8 2 07 19994 25 N 8051 78 N 2dFP 图 6 10 水平载荷下端梁的计算 剪切力 19994 25 8051 78 28046 03 N1HF R2d 轴力 33756 28 NdNc 截面 2 2 在 水平力作用下 端梁的水平支反力为HP2sxgP 19994 25 54612 1 24939 05 99545 4 NdR 水平剪切力 99545 4 NHFd 弯矩为 a 99545 4 1 25 124434 75 N m2yM 截面 3 3 水平剪切力 99545 4 NH32 6 6 3 端梁的静强度计算 截面 2 2 常州工学院毕业设计 33 截面角点 112yxdMNIA 33997 404 17502756 8610 87 65 MPa 175 MPa 腹板边缘 110 26 yx dMxyNIIA 3398372 48410 26 375 285 10 81 40 MPa 175 MPa 翼缘板对中轴的静矩为 8 600 390 1569920 mm3yS 15 07 MPa 2vyxFI 81035 692 折算应力为 2 22 4315 07 87 8 MPa 175 MP 端梁支承处为安装大车轮角轴承箱座而切成缺口并焊上两块弯板 20 mm 185 mm 端部腹板两边都采用双面贴角焊缝 取 8 mm 支承处高度 314 mm 弯板两个fh 垂直面上都焊有车轮组定位垫板 16 mm 90 mm 340 mm 弯板参与端梁承载工作 支承处截面 3 3 及 4 4 如图所示 6 11 图 6 11 端梁支承处截面 箱型梁式起重机设计 34 形心 1y iA 206428371924309 199 6 mm 惯性矩为 3 4296 108 mm4 中轴以上截面静矩 S 982197 mm3xI 上翼缘板静矩 688512 mm3 下翼缘板静矩 703976 mm3 1S2S 截面 4 4 腹板中轴处的切应力为 64 9MPaf 42vxFI 8506 92173 100 MPaf 因静矩 可只计算靠弯板的腹板边的折算应力 该处正应力为2S1 37 3 MPa 4 xMyI 3896 016 457 切应力为 46 5 MPa 42vxFS 8 9 折算应力为 88 76 MPa 175 MP 23 225 463 7 假设端梁支承水平剪切力只由上翼缘板承受 不计入腹板 上翼缘板切应力为 32 9 MPa y4201 HFB 9 4620 验算截面 4 4 的弯板翼缘焊缝 满载小车在梁跨端时 端梁截面 4 4 的最大弯矩的剪切力为 96986 08 N M 511063 84 NmaxM4maxF4 空载小车位于跨中不移动时端梁的支反力为 vdF 011 22GxqPBg 5 90 59 739 87442 98580 6 N 常州工学院毕业设计 35 这时端梁截面 4 4 相应的弯矩和剪切力为 minM vdF221 qaa 98580 6 264 05 794 0 18363 N m 97432 Nmin vd12 qa 弯板翼缘焊缝的应力为 37 3 MPa 9 97 MPaax a2 4 xMyImin i2 14 xMyI 33 2MPamax a20 7fxFSh 851063 479680 8 9MPainin24 fxI 根据 M5 和 Q235 及弯板用双面贴角焊缝连接 查得4K 48MPa 370 MPa1 b 0 2673 0 minaxinaxM 焊缝拉伸疲劳需用应力为 89 57MPa rl 1 67 045br 2673 0 45 3 1 0 2686 0 minax2 398 按 查的 133 MPa 取拉伸式0K1 234 8 MPa rl 1 67 45br 1 673 0 28145 166 MPa r 2rl8 3 0 213 0 inaxinaxM59740163 可见 在相同的循环工况下 应力循环特性是一致的 根据 M5 和 Q235 及带孔板 的应力集中等级 查得 101 MPa2W1 翼缘板拉伸疲劳需用应力为 219 5 MPa rl 1 67 045br 268 0 3745 6 fl1 207 fh 1087 23561 1hfl 6 8 刚度计算 6 8 1 桥架的垂直静刚度 满载小车位于主梁跨中产生的静挠度为 Y 23 48xPbLEI 105 296 10 2 273 750 23 65 mm Y 31 875 mm 80L 6 8 2 桥架的垂直动刚度 起重机垂直动刚度以满载小车位于桥架跨中的垂直自振频率来表征 计算如下 主梁质量 15551 42 kg 全桥架中点换算质量为Gm1529 8Fg 0 5 2 15551 42 17390 32941 kg 起升质量 50000 kg 起1mGx 2mQ0 升载荷 g 490000 N 起升钢丝绳滑轮组的最大下放长度为 QP0 rl 16 2 2 16m qrH 桥架跨中静位移为 0y 23 248QxbLEI 16 73 251090 70 3827 61 起升钢丝绳滑轮组的静伸长为 箱型梁式起重机设计 38 36 9 mm0 QrPlnEA53270168 4 结构质量影响系数为 0 07039 2012 ym 23916 73 59 桥式起重机的垂直自振频率为 2 08vf012 1gy 0739 1 367 1 82 HZ 合格 v f 6 8 3 桥架的水平动刚度 起重机水平动刚度以物品高度悬挂 满载小车位于桥架跨中的水平自振来表征 半桥架中点的换算质量 0 5 0 5 15551 42 17390 50000 41470 5 kgem0 GxQm 半主梁跨中在单位水平力作用下产生的水平位移为 e 31 48LEIr 359283 1 4 0614 04 2 0 00013432 mm N 桥式起重机的水平自振频率为 Hf12em 01342 2846 2 575HZ HZ 合格 1 Hf 6 9 桥架拱度 桥架跨度中央的标准拱度值 考虑制造因素 实取 1 40fL5 190 0y 27 3mm 跨度中央两边按抛物线曲线 设置拱度 如图 0f 24 ayL 常州工学院毕业设计 39 图 6 12 桥架的拱度 距跨中为 的点 36 75 mm1a8L 214639 Ly 距跨中为 的点 29 4 mm24 221 L 距跨中为 的点 mm3a8L37 5y 因此 桥架结构设计全部合格 箱型梁式起重机设计 40 结 论 经过一段时间的努力 今天终于完成设计了 首先感到的是欣慰之情 我在进入 起重机行业大概只有一个月时间 在这个月中学到很多实际的解决问题的方法 我把 这些方法都用到本次设计当中 在本设计中着重从设计方法 设计步骤上反应起重机 的设计过程 在本次设计中有一些是具有独创性的 如吊架的防摇装置 联动扭锁系统等 这 些机构虽然是常见机构 但是用在起重机的吊具上还是比较少的 在这方面我做了大 胆的尝试 在本设计的起重机 体积和重量都不是很大 并不存在安装上的困难 只 需用液压伸缩悬臂式车载吊车就能完成安装工作 完成本次设计 对我是很有帮助的 首先 通过这次设计检验了我大学中所学的 专业素质 通过这次设计也使我巩固了以前学习