30t吊鉤橋式起重機設計（太原）,30,吊鉤,橋式起重機,設計,太原 畢業(yè)設計 30t吊鉤橋式起重機設計 林興旺 102011426 機械工程系 學生姓名： 學號： 機械設計制造及其自動化 系 部： 劉申全 專 業(yè)： 指導教師： 二零一四年 六 月 誠信聲明 本人鄭重聲明：本設計及其研究工作是本人在指導教師的指導下獨立完成的，在完成設計時所利用的一切資料均已在參考文獻中列出。 本人簽名： 年 月 日 畢業(yè)設計任務書 設計題目：30t行車(吊鉤橋式起重機)設計 系部： 機械工程系 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學號： 102011426 學生：林興旺 指導教師（含職稱）： 劉申全(副教授) 專業(yè)負責人： 田靜 1．設計的主要任務及目標 根據(jù)課題要求進行調(diào)查研究，確定主要的技術參數(shù)； 擬定總體方案，并進行論證； 進行起重機傳動設計，選擇合理的傳動部件； 零件設計及結構設計、計算并繪圖 主要參數(shù)：廠房寬度50m；最大起重載荷30t；采用通用吊鉤橋式起重結構 2．設計的基本要求和內(nèi)容 畢業(yè)設計計算說明書一份； 零件圖若干張； 吊鉤橋式起重機結構裝配圖； 吊鉤橋式起重機總體尺寸圖；; 3．主要參考文獻 [1] 嚴大考、鄭蘭霞主編，起重機械［M］.鄭州：鄭州大學出版社，2003，9. [2] 余維張主編，起重機械檢修手冊［M］.北京：中國電力出版社，1998，11. [3] 楊長睽，傅東明主編，起重機械（第2版）［M］.北京：機械工業(yè)出版社，1992，5. [4] 張瑩主編，機械設計基礎［M］.北京：機械工業(yè)出版社，1997，7. 4．進度安排 設計（論文）各階段名稱 起 止 日 期 1 進行調(diào)查研究，查閱資料，完成開題報告 2014.02.15—2014.03.08 2 擬定、論證吊鉤橋式起重機設計方案 2014.03.9—2014.04.012 3 確定主要的技術參數(shù)，吊鉤橋式起重機傳動設計 2014.04.13—2014.04.22 4 吊鉤橋式起重機結構設計結構裝配圖、主要零件圖 2014.04.23—2014.05.23 5 撰寫并編制論文、打印，準備畢業(yè)答辯資料 2014.05.25—2014.06.5 30t吊鉤橋式起重機設計 摘要：橋式起重機是一種提高勞動生產(chǎn)率重要物品搬運設備，主要適應車間物品搬運、設備的安裝與檢修等用途。我國生產(chǎn)的吊鉤電動雙梁橋式起重機額定起重范圍為5～500t，一般10t以上，起重機有主、副兩套起升機構；300t以上，起重機還有三套起升機構。 電動雙梁起重機由橋架、小車運行機構、大車運行機構和電氣設備構成。在系統(tǒng)整體設計中采用傳統(tǒng)布局的典型結構，小車運行機構采用集中驅(qū)動。起升機構滑輪組采用雙聯(lián)滑輪組，重物在升降過程中沒有水平移動，起升過程平穩(wěn)，且鋼絲繩的安裝和更換容易。相應的卷繞裝置采用單層卷筒，有與鋼絲繩接觸面積大，單位壓力低的優(yōu)點。在起升機構中還涉及到鋼絲繩、減速器、聯(lián)軸器、電動機和制動器的選擇等。小車運行機構中涉及小車輪壓計算、小車車輪、小車軌道、減速器、聯(lián)軸器、電動機和制動器的選擇計算等。 關鍵詞：橋式起重機，起升機構，小車運行機構 30 tons of hook bridge crane design Abstract：Bridge crane is a significant increase labor productivity goods handling equipment, primarily to carry goods workshops, equipment installation and maintenance, and other purposes. China's production/ of electrical hook rated double-beam bridge crane lifting the range of 5 ~ 500 t, generally more than 10 t, cranes are the main, two sets of lifting 300 t above, there are three sets of cranes lifting bodies. Two-electric beam from the bridge crane, the trolley running, traveling mechanism and electrical equipment constituted. The overall design of the system using the traditional layout of the typical structure and operation of institutions used car driven focus. Pulley group or agency from using double-pulley blocks, heavy objects in the process of lifting the level of no movement, or from the process smooth, and the installation and replacement of wire rope easily. Winding installations in the corresponding single reel, a large area of contact with the rope, the advantages of low pressure units. In lifting bodies also involves rope, reducer, couplings, electrical and brake the choice. Vehicles involved in the operation of institutions pressure on the wheels, car wheels, car track, reducer, couplings, electrical and brake the choice of calculation. Key words: bridge crane，hoisting mechanism，car agencies operating 目 錄 前 言 1 1 橋式起重機的簡介 2 1.1 普通橋式起重機的主要組成部分 2 1.1.1 大車 2 1.1.2 小車 2 1.1.3 動力裝置和控制系統(tǒng) 2 1.2 普通橋式起重機的運行方式 3 2 設計任務及其技術參數(shù) 4 3 吊鉤組的選擇計算 4 4 滑輪組的設計計算 10 5 鋼絲繩的選擇 13 6 卷筒的設計計算 14 7 鋼絲繩在卷筒上的固定計算 18 8 起升機構的設計 20 8.1 原始參數(shù) 20 8.2 設計計算步驟 20 9 小車運行機構的設計計算 26 9.1 原始參數(shù) 26 9.2 設計計算步驟 26 10 起重機主梁的設計計算 35 11 安全裝置的選擇說明 36 11.1 主要安全裝置的說明 36 11.2 小車緩沖器選擇計算 37 11.3 大車緩沖器的選擇計算 38 結束語 40 參考文獻 41 致 謝 42 Ⅰ 4 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 前 言 橋式起重機是生產(chǎn)車間、料場、電站廠房和倉庫中為實現(xiàn)生產(chǎn)過程機械化和自動化，減輕體力勞動，提高勞動生產(chǎn)率的重要物品搬運設備。它通常用來搬運物品，也可用于設備的安裝與檢修等用途。橋式起重機安裝在廠房高處兩側(cè)的吊車梁上，整機可以沿鋪設在吊車梁上的軌道縱向行駛，而起重小車又可沿小車軌道（鋪設在起重機的橋架上）橫向行駛，吊鉤則作升降運動。因此，它的工作范圍是其所能行駛地段的長方體空間，正好與一般車間形式相適應。 起重機的起升機構、小車運行機構、起重機的安全保護裝置及控制系統(tǒng)的設計為本課題的研究內(nèi)容，對此研究查閱了大量的資料，通過設計逐步熟悉起重機的構造和工作原理，為以后從事這方面的工作奠定基礎。 為了能具體確切的說明過程，使起重機能按照設計要求來運行，就得選擇正確的安全裝置和控制系統(tǒng)為起重機的正常運行做準備，設計研究吊鉤橋式起重機就是本課題的研究的目的。 本文以30t吊鉤橋式起重機設計為例，主要運用CAD制圖來對吊鉤橋式起重機的結構設計，在設計過程中，與車間的實際情況相結合，有利于結構設計的進一步改進，對于機械制造業(yè)是具有實際意義的。 限于本人有限的知識水平，設計過程中難免有疏漏和錯誤之處，望各位老師批評指正。 1 橋式起重機的簡介 橋式起重機是生產(chǎn)車間、料場、電站廠房和倉庫中為實現(xiàn)生產(chǎn)過程機械化和自動化，減輕體力勞動，提高勞動生產(chǎn)率的重要物品搬運設備。它通常用來搬運物品，也可用于設備的安裝與檢修等用途。橋式起重機安裝在廠房高處兩側(cè)的吊車梁上，整機可以沿鋪設在吊車梁上的軌道縱向行駛，而起重小車又可沿小車軌道（鋪設在起重機的橋架上）橫向行駛，吊鉤則作升降運動。因此，它的工作范圍是其所能行駛地段的長方體空間，正好與一般車間形式相適應。 1.1 普通橋式起重機的主要組成部分 1.1.1 大車 由橋架和大車運行機構組成。橋架：橋架為起重機的金屬結構，一方面支撐小車，允許小車在它上面橫向行駛；另一方面又是起重機行走的車體，可沿鋪設在廠房上面的軌道行駛。在其兩側(cè)的走臺上，安裝有大車運行機構和電器設備，大車運行機構用來驅(qū)動大車行走，大車上一般還有駕駛室，用來操縱起重機和安裝各機構的控制設備。橋架主要由主梁和端梁組成。設計時要考慮其強度，剛度和穩(wěn)定性要求，也應考慮自重和外形尺寸要小，加工制造簡單，運輸，存放和使用維修方便，成本低等因素。 1.1.2 小車 小車由起升機構，小車運行機構，小車架和保護裝置等組成。小車架要承受起升載荷和各機構自重，應有足夠的強度和剛度，同時又要盡量減輕自重，以降低輪壓和橋架受載。小車的電力則由滑線或軟電纜引入。設計時要考慮改善零部件的受力情況、減少外形尺寸和自重、安全可靠、工作平穩(wěn)、裝配維修方便等因素。 1.1.3 動力裝置和控制系統(tǒng) 動力裝置是驅(qū)動起重機運動的動力設備，它在很大程度上決定了起重機的性能和構造特點，橋式起重機的動力裝置一般采用電動機?？刂葡到y(tǒng)包括操縱裝置和安全裝置。各機構的啟動、調(diào)速、改向、制動和停止，都通過操縱控制系統(tǒng)來實現(xiàn)。 1.2 普通橋式起重機的運行方式 橋式起重機是一種循環(huán)的、間隙動作的、短程搬運機械。一個工作循環(huán)一般包括上料、運送、卸料及回到原位的過程，即取物裝置從取物地點由起升機構把物料提起，由運行機構把物料移位，然后物料在指定地點下放，接著進行相反動作，使取物裝置回到原處，以便進行下一次工作循環(huán)。在兩個工作循環(huán)之間一般有短暫的停歇。起重機工作時，各機構經(jīng)常處于起動、制動以及正向、反向等相互交替的運動狀態(tài)之中。 2 設計任務及其技術參數(shù) (1)主要技術參數(shù)： 最大起重量： 30噸 粱跨度： 31500mm 起升速度: 18 ~ 28m/min 起升高度: 14m 大車運行速度: 80 ~ 95m/min 小車運行速度: 40 ~ 45m/min (2)起重機工作機構的級別 起重機工作級別A6; 其中載荷狀態(tài)為Q2(有時起升額定載荷,一般起升中等載荷);利用等級為T6(總工作循環(huán)次數(shù)N=,不經(jīng)常繁忙使用)。起升機構工作級別M6;其中利用等級為T6,載荷狀況為L2；小車運行機構工作級別M4;其中利用等級為T4,載荷狀況L3；大車運行機構工作級別M4;其中利用等級為T4,載荷狀況L2 3 吊鉤組的選擇計算 (1)原始參數(shù) 機構工作級別:M6, 采用雙聯(lián)滑輪組,倍率: m=4 起升質(zhì)量: = 30 t 起升載荷: 起升速度: ~ 初取 (2)吊鉤組的設計步驟 ①吊鉤形式選擇 吊鉤采用倍率m=4的雙聯(lián)滑輪組，故采用長形吊鉤組，吊鉤用普通的短吊鉤。 ②吊鉤結構及制造方法的確定 選用吊鉤斷面為梯形的吊鉤,其受力情況合理.用鍛造方式制造,材料為20鋼,機加工前熱處理,硬度小于或等于156HBS。 ③吊鉤主要尺寸的確定 吊鉤的主要尺寸D=210，h=180mm，B=140mm，,如圖3.1 圖3.1 吊鉤主要尺寸 ④鉤身強度計算 如圖3.1中1—2和3—4斷面為危險斷面，通常垂直斷面3—4取與水平斷 面1—2相同的斷面，而最大拉應力約為1—2斷面的50% ，故只驗算1—2面。 。 式中： A為斷面面積，A=15840； 為斷面重心坐標，=65mm； —斷面形狀系數(shù)，=0.096； —起升動力系數(shù)，=1.56； 對于20鋼，查表得；取安全系數(shù)n=1.1，則許用應力為：， < ，所以鉤身驗算通過。 ⑤吊鉤尾部螺紋直徑的確定 即=104mm 式中： ， 同上； 螺紋根部直徑； —材料許用應力； ，查表取梯形圓螺紋：。 ⑥確定吊鉤螺母尺寸 螺母最小工作高度：H=0.8d=72mm，根據(jù)實際結構，需設防松螺栓，故取螺母高度為：90mm,螺栓外徑D=（1.7~2）d=153~180mm,選取D=160mm，上式中d為螺紋公稱直徑，d=90mm。 ⑦選擇推力軸承 根據(jù)所選吊鉤螺母尺寸，查表初選推力軸承型號：81124 其額定靜載荷=660KN，因軸承在工作時很少轉(zhuǎn)動，只需校驗額定靜載荷即可。當量靜負荷：，，—安全系數(shù)，取=1.25。 < ，校驗通過，故選擇 81124型推力軸承。 ⑧根據(jù)滑輪尺寸，吊鉤組裝置示意圖如圖3.2所示。 圖3.2 吊鉤組裝置示意圖 其中L=475mm，，，，吊鉤梁可看作簡支梁，受力圖如圖3.3所示。 圖3.3 吊鉤梁受力圖 其中P1=P2=，L=475mm，=237.5mm。 橫梁中間斷面尺寸如圖3.4所示。 圖3.4 橫梁中間斷面尺寸圖 集中載荷：= 最大彎矩： KNm=27.7875KNm 中間斷面的彎曲系數(shù)： 最大彎曲應力為： 橫梁材料為45鋼，查表得屈服極限：，取安全系數(shù)n=3，則許用強度：，由 < , 則有h > ，取h=150mm。 ⑨吊鉤拉板強度計算 拉板結構尺寸如圖3.5所示。 圖3.5 拉板結構尺寸圖 如圖可見，b=200mm，d=120mm，h=100mm斷面A—A受拉伸應力，，，其中 為拉板厚度，因拉板材料為A3鋼，查表得屈服極限：，取安全系數(shù)n=1.7,則許用拉伸應力為：，因： < ，則有： > 。 因軸孔要受擠壓應力，則有：，取安全系數(shù) n=3.5, 則有，由上可得：，取 。4 滑輪組的設計計算 (1)滑輪結構形式及相關尺寸的確定 滑輪采用鑄鋼滑輪，因為其強度和沖擊韌性好，材料選：2G230—450?；喌南嚓P尺寸為A=63mm，B=45mm，S=14mm，C=37mm，R=12mm，M=14mm ，，r=3m，，如圖4.1。 圖4.1滑輪尺寸圖 (2)滑輪直徑的確定 ①普通滑輪直徑的選擇 ，查表選取D=630mm。式中：h—與機構工作級別和鋼絲繩結構有關的系數(shù)，查表取h=22.4，d—鋼絲繩直徑，d=20mm。 ② 平衡輪直徑的選擇： (3)吊鉤組上滑輪軸的計算 ①吊鉤裝置簡圖如圖4.2。 10 圖4.2 吊鉤裝置簡圖 由圖可見L=475mm，L1=78mm，L2=112mm，L3=95mm ②滑輪軸可簡化為簡支梁，認為作用四個集中載荷受力情況如圖4.3： 圖4.3 滑輪軸受力圖 =117KN， =31356，彎曲應力為：，滑輪軸材料為45鋼，，則有： < ，即：d > ，查手冊選取 d=130mm。 軸承的圓周速度：，工作轉(zhuǎn)數(shù)：，每個滑輪中均采用兩個徑向滾動軸承，根據(jù)滑輪組的選擇，查表選用6226型軸承。查表得，額定靜載荷：，額定動載荷：。 所選軸承的驗算：， < ()，驗算通過。 式中： —壽命系數(shù)，取=2，—負荷系數(shù)，=1.5； —速度系數(shù)，=0.95； —溫度系數(shù)，=1，軸承徑向負荷； =58.5KN； 由于， < e，因此有當量動負荷：。 5 鋼絲繩的選擇 (1)鋼絲繩的最大靜拉力 =39432.9N所選鋼絲繩直徑應滿足：，其中 式中：—滑輪效率，取=0.97，m—起升倍率，m=4，n—安全系數(shù)，取n=6。 (2)鋼絲繩的選擇 初選鋼絲繩：查手冊選纖維芯鋼絲繩，直徑d=20mm,確定其抗拉強度為1670N/。 鋼絲繩的校核：， > ，故校核通過。 式中： n —為鋼絲繩折減系數(shù)，取n=0.85； —鋼絲繩最小破斷拉力，查手冊選取=220KN。 (3)鋼絲繩的標記 選取鋼絲繩為：直徑20mm，光面鋼絲，結構形式為6西魯式，纖維芯，抗拉強度為1670，右交互捻，最小破斷拉力為220KN，單位長度重量147，標記：20NAT6×19S+FC1670ZS220147GB/T8918—1996。 41 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 6 卷筒的設計計算 (1) 卷筒類型的初步選擇 由于起升高度比較高，根據(jù)滑輪倍率和起升速度，采用雙聯(lián)卷筒，標準槽形，用鑄造方式制造，材料為灰鑄鐵。 (2) 卷筒直徑的確定 ① 直徑確定 D，查手冊選用A型卷筒，直徑D=400mm，式中： h—與機構級別有關的系數(shù)，取h=20，d—鋼絲繩的直徑，d=20mm。 ② 卷筒的槽形的選擇 查手冊，選標準槽形，其尺寸如：槽底半徑R=11mm,槽距，表面精度為1級，標記為：槽形 JB/T9006.1—1999。 (3) 雙聯(lián)卷筒長度及壁厚的確定 ①卷筒上有螺旋槽部分長 = 式中： —滑輪組倍率，； —卷筒計算直徑， —最大起升高度，； —固定鋼絲繩安全圈數(shù)， —繩槽槽距，=22mm ②雙聯(lián)卷筒長度L： ，取L=2500mm。 式中： —卷筒兩端的邊緣長度，根據(jù)結構取=70mm； —固定鋼絲繩所需長度，； —中間光滑部分長度； 根據(jù)鋼絲繩允許偏角左右，則有： ， 式中： —取物裝置處于上極限時，動滑輪軸線與卷筒軸線的間距，取=1500mm； —由卷筒出來的兩根鋼絲繩引入懸掛裝置的兩動滑輪的間距: =319mm； 所選卷筒標記為：卷筒A400左 JB/T9006.2—1999。 ③卷筒壁厚確定 對鑄鐵卷筒，按經(jīng)驗公式初選：（6~10）=0.02400+（6~10）=14~18mm，取。 (4)卷筒的強度計算 因卷筒長度L=2500mm>3D=1200mm，需計算壓應力和彎曲應力。 ①壓應力的計算 卷筒最大壓應力在筒壁的內(nèi)表面， ，<，較核通過。 式中： —鋼絲繩最大靜拉力，=26288.7N； —許用壓應力，—抗壓強度，查手冊=750Mpa； n—安全系數(shù)，取n=4.25； —鋼絲繩卷繞節(jié)距，=22mm。 ②彎曲應力的計算 受力和彎曲簡圖如圖6.1： 圖6.1卷筒受力和彎曲簡圖 因扭轉(zhuǎn)應力很小，故忽略不計。， 式中： —彎矩；=26288.7956.5=25145141.55N； W—卷筒斷面抗彎模量： ==2159690 卷筒所受合應力：=35.8Mpa Mpa <，校核通過。 式中： ； —材料的抗拉強度，=320Mpa； n—安全系數(shù)，取n=5。 (5)卷筒的抗壓穩(wěn)定性驗算 驗算公式： 式中： n—穩(wěn)定系數(shù)，取n=1.5； P—卷筒壁單位面積受的外壓力，； —受壓失穩(wěn)臨界壓力： （2~2.6）=（2~2.6）25~32.5； =5.97 < ，滿足穩(wěn)定性要求。 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 7 鋼絲繩在卷筒上的固定計算 (1) 固定方法的選擇 采用壓板固定；因其構造簡單，裝拆方便，便于觀察和檢查，并安全可靠。其固定形式如下圖7.1所示： 圖7.1壓板固定形式圖 (2) 繩尾固定處拉力計算 計算式： 式中： —鋼絲繩最大靜拉力； —鋼絲繩與卷筒的摩擦系數(shù)，??； —安全圈在卷筒上的包角；??； e—自然對數(shù)的底數(shù); e=2.718。 (3) 螺栓預緊力計算 因選壓板槽為半圓形，故： （4）螺栓強度驗算 = < =110MPa，校驗通過。 式中： Z—固定鋼絲繩用的螺母數(shù)，取Z=4； d—螺栓螺紋的內(nèi)徑，d=18.8mm； —墊圈與鋼絲繩壓板之間的摩擦系數(shù)，取=0.16； t—作用力臂；根據(jù)壓板得t=22.4mm； —螺栓許用拉應力，==； —螺栓屈服強度； 因螺栓材料為Q235；查手冊得：=206MPa。 (5) 壓板的選取 查手冊：選取序號為6的壓板，標準槽。標注：壓板6GB/T5975—1986。 8 起升機構的設計 8.1 原始參數(shù) 工作級別為M6，起升高度： H=14m，起升載荷：，起升速度：=18~28m/min ；取V=20m/min，JC=25%，CZ=150，G=0.8。 8.2 設計計算步驟 (1)電動機的選擇 ①電動機靜功率的計算 式中： Q—起升負荷，=； —吊具自重； V—起升速度，V=0.33 m/s； —機構總效率，取=0.8。 ②電動機功率的選擇 繞線型異步電動機穩(wěn)態(tài)平均功率：，初選電動機：選用YZR315S—8，額定功率，n=724r/min;過載系數(shù)：；根據(jù)JC=25%，CZ=150；查表得：允許輸出功率；轉(zhuǎn)動慣量。 (2)減速器的選擇 ①減速器傳動比的確定 ，查手冊選取實際傳動比：。 式中： —電機額定轉(zhuǎn)速； =724 r/min； —卷筒轉(zhuǎn)速，=60.7r/min； a—為滑輪倍率，a=4； —卷筒計算直徑；=420mm； V—起升速度：V=20m/min。 ②標準減速器的選擇 按靜功率P選?。弘姍C輸入功率 ；輸入轉(zhuǎn)速：，因機構工作級別為M6。故：；根據(jù)和以上數(shù)據(jù)；查手冊，選?。簻p速器：QJR—500—12.5、III，C、W、JB/T8905.1—1999，其有關參數(shù)：高速軸許用功率；> ; 滿足要求。 ③減速器的驗算 最大徑向力 許用徑向力： <，滿足要求。 式中： —鋼絲繩最大靜拉力； —卷筒重力； —起升載荷動載系數(shù)，取=1.56； —減速器輸出軸端的最大允許徑向載荷，取=45600N。 最大扭矩驗算：= 12918.1， < =42500 驗算通過。 式中： T—鋼絲繩最大靜拉力在卷筒上產(chǎn)生的力矩； —減速器輸出軸允許的短暫最大扭矩，查手冊：=42500。 (3)電機的過載和發(fā)熱 ①電機過載能力校驗 > 54.4KW，驗算通過。 式中： —電機額定功率，； u—電動機臺數(shù)，u=1； —電動機過載倍數(shù)，=3.3； H—電機有關系數(shù)；繞線型H=2.1； V—實際起升速度，； —機構的效率，取=0.8； Q—起升機構的總載荷；Q=。 ②電機發(fā)熱校核 ，=68.385KW > =65.26KW，校核通過。 式中： —電機允許輸出功率，查表取，P=68.385KW； —穩(wěn)態(tài)平均功率，=97.89KW。 (4)制動器的選擇 制動轉(zhuǎn)矩滿足=1.0332 根據(jù)=1.2054；查表得選取YW—500/121型電力液壓塊式制動器。額定制動轉(zhuǎn)矩=1120~2240；制動輪直徑：D=500mm; 轉(zhuǎn)動慣量：。 式中： —制動器制動轉(zhuǎn)矩； —制動安全系數(shù)；取=1.75。 (5)聯(lián)軸器的選擇 ①電機與浮動軸連接處聯(lián)軸器 電機軸端尺寸：d=95mm(圓錐); L=170mm ; 浮動軸尺寸 ：d=95mm。選取聯(lián)軸器應滿足下式要求： =5328 式中： —所傳遞扭矩計算值； —聯(lián)軸器重要程度系數(shù)，=1.8； —角度偏差系數(shù)，=1； —傳動軸最大扭矩，（0.7~0.8）=；—聯(lián)軸器許用扭矩。 根據(jù)以上要求，查手冊，選用LM12型，梅花彈性聯(lián)軸器；其m ；轉(zhuǎn)動慣量： ， > ; 選用合理。聯(lián)軸器標注為：LM12聯(lián)軸器MT12aGB/T 5272— 2002。 ②減速器與浮動軸的連接處聯(lián)軸器 浮動軸端尺寸：d=95mm，減速器輸入軸：d=90mm L=170mm，制動輪直徑：D=500 mm，根據(jù)以上結構尺寸和T=5328m;選取LMZ11—I—500型帶制動輪的梅花型聯(lián)軸器；，許用轉(zhuǎn)矩：=9000m， > =5328m，選用合理。標注為：LMZ11—I—500聯(lián)軸器MT11b GB/T 5272—2002。 (6)起動時間驗算 ①起重時間計算 ，查表 推薦起動時間，=1~1.5S，< ，滿足要求。 式中： —電機起動轉(zhuǎn)矩，=1.6； —電機靜阻力矩，； —機構運動質(zhì)量換算到電機軸上的總轉(zhuǎn)動慣量=1.15（7.05+3.715）+ =12.9595； —電機轉(zhuǎn)動慣量，=7.05； —制動輪聯(lián)軸器轉(zhuǎn)動慣量，=3.715。 ②起重加速度 (7)制動時間驗算 ①滿載下降制動時間 ==2.68S， 查表取 =1~1.5S，=1.4S <=1~1.5S，滿足要求。 式中： —滿載下降電機轉(zhuǎn)速,??； —制動器制動轉(zhuǎn)矩,=1500N； —滿載下降時制動軸靜轉(zhuǎn)矩, 1097.775； —換算到電機軸上的機構總轉(zhuǎn)動慣量， = =12.93; —電機轉(zhuǎn)動慣量，=7.05； —制動輪聯(lián)軸器轉(zhuǎn)動慣量，=3.715。 ②制動平均減速度 (8)起升機構的布局 8.1 起升機構的布局圖 1.電動機 2.聯(lián)軸器 3.浮動軸 4.帶制動輪聯(lián)軸器 5.制動器 6.減速器 7.卷筒 8.卷筒支座 9 小車運行機構的設計計算 9.1 原始參數(shù) 小車運行速度：V=40~45m/min; 選取V=42m/min，起升載荷：Q=300KN； 小車自重：=0.35Q=105KN，JC=25% ； CZ=600； G=0.8。 9.2 設計計算步驟 (1)驅(qū)動方案初步確定 根據(jù)原始參數(shù)，采用集中驅(qū)動，用四輪支撐，車輪選圓柱雙輪緣車輪。 (2)車輪與軌道的選取 ①車輪輪壓計算 小車正常工作時最大輪壓（滿載時）： 小車正常工作時最小輪壓（空載時）： 車輪的疲勞計算載荷： ②選車輪與軌道 根據(jù)；，查手冊，選車輪直徑D=350mm;軌道型號：P24 ； 軌道凸頂半徑r=300mm；車輪材料：ZG310—570；表面淬硬度為300~380HBS。 ③車輪踏面疲勞強度校核 =101180N=101.18KN < 101.18KN，校核通過。 式中： —與材料有關應力常數(shù)，查表=0.132； —轉(zhuǎn)速系數(shù)，=0.97； —工作級別系數(shù)，=0.9； R—曲率半徑，R=300mm； m—軌道頂與車輪曲率半徑之比有關系數(shù)，m=0.468。 (3)運行阻力計算 ①摩擦阻力 小車滿載運行時最大摩擦阻力： =405=5.208KN 滿載運行時最小摩擦阻力： =405=3.4725KN 空載運行時最大摩擦阻力： = 1051.5=1.35KN 空載運行時最小摩擦阻力： =105=0.9KN 式中： Q—起升載荷，Q=300KN； —小車自重載荷，=105KN； f—滾動摩擦系數(shù);，f=0.6； —車輪軸承摩擦系數(shù)，=0.02； d—與軸承相配合處車輪直徑，d=90mm； D—車輪踏面直徑，D=350mm； —附加摩擦阻力系數(shù)，=1.5。 ②坡道阻力 i=405=810N 式中：i—橋式起重機坡度數(shù)，i=0.002。 ③風阻力 因橋式起重機用于車間的吊運，不在露天工作，故風阻力忽略不計 ④特殊運行阻力 主要為慣性阻力： =12150N ⑤總靜阻力 工作最大靜阻力（小車滿載時）： 工作時最小靜阻力（小車空載時）： (4)電動機的選擇 ①電動機靜功率的計算 式中： —工作最大靜阻力，=6.018KN； —初選運行速度，取=0.7m/s； —機構傳動效率，=0.88； m—電動機個數(shù)，m=1。 ②初選電動機 橋式起重機運行機構按下選電機： ，式中：—功率增大系數(shù)，取=1.6。 根據(jù)P=7.68KW，JC=25%，CZ=600，查手冊，選用YZR160M1—6型電動機；電機額定功率，轉(zhuǎn)速，容許輸出功率：；轉(zhuǎn)動慣量 ：。 ③電機發(fā)熱校驗 校驗公式：=3.66KW =4.629KW>=2.44KW，校驗通過。式中：—電機允許輸出容量；=4.629KW，—工作循環(huán)中，負載穩(wěn)態(tài)功率；G—穩(wěn)態(tài)平均系數(shù)，取G=0.8。 (5)減速器的選擇 ①減速器傳動比確定 ，根據(jù)減速器手冊，選取 =25。 式中： —電機額定轉(zhuǎn)速，=921r/min； —車輪轉(zhuǎn)速，。 ②減速器選擇 計算輸入功率：==11.55KW 式中：Z—運行機構減速器個數(shù)，Z=1；因工作級別為M6，則按下式選擇：，式中：K—放大系數(shù)，取K=2；根據(jù)=25，P=15.4KW，電機輸入轉(zhuǎn)速=921r/min ；查手冊，選用QJR—236—25VI P，L， JB/T8905.1—1999，減速器高速軸許用功率：，傳動比：=25，中心距：。 (6)聯(lián)軸器的選擇 ①高速軸聯(lián)軸器 選擇聯(lián)軸器公式： 式中： n—聯(lián)軸器安全系數(shù)，取n=1.35； —剛性動載系數(shù)，取=1.8； —電機額定轉(zhuǎn)矩，。 電機與浮動軸連接處聯(lián)軸器選擇：電機軸端尺寸，d=48mm（錐形）; L=110mm，浮動軸尺寸，d=50mm ; 根據(jù)結構尺寸和 ，查手冊，選用LM8型梅花彈性聯(lián)軸器，；，轉(zhuǎn)動慣量 ，<，滿足要求。標注：LM8聯(lián)軸器GB/T5272—2002。 浮動軸與減速器連接處聯(lián)軸器選擇：浮動軸尺寸：d=50mm。減速軸高速軸尺寸：d=38mm，L=80 mm，選LM7型梅花彈性聯(lián)軸器； 則有： ；轉(zhuǎn)動慣量：， > ，滿足要求。標注：LM7聯(lián)軸器 GB/T 5272—2002。 ②低速軸聯(lián)軸器選擇 選用聯(lián)軸器公式： = 式中： —減速器傳動比，=25； —機構傳動效率，=0.85。 其它同上。 減速器輸出端與浮動軸聯(lián)軸器選用：減速器低速端尺寸：d=80mm;L=130mm，浮動軸尺寸：d=80mm，根據(jù)結構尺寸， 選取兩個LM10型梅花彈性聯(lián)軸器；其中，轉(zhuǎn)動慣量，>，滿足要求。標注：LM10聯(lián)軸器 GB/T 5272—2002。 浮動軸與車輪軸的聯(lián)軸器選用：浮動軸尺寸：d=80mm，車輪軸尺寸：d=65mm ；L=85 mm，根據(jù)結構尺寸和；選取LM9型梅花彈性聯(lián)軸器；其中轉(zhuǎn)動慣量：， > ，滿足要求。標注：LM9聯(lián)軸器 GB/T 5272—2002。 (7)制動器的選擇 制動器安裝在電動機軸端，因制動時高速軸能起一部分緩沖作用，以減少制動時沖擊。制動轉(zhuǎn)矩計算： `=25.4，選用YWZ100/18型電力液壓制動器；其制動轉(zhuǎn)矩：；制動輪直徑D=100mm;轉(zhuǎn)動慣量：，因：25.4< ，滿足要求。 式中： —坡道阻力，=540N； —風阻力，=0； —滿載運行最小摩擦阻力，=2315N； m—制動器個數(shù)，m=1； —制動時間；。 查表取=3.5S，—電機轉(zhuǎn)動慣量；=0.1175，—聯(lián)軸器轉(zhuǎn)動慣量；=0.0189。 (8)電機過載校驗 > 5.66KW;，過載校驗通過。 式中： —電機額定功率，=6.3KW； —平均起動轉(zhuǎn)矩系數(shù)，取=1.7； m—電機個數(shù)，m=1； —運行靜阻力，=4012KN； V—運行速度，=0.67m/s； —機構傳動效率，=0.88； —機構總轉(zhuǎn)動慣量， ； —電機轉(zhuǎn)動慣量，=0.1175； —電機軸上制動輪和聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)動慣量，=0.0189； k—其它傳動件飛輪矩影響系數(shù)，k=1.1； n—電機額定轉(zhuǎn)速，n=921r/min； —機構初選起動時間，=4S。 (9)起動時間與起動平均加速度的校驗 ①滿載上坡時的起動時間 ，t=2.02S<=4~6S，滿足要求。 式中： —電機平均起動轉(zhuǎn)矩，； —電機軸上的靜阻力矩，。 ②起動平均加速度 查表得，滿足要求。 (10)運行打滑驗算 ①起動時不打滑驗算 上式左邊 = 上式右邊：==9804.6N 可知，左邊 < 右邊，校驗不通過。這樣會增加車輪磨損，實際起動時間延長，對于不經(jīng)常使用的起重機，這種短暫的打滑是允許的。 ②制動時不打滑驗算 上式左邊= 上式右邊==3932.6N 可知，左邊=4305N > 右邊=3932.6N，制動打滑驗算通過。 上式中： —附著系數(shù)，取=0.15； K—附著安全系數(shù)，取K=1.05； —軸承摩擦系數(shù)，=0.02； d —軸承內(nèi)徑， d=90mm； —驅(qū)動輪最小輪壓，=17500N； —打滑側(cè)電機起動轉(zhuǎn)矩，=； k —飛輪矩影響系數(shù)，k=1.2； —起動平均加速度，； —制動平均加速度，； —打滑側(cè)制動轉(zhuǎn)矩，=25.4。 (11)小車運行機構布局圖 圖9.1小車運行機構布局圖 1.制動器2.電動機3.聯(lián)軸器4.減速器5.聯(lián)軸器6.聯(lián)軸器7.車輪 10 起重機主梁的設計計算 （1）主梁材料的選擇：選用Q235，其力學性能好。 （2）橋式起重機主梁結構形式及截面尺寸的確定 根據(jù)標準選用后，驗算是否符合要求。本設計選用箱形結構主梁，其組成由上下蓋板及左右腹板焊接而成，斷面為封閉的箱形，小車軌道安裝在上蓋板上。本設計選用了軌道安裝在主梁的正中形式。橋架的剛度由兩主梁保證，兩主梁外側(cè)，一側(cè)走臺上安放大車運行機構，另一側(cè)安放電氣設備，走臺增加了橋架的整體剛度，但也增大了橋架的自重和對主梁的附加扭矩。在設計中應盡量減少走臺的寬度。從主梁受力來考慮，主梁縱向外形以拋物線為優(yōu)，但制造費時，故一般將兩端做成斜線段式。 （3）主梁橋架載荷的組合情況：由于起重機橋架受力情況復雜，在分析計算過程中，應合理處理。 （4）主梁強度的計算：主要驗證危險截面的強度是否滿足要求。 （5）端梁的計算：端梁采用壓制成型，再焊接成箱形結構，有焊縫和加工工時少，端梁變形小，重量輕，外形美觀等優(yōu)點。選用后進行強度較核。 （6）主梁與端梁的連接形式的選擇：采用加連接扳用焊接的形式連接，橋架的運輸分割位置在端梁的中間區(qū)段，接頭處的下蓋板用連接板螺栓聯(lián)接，側(cè)面與頂面用角鋼法蘭聯(lián)接。有制造簡單、裝拆方便、成本低等優(yōu)點。 （7）司機室的選用：司機室的結構有敞開式和封閉式兩種，若無特殊要求，室溫在10~40攝氏度的廠房內(nèi)工作的一般制成敞開式，在多灰塵和有害氣體的場合，露天及高溫車間工作的司機室，一般制成封閉式。司機室的內(nèi)部尺寸一般以滿足視線要求為條件，寬度不宜過大，一般取1.3m~1.6m，長度不小于2m，高度不低于1.9m，司機室內(nèi)部具體尺寸根據(jù)電器設備和工作要求確定.。 司機室的骨架應有足夠的強度和剛度，一般有軋制的型鋼和沖壓的薄板焊成。地板應用厚20mm的木板制成，地板離骨架100mm，人形過道處鋪以4~5mm厚的橡膠板，地板和墻壁內(nèi)用留有電纜線槽，玻璃窗的玻璃厚度應不小于5mm。 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 11 安全裝置的選擇說明 11.1 主要安全裝置的說明 電動雙梁橋式起重機有相應的電氣保護裝置以外，還有其他保護裝置。 （1）走臺和欄桿 走臺與作業(yè)平臺的鋪設采用具有防滑性能的鋼板制成，設置牢固的欄桿，欄桿離鋪板的垂直高度不低于1000mm,離鋪板約450mm處應有中間夾欄，底部有不低于70mm的擋板。 （2）排障板 裝在大車和小車的車輪前，用來推開軌道上可能有的障礙物，以利于大車和小車的順利運行。 （3）小車行程限位開關 安裝在小車一根軌道兩端外側(cè)的主梁蓋板上，小車架相應的端梁外側(cè)，固定一根用角鋼彎折的撞尺，當小車行至極限位置時，撞尺壓迫限位開關的搖桿，使其轉(zhuǎn)動，從而切斷小車運行機構電動機的電源，由于接線關系電動機只能做反向運動。因而小車行程限位開關的位置要安裝適當，及因考慮到小車撞尺與限位開關接觸時，使電動機斷電以后，小車由于慣性還要向前走一段距離。 （4）起升高度限位開關 采用絲桿傳動起升高度限位開關，其工作零件是螺桿和滑塊。螺桿兩端分別支承在殼體上的軸承中，一端通過十字聯(lián)軸器與卷筒軸相連，卷筒轉(zhuǎn)動，滑塊沿螺桿移動，當?shù)蹉^上升到極限位置時，滑塊移動到右端極限位置，螺栓壓迫開關，切斷電源，使起升機構停止運動，從而控制吊鉤高度。安裝時應注意，吊鉤裝置上升到極限位置時，應該與卷筒或定滑輪之間保持一定距離；機構設計上保證螺桿不能橫向竄動，否則要出事故。 （5）大車行程限位開關 由于大車運行速度大于80m/min，采用杠桿式限位開關不能提供可靠的保證，故采用無觸點運行限位系統(tǒng)：光電裝置來保證。 （6）緩沖器與擋鐵 為了阻止起重機和小車越軌，在起重機和小車軌道兩極端位置裝擋鐵。為了吸收起重機和小車與擋鐵相撞的能量，保證設備部受損壞，應采用緩沖器。由于本起重機的速度較大。選用彈簧緩沖器，它有吸收動能大，壽命長的優(yōu)點，但是其自重大、成本高、工作時有硬性碰撞的缺點。具體設計計算后示。 11.2 小車緩沖器選擇計算 （1）緩沖器的選擇 ，查表選取HT1—63型彈簧緩沖器， 緩沖容量：W=0.63；緩沖行程：=115mm; 緩沖力：。 式中： V—小車碰撞速度，； —容許最大減速度，取 =。 （2）緩沖器數(shù)目的確定 ，選取n=2個。 上式中： —小車自重，=105KN； 重力加速度g,。 （3）實際緩沖行程 式中： w—緩沖容量，w=0.63； —緩沖行程，=115mm。 （4）最大緩沖力 （5）最大減速度 ，<=4，滿足要求。 11.3 大車緩沖器的選擇計算 （1）緩沖器的選擇 ，查表選取HT3—800型彈簧緩沖器，緩沖容量：W=8；緩沖行程：=143mm;緩沖力： 上式中： V—小車碰撞速度，； —容許最大減速度，取 =。 （2）緩沖器數(shù)目的確定 。 選取n=2。 上式中： G—起重機自重，G=323KN； g—重力加速度，。 （3）實際緩沖行程 式中： W—緩沖容量，W=8； —緩沖行程，=143mm。 （4）最大緩沖力 （5）最大減速度 ， < =6，因此所選的HT3-800型彈簧緩沖器符合要求。 結束語 在將近六個月的畢業(yè)設計中，我完成了起重機的起升機構、小車運行機構、起重機的安全保護裝置的設計工作，通過設計后基本上熟悉了起重機的構造和工作原理，為以后從事這方面的工作奠定了基礎。 在設計過程中，第一階段，精心收集整理各種資料，提高了對新知識的自學能力，對資料的搜集整理能力。在極短的時間中，熟悉了橋式起重機的設計流程，并了解了起重機的組成結構及在國民產(chǎn)業(yè)中的應用，為起重機整體和部件的設計作好了準備。第二階段，提出了初步的設計方案，在劉申全老師的指導下，不斷修改錯誤的設計，在該階段的設計中，我們對整個大學以來的有關專業(yè)課程進行了深化，應用了有關材料力學，靜力學等理論知識，在該階段中我們受益很多，但由于我們的實踐經(jīng)驗不足，設計中可能存在不少錯誤。第三階段中，完善設計了任務書，核對了設計內(nèi)容，完成了主要零部件的裝配圖和橋式起重機總裝配圖設計，并查閱了有關資料，為畢業(yè)答辯做好了準備。 總之，通過畢業(yè)設計使我們的綜合素質(zhì)能力得到了提高，也給我們整個大學階段畫上了一個完美的句號。我相信，通過我們以后在實際工作中的不斷努力，我們一定能成為國家建設中有用的人才。 此時，我們即將各奔前程，在四年的大學生涯中，我們學到了很多東西，在此要感謝母校對我們的辛勤培育。在畢業(yè)設計完成之即，十分感謝劉申全老師的精心指導，和同學的耐心幫助，使畢業(yè)設計圓滿完成。在整個設計中由于時間倉促，難免出現(xiàn)不少錯誤，望各位老師和有關人士批評指正。 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 參考文獻 [1]機械設計手冊編委會主編，機械設計手冊·起重運輸機械零部件、操作件和小五金［M］.北京：機械工業(yè)出版社，2007，3. 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Beijing: science press, 2000. 致 謝 四年的學習生涯馬上就要畫上句號了，畢業(yè)前所有的努力與付出都凝聚在這篇論文里面。相信它雖然算不上上乘之作，但的確是我用心血澆灌的答卷。這里面更有我的論文指導老師的耐心點撥和誠懇建議，正是在他不遺余力的幫助下，論文的思路從混亂到清晰，材料從蕪雜到精到，語言從瑣碎到凝練，一步步接近成熟，感謝劉老師。 老師的諄諄教導和殷殷鼓勵同樣給了我莫大的支持，他嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度使我深受啟發(fā)；感謝以及各位任課老師，他們豐厚的知識積累和敬業(yè)精神，給予了我很多的教益。 同時也感謝我的同學們，正是和他們四年的朝夕相處，一起上課一起討論問題，讓我逐漸有了對問題的思考意識，從而更好地規(guī)劃自己的學業(yè)。 四年的求學時光給我留下了美好的回憶，它將成為我今后人生旅途中新的起點。