0404034李志強懸掛式起重機設計

1、濟南大學畢業(yè)設計1 前言1.1起重機的介紹起重機屬于能作循環(huán)的間歇運動的重要機械的一種。一個工作循環(huán)包括：首先是取物裝置先從取物的地點把物品迅速取走，然后平穩(wěn)的移動到設定地點處降下物品，然后再進行反方向的運動，使取物裝置能夠順利返回到原來位置，以便有利于進行下一次的循環(huán)。起重機是用來提升或降落物品和人的，有些起重機還能使相關的這些物品和人員在它的工作范圍內作水平的或者是空間的移動的機械。我們通常把取物裝置往往懸掛在可以沿橋架運行的起重小車上或運行式葫蘆上的起重機稱為懸掛式起重機，懸掛式起重機可以適用于機械加工或裝配車間等場合。起重量一般不要求很大隨著科技的發(fā)展生產規(guī)模也日益的擴大，要求機械特別

2、是起重機要滿足現在化社會化專門化的生產要求，于是各種專門用途的起重機也相繼出現在很多重要的部門中，它不僅僅是生產過程中的輔助機械而且已成為生產流水線上的不可或缺的重要的機械設備之一，它的發(fā)展對國民建設起著積極的促進作用。1.2起重機設計的總體方案本次起重機設計的主要數據參數如下所示：起重機的設計參數是指：起重量 、跨度、和懸臂長度、起升高度、起升速度、小車運行速度和工作級別等。現要求單梁懸掛式起重機起重量為1t，跨度為15m單梁懸掛起重機是一種可廣泛應于工礦，車間等場所的機械設備，它可于各種電動葫蘆配套使用。本次設計的起重機是由主梁，電動葫蘆，端梁及運行機組組成的單梁懸掛式起重機，起重機的主梁

3、設計成由普通工字鋼普通槽鋼及鋼板組成，我們把運行車輪部分和驅動部分設計成為一體。規(guī)定起重機的起重重量約為10kn，主梁橋架的跨度為15m，大車的運行速度為15m/mim，工作類型為中級，機構運行持續(xù)時間為jc%=25，起重機的估計重量為100kn，小車的估計重量為25kn。1.2.1主梁的設計：主梁是由鋼板和工字鋼一起組焊而成的箱形結構。工字鋼是電動葫蘆運行的軌道，實質保證電動葫蘆能夠順利的橫向移動，根據電動葫蘆的軌距來選擇相應的工字鋼的型號，主梁可以做成相等寬度的，即外邊是平整的；為了減輕結構的自重，也可以將跨度中部的主梁寬度進行適當的縮小。主梁的強度驗算內容主要包括在橋面跨度的中部危險截面

4、的最大彎曲應力和再主梁端部支撐處的截面上的剪應力。主梁的跨度為15m。是有上下兩蓋板和兩塊相互垂直的腹板組成封閉箱型截面的實體板梁的連接。主梁的橫斷截面的厚度約為是5mm，翼緣板的厚度約為10mm,主梁上的走臺的寬度是取決于端梁的長度和大車運行機構的平面的尺寸，主梁的跨度其中部的高度取h=l/17，主梁和端梁采用搭接的形式，主梁和端梁連接處得呀高度取h=0.4-0.6h，腹板的穩(wěn)定性有橫向加勁板和縱向夾緊板或者角鋼來維持并確保其穩(wěn)定性，縱向加緊條的焊接通常采用的是連續(xù)點焊，主梁的翼緣板和腹板的焊接通常采用的是鐵角焊縫。為了減少主梁在受載時的實際下撓變形，以利于起重機小車和大車機構的正常運行，制

5、造時主梁應做成上彎曲的弧線形狀。這種上彎曲的弧線形就叫做主梁的上拱。與主梁下撓變形一樣，我們把將主梁弧線中的最大變形值稱為最大上拱。1.2.2小車的設計：小車主要是有起升機構以及運行機構還有小車架組成的。在設計懸掛式起重機的小車時力求滿足以下幾個方面的要求：1） 整臺起重機要與廠房建筑物的配合要適當以及起重機小車要與橋架的配合也要適當，起重機小車與橋架的互相配合，主要在于：小車的軌距要和橋架上的小車的軌距應該是相同的；其次，小車上的橡膠緩沖器要與橋架上當鐵位置要配合的恰當好處，小車在平面布置的越緊湊，小車到橋架兩端的距離越遠，那么起重機的工作范圍就越大。2） 在小車上機構的布置以及同一機構中的

6、各零件的配合要求恰當好處即適當。起重機和小車的運行機構在小車架的平面上的布置要求緊湊并且要合理，但兩者之間距離也不應太小否則將造成維修不方便，或者造成小車架很難以設計。起升機構我們是采用的閉式傳動的方案，電動機主軸對于二級圓柱齒輪減速器的高速軸之間是采用兩個半齒聯軸器和一個中間浮動的軸連接起來的，減速器的低速軸和卷筒之間采用的是圓柱齒輪傳動方案4。運行機構采用的是全部為閉式齒輪傳動，小車的四個車輪固定在小車架的四周，車輪采用帶有深溝球型軸承的組成的部件，電動機安裝在小車架的臺面上，由于電動機的輸出軸和車輪軸并不在同一個平面上，所以運行機構采用的是立式的三圓柱齒輪減速器，在減速器的輸入軸與電動機

7、輸出軸之間，以及減速器的兩個輸出軸端和車輪軸之間都是采用浮動軸的半齒聯軸器連接起來的。小車架的設計，采用的是粗略的計算方法，靠現在相關的資料和實際工作經驗來進行，采用鋼板沖壓成型的型鋼來代替原來的焊接橫梁。1.2.3端梁的設計：端梁又稱橫梁，是支撐主梁與載荷的基礎，同時它也是聯系主梁與起重機運行機構的紐帶，式起重機金屬結構的主要的承載構件之一，也要求具有足夠的強度、剛度、穩(wěn)定性的要求，根據不同的使用要求與結構要求等端梁的斷面形式與相應的車輪連接的結構形式也應該是不一樣的。箱型結構端梁的實際的受載荷情況相當的復雜，在受載時通常不考慮端梁的自重作用，而只考慮以主梁最大值反力表示的垂直載荷和小車運行

8、起、制動時引起的慣性載荷，或大車運行歪斜引起的車輪外側載荷表示的水平載荷端梁兩部分在起重機中有著重要的作用，他是承載平移運輸的關鍵部件。端梁部分是由車輪組合端梁組成，端梁部分主要有上蓋板，腹板和下蓋板組成；端梁是由兩段通過連接板和角鋼用高強度螺栓連接而成。在端梁的內部設有加強筋，以保證端梁加在受載后的穩(wěn)定性。端梁的主要尺寸是依據主梁的跨度，大車的輪距和小車的軌距來確定的；1.2.4電動葫蘆因為在懸掛式起重機上有電動葫蘆，為了方便檢查我們也對電動葫蘆進行簡單的設計其主要參考為工廠里不叫成型的電動葫蘆。兩者雖然結構不一樣但工作原理是一樣的，在此簡單的敘述一下電動葫蘆的工作原理。電動葫蘆的工作原理是

9、：首先啟動起升電動機，起升電動機把重物緩緩的起升到適當的高度，然后啟動運行電動機，運行電動機把重物緩緩地運到指定的位置，這時運行小車在單工字鋼梁的上緣行走。行走時我們采用一個電動機驅動運行小車兩邊的車輪。但由于其行走速度相對比較小，因此運行小車往往不設有制動機構。當運行小車在行走的時侯，為防止重物由于重力的原因下降，我們在起升機構上設置了一個電磁制動器。制動器是依靠彈簧的壓力把內盤和外盤壓緊，原理和摩擦式離合器相似，松開的時侯利用電磁鐵通電以后吸住外盤并且使內、外盤松開。電磁制動器的電路與起升電機的電路是并聯的，因此只要起升電機一開始工作，電磁制動器就松開，使重物上或者是下升降都自如；當電動機

10、關閉時，那么電磁制動器也隨之斷電，電磁吸引力也隨之消失，在彈簧的壓力作用下，內外盤緊緊壓住，起到相應的制動的作用。 電動葫蘆在起吊物品時由于為防止超出上升的極限位置而造成安全事故，一般在卷筒的下部都裝設上升限位器。當載荷上升達到極限位置時，壓板與限位開關兩者就接觸，關閉電源，阻止重物的繼續(xù)上升。限位器是為防止吊鈞上升超過極限位置時而用的，因此不能經常使用。1.3起重機設計的方法因為起重機設計的主要目的是通過學習整臺機器的設計方法和設計步驟，提高我們分析問題和解決問題的能力。所以其主要內容在于起重機的繪圖及編寫設計計算說明書，在設計時應多注意機構構造的設計工作確定起重機的結構和各部件的構造。2傳

11、動方案：起重機整體傳動方案如圖2-1所示：圖2-1起重機傳動方案1電動機2-聯軸器 3傳動軸 4制動器 5減速器 6卷筒 7軸承座 8平滑滑輪 9鋼絲繩 10滑輪組 11吊鉤3.主要部件及其相關計算作用在起重機上的載荷眾所周知作用在起重機上的外載荷，式計算起重機的穩(wěn)定性，支腿壓力（或輪壓）、機構零部件和金屬結構強度以及選擇原動機功率的重要的依據，作用在起重機上的外載荷應根據實際情況來進行確定，主要有起升載荷，起重機自重載荷、重物偏擺引起的載荷、慣性合離心力載荷以及安裝載荷等3.1大車大車是保證起重機能夠實現縱向運動的重要裝置之一，大車的設計好與壞將直接影響起重機的性能，把大車機構傳動方案采用集

12、中傳動，動力由“三合一”電機提供，通過由花鍵套聯接的左右花鍵軸分別帶動左右主動輪，從而使大車運行。如圖所示3-1所示： 圖3-1起重機大車1-主動輪 2齒輪 3花鍵套 41207滾動軸承5左側墻板 6“三合一”驅動 8聯桿 9橫頭槽鋼 3.1.1選擇車輪與軌道，并驗算其強度（1）.計算大車的最大輪壓和最小輪壓：滿載時的最大輪壓為 （3-1）空載時最大輪壓為： （3-2）空載時的最小輪壓為： （3-3）載荷率: （3-4）通過上面的計算,查機械設計手冊，選取的大車車輪的直徑d134mm3.1.2疲勞計算（1）疲勞計算時的等效載荷：=0.6x10=6(kn) （3-5）由相關數據查的（2）車輪的計

13、算輪壓：=1x0.86x6.375=5.9574(kn) （3-6） （3-7）當時，kc1沖擊系數。第一種載荷運行速度為1.5m/s時，kc1=1根據點接觸情況計算疲勞接觸應力： （3-8）從機課程設計手冊附錄22查的sjd1600030000 n/cm,因此滿足疲勞強度計算。3.1.3運行阻力計算摩擦總阻力矩： （3-9） 軸承內徑和外徑的平均值為：；滾動摩擦系數k=0.0006m；軸承摩擦系數；阻力系數。代入上式得：當滿載時的運行阻力矩： （3-9）= 210.375(n.m)運行摩擦阻力：當空載時： （3-10） =191.25（n）=765（n ） 3.1.4 選擇“三合一”驅動電動

14、機靜功率： （3-11）式中 m=1(驅動電動機臺數)初選電動機功率： n=1.150.295=0.339(kw) 式中 電動機功率增大系數，.15配備電機功率 n=20.4（kw）。等效功率：=0.751.30.295=0.288（kw ） 式中 工作類型系數，當jc%=25時，=0.75；有起重機的工作場所查的=1.3。車輪轉數：整個起重機的自重是由車輪來支撐的起重小車的自重也是由車輪來支撐的，有了車輪能使它在軌道上運行，目前大部分起重機的大車車輪主要是采用雙輪緣車輪，對一些在繁重或者工作條件比較惡劣條件下運用的起重機，除采用雙輪緣車輪之外，在車輪旁邊往往還加裝水平導向輪，這樣可以避免起重

15、機在偏斜運行時的輪緣與軌道側面的接觸，而保證偏斜運行時的水平側向；力是由水平導向輪承受，這樣從而使車輪輪元的磨損大幅度的減輕。本次設計車主動輪的結構是通過查閱起重機設計手冊，根據電動葫蘆的車輪結構設計的其圖如下3-2所示：圖3-2主動輪車輪其大車車輪的最大載重量3t,基本尺寸是:m=300mm，z=44 a=， d=134mm，b=57mm，l=27mm，m=4。從動輪的尺寸是：d=134mm，l=27mm，b=40mm。主動輪輪軸的直徑d=35mm，軸承采用6407滾動軸承?？紤]到齒輪嚙合的疲勞強度，設定大車主動輪與輪軸上的齒輪的齒數比為1.5，所以齒輪軸的齒數： （3-12） （3-13）

16、從而得出齒輪軸上齒輪的參數如下：d=57，m=4，z=29齒輪軸轉速： （3-14）減速器的減速比： （3-15）減速器輸出軸轉速： 機構傳動比： 綜合考慮了電機功率、減速器的減速比和減速器的輸出軸轉數，從起重機設備生產廠家購買符合條件的“三合一”驅動，它是融合了減速器，電動機，制動器于一體，帶制動器的電動機的出軸直接與減速器的高速軸直接用花鍵套進行連接，車輪軸與減速器的低速輸出軸也用花鍵套裝的，省去了全部的聯軸器。具有結構相對緊湊、體積小、可靠、配備功率范圍大的特點，并且裝配及調整速度快、維修比較方便，運轉相對平穩(wěn)、噪音低等優(yōu)點。本次設計選用的是qse系列的三合一驅動。型號：qse05 輸出

17、軸轉矩t446.6， 功率為3kw配備的電機轉速為710r/min。3.2選擇緩沖器懸掛式起重機的緩沖器是用來減震的，并可以利用緩沖器來吸收在碰撞時產生的沖擊能量，起到保護設備，延長使用壽命。并且能夠大幅度得減少噪音，提供相對安靜之工作環(huán)境的作用。還可以加速機械作動頻率，增加產能。能提高效率，生產高品質的產品 3碰撞時大車的動能： （316） g帶載起重機的重量g10000+200000.1 12100(n)v0碰撞時的瞬時速度，v0=（0.30.7）vdx g重力加速度取10m/s2 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 （3-17）式中p摩運行阻力，其最小值為pmi

18、n=gf0min=121000.008=96.8(n) （3-18） f0min最小摩擦阻力系數可取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=121000.25=3025(n) （3-19） =0.25 m /s2 s緩沖行程取s=22mm因此： w阻=（100.8+3025）0.022=68.7()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： （320）100.8-68.7 =32.1()我選擇一橡膠緩沖器。經設計起緩沖器的形狀如圖3-3所示：圖3-3緩沖器3.3起重機橋架結構的設計3.3.1橋架的總體構造箱型的梁式橋架結

19、構主要是由兩根端梁和兩根主梁所組成的。主梁是由上蓋板和下蓋板以及兩塊相互垂直的腹板組成的封閉的箱型截面實體的板梁結構。小車運行的軌道可以鋪設在主梁上端蓋板的正中間，也可以設在克利策的垂直腹板的上方或介于上述兩者之間的任一位置。因此橋架之中的兩根主梁的艱巨主要取決于起重小車的軌距。安裝大車的運行機構和小車上輸電滑線所用的走臺通常是懸臂固定在主梁的外側，當跨度相對較大時，走臺也可以做成與端梁和復桁架相連的連接方式。走臺的寬度主要決定于端梁的長度以及大車運行機構的平面布置尺寸。走臺是可以做成相等寬度的。即外面是平直的；為滿足減輕結構的自重的目的，也可以將跨度中部的走臺寬度進行相應的縮小，及外邊是向里

20、凹折的。橋架端梁的長度主要取決于大車的輪距的大小，大車輪距k和橋架跨度l的比值通常取為：說明如果比值過小容易引起橋架運行的歪斜和車輪的啃軌；如果比值過大則造成橋架外廓的不緊湊，增大了廠房兩段起重機不能進行有效服務的距離和面積。13.3.2主梁的構造和主要尺寸的確定箱型主梁的主要是有上蓋板、下蓋板和兩塊垂直腹板組成的。如果為了減輕自身重量而做成相等強度的梁，那么腹板的下邊以及下蓋板應做成拋物線形，但通常為制造的方便，腹板中部做成為矩形而兩端做成與矩形相似的梯形，同時是下蓋板兩端向上傾斜，這是梯形高度取為c=（）l 一般c等于23m主梁在跨度中部的高度h，根據起重機橋架剛度的要求和制造的經驗，一般

21、按照跨度l的大小取值如下值：h=（）說明當小跨度時應該取較大的值，大跨度時應該取較小的值，注意要在在相同跨度時，大起重量又比小起重量的高度取得稍大一些。主梁在端梁連接處的高度h0可?。篽0(0.40.6)h當跨度較大而起重量較小時，h0宜取小值，否則應該取較大值。腹板的厚度一般取成相等的值。上蓋板和下蓋板的厚度也常取成同位，但有時上蓋板可以取得比下蓋板稍厚一些。這些蓋板厚度的取值都與相應的超重量有關，設計時可按表中推薦的數值選用。本次重機的腹板取6mm、上蓋板是8mm、加強板是6mm。為了保證橋架具有足夠的水平剛度，主梁兩腹板內壁的間距b不能太小，一般規(guī)定 （321）即取 b=340(mm)從

22、為了能夠充分發(fā)揮材料的抗彎能力的角度上來看，主梁的腹板應盡量取的高一些，用薄些，而上蓋板和下蓋板可以用的厚些。但是考慮到運輸過程和制造過程中的碰撞以及銹蝕的不利影響，腹板的厚度不也應小于6mm。在主梁中腹板的高度與厚度的比值h 通?？蛇_到180240。本次設計的主梁尺寸如下圖3-4所示：圖3-4 主梁結構簡圖（1）主梁計算主梁斷面幾何特征初步給出的主梁斷面尺寸如圖所示，查得i25a普型工字鋼（gb706-65）的尺寸參數：h=250mm，b=116mm，腰厚d=8mm，t=13mm，截面面積 ，理論重量 。主梁斷面水平形心軸xx位置： （3-22）式中 主梁斷面的總面積（cm）； 各部分面積對

23、軸的靜距之和（）； 各部分面積至軸的距離（）； =27(cm)主梁斷面慣性矩： （3-23） （3-24） 7283()（2）主梁校核 （一）受力分析及內力計算我們考慮到這種結構形式的起重機它的一些特點，允許不考慮水平慣性力對主梁造成的一些應力，以及在水平平面內的載荷對主梁的扭轉作用也完全也可以忽略不計。主梁強度計算是按第ii類載荷進行組合的。對與活動載荷其由于小車輪距很很小，可近似的看作為一集中載荷并進行計算。應該驗算主梁跨中斷面彎曲正應力和跨端斷面剪應力。 跨中斷面正應力應包括主梁的整體的彎曲應力和由小車輪壓在工字的鋼下翼緣引起的局部彎曲應力的部分，兩者合成后進行強度校核。 梁的整體彎曲在

24、垂直平面內按簡支梁計算。在水平面內按剛接的框架計算。圖3-5 主梁受力示意圖 主梁重量：由主梁自重引起的均布載荷： （3-25）主梁所受集中載荷為吊q（按滿載），q1000kg，葫蘆自重m=232kg主梁所受均布載荷的載荷集中度為由集中載荷在主梁跨中引起的彎矩為： （3-26）考慮沖擊后有: （3-27）由均布載荷在主梁跨中引起的彎矩為： （3-28）考慮沖擊后有： （3-29）集中載荷和均布載荷共同作用時，主梁跨中彎矩為： （3-30）由前面的計算數據可知：跨中截面抗彎截面模數為：w39.87()跨中截面相對截面形心軸（水平）慣性矩為7283()（二）強度和剛度校核1.強度校核在滿載、下降制

25、動情況下，主梁跨中截面內最大應力為： （3-31） 故 強度校核通過。2.剛度校核滿載位于跨中時，主梁的下擾度為： （3-32）=0.49(cm)f=s/1200=1000/1200=0.83(cm) （3-33）故剛度校核通過。3.3.3起重機端梁結構設計（1）端梁結構端梁又稱橫梁，是支撐主梁與載荷的基礎，同時它也是聯系主梁與起重機運行機構的紐帶，式起重機金屬結構的主要的承載構件之一，也要求具有足夠的強度、剛度、穩(wěn)定性的要求，根據不同的使用要求與結構要求等端梁的斷面形式與相應的車輪連接的結構形式也應該是不一樣的。箱梁式橋架的端梁也采用箱型的實體板梁結構。端梁的中部截面也是由上、下蓋板和兩塊垂

26、直腹板所組成。由于運輸和安裝的需要，通常把端梁制成兩個分段。再制造廠施工時，都是先把一根主梁和端梁的一個分段焊接在一起形成半個橋架，但是，近年來新設計的橋架中采用四梁結構，即及主梁和端梁均支撐獨立的整體結構，主梁和端梁之間的連接在使用現場實施。無論是半橋架式結構還是四梁式結構，在使用地點安裝時一般均采用螺栓連接方式，前者采用普通半光制螺栓連接，后者采用高強度螺栓連接較多。端梁部分在起重機整體中其著至關重要的作用，它是實現水平移動的最關鍵部件之一，端梁是采用兩根槽鋼背靠背的并排安裝，中間設有工裝兩邊的大車輪和軌道運行的空間，兩根槽鋼的外側分段之間采用焊接加強筋板。端梁的中部安裝有一塊聯接板，用來

27、與主梁相聯接。端梁的兩端用兩根聯桿各自固定兩塊墻板，車輪則安裝在墻板上。大車采用集中傳動的方案。其結構及如圖3-6所示：圖3-6 端梁結構示意圖1端梁 2螺栓 3螺母 4連接板 (2)端梁的校核本次端梁設計選用的槽鋼的型號為i16a，從機械設計手冊查得i16a槽鋼的尺寸參數如下：槽鋼高 h=160mm；槽鋼寬 b=63mm；腰厚 d=6.5mm；截面面積 f21.96；=108；=16.3；理論重量17.24kg/m；端梁截面如圖3-7所示，由此可得端梁斷面幾何特征如下： 圖3-7 端梁截面圖截面面積 =43.92；216；32.6；端梁自重g=68.96kg；端梁承受的載荷（按滿載）m=20

28、00kg,端梁受力情況可簡化為簡支梁。如圖3-8所示： 圖3-8 端梁受力示意圖梁的自重可以看成均布載荷： （3-34）由集中載荷在端梁跨中引起的彎矩： （3-35）考慮沖擊后有： （3-36）由均布載荷在端梁跨中引起的彎矩為： （3-37）考慮沖擊后有： （3-38）集中載荷和均布載荷共同作用時，端梁跨中彎矩為： （3-39） 2985.7()滿載時主梁跨中截面內最大應力為： 114.83（kg/）強度校核通過。3.4聯軸器的選擇聯軸器是機械傳動中常用的部件，他們主要用來連接軸與軸，以傳遞運動和轉矩；有時也做安全裝置，聯軸器所連接的兩軸，由于制造及安裝誤差，承載后的變形以及溫度變化的影響等，往往不能保證嚴格對中，而是存在著某種程度的相對位移。這就要求設計聯軸器時，要從結構上采取各種不同的措施，使之具有適應一定范圍的相對位移的性能。選擇一種合適的聯軸器類型可以考慮一下幾點：所需傳遞的轉矩大小和性質以及對緩沖器震動的要求。聯軸器的工作轉速高低和引起的離心力大小。對于高速傳動軸，應選用平橫精度高的聯軸器。而不宜選