机械毕业设计10450t桥式起重机小车运行机构及超载限制器设计.docx

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机械毕业设计10450t桥式起重机小车运行机构及超载限制器设计

毕业论文

50t桥式起重机小车运行机构及超载限制器设计

作者姓名

指导导师姓名

毕业班级学科类别工学

学科专业名称

论文提交日期

答辩委员会成员

评阅人

2007年6

毕业设计（论文）任务书

毕业设计论文题目：

50t桥式起重机小车运行机构

毕业设计论文内容：

1.传动方案选择

2.起重机力能参数计算

3.常用标准件选择计算

4.主要零件疲劳强度计算

5.编写设计说明书

毕业设计论文专题部分：

起重机小车超载限制器设计

指导教师：

签字年月日

教研室主任：

签字年月日

系主任：

签字年月日

毕业设计论文评语

指导教师评语：

成绩：

指导教师：

（签字）

年月日

评阅人评语：

成绩：

指导教师：

（签字）

年月日

摘要

桥式起重机运行小车中最主要的结构有：

电动机，减速器，联轴器，等等。

桥式起重机的小车设有起升机构和小车运行机构，为使小车轮压呈均匀分布，

应对小车的机构布置进行优化设计，以知小车轨迹和轴矩为例，以车轮轮压均匀分配为目标函数，按单钩起重小车的条件提出约束条件，对优化设计的结果进行分析如下：

首先，电动机——起重机械的驱动电动机要根据所需功率、最大转矩、接电持续率、起动等级、控制类型、速度变化范围、供点方式、保护等级、环境温度与使用地区海拔高度等因素进行选择。

其次，减速器——起重机械设计时，根据理论指导和工作经验，对机构形式、中心距、公称传动比及齿轮参数的选择应遵守原则和注意事项。

再次，联轴器——起升机构装有联轴器，其电动机工况驱动力矩，起升过程，减速传动装置的载荷等，与电动机通过减速器直接驱动的起重运行机构有差别，本文根据在MH葫芦桥式起重机系列设计中的应用的经验，提出了把联轴器传动与起重机机构设计相结合的设计计算方法，其设计计算结果在该系列试验中得到证实。

关键词起重小车、机构布置、优化设计、电动机选择、减速器、设计原则、

联轴器.

Abstract

Themostofstructureofconueyuehicle,whichofthecraneofbridgeisthis:

genertor、cushion、coupting.

Trolleyofoverheadtravelingcranecomprisesliftingandtraversingmechanisms.Optimizationmethodisappliedtothelayoutdesignofmechanismsontrolleyinordertomaintainanevendistributionofoptimizationdesignonanexampleatrolleywithgivenwheelbaseandtrackgauge,usingevendistributionofwheelloadsasanobjectivefuntionandconditionofasignlehookliftingtrolleyasrestrictivecondition

Thedrivingmotoranelectriccanehastobeselectedaccordingtotherequiredpower、maximumtorque、dutyfator、startupfrequency、typeofcontrol、rangeofspeedrariation、methodofpowersupply、classofprotection、ambienttemperatureandelevationoverseelevelatthevacationofuse.

Basedontheoreticalandpracticalexperience，thispaperpresentstheprinciplesandattentionsforselectinganddesigningofthestructure,centerdistance,nominaltransmissionratioandgearparameterswhendesigningthereducersforcranes.

Cranetravelingmechanismequippedwithhydrauliccouplingisquitedifferentfromordinaryonesofarastheworkingconditionofmotor.Drivingmoment,startingprocessloadappliedtoreduceretc,BasedupontheexperienceofapplicationtotheseriesofMHtypegantrycranewithelectrichoistasliftingmechanism,thispapergivescalculationmethod,whichcombinesthedesignofhydraulictransmissionwiththedesignofcranetravelingmechanism.Thecalculationresultissuccessfullyprovedbythetestofprototypes.

Keywords：

Trolleyofoverheadtravelingcrane

Selectionofelectricmotorforliftingmachinery

RedueerDesignPrinciple

Hydrauliccoupling

绪论

起重运输机械主要用于装卸和搬运物料。

它不仅广泛应用于工厂、矿山、港口、车站、建筑工地、电站等生产领域，而且也应用到人们的生活领域。

使用起重运输机械，能减轻工人劳动强度，降低装卸费用〖〗，减少货物的破损，提高劳动生产率，甚至完成人们无法直接完成的某些工作。

起重机械和运输机械发展到现在，已成为合理组织大批量生产和流水作业生产的基础。

据统计，在我国冶金、煤炭部门的机械设备总台数或总重量中，起重运输机械占25～659f。

我们的祖先在古代，虽然也创造了不少结构简敢适应当时生产需要的起重运输机械设备，但真正形成现代的起重运输机械制造工业，还是在中华人民共和国成立以后。

就其发展，主要有以下几个阶段：

1949年到1957年，是我国起重运输机械制造的创业阶段。

当时由于缺少设计能力，大部分产品是按国外图纸仿造的。

1958年到1965年，各企业逐渐由仿造走上了自行设计的道路。

先后进行了通用桥式起重机、带式输送机、斗式提升机等八种产品系列设计，同时，还逐渐开展了以改进产品结构、性能、提高产品质量和开发新产品为目标的科研工作。

1966年到1978年，起重运输机械行业的生产虽然历经艰难曲折，侣在技术上仍有发展。

主要表现在；对一些量大面宽的产品进行了系列设计或系列更新设计，如CD、MD和CD、MD，型电动葫芦，LD型电动单梁桥式起重机，LH型电动葫芦双梁桥式起重机，TD75型带式输送机，DX型钢丝绳芯带式输送机，HS型手拉葫芦等；发展和制造了一批国家急需的新产品，如450t桥式和门式起重机以及2×300t双小车桥式起重机。

1979年以后，由于实行改革开放政策，我国起重运输机械行业的技术水平有了很大提高。

主要是增强了成套设备的供应能力，如国内研制的首都机场行季包装卸袖送系统和旅客登机桥全套设备，与国外合作生产的年产量2000～3000万t的秦皇岛煤炭出口码头成套装卸设备，宝钢扎40mm无缝钢管厂、1900mm板坯连轧厂、2030mm冷连轧厂与2050mm热连轧厂等冶金专用成套起重设备；引进了一批起重运输机械产品和通用零部件的设计制造技术，如电动萌芦、带式输送机、液压推杆、液力偶合器、起重电磁铁等；研制了一批新产品；产品的制造工艺水平普遍有了提高。

总的来说，我国起重运输机械行业经过了四十多年的发展，目前已经具有一定的生产和研制能力，一部分产品已达国际水平。

但就整个起重运输机械行业而言，有很大一部分产品的性能和质量还有待提高，提供现代化成套设备的能力还不能满足社会发展需要。

我国起重运输机械行业今后几年内的发展趋势，主要是：

1）对近几年来与外国合作生产的成套设备实行国产化；

2）开发—批国家重点项目和国民经济各部门急需的品种：

3）对量大面宽的起重运输机械产品和零部件进行系列更新；

4）采用先进的设计方法和手段，加强对物流（物质资料由供应者向需要者移动）系统的研究；

5）推广产品制造的先进工艺。

2目录

SteelRollMachinery1

摘要I

AbstractII

绪论I

目录I

第一章运行系统计算１７

1.1.确定机构传动方案１７

1.2.选择车轮与轨道并验算其强度１７

1.3.运行阻力计算１８

1.4.选电动机１９

1.5.验算电动机发热条件１９

1.6.选择减速器２０

1.7.验算运行速度和实际所需功率２０

1.8.验算起动时间２０

1.9.按起动工况校核减速器功率２１

1.10.验算不打滑的条件２１

1.11.选择制动器２２

1.12.选择高速轴联轴器及制动轮２３

1.13.选择低速轴联轴器２４

1.14.验算低速浮动轴强度２４

第二章参考文献６２

结束语６２

设计题目

桥式起重机

参数

数值

起重量

50T

起升调试

12m

运行速度

38.6m/min

工作级别

M5

接电持续率

Jc=25%

第一章运行系统计算

1.1.确定机构传动方案

小车运行机构计算经比较后，确定采用如图2-1所示的传动方案。

1.2.选择车轮与轨道并验算其强度

车轮最大轮压：

小车质量后计取G=10t=10000kg

轮压均布：

Pmax=1/4（Q+G）=1/4（50000+10000）=15000kg=147KW

车轮最小轮压：

Pmin=1/4G=1/4×10000=24.5KN

由文献［3］P239附表17知：

运行速度40.8m/min<60m/min,Q/G=50000/10000=5>1.6

工作级别为中级时，车轮直径取D=500mm，轨道型号为43kg/m，（P43）的许用轮压为16.5t≈Pmax=15t

由文献［1］P62表（4-3）

，由小车直径系列值初选车轮直径DC=500mm

强度验算：

按车轮与轨道为线接触及点接触两种情况，验算车轮接触强度，车轮疲劳计算载荷

车轮材料，

取:

ZG340-60，

S=340Mpa,

b=640Mpa.

由文献［1］P64式（4-12）：

线接触疲劳强度计算：

（N）

C1——转速系数

由文献［1］P64表（4-4），取C1=0.96

C2——运行机构工作级别系数，由文献［1］P64表（4-5），由M6取C2=0.9

K1——与车轮材料有关的许用线接触应力常数，由

b=640Mpa，由文献［1］P64表4-6取K1=6.0

L——车轮与轨道有效接触长度由文献［3］P246附表（2-2），轨道P43，取L=b=46mm

=

因为PC<

所以，线接触时疲劳强度合适。

点接触疲劳强度计算：

由文献［1］P65式（4-13）：

式中：

（N）

K2——与车轮有关的点接触应力常数，由文献［1］P64表（4-6），取K2=0.181

R——曲率半径，车轮半径r1=D/2=250mm，由文献［2］P246附表22，则轨道P43知r2=A=140mm，取R=250mm。

m——由轨道顶向曲率半径与车轮半径之比（r/R）所确定的系数r/R=140/250=0.56,由文献［1］P65表（4-7），取m=0.4，

因为

>PC所以点接触强度验算通过

综上所知，车轮与轨道合适。

1.3.运行阻力计算

由文献［3］P81摩擦阻力矩：

d——由文献［3］P242附录19知小车车轮组主动车轮组中Φ500知轴承型号为7524，由文献［4］P209得内径d=120mm，外径D=215mm，平均值

k——滚动磨擦系数，由文献［1］P114，k=f知k=0.005mm

u——车轮轴承的摩擦系数，u=0.015

β——附加摩擦阻力系数，由文献［1］P114知β=k0=1.2～1.8,取β=1.7

Mm=（50000+10000）（0.0005+0.015×0.1675/2）×1.7=1755.55N.m

运行摩擦阻力：

当无载时：

1.4.选电动机

电动机静功率：

Pj=Pm=7022.19N

m——电动机个数m=1

初选电动机功率：

N=KdNj=1.15×5.30565=6.0104KW

Kd——电动机功率增大系数，由［2］P113表（9-6），由运行速度为40.8m/min，滑动轴承取Kd=1.15，由［3］P261附表30选电动机型号为JZR2-22-6，Ne=7.5KW,n1=930r/min,（GD2）d=0.419kg·m2,电动机质量G=115kg

1.5.验算电动机发热条件

由文献［2］P95式8-26a：

——由文献［3］P96表（8-14）知机构t起/t2值大约为0.3-0.4，据文献［3］P97图（8-36），求出V25=0.88，N25=0.88×5.30565=4.668972KW

N25=4.668972KW

所以电动机发热校核通过。

1.6.选择减速器

车轮转速:

机构传动比：

由文献［3］P275附表40选用ZSC-750-IV减速器，I=34.4，［N］中级=16.8KW，输入轴转速为1000r/min,N2S<［N］中。

1.7.验算运行速度和实际所需功率

运行速度误差：

速度误差在±4之内，所以合适。

实际所需电动机等效功率

1.8.验算起动时间

起动时间：

m——由电动机个数，m=1

满载运行时折算到电动机上的运行静阻力矩，

空载运行时折算到电动机上的运行静阻力矩

初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩为：

（GD2）

+（GD2）Z=0.3kg·m2

机构总飞轮矩：

C×（GD2）L=1.15×（0.149+0.3）=0.8268kg·m2

满载起动时间：

空载起动时间：

由文献［2］P113知：

对小车［t起满］≤4-6秒，tg<[tg]合适

1.9.按起动工况校核减速器功率

起动状况减速器的功率：

式中：

为计算载荷

m’——运行机构中，同一级传动的减速器个数m’=1

所以减速器［N］中=16.8KW>N=11.61KW

所以减速器过载能力较强合适。

1.10.验算不打滑的条件

因室内使用，故不计风阻力及坡度阻力矩，只验算空载及满载运动时两种工况，空载起时主动车轮与轨道接触处的圆周切向力：

式中：

P1——所有主动车轮轮压之和

P2——所有从动车轮轮压之和

k、u、d、β——同运行阻力计算中取值一样

车轮与轨道的粘着力：

f——粘度系数：

由文献［1］P170知:

f=Φ=0.15

满载起动时，主动车轮与轨道接触处的周围切力

车轮与轨道的粘着力：

F（Q=0）=P1f=15000×2×0.15=44100N

由以上计算可知：

F（Q=0）>T（Q=0）F（Q=Q）>T（Q=Q）

所以不会打滑，所以电动机合适。

1.11.选择制动器

由文献［2］P115知：

对小车，

3～4秒，取

，因此，所需制动力矩

m——电动机个数，m=1

c.［GD2］.k.u.d.β——同前面计算中的取值，

由文献P237［3］附表15，选用YWZS200/23，考虑到所取制动时间

与其制动时间4.89s，相差不大，故略去制动不打滑条件的验算。

1.12.选择高速轴联轴器及制动轮

高速轴联器计算转矩：

式中:

n——联轴器安全系数，n=1.35

刚性动载系数，由文献［1］P110可知：

由文献［3］P261附表31查电动机JZR2—22－6，两端伸出端轴为圆柱形，

d=40㎜,L=110㎜,由文献［3］P272，附表37，减速器ZSC—750查出高速轴

d=50㎜,L=110㎜,由文献［3］P276，附表41，送出GICL3型齿式联轴器，主动端d1=50㎜,L=112㎜，公称转矩，Tn=2240N.m>Mc=176.75N.m，飞轮矩，

（GD2）2=0.047kg.㎡,质量GL=17.2

高速轴端制动轮：

根据制动器为YWEs200/23由文献［3］P238附表16选制功能直径Dz=200㎜，圆柱形轴孔d=50㎜,L=112㎜，飞轮矩（GD2）=0.2kg,质量GD=10kg

以一联轴器为制动轮飞轮矩之和：

（GD2）2+（GD2）z=0.2+0.047=0.247kg.㎡

与原估计0.3kg.㎡基本相等，故以上计算不需修改

1.13.选择低速轴联轴器

低速轴联轴器计算转矩：

可由前节的计算转矩Me，求出:

由文献［3］P272，附表42，选用两个GICLZ5鼓形齿轮联轴器，主动端

d1=85㎜,L=172㎜，从动端d1=90㎜,L=172㎜

由前节已选定车轮直径Dc=500㎜，由文献［3］P242附表19，ф500车轮组，取车轮安装联轴器处直径d=80㎜,L=115㎜，同样选两个GICLZ5鼓形出轮联轴器，主动端：

d1=80㎜,L=172㎜，从主动端：

d2=85㎜,L=172㎜

1.14.验算低速浮动轴强度

（1）疲劳验算：

由文献［2］运行机构疲劳计算其中载荷：

由前节已选定浮动轴直径d=85㎜,其扭转应力，

式中：

.i.

——同前取值一样

浮动轴的载荷变化时称循环，材料仍选用45钢，由起升机构高速浮动轴计算：

得：

式中:

与起升机构取值相同。

，通过

（2）验算强度：

由文献［2］运行机构工作最大载荷

式中:

——与弹性振动力矩劲大系数，对突然起动机构：

=1.5～1.7，取

=1.6，

——同前

最大扭转应力：

许用扭转应力：

式中：

同前面计算中取值一样浮动轴直径：

d1=d+（5～10）=85+（5～10）=90～95

取d=90㎜

第二章参考文献

［1］罗文新《起重运输机械》冶金工业出版社1991.12

［2］《起重机设计手册》机械工业出版社1977.8

［3］《起重机课程设计》冶金工程出版社

［4］《机械零件设计手册》（下）（第三版）冶金工业出版社1994.4

［5］《机械零件设计手册》国防工业出版社1984.7

［6］《机械零件设计手册》（第二版）冶金工业出版社1981.5

结束语

通过本次的毕业设计，使握对三年所学的知识有了深刻的理解。

同时，通过

实习，亲身体验到理论于实际相结合的重要性。

在与同学的共同设计过程中懂得了“团结就是力量“和“自力更生”更深层的内涵。

本论文的内容上，虽然也对主要关键部分作了详细分析及计算，但某些环节如超载限制器设计方面，由于种种原因，没有对其加深研究，并不一定适应现代生产的要求。

但我们渴望达到一定精度。

对于延长使用寿命，减少成本有一定帮助。

但在某种程度上依然有点失陷，所以要不断的学习，研究，才能提高，突破。

该设计受到刘宝权，纪宏等诸位师长指导，才使该设计得以顺利完成。

在此表示衷心的感谢！

编者：

崔鸣

二零零七年六月十日