80∕30T 28m 通用桥式起重机设计毕业论文.doc

8030T 28m 通用桥式起重机设计8030T 28m 通用桥式起重机设计毕业论文目 录前言 1第一部分 机构设计计算 3第1章 主起升机构计算 31.1 确定传动方案，选择滑轮组和吊钩组 31.2 选择钢丝绳 31.3 确定卷筒尺寸,转速及滑轮直径 31.4 计算起升静功率 41.5 初选电动机 41.6 选用减速器 51.7 验算电动机发热条件 51.8 选择制动器 51.9 选择联轴器 61.10 验算起动时间 61.11 验算制动时间 71.12高速轴计算 7第2章 副起升机构计算102.1 确定传动方案,选择滑轮组和吊钩组 102.2 选择钢丝绳 102.3 确定卷筒尺寸并验算强度 102.4 计算起升静功率 112.5 初选电动机 112.6 选用减速器 112.7 验算电动机发热条件 122.8 选择制动器 122.9 选择联轴器 122.10 验算起动时间132.11 验算制动时间132.12 高速轴计算14第3章 小车运行机构计算163.1 确定机构传动方案 163.2 选择车轮与轨道并验算其强度 163.3 运行阻力计算 173.4 选电动机 183.5验算电动机发热条件183.6 选择减速器 183.7 验算运行速度和实际所需功率 183.8 验算起动时间 193.9 按起动工况校核减速器功率 193.10 验算起动不打滑条件 203.11 选择制动器 213.12 选择联轴器 213.13 验算低速浮动轴强度223.14 小车安全装置计算 23第4章 大车运行机构计算254.1确定机构的传动方案 254.2 选择车轮与轨道，并验算其强度254.3 运行阻力计算 264.4选择电动机 274.5 验算电动机的发热条件274.6 减速器的选择274.7 验算运行速度和实际所需功率284.8 验算起动时间284.9 起动工况下校核减速器功率294.10 验算启动不打滑条件 294.11选择制动器 314.12 选择联轴器 314.13 浮动轴的验算 324.14 缓冲器的选择 33第二部分 结构设计计算 35第5章 总体方案设计 355.1 材料选择及许用应力 355.2 总体尺寸设计 35第6章 主端梁截面几何性质 376.1主梁截面性质计算 376.2端梁截面性质计算38第7章 载荷407.1载荷组合的确定407.2载荷计算40第8章 主梁计算458.1载荷计算458.2强度校核508.3主梁疲劳强度校核528.4刚度校核548.5稳定性校核56第9章 端梁计算629.1载荷和内力629.2强度校核659.3疲劳强度校核679.4稳定性699.5端梁拼接70第10章 主梁和端梁的连接75第11章 桥架拱度计算76总结 77参考文献 78致谢 79英文资料 80II8030T 28m 通用桥式起重机设计前 言桥式起重机是桥架在高架轨道上运行的一种桥架型起重机，又称天车。桥式起重机的桥架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行，起重小车沿铺设在桥架上的轨道横向运行，构成一矩形的工作范围，就可以充分利用桥架下面的空间吊运物料，不受地面设备的阻碍。 桥式起重机广泛地应用在室内外仓库、厂房、码头和露天贮料场等处。桥式起重机可分为普通桥式起重机、简易粱桥式起重机和冶金专用桥式起重机三种。 普通桥式起重机一般由起重小车、桥架运行机构、桥架金属结构组成。起重小车又由起升机构、小车运行机构和小车架三部分组成。 起升机构包括电动机、制动器、减速器、卷筒和滑轮组。电动机通过减速器，带动卷筒转动，使钢丝绳绕上卷筒或从卷筒放下，以升降重物。小车架是支托和安装起升机构和小车运行机构等部件的机架，通常为焊接结构。 起重机运行机构的驱动方式可分为两大类：一类为集中驱动，即用一台电动机带动长传动轴驱动两边的主动车轮；另一类为分别驱动、即两边的主动车轮各用一台电动机驱动。中、小型桥式起重机较多采用制动器、减速器和电动机组合成一体的“三合一”驱动方式，大起重量的普通桥式起重机为便于安装和调整，驱动装置常采用万向联轴器。 起重机运行机构一般用两个主动车轮和两个从动车轮，如果起重量很大，常用增加车轮的办法来降低轮压。当车轮超过四个时，必须采用铰接均衡车架装置，使起重机的载荷均匀地分布在各车轮上。 桥架的金属结构由主梁和端梁组成，分为单主梁桥架和双梁桥架两类，特殊型式也有四梁的。单主梁桥架由单根主梁和位于跨度两边的端梁组成，双梁桥架由两根主梁和端梁组成。主梁与端梁刚性连接，端梁两端装有车轮，用以支承桥架在高架上运行。主梁上焊有轨道，供起重小车运行。桥架主梁的结构类型较多比较典型的有箱形结构、四桁架结构和空腹桁架结构。 箱形结构又可分为正轨箱形双梁、偏轨箱形双梁、偏轨箱形单主梁等几种。正轨箱形双粱是广泛采用的一种基本形式，主梁由上、下翼缘板和两侧的垂直腹板组成，小车钢轨布置在上翼缘板的中心线上，它的结构简单，制造方便，适于成批生产，但自重较大。 偏轨箱形双梁和偏轨箱形单主梁的截面都是由上、下翼缘板和不等厚的主副腹板组成，小车钢轨布置在主腹板上方，箱体内的短加劲板可以省去，其中偏轨箱形单主粱是由一根宽翼缘箱形主梁代替两根主粱，自重较小，但制造较复杂。设计中，在满足强度、刚度、稳定性的前提下，尽可能节省材料，采用大截面，薄钢板，以减少起重机自身重量。全部采用国家标准，对桥架的受力进行了较详尽的分析，在结构上进行了改进。近20年世界工程起重机行业发生了很大变化。RT(越野轮胎起重机)和AT(全地面起重机)产品的迅速发展，打破了原有产品与市场格局，在经济发展及市场激烈竞争冲击下，导致世界工程起重机市场进一步趋向一体化。目前世界工程起重机年销售额已达75亿美元左右。主要生产国为美国、日本、德国、法国、意大利等，世界顶级公司有10多家，主要集中在北美、日本（亚洲）和欧洲。起重机的发展状况：1.重点产品大型化，高速化和专用化；2.用模块化设计代替传统的整机设计方法；3.通用产品小型化、轻型化和多样化；4.产品性能自动化、智能化和数字化；5.产品组合成套化、集成化和柔性化；6.产品构造新型化、美观化和实用化。本次设计课题为80/30t通用桥式起重机设计，设计者在参观实习和借鉴各种文献资料的基础上，同时在老师的精心指导下及同学的共同努力下完成。设计过程中，主要需要设计起升机构、运行机构以及双梁桥架，计算过程能将我们所学的知识最大限度的贯穿起来，使我们学以致用。因此，以此机型作为研究对象，具有一定的现实意义，又能便于我们理论联系实际。全面考察我们的设计能力及理论联系实际过程中分析问题、解决问题的能力。由于我们的设计是一种初步尝试，而且知识水平有限，在设计中难免会有错误和不足之处，敬请各位老师给予批评指正，在此表示感谢！第一部分 机构设计计算第1章 主起升机构计算1.1 确定传动方案，选择滑轮组和吊钩组 按照构造宜紧凑的原则,决定采用下图的传动方案。如图11所示，采用了双联滑轮组.按Q=80t，由文献1表5-3查取滑轮组倍率=5，因而承载绳分支数为 Z=2=10。由文献4表8-1-100，选125号吊钩，得其质量=1740Kg，两动滑轮间距A=620mm 图11 主起升机构简图1.2 选择钢丝绳(钢丝绳的选择方法不新，应改进)滑轮组采用滚动轴承，=5,由文献1表5-4得滑轮组效率=0.96。钢丝绳所受最大拉力: 由文献1表5-1，工作组别M8时，安全系数n=9，钢丝绳计算破断拉力：=n=985.15=766.35kN由文献4表8-1-18选用瓦林吞型钢芯钢丝绳619W+IWR钢丝绳公称抗拉强度1870MPa，光面钢丝，右交互捻，直径34mm，钢丝绳最小破断拉力=770kN。标记：34NAT 619W+IWR1870ZS770 GB8918-2006 1.3 确定卷筒尺寸,转速及滑轮直径卷筒和滑轮的最小卷绕直径： hd式中，h表示与机构工作级别和钢丝绳结构的有关系数；由文献1表52得：卷筒=25;滑轮=28； 卷筒最小卷绕直径=d=2534=850mm； 滑轮最小卷绕直径=d=2834=952mm。考虑起升机构布置卷筒总长度不宜太长，定滑轮直径取950mm,卷筒直径取D=1250。卷筒长度： =2512mm，取L=2500mm。 式中，附加安全系数，取=2 卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮间距，=A=620mm，实际长度可适当增减。 卷槽计算直径，=D+d=1250+32=1284mm t 卷筒槽距，由钢丝绳直径选出，t=38mm。卷筒壁厚取，进行卷筒壁的压力计算。卷筒壁压应力验算；选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度，许用压应力：= 故抗压强度足够卷筒转速。标记：卷筒A12502500-1838-1851.4 计算起升静功率=式中，起升时总机械效率=0.851.5 初选电动机 电动机计算功率G=0.8220=176kW式中 ，JC值时的功率，位为kW； G稳态负载平均系数，根据电动机型号和JC值查文献1表34得G=0.8。由文献3表5-1-13选用电动机型号为YZR400L2-10，=177KW，=591r/min，电机质量2950kg，飞轮转矩GD=28.1kg.m。电动机转速=588.8r/min式中，在起升载荷=817.4kN作用下电动机转速； 电动机同步转速； ,是电动机在JC值时额定功率和额定转速。1.6 选用减速器减速器总传动比：=33.84。起升机构减速器按静功率选取，根据=220kW，=588.8r/min，=33.84，工作级别为M8，由文献3表3-10-6选定减速器为QJS-D-800-40-IV-P-W，减速器许用功率=249KW,，质量=6400kg，入轴直径=95mm，轴端长=170mm（锥形）减速器在588.8r/min时许用功率为=244.35177kW实际起升速度=11.8m/min实际起升静功率=186.12kW。1.7 验算电动机发热条件 按照等效功率法，求JC=60%（工作级别为M8）时所需的等效功率： 式中，工作级别系数，=0.85； 系数，根据机构平均起动时间与平均工作时间的比值（）查得。由文献1表6-3，一般起升机构=0.10.2，取=0.2，由文献1图6-3查得=0.87.由以上计算结果 ,故初选电动机能满足发热条件。1.8 选择制动器按下式计算，选制动器： 式中，制动力矩,单位为N.m； 制动安全系数，查文献1表8-3得=2.5； 下降时作用在电动机轴上的静力矩，单位为N.m。=2230.28N.m 下降时总机械效率，通常取0.85 =2.52230.28=5575.7N.m由=5575.7N.m查文献3表3-7-17选用YWZ5-630/301制动器，其制动转矩=40006300N.m,制动轮直径=600mm，制动器质量=191kg。1.9 选择联轴器根据电动机和减速器以及浮动轴的轴伸尺寸及形状选连轴器，使联轴器的许用应力矩M计算的所需力矩M,则满足要求。电动机的轴伸：d=130mm(锥形)，长度l=250mm；减速器轴伸:d=95mm(锥形)，长度l=170mm；浮动轴的轴头：d=110mm， 长度l=212mm。 由文献3表3-12-8选取带制动轮的联轴器，最大允许转矩，飞轮矩，最大质量。电动机额定力矩=2860.15N.m计算所需力矩M=n=1.51.82860.15=7722.4N.m式中，n安全系数取n=1.5； 刚性动载系数，取1.8。 M=7722.4N.m所选联轴器合格。1.10 验算起动时间起动时间： =式中， =28.1+35+35=98.1 静阻力矩：=3086.89N.m电动机启动力矩：=1.7=1.72860.15=4862.26N.m平均起动加速度：=0.15 m/s132kW实际起升速度=19.52m/min；实际起升静功率=115.7kW。2.7 验算电动机发热条件按照等效功率法，求JC=60%（工作级别为M8）时所需的等效功率： 式中， 工作级别系数，=0.85； 系数，根据机构平均起动时间与平均工作时间的比值（）查得。由1表6-3，一般起升机构=0.10.2，取=0.2，由文献1图6-3查得=0.87.由以上计算结果 ,故初选电动机能满足发热条件。2.8 选择制动器按下式计算，选制动器 式中， 制动力矩，单位为N.m； 制动安全系数，查文献1表8-3得=2.5； 下降时作用在电动机轴上的静力矩，单位为N.m；=1380.64N.m 下降时总机械效率，通常取0.85 =2.51380.64=3451.61N.m根据=3451.61N.m 查文献3表3-7-17，选用YWZ5-630/201制动器，其制动转矩 ，制动轮直径，制动器质量2.9 选择联轴器根据电动机和减速器以及浮动轴的轴伸尺寸及形状选连轴器，使联轴器的许用应力矩M计算的所需力矩M,则满足要求。电动机的轴伸：d=110mm(锥形)，长度l=210mm；减速器轴伸：d=90mm(柱形)，长度l=170mm；浮动轴的轴头：d=100mm， 长度l=212mm。由文献3表3-12-8选取带制动轮的联轴器，最大允许转矩，飞轮矩，最大质量。电动机额定力矩=2132.99N.m计算所需力矩M=n=1.51.82132.99=5759N.m式中， n安全系数取n=1.5； 刚性动载系数，取1.8； M=8000N.mM=5759.1N.m所选联轴器合格。2.10 验算起动时间起动时间： 式中：=19.18+35+35=89.18静阻力矩：=1910.93N.m电动机启动力矩：=1.7=1.72132.99=3626.1N.m平均起动加速度：=电动机启动时间合适。2.11 验算制动时间制动时间： = 式中， 电机满载下降转速，单位为r/min；=2600-590=610r/min=4000N.m=1380.64N.m=0.81s，所以制动时间也合适。2.12 高速轴计算2.12.1疲劳计算：轴受脉动扭转载荷,其等效扭矩：式中：等效系数,由表查得=2；相应于机构工作类型的电动机额定力矩传至计算轴的力矩。由上节选择联轴器中,已确定浮动轴端直径d=100.因此扭转应力为:许用扭转应力: 轴材料用45钢, ，弯曲： ；扭转：考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数;与零件几何形状有关,对于零件表面有急剧过度和开键槽及紧配合区段, =1.52.5；与零件表面加工光洁度有关,对于表面粗糙度3.2，对于表面粗糙度12.5，此处取K=21.25=2.5考虑材料对应力循环不对称的敏感系数,对碳钢,低合金刚，取=0.2.安全系数,=1.6.因此故通过。2.12.2静强度计算:轴的最大扭矩:式中: 动力系数,因轴的工作速度较高,取=2；按照额定起重量计算轴受静力矩, 最大扭转应力: 许用扭转应力: 式中: 安全系数，=1.6。 故合适.浮动轴的构造如图22所示：中间轴径图22 浮动轴（2）第3章 小车运行机构计算3.1 确定机构传动方案经比较后,确定采用如图31所示的传动方案。图31 运行机构简图3.2 选择车轮与轨道并验算其强度车轮的最大轮压：小车自重估计取为=23000kg假定轮压均布，有 =257500N载荷率： =3.481.6由文献3表3-8-11选择车轮：当运行速度60m/min， 工作级别M8时，车轮直径D=600，车轮材料为ZG35GrMnSi，轨道为QU100，许用轮压为35.5t，故可用。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踏面疲劳计算载荷：车轮材料取 ZG35CrMnSi，线接触局部挤压强度式中，许用线接触应力常数，由文献1表9-1-11，=6.6 l车轮与轨道有效接触强度，对于QU100，l=b=100mm 转速系数，车轮转速，由文献1表9-1-8，=1.02 工作级别系数，查文献1表9-1-10，M8级时=0.8 ，通过。点接触局部挤压强度 式中， 许用点接触应力常数，由文献1表9-1-11，=0.181 R曲率半径，R=450 m比值，= 查文献1表9-1-12，m=0.45 ，通过。根据以上计算结果，选定直径的双轮缘车轮标记： 车轮 SYL6003.3 运行阻力计算摩擦力矩： 由文献3表3-8-11知=600mm车轮的轴承型号为3628调心滚子轴承，轴承内径和外径的平均值d=220mm；由文献1表9-3-1查得：滚动轴承摩擦系数k=0.0006；由文献1表9-3-6查得：轴承摩擦系数 ，由文献1表9-3-2查得：附加阻力系数。代入上式得：当满载时运行阻力矩：=3476.25N.m运行摩擦阻力：当无载时运行阻力矩： =776.25N.m运行摩擦阻力：=2587.5N3.4 选电动机电动机静功率:：=10.73kw式中：满载运行时静阻力；m=1驱动电动机台数。初选电动机功率： kw式中， 电动机功率增大系数，由文献1表9-3-4查得=1.6。查文献3表5-1-13选用电动机YZR-200L-6,=19kw ；=969；=；电动机重量=390kg。3.5验算电动机发热条件等效功率： kw式中：工作类型系数,取0.85； 根据值查得=0.87。由此可知， 故初选电动机发热条件通过。3.6 选择减速器车轮转速： 机构传动比： 查文献5附表37选用ZSC600-减速器：；kw，质量273kg，可见,故初选电动机发热条件通过。3.7 验算运行速度和实际所需功率实际运行速度： 误差：，合适。实际所需电动机静功率： 。 故所选电动机和减速器均合适。3.8 验算起动时间起动时间：式中：m=1(驱动电机台数) 当满载时运行静阻力矩： 当无载时运行静阻力矩： 初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩： 机构总飞轮矩： 满载起动时间： =2.57s无载起动时间： =由文献1表9-3-4查得，当=30-60m/min时，起动时间推荐值为56sec，故所选电动机满足机构快速起动要求。3.9 按起动工况校核减速器功率起动状况减速器传递的功率：式中： = 运行机构中同一级传动减速器的个数： =1，因此所选用减速器的 合适。3.10 验算起动不打滑条件由于起重机系室内使用的，故坡度及风阻力矩均不计，故在无载起动时，主动车轮上与轨道接触处的圆周切向力：= =28288N车轮与轨道粘着力： ，可能打滑，故应延长起动时间。 =32442N车轮与轨道粘着力： ， 故满载起动时不会打滑，因此所选电动机合适。3.11 选择制动器小车运行机构的制动时间，取=3sec，因此所需的制动力矩： 由文献5附表15选用制动器YWZ5-200/23，额定制动力矩，考虑到所取制动时间=3s与起动实际=2.57s比较接近，并验算了起动不打滑条件，故略去制动不打滑条件的验算。3.12 选择联轴器3.12.1机构高速轴上全齿联轴器的计算扭矩: 式中： =2等效系数 =1.4安全系数相应于机构值的电动机额定力矩换算到高速轴上的力矩由文献3表5-1-9查电动机YZR200L-6两端伸出轴为圆锥形d=，l=，由文献5附表37查得ZSC600减速器高速轴端为圆柱形，d=35mm，l=55mm故从文献5附表43中选一个全齿联轴器：CLZ3联轴器，其最大允许扭矩；飞轮矩，重量。高速轴端制动轮，根据制动器YWZ5-200/23由文献5附表16选用制动轮直径200mm，圆柱形轴孔，飞轮矩，重量以上两部分飞轮矩之和与原估计相符，故有关计算不需要重新计算。3.12.2低速轴的计算扭矩： 由文献5附表37查得减速器低速轴端为圆柱形d=80mm，l=115mm；由文献3表3-8-11查得主动车轮的伸出轴端为圆柱形d=115mm，l=140mm，查文献5附表42选取四个齿式联轴器CICLZ3联轴器 CICLZ3联轴器3.13 验算低速浮动轴强度3.13.1疲劳计算低速浮动轴的等效扭矩：式中： 等效系数， 由上节已取浮动轴端直径d=90mm，其扭转应力：浮动轴的载荷变化为对称循环(因运行机构正反转扭矩值相同)，许用扭转应力：式中，材料用45钢，取； ；弯曲： ；扭转：考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数，参考起升机构计算，取K=2.5。 安全系数， 因此故疲劳验算通过。3.13.2静强度计算静强度计算扭矩： 式中： 动力系数,；扭转应力： 许用扭转应力因此， 静强度验算通过。浮动轴直径：，取=100mm3.14 小车安全装置计算3.14.1 小车缓冲器采用橡胶缓冲器，初定缓冲器数目n=4。3.14.2 缓冲行程 式中， 小车碰撞速度，有限位开关，故取=；容许的最大减速度，为4m/s。 所以3.14.3 缓冲能量3.14.4 最大缓冲力3.14.5 橡胶缓冲器的主要尺寸 橡胶断面积A式中， 橡胶的许用应力，采用中等硬度，中等强度的橡胶，弹性模数； n缓冲器个数，取n=4 选用圆形断面，则其直径D为 ，参考有关标准，取D=140mm橡胶缓冲器的长度L ，取L=140mm 由文献5附表51选取型号 HX-250的橡胶缓冲器3.14.6 缓冲器的额定缓冲行程,额定缓冲容量和极限缓冲力F： 3.14.7 实际的缓冲行程，最大缓冲力和最大减速度 第4章 大车运行机构计算4.1确定机构的传动方案采用分别传动的方案如图41图41 大车运行机构简图4.2 选择车轮与轨道，并验算其强度计算大车的最大轮压和最小轮压：满载时的最大轮压： 空载时最小轮压： 式中: 为主钩中心线离端梁的中心线的最小距离车轮踏面疲劳计算载荷:车轮材料，采用，选择车轮直径，由文献3表3-8-11查的轨道型号为按车轮与轨道为点接触和线接触两种情况来验算车轮的接触强度点接触局部挤压强度计算：式中， k2许用点接触应力常数（N/mm2），由文献1表9-1-11，取k2=0.181； R曲率半径，由车轮和轨道两者曲率半径中取最大值，取Qu120轨道的曲率半径为R=500mm； m由轨顶和车轮的曲率半径之比（r/R）所确定的系数，由文献1表9-1-12查得m=0.42； c1转速系数，由文献1表9-1-8，车轮转速：时，c1=1.02； c2工作级别系数，由文献1表9-1-10查得，当M8级时，c2=0.8，故验算通过线接触局部挤压强度验算：式中，k1许用线接触应力常数（N/mm2）,由文献1表9-1-11查得，k1=6.6；l车轮与轨道的有效接触长度，QU120轨道的l=120mm Dc车轮直径（mm）; c1c2同前故验算通过4.3 运行阻力计算摩擦总阻力距由文献1表19-4 Dc=800mm车轮的轴承型号为：7530， 轴承内径和外径的平均值为：由文献1表9-2到表9-4查得：滚动摩擦系数K=0.001m，轴承摩擦系数=0.02，附加阻力系数=1.5，代入上式中：当满载时的运行阻力矩： 运行摩擦阻力：空载时:4.4选择电动机电动机静功率：式中，满载运行时的静阻力 驱动电动机的台数机构传动效率初选电动机功率：式中，Kd电动机功率增大系数，由文献1表9-3-4查得Kd=1.7查表选用电动机：；电动机的重量4.5 验算电动机的发热条件等效功率：式中，K25工作类型系数，由文献1查得当JC%=60时，K25=0.85 由文献1按照起重机工作场所得tq/tg=0.25，由文献1图8-37估得由此可知：,故初选电动机发热条件通过。4.6 减速器的选择车轮的转速：机构传动比：查文献5附表35，选用两台减速器；（当输入转速为时），可见NjN4.7 验算运行速度和实际所需功率实际运行的速度：误差：实际所需的电动机功率：由于,故所选的电动机和减速器都合适4.8 验算起动时间起动时间：式中， 驱动电动机台数满载时运行静阻力矩：空载运行时静阻力矩：初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩：机构总飞轮矩:满载起动时间: 空载启动时间: 起动时间在允许范围（810s）内。4.9 起动工况下校核减速器功率起动工况下减速器传递功率：式中， -运行机构中,同一级传动减速器的个数, 因此，考虑减速器有一定的过载能力，故不再更换4.10 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起动：式中，主动轮轮压和从动轮轮压和 粘着系数(室内工作)防止打滑的安全系数. ,故两台电动机空载起动不会打滑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,则式中，主动轮轮压 非主动动轮轮压和一台电动机工作时空载启动时间 ,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，与第二种工况相同 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4.11选择制动器由文献1中所述,取制动时间tz=5s按空载计算动力矩,令Q=0,得:Mz=式中， = 坡度阻力Pmin=G制动器台数,两套驱动装置工作Mz=现选用两台的制动器，查表其制动力矩 4.12 选择联轴器根据传动方案,每套机构的高速轴采用浮动轴.机构高速轴上的计算扭矩：=式中，联轴器的等效力矩等效系数 取=2查文献5附表31得，电动机,轴端为圆锥形, , ;查文献5附表33得减速器高速轴端为圆锥形，,故在靠电机端选两个带制动轮的联轴器（靠电动机一侧为圆锥形孔，浮动轴端）（文献5附表45）；，质量；在靠近减速器端，选用两个联轴器（文献5附表45），在靠近减速器端为圆锥形，浮动轴端直径为;其 ， , 重量 高速轴上转动零件的飞轮矩之和为： 与原估算的基本相符，故不需要再算。查文献5附表33得，减速器低速轴端为圆柱形，的主动车轮的伸出轴为圆柱形，选用两个联轴器：所有的，质量4.13 浮动轴的验算1）.疲劳强度的计算高速浮动轴的等效力矩：式中，等效系数，由上节已取得浮动轴端直径，故其扭转应力为： 由于浮动轴载荷变化为对称循环（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： 式中，材料用45号钢，取，,则；考虑零件的几何形状表面状况的应力集中系数安全系数，tnt-1k 故疲劳强度验算通过。2）.静强度的计算计算强度扭矩：式中，动力系数扭转应力：许用扭转剪应力： ttII,故强度验算通过。4.14 缓冲器的选择4.14.1碰撞时起重机的动能 式中， 带载起重机的重量 碰撞时的瞬时速度， 重力加速度取10m/s24.14.2 缓冲行程内由运行阻力和制动力消耗的功 式中，运行阻力，其最小值为 最小摩擦阻力系数 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= 缓冲行程取因此，4.14.3 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： 式中， 缓冲器的个数 取由文献5附表50选择弹簧缓冲器- 85 -8030T 28m 通用桥式起重机设计第二部分 结构设计计算第5章 总体方案设计5.1 材料选择及许用应力 根据总体结构采用箱形梁，主要采用板材及型材。主梁采用Q235钢，端梁采用Q345钢，二者的联接采用焊接连接。材料许用应力及性质:Q235: 取= 取= 取=Q345: 取= 取= 取=5.2 总体尺寸设计5.2.1桥架尺寸的确定(1)大车轴距： 根据小车轨距和偏轨箱形梁宽度以及大车运行机构的设置，取，梁的全长。(2)主梁尺寸：高度: 取腹板高度: 翼缘板厚度：腹板的厚度：主腹板 ，副腹板 主梁总高度： 主梁的宽度：腹板外侧间距取且根据偏轨箱形梁主梁轨道宽面的要求上、下翼缘板不相同，分别为：及。主梁端部变截面长度：，取5.2.2端梁尺寸高度：，取考虑到大车轮的安装，端梁内宽：，总宽：，翼缘板：，腹板：。5.2.3主、端梁的连接 主、端梁采用焊接连接，端梁为拼接式。桥架结构与主、端梁截面如图51及图61所示。 图51 双梁桥架结构第6章 主端梁截面几何性质 （a）主梁截面 （b）端梁截面 图61 主梁与端梁截面6.1主梁截面性质计算主梁： 主梁截面性质计算如图62所示： 图62 主梁截面性质计算图形心： = ； ；惯性矩： 偏心距：式中：、为箱形梁主副腹板的厚度； b为箱形梁腹板外侧间距。上翼缘板静矩： X轴以上截面静矩： 6.2端梁截面性质计算端梁：形心： 端梁截面性质计算如图63所示： 图63 端梁截面性质计算图惯性矩： 端梁上翼缘板静矩： 端梁中轴以上截面静矩： 第7章 载荷7.1载荷组合的确定