16t桥式起重机毕业设计

本科毕业设计题目16/32T285M桥式起重机设计学院机械自动化学院专业机电一体化专业学号014908200406学生姓名李后谱_指导教师蔡芸日期2011年9月_摘要本次毕业设计是针对毕业实习中桥式起重机所做的具体到吨位级别的设计。随着我国制造业的发展，桥式起重机越来越多的应用到工业生产当中。在工厂中搬运重物，机床上下件，装运工作吊装零部件，流水线上的定点工作等都要用到起重机。起重机中种数量最多，在大小工厂之中均有应用的就是小吨位的起重机，小吨位的桥式起重机广泛的用于轻量工件的吊运，在我国机械工业中占有十分重要的地位。但是，我国现在应用的各大起重机还是仿造国外落后技术制造出来的，而且已经在工厂内应用了多年，有些甚至还是七八十年代的产品，无论在质量上还是在功能上都满足不了日益增长的工业需求。如何设计使其成本最低化，布置合理化，功能现代化是我们研究的课题。本次设计就是对小吨位的桥式起重机进行设计，主要设计内容是16/32T桥式起重机的结构及运行机构，其中包括桥架结构的布置计算及校核，主梁结构的计算及校核，端梁结构的计算及校核，主端梁连接以及大车运行机构零部件的选择及校核。关键词起重机；大车运行机构；桥架；主端梁；小吨位ABSTRACTTHEGRADUATIONPROJECTISABRIDGECRANEFORTHEGRADUATIONFIELDWORKDONEBYTHETONNAGELEVELSPECIFICTOTHEDESIGNASCHINASMANUFACTURINGINDUSTRY,MOREANDMOREAPPLICATIONSCRANETOWHICHINDUSTRIALPRODUCTIONCARRYAHEAVYLOADINTHEFACTORY,MACHINEPARTSUPANDDOWN,THEWORKOFLIFTINGPARTSOFSHIPMENT,ASSEMBLYLINEWORKSHOULDBEFIXEDONTHECRANEISUSEDTHELARGESTNUMBEROFSPECIESOFCRANES,BOTHINTHESIZEOFTHEFACTORYINTOTHEAPPLICATIONISSMALLTONNAGECRANES,BRIDGECRANESSMALLTONNAGEOFLIGHTWEIGHTPARTSFORAWIDERANGEOFLIFTING,INCHINASMACHINERYINDUSTRYPLAYSAVERYIMPORTANTPOSITIONHOWEVER,OURCURRENTAPPLICATION,ORCOPYLARGECRANEBEHINDTHETECHNOLOGYPRODUCEDABROAD,ANDHASBEENAPPLIEDINTHEFACTORYFORMANYYEARS,ANDSOME70TO80YEARSOFPRODUCTS,BOTHINQUALITYORFUNCTIONALITYARENOTGROWINGTOMEETTHEINDUSTRIALDEMANDHOWTODESIGNITTHELOWESTCOST,RATIONALIZETHELAYOUT,FUNCTIONMODERNIZATIONISTHESUBJECTOFOURSTUDYTHISDESIGNISFORSMALLTONNAGEBRIDGECRANEDESIGN,THEMAINDESIGNELEMENTSARE16/32TCRANESTRUCTUREANDOPERATIONOFINSTITUTIONS,INCLUDINGTHEBRIDGESTRUCTURE,CALCULATIONANDCHECKINGTHELAYOUT,THEMAINBEAMSTRUCTURECALCULATIONANDCHECKING,ENDBEAMSCALCULATIONANDCHECKING,THEMAINENDBEAMCONNECTANDRUNTHECARTANDCHECKINGBODYPARTSOFCHOICEKEYWORDSCRANE；THEMOVINGMAINFRAME；BRIDGE；MAINBEAMANDENDBEAM；SMALLTONNAGE目录1绪论111桥式起重机的介绍112桥式起重机设计的总体方案113主梁和桥架的设计114端梁的设计12主起升机构的设计321确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组322选择钢丝绳323确定滑轮主要尺寸424确定卷筒尺寸并验算强度425选电动机726验算电动机发热条件727选择减速器828验算起升速度和实际所需功率829校核减速器输出轴强度9210选择制动器9211选择联轴器10212验算起动时间10213验算制动时间11214高速浮动轴计算113小车运行机构1431确定机构传动方案1432选择车轮与轨道并验算其强度1433运行阻力计算1534选电动机1635验算电动机发热条件1736选择减速器1737验算运行速度和实际所需功率1738验算起动时间1739按起动工况校核减速器功率18310验算起动不打滑条件19311选择制动器20312选择高速轴联轴器及制动轮20313选择低速轴联轴器21314验算低速浮动轴强度214大车运行机构的设计2341确定机构的传动方案2342选择车轮与轨道，并验算其强度2343选择车轮轨道并验算起强度2444运行阻力计算2545选择电动机2646验算电动机发热条件2647选择减速器2748验算运行速度和实际所需功率2749验算起动时间28410起动工况下校核减速器功率29411验算起动不打滑条件29412选择制动器31413选择联轴器31414浮动轴的验算335桥架具体计算设计3551主要尺寸的确定35511大车车距35512主梁高度35513端梁高度35514桥架端部梯形高度35515主梁腹板高度35516确定主梁截面尺寸35517加劲板的布置尺寸3652主梁的计算37521计算载荷的确定37522主梁垂直最大弯矩38523主梁水平最大弯矩38524主梁的强度验算39525主梁的垂直刚度验算40526主梁的水平刚度验算4153端梁的计算42531计算载荷的确定42532端梁垂直最大弯矩42533端梁水平最大弯矩42534端梁截面尺寸的确定43535端梁的强度验算4454主要焊缝的计算46541端梁端部上翼缘焊缝46542端梁端部下翼缘焊缝47543主梁与端梁的连接焊缝47544主梁上盖板焊缝47结束语48参考文献49致谢511绪论11桥式起重机的介绍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。随着科学技术的进步和机械制造业的发展，起重机的许多基础部件已陆续完成了产品的换代，并推进了主机的更新。早在2006年9月14日已推出1【】QUADRIX超小型按键式起重机遥控器充分考虑了操作安全性，即使戴手套操作，也能保证安全操作。随着液压技术的进步和液压元件质量的提高，静液压传】【2动在起重机（特别是臂架式运行起重机）上的应用已十分普遍。4【】桥式起重机设计设计方法可以简单地划分为传统设计方法、现代设计方法和未来设计方法三类。传统设计方法指的是以古典力学和数学为基础的类比法、直觉法、经验法等设计方法，该法仍用于我国部分起重机的设计。现代设计法指的是近30年发展起来的设计方法，如CAD、优化设计、可靠性设计、有限元分析、反求工程设计、动态仿真设计、模块化设计、工业艺术造型设计等等，这些方法在起重机的设计中都有应用。桥式起重机设计模块化和组合化达到6【】改善整机性能，降低制造成本，提高通用化程度，用较少规格数的零部件组成多品种、多规格的系列产品，充分满足用户需求。同时，桥式起重机的7【】并行工程的目标在于缩短产品投放市场的时间，提高产品的质量以及降低产品在整个生命周期中的消耗。并行工程应使产品及其相关过程设计工作集成，产品开发过程中各阶段工作交叉并行进行，以尽早发现并解决产品整个生命周期中的问题，达到多项工作的协调一致。可以相信，不远的将来智能设计会取8【】得更大的突破，从而使起重机的智能设计成为可能。【9】12桥式起重机设计的总体方案主要技术参数中级工作级别，吊运金属工件，起重机设操纵室。起重量主钩16T，副钩32T，跨度285M，起升高度为主钩12M，副钩14M起升速度主钩79M/MIN,副钩167M/MIN；小车运行速度V446M/MIN，大车运行速度V876M/MIN；小车估计重量63T，起重机的估计重量363T。小车轮距BXC2400MM,小车轨距LXC2000MM13主梁和桥架的设计主梁跨度285M,主要构件是上盖板、下盖板和两块垂直腹板，主梁和端梁采用搭接形式，走台的宽度取决于端梁的长度和大车运行机构的平面尺寸，司机室采用闭式一侧安装，腹板上加横向加劲板和纵向加劲条或者角钢来固定，纵向加劲条的焊接采用自动焊，主梁翼缘板和腹板的焊接采用贴角焊缝，腹板的下边和下盖板硬做成抛物线形。14端梁的设计端梁采用箱型的实体板梁式结构，是由车轮组合端梁架组成，端梁的中间截面也是由上盖板，下盖板和两块腹板组成；通常把端梁制成制成三个分段，端梁是由两段通过连接板和角钢用高强螺栓连接而成。端梁的主要尺寸是依据主梁的跨度，大车的轮距和小车的轨距来确定的；大车的运行采用分别驱动的方案。在装配起重机的时候，先将端梁的一段与其中的一根主梁连接在一起，然后再将端梁的两段连接起来。2主起升机构的设计21确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组按照布置宜紧凑的原则，采用闭式传动起升机构构造型式，如图21所示，采用了双联滑轮组，按，查【1】表41取滑轮组倍率。16QTI3H承载绳分支数23HZI图21起升机构计算简图查【1】附表9选图号为T13621508吊钩组，得其质量。两动滑轮间距0467GKG。367AM22选择钢丝绳若滑轮组采用滚动轴承，当时，查【2】表21得滑轮组效率3HI，钢丝绳所受最大拉力0985H210MAX2HQGSI16472863395N查【2】表24，工作级别为时，安全系数N55，钢丝绳计算破断拉力。MBSMAX/5261/08592BSNK查【1】附表1选择瓦灵吞型钢丝绳。钢丝绳公称抗拉强度WFC，光面钢丝，右交互捻，直径。钢丝绳最小破断拉力1670MPADM，标记如下14BS6196701489NATWFCZSGB钢丝绳23确定滑轮主要尺寸滑轮的许用最小直径22D16251384DEM式中系数由【2】表24查得，查【1】附表2，选用滑轮直径，2540DM取平衡滑轮直径由【1】附表2选用。滑轮的绳0PP6槽部分尺寸可由【1】附表3查得。由【1】附表4选用钢绳直径16,4DMD标记为1E滑轮092BJ80697由【1】附表5查得平衡滑轮选用，6,DMD标记为120580697FZBJ滑轮24确定卷筒尺寸并验算强度卷筒直径16251384DDEM由【1】附表13选用，卷筒绳槽尺寸由【4】附表143查得40。T20,MR槽距槽底半径卷筒尺寸（23014HHILZTLD312203671894M600122367LMZZA取式中附加安全系数，取卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，即L，实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减；004162620148M15DDD卷筒计算直径卷筒壁厚，取卷筒壁压应力验算24MAXYATS62278609710/987A15NMP由【1】表1812选用灰铸铁，最小抗拉强度，许用压应HTB15力1MAX9305,BYYMPAN故抗拉强度足够。卷筒拉应力验算由于卷筒长度,尚应校验由弯矩产生的拉应力，卷筒3LD弯矩图如图22图22卷筒弯矩图卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时25MAXMSL1MAX203677824902LSNM卷筒断面系数44300175MIDW式中卷筒外径。；26LM于是2746901327A5P27LLYMAXSL合成应力39127874130MPA2L5BLLN式中许用拉应力卷筒强度验算通过，故选定卷筒直径，长度L2000MM，卷筒槽形的40MD槽底半径。槽距，起升高度，倍率；靠近减速10RM20T1H3HI器一端的卷筒槽向为左的A型卷筒，标记为2卷筒A443左ZBJ87225选电动机计算静功率28JV1026N（QG）25KW（47）98电动机计算功率085式中机构总效率，一般089,取160825617,EDJNKKWMD式中系数由【】表查得，对于级机构取查【1】附表30选用电动机JZR51823E125,75,5KG35DKNRPMGDKG，电机质量G26验算电动机发热条件按照等效功率法，求的等效功率2510CJ次时2525560786340750120128XJNKKWM2QGQGQG式中工作级别系数，查【】表，对于级，系数,根据机构平均起动时间与平均工作时间的比值（T/）查得，一般起升机构T/。取T/由【】图查得计算结果知，故初选电动机能满足发热条件。XEN27选择减速器卷筒转速290HVIND793184/MIN46R减速器总传动比105JNI查【1】附表35选，023ZQCA1112W,417,45,50,85NKIKGDMLM许用功率质量入轴直径轴端长28验算起升速度和实际所需功率实际起升速度0IV（210）394775/MIN01误差1001001915V795实际所需等效功率16KW204KWXNV751639EN4029校核减速器输出轴强度由【2】公式616得输出轴最大径向力（211）MAXAX12JRSGRAX7860527KN9114136KNRZQJ式中卷筒上卷绕钢丝绳引起的载荷；卷筒及轴自重，参考【】附表；减速器输出轴端最大允许径向载荷，由【】附表查得；MAX5729813765K0KR6由【】公式得输出轴最大扭矩为（212）MMAXMAXE0M0I式中12529090371586501234017952648650ENNMNJCMMMNMEMAX0AX电动机轴额定力矩；当时，电动机起动转矩，由【】附表3查得；减速器传动效率；减速器输出轴最大容许转矩，由【】附表查得；由以上计算知，所选减速器能满足要求。210选择制动器所需静制动力矩（213）02ZJZHMKIO（QG）D16471675085424283KGMN式中11/05,35,ZEZZMDM5Z制动安全系数，由【2】第六章查得，由【】附表选用YWZ制动器，其制动转矩制动轮直径制动器质量G06KG。211选择联轴器高速轴联轴器计算转矩，由【2】626式2148CEMN15301NM式中8EN电机额定转矩前已求出；联轴器安全系数；8811520刚性动载系数，一般。由【1】附表31查得电动机轴端为圆锥形，2JZR70,15DML从【1】附表34查得，减速器的高速轴端73QCA。60,1DML靠电动机轴端联轴器由【1】附表43选用半联轴器，其图号为，最3CLZ46S大容许转矩，飞轮矩，质量。TCM3150NM23L045GDKGML17GKG浮动轴的两轴端为圆锥形。,85DL靠减速器轴端联轴器由【1】附表45选用带制动轮的半齿联轴器，图3号为，最大容许转矩，飞轮矩，质23STC10NM2218LGDKGM量。为与制动器相适应，将联轴器所带的85ZGKG5/YWZ4S制动轮修改为应用。0M3212验算起动时间启动时间（215）22011382QQJQGDNTCMI式中222221564318795DLZGDDKGM（216）0QGIJ静阻力矩164716342385N220576704117938450385QEQMMTS平均起动转矩通常起升机构起动时间为，此处小于1S故所选电动机合适。S213验算制动时间制动时间（217）20112382ZEZJQGDNTCMI式中（218）02JHQGDMI1647168524163NM20467179085282503ZTS由【2】表66查得许用减速度,0652ZZVATT故故合适。214高速浮动轴计算疲劳计算由【3】起升机构疲劳计算基本载荷1MAX6662210531057910710EMNMV式中动载系数，起升载荷动载系数（物品起升或下降制动的动载效应）由前节已选定轴径，因此扭转应力5DM1MAX3262NMMPAW轴材料用45号钢，见【1】表280,30BS弯曲107S（219）263024MPA扭转14063018SSMPA轴所受脉动循环的许用扭转应力102KN（220）式中152,XMXXKK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渡和开有键槽及紧配合区段,取；0125125304892MMKNKKMPA与零件表面加工光洁度有关，此处取；考虑材料对应力循环不对称的敏感系数,对碳钢及低合金钢02；安全系数，由【】表查得故疲劳计算通过。强度验算轴所受最大转矩2130EMMPAMAX最大扭转应力AXMAX312025W许用扭转应力2MAX218,5SMPAN安全系数，取故强度验算通过。浮动轴构造如图23所示，中间轴径11505,5DMD去图23高速浮动轴构造图3小车运行机构31确定机构传动方案小车的传动方式有两种即减速器位于小车主动轮中间或减速器位于小车主动轮一侧。减速器位于小车主动轮中间的小车传动方式使小车减速器输出轴及两侧传动轴所承受的扭矩比较均匀。减速器位于小车主动轮一侧的传动方式，安装和维修比较方便，但起车时小车车体有左右扭摆现象。对于双梁桥式起重机，小车运行机构采用图31减速器位于小车主动轮中间的传动方案图31小车运行机构传动简图32选择车轮与轨道并验算其强度车轮最大轮压小车质量估计，取。630XCGKG假定轮均布MAX11605754XCPQGN（31）车轮最小轮压MIN163015704XCPGKGN（32）初选车轮由【1】附表17可知，当运行速度时，IN/，162543XCQG工作级别为中级时，车轮直径，轨道型号为43KG/M的许用轮MDC50压为。MAXPT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AXIN225701426733CN（33）车轮材料,取ZG340640，MPAABS0,线接触局部挤压强度12605491362CCPKDLCN（34）K1许用线接触应力常数（N/MM），由【2】表52查得6；1KL车轮与轨道有效接触强度，对于轨道P43（【1】附表22），L46MM；C1转速系数，由【2】表53，车轮转速时，RPMDVNC428506C1099；C2工作级别系数，由【2】表54，当工作级别为M5时，C21；,故通过P点接触局部挤压强度NMRKC197340382510232（35）式中K2许用点接触应力常数（N/MM），由【2】表51查得，K20181；R曲率半径，车轮与轨道曲率半径的大值，车轮，轨道曲率半径R250（由【1】附表22），故取MDR25012R250MM；M由比值（R为R1,R2中小值）所确定的系数，由R1250RR【2】表55，并利用内插值法得M0388，故通过CP根据以上计算结果，选定直径DC500的双轮缘车轮，标记为车轮DYL500GB46288433运行阻力计算摩擦阻力矩2DKGXCQMM（36）查【1】附表19得，由DC500MM车轮组的轴承型号为7524，据此选出DC500车轮组轴承亦为7524轴承内径和外径的平均值，MD516720由【2】表71表73查得滚动摩擦系数K00009，轴承摩擦系数002，附加阻力系数20（采用导轮式电缆装置导电），代入上式得满载时运行阻力矩0167516030922MQXCDMGK1485485KGMN运行摩擦阻力9302QMQCPD无载时运行阻力矩00167560232453245MQXCDMGKKGMN运行摩擦阻力0032451978MQCPND34选电动机电动机静功率45938679100JCJPVNKWM（37）式中满载时静阻力；QJ09机构传动效率M1驱动电机台数初选电动机功率1537946DJNKKW式中电动机功率增大系数，由【2】表76得，115DK由【1】附表30选用电动机JZR2428，NE16KW，N1715/MIN,电机质量GD260KG2246DGDKGM35验算电动机发热条件等效功率25071239187JNXKKW（38）式中工作级别系数，由【2】查得，当JC25时，075；2525K由【2】表65查得，查【2】图66得11220GQTNXMC382NM，飞轮矩（GD2）0091，质量G1249KG2KGM高速轴端制动轮根据制动轮已选用YWZ5315/23，由【1】附表16选制动轮直径DZ315MM,圆柱形轴孔D65MM，L140MM，标记为制动轮315Y65JB/ZQ438986，其飞轮矩GD206，质量GZ245KG2KG以上联轴器与制动轮飞轮矩之和GD2LGD2Z060091060912M与原估计的06基本相符，故以上计算不需修改。2KG313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CM（319）01382709452CCMINM由【1】附表37查得ZSC600减速器低速轴端为圆柱形D180MM，L1115MM，取浮动轴装联轴器轴径D280MM，L2115MM，由【1】附表42选用两个G1CL5鼓形齿式联轴器，其主动端Y型轴孔A型键槽，D380MM，L3115MM从动端Y型轴孔A型键槽，D480MM，L4115MM标记为G1CL5联轴器89104580ZBJ由前节已选定车轮直径DC500MM，由【1】表19参考500车轮组，取车轮轴安装联轴器处直径D180MM，L185MM，同样选用两个G1CL5鼓形齿式联轴器，其主动端Y型轴孔A型键槽，D280MM，L2115MM从动端Y型轴孔A型键槽，D380MM，L3115MM标记为G1CL5联轴器89104580ZBJ314验算低速浮动轴强度（1）疲劳验算由【3】运行机构疲劳计算基本载荷MNIME4389027183208MAX（320）由前节已选定浮动轴端直径D80MM,其扭转应力（321）PAWN0348203MAX浮动轴的载荷变化为对称循环（因运行机构正反转矩值相同），材料仍选用45钢，由起升机构高速浮动轴计算，得，MPAAS180,140许用扭转应力MPANK84251011（322）式中K，N1与起升机构浮动轴计算相同故强度校核通过1N（2）强度验算由【3】运行机构疲劳计算基本载荷MNIME1579032183612085MAX（323）式中5考虑弹性振动的力矩增大系数，对突然起动的机构，51517，此处取516；最大扭转应力（324）MPAWM45082173MAXAX许用扭转应力PNS15（325）故强度校核通过MAX4大车运行机构的设计41确定机构的传动方案跨度为285M为中等跨度，为减轻重量，决定采用图41的传动方案。图41集中传动的大车运行机构布置方式1电动机；2制动器；3带制动器的半齿轮联轴器；4浮动轴；5半齿轮联轴器；6减速器；7车轮42选择车轮与轨道，并验算其强度按图42所示的重量分布，计算大车车轮的最大轮压和最小轮压。图42轮压计算图满载时，最大轮压（41）MAX42XCXCGQLEP361063851063KN空载时，最小轮压（42）MIN42XCPL3617685K车轮踏面疲劳计算载荷（43）MAXIN23CP180671459KN43选择车轮轨道并验算起强度车轮材料采用，由【1】附表18340/670,380SZGMPAAB调质,选择车轮直径，由【2】表51查得轨道型号为起重机专用轨5CDM7QU道。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验算（44）213CRPK23401895128606N22112/,51850467653398/MIN9514CDKMKRVCNRC许用点接触应力常数由【】表取；曲率半径，由车轮和轨道两者曲率半径中取大值，取QU0轨道的曲率半径为RM由轨顶和车轮的曲率半径之比RR所确定的系数，由【】表查得转速系数，由【2】表查得，当车轮转速时，；工作级别系524CMP数，由【】表查得，当级时故验算通过。线接触局部挤压强度验算（45）12CCKDL6507912765N式中112607KKLQULM许用线接触应力常数/M,由【】表查得，车轮与轨道的有效接触长度，轨道的CD车轮直径12,CP同前故验算通过。44运行阻力计算摩擦总阻力矩（46）2MDMQGK由【4】查得车轮的轴承型号为，轴承内径和外径的平均值为50CDM7520；由【2】表7173查得滚动摩擦系数，轴承1084206K摩擦系数；附加阻力系数代人上式得1当满载时的运行阻力矩（47）2DMMQGK01415603062569NM运行摩擦阻力（48）2MMCMQPD156970N当空载时（49）2DMMQGK014153606289NM（410）2MMCPD10894356N45选择电动机电动机静功率（411）10CJDJPVNM627842950KW式中095JMPQ满载运行时的静阻力；2驱动电动机台数；机构传动效率。初选电动机功率（412）DJNK134826KW式中7613DDKK电动机功率增大系数，由【2】表查得；由【1】附表30选用电动机为2221675,930/MIN,0419,15EDJZRNKWNRGDKGMKG电动机质量为46验算电动机发热条件等效功率（413）25XJNK071361KN式中252507,13CQGKJKT工作级别系数，由2查得当时，；由按起重机工作场所所得当时查得由此可见，故初选电动机发热通过。XEN47选择减速器车轮转速（414）CDCVND8765/MIN0R机构传动比1093675CNI查【1】附表35，选用两台减速器，其型号为0423418ZQZINKWIV减速器；（当输入转速为0R/MIN时）可见。JN48验算运行速度和实际所需功率实际运行速度（415）0CCDOIV16784/MIN209误差（416）CDV876140185故合适。实际所需电动机静功率（417）VCDJJN71482396KW由于，故所选电动机和减速器均合适。JJ49验算起动时间起动时间（418）22110382CQQJQGDNTMCMI式中1190/I7559013290QEERMNMNJCMJCN驱动电动机台数；时电动机额定扭矩；满载运行时的静阻力矩（419）0MJQI1569824NM空载运行时的静阻力矩（420）0MJMQI1089524NM222222212Q267041967089303605T5478158649ZLLDZLLGDKGGDKGMQS初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩机构总飞轮矩高速轴满载起动时间空载载2QT021086332905S起动时间由【3】知，起动时间在允许范围内，故合适。410起动工况下校核减速器功率起动工况下减速器传递功率（421）10DCPVNM式中（422）60DCDJGJQVQGT1371427806563N2MM运行机构中同一级传动减速器个数，因此2580671409DDJCNKWN所选减速器的所以减速器合适。411验算起动不打滑条件由于起重机是在室内使用，故坡度阻力及风阻力均不予考虑，以下按三种工况进行验算1事故状态两台电动机空载时同时起动，（423）12260ZDCCQPFNNDKPKVGDGTQ式中1MINAX27180632575630ZPNN主动轮轮压和；从动轮轮压和；F室内工作的粘着系数；防止打滑的安全系数；25673010414526730714360ZNS故两台电动机空载起动不打滑。（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者的驱动装置这一边时，则（424）12160ZDCCQPFNNDKPKVGDGTQ式中1MAX2INA283276108320096355973854QPNNTQS工作的主动轮轮压；非主动轮轮压和；一台电动机工作时空载起动时间；18023113265806360719NZN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者的驱动装置这一边时，则1MIN2AXIN7602183760439122601645703607192QZPNNTQSSN；与第二种工况相同；故也不打滑。412选择制动器由【2】取制动时间，6ZTS按空载计算制动力矩，即代人【2】的（716）式0Q120537M382CZJLZGDNMMCNTI（425）式中（426）MIN02DCJP769450925NM376DPG坡度阻力；（427）MIN2CDK014360295N2M制动器台数，两套驱动装置工作；现选用两台制动器，查【1】附表15得其额定制动力矩520/3YWZ，为避免打滑，使用时需将其制动力矩调至以下。1EZMNM12NM考虑到所取的制动时间，在验算起动不打滑条件时，已知是足够安全的，0ZQTQ故制动不打滑验算从略。413选择联轴器根据机构传动方案，每套机构的高速轴和低速轴都采用浮动轴，（1）机构高速轴上的计算扭矩1154025627015479507/302JSELMNNMMNMNEL式中联轴器的等效力矩，等效系数，见【】表取；工作情况系数由【1】附表31查得，电动机。轴端为圆锥形。26JZR。由【1】附表34查减速器高速轴端为40,DML350Q。故在靠电动机端从【1】附表44中选两个半齿联轴器6（靠电动机一侧为圆锥形，浮动轴端）。19S4DM其参数为在靠减速器端，2270,036,15,LZLMNMGDKGGKG重量由【1】附表43选用两个半齿联轴器（靠减速器一侧为圆锥形，浮动轴19S端），其40D22,7,7,LZL重量高速轴上转动零件的飞轮矩之和为2223601746ZLLGDKGM与原估计基本相符，故有关计算不需要重复。（2）低速轴的计算扭矩021560495167JSJSMIN由【1】附表34查得减速器低速轴端为圆柱形，3ZQ。由【1】附表19查得的主动车轮的伸出轴为65,0DML50CDM圆柱形，。7,5LM故由【1】附表42中选择4个联轴器其中两个为（靠减速器端）360YAGICLZ另两个为（靠车轮端）75223150,04,5LMNMDKGGKG重量414浮动轴的验算（1）疲劳强度验算低速浮动轴的等效力矩为（428）10ELMI4724952089NM式中1164等效系数，由【】表查得由上节已取浮动轴端直径，故其扭转应力为0D63209845859NMPAMW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之扭矩相同），所以许用扭转应力为（429）1KN32491MPA1160,30,0263018196,24218,BSSSXMXNKAMPAK式中材料用取考虑零件几何形状表面状况的应力集中系数，由【】第二章第五节及【】第四章查得安全系数由【】表查得；故疲劳强度验算通过。（2）静强度验算计算静强度扭矩（430）MAX0CELMI2574905382NM式中3384902601824CCSMPAN动力系数，查【】表得；M扭转应力；W许用扭转剪应力故静强度验算通过。高速轴所受扭矩虽比低速轴小（二者相差倍），但强度还是足够的，故此0I处高速轴的强度验算从略。图43大车运行机构布置图电动机；2制动器及带制动轮半齿轮联轴器；3浮动轴；4半齿轮联轴器；5减速器；6全齿联轴器；7车轮；8舱口；轴端间隙；L浮动轴长；321,H中心高；H轴线距走台面的高度；A减速器中心距；621,G各零部件重量；621L各零部件重心到端量中线的距离；1,LG分别为运行机构总重量及总重心到端量中心线的距离5桥架具体计算设计51主要尺寸的确定511大车车距1128536785KLM取7M512主梁高度2851LH513端梁高度04604615804298M取9HM514桥架端部梯形高度112857050CLM取3M515主梁腹板高度根据主梁的计算高度，最后选定腹板高度57H15HM516确定主梁截面尺寸主梁的中间截面各构件板厚根据【1】表71推荐确定如下腹板厚；上下盖板厚。M610M主梁两腹板内壁间距，根据下面的关系式5843207HBL因此取5BM盖板宽度40526402BM取0主梁的实际高度115HH同理，主梁支撑面的腹板高度取，这时支撑截面的实际高度09，主梁的中间截面和支撑截面的尺寸简图分012902HHM别如图51和图52所示图51主梁中间截面的尺寸简图图52主梁支撑截面的尺寸简图517加劲板的布置尺寸为了保证主梁截面中受压构件的局部稳定性，需要设置一些加劲构件（参见【1】图77），主梁端部大加劲板的间距，取15AHM15A主梁端部（梯形部分）小加劲板的间距1072主梁中部（矩形部分）大加劲板的间距1521523AHM取3M主梁中部小加劲板的间距若小车钢轨采用轻轨，其对水平重心轴线24P的最小抗弯截面模树，则根据连续梁由钢轨的弯曲强度X3MIN190CW条件求得加劲板间距（此时连续梁的支点即加劲板所在位置，使一个车轮轮压作用在两加劲板间距的中央）MIN1266901271523084AMP式中P小车的轮压，取平均值，并设小车自重为；630XCGN动力系数，由【1】图22曲线查得；2812钢轨的许用应力，MPA170因此，根据布置方便，取1352AM由于腹板的高度比，所以需设置水平加劲板，以保证56H腹板的稳定性。采用角钢作水平加劲板。452主梁的计算521计算载荷的确定由【1】图711曲线得半个桥架（不包括端梁）的自重，则21350QGN主梁由于桥架引起的均布载荷21350476/8QLGNCML查【1】表73得主梁由于集中驱动大车运行机构的长传动轴系引起的均布载荷，取85/YQC85/YQC由【1】表73查得运行机构中央驱动部件重量引起的集中载荷为主梁的总均布载荷10DGN473685/LYQCM主梁的总计算均布载荷41/式中冲击系数4作用在一根主梁上的小车两个车轨的轮压值可根据【1】表74中所列数据选用，1730PN2670PN考虑动力系数的小车车轮的计算轮压值为12017P式中动力系数，由【1】图22中曲线查得。25522主梁垂直最大弯矩由【1】公式714计算主梁垂直最大弯矩24012MAX401228504638251140810237510763848XCDGPLBQGLLMLP190NCM设敞开式司机操纵室的重量为，其重心距支点的距离为。NG10CML280523主梁水平最大弯矩由【1】公式718计算主梁水平最大弯矩GAMPGGMXAX80式中G重力加速度，2/819SMG大车启动、制动加速度平均值，QTVASTQ86则28760184/S不计及冲击系数和动载系数时主梁垂直最大弯矩，由下式计MAXPGM42算得2012MAX012284850586218073065730412570XCDGPLBQGLLLPNCM因此得主梁水平最大弯矩86MAX012401573109GMNCM取63NC524主梁的强度验算主梁中间截面的最大弯曲应力根据【1】公式719计算得YGXPGGPGWMMAXA式中主梁中间截面对水平重心轴线的抗弯截面模数，其近似XWX值315062150833XHBCM主梁中间截面对水平重心轴线的抗弯截面模数，其近似值YY3162150670833YBWHBCM因此可得8619014903MPA由【1】表219查得Q235钢的许用应力为S6173251故主梁支撑截面的最大剪应力根据【1】公式720计算2MAXAOPGISQ式中主梁支撑截面所受的最大剪力，由【1】公式715计算PAX40MAX1228506385142850037142964GXCDLBQGLLN主梁支撑截面对水平重心轴线的惯性距，其近似值为0XIX0001496219046232331XHHHWBCMS主梁支撑截面半面积对水平重心轴线的静距X00113242969406HHBCM因此可得MAX30431126MPA由【1】表224查得Q235钢的许用剪应力为02397MAX由上面的计算可知，强度足够。525主梁的垂直刚度验算主梁在满载小车的作用下，在跨中所产生的最大垂直挠度可按【3】公式2549进行计算21226053714058140589PLLLFEICM式中L主梁跨度（如图53所示）图53主梁应力简图允许的挠度值由【1】公式722得2850477LFCM因此，526主梁的水平刚度验算主梁在大车运行机构起、制动惯性载荷作用下，产生的水平最大挠度可按【1】公式725计算（去掉第三项，主梁视为简支梁）。YGYGEILQIPF384式中作用在主梁上的集中惯性载荷G128760012307248PVPN作用在主梁上的均布载荷GQ87601201250864/GQVQNCM4395YBIWC由此可得346640825128051949GFCM水平挠度的许用值2520GLFCM因此，GF由上面的计算可知，主梁的垂直和水平刚度均满足要求，当起重机工作无特殊要求时，可以不必进行主梁的动刚度验算。主梁的局部稳定性验算从略。53端梁的计算531计算载荷的确定设两根主梁对端梁的作用力相等，则端梁的最大支反力由【1】公式PGQMAX730计算（参看【1】图717）KALQRXCPGA2MA式中K大车轮距，；40C小车轨距，；XCXM传动侧车轮轴线至主梁中心线的距离，取。2A210ACM因此可得30964021364855ARN532端梁垂直最大弯矩端梁在主梁支反力作用下产生的垂直最大弯矩由【1】公式727计算PGQMAXMAX13648590248351ZAMRN式中导电侧车轮轴线至主梁中心线的距离，。CMA901533端梁水平最大弯矩端梁因车轮在侧向载荷作用下而产生的最大水平弯矩由【1】公式731计算1MAXSMP式中S车轮侧向载荷，由【1】公式26计算PS侧压系数，由【1】图23查得，180P车轮轮压，即端梁的支反力ARP因此MAX1083645901273PAMRNCM端梁因小车在起、制动惯性载荷作用下而产生的最大水平弯矩由【1】公式732计算12MAXAKLPXCGP式中小车惯性载荷，由【1】公式78计算XG1730142857PN因此6MAX04285901PMCM比较和两值可知，应取其中较大值进行强度计算。AXPMAXP534端梁截面尺寸的确定根据【1】表72推荐，选定端梁各构件的板厚如下上盖板10中部下盖板2M头部下盖板6腹板M8按照【5】查得500车轮组的尺寸，确定端梁盖板宽度和腹板高度时，首先应配置好支撑车轮的截面（图54），其次再决定端梁中间截面尺寸（图55）。如图54、55配置的结果，车轮轮缘距上盖板30MM；车轮两侧距支撑处两下盖板为10MM,因此车轮与端梁不致摩碰。同时腹板中线正好通过车轮轴承箱的中心平面。最后，检查端梁中部下盖板与轨道面的距离。如图55所示，此距离为60MM。合适。图54支撑车轮的截面图55端梁中间截面尺寸1上盖板2中部下盖板3头部下盖板4腹板535端梁的强度验算端梁中间截面对水平重心线的截面模树X318052148033XHWBCM端梁中间截面对水平重心线的惯性矩4503147622XHIWCM端梁中间截面对水平重心线的截面模树Y31803921847533YBHCM端梁中间截面对水平重心线的半面积矩X134225214178XSCM端梁中间截面的最大弯曲应力由【1】公式734计算得AXAX1