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桥式起重机
结构设计
10
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桥式起重机结构设计【Q=10t】,桥式起重机,结构设计,10
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摘 要桥式起重机是现代化生产必不可少的重要机械设备之一，它在工厂的生产过程中占有重要地位。本文在对桥式起重机进行网络文献查阅和工厂实地调研的前提下，把握桥式起重机的结构组成及各部件的相对位置。桥式起重机一般由装有大车运行机构、桥架、起升机构和有回转小车运行机构的起重小车、电气设备、司机室等几个大部分组成。本设计从桥式起重机的大车运行机构部分和回转小车运行机构入手进行总体设计计算，主要从电动机的选择及相关验算、减速器设计及相关校核、小车大车的布置着手，使其达到所需要求。关键词：桥式起重机；大车运行机构；小车运行机构；减速器；电动机AbstractBridge crane is one of the most important mechanical equipment modernization of production essential, occupies an important position in the factory production process. On the premise of network literature and factory on-the-spot investigation of bridge crane, bridge crane structure to grasp the relative position and components.Bridge crane is a crane traveling mechanism, bridge, lifting mechanism and several rotary trolley running mechanism of the lifting trolley, electrical equipment, cab and other parts. This design from the crane bridge crane running organization part and the rotary trolley running mechanism of overall design, start mainly from the motor selection and calculation, reducer design and verification, Trolley Cart layout, to achieve the required.Keywords: bridge crane; crane traveling mechanism; trolley traveling mechanism of motor; reducer目 录摘 要IAbstractII第一章 绪论11.1 起重机的概论11.2 桥式起重机的介绍31.2.1 桥式起重机的分类31.2.2 桥式起重机的组成和特点5第二章 回转小车运行机构的设计62.1 回转小车运行机构的传动方案62.1.1 减速器安装在小车旁边的方案62.1.2 减速器安装在两车轮中间的方案72.2 小车运行机构计算82.2.1 确定机构传动方案82.2.2 选择车轮与轨道并验算其强度92.2.3 运行阻力计算112.2.4 选定电动机并验算电动机发热条件112.2.5 验算起动时间122.2.6 验算起动不打滑条件132.2.7 选择制动器142.2.8 选择制动轮14第三章 大车运行机构部分的设计163.1 大车运行结构的传动方案163.2 轮压计算及强度验算163.2.1 计算大车的最大轮压和最小轮压163.2.2 强度计算及校核173.3 运行阻力计算193.4 选择电动机203.5 减速器的选择213.6 验算运行速度及实际功率213.7 验算启动时间223.8 起动工况下校核减速器功率233.9 验算起动不打滑条件243.10 选择制动器263.11 选择联轴器263.12 低速浮动轴的验算273.13 缓冲器的选择28第四章 起升机构的设计304.1主要参数304.2确定起升机构传动方案304.3 卷筒的计算324.3.1 卷筒材料324.3.2卷筒直径计算324.3.3卷筒长度324.3.4 卷筒壁压应力验算334.3.5 卷筒应力验算334.4 绳端固定装置的计算354.5力矩的计算364.5.1 平稳上升阶段374.5.2平稳下降阶段384.5.3上升起动阶段384.5.4 下降制动阶段404.6 电动机的选择404.6.1 电动机的功率确定404.6.2验算电动机发热条件414.7 减速器的选择424.7.1 减速器传动比424.7.2减速器的选取424.7.3 输出轴强度校核424.8起升速度和实际所需功率434.8.1 实际速度434.8.2 实际功率434.9 制动器的选择434.10起升和制动时间验算444.10.1 起动时间验算444.10.2制动时间验算454.11 高速浮动轴的计算464.11.1疲劳计算464.11.2 强度验算474.12 联轴器的计算与选用48第五章 桥架结构的设计495.1 桥架的结构形式495.1.1 箱形双梁桥架的构成495.1.2 箱形双梁桥架的选材495.2 桥架结构的设计计算505.2.1 主要尺寸的确定505.2.2 主梁的计算525.3 端梁的计算565.4 端梁的尺寸的确定605.4.1 端梁总体的尺寸605.4.2 端梁的截面尺寸60第六章 端梁接头的设计626.1 端梁接头的确定及计算626.1.1 腹板和下盖板螺栓受力计算636.1.2 上盖板和腹板角钢的连接焊缝受力计算646.2 计算螺栓和焊缝的强度656.2.1 螺栓的强度校核656.2.2 焊缝的强度校核65总 结67参 考 文 献68致 谢70VI第一章 绪论1.1 起重机的概论起重机是现代化生产必不可少的重要机械设备，它对于减轻繁重的体力劳动、提高劳动生产率和实现生产过程的机械化、自动化及改善人民的物质、文化生活都具有重大的意义。起重机的基本任务是垂直升降重物，并可兼使重物作短距离的水平移动，以满足重物装卸、转载、安装等作业的要求。在起重机中，用以提升或下降货物的机构称为起升机构，一般采用卷扬式。起升机构是起重机中最重要、最基本的机构，其工作的好坏直接影响整台起重机的工作性能。起升机构一般由驱动装置、钢丝绳卷绕系统、取物装置和安全保护装置等组成。驱动装置包括电动机、联轴器、制动器、减速器、卷筒等部件。钢丝绳卷绕系统包括钢丝绳、卷筒、定滑轮和动滑轮。取物装置有吊钩、吊环、抓斗、电磁吸盘、吊具、挂梁等多种型式。安全保护装置有超负荷限制器、起升高度限位器、下降深度限位器、超速保护开关等，根据实际需要配用。因起升重量、起升速度和起升高度等设计参数的不同，小车有多种传动方案。在这些方案中大体可分为闭式传动和带有开式齿轮传动的两类。这里采用闭式传动。在电动机与卷筒之间，大多数情况采用传动效率较高的圆柱齿轮减速器，而蜗轮减速器。由于传动效率低，除受位置限制需用外，一般较少应用。电动机与减速器之间采用一带制动轮的弹性柱销联轴器或带制动轮的全齿联轴器直接联接，电动机与减速器之间采用中间轴，轴的一端联有半齿联轴器，另一端则联有带制动轮的半齿联轴器。这种在两个半齿联轴器之间没有外支座的中间轴，除允许径向和角度有微量偏移外，由于可沿轴向稍微串动，因此，称它为浮动轴。利用浮动轴联接比只有一个联轴器联接有下列优点：a.容许较大的安装误差，而轴愈长允许的安装误差愈大。故浮动轴长度一般不宜过短不小于500mm，否则所引起的补偿作用不大；b.由于有足够的维修操作空间，便于拆卸和更换零件；c.使小车由零件部件自重引起的轮压分布均匀。利用浮动轴的缺点，就是增加了零件数量和增大了转动惯量，因而在起动和制动时增加了动力矩。为安全设计，带制动轮的半齿联轴器和制动器应靠近减速器。这样万一浮动轴被扭断，制动器仍可以制动住卷筒。虚线所示可以将制动器放在减速器的外侧。这时在浮动轴的两端应采用同型号的两个半齿联轴器，同时还要多安装一个与制动器相配合的制动轮。减速器与卷筒的联接型式很多，用全齿联轴器来联接，这种型式构造简单，分组性好，但在卷筒轴线方向所占的位置较长，且由于增加了卷筒的轴承部件和联轴器而使机构的自重有所增加。为了缩短卷筒与减速器联接的轴向尺寸，采用同轴传动的型式，即把卷筒轴与减速器低速轴合成为一个长轴。从受载情况分析，这根轴是既受弯矩有传递转矩的转轴。此轴可以是三个轴承做支点的超静定轴，或用两个轴承作支点的静定轴，它们的共同缺点是装卸不便，轴的构造比较笨重，减速器不能单独进行装配和试运转。也就是说，这种结构的起升机构的分组性差。为了改善分组性，在起重机系列的起重机中，减速器低速轴与卷筒部件的联接这里采用了用齿轮联轴器联接卷筒轴与减速器轴的构造。减速器的低速轴头作成内有喇叭口，其外铣有外齿轮。喇叭口作为卷筒轴的支承；而外齿轮则作为齿轮联轴器的一半，另一半齿轮联轴器（内齿圈）与卷筒的左轮毂做成一体。轮毂与卷筒用铰孔光制螺栓连接，因此减速器轴的转矩通过齿轮联轴器和螺栓直接传递给卷筒。而卷筒轴是一根不传递转矩而只受弯矩的转动心轴，其右端的双列自位滚珠轴承放在一个单独的轴承座内，而左端的轴承就支承在减速器低速轴头的喇叭孔内。这种联接方式的优点是：结构紧凑和分组性好，安装维修方便。其缺点是构造较复杂，制造费工。卷筒与减速器的联接是省略卷筒长轴。卷筒的一端通过一圈沿圆周均布的故形滚柱，支承在减速器输出轴的悬臂上，滚柱嵌在轮毂和轮辐内外圈之间的半圆形凹槽内，沿着圆周能够传递切向力，即传递转矩。同时还能承受很大的径向力，兼有径向轴承调位的作用，省去了一个径向支承装置。卷筒上的螺旋槽应与滑轮组的型式相适应，用单螺旋槽或双螺旋槽。1.2 桥式起重机的介绍桥式起重机是现代工业生产和起重运输中实现生产过程机械化、自动化的重要工具和设备,它在室内外工矿企业、钢铁化工、铁路交通、港口码头以及物流周转等部门和场所均得到广泛的运用。1.2.1 桥式起重机的分类桥式起重机大致可分为通用桥式起重机、专业桥式起重机和电动葫芦型桥式起重机。（a）.通用桥式起重机通用桥式起重机是指在一般环境中工作的普通用途的桥式起重机，以下类型的起重机都属于通用桥式起重机。1).通用吊钩桥式起重机通用吊钩桥式起重机由金属结构、大车运行机构、小车运行机构、起升机构、电器及控制系统及司机室组成。取物装置为吊钩。额定起重量为10t以下的多为1个起升机构；16t以上的则多为主、副两个起升机构。这类起重机能在大多数作业环境中装卸和搬运物料及设备。2).电磁桥式起重机 电磁桥式起重机的基本构造与吊钩桥式起重机相同，不同的是吊钩上挂1个直流起重电磁铁，用来吊运具有导磁性的黑色金属及其制品。通常是经过设在桥架走台上电动发电机组或装在司机室内的可控硅直流箱将交流电源变为直流电源，然后再通过设在小车架上的专用电缆卷筒，将直流电源用挠性电缆送到起重电磁铁上。3).抓斗桥式起重机 抓斗桥式起重机的装置为抓斗，以钢丝绳分别连接抓斗起升、起升机构、开闭机构。主要用于散货、废旧钢铁、木材等的装卸、吊运作业。这种起重机除了起升闭合机构以外，其结构部件等与通用吊钩桥式起重机相同。 4).三用桥式起重机 三用桥式起重机是一种多用的起重机。其基本构造与电磁桥式起重机相同。根据需要可以用吊钩吊运重物，也可以在吊钩上挂1个马达抓斗装卸物料，还可以把抓斗卸下来再挂上电磁盘吊运黑色金属，故称为三用桥式起重机。5).双小车桥式起重机 这种起重机与吊钩桥式起重机基本相同，只是在桥架上装有2台起重量相同的小车。这种机型用于吊运与装卸长形物件。（b）专用桥式起重机1).冶金桥式起重机冶金桥式起重机根据用途可以划分为不同的类型，主要结构基本与通用吊钩桥式起重机相同，取物装置多为专用。主要用于冶金车间的吊运作业，其起重量很大，最大的可达到数百吨。 2).绝缘吊钩桥式起重机 这种起重机结构形式与通用吊钩桥式起重机基本相同。但是为了防止工作过程中带电设备的电流可经过被吊物传到起重机上，危及司机安全，故要求在吊钩组、小车架、小车轮上设置3道绝缘装置。主要用于冶炼铝、镁的工厂。3).防爆吊钩桥式起重机 这种起重机的结构形式与通用吊钩桥式起重机基本相同。但是所用的整套电气设置具有防爆性能。与钢轨接触的运行车轮要采用不易产生摩擦火花的材料制作，以防止在起重机使用中产生火花引起爆炸或燃烧事故。主要用于具有易燃易爆物的车间、库房或其他场所。目前产品规格较多。（c）电动葫芦型桥式起重机其特点是桥式起重机的起重小车用自行式电动葫芦代替，或者用固定式电动葫芦作起重小车的起升机构，小车运行、大车运行等机构的传动装置也尽量与电动葫芦部件通用化。因此，与上述通用桥式起重机相比，电动葫芦型桥式起重机虽然一般起重量较小、工作速度较慢、工作级别较低，但其自重轻、能耗较小、易采用标准产品电动葫芦配套，而且对厂房等建筑物的压力较小，建筑和使用经济性都较好。1).电动梁式起重机 其特点是用自行式电动葫芦替代通用桥式起重机的起重小车，用电动葫芦的运行小车在单根主梁的工字钢下突缘上运行，跨度小时直接用工字钢作主梁，跨度大时可在主梁工字钢的上面再作水平加强，形成的组合断面主梁。其主梁可以是单根主梁，也可以是两根主梁，其桥架可以是像通用桥式起重机那样通过运行装置直接支撑在高架轨道上，也可以通过运行装置悬挂在房顶下面的架空轨道上。 2).电动葫芦桥式起重机 其特点是采用固定式电动葫芦装在小车上作起升机构，小车运行机构也多采用电动葫芦零部件作成简单的构造形式，小车也极为简便轻巧，其整体高度小，小车及桥架自重轻、重心低、有很广泛的使用适应性。1.2.2 桥式起重机的组成和特点取物装置悬挂在可沿桥架运行的起重小车或运行式葫芦上的起重机，称为“桥架型起重机”。桥架两端通过运行装置直接支撑在高架轨道上的桥架型起重机，称为“桥式起重机”。桥式起重机一般由装有大车运行机构、桥架、起升机构和有回转小车运行机构的起重小车、电气设备、司机室等几个大部分组成。外形像一个两端支撑在平行的两条架空轨道上平移运行的单跨平板桥。起升机构用来垂直升降物品，回转起重小车用来带着载荷作横向运动；桥架和大车运行机构用来将起重小车和物品作纵向移动。桥式起重机是使用最广泛、拥有量最大的一种轨道运行式起重机，其额定起重量从几吨到几百吨。最基本的形式是通用吊钩桥式起重机，其他形式的桥式起重机基本上都是在通用吊钩桥式的基础上派生发展出来的。桥式起重机包含回转小车运行机构、大车运行机构、起升机构、金属结构等部件，本文主要是从桥式起重机的大车运行机构部分和回转小车运行机构入手进行总体设计计算。第二章 回转小车运行机构的设计通过网络搜索及文献查阅，确定本文设计的桥式起重机为工厂加工车间使用的电动双梁吊钩桥式起重机。选取的数据如下：起重重量，小车运行速度，工作级别，机构接电持续率，小车质量估计。2.1 回转小车运行机构的传动方案回转小车运行机构有闭式传动和带有开式齿轮的传动两种。开式齿轮易于磨损，因此现代起重机已很少采用，一般采用闭式传动。闭式齿轮传动中齿轮易于维护保养，齿轮传动构成独立的减速器部件，机构的装拆分组性较好。闭式齿轮方案的如图2-1，图2-2所示。2.1.1 减速器安装在小车旁边的方案(a)(b)1-电动机；2-制动器；3-减速器；4-车轮；5-联轴器；6-浮动轴图2-1 小车运行机构这种方案的优点是：安装和维护减速器的工人可在桥架走台上工作，较为安全方便。缺点是：减速器与靠近的一个车轮之间的转矩较大（等于全部输出转矩），所需轴径也较大。在方案a中，处在减速器与车轮之间的联轴器8，由于间隙很小，难于选择合适和可靠的结构（例如过去曾采用十字沟槽联轴器，结果容易从沟槽过渡处产生裂纹而损坏）。在方案b中，车轮传动轴为一根通轴，没有联轴器5。两个车轮悬臂支承在轴承的外侧，因此结构简化，重量也相应的减轻。同时，由于空出了轴承7的位置，减速器输出轴与车轮轴之间的间隙增大，可以采用较长的齿式联轴器，从而增加了机构工作的可靠性。但应指出，在这种方案中，要求在小车架安装轴承处进行加工，以保证车轮轴线足够的平行和准确，因此要求有较高的加工工艺水平。2.1.2 减速器安装在两车轮中间的方案(a)(b)1-电动机；2-制动器；3-减速器；4-车轮；5-联轴器；6-浮动轴图2-2 小车运行机构这种方案传动轴所受的转矩较小（每边输出轴的转矩是减速器输出轴转矩的一半）。减速器输出轴与车轮轴之间可用半齿联轴器5和浮动轴6连接，或用一个全齿联轴器7和一根浮动轴6连接。由于安装的偏差允许稍大一些，因而易于安装。这种方案的缺点是机构中的车轮轴承（4个）和联轴器（图a为4个，图b为3个）较多，因而使运行机构显得比较复杂和笨重，成本也较高。起重量10t以上的桥式起重机多采用这种方案。图2-2中a、b两种方案的不同点，主要在于电动机与减速器输入轴的连接方式不同，方案a是直接连接，方案b是中间加了一浮动轴。选择时，如小车轨距稍宽，应尽量采用方案b，因其对加工、安装及小车变形等造成的误差的补偿作用较大，故对机构运转有利。在小车运行机构中，考虑到制动时高速浮动轴能起到一部分缓冲作用，因此制动器的位置多装在电动机输出轴端的半齿联轴器（图2-2b），也可以将制动轮单独装在减速器的另外一个输出轴端上。在图2-2a中是将制动器装在电动机另一端输出轴上。2.2 小车运行机构计算2.2.1 确定机构传动方案经过比较后，确定采用如图3所示的传动方案 图2-3 机构传动方案2.2.2 选择车轮与轨道并验算其强度（1）轮压的计算起重量，小车质量，假定轮压均匀分布，则有考虑安全系数，即车轮最大轮压，即车轮最小轮压，即（2）初选车轮由文献1中的附表17可知，当运行速度v4t。根据GB4628-84规定，直径系列为，故初步选定车轮直径。（3）校核强度（按车轮与轨道为线接触和点接触两种情况验算车轮接触强度）车轮的计算载荷，即选定车轮的材料为ZG340-640，1）线接触局部挤压强度：式中：-许用线接触应力常数，由文献2中表5-2查得；-车轮与轨道有效接触宽度，对于轨道P18，由陈道南的起重机课程设计中的附表17查得；-转速系数，由文献2中表5-3查得，车轮转速 时，；-工作级别系数，由文献2中表5-4，当工作级别为级时，。由于，因此满足要求2）点接触局部挤压强度：式中：-许用点接触应力常数，由文献2中表5-2查的=0.181；R-曲率半径，车轮与轨道曲率半径中的较大值，车轮半径；由文献1中附表22查得轨道曲率半径，故取；m-由比值（r为、中的较小值）所确定的系数，由文献2表5-5查得m=0.47。由于，因此满足要求根据以上计算结果，选定车轮直径的单轮缘车轮，标记为：车轮 DYL315 GB4628842.2.3 运行阻力计算 摩擦阻力矩，即 （2-1） 查文献1附表19，由车轮组的轴承型号为6518，据此选 车轮组的轴承型号亦为7518，故轴承内径和外径的平均值由文献2中表7-1、7-2、7-3查得滚动摩擦系数k=0.0005，轴承摩擦系数，附加阻力系数，代入上式得当满载时，运行阻力矩，即运行摩擦阻力，即当无载时， （2-2）2.2.4 选定电动机并验算电动机发热条件（1）电动机静功率： （2-3） 小车满载运行时的静阻力, 小车运行速度, =Vc=42.4m/min; 小车运行机构传动效率, =0.9;m 驱动电动机台数,m=1.初选电动机功率：1.15 （2-4）式中 电动机起动时为克服惯性的功率增大系数,查起重运输机械表7-6取=1.15查机械设计课程设计手册附表30电动机产品目录选择JZR2-12-6型电动机,功率Ne=3.5kw,转速=910r/min,转子飞轮矩电机质量=80kg（3）验算电动机发热条件 等效功率，即式中：工作级别系数，由文献2中表6-4查得，当JC=25/100时，； 由文献2表6-5查得，查文献2图6-6得。由于，故所选电动机发热条件通过。2.2.5 验算起动时间起动时间： （2-5）式中：；m=1（驱动电动机台数）；车轮转速：；机构传动比：满载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩：空载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩：初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩：=0.26kg机构总飞矩：1.15（0.142 +0.26）=0.466 kg满载起动时间：无载起动时间：由文献2表7-6查得，当时，推荐值为5.5s，故所选电动机能满足快速起动要求。2.2.6 验算起动不打滑条件因室内使用，故不计风阻及坡度阻力矩，只验算空载及满载起动时两种工况。空载起动时，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力： （2-6）代入数据有车轮与轨道的粘着力：故可能打滑，解决办法是在空载起动时增大起动电阻，延长起动时间。满载起动时，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力： （2-7）代入数据有车轮与轨道的粘着力：故满载起动时不会打滑，因此所选电动机合适。2.2.7 选择制动器由文献2中表6-6查得，对于小车运行机构制动时间，取，因此，所需制动转矩： （2-8）代入数据有由文献1附表15选用，其制动转矩。考虑到所取制动时间与起动时间很接近，故略去制动不打滑条件验算。2.2.8 选择制动轮 高速轴端制动轮根据制动器已选定为，由文献1中附表16选制动轮直径，圆柱形轴孔d=35mm，L=82mm，标记为：制动轮200-Y35 JB/ZQ4389-86则其飞轮转矩由于所选联轴器GICL1的飞轮矩为，因此以上联轴器与制动轮飞轮矩之和为：，与原估计基本相符，故以上计算不需要修改。第三章 大车运行机构部分的设计除去回转小车机构设计时所选取的数据外，还选取了以下数据：桥架跨度L=16.5m，大车运行速度Vdc=80m/min，工作类型为中级，机构运行持续率为JC%=25，起重机的估计重量G=168KN，桥架采用箱形结构。3.1 大车运行结构的传动方案经各方面综合考虑传动方案选用分别驱动，其传动路线如下图3-1所示图3-1 大车运行机构传动方案1 电动机 2制动器 3高速浮动轴 4联轴器 5减速器 6联轴器 7低速浮动轴 8联轴器 9车轮 3.2 轮压计算及强度验算3.2.1 计算大车的最大轮压和最小轮压按图2-2所示的质量分布，计算大车车轮的最大轮压和最小轮压。图3-2 轮压计算图满载时的最大轮压：Pmax= （3-1）= =95.6KN空载时最大轮压： = （3-2）=50.2KN空载时最小轮压：= （3-3） =33.8KN式中的e为主钩中心线离端梁的中心线的最小距离e=1.5m载荷率：Q/G=100/168=0.595由1表19-6选择车轮：当运行速度为Vdc=60-90m/min，Q/G=0.595时工作类型为中级时，车轮直径Dc=500mm，轨道为P38的许用轮压为150KN，故可用。3.2.2 强度计算及校核1）.疲劳强度的计算疲劳强度计算时的等效载荷：Qd=2Q=0.6100000=60KN （3-4）式中，2等效系数，有1表4-8查得2=0.6车轮的计算轮压：Pj= KCIr Pd （3-5）=1.050.8977450 =72.38KN式中，Pd车轮的等效轮压Pd= （3-6）=77.45KNr载荷变化系数，当Qd/G=0.357时，r=0.89Kc1冲击系数，查1表19-1。第一种载荷当运行速度为V=1.5m/s时，Kc1=1.05根据点接触情况计算疲劳接触应力： sj=4000 （3-7）=4000=13555Kg/cm2sj =135550N/cm2式中，r-轨顶弧形半径，由文献3中22查得r=300mm，对于车轮材料ZG55II，当HB320时，sjd =160000-200000N/cm2，因此满足疲劳强度计算。2）.强度校核最大轮压的计算：Pjmax=KcIIPmax （3-8）=1.195600=105160N式中KcII为冲击系数，得第II类载荷KcII=1.1按点接触情况进行强度校核的接触应力：jmax= （3-9）=15353Kg/cm2 jmax =153530N/cm2车轮采用ZG55II，当HB320时， j=240000-300000N/cm2，jmax j 故强度足够。3.3 运行阻力计算摩擦总阻力距：Mm=（Q+G）（K+）由 Dc=500mm车轮的轴承型号为：7520， 轴承内径和外径的平均值为：=140mm由文献1中表9-2到表9-4查得：滚动摩擦系数K=0.0006m，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：Mm（Q=Q）= Mm(Q=Q)=b(Q+G)( k +m) =1.5（100000+168000）（0.0006+0.020.14/2）=804Nm 运行摩擦阻力：Pm（Q=Q）=3216N （3-10）空载时：Mm（Q=0）=G（K+d/2） （3-11）=1.5168000（0.0006+0.020.14/2） =504NP m（Q=0）= Mm（Q=0）/（Dc/2） （3-12）=5042/0.5=2016N3.4 选择电动机电动机静功率：Nj= （3-13）=2.26KW式中，Pj=Pm（Q=Q）满载运行时的静阻力(P m（Q=0）=2016N)m=2驱动电动机的台数 =0.9机构传动效率1.初选电动机功率：N=KdNj=1.32.26=2.94KW式中，Kd-电动机功率增大系数，得Kd=1.3查文献2由31-27选用电动机YR160M-8；Ne=4KW，n1=705rm，GD2=0.567kg.m2，电动机的重量Gd=160kg2.验算电动机的发热功率条件：等效功率：Nx=K25rNj （3-14）=0.751.32.26 =2.20KW式中，K25工作类型系数，由文献1中表8-16查得当JC%=25时，K25=0.75 r由1按照起重机工作场所得tq/tg=0.25，由文献1中的图8-37估得r=1.3由此可知：NxNe,故初选电动机发热条件通过。选择电动机：YR160M-83.5 减速器的选择车轮的转数：nc= （3-15）=50.95r/min机构传动比：=12.84 （3-16）查文献2中表19-11，选用两台ZLZ-160-12.5-IV减速器i2=12.5；N=9.1KW，当输入转速为750r/min，NjN中级。(电动机发热条件通过,减速器：ZLZ-160-12.5-IV )可见3.6 验算运行速度及实际功率实际运行的速度：m/min （3-17）误差： （3-18）满足要求。实际所需的电动机功率： （3-19）由于Nd,故所选减速器功率合适。3.9 验算起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驱动：n=nz （3-27）式中p1=33.8+50.2=84KN主动轮轮压p2= p1=84KN从动轮轮压 f=0.2粘着系数(室内工作)nz防止打滑的安全系数.nz1.05-1.2 =2.97nnz,故两台电动机空载启动不会打滑。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nz （3-28）式中，主动轮压p1=50.2KN p2=2+=233.8+50.2=117.8KN-从动轮轮压为一台电动机工作时空载启动时间 （3-29）= =13.47sn= =2.94nnz,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n=nz式中P1=33.8KN-主动轮轮压P2=2=33.8+2*50.2=134.2KN-从动轮轮压= 13.47s 与第(2)种工况相同n=1.89 故也不会打滑根据上述不打滑验算结果可知,三种工况均不会打滑3.10 选择制动器由1中所述,取制动时间tz=5s按空载计算动力矩,令Q=0,得:Mz= （3-30）式中= =-19.2NmPp=0.002G=1680000.002=336NPmin=G=1344NM=2-为制动器台数.两套驱动装置工作。Mz=41.2 Nm现选用两台YWZ-200/25的制动器，查1表18-10其制动力矩M=200 Nm，为避免打滑，使用时将其制动力矩调制3.5 Nm以下3.11 选择联轴器根据传动方案,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：=110.61.4=154.8 Nm式中MI连轴器的等效力矩. MI=255.3=110.6 Nm为等效系数， 查2表2-7，取=2Mel=9.75=55.3 Nm由文献2中表33-20查的:电动机YR160M-8,轴端为圆柱形,d1=48mm,L=110mm;由219-5查得ZLZ-160-12.5-iv的减速器,高速轴端为d=32mm,l=58mm,故在靠电机端选联轴器ZLL2（浮动轴端d=40mm;MI=630Nm,(GD2)ZL=0.063Kgm, 重量G=12.6Kg） ； 高速轴上转动零件的飞轮矩之和为： (GD2)ZL+(GD2)L=0.063+0.015=0.078 Kgm与原估算的基本相符，故不需要再算。3.12 低速浮动轴的验算1）.疲劳强度的计算低速浮动轴的等效力矩：MI=1Mel （3-31）=1.455.312.50.95=919.4Nm式中1等效系数，得1=1.4由上节已取得浮动轴端直径D=60mm，故其扭转应力为： N/cm2 （3-32）由于浮动轴载荷变化为循环（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： （3-33） =4910 N/cm2式中，材料用45号钢，取sb=60000 N/cm2; ss=30000N/cm2,则t-1=0.22sb=0.2260000=13200N/cm2；ts=0.6ss=0.630000=18000N/cm2K=KxKm=1.61.2=1.92考虑零件的几何形状表面状况的应力集中系数Kx=1.6，Km=1.2，nI=1.4安全系数，得tnt-1k 故疲劳强度验算通过。2）.静强度的计算计算强度扭矩： Mmax=2MelI （3-34） =2.555.312.50.95=1641.7 N.m式中2动力系数，得2=2.5扭转应力：t=3800N/cm2 （3-35）许用扭转剪应力：N/cm2 （3-36） ttII,故强度验算通过。高速轴所受扭矩虽比低速轴小，但强度还是足够，故高速轴验算省去。3.13 缓冲器的选择1.碰撞时起重机的动能W动= （3-37） G带载起重机的重量G=168000+1000000.1=178000N V0碰撞时的瞬时速度，V0=（0.30.7）Vdx g重力加速度取10m/s2则W动= =5006.25 N.m2. 缓冲行程内由运行阻力和制动力消耗的功W阻=（P摩+P制）S （3-38） 式中P摩运行阻力，其最小值为Pmin=Gf0min=1780000.008=1424N f0min最小摩擦阻力系数可取f0min=0.008 P制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=178000.55=9790N =0.55 m /s2 S缓冲行程取S=140 mm因此W阻=（1424+9790）0.14=1569.96N.m3. 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： （3-39）=5006.25-1569.96 =3436.29 N m 式中 n缓冲器的个数 取n=1由文献1中表22-3选择弹簧缓冲器弹簧D=120 mm，d=30 mm第四章 起升机构的设计4.1主要参数通过网络搜索及文献查阅，确定本文设计的桥式起重机为工厂加工车间使用的电动双梁吊钩桥式起重机。选取的数据如下：桥式起重机的基本参数:起升重量Q=10t，起升高度H=16m，起升速度V=13.3m/s，跨度22.5m,工作制度M6。4.2确定起升机构传动方案起升机构的设计应该确保满足起重机的主要工作性能，要合理选择机构型式，要使机构工作可靠，结构简单，自重轻和维修保养方便等。 起升机构的传动方案大体可分为闭式传动和开式传动。 （1）闭式传动在电动机和卷筒之间，大多数情况采用传动效率高的圆柱齿轮减速器，而蜗轮减速器由于传动效率低，除特殊环境采用外，一般较少应用，如图4-1所示。图4-1 开式传动 （2）开式传动在电动机和减速器之间，除减速器外还有开式齿轮传动，这种构造类型适用于起升速度较低的情况，如我国生产的大型桥式起重机（Q80t）的起升机构多采用这种型式，由于开式齿轮传动适用于圆周速度较低的情况，因此都将其放在靠近卷筒的最后一级传动中，以保证正常工作。综合以上观点，又考虑到本课题的主要参数，选用传动效率高的闭式传动，如图4-2所示。图4-2闭式传动起升方案 1-电动机；2-带制动轮的全齿联轴器；3-制动器；4-减速器；5-全齿联轴器；6-轴承座；7-卷筒；8-带制动轮的半齿联轴器；9-浮动轴；10-半齿联轴器；11-减速器；12-制动轮 起升机构的设计计算主要包括：根据总体设计要求选择合理的结构型式，并确定机构的传动布置方案；按给定的整机主要参数（最大额定起重量、起升高度、起升速度等）确定起升机构参数，并确定机构各部件的结构类型和尺寸；以及机构动力装置的选择计算等。 起升机构的起重零部件的选择计算主要包括：吊钩、起升机构滑轮组倍率、起重钢丝绳、滑轮与卷筒。起升机构的布置如图4-3所示： 图4.3 起升机构布置方案4.3 卷筒的计算4.3.1 卷筒材料 一般用不低于HT20-40的铸铁，特殊需要的可用ZG25，ZG35铸铁。铸钢卷筒由于成本高，并且限于铸造工艺，壁厚并不能减少很多，因为很少采用。重要卷筒可用采用球墨铸铁。大型卷筒多用A3，16Mn钢板卷成筒形焊接而成，焊接卷筒特别适宜用于单件生产，可以降低自重。 4.3.2卷筒直径计算 (4-1) 式中 为卷筒和滑轮的名义直径，即槽底直径（mm）； 为钢丝绳直径，即外接圆直径（mm）； 轮绳直径比，由表 （起重运输机械 表2-4）中查出为25； 卷筒的计算直径（钢丝绳缠绕圈截面中心直径）取，卷筒绳槽尺寸由文献2查得槽距，槽底半径。4.3.3卷筒长度 (4-2)式中起重机最大高度： ； 卷筒的计算直径：； 附加安全圈数，一般取圈：取； 绳槽节距：查文献2，取； 卷筒不切槽部分长度：取其等于吊钩滑轮的间距；取 。卷筒的壁厚： (4-3)取。 4.3.4 卷筒壁压应力验算 (4-4)式中多层卷绕系数， 取单层则； 应力减小系数，考虑绳圈绕入时对筒壁应力有减小作用，一般可取； 钢丝绳最大静拉力，； 卷筒壁厚，； 绳槽节距，；将数值代入上式，得：。对铸铁卷筒HT20-40，则文献6查得其最小抗拉强度。许用压应力： (2-8) ，故卷筒压缩强度足够。 4.3.5 卷筒应力验算由于卷筒长度，尚应校验由弯矩产生的拉应力，卷筒弯矩图如图4-4。图4-4卷筒受力简图卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒是中间时: (4-5)卷筒断面系数: (4-6)式中卷筒外径,； 卷筒内径,于是 (4-7)合成应力: (4-8)式中许用应力 由文献6查，。 所以 ，卷筒强度验算通过。故选定卷筒直径，长度，卷筒槽的槽底半径，槽距；起升高度H=16m，倍率a=3靠近减速器一端的卷筒槽为向左的A型卷筒，标记为：卷筒：左 JB/T 9006.21999卷筒如图4-5所示： 图4-5卷筒图 4.4 绳端固定装置的计算根据钢绳直径为，由文献2选择压板固定装置（图4-6）并将压板的绳槽改用梯形槽。双头螺柱的直径M24。图4-6 钢绳固定端简图用压板固定钢丝绳,已知卷筒长度计算采用的附加圈数，绳索与卷筒绳槽间的摩擦系数。则在绳端固处的作用力： (4-9)压板螺栓所受之拉力： (4-10)式中压板梯形槽与钢绳的换算摩擦系数。当时： (4-11)螺柱由拉力和弯矩作用的合成应力： (4-12) 式中（螺栓数）； （螺纹内径）； （弯矩）。 螺栓材料为，由文献6查取屈服极限，则许用拉伸应力为：（由文献6取安全系数）。， 因为，故通过强度验算。4.5力矩的计算起升机构的工作过程：1、在装载地点起升物品；2、在负载情况下水平移动物品；3、在卸载地点下降并卸去物品；4、在五载情况下起升并水平移动返回到装载地点。如此重复循环地工作，每运送一次物品的时间称为一个周期。对于起升机构，在一个工作周期内，有两段工作时期和两段停歇时期。工作时期即起升物品和瞎讲物品时期；停歇时期即起升机构不工作而运行机构往返或旋转机构往返工作的时期。每一工作时期又分为起动，等速运转和制动三个阶段。图4-7 所示的是起升机构工作过程的速度-时间图解。速度的正值表示起升物品；速度的负值表示下降物品。机构计算主要就是计算上面所说的起动、平稳运动和制动三个阶段的力矩，以及在这些力矩的基础上进而选择电动机、减速器和制动器三种主要部件。以下结合典型起升机构简图讲诉计算方法。图4-7起升机构工作过程速度-时间图解零部件的计算与选择和力矩有关。如平稳上升阶段和上升起动阶段的力矩与选择电动机有关；而平稳下降和下降制动阶段的力矩又将决定制动器的选择。故以下着重讨论这四个阶段的作用力矩。 4.5.1 平稳上升阶段平稳上升就是等速起升载荷，这时卷筒上的载荷力矩为： (4-13)折算到电动机轴上的静阻力矩则为: (4-14) 式中 、分别为额定起重量（N）和取物装置（N）；卷筒计算直径；、滑轮组的倍率和效率；、减速器的传动比和效率；箭筒的效率，当用滚动轴承时，； 当用滑动轴承时，；起升机构总传动比，其值 ；起升机构总效率，其值。对于齿轮传动，当用滚动轴承时，。4.5.2平稳下降阶段平稳下降就是等速下降载荷，这时为了防止载荷自由下落，通常采用电动机的反接制动法，使载荷在控制速度状态下降。也就是用电动机产生的制动力矩（并考虑机构摩擦力矩的影响）来平衡有载荷所产生的的力矩。这时电动机所产生的制动力矩，也就等于当载荷下降时的静阻力矩，即 (4-15) 因机构摩擦力矩无法详细计算，只能按来考虑。上述与公式（3-2）的区别仅为所在位置不同，因为哦擦里方向永远与运动放心相反，这时他帮助制动，所以房子公式中的分子位置。在起升机构的停歇阶段，电动机已停止转动，而制动器则同时合闸。这时制动器所产生的制动力矩是用来克服起升机构的再喝自行下降的静阻力矩，故其值亦为。4.5.3上升起动阶段在上升起动时，载荷由静止达到额定起升速度，其中必然要经过一加速过程。这时电动机除了要克服静阻力矩之外，还要发出额外的力矩以克服惯性力所产生的惯性力矩。故起动力矩应为： （4-16）式中起动时克服惯性力的总动力矩 使机构转动零件加速时（换算到第一轴上）的动力矩 使载重等直线移动的质量加速时（换算到第一轴）的动力矩 。计算： （4-17）一般计算时，令 式中 电动机转子的飞轮矩； 联轴器的飞轮矩。一般情况下，可取。计算：假定机构等加速度起动，则起动时平均加速度于是物品的惯性力应为： 在计算过程中，起升速度V的单位应用m/s；而的方向应与加速度的方向相反，亦即与重力的方向一致。因此，电动机在起动时为平衡物品惯性力所需的动力矩，可按与计算相似的方法进行计算，即 （4-18）因 式中为卷筒转速（rpm）。 （4-49）将公式（3-3）、（3-5）、（3-7）代入公式（3-4）并加以整理，得 （4-20）上式中的值就是欲使载荷在秒内启东而夹在电动机轴上的起动力矩。但因电动机的起动力矩并非常量，故实际上是代表由上升起动到等速上升这段起动过程中的平均起动力矩。4.5.4 下降制动阶段如前所述，起升机构在上升制动阶段，因载荷力矩是帮助制动的，所需要的制动力矩不打，故一般可不计算。但在下降制动阶段则不然，惯性力矩与载荷力矩的方向是一致的，所需要的制动力矩最大，必须加以计算。这时，家在制动器轴上的力矩，除了要克服载荷的静阻力矩外，还要克服由运动质量的惯性力所产生的力矩。因此，所需要的制动应为：= （4-21）式中 制动时间4.6 电动机的选择4.6.1 电动机的功率确定起升机构静功率： (4-22)式中机构总效率是由三部分组成：滑轮组效率、卷筒效率和减速器效率，由文献3查得一般，取。电动机的计算功率： (4-23)式中 系数由文献1表3-1查得，对于级机构，。查文献1选用电机，其，电机质量。表4-4 起升机构值电动机形式起重机工作特性及机构工作级别JZR2、YZR、JZRHM1M6级M7级M8级慢速（13m/min），经常满载的起重机0.750.850.850.951.01.10.91.0JZ、YZM1M6级及防爆起重机0.9JOM1M4级及某些特殊机构1.94.6.2验算电动机发热条件电动机的发热验算 (4-24)其中 由此，初选电动机能满足不过热条件。4.7 减速器的选择4.7.1 减速器传动比卷筒转速： (4-25)减速器总传动比： (4-26)式中 电动机额定转速； 卷筒转速；4.7.2减速器的选取查文献1选用ZQ-60减速器，当工作类型为中级时，许用功率，质量，输入轴直径，轴端长度（锥形）。4.7.3 输出轴强度校核输出轴最大径向力Rmax (4-27)式中:卷筒上卷引起的载荷；卷筒及轴自重，由文献1估算；减速器输出轴端最大允许向载荷，由1查得。输出最大扭矩： (4-28)式中:电机轴额定力矩； 当时电机最大转矩倍数，由文献1查出； 减速器传动效率； 减速器输出轴最大容许转矩；所以： 由上计算，所选取减速器能满足要求。4.8起升速度和实际所需功率4.8.1 实际速度验算货物实际速度： (4-29) 误差： (4-30)4.8.2 实际功率实际所需等效功率： (4-31)4.9 制动器的选择根据物体下降时的扭矩 由文献3查得选用：电力液压推杆制动器。参数： 制动直径； 制动力矩；配用推动器型号：； 电机功率；配用制动架型号：ZDJ-300/25Z。制动转矩： (4-32)制动器如图4-8所示： 图4-8YWZ-300/25制动器4.10起升和制动时间验算 4.10.1 起动时间验算机构起动和制动时，产生加速度和惯性力。如起动和制动时间过长，加速度小，要影响起重机的生产率；如起动和制动时间过短,加速度太大，会给金属结构和传动部件施加很大的动载荷。因此,必须把起动和制动时间(或起动加速度与制动减速度)控制在一定的范围内。起动时间： (4-33)式中电动机额定转速， (4-34)静阻力矩： (4-35)平均起动转矩： (4-36)所以 (4-37)通常起升机构起动时间为，此处小于，可在电气设计时，增加起动电阻，延长起动时间，故所选电动机合适。4.10.2制动时间验算制动时间: (4-38)式中 (4-39)由文献1查得许用加速度，故：，符合要求。4.11 高速浮动轴的计算4.11.1疲劳计算 由文献2查的起升机构疲劳计算基本载荷 (4-40)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），由前节选定轴径，因此扭转应力： (4-41)轴材料用号钢，弯曲：， 扭矩：； 轴受脉动循环的许用扭转应力：式中 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，对于零件表面有急过渡和开有键槽及紧配合区段，； 与零件表面加工光洁度有关，对于粗糙度为3.2, ； 对于粗糙度为12.5；,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； 安全系数，。所以 。故 通过。4.11.2 强度验算 轴所受最大转矩： (4-42)最大扭转应力： (4-43)许用扭转应力： (4-44)式中 安全系数，。因为 ，故通过。浮动轴的构造如图4-9所示，中间轴径：，取。图4-9高速浮动轴构造图4.12 联轴器的计算与选用高速轴联轴器计算转矩： (3-33)式中 电机额定转矩； 联轴器安全系数； 刚性动载系数，一般。由文献1查得电动机轴端为圆锥形,轴端，。从文献1查得减速器的高速轴端为圆锥形，。靠电动机轴端联轴器由文献1查得选用半联轴器，最大容许转矩值，飞轮矩，质量 。浮动轴的两端为圆柱形，。靠减速器端联轴器 由文献1查得选用带制动轮的半齿联轴器最大容许转矩值，飞轮矩，质量。为与制动器YWZ-200/25相适应，将联轴器所带制动轮。第五章 桥架结构的设计5.1 桥架的结构形式桥架的结构主要有箱形结构，空腹桁架式结构，偏轨空腹箱形结构及箱形单主梁结构等，参考起重机设计手册，5-80吨中小起重量系列起重机一般采用箱形结构，且为保证起重机稳定，我选择箱形双梁结构作为桥架结构。5.1.1 箱形双梁桥架的构成箱形双梁桥架是由两根箱形主梁和端梁构成，主梁一侧安置水平走台，用来安装大车运行机构和走人，主梁与端梁刚性地连接在一起，走台是悬臂支撑在主梁的外侧，走台外侧安置有栏杆。在实际计算中，走台个栏杆均认为是不承受力的构件。为了操纵和维护的需要，在传动侧走台的下面装有司机室。司机室有敞开式和封闭式两种，一般工作环境的室内采用敞开式的司机室，在露天或高温等恶劣环境中使用封闭式的司机室。5.1.2 箱形双梁桥架的选材箱形双梁桥架具有加工零件少，工艺性好，通用性好等优点。桥架结构应根据其工作类型和使用环境温度等条件，按照有关规定来选用钢材。为了保证结构构件的刚度便于施工和安装，以及运输途中不致损坏等原因，在桥架结构的设计中有最小型钢的使用限制：如连接用钢板的厚度应不小于4mm。又如对组合板梁的板材使用，因保证稳定性和防止锈蚀后强度减弱等原因，双腹板的每块厚度不能小于6mm,单腹板的厚度不小于8mm。作用在桥式起重机桥架结构上的载荷有，固定载荷，移动载荷，水平惯性载荷及大车运行歪斜产生的车轮侧向载荷等。在设计计算时候要考虑到这些载荷。5.2 桥架结构的设计计算5.2.1 主要尺寸的确定大车轮距=2.0653.3 （4-1）取=3桥架端部梯形高度=（）=（）16.5=1.653.3 （4-2）取=3主梁腹板高度根据主梁计算高度=0.92最后选定腹板高度=0.9确定主梁截面尺寸主梁中间截面各构件根据起重机课程设计表7-1确定如下：腹板厚=6，上下盖板厚=8主梁两腹板内壁间距根据下面的关系式来确定：=263=330因此取=350盖板宽度：=350+26+40=402 （4-3）取=400主梁的实际高度：=516主梁中间截面和支承截面的尺寸简图分别示于图4-1和4-2图4-1 主梁中间截面尺寸简图图4-2 主梁支承截面尺寸简图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。主梁端部大加劲板的间距：0.9，取=0.8主梁端部（梯形部分）小加劲板的间距：=0.4主梁中部（矩形部分）大加劲板的间距：=（1.52）=1.351.8，取=1.6主梁中部小加劲板的间距，小车钢轨采用P18轻轨，其对水平重心轴线的最小抗弯截面模数=47.7，则根据连续梁由钢轨的弯曲强度条件求得加劲板间距（此时连续梁的支点既加劲板所在位置，使一个车轮轮压作用在两加劲板间距的中央）：=141=1.41 （4-4）式中小车的轮压，取平均值。 动力系数，由起重机课程设计图2-2查得=1.15； 钢轨的许用应力，=170因此，根据布置方便，取=0.8由于腹板的高厚比=150160，所以不需要设置水平加劲杆。5.2.2 主梁的计算计算载荷确定查起重机课程设计图7-11得半个桥架（不包括端梁）的自重，=41,则主梁由于桥架自重引起的均布载荷： （4-5）采用分别驱动，查起重机课程设计表7-3得主梁的总均布载荷：2.5+2.5=5主梁的总计算均布载荷：=1.15=5.5式中 =1.1冲击系数，由起重机课程设计表2-6查得。作用在一根主梁上的小车两个车轮的轮压值可根据起重机课程设计表7-4中所列数据选用：=37000 =36000考虑动力系数的小车车轮的计算轮压值为：=1.1537000=42550=1.1536000=41400主梁垂直最大弯矩计算主梁垂直最大弯矩：+ （4-6）设敞开式司机操纵室的重量为9807，起重心距支点的距离为=280将各已知数值代入上式计算可得：=510 （4-7）主梁水平最大弯矩计算主梁水平最大弯矩： （4-8）式中 作用在主梁上的集中惯性载荷为：= （4-9）作用在主梁上的均布惯性载荷为：=0.25 （4-10）计算系数时，取近似比值=2；=100；且=400；=200。因此可得：=1650+=1716 （4-11）=主梁的强度验算主梁中间截面的最大弯曲应力：= （4-12）式中 主梁中间截面对水平中心轴线的抗弯截面模数，其近似值：=4500 （4-13） 主梁中间截面对垂直重心轴线的抗弯截面模数，其近似值：=2263 （4-14）因此可得：=（）0.1=121.6 （4-15）由起重机课程设计表2-24查得 A3钢的许用应力为：= 故 主梁支承截面的最大剪应力： （4-16）式中 主梁支承截面所受的最大剪力 （4-17）=42000+41400=137420主梁支承截面对水平重心轴线的惯性矩，其近似值： （4-18）=54180主梁支承截面半面积对水平重心轴线的静矩：= （4-19） = =1266由此可得： =0.1=28.16 （4-20）查得许用剪应力为=95故由以上计算可知，强度足够。主梁的垂直刚度验算主梁在满载小车轮压作用下所产生的最大垂直挠度： （4-21）式中 =0.973 =由此可得： =0.844允许的挠度： =（4-22）因此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：式中 =2.5 =45260由此可得： =水平挠度的许用值：因此 由上面的计算可知，主梁的垂直和水平刚度均满足要求。5.3 端梁的计算1.计算载荷的确定设两根主梁对端梁的作用力Q(G+P)max相等，则端梁的最大支反力：RA= （4-23）式中 K大车轮距，K=330cm Lxc小车轮距，Lxc=200cm a2传动侧车轮轴线至主梁中心线的距离，取a2=70 cm =114237N因此RA= =117699N 2.端梁垂直最大弯矩端梁在主梁支反力作用下产生的最大弯矩为：Mzmax=RAa1=11769960=7.06106N （4-24）a1导电侧车轮轴线至主梁中心线的距离，a1=60 cm。3.端梁的水平最大弯矩1）. 端梁因车轮在侧向载荷下产生的最大水平弯矩： =Sa1 （4-25）式中：S车轮侧向载荷，S=lP； l侧压系数，由图2-3查得，l=0.08； P车轮轮压，即端梁的支反力P=RA因此： =lRAa1=0.0811769960=564954Ncm2）.端梁因小车在起动、制动惯性载荷作用下而产生的最大水平弯矩： =a1 （4-26）式中小车的惯性载荷：= P1=37000/7=5290N因此： =327018Ncm比较和两值可知，应该取其中较大值进行强度计算。4.端梁的强度验算端梁中间截面对水平重心线X-X的截面模数： （4-27） =2380.8端梁中间截面对水平重心线X-X的惯性矩： =2380.8 =59520 （4-28）端梁中间截面对垂直重心线Y-Y的截面模数： （4-29） =1154.4端梁中间截面对水平重心线X-X的半面积矩： （4-30） =1325.6端梁中间截面的最大弯曲应力： （4-31） =2965+489=3454N/cm2端梁中间截面的剪应力： （4-32） =2120 N/cm2端梁支承截面对水平重心线X-X的惯性矩、截面模数及面积矩的计算如下： 首先求水平重心线的位置水平重心线距上盖板中线的距离：C1=5.74 cm （4-33）水平重心线距腹板中线的距离：C2=5.74-0.5-0.512.7=-1.11 cm水平重心线距下盖板中线的距离：C3=（12.7+0.5+0.6）-5.74=8.06cm端梁支承截面对水平重心线X-X的惯性矩： =4013+4015.742+212.730.6+212.70.61.112+2111.23+2111.28.062=3297cm4端梁支承截面对水平重心线X-X的最小截面模数： = =3297 （4-34） =406.1 cm3端梁支承截面水平重心线X-X下部半面积矩：=2111.28.06+（8.06-0.6）0.6（8.06-0.6）/2 =229.5 cm3 （4-35）端梁支承截面附近的弯矩： =RAd=11769914=1647786Ncm式中端梁支承截面的弯曲应力： （4-36） =4057.6N/cm2端梁支承截面的剪应力： （4-37） =6827.4 N/cm2端梁支承截面的合成应力： （4-38） =12501.5 N/cm2端梁材料的许用应力：sdII=(0.800.85) sII =(0.800.85)16000=1280013600 N/cm2tdII=(0.800.85) tII = (0.800.85)9500 =76008070 N/cm2验算强度结果，所有计算应力均小于材料的许用应力，故端梁的强度满足要求。5.4 端梁的尺寸的确定5.4.1 端梁总体的尺寸大车轮距的确定：K=（）L=（）16.5=2.063.3m取K=3300 （4-39）端梁的高度 H0=（0.40.6）H主 取H0=500确定端梁的总长度L=41005.4.2 端梁的截面尺寸1.端梁截面尺寸的确定：上盖板d1=10mm,中部下盖板d1=10 mm头部下盖板d2=12mm按照1表19-4直径为500mm的车轮组尺寸，确定端梁盖板宽度和腹板的高度时，首先应该配置好支承车轮的截面，其次再确定端梁中间截面的尺寸。配置的结果，车轮轮缘距上盖板底面为25mm;车轮两侧面距离支承处两下盖板内边为10 mm，因此车轮与端梁不容易相碰撞；并且端梁中部下盖板与轨道便的距离为55 mm。如图示4-3图4-3端梁的截面尺寸第六章 端梁接头的设计6.1 端梁接头的确定及计算端梁的安装接头设计在端梁的中部，根据端梁轮距K大小，则端梁有一个安装接头。端梁的接头的上盖板和腹板焊有角钢做的连接法兰，下盖板的接头用连接板和受剪切的螺栓连接。顶部的角钢是顶紧的，其连接螺栓基本不受力。同时在下盖板与连接板钻孔是应该同时钻孔。如下图为接头的安装图下盖板与连接板的连接采用M18的螺栓，而角钢与腹板和上盖板的连接采用M16的螺栓。图6-1 下盖板与连接板的连接图6-2 连接板和角钢连接6.1.1 腹板和下盖板螺栓受力计算1.腹板最下一排螺栓受力最大，每个螺栓所受的拉力为： N拉=12500N （5-1） 2.下盖板每个螺栓所受的剪力相等，其值为： N剪= （5-2） = =7200N式中n0下盖板一端总受剪面数；n0=12 N剪 下盖板一个螺栓受剪面所受的剪力： n一侧腹板受拉螺栓总数；n=12 d1腹板上连接螺栓的直径（静截面） d0下腹板连接螺栓的直径；d1=16mm H梁高；H=500 mm M连接处的垂直弯矩；M=7.06106其余的尺寸如图示图6-3 下盖板其余尺寸6.1.2 上盖板和腹板角钢的连接焊缝受力计算1
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