桥式起重机的结构设计说明书.

1、毕业设计说明书（论文） 第一章绪论 1.1 选题意义 起重机械用来对物料作起重、运输、装卸和安装等作业的机械设备，它可以完 成靠人力无法完成的物料搬运工作，减轻人们的体力劳动，提高劳动生产率，在工 厂、矿山、车站、港口、建筑工地、仓库、水电站等多个领域部门中得到了广泛的 使用，随着生产规模的日益扩大，特别是现代化、专业化的要求，各种专门用途的 起重机相继产生，在许多重要的部门中，它不仅是生产过程中的辅助机械，而且已 成为生产流水作业线上不可缺少的重要机械设备，它的发展对国民经济建设起着积 极的促进作用。起重机械是起升，搬运物料及产品的机械工具。起重机械对于提高 工程机械各生产部门的机械化，缩短

2、生产周期和降低生产成本，起着非常重要的作 用 在高层建筑、冶金、华工及电站等的建设施工中，需要吊装和搬运的工程量日 益增多，其中不少组合件的吊装和搬运重量达几百吨。因此必须选用一些大型起重 机进行吊装工作。通常采用的大型起重机有龙门起重机、门座式起重机、塔式起重 机、履带起重机、轮式起重机以及在厂房内装置的桥式起重机等。 在道路，桥梁和水利电力等建设施工中，起重机的使用范围更是极为广泛。无 论是装卸设备器材，吊装厂房构件，安装电站设备，吊运浇注混凝土、模板，开挖 废渣及其他建筑材料等，均须使用起重机械。尤其是水电工程施工，不但工程规模 浩大，而且地理条件特殊，施工季节性强、工程本身又很复杂，需

3、要吊装搬运的设 备、建筑材料量大品种多，所需要的起重机数量和种类就更多。在电站厂房及水工 建筑物上也安装各种类型的起重机，供检修机组、起闭杂们及起吊拦污栅之用。 在这些起重机中，桥式起重机是生产批量最大，材料消耗最多的一种。由于这 种起重机行驶在高空，作业范围能扫过整个厂房的建筑面积，因而受到用户的欢迎, 得到很大的发展。图1-1是典型的双梁桥式起重机。 图1-1双梁桥式起重机 1.2 本课题的研究目的 （1）熟悉桥式起重机的结构和工作原理 （2）掌握桥式起重机的设计方法 （3）将所学的理论知识应用到实际的生产设计中去，培养实际动手能力 （4）了解制造业的发展，为以后工作做准备 1.3 桥式起

4、重机的研究现状 目前，在工程起重机械领域，欧洲、美国和日本处于领先地位。欧洲作为工程 起重机的发源地，轮式起重机生产技术水平最高。该地区的工程起重机械业主要生 产全地面起重机、履带式起重机和紧凑型轮胎起重机，也生产少量汽车起重机。其 中，全路面起重机、履带起重机以中大吨位为主；紧凑型轮胎起重机则以小吨位为 主；汽车起重机一般为通用底盘组装全地面上车，即以改装为主。其产品技术先进、 性能高、可靠性高，产品销往全球。 美国工程起重机行业的技术水平相对落后于欧洲。不过近年来，美国工程起重机 械业通过收购和合并手段，得以蓬勃发展。目前该地区主要生产轮胎起重机、履带 式起重机、全路面起重机和汽车起重机。

5、主要生产企业为马尼托瓦克公司，特点是 技术较先进、性能较高、可靠性能高，其中汽车底盘技术和全路面技术领先于欧洲， 产品主要销往美洲地区和亚太地区。 日本作为二战后崛起的经济强国，轮式起重机开发生产虽然起步较晚（起步于20 世纪70年代），但是发展速度很快，很受亚太市场欢迎。此外，日本还通过收购手 段更新生产技术。如日本多田野通过收购德国法恩底盘公司，发展全路面技术。日 本工程起重机械业主要生产汽车起重机、履带起重机、越野轮胎起重机和全路面起 重机。其中，越野轮胎起重机的产量最大，汽车起重机的产量次之，呈减少趋势， 全路面起重机的产量最少，呈上升趋势。主要生产企业包括多田野、加藤、神钢、 日立和

6、小松等。产品特点是技术水平和性能较高，但可靠性落后于欧美。 随着我国经济建设步伐的加快，生产和生活各个领域的建设规模的逐年扩大， 也促进了施工机械化程度的迅速提高。先进的施工机械已成为加快施工速度，保证 工程质量和降低成本的物质保证。起重机行业也因此得到了很大的发展。为促进社 会主义建设事业的发展，提高劳动生产率，充分发挥其中运输机械的作用是具有重 要意义的。 第5页 第二章设计方案 2.1起重机的介绍 QZ6-h10型双梁桥式起重机是由一个有两根箱形主梁和两根横向端梁构成的双 梁桥架，在桥架上运行起重小车，可起吊和水平搬运各类物体，它适用于机械加工和装 配车间料场等场合。 2.2起重机设计的

7、总体方案 本次起重机设计的主要参数如下： 1）起重量：10t ； 2）起升高度：12m 3）起升速度： 10m/min； 4 ）小车运行速度：40 m/min ； 5）大车运行速 度：80 m/min ； 6）跨度：16.5m ； 7）工作级别 A5 根据上述参数确定的总体方案如下 2.2.1主梁的设计 主梁跨度16.5m，是由上、下盖板和两块垂直的腹板组成封闭箱形截面实体板梁 连接，主梁横截面腹板的厚度为 6mm,翼缘板的厚度为10m m,主梁上的走台的宽度 取决于端梁的长度和大车运行机构的平面尺寸，主梁跨度中部高度取H=L/17，主 梁和端梁采用搭接形式，主梁和端梁连接处的高度取H0=0.

8、4-0.6H，腹板的稳定性由 横向加劲板和，纵向加劲条或者角钢来维持，纵向加劲条的焊接采用连续点焊，主 梁翼缘板和腹板的焊接采用贴角焊缝，主梁通常会产生下挠变形，但加工和装配时 采用预制上拱。 2.2.2小车的设计 小车主要有起升机构、运行机构和小车架组成。 起升机构采用闭式传动方案，电动机轴与二级圆柱齿轮减速器的高速轴之间采 用两个半齿联轴器和一中间浮动轴联系起来，减速器的低速轴鱼卷筒之间采用圆柱 齿轮传动。 运行机构采用全部为闭式齿轮传动，小车的四个车轮固定在小车架的四周，车 轮采用带有角形轴承箱的成组部件，电动机装在小车架的台面上，由于电动机轴和 车轮轴不在同一个平面上，所以运行机构采用

9、立式三级圆柱齿轮减速器，在减速器 的输入轴与电动机轴之间以及减速器的两个输出轴端与车轮轴之间均采用带浮动轴 的半齿联轴器的连接方式。 小车架的设计，采用粗略的计算方法，靠现有资料和经验来进行，采用钢板冲 压成型的型钢来代替原来的焊接横梁。 223端梁的设计 端梁部分在起重机中有着重要的作用，它是承载平移运输的关键部件。端梁部 分是由车轮组合端梁架组成，端梁部分主要有上盖板，腹板和下盖板组成；端梁是 由两段通过连接板和角钢用高强螺栓连接而成。在端梁的内部设有加强筋，以保证 端梁架受载后的稳定性。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传动的方案。 在装

10、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。 2.2.4桥架的设计 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。 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

11、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。 本章主要对箱形桥式起重机进行介绍，确定了其总体方案并进行了一些简单的 分析。箱形双梁桥式起重机具有加工零件少，工艺性好、通用性好及机构安装检修 方便等一系列的优点，因而在生产中得到广泛采用。我国在5吨到10吨的中、小起 重量系列产品中主要米用这种形式，但这种结构形式也存在一些缺点：自重大、易 下挠，在设计和制造时必须米取一些措施来防止或者减少。 毕业设计说明书（论文） 第三章大车运行机构的设计 3.1设计的基本原则和要求 大车运行机构的设计通常和桥架的设计一起考虑，两者的设计工作要交叉进行，

12、 一般的设计步骤： 1. 确定桥架结构的形式和大车运行机构的传方式 2. 布置桥架的结构尺寸 3. 安排大车运行机构的具体位置和尺寸 4. 综合考虑二者的关系和完成部分的设计 对大车运行机构设计的基本要求是： 1. 机构要紧凑，重量要轻 2. 和桥架配合要合适，这样桥架设计容易，机构好布置 3. 尽量减轻主梁的扭转载荷，不影响桥架刚度 4. 维修检修方便，机构布置合理 3.1.1机构传动方案 大车机构传动方案，基本分为两类： 分别传动和集中传动，桥式起重机常用的跨度(10.5-32M )范围均可用分别传动的 方案本设计采用分别传动的方案。 3.1.2大车运行机构具体布置的主要问题 1. 联轴器

13、的选择 2. 轴承位置的安排 3. 轴长度的确定 这三着是互相联系的。 在具体布置大车运行机构的零部件时应该注意以几点： 1. 因为大车运行机构要安装在起重机桥架上，桥架的运行速度很高，而且受载 之后向下挠曲，机构零部件在桥架上的安装可能不十分准确，所以如果单从保持机 构的运动性能和补偿安装的不准确性着眼，凡是靠近电动机、减速器和车轮的轴， 最好都用浮动轴。 2. 为了减少主梁的扭转载荷，应该使机构零件尽量靠近主梁而远离走台栏杆； 尽量靠近端梁，使端梁能直接支撑一部分零部件的重量。 3. 对于分别传动的大车运行机构应该参考现有的资料，在浮动轴有足够的长度 的条件下，使安装运行机构的平台减小，占

14、用桥架的一个节间到两个节间的长度， 总之考虑到桥架的设计和制造方便。 4. 制动器要安装在靠近电动机，使浮动轴可以在运行机构制动时发挥吸收冲击 动能的作用。 3.2大车运行机构的计算 已知数据： 起重机的起重量 Q=100KN桥架跨度L=16.5m,大车运行速度 Vdc=90m/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小车的重 量为Gc=40KN桥架采用箱形结构。 计算过程如下： 3.2.1确定机构的传动方案 本起重机采用分别传动的方案如图（2-1） 大车运行机构图（2-1） 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

15、7 低速浮动轴 8联轴器9 车轮 3.2.2选择车轮与轨道，并验算其强度 按照如图所示的重量分布，计算大车的最大轮压和最小轮压： 满载时的最大轮压： G - Gxc Q Gxc L -e PmaX= 42L 168-4010040 16.5 -1.5 = 4216.5 =95.6KN 空载时最大轮压： _* G - Gxc P max= Gxc L -e L 168-40 4 4016.5-1.5 +x 216.5 =50.2KN 空载时最小轮压： 、 G - Gxc Gxc e P min = 42L 168-40401.5 = 4216.5 =33.8KN 式中的e为主钩中心线离端梁的中心

16、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。 1）.疲劳强度的计算 疲劳强度计算时的等效载荷： Cd=0 2 Q=0.6*100000=60000N 式中2等效系数，有1表4-8查得2=0.6 车论的计算轮压： P= Kci r Pd =1.05 X 0.89 X 77450 =72380N 式中：Pd车轮的等效轮压 G - Gxc Qd Gxc L -1.5 rd = 42L 168-4060

17、40 16.5 -1.5 = 4216.5 =77450N r 载荷变化系数，查1表19-2，当Q/G=0.357时，r=0.89 K=1 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，心=1.05 根据点接触情况计算疲劳接触应力： 第9页 毕业设计说明书(论文) 心0003 Pj Dc J =4000 3 72380 5030 第13页 =13555Kg/cm2 门=135550N/cm2 式中r-轨顶弧形半径，由3附录22查得r=300mm对于车轮材料ZG55II，当 HB320时，；刁=160000-200000N/cm，因此满足疲劳强度计算。 2).强度校核 最

18、大轮压的计算： Rmax = K:ll Pmax =1.1 X 95600 =105160N 式中K=h-冲击系数，由3表2-7第II类载荷 心=1.1 按点接触情况进行强度校核的接触应力： Pj max Dc r 3 105160 21 2 15030 丿 =15353Kg/cm 2 二 jmax =153530N/cm2 车轮采用 ZG55II，查1表 19-3 得，HB320寸，G=240000-300000N/cm2, 故强度足够 3.2.3运行阻力计算 摩擦总阻力距 Mm节(Q+G (K+卩 *d/2 ) 由1表19-4 Dc=500mm车轮的轴承型号为：22220K,轴承内径和外径

19、的平均 值为：(100+180) /2=140mm 由1中表9-2到表9-4查得：滚动摩擦系数K=0.0006m轴承摩擦系数卩=0.02 , 附加阻力系数B =1.5，代入上式中： 当满载时的运行阻力矩： Mn(Q=Q = ML(q=q=B(Q+G)( k +#d) =1.5(100000+168000 X( 0.0006+0.02 X 2 0.14/2 ) =804N m 运行摩擦阻力： Mm(Q 二 Q) _804 Prn (Q二Q = De0.5 22 =3216N 空载时： Mn(q=0 = b X GX( K+u d/2) =1.5 X 168000X( 0.0006+0.02 X

20、0.14/2 ) =504N Pm (Q=0 = Mm(Q=0 / (De/2) =504 X 2/0.5 =2016N 3.2.4选择电动机 电动机静功率： N=P Vde/ (60 m-) =3216X 90/60/0.95/2=2.54KW 式中R=Fm(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 初选电动机功率： N=K*Nj=1.3*2.54=3.3KW 式中Kd-电动机功率增大系数，由1表9-6查得Kd=1.3 查2表 31-27 选用电动机 YR160M-8 Ne=4K, ni=705rm, (GD =0.567kgm2, 电动机的重量

21、Gd=160kg 3.2.5验算电动机的发热功率条件 等效功率： Nx=K25 r Nj =0.75X 1.3X 2.54 =2.48KW 式中K25工作类型系数，由1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1图8-37估得r=1.3 由此可知：NxVNe,故初选电动机发热条件通过。 选择电动机：YR160M-8 3.2.6减速器的选择 车轮的转数： nc=Vdc/ ( n Dc) =90/3.14/0.5=57.3rpm 机构传动比： i。=n 1/nc=705/57.3=12.3 查2表 19-11，选用两台 ZLZ-160-12

22、.5-IV 减速器 i。=12.5; N=9.1KW，当输入转 速为750rpm,可见NjN中级。(电动机发热条件通过，减速器：ZLZ-160-12.5-IV ) 3.2.7验算运行速度和实际所需功率 实际运行的速度： V dc=V dc i。/ i。 =90 X 12.3/12.5=88.56m/mi n 误差： = ( V dc- V dc) / V dc =(90-88.56) /90X 100%=1.6%15%合适 实际所需的电动机功率： N j=Nj V dc/ Vdc =2.54X 88.56/90=2.49KW 由于N jN故所选减速器功率合适 3.2.10验算启动不打滑条件 由

23、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= Pif G vdc g 60tq pl P2（k）1 pik 2 Dc nz 第15页 式中 pi= pmin pmax =33.8+50.2=84KN-主动轮轮压 P2= p 1=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.n z_1.051.2 84 1c3 0.2 168X103X10它 8856 84 103（0.0006 0.02 -K Q；4）汇 1.5+84 汉 100.0006 052 毕业设计说明书(论文) tq 705 375 4.2

24、4 1.15 0.645 16800 0.5* 2 12.52 0.95 =13.47 s 50222o n=2.94 168 88561178(0.0006 0.02 0.07)1.5 5Q2 00006 1060 x13470.5 2 nnz,故不打滑. 3. 事故状态 第21页 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 n= n= (P P - Pmmin ) Dc 2i0 336 -13440.5 0.95 2 12.5 =-19.2N- m Pp=0.002G=168000X 0.002=336N -J Pmin=G(;) 1 Dc2 168000 (0.00

25、06 0.02晋) =1344N OB M=2-制动器台数.两套驱动装置工作 Mz= 119.2 + 2 705 2 1.15 0.645 仮000 严2 0.95 375 5 12.52 =41.2 N m 现选用两台YWZ-200/25的制动器，查1表18-10其制动力矩M=200N m为 避免打滑，使用时将其制动力矩调制3.5 N m以下。 3.2.12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： M ； = M|n |=110.6 X 1.4=154.8 N m 式中M连轴器的等效力矩 M I= 1 *Me严2X 55.3=110.6

26、 N m 1 等效系数 取1 =2查2表2-7 Ml =9.75* 000 =55.3 N m 705 由2表33-20查的：电动机 Y160M1-8,轴端为圆柱形,d 1=48mm,L =110mm; 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 从由表2选联轴器 ZLL2 (浮动轴端 d=40mm;M=630N m,(GD) ZL=0.063Kg m,重量G=12.6Kg ;在靠近减速器端，由2选用两个联轴器ZLD,在靠近减速器端浮动 轴端直径为 d=32mm;M=630 N m, (GD2) L=0.015Kg m,重量 G=8

27、.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 Kg m 与原估算的基本相符，故不需要再算。 2. 低速轴的计算扭矩： M js 二 Mjs 儿 =154.8 X 15.75 X 0.95=2316.2 N m 3.2.13浮动轴的验算 1).疲劳强度的计算 低速浮动轴的等效力矩： M=W 1?Ml? =1.4 X 55.3 X 12.5 X 0.95=919.4N ?m 式中W1等效系数，由2表2-7查得W 1=1.4 由上节已取得浮动轴端直径 D=60mm故其扭转应力为： 91940 0.2 63 2 =2128N/cm 由

28、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： 4113200 = knI1.92 1.4 =4910 N/cm 式中，材料用 45 号钢，取匚b=60000 N/cm2;=30000N/cm,则-1=0.226=0.22 X 60000=13200N/cm； s=0.6 8=0.6 X 30000=18000N/cnn K=KK=1.6 X 1.2=1.92 考虑零件的几何形状表面状况的应力集中系数K=1.6，如1.2，nI=1.4 安全系 数，由2表2-21查得n -1k故疲劳强度验算通过 2）.静强度的计算 计算强度扭矩： MnaX=W 2?Ml?

29、=2.5 X 55.3 X 12.5 X 0.95=1641.7 Nm 式中W2动力系数，查2表2-5的W2=2.5 扭转应力： Mii = W =3800N/cm 164170 3 0.2 63 许用扭转剪应力: 1 Ii nH S18000=12860N亦 1.4 ii ,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。 3.2.14缓冲器的选择 1.碰撞时起重机的动能 W 动=匹 2g G带载起重机的重量 G=168000+10000X 0.1 =178000N V 0碰撞时的瞬时速度，V0= （0.30.7 ） Vdx g 重力加速度取10m/s2 毕业设

30、计说明书（论文） 则W动= 2g Gvp _ 1780000.5 1.5 2 2 10 =5006.25 N m 2. 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 式中P摩一运行阻力，其最小值为 Pmin=Gfmin=178000X 0.008=1424N 0min最小摩擦阻力系数可取f 0min = 0.008 制一制动器的制动力矩换算到车轮踏面上的力, 亦可按 大制动减速度计 制 max=17800X 0.55=9790N a制 Lx=.55 m /s 2 缓冲行程取S=140 mm 因此 W且=(1424+9790)X 0.14=1569.96N m 3. 缓冲器的缓冲

31、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: =5006.25-1569.96 =3436.29 N m 式中n缓冲器的个数取n=1 由1表22-3选择弹簧缓冲器弹簧 D=120 mm d=30 mm 第四章端梁的设计 4.1端梁的尺寸的确定 4.1.1端梁的截面尺寸 1.端梁截面尺寸的确定： 上盖板、：1=10mm, 中部下盖板：1=10 mm 头部下盖板、：2=12mm 按照1表19-4直径为500mm勺车轮组尺寸，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

32、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（3-1 ） 端梁的截面尺寸图（3-1 ） 4.1.2端梁总体的尺寸 1111 大车轮距的确定：K= （ 11） L= （11 ）X 16.5=2.063.3m 8585 取 K=3300mm 端梁的高度 H= （0.40.6 ） H主取H）=500伽 确定端梁的总长度L=4100伽 4.2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Qrhx相等，贝U端梁的最大支反力: R=QmaJLj2aJ K 式中K 大车轮距，K=330cm Lxc小车轮距，Lc=200cm a2传动侧

33、车轮轴线至主梁中心线的距离，取 a2=70 cm QmaxP）=114237N 因此 r=114237（200 2 7） =ii7699N 330 2.端梁垂直最大弯矩 端梁在主梁支反力Q (G P) max 作用下产生的最大弯矩为: M zmax=FAai=117699X 60=7.06 X 106N a i导电侧车轮轴线至主梁中心线的距离，ai=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： M pmax=Sa 式中：S车轮侧向载荷，S=P; 一侧压系数，由图2-3查得，=0.08 ; P车轮轮压，即端梁的支反力 P=R 因此： I M pmax

34、= RAai =0.08 X 117699X 60=564954N cm 2 ）.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: =Pxg(Lxc*2a2)ai p max 1 式中pxg 小车的惯性载荷： pxg=1 Pi=37000/7=5290N 因此： -_ 5290 (2002 70) pmax 330 60 =327018N- cm 比较M Pmax和M max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: h、 Wx =（亍 B、1）h 48063 =（40 1） 48=2380.8 cm 端梁中间截面对水平

35、重心线 X-X的惯性矩： h IxiVx *2 =2380.8 504 2 =59520 cm 端梁中间截面对垂直重心线 丫-丫的截面模数: W0 h、.）b (40 1 3 48 0.6) 27.41154.4 cm2 端梁中间截面对水平重心线 X-X的半面积矩: Sx 48 0.6 12 40 1 丝=1325.6 2 3 cm 端梁中间截面的最大弯曲应力: M zmax p max max Wy 7.06 106 2380.8 5649542 =2965+489=3454N/crfi 1154.4 端梁中间截面的剪应力: q(Q P) S Qmax * Sx 114237 1325.6

36、=2120 N/cm2 59520 2 0.6 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: =5.74 cm 1.2 12.7(0.5 12.70.5)2 111.2(0.512.70.6) 40 12 12.7 0.62 11 1.2 C1 = 水平重心线距腹板中线的距离: C2=5.74-0.5-0.5 x 12.7 =-1.11 cm 水平重心线距下盖板中线的距离: C 3= (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: 13213 = x 40 x

37、13+40X 1 x 5.742+2 x x 12.73 x 0.6+2 x 12.7 x 0.6 x I x0 12 12 2324 1.11 +2x 11 x 1.2 +2x 11x 1.2 x 8.06 =3297cm 端梁支承截面对水平重心线X-X的最小截面模数: Wx0 = Ix0 =3297 x- C 2 C3 2 1 =406.1 cm x 8.06 0.6 3 端梁支承截面水平重心线 X-X下部半面积矩: Sx0 =2 x 11x 1.2 x 8.06+ (8.06-0.6 )x 0.6 x( 8.06-0.6 ) /2 =229.5 cm 3 端梁支承截面附近的弯矩： M z

38、=Rd=117699x 14=1647786Ncm 第25页 毕业设计说明书（论文） 式中一 端梁支承截面的弯曲应力: ，_ M z _ 1647786 _Wx/ 406.1 2 =4057.6N/cm 端梁支承截面的剪应力： Ra Sxo _ 117699 229.5 n i2 3297 0.6 =6827.4 N/cm 端梁支承截面的合成应力： 2 3 . 2 = 4057.62 3 6827.42 2 =12501.5 N/cm 端梁材料的许用应力： Cd ii =(0.80 0.85) c ii 2 =(0.800.85)16000=12800 13600 N/cm d ii =(0.

39、80 0.85) ii =(0.800.85)9500 =7600 8070 N/cm2 故端梁的强度满足要求 验算强度结果，所有计算应力均小于材料的许用应力, 4.3主要焊缝的计算 4.3.1端梁端部上翼缘焊缝 端梁支承截面上盖板对水平重心线 X-X的截面积矩: 3 S1 =40X 1 X 5.74=229.6 cm 端梁上盖板翼缘焊缝的剪应力： Ra $117699 229.6 n1lX0-0.7hf 二 4 3297 .7 6 =4878.8 N/cm 式中n1上盖板翼缘焊缝数; h f 焊肉的高度，取 hf=0.6 cm 4.3.2下盖板翼缘焊缝的剪应力验算 端梁支承截面下盖板对水平重

40、心线X-X的面积矩: S=2X 12X 1.2 X 8.06=232.128 cm 端梁下盖板翼缘焊缝的剪应力: Ra S2 n 2lx0,0Jhf 117699 232.128 4 3297 0.7 0.6 =4929.8 N/cm 由1表 查得=9500 N/cm2，因此焊缝计算应力满足要求。 第五章端梁接头的设计 5.1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。 端梁的街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。

41、 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。 第#页 毕业设计说明书（论文） 第33页 (H -b)M 拉= 500.18 (500-65)2.5 i62 12500 连接板和角钢连接图4-1(b) 5.1.1 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: (500 -65) 7.06 107 2 2 12 50018 2.5*162 12(500 -250)24(1852 T152452) n 2. 2石 汉Hdo门心 .、2 /寸 2 2 2n(H -b -印)4、 ai 2.5diy =

42、12500N 2.下腹板每个螺栓所受的剪力相等，其值为: N剪=Hd(2 * N1 (H -b)2.5 d12 =7200N 式中no下盖板一端总受剪面数；no=12 N剪一下盖板一个螺栓受剪面所受的剪力: n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） d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=7.06X 106 其余的尺寸如图示 茲,N 5.1.2上盖板和腹板角钢的连接焊缝受力计算 1.上盖板角钢连接焊缝受剪，其值为： Q=严(H-by).佔.d。2 H -b 2.5(H -b) di2 2 器 爲爲診 12500=172

43、500N 2.腹板角钢的连接焊缝同时受拉和受弯，其值分别为: _n(H -b -aj 腹一 H -b =6 (500 65 T85) 12500 =43100N 500 65 n 2 2、a2 M腹=亠 N拉 H -b = 2（185115 45 12500=2843OOONmm 500 -65 5.2计算螺栓和焊缝的强度 5.2.1螺栓的强度校核 1.精制螺栓的许用抗剪承载力： n剪*兀d N 剪= 4 2 =103007.7N 3 3.14 1.813500 4 2.螺栓的许用抗拉承载力 N 拉= ：d kl 3.14 1.62 13500 4 =27129.6N 式中=13500N/cm

44、 |=13500N/cm由1表 25-5 查得 由于N拉N拉,N剪N剪则有所选的螺栓符合强度要求 5.2.2焊缝的强度校核 1.对腹板由弯矩M产生的焊缝最大剪应力: Mb M= 2I =284300 43=15458.7N/ cm 6 2 6 2 395.4 2 2 hb“ h、0.6 43 宀 43、 式中一I (l )(7) =395.4 其余尺寸见图 焊缝的惯性矩 2.由剪力Q产生的焊缝剪应力: Q .Q=- bh 2 =4427.7N/ cm =-M Q = 15458 724427.72 114237 43 0.6 折算剪应力: 2 =16079.6 N/ cm =17000 N/

45、cm 由1表25-3查得 式中h焊缝的计算厚度取h=6mm 3.对上角钢的焊缝 N = : 2lh =1776.8 =211.5 N/ cm 2 2 7 0.6 由上计算符合要求 毕业设计说明书(论文) 第六章桥架结构的设计 6.1 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。 6.1.1 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

46、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。 6.1.2 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

47、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。 6.2桥架结构的设计计算 6.2.1主要尺寸的确定 大车轮距 1111 K =( )L=() 16.5=2.065 u 3.3 m 8 58 5 桥架端部梯形高度 11 11 C= () L= ()16.5=1.653.3 m 105105 取 C=3m 主梁腹板高度 根据主梁计算高度H=0.92m最后选定腹板高度h=0.9m 确定主梁截面尺寸 主梁中间截

48、面各构件根据起重机课程设计表 7-1确定如下: 腹板厚：=6mm，上下盖板厚 r=8mm 主梁两腹板内壁间距根据下面的关系式来确定: ,H 920 , b =263mm 3.53.5 一 L 16500 , b =330mm 5050 因此取b =350mm 盖板宽度：B 二b 2、40=350+2 6+40=402mm 取 B =400mm 主梁的实际高度： H = h 2 =516mm 主梁中间截面和支承截面的尺寸简图分别示于图 00 O Ch 350 6 1 主梁中间截面尺寸简图 2-1 和 2-2 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

49、一些加劲构件 第35页 毕业设计说明书（论文） 主梁端部大加劲板的间距: a : h =0.9 mm，取 a =0.8 m 主梁端部（梯形部分）小加劲板的间距: a0.8 ai=2 =0.4 m 第39页 主梁中部（矩形部分）大加劲板的间距: a=（ 1.5 u 2） h =1.35li 1.8 m，取 a =1.6 m 主梁中部小加劲板的间距，小车钢轨采用R5轻轨，其对水平重心轴线x-x的最 小抗弯截面模数Wmin =47.7 cm3，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）： 6WU；：=6 47.7 1

50、700 1.15（40巴輕） =141cm=1.41 m 式中P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 ; 匚钢轨的许用应力，；=170MPa 因此，根据布置方便，取a1 = a=0.8 m 2 由于腹板的高厚比h=900=15O16O,所以不需要设置水平加劲杆。 6 6 6.2.2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，Gq/2=41KN, 则主梁由于桥架自重引起的均布载荷： q Gq41 =2.5KN / m L 16.5 采用分别驱动，qy二q = 2.5KN/m 查起重机课程设计表7-3得Gd =4.41K

51、N 主梁的总均布载荷： q =2.5+2.5=5 KN / m 主梁的总计算均布载荷： q =n的小车车轮的计算轮压值为： R =屮 口 R=1.15 汉 37000=42550N R2=“R=1.15 36000=41400N 主梁垂直最大弯矩 计算主梁垂直最大弯矩： p . r（ L Bxc） . qL knGd kGol。I M mGx R）L R R 2L +knG0lc 4（ 9） 2 2 设敞开式司机操纵室的重量为 9807N，起重心距支点的距离为l0=280cm 将各已知数值代入上式计算可得: (G R) IVI max 1650 41400(1650 140)55 1650 1.1 45001.1 100