毕业论文--桥式起重机毕业设计论文3

1、dq型吊钩桥式起重机三维结构设计摘要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曰 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

2、吨位的桥式起重 机进行设计，主要设计内容是qd型吊钩桥式起重机的三维造型结 构设计，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abstractas chinas manufacturing industry, more and more applications crane to which industrial production. carry a heavy load in the factory，machine parts up and down,

3、the work of lifting parts of shipment，assembly line work should be fixed on the crane is used. the largest number of species of cranes, both in the size of the factory into the application is small tonnage cranes, bridge cranes small tonnage of lightweight parts for a wide range of lifting，in chinas

4、 machinery industry plays a very important position. however，our current application, or copy large crane behind the technology produced abroad，and has been applied in the factory for many years, and some 70 to 80 years of products, both in quality or functionality are not growing to meet the indust

5、rial demand. how to design it the lowest cost，rationalize the layout，function modernization is the subject of our study. this design is for small tonnage bridge crane design, the main design elements are qd crane structure and operation of institutions, including the bridge structure, calculation an

6、d checking the layout，the main beam structure calculation and checking，end beams calculation and checking, the main end beam connect and run the cart and checking body parts of choice.keywords:crane；the moving mainframe；bridge; main beam and endbeam； small tonnage目录1 新仑11.1 桥式起重机的介绍11.2桥式起重机设计的总体方案3

7、1主梁和桥架的设计42端梁的设计42大车运行机构的设计-42.1设计的基本原则和要求41. 1机构传动方案42.1.2大车运行机构具体布置的主要问题52.2大车运行机构的计算51. 2. 1确定机构传动方案52. 2.2大车车轮与轨道的选择及其强度校核62. 3运行阻力运算82. 2. 4选择电动机82. 2.5验算电动机的发热条件92. 6减速器的选择92. 7验算运行速度和实际所需功率92. 8验算起动时间102.9起动工况下校核减速器功率112. 10验算启动不打滑条件113. 2. 11选择制动器132. 2. 12选择联轴器132.2. 13浮动轴的验算141. 14缓冲器的选择16

8、3桥架结构的计算173. 1 主要尺寸的确定174. 1. 1大车轮距171.2主梁高度171.3端梁高度171.4桥架端部梯形高度171.5主梁腹板高度171.6确定主梁截面尺寸173. 1. 7加劲板的布置尺寸183.2主梁的计算191.3. 1计算载荷确定193.2.2主梁垂直最大弯矩193.2.3主梁水平最大弯矩193. 2. 4主梁的强度验算203.2.5主梁的垂直刚度验算222. 6主梁的水平刚度验算223.3端梁的计算233. 3.1计算载荷的确定232. 3.2端梁垂直最大弯矩233. 3梁的水平弯矩233. 3. 4端梁截面尺寸的确定242. 3. 5端梁的强度验算243.4

9、主要焊缝的计算243.4. 1端梁端部上翼缘焊缝243.4.2端梁端部下翼缘焊缝273.4.3主梁与端梁的连接焊缝273.4.4主梁上盖板焊缝274基于软件pr0/engineer的三维造型结构设计283. 1三维软件pr0e的简介284.2三维制阁的简要过程283. 1大车结构的三维设计284.2.2小车结构的三维设计302. 3整车装配31坊束语 3334雜351绪论1.1桥式起重机的介绍中国古代灌溉农田用的桔是臂架型起重机的雏形。14世纪，西欧出现了人力 和畜力驱动的转动臂架型起重机。19世纪前期，出现了桥式起重机；起重机的重 要磨损件如轴、齿轮和吊具等开始采用金属材料制造，并开始采用水

10、力驱动。19 世纪后期，蒸汽驱动的起重机逐渐取代了水力驱动的起重机。20世纪20年代开始， 由于电气工业和内燃机工业迅速发展，以电动机或内燃机为动力装置的各种起重 机基本形成。起重机主耍包括起升机构、运行机构、变幅机构、回转机构和金属结构等。 起升机构是起重机的基本工作机构，大多是由吊挂系统和绞车组成，也有通过液 压系统升降重物的。运行机构用以纵向水平运移重物或调整起重机的工作位置， 一般是由电动机、减速器、制动器和车轮组成。变幅机构只配备在臂架型起重机 上，臂架仰起时幅度减小，俯下时幅度增大，分平衡变幅和非平衡变幅两种。回 转机构用以使臂架回转，是由驱动装置和回转支承装置组成。金属结构是起重

11、机 的骨架，主耍承载件如桥架、臂架和门架可为箱形结构或桁架结构，也可为腹板 结构，有的可用型钢作为支承梁。桥式起重机是桥架在高架轨道上运行的一种桥架型起里机，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、简易梁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

12、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， 带动卷简转动，使钢丝绳绕上卷简或从卷筒放下，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又可以分为两类：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。从结构上来说起重机(crane)运行机构一般只用四个主动和从动车轮，如果起 重量很大，常用增加

13、车轮的办法來降低轮压。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3。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。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。 正轨箱形双梁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屮心线上，它的

14、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而都是由上、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，其屮偏轨箱形单主梁是由一根宽翼缘箱形主梁代替两根主梁，自重较 小，但制造较复杂。四桁架式结构由四片平而桁架组合成封闭型空间结构，在上 水平桁架表而一般铺有走台板，自重轻，刚度大，但与其他结构相比，外形尺寸 大，制造较复杂，疲劳强度较低，已较少生产。空腹桁架结构类似偏轨箱形主梁，由四片钢板组成一封闭结构，除主腹板为 实腹工字形梁外，其余三片钢板上按照设计要求切割成许多窗口，形成一个无斜 杆的空腹桁架，在上、下水平桁架表

15、面铺有走台板，起重机运行机构及电气设备 装在桥架内部，自重较轻，整体刚度大，这在中国是较为广泛采用的一种型式。 普通桥式起重机主要采用电力驱动，一般是在司机室内操纵，也有远距离控制的。 起重量可达五百吨，跨度可达60米。为了确保起重作业安全可靠，起重机装有较完善的安全装置，以便在意外的 情况下，起到保护机件或提醒操作人员注意，从而起到安全保护作用4。液压系统中各溢流阀：可抑制回路屮的异常高压，以防止液压油泵及马 达的损坏，并防止处于过载状态。.吊臂变幅安全装置：当不测事故发生，吊臂变幅油缸回路中的高压软 管或油管爆裂或切断时，液压回路屮的平衡阀就起作用，锁闭来自油缸下腔的工 作油，使吊臂不致下

16、跌，从而确保作业的安全性。.吊臂伸缩安全装置：当不测事故发生，吊臂伸缩油缸回路中的高压软 管或油管爆裂或切断时，液压回路中的平衡阀就起作用，锁闭来自油缸下腔的工 作油，使吊会自己缩回，从而确保作业的安全性。.高度限位装置：吊钩起升到规定的高度后，碰触限位重锤，打开行程 开关，"过绕"指标灯即亮，同时切断吊钩起升、吊臂伸出、吊臂伏到等动作的操 作而确保安全。这时只要操纵吊钩下降，吊臂缩回或吊臂仰起(即向安全方操作) 等手柄时，使限位重锤解除约束，操作即恢复正常。在特殊的场合，如仍需要作 微量的过绕操作，可按下仪表盒上的释放按钮，此时限位的作用便解除，但此时 的操作必须十分谨慎

17、小心，以防发生事故。.支腿锁定装置：当不测事故发生，通往支腿垂直油缸的高压软管或油 管破裂或切割时，液压系统中的双向液压锁能封锁支腿封锁油缸两腔的压力汕， 使支腿不缩或甩出，从而确保起重作业的安全性。.起重量指示器：起重量指示器设置在基本臂的合侧方(即操纵室的右侧 而)，操作荠坐在操纵室内便能清楚地观察到，能准确地指示出吊臂的仰角及对应 工况下起重机允许的额定起重量。.起重特性表：设置在操纵室内前侧下墙板上，该表列出了各种臂长和 各种工作幅度下的额定起重量和起重高度，以便操作时奔阅。起重作业时，切不 可超过表屮规定的数值。为了确保起重作业安全可靠，起重机装有较完善的安全 装置，以便在意外的情况

18、下，起到保护机件或提醒操作人员注意，从而起到安全 保护作用。1.2桥式起重机设计的总体方案起重机课程设计的主要参数：表1.1起重机课程设计参数工作级别a5跨度l (m)25.5主起升副起升小车运行大车运行起升重量q(t)163起升高h(m)1214工作 v(m/min)9.518.544.274工作级别a5a5a5a5jc%75%75%75%75%1.2. 1主梁和桥架的设计主梁跨度25.5m，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而尺寸，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

19、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。1.2.2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。下面对主梁，端梁，桥架进行详细计算和校核。2大车运行机构的设计2. 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

20、设计一起考虑，两者的设计工作要交叉进行， 一般的设计步骤：确定桥架结构的形式和大车运行机构的传方式布置桥架的结构尺寸安排大车运行机构的具体位置和尺寸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：机构要紧凑，重量要轻和桥架配合要合适，这样桥架设计容易，机构好布置从量减轻主梁的扭转载荷，不影响桥架刚度维修检修方便，机构布置合理2. 1. 1机构传动方案大车机构传动方案，基本分为w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，本设计跨度为25. 5m采用分别传动的方案。2.1.2大车运行机构具体布置的主要问题联轴器的选择轴承位置的安排

21、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：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。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。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

22、便。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。2.2大车运行机构的计算参数：起重机估计总重g=30. 5t，桥架跨度l=25. 5m,起重量q=16t,大车运行速 度vd=74m/min,工作级别为a5级，机构运行持续率为jc%=25%,小车的重量为 gxc=6.611t,桥架为箱形结构。2. 2. 1确定机构传动方案本起重机设计的传动方案如图所示：图2.1大车运行机构1 一电动机2制动器3高速浮动轴4一联轴器5减速器6联轴器7低速浮动轴8 联轴器9 一车轮2.2.2大车车轮与轨道的选择及其强度校核如阁所示的重量分布，计算大车车轮的最大轮压和最小轮压。gg

23、=ggxc0-a 12,75niel = 25,5n2pminepmax图2.2大车轮压受力图满载时，最大轮压:_ g -gxc 2 + gxc l-e(2. 1)(2.2)max卜參1604-66,11.25.5-1.5444=165. 932kn25.5空载时，最小轮压:ming - gxc gxc e +42 l305-66.1166.111=+x4225.5=61.0187kn式中的e为主钩中心线离端梁的中心线的最小距离e=l. 544m车轮踏面疲劳计算载荷：2p + ppc=么厂眶卞厂 =(2*165. 932+61. 019)/3二 130. 961kn(2. 3)3车轮材料，采用

24、zg340-640(调制)，o z?=700mp, o 5=380mp,由附表18选择车轮 直径 dc=500mm,由1表5-1查得轨道型号为qu70 (起重机专用轨道)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 1)点接触局部挤压强度验算：(2.4)?''(=2<2/=281257k2-许用点应力常数(n/mm2)，由【1】表5-2，取k2=0. 181 r-曲率半径，由车轮和轨道两考曲率半径中取最大值。取qu70的曲率半径为400mm m-由轨顶和车轮的曲率半径之比(r/r)所确定的系数，由【1】表5-5查得，m=0.461 c ,-转数系数，由【1】表

25、5-3 ,车轮转速n c =/ n d c =74/ n/0. 5=47. 134r/min, c,=0. 9515.c2-工作级别系数，由表5-4, m5级别，c2=l p；pe故验算通过2)线接触局部挤压强度验算p:、=10(.1(:2=219796. 5kn(2. 5)式中，k,-许用点应力常数(n/mm2),由【1】表5-2,取1=6.6 1-车轮与轨道的有效接触长度，qu70中，l=70mmc ,-转数系数，由【1】表5-3 ,车轮转速n c =/ h d t. =74/ j：/o. 5=47. 134r/min, c,=o. 9515.c2-工作级别系数，由表5-4, m5级别，c

26、2=l p；>p(. 故验算通过2.2.3运行阻力运算摩擦总阻力距mm= 3 (q+g) (k+u*d/2)由【3】d=500mm车轮的轴承型号为：7520,轴承内径和外径的平均值为： (100+180) /2=140mm由【2】中表9-2到表9-4査得：滚动摩擦系数k=0. 0006m,轴承摩擦系数u =0. 02, 附加阻力系数p =1.2,代入上式中：当满载时的运行阻力矩：m,<q-q> = mm(0_0>=p(q+g)(k+g) =1.2(160000+305000) x (0.0006+0. 02x0. 14/2)=1116n .m(2.6)运行摩檫阻力：pm

27、:mm(g:0:，=4464n(2.7)dcu.522空载时：mni<q=0>= 3 xgx(k+ud/2)(2.8)=1. 2 x 305000 x (0. 0006+0. 02x0. 14/2)=732np m(q=o)= mm(q=o)/ (dc/2)(2.9)=732x2/0.5 =2928n2.2.4选择电动机电动机静功率：n尸匕(1000 m 77)(2. 10)=4464x74/1000/60/0. 95/2=2. 90kw式中p,i=k(q-q)一满载运行时的静阻力(p。m464n) m=2驱动电动机的台数初选电动机功率：n=kfl*nj=l. 19*2. 90=3

28、. 45kw式中kf电动机功率增大系数，由【2】表7-6查得kfl=l. 19 查【1】表 31-27 选用电动机 yzr160m1; ne=5. 8kw, n,=927r/min, (gd2)=0. 547kgm2,电动机的里量gf,= 154kg2.2.5验算电动机的发热条件等效功率：nx=k25 r nj)=0.75x1.3x2.90=2.82kw(2.11)式中k25工作类型系数，由1查得当jc%=25时，k25=0.75 1一由1按照起重机工作场所得tq/tg=0.25, r=1.3 由此可知：nx<ne，故初选电动机发热条件通过。选择电动机：yzr160m12.2.6减速器的

29、选择车轮的转数：nc=vdc/(冗 oc)=74/3.14/0.5=47.13r/min(2.12)机构传动比：iofl =m/nc=927/47.13=19.67(2.13)查【1】表35,选用两台zq-350-v-1z减速器i0 =20.49; n=9.2kw,当输入转 速为 1000r/min 时，可见 nj<n。2.2.7验算运行速度和实际所需功率实际运行的速度：v；/(.=vdc. i07 i0-=74x 19.67/20.49=71.04m/min(2. 14)误差：£ =(vdc-v:/c )/vdc=( 74-871.04 )/74 x 100%=4%<1

30、5%合适(2. 15)实际所需的电动机功率：(2. 16)n. =n.i 'dc/ vdc=2.590 x 71.04/74=22.784kwj由于n j<ne，故所选的电动机和减速器都合适2.2.8验算起动时间起动时间:771式中 ni=927r/minm=2(驱动电动机台数)nl=l. 5x9550xn/n】=1. 5x9550x5. 8/927=829. 6n m 满载时运行静阻力矩：(2. 17)mj<q-q)一 111620.49x0.95=57. 33n >m(2. 18)空载运行时静阻力矩nt(q=0)73220.49x0.95=37. 60n m初步估

31、算高速轴上联轴器的飞轮矩 (gd2) zi + (gd2), =0. 43n m机构总飞轮矩：(gd2) ,= (gd2) zl+ (gd2) l+ (gd2) d =0. 43+0. 47=0. 9n*m(2. 19)(2. 20)(2.21)满载起动时间:n375(m mq-mj)mc(gd2). +(2. 22)3&2(2x89.6-5733)2x1.15x0.9+(1600qk3050q)x0.2520.492x0.95=6. 22s空载启动吋间:t 帅=0)nmc(gd2! +927-382(2x89.6-37.60)=3. 62s起动时间在允许范围(8' 10s)内

32、。2.2.9起动工况下校核减速器功率起动工况下减速器传递的功率：n pd 心 d woo" m/2x1.15x0.9+3050(k0.2520.492x0.95(2. 23)(2. 24)式中+s 60w)(2. 25)=4464+160000 + 3050001071.0460x6.22=13315.45nm _运行机构屮，同一级传动减速器的个数，m =2.因此 n，1331545x71,04 =8. 30kw d 1000x60x0.95x2所以减速器的如+=9. 2kwn，故所选减速器功率合适。2.2.10验算启动不打滑条件1. w台电动机空载时同时驱动:p'f由于起重

33、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,>nzn:8 60r(/(e=o)式中 pi= kh + /4x =61019+165932=226951n主动轮轮压 p2= p=226915n从动轮轮压 f=0.2一粘着系数(室内工作)防止打滑的安全系数.nz>l. 051. 23050&c71.0460x3.62226951<0.222695(d.0006f0.020，14)x1.5+22695w.0006(2. 26)=3.84nnz,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吋，则plf

34、>n=j>nzq v/?2（z：+/-）/?+p,/：+60/餘0）丛2式中（2.27）p,= pl =765932n主动轮轮压p2+-287990n从动轮轮压(?=()台电动机工作时空载启动时间j927 38.2x(89.6-37.60)1.15x0.9 +=9.41 s1659320.23o5os30500 xo.5220.492x0.9528799().oo()6h).o2xo.()7)1.5+28799fto.o()o6=4. 16s0.52n>nz,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吋，则 式中p.= p；in =61

35、019n主动轮轮压p2= p；lin + 2 p；ax =392883n一一从动轮轮压<（e=o）= 9-41s一一与第二种工况相同61019:0.2n=30500c71.0460x9.41392880006h0.02x(4)1.5+61019<0.0006=2. 42snnz,故也不会打滑2.2.11选择制动器由【2】中所述，取制动吋间tz=6s按空载计算动力矩，令q=0,带入的（7-16）得:mc(gd2y +gdtzo式中(2.28)m =72/o_ (610-2440)x0.5x0.95 2x20.49(2.29)=-21.2115n mpp=o.oo2g=3o5ooox0

36、. 002=6ionpmin=g(+/z)1坡度阻力0 14305000 x (0.0006 + 0.02=2440nm=2一一制动器台数.两套驱动装罝工作mz=-j-21.2115+ 927 238.2x6=28 n m2xl.15x0.94-30500x0.520.4920.95(2. 30)现选用两台ywz-200/23的制动器，查【1】附表15其制动力矩mez=112 n*m,为 避免打滑，使用时将其制动力矩调制28 n m以下2. 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：(2.31)=5x1. 4=167. 3 n .m式中

37、m,连轴器的等效力矩.m，2x59. 75=119. 5 n m(2. 32)仍一等效系数取仍=2查2表2-6 (a5'a6级)c ompl=95550* =119. 5 n m 927由【1】附表29查的：电动机yzr160m,轴端为圆锥形，d1=48mm, l=110mm;由附表34 查得zq350减速器,高速轴端为d=40nmi, l=60nmi,故在靠电机端从由附表43选w个凸缘 联轴器(靠近电机端为圆锥形，浮动轴端d=35mm; mj=3150n m, (gd2)z, =0. 314kg m, 重量g=18.4kg)；在靠近减速器端，由附表43选用两个凸缘联轴器，在靠近减速器

38、 端为圆锥形，浮动轴端直径为d=35mm;mj=7110 n m，(gd2)l=0. 107kg m，重量g=9. 46kg.高速轴上转动零件的轮矩之和为：(gd2) zl+ (gd2) l=0. 314+0. 107=0. 421 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：(2. 33)m，js=m，js99n=167. 3x20. 49x0. 95=3256. 58 n m由【1】附表34得，zq350减速器低速轴端为圆锥形,d=65mm, l=105mm 由【1】附表19查得，dc=500mm,主动车轮伸出轴为圆锥形，d=75mm, l=105mm 故从【1】附表

39、42屮选用4个联轴节：giclz4ya60a65另两个giclz4k460a752.2.13浮动轴的验算1).疲劳强度的计算 低速浮动轴的等效力矩:= 1.4x59. 75x20. 49x0. 95=1625. hn.ni(2. 34)式屮等效系数，由2表2-6查得屯,=1.4 由上节已取得浮动轴端直径d=60mm,故其扭转应力为：m, 1625.11w 0.2x0.06337.61 mpa(2.35)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:132-kk n, 1.92x1.4(2. 36)=49.impa式中，材料用 45 号钢,取ob=600mp

40、a; as=300mpa, =() 22ab=0. 22x600=132mpa； ts=0. 6a=0. 6x30000=180mpak=kxkn=1.6x1.2 二 1.92(2.37)考虑零件的儿何形状表面状况的应力集中系数，由第二章第五节及2第四章查 得:kx=1.6, km=1.2, n,=1.4安全系数，由表2-18查得tnt-lk故疲劳强度验算通过。2).静强度的计算计算强度扭矩：(2.38)=2.5x59. 75x20. 49x0. 95=2907 n.m式中叩2动力系数，查2表2-5的2=2. 5扭转应力：m290t= =67mpa(2.39)w 0.2x0.063许用扭转剪应

41、力:= 128.6 mpa n" 1.4(2.40)ttn，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，故高速轴验算从略。2.2.14缓冲器的选择1.碰撞吋起重机的动能w(2.41)g带载起重机的重量 g=305000+160000x0. 1m65000n v。一碰撞时的瞬时速度，vq= (0. 30. 7) vdx g一重力加速度取10m/s2gjj _ 465000x(0.5xl.23)2 2g2x10=8793. 73 n m2.缓冲行程内由运行阻力和制动力消耗的功w8l=(p+pm)s(2.42)式中p*运行阻力，其最小值为 pnin=gforai =4650

42、00x0. 008=3720n fflnin最小摩擦阻力系数可取fonin=o. 008p 1一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乎制max=46500x0. 55=25575n(2.43)w腿=0. 55 m /s2s一缓冲彳丁程取s=140 mm 因此 wf (3720+25575) x0. 14=4101. 3n m 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:=8793. 73-4101.3 =4696. 43n m 式屮n缓冲器的个数取n=l由手册【3】选择jiiq-a-33桥架结构的计算3. 1主要尺寸的确定3. 1.

43、1大车轮距3. 1.2k=(丄丄)l=3. 18755. lm 取 k二5000mm8 5主梁高度(3. 1)h=(丄丄)l=1.821 1.417m 取 h= 1280mm14 18(3.2)3. 1.3端梁高度ho=(0. 40. 6)h=512768mm 取 hq=700mm(3.3)3. 1.4桥架端部梯形高度c- ( 1 1 ) _25505100咖取 3650mm10 5(3.4)3. 1.5主梁腹板高度根据主梁计算高度h= 1280mm,最后确定腹板高度h= 1280mm3. 1.6确定主梁截面尺寸主梁中间截面各构件板厚根据【1】表7-1推荐确定如下：腹板厚s =6圆，上下盖板厚

44、s lomrn主梁两腹板内壁间距根据下面关系式确定：b> =365. 7mm 3.5b> =510mm 50因此，取b=550mm盖板厚度：b=b+2 5 +40=602mm(自动焊)取 b=600mm(3.5)主梁实际高度：h=h+2 5 =1280+2*10=1300111111(3. 6)同理，主梁支撑面的腹板高度取h()=52(hnm，这时，支撑截面的实际高度h(>=h()+2 s,=540mm主梁中间截面和支撑截面的尺寸简图分别示意于下图：6nn图3. l主梁中间截面示意图（左） 主梁支撑截面的尺寸简图（右）3.1.7加劲板的布置尺寸为保证主梁截面中受压件的局部稳定

45、性，需要设置一些加劲构件 主梁大加劲板间距：a h=1280mm，取 a =1200mm主梁端部（梯形部分）小加劲板的间距：a, = =400mm '3主梁中部（矩形部分）小加劲板的间距： a= （1. 52） h=19202560mm 取 a=2100mm最小抗扭弯度wmin=90. 12 ai6wmin/o/it）2/p=1.478式中，p-小车轮压，取平均值，并设小车自重为g ve=66110n-动力系数，由【1】图2-2曲线巾2 =1.1 （起升高度9. 5m）(3.7)(3.8)(3.9)(3. 10)o -钢轨的许用应力，o =170mpa因此，根据布置方便，取a,=a/3

46、=700mm由于腹板的高厚比h/s=1280/6=217160,所以要设置水平加劲杆，以保证腹板局部 稳定性，采用z45*45*5角钢做水平加劲杆。3.2主梁的计算3.2.1计算载荷确定查【1】图7-11曲线得半个桥架(不仅括端梁)的自重，g6/2=110000n, q t =g q/2 /l=l 10000/2550=43. 14n/cm(3. 11)查【1】表7-3得，主梁由于分别驱动，大车运行机构的传动轴系引起的均布载荷:4qz = l. 18*43. 14二50. 9n/cm 由【1】表7-4,p;:57000n，p2:56000n考虑动力系数少2的小车车轮的计算轮压值: 2p,=62

47、700np，二巾,p；=61600n 式中，(3. 12)(3. 13) (3. 14)ij) 2=1. 15-动力系数，由【1】图2-2中曲线查得3.2.2主梁垂直最大弯矩(3. 15)设敞开式司机操纵室的s量gq = 10000n，其重心距支点的距离为1 n=320cm(g+p) + 61600x2550-240 + 50.9x2550.18x10000x32025502550max4x(6270g±62700 + 5a22550+ 1.18x(5000x1.5 + 10000x320)二 135*106n/m3. 2.3主梁水平最大弯矩(3. 16)町2脱:二0. 8mm三峰

48、xf式中:g重力加速度，g=9.81m/a2, a一一大车起动、制动加速度平均值,a=i _ = 0.154 0.206m / f 60x(6 8)(3. 17)不计及冲击系数？u和动载系数a时主梁垂直最大弯矩，由下式算得:+g()l()+g()li = 100*106n/m因此主梁的水平最大弯矩:妊脚城=0.8 x 100x 106 x 0.154 0206 = (12.6 16.8) x 106 ；v / cm 9.81-qx106 n / cm3.2.4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7-19计算：x t(3.18)式屮：ox一一主梁中间截面对水平重心轴线x-x的抗

49、弯截面模数，其近似值为：ox= (fho+bcf3) h=(128x0.6 _3+ 60xl)xl28 = 10956.8cm(3. 19)一一主梁中间截面对垂直重心轴线y-y的抗弯截面模数，其近似值为:oy=(|bc?a + bc?)b= +128 x 0.6) x55 = 5324cm3(3. 20)因此可得:135xl0616xl0510956.8 + 5324=l26mpa由【1】表2-19查得q235的许用应力为5u =270l33= 165.4 mpail主梁支承截面的最大剪应力根据【1】公式7-20计算:【t】式中:qmsg：一主jlbfe承緩大九由【1】公式7-15计算:广 =

50、pa +p£1 ql + p4giuo 7qm; :62700 + 61600x2550-240255050.9x2550+ 1.18x5000x2550-240 2550_ixo一一主梁支承截面对水平重心轴线x-x的惯性矩，其近似值为:wxeby = (jhff + bff3)h0x|即 txo = (72*o. 6/3+60*1)*72*70/2=187488 cm s一一主梁支承截面半面积对水平重心轴线x-x的静矩s=2x 芋+4+ =2967,6(3.21)(3.22)1995167v(3.23)(3.24)因此可得：u = 26.3偷187488x2x0.6由【1】表2-2

51、4查得a3钢的许用剪应力为：【t】=95. 6mpa故丁0«« 【t】n由上面的计算知，主梁的强度足够。3.2.5主梁的垂直刚度验算主梁在满载小车轮压作用下，在跨中所产生的最大垂直挠度可按照【1】公式7-23 进行计算：(3.25)1 4sei«式中：d 240a=p?/p=0. 982,= 0.094,21l 2550/ =w = 10956.8x= 7.12*105x -r 2 2因此可得：/ = 2.54cm3允许的挠度由【1】公式7-22得：【f】:l/700:3. 643cm 故£<【门，主梁的垂直刚度验算通过。3.2.6主梁的水平刚度验

52、算主梁在大车运行机构起、制动惯性载荷的作用下，产生的水平最大挠度可按照【1】公式7-25计算(略去第三项，简化成简支梁)：fs = 5fe+;式中：pg作用在主梁上的集中惯性载荷：ps =(o.ai-o.o2> cpa +p.)ssa 2(3.26)贝1jps=13942787nq2作用在主梁上的均布惯性载荷：qs =(e,pl-e,02>q*(3.27)qs:0. 541. 08n/cm取 a =2181n , qs=l. 08k/cm,;>=mz'-<=5324xt = 15972w2787x2550348x21x106x1597201.q8x2550438

53、4x21x106x159720=0.32249cm水平挠度的许用值：【fs】 =172000=2550/2000=1. 275cm,因此fr<【fs】由上面的计算可知，主梁的垂直和水平刚度均满足耍求，当起重机工作无特殊耍求时，主梁的动刚度验算略。3. 3端梁的计算 3.3.1计算载荷的确定k(3.28)式中，k一大车轮距，km600cmlxc-一小车轨距，l-=2000mma,-一传动侧车轮轴线到主梁屮心线距离，取a=110cm所以，rzl=182167n3. 3. 2端梁垂直最大弯矩在主梁支反力2的作用下产生的最大弯矩mimax = ra9(3.29)一导电侧车轮轴线至主梁中心线距离，“i=90mhwax= 1=182167*90=16. 4*106n. cm3. 3. 3梁的水平弯矩mpma, =sa(3. 30)s一车轮轴向载荷，s =（由【1】2-6）a-侧压系数，由【1】图2-3取a =0.18p-车轮轴压，即端梁的支反力，p = ra从 pma:< =0. 18*182162*90=295111on. c