多自由起重机设计

1、 毕 业 设 计（说明书）2015 届 题 目 多自由度起重机设计 专 业 机械设计制造及其自动化 学生姓名 姜 振 学 号 2011283512 指导教师 王金鹤 论文字数 15107 完成日期 2015年1月 湖州师范学院求真学院教务部印制原 创 性 声 明本人郑重声明：本人所呈交的毕业论文，是在指导老师的指导下独立进行研究所取得的成果。毕业论文中凡引用他人已经发表或未发表的成果、数据、观点等，均已明确注明出处。除文中已经注明引用的内容外，不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的科研成果。对本文的研究成果做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本声明的法律责任由本人承担。论文

2、作者签名： 日 期： 关于毕业论文使用授权的声明本人在指导老师指导下所完成的论文及相关的资料（包括图纸、试验记录、原始数据、实物照片、图片、录音带、设计手稿等），知识产权归属湖州师范学院求真学院。本人完全了解湖州师范学院求真学院有关保存、使用毕业论文的规定，同意学校保存或向国家有关部门或机构送交论文的纸质版和电子版，允许论文被查阅和借阅；本人授权湖州师范学院求真学院可以将本毕业论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用任何复制手段保存和汇编本毕业论文。如果发表相关成果，一定征得指导教师同意，且第一署名单位为湖州师范学院求真学院。本人离校后使用毕业论文或与该论文直接相关的学术论文或成果

3、时，第一署名单位仍然为湖州师范学院求真学院。论文作者签名： 日 期： 指导老师签名： 日 期： 多自由度起重机设计摘要：多自由度起重机是一种能够让企业提高机械化、自动化，增加劳动率，减轻工人体力劳动的一种设备。多自由度起重机在工厂，矿山，车站，码头，仓库，水电站和建筑工地等地方都拥有着多样的应用。慢慢地提高机械化和自动化程度，在生产的时候，原来用于辅助的设备，如今却是在加工生产中成为了至关重要的一部分。此次设计的多自由度起重机是为了使原有的桥式起重机的基础之上能够在更便捷的移动。关键词：起重机，多自由度Multi-DOF crane designAbstract: The crane is t

4、o achieve the production process of mechanization and automation, improve labor productivity, reduce an important tool for heavy manual labor and equipment. It is in factories, mines, railway stations, docks, warehouses, hydropower and construction sites, etc., have a wide range of applications. Wit

5、h mechanization and automation of the continuous improvement in the production process, the original auxiliary equipment as lifting machinery, and some have become indispensable in continuous production processes specialized process equipment. The multi-DOF crane design is to make the foundation of

6、the original bridge crane above can be more convenient to move.Keywords: crane, multi-degree of freedom目 录第1章 绪论11.1选题意义11.2本课题的研究目的21.3多自由度起重机的研究现状2第2章设计方案42.1起重机的介绍42.2起重机设计的总体方案42.2.1主梁的设计42.2.2小车的设计42.2.3端梁的设计42.2.4桥架的设计5第3章 大车运行机构的设计63.1设计的基本原则和要求63.1.1机构传动方案63.1.2大车运行机构具体布置的主要问题63.2大车运行机构的计算63

7、.2.1确定机构的传动方案63.2.2选择车轮与轨道，并验算其强度73.2.3运行阻力计算93.2.4选择电动机93.2.5验算电动机的发热功率条件93.2.6减速器的选择103.2.7验算运行速度和实际所需功率103.2.8验算起动时间103.2.9起动工况下校核减速器功率113.2.10验算启动不打滑条件123.2.11选择制动器133.2.12选择联轴器143.2.13浮动轴的验算143.2.14缓冲器的选择15第4章 端梁的设计174.1端梁的尺寸的确定174.1.1端梁的截面尺寸174.1.2端梁总体的尺寸174.2端梁的计算174.3主要焊缝的计算204.3.1端梁端部上翼缘焊缝2

8、04.3.2下盖板翼缘焊缝的剪应力验算21第5章 端梁接头的设计225.1端梁接头的确定及计算225.1.1腹板和下盖板螺栓受力计算225.1.2上盖板和腹板角钢的连接焊缝受力计算235.2计算螺栓和焊缝的强度245.2.1螺栓的强度校核245.2.2焊缝的强度校核24第6章 桥架结构的设计266.1桥架的结构形式266.1.1箱形双梁桥架的构成266.1.2箱形双梁桥架的选材266.2桥架结构的设计计算266.2.1主要尺寸的确定266.2.2主梁的计算28第7章 焊接工艺设计33第8章结论35致谢36参考文献37附录 图纸列表38VI湖州师范学院求真学院本科毕业论文第一章 绪 论1.1 选

9、题意义起重机是一种有着进行起升、搬运、装载和装配东西的作用的机械类设备，所以能够做一些人不能够实现的工作，成功地减少了人们的工作量，增加工作效率，在工厂、矿山、港口、建筑行业等很多不同的地方都能取得应用，一天天扩大的规模，尤其是为了提高专业水平，实现现代化，很多种用于不同方面的起重机问世，在很多地方，它不单单是用于一些小地方，还成为了生产上的主要的大声地作用生产机械工具，起重机的改变进步成功地提高了国家的经济水平。起重机是抬升、运输的机械类工具。起重机能够提高此类生产的机械效率，减少加工生产时间，降低生产成本，有着很大的好处1。在关于高层房屋、冶金、华工和电站等建设工程中，在吊动和搬运方面的工

10、作量也越来越大，在这之中还有很多东西的重量过大无法用人力来完成。为此我们需要选择一些不同的起重机来完成我们需要完成的工作。在路线，桥梁和水利电力等设施的建设过程中，能够用到它的地方就更多了。不管是用于不同装置的装备拆卸，厂房组分的掉装，装配一些电力设备，吊动运载并且浇灌混凝土和模型，挖掉一些废弃材料和其他的有关于次行业的废料等，都必须要用到起重机。特别是在水利水电的一些工程上，不仅仅工程的规模很大，还由于地形的特别，施工对于环境气候的要求很高、工程又因为规模而造成的种种麻烦，有利用到吊装搬运的起重设备、建筑材料的用量很大而且种类繁多，所以有用到起重机的地方就更多了。11对于各式各样的起重设备，

11、桥式起重机是生产的数量最多的，而且还是对于产品使用的材料是最多的。因为这种起重机都是在高空作业，能够在产房内进行各种吊装，搬运货物，所以能都取得很广泛的应用。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）熟知多自由度起重机的构造和工作原理（2）明白多自由度起重机的设计方案（3）把学到的东西用到实际的使用中，让自己有能力操作（4）知道起重机行业的改变历程，为了之后的发展做准备1.3 多自由度起重机的研究现状现在欧洲美国日本在起重设备的技术上处于领先地位。工程起重机最早是在欧洲被发明出来的，轮式起重机是各种起重机中有着最高水平的。他们的生产出来的东西在技术

12、，性能，安全等各个方面都是值得让人们称道的，消费者对他们的东西也是很满意。 美国的起重机技术是没有欧洲先进的。最近几年用各种商业竞争的方法，让美国人在起重这一方面的进步很大。现在轮胎起重机、履带式起重机、全路面起重机和汽车起重机是美国的主要生产对象。马尼德维克公司是生产大户，这个公司的主要的优点是他们的产品质量好，使用的技术水平也很不错，他们的信誉也让人们觉得他的东西很好，汽车底盘和全路面这2个技术更是他们主要的发展对象，有着这2个领先的技术使得他们能够在这个方面领先于欧洲的一样同类的企业，美洲地区和亚太地区也是他们能够卖产品出去的最大的地方。 日本的经济发展是在二战失败之后才不断发展出来的一

13、个全球第二的经济大国，他们的最主要的就是轮式起重机。虽然他们的发展的时间很晚，但是提升的速度确实很快，成为了他们的主要生产对象，另外，日本方面还通过了收购等手段去提升他们企业的水平。他们的一些主要的企业生产的设备有越野轮胎起重机，汽车起重机和全路面起重机，产品优点是技术水平和性能都还不错，但是过于脆弱，没有欧美的那么牢靠。伴随着我国日益发展的经济实力和日益增强的国际水平，在各种各样的技术上面也有着巨大的发展，在起重设备方面，我们也不断地去创新和学习其他先进水平国家的技术，让我们自己国家能够生产的东西不断向世界一流水平靠近，也能够设计出一些具有我们独具特色的东西，在规模和生产质量方面，一直是我国

14、创新改革的重要方向，在提高技术水平的同时，也要使得消耗的成本降低，尽可能地用最少的资源获得最大的利益。为此在起重机行业上，我们有了长足的发展和进步，在提高生存率的同时也符合了我国经济发展的大方针。促进了社会主义事业的发展。11起重机在冶金工作行业有着重大的作用，他的出现对于这个行业的安全，效率各个方面都有了很大的提升，原来一些需要人工去完成的事情都能够靠着机械去完成，让工人的人身安全都有了很大的保证。同时我国的东西在技术水平上也有着一定的提高，最初的时候是70年代的时候我国的技术水平都是从苏联传过来的技术，使用的也是仿照这前苏联的起重设备。是在改革开放之后，我们学习了国外的一些先进水平才改良了

15、我们现有的起重设备，在让我们在冶金业有了巨大的变化。11现在冶金起重业的发展的方向就是不断地提高起重机所能够提升的物品的重量，这是冶金起重机最大的用途，用机械的力量代替人力从而达到高效率的结果，使较短的时间内能够完成更多的工作量。随着社会的不断地发展，原有的一些小提升已经无法满足日益变化的现代社会，在提高冶金行业的生产量的同时，我们也需要提升产品的质量，做到真正的又多又好，这才是现代社会所需要的，这才能顺应社会的发展，因此社会促进了本行业的发展进步，大型转炉、连铸、连轧这一些技术的出现改进，因此造成了在这一方面上冶金起重机行业所需要达到的要求和条件就更多了，这就表现在了起重机要提高起重的重量和

16、起重的速度从而来适应这些新出现的技术。对此，我们也有了一些系统的统计计算，在这些里面，起重机的钩子的承受重量和它起升的速度也有了不断地提高和变化。 早在7080年代我国的起升、运行机构就开始使用调速系统，其中交流调速是使用最为广泛的一种，对此国内外各大厂商也在这个方面不断研究创新使这一技术能够在起重行业取得一份大的份额。调速范围根据不同的调速方法也有着不同的变化。现在定子调压和变频调速这2个系统是使用率最高的2种，定子调压被用在起重提升这一方面最为广泛，而变频调速则是在物件的水平运载方面市场使用的比率很高。机构使用了调速系统之后就有了这一些优点：a)机构在启动的时候能够保存稳定运行，对此是起重

17、行业的一个大突破，能够使运载物件的时候不会造成对物件的损坏，特别对铸造起重机有着很大的好处b)物块的损伤得到了有效的遏制；c)能够精确定位需要操作的物件；d)降低了对金属部件和传动设备的碰撞产生的损坏，极大地增加了产品的能够用的时间；e)能够使一线工人在工作的时候周边的条件没有那么得恶劣；f)降低起动对电网的冲击。使用调速系统后也带来如下问题：a)起重机的造价提高；b)对于修理设备的人员来说，这样对于他们的技术水平的要求就更加高了，他们需要学习的东西就更多了，同时在接触他们不熟悉的东西的时候他们就不能够更加轻松快捷，对于他们自身的安危来说就更加的严重第二章 设计方案2.1起重机的介绍多自由度起

18、重机有着两根主梁和两根横向端梁,它们组成了一个双梁桥架的结构，小车能够在桥架上面运动，它能够起升吊装和运载各种各样的东西,在机械加工方面和各种部件装配组合的车间使用。2.2起重机设计的总体方案 多自由度起重机设计的基本数据有: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主梁的设计主梁的长度有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，主梁的横截面腹板的厚度是6mm,翼缘板的厚度是10m

19、m，人走通道的宽度是由端梁和大车运动机构来决定的，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=0.4-0.6H，主梁在运动过程中会受到力的作用而导致其会向下弯曲，因此要有一个向上的力来保存它不会变形。2.2.2小车的设计小车的设计部件主要有起重吊升、水平运载这2个机构和小车架。小车的起重吊升机构采纳的是一种紧闭在一起的方法，这一方案是让电动机轴和二级圆柱齿轮减速器的高速轴的中心采纳两个半齿联轴器和一个中央浮动轴把他们联系在一起，减速器的低速轴与卷筒之间则是需要采纳圆柱齿轮传动机构。小车的水平运载机构则是用一种紧闭在一起的齿轮运动的装置，运动小车的车轮

20、是安装在小车架的各个角外的位置，车轮上的独特造型是一个带有着角形轴承箱的合成部件，电动机是安装在小车架后面的位置上，可以又有的问题是车轮轴所在的平面与电动机轴的不一样，为此水平运载机构要采纳立式三级圆柱齿轮减速器，所以他们必须要使用浮动轴来使输入轴与电动机轴和车轮战和输出轴能够可以连接。小车架的设计必要用前人的一些思路还有推想，采纳的是钢板冲压成型而得到的型钢来替代之前的焊接横梁。2.2.3端梁的设计端梁能够为水平移动运输提供了一个重量支撑点，所以这一部份十分的重要。车轮和端梁架构成了端梁这一个重要的部件，端梁架是由上、下盖板，腹板这3个部份组成；高强螺栓把连接板和角钢之间的端梁连接在了一起。

21、加强筋也被使用在了端梁这一部分上，使得它在收到了外力的作用的时候不会造成变形等情况以至于整个机架产生危害。端梁的基本长度根据的是主梁的长度大小车的轮胎的距离和轨道的距离；大车的运行采用分别传动的方案。拼装起重机的时候，一定要先把端梁和主梁连在一个使位置得到确认，然后再把端梁的两端连接在一起。 2.2.4桥架的设计箱形结构常常被用在中小型的起重机上面，但是在此为了使起重机的安全性能更高一些，我还选用了双梁结构。箱形双梁桥架顾名思义就是要有着2根的箱型的主梁，同时它还需要端梁来实现它的现实使用，还有需要在主梁的一側安装一个用于大车运动机构的放置装配和工人能够在上面走动的小平台，主梁和端梁是要连在一

22、起的，人走通道在主梁的外侧，同时人走通道外面一定要装一个防护装置，一般都是用铁护栏。在计算的时候人走通道和铁栏杆都是忽略不计的。考虑到实际情况，在走通道的下面装有一个司机室。司机室有封闭和开放这2种类型，室内大多是采用开放式的司机室，而封闭这一种一般都是在环境条件很不好的情况下采纳。这里对多自由度起重机进行了一个简单的介绍，我们从中也能知道一些有关于该种起重机的一些特点.它有这很多的优点，例如,它的起重重量很大，能够满足很多人力无法完成的事情，同时它的安全性能相对于同样的一些起重机械来说是很高的，它的设计造型也让它便于安装维修，能够适应很多不同的场合。但是它同样有着一些需要改进的地方，他的梁在

23、受到很大的力的时候就容易造成弯曲的后果，长此以往会使机构发生变形容易产生危险。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的运动部份的设计和桥架的设计这2个部份是要一同分析的，所以两个部件的设计工作则需要交替地完成，设计的步骤是：1. 确定这2个部份的传动方式2. 布置桥架的结构尺寸3. 确定大车运行机构是在什么地方和一些部件的大小4. 概括思量二者的关系和完成一些设计 对大车运行机构设计的要求是：1. 机构要简单轻巧2. 2者要合适地加工在一起能够减轻很多工作3. 在保证桥架有一定的强度刚度还要尽量地减少主梁的扭转载荷 4. 要设计合理让维修更简单3.1.1机构传动方案大车机构的

24、传动方案是有2类：分别传动和集中传动这2种，多自由度起重机常用的跨度范围（0.5-32m）一般都是用分别传动，所以这里我也用了分别传动来设计大车机构3.1.2大车运行机构具体布置的主要问题1. 联轴器的选择2. 轴承位置的安排3. 轴长度的确定这三着是互相联系的。同时在设计的时候要注意一下几点：1. 大车的运动机构是要在桥架上，又因为桥架的速度问题，所以容易受到弯曲，机构会造成不稳定，部件都会有偏移，所以为了维持系统的稳定在电机车轮和减速器的轴上都需要使用的是浮动轴2.要把机构设计在主梁一侧同时要避免和栏杆靠得太近从而达到降低扭转载荷的目的，也要让端梁能够承载到机构的一部分重量。3. 因为大车

25、使用了分动机构，所以我们要在考虑到浮动轴的情况下，使得空间减少从而让设计和制造更加的方便。4. 为了让浮动轴吸收到的冲击力得到充分的利用我们要让制动器靠近电机。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Gxc=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）1车轮2联轴器3低速浮动轴4联轴器5减速器6联轴器7高速浮动轴8制动器9电动机大车运行机构图（2-1）3.

26、2.2 选择车轮与轨道，并验算其强度根据图示算出最大轮压和最小轮压。满载时的最大轮压：Pmax= =95.6KN空载时最大轮压：Pmax= = =50.2KN空载时最小轮压：Pmin= = =33.8KN式中的e为钩子的中点离端梁中点的最短的长度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，车轮的直径Dc=500mm，轨道是P38的可以用的轮胎的压力为150KN，所以能够使用。1）.疲劳强度的计算疲劳强度的等效的载荷：Qd=2Q=0.6*100000=60000N 式中2等效系数，所

27、以2=0.6车论的计算轮压：Pj= KCI r Pd=1.050.8977450 =72380N式中：Pd车轮的等效轮压Pd= = =77450Nr载荷变化系数，查1表19-2，当Qd/G=0.357时，r=0.89Kc1冲击系数，查1表19-1。V=1.5m/s时，Kc1=1.05按照点接触可以得出疲劳接触应力为： sj=4000 =4000 =13555Kg/cm2 sj =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，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：

28、Pjmax=KcIIPmax =1.195600 =105160N式中KcII是冲击系数，查表可以知道KcII=1.1根据点接触可以得到强度校核的接触应力：jmax= = =15353Kg/cm2 jmax =153530N/cm2车轮采用ZG55II，查1表19-3得，HB320时， j=240000-300000N/cm2，jmax j 故强度足够。3.2.3 运行阻力计算摩擦总阻力距Mm=（Q+G）（K+*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.

29、0006m，轴承摩擦系数=0.02，还有就是另外算上去的阻力系数=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空载时：Mm（Q=0）=G（K+d/2） =1.5168000（0.0006+0.020.14/2） =504NP m（Q=0）= Mm（Q=0）/（Dc/2） =5042/0.5 =2016N3.2.4选择电动机电动机静功率：Nj=PjVdc/（60m ）=321690/60/0.95/2=

30、2.54KW式中Pj=Pm（Q=Q）最大承受力的情况下所受到的阻力(P m（Q=0）=2016N) m=2驱动电动机的台数初选电动机功率：N=Kd*Nj=1.3*2.54=3.3KW式中Kd-电动机功率增大系数，查表能够知道Kd=1.3查2表31-27选用电动机YR160M-8；Ne=4KW，n1=705rm，（GD2）=0.567kgm2，电动机的重量Gd=160kg3.2.5 验算电动机的发热功率条件等效功率：Nx=K25rNj =0.751.32.54 =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=0.2

31、5，由1图8-37估得r=1.3由此可知：NxNe,所以我选择的这一种电动机的发热的情况性能可以符合使用要求。选择电动机：YR160M-83.2.6 减速器的选择车轮的转数：nc=Vdc/（Dc）=90/3.14/0.5=57.3rpm机构传动比：i。=n1/nc=705/57.3=12.3查2表19-11，选用两台ZLZ-160-12.5-IV减速器i。=12.5；N=9.1KW，当输入转速为750rpm，可见NjN中级。(电机发热的条件符合使用的要求,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：Vdc=Vdc i。/ i。=9012.3/

32、12.5=88.56m/min误差：=（Vdc- Vdc）/ Vdc=（90-88.56）/90100%=1.6%15%合适实际所需的电动机功率：Nj=NjVdc/ Vdc=2.5488.56/90=2.49KW因为NjN,所以可以得到我选择的减速器的功率是符合要求的。3.2.10 验算启动不打滑条件因为此次所设计的起重机是用于室内的环境中，不在室外有各种因素的影响，所以计算的类别有下面的3种1.两台电机在没有物件的时候一起启动：n=nz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.nz1.051.

33、2n = =2.97nnz,所以当2台电机没有装载东西时运动没有打滑的情况2.事故状态只有一个电机启动，没有装载东西的小车是在启动的电机这边的时候，则n=nz式中p1=50.2KN-主动轮轮压 p2=2+=233.8+50.2=117.8KN-从动轮轮压-一台电机还是在没有装载物件的时候的启动需要的时间= =13.47 sn= =2.94nnz,故不打滑.3.事故状态在只有一个电机启动时，没有装载东西的小车在未开启的那个电机一侧的时候,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= 13.47 S 与第(2)种工况相同n=1.89 故

34、也不会打滑结论:由上诉的情况我们可以得出，在这3个不同的情况下都不会发生打滑的情况。3.2.11选择制动器由1中所述,取制动时间tz=5s按照没有装载物件来算动力矩,令Q=0,得:Mz=式中= =-19.2NmPp=0.002G=1680000.002=336NPmin=G=1344NM=2-制动器台数.有2个电机在制动Mz=41.2 Nm现选用两台YWZ-200/25的制动器，查表可以知道它的制动力矩是M=200 Nm，为了不造成打滑的这一情况，在要用的时候要把它的制动力矩调制3.5 Nm以下。3.2.12 选择联轴器在前面设计的时候我们就确定了,每一个不同的设备之中的高速轴和低速轴都采用浮

35、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等效系数 取=2查2表2-7Mel=9.75*=55.3 Nm由2表33-20查的:电动机Y160M1-8,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,所以在接近电机的那一遍根据镖可以得出联轴器ZLL2（浮动轴端d=40mm;MI=630Nm,(GD2)ZL=0.063Kgm,重量G=12.6Kg） ；在接近减速器的那一边，由2选用两个联轴器ZLD，在靠近减速器端浮动轴

36、端直径为d=32mm;MI=630 Nm, (GD2)L=0.015Kgm, 重量G=8.6Kg. 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得出的结论和一开始大概想的大致是一样的，所以不用再去计算了2.低速轴的计算扭矩： =154.815.750.95=2316.2 Nm3.2.13 浮动轴的验算1）.疲劳强度的计算低速浮动轴的等效力矩：MI=1Meli=1.455.312.50.95=919.4Nm式中1等效系数，根据表格查得1=1.4根据前面我们知道了浮动轴端直径D=60mm，所以它的扭转应力为： N/cm2因为浮动轴的载荷

37、变化是循环交替的，所以许用扭转应力为： =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，由2表2-21查得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 =2.555.312.50.95=1641.7 Nm式中2动力系数，查表可以知道2=2.5扭转应力：

38、t=3800N/cm2许用扭转剪应力：N/cm2 ttII,故强度验算通过。高速轴所受扭矩虽比低速轴小，可是因为高速轴的材料等情况使得它不会崩溃，所以高速轴就不需要进行验算。3.2.14 缓冲器的选择1.碰撞时起重机的动能 W动= 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 式中P摩运行阻力，Pmin=Gf0min=1780000.008=1424N f0min最小摩擦阻力系数可取f0m

39、in=0.008 P制制动器的制动力矩换算到车轮踏面上的力 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 =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d1=10mm, 中部下盖板d1=10 mm 头部下盖板d2=12mm 根据查表可以得到直径为500mm的车轮组

40、大小，在计算端梁盖板宽度和腹板的高度时，先要处理好受力的那个车轮的截面是怎么样的，然后再得到端梁中央的截面的大小。得到的数据是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，这样的话车轮和端梁就不会发生接触撞击的情况；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 端梁总体的尺寸大车轮距的确定：K=（）L=（）16.5=2.063.3m取K=3300 端梁的高度 H0=（0.40.6）H主 取H0=500确定端梁的总长度L=41004.2 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Q(G+P)max相

41、等，那么端梁的最大支反力：RA= 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线的长度，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 a1导电侧车轮轴线到主梁的中线的长度，a1=60 cm。 3.端梁的水平最大弯矩1）. 端梁由于车轮在侧向载荷的作用下而产生的最大水平弯矩： =Sa1 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

42、： =lRAa1=0.0811769960=564954Ncm 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： =a1式中小车的惯性载荷：= P1=37000/7=5290N 因此： =327018Ncm 比较和，我们能够知道要选择这2个数据的大的那个进行强度计算。4.端梁的强度验算 端梁的最中央的截开的面积对水平面上的重心线X-X的截面模数： =2380.8 端梁的最中央的截开的面积对水平面上的重心线X-X的惯性矩： =2380.8 =59520 端梁的最中央的截开的面积对垂直面上的重心线Y-Y的截面模数： =1154.4 端梁的最中央的截开的面积对水平面上的重心线X-X的

43、半面积矩： =1325.6 端梁中间截面的最大弯曲应力： =2965+489=3454N/cm2 端梁中间截面的剪应力： =2120 N/cm2 端梁受力的截开的面积对水平面上的重心线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 水平重心线到上盖板中心线之间的长度： C1= =5.74 cm水平重心线距腹板中线的距离： C2=5.74-0.5-0.512.7 =-1.11 cm 水平重心线到下盖板中线之间的长度： C3=（12.7+0.5+0.6）-5.74 =8.06cm端梁受力的截开的面积对水平面上的重心线X-X的惯性矩： =4013+4015.742+212.73

44、0.6+212.70.61.112+2111.23+2111.28.062=3297cm4端梁受力的截开的面积对水平面上的重心线X-X的最小截面模数： = =3297 =406.1 cm3 端梁受力的截开的面积对水平面上的重心线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 端梁受力的截开的面积边上的弯矩： =RAd=11769914=1647786Ncm 式中 端梁受力的截开的面积的弯曲应力： =4057.6N/cm2 端梁受力的截开的面积的剪应力： =6827.4 N/cm2 端梁受力的截开的面积的合成应力： =125

45、01.5 N/cm2 端梁材料的许用应力： sdII=(0.800.85) sII =(0.800.85)16000=1280013600 N/cm2 tdII=(0.800.85) tII = (0.800.85)9500 =76008070 N/cm2 验算得到所有计算得到的应力都是比材料的许用应力要小，所以端梁的强度是符合我们要设计的起重机的要求的。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：=4015.74=229.6 cm3端梁上盖板翼缘焊缝的剪应力： =4878.8 N/cm2 式中n1上盖板翼缘焊缝数； hf焊肉的高度，取h

46、f=0.6 cm4.3.2 下盖板翼缘焊缝的剪应力验算端梁受力的截开的面积下盖板对水平重心线X-X的面积矩：=2121.28.06=232.128 cm3端梁下盖板翼缘焊缝的剪应力： =4929.8 N/cm2由1表 查得t=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依照端梁轮距K的大小，端梁上有个安装接头需要在端梁的中心上。端梁的接头是由上盖板和腹板上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。顶部的角钢是被紧紧的安置在上面，边上的物件是不怎么收到力的作用的额，还有下面的钻孔是同时钻孔的。如下图为接头的安装图下盖板与连

47、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。（a）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.腹板最下面的螺栓所受到的力是最大的，每个螺栓所受的力为： N拉=12500N2.下腹板每个螺栓所受的剪切力相等，大小是： N剪= = =7200N式中n0下盖板一端总受剪面数；n0=12 N剪 下盖板其中一个螺栓所受的剪切力： n一侧腹板受到拉力作用的螺栓总数；n=12 d1腹板上连接螺栓的直径 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5.1.2 上盖板和腹板角钢的连

48、接焊缝受力计算1. 上盖板角钢连接焊缝受剪，其值为： Q= =172500N2.腹板角钢的连接焊缝同时受到拉力和弯曲应力的作用，大小是： N腹= = =43100NM腹= =2843000Nmm5.2 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= = =103007.7N 2.螺栓的许用抗拉承载力N拉= =27129.6N式中t=13500N/cm2 s=13500N/cm2 由1表25-5查得由于N拉N拉 ,N剪N剪 所以这些螺栓的强度都是符合要求的能够使用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：tM=15458.7N/ cm2式中I =395.4 焊缝的惯性矩其余尺寸见图 2.由剪力Q产生的焊缝剪应力：tQ= =4427.7N/ cm2折算剪应力：t= =16079.6 N/ cm2t=17000 N/ cm2t由1表25-3查得式中h焊缝的计算厚度取h=6mm3.对上角钢的焊缝t=211.5 N/ cm2t由上计算符合要求。第六章 桥架结构的设计6.1 桥架的结构形式箱形结构常常被用在中小型的起重机上面，但是在此为了使起重机的安全性能更高一