10t单梁桥式起重机大车运行机构的设计

1、优秀设计毕业论文（设计）任务书学生姓名学号年级专业及班级指导教师及职称20XX年9月20日填写说明一、毕业论文（设计）任务书是学院根据已经确定的毕业论文（设计）题目下达给学生的一种教学文件，是学生在指导教师指导下独立从事毕业论文（设计）工作的依据。此表由指导教师填写。二、此任务书必须针对每一位学生，不能多人共用。三、选题要恰当，任务要明确，难度要适中，份量要合理，使每个学生在规定的时限内，经过自己的努力，可以完成任务书规定的设计研究内容。四、任务书一经下达，不得随意更改。五、各栏填写基本要求。（一）主要内容和要求：工程设计类选题明确设计具体任务，设计原始条件及主要技术指标；设计方案的形成（比较

2、与论证）；该生的侧重点；应完成的工作量，如图纸、译文及计算机应用等要求。实验研究类选题明确选题的来源，具体任务与目标，国内外相关的研究现状及其评述；该生的研究重点，研究的实验内容、实验原理及实验方案；计算机应用及工作量要求，如论文、文献综述报告、译文等。文法经管类论文明确选题的任务、方向、研究范围和目标；对相关的研究历史和研究现状简要介绍，明确该生的研究重点；要求完成的工作量，如论文、文献综述报告、译文等。（二）主要参考文献与外文资料：在确定了毕业论文（设计）题目和明确了要求后，指导教师应给学生提供一些相关资料和相关信息，或划定参考资料的范围，指导学生收集反映当前研究进展的近13年参考资料和文

3、献。外文资料是指导老师根据选题情况明确学生需要阅读或翻译成中文的外文文献。（三）毕业论文（设计）的进度安排：设计类、实验研究类课题实习、调研、收集资料、方案制定约占总时间的20%；主体工作，包括设计、计算、绘制图纸、实验及结果分析等约占总时间的50%；撰写初稿、修改、定稿约占总时间的30%。文法经管类论文实习、调研、资料收集、归档整理、形成提纲约占总时间的60%；撰写论文初稿，修改、定稿约占总时间的40%。六、各栏填写完整、字迹清楚。应用黑色签字笔填写，也可使用打印稿，但签名栏必须相应责任人亲笔签名。注：此表如不够填写，可另加附页。毕业论文（设计）题目10t单梁桥式起重机大车运行机构设计主要内

4、容和要求（宋体五号，行间距单倍行距）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。完成3张A0图纸（折合），并要求CAD绘制。撰写设计说明书，文字在1.01.5万字间，条理清楚，计算有据，格式按湖南农业大学全日制普通本科生毕业论文（设计）规范化要求。设计说明书的内容包括：课题的目的、意义、国内外动态；研究的主要内容；总体方案的拟定和主要参数的设计计算；

5、传动方案的确定及设计计算，主要工作部件的设计；主要零件分析计算和校核；参考文献，鸣谢。主要参考资料（具体格式以规范化要求规定为准）起重机设计手册起重机设计手册编写组，机械工业出版社，1980机械设计师手册吴宗泽主编，机械工业出版社，2002起重机课程设计北京钢铁学院编，冶金工业出版社，1982焊接手册中国机械工程学会焊接学会编，机械工业出版社，19925徐灏等.机械设计手册M.北京:机械工业出版社,2000:112-120.郑提，唐可洪.机电一体化设计基础M.北京:机械工业出版社，1997：26-30.张建中.机械设计基础课程设计.中国矿业大学出版社，2005.2龚湘义哈尔滨工业大学.机械设计

6、课程设计图册第三版.高等教育出版社，2004.1龚湘义.机械设计课程设计指导书.第二版高等教育出版社,2004.4孙昭文，杨惠兰画法几何及机械制图习题集天津科学技术出版社，1993:50-60.濮良贵，记名刚机械设计M.北京:高等教育出版社,2003:68-75.成大先机械设计手册M.北京，机械工业出版社，2004陈道南.盛汉中.起重机课程设计M.北京，冶金工业出版社，1993陈道南.起重运输机械M.北京，冶金工业出版社，1997工作进度安排（宋体五号，行间距固定值22磅）起止日期主要工作内容20XX年9月14日前选定课题20XX年9月20日前下达任务书20XX年9月25日前兀成开题20XX年

7、3月20日30日提交毕业论文（设计）初稿，进行中期考核20XX年5月10日前提交毕业论文（设计）正稿20XX年5月15日20日毕业答辩20XX年5月25日28日最后整改，装订要求完成日期：20XX年互月亠日指导教师签名:接受任务日期：20XX年9月_21_日；学生本人签名：注：签名栏必须由相应责任人亲笔签名。lot单梁桥式起重机大车运行机构设计学生：指导老师：(XX)扌商要：桥式起重机是一种工作性能比较稳定，工作效率比较高的起重机。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，流水在线的定点工作等都要用到起重机。在查阅相关文献的

8、基础上，综述了桥式起重机的开发和研究成果，重点对桥式起重机大车运行机构、端梁、主梁、焊缝及连接进行设计并进行强度核算，主要是进行端梁的抗震性设计及强度计算和支承处的接触应力分析计计算过程。设计包括电动机，减速器,联轴器，轴承的选择和校核。设计中参考了许多相关数据，运用多种途径，利用现有的条件来完成设计。本次设计通过反复考虑多种设计方案，认真思考，反复核算，力求设计合理;通过采取计算机辅助设计方法以及参考他人的经验，力求有所创新;通过计算机辅助设计方法，绘图和设计计算都充分发挥计算机的强大辅助功能，力求设计高效。关键词:桥式起重机，大车运行机构，主梁;端梁;焊缝TheDesignOf10tSin

9、gleBeamBridgeCraneTravelingMechanismAuthor：Tutor:(XX)Abstract:Bridgecraneisakindofperformanceisstability,theworkingefficiencyisrelativelyhighcrane.AlongwiththedevelopmentofChinasmanufacturingindustry,bridgecraneisappliedtoindustrialproductionmoreandmore.Carryingheavyloadsinfactories,machinetoolfluct

10、uationpieces,shippingworkontheassemblylineforhoistingparts,thedesignatedworkwithacrane.Onthebasisofliteraturereview,summarizedthebridgecranedevelopmentandresearchresults,focusingonbridgecraneduringoperationorganization,mainbeam,endbeamweldandconnectionfordesignandthestrengthcalculation;Mainlyfortheg

11、irdersextentdesignandstrengthcalculationandthesupportofcontactstressanalysisprogramincalculation.Designincludingmotor,reducer,coupling,bearingchoosingandchecking.Thedesignrefertomanyrelatedinformation,referencetoapplyavarietyofways,maketheexistingconditionstocompletedesign.Byconsideringvariousdesign

12、schemerepeatedly,thinkingdeeply,strivetodesignreasonable;Bytakingcomputeraideddesignmethodandreferencetheexperienceofothers,strivetomakeinnovation;Throughcomputeraideddesignmethod,graphicsanddesigncalculationsgivefullplaytothepowerfulauxiliaryfunction,computertodesignefficient.Keywords:bridgecrane;d

13、uringoperationorganization;mainbeam;endbeam;weld1绪论1.1起重机背景及其理论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。二十世纪以来，由于钢铁、机械制造业和铁路、港口及交通运输业的的发展，促进了起重运输机械的发展。对起重运输机械的性能也提出了更高的要求。现代起重运输机械担当着繁重的物料搬运任务，是工厂

14、、铁路、港口及其他部门实现物料搬运机械化的关键。因而起重机的金属结构都用优质钢材制造，并用焊接代替铆接，不仅简化了结。缩短了工期，而且大大地减轻了自重，焊接结构是现代金属结构的特征。我国是应用起重机械最早的国家之一，古代我们祖先采用杠杆及轱辘取水，就是用起重设备节省人力的例子。几千年的封建统治年代，工业得不到发展，我国自行设计制造的起重机很少，绝大多数起重运输设备主要依靠进口。解放以后，随着冶金、钢铁工业的发展，起重运输机械获得了飞速的发展，全国刚解放就建立了全国最大的大连起重机械厂，1949年10月，在该厂试制成功我国第一台起重量为50吨，跨度为22.5m的桥式起重机。为培养起重运输机械专业

15、的人才，在上海交通大学等多所高等工业学校中，创办了起重运输机械专业。到目前为止，我国通用门式起重机和工程起重机已从过去的仿制渡到恶劣自行设计制造的阶段。有些机种和产品，无论从结构形式，还是性能指针都达到了较高水平。1.2实际意义我国起重运输机械行业从上世纪五六十年代开始建立并逐步发展壮大，并已形成了各种门类的产品范围和庞大的企业群体，服务于国民经济各行各业。随着我国经济的快速发展，起重运输机械制造业也取得了长足的进步。2005年起重运输机械行业销售额达到1272亿元，“十五”期间平均每年超过30%，2006年依然保持着持续增长的态势，目前的市场前景非常好。70年代以来，起重机的类型、规格、性能

16、和技术水准获得了很大的发展，除了满足国内经济建设对起重机日益增长的需要外，还向国外出口各种类型的高性能、高水平的起重机。由此可见，起重机的设计制造，从一个侧面反映恶劣一个国家的工业现代化水平。1.3研究现状及存在问题上个世界70年代以来，随着生产和科学技术的发展，起重机械无论在品种及质量上都得到了极其迅速的发展。随着国名经济的快速发展，特别是国家加大基础工程建设的结构件和机器设备的重量也越来越大，特别是大型水电站、石油、化工、路桥、冶炼、航天以及公用民用高层建筑的安装作业的迫切需要，极大的促进了起重机、特别是大型起重机的发展，起重机的设计制造技术得到了迅速发展。随着起重机的使用频率、起重量的增

17、大，对其安全性能、经济性能、效率及耐久性性等问题，也越来越引起人们的重视，并对设计理念、方法及手段的探讨也日趋深入。由于在起重机设计中采取常规设计方法时，许多构件存在不合理性，进而影响整个设备性能。计算机技术的应用在很大范围内解决了起重机的设计问题，尤其是有限元分析方法与计算机技术的结合，为起重机结构的准确分析提供了强力的有效手段，在实际工程已日益普及,且今后的结构分析从孤立的单独构件转变到结构系统的整体空间分析。1.4起重机国内与国外发展动向起重机作为一种古老的机械，时至今日，在其承载结构、驱动机构、取物装置、控制系统及安全装置等各方面都有了很大的发展，其设计理论、制造工艺、检测手段等都逐渐

18、趋于完善和规范化，并已经成为一种较完善的机械。但由于生产发展提出新的使用要求，起重机的种类、形式也需要相应地发展和创新，性能参数也需要不断变化与究善。由于现代化设计方法的建立和计算机辅助设计等现代设计手段的应用，使起重机设计思维观念和方法有了进一步的更新，其它技术领域和相邻工业部门不断取得的新科技成果在起重机上的渗透、推广应用等，更使起重机的各方面不断地丰富更新。因此，起重机将向现代化、智慧化、更安全可靠方便的方向发展。1.4.1国内桥式起重机发展动向加入世贸组织后，虽然国内市场（特别是配套件）将受到较大冲击，但同时也给我们带来新技术的应用，使国内主机和配套件企业更清晰认识到差距，更多地了解国

19、产产品存在的致命问题，必将引导主机和配套件企业的技术创新和技术进步。国内工程机械产品近十年来随着技术的引进、消化、吸收，有了长足的进步，产品性能、可靠性、外观都有较大幅度的提高，但同国外工程机械比较来看，还存在较大差距，就工程起重机而言，今后的发展主要表现在如下几个方面：（1）整机性能，由于先进技术和新材料的应用，同种型号的产品，整机重量要轻20%左右。随着结构分析应用和先进设备的使用，结构形式更加合理（2）高性能、高可靠性的配套件，选择余地大、适应性好，性能得到充分发挥（3）电液比例控制系统和智能控制显示系统的推广应用（4）操作更方便、舒适、安全、保护装置更加完善（5）向吊重量大、起升高度、

20、幅度更大的大吨位方向发展。1.4.2国外起重机的发展动向（1）重点产品大型化，高速化和专用化。由于工业生产规模不断扩大，生产效率日益提高，以及产品生产过程中物料装卸搬运费用所占比例逐渐增加，促使大型或高速起重机的需求量不断增长，起重量越来越大，工作速度越来越高，并对能耗和可靠性提出更高的要求。目前世界上最大的履带起重机起重量30001,最大的桥式起重机起生日一12001,集装箱岸连装卸桥小车的最大运行速度已达350m/min，堆垛起重机级最大运行速度240m/min,垃圾处理用起重机的起升速度达100m/min。（2）系列产品模块化、组合化和标准化用模块化设计代替传统的整机设计方法，将起重机上

21、功能基本相同的构件、部件和零件制成有多种用途，有相同联接要素和可互换的标准模块，通过不同模块的相互组合,形成不同类型和规格的起重机。（3）通用产品小型化、轻型化和多样化有相当批量的起重机是在通用的场合使用，工作并不很繁重。这类起重机批量大、用途广，考虑综合效益，要求起重机尽量降低外形高度，简化结构，减小自重和轮压，整个建筑物高度下降，建筑结构轻型化，降低造价。（4）产品性能自动化、智能化和数字化起重机的更新和发展，在很大程度上取决于电气传动与控制的改进。将机械技术和电子技术相结合，将先进的计算机技术、微电子技术、电力电子技术、光缆技术、液压技术、模糊控制技术应用到机械的驱动和控制系统，实现起重

22、机的自动化和智能化。大型高效起重机新一代电气控制装置已发展为全电子数字化控制系统。（5）产品组合成套化、集成化和柔性化在起重机单机自动化的基础上，通过计算机把各种起重运输机械组成一个物料搬运集成系统，通过中央控制室的控制，与生产设备有机结合，与生产系统协调配合。（6）产品构造新型化、美观化和实用化结构方面采用薄壁型材和异形钢、减少结构的拼接焊缝，提高抗疲劳性能。采用各种高强度低合金钢新材料，提高承载能力，改善受力条件，减轻自重和增加外形美观。1.5桥式起重机设计的总体方案1.5.1主梁和桥架的设计主梁跨度16.5m,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

23、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拋物线形。1.5.2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分成三个分段，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,

24、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：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2.1.1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

25、可用分别传动的方案本设计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：（1）联轴器的选择轴承位置的安排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

26、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：2.2.1确定机构的传动方案本起重机采用分别传动的方案如图11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车轮图1大车运

27、行机构Fig.lCranetravelingmechanism2.2.2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:PmaxG-Gxc4Q+GxcLe2L(1)168-40100+4016.51.5+4216.5=95.6KN空载时最大轮压:nG-GxcGxcL一eP一+max42L168-404016.51.5一+X4216.5=50.2KN空载时最小轮压:PminG-Gxc+4Gxc(2)TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark50 _168-40401.5一+X4216.5=33.8KN式中的e为主钩中心

28、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。（1）疲劳强度的计算疲劳强度计算时的等效载荷：Qd=02Q=0.6*100000=60000N式中2等效系数，由1表4-8查得02=0.6(3)车论的计算轮压：Pj一KCIrPd=1.05X0.89X77450=72380N式中：Pd车轮的等效轮压TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark54 G-GxcQd+GxcL

29、-1.5d42L168-4060+4016.5-1.5 HYPERLINK l bookmark46 =+x4216.5=77450Nr载荷变化系数，查1表19-2，当Qd/G=0.357时，r=0.89,Kc1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：TOC o 1-5 h zI(212o=4000JPj|吕+1JIDcr丿I(21、2=4000/72380 x一+V(5030丿=13555Kg/cm2g=135550N/cm2j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HB32

30、0时，ojd=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：(5)(6)P=KPjmaxcIImax=1.1X95600=105160N式中KcII-冲击系数，由3表2-7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：4=3PjmaxjmaxI=3105160=15353Kg/cm2a=153530N/cm2jmax车轮采用ZG55II，查1表19-3得，HB320时，aj=240000-300000N/cm2,aa。故强度足够。jmaxj2.2.3运行阻力计算摩擦总阻力距Mm=p(Q+G)(K+p*d/2)(7)由1表19-4Dc

31、=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=0.0006m,轴承摩擦系数卩=0.02,附加阻力系数0=1.5，代入上式中：当满载时的运行阻力矩：dM=M邛(Q+G)(k+pd)=1.5(100000+168000)X(0.0006+0.02X0.14/2)ni(Q=Q)m(Q=Q)2=804Nm运行摩擦阻力：p=Mm(Q=Q)=804m(Q=Q)De0.522(8)=3216N空载时：M=0XGX(K+ud/2)m(Q=0)=1.5X168000X(0.0006+0.02X0.14/2)

32、=504NP=M/(Dc/2)m(Q=0)m(Q=0)=504X2/0.5=2016N2.2.4选择电动机电动机静功率：Nj=PjVdc/(60m)(9)=3216X90/60/0.95/2=2.54KW式中Pj=Pm(Q=Q)(Pm(Q=0)=2016N)一满载运行时的静阻力，m=2驱动电动机(14)(14)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，由1表9-6查得Kd=1.3,查2表31-27选用电动机YR160M-8；Ne=4KW，n=705r/min,(GD2)=0.567kg/m2,电动机的重量Gd=160kg12.2.5验算电动

33、机的发热功率条件等效功率：Nx=K25rNj(10)=0.75X1.3X2.54=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：NxNe,故初选电动机发热条件通过。选择电动机：YR160M-82.2.6减速器的选择车轮的转数：nc=Vdc/(nDc)(11)=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

34、，可见NjN中级。(电动机发热条件通过，减速器：ZLZ-160-12.5-IV)2.2.7验算运行速度和实际所需功率实际运行的速度：Vdc=Vdci。/i。(12)=90X12.3/12.5=88.56m/min误差：=(Vdc-Vdc)/Vdc(13)=(90-88.56)/90X100%=1.6%15%合适实际所需的电动机功率:Nj二NjVdc/Vdc00=2.54X88.56/90=2.49KW由于NjN,故所选减速器功率合适。2.2.10验算启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：Gv/dcg60tqpjP2(

35、k7勺P+P1knz(18)5252(3)事故状态式中p二p/.+p/亠7IP1m.nmax=33.8+50.2=84KN-主动轮轮压p=p1=84KN2f=0.2从动轮轮压粘着系数(室内工作)nz一防止打滑的安全系数.nz、1.051.284x103x0.20T484x103(0.0006+0.02.)x1.5+84x103x0.0006168x103x108&562x+21060 x5.70.5=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pfTOC o 1-5 h z1ndzGv/p(k+卩J卩+pkGv/2

36、21亠+ HYPERLINK l bookmark124 g60tDq牙式中p=p/=50.2KN主动轮轮压1maxp=2p/+p/2minmax=2X33.8+50.2=117.8KN-从动轮轮压台电动机工作时空载启动时间t/=Z2L_q375x4.241.15x0.645+I6800X5212.52x0.95=13.47s502x0.2n=2941688856J17&0.000侨0.02x0.07)1.5+502x0.00061060 x13.470.5Tnnz,故不打滑.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=pfTOC o 1-5 h z1ndzGv/p(

37、k+)P+pkGv/221亠+g60tDqh式中P=PLn=33.8KN-主动轮轮压p=pmin+2pmax=33.8+2*50.2=134.2KN-从动轮轮压雹=13.47S与第(2)种工况相同n=33.8x0.20141688&561342(0.000侨0.02x)1.5+33.8x0.0006一x+21060 x13.470.5-=1.89故也不会打滑结论:根据上述不打滑验算结果可知,三种工况均不会打滑2.2.11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：M=zmn/+1j375*tzGD2mc(GD2)+j耳(19)式中TOC o 1-5 h z“(p-

38、p)D耳M/二pmmincj2i/0(336-1344)x0.5x0.952x12.5=-19.2NmPp=0.002G=168000X0.002=336Nd1Pmin=G(K+P-)万c2168000 x(0.0006+0.020.14)2=1344NM=2-制动器台数.两套驱动装置工作“c705168000k0.52门。J19.2+2xl.l5x0.645+375x512.52Mz=2=41.2Nm现选用两台YWZ-200/25的制动器，查1表18-10其制动力矩M=200Nm,为避免打滑，使用时将其制动力矩调制3.5Nm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

39、采用浮动轴.机构高速轴上的计算扭矩：M/=Mn=110.6X1.4=154.8Nm(20)jsII式中M连轴器的等效力矩.IM=申M=2X55.3=110.6NmI1elP等效系数取P=2查2表2-711M=9.75*4000=55.3Nmel705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,故在靠电机端从由表2选联轴器ZLL2(浮动轴端d=40mm;MI=630Nm,(GD2)ZL=0.063Kgm,重量G=12.6Kg)；在靠近减速器端，由2选用两个

40、联轴器ZLD，在靠近减速器端浮动轴端直径为d=32mm;MI=630Nm,(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=0.078Kgm与原估算的基本相符，故不需要再算。低速轴的计算扭矩：M”=Mi耳jsjs0=154.8X15.75X0.95=2316.2Nm2.2.13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二屮1Meli=1.4X55.3X12.5X0.95=919.4Nm式中屮1等效系数，由2表2-7查得屮1=1.4由上节已取得浮动轴端直径D=40mm，故其扭转应力为:=212

41、8N/cm20.2x63(21)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：t113200T=1=-1kkn1.92x1.4i(22)=4910N/cm2式中，材料用45号钢，取ob=60000N/cm2;os=30000N/cm2,则T-1=0.22ob=0.22X60000=13200N/cm2；ts=0.6gs=0.6X30000=18000N/cm2K二KxKm=1.6X1.2=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,nl=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

42、强度扭矩：M二屮MImax2el=2.5X55.3X12.5X0.95=1641.7Nm式中屮2动力系数，查2表2-5的屮2=2.5扭转应力：M164170,t=n-=3800N/cm2W0.2x63(23)许用扭转剪应力:T=niiII180001.4=12860N/cm2ttII,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。2.2.14缓冲器的选择(1)碰撞时起重机的动能Gv2(24)G带载起重机的重量G=168000+100000X0.1=178000NV碰撞时的瞬时速度，V=(0.30.7)V00dxg一重力加速度取10m/s2Gv2178000 x(

43、0.5x1.52x10=5006.25Nm(1)缓冲行程内由运行阻力和制动力消耗的功W=(P+P)S阻摩制式中P运行阻力，其最小值为摩P=Gf=178000X0.008=1424Nmin0minf最小摩擦阻力系数可取f=0.0080min0minP生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制L=17800X0.55=9790Ng制maxL=0.55m/s2制maxS缓冲行程取S=140mm因此W阻二(1424+9790)X0.14=1569.96Nm(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:W-W(25)W=动阻缓n=5006.25-1

44、569.96=3436.29Nm式中n一缓冲器的个数取n=1由1表22-3选择弹簧缓冲器弹簧D=120mm,d=30mm3端梁的设计3.1端梁的尺寸的确定3.1.1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=10mm头部下盖板2=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10mm，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55mm。如图图2端梁的截面尺寸Fig.2E

45、ndofbeamcrosssectioX16.5=2.063.3m（26）（27）3.1.2端梁总体的尺寸1111大车轮距的确定：K=（-5）L=（85）8取K=3300mm端梁的高度H0=(0.40.6)H主取H0=500m确定端梁的总长度L=4100m3.2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相等，则端梁的最大支反力:q（q+p）（L+2a）maxxc2K式中K大车轮距，K=330cmLxc一小车轮距，Lxc=200cma2一传动侧车轮轴线至主梁中心线的距离，取a2=70cmQm；P)=114237N因此R=114237x(2+2x70)=117699N

46、A330(2)端梁垂直最大弯矩端梁在主梁支反力Q(g+p)作用下产生的最大弯矩为：maxM=Ra=117699X60=7.06X106NzmaxA1a导电侧车轮轴线至主梁中心线的距离，a=60cm。11端梁的水平最大弯矩端梁因车轮在侧向载荷下产生的最大水平弯矩：M=Sapmax1式中：s车轮侧向载荷,S=XP；九一侧压系数，由图2-3查得，九=0.08；P车轮轮压，即端梁的支反力P=RA因此：M二九RaA1pmax=0.08X117699X60=564954Ncm(33)(33)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:MpmaxP(L+2a)xgxc2K(28)式中P小车的惯

47、性载荷：P=1P=37000/7=5290Nxgxg7因此：M=5290 x(200+2x70)x60=327018Ncmpmax330比较M和M两值可知，应该取其中较大值进行强度计算。pmaxpmax(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:Wx=伴+B5i)h(29)48x06=(+40 x1)x48=2380.8Cm3端梁中间截面对水平重心线X-X的惯性矩:(30)=2380.8x50=59520cm42端梁中间截面对垂直重心线Y-Y的截面模数:(31)40 x1=(+48x0.6)x27.41154.4Cm23端梁中间截面对水平重心线X-X的半面积矩:5hhh+5S

48、二2xx+B5x1 HYPERLINK l bookmark188 x2412(32)=48x0.6x12+40 x1x=1325.6cm32端梁中间截面的最大弯曲应力：MMb=Zmax+pmaxmaxWW(34)(34)=7.06x106+564954=2965+489=3454N/cm22380.81154.4端梁中间截面的剪应力:Q(Q+p)ST=maxxI28x=114237x1325.6=2120N/cm259520 x2x0.6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：厂1.2x12.7(0.5x12.7

49、+0.5)+2x11x1.2(0.5+12.7+0.6)40 x1+2x12.7x0.6+2x11x1.2水平重心线距腹板中线的距离：C=5.74cm1C=5.74-0.5-0.5X12.72=1.11cm水平重心线距下盖板中线的距离:C=(12.7+0.5+0.6)5.743=8.06cm端梁支承截面对水平重心线X-X的惯性矩:TOC o 1-5 h z=X40X13+40X1X5.742+2XX12.73X0.6+2X12.7X0.6X1.1D+2x01212X11X1.23+2X11X1.2X8.062=3297cm4端梁支承截面对水平重心线X-X的最小截面模数:W二IX1x0 x0C+

50、L(35) HYPERLINK l bookmark176 32=3297X-8.06+0.6=406.1cm3端梁支承截面水平重心线X-X下部半面积矩:S=2X11X1.2X8.06+(8.06-0.6)X0.6X(8.06-0.6)/2x0=229.5cm3(36)(36)端梁支承截面附近的弯矩:M二Rd=117699X14=1647786NcmzA端梁支承截面的弯曲应力：,M1647786x0=4057.6N/cm2端梁支承截面的剪应力：,RS117699x229.5t=ax0=(37)(38)nI2x3297x0.6x0=6827.4N/cm2端梁支承截面的合成应力：G二2+3t2=4

51、057.62+3x6827.42=12501.5N/cm2端梁材料的许用应力:q=(0.800.85)qdIIII=(0.800.85)16000=1280013600N/cm2t=(0.800.85)tdIIII=(0.800.85)9500=76008070N/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。3.3主要焊缝的计算3.3.1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:S=40X1X5.74=229.6cm31端梁上盖板翼缘焊缝的剪应力:RS117699x229.6nI0.7h-4x3297x0.7x0.61x0f=4878.8

52、N/cm2式中n上盖板翼缘焊缝数；1h焊肉的高度，取h=0.6cmffX70X703.3.2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心线X-X的面积矩:S”=2X12X1.2X8.06=232.128cm31端梁下盖板翼缘焊缝的剪应力：RS117699x232.128T=A2=2nIo.7h4x3297x0.7x0.62x0f=4929.8N/cm2由1表查得=9500N/cm2，因此焊缝计算应力满足要求。4端梁接头的设计图3(a)4060 x5DD28aoi_nif图3(Fig.3(a)(b)The250190）连接板和角钢连接connectingplateandtheangst

53、eelconnection233544.1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。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。4.1.1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=(H-b)MnnxH2d2乜o4+2n(H-b-a)2+4厶a22.5d21i1i=1(39)(50

54、0-65)x7.06x10712X5002182+12(500-250)2+4(1852+1152+452)2.5162=12500N（2）下腹板每个螺栓所受的剪力相等，其值为:d2N=N剪(H-b)2.5d211(40)500182二(500-65)2.516212500=7200N式中n下盖板一端总受剪面数；n=1200N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=12d一腹板上连接螺栓的直径（静截面）1d一下腹板连接螺栓的直径；d1=16mm0H梁高；H=500mmM连接处的垂直弯矩；M=7.06X106(42)4(42)4其余的尺寸如图4示图4腹板其余尺寸Fig.4W

55、ebremainingdimensions4.1.2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=2n(Hba)nHd21+oUNHb2.5(Hb)d2拉1(41)=3+50065唱X12500=172500N(2)腹板角钢的连接焊缝同时受拉和受弯，其值分别为:6x(50065185)50065x12500=43100Nn远a2iM=iiN腹H一b拉2(1852+1152+452)=x12500=2843000Nmm500654.2计算螺栓和焊缝的强度4.2.1螺栓的强度校核(1)精制螺栓的许用抗剪承载力：厂nn兀d2N=剪t剪43x3.14x1.82x13500

56、=103007.7N(2)螺栓的许用抗拉承载力N=nd24Q(43)3.14x1.62x135004=27129.6N式中&=13500N/cm2o=13500N/cm2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4.2.2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：Mb284300 x43.r.ror7KT/t=15458.7N/cm2M212x395.4hb2h0.6x43243、式中+6)=-(7+才=395.4焊缝的惯性矩其余尺寸见图5Qbh114237=4427.7N/cm243x0.6折算剪应力：t=：t2+T215458.72+4427.72M

57、Q=16079.6N/cm2T=17000N/cm2工由1表25-3查得3.对上角钢的焊缝N=1776.8式中h一焊缝的计算厚度取h=6mmt=211.5N/cm2i2lh2x7x0.6由上计算符合要求。5焊接工艺设计对桥式起重机来说，其桥架结构主要是由很多钢板通过焊接的方法连接在一起,焊接的工艺的正确与否直接影响桥式起重机的力学性能和寿命。角焊缝常用的确定焊角高度的方法图65iiuiibAVdif1三5Sinin图6焊角高度Fig.6Weldingangle角焊缝最小厚度为：a0.38max+1,8max为焊接件的较大厚度，但焊缝最小厚度不小于4mm，当焊接件的厚度小于4mm时，焊缝厚度与焊

58、接件的厚度相同。角焊缝的厚度还不应该大于较薄焊接件的厚度的1.2倍，即：aW1.28min按照以上的计算方法可以确定端梁桥架焊接的焊角高度a=6mm.在端梁桥架连接过程中均采用手工电弧焊，在焊接的过程中焊缝的布置很关键,桥架的焊缝有很多地方密集交叉在设计时应该避免如图7(a)、7(b)示上盖板小筋板弯板图7(0)、图7(b)焊缝位置Fig.7Positionofwelding定位板和弯板的焊接时候，由于定位板起导向作用，在焊接时要特别注意，焊角高度不能太高，否则车轮组在和端梁装配的时，车轮组不能从正确位置导入，焊接中采用E5015(J507)焊条，焊条直径d=3.2mm,焊接电流160A,焊角

59、高度最大4mm。如图8位弯板和定位板的焊接角钢和腹板、上盖板的焊接采用的是搭接的方法，在焊好后再将两段端梁拼在一块进行钻孔。由于所用的板材厚度大部分都小于10mm，在焊接过程中都不开坡口进行焊接。图8定位板焊接Fig.8Thepositioningplatewelding主要焊缝的焊接过程如下表：表1主要焊缝的焊接过程Table1Themainweldingprocess焊接顺序焊接名称焊接方法接头形式焊接工艺1小筋板一腹板手工电弧焊双面角接不开坡口，采用E5015（J507）焊条，焊条直径d=4mm,焊接电流160210A2筋板一腹板手工电弧焊双面角接同上3端面板一腹板手工电弧焊双面角接同上续表1续表1焊接顺序焊接名称焊接方法接