5T桥式起重机金属结构和大车运行机构设计

1、毕业设计（论文）任务书本毕业设计（论文）课题来源及应达到的目的：本毕业设计课题来源于生产实践。其目的在于通过对起重机金属结构的设计，对大学期间所学起重专业课程以及专业基础课程能更好的融会贯通，能较为熟练的掌握起重机械设计的基本思路及其在设计过课程中处理问题的基本办法，从而培养学生的动手能力，设计能力以及处理相关问题的能力。为学生毕业后更好地从事该专业相关工作打下坚实的基础；通过本次设计也更好的培养学生团结互助的团队精神。本毕业设计（论文）课题任务的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）：一、设计原始数据：1、起升高度10m、起重量5t、跨度16.5m；2、小车运行速度40m/min、

2、大车运行速度75m/min、起升速度11m/min；3、工作级别M5、接电持续率25%；4、工作环境：室内。二、设计任务：1、主梁、端梁设计计算；2、焊接计算；3、装配图。三、工作要求：1、毕业设计说明书一份；2、图纸。（1）主梁、端梁结构图；（2）大车运行机构装配图一、金属结构设计计算1、主梁主要尺寸确定（1）主梁高度H1H=（丄丄）S=（丄丄）X16.5=0.971.18取H=0.97m1171417141（2）端部支承梁高度H2H=0.5H=0.5X0.97=0.485m取H=0.5m212（3）桥架端部变截面长度d1111一d=（一）S=（）X16.5=2.064.13m考虑实际取d=

3、1.95m8484（4）主梁腹板高度h1根据主梁计算高度尺寸H=0.97m最后选定腹板高度h=0.97m11（5）确定主梁截面尺寸主梁中间各截面各构件板厚根据5表7-1推荐腹板厚6=6mm上下盖板厚6=8mm1主梁两腹板内壁间距，根据下面的关系式计算:1H970b=260mm3.5匚S503.516500330=330mm50因此b=0.4H=0.4X970=388mm1盖板宽度B=b+26+40=388+2X6+40=440mm主梁的实际高度H=h+26=970+2X8=986mm111同理，端部支承的腹板高度取h=500mm2端部支承的实际高度H=h+26=500+2X8=516mm221

4、主梁中间截面和端部支承截面的尺寸简图分别示于图（1）和图（2）6CD卜388图(抹主樂楝oc|440G三一383一on(6)为了保证主梁截面受压构件的局部稳定性，需要设置一些加劲构件，参见图(3)La卫厂a)4：1111111-11-1-IAlr卫|_L屮11CSA-AB-B-Cy旨啟5一小制釧&6一一如平蜩輔主梁端部大加劲板的间距ah=0.97m取a=0.95m1主梁端部（梯形部分）小加劲板的间距11a=-a二一X0.95=0.475mi22主梁中部（矩形部分）大加劲板的间距a=（1.52）h=i（1.52）X0.97=1.461.94m取a=1.8m主梁中部小加劲板的间距：若小车钢轨采用P

5、轻轨，其对水平重心线x-x的最小15抗弯截面模数W=38.6mincm3则根据连续梁由钢轨的弯曲强度条件求得加劲板间距（此时连续梁的支点即加劲板所在位置，使一个车轮轮压作用在两加劲板间距的中央）：6WQffiifiP26x38.6x17001.15x（30000+50000）4=171.18cm=1.71mP-小车的轮压，取平均值；小车自重G=30000Ne-动力系数，由图2-2曲线查得2a-钢轨的许用应力a=170MPa因此根据布置方便a=a=虫=0.6m133h970由于腹板高厚比-=-0=161.6716006所以要设置水平加劲杆，以保证腹板局部稳定性。采用Z45X45X5角钢作水平加劲

6、杆。2、主梁的计算（1）查图7-11曲线得半个桥架（不包括端梁）的自重400001650=24.24NcmG=:40000N则主梁由于桥架自重引起的均布载荷q2由于大车运行机构采用分别驱动，主梁所受的全部均布载荷q就是桥架自重引起的均布载荷q1即q=q=24.24Ncm查表7-3得由于大车运行机构采用分别驱动时一套机构重量G=4.5kN，重心1作用位置l广1.5m主梁的总计算均布载荷q=q=1.1X24.24=26.67Ncm4=1.1-冲击系数4作用在一根主梁上的小车的两个轮压值可根据5表7-4选取P=21000N1P=18000NB=1100mm2xc考虑动力系数的影响(由5图2-2曲线查

7、得22=1.15)小车车轮的计算轮压为P=1.15X21000=24150N21M(G+P)maxP=1.15X18000=20700N22公式(7-14)计算主梁垂直最大弯矩S-BP+P2(p)+2；+q)2S“P+PSqS0Gl.4一2+Gl+411Gl400设敞开式操作室的重量G=10000N0其重心距支点的距离为l=280cm0计算M(G+P)max24150+20700(1650110)1650“24150+2070026.674+力67皿0-1X10000X280216501650+1.1X4500X150+1.1X10000X280=28.79X106N-cm(3)主梁的水平最大

8、弯矩由5公式7-18计算主梁最大水平弯矩Mgmax=0.8Mmaxg式中g-重力加速度，g=9.81m/s2va=ttq大车起动、制动加速度平均值75=0.150.21m/s260 x(68)mg+p不计冲击系数4和动载系数max2时主梁垂直最大弯矩，由下式计算得S_BP+P(xc)+1MG+P=max002S+Gl+Gl1100qS_GlTS2_A,P+Pq4(12+)S221000+18000仲+十0-怦216504(21000+18000+氛241650106N-cm+4500X150+10000X280=26.69因此得主梁水平最大弯矩为Mgmax0.150.2二0.8X26.69X1

9、06X9.81=(3.264.35)X105N-cm取M=4x105N-cmgmax主梁的强度验算主梁中间截面的最大弯曲应力，根据5公式7-19得M(g+p)MO=O+O二max+gmaxQI(G+P)gWWnxy式中W-主梁中间截面对水平重心轴线x-x的抗弯截面模数近似值xh697X06W二(+B6)h二(+44x0.8)x97=5296.2cm3x3113W-主梁中间截面对垂直重心轴线y-y的抗弯截面模数近似值y44X08W二(-1+必)b=(+97x0.6)x38.8=2713.3cm3TOC o 1-5 h zy31328.79x1064x105因此可得O=+=55.83MPa5296

10、.22713.3由5表2-19查得Q235钢的许用应力Q=竺0=165.4MPan1.331.33故OQn主梁支承截面的最大剪应力根据5公式7-20计算Q(g+p)-S匚T=maxTmaxI2)nx0式中Q(G+P)-主梁支承截面所受的最大剪力，由5公式7-15计算maxQ(G+P)max二24150+20700 x1650-110165026.67x16502+1.1x4500+1.1x10000 x1650-2801650=8x10N4I-主梁支承截面对水平重心轴线x-x的惯性矩，其近似值x0TOC o 1-5 h zHh0H.50 x0.651.6I沁W缶=(t+B6)h-2=(+44x

11、0.8)x50 x=58308cm4x0 x02312232S-主梁支承截面半面积矩对水平重心轴线x-x的静矩h6hh650 x0.650500.8.S=2x2x2+B6(2+1)=2xx+44x0.8(+)=727cm3241222422因此可知Tmax8x104x72758308x2x0.6=8.31MPa查得钢的许用应力为T寻=956MPa所以Trmaxn由上面的计算可知强度足够。主梁的垂直刚度验算主梁在满载小车轮压作用下，在跨中所产生的最大垂直挠度按照5公式7-23计PS31+a(1-32+4P3)48EIx式中，a-P2-黑0=0.8570.0671650H986I沁W15296.2

12、x2.6x105cm4xx22因此得.上21000 x165031+0.857(1-6x0.0672+4x0.0673)f0.66cm48x21x105x2.6x105允许的挠度值由公式7-22计算得f-盖-尺因此ff主梁的水平刚度验算主梁在大车运行机构起动、制动惯性载荷作用下，产生的水平最大挠度可按公式7-25计算(略去第三项，简化为简支梁)PS3qS4f二g+gg48EI384EIyy式中P-作用在主梁上的集中惯性载荷g75Pg=(0.010.02)v(P+P2)=(.01.2)X60X(2100+18)二487.5975Nq-作用在主梁上的均布惯性载荷gTOC o 1-5 h z75qg

13、二(0.010.02)vq二(0.010.02)xx24.24=0.3030.606NcmB44I二W-二2713.3x二59692.6cm4yy22由此可得fg975x165030.606x16504=0.082cm+48x21x106x59692.6384x21x106x59692.6水平挠度许用值f二為二0.825cmf(丄6L=140cmxc传动侧车轮轴线至主梁中心线的距离取a2=100cm因此得R=804(140+200)=8x104N340端梁的垂直最大弯矩端梁在主梁支反力Q(G+P)作用下产生的垂直最大弯矩由5公式7-29计算maxM=R-a=8x104x100=8x106N-c

14、mZmaxA1式中a-导电侧车轮轴线至主梁中心线的距离，取a=100cm11端梁水平最大弯矩M二S-aPmax1式中S车轮侧向载荷，由公式2-6计算SP九-侧压系数，由5图2-3查得九=0.08P-车轮轮压，由端梁的支反力P二R,因此M二九R-a二0.08x8x104x100二6.4x105N-cmTOC o 1-5 h zPA1PmaxA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由5公式7-32计算P(L+2a)a=xgxc21PmaxK式中P-xg-小车惯性载荷，由公式7-8计算PXg二1P二21000二3000NTOC o 1-5 h z7173000(140+2x100)

15、x100n“因此M二二3x105N-cmPmax340比较M和M的大小，应选择其中较大者（M）进行强度计算pppmaxmaxmax（4）端梁截面尺寸的确定根据表7-2推荐，选定端梁各构件的板厚如下：上盖板8=8mm1中部下盖板8=8mm1头部下盖板8=12mm2腹板8=6mm按照4查得Q500车轮组的尺寸，确定端梁盖板宽度和腹板高度时首先配置好支撑车轮的截面（图5-a），其次再决定端梁中间截面尺寸（图5-b）。如图（5）配置的结果，车轮轮缘距上盖板底面80mm,车轮两侧面距支承处两下盖板内边的距离为10mm,因此车轮轮缘与端梁盖板不至摩碰。同时腹板中心线正好通过车轮轴承箱的中心面。最后检查端梁

16、中部下盖板与轨道面的距离为100mm,合适。端梁支承截面的合成应力由5公式7-38计算端梁中间截面的最大弯曲应力由5公式7-34计算8aCLil寸UJ0_寸91r_QIKECduUS0小CDo寸峯19erOZBnss8U9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h484x6W二(-+B8)h=(+40 x0.8)x48.4二2954.3cm3TOC o 1-5 h zx313端梁中间截面对水平重心线x-x的惯性矩H50I二W一二2954.3x二73857.5cm4xx22端梁中间截面对水平重心线y-y的截面模数W二(B5i+h8)b二(40X0.8+48.4x0.6)x28.4二

17、1127.76cm3y33端梁中间截面对水平重心线x-x的半面积矩Gchh2h+8c48.4x0.648.4“Mo48.4+0.8S二2xx+B8xi二2xx+40 x0.8二1138.58cm3x2412242MM8xl066.4x105b=zmax+Pmax=+=32.75MPamaxWW2954.31127.76xy端梁中间截面的剪应力_Q(g+p)-ST=maxxI-26x8x104x1138.5873857.4x2x0.6二10.27MPa端梁支承截面对水平重心线x-x的惯性矩、截面模数及面积矩计算如下：首先计算水平重心线的位置水平重心线距上盖板中线的距离厂2x18.2x0.6x(0

18、.5x18.2+0.4)+2x11x1.2x(0.4+18.2+0.6)onC=8.9cm140 x0.8+2x18.2x0.6+2x11x1.2水平重心线距腹板中线的距离C=8.90.40.5x18.2=一0.6cmI水平重心线距下盖板中线的距离C=(18.2+0.4+0.6)8.9=10.3cmII端梁支承截面对水平重心线xx的惯性矩11I=x40 x0.83+40 x0.8x89+2xx18.23x0.6x012121+2x18.2x0.6x0.62+2xx11x1.22+2x11x1.2x10.32=5950.57cm412端梁支承截面对水平重心线x-x的最小截面模数0Ix0XC+62

19、5950.57X10.3+1.22545.9cm3II2端梁支承截面水平重心线x-x下部半面积矩S=2x11x1.2x10.3+(10.30.6)x0.6x.一.=300.15cm3x0端梁支承截面附近的弯矩M=R-d=8x104x14=1.12x106N-cmZA式中d为图(5)中的H尺寸端梁支承截面的弯曲应力由5公式7-36计算M1.12x106b=W545.9xo=20.51MPa端梁支承截面的剪应力由5公式7-37计算R-ST=Ax0n-1-ox08x104x300.152x5950.57x0.6=33.62MPab=g2+3T2=.20.512+3x33.622=61.74MPa端梁

20、材料的许用应力L=6.800.85左=（0.800.8565.4=132.2140.6MPadnnt=（0.800.85人=（0.800.8595.6=76.4881.3MPadnn强度验算结果，所有计算应力都在材料的允许范围内，故端梁强度满足要求。4、主要焊缝的计算（1）端梁端部上翼缘板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=40 x0.8x8.9=284.8cm31端梁上盖板翼缘焊缝的剪应力（参看图（6）由5公式7-40计算8x104x284.8R.St=a1=22.79MPa1n-1-0.7-h4x5950.57x0.7x0.61x0f式中n1上盖板翼缘焊缝数量焊层高度取h

21、=0.6cm（2）端梁端部下翼缘焊缝端梁支承截面下盖板对水平重心线x-x的面积矩S=2x12x1.2x10.3=296.64cm32端梁下盖板翼缘焊缝由5公式7-41计算8x104x296.64“厂t=a2=23.74MPa2n-1-0.7-h4x5950.57x0.7x0.62x0fttIu-u-._.:j/心/iq端窗擬臓1上盖板2下盖枫3主腹板4加强版5T醴垫板(3)主梁与端梁的连接焊缝1錄2-3-犠板主梁与端梁腹板的连接焊缝的剪应力由公式7-42计算，参看图(7)Q(G+P)max8X104T二max二二20.70MPa3n-0.7-h-h2x0.7x0.6x463f0式中h-连接处焊

22、缝的计算高度，h=0.95h二0.95x48.4二46cm00(4)主梁上盖板焊缝主梁在支承处最大剪切力Q(G+P)作用下，上盖板焊缝剪应力由公式7-43计算maxQ(G+p)SmaxT2x0.7-h-1fx0式中1x0-主梁在支承处截面对水平重心XX的惯性矩I=58308cm4x0S-主梁上盖板对截面的水平重心线的面积矩S二44X0.8X50+0.8二812.8cm328x104x812.8因此t_2x0.7x0.6x5830813.28MPa焊缝的许用应力查得t=95MPa因此焊缝计算应力均满足要求。二、大车运行机构的设计计算（1）确定传动机构方案跨度为16.5m为减轻重量，决定采用图（8

23、）采用分别驱动ffi（8）训岡的甘斯机桝置方式1嗣机2勰器3-fW半删鵜4-W5半理綃潘6城速器7车轧GG=G-G乂匸16,5m图3）鮭计算網EPEPmin（2）选择车轮与轨道，并验算其强度按照图（9）的重量分布，计算大车车轮的最大轮压和最小轮压满载时最大轮压G-GQ+Gxc+xcPmax42空载时最小轮压D_G-GGPxc+xcmin42二125-30*g.16.5-1二6i.33kN216.5-空0+30丄24.66kNS4216.5车轮踏面疲劳强度计算载荷Pc2P+Pmaxmin32x61.33+24.66349.11kN49110N车轮材料：采用ZG340-640（调质）G700MPa

24、G380MPa由5附表18选取车bs轮直径D500cm，有1查得轨道型号P38（铁路轨道）或QU70（起重机专用轨道）按车轮直径与轨道为点接触或线接触两种情况来验算车轮的接触强度点接触局部挤压强度验算P二k“CCc2m312式中k2-许用点接触应力常数（Nmm2），由表5-2取匕=0.181R-曲率半径，由车轮和轨道两者的曲率半径中取较大者，取QU70的轨道曲率半径R=400mmm-由轨顶和车轮的曲率半径之比（rR）所确定的系数，由1表5-5查得m=0.46V75c-转速系数，由表5-3查得，车轮转速n=jc=47.8rmin时,cnDnx0.5cc=0.951c2-工作系数，由表5-4查得M

25、级别时，c2=1TOC o 1-5 h z524002故P-=0.181xx0.95x1=282650NPP故验算通过c0.463cc线接触局部挤压强度验算P=k-Dlc-c二6.6x500 x70 x0.95x1二219450Nc1c12式中k-许用线接触应力常数（Nmm2）由1表5-2查得k二6.611/-车轮与轨道的有效接触长度，P38轨道的l=68mm，而QU70轨道的l=70mm，按后者计算D车轮直径（mm）ccc同上12PP故验算通过cc（3）运行阻力计算摩擦总阻力矩M=0（Q+G）（k+呕）m2由查得D=500mm车轮的轴承型号为7520，轴承内径和外径的平均值为c100+180

26、二140，由1表7-17-3查得滚动摩擦系数k=0.0006轴承摩擦系数M=0.02附加阻力系数0=1.5代入上式计算得当满载时的运行阻力矩cTOC o 1-5 h zad014M=0(Q+G)(k+-)二1.5(50000+125000)(0.0006+0.02x)二525N-mm(Q=Q)22运行摩擦阻力M525P=m(Q=Q)=210Nm(Q=q)D20.52c当空载时014M=1.5x125000(0.0006+0.02x)=37N-mTOC o 1-5 h zm(Q=0)2Pm(Q=0)M375m(Q=0)=150N0D20.52c选择电动机电动机静功率2100 x75.PVN=10

27、0&m=1000 x60 x0.85x2=1.55kw式中Pj=P满载运行时静阻力m(Q=Q)m=2-驱动电动机台数耳=0.85机构传动效率初选电动机功率N=kN=1.3xl.55=2.02kw-j式中k-电动机功率增大系数，由表7-6得k=1.3，由5附表30选-电动机jzr211-6,Ne=2.2kwn=885rmin转子飞轮矩(GD2)=0.1105kg-m2电动机质量65kg验算电动机发热条件等效功率Nx=k-r-N=0.75x1.3x1.55=1.51kw25j式中k一工作级别系数，由查得当JC=25%时，k=0.752525r-由按起重机工作场所得tit=0.25查得r=1.3qg

28、因为NxNe故初选电动机发热通过。选择减速器车轮转速n=47.8rminc机构传动比i=18.510n47.8查5附表35选用两台ZQ-350-V-1Z减速器，i二20.49InL9.2kw（当输入转速为01000r/min时）。可见NNj（7）验算运行速度和实际所需功率实际运行速度V=Vi0=75X1851=67.75m/mindcdci20.490VV7567.75误差g二dcdc二x100%二9.7%15%V75dc实际所需的电动机静功率V67.75N二Ndc=1.55x二1.4kwjjV75dc由于NN，所以合适。JC25%d（10）验算起动不打滑条件由于起重机在室内使用，故坡度阻力及

29、风阻力均不予考虑，以下按三种工况进行验算1两台电动机空载时同时起动PfdGVxdcg60tq(Q=0)P(k+卩一)P+Pk222式中P=P+P（空载）=24660+37840=62500N-主动轮轮压之和minmaxP=P=625NO-从动轮轮压之和1f=0.2-室内工作的黏着系数n=1.051.2防止打滑的安全系数62500 x0.212500067.75x+1060 x4.72(01462500 x0.0006+0.02xI2丿0.52=4.0 x1.5+62500 x0.0006故nn故两台电动机空载起动不会打滑。z2事故状态：当只有一台驱动装置工作时，而空载小车位于工作着的驱动装置侧

30、时，则n=PfTOC o 1-5 h zv1ndzP（k+卩-）p+PkV221dc+60tD2q（Q=0）c式中P=P1=37840N-工作的主动轮轮压max+P=22463D78=(817NO-非主动轮轮压之和minmaxtq(Q=0)-一台电动机工作时的空载起动时间t=q(Q=0)885x1.15xl.61+12500 xE20.492x0.8538.2x(35.6121.53)15.57s12500067.75x+1060 x15.5737840 x0.2(01481760 x0.0006+0.02I2丿0.52=3.76x1.5+37840 x0.0006nn故不会打滑3事故状态：只

31、有一台驱动装置工作时，而空载小车远离工作着的驱动装置这一侧时：P=P=24660NminP=2P+P=2x37840+24660=100340Nmaxmint=15.57sq(Q=0)24660 x0.267.75125000 x+1060 x15.57(014100340 x0.0006+0.02xI2丿0.52=2.8x1.5+24660 x0.0006nn故也不会打滑（11）选择制动器由取制动时间t=5sz按空载计算制动力矩，即Q=0代入的公式7-16nM+ij38.2tz(d2)+J“i20-Pb耳(250-1000)式中M=pmmin=-7.78N-mj2i22x20.490P二0.

32、002G二0.002x125000二250N-轨道坡度阻力p丫d(014Gk+卩125000 x0.0006+0.02xP=2丿=2丿=1000NmminD/20.52cm=2-制动器台数故fc885匚-门-12500 x0.52x0.85Q7.78+2x1.15x0.61+38.2x520.492J=14N-m现选用两台YWZ200-23制动器，查查附表15得其额定制动力矩5M=112N-m为避免打滑，使用时应将制动力矩调至14N-m以下。考虑所选用的ez制动时间tut，在验算起动不打滑条件时已知是足够安全的，故制动不打滑zq(Q=0)验算从略。选择联轴器根据机构传动方案，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=Mn=75x1.4=105N-mjsII式中M-联轴器的等效力矩M=pM=2x37.5=75N-mI1el申厂等效系数，见表2-7取申2=2N22M=9550-一=9550 x=23.74N-meln8851由5附表31查得电动机JZR-11-6，轴端为圆柱形d=35mm/=80mm，由21附表34查得ZQ-350减速器的高速轴端为圆锥形d=40mml=60mm，故在靠近电动机端从附表44中选取两个带申200制动轮的半齿联轴器