畢業(yè)論文--橋式起重機畢業(yè)設計論文3

1、dq型吊鉤橋式起重機三維結構設計摘要隨著我國制造業(yè)的發(fā)展，橋式起重機越來越多的應用到工業(yè)生 產(chǎn)當中。在工廠中搬運重物，機床上下件，裝運工作吊裝零部件， 流水線上的定點工作等都要用到起重機。起重機中種數(shù)量最多， 在大小工廠之中均有應用的就是小噸位的起重機，小噸位的橋式 起重機廣泛的用于輕量工件的吊運，在我國機械工業(yè)中占有十分 重要的地位。但是，我國現(xiàn)在應用的各大起重機還是仿造國外落 后技術制造出來的，而且已經(jīng)在工廠內(nèi)應用了多年，有些甚至還 是七八十年代的產(chǎn)品，無論在質(zhì)量上還是在功能上都滿足不了曰 益增長的工業(yè)需求。如何設計使其成本最低化，布置合理化，功 能現(xiàn)代化是我們研究的課題。本次設計就是對小

2、噸位的橋式起重 機進行設計，主要設計內(nèi)容是qd型吊鉤橋式起重機的三維造型結 構設計，其中包括橋架結構的布置計算及校核，主梁結構的計算 及校核，端梁結構的計算及校核，主端梁連接以及大車運行機構 零部件的選擇及校核。關鍵詞：起重機；大車運行機構；橋架；主端梁；小噸 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目錄1 新侖11.1 橋式起重機的介紹11.2橋式起重機設計的總體方案3

7、1主梁和橋架的設計42端梁的設計42大車運行機構的設計-42.1設計的基本原則和要求41. 1機構傳動方案42.1.2大車運行機構具體布置的主要問題52.2大車運行機構的計算51. 2. 1確定機構傳動方案52. 2.2大車車輪與軌道的選擇及其強度校核62. 3運行阻力運算82. 2. 4選擇電動機82. 2.5驗算電動機的發(fā)熱條件92. 6減速器的選擇92. 7驗算運行速度和實際所需功率92. 8驗算起動時間102.9起動工況下校核減速器功率112. 10驗算啟動不打滑條件113. 2. 11選擇制動器132. 2. 12選擇聯(lián)軸器132.2. 13浮動軸的驗算141. 14緩沖器的選擇16

8、3橋架結構的計算173. 1 主要尺寸的確定174. 1. 1大車輪距171.2主梁高度171.3端梁高度171.4橋架端部梯形高度171.5主梁腹板高度171.6確定主梁截面尺寸173. 1. 7加勁板的布置尺寸183.2主梁的計算191.3. 1計算載荷確定193.2.2主梁垂直最大彎矩193.2.3主梁水平最大彎矩193. 2. 4主梁的強度驗算203.2.5主梁的垂直剛度驗算222. 6主梁的水平剛度驗算223.3端梁的計算233. 3.1計算載荷的確定232. 3.2端梁垂直最大彎矩233. 3梁的水平彎矩233. 3. 4端梁截面尺寸的確定242. 3. 5端梁的強度驗算243.4

9、主要焊縫的計算243.4. 1端梁端部上翼緣焊縫243.4.2端梁端部下翼緣焊縫273.4.3主梁與端梁的連接焊縫273.4.4主梁上蓋板焊縫274基于軟件pr0/engineer的三維造型結構設計283. 1三維軟件pr0e的簡介284.2三維制閣的簡要過程283. 1大車結構的三維設計284.2.2小車結構的三維設計302. 3整車裝配31坊束語 3334雜351緒論1.1橋式起重機的介紹中國古代灌溉農(nóng)田用的桔是臂架型起重機的雛形。14世紀，西歐出現(xiàn)了人力 和畜力驅動的轉動臂架型起重機。19世紀前期，出現(xiàn)了橋式起重機；起重機的重 要磨損件如軸、齒輪和吊具等開始采用金屬材料制造，并開始采用水

10、力驅動。19 世紀后期，蒸汽驅動的起重機逐漸取代了水力驅動的起重機。20世紀20年代開始， 由于電氣工業(yè)和內(nèi)燃機工業(yè)迅速發(fā)展，以電動機或內(nèi)燃機為動力裝置的各種起重 機基本形成。起重機主耍包括起升機構、運行機構、變幅機構、回轉機構和金屬結構等。 起升機構是起重機的基本工作機構，大多是由吊掛系統(tǒng)和絞車組成，也有通過液 壓系統(tǒng)升降重物的。運行機構用以縱向水平運移重物或調(diào)整起重機的工作位置， 一般是由電動機、減速器、制動器和車輪組成。變幅機構只配備在臂架型起重機 上，臂架仰起時幅度減小，俯下時幅度增大，分平衡變幅和非平衡變幅兩種?；?轉機構用以使臂架回轉，是由驅動裝置和回轉支承裝置組成。金屬結構是起重

11、機 的骨架，主耍承載件如橋架、臂架和門架可為箱形結構或桁架結構，也可為腹板 結構，有的可用型鋼作為支承梁。橋式起重機是橋架在高架軌道上運行的一種橋架型起里機，又稱天車。橋式 起重機的橋架沿鋪設在兩側高架上的軌道縱向運行，起重小車沿鋪設在橋架上的 軌道橫向運行，構成一矩形的工作范圍，就可以充分利用橋架下面的空間吊運物 料，不受地面設備的阻礙。橋式起重機廣泛地應用在室內(nèi)外倉庫、廠房、碼頭和露天貯料場等處。橋式 起重機可分為普通橋式起重機、簡易梁橋式起重機和冶金專用橋式起重機三種。普通橋式起重機一般由起重小車、橋架運行機構、橋架金屬結構組成。起重 小車又由起升機構、小車運行機構和小車架三部分組成。起

12、升機構包括電動機、制動器、減速器、卷筒和滑輪組。電動機通過減速器， 帶動卷簡轉動，使鋼絲繩繞上卷簡或從卷筒放下，以升降重物。小車架是支托和 安裝起升機構和小車運行機構等部件的機架，通常為焊接結構。起重機運行機構的驅動方式又可以分為兩類：一類為集中驅動，即用一臺電動機帶動長傳動軸驅動兩邊的主動車輪；另一類為分別驅動、即兩邊的主動車輪各用 一臺電動機驅動。中、小型橋式起重機較多采用制動器、減速器和電動機組合成 一體的“三合一”驅動方式，大起重量的普通橋式起重機為便于安裝和調(diào)整，驅 動裝置常采用萬向聯(lián)軸器。從結構上來說起重機(crane)運行機構一般只用四個主動和從動車輪，如果起 重量很大，常用增加

13、車輪的辦法來降低輪壓。當車輪超過四個時，必須采用鉸接 均衡車架裝置，使起重機的載荷均勻地分布在各車輪上3。橋架的金屬結構由主梁和端梁組成，分為單主梁橋架和雙梁橋架兩類。單主 梁橋架由單根主梁和位于跨度兩邊的端梁組成，雙梁橋架由兩根主梁和端梁組成。主梁與端梁剛性連接，端梁兩端裝有車輪，用以支承橋架在高架上運行。主梁 上焊有軌道，供起重小車運行。橋架主梁的結構類型較多比較典型的有箱形結構、四桁架結構和空腹桁架結構。箱形結構又可分為正軌箱形雙梁、偏軌箱形雙梁、偏軌箱形單主梁等幾種。 正軌箱形雙梁是廣泛采用的一種基本形式，主梁由上、下翼緣板和兩側的垂直腹 板組成，小車鋼軌布置在上翼緣板的屮心線上，它的

14、結構簡單，制造方便，適于 成批生產(chǎn)，但自重較大。偏軌箱形雙梁和偏軌箱形單主梁的截而都是由上、下翼 緣板和不等厚的主副腹板組成，小車鋼軌布置在主腹板上方，箱體內(nèi)的短加勁板 可以省去，其屮偏軌箱形單主梁是由一根寬翼緣箱形主梁代替兩根主梁，自重較 小，但制造較復雜。四桁架式結構由四片平而桁架組合成封閉型空間結構，在上 水平桁架表而一般鋪有走臺板，自重輕，剛度大，但與其他結構相比，外形尺寸 大，制造較復雜，疲勞強度較低，已較少生產(chǎn)?？崭硅旒芙Y構類似偏軌箱形主梁，由四片鋼板組成一封閉結構，除主腹板為 實腹工字形梁外，其余三片鋼板上按照設計要求切割成許多窗口，形成一個無斜 桿的空腹桁架，在上、下水平桁架表

15、面鋪有走臺板，起重機運行機構及電氣設備 裝在橋架內(nèi)部，自重較輕，整體剛度大，這在中國是較為廣泛采用的一種型式。 普通橋式起重機主要采用電力驅動，一般是在司機室內(nèi)操縱，也有遠距離控制的。 起重量可達五百噸，跨度可達60米。為了確保起重作業(yè)安全可靠，起重機裝有較完善的安全裝置，以便在意外的 情況下，起到保護機件或提醒操作人員注意，從而起到安全保護作用4。液壓系統(tǒng)中各溢流閥：可抑制回路屮的異常高壓，以防止液壓油泵及馬 達的損壞，并防止處于過載狀態(tài)。.吊臂變幅安全裝置：當不測事故發(fā)生，吊臂變幅油缸回路中的高壓軟 管或油管爆裂或切斷時，液壓回路屮的平衡閥就起作用，鎖閉來自油缸下腔的工 作油，使吊臂不致下

16、跌，從而確保作業(yè)的安全性。.吊臂伸縮安全裝置：當不測事故發(fā)生，吊臂伸縮油缸回路中的高壓軟 管或油管爆裂或切斷時，液壓回路中的平衡閥就起作用，鎖閉來自油缸下腔的工 作油，使吊會自己縮回，從而確保作業(yè)的安全性。.高度限位裝置：吊鉤起升到規(guī)定的高度后，碰觸限位重錘，打開行程 開關，"過繞"指標燈即亮，同時切斷吊鉤起升、吊臂伸出、吊臂伏到等動作的操 作而確保安全。這時只要操縱吊鉤下降，吊臂縮回或吊臂仰起(即向安全方操作) 等手柄時，使限位重錘解除約束，操作即恢復正常。在特殊的場合，如仍需要作 微量的過繞操作，可按下儀表盒上的釋放按鈕，此時限位的作用便解除，但此時 的操作必須十分謹慎

17、小心，以防發(fā)生事故。.支腿鎖定裝置：當不測事故發(fā)生，通往支腿垂直油缸的高壓軟管或油 管破裂或切割時，液壓系統(tǒng)中的雙向液壓鎖能封鎖支腿封鎖油缸兩腔的壓力汕， 使支腿不縮或甩出，從而確保起重作業(yè)的安全性。.起重量指示器：起重量指示器設置在基本臂的合側方(即操縱室的右側 而)，操作薺坐在操縱室內(nèi)便能清楚地觀察到，能準確地指示出吊臂的仰角及對應 工況下起重機允許的額定起重量。.起重特性表：設置在操縱室內(nèi)前側下墻板上，該表列出了各種臂長和 各種工作幅度下的額定起重量和起重高度，以便操作時奔閱。起重作業(yè)時，切不 可超過表屮規(guī)定的數(shù)值。為了確保起重作業(yè)安全可靠，起重機裝有較完善的安全 裝置，以便在意外的情況

18、下，起到保護機件或提醒操作人員注意，從而起到安全 保護作用。1.2橋式起重機設計的總體方案起重機課程設計的主要參數(shù)：表1.1起重機課程設計參數(shù)工作級別a5跨度l (m)25.5主起升副起升小車運行大車運行起升重量q(t)163起升高h(m)1214工作 v(m/min)9.518.544.274工作級別a5a5a5a5jc%75%75%75%75%1.2. 1主梁和橋架的設計主梁跨度25.5m，主要構件是上蓋板、下蓋板和兩塊垂直腹板，主梁和端梁采用搭 接形式，走臺的寬度取決于端梁的長度和大車運行機構的平而尺寸，司機室采用閉式一 側安裝，腹板上加橫向加勁板和縱向加勁條或者角鋼來固定，縱向加勁條的

19、焊接采用自 動焊，主梁翼緣板和腹板的焊接采用貼角焊縫，腹板的下邊和下蓋板硬做成拋物線形。1.2.2端梁的設計端梁采用箱型的實體板梁式結構，是由車輪組合端梁架組成，端梁的中間截面也是 由上蓋板，下蓋板和兩塊腹板組成；通常把端梁制成制成三個分段，端梁是由兩段通過 連接板和角鋼用高強螺栓連接而成。端梁的主要尺寸是依據(jù)主梁的跨度，大車的輪距和 小車的軌距來確定的；大車的運行采用分別驅動的方案。在裝配起重機的時候，先將端 梁的一段與其中的一根主梁連接在一起，然后再將端梁的兩段連接起來。下面對主梁，端梁，橋架進行詳細計算和校核。2大車運行機構的設計2. 1設計的基本原則和要求大車運行機構的設計通常和橋架的

20、設計一起考慮，兩者的設計工作要交叉進行， 一般的設計步驟：確定橋架結構的形式和大車運行機構的傳方式布置橋架的結構尺寸安排大車運行機構的具體位置和尺寸綜合考慮二者的關系和完成部分的設計對大車運行機構設計的基本要求是：機構要緊湊，重量要輕和橋架配合要合適，這樣橋架設計容易，機構好布置從量減輕主梁的扭轉載荷，不影響橋架剛度維修檢修方便，機構布置合理2. 1. 1機構傳動方案大車機構傳動方案，基本分為w類：分別傳動和集中傳動，橋式起重機常用的跨 度（10.5-32m）范圍均可用分別傳動的方案，本設計跨度為25. 5m采用分別傳動的方案。2.1.2大車運行機構具體布置的主要問題聯(lián)軸器的選擇軸承位置的安排

21、軸長度的確定這三著是互相聯(lián)系的。在具體布置大車運行機構的零部件時應該注意以幾點：因為大車運行機構要安裝在起重機橋架上，橋架的運行速度很高，而且受載之 后向下?lián)锨?，機構零部件在橋架上的安裝可能不十分準確，所以如果單從保持機構的 運動性能和補償安裝的不準確性著眼，凡是靠近電動機、減速器和車輪的軸，最好都 用浮動軸。為了減少主梁的扭轉載荷，應該使機構零件盡量靠近主梁而遠離走臺欄桿；盡 量靠近端梁，使端梁能直接支撐一部分零部件的重量。對于分別傳動的大車運行機構應該參考現(xiàn)有的資料，在浮動軸有足夠的長度的 條件下，使安裝運行機構的平臺減小，占用橋架的一個節(jié)間到兩個節(jié)間的長度，總之 考慮到橋架的設計和制造方

22、便。制動器要安裝在靠近電動機，使浮動軸可以在運行機構制動時發(fā)揮吸收沖擊動 能的作用。2.2大車運行機構的計算參數(shù)：起重機估計總重g=30. 5t，橋架跨度l=25. 5m,起重量q=16t,大車運行速 度vd=74m/min,工作級別為a5級，機構運行持續(xù)率為jc%=25%,小車的重量為 gxc=6.611t,橋架為箱形結構。2. 2. 1確定機構傳動方案本起重機設計的傳動方案如圖所示：圖2.1大車運行機構1 一電動機2制動器3高速浮動軸4一聯(lián)軸器5減速器6聯(lián)軸器7低速浮動軸8 聯(lián)軸器9 一車輪2.2.2大車車輪與軌道的選擇及其強度校核如閣所示的重量分布，計算大車車輪的最大輪壓和最小輪壓。gg

23、=ggxc0-a 12,75niel = 25,5n2pminepmax圖2.2大車輪壓受力圖滿載時，最大輪壓:_ g -gxc 2 + gxc l-e(2. 1)(2.2)max卜參1604-66,11.25.5-1.5444=165. 932kn25.5空載時，最小輪壓:ming - gxc gxc e +42 l305-66.1166.111=+x4225.5=61.0187kn式中的e為主鉤中心線離端梁的中心線的最小距離e=l. 544m車輪踏面疲勞計算載荷：2p + ppc=么廠眶卞廠 =(2*165. 932+61. 019)/3二 130. 961kn(2. 3)3車輪材料，采用

24、zg340-640(調(diào)制)，o z?=700mp, o 5=380mp,由附表18選擇車輪 直徑 dc=500mm,由1表5-1查得軌道型號為qu70 (起重機專用軌道)按車輪與軌道為點接觸和線接觸兩種情況來驗算車輪的接觸強度 1)點接觸局部擠壓強度驗算：(2.4)?''(=2<2/=281257k2-許用點應力常數(shù)(n/mm2)，由【1】表5-2，取k2=0. 181 r-曲率半徑，由車輪和軌道兩考曲率半徑中取最大值。取qu70的曲率半徑為400mm m-由軌頂和車輪的曲率半徑之比(r/r)所確定的系數(shù)，由【1】表5-5查得，m=0.461 c ,-轉數(shù)系數(shù)，由【1】表

25、5-3 ,車輪轉速n c =/ n d c =74/ n/0. 5=47. 134r/min, c,=0. 9515.c2-工作級別系數(shù)，由表5-4, m5級別，c2=l p；pe故驗算通過2)線接觸局部擠壓強度驗算p:、=10(.1(:2=219796. 5kn(2. 5)式中，k,-許用點應力常數(shù)(n/mm2),由【1】表5-2,取1=6.6 1-車輪與軌道的有效接觸長度，qu70中，l=70mmc ,-轉數(shù)系數(shù)，由【1】表5-3 ,車輪轉速n c =/ h d t. =74/ j：/o. 5=47. 134r/min, c,=o. 9515.c2-工作級別系數(shù)，由表5-4, m5級別，c

26、2=l p；>p(. 故驗算通過2.2.3運行阻力運算摩擦總阻力距mm= 3 (q+g) (k+u*d/2)由【3】d=500mm車輪的軸承型號為：7520,軸承內(nèi)徑和外徑的平均值為： (100+180) /2=140mm由【2】中表9-2到表9-4査得：滾動摩擦系數(shù)k=0. 0006m,軸承摩擦系數(shù)u =0. 02, 附加阻力系數(shù)p =1.2,代入上式中：當滿載時的運行阻力矩：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)運行摩檫阻力：pm

27、:mm(g:0:，=4464n(2.7)dcu.522空載時：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選擇電動機電動機靜功率：n尸匕(1000 m 77)(2. 10)=4464x74/1000/60/0. 95/2=2. 90kw式中p,i=k(q-q)一滿載運行時的靜阻力(p。m464n) m=2驅動電動機的臺數(shù)初選電動機功率：n=kfl*nj=l. 19*2. 90=3

28、. 45kw式中kf電動機功率增大系數(shù)，由【2】表7-6查得kfl=l. 19 查【1】表 31-27 選用電動機 yzr160m1; ne=5. 8kw, n,=927r/min, (gd2)=0. 547kgm2,電動機的里量gf,= 154kg2.2.5驗算電動機的發(fā)熱條件等效功率：nx=k25 r nj)=0.75x1.3x2.90=2.82kw(2.11)式中k25工作類型系數(shù)，由1查得當jc%=25時，k25=0.75 1一由1按照起重機工作場所得tq/tg=0.25, r=1.3 由此可知：nx<ne，故初選電動機發(fā)熱條件通過。選擇電動機：yzr160m12.2.6減速器的

29、選擇車輪的轉數(shù)：nc=vdc/(冗 oc)=74/3.14/0.5=47.13r/min(2.12)機構傳動比：iofl =m/nc=927/47.13=19.67(2.13)查【1】表35,選用兩臺zq-350-v-1z減速器i0 =20.49; n=9.2kw,當輸入轉 速為 1000r/min 時，可見 nj<n。2.2.7驗算運行速度和實際所需功率實際運行的速度：v；/(.=vdc. i07 i0-=74x 19.67/20.49=71.04m/min(2. 14)誤差：£ =(vdc-v:/c )/vdc=( 74-871.04 )/74 x 100%=4%<1

30、5%合適(2. 15)實際所需的電動機功率：(2. 16)n. =n.i 'dc/ vdc=2.590 x 71.04/74=22.784kwj由于n j<ne，故所選的電動機和減速器都合適2.2.8驗算起動時間起動時間:771式中 ni=927r/minm=2(驅動電動機臺數(shù))nl=l. 5x9550xn/n】=1. 5x9550x5. 8/927=829. 6n m 滿載時運行靜阻力矩：(2. 17)mj<q-q)一 111620.49x0.95=57. 33n >m(2. 18)空載運行時靜阻力矩nt(q=0)73220.49x0.95=37. 60n m初步估

31、算高速軸上聯(lián)軸器的飛輪矩 (gd2) zi + (gd2), =0. 43n m機構總飛輪矩：(gd2) ,= (gd2) zl+ (gd2) l+ (gd2) d =0. 43+0. 47=0. 9n*m(2. 19)(2. 20)(2.21)滿載起動時間:n375(m mq-mj)mc(gd2). +(2. 22)3&2(2x89.6-5733)2x1.15x0.9+(1600qk3050q)x0.2520.492x0.95=6. 22s空載啟動吋間:t 帥=0)nmc(gd2! +927-382(2x89.6-37.60)=3. 62s起動時間在允許范圍(8' 10s)內(nèi)

32、。2.2.9起動工況下校核減速器功率起動工況下減速器傳遞的功率：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 _運行機構屮，同一級傳動減速器的個數(shù)，m =2.因此 n，1331545x71,04 =8. 30kw d 1000x60x0.95x2所以減速器的如+=9. 2kwn，故所選減速器功率合適。2.2.10驗算啟動不打滑條件1. w臺電動機空載時同時驅動:p'f由于起重

33、機室內(nèi)使用，故坡度阻力及風阻力不考慮在內(nèi).以下按三種情況計算,>nzn:8 60r(/(e=o)式中 pi= kh + /4x =61019+165932=226951n主動輪輪壓 p2= p=226915n從動輪輪壓 f=0.2一粘著系數(shù)(室內(nèi)工作)防止打滑的安全系數(shù).nz>l. 051. 23050&c71.0460x3.62226951<0.222695(d.0006f0.020，14)x1.5+22695w.0006(2. 26)=3.84nnz,故兩臺電動機空載啟動不會打滑 2.事故狀態(tài)當只有一個驅動裝置工作,而無載小車位于工作著的驅動裝置這一邊吋，則plf

34、>n=j>nzq v/?2（z：+/-）/?+p,/：+60/餘0）叢2式中（2.27）p,= pl =765932n主動輪輪壓p2+-287990n從動輪輪壓(?=()臺電動機工作時空載啟動時間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.事故狀態(tài)當只有一個驅動裝置工作,而無載小車遠離工作著的驅動裝置這一邊吋，則 式中p.= p；in =61

35、019n主動輪輪壓p2= p；lin + 2 p；ax =392883n一一從動輪輪壓<（e=o）= 9-41s一一與第二種工況相同61019:0.2n=30500c71.0460x9.41392880006h0.02x(4)1.5+61019<0.0006=2. 42snnz,故也不會打滑2.2.11選擇制動器由【2】中所述，取制動吋間tz=6s按空載計算動力矩，令q=0,帶入的（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=2一一制動器臺數(shù).兩套驅動裝罝工作mz=-j-21.2115+ 927 238.2x6=28 n m2xl.15x0.94-30500x0.520.4920.95(2. 30)現(xiàn)選用兩臺ywz-200/23的制動器，查【1】附表15其制動力矩mez=112 n*m,為 避免打滑，使用時將其制動力矩調(diào)制28 n m以下2. 2. 12選擇聯(lián)軸器根據(jù)傳動方案，每套機構的高速軸和低速軸都采用浮動軸.1.機構高速軸上的計算扭矩：(2.31)=5x1. 4=167. 3 n .m式中

37、m,連軸器的等效力矩.m，2x59. 75=119. 5 n m(2. 32)仍一等效系數(shù)取仍=2查2表2-6 (a5'a6級)c ompl=95550* =119. 5 n m 927由【1】附表29查的：電動機yzr160m,軸端為圓錐形，d1=48mm, l=110mm;由附表34 查得zq350減速器,高速軸端為d=40nmi, l=60nmi,故在靠電機端從由附表43選w個凸緣 聯(lián)軸器(靠近電機端為圓錐形，浮動軸端d=35mm; mj=3150n m, (gd2)z, =0. 314kg m, 重量g=18.4kg)；在靠近減速器端，由附表43選用兩個凸緣聯(lián)軸器，在靠近減速器

38、 端為圓錐形，浮動軸端直徑為d=35mm;mj=7110 n m，(gd2)l=0. 107kg m，重量g=9. 46kg.高速軸上轉動零件的輪矩之和為：(gd2) zl+ (gd2) l=0. 314+0. 107=0. 421 kg m 與原估算的基本相符，故不需要再算。2.低速軸的計算扭矩：(2. 33)m，js=m，js99n=167. 3x20. 49x0. 95=3256. 58 n m由【1】附表34得，zq350減速器低速軸端為圓錐形,d=65mm, l=105mm 由【1】附表19查得，dc=500mm,主動車輪伸出軸為圓錐形，d=75mm, l=105mm 故從【1】附表

39、42屮選用4個聯(lián)軸節(jié)：giclz4ya60a65另兩個giclz4k460a752.2.13浮動軸的驗算1).疲勞強度的計算 低速浮動軸的等效力矩:= 1.4x59. 75x20. 49x0. 95=1625. hn.ni(2. 34)式屮等效系數(shù)，由2表2-6查得屯,=1.4 由上節(jié)已取得浮動軸端直徑d=60mm,故其扭轉應力為：m, 1625.11w 0.2x0.06337.61 mpa(2.35)由于浮動軸載荷變化為循環(huán)(因為浮動軸在運行過程中正反轉矩相同)，所以許用扭轉應力為:132-kk n, 1.92x1.4(2. 36)=49.impa式中，材料用 45 號鋼,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)考慮零件的兒何形狀表面狀況的應力集中系數(shù)，由第二章第五節(jié)及2第四章查 得:kx=1.6, km=1.2, n,=1.4安全系數(shù)，由表2-18查得tnt-lk故疲勞強度驗算通過。2).靜強度的計算計算強度扭矩：(2.38)=2.5x59. 75x20. 49x0. 95=2907 n.m式中叩2動力系數(shù)，查2表2-5的2=2. 5扭轉應力：m290t= =67mpa(2.39)w 0.2x0.063許用扭轉剪應

41、力:= 128.6 mpa n" 1.4(2.40)ttn，故強度驗算通過。高速軸所受扭矩雖比低速軸小，但強度還是足夠，故高速軸驗算從略。2.2.14緩沖器的選擇1.碰撞吋起重機的動能w(2.41)g帶載起重機的重量 g=305000+160000x0. 1m65000n v。一碰撞時的瞬時速度，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.緩沖行程內(nèi)由運行阻力和制動力消耗的功w8l=(p+pm)s(2.42)式中p*運行阻力，其最小值為 pnin=gforai =4650

42、00x0. 008=3720n fflnin最小摩擦阻力系數(shù)可取fonin=o. 008p 1一制動器的制動力矩換算到車輪踏面上的力，亦可按最大制動減速度計算p乎制max=46500x0. 55=25575n(2.43)w腿=0. 55 m /s2s一緩沖彳丁程取s=140 mm 因此 wf (3720+25575) x0. 14=4101. 3n m 3.緩沖器的緩沖容量一個緩沖器要吸收的能量也就是緩沖器應該具有的緩沖容量為:=8793. 73-4101.3 =4696. 43n m 式屮n緩沖器的個數(shù)取n=l由手冊【3】選擇jiiq-a-33橋架結構的計算3. 1主要尺寸的確定3. 1.

43、1大車輪距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橋架端部梯形高度c- ( 1 1 ) _25505100咖取 3650mm10 5(3.4)3. 1.5主梁腹板高度根據(jù)主梁計算高度h= 1280mm,最后確定腹板高度h= 1280mm3. 1.6確定主梁截面尺寸主梁中間截面各構件板厚根據(jù)【1】表7-1推薦確定如下：腹板厚s =6圓，上下蓋板厚

44、s lomrn主梁兩腹板內(nèi)壁間距根據(jù)下面關系式確定：b> =365. 7mm 3.5b> =510mm 50因此，取b=550mm蓋板厚度：b=b+2 5 +40=602mm(自動焊)取 b=600mm(3.5)主梁實際高度：h=h+2 5 =1280+2*10=1300111111(3. 6)同理，主梁支撐面的腹板高度取h()=52(hnm，這時，支撐截面的實際高度h(>=h()+2 s,=540mm主梁中間截面和支撐截面的尺寸簡圖分別示意于下圖：6nn圖3. l主梁中間截面示意圖（左） 主梁支撐截面的尺寸簡圖（右）3.1.7加勁板的布置尺寸為保證主梁截面中受壓件的局部穩(wěn)定

45、性，需要設置一些加勁構件 主梁大加勁板間距：a h=1280mm，取 a =1200mm主梁端部（梯形部分）小加勁板的間距：a, = =400mm '3主梁中部（矩形部分）小加勁板的間距： a= （1. 52） h=19202560mm 取 a=2100mm最小抗扭彎度wmin=90. 12 ai6wmin/o/it）2/p=1.478式中，p-小車輪壓，取平均值，并設小車自重為g ve=66110n-動力系數(shù)，由【1】圖2-2曲線巾2 =1.1 （起升高度9. 5m）(3.7)(3.8)(3.9)(3. 10)o -鋼軌的許用應力，o =170mpa因此，根據(jù)布置方便，取a,=a/3

46、=700mm由于腹板的高厚比h/s=1280/6=217160,所以要設置水平加勁桿，以保證腹板局部 穩(wěn)定性，采用z45*45*5角鋼做水平加勁桿。3.2主梁的計算3.2.1計算載荷確定查【1】圖7-11曲線得半個橋架(不僅括端梁)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，主梁由于分別驅動，大車運行機構的傳動軸系引起的均布載荷:4qz = l. 18*43. 14二50. 9n/cm 由【1】表7-4,p;:57000n，p2:56000n考慮動力系數(shù)少2的小車車輪的計算輪壓值: 2p,=62

47、700np，二巾,p；=61600n 式中，(3. 12)(3. 13) (3. 14)ij) 2=1. 15-動力系數(shù)，由【1】圖2-2中曲線查得3.2.2主梁垂直最大彎矩(3. 15)設敞開式司機操縱室的s量gq = 10000n，其重心距支點的距離為1 n=320cm(g+p) + 61600x2550-240 + 50.9x2550.18x10000x32025502550max4x(6270g±62700 + 5a22550+ 1.18x(5000x1.5 + 10000x320)二 135*106n/m3. 2.3主梁水平最大彎矩(3. 16)町2脫:二0. 8mm三峰

48、xf式中:g重力加速度，g=9.81m/a2, a一一大車起動、制動加速度平均值,a=i _ = 0.154 0.206m / f 60x(6 8)(3. 17)不計及沖擊系數(shù)？u和動載系數(shù)a時主梁垂直最大彎矩，由下式算得:+g()l()+g()li = 100*106n/m因此主梁的水平最大彎矩:妊腳城=0.8 x 100x 106 x 0.154 0206 = (12.6 16.8) x 106 ；v / cm 9.81-qx106 n / cm3.2.4主梁的強度驗算主梁中間截面的最大彎曲應力根據(jù)【1】公式7-19計算：x t(3.18)式屮：ox一一主梁中間截面對水平重心軸線x-x的抗

49、彎截面模數(shù)，其近似值為：ox= (fho+bcf3) h=(128x0.6 _3+ 60xl)xl28 = 10956.8cm(3. 19)一一主梁中間截面對垂直重心軸線y-y的抗彎截面模數(shù)，其近似值為: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的許用應力為5u =270l33= 165.4 mpail主梁支承截面的最大剪應力根據(jù)【1】公式7-20計算:【t】式中:qmsg：一主jlbfe承緩大九由【1】公式7-15計算:廣 =

50、pa +p£1 ql + p4giuo 7qm; :62700 + 61600x2550-240255050.9x2550+ 1.18x5000x2550-240 2550_ixo一一主梁支承截面對水平重心軸線x-x的慣性矩，其近似值為: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積對水平重心軸線x-x的靜矩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鋼的許用剪應力為：【t】=95. 6mpa故丁0«« 【t】n由上面的計算知，主梁的強度足夠。3.2.5主梁的垂直剛度驗算主梁在滿載小車輪壓作用下，在跨中所產(chǎn)生的最大垂直撓度可按照【1】公式7-23 進行計算：(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允許的撓度由【1】公式7-22得：【f】:l/700:3. 643cm 故£<【門，主梁的垂直剛度驗算通過。3.2.6主梁的水平剛度驗

52、算主梁在大車運行機構起、制動慣性載荷的作用下，產(chǎn)生的水平最大撓度可按照【1】公式7-25計算(略去第三項，簡化成簡支梁)：fs = 5fe+;式中：pg作用在主梁上的集中慣性載荷：ps =(o.ai-o.o2> cpa +p.)ssa 2(3.26)貝1jps=13942787nq2作用在主梁上的均布慣性載荷：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水平撓度的許用值：【fs】 =172000=2550/2000=1. 275cm,因此fr<【fs】由上面的計算可知，主梁的垂直和水平剛度均滿足耍求，當起重機工作無特殊耍求時，主梁的動剛度驗算略。3. 3端梁的計算 3.3.1計算載荷的確定k(3.28)式中，k一大車輪距，km600cmlxc-一小車軌距，l-=2000mma,-一傳動側車輪軸線到主梁屮心線距離，取a=110cm所以，rzl=182167n3. 3. 2端梁垂直最大彎矩在主梁支反力2的作用下產(chǎn)生的最大彎矩mimax = ra9(3.29)一導電側車輪軸線至主梁中心線距離，“i=90mhwax= 1=182167*90=16. 4*106n. cm3. 3. 3梁的水平彎矩mpma, =sa(3. 30)s一車輪軸向載荷，s =（由【1】2-6）a-側壓系數(shù)，由【1】圖2-3取a =0.18p-車輪軸壓，即端梁的支反力，p = ra從 pma:< =0. 18*182162*90=295111on. c