1、畢業設計說明書（論文）第一章 緒 論1.1 選題意義起重機械用來對物料作起重、運輸、裝卸和安裝等作業的機械設備，它可以完成靠人力無法完成的物料搬運工作，減輕人們的體力勞動，提高勞動生產率，在工廠、礦山、車站、港口、建筑工地、倉庫、水電站等多個領域部門中得到了廣泛的使用，隨著生產規模的日益擴大，特別是現代化、專業化的要求，各種專門用途的起重機相繼產生，在許多重要的部門中，它不僅是生產過程中的輔助機械，而且已成為生產流水作業線上不可缺少的重要機械設備，它的發展對國民經濟建設起著積極的促進作用。起重機械是起升，搬運物料及產品的機械工具。起重機械對于提高工程機械各生產部門的機械化，縮短生產周期和降低生

2、產成本，起著非常重要的作用在高層建筑、冶金、華工及電站等的建設施工中，需要吊裝和搬運的工程量日益增多，其中不少組合件的吊裝和搬運重量達幾百噸。因此必須選用一些大型起重機進行吊裝工作。通常采用的大型起重機有龍門起重機、門座式起重機、塔式起重機、履帶起重機、輪式起重機以及在廠房內裝置的橋式起重機等。在道路，橋梁和水利電力等建設施工中，起重機的使用范圍更是極為廣泛。無論是裝卸設備器材，吊裝廠房構件，安裝電站設備，吊運澆注混凝土、模板，開挖廢渣及其他建筑材料等，均須使用起重機械。尤其是水電工程施工，不但工程規模浩大，而且地理條件特殊，施工季節性強、工程本身又很復雜，需要吊裝搬運的設備、建筑材料量大品種

3、多，所需要的起重機數量和種類就更多。在電站廠房及水工建筑物上也安裝各種類型的起重機，供檢修機組、起閉雜們及起吊攔污柵之用。在這些起重機中，橋式起重機是生產批量最大，材料消耗最多的一種。由于這種起重機行駛在高空，作業范圍能掃過整個廠房的建筑面積，因而受到用戶的歡迎，得到很大的發展。圖1-1是典型的雙梁橋式起重機。 圖1-1 雙梁橋式起重機1.2 本課題的研究目的（1）熟悉橋式起重機的結構和工作原理 （2）掌握橋式起重機的設計方法 （3）將所學的理論知識應用到實際的生產設計中去，培養實際動手能力 （4）了解制造業的發展，為以后工作做準備1.3 橋式起重機的研究現狀目前，在工程起重機械領域，歐洲、美

4、國和日本處于領先地位。歐洲作為工程起重機的發源地，輪式起重機生產技術水平最高。該地區的工程起重機械業主要生產全地面起重機、履帶式起重機和緊湊型輪胎起重機，也生產少量汽車起重機。其中，全路面起重機、履帶起重機以中大噸位為主；緊湊型輪胎起重機則以小噸位為主；汽車起重機一般為通用底盤組裝全地面上車，即以改裝為主。其產品技術先進、性能高、可靠性高，產品銷往全球。 美國工程起重機行業的技術水平相對落后于歐洲。不過近年來，美國工程起重機械業通過收購和合并手段，得以蓬勃發展。目前該地區主要生產輪胎起重機、履帶式起重機、全路面起重機和汽車起重機。主要生產企業為馬尼托瓦克公司，特點是技術較先進、性能較高、可靠性

5、能高，其中汽車底盤技術和全路面技術領先于歐洲，產品主要銷往美洲地區和亞太地區。 日本作為二戰后崛起的經濟強國，輪式起重機開發生產雖然起步較晚（起步于20世紀70年代），但是發展速度很快，很受亞太市場歡迎。此外，日本還通過收購手段更新生產技術。如日本多田野通過收購德國法恩底盤公司，發展全路面技術。日本工程起重機械業主要生產汽車起重機、履帶起重機、越野輪胎起重機和全路面起重機。其中，越野輪胎起重機的產量最大，汽車起重機的產量次之，呈減少趨勢，全路面起重機的產量最少，呈上升趨勢。主要生產企業包括多田野、加藤、神鋼、日立和小松等。產品特點是技術水平和性能較高，但可靠性落后于歐美。隨著我國經濟建設步伐的

6、加快，生產和生活各個領域的建設規模的逐年擴大，也促進了施工機械化程度的迅速提高。先進的施工機械已成為加快施工速度，保證工程質量和降低成本的物質保證。起重機行業也因此得到了很大的發展。為促進社會主義建設事業的發展，提高勞動生產率，充分發揮其中運輸機械的作用是具有重要意義的。第二章 設計方案2.1起重機的介紹QZ6-h10型雙梁橋式起重機是由一個有兩根箱形主梁和兩根橫向端梁構成的雙梁橋架,在橋架上運行起重小車,可起吊和水平搬運各類物體,它適用于機械加工和裝配車間料場等場合。2.2起重機設計的總體方案 本次起重機設計的主要參數如下:1）起重量：10t；2）起升高度：12m；3）起升速度：10m/mi

7、n； 4）小車運行速度：40 m/min；5）大車運行速度：80 m/min；6）跨度：16.5m ；7）工作級別A5根據上述參數確定的總體方案如下2.2.1主梁的設計主梁跨度16.5m ,是由上、下蓋板和兩塊垂直的腹板組成封閉箱形截面實體板梁連接，主梁橫截面腹板的厚度為6mm,翼緣板的厚度為10mm，主梁上的走臺的寬度取決于端梁的長度和大車運行機構的平面尺寸，主梁跨度中部高度取H=L/17 ，主梁和端梁采用搭接形式，主梁和端梁連接處的高度取H0=0.4-0.6H，腹板的穩定性由橫向加勁板和，縱向加勁條或者角鋼來維持，縱向加勁條的焊接采用連續點焊，主梁翼緣板和腹板的焊接采用貼角焊縫，主梁通常會

8、產生下撓變形，但加工和裝配時采用預制上拱。2.2.2小車的設計小車主要有起升機構、運行機構和小車架組成。起升機構采用閉式傳動方案，電動機軸與二級圓柱齒輪減速器的高速軸之間采用兩個半齒聯軸器和一中間浮動軸聯系起來，減速器的低速軸魚卷筒之間采用圓柱齒輪傳動。運行機構采用全部為閉式齒輪傳動，小車的四個車輪固定在小車架的四周，車輪采用帶有角形軸承箱的成組部件，電動機裝在小車架的臺面上，由于電動機軸和車輪軸不在同一個平面上，所以運行機構采用立式三級圓柱齒輪減速器，在減速器的輸入軸與電動機軸之間以及減速器的兩個輸出軸端與車輪軸之間均采用帶浮動軸的半齒聯軸器的連接方式。小車架的設計，采用粗略的計算方法，靠現

9、有資料和經驗來進行，采用鋼板沖壓成型的型鋼來代替原來的焊接橫梁。2.2.3端梁的設計端梁部分在起重機中有著重要的作用，它是承載平移運輸的關鍵部件。端梁部分是由車輪組合端梁架組成，端梁部分主要有上蓋板，腹板和下蓋板組成；端梁是由兩段通過連接板和角鋼用高強螺栓連接而成。在端梁的內部設有加強筋，以保證端梁架受載后的穩定性。端梁的主要尺寸是依據主梁的跨度，大車的輪距和小車的軌距來確定的；大車的運行采用分別傳動的方案。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。 2.2.4橋架的設計橋架的結構主要有箱形結構，空腹桁架式結構，偏軌空腹箱形結構及箱形單主梁結構等

10、，參考起重機設計手冊，5-80噸中小起重量系列起重機一般采用箱形結構，且為保證起重機穩定，我選擇箱形雙梁結構作為橋架結構。箱形雙梁橋架是由兩根箱形主梁和端梁構成，主梁一側安置水平走臺，用來安裝大車運行機構和走人，主梁與端梁剛性地連接在一起，走臺是懸臂支撐在主梁的外側，走臺外側安置有欄桿。在實際計算中，走臺個欄桿均認為是不承受力的構件。為了操縱和維護的需要，在傳動側走臺的下面裝有司機室。司機室有敞開式和封閉式兩種，一般工作環境的室內采用敞開式的司機室，在露天或高溫等惡劣環境中使用封閉式的司機室。本章主要對箱形橋式起重機進行介紹，確定了其總體方案并進行了一些簡單的分析。箱形雙梁橋式起重機具有加工零

11、件少，工藝性好、通用性好及機構安裝檢修方便等一系列的優點，因而在生產中得到廣泛采用。我國在5噸到10噸的中、小起重量系列產品中主要采用這種形式，但這種結構形式也存在一些缺點：自重大、易下撓，在設計和制造時必須采取一些措施來防止或者減少。第三章 大車運行機構的設計3.1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：1. 確定橋架結構的形式和大車運行機構的傳方式2. 布置橋架的結構尺寸3. 安排大車運行機構的具體位置和尺寸4. 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：1. 機構要緊湊，重量要輕2. 和橋架配合要

12、合適，這樣橋架設計容易，機構好布置3. 盡量減輕主梁的扭轉載荷，不影響橋架剛度4. 維修檢修方便，機構布置合理3.1.1機構傳動方案大車機構傳動方案，基本分為兩類：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采用分別傳動的方案。3.1.2大車運行機構具體布置的主要問題1. 聯軸器的選擇2. 軸承位置的安排3. 軸長度的確定這三著是互相聯系的。在具體布置大車運行機構的零部件時應該注意以幾點：1. 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，而且受載之后向下撓曲，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

13、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。2. 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。3. 對于分別傳動的大車運行機構應該參考現有的資料，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，占用橋架的一個節間到兩個節間的長度，總之考慮到橋架的設計和制造方便。4. 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揮吸收沖擊動能的作用。3.2 大車運行機構的計算已知數據：起重機的起重量Q=100KN，橋架跨度L=16.5m，大車運行速度Vdc=90m/min，工作類型為中級，機構運

14、行持續率為JC%=25，起重機的估計重量G=168KN，小車的重量為Gxc=40KN，橋架采用箱形結構。計算過程如下：3.2.1確定機構的傳動方案本起重機采用分別傳動的方案如圖（2-1）大車運行機構圖（2-1）1電動機 2制動器 3高速浮動軸 4聯軸器 5減速器 6聯軸器 7低速浮動軸 8聯軸器 9車輪3.2.2 選擇車輪與軌道，并驗算其強度按照如圖所示的重量分布，計算大車的最大輪壓和最小輪壓：滿載時的最大輪壓：Pmax= =95.6KN空載時最大輪壓：Pmax= = =50.2KN空載時最小輪壓：Pmin= = =33.8KN式中的e為主鉤中心線離端梁的中心線的最小距離e=1.5m載荷率：Q

15、/G=100/168=0.595由1表19-6選擇車輪：當運行速度為Vdc=60-90m/min，Q/G=0.595時工作類型為中級時，車輪直徑Dc=500mm，軌道為P38的許用輪壓為150KN，故可用。1）.疲勞強度的計算疲勞強度計算時的等效載荷：Qd=2·Q=0.6*100000=60000N 式中2等效系數，有1表4-8查得2=0.6車論的計算輪壓：Pj= KCI· r ·Pd=1.05×0.89×77450 =72380N式中：Pd車輪的等效輪壓Pd= = =77450Nr載荷變化系數，查1表19-2，當Qd/G=0.357時，r=0

16、.89Kc1沖擊系數，查1表19-1。第一種載荷當運行速度為V=1.5m/s時，Kc1=1.05根據點接觸情況計算疲勞接觸應力： sj=4000 =4000 =13555Kg/cm2 sj =135550N/cm2式中r-軌頂弧形半徑，由3附錄22查得r=300mm，對于車輪材料ZG55II，當HB>320時，sjd =160000-200000N/cm2，因此滿足疲勞強度計算。2）.強度校核最大輪壓的計算：Pjmax=KcII·Pmax =1.1×95600 =105160N式中KcII-沖擊系數，由3表2-7第II類載荷KcII=1.1按點接觸情況進行強度校核的接

17、觸應力：jmax= = =15353Kg/cm2 jmax =153530N/cm2車輪采用ZG55II，查1表19-3得，HB>320時， j=240000-300000N/cm2，jmax < j 故強度足夠。3.2.3 運行阻力計算摩擦總阻力距Mm=（Q+G）（K+*d/2）由1表19-4 Dc=500mm車輪的軸承型號為：22220K， 軸承內徑和外徑的平均值為：（100+180）/2=140mm由1中表9-2到表9-4查得：滾動摩擦系數K=0.0006m，軸承摩擦系數=0.02，附加阻力系數=1.5，代入上式中：當滿載時的運行阻力矩：Mm（Q=Q）= Mm(Q=Q)=b(

18、Q+G)( k +m) =1.5（100000+168000）×（0.0006+0.02×0.14/2） =804N·m 運行摩擦阻力：Pm（Q=Q）= =3216N空載時：Mm（Q=0）=×G×（K+d/2） =1.5×168000×（0.0006+0.02×0.14/2） =504NP m（Q=0）= Mm（Q=0）/（Dc/2） =504×2/0.5 =2016N3.2.4選擇電動機電動機靜功率：Nj=Pj·Vdc/（60·m· ）=3216×90/60/0.

19、95/2=2.54KW式中Pj=Pm（Q=Q）滿載運行時的靜阻力(P m（Q=0）=2016N) m=2驅動電動機的臺數初選電動機功率：N=Kd*Nj=1.3*2.54=3.3KW式中Kd-電動機功率增大系數，由1表9-6查得Kd=1.3查2表31-27選用電動機YR160M-8；Ne=4KW，n1=705rm，（GD2）=0.567kgm2，電動機的重量Gd=160kg3.2.5 驗算電動機的發熱功率條件等效功率：Nx=K25·r·Nj =0.75×1.3×2.54 =2.48KW式中K25工作類型系數，由1表8-16查得當JC%=25時，K25=0.

20、75 r由1按照起重機工作場所得tq/tg=0.25，由1圖8-37估得r=1.3由此可知：Nx<Ne,故初選電動機發熱條件通過。選擇電動機：YR160M-83.2.6 減速器的選擇車輪的轉數：nc=Vdc/（·Dc）=90/3.14/0.5=57.3rpm機構傳動比：i。=n1/nc=705/57.3=12.3查2表19-11，選用兩臺ZLZ-160-12.5-IV減速器i。=12.5；N=9.1KW，當輸入轉速為750rpm，可見Nj<N中級。(電動機發熱條件通過,減速器：ZLZ-160-12.5-IV )3.2.7 驗算運行速度和實際所需功率實際運行的速度：Vdc=

21、Vdc· i。/ i。=90×12.3/12.5=88.56m/min誤差：=（Vdc- Vdc）/ Vdc=（90-88.56）/90×100%=1.6%<15%合適實際所需的電動機功率：Nj=Nj·Vdc/ Vdc=2.54×88.56/90=2.49KW由于Nj<Ne,故所選的電動機和減速器都合適3.2.8 驗算起動時間起動時間：Tp=式中n1=705rpm m=2驅動電動機臺數Mq=1.5×975×N/n1=1.5×975×4/705=82.9N·m滿載時運行靜阻力矩：Mj（

22、Q=Q）= =67.7N·m空載運行時靜阻力矩：Mj（Q=0）=42.4N·m初步估算高速軸上聯軸器的飛輪矩：(GD2)ZL+(GD2)L=0.78 N·m機構總飛輪矩:(GD2)1=(GD2)ZL+(GD2)L+(GD2)d =5.67+0.78=6.45 N·m滿載起動時間:t= =8.91s空載啟動時間:t= =5.7s起動時間在允許范圍內。3.2.9 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=式中Pd=Pj+Pg=Pj+ =3216+=7746.2Nm/-運行機構中,同一級傳動減速器的個數,m/=2.因此N= =5.89KW所以減速

23、器的N中級=9.1KW>N,故所選減速器功率合適。3.2.10 驗算啟動不打滑條件由于起重機室內使用,故坡度阻力及風阻力不考慮在內.以下按三種情況計算.1.兩臺電動機空載時同時驅動：n=>nz式中p1=33.8+50.2=84KN-主動輪輪壓p2= p1=84KN-從動輪輪壓 f=0.2-粘著系數(室內工作)nz防止打滑的安全系數.nz1.051.2n = =2.97n>nz,故兩臺電動機空載啟動不會打滑2.事故狀態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時,則n=nz式中p1=50.2KN-主動輪輪壓 p2=2+=2×33.8+50.2=117

24、.8KN-從動輪輪壓-一臺電動機工作時空載啟動時間= =13.47 sn= =2.94n>nz,故不打滑.3.事故狀態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時,則n=nz式中P1=33.8KN-主動輪輪壓P2=2=33.8+2*50.2=134.2KN-從動輪輪壓= 13.47 S 與第(2)種工況相同n=1.89 故也不會打滑結論:根據上述不打滑驗算結果可知,三種工況均不會打滑3.2.11選擇制動器由1中所述,取制動時間tz=5s按空載計算動力矩,令Q=0,得:Mz=式中= =-19.2N·mPp=0.002G=168000×0.002=336

25、NPmin=G=1344NM=2-制動器臺數.兩套驅動裝置工作Mz=41.2 N·m現選用兩臺YWZ-200/25的制動器，查1表18-10其制動力矩M=200 N·m，為避免打滑，使用時將其制動力矩調制3.5 N·m以下。3.2.12 選擇聯軸器根據傳動方案,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：=110.6×1.4=154.8 N·m式中MI連軸器的等效力矩. MI=2×55.3=110.6 N·m等效系數 取=2查2表2-7Mel=9.75*=55.3 N·m由2表33-20查的:

26、電動機Y160M1-8,軸端為圓柱形,d1=48mm,L=110mm;由219-5查得ZLZ-160-12.5-iv的減速器,高速軸端為d=32mm,l=58mm,故在靠電機端從由表2選聯軸器ZLL2（浮動軸端d=40mm;MI=630N·m,(GD2)ZL=0.063Kg·m,重量G=12.6Kg） ；在靠近減速器端，由2選用兩個聯軸器ZLD，在靠近減速器端浮動軸端直徑為d=32mm;MI=630 N·m, (GD2)L=0.015Kg·m, 重量G=8.6Kg. 高速軸上轉動零件的飛輪矩之和為： (GD2)ZL+(GD2)L=0.063+0.015=

27、0.078 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： =154.8×15.75×0.95=2316.2 N·m3.2.13 浮動軸的驗算1）.疲勞強度的計算低速浮動軸的等效力矩：MI=1Meli=1.4×55.3×12.5×0.95=919.4Nm式中1等效系數，由2表2-7查得1=1.4由上節已取得浮動軸端直徑D=60mm，故其扭轉應力為： N/cm2由于浮動軸載荷變化為循環（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： =4910 N/cm2式中，材料用45號鋼，取sb=60000

28、N/cm2; ss=30000N/cm2,則t-1=0.22sb=0.22×60000=13200N/cm2；ts=0.6ss=0.6×30000=18000N/cm2K=KxKm=1.6×1.2=1.92考慮零件的幾何形狀表面狀況的應力集中系數Kx=1.6，Km=1.2，nI=1.4安全系數，由2表2-21查得tn<t-1k 故疲勞強度驗算通過。2）.靜強度的計算計算強度扭矩：Mmax=2Meli =2.5×55.3×12.5×0.95=1641.7 Nm式中2動力系數，查2表2-5的2=2.5扭轉應力：t=3800N/cm2

29、許用扭轉剪應力：N/cm2 t<tII,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，故高速軸驗算省去。3.2.14 緩沖器的選擇1.碰撞時起重機的動能 W動= G帶載起重機的重量G=168000+100000×0.1 =178000N V0碰撞時的瞬時速度，V0=（0.30.7）Vdx g重力加速度取10m/s2則W動= =5006.25 N m2. 緩沖行程內由運行阻力和制動力消耗的功 W阻=（P摩+P制）S 式中P摩運行阻力，其最小值為Pmin=Gf0min=178000×0.008=1424N f0min最小摩擦阻力系數可取f0min=0.008

30、 P制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制=17800×0.55=9790N =0.55 m /s2 S緩沖行程取S=140 mm因此W阻=（1424+9790）×0.14=1569.96N m3. 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： =5006.25-1569.96 =3436.29 N m 式中 n緩沖器的個數 取n=1由1表22-3選擇彈簧緩沖器彈簧D=120 mm，d=30 mm第四章 端梁的設計4.1 端梁的尺寸的確定4.1.1端梁的截面尺寸1.端梁截面尺寸的確定： 上蓋板d1=10mm, 中

31、部下蓋板d1=10 mm 頭部下蓋板d2=12mm 按照1表19-4直徑為500mm的車輪組尺寸，確定端梁蓋板寬度和腹板的高度時，首先應該配置好支承車輪的截面，其次再確定端梁中間截面的尺寸。配置的結果，車輪輪緣距上蓋板底面為25mm;車輪兩側面距離支承處兩下蓋板內邊為10 mm，因此車輪與端梁不容易相碰撞；并且端梁中部下蓋板與軌道便的距離為55 mm。如圖示（3-1）端梁的截面尺寸圖（3-1）4.1.2 端梁總體的尺寸大車輪距的確定：K=（）L=（）×16.5=2.063.3m取K=3300 端梁的高度 H0=（0.40.6）H主 取H0=500確定端梁的總長度L=41004.2 端

32、梁的計算1.計算載荷的確定 設兩根主梁對端梁的作用力Q(G+P)max相等，則端梁的最大支反力：RA= 式中 K大車輪距，K=330cm Lxc小車輪距，Lxc=200cm a2傳動側車輪軸線至主梁中心線的距離，取a2=70 cm =114237N 因此RA= =117699N 2.端梁垂直最大彎矩 端梁在主梁支反力作用下產生的最大彎矩為： Mzmax=RAa1=117699×60=7.06×106N a1導電側車輪軸線至主梁中心線的距離，a1=60 cm。 3.端梁的水平最大彎矩1）. 端梁因車輪在側向載荷下產生的最大水平彎矩： =Sa1 式中：S車輪側向載荷，S=lP；

33、 l側壓系數，由圖2-3查得，l=0.08； P車輪輪壓，即端梁的支反力P=RA 因此： =lRAa1=0.08×117699×60=564954N·cm 2）.端梁因小車在起動、制動慣性載荷作用下而產生的最大水平彎矩： =a1式中小車的慣性載荷：= P1=37000/7=5290N 因此： =327018N·cm 比較和兩值可知，應該取其中較大值進行強度計算。4.端梁的強度驗算 端梁中間截面對水平重心線X-X的截面模數： =2380.8 端梁中間截面對水平重心線X-X的慣性矩： =2380.8 =59520 端梁中間截面對垂直重心線Y-Y的截面模數：

34、=1154.4 端梁中間截面對水平重心線X-X的半面積矩： =1325.6 端梁中間截面的最大彎曲應力： =2965+489=3454N/cm2 端梁中間截面的剪應力： =2120 N/cm2 端梁支承截面對水平重心線X-X的慣性矩、截面模數及面積矩的計算如下： 首先求水平重心線的位置 水平重心線距上蓋板中線的距離： C1= =5.74 cm水平重心線距腹板中線的距離： C2=5.74-0.5-0.5×12.7 =-1.11 cm 水平重心線距下蓋板中線的距離： C3=（12.7+0.5+0.6）-5.74 =8.06cm端梁支承截面對水平重心線X-X的慣性矩： =×40&

35、#215;13+40×1×5.742+2××12.73×0.6+2×12.7×0.6×1.112+2×11×1.23+2×11×1.2×8.062=3297cm4端梁支承截面對水平重心線X-X的最小截面模數： =× =3297× =406.1 cm3 端梁支承截面水平重心線X-X下部半面積矩： =2×11×1.2×8.06+（8.06-0.6）×0.6×（8.06-0.6）/2 =229.5 cm

36、3 端梁支承截面附近的彎矩： =RAd=117699×14=1647786Ncm 式中 端梁支承截面的彎曲應力： =4057.6N/cm2 端梁支承截面的剪應力： =6827.4 N/cm2 端梁支承截面的合成應力： =12501.5 N/cm2 端梁材料的許用應力： sdII=(0.800.85) sII =(0.800.85)16000=1280013600 N/cm2 tdII=(0.800.85) tII = (0.800.85)9500 =76008070 N/cm2 驗算強度結果，所有計算應力均小于材料的許用應力，故端梁的強度滿足要求。4.3 主要焊縫的計算4.3.1 端

37、梁端部上翼緣焊縫端梁支承截面上蓋板對水平重心線X-X的截面積矩：=40×1×5.74=229.6 cm3端梁上蓋板翼緣焊縫的剪應力： =4878.8 N/cm2 式中n1上蓋板翼緣焊縫數； hf焊肉的高度，取hf=0.6 cm4.3.2 下蓋板翼緣焊縫的剪應力驗算端梁支承截面下蓋板對水平重心線X-X的面積矩：=2×12×1.2×8.06=232.128 cm3端梁下蓋板翼緣焊縫的剪應力： =4929.8 N/cm2由1表 查得t=9500 N/cm2，因此焊縫計算應力滿足要求。第五章 端梁接頭的設計5.1 端梁接頭的確定及計算端梁的安裝接頭設計

38、在端梁的中部，根據端梁輪距K大小，則端梁有一個安裝接頭。端梁的街頭的上蓋板和腹板焊有角鋼做的連接法蘭，下蓋板的接頭用連接板和受剪切的螺栓連接。頂部的角鋼是頂緊的，其連接螺栓基本不受力。同時在下蓋板與連接板鉆孔是應該同時鉆孔。如下圖為接頭的安裝圖下蓋板與連接板的連接采用M18的螺栓，而角鋼與腹板和上蓋板的連接采用M16的螺栓。（a）連接板和角鋼連接圖4-1(b)5.1.1 腹板和下蓋板螺栓受力計算1.腹板最下一排螺栓受力最大，每個螺栓所受的拉力為： N拉=12500N2.下腹板每個螺栓所受的剪力相等，其值為： N剪= = =7200N式中n0下蓋板一端總受剪面數；n0=12 N剪 下蓋板一個螺栓

39、受剪面所受的剪力： n一側腹板受拉螺栓總數；n=12 d1腹板上連接螺栓的直徑（靜截面） d0下腹板連接螺栓的直徑；d1=16mm H梁高；H=500 mm M連接處的垂直彎矩；M=7.06×106其余的尺寸如圖示5.1.2 上蓋板和腹板角鋼的連接焊縫受力計算1. 上蓋板角鋼連接焊縫受剪，其值為： Q= =172500N2.腹板角鋼的連接焊縫同時受拉和受彎，其值分別為： N腹= = =43100NM腹= =2843000Nmm5.2 計算螺栓和焊縫的強度5.2.1 螺栓的強度校核1.精制螺栓的許用抗剪承載力：N剪= = =103007.7N 2.螺栓的許用抗拉承載力N拉= =2712

40、9.6N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 則有所選的螺栓符合強度要求5.2.2 焊縫的強度校核1.對腹板由彎矩M產生的焊縫最大剪應力：tM=15458.7N/ cm2式中I =395.4 焊縫的慣性矩其余尺寸見圖 2.由剪力Q產生的焊縫剪應力：tQ= =4427.7N/ cm2折算剪應力：t= =16079.6 N/ cm2<t=17000 N/ cm2t由1表25-3查得式中h焊縫的計算厚度取h=6mm3.對上角鋼的焊縫t=211.5 N/ cm2<t由上計算符合要求。第六章 橋架結構的設計6.1

41、橋架的結構形式橋架的結構主要有箱形結構，空腹桁架式結構，偏軌空腹箱形結構及箱形單主梁結構等，參考起重機設計手冊，5-80噸中小起重量系列起重機一般采用箱形結構，且為保證起重機穩定，我選擇箱形雙梁結構作為橋架結構。6.1.1 箱形雙梁橋架的構成箱形雙梁橋架是由兩根箱形主梁和端梁構成，主梁一側安置水平走臺，用來安裝大車運行機構和走人，主梁與端梁剛性地連接在一起，走臺是懸臂支撐在主梁的外側，走臺外側安置有欄桿。在實際計算中，走臺個欄桿均認為是不承受力的構件。為了操縱和維護的需要，在傳動側走臺的下面裝有司機室。司機室有敞開式和封閉式兩種，一般工作環境的室內采用敞開式的司機室，在露天或高溫等惡劣環境中使

42、用封閉式的司機室。6.1.2 箱形雙梁橋架的選材箱形雙梁橋架具有加工零件少，工藝性好，通用性好等優點。橋架結構應根據其工作類型和使用環境溫度等條件，按照有關規定來選用鋼材。為了保證結構構件的剛度便于施工和安裝，以及運輸途中不致損壞等原因，在橋架結構的設計中有最小型鋼的使用限制：如連接用鋼板的厚度應不小于4mm。又如對組合板梁的板材使用，因保證穩定性和防止銹蝕后強度減弱等原因，雙腹板的每塊厚度不能小于6mm,單腹板的厚度不小于8mm。作用在橋式起重機橋架結構上的載荷有，固定載荷，移動載荷，水平慣性載荷及大車運行歪斜產生的車輪側向載荷等。在設計計算時候要考慮到這些載荷。6.2 橋架結構的設計計算6

43、.2.1 主要尺寸的確定大車輪距=2.0653.3取=3橋架端部梯形高度=（）=（）16.5=1.653.3取=3主梁腹板高度根據主梁計算高度=0.92最后選定腹板高度=0.9確定主梁截面尺寸主梁中間截面各構件根據起重機課程設計表7-1確定如下：腹板厚=6，上下蓋板厚=8主梁兩腹板內壁間距根據下面的關系式來確定：=263=330因此取=350蓋板寬度：=350+26+40=402取=400主梁的實際高度：=516主梁中間截面和支承截面的尺寸簡圖分別示于圖2-1和2-2主梁中間截面尺寸簡圖 主梁支承截面尺寸簡圖加勁板的布置尺寸為了保證主梁截面中受壓構件的局部穩定性，需要設置一些加勁構件。主梁端部

44、大加勁板的間距：0.9，取=0.8主梁端部（梯形部分）小加勁板的間距：=0.4主梁中部（矩形部分）大加勁板的間距：=（1.52）=1.351.8，取=1.6主梁中部小加勁板的間距，小車鋼軌采用輕軌，其對水平重心軸線的最小抗彎截面模數=47.7，則根據連續梁由鋼軌的彎曲強度條件求得加勁板間距（此時連續梁的支點既加勁板所在位置，使一個車輪輪壓作用在兩加勁板間距的中央）：=141=1.41式中小車的輪壓，取平均值。 動力系數，由起重機課程設計圖2-2查得=1.15； 鋼軌的許用應力，=170因此，根據布置方便，取=0.8由于腹板的高厚比=150<160，所以不需要設置水平加勁桿。6.2.2 主

45、梁的計算計算載荷確定查起重機課程設計圖7-11得半個橋架（不包括端梁）的自重，=41,則主梁由于橋架自重引起的均布載荷：采用分別驅動，查起重機課程設計表7-3得主梁的總均布載荷：2.5+2.5=5主梁的總計算均布載荷：=1.15=5.5式中 =1.1沖擊系數，由起重機課程設計表2-6查得。作用在一根主梁上的小車兩個車輪的輪壓值可根據起重機課程設計表7-4中所列數據選用： =37000 =36000考慮動力系數的小車車輪的計算輪壓值為： =1.1537000=42550 =1.1536000=41400主梁垂直最大彎矩計算主梁垂直最大彎矩：+設敞開式司機操縱室的重量為9807，起重心距支點的距離

46、為=280將各已知數值代入上式計算可得： =510主梁水平最大彎矩 計算主梁水平最大彎矩：式中 作用在主梁上的集中慣性載荷為：=作用在主梁上的均布慣性載荷為：=0.25計算系數時，取近似比值=2；=100；且=400；=200。因此可得：=1650+=1716=主梁的強度驗算主梁中間截面的最大彎曲應力：=式中 主梁中間截面對水平中心軸線的抗彎截面模數，其近似值：=4500 主梁中間截面對垂直重心軸線的抗彎截面模數，其近似值：=2263因此可得： =（）0.1=121.6由起重機課程設計表2-24查得 A3鋼的許用應力為：= 故 < 主梁支承截面的最大剪應力：式中 主梁支承截面所受的最大剪

47、力=42000+41400=137420主梁支承截面對水平重心軸線的慣性矩，其近似值：=54180主梁支承截面半面積對水平重心軸線的靜矩：= = =1266由此可得： =0.1=28.16查得許用剪應力為=95故<由以上計算可知，強度足夠。主梁的垂直剛度驗算主梁在滿載小車輪壓作用下所產生的最大垂直撓度：式中 =0.973 =由此可得： =0.844允許的撓度： =因此主梁的水平剛度驗算 主梁在大車運行機構起，制動慣性載荷作用下產生的水平最大撓度： 式中 =2.5 =45260由此可得： =水平撓度的許用值：因此 由上面的計算可知，主梁的垂直和水平剛度均滿足要求。第七章 焊接工藝設計對橋式起重機來說，其橋架結構主要是由很多鋼板通過焊接的方法連接在一起，焊接的工藝的正確與否直接影響橋式起重機的力學性能和壽命。角焊縫常用的確定焊角高度的方法7-1角焊縫最小厚度為：a0.3dmax+1dmax為焊接件的較大厚度，但焊縫最小厚度不小于4mm，當焊接件的厚度小于4mm時，焊縫厚度與焊接件的厚度相同。角焊縫的厚度還不應該大于較薄焊接件的厚度的1.2倍，即:a1.2dmin按照