8T橋式起重機大車運行機構(gòu)設計【說明書+CAD】
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湖 南 農(nóng) 業(yè) 大 學
全日制普通本科生畢業(yè)論文
8T橋式起重機大車運行機構(gòu)設計
THE DESIGN OF 8T BRIDGE CRANE TRAVELING MECHANISM
學生姓名：陳 澤
學 號：201120614301
年級專業(yè)及班級：2009級機械設計制造及其自動化（3）班
指導老師及職稱：吳 彬 講師
學 院：工學院
湖南·長沙
提交日期：2013年5月
目 錄
摘 要……………………………………………………………………………………1
關鍵詞……………………………………………………………………………………1
1 緒論 …………………………………………………………………………………2
1.1 起重機背景及其理論 ……………………………………………………………2
1.2 實際意義 …………………………………………………………………………2
1.3 研究現(xiàn)狀及存在問題 ……………………………………………………………3
1.4 起重機國內(nèi)與國外發(fā)展動向 ……………………………………………………3
1.4.1 國內(nèi)橋式起重機發(fā)展動向 ……………………………………………………4
1.4.2 國外起重機的發(fā)展動向 ………………………………………………………4
1.5 單粱橋式起重機設計的總體方案 ………………………………………………5
1.5.1 主梁和橋架的設計 ……………………………………………………………5
1.5.2 端梁的設計 ……………………………………………………………………5
2 大車運行機構(gòu)的設計 ………………………………………………………………5
2.1 設計的基本原則和要求 …………………………………………………………5
2.1.1 機構(gòu)的傳動方案 ………………………………………………………………6
2.1.2 大車運行機構(gòu)具體布置的主要問題 …………………………………………6
2.2 大車運行機構(gòu)的計算 ……………………………………………………………6
2.2.1 確定機構(gòu)傳動方案 ……………………………………………………………7
2.2.2 選擇車輪與軌道，并驗算其強度 ……………………………………………7
2.2.3 運行阻力計算 …………………………………………………………………9
2.2.4 選擇電動機 …………………………………………………………………10
2.2.5 驗算電動機的發(fā)熱功率條件 ………………………………………………10
2.2.6 減速器的選擇 ……………………………………………………………10
2.2.7 驗算運行速度和實際所需功率 ……………………………………………11
2.2.8 驗算起動時間 ………………………………………………………………11
2.2.9 起動工況下校核減速器功率 ……………………………………………12
2.2.10 驗算啟動不打滑條件………………………………………………………13
2.2.11 選擇制動器…………………………………………………………………14
2.2.12 選擇聯(lián)軸器…………………………………………………………………15
2.2.13 浮動軸的驗算………………………………………………………………16
2.2.14 緩沖器的選擇………………………………………………………………17
3 端梁的設計 ………………………………………………………………………18
3.1 端梁的尺寸的確定 ……………………………………………………………18
3.1.1 端梁的截面尺寸 ……………………………………………………………18
3.1.2 端梁總體的尺寸 ……………………………………………………………18
3.2 端梁的計算 ……………………………………………………………………19
3.3 主要焊縫的計算 ………………………………………………………………22
3.3.1 端梁端部上翼緣焊縫 ………………………………………………………22
3.3.2 蓋板翼緣焊縫的剪應力驗算 ………………………………………………22
3.4 梁垂直剛度校核 ………………………………………………………………23
3.5 梁水平剛度校核 ………………………………………………………………23
4 端梁接頭的設計 …………………………………………………………………24
4.1 端梁接頭的確定及計算 ………………………………………………………24
4.1.1 腹板和下蓋板螺栓受力計算 ………………………………………………24
4.1.2 上蓋板和腹板角鋼的連接焊縫受計算 ……………………………………26
4.2 計算螺栓和焊縫的強度 ………………………………………………………26
4.2.1 螺栓的強度校核 ……………………………………………………………26
4.2.2 焊縫的強度校核 ……………………………………………………………26
5 焊接工藝設計 ……………………………………………………………………27
總結(jié)……………………………………………………………………………………30
參考文獻……………………………………………………………………………31
致謝……………………………………………………………………………………32
8T橋式起重機大車運行機構(gòu)設計
學 生：陳 澤
指導老師：吳 彬
(湖南農(nóng)業(yè)大學工學院，長沙 410128)
摘 要：橋式起重機是一種工作性能比較穩(wěn)定，工作效率比較高的起重機。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，流水在線的定點工作等都要用到起重機。在查閱相關文獻的基礎上，綜述了橋式起重機的開發(fā)和研究成果,重點對橋式起重機大車運行機構(gòu)、端梁、主梁、焊縫及連接進行設計并進行強度核算,主要是進行端梁的抗震性設計及強度計算和支承處的接觸應力分析計計算過程。設計包括電動機,減速器,聯(lián)軸器,軸承的選擇和校核。設計中參考了許多相關數(shù)據(jù), 運用多種途徑, 利用現(xiàn)有的條件來完成設計。本次設計通過反復考慮多種設計方案, 認真思考, 反復核算, 力求設計合理;通過采取計算機輔助設計方法以及參考他人的經(jīng)驗, 力求有所創(chuàng)新;通過計算機輔助設計方法, 繪圖和設計計算都充分發(fā)揮計算機的強大輔助功能, 力求設計高效。
關鍵詞:橋式起重機；大車運行機構(gòu)；主梁；端梁；焊縫；
The Design of 8T Bridge Crane Traveling Mechanism
Student:Chen Ze
Tutor: Wu Bin
(College of Engineering,Hunan Agricultural University, Changsha 410128)
Abstract：Bridge crane is a kind of performance is stability, the working efficiency is relatively high crane. Along with the development of China's manufacturing industry,bridge crane is widely used in industrial production . Carrying heavy loads in factories , machine tool fluctuation pieces, shipping work on the assembly line for hoisting parts, the designated work with a crane.On the basis of literature review, summarized the bridge crane development and research results, focusing on bridge crane during operation organization, main beam,end beam weld and connection for design and the strength calculation; Mainly for the girders extent design and strength calculation and the support of contact stress analysis program in calculation. Design including motor, reducer, coupling, bearing choosing and checking. The design refer to many related information, reference to apply a variety of ways, make the existing conditions to complete design. By considering various design scheme repeatedly, thinking deeply,strive to design reasonable; By taking computer aided design method and reference the experience of others,strive to make innovation; Through computer aided design method, graphics and design calculations give full play to the powerful auxiliary function, computer to design efficient.
Keywords: bridge crane; during operation organization; main beam; end beam; weld;
1 緒論
1.1 起重機背景及其理論
起重機是指在一定范圍內(nèi)垂直提升和水平搬運比較重的物件以及不方便或者需要消耗大量人力搬運的物件的多動作起重機械。橋式起重機是橋架在高架軌道上運行的一種橋架型起重機，又稱天車。橋式起重機的橋架沿鋪設在兩側(cè)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(gòu)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。二十世紀以來，隨著鋼鐵、機械制造業(yè)為代表各行各業(yè)的快速發(fā)展，促進了起重運輸機械的發(fā)展。對起重運輸機械的性能也提出了更高的要求。現(xiàn)代起重運輸機械主要任務是繁重的物料搬運，是工廠、鐵路、港口及其他部門實現(xiàn)物料搬運機械化的關鍵。因而起重機的金屬結(jié)構(gòu)都用優(yōu)質(zhì)鋼材制造，并用焊接代替鉚接，不僅簡化了結(jié)。縮短了工期，而且大大地減輕了自重，焊接結(jié)構(gòu)是現(xiàn)代金屬結(jié)構(gòu)的特征。我國是應用起重機械最早的國家之一，古代我們祖先采用杠桿及轱轆取水，就是利用了起重設備原理來節(jié)省人力的例子。幾千年的封建統(tǒng)治年代，導致工業(yè)發(fā)展停滯，所以我國自行設計制造的起重機很少，絕大多數(shù)起重運輸設備主要依靠進口。解放以后，隨著冶金、鋼鐵工業(yè)的發(fā)展，起重機的必需性使得起重運輸機械獲得了飛速的發(fā)展，全國剛解放就建立了全國最大的大連起重機械廠，1949 年10月，在該廠試制成功我國第一臺起重量為50 噸，跨度為22.5m 的橋式起重機。為了培養(yǎng)起重運輸機械專業(yè)的人才，在全國許多高等工業(yè)學校中，創(chuàng)辦了起重運輸機械專業(yè)。到目前為止，我國通用門式起重機和工程起重機已從過去的仿制過渡到自行設計制造的階段。有些機種和產(chǎn)品，無論從結(jié)構(gòu)形式，還是性能指針都達到了較高水平[1]。
1.2 實際意義
據(jù)資料顯示我國起重運輸機械行業(yè)從上世紀五六十年代開始建立并逐步發(fā)展壯大，并已形成了各種門類的產(chǎn)品范圍和龐大的企業(yè)群體，服務于國民經(jīng)濟各行各業(yè)。隨著我國經(jīng)濟的快速發(fā)展，起重運輸機械制造業(yè)也取得了長足的進步。2005 年起重運輸機械行業(yè)銷售額達到1272 億元，“十五”期間平均每年超過30%，2006 年依然保持著持續(xù)增長的態(tài)勢，目前的市場前景非常好[2]。
70年代以來，起重機的類型、規(guī)格、性能和技術水準獲得了很大的發(fā)展，除了滿足國內(nèi)經(jīng)濟建設對起重機日益增長的需要外，還向國外出口各種類型的高性能、高水平的起重機。由此可見，起重機的設計制造，從一個側(cè)面反映出一個國家的工業(yè)現(xiàn)代化水平。按照現(xiàn)在我國發(fā)展的方向來看，我國現(xiàn)在發(fā)展工業(yè)的腳步一直向前，現(xiàn)在不僅僅是工廠，還有鐵路，運輸?shù)鹊仍S多地方都需要用到起重機，而這些不同的情景下面對起重機的要求都是不一樣的，這就促使了起重機的發(fā)展，使得現(xiàn)在起重機的產(chǎn)品越來越多樣化以其不同的性能來適應不同的需要。所以起重機成為了不可或缺的一種常見工廠設備。所以我認為起重機的地位也是很重要的[3]。
1.3 研究現(xiàn)狀及存在問題
在學校組織我們?nèi)嵙暤墓S起重機隨處可見，比如在湘電集團有限公司，南車株洲電力機車有限公司的廠房里，基本上都配置了2臺或以上的起重機。當時給我的感覺就是這個設備已經(jīng)成為了一般廠房里的必備了。據(jù)資料顯示，上個世界70 年代以來，隨著生產(chǎn)和科學技術的發(fā)展，起重機械無論在品種還是質(zhì)量上都得到了極其迅速的發(fā)展。隨著國民經(jīng)濟的快速發(fā)展，特別是國家加大基礎工程建設的結(jié)構(gòu)件和機器設備的重量也越來越大，特別是大型水電站、石油、化工、路橋、冶煉、航天以及公用民用高層建筑的安裝作業(yè)的迫切需要，極大的促進了起重機、特別是大型起重機的發(fā)展，起重機的設計制造技術得到了迅速發(fā)展。隨著起重機的使用頻率、起重量的增大，對其安全性能、經(jīng)濟性能、效率及耐久性性等問題，也越來越引起人們的重視，并對設計理念、方法及手段的探討也日趨深入。由于在起重機設計中采取常規(guī)設計方法時，許多構(gòu)件存在不合理性，進而影響整個設備性能。計算機技術的應用在很大范圍內(nèi)解決了起重機的設計問題，尤其是有限元分析方法與計算機技術的結(jié)合，為起重機結(jié)構(gòu)的準確分析提供了強力的有效手段，在實際工程已日益普及，且今后的結(jié)構(gòu)分析從孤立的單獨構(gòu)件轉(zhuǎn)變到結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的整體空間分析[4]。
1.4 起重機國內(nèi)與國外發(fā)展動向
從古到今，起重設備一直以不同的形式在人們的生活生產(chǎn)當中出現(xiàn)，時至今日，在其細化到承載結(jié)構(gòu)、驅(qū)動機構(gòu)等等各方面都有了很大的發(fā)展，而起重機的設計理論、制造工藝、檢測手段等也都相比以前更加完善和規(guī)范化，并已經(jīng)成為一種較為完善的機械。但由于生產(chǎn)發(fā)展提出新的使用要求，起重機的種類、形式也需要不停發(fā)展和創(chuàng)新，性能參數(shù)也需要不斷變化與究善。由于現(xiàn)代化設計方法的先進性，使起重機設計思維觀念有了進一步的提升，其它技術領域和相鄰工業(yè)部門所取得的新科技成果在起重機上的滲透、推廣應用等，更使起重機的各方面不斷地豐富更新。因此，起重機將向現(xiàn)代化、智慧化、更安全可靠方便的方向發(fā)展[5]。
1.4.1 國內(nèi)橋式起重機發(fā)展動向
加入世貿(mào)組織后，雖然國內(nèi)市場(特別是配套件)由于自身設備條件原因受到較大沖擊，但同時也給我們帶來新技術的應用，使國內(nèi)主機和配套件企業(yè)更清晰認識到差距，更多地了解國產(chǎn)產(chǎn)品存在的致命問題，但是我覺得這就其實就使得國內(nèi)起重機的安全性，穩(wěn)定性及各方面的性能都將大大的提高，而這過程是引導主機和配套件企業(yè)的技術創(chuàng)新和技術進步。國內(nèi)工程機械產(chǎn)品近十年來一直在發(fā)展和進步，但同國外工程機械比較來看，還存在較大差距，就工程起重機而言，今后的發(fā)展主要表現(xiàn)在如下幾個方面[6]：
（1）整機性能。
（2）高性能、高可靠性的配件。
（3）控制系統(tǒng)和智能控制顯示系統(tǒng)。
（4）操作更方便、舒適、安全、保護裝置。
（5）向吊重量大、起升高度、大噸位。
1.4.2 國外起重機的發(fā)展動向
（1）重點產(chǎn)品大型化，高速化和專用化。
由于工業(yè)生產(chǎn)規(guī)模不斷擴大，生產(chǎn)效率日益提高的這個趨勢，以及產(chǎn)品生產(chǎn)過程中物料裝卸搬運費用所占比例逐漸增加，促使大型或高速起重機的需求量不斷增長，起重量越來越大，工作速度越來越高，并對能耗和可靠性提出更高的要求[7]。
（2）系列產(chǎn)品模塊化、組合化和標準化
用模塊化設計代替?zhèn)鹘y(tǒng)的整機設計方法，將起重機上功能基本相同的構(gòu)件、部件和零件制成有多種用途，有相同聯(lián)接要素和可互換的標準模塊，通過不同模塊的相互組合，形成不同類型和規(guī)格的起重機[8]。
（3）通用產(chǎn)品小型化、輕型化和多樣化
有相當批量的起重機是在通用的場合使用，工作并不很繁重。這類起重機批量大、用途廣，考慮綜合效益，要求起重機盡量降低外形高度，簡化結(jié)構(gòu)，減小自重和輪壓，整個建筑物高度下降，建筑結(jié)構(gòu)輕型化，降低造價[9]。
（4）產(chǎn)品性能自動化、智能化和數(shù)字化
起重機的更新和發(fā)展，在很大程度上取決于電氣傳動與控制的改進。將機械技術和電子技術相結(jié)合，將先進的計算機技術、微電子技術、電力電子技術、光纜技術、液壓技術、模糊控制技術應用到機械的驅(qū)動和控制系統(tǒng)，實現(xiàn)起重機的自動化和智能化。大型高效起重機新一代電氣控制裝置已發(fā)展為全電子數(shù)字化控制系統(tǒng)[10]。
（5）產(chǎn)品組合成套化、集成化和柔性化
在起重機單機自動化的基礎上，通過計算機把各種起重運輸機械組成一個物料搬運集成系統(tǒng)，通過中央控制室的控制，與生產(chǎn)設備有機結(jié)合，與生產(chǎn)系統(tǒng)協(xié)調(diào)配合[11]。
1.5 橋式起重機設計的總體方案
1.5 .1 主梁和橋架的設計
主梁跨度：16.5m
主要構(gòu)件：上蓋板、下蓋板和兩塊垂直腹板
形式：主梁和端梁采用搭接，
方案：走臺的寬度取決于端梁的長度和大車運行機構(gòu)的平面尺寸,司機室采用閉式一側(cè)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。
1.5.2 端梁的設計
端梁的中間截面構(gòu)件：上蓋板,下蓋板和兩塊腹板
結(jié)構(gòu)：端梁采用箱型的實體板梁式結(jié)構(gòu)，是由車輪組合端梁架組成。由上蓋板,下蓋板和兩塊腹板組成通常把端梁制成分成三個分段,端梁是由兩段通過連接板和角鋼用高強螺栓連接而成。
主要尺寸：端梁的是依據(jù)主梁的跨度,大車的輪距和小車的軌距來確定的
方案：大車的運行采用分別驅(qū)動的。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(gòu)的設計
2.1 設計的基本原則和要求
大車運行機構(gòu)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[12]：
（1）確定橋架結(jié)構(gòu)的形式和大車運行機構(gòu)的傳動方式
（2）確定車輪與軌道并完成驗算
（3）確定電動機，減速器，制動器，聯(lián)軸器，浮動軸，緩沖器的選擇。
（4）綜合考慮端梁與大車的受力裝配的關系和完成部分的設計
對大車運行機構(gòu)設計的基本要求是：
（1）機構(gòu)要緊湊，重量要輕
（2）和橋架配合要合適，這樣橋架設計容易，機構(gòu)好布置
（3）盡量減輕主梁的扭轉(zhuǎn)載荷，不影響橋架剛度
（4）維修檢修方便，機構(gòu)布置合理
2.1.1 機構(gòu)傳動方案
大車機構(gòu)傳動方案，基本分為兩類：
分別傳動和集中傳動，據(jù)《起重機設計手冊》上，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。
方案：分別傳動。
2.1.2 大車運行機構(gòu)具體布置的主要問題：
（1）聯(lián)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(lián)系的。在具體布置大車運行機構(gòu)的零部件時應該注意以幾點：
（1）大車運行機構(gòu)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(gòu)零部件在橋架上的安裝會有細微誤差，綜上原因，凡是靠近電動機、減速器和車輪的軸，最好都用浮動軸[13]。
（2）為了減少主梁的扭轉(zhuǎn)載荷，應該使機構(gòu)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[14]。
（3）參考資料，對于分別傳動的大車運行機構(gòu)，在浮動軸有足夠的長度的條件下，使安裝運行機構(gòu)的平臺減小，占用橋架的一個節(jié)間到兩個節(jié)間的長度，總之以橋架的設計和制造方便來考慮[15]。
（4）制動器要安裝在靠近電動機，這樣就可以使浮動軸在運行機構(gòu)制動時發(fā)揮吸收沖擊動能的作用[16]。
2.2 大車運行機構(gòu)的計算
已知數(shù)據(jù)：
起重機的起重量Q=80KN，查手冊選擇數(shù)據(jù)，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(gòu)運行持續(xù)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(jié)構(gòu)。
計算過程如下：
2.2.1 確定機構(gòu)的傳動方案
本起重機采用分別傳動的方案如圖1
1—電動機 2—制動器 3—高速浮動軸 4—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—車輪
1- Electric motor 2- Brake 3- High-speed floating shaft 4- Coupling 5- Reducer 6- Coupling 7- Low-speed floating shaft 8- Coupling 9- Wheel
圖1 大車運行機構(gòu)
Fig.1 Crane traveling mechanism
2.2.2 選擇車輪與軌道，并驗算其強度
滿載時，最大輪壓：
Pmax = （1）
=
=94.69KN
空載時，最大輪壓：
P‘max=
=
=50.2KN
空載時，最小輪壓：
P‘min = （2）
=
=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/G=80/168=0.476
由[1]表19-6選擇車輪：當運行速度為Vdc=60-90m/min，Q/G=0.476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=Φ2·Q=0.6*80000=48000N
式中Φ2——等效系數(shù)，由[1]表4-8查得Φ2=0.6
車輪的計算輪壓：
Pj= KCI· r ·Pd （3）
=1.05×0.89×77450
=72380N
式中：Pd——車輪的等效輪壓
Pd =
=
=72000N
r——載荷變化系數(shù)，查[1]表19-2，當Qd/G=0.286時，r=0.89，Kc1——沖擊系數(shù)，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(jù)點接觸情況計算疲勞接觸應力：
sj=4000 （4）
=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 （5）
=1.1×94690
=104159N
式中KcII——沖擊系數(shù)，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觸應力：4
jmax= （6）
=
=11258Kg/cm2
jmax =112580N/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。
2.2.3 運行阻力計算
摩擦總阻力距公式
Mm=β（Q+G）（K+μ*d/2） （7）
由[1]表19-4 Dc=500mm車輪的軸承型號為：22220K， 軸承內(nèi)徑和外徑的平均值為：（80+180）/2=130mm。
由[1]中表9-2到表9-4查得：滾動摩擦系數(shù)K=0.0006m，軸承摩擦系數(shù)μ=0.02，附加阻力系數(shù)β=1.5，代入上式中：
當滿載時的運行阻力矩：
Mm（Q=Q）= Mm(Q=Q)=b(Q+G)( k +m) =1.5（80000+168000）×（0.0006+0.02×0.14/2）
=744N·m
運行摩擦阻力：
Pm（Q=Q）== （8）
=2976N
空載時：
Mm（Q=0）=β×G×（K+μd/2）
=1.5×168000×（0.0006+0.02×0.14/2）
=504N
P m（Q=0） = Mm（Q=0）/（Dc/2）
=504×2/0.5
=2016N
2.2.4 選擇電動機
電動機靜功率：
Nj=Pj·Vdc/（60·m· ） （9）
=2976×90/60/0.95/2=2.34KW
式中Pj=Pm（Q=Q）(P m（Q=0）=2016N)——滿載運行時的靜阻力，m=2驅(qū)動電動機的臺數(shù)
初選電動機功率：
N=Kd*Nj=1.3*2.34=3.1KW
式中Kd-電動機功率增大系數(shù)，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=705r/min，（GD2）=0.567kg/m2，電動機的重量Gd=160kg
2.2.5 驗算電動機的發(fā)熱功率條件
等效功率：
Nx=K25·r·Nj （10）
=0.75×1.3×2.34
=2.28KW
式中K25——工作類型系數(shù)，由[1]表8-16查得當JC%=25時，K25=0.75，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：NxN,故所選減速器功率合適[17]。
2.2.10 驗算啟動不打滑條件
由于起重機室內(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.
（1）兩臺電動機空載時同時驅(qū)動：
n=>nz （18）
式中 p 1=
=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(shù)(室內(nèi)工作)
nz——防止打滑的安全系數(shù).nz1.05~1.2
n =
=2.97
n>nz,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(qū)動裝置工作,而無載小車位于工作著的驅(qū)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=117.8Kn——從動輪輪壓
——一臺電動機工作時空載啟動時間
=
=13.47 s
n= =2.94
n>nz,故不打滑.
（3）事故狀態(tài)
當只有一個驅(qū)動裝置工作,而無載小車遠離工作著的驅(qū)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(jié)論:根據(jù)上述不打滑驗算結(jié)果可知,三種工況均不會打滑
2.2.11 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= （19）
式中
=
=-19.2N·m
Pp=0.002G=168000×0.002=336N
Pmin=G
==1344N
M=2——制動器臺數(shù).兩套驅(qū)動裝置工作
Mz=
=41.2 N·m
現(xiàn)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(diào)制3.5 N·m以下。
2.2.12 選擇聯(lián)軸器
根據(jù)傳動方案,每套機構(gòu)的高速軸和低速軸都采用浮動軸.
（1）機構(gòu)高速軸上的計算扭矩：
==110.6×1.4=154.8 N·m （20）
式中MI—連軸器的等效力矩.
MI==2×55.3=110.6 N·m
—等效系數(shù) 取=2查[2]表2-7
Mel=9.75*=55.3 N·m
由[2]表33-20查的:電動機Y160M1-8,軸端為圓柱形,d1=48mm,L=110mm;由[2]19-5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(lián)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(lián)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(zhuǎn)動零件的飛輪矩之和為：
(GD2)ZL+(GD2)L=0.063+0.015=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·m
2.2.13 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=Ψ1?Mel?i
=1.4×55.3×12.5×0.95=919.4N?m
式中Ψ1——等效系數(shù)，由[2]表2-7查得Ψ1=1.4
由上節(jié)已取得浮動軸端直徑D=40mm，故其扭轉(zhuǎn)應力為：
N/cm2 （21）
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(zhuǎn)矩相同），所以許用扭轉(zhuǎn)應力為：
（22）
=4910 N/cm2
式中，材料用45號鋼，取sb=60000 N/cm2; ss=30000N/cm2,則t-1=0.22sb=0.22×60000=13200N/cm2；ts=0.6ss=0.6×30000=18000N/cm2
K=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(shù)Kx=1.6，Km=1.2，nI=1.4——安全系數(shù)，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=Ψ2?Mel?I （23）
=2.5×55.3×12.5×0.95=1641.7 N?m
式中Ψ2——動力系數(shù)，查[2]表2-5的Ψ2=2.5
扭轉(zhuǎn)應力：
t==3800N/cm2
許用扭轉(zhuǎn)剪應力：
N/cm2
t<[t]II,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。
2.2.14 緩沖器的選擇
（1）碰撞時起重機的動能
W動= （24）
G——帶載起重機的重量G=168000+80000×0.1=176000N
V0——碰撞時的瞬時速度，V0=（0.3～0.7）Vdx
G——重力加速度取10m/s2
則W動=
=4950 N m
（1）緩沖行程內(nèi)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=176000×0.008=1408N
f0min——最小摩擦阻力系數(shù)可取f0min=0.008
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 ==17600×0.55=9680N
=0.55 m /s2
S——緩沖行程取S=140 mm
因此W阻=（1408+9680）×0.14=1552.32N·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：
（25）
=4950-1552.32 =3397.68 N· m
式中 n——緩沖器的個數(shù) 取n=1
由[1]表22-3選擇彈簧緩沖器彈簧D=120mm，d=30mm
3 端梁的設計
3.1 端梁的尺寸的確定
3.1.1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(jié)果，車輪輪緣距上蓋板底面為25mm;車輪兩側(cè)面距離支承處兩下蓋板內(nèi)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[18]。如圖示2
圖2 端梁的截面尺寸
Fig.2 The end beam cross-section size
3.1.2 端梁總體的尺寸
大車輪距的確定：K=（～）L=（～）×16.5=2.06～3.3m
取K=3300㎜
35
端梁的高度 H0=（0.4～0.6）H 主取H0=500㎜
確定端梁的總長度L=4100㎜
3.2 端梁的計算
（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= （26）
式中 K——大車輪距，K=330cm
Lxc——小車輪距，Lxc=200cm
a2——傳動側(cè)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(chǎn)生的最大彎矩為：
Mzmax=RAa1=117699×60=7.06×106N
a1——導電側(cè)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
端梁因車輪在側(cè)向載荷下產(chǎn)生的最大水平彎矩：
=Sa1 （27）
式中：S——車輪側(cè)向載荷，S=lP；
l——側(cè)壓系數(shù)，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
端梁因小車在起動、制動慣性載荷作用下而產(chǎn)生的最大水平彎矩：
=a1 （28）
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(shù)：
（29）
==2380.8
端梁中間截面對水平重心線X-X的慣性矩：
（30）
=2380.8 =59520
端梁中間截面對垂直重心線Y-Y的截面模數(shù)：
（31）
==1154.4
端梁中間截面對水平重心線X-X的半面積矩：
（32）
==1325.6
端梁中間截面的最大彎曲應力：
（33）
==2965+489=3454N/cm2
端梁中間截面的剪應力：
（34）
==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(shù)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：
=×40×13+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(shù)：
=× （35）
=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 cm3
端梁支承截面附近的彎矩：
=RAd=117699×14=1647786N·cm
端梁支承截面的彎曲應力：
（36）
=4057.6N/cm2
端梁支承截面的剪應力：
（37）
=6827.4 N/cm2
端梁支承截面的合成應力：
（38）
=12501.5 N/cm2
端梁材料的許用應力：
[sd]II=(0.80～0.85) [s]II
=(0.80～0.85)16000=12800～13600 N/cm2
[td]II=(0.80～0.85) [t]II
= (0.80～0.85)9500 =7600～8070 N/cm2
驗算強度結(jié)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。
3.3 主要焊縫的計算
3.3.1 端梁端部上翼緣焊縫
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(shù)；
hf——焊肉的高度，取hf=0.6 cm
3.3.2 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[19]。
3.4 梁垂直剛度校核
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]公式進行計算：
f= 式中：=/ =0.982，
因此可得：
允許的撓度由[1]公式得：[f]=L/700=3.643cm
故f[f]，主梁的垂直剛度驗算通過[20]。
3.5 梁水平剛度校核
主梁在大車運行機構(gòu)起、制動慣性載荷的作用下，水平最大撓可按照[1]公式計算
式中：
——作用在主梁上的集中慣性載荷：
則=1394~2787N
——作用在主梁上的均布慣性載荷：
=0.54~1.08N/cm
取,=1.08,
由此可得：
水平撓度的許用值：[]=L/2000=2550/2000=1.275cm，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。
4 端梁接頭的設計
圖4連接板
Fig.4 The connecting plate
圖5角鋼
Fig.5 The angle steel connection
4.1 端梁接頭的確定及計算
端梁的安裝接頭設計在端梁的中部，根據(jù)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[21]。
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。
4.1.1 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= （39）
=
=12500N
（2）下腹板每個螺栓所受的剪力相等，其值為：
N剪= （40）
=
=7200N
式中n0——下蓋板一端總受剪面數(shù)；n0=12
N剪 ——下蓋板一個螺栓受剪面所受的剪力：
n——側(cè)腹板受拉螺栓總數(shù)；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4示
圖6 腹板其余尺寸
Fig .6 Web remaining dimensions
4.1.2 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= （41）
==172500N
（2）腹板角鋼的連接焊縫同時受拉和受彎，其值分別為：
N腹=
= =43100N
M腹=
==2843000Nmm
4.2 計算螺栓和焊縫的強度
4.2.1 螺栓的強度校核
（1）精制螺栓的許用抗剪承載力：
[N剪]= （42）
= =103007.7N
（2）螺栓的許用抗拉承載力
[N拉]= （43）
==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] 則有所選的螺栓符合強度要求
4.2.2 焊縫的強度校核
（1）對腹板由彎矩M產(chǎn)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5
1-角鋼 2-腹板
1- ngle steel 2- web plate
圖7 焊縫其余尺寸
Fig.7 The size of weld
（2）由剪力Q產(chǎn)生的焊縫剪應力：
tQ=
==4427.7N/ cm2
折算剪應力：
t==
=16079.6 N/ cm2<[t]=17000 N/ cm2
[t]由[1]表25-3查得
式中h——焊縫的計算厚度取h=6mm
3.對上角鋼的焊縫
t===211.5 N/ cm2<[t]
由上計算符合要求。
5 焊接工藝設計
對橋式起重機來說，其橋架結(jié)構(gòu)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 圖6
圖8 焊角高度
Fig.8 Welding angle
角焊縫最小厚度為：a≥0.3dmax+1，dmax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: a≤1.2dmin
按照以上的計算方法可以確定端梁橋架焊接的焊角高度a=6mm.
在端梁橋架連接過程中均采用手工電弧焊，在焊接的過程中焊縫的布置很關鍵，橋架的焊縫有很多地方密集交叉在設計時應該避免如圖7（a）、7（b）示
1-上蓋板 2-小筋板 3-彎板 1-上蓋板 2-大筋板 3- 下蓋板
1-On the cover2- Small ribs 3- Bending plate 1-on the cover 2- Large ribs 3- Under the cover
(a)焊縫位置 (b) 焊縫位置
圖7焊縫位置
Fig.7 Position of welding
定位板和彎板的焊接時候，由于定位板起導向作用，在焊接時要特別注意，焊角高度不能太高，否則車輪組在和端梁裝配的時，車輪組不能從正確位置導入，焊接中采用E5015（J507）焊條，焊條直徑d=3.2mm,焊接電流160A,焊角高度最大4㎜。
如圖8位彎板和定位板的焊接
角鋼和腹板、上蓋板的焊接采用的是搭接的方法，在焊好后再將兩段端梁拼在一塊進行鉆孔。由于所用的板材厚度大部分都小于10mm ,在焊接過程中都不開坡口進行焊接。
1-焊縫 2-彎板 3-定位板
1- weld seam 2- Bending plate 3- Positioning plate
圖8 定位板焊接
Fig.8 The positioning plate welding
主要焊縫的焊接過程如下
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