205t桥式起重机说明书111A4要点

摘要1Abstract2第1章 桥式起重机的分类和用途 31.1桥式起重机的分类31.2桥式起重机的基本结构 31.3桥式起重机的基本参数 4第2章 小车起升机构计算 72.1确定起升结构传动方案，选择滑轮组和吊钩组 72.2选择钢丝绳72.3确定滑轮主要尺寸 82.4确定卷筒尺寸并验算强度82.5选择电动机132.6验算电动机发热条件142.7选择标准减速器142.8验算起升速度和实际所需功率 152.9校核减速器输出轴强度 162.10选择制动器172.11选择联轴器182.12验算起动时间192.13验算制动时间212.14高速浮动轴计算21第3章小车运行机构计算错误!未定义书签3.1确定机构传动方案 错误！未定义书签3.2选择车轮与轨道并验算其强度错误！未定义书签3.3运行阻力计算错误！未定义书签3.4选择电动机错误！未定义书签3.5验算电动机发热条件 错误！未定义书签3.6选择减速器错误！未定义书签3.7验算运行速度和实际所需功率 .错误！未定义书签3.8验算起动时间 错误！未定义书签3.9按起动工况校核减速器功率错误！未定义书签3.10验算起动不打滑条件 错误！未定义书签3.11选择制动器错误！未定义书签3.12选择高速轴联轴器及制动轮 错误！未定义书签3.13选择低速轴联轴器 错误！未定义书签3.14验算低速轴强度 错误！未定义书签第4章大车运行机构的计算错误!未定义书签4.1确定传动机构方案 错误！未定义书签4.2选择车轮与轨道，并验算其强度 错误！未定义书签4.3运行阻力计算错误！未定义书签4.4选择电动机错误！未定义书签4.5验算电动机发热条件 错误！未定义书签4.6选择减速器错误！未定义书签4.7验算运行速度和实际所需功率 .错误！未定义书签。4.8验算起动时间 错误！未定义书签。4.9起动工况下校核减数器功率错误！未定义书签。4.10验算起动不打滑条件 错误！未定义书签。4.11选择制动器错误！未定义书签。4.12选择联轴器错误！未定义书签。4.13浮动轴低速轴的验算 错误！未定义书签。4.14浮动轴高速轴的验算 错误！未定义书签。第5章 桥架结构的计算参数 255.1主要尺寸的确定251、大车轮距252、主梁高度253、端梁高度254、桥架端梁梯形高度255、主梁腹板高度256、确定主梁截面尺寸255.2主梁的计算271、计算载荷确定 272、主梁垂直最大弯矩283、主梁水平最大弯矩284、主梁的强度验算295、主梁的垂直刚度验算316、主梁的水平刚度验算 325.3端梁的计算321、计算载荷的确定322、端梁垂直最大弯矩 333、端梁水平最大弯矩334、端梁截面尺寸的确定 345、端梁的强度验算355.4主要焊缝的计算 371、端梁端部上翼缘焊缝372、端梁端部下翼缘焊缝373、主梁与端梁的连接焊缝 374、主梁上盖板焊缝38参考文献39致谢40本科毕业论文（设计）摘要本设计主要分析了起重机的工作原理， 工作环境和工作特点，并结合实际，对起 重机的整体结构进行设计，对各部分的元件进行了计算，选型和校核。本起重机为20-5t桥式起重机，其结构主要由小车，大车，桥架结构，电气设备， 控制装置等构成。主要用于车间，仓库类货物的吊装和搬运。本起重机结构简单，维修方便，安全可靠，能够大幅提升生产效率。关键词：桥式起重机；起重小车；大车；桥架结构1本科毕业论文（设计）AbstractThis desig n mainly an alyzes the work ing prin ciple of the crane, work ing en vir onment and job characteristics, and comb ined with the practice, desig n the overall structure of crane, on the part of the comp onents of the calculatio n, selecti on and check ing.The crane for 20-5t bridge crane, the structure mainly by car, crane, bridge structure, electrical equipme nt, con trol device. Mainly used for workshop, warehouse goods lift ing and han dli ng.The crane has the advantages of simple structure, convenient repair, safe and reliable, can greatly improve product ion efficie ncy.Key words: Bridge crane lifti ng trolley crane bridge structure#本科毕业论文（设计）第1章 桥式起重机的分类和用途1.1桥式起重机的分类桥式起重机的种类较多，可按不同方法分类。根据吊具不同，可分为吊钩式起重机、抓斗式起重机、电磁吸盘式起重机。根据用途不同，可分为通用桥式起重机、专用桥式起重机两大类。专用桥式起重 机的形式较多，主要有：锻造桥式起重机、铸造桥式起重机、冶金桥式起重机、电站 桥式起重机、防爆桥式起重机、绝缘桥式起重机、挂梁桥式起重机、两用（三用）桥 式起重机、大起升高度桥式起重机等。按主梁结构形式可分为箱行结构桥式起重机、桁架结构桥式起重机、管行结构桥 式起重机。还有型钢和钢板制成的简单截面梁的起重机，称为梁式起重机。梁式起重 机多采用电动葫芦作为起重小车。1.2桥式起重机的基本结构桥式起重机主要是由大梁、起升装置、端梁、大梁行走机构、起升装置行走机 构、轨道和电气动力、控制装置等构成。大梁结构桥式起重机一般采用两根端部连接的大梁组合结构，称为双梁桥式起重机，只有少数轻型桥式起重机采用单梁，称为梁式起重机。桥式起重机大梁的结构形式主要有箱形结构、偏轨箱形结构、偏轨空腹箱形结构、 单主梁箱形结构、四桁架式结构、三角形桁架式结构、单腹板梁结构、曲腹板梁结构 及预应力箱形梁结构等。最常见的是箱形结构。箱形梁由上盖板、下盖板和两个腹板 构成一个箱体，箱内还有纵横长短筋板，见图 1-1。在箱形梁的一侧铺设走台板和栏 杆，在上盖板上铺设起升装置的行走轨道。 为了检修的方便，在大梁上还布置有供人 行走的走台和栏杆。起升机构起升机构用来实现重物的升降，是起重机上最重要和最基本的机构。桥式起重机 的起升机构，除了少数梁式起重机采用电动葫芦外， 一般均采用起重小车。起重小车 由车架、运行机构、起升卷绕机构和电气设备等组成。车架支撑在四个车轮上，车架上的运行机构带动车轮沿轨道运行，以实现在跨间 宽度方向不同位置的吊装。起升卷绕机构实际上是一台电动卷扬机和滑轮组的组合。起重量大于150KN的桥式起重机，一般具有两套起升卷绕机构，既主钩和副钩，主钩的额定载荷较大，但起 升速度较慢，副钩的额定载荷小，但起升速度快，用以起吊较轻的物件或作辅助性的 工作，以提高工作效率。在桥式起重机的铭牌上对其额定载荷的标注通常将主钩额定 载荷标注在前，副钩额定载荷标注在后，中间用“ /”隔开，如“ 1600KN/500KN。1.3桥式起重机的基本参数起重机械的基本参数是用来说明起重机械的性能和规格的一些数据，也是提供设计计算和选择使用起重机械的主要依据。桥式起重机的基本参数主要有额定载荷、跨度、起升高度、工作速度和工作级别 等。桥式起重机的额定载荷一般在 50-5000KN之间，我国生产的标准桥式起重机系列 有 13 种，即 50, 80, 125/30，160/30，200/50，320/80，500/125，800/200，1000/320， 1250/320，1600/500，2000/500，2500/500。桥式起重机的跨度指的是其大梁两轨道中心线的距离， 它决定了桥式起重机的工 作范围。目前我国生产的标准的跨度最小为 10.5m,最大为31.5m,每隔3m个规格， 即 10.5m， 13.5 m， 16.5 m， 19.5 m， 22.5 m，25.5 m，28.5 m，31.5 m。起升高度指的是吊钩上升到极限位置时，吊钩中心线至地面的垂直距离，一般标准桥式起重机的起升高度在12-32m之间。桥式起重机的其他有关参数包括如下几项：额定起重量Q（ t）吊钩所能吊起的最大重量。如使用其它辅助取物装置和吊具（如抓斗、电磁铁、 夹钳和盛钢桶等）时，这些装置的自重应包括在额定起重量内。当决定起重机的额定起重量时，应符合标准规定的数值。因为起重量的数值对大多数起重机的自重有决定 性的作用，因此在确定时应按照生产实际情况考虑，过小不能满足生产要求，过大会造成基建投资的浪费。起升高度h（ m吊钩最低位置到吊钩最高位置之间的垂直距离，此参数在标准中没有规定，可根据工作需要来定。3本科毕业论文(设计)跨度L (m和幅度a(m)都是表示起重机工作范围的参数。跨度是指桥式类型起重机大车运行轨道之间的距离；幅度是指旋转起重机的旋转中心线到吊钩中心线之间的水平距离。轨距a(m)为小车轨道中心线之间的距离；基距B基距也称轴距，是指沿纵向运动方向的起重机或小车支承中心线之间的距离。基距的测定与支承轮的布置有关。起重力矩M起重力矩是幅度与其相对应的起吊物品重力的乘积。起重倾覆力矩Ma起重倾覆力矩，是指起吊物品重力与其至倾覆线距离的乘积。轮压P轮压是指一个车轮传递到轨道或地面上的最大垂直载荷。按工况不同，分为工作轮压和非工作轮压。工作速度v(m/min)包括起升、运行、变副和旋转速度，但旋转速度用n(r/min)表示。 起升速度一一起升机构电动机在额定转速下吊钩上升的速度； 运行速度运行机构电动机在额定转速下，大车或小车直线运行的速度； 变副速度一一吊钩从最大幅度到最小幅度的平均线速度； 旋转速度旋转机构电动机在额定转速下，起重机的转速。生产率Q (t/h )说明起重机装载或吊运物品的工作能力的综合指标。(11)起重机工作级别起重机工作级别是考虑起重量和时间的利用程度以及工作循环次数的工作特性。它是按起重机利用等级(整个设计寿命期内，总的工作循环次数)和载荷状态划分的。 或者说，起重机工作级别是表明起重机工作繁重程度的参数， 即表明起重机工作在时 间方面的繁忙程度和在吊重方面满载程度的参数。(12)自重及外形尺寸5本科毕业论文（设计）这是任何一种机器都应有的技术经济指标，它不仅是说明起重机械性能优劣的数 据，而且直接影响基建费用的投资，因此，应十分重视减轻自重和减小外形尺寸。20t钢丝绳绕向示意图5t钢丝绳绕向示意图图（1）图（2）已知数据：起重量（主起升）：20t，起升高度（主起升）：12m，起升速度（主 起升）:10m/min；起重量（副起升）：5t，起升高度（副起升）：14m 起升速度（副 起升）：20m/min；小车运行速度：45m/min；工作级别：A5;机构接电持续率JC=25% 小车质量估计Gxc=8t。第2章 小车起升机构计算2.1确定起升结构传动方案，选择滑轮组和吊钩组注：以下计算为主起升计算，为副起升计算。起升机构的计算按照布置紧凑的原则，决定采用双联滑轮组的方案。 按Q=20t,查3表3-2-8取滑轮组倍率ih=4,承载绳分支数Z=2ih = 8 ；查起重机设计手册T1 362.1508吊钩组，得其质量G01=467kg,两滑轮间距A,=87mm 按Q=5t，查起重机设计手册取滑轮组倍率ih =2,承载绳分支数Z=2ih = 4 ；查起重机设计手册选图号为G13吊钩组，得其质量G02=99kg,两滑轮间距A2=200mm2.2选择钢丝绳若滑轮组采用滚动轴承，当 人=4,查1表2-1得滑轮组效率1 =0.975，钢丝绳所受最大拉力：max1Q G02ih2000 4672x4x0.9757本科毕业论文（设计）#本科毕业论文（设计）=2637.5 kg = 26.375 kN查起重机设计规范，工作级别A5时，安全系数n=4.5,钢丝绳计算破断拉力Sb:Sb1 =n 1Smax1 =4.5 26.375=118.69 kN查起重机设计规范所选瓦林吞型纤维芯钢丝绳6X 19W+FC钢丝公称抗拉强度1770MP光面钢丝，右交互捻，直径 d=18mm钢丝绳最小破断拉力=149.5kN,标记如下：钢丝绳 1: 18NAT 6 X 19W+FC 1770 ZS 149.5 GB8918-88若滑轮组采用滚动轴承，当ih =2,查1表2-1得滑轮组效率2=0.99，钢丝绳所受最大拉力:max2QG。2ih5000 992 2 0.99#本科毕业论文(设计)=1287.63 kg = 12.876 kN查起重机设计规范，工作级别A5时，安全系数n=4.5,钢丝绳计算破断拉力Sb:Sb2 = niSmax2 =4.5 12.876 =57.942 kN查起重机设计规范所选瓦林吞型纤维芯钢丝绳6X 19W+FC钢丝公称抗拉强度1570MPa光面钢丝，右交互捻，直径 d=11mm钢丝绳最小破断拉力Sb2】=62.69kN, 标记如下：钢丝绳 2: 11NAT 6 X 19W+FC 1570 ZS 62.69 GB8918-882.3确定滑轮主要尺寸 滑轮的许用最小直径：D d (e-1 ) =18X( 25-1 ) =432 mm式中：系数e=25由1表2-4查得，由机械设计手册选用滑轮直径D=450 mm取平衡滑轮直径Dp10.6D=0.6 X 450=270 mm由机械设计手册选用 Dp1 = 280 mm 滑轮的绳槽部分尺寸实用机械设计手册，由实用机械设计手册选用钢丝绳直 径 d1 =18 mm D1 =450 mm 滑轮的许用最小直径：D d (e-1) =11X( 25-1 ) =264 mm式中：系数e=25由机械设计手册，选用滑轮直径D=280mm取平衡滑轮直径Dp2 -0.6D=0.6 X 280=168 mm选用Dp2 = 225 mm滑轮的绳槽部分尺寸由起重机设计手 册得，选用钢丝绳直径 d1 =11 mm D1=280 mm2.4确定卷筒尺寸并验算强度卷筒直径：D d (e-1 ) =18X( 25-1 ) =432 mm由起重机设计规范选用D1 =500 mm卷筒绳槽尺寸由起重机设计规范得槽距，9本科毕业论文（设计）t1 =19 mm 槽底半径 r1 =9.5 mm卷筒尺寸：HihL = 2(- Zo 4)t LiDo12 103 42 (3.14 51624) 19 87=1440 mm取 L =1500 mm式中：Zo附加安全系数，取Zo= 2 ；L1 卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，即实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减；Do 卷筒计算直径 D=D+d=500+16=516 mmL1 =A=87 mm卷筒壁厚：S =0.02D+ (610) =0.02 X 500 + (610) =1620 mm取 S =18 mm卷筒壁压应力计算：-y max1Smax12637577.12 106 N/m 2 =77.12 MP a廿 0.018 0.019选用灰铸铁HT20Q最小抗拉强度（T b=195 MPa许用压应力:1951.6=122 MPa因二ymax 3D,尚应校验由弯曲应力产生的拉应力，卷筒弯矩图示I#.mlllllllllllll I lllllllllllllii图2图3-2-1卷筒弯矩图卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时：111500 87叽1 fl,也（八 26375= 18633937-5 Nmm卷筒断面系数:-Di4D44500 -464500=3229526.5 Nmm#式中：D卷筒外径，D=500 mm卷筒内径，Di = D-2 S =500-2 X 18=464 mm于是:Mw!咤型=5.8 MPa32295265#合成应力:i1 - ；i1iFyJ ymax15.8 烫 77.12 = 28.94 MPa130#式中许用拉应力:辱 39 MPa5故厲i d (e-1 ) =11 X( 25-1 ) =264 mm选用D2 =300 mm卷筒绳槽尺寸起重机械得槽距，t2=13 mm槽底半径r2 =6 mm卷筒尺寸：L =2(Hih Z04)t L1 =兀Do314x10 x 22 (24) 13 200 = 1101 mm3.14 x311取 L =1500 mm式中：Z。一一附加安全系数，取Z= 2 ;L1 卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮的间距，即L1 =A=200 mm实际长度在绳偏斜角允许范围内可以适当增减；D。卷筒计算直径 D0=D+d=300+1仁311 mm卷筒壁厚：S =0.02D+ (610) =0.02 X 300 + (610) =1216 mm取 S =14 mm卷筒壁压应力计算：-ymax2128760.014 0.013= 70.75 106N/m=70.75 MP13#选用灰铸铁HT200最小抗拉强度(T b=195 MPa许用压应力:1951.6=122 MPa#因-ymax 3D,尚应校验由弯曲应力产生的拉应力，卷筒弯矩图示于#15图:#图图3-2 -2卷筒弯矩图卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时：Mw22lSmax2(T2876150一2002=8369400 Nmm卷筒断面系数：W2D4 Dj4D= 0.144300 -272300#=875455.9 Nmm式中：D卷筒外径，D=300 mmD i 卷筒内径，D = D-2 S =300-2 X 14=272 mm于是:#M w2W28369400875455.9=9.6 MPa#合成应力:39J y max29.670.75 = 30.83 MPa130式中许用拉应力:#本科毕业论文(设计)二11故二| v ；| 卷筒强度验算通过，故选定卷筒直径D2=300 mm长度L2=1500 mm卷筒槽形的槽底半径r2 =6 mm槽矩t2=13 mm，起升高度H2=14 m，倍率ih =2，靠近减速器一端的 卷筒槽向为右的A型卷筒，标记为：卷筒 A 300 X 15006X 13 14X 2右 ZB J80 007.2-8722.5选择电动机计算静功率：Nj1(Q+G。)= (20000 + 467)X0 = 393 kW102 60102 60 0.85式中：电动机计算功率：Ne1 KdN j1=0.8 X 39.3=31.445 kW机构总效率，一般 =0.80.9，取 =0.85 ;式中系数Kd由机械设计手册查得，中级起重机Kd=0.850.95 ， 取=0.8查实用机械设计手册选用电动机YZR225M-6其Ne1(25%=34kVV n!=957r/min ，(GD2)d1=3.3 kgm2，电机质量 Gd1=398 kg。计算静功率：Nj2(Q +G。)二(5000 + 99)沃 20102 60102 60 0.85=19.6 kW式中：电动机计算功率：Ne2 KdN j2 =0.8 X 19.6=15.68 kW机构总效率，一般 =0.80.9，取 =0.85 ;式中系数Kd由机械设计手册查得，中级起重机Kd=0.850.95 ， 取Kd=0.8查机械设计手册选用电动机JZR2-42-8，其Ne2 (25% =16 kV，n 1=715r/min ，#（GD2）d2=1.46kgm2，电机质量 Gd2 =260 kg。2.6验算电动机发热条件 按照等效功率法，求JC=25%时所需要的等效功率：Nx1 K25 Nj =0.75X 0.98X 39.3=28.89 kW式中：K25 工作级别系数，查1表6-4，工作类型为中级时K25=0.75;r 系数，根据机构平均启动时间与平均工作时间的比值（tq/tg ），由1表6-5,一般起升机构 tq/tg =0.1 0.2,取 tq/tg =0.2，由1图 6-6 查 r=0.98;由以上计算结果，Nx V Ne，故初选电动机能满足发热条件。 按照等效功率法，求JC=25%时所需要的等效功率：Nx2 K25 Nj =0.75 X 0.87 X 19.6=12.5 kW式中：K25 工作级别系数，查1表6-4，工作类型为中级时K25=0.75 ;r 系数，根据机构平均启动时间与平均工作时间的比值（tq/tg ），由1表6-5，一般起升机构 tq/tg =0.1 0.2，取 tq/tg =0.1，由1图 6-6 查 r =0.87 ;由以上计算结果，Nx V Ne，故初选电动机能满足发热条件2.7选择标准减速器卷筒转速：vih 10 4 n j1= h= 24.69 r/minj 二Do 3.14 0.516减速器总传动比:nj195724.69=38.7617#查机械设计手册，选ZQ-650- II-3CA减速器，当工作类型为中级时，许用功率#本科毕业论文（设计）N=31.5 kW , i o =40.17，质量 Gg =878 kg。卷筒转速：n 巴2_2= 40.96 r/minj2 二D03.14 0.311减速器总传动比:i02 =n1nj271540.96=17.46查机械设计手册，选ZQ-400- IIV -3CA减速器，当工作类型为中级时，许用功率N=10.4 kW ，i 0 =20.49，质量 Gg =253 kg2.8验算起升速度和实际所需功率实际起升速度：v1 =1038 .76X=9.65 m/min40 .17误差：|； | =11 v1 -v x 100% | = |9.65-10 人100% |=3.5% v 订v10=15%实际所需等效功率：1NJ 二“対勺-28.899.65=27.88 kW v Ne(25% =34 kWV10实际起升速度：v2 = 2017.46=17.04 m/min20.49误差：I=| V2 v x 100% |= |17.04-20v20=13.5%v = 15%实际所需等效功率：19本科毕业论文（设计）本科毕业论文(设计)VX2 = 12.517.0420#本科毕业论文（设计）#本科毕业论文（设计）=10.65 kW v Ne (25% =16 kW2.9校核减速器输出轴强度得输出轴最大径向力:1寸S max1 Gj) wR#本科毕业论文（设计）#本科毕业论文（设计）式中:卷筒上钢丝绳引起的载荷;aSmax1=2X 26375=52750 N=52.75 kNGj=9.81 kN 卷筒及轴自重，参考4附表8;R=89.5 kN ZQ650减速器输出轴端最大容许径向载荷。 因此1Rmax1 = 1 (52.75+9.81 ) =31.28 kN v R，通过。2得输出轴最大扭矩：Mmax = ( 0.7 0.8 )max M e i 0 n 0 WM式中：M e =9550 N e(25%)=9550 34 =346.4 Nm电动机轴额定力矩；m957max=3.3 当JC=25%时电动机最大力矩倍数，由电机实用手册得出;n 0=0.95 减速器传动功率； M =60500 Nm减速器输出轴最大容许转矩，由电机实用手册查出;M max=0.8 X 3.3 X 346.4 X 40.17 X 0.95=34898 Nmv M =55000 Nm由上计算，所选减速器能满足要求。得输出轴最大径向力：1Rmax2 = (aSmax2 G j) Rma) R式中:卷筒上钢丝绳引起的载荷;aSmax2 =2X 12876=25752 N=25.52 kNGj=3.44 kN 卷筒及轴自重；R=18.5 kN ZQ650减速器输出轴端最大容许径向载荷。 因此1Smax2 =(25.752+3.44 ) =14.596 kN v R，通过。2得输出轴最大扭矩：Mmax = ( 0.7 0.8 ) max M e i 0 n 0 KZM J(Q G)D。2ihi21本科毕业论文（设计）#本科毕业论文（设计）= 1.75(20000467) 0.5162 汉 4 汉 40.17=48.9 kgm式中:Kz=1.75制动安全系数，由起重机械查取#本科毕业论文（设计）由电机手册选用 YWZ 315/50,其制动力矩Mez =360710 Nm，制动轮直径Dz =315 mm，制动器质量Gz=61.4 Kg。所需静制动力矩：M Z2 KZM J二 KZ(Q G0)D02ihio23本科毕业论文（设计）#本科毕业论文（设计）= 1.75(5000 +99)x0.31J0852 2 23.34=28.8 kgm式中:KZ=1.75 制动安全系数，由1表6-6查取 由2中附表15选用YWZ 250/30，其制动力矩M ez =225360 Nm，制动轮直径Dz =250 mm，制动器质量Gz =43.6 Kg。2.11选择联轴器高速轴联轴器计算转矩，由1 （6-26 ）式Mc1 = n ；Me1 =1.5 X 1.8 X 346.4=935.28 Nm式中：M e1 =346.4 电动机额定转矩；n =1.5联轴器安全系数；s=1.8 刚性动载系数，一般 =1.52.0 ;由电机手册查得 YZR225M-66动机轴端为圆锥形 d=65mm l=105mm由电机手册查得ZQ-650减速器的高速轴端为圆锥形 d=60mm l=110mm靠电动机轴端联轴器：由2附表43选用CLZ半联轴器，其图号为S353,最大容许转矩Mt=3150 Nm Mc 值，飞轮转矩（GD 2儿=0.403 kg m2，质量 Gt =23.2 kg。浮动轴的两轴端为圆柱形 d=55mm l =85mrp靠减速器的联轴器，由机械设计手册选用带W00mn制动轮的联轴器，图号为S198,最大容许转矩Mt=3150 Nm,飞轮转矩（GD2）zi=1.8 kgm 2，质量GZ=37.5 kg ，与 制动器YWZ 315/50相适应，将S198联轴器所带300mm制动轮，修改为 315mm 应用。高速轴联轴器计算转矩Mc2 = n iMe2 =1.5 X 1.8 X 218.2=589.14 Nm式中：Me1=218.2 电动机额定转矩；n =1.5联轴器安全系数；s=1.8 刚性动载系数，一般 s=1.52.0 ;由电机手册查得 YZR42-8电动机轴端为圆锥形 d=65mm l =105mm由电机手册查得ZQ-400减速器的高速轴端为圆锥形 d=40mm l =85mm靠电动机轴端联轴器：选用 CLZ3半联轴器，其图号为S139，最大容许转矩Mt=3150 Nm Mc 值，飞轮转矩（GD ） l2=0.403 kg nf，质量 Gt =23.6 kg。浮动轴的两轴端为圆柱形 d=45mm l =85mrp靠减速器的联轴器，由机械设计手册选用带mm300制动轮的联轴器，图号为S216, 最大容许转矩Mt=1400 Nm飞轮转矩（GD2）Z2=1.28 kgm2，质量GZ=27.6 kg，与制动器YWZ250/30相适应，将S216联轴器所带300mm制动轮，修改为 315mm应用。2.12验算起动时间起动时间:t q138.2(Mq1-Mj1)C(GD2)12(Q Go)D。式中:(GDj = (GD2)(GD2)i (GD2)z=3.3+0.403+1.825本科毕业论文（设计）=5.503 kgm静阻力矩:M ji(Q Go )Do2i=豁舲=3&66 Nmtq#本科毕业论文（设计）tq#本科毕业论文（设计）平均起动力矩:Mq1=1.5 Mei=1.5 X 346.4=519.6 Nmtq95738.2(519.6 -38.66)1.15 5.503(20000 467) 0.5162 (4 40.17)2 0.85 tq#本科毕业论文（设计）tq#本科毕业论文（设计）=0.34 s通常起升机构起升时间为12s，此处tq v 1 s，可在电气设计时，增加起动电阻，延长起动时间，故所选电动机合适起动时间：tq2n38.2(Mq2 -M j2)C(GD2)12(Q G)Di2tq#本科毕业论文（设计）tq#本科毕业论文（设计）式中:2 2 2 2(GD )1 =(GD )d (GD )l (GD )z=1.46+0.403+1.28 =3.143 kgm静阻力矩:M j2(Q G)D2itq#本科毕业论文（设计）tq#本科毕业论文（设计）(5000 99) 0.3112 2 20.49 0.85=22.76 Nm平均起动力矩:Mq2=1.5 Me2=1.5 X 218.2=327.3 Nmtq#本科毕业论文（设计）tq#本科毕业论文（设计）71538.2(327.3 - 22.76)1.15 3.143(5000 99) 0.3112(2 20.49)2 0.85 tq#本科毕业论文（设计）27本科毕业论文（设计）=0.24 s故所选电动机合适。2.13验算制动时间制动时间:tZ12C(GD2)h(G20)d0 n 38.2(Mez-Mj)ini1.15沢 5.503+(2000 + 4叭。62538.2 (710 -27.93)957(4 40.17)2式中:=0.239 sM j = (Q +G0)D。q J20。+467) 7.516 沢 0.85 = 2793 Nm 2ihic2 4 40.17当 v 12 m/min时，tz=1 s ，因为tz vtz，故合适。2.14高速浮动轴计算疲劳计算：起升机构疲劳计算基本载荷：Mimax1 = 6Me=1.06 X 346.4=367.2 Nm#本科毕业论文（设计）式中：11；6 动载系数, 6=1 （ 1+ ；：2 ）=丄（1+1.12 ） =1.06222起升载荷动载系数（物品升降或下降制动的动载效应）9 92=1+0.71 v=1+0.71 X =1.1260由前节已选定轴径d=55mm因此扭转应力：M 1max1W367.20.2 (0.055)3=11.03 MPa轴材料用 45 钢，6=600 MPa cs=300 MPa ,弯曲应力：.=0.27( J 6)=0.27(600+300)=243 MPa扭转应力：.=0.22；b = 132MPas=0.6 ；s=0.6 X 300=180 MPa轴受脉动循环的许用扭转应力：ok=丄 k十冲厲式中：k= k x k m 考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数;k x与零件几何形状有关，对于零件表面有急剧过度和开有键槽及紧密配合区段，k x=1.52.5 ;k m 与零件表面加工光洁度有关.，此处取k =2X 1.25=2.5n考虑材料对应力循环不对称的敏感系数，对碳钢及低合金钢n =0.2n1安全系数n1 =1.6得；r 12勺321 一 Ok61.11MPa2.5 0.2 1.6n V ok强度验算：轴所受最大转矩:M2max= 2 Me =1.12 X 346.4=387.97 MPa最大扭转应力:-max =2 max387.970.2 (0.055)3=11.66 MPa29本科毕业论文（设计）#本科毕业论文（设计）许用扭转应力:,n = _A=120 MPan21.5式中:n2安全系数，n2=1.5二 max V -n 故通过。中间轴径 d=d+ （510） =55+ （510） =6065 mm 取 d1=65 mm疲劳计算：起升机构疲劳计算基本载荷：MImax2 二 6Me=1.12 X 173.6=194.4 Nm式中：1 1；6 动载系数，；6=- （1+2） =- （1+1.24） =1.122 起升载荷动载系数（物品升降或下降制动的动载效应）19 97 2=1+0.71 v=1+0.71 X =1.24 60由前节已选定轴径d=45 mm因此扭转应力：M 1 max 2W2194.40.2 (0.045)3=10.67 MPa轴材料用 45#钢，rb =600 MPa s=300 MPa ,2 13210k61.11 MPa2.5 0.2 1.6故-n V ok强度验算：轴所受最大转矩:M2max= :2 Me=1.12 X 218.2=270.57 MPa最大扭转应力:-maxM 2 maxW0.2270爲3=14.85 MPa31本科毕业论文（设计）#本科毕业论文（设计）许用扭转应力:180=120 MPan21.5式中:n2安全系数，压=1.6max V n 故通过浮动轴的构造如下图所示，中间轴径d=d+ （510） =45+ （510） =5055 mm取d1=55 mm第3章 桥架结构的计算参数已知数据：起重量 Q=20t;跨度L=22.5m；大车运行速度Vq =75m/min；起重机工作类型为A5级；大车运行机构采用分别驱动方式；小车轨距 Lxc=2000 mm ;小 车轮距 Bxc=2400 mm ;起升速度：v= 20 m/min。3.1主要尺寸的确定1、大车轮距1111K= （）L=（）X 22.5=2.81 4.5 m8585取 K=4.5 m2、主梁高度H=L二竺=1.25 m （ 理论值）18 183、端梁高度H 0= （0.4 0.6 ） H= 0.5 0.75 m取 H0 = 0.75 m4、桥架端梁梯形高度1111C =（丄 1） L =（丄 丄）X 22.5= 2.254.5 m105105取 C = 2.5 m5、主梁腹板高度根据主梁计算高度H= 1.25 m，最后选定腹板高度h=1.23m6、确定主梁截面尺寸主梁中间截面各构件厚根据起重机金属结构推荐确定如下：腹板厚 =6 mm ;上下盖板厚=12 mm ；主梁两腹板内壁间距根据下面的关系式来确定：H 1250 cccb = 360 mm3.533本科毕业论文（设计）b 1.2250=450 mm5050因此取b = 500 mm盖板宽度：B = b +2 :. + 40 = 500 + 2 X 6 + 40 = 552 mm取 B =550 mm主梁的实际高度：H = h + 21 = 1230 + 2 X 12 =1254 mm同理，主梁支承截面的腹板高度取 h0=75O mm这时支承截面的实际高度H0= h 0 +. 1 =774 mm主梁中间截面和支承截面的尺寸简图示于下图。图5-1图5-2图 5.14.1为了保证主梁截面中受压构件的局部稳定性，需要设置一些加劲构件 主梁端部大加劲板的间距：a h = 1.23 m ，取 a = 1.2 m主梁端部（梯形部分）小加劲板的间距：Ia 小小a1= 0.6 m主梁中部（矩形部分）大加劲板的间距:a= （1.52） h= （1.52） X 1.2 = 1.845 2.46 m取 a =2 m主梁中部小加劲板的间距：若小车钢轨采用P38重轨，由机械设计手册,其对水平重心轴线x x的最小抗弯截面模数 Wmin =178.9 cm3，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）：a16Wmin 二2P6 178.9 170001.16 70000=2.25 m35本科毕业论文（设计）#本科毕业论文（设计）式中:P小车的轮压,取平均值,并设小车自重为 Gxc= 80000 N ,P=80000 2000004=70000 N#本科毕业论文（设计）#本科毕业论文（设计）：2动力系数,由机械设计手册查 笃=1.16 ；匚钢轨的许用应力，匚=170 MPa ； 因此，根据布置方便，取a1 =-=1 m ；1 2由于腹板的高厚比h . 2306 =205 160，所以要设置水平加劲杆，以保证腹板局 部稳定性。查起重机金属结构采用/ 45X 45X 5角钢作水平加劲杆。3.2主梁的计算Gq2 =94000 N ,1、计算载荷确定查起重机设计手册得半个桥架（不包括端梁）的自重,则主梁由于桥架自重引起的均布载荷:940002250=41.8 N/cm由于采用分别驱动大车运行机构，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，即q =qL=41.8 N/cm主梁的总计算均布载荷，即q =怙:=1.1 X 41.8 =45.98 N/cm式中:冲击载荷4=1.1作用在一根主梁上的小车两个车轮的轮压值根据起重机设计手册所列数据选用:37本科毕业论文（设计）#本科毕业论文（设计）P =73000 N ，P2 =67000 N ；考虑动力系数的小车车轮的计算轮压值为:P = R = 1.33 X 73000 = 97090 NP2 =2 P2 =1.33 X 67000 = 89110 N式中:2动力系数，由起重机金属结构查2=1.33;#本科毕业论文（设计）#本科毕业论文（设计）+1.1X 10000X 280=124.96X 10 6 N cm2、主梁垂直最大弯矩计算主梁垂直最大弯矩:M ZmaxP1F2(L Bxc) q - 4Gq1qMmax(G P)2250- max97090 89110 45.98、 () 22502=L 2 LPi + B q4( 12)L 2设敞开式司机操纵室的重量 G0=10000 N ,其重心距支点的距离为10 =280 cm。将各已知数值代入上式计算可得:s “2250-240、丄45.98汽2250 1.1 汉 10000汉 280、2225097090 89110 ()23、主梁水平最大弯矩计算主梁水平最大弯矩:#本科毕业论文（设计）g max=0.8M(G p)max式中:重力加速度,g =9.81 m/s 2an一一 大车起动、制动加速度平均值，tq=610 s ,tq75752则 a=0.125 0.21 m/s 2 ;60汉66010Mmax门一一不计冲击系数4和动载系数