16T4.5T,跨度19.5m,双粱桥式起重机

新鄉学院

2012届

毕业设计

题目： 16T/4.5T,跨度19.5m,双粱桥式起重机

学位申请人姓名 学 号 所在学院名称

吴 楠 08050102032 机电工程学院

专 业 名 称 机械设计制造及其自动化 指导教师姓名 指导教师职称

刘莉莉 教授

完成时间：2012年5月25日

目 录

内容摘要……………………………………………………………………...............….5 关键词…………………………………………………………………………................5 Abstract……………………………………………………………………......................5 Key words…………………………………………………………………..............…....5 1. 桥式起重机设计参数………………………………………………….…................6 2. 起升机构方案的选择…………………………………………………….................7

2.1 钢丝绳、滑轮和卷筒的确定………………………………………................7 2.2 起升电动机的确定……………………………………………….............…..11 2.3 减速器的选用………………………………………………...…...............….12 2.4 起制动时间验算…………………………………………….……..............…14 3. 大车运行机构设计方案………………………………………….……...................16

3.1 确定机构的传动方案……………………………………….……..............…16 3.2 选择车轮与轨道，并验算其强度………………………….……..............…16 3.3 运行阻力计算……………………………………………….……..............…18 3.4 选择电动机………………………………………………………...............…19 3.5 验算电动机的发热功率条件……………………………………...............…20 3.6 减速器的选择……………………………………………………...............…20 3.7 验算运行速度和实际所需功率…………………………………...............…20 3.8 验算起动时间……………………………………………………...............…21 3.9 选择制动器………………………………………………………...............…22 4. 小车运行机构…………………………………………………………….................24

4.1 确定机构的传动方案……………………………………………...............…24 4.2 选择车轮与轨道并验算其强度……………………………………...............24 4.3 运行阻力计算……………………………………………………...............…25 4.4 电动机的选择……………………………………………………...............…26 4.5 减速器的选择……………………………………………………...............…27 4.6 实际运行速度计算与校核………………………………………...............…28 4.7 电动机验算……………………………………………………...............……28 4.8 制动器的选择……………………………………………………...............…30 4.9 主动轮打滑验算…………………………………………………...............…32 5. 主端梁主要尺寸的确定和横截面积几何性质………………………................…34

5.1桥架尺寸及主梁尺寸的确定……………………………………...............….34 5.2 主端梁截面积几何性质…………………………………………...............…35 6. 主梁的设计……………………………………………………………...............….36

6.1 固定载荷与动力效应系数……………………………………...............……36 6.2 惯性载荷与偏斜运行侧向力…………………………………...............……36 6.3 左侧端梁总静轮压……………………………………………...............……38 6.4 主梁的垂直载荷………………………………………………...............……39 6.5 移动载荷作用在主梁的内力……………………………………...............…40 6.6 主梁的水平载荷………………………………………………...............……41 6.7 主梁强度校核…………………………………………………...............……455 6.8 主梁稳定性……………………………………………………...............……51

6.9 刚度计算………………………………………………………..............…..54 6.10 加劲肋的确定……………………………………………………................56 7. 端梁的设计……………………………………………………………...................58

7.1 计算载荷确定……………………………………………………...............…58 7.2端梁垂直最大弯矩…………………………………………………................58 7.3端梁水平最大弯矩………………………………………………...............….59 7.4端梁的强度校核…………………………………………………...............….59 8. 主要焊缝的计算………………………………………………………....................62

8.1 端梁端部上翼缘焊缝…………………………………………................……62 8.2 下盖板翼缘焊缝的剪应力验算…………………………………................…62 8.3 主梁上盖板焊缝…………………………………………………................…62 9. 主梁和端梁的连接…………………………………………………................….....644 10. 焊接工艺设计…………………………………………………………....................66 参考文献…………………………………………………………………...............…….69 致谢…………………………………………………………………………………………………….70

绪 论

我国生产的桥式起重机, 不论是通用桥式起重机或是冶金工厂用特种桥式类型起重机,在1958年以前由于设计力量薄弱, 基本上是沿用国外的设计, 桥架结构以箱型和四桁架型等传统结构型式为主。一直到1958年大跃进以后, 由于破除迷信, 在群众性的技术革新运动推动下, 才试制了一些新型桥架结构的桥式起重机, 其中主要的如偏轨箱型、单主梁结构、三角桁架结构等等。但是由于没有及时总结经验, 研究试验工作也做得不够, 没有在改进与提高以后进行推广, 因此桥架选型工作仍然是我们当前迫切要做的工作, 应该比较系统的有组织的研究适合我国各个产业部门采用的桥架结构型。

桥式起重机是应用非常广泛的起重机械。随着社会主义建设的发展, 桥式起重机的需要与日俱增, 我国每年的桥机产量在10万吨以上。桥式起重机的桥架结构是起重机的重要组成部分, 它的重量占起重机自重的40%～60% , 要使用大量的钢材。桥架自重也直接影响厂房建筑承重结构及基础的土建费用与材料消耗。在确保产品使用安全及正常使用年限的前提下, 尽最减轻桥架自重是节约金属材料的重要途径。

我国在桥式起重机的产品系列化、通用化和标谁化方面虽然也做了一些工作, 但为了使桥架结构定型, 还要做大量的工作。目前生产的基本情况是5～50吨小起重量桥式起重机仍以箱型结构为主,箱型结构是应用最为广泛的传统结构。它具有制造简便、生产工效高、通用性强等一系列的优点, 因而迄今仍然是国内外桥式起重机的常用桥架形式。在国内, 在50年代和60年代初期, 5～50吨的小起重量系列产品和75～250吨的大起重量系列产品都采用箱型结构。

起重机设计的总体方案

桥式起重机是桥架在高架轨道上运行的一种桥架型起重机，又称天车。桥式起重机的桥架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行，起重小车沿铺设在桥架上的轨道横向运行，构成一矩形的工作范围，就可以充分利用桥架下面的空间吊运物料，不受地面设备的阻碍。

本次起重机设计的主要参数如下:

起重量16t,跨度19.5m，起升高度为16m起升速度9.5m/min小车运行速度

1

v=42m/min大车运行速度V=84.6m/min大车运行传动方式为分别传动;桥架主梁型式,箱形梁.小车估计重量7.5t，起重机的重量28t .工作类型为中级。

根据上述参数确定的总体方案如下： 端梁的设计：

端梁部分在起重机中有着重要的作用，它是承载平移运输的关键部件。端梁部分是由车轮组合端梁架组成，端梁部分主要有上盖板，腹板和下盖板组成；端梁是由两段通过连接板和角钢用高强螺栓连接而成。在端梁的内部设有加强筋，以保证端梁架受载后的稳定性。端梁的主要尺寸是依据主梁的跨度，大车的轮距和小车的轨距来确定的；大车的运行采用分别传动的方案。

在装配起重机的时候，先将端梁的一段与其中的一根主梁连接在一起，然后再将端梁的两段连接起来。

本章主要对箱形桥式起重机进行介绍，确定了其总体方案并进行了一些简单的分析。箱形双梁桥式起重机具有加工零件少，工艺性好、通用性好及机构安装检修方便等一系列的优点，因而在生产中得到广泛采用。我国在5吨到10吨的中、小起重量系列产品中主要采用这种形式，但这种结构形式也存在一些缺点：自重大、易下挠，在设计和制造时必须采取一些措施来防止或者减少。

主梁的设计：

主梁跨度19.5m ,是由上、下盖板和两块垂直的腹板组成封闭箱形截面实体板梁连接，主梁横截面腹板的厚度为6mm,翼缘板的厚度为10mm，主梁上的走台的宽度取决于端梁的长度和大车运行机构的平面尺寸，主梁跨度中部高度取H=L/17 ，主梁和端梁采用搭接形式，主梁和端梁连接处的高度取H0=0.4-0.6H，腹板的稳定性由横向加劲板和，纵向加劲条或者角钢来维持，纵向加劲条的焊接采用连续点焊，主梁翼缘板和腹板的焊接采用贴角焊缝，主梁通常会产生下挠变形，但加工和装配时采用预制上拱。

小车的设计：

小车主要有起升机构、运行机构和小车架组成。

起升机构采用闭式传动方案，电动机轴与二级圆柱齿轮减速器的高速轴之间采用两个半齿联轴器和一中间浮动轴联系起来，减速器的低速轴鱼卷筒之间

2

采用圆柱齿轮传动。

运行机构采用全部为闭式齿轮传动，小车的四个车轮固定在小车架的四周，车轮采用带有角形轴承箱的成组部件，电动机装在小车架的台面上，由于电动机轴和车轮轴不在同一个平面上，所以运行机构采用立式三级圆柱齿轮减速器，在减速器的输入轴与电动机轴之间以及减速器的两个输出轴端与车轮轴之间均采用带浮动轴的半齿联轴器的连接方式。

小车架的设计，采用粗略的计算方法，靠现有资料和经验来进行，采用钢板冲压成型的型钢来代替原来的焊接横梁。

大车的设计:

设计的基本原则和要求

大车运行机构的设计通常和桥架的设计一起考虑，两者的设计工作要交叉进行，一般的设计步骤：

1. 确定桥架结构的形式和大车运行机构的传方式 2. 布置桥架的结构尺寸

3. 安排大车运行机构的具体位置和尺寸 4. 综合考虑二者的关系和完成部分的设计 对大车运行机构设计的基本要求是： 1. 机构要紧凑，重量要轻

2. 和桥架配合要合适，这样桥架设计容易，机构好布置 3. 尽量减轻主梁的扭转载荷，不影响桥架刚度 4. 维修检修方便，机构布置合理

在具体布置大车运行机构的零部件时应该注意以几点：

1. 制动器要安装在靠近电动机，使浮动轴可以在运行机构制动时发挥吸收冲击动能的作用。

2. 因为大车运行机构要安装在起重机桥架上，桥架的运行速度很高，而且受载之后向下挠曲，机构零部件在桥架上的安装可能不十分准确，所以如果单从保持机构的运动性能和补偿安装的不准确性着眼，凡是靠近电动机、减速器和车轮的轴，最好都用浮动轴。

3. 为了减少主梁的扭转载荷，应该使机构零件尽量靠近主梁而远离走台

3

栏杆；尽量靠近端梁，使端梁能直接支撑一部分零部件的重量。

4. 对于分别传动的大车运行机构应该参考现有的资料，在浮动轴有足够的长度的条件下，使安装运行机构的平台减小，占用桥架的一个节间到两个节间的长度，总之考虑到桥架的设计和制造方便。

4

内容摘要：该文主要对桥式起重机的金属结构以及起升机构进行了设计。 金属结构的设计包括其主要尺寸的确定，主梁的设计、强度验算，以及刚度验算等，端梁的计算载荷的确定、主要焊缝的计算、接接头的设计，焊接工艺设计等等。

起升机构的设计包括起升方案的选择，钢丝绳卷筒的直径确定，吊钩的选择，以及电动机和减速器的选择等。

关键词: 桥式起重机，大车运行机构，小车运行机构，金属结构，主梁。 Abstract： This thesis mainly to the bridge crane metal structure and design for hoisting mechanism.

Metal structure design including the main girder, the size of the design, to determine the intensity, and stiffness checking computations, calculation of girders load determination, main calculation, after welding joint design, welding process design, etc.

Lifting mechanism design including lifting scheme selection, the diameter of wire rope drum, hook choice, determined, and the calculation of the nut electric motors and reducer choice, etc.

Key words：Bridge Crane，crane travel mechanism，A trolley running mechanims, metal structure，main beam。

5

1. 桥式起重机设计参数

起重量（t） 跨度（m） 起升高度（m） 主起升 副起升 主起升 副起升 主起升 速度（m/min） 副起升 小车 大车 主起升 工作级别 副起升 小车 大车 车轮直径（mm） 卷筒直径（mm） 起升倍率

小车 大车 主起升 副起升 主起升 副起升 16 4.5 19.5 16 18 9.5 13.5 42 84.6 M5 M5 M5 M5 350 500 450 400 3 2.5

6

2. 起升机构方案的选择

起升机构一般由驱动装置(包括电动机、联轴器、制动器、减速器、卷筒等)、钢丝绳卷绕装置(包括钢丝绳、卷筒、定滑轮和动滑轮)、取物装置和安全保护装置组成。电动机驱动是起升机构的主要驱动方式。当起重量在50t以下时，常见的桥式起重机的起升机构布置方式如下图所示；

图2-1起升机构配置方案

1-电动机；2-联轴器；3-传动轴；4-制动器；5-减速器；6-卷筒；

7-吊钩；8-滑轮组；9-钢丝绳；10-平滑滑轮；11-轴承座

2.1 钢丝绳、滑轮和卷筒的确定

2.1.1 钢丝绳的计算与确定

采用双联滑轮组，按Q?16t，查取滑轮组倍率m=3； 钢丝绳所受最大拉力（载荷）：

7

Smax?式中 PQ——最大载荷;

PQZ?滑?164000?27891N

2?3?0.98 P16000?400??10?164000N Q??Q?QG?g??Q?400kg 其中 QG?0.025Z——悬挂吊重的钢丝绳分支数，Z?2m?2?3?6 ?滑——滑轮组效率，?滑=0.98; 所选钢丝绳的直径应满足：

d?CSmax ?0.127891

?16.7mm

式中 d——钢丝绳直径;

Sma——钢丝绳最大静工作拉力; x C——选择系数，根据《机械原理》中表5-3，C?0.1mm/N; 取钢丝绳直径d?17mm，捻向：交互捻；选择钢丝绳型号为：

17NAT5?25W?FC1770ZS108GB/T8918?88

??2.1.2卷筒的确定

a.卷筒直径的确定

按钢丝绳中心来计算滑轮与卷筒的最小直径：

Dmin?hd 式中 Dmin——按钢丝绳中心计算的滑轮和卷筒的最小直径； d——钢丝绳直径；

h——与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，根据 《机械设计手册》中表8.1-61，对滑轮h1=24，对卷筒h2=24； 滑轮 Dmin?h1d?24?17?408mm；

8

取动滑轮直径(滑轮槽底直径)D?455mm，平衡滑轮D平??0.6~0.8?D。取D平?0.6D?0.6?455?273mm。 卷筒 Dmin?h2d?24?17?408mm b.卷筒的基本尺寸

取卷筒（按槽底计算）直径D?408mm； 卷筒的计算直径（按缠绕钢丝绳的中心计算）

D卷?D?d?408?17?425mm； 卷筒长度

Ls?2(L0?L1?L2)?L3?2?(75.94?60?4)?200

?479.88mm

取卷筒长度为500mm

式中 L0——卷筒上有螺旋槽部分长

L0?(Hm16000?3?n）t?(?2)?2?75.94mm ?D卷3.14?425式中 H——起升高度 m——滑轮组倍率

D——卷筒直径（槽底直径）

D卷——卷筒卷绕直径（钢丝绳中心直径）

n——附加安全圈数，使钢丝绳尾受力减小，便于固定，取n=2 t——螺旋槽节距，t?d,取t=20mm

L1——固定绳尾所需长度，一般L1?3t?60mm；

L2——卷筒两端空余部分的长度，L2?4mm； L3——左右螺旋槽之间的距离，查表选200mm。

其壁厚按经验公式确定

??0.02D??6~10??0.02?455??6~10??15~19mm

取壁厚为16mm。

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c 验算卷筒强度

卷筒的材料采用HT200，抗压强度为195MPa。 卷筒所受压应力

?压?Smax27891??71.53MPa t?0.020?0.016?????压bk?195?130MPa 1.5式中 k——对吊钩起重机的安全系数，k=1.5

?压?[?压] 故抗拉强度通过。

卷筒的最大弯矩产生在钢丝绳位于卷筒中央时：

L?L3 2500?200?27891? 2?4183650N?mm M?Smaxl?Smax式中 L——卷筒全长；

L3——左右螺旋槽之间的距离；

卷筒断面系数

D4?D14545?4243?0.1? W?0.1 D455.74mm3 ?23832444式中 D——卷筒直径，D?455mm；

D1——卷筒内径，D1?D?2??423mm；

弯矩产生的拉应力：

?拉?M4183650? W2383244.74?1.755MPa

?拉?[?拉] 满足受拉强度要求；

?????拉B2?97.5Mpa

合成应力：

10

???拉??1.755????????拉压压97.5?71.53130

?55.40MPa 式中许用拉应力为97.5MPa d 卷筒转速

n卷?vm9.5?3??20.53r/min?D外3.14 ?0.442

式中v为起升速度，m为滑轮组倍率

D外为卷筒外径 D0=D卷+d=425+17=442mm e.吊钩的选择

???? ???——许用应力，????58.75MPa；

?snn?4；，选等级强度为M，则?s?235MPa

采用短型吊钩组，根据额定起重量Q?16t和工作类型M5来选择直柄单钩LM16 —MGB/T10051.1—1988，吊钩材料为DG20,螺纹外径d?80mm，螺纹根部直径d1?50mm。

2.2 起升电动机的确定

2.2.1 电动机的确定

起升机构静功率：

P静?PQv 60000??164000?9.5

60000?0.88 ?29.51KW

式中 PQ——最大起升载荷； ?——起升机构总效率

???滑?筒?传?0.98?0.96?0.94?0.88

电动机的计算功率：

11

Pjc ?K电P 静 由于起重机的工作级别M5，可以由《连续运输机械》中表3—19中得到：

K电?0.8

Pjc ?0.8?29.51?23.608KW

根据《起重机设计手册》选定Y225M-6型电动机，主要指标为： 转速 n0?980r/min,额定功率 P?30KW, 转速 n1?784r/min，转矩Tn?2.2.2 电动机发热及过载验算 等效功率：

P 效?KrP静查《材料力学》表3—52起升机构曲线1得r=0.87，查《起重机设计手册》表3-4得K=0.75，

P 效?KrP静?0.75?0.87?29.51?19.26KW Pjc?23.608KW

9550P?292.35N?m n0Pjc?P效，电动机满足不过热条件。

2.3 减速器的选用

2.3.1 减速器的确定 电动机的转速：

n?n0?P静29.51(n0?n1)?980?(980?784) Pjc23.608r/min ?735传动比：

i?n735??35. 8n卷20.53根据《起重机设计手册》选定QJS560-50???CW减速器 JB/T89051—1999，需用功率为30KW，传动比为50。

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2.3.2 制动器的选择

根据物体下降时的扭矩T静降:

T静降?PQD02mi?

?164000?0.425?0.88

2?3?35.8 ?285.55N?m

式中 PQ——最大载荷量，PN； Q?164000 D0——卷筒计算直径，D0?0.425m； m——滑轮组倍率，m?3；

i——减速器传动比，i?35.8； ?——总效率，??0.88； 制动转矩 T制?1.5T.32N?m， 静降?428查《机械设计手册》选择制动器YWZ—475/30—10，制动轮直径475mm，额定转矩380~480N?m 2.3.3 联轴器的选择

根据电动机输出轴的直径和变速器输入直径选用联轴器CLZ4型齿轮联轴器和带制动轮的直径为300mm的半齿联轴器S124。

CLZ4的主要参数：公称转矩3150N?m,许用转速3000r/min，转动惯量

0.403kg?m2。

S124的主要参数：公称转矩3150N?m，许用转速2000r/min，转动惯量

1.8kg?m2。

联轴器力矩的校核：

T?k1k3T?max?1.75?0.88?175.53 ?270.3N?m

式中 T——传扭矩的计算值；

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T?ma——按第?类载荷计算的轴传最大扭矩，175.53N xk1——联轴器重要参数，对于起升机构k1=1.75； k3——角度偏差系数，k3?0.88；

联轴器符合要求。

2.4 起制动时间验算

2.4.1 起动时间的验算

起动时间：

tq?n1[J]784?3.145?

38.2(TQ?Tj)38.2(467.76-368.)74 =0.652s

式中 n——电动机额定转速，n1?784r/min； TQ——电动机平均起动转矩，

TQ?1.6Tn?1.6?292.35?467.76N?m；

Tj——电动机静阻力矩

Tj?PQD02mi??164000?0.425?368.74N?m；

2?3?35.8?0.88 [J]——机构运动质量换算到电动机轴上的总转动惯量：

[J]?1.15(Jd?Jl)??1.15?2.668?=3.145Kg?m2

2PQD卷4gm2i2?2164000?0.42538.2?32?35.82?0.88

tq?tq?1s，起动时间符合要求。 2.4.2 制动时间的验算

满载下降制动时间：

??n'[J]' tz?

38.2(T制?T静降)14

?

784?3.14538.2(480-285.)5 5?0.332s

式中 n'——满载下降时的电动机转速，n'?n1?784r/min；

T制——制动器的制动力矩，T制?480N?m； T静降—电动机静阻力矩，T静降?285.55N?m；

[J]'—机构运动质量换算到电动机的总转动惯量?kg?m2?，[J]??1.15(JP2QD卷d?Jl)?4gm2i2??1.15?2.668?164000?0.4252

38.2?32?35.82?0.88=3.145Kg?m2

许用减速度a<0.2，故

?t?9.5z??60a?60?0.2?0.792s

tz??tz??0.792s，制动时间符合要求。

15

J]'?3.145。[

3. 大车运行机构设计方案

3.1 确定机构的传动方案

本起重机采用分别传动的方案如图（2-1）

图3-1 车运行机构图

1—电动机 2—制动器 3—高速浮动轴 4—联轴器 5—减速器 6—联轴器动轴 8—联轴器 9—车轮

3.2 选择车轮与轨道，并验算其强度

按照如图所示的重量分布，计算大车的最大轮压和最小轮压： 满载时的最大轮压： PGmax=

G?xcQ?G4?xcL?e2?L ?280?75160?7519.5?4?1.52?19.5

=159.71KN 空载时最大轮压：

P

‘

G?Gmax

=

xcGxc4?2?L?eL =280?757519.5?1.54?2?19.5 =85.86KN 空载时最小轮压：

P＇G?Gmin=

xcG4?xc2?eL =280?75751.54?2?19.5 =54.1KN

16

大

低速浮 7

式中的e为主钩中心线离端梁的中心线的最小距离e=1.5m 载荷率：Q/G=160/280=0.57

由《起重机设计手册》表19-6选择车轮：当运行速度为Vdc=60～90m/min，Q/G=0.57时工作类型为中级时，车轮直径Dc=500mm，轨道为P38的许用轮压为160KN，故可用。 3.2.1 疲劳强度的计算

疲劳强度计算时的等效载荷：

Qd=Φ2·Q=0.6×160000=96000N

式中Φ2—等效系数，有[1]表4-8查得Φ2=0.6 车论的计算轮压：

Pj= KCI· r ·Pd =1.10×0.76×130.173 =108820N

式中：Pd—车轮的等效轮压

Pd=

G?GxcQd?GxcL?1.5?? 42L280-7596?7519.5?1.5??= 4219.5=130173N

r—载荷变化系数，查《起重机设计手册》中表19-2，当Qd/G=0.4时，r=0.76 Kc1—冲击系数，查《起重机设计手册》中表19-1。第一种载荷当运行速度为V=1.335m/s时，Kc1=1.10

根据点接触情况计算疲劳接触应力：

3 ?j=4000Pj(3212?） Dcr =4000108820?（ =33457.8Kg/cm2 ?j =334578N/cm2

212 ?）5030式中r-轨顶弧形半径，由《材料力学》中附录22查得r=300mm，对于车轮材料ZG55II，当HB>450时，[?jd] =320000-400000N/cm，?j< [?jd]因此满足

17

2

疲劳强度计算。 3.2.2 强度计算

最大轮压的计算： Pjmax=KcII·Pmax =1.1×159710 =175681N

式中KcII-冲击系数，由《机械设计手册》中表 2-7第II类载荷KcII=1.1 按点接触情况进行强度校核的接触应力：

3（?jmax=4000Pjmax3212?） Dcr =4000175681?（ =39249.6Kg/cm2

212 ?）5030 ?jmax =392496N/cm2

车轮采用ZG55II，查《机械设计基础课程设计》中表 19-3得，HB>450时， [?j]=480000-560000N/cm2，

?jmax < [?j]

故强度足够。

3.3 运行阻力计算

摩擦总阻力距 Mm=β（Q+G）（K+μ×

d） 2由《机械设计》表19-4 Dc=500mm车轮的轴承型号为：22220K， 轴承内径和外径的平均值为：（100+180）/2=140mm

由《机械设计》中表9-2到表9-4查得：滚动摩擦系数K=0.0006m，轴承摩擦系数μ=0.02，附加阻力系数β=1.5，代入上式中：

当满载时的运行阻力矩： Mm（Q=Q）= Mm(Q=Q)=?(Q+G)( ? +?

d) 20.14） 2=1.5（160000+280000）×（0.0006+0.02×

18

=1320N·m 运行摩擦阻力：

Mm(Q?Q)Pm（Q=Q）=

Dc2=

1320 0.52 =5280N 空载时：

Mm（Q=0）=β×G×（K+

?d） 20.14） 2 =1.5×280000×（0.0006+0.02× =840N P m（Q=0）=

Mm(Q?0) Dc2 =

840 0.52 =3360N

3.4 选择电动机

电动机静功率：

Nj=Pj·Vdc/（60·m· ?）

=5280×95/（60×2×0.95）=4.4KW 式中Pj=Pm（Q=Q）—满载运行时的静阻力 (P m（Q=0）=3360N) m=2驱动电动机的台数 初选电动机功率： N=Kd×Nj=1.3×4.4=5.72KW

式中Kd-电动机功率增大系数，由《起重运输》中表9-6查得Kd=1.3 查[2] 《连续运输机械》中表20-1选用电动机Y160M-6；Ne=7.5KW，

19

n1=970r/min，

（GD2）=0.567kgm2，电动机的重量Gd=184kg

3.5 验算电动机的发热功率条件

等效功率： Nx=K25·r·Nj

=0.75×1.3×4.4

=4.29KW

式中K25—工作类型系数，由《材料力学》表8-16查得当JC%=25时，K25=0.75

r—由《起重机设计手册》按照起重机工作场所得tq/tg=0.25，由《起重机设计手册》图8-37估得r=1.3

由此可知：Nx

3.6 减速器的选择

车轮的转数： nc=Vdc/（π·Dc） =95/(3.14×0.5) =60.5r/min 机构传动比：

i=n1/nc=970/60.5=16.03

查《材料力学》表19-11，选用两台ZLZ-160-20-IV减速器I＇=20；[N]=9.1KW，当输入转速为970r/min，可见Nj<[N]中级。(电动机发热条件通过,减速器：ZLZ-160-20-IV )

3.7 验算运行速度和实际所需功率

实际运行的速度： V＇dc=Vdc ·i/ i＇

=95×16.03/20=76.14m/min 误差：

ε=（Vdc- V＇dc）/ Vdc×100% =（95-76.14）/95×100%

20

=14%<15%合适 实际所需的电动机功率： Nｊ＇=Nj·Vdc＇/ Vdc

=4.4×76.14/95=3.53KW

由于Nj＇

3.8 验算起动时间

起动时间：

n1Tp=

375(m?Mq?Mj)式中n1=970r/min

?(Q?G)Dc2?2?mc(GD)1?? ＇2i??0?? m=2驱动电动机台数

Mq=1.8×9750×Ne/n1 =1.8×9750×7.5/970 =135.7N·m

满载时运行静阻力矩： Mj（Q=Q）= =

Mm(Q?Q)i0?＇

1320

20?0.95=69.47N·m

空载运行时静阻力矩： Mj（Q=0）=

=

Mm(Q?0)i?＇0

840

20?0.95=44.21N·m

初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩： (GD2)ZL+(GD2)L=0.82N·m 机构总飞轮矩:

21

(GD)1=(GD)ZL+(GD)L+(GD)d =0.82+6.36

=7.18 N·m

满载起动时间:

2?n1(Q?G)Dc?2tq(Q?Q)=?mc(GD)1?? ＇2375(m?Mq?Mj)?i0???2222

=

970375?(2?135.7?69.5)(160000?280000)?0.25?? 2?1.15?7.18?2??20?0.95??=4.12s

空载启动时间:

2??n1GD2ctq(Q?0)=?mc(GD)1?＇? 2375(m?Mq?Mj)?i0???=

970375(2?135.7?44.2)280000?0.25?? 2?1.15?7.18?2??20?0.95??=3.31s

起动时间tq?8～10s在允许范围内。

3.9 选择制动器

根据制动时间tzh的要求，运行机构制动器的制动力矩应使处于不利情况下的大车在要求的时间tzh内停住，所以该制动器的最小制动力矩Mzhmin在满足工况下选取。Tzh则主要取决于运行速度，根据《机械设计手册》表9-15选取。取制动时间tz=5s。按空载计算动力矩，令Q=0，得：

1??＇ｎ１Mz=?Mj?m?375?tz??GDc???2?mc(GD)1?2???

i0??????1?970?280000?0.522?1.15?7.35??0.95?? =?-19.95?22?375?5?20???=77.4N·m

22

（P?Pmmin）Dc?(560?2240)?0.5?0.95 式中 Mj＇=p ?＇2?202i0=-19.95N·m

Pp=0.002G=0.002×280000=560N

0.14??280000??0.0006?0.02??d12?? Pmin=G(k+)?0.52D022 =2240N

m=2制动器台数，两套驱动装置工作

现选用两台YWZ-200/25的制动器，查《机械原理》表18-10其制动力矩M=200 N·m，为避免打滑，使用时将其制动力矩调制3.5 N·m以下。

23

4 小车运行机构

4.1 确定机构的传动方案

经比较后,确定采用如图所示的传动方案。

图4-1运行机构简图

4.2 选择车轮与轨道并验算其强度

车轮的最大轮压：小车自重估计取为7500kg 假定轮压均布，有：

pmax?11(Q?Gxc)?(160000?75000)=58750N 4411Gxc??75000?18750N 44车轮的最小轮压：

pmin?载荷率：

Q160000=2.13>1.6 ?Gxc75000选择车轮：当运行速度<60m/min，

Q?2.1工作级别M5时，车轮直径GxcD=350㎜，轨道为11kg/m 轮轨的许用轮压为2.67t，故可用，车轮材料：ZG550-750，?s?550Mpa，?b?750Mpa，然后校核强度。

强度验算：按车轮与轨道接触验算车轮接触强度。 4.2.1 车轮等效工作轮压

24

Pmean?Pmin?2Pmax18750?2?58750??45416.7N 33式中 Pmin：起重机正常工作载荷，起重机空载确定的所验算车轮的最小轮压；

Pmax：起重机正常工作载荷,起重机空载确定的所验算车轮的最大轮压； 4.2.2 车轮允许轮压

PL?KDlC?7.5?350?22.4?0.96?56448N

式中 PL：正常工作起重机车轮或滚轮的允许轮压，PL=56008.96N K：车轮或滚轮的许用比压，K=7.5N/mm2 D：车轮或滚轮的踏面直径，D=350mm l：有效接触宽度，l=22.4mm

C：计算系数，进行车轮或滚轮踏面疲劳验算时，C=C1C2，进行车轮或滚轮踏面强度验算时取C=0.96

C1：车轮转速系数，C1=0.96 C2：工作级别系数，C2=1 4.2.3 车轮或滚轮的疲劳强度验算

Pmean?PL?56448N 4.2.4 车轮或滚轮的静强度验算

Pmax?1.9KDl?1.9?7.5?350?22.4?111720N 通过验算。

4.3 运行阻力计算

4.3.1 车轮踏面的滚动摩擦阻力

P1??PQ?PG?fkD2??160000?75000??0.4?537N

3502PQ：额定起升载荷，PQ=160000N PG：起重机小车自重，PG=75000N fK：滚动摩擦系数，fK =0.4 D：车轮直径，D=350mm 4.3.2 车轮轴承的摩擦阻力

25

P2??PQ?PG??dD??160000?75000??0.015?90?906.4N

350D：车轮轴直径

?：车轮轴承摩擦阻力系数

4.3.3 总摩擦阻力

D?0.015?90?2?0.4??1.3

=?160000?75000??350Pm?P1?P2?P3??PQ?PG???d?2fk?Cf

=1876.6N

Cf=1.3：附加摩擦阻力系数 稳态运行阻力：

Pj=Pm?P.6?470?2346.6N ??PW1?18764.3.4 风阻力PW 在室内工作，取PW=0 4.3.5 坡道阻力

=235000×0.002=470N P???PQ?PG??mcmc=0.002，坡道阻力系数

4.4 电动机的选择

4.4.1 稳态运行功率

PN?2346.6?42=1.729kw

1000?m1000?60?0.95?1=

Pj?y式中：Pj：起重机小车的稳态运行阻力；

?y：起重小车运行速度

?：运行机构总传动效率 M：电动机台数 4.4.2 初选电动机

Pn=kPN=1.9×1.729=3.285kw

式中k：系数，室外作业的起重机：k=1.1～1.3，室内作业的起重机及室外作业

26

的装卸桥小车：k=1.2～2.6，运行速度高的取最大值；

根据Pn=3.285kw，jC=25％，选Y132M1-6电动机一台，工作制度S3，其技术性能：当jC=25％时，Pn=4kw，n=960r/min，转子转动惯量J=0.13kg·m2，质量m=73kg，最大转矩倍数φ=2.5，电动机轴径d1=35mm，端长l1=85mm

4.5 减速器的选择

4.5.1 计算传动比

ic?n960??25.1 n138.22n：电动机额定转速 n1：主动轮转速，n1=

60?y?60?42?38.22r/min

3.14?0.35?60?D?y：运行速度

D：车轮踏面直径 4.5.2 减速器输入功率

减速器的计算输入功率

PN??y1?23461?Pj?Pg?.6?5640??42????2.94KN m1000?260?1000?0.95m：减速器台数 Pj：稳态运行阻力 Pg：运行启动时的惯性阻力 Pg=?PQ?PGgay?1.2?160000?75000?0.2?5640N

10?：机构中旋转质量的惯性力增大系数，?=1.1～1.3 ay：运行机构平均加速度

根据减速器的输入功率P=3.504KN,jC=25％，ic=23.7，n=960r/min选择减速器QJR-140-25VW减速器两台，传动比i=25

高速轴圆柱形轴径d2=25mm，L2=50mm

27

4.6 实际运行速度计算与校核

4.6.1实际运行速度 ?j?＇n?D970?3.14?0.35??0.711m/s 60i60?25 i：传动装置的实际传动比 4.6.2 实际运行速速应满足

?y??y＇ｎ?0.7?0.711?10000?1.5700?1500

0.74.7 电动机验算

4.7.1 起动时间验算

运行机构的电动机启动时间最大发生在满载，上坡运行的过程。所以验算这种情况下的启动时间

tq?9.55?mMdq?Mdj?n??J?970?1.626?3.95s

9.55??59.07?17.3?n：电动机额定转速 m：运行电机台数 Mdq：电机平均启动转矩

Mdq??AsMn?1.5?9550?4?59.07N·m 970Mdj：满载，上坡时作用于电机轴上的稳态运行阻力矩

Mdj?PjD2i??2346.6?0.35?17.3N·m

2?25?0.95Pj：稳态运行阻力 D：车轮踏面直径 i：运行机构的传动比

?：运行机构的总传动效率

?J：机构总转动惯量，即折算到电机轴上的机构旋转运行质量与直线运

行质量转动惯量之和

?J?k?J1?J2?P?m?G?PQ?D24gi?2

28

235000?0.352 =1.2??0.13?0.215??

4?10?252?0.95 =1.626kg·m2 J1：电动机转子转动惯量

J2：电动机轴上制动轮和联轴器的转动惯量，取联轴器转动惯量为0.015kg·m2，制动转矩为0.2kg·m2

k：其他转动件的转动惯量折算到电动机轴上的影响系数，k=1.05～1.20 PQ:额定起升载荷

PG：起重机或其中小车自重

启动时间是否合适，还可以根据平均启动加速度来判断

ay??y'tq?0.711/3.95?0.18m/s

2

?y'：实际运行速度

ay：平均启动加速度 tq：运行启动时间 4.7.2 电动机过载验算

起重机小车的电动机在工作状态下最大载荷作用下应能正常工作，所以要校核电动机的过载能力。

1Pd?m?as?PjII??y＇?J?n2??? ??1000?365000tq???1?2346.6?0.7111.626?9702?? =???? 1.7?1000?0.95365000?3.95?? =1.657kw

Pd：机构满载启动时的过载功率

?as：相对于Pd平均启动转矩倍数

PjII：稳态运行阻力，PjII?Pm?P??1876.6?470?2346.6N

?J：机构的转动惯量，即折算到电动机上的机构旋转质量与直线运动质

量转动惯量之和

29

n：电动机额定转速

?y＇：实际运行速度

Pn：电动机的额定功率，Pn=4kw

过载校核检验的条件是Pn?Pd，即电动机不过载 4.7.3 电动机发热验算

Ps=GPjVy1000mn?0.8?2346.6?0.711=1.405kw

1000?0.95取JC=25％,CZ=600，G2=0.8

在JC=25％，CZ=600时允许输出功率为PN=3.7kw 所以发热验算合格

4.8 制动器的选择

4.8.1 制动转矩计算

选用运行机构制动器时要考虑惯性载荷，在满载，下坡时的制动转矩为 Mz=

1?Mj'?Mg???9.35?41.28?31.93N·m m'ｍ'：制动器台数，m'=1 tz：制动时间，tz=4.0s

Mj'：换算到制动器轴上的净力矩

（P?P??Pm1）D??470?1876.6??0.35?0.95Mj'?wII???9.35N·m

2i2?25Mg：换算到制动器轴上的惯性转矩

Mg?n?J'9.55tz?970?1.626?41.28N·m

9.55?4.0?J'：机构总转动惯量，即折算到电动机轴上的机构旋转运行质量与直线

运动质量转动惯量之和，?J'=1.626kg·m2 4.8.2 选制动器

根据制动时间tzh的要求，运行机构制动器的制动力矩应使处于不利情况下的大车在要求的时间tzh内停住，所以该制动器的最小制动力矩Mzhmin在满足工况下选取。Tzh则主要取决于运行速度，根据表9-15选取。取制动时间tz=5s。

30

按空载计算动力矩，令Q=0，得：

1??＇ｎ１Mz=?Mj?m?375?tz??GDc???2?mc(GD)1?2???

i0??????1?970?280000?0.522?1.15?7.18??0.95?? =?-19.95?22?375?5?20???=77.3N·m

（P?Pmmin）Dc?(560?2240)?0.5?0.95 式中 Mj＇=p ?＇2?202i0=-19.95N·m

Pp=0.002G=0.002×300000=600N

0.14??280000??0.0006?0.02??d12?? Pmin=G(k+)?0.52D022 =2240N

m=2制动器台数，两套驱动装置工作

现选用两台YWZ-200/25的制动器，查[1]表18-10其制动力矩M=200N·m，为避免打滑，使用时将其制动力矩调制3.5 N·m以下。 4.8.3 制动时间验算

当满载下坡工况时 tzmin=

9.55?m'Mz?Mdq'?n?J'?970?1.626?0.93s??tzmax?

9.55??200?25.52?Mz：制动器的制动转矩，Mz=200N·m Mdq：所需要的制动转矩，Mdq=25.52N·m

?tzmax?：许用最长制动时间，起重小车?tzmax??3～4s

许用最长制动时间验算合格 当空载无坡工况时 tzmin=

9.55?Mdq'?Mm2'?n?J''?970?0.782?0.068s??tzmin?

9.55??25.52?1141.9?Mm2：不计附加摩擦的空载摩擦阻力矩

31

Mm2=

PQ??d?2fk??2i?75000??0.015?0.090?2?0.4??0.95

2?25 =1141.9N·m

?J''：机构总转动惯量

75000?0.352?J''=k?J1?J2?m?4gi2??1.15??0.13?0.215??4?10?252?0.95

=0.782kg·m2

PQD2?tzmin?：许用最短制动时间，?tzmin??1.0～1.5s

由于许用最短制动时间验算不合格，tzmin太小，应采用双级制动

4.9 主动轮打滑验算

4.9.1 启动时打滑验算

2i??2k?J1?J2??i????d?M?ay? ???Pmin?z?kDDD?????0.140.015?0.090?????16000?2098N

0.35?1.1??

2?25?0.95?2?1.1??0.13?0.215??25???25.52??0.18??2079.43N

0.350.35??上式成立，所以打滑验算合格

Pmin：主动轮最小轮压，按打滑验算工况确定

?：车轮与轨道之间的黏着系数，室内工作起重机，?=0.14

K：黏着安全系数，室内工作起重机，K=1.1～1.2 4.9.2 制动打滑验算

2i?2k'?J1?J2??i????d??P?M?az? ??minz??D?D?kD???0.140.015?0.090?????16000?2098N 1.10.35??<

2?252?1.2??0.13?0.215??25????25.52??0.1776??2258N

0.95?0.35?0.35?32

上式不成立，所以打滑验算不合格，需要采用防止打滑措施。 k＇：制动时黏着安全系数，k＇=1.2 az：平均制动速度 az=

?y'tz?0.711?0.1776m/s2 4.04.9.3 避免打滑的措施

①调整电动机功率（或调整启动性能），调整制动器的制动转矩 ②增加主动轮的个数，必要时全部作为主动轮 ③调整各个部件位置，改变主动轮的轮压分配 ④减小平均加速度、减速度。延长启动、制动时间 ⑤增设撒沙装置，以增加车轮与轨道之间的黏着系数

33

5 主端梁主要尺寸的确定和横截面积几何性质

5.1桥架尺寸及主梁尺寸的确定

B0=（

1111~）L=（~）?19.5=4.875~3.25 m 4646根据小车轨距和中轨箱型梁宽度以及大车运行机构的设置，取B0=3.5 m端梁全长B=4m

高度h=（

11~）L=1393~1147 mm 1417取腹板高度 h0=1200mm 腹板厚度 ?1=6 mm 翼缘板厚度 ?0=24 mm

主梁总高度 H1=h0+2?0=1248 mm 主梁宽度 b=(0.4~0.5)H1=499.2~624 mm

HL=325 mm 且>1=416 mm

360上下翼缘板相同为24 mm?600 mm

字腹板外侧间距 b=350 mm>

主梁端部变截面长取 d=1300 mm.

图5-1 双梁桥架结构

34

5.2 主端梁截面积几何性质

图5-2主梁与端梁截面

5.2.1 主梁截面

A=(550?24+1200?6)?2 =0.048m2

惯性矩

1200?61248（?350?24）?1200? Ix=

32 =8.087?109 mm4

350?24362（?1200?6）?350? Iy=

32 =6.335?108 mm4 5.2.2 端梁截面

（550?15?520?8）?2 A=

=24820 mm2

=0.02482m2

520?0.8550?550?15）??520 3284

=11.996?10 mm

550?15550（?520?8）??300 Iy=

32 =5.700?108 mm4

（Ix=

35

6 主梁的设计

6.1 固定载荷与动力效应系数

F' =kρAg?9.81

=1.2?7850?0.0288?1?9.81 =2661.4 N

小车轨道重

Fg'=19.86?9.81 =194.8 N 栏杆等重量

Fl=mlg=50?9.81 =490.5 N

主梁的均布载荷

Fq=F'+Fg'+Fl =3346.7N 起升载荷为

pQ=165000 N 小车自重载荷

pQx=75000N 小车轮压

?P?70000N

动力效应系数

?4=1.1+0.058?yh =1.1+0.058?76.14/60 =1.173

6.2 惯性载荷与偏斜运行侧向力

大小车都是4个车轮，其中主动轮各占一半，按车轮打滑条件确定大小车运行的惯性力

一根主梁上的小车惯性力为

36

Pxg=

?P2?7=5000 N

大车运行起制动惯性力（一根主梁上）为

PH=

?P2?7=5000 N

FH=

Fq2?7=239.05 N

主梁跨端设备惯性力影响力小，忽略 一根主梁的重量力

pQ=3346.7?(19.5-0.55)

=63419.9N

一根端梁单位长度的重量

Fq1=k?Ag

=1.1?7850?0.01792?9.8 =1517.99N

一根端梁的重量为

PQd=Fq1B

=1517.99?4 =6071.96N

一组大车运行机构的重量（两组对称配置）为

PQj=mjg=2823/2?9.81=13846.8N

6.3 左侧端梁总静轮压

6.3.1 左侧端梁总静轮压按图计算

37

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/9cvg.html