桥式单梁起重机金属结构及行走机构设计

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The main task of this graduation design is the design of mono beam overhead bridge crane metal structure and its running mechanism, metal structure mainly includes the main beam, end beam of metal structure design, small frame. The walking mechanism design is the main vehicle and the running mechanism. By calculating and checking the main beam, end beam, small frame strength design of a simple structure, light weight, safe and reliable mono beam overhead bridge crane. Keywords:main beam,metal structure,walk mechanism 目 录 摘 要 I ABSTRACT II 第1章 绪论 5 1.1 起重机的发展概况 5 1.2 起重机发展趋势 5 第2章 结构方案设计 6 2.1箱型主梁结构形式 6 2.2端梁结构型式 7 2.3小车架结构型式 7 第3章 起升机构的设计计算 9 3.1起升机构设计 9 3.1.1 起升机构计算 9 3.1.2 选择钢丝绳 9 3.1.3确定卷筒尺寸 9 3.1.4选减速器 11 3.1.5 选电动机 11 3.1.6 选择联轴器 12 第4章 起重机小车架的设计计算 13 4.1小车架结构设计 13 4.1.1小车总体结构设计 13 4.1.2小车架金属结构设计 13 4.1.3小车架车轮与轨道选择 14 4.2小车架传动方案的设计与计算 14 4.2.1小车架传动方案选择 14 4.2.2电动机的选型 16 4.2.3联轴器的选用 18 第5章 主梁和端梁的设计与计算 19 5.1主梁的结构设计 19 5.1.1主梁结构 19 5.1.2主梁的尺寸以及截面结构 19 5.2主梁计算与校核 21 5.2.1主梁垂直最大弯矩 21 5.2.2主梁的水平最大弯矩 23 5.2.3主梁的强度验算 24 5.2.4主梁的垂直刚度验算 25 5.2.5主梁的水平刚度验算 26 5.2.6主梁局部稳定性计算 26 5.3端梁的结构计算 28 5.3.1端梁结构 28 5.3.2端梁的尺寸以及截面结构 29 5.4端梁的计算 30 5.4.1计算载荷的确定 30 5.4.2端梁的垂直最大弯矩 30 5.4.3端梁水平最大弯矩 30 5.4.4端梁的强度验算 31 5.5小车反滚轮轨道和悬臂支撑座计算 32 5.6主端梁的连接方式 35 第6章 大车运行机构 37 6.1大车运行机构的组成和特性 37 6.2驱动方案的选择 37 6.3选择车轮与轨道，并验算其强度 39 6.3选择减速电机 40 6.4选择联轴器 41 6.5 缓冲器的选择 41 第7章 主要部件的校核 43 7.1焊缝的连接计算 43 7.1.1端梁车轮支承处的翼缘焊缝 43 7.1.2 主梁和端梁的连接焊缝 43 7.1.3 主梁盖板焊缝的剪切应力 44 7.2主要焊缝的校核验算 44 7.2.1端梁端部上翼缘焊缝 44 7.2.2端梁端部下翼缘焊缝 44 7.2.3主梁与端梁的连接焊缝 45 7.2.4主梁上盖板焊缝 45 结 论 46 参考文献 47 致 谢 - 48 - IV 第1章 绪论 1.1 起重机的发展概况 近些年来，工程起重机行业发展快速，起重机械正处于市场高速发展期，具有较大的市场发展潜力。作为落实十二五规划各项工作目标的关键一年，2014年，国家经济发展处于重要战略机遇期，城镇化、新型工业化、国际化建设都已进入关键阶段，工程起重机企业开始理性分析市场，整装待发，通过积极的技术创新，寻找最佳发展路径。去年全年，我国起重机械行业增长态势可观。 　　然而当前我国经济形势较为严峻，各个行业景气度一直处于偏冷的状态，受国内房地产宏观调控和货币紧缩政策影响，市场需求较为低迷。我国工程起重机行业正经历着不平凡的发展阶段，整个行业在实现高速增长的同时，也承受着着国际国内激烈竞争的考验和金融危机的挑战。 1.2 起重机发展趋势 中国现起重机行业以中联和三一两大工程机械行业巨头为主，产品种类繁多，而且主要以履带式起重机和轮胎式起重机为主。桥式起重机分为单梁和双梁两种形式。现在国内的单梁桥式起重机主要以电动葫芦形式的为主。目前我国各行业的发展都较以前缓慢，但随着金融危机的影响慢慢消退，中国中小型公司发展迅猛。因此，随着厂房的增加，对单梁和双梁起重机的需求都在增加。因此无疑是给起重机行业又带来了春天，但是中国本身庞大的工程机械公司，加剧了行业间的竞争。所以，怎样能在激烈的竞争中脱颖而出，对单梁桥式起重机的设计就提出了更高的要求。智能化，小型化，轻量化将是将来起重机的发展方向。这样对起重机的金属结构和起升机构、行走机构都有了新的要求和标准，在尽量降低成本的情况下，还须满足客户的要求。 第2章 结构方案设计 2.1箱型主梁结构形式 常见的双主梁截面形式如图2-1所示 图2.1 通用桥式起重机半桥架截面型式 1）中轨箱型梁桥架（图2.1-a）是将小车轨道安装在主梁上翼缘板宽度中心线上，梁内设置大、小横向隔板，与上翼缘板顶紧以支撑轨道[6]。 2）预应力箱型梁桥架（图2.1b）是在主梁受拉翼缘板附近（一般在外侧）加设高强度预拉钢索或钢筋，以提高梁的承载能力。 3)半偏轨箱型梁桥架（图2.1c）是目前国内外采用的新结构型式，其小车轨道设置在主梁宽度中心线至腹板之间的上翼缘板上，以减小轮压对梁产生的偏心扭矩并减小上翼缘板的局部弯曲和腹板的局部压应力，从而改善梁的受力。 4）偏轨箱型梁桥架（图2.1d）是把小车轨道置于主腹板顶上，梁内可省去小隔板，上翼缘板宽度延至主腹板外侧，并设有三角形加劲肋板。 5）四桁架桥架（图2.1e）是由四片桁架组成半桥架，其结构轻，刚度大。 6）三角形截面桥架(图2.1f)是有三片桁架组成半桥架，半桥架必须与端梁连接牢固，否则扭转刚度差会使受力恶化。 桥式单梁桥架与桥式双梁桥架基本相同，只是以单根宽箱型梁代替两根窄箱型梁，端梁仍为两段。起重小车骑跨子啊单梁上运行。 根据运行小车的位置，分为对称轨道单梁桥架（图2.2a、d）和非对称轨道单梁桥架。对称轨道单梁桥架多用于大起重量的起重机，后者又分为垂直反滚轮式（图2.2c、f）、水平反滚轮式单梁桥架（图2.2b）和倾斜滚轮单梁桥架（图2.2e）。 图2.2桥式单梁桥架截面型式 由于本次设计采用的是小车架结构型式的单梁起重机，所以采用偏轨箱型梁桥架，在根据小车架的设计，来确定轨道的安装位置。 2.2端梁结构型式 桥架端梁多采用钢板焊接箱型结构，并在水平面内与主梁刚性连接。主梁主要分为拼接式端梁和整体式端梁，由于起重量是5t所以采用整体式端梁。 2.3小车架结构型式 小车架的结构型式主要分为两种，1）二支点单主梁小车，2）三支点单主梁小车。如图2.3所示 (a)二支点单主梁小车（b）三支点单主梁小车 1-减速器 2-安全钩 3-水平轮 4-垂直反滚轮 5-水平反滚轮 图2.3单主梁小车运行机构简图 根据设计要求和参数考虑，本次小车架的结构型式采用二支点单主梁小车型式。 第3章 起升机构的设计计算 3.1起升机构设计 3.1.1 起升机构计算 如图3.1按照结构紧凑的原则，起升机构的驱动采用的驱动方案如下，电动机带动齿轮联轴器转动，联轴器与减速器连接后带动减速器的运动最后带动卷筒的滚动实现起升运动。 1-电动机 2-减速器 3-卷筒 4-联轴器 图3.1驱动方案 3.1.2 选择钢丝绳 若滑轮组采用滚动轴承，当，参考文献[1]中表2-1得滑轮组效率钢丝绳所受最大拉力： 参考文献[1]中表2-3得中级工作类型时，安全系数K=5.5.钢丝绳选用6X31（1+6+12+12）GB1102-74型号的钢丝绳。 3.1.3确定卷筒尺寸 卷筒直径： （3.1） 式中 e-筒绳直径比 d-钢丝绳直径 参考文献[1]中表3-3-2得e=18，又因为d=9.3，故D=158mm 故选用绳槽螺距 根据卷筒所选直径以及钢丝绳直径和起重量以及最大提升高度参考文献[1]中表3-3-6得卷筒选用图号为143-2。 筒壁的应力计算： 对于HT15-33铸铁材料，抗压强度极限 抗拉强度极限为 故许用压应力： 故强度足够。由于卷筒的长度,尚应计算由弯曲矩长生的拉应力（弯矩图示于图）： 图3.2卷筒弯矩图 卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中央时： 卷筒断面系数： （3.2） 式中 D——卷筒外径，取值; ——卷筒内径。由此; 可得： 合成应力： 式中许用应力： 3.1.4选减速器 根据卷筒的选择参考文献[1]表3-3-6得减速器选用大传动比ZQ型减速器，ZQ400型号。传动比选 3.1.5 选电动机 根据设计要求起升速度为，滑轮组倍率取，则卷筒的圆周速度为 则卷筒的转速：，取 计算静功率 因此选择电动机型号为,额定功率 3.1.6 选择联轴器 高速轴的计算力矩： （3.3） 式中 效系数查表2—7 ——安全系数查表2—21 --相应于机构值的电动机额定力矩换算到高速轴上的力矩 根据以上计算选择联轴器型号为CL4，其最大允许扭矩--。 第4章 起重机小车架的设计计算 4.1小车架结构设计 4.1.1小车总体结构设计 前面第二章已经选用小车架为二支点结构型式的小车架。 4.1.2小车架金属结构设计 小车架作为起重机的运行机构，并且是起升机构的安装部件，所以金属结构比较复杂，并且整个的受力情况也涉及到不静定受力分析。根据主梁和轨道以及车轮组的选型，对小车架的整个金属结构的设计以及受力分析提出了很高的要求。小车架的传动方案的选择，都对小车架的结构有不同的影响。因为小车架的轮距以及传动方式开始时都没有确定，所以对小车架金属机构的设计陷入了困难中，之后翻阅资料，查起重机设计手册，在根据起升机构和传动方式以及轮距和小车轮组的结构，确定了最后的小车架的金属结构如图4.1所示 1-导向轮安装座 2-小车轮 3-减速电机 4-起升机构布局 图4.1小车架钢结构 小车架主要由箱型梁和加强筋焊接而成，箱型梁是小车架的主要的承载件，加强筋的分布主要是加强局部的承载能力。 4.1.3小车架车轮与轨道选择 车轮的最大轮压：小车自重估计取为.假定轮压均匀分布： 载荷率，参考文献 [2]中选择车轮：当运行速度,载荷率，工作类型为中级时，车轮直径,轨道选择型号为. 4.2小车架传动方案的设计与计算 4.2.1小车架传动方案选择 经过搜集和查阅各种资料，双梁起重机小车的传动方式有如下2种 方式1 （a）减速器位于小车架中心线 （b）减速器偏向一侧 图4.2双梁小车运行机构简图 方式2 1-带制动器电机 2-减速器 3-弹性支撑 4-传动轴 5-车轮 图4.3三合一运行机构 图4.2和图4.3都是适用于双梁起重机的小车运行方案，因为双梁起重机的小车架是双轨的，所以采用这几种方案都是可行和合理的。但是我的设计是单梁桥式起重机，所以传动方案与图4.2和4.3的方案就有所差别。考虑到小车架的结构和空间以及自重的原因，参考图4.3传动方案，所以我的设计采用了三合一电机，并且电机安装在小车架的箱型梁上，以此减小小车架的空间和自重。本设计采用的方案如图4.4所示： 1-车轮 2-联轴器 3-减速电机 4-小车架 图4.4小车驱动方式 如图4.4所示，采用三合一电机即减小了所需要的空间也减小了小车自重。如图4.4，减速电机3输出动力经过联轴器传递到车轮组，主动轮带动从动轮，从而驱使小车作横向移动。 4.2.2电动机的选型 运行阻力 （4.1） 式中 ——起重机（小车）运行静阻力（公斤）； ——起重机（小车）运行摩擦阻力（公斤）； ——起重机（小车）在有坡度轨道上运行时须克服由起重机重量分力引起的阻力（公斤）。 1、 运行摩擦阻力 起重机（小车）满载运行时的最大摩擦阻力 (4.2) 式中 ——起升载荷重量（公斤）； ——起重机（小车）自重（公斤）； ——滚动摩擦系数（厘米），见[2]表9-2； ——轴承内径； ——轴承摩擦系数，见[2]表9-3； ——附加摩擦阻力系数； ——车轮直径（厘米）； ——摩擦阻力系数 对于单主梁的垂直反滚轮式小车，满载运行时的最大摩擦阻力 （4.3） 式中 ——垂直反滚轮的轮压（公斤） ——由载荷和小车自重引起的对垂直轨道中心线的力矩（公斤•米）； ——垂直轨道至反滚轮轨道中心线之间距离； ——垂直反滚轮的直径； ——垂直反滚轮的轴承内径。 因为 带入式4.4得到 。 由于本次设计的起重机是在厂房里工作的，所以不涉及风载荷。则 （4.4） 式中 ——坡度阻力系数，见[2]表9-5，取，则 （二）选电动机 1、满载运行时电动机的静功率 （4.5） 式中 ——起重机（小车）满载运行时的静阻力； ——起重机（小车）的运行速度（米/分）； ——机构传动效率； 大车如果选用卧式齿轮减速器时取0.95， 小车如果选用立式齿轮减速器时取0.90； ——电动机个数 小车运行速度选取为35m/min,则电动机的 参考文献[3]表16-7选取减速电机机座号为YCJ132，电机100L1F3-4，功率为2.2kw，输出扭矩为222nm，输出转速为89r/min.。 4.2.3联轴器的选用 机构高速轴上全齿联轴器的计算扭矩： 式中 —等效系数，由表2-7查到； 安全系数，由[11]表2-21查得； ——相应于机构值的电动机额定力矩折算到高速轴上的力矩。 参考文献[2]图33-1查电动机两端伸出轴为圆柱形, ；参考文献[2]表21-15查减速器高速轴端为圆柱形，。故从[2]表17-5中选一个齿轮联接器：联轴器，其最大允许扭矩 ;飞轮矩重量。 第5章 主梁和端梁的设计与计算 5.1主梁的结构设计 5.1.1主梁结构 1-小车轨道 2-主梁上翼缘板 3-角钢 4-隔板 5-下翼缘板 图5.1主梁的结构型式 主梁主要是由一定数量的薄板通过较高的焊接工艺将一块快薄板焊接起来的箱型梁，这种主梁是由翼板与腹板焊接而成的，在结构上比桁架式的梁稳定性更高，还能够减少更多的材料。主梁的翼缘板和腹板的焊接主要是几块相错开来焊接，不能在同一个位置既焊接翼缘板又焊接腹板，错开能够增加主梁的抗弯刚度。 在各种载荷作用下，梁的弯矩沿着梁长总是变化的。简支梁跨中弯矩最大，沿着梁向支撑方向逐渐减小。变截面梁常用改变梁的高度或改变翼缘截面的方法来实现。如图5.1所示，改变梁高是将梁做成中间为等截面的而向两端逐渐减小的折线形，梁端的高度根据支撑处的连接决定。所以本设计采用变截面的箱型梁。 5.1.2主梁的尺寸以及截面结构 （一）主梁的尺寸 主梁跨度 大车轮距取 暂取 主梁中间高度 暂取 主梁两端高度 则 端部变截长度 取 主端梁翼缘板厚度，通常上下翼缘板厚度相等，起重量大时，上翼缘板承受压应力大，板厚较大，这是根据强度决定；腹板厚度依起重量而定： 腹板取 根据计算尺寸参考文献[2]表26-14，根据起重量和跨度以及计算所得尺寸选取截面尺寸为 =的截面尺寸。 （二）截面结构 起重机的主梁截面是箱型梁，在工作时受到的载荷由起重量和起重机构的重量所决定，因为是在室内的起重机，所以不受风载荷的影响。但为了使其工作时能够承受高强载荷，提高薄板的临界应力，因此在腹板和翼缘板之间设置加劲板与角钢来增强整机在横向和纵向抗弯强度。如图5.2 1- 角钢 2-轨道 3-上翼缘板 4-加强筋 5-隔板 6-腹板 7-下翼缘板 图5.2主梁截面结构 因此该起重机主梁和端梁总体结构形式为翼缘板、腹板作为其基本骨架，角钢与加劲板在其内部起加强抗弯和支撑作用，各部分通过焊接形式拼接而成。在梁中点附近不同距离处通过改变梁截面的尺寸来增强不同点的抗弯和倾覆强度。 5.2主梁计算与校核 5.2.1主梁垂直最大弯矩 （1） 参考文献[5]图7-11曲线得半个桥架（不包括端梁）的自重 = 40000 N 则主梁由于桥架自重引起的均布载荷 = = = 24.24 由于大车运行机构采用分别驱动，主梁所受的全部均布载荷就是桥架自重引起的均布载荷 参考文献[5]表7-3 得由于大车运行机构采用分别驱动时一套机构重量 ，重心作用位置 主梁的总计算均布载荷 q = =1.1×24.24 = 26.67 = 1.1 ----冲击系数 作用在一根主梁上的小车的两个轮压值可根据 [5] 表7-4 选取 = 21000 N = 18000 N = 2150 mm 考虑动力系数的影响（由 [5] 图2-2曲线查得 = 1.15 ）小车车轮的计算轮压为 = = 1.15×21000 = 24150 N = =1.15×18000 = 20700 N 则主梁垂直受载荷图如图5.2 图5.3 主梁垂直受载荷图 根据主梁垂直载荷图分别算出主梁左右两端的约束力为： 其剪力图为 图5.4主梁剪力图 其弯矩图为 图5.5 主梁弯矩图 由 [5] 公式 （7-14）计算主梁垂直最大弯矩 = （5.1） 因为本设计不设有操作室，故操作室的重量 = 0 N其重心距支点的距离为 = 0 cm 计算 = =26.14× 5.2.2主梁的水平最大弯矩 由 [5] 公式7-18 计算主梁最大水平弯矩 = 0.8 （5.2） 式中 g----重力加速度，g = 9.81 ---大车起动、制动加速度平均值 s 则 ----不计冲击系数和动载系数时主梁垂直最大弯矩，由下式计算得 = = = 23.12× 因此得主梁水平最大弯矩为 =（3.45～5.76）× 取 5.2.3主梁的强度验算 主梁中间截面的最大弯曲应力， 根据 [5] 公式7-19 得 （5.3） 式中 ----主梁中间截面对水平重心轴线x-x 的抗弯截面模数近似值 =12366.67 ---- 主梁中间截面对垂直重心轴线 y-y 的抗弯截面模数近似值 = = 8425 因此可得 由 [5] 表2-19查得Q235 钢的许用应力 = 故 主梁支承截面的最大剪应力根据 [5] 公式7-20 计算 （5.4） 式中 ----主梁支承截面所受的最大剪力，由 [5] 公式7-15 计算 = ----主梁支承截面对水平重心轴线x-x的惯性矩，其近似值 ---- 主梁支承截面半面积矩对水平重心轴线x-x 的静矩 因此可知 查得钢的许用应力为 所以 ，由上面的计算可知强度足够。 5.2.4主梁的垂直刚度验算 主梁在满载小车轮压作用下，在跨中所产生的最大垂直挠度按照 [ 5] 公式7-23 计算 （5.5） 式中 因此得 允许的挠度值由 [5] 公式7-22 计算得 因此 5.2.5主梁的水平刚度验算 主梁在大车运行机构起动、制动惯性载荷作用下，产生的水平最大挠度可按 [5] 公式7-25 计算（略去第三项，简化为简支梁） （5.6） 式中 ----作用在主梁上的集中惯性载荷 -----作用在主梁上的均布惯性载荷 由此可得 水平挠度许用值 所以 起重机工作无特殊性要求时，可以不必进行主梁的动刚度验算。 5.2.6主梁局部稳定性计算 由薄钢板制成的工字梁和箱型梁，在载荷作用下梁的腹板和翼缘板受有正应力和切应力作用，有的还受有局部压应力作用。这些应力除产生强度问题外，还会让板发生波浪式翘曲，使板丧失稳定。 如果要提高薄板的临界应力，可以增加板厚或者使用加强筋。多数情况下是采用增加加强筋[6]。 （一）梁的翼缘板极限宽厚比和加强筋的设置 箱型梁在两腹板间的受压翼缘板取： （5.7） 式中 ——两腹板间距： ——腹板板厚： ——钢材的屈服点： 则 所以箱型梁梁腹板间的翼缘宽厚比不符合要求，这时应在受压翼缘板内侧等间距设置一条或多条纵向加强筋，被加强筋分隔开的翼缘区格宽厚比仍需满足上述要求，为翼缘板被加强筋分隔的区个数。 则，当设置一条角钢加强筋时即时， 符合加强筋设置的要求。如图5.3 图5.6 受压翼缘板的加强方法 （二）梁腹板的极限宽厚比和加强筋的设置 1）当 （5.8） 不需设置任何加强筋，不需要验算腹板稳定性。 式中 ——腹板宽度：即 ——腹板厚度：即。下同 2）当 需设置横向加强筋，其间距不得小于，且不大于。为制造方便和安全，横向加强筋常取等间距布置，其间距取，且不大于2m。 当 需设置横向加强筋，且取间距为。如图5.4 图5.7 腹板的加强方法 加劲板采用横向加劲板，且用刚性加劲板时，查参考文献[6]，加劲板的欧拉应力，按如下公式计算: （5.9） 式中 ——板的厚度，取； ——板宽，取； ——钢材的弹性模量，； ——泊松比，钢材。 也就是加劲板的临界应力，因此，局部稳定性满足。 5.3端梁的结构计算 5.3.1端梁结构 桥架端梁多采用钢板焊接箱型结构，并在水平面内与主梁刚性连接。主梁主要分为拼接式端梁和整体式端梁，由于起重量是5t所以采用整体式端梁。如图5.5 1-端梁上翼缘板 2-隔板 3-端梁下翼缘板 4-车轮组 图5.8端梁结构 考虑到本次设计的起重量以及端梁的尺寸大小，所以端梁部分只加隔板增强局部的受载荷情况。 5.3.2端梁的尺寸以及截面结构 （一）端梁的尺寸 由式（5.1）知大车的轮距 参考文献[2]表19-4选用车轮组规格为，则根据车轮组的安装要求选用端梁宽，端梁长，根据主梁变截面要求端梁高 （二）端梁截面 端梁截面型式同样是采用上下翼缘板和腹板经过焊接所形成的型式，在端梁中间部分增加隔板增强局部的受载荷能力。参考同类产品，得端梁的上下翼缘板和腹板板厚。则端梁的截面如图5.6. 图5.9端梁截面结构 5.4端梁的计算 5.4.1计算载荷的确定 设主梁对端梁的作用力为，则端梁的最大支反力由 [5] 公式7-30 计算。 （5.10） 式中 K---- 大车轮距 ---- 小车轮距 ---- 传动侧车轮轴线至主梁中心线的距离 取 因此得 5.4.2端梁的垂直最大弯矩 端梁在主梁支反力作用下产生的垂直最大弯矩由 [5] 公式 7-29计算 式中 ---- 导电侧车轮轴线至主梁中心线的距离，取 5.4.3端梁水平最大弯矩 端梁因车轮在侧向载荷作用下而产生的最大水平弯矩由 [5] 公式7-31 计算 （5.12） 式中 S----车轮侧向载荷，由[5] 公式2-6 计算 ---- 侧压系数，由 [5] 图2-3 查得 P---- 车轮轮压，由端梁的支反力 因此 端梁因小车在起动、制动惯性载荷作用下而产生的最大水平弯矩由[5] 公式7-32计算 （5.13） 式中 ---- 小车惯性载荷，由[5] 公式7-8 计算 因此 比较和的大小，应选择其中较大者（）进行强度计算 5.4.4端梁的强度验算 端梁中间截面对水平重心线x-x 的截面模数 端梁中间截面对水平重心线x-x 的惯性矩 端梁中间截面对水平重心线y-y的截面模数 端梁中间截面对水平重心线x-x 的半面积矩 端梁中间截面的最大弯曲应力由[5] 公式7-34 计算 端梁中间截面的剪应力 端梁支承截面对水平重心线x-x的惯性矩、截面模数及面积矩计算如下：首先计算水平重心线的位置 水平重心线距上盖板中线的距离 = 8.9 cm 水平重心线距腹板中线的距离 水平重心线距下盖板中线的距离 端梁支承截面对水平重心线xx的惯性矩 端梁支承截面对水平重心线x-x的最小截面模数 端梁支承截面水平重心线x-x下部半面积矩 端梁支承截面附近的弯矩 式中d 为图（5）中的H 尺寸 端梁支承截面的弯曲应力由 [5] 公式7-36 计算 端梁支承截面的剪应力由[5]公式7-37计算 端梁支承截面的合成应力由[5]公式7-38 计算 端梁材料的许用应力 强度验算结果，所有计算应力都在材料的允许范围内，故端梁强度满足要求。 5.5小车反滚轮轨道和悬臂支撑座计算 对垂直反滚轮式小车，主梁一侧设置悬臂支座来支撑反滚轮的轨道，支座设置在主梁的横隔板处梁内有短隔板相对应，支座间距即为隔板间距a。反滚轮轨道采用工字钢制成。 图5.10 主梁截面尺寸 当反滚轮位于轨道支撑中间位置时，轨道中间截面的弯矩为 （5.14） 式中 ——反滚轮计算轮压 ——轨道支撑间距 （5.15） ——由载荷和小车自重引起的对垂直轨道中心线的力矩（公斤•米）； ——垂直轨道至反滚轮轨道中心线之间距离； 由图知 轨道中间截面的弯曲强度为 （5.16） 式中 ——轨道的截面模量 ——轨道的许用应力 当工字钢型号为14时， 因为，所以，轨道许用应力符合。 悬臂支座承受很大的弯矩和剪力及变载荷，验算支座根部截面。 支座正应力为 （5.17） 式中 ——有效翼缘板和支座的截面模量； ——垂直反滚轮轨道与副腹板的距离； ——焊缝疲劳的许用正应力。 参考文献[2]表25-3知，所以，支座设计符合要求。 支座焊缝强度为 （5.18） 式中 ——焊缝的计算高度 ——角焊缝的有效长度 ——焊缝的许用疲劳应力 取，， 则，，支座的焊缝符合要求。 跨中的支座根部的翼缘板处的这算应力为 （5.19） 式中 ——分别为主梁和悬臂支座在连接处的翼缘板中算得的正应力。 ， 所以，小车反滚轮轨道和悬臂支座的设计符合强度要求。 5.6主端梁的连接方式 主梁与端梁的连接方式有两种：一种为主梁与端梁焊接，桥架安装接头设置子啊端梁上，所以端梁要做成两段（或三段），现场进行拼接；另一种主梁与端梁的连接方式，采用螺栓连接。如图5.8所示 图5.11 主端梁的连接型式 综合考虑后，本次设计的端梁与主梁的连接方式采用焊接的连接方式，如图5.9所示 1-主梁上翼缘板 2-端梁上翼缘板 3-端梁腹板 4-端梁下翼缘板 5-主梁下翼缘板6-主梁腹板 7加强筋 图5.12主梁与端梁连接方式 如图，主梁端梁采用焊接方式，主梁的上下翼缘板和端梁的上下翼缘板通过开坡口的角焊缝连接，主端梁的腹板通过7-加强筋连接，根据腹板的宽，设立四块加强筋，使主梁和端梁的水平弯矩以及垂直剪力得到很好的传递。 第6章 大车运行机构 6.1大车运行机构的组成和特性 运行机构主要用作水平运移物品以及调整起重机的工作位置。通用桥式起重机和龙门式起重机运行机构的用途往往属于前者，而门座式起重机和装卸桥的运行机构往往是属于后者。 一般的运行机构由电动机、传动装置、制动器和车轮组组成。参考文献[2]表9-1选取运行速度为 6.2驱动方案的选择 （一）分别驱动 由一个电动机通过传动轴带动两边车轮。分别驱动方式对桥架水平刚性要求不高，但对走台刚性要求较高，因为其上要布置传动部件。低速轴驱动工作可靠，但自重较大。高速轴驱动传动轴虽轻，但对安装要求高。中速轴驱动机构复杂，分组性差。如图6.1所示 1-低速轴集中驱动 2-高速轴集中驱动 3-中速轴集中驱动 图6.1集中驱动布置图 （二）分别驱动 由两套独立的无机械联系的运行机构组成，省去了中间传动轴，自重轻、部件的分组性好，安装和维修方便。与集中驱动相比，分别驱动起重机运行较稳定。如图6.2 图6.2分别驱动布置图 结合搜索的资料以及对端梁的设计，并且主梁的跨度达到16.5米，所以采用分别驱动的方式，作为大车的驱动方式。并且在设计过程中，查阅到资料可以使用三合一减速电机，这样不但减小了安装空间，并且还可以省去电机与减速器之间连接的联轴器，而且电机是自带制动器的，所以采用三合一减速电机作为大车运行的动力。如图6.3 1-车轮组 2-联轴器 3-减速电机 4-端梁 5-安装支撑座 图6.3大车运行结构传动方式 如图6.3所示，减速电机通过从端梁腹板引出的5-安装支撑座安装在端梁上，使减速电机输出轴的中心线和车轮组的中心线重合，通过2-联轴器传递动力到车轮组。 6.3选择车轮与轨道，并验算其强度 图6.4 重量分布 按照图6.4的重量分布，计算大车车轮的最大轮压和最小轮压 满载时最大轮压 空载时最小轮压 车轮踏面疲劳强度计算载荷 车轮材料：采用ZG50MnMo(调质) 由[5]附表18选取车轮直径 ，由[1] 查得轨道型号P38(铁路轨道)或QU70(起重机专用轨道) 按车轮直径与轨道为点接触或线接触两种情况来验算车轮的接触强度 点接触局部挤压强度验算 （6.1） 式中 ---- 许用点接触应力常数 （），由[1]表5-2取 R---- 曲率半径，由车轮和轨道两者的曲率半径中取较大者，取QU70的轨道曲率半径R= 400mm m---- 由轨顶和车轮的曲率半径之比（）所确定的系数,由[1] 表5-5查得 m= 0.46 ---- 转速系数，由[1]表5-3查得，车轮转速时， ---- 工作系数，由[1]表5-4查得级别时， 故 故验算通过 线接触局部挤压强度验算 （6.2） 式中 ----许用线接触应力常数（）由[1]表5-2查得 ---- 车轮与轨道的有效接触长度，P38轨道的，而QU70轨道的，按后者计算 ---- 车轮直径（mm） ---- 同上 则 故验算通过 6.3选择减速电机 初选大车运行速度，参考文献[2]表图3-1得起重机自重 根据式（4.3）且 代入式（4.3）得 根据式（4.6）算的电机静功率 参考文献[3]知选用机座号为YCJ132，电机型号为90SF2-4，的减速电机，功率为1.1kw，输出转速为，输出扭矩为141。则大车的实际运行速度 6.4选择联轴器 1> 机构高速轴上的计算扭矩 式中----联轴器的等效力矩 ----等效系数，见[5]表2-7取 参考文献[3]附表31查得减速电动机，轴端为圆柱形，参考文献[2]附表19-4查得车轮组轴端为圆形，故参考文献[2]表17-5得选用联轴器型号为CL3，，，重量G = 20kg 。 6.5 缓冲器的选择 缓冲器主要用于吸收运行中的碰撞的动能，以减少对运行机构的冲击。其类型主要有：橡胶缓冲器，弹簧缓冲器和液压缓冲器。 （一）碰撞瞬时小车（或起重机）的动能 （6.3） 式中 ——带载小车（或起重机）的重量（kg） 载荷挠性悬挂时： 载荷刚性悬挂时： ——小车（或起重机）自重（kg） ——起升载荷重量（kg） ——碰撞时的速度（米/分） 对通用桥式类型起重机，可取 对高速运行的装卸桥小车或全部是驱动轮的起重机，可取（——额定运行速度） ——重力加速度， 则当刚性悬挂时 （二）缓冲行程内由运行阻力和制动力消耗的功 （6.4） 式中 ——运行阻力，其最小值为 ——制动器的制动力矩换算到车轮踏面上的力，亦可按最大制动减速度计算 （6.5） S——缓冲行程（米） （三） 缓冲容量 一个缓冲器要吸收的能量即缓冲器应具有的缓冲容量为 （6.6） 式中 ——缓冲器个数。 则根据上面公示计算 参考文献[4]表8.1-124选取橡胶缓冲器型号为，缓冲容量， 缓冲力,重量。 第7章 主要部件的校核 7.1焊缝的连接计算 参考文献阅[2]表25-3根据第Ⅱ载荷情况时，当采用角焊缝焊接方法时，并且结构钢材为Q235时，采用自动焊、半自动焊和用T42X型焊条的手工焊时的许用应力 箱形桥架结构的主梁和端梁都是由钢板构件焊接的组合箱形梁，除构件的拼接用对接焊缝外，构件之间连接焊缝大多数是贴角焊缝。下面分别列出一些重要焊缝的强度计算公式，以便设计时加以校核。 7.1.1端梁车轮支承处的翼缘焊缝 上盖板与腹板连接的翼缘焊缝的剪切应力： （7.1） 下盖板与腹板连接的翼缘焊缝的剪切应力为： （7.2） 式中 —端梁车轮支承截面对水平重心轴线x-x的惯性矩； —上盖板面积对截面水平重心轴线x-x的静矩，； —下盖板面积对截面水平重心轴线x-x的静矩，； —分别为上下翼缘焊缝的数目； —焊缝的厚度； []—焊缝的许用应力。 7.1.2 主梁和端梁的连接焊缝 主梁和端梁较常用的连接方式图7.2所示，这时主梁与端梁腹板接连焊缝的剪切应力应满足： （7.3） 式中 —主梁在垂直载荷作用下的最大支反力； —连接焊缝的数目 h0—连接处计算高度，h0=0.95h，h为腹板高度。 7.1.3 主梁盖板焊缝的剪切应力 主梁在支承处所受剪力所达到最大值（即等于主梁的最大支反力）时，由于施工工艺条件的限制，上下盖板与腹板都是用单面贴面焊缝进行焊接，因此连接焊缝的剪切应力应满足： （7.4） 式中 Ix0—主梁在端梁支承处截面对水平重心轴线x-x惯性矩； S —主梁上盖板面积对截面水平重心轴线x-x的静矩； —焊缝的焊肉高度，取 。 7.2主要焊缝的校核验算 7.2.1端梁端部上翼缘焊缝 端梁支撑截面上盖板对水平重心线的截面积矩： 端梁上盖板翼缘焊缝的剪应力，由公式7.1得： 式中 ——上盖板翼缘焊缝数； ——焊肉高度，取。 7.2.2端梁端部下翼缘焊缝 端梁支撑截面下盖板对水平重心线的截面积矩： 端梁下盖板翼缘焊缝的剪应力，由公式7.2计算得： 式中 ——下盖板翼缘焊缝数； 7.2.3主梁与端梁的连接焊缝 主梁与端梁腹板的连接焊缝的剪应力由公式7.3计算得： 式中 ——连接焊缝的计算高度； ——腹板高度。 7.2.4主梁上盖板焊缝 主梁在支撑处最大剪应力作用下，上盖板焊缝的剪应力由公式7.4计算得： 式中 ——主梁在支撑处对水平重心线的惯性矩； ——主梁上盖板对截面水平中心线的面积矩： 因此，计算得 焊缝的许用应力由（1）第三章查得，因此各焊缝的计算应力满足要求。 结 论 这次任务是单梁桥式起重机金属结构及运行机构的设计，需要用到一系列大学所学的专业知识，如材料力学、机械设计、互换性以及CAD绘图软件等。本次设计的小车行走机构，采用的是垂直反滚轮式小车架，与现在市场上的电动葫芦作为小车和起升机构有所不同。小车架主要是由钢板焊接而成，所以整个小车架的钢板结构非常的多。正式如此，使我对钢结构有了进一步的了解。小车和大车运行机构的动力装置都是采用的三合一减速电机，选用减速电机是为了更好的节省桥架的重量以及空间，采用三合一电机，可以节省掉安装减速器和制动器以及联轴器的空间，这样使得整个桥架更加的紧凑。大车运行机构采用分别驱动，能够使整个桥架运行时更加的平稳，同时也减少了对主梁产生的载荷。 本次设计还有较多的不足，比如小车运行机构中起升机构的安装和减速电机的安装，以及整个小车架钢结构的设计都不够理想，小车架主梁与端梁没有进行有限元分析。限于水平有限，有些设计仍需最优化设计。 46 参考文献 [1] 张质文等主编,起重机设计手册.北京:中国铁道出版社，1998. [2] 起重机设计编写组. 起重机设计手册[M]. 机械工业出版社. 第1版，1980. [3] 大连起重机厂编. 起重机设计手册[M]. 第1版. 辽宁人民出版社，1979. [4] 东北工学院 机械设计 机械制图教研室. 机械零件设计手册[M]. 第1版. 冶金工业出版社，1976. [5] 机械设计手册编委会. 机械设计手册[M]. 机械工业出版社. 第四版, 2007 . [6] 徐格宁. 机械装备金属结构设计[M]. 第2版. 机械工业出版社.2009 [7] 华玉洁. 起重机械与吊装.北京:化学工业出版社，2005. [8] 夏志斌,姚谏等编著,钢结构,浙江大学出版社，1995. [9] 尹位中，王若梅.起重机实用手册,水利水电出版社，1988. 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