1、優秀設計畢業論文（設計）任務書學生姓名學號年級專業及班級指導教師及職稱20XX年9月20日填寫說明一、畢業論文（設計）任務書是學院根據已經確定的畢業論文（設計）題目下達給學生的一種教學文件，是學生在指導教師指導下獨立從事畢業論文（設計）工作的依據。此表由指導教師填寫。二、此任務書必須針對每一位學生，不能多人共用。三、選題要恰當，任務要明確，難度要適中，份量要合理，使每個學生在規定的時限內，經過自己的努力，可以完成任務書規定的設計研究內容。四、任務書一經下達，不得隨意更改。五、各欄填寫基本要求。（一）主要內容和要求：工程設計類選題明確設計具體任務，設計原始條件及主要技術指標；設計方案的形成（比較

2、與論證）；該生的側重點；應完成的工作量，如圖紙、譯文及計算機應用等要求。實驗研究類選題明確選題的來源，具體任務與目標，國內外相關的研究現狀及其評述；該生的研究重點，研究的實驗內容、實驗原理及實驗方案；計算機應用及工作量要求，如論文、文獻綜述報告、譯文等。文法經管類論文明確選題的任務、方向、研究范圍和目標；對相關的研究歷史和研究現狀簡要介紹，明確該生的研究重點；要求完成的工作量，如論文、文獻綜述報告、譯文等。（二）主要參考文獻與外文資料：在確定了畢業論文（設計）題目和明確了要求后，指導教師應給學生提供一些相關資料和相關信息，或劃定參考資料的范圍，指導學生收集反映當前研究進展的近13年參考資料和文

3、獻。外文資料是指導老師根據選題情況明確學生需要閱讀或翻譯成中文的外文文獻。（三）畢業論文（設計）的進度安排：設計類、實驗研究類課題實習、調研、收集資料、方案制定約占總時間的20%；主體工作，包括設計、計算、繪制圖紙、實驗及結果分析等約占總時間的50%；撰寫初稿、修改、定稿約占總時間的30%。文法經管類論文實習、調研、資料收集、歸檔整理、形成提綱約占總時間的60%；撰寫論文初稿，修改、定稿約占總時間的40%。六、各欄填寫完整、字跡清楚。應用黑色簽字筆填寫，也可使用打印稿，但簽名欄必須相應責任人親筆簽名。注：此表如不夠填寫，可另加附頁。畢業論文（設計）題目10t單梁橋式起重機大車運行機構設計主要內

4、容和要求（宋體五號，行間距單倍行距）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外倉庫、廠房、碼頭和露天貯料場等處。完成3張A0圖紙（折合），并要求CAD繪制。撰寫設計說明書，文字在1.01.5萬字間，條理清楚，計算有據，格式按湖南農業大學全日制普通本科生畢業論文（設計）規范化要求。設計說明書的內容包括：課題的目的、意義、國內外動態；研究的主要內容；總體方案的擬定和主要參數的設計計算；

5、傳動方案的確定及設計計算，主要工作部件的設計；主要零件分析計算和校核；參考文獻，鳴謝。主要參考資料（具體格式以規范化要求規定為準）起重機設計手冊起重機設計手冊編寫組，機械工業出版社，1980機械設計師手冊吳宗澤主編，機械工業出版社，2002起重機課程設計北京鋼鐵學院編，冶金工業出版社，1982焊接手冊中國機械工程學會焊接學會編，機械工業出版社，19925徐灝等.機械設計手冊M.北京:機械工業出版社,2000:112-120.鄭提，唐可洪.機電一體化設計基礎M.北京:機械工業出版社，1997：26-30.張建中.機械設計基礎課程設計.中國礦業大學出版社，2005.2龔湘義哈爾濱工業大學.機械設計

6、課程設計圖冊第三版.高等教育出版社，2004.1龔湘義.機械設計課程設計指導書.第二版高等教育出版社,2004.4孫昭文，楊惠蘭畫法幾何及機械制圖習題集天津科學技術出版社，1993:50-60.濮良貴，記名剛機械設計M.北京:高等教育出版社,2003:68-75.成大先機械設計手冊M.北京，機械工業出版社，2004陳道南.盛漢中.起重機課程設計M.北京，冶金工業出版社，1993陳道南.起重運輸機械M.北京，冶金工業出版社，1997工作進度安排（宋體五號，行間距固定值22磅）起止日期主要工作內容20XX年9月14日前選定課題20XX年9月20日前下達任務書20XX年9月25日前兀成開題20XX年

7、3月20日30日提交畢業論文（設計）初稿，進行中期考核20XX年5月10日前提交畢業論文（設計）正稿20XX年5月15日20日畢業答辯20XX年5月25日28日最后整改，裝訂要求完成日期：20XX年互月亠日指導教師簽名:接受任務日期：20XX年9月_21_日；學生本人簽名：注：簽名欄必須由相應責任人親筆簽名。lot單梁橋式起重機大車運行機構設計學生：指導老師：(XX)扌商要：橋式起重機是一種工作性能比較穩定，工作效率比較高的起重機。隨著我國制造業的發展，橋式起重機越來越多的應用到工業生產當中。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

8、基礎上，綜述了橋式起重機的開發和研究成果，重點對橋式起重機大車運行機構、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,聯軸器，軸承的選擇和校核。設計中參考了許多相關數據，運用多種途徑，利用現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驗，力求有所創新;通過計算機輔助設計方法，繪圖和設計計算都充分發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，主梁;端梁;焊縫TheDesignOf10tSin

9、gleBeamBridgeCraneTravelingMechanismAuthor：Tutor:(XX)Abstract:Bridgecraneisakindofperformanceisstability,theworkingefficiencyisrelativelyhighcrane.AlongwiththedevelopmentofChinasmanufacturingindustry,bridgecraneisappliedtoindustrialproductionmoreandmore.Carryingheavyloadsinfactories,machinetoolfluct

10、uationpieces,shippingworkontheassemblylineforhoistingparts,thedesignatedworkwithacrane.Onthebasisofliteraturereview,summarizedthebridgecranedevelopmentandresearchresults,focusingonbridgecraneduringoperationorganization,mainbeam,endbeamweldandconnectionfordesignandthestrengthcalculation;Mainlyfortheg

11、irdersextentdesignandstrengthcalculationandthesupportofcontactstressanalysisprogramincalculation.Designincludingmotor,reducer,coupling,bearingchoosingandchecking.Thedesignrefertomanyrelatedinformation,referencetoapplyavarietyofways,maketheexistingconditionstocompletedesign.Byconsideringvariousdesign

12、schemerepeatedly,thinkingdeeply,strivetodesignreasonable;Bytakingcomputeraideddesignmethodandreferencetheexperienceofothers,strivetomakeinnovation;Throughcomputeraideddesignmethod,graphicsanddesigncalculationsgivefullplaytothepowerfulauxiliaryfunction,computertodesignefficient.Keywords:bridgecrane;d

13、uringoperationorganization;mainbeam;endbeam;weld1緒論1.1起重機背景及其理論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外倉庫、廠房、碼頭和露天貯料場等處。二十世紀以來，由于鋼鐵、機械制造業和鐵路、港口及交通運輸業的的發展，促進了起重運輸機械的發展。對起重運輸機械的性能也提出了更高的要求。現代起重運輸機械擔當著繁重的物料搬運任務，是工廠

14、、鐵路、港口及其他部門實現物料搬運機械化的關鍵。因而起重機的金屬結構都用優質鋼材制造，并用焊接代替鉚接，不僅簡化了結。縮短了工期，而且大大地減輕了自重，焊接結構是現代金屬結構的特征。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，就是用起重設備節省人力的例子。幾千年的封建統治年代，工業得不到發展，我國自行設計制造的起重機很少，絕大多數起重運輸設備主要依靠進口。解放以后，隨著冶金、鋼鐵工業的發展，起重運輸機械獲得了飛速的發展，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。為培養起重運輸機械專業

15、的人才，在上海交通大學等多所高等工業學校中，創辦了起重運輸機械專業。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渡到惡劣自行設計制造的階段。有些機種和產品，無論從結構形式，還是性能指針都達到了較高水平。1.2實際意義我國起重運輸機械行業從上世紀五六十年代開始建立并逐步發展壯大，并已形成了各種門類的產品范圍和龐大的企業群體，服務于國民經濟各行各業。隨著我國經濟的快速發展，起重運輸機械制造業也取得了長足的進步。2005年起重運輸機械行業銷售額達到1272億元，“十五”期間平均每年超過30%，2006年依然保持著持續增長的態勢，目前的市場前景非常好。70年代以來，起重機的類型、規格、性能

16、和技術水準獲得了很大的發展，除了滿足國內經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，從一個側面反映惡劣一個國家的工業現代化水平。1.3研究現狀及存在問題上個世界70年代以來，隨著生產和科學技術的發展，起重機械無論在品種及質量上都得到了極其迅速的發展。隨著國名經濟的快速發展，特別是國家加大基礎工程建設的結構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的迫切需要，極大的促進了起重機、特別是大型起重機的發展，起重機的設計制造技術得到了迅速發展。隨著起重機的使用頻率、起重量的增

17、大，對其安全性能、經濟性能、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設計方法時，許多構件存在不合理性，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合，為起重機結構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,且今后的結構分析從孤立的單獨構件轉變到結構系統的整體空間分析。1.4起重機國內與國外發展動向起重機作為一種古老的機械，時至今日，在其承載結構、驅動機構、取物裝置、控制系統及安全裝置等各方面都有了很大的發展，其設計理論、制造工藝、檢測手段等都逐漸

18、趨于完善和規范化，并已經成為一種較完善的機械。但由于生產發展提出新的使用要求，起重機的種類、形式也需要相應地發展和創新，性能參數也需要不斷變化與究善。由于現代化設計方法的建立和計算機輔助設計等現代設計手段的應用，使起重機設計思維觀念和方法有了進一步的更新，其它技術領域和相鄰工業部門不斷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，起重機將向現代化、智慧化、更安全可靠方便的方向發展。1.4.1國內橋式起重機發展動向加入世貿組織后，雖然國內市場（特別是配套件）將受到較大沖擊，但同時也給我們帶來新技術的應用，使國內主機和配套件企業更清晰認識到差距，更多地了解國

19、產產品存在的致命問題，必將引導主機和配套件企業的技術創新和技術進步。國內工程機械產品近十年來隨著技術的引進、消化、吸收，有了長足的進步，產品性能、可靠性、外觀都有較大幅度的提高，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，今后的發展主要表現在如下幾個方面：（1）整機性能，由于先進技術和新材料的應用，同種型號的產品，整機重量要輕20%左右。隨著結構分析應用和先進設備的使用，結構形式更加合理（2）高性能、高可靠性的配套件，選擇余地大、適應性好，性能得到充分發揮（3）電液比例控制系統和智能控制顯示系統的推廣應用（4）操作更方便、舒適、安全、保護裝置更加完善（5）向吊重量大、起升高度、

20、幅度更大的大噸位方向發展。1.4.2國外起重機的發展動向（1）重點產品大型化，高速化和專用化。由于工業生產規模不斷擴大，生產效率日益提高，以及產品生產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。目前世界上最大的履帶起重機起重量30001,最大的橋式起重機起生日一12001,集裝箱岸連裝卸橋小車的最大運行速度已達350m/min，堆垛起重機級最大運行速度240m/min,垃圾處理用起重機的起升速度達100m/min。（2）系列產品模塊化、組合化和標準化用模塊化設計代替傳統的整機設計方法，將起重機上

21、功能基本相同的構件、部件和零件制成有多種用途，有相同聯接要素和可互換的標準模塊，通過不同模塊的相互組合,形成不同類型和規格的起重機。（3）通用產品小型化、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，簡化結構，減小自重和輪壓，整個建筑物高度下降，建筑結構輕型化，降低造價。（4）產品性能自動化、智能化和數字化起重機的更新和發展，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動和控制系統，實現起重

22、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展為全電子數字化控制系統。（5）產品組合成套化、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，通過中央控制室的控制，與生產設備有機結合，與生產系統協調配合。（6）產品構造新型化、美觀化和實用化結構方面采用薄壁型材和異形鋼、減少結構的拼接焊縫，提高抗疲勞性能。采用各種高強度低合金鋼新材料，提高承載能力，改善受力條件，減輕自重和增加外形美觀。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,主要構件是上蓋板、下蓋板和兩塊垂直腹板，主梁和端梁采用搭接形式，走臺的寬度取決

23、于端梁的長度和大車運行機構的平面尺寸,司機室采用閉式一側安裝，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端梁的設計端梁采用箱型的實體板梁式結構，是由車輪組合端梁架組成,端梁的中間截面也是由上蓋板，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。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驅動的方案。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。下面對主梁,

24、端梁,橋架進行詳細計算和校核。2大車運行機構的設計2.1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2.1.1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

25、可用分別傳動的方案本設計采用分別傳動的方案。2.1.2大車運行機構具體布置的主要問題：（1）聯軸器的選擇軸承位置的安排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：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。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。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

26、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。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。2.2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：2.2.1確定機構的傳動方案本起重機采用分別傳動的方案如圖11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車輪圖1大車運

27、行機構Fig.lCranetravelingmechanism2.2.2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:PmaxG-Gxc4Q+GxcLe2L(1)168-40100+4016.51.5+4216.5=95.6KN空載時最大輪壓:nG-GxcGxcL一eP一+max42L168-404016.51.5一+X4216.5=50.2KN空載時最小輪壓:PminG-Gxc+4Gxc(2)TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark50 _168-40401.5一+X4216.5=33.8KN式中的e為主鉤中心

28、線離端梁的中心線的最小距離e=1.5m載荷率：Q/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=02Q=0.6*100000=60000N式中2等效系數，由1表4-8查得02=0.6(3)車論的計算輪壓：Pj一KCIrPd=1.05X0.89X77450=72380N式中：Pd車輪的等效輪壓TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark54 G-GxcQd+GxcL

29、-1.5d42L168-4060+4016.5-1.5 HYPERLINK l bookmark46 =+x4216.5=77450Nr載荷變化系數，查1表19-2，當Qd/G=0.357時，r=0.89,Kc1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：TOC o 1-5 h zI(212o=4000JPj|呂+1JIDcr丿I(21、2=4000/72380 x一+V(5030丿=13555Kg/cm2g=135550N/cm2j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HB32

30、0時，ojd=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：(5)(6)P=KPjmaxcIImax=1.1X95600=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觸應力：4=3PjmaxjmaxI=3105160=15353Kg/cm2a=153530N/cm2jmax車輪采用ZG55II，查1表19-3得，HB320時，aj=240000-300000N/cm2,aa。故強度足夠。jmaxj2.2.3運行阻力計算摩擦總阻力距Mm=p(Q+G)(K+p*d/2)(7)由1表19-4Dc

31、=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,軸承摩擦系數卩=0.02,附加阻力系數0=1.5，代入上式中：當滿載時的運行阻力矩：dM=M邛(Q+G)(k+pd)=1.5(100000+168000)X(0.0006+0.02X0.14/2)ni(Q=Q)m(Q=Q)2=804Nm運行摩擦阻力：p=Mm(Q=Q)=804m(Q=Q)De0.522(8)=3216N空載時：M=0XGX(K+ud/2)m(Q=0)=1.5X168000X(0.0006+0.02X0.14/2)

32、=504NP=M/(Dc/2)m(Q=0)m(Q=0)=504X2/0.5=2016N2.2.4選擇電動機電動機靜功率：Nj=PjVdc/(60m)(9)=3216X90/60/0.95/2=2.54KW式中Pj=Pm(Q=Q)(Pm(Q=0)=2016N)一滿載運行時的靜阻力，m=2驅動電動機(14)(14)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，n=705r/min,(GD2)=0.567kg/m2,電動機的重量Gd=160kg12.2.5驗算電動

33、機的發熱功率條件等效功率：Nx=K25rNj(10)=0.75X1.3X2.54=2.48KW式中K25工作類型系數，由1表8-16查得當JC%=25時，K25=0.75,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：NxNe,故初選電動機發熱條件通過。選擇電動機：YR160M-82.2.6減速器的選擇車輪的轉數：nc=Vdc/(nDc)(11)=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

34、，可見NjN中級。(電動機發熱條件通過，減速器：ZLZ-160-12.5-IV)2.2.7驗算運行速度和實際所需功率實際運行的速度：Vdc=Vdci。/i。(12)=90X12.3/12.5=88.56m/min誤差：=(Vdc-Vdc)/Vdc(13)=(90-88.56)/90X100%=1.6%15%合適實際所需的電動機功率:Nj二NjVdc/Vdc00=2.54X88.56/90=2.49KW由于NjN,故所選減速器功率合適。2.2.10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：Gv/dcg60tqpjP2(

35、k7勺P+P1knz(18)5252(3)事故狀態式中p二p/.+p/亠7IP1m.nmax=33.8+50.2=84KN-主動輪輪壓p=p1=84KN2f=0.2從動輪輪壓粘著系數(室內工作)nz一防止打滑的安全系數.nz、1.051.284x103x0.20T484x103(0.0006+0.02.)x1.5+84x103x0.0006168x103x108&562x+21060 x5.70.5=2.97nnz,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pfTOC o 1-5 h z1ndzGv/p(k+卩J卩+pkGv/2

36、21亠+ HYPERLINK l bookmark124 g60tDq牙式中p=p/=50.2KN主動輪輪壓1maxp=2p/+p/2minmax=2X33.8+50.2=117.8KN-從動輪輪壓臺電動機工作時空載啟動時間t/=Z2L_q375x4.241.15x0.645+I6800X5212.52x0.95=13.47s502x0.2n=2941688856J17&0.000僑0.02x0.07)1.5+502x0.00061060 x13.470.5Tnnz,故不打滑.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=pfTOC o 1-5 h z1ndzGv/p(

37、k+)P+pkGv/221亠+g60tDqh式中P=PLn=33.8KN-主動輪輪壓p=pmin+2pmax=33.8+2*50.2=134.2KN-從動輪輪壓雹=13.47S與第(2)種工況相同n=33.8x0.20141688&561342(0.000僑0.02x)1.5+33.8x0.0006一x+21060 x13.470.5-=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：M=zmn/+1j375*tzGD2mc(GD2)+j耳(19)式中TOC o 1-5 h z“(p-

38、p)D耳M/二pmmincj2i/0(336-1344)x0.5x0.952x12.5=-19.2NmPp=0.002G=168000X0.002=336Nd1Pmin=G(K+P-)萬c2168000 x(0.0006+0.020.14)2=1344NM=2-制動器臺數.兩套驅動裝置工作“c705168000k0.52門。J19.2+2xl.l5x0.645+375x512.52Mz=2=41.2Nm現選用兩臺YWZ-200/25的制動器，查1表18-10其制動力矩M=200Nm,為避免打滑，使用時將其制動力矩調制3.5Nm以下。2.2.12選擇聯軸器根據傳動方案，每套機構的高速軸和低速軸都

39、采用浮動軸.機構高速軸上的計算扭矩：M/=Mn=110.6X1.4=154.8Nm(20)jsII式中M連軸器的等效力矩.IM=申M=2X55.3=110.6NmI1elP等效系數取P=2查2表2-711M=9.75*4000=55.3Nmel705由2表33-20查的: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=630Nm,(GD2)ZL=0.063Kgm,重量G=12.6Kg)；在靠近減速器端，由2選用兩個

40、聯軸器ZLD，在靠近減速器端浮動軸端直徑為d=32mm;MI=630Nm,(GD2)L=0.015Kgm,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=0.078Kgm與原估算的基本相符，故不需要再算。低速軸的計算扭矩：M”=Mi耳jsjs0=154.8X15.75X0.95=2316.2Nm2.2.13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二屮1Meli=1.4X55.3X12.5X0.95=919.4Nm式中屮1等效系數，由2表2-7查得屮1=1.4由上節已取得浮動軸端直徑D=40mm，故其扭轉應力為:=212

41、8N/cm20.2x63(21)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：t113200T=1=-1kkn1.92x1.4i(22)=4910N/cm2式中，材料用45號鋼，取ob=60000N/cm2;os=30000N/cm2,則T-1=0.22ob=0.22X60000=13200N/cm2；ts=0.6gs=0.6X30000=18000N/cm2K二KxKm=1.6X1.2=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,nl=1.4安全系數，由2表2-21查得TnT-1k故疲勞強度驗算通過。（2）靜強度的計算計算

42、強度扭矩：M二屮MImax2el=2.5X55.3X12.5X0.95=1641.7Nm式中屮2動力系數，查2表2-5的屮2=2.5扭轉應力：M164170,t=n-=3800N/cm2W0.2x63(23)許用扭轉剪應力:T=niiII180001.4=12860N/cm2ttII,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Gv2(24)G帶載起重機的重量G=168000+100000X0.1=178000NV碰撞時的瞬時速度，V=(0.30.7)V00dxg一重力加速度取10m/s2Gv2178000 x(

43、0.5x1.52x10=5006.25Nm(1)緩沖行程內由運行阻力和制動力消耗的功W=(P+P)S阻摩制式中P運行阻力，其最小值為摩P=Gf=178000X0.008=1424Nmin0minf最小摩擦阻力系數可取f=0.0080min0minP生一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制L=17800X0.55=9790Ng制maxL=0.55m/s2制maxS緩沖行程取S=140mm因此W阻二(1424+9790)X0.14=1569.96Nm(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:W-W(25)W=動阻緩n=5006.25-1

44、569.96=3436.29Nm式中n一緩沖器的個數取n=1由1表22-3選擇彈簧緩沖器彈簧D=120mm,d=30mm3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1=10mm,中部下蓋板1=10mm頭部下蓋板2=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10mm，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55mm。如圖圖2端梁的截面尺寸Fig.2E

45、ndofbeamcrosssectioX16.5=2.063.3m（26）（27）3.1.2端梁總體的尺寸1111大車輪距的確定：K=（-5）L=（85）8取K=3300mm端梁的高度H0=(0.40.6)H主取H0=500m確定端梁的總長度L=4100m3.2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:q（q+p）（L+2a）maxxc2K式中K大車輪距，K=330cmLxc一小車輪距，Lxc=200cma2一傳動側車輪軸線至主梁中心線的距離，取a2=70cmQm；P)=114237N因此R=114237x(2+2x70)=117699N

46、A330(2)端梁垂直最大彎矩端梁在主梁支反力Q(g+p)作用下產生的最大彎矩為：maxM=Ra=117699X60=7.06X106NzmaxA1a導電側車輪軸線至主梁中心線的距離，a=60cm。11端梁的水平最大彎矩端梁因車輪在側向載荷下產生的最大水平彎矩：M=Sapmax1式中：s車輪側向載荷,S=XP；九一側壓系數，由圖2-3查得，九=0.08；P車輪輪壓，即端梁的支反力P=RA因此：M二九RaA1pmax=0.08X117699X60=564954Ncm(33)(33)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:MpmaxP(L+2a)xgxc2K(28)式中P小車的慣

47、性載荷：P=1P=37000/7=5290Nxgxg7因此：M=5290 x(200+2x70)x60=327018Ncmpmax330比較M和M兩值可知，應該取其中較大值進行強度計算。pmaxpmax(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:Wx=伴+B5i)h(29)48x06=(+40 x1)x48=2380.8Cm3端梁中間截面對水平重心線X-X的慣性矩:(30)=2380.8x50=59520cm42端梁中間截面對垂直重心線Y-Y的截面模數:(31)40 x1=(+48x0.6)x27.41154.4Cm23端梁中間截面對水平重心線X-X的半面積矩:5hhh+5S

48、二2xx+B5x1 HYPERLINK l bookmark188 x2412(32)=48x0.6x12+40 x1x=1325.6cm32端梁中間截面的最大彎曲應力：MMb=Zmax+pmaxmaxWW(34)(34)=7.06x106+564954=2965+489=3454N/cm22380.81154.4端梁中間截面的剪應力:Q(Q+p)ST=maxxI28x=114237x1325.6=2120N/cm259520 x2x0.6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：廠1.2x12.7(0.5x12.7

49、+0.5)+2x11x1.2(0.5+12.7+0.6)40 x1+2x12.7x0.6+2x11x1.2水平重心線距腹板中線的距離：C=5.74cm1C=5.74-0.5-0.5X12.72=1.11cm水平重心線距下蓋板中線的距離:C=(12.7+0.5+0.6)5.743=8.06cm端梁支承截面對水平重心線X-X的慣性矩:TOC o 1-5 h z=X40X13+40X1X5.742+2XX12.73X0.6+2X12.7X0.6X1.1D+2x01212X11X1.23+2X11X1.2X8.062=3297cm4端梁支承截面對水平重心線X-X的最小截面模數:W二IX1x0 x0C+

50、L(35) HYPERLINK l bookmark176 32=3297X-8.06+0.6=406.1cm3端梁支承截面水平重心線X-X下部半面積矩:S=2X11X1.2X8.06+(8.06-0.6)X0.6X(8.06-0.6)/2x0=229.5cm3(36)(36)端梁支承截面附近的彎矩:M二Rd=117699X14=1647786NcmzA端梁支承截面的彎曲應力：,M1647786x0=4057.6N/cm2端梁支承截面的剪應力：,RS117699x229.5t=ax0=(37)(38)nI2x3297x0.6x0=6827.4N/cm2端梁支承截面的合成應力：G二2+3t2=4

51、057.62+3x6827.42=12501.5N/cm2端梁材料的許用應力:q=(0.800.85)qdIIII=(0.800.85)16000=1280013600N/cm2t=(0.800.85)tdIIII=(0.800.85)9500=76008070N/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。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:S=40X1X5.74=229.6cm31端梁上蓋板翼緣焊縫的剪應力:RS117699x229.6nI0.7h-4x3297x0.7x0.61x0f=4878.8

52、N/cm2式中n上蓋板翼緣焊縫數；1h焊肉的高度，取h=0.6cmffX70X703.3.2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:S”=2X12X1.2X8.06=232.128cm31端梁下蓋板翼緣焊縫的剪應力：RS117699x232.128T=A2=2nIo.7h4x3297x0.7x0.62x0f=4929.8N/cm2由1表查得=9500N/cm2，因此焊縫計算應力滿足要求。4端梁接頭的設計圖3(a)4060 x5DD28aoi_nif圖3(Fig.3(a)(b)The250190）連接板和角鋼連接connectingplateandtheangst

53、eelconnection233544.1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。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=(H-b)MnnxH2d2乜o4+2n(H-b-a)2+4厶a22.5d21i1i=1(39)(50

54、0-65)x7.06x10712X5002182+12(500-250)2+4(1852+1152+452)2.5162=12500N（2）下腹板每個螺栓所受的剪力相等，其值為:d2N=N剪(H-b)2.5d211(40)500182二(500-65)2.516212500=7200N式中n下蓋板一端總受剪面數；n=1200N剪一下蓋板一個螺栓受剪面所受的剪力:n側腹板受拉螺栓總數；n=12d一腹板上連接螺栓的直徑（靜截面）1d一下腹板連接螺栓的直徑；d1=16mm0H梁高；H=500mmM連接處的垂直彎矩；M=7.06X106(42)4(42)4其余的尺寸如圖4示圖4腹板其余尺寸Fig.4W

55、ebremainingdimensions4.1.2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=2n(Hba)nHd21+oUNHb2.5(Hb)d2拉1(41)=3+50065唱X12500=172500N(2)腹板角鋼的連接焊縫同時受拉和受彎，其值分別為:6x(50065185)50065x12500=43100Nn遠a2iM=iiN腹H一b拉2(1852+1152+452)=x12500=2843000Nmm500654.2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：廠nn兀d2N=剪t剪43x3.14x1.82x13500

56、=103007.7N(2)螺栓的許用抗拉承載力N=nd24Q(43)3.14x1.62x135004=27129.6N式中&=13500N/cm2o=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產生的焊縫最大剪應力：Mb284300 x43.r.ror7KT/t=15458.7N/cm2M212x395.4hb2h0.6x43243、式中+6)=-(7+才=395.4焊縫的慣性矩其余尺寸見圖5Qbh114237=4427.7N/cm243x0.6折算剪應力：t=：t2+T215458.72+4427.72M

57、Q=16079.6N/cm2T=17000N/cm2工由1表25-3查得3.對上角鋼的焊縫N=1776.8式中h一焊縫的計算厚度取h=6mmt=211.5N/cm2i2lh2x7x0.6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圖65iiuiibAVdif1三5Sinin圖6焊角高度Fig.6Weldingangle角焊縫最小厚度為：a0.38max+1,8max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

58、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：aW1.28min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)示上蓋板小筋板彎板圖7(0)、圖7(b)焊縫位置Fig.7Positionofwelding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

59、高度最大4mm。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。圖8定位板焊接Fig.8Thepositioningplatewelding主要焊縫的焊接過程如下表：表1主要焊縫的焊接過程Table1Themainweldingprocess焊接順序焊接名稱焊接方法接頭形式焊接工藝1小筋板一腹板手工電弧焊雙面角接不開坡口，采用E5015（J507）焊條，焊條直徑d=4mm,焊接電流160210A2筋板一腹板手工電弧焊雙面角接同上3端面板一腹板手工電弧焊雙面角接同上續表1續表1焊接順序焊接名稱焊接方法接