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目 錄
內容摘要 1
關鍵詞 1
Abstract. 1
Key words 1
1.緒 論 3
1.1橋式起重機的介紹 3
1.2橋式起重機設計的總體方案 3
1.3主梁和橋架的設計 3
1.4端梁的設計 4
2.選型計算部分 4
2.1主起升機構的設計 4
2.2副起升機構的設計 8
2.3小車運行機構 11
2.4大車運行機構的設計 16
3.結構計算部分 20
3.1橋架尺寸的確定 20
3.2主梁尺寸 21
3.3主端梁界面 22
3.4端梁截面尺寸的確定 23
3.5主.端梁截面幾何性質 24
3.6載荷 25
3.7扭轉載荷 28
3.8主梁的計算 28
3.9端梁的計算 38
3.10穩(wěn)定性 39
3.11總功率 41
總結 42
參考文獻 43
致謝 44
44
內容摘要：這次畢業(yè)設計是針對畢業(yè)實習中橋式起重機所做的具體到噸位級別的設計。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，流水線上的定點工作等都要用到起重機。起重機中種數(shù)量最多，在大小工廠之中均有應用的就是小噸位的起重機，小噸位的橋式起重機廣泛的用于輕量工件的吊運，在我國機械工業(yè)中占有十分重要的地位。但是，我國現(xiàn)在應用的各大起重機還是仿造國外落后技術制造出來的，而且已經在工廠內應用了多年，有些甚至還是七八十年代的產品，無論在質量上還是在功能上都滿足不了日益增長的工業(yè)需求。如何設計使其成本最低化，布置合理化，功能現(xiàn)代化是我們研究的課題。本次設計就是對小噸位的橋式起重機進行設計，主要設計內容是50t/10t橋式起重機的結構及運行機構，其中包括橋架結構的布置計算及校核，主梁結構的計算及校核，端梁結構的計算及校核，主端梁連接以及大車運行機構零部件的選擇及校核。
關鍵詞：起重機 大車運行機構 橋架 主端梁 小噸位
Abstract：The graduation project is a bridge crane for the graduation field work done by the tonnage level specific to the design. As China's manufacturing industry, more and more applications crane to which industrial production. Carry a heavy load in the factory, machine parts up and down, the work of lifting parts of shipment, assembly line work should be fixed on the crane is used. The largest number of species of cranes, both in the size of the factory into the application is small tonnage cranes, bridge cranes small tonnage of lightweight parts for a wide range of lifting, in China's machinery industry plays a very important position. However, our current application, or copy large crane behind the technology produced abroad, and has been applied in the factory for many years, and some 70 to 80 years of products, both in quality or functionality are not growing to meet the industrial demand. How to design it the lowest cost, rationalize the layout, function modernization is the subject of our study. This design is for small tonnage bridge crane design, the main design elements are 50t/10t crane structure and operation of institutions, including the bridge structure, calculation and checking the layout, the main beam structure calculation and checking , end beams calculation and checking, the main end beam connect and run the cart and checking body parts of choice.
Key words：Crane The moving mainframe Bridge Main beam and end beam Small tonnage
1.緒 論
1.1橋式起重機的介紹
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。
橋式起重機設計設計方法可以簡單地劃分為傳統(tǒng)設計方法、現(xiàn)代設計方法和未來設計方法三類。傳統(tǒng)設計方法指的是以古典力學和數(shù)學為基礎的類比法、直覺法、經驗法等設計方法，該法仍用于我國部分起重機的設計?，F(xiàn)代設計法指的是近30年發(fā)展起來的設計方法，如CAD、優(yōu)化設計、可靠性設計、有限元分析、反求工程設計、動態(tài)仿真設計、模塊化設計、工業(yè)藝術造型設計等等，這些方法在起重機的設計中都有應用。橋式起重機設計模塊化和組合化達到改善整機性能，降低制造成本， 提高通用化程度，用較少規(guī)格數(shù)的零部件組成多品種、 多規(guī)格的系列產品， 充分滿足用戶需求。同時，橋式起重機的并行工程的目標在于縮短產品投放市場的時間，提高產品的質量以及降低產品在整個生命周期中的消耗。并行工程應使產品及其相關過程設計工作集成，產品開發(fā)過程中各階段工作交叉并行進行，以盡早發(fā)現(xiàn)并解決產品整個生命周期中的問題，達到多項工作的協(xié)調一致?？梢韵嘈?，不遠的將來智能設計會取得更大的突破，從而使起重機的智能設計成為可能。
1.2橋式起重機設計的總體方案
主要技術參數(shù)：中級工作級別，吊運金屬工件，起重機設操縱室。
起重量主鉤50t，副鉤10t，跨度28.5m，起升高度為主鉤12m，副鉤14m起升速度主鉤7.8m/min,副鉤13.2m/min；小車運行速度v=38.5m/min，大車運行速度V=87.3m/min。
1.3主梁和橋架的設計
主梁跨度28.5m ,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。
1.4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；通常把端梁制成制成三個分段，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。
2.選型計算部分
2.1主起升機構的設計
2.1.1確定起升機構傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組
按照布置宜緊湊的原則，采用閉式傳動起升機構構造型式，如圖2-1所示，采用了雙聯(lián)滑輪組，按，查起重機械課本表5-5：取滑輪組倍率。
承載繩分支數(shù)：
圖2-1 起升機構文字簡圖
2.1.2選擇鋼絲繩
若滑輪組采用滾動軸承，當時，課本起重機械表（67頁）5-6得滑輪組效率：，鋼絲繩所受最大拉力：
（只有當起升高度大于50米時q才計入所以此處只記Q）
查課本起重機械表（59頁）5-3得，工作級別為M6時，安全系數(shù)n=6，鋼絲繩計算破斷拉力。
N=312.48KN
由已知要求讓選擇破斷拉力1670的纖維芯鋼絲繩，
由課本公式直徑 。
2.1.3確定卷筒尺寸并驗算強度
卷筒直徑：由設計參數(shù)要求知：。
卷筒尺寸：（注:t為槽距；H為主起升高度；d為鋼絲繩直徑；l1為固定繩尾所需的長度；l2為卷筒兩端空余部分的長度l3為允許偏差度決定）
n為附加安全圈數(shù)為使繩尾受力減小偏于固定通常取n為1.5到3圈。
mm
l13t=78mm；l2根據設計手冊232頁公式p=d+（24）mm及結構需要定為26mm ； 具課本68頁鋼絲繩允許偏斜度為1:10（） 取L3=500mm
卷筒轉速：
2.1.4選電動機
計算靜功率：=(0.0180.04)Q=934kg
選自起重機計算實例P238頁
：
查大連伯頓YZR電機資料選用電動機： YZR-315s-8
2.1.5選擇減速器
由上算得:
減速器總傳動比：
又查參考資料得ZQ-1000型號減速器參數(shù):
2.1.6驗算起升速度和實際所需功率
實際起升速度：
誤差：
=×100%=×100%=1.9%＜[]=10%
實際所需等效功率：
===48.57KW＜=52.5KW
2.1.7校核減速器輸出軸強度
由起重機設計規(guī)范書中公式(6-16)得輸出軸最大徑向力：
由起重機計算實例239頁得輸出軸最大扭矩為：
由以上計算知，所選減速器能滿足要求。
2.1.8選擇制動器
所需靜制動力矩：
制動安全系數(shù)，由課本起重機械運輸?shù)诹虏榈?，由選用YWZ-400/90制動器，其制動轉矩，制動輪直徑制動質量。
2.2副起升機構的設計
2.2.1確定起升機構傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組
按照布置宜緊湊的原則，采用閉式傳動起升機構構造型式，如圖2-2所示，采用了雙聯(lián)滑輪組，按，查起重機械課本表5-5：取滑輪組倍率。
承載繩分支數(shù)：
圖2-2起升機構計算簡圖
起重機課程設計附表8 P237頁選圖號為G15吊鉤組，得其質量：G0=219kg，兩動滑輪間距為A=185mm。
2.2.2選擇鋼絲繩
若滑輪組采用滾動軸承，當時，查起重機械課本67頁表5-6得滑輪組效率：，鋼絲繩所受最大拉力：
課本起重機械59頁表5-3，工作級別為時，安全系數(shù)n=5，鋼絲繩計算破斷拉力。
由上知選擇6x19破斷拉力1670的纖維繩芯鋼絲繩，由課本公式直徑得d為13mm，鋼絲繩最小破斷拉力。
2.2.3確定卷筒尺寸并驗算強度
已知卷筒直徑：D=400mm
卷筒尺寸：
，
2.2.4選電動機
計算靜功率：
：
查大連伯頓YZR系列選用電動機： YZR250M1-8
2.2.5選擇減速器
卷筒轉速：已經求得
減速器總傳動比：由起重機設計手冊P237查得
2.2.6驗算起升速度
實際起升速度：
誤差：
=×100%=×100%=0.25%＜[]=10%
2.2.7校核減速器輸出軸強度
由起重機設計規(guī)范書公式(6-16)得輸出軸最大徑向力：
由以上計算知，所選減速器能滿足要求。
2.2.8選擇制動器
所需靜制動力矩
2.3小車運行機構
2.3.1確定機構傳動方案
小車的傳動方式有兩種．即減速器位于小車主動輪中間或減速器位于小車主動輪一側。減速器位于小車主動輪中間的小車傳動方式．使小車減速器輸出軸及兩側傳動軸所承受的扭矩比較均勻。減速器位于小車主動輪一側的傳動方式，安裝和維修比較方便，但起車時小車車體有左右扭擺現(xiàn)象。
對于雙梁橋式起重機，小車運行機構采用圖2-3減速器位于小車主動輪中間的傳動方案：
圖2-3小車運行機構傳動簡圖
先對運行阻力計算：
小車質量估計取
摩擦阻力矩：
查得，由Dc=500mm車輪組的軸承型號為7524，據此選出Dc=500車輪組軸承亦為7524.軸承內徑和外徑的平均值，由起重機設計規(guī)范書中表7-1表7-3查得滾動摩擦系數(shù)K=0.0009，軸承摩擦系數(shù)μ=0.02，附加阻力系數(shù)β=2.0（采用導輪式電纜裝置導電），代入上式得
滿載時運行阻力矩：
運行摩擦阻力：
無載時運行阻力矩：
運行摩擦阻力：
2.3.2選電動機
電動機靜功率：
式中 ——滿載時靜阻力；
η=0.9——機構傳動效率
m=1——驅動電機臺數(shù)
初選電動機功率：
式中
——電動機功率增大系數(shù)，由起重運輸機械表7-6得，=1.15
由大連伯頓系列電機選用電動機YZR160L-8，Ne=16kW，n1=705/min,,電機質量172kg
2.3.3選擇減速器
車輪轉速：
機構傳動比：
查泰隆ZQ系列軟齒面減速器表：選用ZQ-500減速器，，[N]中級=12.8kW。
2.3.4驗算運行速度
實際運行速度：
誤差：
故合適。
起動時間：
式中
n1=715r/min；
m=1——驅動電動機臺數(shù)；
其中
滿載運行時折算到電動機軸上的運行靜阻力矩：
空載運行時折算到電動機軸上的運行靜阻力矩：
初步估算制動輪和聯(lián)軸器的飛輪矩：
本機構總飛輪矩：
式中
C由起重機械運輸表4-1查得及其他傳動飛輪矩影響系數(shù)，折算到電動機軸上可取C=1.15
滿載起動時間：
無載起動時間：
由起重運輸機械表5-1查，當時，推薦值為5.5s，
（Q=Q）<，故所選電動機能滿足快速起動要求。
2.3.5按起動工況校核減速器功率
起動狀況減速器傳遞的功率：
（）
——運行機構中同一級傳動的減速器個數(shù)，=1
2.3.6選擇制動器
通常起重機的起動時間為1～5s,取=3s
所需制動轉矩：
由焦作金箍制動器附表15選用YWZ4 315/23，其制動轉矩=180Nm
考慮到所取制動時間=3s與起動時間=0.729s差距不大，故可省略制動不打滑驗算。
2.4大車運行機構的設計
2.4.1確定機構的傳動方案
跨度為28.5m為中等跨度，為減輕重量，決定采用圖2-4的傳動方案。
圖2-4集中傳動的大車運行機構布置方式
1—電動機；2—制動器；3—帶制動器的半齒輪聯(lián)軸器；4—浮動軸；5—半齒輪聯(lián)軸器；6—減速器；7—車輪
2.4.2輪壓
按圖4.2所示的重量分布，計算大車車輪的最大輪壓和最小輪壓。
滿載時，最大輪壓：
空載時，最小輪壓：
車輪踏面疲勞計算載荷：
圖2-5輪壓計算圖
2.4.3運行阻力計算
摩擦總阻力矩：
由起重機課程設計查得車輪的軸承型號為，軸承內徑和外徑的平均值為：；由起重機設計規(guī)范書中表7-1～7-3查得：滾動摩擦系數(shù)，軸承摩擦系數(shù)；附加阻力系數(shù)代人上式得：
當滿載時的運行阻力矩：
運行摩擦阻力：
當空載時：
2.4.4選擇電動機
電動機靜功率：
式中：
初選電動機功率：
式中：
由參考資料YZR系列大連伯頓選用電動機為：
2.4.5選擇減速器
車輪轉速：
機構傳動比：
查泰隆資料表，選用兩臺減速器，其型號為：
可見。
2.4.6起動工況下校核減速器功率
起動工況下減速器傳遞功率：
式中：
因此：
，所以減速器合適。
2.4.7選擇制動器
由焦作金箍系列的YWZ4系列電力液壓筷式制動器的制動時間，
按空載計算制動力矩，即代人起重運輸機械的（7-16）式
：
；
現(xiàn)選用兩臺制動器,由焦作金箍制動器資料得其額定制動力矩，為避免打滑，使用時需將其制動力矩調至以下。
考慮到所取的制動時間，在驗算起動不打滑條件時，已知是足夠安全的，故制動不打滑驗算從略。
3.結構計算部分
3.1橋架尺寸的確定
大車軸距的大小直接影響大車運行狀況，常取：
3.2主梁尺寸
主梁在跨度中部的高度h:
由金屬結構課本
當小跨度時取較大值，反之取較小值。
求得的梁高通常作為腹板高度，為下料方便，腹板高度一般取尾數(shù)為0的值。取腹板高度。
3.2.1腹板和翼緣板厚度
腹板厚度通常按起重重量決定：
主、端梁翼緣板厚度:
由課本機械裝備金屬結構設計P195公式(7-32)翼緣板厚度
?。?
端梁頭部下翼緣板板厚；
上翼緣板與中部下翼緣板板厚；
端梁腹板厚度。由課本機械裝備金屬結構設計P194公式（7-27）。
3.2.2兩腹板內壁間距b:
b=（0.40.8）=（0.40.8）1800=7201440mm
取b=900mm 驗算：
3.2.3上下翼緣板的寬度B1
3.2.4端梁高度H2
主梁總高度
端梁高度H2應略大于車輪直徑
3.2.5主梁端部變截面長
d=
3.3主端梁界面
主、端梁采用焊接連接，端梁為拼接長。橋架結構與主。端梁界面圖如下
圖3-1雙梁橋架結構
圖3-2主梁與主梁支撐截面的尺寸簡圖
3.4端梁截面尺寸的確定
3.4.1起重機的總質量
（包括主梁端梁小車大車運行機構、司機室和電氣設備等），可由下式估算：
由起重機設計手冊3-8-12知：
而
由起重機設計手冊P358表3-8-10，選
為15t。
對較大起重量得起重機，為增大端梁水平剛度和便于主端梁連接，通常B2比B3大50100mm左右，但給制造帶來不便。
B2
3.4.2端梁中部上下翼緣板寬度B4
3.5主.端梁截面幾何性質
3.5.1截面尺寸
主梁截面面積：
3.5.2端梁截面
端梁截面積：
圖3-3端梁與端梁支撐面處的尺寸簡圖
3.6載荷
3.6.1自重載荷
a.主梁自重均勻載荷：
小車軌道重量由課本金屬結構P453表20得，軌道理論質量60.8N/m
欄桿等重量：
b.主梁均布載荷：
3.6.2小車輪壓：
起升載荷為：
小車自重:
假定輪壓均布，課本起重機械表4-2距K=2400mm
滿載小車輪壓：
3.6.3動力效應系數(shù)
3.6.4慣性載荷
大小車都是四個車輪，其中主動輪各占一半，按車輪打滑條件確定大小車運行的慣性力。
一根主梁上的小車慣性力為：
大車運行起.制動慣性力（一根主梁上）為：
3.6.5偏斜運行側向力
小車左輪至跨度極限位置C1=1.2m，
一根主梁的重量力為：
一根端梁單位長度的重量為：
考慮大車車輪直徑以及其他相關零件，取。
一根端梁的重量為：
一組大車運行機構的重量（分別驅動兩組對稱配置）為：起重機課程設計表7-3中得，重心作用位置
司機室及設備的重量為：
重心作用位置到主梁一端的距離大約取2.8m。
3.6.6滿載小車在主梁跨中央
一側端梁總靜輪壓為：
由及課本機械裝備金屬結構53頁圖3-9用插值法求得：
3.6.7滿載小車在主梁左端極限位置
3.7扭轉載荷
中軌梁扭轉載荷較小，且方向相反，可忽略。故在此不用計算。
7端梁總輪壓計算簡圖見圖3-4
圖3-4 端梁總輪壓計算
3.8主梁的計算
3.8.1內力
垂直載荷:計算大車傳動側的主梁。在固定載荷與移動載荷作用下，主端梁按簡支梁計算，如圖3-5所示
圖3-5 主梁計算模型
固定載荷作用下主梁跨中的彎矩
3.8.2跨端剪切力
移動載荷作用下主梁的內力
輪壓合力與左輪的距離為：
a.滿載小車在跨中:
跨中E點彎矩為：
跨中E點剪切力為：
跨中內扭矩為：
b.滿載小車在跨端極限位置（z=C1）:
端梁剪切力：
主梁跨中總彎矩為：
主梁跨端總剪切力（支撐力）為：
3.8.2水平載荷
a.水平慣性力載荷
在水平載荷
水平鋼架計算模型如圖3-6
圖3-6 水平剛架計算模型
小車在跨端，鋼架的計算系數(shù)為：
跨中水平彎矩為：
跨中水平剪切力為：
跨中軸力為：
小車在跨端，跨端水平剪切力為：
b.偏斜側向力
在偏斜側向力作用下，橋架也按水平鋼架分析如圖3-7
圖3-7 側向力作用下剛架的分析
這時，計算系數(shù)為：
小車在跨中。側向力為：
超前力為：
端梁中點的軸力：
端梁中點的水平剪切力：
主梁跨中的水平彎矩為：
主梁軸力為：
主梁跨中總的水平彎矩為：
小車在跨端,側向力為：
超前力為：
端梁中點的軸力為：
端梁中點水平剪切力為：
主梁跨端的水平彎矩為：
主梁跨端的水平剪切力為：
主梁跨端總的水平剪切力為：
小車在跨端時。主梁跨中水平彎矩與慣性載荷的水平彎矩組合值較小，不需計算。
3.8.3強度
需要計算主梁跨中截面如圖2危險點（1）（2）（3）的強度。
a.翼緣板上邊緣與軌道接觸點（1）的應力
主腹板邊至軌頂距離為：
集中載荷對腹板邊緣產生的局部壓力為：
垂直彎矩產生的應力為：
水平彎矩產生的應力為：=0
慣性載荷與側向力對主梁產生的軸向力較小且作用方向相反應力痕小，故不用計算。
假定剪力由腹板承受，彎矩由翼緣板和腹板共同承受且按慣性矩分配。
點（1）的折算應力為：
點（2）的折算應力為：
點（3）的折算應力為：
b.主梁上翼緣板的靜矩：
c.主腹板下邊的切應力為：
d.主梁疲勞強度:
橋架工作級別為A7，應按載荷組合1計算主梁跨中的最大彎矩截面（E）的疲勞強度。由于水平慣性載荷產生的應力很小，為了計算簡明而忽略慣性力。求截面E的 最大彎矩和最小彎矩，滿載小車位于跨中（輪壓P1在E點上），則
空載小車位于右側跨端時如圖3-8
圖3-8 主跨梁中（E）最小彎矩的計算
左端支反力為：
驗算腹板受拉翼緣板焊縫（4）的疲勞強度（見圖3-9）
圖3-9 主梁截面疲勞強度驗算
應力循環(huán)特性
根據工作級別E4應力集中等級k1及材料Q235，查得
e.因后面要用需驗算橫隔板下端焊縫與主腹板連接處（5）
顯然，相同工況下的應力循環(huán)特性是一致的。據E4及Q235橫隔板采用雙面連續(xù)焊縫連接，板底與受拉翼緣板間隙為50mm，應力集中等級為K3，查的=103.7MPa
拉伸疲勞許用應力為：
3.9端梁的計算
由端梁截面已經初步確定，現(xiàn)進行具體計算：取滿載小車位于主梁跨端，大小車同時運行起，制動及橋架偏斜。
截面3-3及4-4.
端梁支撐處兩個截面很近，只計算受力稍大的截面4-4。
端梁支撐處為安裝大車輪角軸承箱座而切成缺口并焊上兩塊彎板(16mm185mm)。端部腹板兩邊都采用雙面貼角焊縫，取=8mm，支撐處高度400mm，彎板參與端梁承載工作，并承處截面（3-3及4-4）如圖所示3-10。
圖3-10 端梁支承處截面
形心：
慣性矩為：
3.10穩(wěn)定性
3.10.1整體穩(wěn)定性
局部穩(wěn)定性
翼緣板:
腹板:
故只需對著主梁腹板位置設置四塊橫隔板，隔板厚度
隔板間距
3.10.2橋架的剛度計算
a.滿載小車位于主梁跨中產生的靜撓度：
橋架的水平慣性位移：
b.垂直動剛度
起重機動剛度以滿載小車位于橋架跨中的垂直振頻率來表征，計算如下：主梁質量：
全橋架中點換算質量為：
起升質量為：
起升載荷：
起升鋼絲繩滑輪組的最大下放長度：
橋架跨中靜位移：
起升鋼絲繩滑輪組的靜伸長：
c.水平動剛度
起重機水平動剛度以物品高度懸掛，滿載小車位于橋架跨中的水平自振頻率來表征。
半主梁跨中在單位水平作用下產設個的水平位移：
3.11總功率
整車電機功率之和
總結
通過這次雙梁橋式起重機的畢業(yè)設計，對起重機的起升和金屬結構，加工，裝配等一系列過程有了更多的認識，從中學到了很多。在設計過程中，培養(yǎng)了我分析零件結構，運行機構傳動機構的能力，對書本的知識做進一步的了解與學習，對資料進行查詢與合理的應用。并熟悉了相關設計手冊和繪圖軟件，從而對我們所學專業(yè)知識更加深刻了解。
完成此次設計，我學到了很多專業(yè)與非專業(yè)的知識，真是獲益匪淺。箱體的加工很復雜，相信隨著經濟的發(fā)展，在以后起重機設計的加工會日益優(yōu)化，精度和質量會更得進一步的提高。這次設計讓我學到了很多的東西。
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致謝