25噸橋式起重機大車機構設計含6張CAD圖帶開題
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25噸橋式起重機大車機構設計
摘 要
起重機械用來對物料作起重、運輸、裝卸和安裝等作業(yè)的機械設備，它可以減輕體力勞動、提高勞動生產率和在生產過程中進行某些特殊的工藝操作，實現(xiàn)機械化和自動化。隨著現(xiàn)代科學技術的迅速發(fā)展，工業(yè)生產規(guī)模的擴大和自動化程度的提高，起重機在現(xiàn)代化生產過程中應用越來越廣，作用愈來愈大，對起重機的要求也越來越高。尤其是計算機技術的廣泛應用，許多跨學科的先進設計方法出現(xiàn)，這些都促使起重機的技術進入嶄新的發(fā)展階段。起重機械運送的物料可以是成件物品，也可以是散料或者是液態(tài)的。起重機受的載荷是變化的，它是一種間歇動作的機械。起重機一般由機械、金屬結構和電氣等三大部分組成，機械方面是指起升、運行、變幅和旋轉等機構，即起重機一般是多動作的。
本設計通過對橋式起重機的大車運行機構部分的總體設計計算，以及電動機、聯(lián)軸器、緩沖器、制動器的選用；運行機構減速器的設計計算和零件的校核計算及結構設計，完成了橋式起重機的大車運行機構機械部分的設計。通過一系列的設計，滿足了25t起重量、橋跨度為20 米的設計要求，并且整個傳動過程比較平穩(wěn)，且大車運行機構結構簡單，拆裝方便，維修容易，價格低廉。 關鍵詞：起重機；橋式起重機；大車運行機構；減速器
ABSTRACT
Crane is a kind of mechanical equipments used for lifting, moving, loading/unloading, and installing. It can lower the manual workload and upgrade productivity. With fast developments of the modern technology, the expansion of industrial production and the growth of the automatic level, applications of the carnes in the modern manufacture has been more and more extensive, the effect has been bigger and bigger. Higher and higher requirement has been caused. Especially, with the broad application of computer technology and the appearance of the advanced design method of a lot of interdiscipline, which urge the technology of the carne into a brand-new seedtime.It can be operated in some special environment, too, and work with high automatic level. Crane can operate whole objects, disintegrated materials, or liquid substances. The crane loads vary from time to time, so it is a periodic operational machine. A crane contains three major parts, mechanic components, a metal structure, and electrical devices. A crane’s mechanical movements are multi-actions, such as raising, running, and rotating.
This paper is main deal with mechanical design for the moving mainframe of bridge crane, including all design calculation selection of electrical motors, clutch, buffer, and brakes, the design and calculation of the mainframe reducer, calibration and verification of the calculation for the parts, and structure designs. Through a series of work, the design is satisfied with the functional requirments, 25ton lifting power and 20 metre bridge span. The course of drive is quite smooth. The mechanical structure of the mainframe is simple, easy to install/disassemble, and maintain. And it has low cost.
[Key words]: carne；bridge crane；the moving mainframe；the reducer
42
目錄
前言 1
第1章 概述 2
1.1 起重機的介紹 2
1.2 橋式起重機橋架簡介 2
1.3 大車運行機構的設計 2
1.4 箱形梁橋式起重機橋架簡介 3
1.5 箱形梁橋式起重機橋架主梁優(yōu)化設計 5
第2章 橋式起重機大車運行機構設計 6
2.1大車運行機構的計算 6
2.2確定機構的傳動方案 6
2.3 選擇車輪與軌道，并驗算其強度 6
2.4 運行阻力計算 8
2.5選擇電動機 9
2.6 驗算電動機的發(fā)熱功率條件 9
2.7 減速器的選擇 10
2.8 驗算運行速度和實際所需功率 10
2.9 驗算起動時間 10
2.10起動工況下校核減速器功率 12
2.11 驗算啟動不打滑條件 12
2.12選擇制動器 14
2.13 選擇聯(lián)軸器 15
2.14 浮動軸的驗算 16
第3章 橋式起重機主梁的計算 18
3.1 大車輪距 18
3.2 主梁高粱 18
3.3 主梁腹板高度 18
3.4 確定主梁截面尺寸 18
3.6 主梁計算載荷確定 19
3.7主梁垂直最大彎矩 21
3.8 主梁水平最大彎矩 21
3.9 主梁的強度驗算 22
3.10 主梁的垂直剛度驗算 23
3.11主梁的水平剛度驗算 24
第4章 橋式起重機端梁的計算 25
4.1 端梁高度 25
4.2 橋架端部梯形高度 25
4.3 端梁計算載荷的確定 25
4.4 端梁垂直最大彎矩 26
4.5 端梁水平最大彎矩 26
4.6 端梁截面尺寸的確定 27
4.7 端梁的強度驗算 28
第5章 橋式起重機主要焊縫的計算 31
5.1端梁端部上翼焊縫 31
5.2 端梁端部下翼緣焊縫 31
5.3 主梁與端梁的連接焊縫 32
5.4 主梁上蓋板焊縫 32
第6章 橋式起重機端梁接頭的設計 33
6.1 端梁接頭的確定及計算 33
6.2 計算螺栓和焊縫的強度 35
第7章 橋式起重機焊接工藝設計 37
總結 40
參考文獻 42
致謝 43
前言
起重機是減輕笨重體力勞動，提高作業(yè)效率，實現(xiàn)安全生產的起重運輸設備。它能在一定范圍內垂直起升和水平移動物品，具有動作間歇性和作業(yè)循環(huán)性特點。起重機可按主要用途和構造分類。按主要用途可分為通用起重機、建筑起重機、冶金起重機、鐵路起重機、港口起重機、造船起重機及甲板起重機等。按構造特征可分為橋式類型起重機和臂架式類型起重機；旋轉式起重機和非旋轉式起重機；固定式起重機和運行式起重機等。在國民經濟各部門的物質生產和物資流通中，起重機作為關鍵的工藝設備或重要的輔助機械，應用十分廣泛。
起重機特別是橋式起重機主要用于大型加工企業(yè)，如鋼鐵、冶金、建材等行業(yè)。因此在物流機械設備中起重機自然占了非常重要的、不可替代的作用。長期以來，橋式起重機設計制造大都是參考老一輩設計人員所提供的圖紙進行，而老一輩設計人員由于一些條件的限制和對起重機過多安全方面的考慮，所設計的起重機均具有太大的安全系數(shù)，致使其浪費許多材料，并增加了許多基建費用。隨著社會技術水平的不斷提高和一些現(xiàn)代設計方法的出現(xiàn)，橋式起重機在此方面的問題越來越突出。不斷提高橋式起重機的技術含量，減輕橋式起重機的重量是起重機械研究的主要方向，是不可抗拒的技術潮流。橋式起重機主要由橋架、大車運行機構、起重小車等組成。橋架是一種移動的金屬結構，它一方面承受著滿載的起重小車的輪壓作用，另一方面又通過支撐橋架的運行車輪，將滿載起重機的全部重量傳給了廠房的軌道和建筑結構。橋架的重量往往占起重機自重的60％以上。有時在一些現(xiàn)有廠房中，通過換用自重較輕的橋架結構來代替原來的起重機，便可以在不必加固廠房的情況下提高起重量，以滿足生產發(fā)展的需要。當然，自重是橋架結構的質量優(yōu)劣的一個重要指標，但是在橋架結構選型時還應該考慮到其它方面的要求：如有足夠的強度，垂直和水平剛性較好，外形尺寸緊湊，運行機構安裝維護方便，以及橋架結構的制造省工等。箱形橋架是箱形粱橋式起重機的主要承載構件，它的設計參數(shù)取值優(yōu)劣決定了攘個起重機的設計成敗。
主梁跨度20m ,是由上、下蓋板和兩塊垂直的腹板組成封閉箱形截面實體板梁連接，主梁橫截面腹板的厚度為6mm,翼緣板的厚度為8mm，主梁上的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，主梁跨度中部高度取H=L/17 ，主梁和端梁采用搭接形式，主梁和端梁連接處的高度取H0=0.4-0.6H，腹板的穩(wěn)定性由橫向加勁板和，縱向加勁條或者角鋼來維持，縱向加勁條的焊接采用連續(xù)點焊，主梁翼緣板和腹板的焊接采用貼角焊縫，主梁通常會產生下?lián)献冃?，但加工和裝配時采用預制上拱。
端梁部分在起重機中有著重要的作用，它是承載平移運輸?shù)年P鍵部件。端梁部分是由車輪組合端梁架組成，端梁部分主要有上蓋板，腹板和下蓋板組成；端梁是由兩段通過連接板和角鋼用高強螺栓連接而成。在端梁的內部設有加強筋，以保證端梁架受載后的穩(wěn)定性。端梁的主要尺寸是依據(jù)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傳動的方案。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。
第1章 概述
1.1 起重機的介紹
箱形雙梁橋式起重機是由一個有兩根箱形主梁和兩根橫向端梁構成的雙梁橋架,在橋架上運行起重小車,可起吊和水平搬運各類物體,它適用于機械加工和裝配車間料場等場合。
1.2 橋式起重機橋架簡介
橋式起重機基本工作原理橋式起重機是減輕笨重體力勞動，提高作業(yè)效率，實現(xiàn)安全生產的起重運輸設備。它能在一定范圍內垂直起升和水平移動物品，具有動作間歇性和作業(yè)循環(huán)性的特點。起重機可按主要用途和構造特征分類。按主要用途可分為通用起重機、建筑起重機、冶金起重機、鐵路起重機、港口起重機、造船起重機、甲板起重機等。
橋式起重機主要適用于工礦企業(yè)的車間、庫房以及鐵路、港口等貨場固定跨間物料的裝卸與搬運。構成橋式起重機的主要金屬結構部分是橋架，它橫架在車間兩側由立柱支撐起來的軌道上，并能在其上作前后運行。除橋架外的組成部分，還有小車，小車上有起升機構和運行機構，可以帶著吊起的物品沿橋架上鋪設的軌道左右運行。小車的左右運行，橋架的前后運行以及起升機構的升降動作，這三者所構成的立體空間范圍是橋式起重機吊運物品的服務空間。圖2．1即是橋式起重機簡圖。
圖2.1 箱形梁橋式起重機
1．起重機總電源導電裝置 2．橋架 3．小車
4．小車導電裝置 5．操縱室 6．大車運行機構
1.3 大車運行機構的設計
(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).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）范圍均可用分別傳動的方案本設計采用分別傳動的方案。
(3).大車運行機構具體布置的主要問題：
1).聯(lián)軸器的選擇。
2).軸承位置的安排。
3).軸長度的確定。
這三著是互相聯(lián)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：
1).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?lián)锨瑱C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。
2).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。
3).對于分別傳動的大車運行機構應該參考現(xiàn)有的資料，在浮動軸有足夠的長度的條件下，使安裝運行機構的平臺減小，占用橋架的一個節(jié)間到兩個節(jié)間的長度，總之考慮到橋架的設計和制造方便。
4).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(fā)揮吸收沖擊動能的的作用。
1.4 箱形梁橋式起重機橋架簡介
橋式起重機橋架型式繁多，按主梁數(shù)日來分，可分為單梁橋架和雙梁橋架。按其結構可分為型鋼梁式橋架、箱形結構橋架、桁架式橋架。型鋼梁式結構一般主梁采用工字鋼或加強了的工字鋼，它的運行小車一般采用電動葫蘆。此結構簡單，起重量一般較小。箱形結構橋架是應用廣泛的一種結構型式，它具有制造工藝簡單，組裝方便、通用性強、利于自動焊、抗扭剛度好等優(yōu)點。缺點是自重大，主梁易下?lián)?，橋架水平剮度較差，箱形內部施焊條件差，上翼緣板與腹板之間連接焊縫壽命低，上翼緣板與橫向加勁板之間焊縫易開裂等。隨著新結構、新工藝和現(xiàn)代設計方法的應用，這些缺點正逐步得以改善。桁架式結構又分為三角形桁架式、四桁架式及空腹桁架式結構。桁架式結構較箱形結構制造工藝復雜，費工時，難以保證各構件按規(guī)定的形心要求組裝，焊接變形大，優(yōu)點是迎風面積小，自重較輕。在設計橋式起重機的橋架結構時，必須滿足以下基本要求：
1）．橋架的強度和剛度要足夠。
2）．橋架和大、小車運行機構要配合好，確保運行機構正常運轉。
3）．橋架的自重要盡可能減輕，橋架重量的減輕具有很大的經濟意義。
4）．要便于成批生產和盡量使得橋架外型美觀。
典型的雙梁橋式起重機的橋架主要由主梁1、端梁2、欄桿3、走臺4、軌道5和操縱室6等構件組成(圖2．2)。
圖2.2 橋式起重機橋架
橋架的構造型式主要取決于主梁的結構型式。目前國內外采用的橋架主梁型式繁多，其中比較典型的是四桁架式和箱形截面的雙腹板梁式兩種，其它型式都是這兩種基本型式發(fā)展的結果。四桁架式橋架主要由主桁架(或實腹工字形梁)、輔助桁架及上、下水平桁架以及箱形截面的端梁所組成。它的兩根主粱都是由四個平面桁架組合成的封閉空間結構。桁架中各桿件在節(jié)點處通常采用節(jié)點板來連接。箱形截面的板梁式橋架是我國生產的橋式起重機橋架結構的基本型式。其主梁由上下蓋板和兩塊垂直腹板組成封閉的箱形截面。起重小車的軌道固定在主梁上蓋板上，橋架結構的強度和剛性均由箱形主梁來保證。箱形梁式橋架雖然自重大些，但是從制造省工省場地，結構總高度小，運行機構安裝維修方便，以及對結構的疲勞強度有利等條件考慮，作為大批量生產的起重機橋架結構的主要型式是合理的。箱形橋架結構常采用薄壁箱形構件，為滿足穩(wěn)定性的要求，一般都設縱向和橫向加強筋。加強筋對構件的強度和剛度的影響較小，主要表現(xiàn)如下：
1）．縱向加強筋產生的影響：縱向加強筋沿構件的長度方向連續(xù)改變構件的橫截面特性，顯然對構件的強度和剛度都有一定的影響。但經過研究，可求得由于縱向加強筋引起的正應力與撓度減小量小于10％，縱向加強筋對剪應力的影晌較小，可不必考慮。
2）．橫向加強筋產生的影響：從分析梁在承受拉壓、彎曲與扭轉應力與位移計算的公式不難看出，由于橫向加強筋僅在其自身所在的截面內改變梁的截面性質，對強度和剛度的影響不大。通過專用的加強筋箱形梁有限元程序分析后可以得出金屬結構構件橫向加強筋對其強度與剛度影響很小，可以忽略。箱形結構雙梁橋架根據(jù)小車軌道在主梁上的布置可分為：中軌箱形雙梁橋架、半偏軌箱形雙梁橋架和全偏軌箱形雙梁橋架(圖2．3)。
圖2.3 箱形結構雙梁橋架主梁型式
a）正軌箱形梁 b）偏規(guī)箱形體 c）半偏規(guī)箱形體
1.5 箱形梁橋式起重機橋架主梁優(yōu)化設計
橋架的結構設計是整個起重機工程系統(tǒng)設計的重要環(huán)節(jié)。在結構設計的傳統(tǒng)方法中，除最簡單的構件外，都是首先憑借經驗和判斷，選擇和確定結構方案，初選構件的截面尺寸，然后進行強度、剛度和穩(wěn)定性的校核驗算。對方案的修改或對為數(shù)不多的方案進行比較，同樣是校核性的。由于計算工作量的龐大，事實上只可能做少量的方案比較，結構設計的優(yōu)劣過大地依賴于設計者的水平和經驗，即使是優(yōu)秀的設計者亦難達到很滿意的設計。在現(xiàn)代設計理論和方法中，優(yōu)化設計無疑占有重要地位。最早，人們在結構設計中只是尋找一個“可用解”，即人們預先想到一個可行方案，然后通過分析計算檢查是否滿足要求。若是，即可作為設計結果。這種設計方法至今在許多單位仍然沿用。60年代中期以來，人們開始在工程結構設計中尋找“最優(yōu)解”，即采用優(yōu)化的手段，借助于電子計算機的在無數(shù)個“可用解”中找出一個“最優(yōu)解”。結構設計只有到這個水平，才真正開始所謂“設計”。
第2章 橋式起重機大車運行機構設計
2.1大車運行機構的計算
已知數(shù)據(jù)：
起重機的起重量Q=25t，橋架跨度L=20m，大車運行速度Vdc=60m/min，工作類型為中級，機構運行持續(xù)率為JC%=25，起重機的估計重量G=50t，小車的重量為Gxc=10t，橋架采用箱形結構。
2.2確定機構的傳動方案
本起重機采用分別傳動的方案如圖（2.1）
圖2.1大車運行機構
1—電動機；2—制動器；3—高速浮動軸；4—聯(lián)軸器；5—減速器；6—聯(lián)軸器；
7-低速浮動軸；8—聯(lián)軸器；9—車輪
2.3 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：
Gg=G-G
xc
e
圖2.2輪壓計算圖
滿載時的最大輪壓：
=
=26.25t （2-1）
空載時最大輪壓：
=
=14.64t （2-2）
空載時最小輪壓：
=
=10.36t （2-3）
式中的e為主鉤中心線離端梁的中心線的最小距離e=2m
載荷率：Q/G=25/50=0.5
由[2]表19-6選擇車輪：當運行速度為，Q/G=0.5時工作類型為中級時，車輪直徑Dc=500mm，軌道為的許用輪壓為150KN，故可用。
1）.疲勞強度的計算
疲勞強度計算時的等效載荷：
（2-4）
式中—等效系數(shù)，有[1]第五章第三節(jié)查得=0.6
車輪的計算輪壓：
=1.05×0.90×21610=20421N （2-5）
式中：Pd—車輪的等效輪壓
=
=21610N （2-6）
—載荷變化系數(shù)，查[1]表5-3，當=15000/50000=0.3時，r=0.9
—沖擊系數(shù)，查[1]表5-2。第一種載荷當運行速度為V=1.0m/s時，=1.05
根據(jù)點接觸情況計算疲勞接觸應力：
=
=4127N/ （2-7）
式中r-軌頂弧形半徑，由[7]表2-32查得r=300mm，對于車輪材料，由[1]表5-4查得，接觸許用應力，因此,滿足疲勞強度計算。
2）.強度校核
最大輪壓的計算：
=1.1×262500=288750N （2-8）
式中-沖擊系數(shù)，由[1]表第II類載荷，當V=1.0m/s時，=1.1
按點接觸情況進行強度校核的接觸應力：
=
=4274 （2-9）
車輪采用，查[1]表5-4得，[j]=2000-6000N/mm2，,故強度足夠。
2.4 運行阻力計算
摩擦總阻力距：
由[2]表19-4 Dc=500mm車輪的軸承型號為：7520，軸承內徑和外徑的平均值為：（100+180）/2=140mm
由[1]中表7-1-表7-3查得：滾動摩擦系數(shù)K=0.0006m，軸承摩擦系數(shù)μ=0.02，附加阻力系數(shù)β=1.5，代入上式中：
當滿載時的運行阻力矩：
=2250N· （2-10）
運行摩擦阻力：
==9000N （2-11）
空載時：
=1500N (2-12)
(2-13)
2.5選擇電動機
電動機靜功率：
=4.64KW (2-14)
式中 —滿載運行時的靜阻力
()，m=2（驅動電動機的臺數(shù)）
初選電動機功率：
（2-15）
式中電動機功率增大系數(shù)，由[1]表7-6查得 =1.3
查[2]表33-6選用電動機
，動機的重量。
2.6 驗算電動機的發(fā)熱功率條件
等效功率：
（2-16）
式中—工作類型系數(shù)，由[1]表6-4查得當JC%=25時，
—由[1]按照起重機工作場所得，查得
由此可知：,故初選電動機發(fā)熱條件通過。選擇電動機：
2.7 減速器的選擇
車輪的轉數(shù)：
（2-17）
機構傳動比：
（2-18）
查[10]附表10及附表13，選用兩臺ZQ-400-23.34-IV減速器；，當輸入轉速為，可見中級。(電動機發(fā)熱條件通過,減速器：ZQ-400-23.34-IV )
2.8 驗算運行速度和實際所需功率
實際運行的速度：
（2-19）
誤差：
合適 （2-20）
實際所需的電動機功率：
（2-21）
由于 ,故所選的電動機和減速器都合適。
2.9 驗算起動時間
起動時間：
式中
驅動電動機臺數(shù)
=61.2 （2-22）
滿載時運行靜阻力矩：
=101.5 （2-23）
空載運行時靜阻力矩：
=67.6 （2-24）
初步估算高速軸上聯(lián)軸器的飛輪矩：
（2-25）
機構總飛輪矩:
=9.93 （2-26）
滿載起動時間:
（2-27）
空載啟動時間:
（2-28）
由[2]知，起動時間在允許范圍（8-10s）之內，故合適。
2.10起動工況下校核減速器功率
起動工況下減速器傳遞的功率:
（2-29）
——運行機構中,同一級傳動減速器的個數(shù), =2.
因此
所以減速器的,故所選減速器功率合適。
2.11 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：
式中 ——主動輪輪壓
——從動輪輪壓輪
——粘著系數(shù)(室內工作)
——防止打滑的安全系數(shù)，
（2-30）
,故兩臺電動機空載啟動不會打滑。
2).事故狀態(tài)：
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
式中 ——主動輪輪壓
——從動輪輪壓
——臺電動機工作時空載啟動時間
=1.48 （2-31）
,故不打滑。
3).事故狀態(tài)：
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
式中 ——主動輪輪壓
——從動輪輪壓
——與第(2)種工況相同
=1.57 (2-32)
故也不會打滑。
討論：據(jù)上述不打滑驗算結果可知，三種工況均不會打滑。而其中防止打滑安全系數(shù)最大的是第（2）種工況（）；最小的是第（3）種工況（）。因此，由計算結果分析，應按第（3）種工況，驗算。
結論:根據(jù)上述不打滑驗算結果可知,三種工況均不會打滑。
2.12選擇制動器
由[1]中所述,取制動時間
按空載計算動力矩,[1]（7-16）式，令Q=0,得:
式中
（2-33）
=400N （2-34）
——制動器臺數(shù)，兩套驅動裝置工作。
=148 N·m
現(xiàn)選用兩臺YWZ-200/25的制動器，查[7]表23-32其制動力矩，為避免打滑，使用時將其制動力矩調制以下。
2.13 選擇聯(lián)軸器
根據(jù)傳動方案,每套機構的高速軸和低速軸都采用浮動軸。
1).機構高速軸上的計算扭矩：
（2-35）
式中 —連軸器的等效力矩.
（2-36）
——等效系數(shù) 查[10]表2-7取
（2-37）
由[2]表33-6及圖33-1查得：電動機,軸端為圓柱形,,;由[2]表21-15查得ZQ-400-23.34-IV的減速器,高速軸端為,,故在靠電機端從由 [10]附表17中兩個帶制動輪的半齒選聯(lián)軸器S196（靠電動機一側為圓柱形孔，浮動軸端）;,,重量。在靠減速器端，由[10]附表19選用兩個半齒輪聯(lián)軸器S193（靠減速器端為圓錐形，浮動軸端直徑為）；其, ；重量 。
高速軸上轉動零件的飛輪矩之和為：
（2-37）
與原估算的基本相符，故有關計算則不需要重復再算。
2).低速軸的計算扭矩：
=4966 （2-38）
由[10]附表12查得ZQ-400減速器低速軸端為圓柱形，，。
故從[7]表21-11中選用4個聯(lián)軸節(jié)：
其中兩個為：
另兩個為：
所有的；；重量G=25.5kg
2.14 浮動軸的驗算
1）.疲勞強度的計算
低速浮動軸的等效力矩：
=1902.9 （2-39）
式中——等效系數(shù)，由[10]表2-7查得=1.4
由上節(jié)已取得浮動軸端直徑d=60mm，故其扭轉應力為：
（3-40）
由于浮動軸載荷變化為循環(huán)（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：
（3-41）
式中，材料用45號鋼，?。?
所以，
——考慮零件的幾何形狀，表面狀況的應力集中系數(shù)。由[10]第二章第五節(jié)及[2]第四章查得：，,——安全系數(shù)，由[10]表2-21查得， 故疲勞強度驗算通過。
2）.靜強度驗算：
計算強度扭矩：
=3398 （3-42）
式中——動力系數(shù)，查得[10]表2-5得=2.5
扭轉應力：
（3-43）
許用扭轉剪應力：
（3-44）
,故強度驗算通過。
高速軸所受扭矩雖比低速軸小，但強度還是足夠的，故此處高速軸驗算省去。
第3章 橋式起重機主梁的計算
3.1 大車輪距
（3-1）
取K=4m
3.2 主梁高粱
（理論值） （3-2）
3.3 主梁腹板高度
根據(jù)主梁計算高度H=1.11m，最后選定腹板高度h=1.11m
3.4 確定主梁截面尺寸
主梁中間截面各構件板厚根據(jù)[10]表7-1推薦確定如下：
腹板厚；上下蓋板厚
主梁兩腹板內壁間距根據(jù)下面的關系式來決定：
（3-3）
（3-4）
因此取b=450mm。
蓋板跨度：
取B=500mm
主梁的實際高度：
同理，主梁支承截面的腹板高度去，這時支承截面的實際高度。
主梁中間截面和支承截面的尺寸簡圖分別示于圖（3.1）和圖（3.2）
圖（3.1）主梁中間截面的尺寸簡圖
圖（3.2）主梁支承截面的尺寸簡圖
3.5 加勁板的布置尺寸
為了保證主梁截面中受壓構件的局部穩(wěn)定性，需要設置一些加勁構件。
主梁端部大加勁板的間距：
，取 (3-5)
主梁端部（梯形部分）小加勁板的間距：
（3-6）
主梁中部（矩形部分）大加勁板的間距：
，取 （3-7）
主梁中部小加勁板的間距：若小車鋼軌采用P15輕軌，其對水平中心線x-x的最小抗彎截面模數(shù)，則根據(jù)連續(xù)梁由鋼軌的彎曲強度條件求得加勁板間距（此時連續(xù)梁的支點即加勁板所在位置；使一個車輪輪壓作用在兩加勁板間距的中央）：
（3-8）
式中 P——小車的輪壓，取平均值，并設小車自重為；
——動力系數(shù)，由[10]圖2-2曲線查得=1.15；
——鋼軌的許用應力，=1900kgf/
因此，根據(jù)布置方便，取得
由于腹板的高厚比；所以要設置水平加勁桿，以保證腹板局部穩(wěn)定性。采用角鋼作水平加勁桿。
3.6 主梁計算載荷確定
查[10]圖7-11曲線得半個橋架（不包括端梁）的自重，，則主梁由于橋架自重引起的均布載荷(參考圖3.3，圖3.4)：
圖3.3 主梁垂直方向載荷計算簡圖
圖3.4 主梁水平方向彎矩的計算簡圖
（3-9）
查[10]表7-3得主梁由于集中驅動大車運行機構的長傳動軸系引起的均布載荷：
，取
由[10]表7-3查得運行機構中央驅動部件重量引起的集中載荷為：
主梁的總均布載荷：
（3-10）
主梁的總計算均布載荷：
（3-11）
式中 ——沖力系數(shù)，由[10]圖2-6中查得。
作用在一根主梁上的小車兩個車輪的輪壓值可根據(jù)[10]表7-4中所列數(shù)據(jù)選用：
考慮動力系數(shù)的小車車輪的計算壓輪值為：
（3-12）
（3-13）
式中 ——動力系數(shù)，由[10]圖2-2中曲線查得。
3.7主梁垂直最大彎矩
由[10]公式（7-11）計算主梁垂直最大彎矩：
設敞開式司機操作室的重量為，其重心距支點的距離為
將各已知數(shù)值代入上式計算可得：
（3-14）
3.8 主梁水平最大彎矩
由[10]公式（7-15）計算主梁水平最大彎矩：
式中
作用在主梁上的集中慣性載荷為：
（3-15）
作用在主梁上的均布慣性載荷：
（3-16）
計算系數(shù)時，取近似比值；；并且已知K=400cm，。因此可得：
（3-17）
（3-18）
3.9 主梁的強度驗算
主梁中間截面的最大彎曲應力由[10]公式（7-16）計算：
式中 ——主梁中間截面對水平重心軸線的抗彎截面模數(shù)，其近似值：
=6820 （3-19）
——主梁中間截面對垂直重心軸線的抗彎截面模數(shù)，其近似值：
（3-20）
因此可得：
（3-21）
由[10]表2-24查得A3鋼的許用應力為，故
主梁支承截面的最大剪應力由[10]公式（7-17）計算：
式中 ——主梁支承截面所受的最大剪力，由[10]公式（7-12）計算：
=
= （3-22）
——主梁支承截面對水平重心軸線的慣性力矩，其近似值：
（3-23）
S——主梁水承截面半面積對水平重心軸線的靜距：
（3-24）
因此可得：
由[10]表2-24查得A3鋼許用剪應力為，故
由上面的計算可知，強度足夠。
3.10 主梁的垂直剛度驗算
主梁在滿載小車壓輪作用下，在跨中所產生的最大垂直撓度可按照[10]公式(7-20)進行計算：
式中 （3-25）
（3-26）
（3-27）
因此可得：
（3-28）
允許的撓度值由[10]公式（7-22）得：
（3-29）
因此
3.11主梁的水平剛度驗算
主梁在大車運行機構起、制動慣性載荷作用下，產生的水平最大撓度可按[10]公式（7-23）計算：
式中
（3-30）
由此可得：
（3-31）
水平撓度的許用值： （3-32）
因此
由上面計算可知，主梁的垂直和水平剛度均滿足要求，當起重機工作無特殊要求時，可以不必進行主梁的動剛度驗算主梁的局部穩(wěn)定性驗算從略。
第4章 橋式起重機端梁的計算
4.1 端梁高度
（4-1）
取
4.2 橋架端部梯形高度
（4-2）
取
4.3 端梁計算載荷的確定
設兩根主梁對端梁的作用力相等，則端梁的最大支反力由[10]公式（7-28）計算（參看圖4.1）：
）
）
Mz
A
）
1
1
）
1
1
S
S
圖4.1 端梁的計算簡圖
式中 K——大車輪距，K=400cm；
——小車輪距，=200cm；
——傳動側車輪軸線至主梁中心線的距離，取=110cm，因此可得：
（4-3）
4.4 端梁垂直最大彎矩
端梁在主梁支反力作用下產生的垂直最大彎矩由[10]公式（7-27）計算：
（4-4）
式中 ——導電側車輪軸線至主梁中心線的距離，=90cm。
4.5 端梁水平最大彎矩
端梁因車輪在側向載荷作用下而產生的最大水平彎矩由[10]公式（7-29）計算：
式中 ——車輪側向載荷，由[10]公式（2-5）計算：；
——側壓系數(shù)，由[10]圖2-3查得，；
——車輪輪壓，即端梁的支反力。
因此
（4-5）
端梁因小車在起、制動慣性載荷作用下而產生的最大水平彎矩由[10]公式（7-30）計算：
式中 ——小車慣性載荷，由[10]公式（7-8）計算：
（4-6）
因此
= （4-7）
比較和兩值可知，應取其中較大值進行強度計算。
4.6 端梁截面尺寸的確定
上蓋板
中部下蓋板
頭部下蓋板
腹板
按照[2]表19-4Φ600車輪組的尺寸，確定端梁蓋板跨度和腹板高度時，首先應配置好支承車輪的截面，其次再決定端梁中間截面尺寸（圖4.2）。如[10]（圖7-24）配置的結果，車輪輪緣距上蓋板底面25mm；車輪兩側面距支承處兩下蓋板內邊為10mm因此車輪與端梁不致磨碰。同時腹板中線正好通過車輪軸承箱的中心面。最后，要檢查端梁中部下蓋板與軌道的距離，此距離為55mm，合適。
圖4.2 端梁的尺寸截面圖
4.7 端梁的強度驗算
端梁中間截面對水平重心線的截面模數(shù)：
=3000 （4-8）
端梁中間截面對水平重心線的慣性矩：
（4-9）
端梁中間截面對垂直重心線的截面模數(shù)：
（4-10）
端梁中間截面的最大彎曲應力由[10]公式（7-32）計算得：
（4-11）
端梁中間截面的剪應力：
（4-12）
端梁支承截面對水平重心線的慣性矩、截面模數(shù)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：
水平重心線距腹板中心線的距離：
水平重心線距下蓋板中線的距離：
端梁支承截面對水平重心線的慣性矩：
端梁支承截面對水平重心線的最小截面模數(shù)：
（4-13）
端梁支承截面水平重心線下部半面積矩：
端梁支承截面附近的彎矩：
（4-14）
式中 即圖（4.2）中的156的尺寸。
端梁支承截面的彎曲應力由[10]公式（7-34）計算：
（4-15）
端梁支承截面的剪應力由[10]公式（7-35）計算：
（4-16）
端梁支承截面的合成應力由[10]公式（7-36）計算：
（4-16）
端梁材料的許用應力：
強度驗算結果，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。
第5章 橋式起重機主要焊縫的計算
5.1端梁端部上翼焊縫
端梁支承截面上蓋板對水平重心線的截面積矩：
端梁上蓋板翼緣焊縫的剪應力（參看圖5.1）由[10]公式（7-38）得：
圖5.1 端梁支承部分的計算
1— 上蓋板；2—下蓋板；3—主腹板；4—加強板；5—調整墊板
（5-1）
式中 ——上蓋板翼緣焊縫數(shù)
——焊肉高度，取。
5.2 端梁端部下翼緣焊縫
端梁支承截面下蓋板對水平重心線的面積：
端梁下蓋板翼緣焊縫的剪應力由[10]公式（7-39）計算得：
（5-2）
5.3 主梁與端梁的連接焊縫
主梁與端梁腹板的連接焊縫的剪應力（參看圖5.2）由[10]公式（7-40）計算得：
A
A
2
3
1
A
A
圖5.2 主梁和端梁的連接焊縫
（5-3）
式中 ——連接處焊縫計算高度，
（5-4）
5.4 主梁上蓋板焊縫
主梁在支承處最大剪切力作用下，上蓋板焊縫剪應力由[10]公式（7-41）計算得：
式中 ——主梁在支承處截面對水平重心線的慣性矩，前面已計算；
——主梁上蓋板對截面水平重心線的面積矩：
因此計算得：
焊縫的許用應力由[10]第二章查得，因此各焊縫計算應力均滿足要求。
第6章 橋式起重機端梁接頭的設計
6.1 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(jù)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。
圖（6.1a）連接板和角鋼連接 圖（6.2b）連接板和角鋼連接
（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：
=
=12500N （6-1）
2）.下腹板每個螺栓所受的剪力相等，其值為：
= （6-2）
式中 n0—下蓋板一端總受剪面數(shù)；n0=12
—下蓋板一個螺栓受剪面所受的剪力：
n—一側腹板受拉螺栓總數(shù)；n=12
d1—腹板上連接螺栓的直徑（靜截面）
d0—下腹板連接螺栓的直徑；d1=16mm
H—梁高；H=500 mm
M—連接處的垂直彎矩；M=7.06
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