10t單梁橋式起重機大車運行機構設計【起重量100KN橋架跨度16.5m大車運行速度90m-min起重機重量168KN小車的重量40KN橋架采用箱形結構】【說明書+CAD】

10t單梁橋式起重機大車運行機構設計【起重量100KN橋架跨度16.5m大車運行速度90m-min起重機重量168KN小車的重量40KN橋架采用箱形結構】【說明書+CAD】,起重量100KN,橋架跨度16.5m,大車運行速度90m-min,起重機重量168KN,小車的重量40KN,橋架采用箱形結構,說明書+CAD,10,橋式起重機,大車,運行,機構,設計,起重,kn,跨度 橋式起重機大車運行機構設計 摘 要：橋式起重機是一種工作性能比較穩(wěn)定，工作效率比較高的起重機。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，流水在線的定點工作等都要用到起重機。在查閱相關文獻的基礎上，綜述了橋式起重機的開發(fā)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(lián)軸器,軸承的選擇和校核。設計中參考了許多相關數(shù)據(jù), 運用多種途徑, 利用現(xiàn)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(chuàng)新;通過計算機輔助設計方法, 繪圖和設計計算都充分發(fā)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 The Design Of 10t Single Beam Bridge Crane Traveling Mechanism Abstract：Bridge crane is a kind of performance is stability, the working efficiency is relatively high crane. Along with the development of China's manufacturing industry,bridge crane is applied to industrial production more and more . Carrying heavy loads in factories , machine tool fluctuation pieces, shipping work on the assembly line for hoisting parts, the designated work with a crane.On the basis of literature review, summarized the bridge crane development and research results, focusing on bridge crane during operation organization, main beam,end beam weld and connection for design and the strength calculation; Mainly for the girders extent design and strength calculation and the support of contact stress analysis program in calculation. Design including motor, reducer, coupling, bearing choosing and chec- king. The design refer to many related information, reference to apply a variety of ways, make the existing conditions to complete design. By considering various design scheme repeatedly, thinking deeply,strive to design reasonable; By taking computer aided design method and reference the experience of others,strive to make innovation; Through computer aided design method, graphics and design calculations give full play to the powerful auxiliary function, computer to design efficient. Keywords: bridge crane; during operation organization; main beam; end beam; weld 1 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(yè)和鐵路、港口及交通運輸業(yè)的的發(fā)展，促進了起重運輸機械的發(fā)展。對起重運輸機械的性能也提出了更高的要求?，F(xiàn)代起重運輸機械擔當著繁重的物料搬運任務，是工廠、鐵路、港口及其他部門實現(xiàn)物料搬運機械化的關鍵。因而起重機的金屬結構都用優(yōu)質鋼材制造，并用焊接代替鉚接，不僅簡化了結?？s短了工期，而且大大地減輕了自重，焊接結構是現(xiàn)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(jié)省人力的例子。幾千年的封建統(tǒng)治年代，工業(yè)得不到發(fā)展，我國自行設計制造的起重機很少，絕大多數(shù)起重運輸設備主要依靠進口。解放以后，隨著冶金、鋼鐵工業(yè)的發(fā)展，起重運輸機械獲得了飛速的發(fā)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(yǎng)起重運輸機械專業(yè)的人才，在上海交通大學等多所高等工業(yè)學校中，創(chuàng)辦了起重運輸機械專業(yè)。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(yè)從上世紀五六十年代開始建立并逐步發(fā)展壯大，并已形成了各種門類的產品范圍和龐大的企業(yè)群體，服務于國民經濟各行各業(yè)。隨著我國經濟的快速發(fā)展，起重運輸機械制造業(yè)也取得了長足的進步。2005 年起重運輸機械行業(yè)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(xù)增長的態(tài)勢，目前的市場前景非常好。 70年代以來，起重機的類型、規(guī)格、性能和技術水準獲得了很大的發(fā)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(yè)現(xiàn)代化水平。 1.3 研究現(xiàn)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(fā)展，起重機械無論在品種及質量上都得到了極其迅速的發(fā)展。隨著國名經濟的快速發(fā)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(yè)的迫切需要，極大的促進了起重機、特別是大型起重機的發(fā)展，起重機的設計制造技術得到了迅速發(fā)展。隨著起重機的使用頻率、起重量的增大，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(guī)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(tǒng)的整體空間分析。 1.4 起重機國內與國外發(fā)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(tǒng)及安全裝置等各方面都有了很大的發(fā)展，其設計理論、制造工藝、檢測手段等都逐漸趨于完善和規(guī)范化，并已經成為一種較完善的機械。但由于生產發(fā)展提出新的使用要求，起重機的種類、形式也需要相應地發(fā)展和創(chuàng)新，性能參數(shù)也需要不斷變化與究善。由于現(xiàn)代化設計方法的建立和計算機輔助設計等現(xiàn)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(yè)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(xiàn)代化、智慧化、更安全 可靠方便的方向發(fā)展。 1.4.1 國內橋式起重機發(fā)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(yè)更清晰認識到差距，更多地了解國產產品存在的致命問題，必將引導主機和配套件企業(yè)的技術創(chuàng)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(fā)展主要表現(xiàn)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(fā)揮 （3）電液比例控制系統(tǒng)和智能控制顯示系統(tǒng)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、幅度更大的大噸位方向發(fā)展。 1.4.2 國外起重機的發(fā)展動向 （1）重點產品大型化，高速化和專用化。 由于工業(yè)生產規(guī)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3000t，最大的橋式起重機起生日一1200t，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?zhèn)鹘y(tǒng)的整機設計方法，將起重機上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(lián)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(guī)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(shù)字化 起重機的更新和發(fā)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(tǒng)，實現(xiàn)起重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(fā)展為全電子數(shù)字化控制系統(tǒng)。 （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(tǒng)，通過中央控制室的控制，與生產設備有機結合，與生產系統(tǒng)協(xié)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(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,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(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?，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。 （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)揮吸收沖擊動能的作用。 2.2 大車運行機構的計算 已知數(shù)據(jù)： 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(xù)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1 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 圖1 大車運行機構 Fig.1 Crane traveling mechanism 2.2.2 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： Pmax = （1） = =95.6KN 空載時最大輪壓： P‘max= = =50.2KN 空載時最小輪壓： P‘min = （2） = =33.8KN 式中的e為主鉤中心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=Φ2·Q=0.6*100000=60000N 式中Φ2—等效系數(shù)，由[1]表4-8查得Φ2=0.6 車論的計算輪壓： Pj= KCI· r ·Pd （3） =1.05×0.89×77450 =72380N 式中：Pd—車輪的等效輪壓 Pd = = =77450N r—載荷變化系數(shù)，查[1]表19-2，當Qd/G=0.357時，r=0.89，Kc1—沖擊系數(shù)，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(jù)點接觸情況計算疲勞接觸應力： sj=4000 （4） =4000 =13555Kg/cm2 sj =135550N/cm2 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HB>320時，[sjd] =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： Pjmax=KcII·Pmax （5） =1.1×95600 =105160N 式中KcII-沖擊系數(shù)，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 jmax= （6） = =15353Kg/cm2 jmax =153530N/cm2 車輪采用ZG55II，查[1]表19-3得，HB>320時， [j]=240000-300000N/cm2，jmax < [j]。故強度足夠。 2.2.3 運行阻力計算 摩擦總阻力距 Mm=β（Q+G）（K+μ*d/2） （7） 由[1]表19-4 Dc=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(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： Mm（Q=Q）= Mm(Q=Q)=b(Q+G)( k +m) =1.5（100000+168000）×（0.0006+0.02×0.14/2） =804N·m 運行摩擦阻力： Pm（Q=Q）== （8） =3216N 空載時： Mm（Q=0）=β×G×（K+μd/2） =1.5×168000×（0.0006+0.02×0.14/2） =504N P m（Q=0） = Mm（Q=0）/（Dc/2） =504×2/0.5 =2016N 2.2.4 選擇電動機 電動機靜功率： Nj=Pj·Vdc/（60·m· ） （9） =3216×90/60/0.95/2=2.54KW 式中Pj=Pm（Q=Q）(P m（Q=0）=2016N)—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： N=Kd*Nj=1.3*2.54=3.3KW 式中Kd-電動機功率增大系數(shù)，由[1]表9-6查得Kd=1.3，查[2]表31-27選用電動機YR160M-8；Ne=4KW，n1=705r/min，（GD2）=0.567kg/m2，電動機的重量Gd=160kg 2.2.5 驗算電動機的發(fā)熱功率條件 等效功率： Nx=K25·r·Nj （10） =0.75×1.3×2.54 =2.48KW 式中K25—工作類型系數(shù)，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：NxN,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： n=>nz （18） 式中 p1= =33.8+50.2=84KN---主動輪輪壓 p2= p1=84KN----------從動輪輪壓 f=0.2---------------粘著系數(shù)(室內工作) nz—防止打滑的安全系數(shù).nz1.05~1.2 n = =2.97 n>nz,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 n=nz 式中p1==50.2KN----主動輪輪壓 p2=2+ =2×33.8+50.2=117.8KN---從動輪輪壓 ---一臺電動機工作時空載啟動時間 = =13.47 s n= =2.94 n>nz,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 n=nz 式中P1==33.8KN---主動輪輪壓 P2 =2=33.8+2*50.2=134.2KN---從動輪輪壓 = 13.47 S —與第(2)種工況相同 n= =1.89 故也不會打滑 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 2.2.11 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: Mz= （19） 式中 = =-19.2N·m Pp=0.002G=168000×0.002=336N Pmin=G ==1344N M=2----制動器臺數(shù).兩套驅動裝置工作 Mz= =41.2 N·m 現(xiàn)選用兩臺YWZ-200/25的制動器，查[1]表18-10其制動力矩M=200 N·m，為避免打滑，使用時將其制動力矩調制3.5 N·m以下。 2.2.12 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： ==110.6×1.4=154.8 N·m （20） 式中MI—連軸器的等效力矩. MI==2×55.3=110.6 N·m —等效系數(shù) 取=2查[2]表2-7 Mel=9.75*=55.3 N·m 由[2]表33-20查的:電動機Y160M1-8,軸端為圓柱形,d1=48mm,L=110mm;由[2]19-5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(lián)軸器ZLL2（浮動軸端d=40mm;[MI]=630N·m,(GD2)ZL=0.063Kg·m,重量G=12.6Kg） ；在靠近減速器端，由[2]選用兩個聯(lián)軸器ZLD，在靠近減速器端浮動軸端直徑為d=32mm;[MI]=630 N·m, (GD2)L=0.015Kg·m, 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=0.078 Kg·m 與原估算的基本相符，故不需要再算。 （2）低速軸的計算扭矩： =154.8×15.75×0.95=2316.2 N·m 2.2.13 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=Ψ1?Mel?i =1.4×55.3×12.5×0.95=919.4N?m 式中Ψ1—等效系數(shù)，由[2]表2-7查得Ψ1=1.4 由上節(jié)已取得浮動軸端直徑D=40mm，故其扭轉應力為： N/cm2 （21） 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： （22） =4910 N/cm2 式中，材料用45號鋼，取sb=60000 N/cm2; ss=30000N/cm2,則t-1=0.22sb=0.22×60000=13200N/cm2；ts=0.6ss=0.6×30000=18000N/cm2 K=KxKm=1.6×1.2=1.92 考慮零件的幾何形狀表面狀況的應力集中系數(shù)Kx=1.6，Km=1.2，nI=1.4—安全系數(shù)，由[2]表2-21查得tn<[t-1k] 故疲勞強度驗算通過。 （2）靜強度的計算 計算強度扭矩： Mmax=Ψ2?Mel?I （23） =2.5×55.3×12.5×0.95=1641.7 N?m 式中Ψ2—動力系數(shù)，查[2]表2-5的Ψ2=2.5 扭轉應力： t==3800N/cm2 許用扭轉剪應力： N/cm2 t<[t]II,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 W動= （24） G—帶載起重機的重量G=168000+100000×0.1 =178000N V0—碰撞時的瞬時速度，V0=（0.3～0.7）Vdx g—重力加速度取10m/s2 則W動= =5006.25 N m （1）緩沖行程內由運行阻力和制動力消耗的功 W阻=（P摩+P制）S 式中P摩—運行阻力，其最小值為 Pmin=Gf0min=178000×0.008=1424N f0min—最小摩擦阻力系數(shù)可取f0min=0.008 P制—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算 P制 ==17800×0.55=9790N =0.55 m /s2 S—緩沖行程取S=140 mm 因此W阻=（1424+9790）×0.14=1569.96N·m （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： （25） =5006.25-1569.96 =3436.29 N·m 式中 n—緩沖器的個數(shù) 取n=1 由[1]表22-3選擇彈簧緩沖器彈簧D=120mm，d=30mm 3 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d1=10mm, 中部下蓋板d1=10 mm 頭部下蓋板d2=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10 mm，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55 mm。如圖示2 圖2 端梁的截面尺寸 Fig.2 End of beam cross sectio 36 3.1.2 端梁總體的尺寸 大車輪距的確定：K=（～）L=（～）×16.5=2.06～3.3m 取K=3300㎜ 端梁的高度 H0=（0.4～0.6）H 主取H0=500㎜ 確定端梁的總長度L=4100㎜ 3.2 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： RA= （26） 式中 K—大車輪距，K=330cm Lxc—小車輪距，Lxc=200cm a2—傳動側車輪軸線至主梁中心線的距離，取a2=70 cm =114237N 因此RA= =117699N （2）端梁垂直最大彎矩 端梁在主梁支反力作用下產生的最大彎矩為： Mzmax=RAa1=117699×60=7.06×106N a1—導電側車輪軸線至主梁中心線的距離，a1=60 cm。 （3）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： =Sa1 （27） 式中：S—車輪側向載荷，S=lP； l—側壓系數(shù)，由圖2-3查得，l=0.08； P—車輪輪壓，即端梁的支反力P=RA 因此： =lRAa1 =0.08×117699×60=564954N·cm 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： =a1 （28） 式中—小車的慣性載荷：= P1=37000/7=5290N 因此： ==327018N·cm 比較和兩值可知，應該取其中較大值進行強度計算。 (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(shù)： （29） ==2380.8 端梁中間截面對水平重心線X-X的慣性矩： （30） =2380.8 =59520 端梁中間截面對垂直重心線Y-Y的截面模數(shù)： （31） =1154.4 端梁中間截面對水平重心線X-X的半面積矩： （32） ==1325.6 端梁中間截面的最大彎曲應力： （33） ==2965+489=3454N/cm2 端梁中間截面的剪應力： （34） ==2120 N/cm2 端梁支承截面對水平重心線X-X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： C1= =5.74 cm 水平重心線距腹板中線的距離： C2=5.74-0.5-0.5×12.7 =-1.11 cm 水平重心線距下蓋板中線的距離： C3=（12.7+0.5+0.6）-5.74 =8.06cm 端梁支承截面對水平重心線X-X的慣性矩： =×40×13+40×1×5.742+2××12.73×0.6+2×12.7×0.6×1.112+2×11×1.23+2×11×1.2×8.062=3297cm4 端梁支承截面對水平重心線X-X的最小截面模數(shù)： =× （35） =3297× =406.1 cm3 端梁支承截面水平重心線X-X下部半面積矩： =2×11×1.2×8.06+（8.06-0.6）×0.6×（8.06-0.6）/2 =229.5 cm3 端梁支承截面附近的彎矩： =RAd=117699×14=1647786N·cm 端梁支承截面的彎曲應力： （36） =4057.6N/cm2 端梁支承截面的剪應力： （37） =6827.4 N/cm2 端梁支承截面的合成應力： （38） =12501.5 N/cm2 端梁材料的許用應力： [sd]II=(0.80～0.85) [s]II =(0.80～0.85)16000=12800～13600 N/cm2 [td]II=(0.80～0.85) [t]II = (0.80～0.85)9500 =7600～8070 N/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： =40×1×5.74=229.6 cm3 端梁上蓋板翼緣焊縫的剪應力： =4878.8 N/cm2 式中n1—上蓋板翼緣焊縫數(shù)； hf—焊肉的高度，取hf=0.6 cm 3.3.2 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： =2×12×1.2×8.06=232.128 cm3 端梁下蓋板翼緣焊縫的剪應力： =4929.8 N/cm2 由[1]表查得[t]=9500 N/cm2，因此焊縫計算應力滿足要求。 4 端梁接頭的設計 圖3(a) 圖3(b)連接板和角鋼連接 Fig.3（a）（b）The connecting plate and the angle steel connection 4.1 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。 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= （39） = =12500N （2）下腹板每個螺栓所受的剪力相等，其值為： N剪= （40） = =7200N 式中n0—下蓋板一端總受剪面數(shù)；n0=12 N剪 —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=7.06×106 其余的尺寸如圖4示 圖4 腹板其余尺寸 Fig .4 Web remaining dimensions 4.1.2 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= （41） ==172500N （2）腹板角鋼的連接焊縫同時受拉和受彎，其值分別為： N腹= = =43100N M腹= ==2843000Nmm 4.2 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： [N剪]= （42） = =103007.7N （2）螺栓的許用抗拉承載力 [N拉]= （43） ==27129.6N 式中[t]=13500N/cm2 [s]=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： tM===15458.7N/ cm2 式中—I≈ =395.4 ——焊縫的慣性矩 其余尺寸見圖5 圖5 焊縫其余尺寸 Fig.5 The size of weld （2）由剪力Q產生的焊縫剪應力： tQ= ==4427.7N/ cm2 折算剪應力： t== =16079.6 N/ cm2<[t]=17000 N/ cm2 [t]由[1]表25-3查得 式中h—焊縫的計算厚度取h=6mm 3.對上角鋼的焊縫 t===211.5 N/ cm2<[t] 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6 圖6 焊角高度 Fig.6 Welding angle 角焊縫最小厚度為：a≥0.3dmax+1，dmax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: a≤1.2dmin 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 圖7(a) 圖7(b) 焊縫位置 Fig.7 Position of welding 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,焊角高度最大4㎜。 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.8 The positioning plate welding 主要焊縫的焊接過程如下表： 表1主要焊縫的焊接過程 Table 1 The main welding process 焊接順序 焊接名稱 焊接方法 接頭形式 焊接工藝 1 小筋板—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160～210A 2 筋板—腹板 手工電弧焊 雙面 角接 同上 3 端面板—腹板 手工電弧焊 雙面 角接 同上 續(xù)表1 焊接順序 焊接名稱 焊接方法 接頭形式 焊接工藝 4 定位板—彎板 手工電弧焊 搭接 不開坡口，采用E5015（J507）焊條，焊條直徑d=3.2mm,焊接電流160A 彎板—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160～210A 5 角鋼—腹板 手工電弧焊 搭接 同上 角鋼—上蓋板 手工電弧焊 搭接 同上 6 腹板—大筋板 手工電弧焊 角接 同上 7 下蓋板—腹板 手工電弧焊 雙面 角接 同上 8 大筋板—下蓋板 手工電弧焊 角接 同上 9 上蓋板—腹板 手工電弧焊 角接 同上 10 大筋板—上蓋板 手工電弧焊 角接 同上 總 結 經過三個多月的努力，我終于完成了10t 橋式起重機大車運行機構及整體結構的設計。在前期的設計計算過程中，復習了以前所學的所有知識，并對其進行了鞏固。然后用CAD繪圖使我更進一步的學習了CAD的使用方法，掌握了更多的技巧,尤其是快捷鍵的應用。通過我不斷的查閱資料，不懈的努力,逐漸從對起重機了解的模糊到熟悉，并最終展現(xiàn)在圖紙上。為了做好這次畢業(yè)設計，我查閱了很多資料,發(fā)現(xiàn)發(fā)達國家的起重機現(xiàn)代管理狀況是強調理論性、科學性、全面性、經濟性、綜合性、生產性和全員性。我國起重機管理現(xiàn)狀正處在傳統(tǒng)管理向現(xiàn)代化管理過渡的階段。我國起重機管理現(xiàn)狀中存在著技術管理與經濟管理相脫離的現(xiàn)象。有些只重視技術管理、忽視經濟管理，隨著企業(yè)經營機制的轉換與社會觀念的變革，目前已有所改進,尤其以港口、冶金部門起重機管理的步伐扭轉較快。對起重機進行術、組織、經濟等方面的綜合管理，在技術方面、把機械、電氣、電子、化學、環(huán)保、安全、人機學等專門科學技術橫向聯(lián)系起來研究,在組織方面運用管理工程、系統(tǒng)工程、價值工程、質量控制管理方法，在經濟性方面周密計算與起重機、人員、物質有關的各種經濟數(shù)據(jù)。此次畢業(yè)設計將使我受益終身，對我以后工作和學習奠下重要的理論知識基礎和實踐經驗同時讓我明白了只有認真仔細計才能做出優(yōu)秀的成果。 參考文獻 [1] 起重機設計手冊 《起重機設計手冊》編寫組，機械工業(yè)出版社，1980 [2] 機械設計師手冊 吳宗澤主編，機械工業(yè)出版社，2002 [3] 起重機課程設計 北京鋼鐵學院編，冶金工業(yè)出版社，1982 [4] 焊接手冊 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