桥式起重机 1

1 绪论...............................................1 1.1 起重机的介绍.....................................1 1.2 起重机设计总体方案...............................1 1.2.1 主梁的设计.................................1 1.2.2 小车的设计.................................1 1.2.3 端梁的设计.................................2

2 大车运行机构的设计.......................................2

2.1 设计的基本原则和要求................................2 2.1.1 机构传动方案..................................3

2.1.2 大车运行机构具体布置的主要问题.................3

2.2 大车运行机构的运算..............................3 2.2.1 确定机构的传动方案............................4

2.2.2 选择车轮与轨道，并验算其强度...................4 2.2.3 运行阻力计算...................................5 2.2.4 选择电动机.....................................6 2.2.5 验算电动机的发热功率条件.......................6 2.2.6 减速器的选择...................................6 2.2.7 验算运行速度和实际所需功率.....................7 2.2.8 验算起动时间...................................7 2.2.9 起动工况下校核减速器功率.......................8

2.2.10 验算起动不打滑条件............................8 2.2.11 选择制动器...................................10 2.2.12 选择联轴器...................................11 2.2.13 浮动轴的验算.................................11 2.2.14 缓冲轴的验算.................................13 3 端梁的设计..............................................14 3.1 端梁的尺寸的确定....................................14 3.1.1 端梁的截面尺寸................................14 3.1.2 端梁的总体尺寸................................14 3.2 端梁的计算..........................................14 3.3 主要焊缝的计算......................................17 3.3.1 端梁端部上翼缘焊缝............................17 3.3.2 下盖板翼缘焊缝的剪应力验算....................18 4 端梁接头的设计..........................................18 4.1 端梁接头的确定及计算................................18 4.1.1 腹板和下盖板螺栓受力计算......................19 4.1.2 上盖板和腹板角钢的连接焊缝受力计算...........20 4.2 计算螺栓和焊缝的强度................................21 4.2.1 螺栓的强度校核................................21 4.2.2 上盖板和腹板角钢的连接焊缝受力计算...........21 5 焊接工艺设计............................................22 6小结及参考文献..........................................25

1. 绪论

1.1 起重机的介绍

箱形双梁桥式起重机是由一个有两根箱形主梁和两根横向端梁构成的双梁桥架,在桥架上运行起重小车,可起吊和水平搬运各类物体,它适用于机械加工和装配车间料场等场合。

1.2 起重机设计的总体方案

本次起重机设计的主要参数如下:

起重量10t,跨度16.5m，起升高度为10m起升速度8m/min小车运行速度v=40m/min大车运行速度V=90m/min大车运行传动方式为分别传动;桥架主梁型式,箱形梁.小车估计重量4t，起重机的重量16.8t .工作类型为中级。

根据上述参数确定的总体方案如下： 1.2.1 主梁的设计：

主梁跨度16.5m ,是由上、下盖板和两块垂直的腹板组成封闭箱形截面实体板梁连接，主梁横截面腹板的厚度为6mm,翼缘板的厚度为10mm，主梁上的走台的宽度取决于端梁的长度和大车运行机构的平面尺寸，主梁跨度中部高度取H=L/17 ，主梁和端梁采用搭接形式，主梁和端梁连接处的高度取H0=0.4-0.6H，腹板的稳定性由横向加劲板和，纵向加劲条或者角钢来维持，纵向加劲条的焊接采用连续点焊，主梁翼缘板和腹板的焊接采用贴角焊缝，主梁通常会产生下挠变形，但加工和装配时采用预制上拱。 1.2.2 小车的设计：

小车主要有起升机构、运行机构和小车架组成。

起升机构采用闭式传动方案，电动机轴与二级圆柱齿轮减速器的高速轴之间采用两个半齿联轴器和一中间浮动轴联系起来，减速器的低速轴鱼卷筒之间采用圆柱齿轮传动。

运行机构采用全部为闭式齿轮传动，小车的四个车轮固定在小车架的四周，车轮采用带有角形轴承箱的成组部件，电动机装在小车架的台面上，由于电动机轴和车轮轴不在同一个平面上，所以运行机构采用立式三级圆柱齿轮减速器，在减速器的输入轴与电动机轴之间以及减速器的两个输出轴端与车轮轴之间均采用

带浮动轴的半齿联轴器的连接方式。

小车架的设计，采用粗略的计算方法，靠现有资料和经验来进行，采用钢板冲压成型的型钢来代替原来的焊接横梁。 1.2.3 端梁的设计：

端梁部分在起重机中有着重要的作用，它是承载平移运输的关键部件。端梁部分是由车轮组合端梁架组成，端梁部分主要有上盖板，腹板和下盖板组成；端梁是由两段通过连接板和角钢用高强螺栓连接而成。在端梁的内部设有加强筋，以保证端梁架受载后的稳定性。端梁的主要尺寸是依据主梁的跨度，大车的轮距和小车的轨距来确定的；大车的运行采用分别传动的方案。

在装配起重机的时候，先将端梁的一段与其中的一根主梁连接在一起，然后再将端梁的两段连接起来。

本章主要对箱形桥式起重机进行介绍，确定了其总体方案并进行了一些简单的分析。箱形双梁桥式起重机具有加工零件少，工艺性好、通用性好及机构安装检修方便等一系列的优点，因而在生产中得到广泛采用。我国在5吨到10吨的中、小起重量系列产品中主要采用这种形式，但这种结构形式也存在一些缺点：自重大、易下挠，在设计和制造时必须采取一些措施来防止或者减少。

2. 大车运行机构的设计

2.1设计的基本原则和要求

大车运行机构的设计通常和桥架的设计一起考虑，两者的设计工作要交叉进行，一般的设计步骤：

1. 确定桥架结构的形式和大车运行机构的传方式 2. 布置桥架的结构尺寸

3. 安排大车运行机构的具体位置和尺寸 4. 综合考虑二者的关系和完成部分的设计对大车运行机构设计的基本要求是： 1. 机构要紧凑，重量要轻

2. 和桥架配合要合适，这样桥架设计容易，机构好布置

3. 尽量减轻主梁的扭转载荷，不影响桥架刚度 4. 维修检修方便，机构布置合理 2.1.1机构传动方案

大车机构传动方案，基本分为两类：

分别传动和集中传动，桥式起重机常用的跨度（10.5-32M）范围均可用分别传动的方案本设计采用分别传动的方案。 2.1.2大车运行机构具体布置的主要问题：

1. 联轴器的选择 2. 轴承位置的安排 3. 轴长度的确定这三着是互相联系的。

在具体布置大车运行机构的零部件时应该注意以几点：

1. 因为大车运行机构要安装在起重机桥架上，桥架的运行速度很高，而且受载之后向下挠曲，机构零部件在桥架上的安装可能不十分准确，所以如果单从保持机构的运动性能和补偿安装的不准确性着眼，凡是靠近电动机、减速器和车轮的轴，最好都用浮动轴。

2. 为了减少主梁的扭转载荷，应该使机构零件尽量靠近主梁而远离走台栏杆；尽量靠近端梁，使端梁能直接支撑一部分零部件的重量。

3. 对于分别传动的大车运行机构应该参考现有的资料，在浮动轴有足够的长度的条件下，使安装运行机构的平台减小，占用桥架的一个节间到两个节间的长度，总之考虑到桥架的设计和制造方便。

4. 制动器要安装在靠近电动机，使浮动轴可以在运行机构制动时发挥吸收冲击动能的作用。

2.2 大车运行机构的计算

已知数据：

起重机的起重量Q=100KN，桥架跨度L=16.5 m，大车运行速度Vdc=90 m/min，工作类型为中级，机构运行持续率为JC%=25，起重机的估计重量G=168 KN，小车的重量为Gxc=40 KN，桥架采用箱形结构。

计算过程如下：

2.2.1确定机构的传动方案

本起重机采用分别传动的方案如图（2-1）

大车运行机构图（2-1）

1—电动机 2—制动器 3—高速浮动轴 4—联轴器 5—减速器 6—联轴器 7低速浮动轴 8—联轴器 9—车轮

2.2.2 选择车轮与轨道，并验算其强度

按照如图所示的重量分布，计算大车的最大轮压和最小轮压：满载时的最大轮压：

pmaxG-GxcQGxcLe168-401004016.51.5=95.6 KN

16.5

空载时最大轮压： P‘max=

G-GxcGxcLe168-404016.51.5

==50.2 KN 42L4216.5

空载时最小轮压： P‘min=

G-GxcGxce168-40401.5

=33.8 KN =

4216.542L

式中的e为主钩中心线离端梁的中心线的最小距离e=1.5 m 载荷率：Q/G=100/168=0.595

由[1]表19-6选择车轮：当运行速度为Vdc=60-90 m/min，Q/G=0.595时工作类型为中级时，车轮直径Dc=500 mm，轨道为P38的许用轮压为150 KN，故可用。

1）.疲劳强度的计算

疲劳强度计算时的等效载荷：

Qd=Φ2·Q=0.6*100000=60000 N 式中Φ2—等效系数，有[1]表4-8查得Φ2=0.6 车论的计算轮压：

Pj = KCI· r ·Pd =1.05×0.89×77450=72380 N

式中：Pd—车轮的等效轮压 Pd=

G-GxcQdGxcL1.5168-40604016.51.5

==77450 N 42L4216.5

r—载荷变化系数，查[1]表19-2，当Qd/G=0.357时，r=0.89

Kc1—冲击系数，查[1]表19-1。第一种载荷当运行速度为V=1.5m/s时，Kc1=1.05

根据点接触情况计算疲劳接触应力：

1212

=72380=13555 Kg/cm2 jPj

Dcr5030

j=135550 N/cm2

式中r-轨顶弧形半径，由[3]附录22查得r=300 mm，对于车轮材料ZG55II，当HB>320时，[jd] =160000-200000 N/cm2，因此满足疲劳强度计算。

2）.强度校核最大轮压的计算：

Pjmax= KcII·Pmax = 1.1×95600 = 105160 N

式中KcII-冲击系数，由[3]表2-7第II类载荷KcII=1.1 按点接触情况进行强度校核的接触应力：

21

jmax=Pjmax

Dcr 

jmax

12

= 

5030

= 15353 Kg/cm2

=153530 N/cm2

车轮采用ZG55II，查[1]表19-3得，HB>320时， [j]=240000-300000 N/cm2，

jmax

故强度足够。 2.2.3 运行阻力计算

摩擦总阻力距

Mm=β（Q+G）（K+μ*d/2）

由[1]表19-4 Dc=500 mm车轮的轴承型号为：22220 K，轴承内径和外径的平均值为：（100+180）/2=140 mm

由[1]中表9-2到表9-4查得：滚动摩擦系数K=0.0006 m，轴承摩擦系数μ=0.02，附加阻力系数β=1.5，代入上式中：

当满载时的运行阻力矩： Mm（Q=Q）= Mm(Q=Q)=(Q+G)(  +×0.14/2）= 804N·m 运行摩擦阻力：Pm（Q=Q）=

) =1.5（100000+168000）×（0.0006+0.022

Mm(QQ)804

= = 3216 N 0.5Dc

空载时：

Mm（Q=0）=β×G×（K+μd/2=1.5×168000×（0.0006+0.02×0.14/2 = 504 N P m（Q=0）= Mm（Q=0）/（Dc/2）= 504×2/0.5 = 2016 N 2.2.4选择电动机

电动机静功率：

Nj=Pj·Vdc/（60·m· ） =3216×90/60/0.95/2=2.54 KW 式中Pj=Pm（Q=Q）—满载运行时的静阻力 (P m（Q=0）=2016 N)

m=2驱动电动机的台数初选电动机功率： N=Kd*Nj=1.3*2.54=3.3 KW

式中Kd-电动机功率增大系数，由[1]表9-6查得Kd=1.3

查[2]表31-27选用电动机YR160M-8；Ne=4 KW，n1=705 rm，（GD2）=0.567 kgm2，电动机的重量Gd=160 kg

2.2.5 验算电动机的发热功率条件

等效功率：

Nx=K25·r·Nj = 0.75×1.3×2.54 = 2.48 KW

式中K25—工作类型系数，由[1]表8-16查得当JC%=25时，K25=0.75 r—由[1]按照起重机工作场所得tq/tg=0.25，由[1]图8-37估得r=1.3 由此可知：Nx

车轮的转数：

nc=Vdc/（π·Dc）= 90/3.14/0.5=57.3 rpm 机构传动比：

i。=n1/nc=705/57.3=12.3

‘

查[2]表19-11，选用两台ZLZ-160-12.5-IV减速器i。=12.5；[N]=9.1KW，当输入转速为750rpm，可见Nj

2.2.7 验算运行速度和实际所需功率

实际运行的速度：

‘

V‘dc=Vdc· i。/ i。= 90×12.3/12.5=88.56 m/min

误差：

ε=（Vdc- V‘dc）/ Vdc =（90-88.56）/90×100%=1.6%

N‘j=Nj·V‘dc/ Vdc = 2.54×88.56/90=2.49 KW 由于N‘j

起动时间：

n1Tp=

375(mMqMj)

(QG)DC2mc(GD) //2

i0

式中n1=705 rpm m=2驱动电动机台数

Mq=1.5×975×N/n1 = 1.5×975×4/705 = 82.9 N·m

满载时运行静阻力矩： Mj（Q=Q）=

Mm(QQ)

i0/

804

= 67.7 N·m

12.50.95

空载运行时静阻力矩： Mj（Q=0）=

Mm(Q0)

i0/

504

= 42.4 N·m

12.50.95

初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩： (GD2)ZL+(GD2)L=0.78 N·m

机构总飞轮矩:

(GD2)1=(GD2)ZL+(GD2)L+(GD2)d = 5.67+0.78 = 6.45 N·m 满载起动时间:

tq(QQ)=

375(mMqMj)

705

375(282.967.7)

(QG)DC2mc(GD) //2

i0

(100000168000)0.25

= 8.91 s 21.156.4512.512.50.95

空载启动时间:

tq(Q0)=

375(mMqMj)

(QG)DC2

mc(GD)/ /2

i0



705

375(282.967.7)

1680000.25

= 5.7 s 21.156.4512.512.50.95

起动时间在允许范围内。 2.2.9 起动工况下校核减速器功率

起动工况下减速器传递的功率:

pdvdcN= /

60m

10000016800088.56QGvdc

式中Pd=Pj+Pg=Pj+=3216+=7746.2 N

10608.91g60tq(QQ)

m/--运行机构中,同一级传动减速器的个数,m/=2. 因此N=

7746.288.56

= 5.89 KW

600.952

所以减速器的[N]中级=9.1KW>N,故所选减速器功率合适。 2.2.10 验算启动不打滑条件

由于起重机室内使用,故坡度阻力及风阻力不考虑在内.以下按三种情况计算.

1.两台电动机空载时同时驱动：

p1f

p2(k)p1k/

Gvdc

Dcg60tq

>nz

式中p1=pmin pmax

=33.8+50.2=84 KN---主动轮轮压 p2= p1=84 KN----从动轮轮压

f=0.2-----粘着系数(室内工作)

nz—防止打滑的安全系数.nz1.05~1.2 n =

16.8101088.56

10605.7

841030.284103(0.00060.02

0.14

)1.5841030.000620. =2.97

n>nz,故两台电动机空载启动不会打滑 2.事故状态

当只有一个驱动装置工作,而无载小车位于工作着的驱动装置这一边时,则 n=

p1f

p2(k)p1k/

Gvdc

Dcg60tq

nz

式中p1=pmax=50.2KN----主动轮轮压

// p2=2pmin+pmax=2×33.8+50.2=117.8 KN---从动轮轮压

tq/---一台电动机工作时空载启动时间

705t=

3754.24

168000.521.150.645 =13.47 s 2

12.50.95

50.20.2

=2.94

16888.56117.8(0.00060.020.07)1.550.20.0006



0.5106013.47

n>nz,故不打滑. 3.事故状态

当只有一个驱动装置工作,而无载小车远离工作着的驱动装置这一边时,则 n=

p1f

nz

Gv/

p(kd

dc2)pg60t

21kq

Dc2

式中P1=P/

min=33.8 KN---主动轮轮压

P2=p//

min2pmax

=33.8+2*50.2=134.2 KN---从动轮轮压 t/q= 13.47 S —与第(2)种工况相同 n=

33.80.2

=1.89

168134.2(0.00060.02)1.533.80.1088.560006

6013.47



故也不会打滑

结论:根据上述不打滑验算结果可知,三种工况均不会打滑 2.2.11选择制动器

由[1]中所述,取制动时间tz=5s 按空载计算动力矩,令Q=0,得:

Mz=1

n1mc(GD2

)GD2

CmM/

j

375t1i2z



0

式中

(pppmmin)Dc

33613440.50.95j



2i/=

212.5

=-19.2 N·m

Pp=0.002G=168000×0.002=336 N

Pmin=G()

2Dc

168000(0.00060.02=

0.0.14

)

=1344 N

M=2----制动器台数.两套驱动装置工作

17051680000.52

21.150.6450.95Mz=19.2=41.2 N·m 2

2375512.5

现选用两台YWZ-200/25的制动器，查[1]表18-10其制动力矩M=200 N·m，为避免打滑，使用时将其制动力矩调制3.5 N·m以下。 2.2.12 选择联轴器

根据传动方案,每套机构的高速轴和低速轴都采用浮动轴. 1.机构高速轴上的计算扭矩：

M/js=MInI=110.6×1.4=154.8 N·m 式中MI—连轴器的等效力矩. MI=1Mel=2×55.3=110.6 N·m

1—等效系数取1=2查[2]表2-7 Mel=9.75*

4000

=55.3 N·m 705

由[2]表33-20查的:电动机Y160M1-8,轴端为圆柱形,d1=48 mm,L=110 mm;由[2]19-5查得ZLZ-160-12.5-iv的减速器,高速轴端为d=32 mm,l=58 mm,故在靠电机端从由表[2]选联轴器ZLL（浮动轴端d=40 mm;[MI]=630 N·m,(GD2)ZL=0.063 2Kg·m,重量G=12.6 Kg）；在靠近减速器端，由[2]选用两个联轴器ZLD，在靠近减速器端浮动轴端直径为d=32mm;[MI]=630 N·m, (GD2)L=0.015 Kg·m, 重量G=8.6 Kg.

高速轴上转动零件的飞轮矩之和为： (GD2)ZL+(GD2)L=0.063+0.015=0.078 Kg·m 与原估算的基本相符，故不需要再算。 2.低速轴的计算扭矩：

M'jsM'jsi0=154.8×15.75×0.95=2316.2 N·m

2.2.13 浮动轴的验算

1）.疲劳强度的计算低速浮动轴的等效力矩：

MI=Ψ1Meli=1.4×55.3×12.5×0.95=919.4 Nm 式中Ψ1—等效系数，由[2]表2-7查得Ψ1=1.4

由上节已取得浮动轴端直径D=60 mm，故其扭转应力为： n

MI919402

2128 N/cmW0.263

由于浮动轴载荷变化为循环（因为浮动轴在运行过程中正反转矩相同），所以许用扭转应力为： 1k

1



113200

=4910 N/cm2 

nI1.921.4

式中，材料用45号钢，取b=60000 N/cm2; s=30000 N/cm2,则-1=0.22b=0.22×60000=13200 N/cm2；s=0.6s=0.6×30000=18000 N/cm2

K=KxKm=1.6×1.2=1.92

考虑零件的几何形状表面状况的应力集中系数Kx=1.6，Km=1.2，nI=1.4—安全系数，由[2]表2-21查得n

2）.静强度的计算计算强度扭矩：

Mmax=Ψ2Meli=2.5×55.3×12.5×0.95=1641.7 Nm 式中Ψ2—动力系数，查[2]表2-5的Ψ2=2.5 扭转应力：

MII1641702

==3800 N/cm W0.263

许用扭转剪应力：II

S

nII



18000

12860 N/cm2 1.4



高速轴所受扭矩虽比低速轴小，但强度还是足够，故高速轴验算省去。 2.2.14 缓冲器的选择

1.碰撞时起重机的动能

2Gv0

W动=

G—带载起重机的重量G=168000+100000×0.1=178000 N V0—碰撞时的瞬时速度，V0=（0.3～0.7）Vdx g—重力加速度取10 m/s2

Gv01780000.51.5则W动==5006.25 N m 2g210

2. 缓冲行程内由运行阻力和制动力消耗的功 W阻=（P摩+P制）S

式中P摩—运行阻力，其最小值为

Pmin=Gf0min=178000×0.008=1424 N

f0min—最小摩擦阻力系数可取f0min=0.008 P度计算 P制=

a制max=17800×0.55=9790 N g

制

—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

a制max=0.55 m /s2 S—缓冲行程取S=140 mm

因此W阻=（1424+9790）×0.14=1569.96 N m 3. 缓冲器的缓冲容量

一个缓冲器要吸收的能量也就是缓冲器应该具有的缓冲容量为：

W缓

W动-W阻

=5006.25-1569.96 =3436.29 N m

式中 n—缓冲器的个数取n=1

由[1]表22-3选择弹簧缓冲器弹簧D=120 mm，d=30 mm

3. 端梁的设计

3.1 端梁的尺寸的确定

3.1.1端梁的截面尺寸

1.端梁截面尺寸的确定：上盖板1=10 mm, 中部下盖板1=10 mm 头部下盖板2=12 mm

按照[1]表19-4直径为500 mm的车轮组尺寸，确定端梁盖板宽度和腹板的高度时，首先应该配置好支承车轮的截面，其次再确定端梁中间截面的尺寸。配置的结果，车轮轮缘距上盖板底面为25 mm;车轮两侧面距离支承处两下盖板内边为10 mm，因此车轮与端梁不容易相碰撞；并且端梁中部下盖板与轨道便的距离为55 mm。如图示（3-1）

端梁的截面尺寸图（3-1）

3.1.2 端梁总体的尺寸

1111

大车轮距的确定：K=（～）L=（～）×16.5=2.06～3.3 m

8585

取K=3300 ㎜

端梁的高度 H0=（0.4～0.6）H主取H0=500 ㎜确定端梁的总长度L=4100 ㎜

3.2 端梁的计算

1.计算载荷的确定

设两根主梁对端梁的作用力Q(G+P)max相等，则端梁的最大支反力：

RA=

P)Q(Qmax(xc22)

式中 K—大车轮距，K=330 cm Lxc—小车轮距，Lxc=200 cm

a2—传动侧车轮轴线至主梁中心线的距离，取a2=70 cm

P)

Q(Qmax=114237N

因此RA=

114237(200270)

=117699N

330

(GP)max

2.端梁垂直最大弯矩端梁在主梁支反力Q

作用下产生的最大弯矩为：

Mzmax=RAa1=117699×60=7.06×106 N

a1—导电侧车轮轴线至主梁中心线的距离，a1=60 cm。 3.端梁的水平最大弯矩

1）. 端梁因车轮在侧向载荷下产生的最大水平弯矩： Mpmax=Sa1

式中：S—车轮侧向载荷，S=P；

—侧压系数，由图2-3查得，=0.08； P—车轮轮压，即端梁的支反力P=RA 因此：

Mpmax=RAa1=0.08×117699×60=564954 N·cm

2）.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：

Mpmax

(LP=

2a2)

P1=37000/7=5290 N 7

式中Pxg—小车的惯性载荷：Pxg= 因此： Mpmax=

'''

5290(200270)

60=327018 N·cm

330

比较Mpmax和Mpmax两值可知，应该取其中较大值进行强度计算。

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： Wx(

h480.63

B1)h=(401)48=2380.8cm 33

端梁中间截面对水平重心线X-X的惯性矩： IxWx

h504

=2380.8 =59520cm

端梁中间截面对垂直重心线Y-Y的截面模数： Wy( =(

B1

h)b 3

4012

480.6)27.4=1154.4cm 3

端梁中间截面对水平重心线X-X的半面积矩： Sx2

hh

24

B1

h14813

=480.612401=1325.6cm

端梁中间截面的最大弯曲应力：

MzmaxMpmax7.061065649542

 max==2965+489=3454 N/cm ''

2380.81154.4Wx

端梁中间截面的剪应力：

(QP)QmaxSx1142371325.62

 ==2120 N/cm '

5952020.6Ix2

端梁支承截面对水平重心线X-X的惯性矩、截面模数及面积矩的计算如下：

首先求水平重心线的位置

水平重心线距上盖板中线的距离：

C1=

1.212.7(0.512.70.5)2111.2(0.512.70.6)

=5.74 cm

401212.70.62111.2

水平重心线距腹板中线的距离： C2=5.74-0.5-0.5×12.7=-1.11 cm 水平重心线距下盖板中线的距离： C3=（12.7+0.5+0.6）-5.74=8.06 cm

端梁支承截面对水平重心线X-X的惯性矩： Ix0=

×40×13+40×1×5.742+2××12.73×0.6+2×12.7×0.6×

1212

1.112+2×11×1.23+2×11×1.2×8.062=3297 cm4 端梁支承截面对水平重心线X-X的最小截面模数：

Wx=Ix0×

1C3

=3297×

=406.1 cm3

8.060.6

端梁支承截面水平重心线X-X下部半面积矩：

Sx0=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弯矩： Mz=RAd=117699×14=1647786 Ncm 式中—

端梁支承截面的弯曲应力： 

Z'x0



1647786

=4057.6 N/cm2

406.1

端梁支承截面的剪应力： 

Ax0

nIx0



117699229.5

=6827.4 N/cm2

232970.6

端梁支承截面的合成应力： 

3'4057.6236827.42=12501.5 N/cm

端梁材料的许用应力：

[d]II=(0.80～0.85) []II=(0.80～0.85)16000=12800～13600 N/cm2

[d]II=(0.80～0.85) []II= (0.80～0.85)9500 =7600～8070 N/cm2 验算强度结果，所有计算应力均小于材料的许用应力，故端梁的强度满足要求。

3.3 主要焊缝的计算

3.3.1 端梁端部上翼缘焊缝

端梁支承截面上盖板对水平重心线X-X的截面积矩：

=40×1×5.74=229.6 cm S1

端梁上盖板翼缘焊缝的剪应力：



A2nI

'x0

0.7hf



117699229.6

=4878.8 N/cm2

432970.70.6

式中n1—上盖板翼缘焊缝数； hf—焊肉的高度，取hf=0.6 cm 3.3.2 下盖板翼缘焊缝的剪应力验算

端梁支承截面下盖板对水平重心线X-X的面积矩：

S1=2×12×1.2×8.06=232.128 cm

端梁下盖板翼缘焊缝的剪应力： 2

A2

0.7hf



117699232.128

=4929.8 N/cm2

432970.70.6

由[1]表查得[]=9500 N/cm2，因此焊缝计算应力满足要求。

4. 端梁接头的设计

4.1 端梁接头的确定及计算

端梁的安装接头设计在端梁的中部，根据端梁轮距K大小，则端梁有一个安装接头。

端梁的街头的上盖板和腹板焊有角钢做的连接法兰，下盖板的接头用连接板和受剪切的螺栓连接。顶部的角钢是顶紧的，其连接螺栓基本不受力。同时在下盖板与连接板钻孔是应该同时钻孔。

如下图为接头的安装图

下盖板与连接板的连接采用M18的螺栓，而角钢与腹板和上盖板的连接采用M16的螺栓。

（a）

连接板和角钢连接图4-1(b)

4.1.1 腹板和下盖板螺栓受力计算

1.腹板最下一排螺栓受力最大，每个螺栓所受的拉力为： N拉=

(Hb)M

n0H2d02

22n(Hba1)24ai2

2.5d1i1

(50065)7.06107

125002182

212(500250)24(18521152452)2.516

=12500 N

2.下腹板每个螺栓所受的剪力相等，其值为：

d0500182H

N剪=212500=7200 N 2N1 =

(50065)2.516(Hb)2.5d1

式中n0—下盖板一端总受剪面数；n0=12 N剪 —下盖板一个螺栓受剪面所受的剪力： n—一侧腹板受拉螺栓总数；n=12

d1—腹板上连接螺栓的直径（静截面）

d0—下腹板连接螺栓的直径；d1=16 mm

H—梁高；H=500 mm

M—连接处的垂直弯矩；M=7.06×106

其余的尺寸如图示

4.1.2 上盖板和腹板角钢的连接焊缝受力计算

1. 上盖板角钢连接焊缝受剪，其值为：

n0Hd02n(Hba1)

Q=[2]N拉

Hb2.5(Hb)d1

12

25012500182

=[]12500=172500 N

500652.5(50065)162

2.腹板角钢的连接焊缝同时受拉和受弯，其值分别为： N腹=

`n(Hba1)6(50065185)

12500 =43100 N N拉=

50065Hb

2(18521152452)

N拉 =12500=2843000 Nmm M腹=

Hb50065

i1

2ai2

4.2 计算螺栓和焊缝的强度

4.2.1 螺栓的强度校核

1.精制螺栓的许用抗剪承载力： [N剪]=

n剪d2

33.141.8213500[]= =103007.7 N

2.螺栓的许用抗拉承载力

3.141.6213500[]=[N拉]= =27129.6 N 44

d2

式中[]=13500 N/cm2 []=13500 N/cm2 由[1]表25-5查得由于N拉

1.对腹板由弯矩M产生的焊缝最大剪应力： M=

Mb28430043==15458.7 N/ cm2 2I2395.4

hb2h0.643243

(l)(7) =395.4 ——焊缝的惯性矩式中—I≈2626

其余尺寸见图

2.由剪力Q产生的焊缝剪应力：

Q=

Q114237 ==4427.7 N/ cm2 bh430.6

折算剪应力：

2222

Q=M=.724427.72=16079.6 N/ cm

[]由[1]表25-3查得

式中h—焊缝的计算厚度取h=6 mm 3.对上角钢的焊缝 =

N1776.8==211.5 N/ cm2

由上计算符合要求。

5. 焊接工艺设计

对桥式起重机来说，其桥架结构主要是由很多钢板通过焊接的方法连接在一起，焊接的工艺的正确与否直接影响桥式起重机的力学性能和寿命。角焊缝常用的确定焊角高度的方法

5-1

角焊缝最小厚度为： a≥0.3max+1

max为焊接件的较大厚度，但焊缝最小厚度不小于4 mm，当焊接件的厚度小于4 mm时，焊缝厚度与焊接件的厚度相同。

角焊缝的厚度还不应该大于较薄焊接件的厚度的1.2倍，即:a≤1.2 min 按照以上的计算方法可以确定端梁桥架焊接的焊角高度a=6 mm.

在端梁桥架连接过程中均采用手工电弧焊，在焊接的过程中焊缝的布置很关键，桥架的焊缝有很多地方密集交叉在设计时应该避免如图5-1（a）、5-1（b）示

5-2（a）

5-2(b)

定位板和弯板的焊接时候，由于定位板起导向作用，在焊接时要特别注意，焊角高度不能太高，否则车轮组在和端梁装配的时，车轮组不能从正确位置导入，焊接中采用E5015（J507）焊条，焊条直径d=3.2 mm,焊接电流160 A,焊角高度最大4㎜。如图5-2位弯板和定位板的焊接

5-3

角钢和腹板、上盖板的焊接采用的是搭接的方法，在焊好后再将两段端梁拼在一块进行钻孔。

由于所用的板材厚度大部分都小于10 mm ,在焊接过程中都不开坡口进行焊接。主要焊缝的焊接过程如下表：

6. 小结及参考文献

经过了一个星期的课

程设计，我学到

了很多关于起重机的知识，同时也获得了同学和老师的帮助。

在前期的设计计算过程中，温习了以前所学的所有知识，并对其进行了巩固。在计算过程中，发现了一些疑难问题和以前没有注意的知识点和方法，通过老师的指导和讲解，自己的复习对其进行了理解和掌握。在规定的时间内完成了前期计算过程。

其次，通过应用CAD技术绘图，使我掌握了CAD的使用方法，同时也从中学到了许多绘图方法和技巧，特别是快捷键的应用。使我在比较短的时间内能够完成所要画的图纸。在写设计说明书的过程中，掌握了word和公式编辑器的应用。虽然在编写过程中遇到的难题，通过向自己的摸索和同学的帮助都的到了解决。

在这次设计过程中，我查阅了大量的相关资料。掌握了许多新方法和新知识。使自己的专业知识的到了大大补充。特别是一些自己平时所学课本上没有介绍的知识。例如：翼缘板和腹板加劲肋的选用、计算和校核。同时还了解了目前的起重机的发展情况以及以后的发展，并掌握一些最新技术和设计理论。针对此次的设计，随着对整机的不断深入了解，也发现了设计存在的一些问题。一方面，由于缺乏必要的生产实践知识，我们的设计还局限于一定的想象空间上，实际中不生产或加工比较困难。另一方面，在设计的过程中，缺乏对细节的考虑，只抓住了其中大的框架，后续的工作还有很多

通过这次毕业设计，使我感觉收获颇多。在设计中培养了大家的团队合作精神，遇到问题大家集体讨论进行解决，还有CAD技术的应用，这些对于我们即

将走向工作岗位的新人是一个很好的培训和锻炼，同时也是平时所学的理论和实践的一次结合。这次设计将对我们的以后工作和学习奠下重要的理论知识基础和实践经验。

参考文献

[1] 起重机设计手册编写组，《起重机设计手册》，机械工业出版社，1980

[2] 吴宗泽主编，《机械设计师手册》，机械工业出版社，2002

[3] 北京钢铁学院编，《起重机课程设计》，冶金工业出版社，1982 [4] 中国机械工程学会焊接学会编，《焊接手册》，机械工业出版社，1992

2 大车运行机构的设计.......................................2

2.1 设计的基本原则和要求................................2 2.1.1 机构传动方案..................................3

2.1.2 大车运行机构具体布置的主要问题.................3

2.2 大车运行机构的运算..............................3 2.2.1 确定机构的传动方案............................4

1. 绪论

1.1 起重机的介绍

1.2 起重机设计的总体方案

本次起重机设计的主要参数如下:

根据上述参数确定的总体方案如下： 1.2.1 主梁的设计：

小车主要有起升机构、运行机构和小车架组成。

带浮动轴的半齿联轴器的连接方式。

小车架的设计，采用粗略的计算方法，靠现有资料和经验来进行，采用钢板冲压成型的型钢来代替原来的焊接横梁。 1.2.3 端梁的设计：

在装配起重机的时候，先将端梁的一段与其中的一根主梁连接在一起，然后再将端梁的两段连接起来。

2. 大车运行机构的设计

2.1设计的基本原则和要求

大车运行机构的设计通常和桥架的设计一起考虑，两者的设计工作要交叉进行，一般的设计步骤：

1. 确定桥架结构的形式和大车运行机构的传方式 2. 布置桥架的结构尺寸

3. 安排大车运行机构的具体位置和尺寸 4. 综合考虑二者的关系和完成部分的设计对大车运行机构设计的基本要求是： 1. 机构要紧凑，重量要轻

2. 和桥架配合要合适，这样桥架设计容易，机构好布置

3. 尽量减轻主梁的扭转载荷，不影响桥架刚度 4. 维修检修方便，机构布置合理 2.1.1机构传动方案

大车机构传动方案，基本分为两类：

1. 联轴器的选择 2. 轴承位置的安排 3. 轴长度的确定这三着是互相联系的。

在具体布置大车运行机构的零部件时应该注意以几点：

2. 为了减少主梁的扭转载荷，应该使机构零件尽量靠近主梁而远离走台栏杆；尽量靠近端梁，使端梁能直接支撑一部分零部件的重量。

4. 制动器要安装在靠近电动机，使浮动轴可以在运行机构制动时发挥吸收冲击动能的作用。

2.2 大车运行机构的计算

已知数据：

计算过程如下：

2.2.1确定机构的传动方案

本起重机采用分别传动的方案如图（2-1）

大车运行机构图（2-1）

1—电动机 2—制动器 3—高速浮动轴 4—联轴器 5—减速器 6—联轴器 7低速浮动轴 8—联轴器 9—车轮

2.2.2 选择车轮与轨道，并验算其强度

按照如图所示的重量分布，计算大车的最大轮压和最小轮压：满载时的最大轮压：

pmaxG-GxcQGxcLe168-401004016.51.5=95.6 KN

16.5

空载时最大轮压： P‘max=

G-GxcGxcLe168-404016.51.5

==50.2 KN 42L4216.5

空载时最小轮压： P‘min=

G-GxcGxce168-40401.5

=33.8 KN =

4216.542L

式中的e为主钩中心线离端梁的中心线的最小距离e=1.5 m 载荷率：Q/G=100/168=0.595

由[1]表19-6选择车轮：当运行速度为Vdc=60-90 m/min，Q/G=0.595时工作类型为中级时，车轮直径Dc=500 mm，轨道为P38的许用轮压为150 KN，故可用。

1）.疲劳强度的计算

疲劳强度计算时的等效载荷：

Qd=Φ2·Q=0.6*100000=60000 N 式中Φ2—等效系数，有[1]表4-8查得Φ2=0.6 车论的计算轮压：

Pj = KCI· r ·Pd =1.05×0.89×77450=72380 N

式中：Pd—车轮的等效轮压 Pd=

G-GxcQdGxcL1.5168-40604016.51.5

==77450 N 42L4216.5

r—载荷变化系数，查[1]表19-2，当Qd/G=0.357时，r=0.89

Kc1—冲击系数，查[1]表19-1。第一种载荷当运行速度为V=1.5m/s时，Kc1=1.05

根据点接触情况计算疲劳接触应力：

1212

=72380=13555 Kg/cm2 jPj

Dcr5030

j=135550 N/cm2

式中r-轨顶弧形半径，由[3]附录22查得r=300 mm，对于车轮材料ZG55II，当HB>320时，[jd] =160000-200000 N/cm2，因此满足疲劳强度计算。

2）.强度校核最大轮压的计算：

Pjmax= KcII·Pmax = 1.1×95600 = 105160 N

式中KcII-冲击系数，由[3]表2-7第II类载荷KcII=1.1 按点接触情况进行强度校核的接触应力：

21

jmax=Pjmax

Dcr 

jmax

12

= 

5030

= 15353 Kg/cm2

=153530 N/cm2

车轮采用ZG55II，查[1]表19-3得，HB>320时， [j]=240000-300000 N/cm2，

jmax

故强度足够。 2.2.3 运行阻力计算

摩擦总阻力距

Mm=β（Q+G）（K+μ*d/2）

由[1]表19-4 Dc=500 mm车轮的轴承型号为：22220 K，轴承内径和外径的平均值为：（100+180）/2=140 mm

由[1]中表9-2到表9-4查得：滚动摩擦系数K=0.0006 m，轴承摩擦系数μ=0.02，附加阻力系数β=1.5，代入上式中：

当满载时的运行阻力矩： Mm（Q=Q）= Mm(Q=Q)=(Q+G)(  +×0.14/2）= 804N·m 运行摩擦阻力：Pm（Q=Q）=

) =1.5（100000+168000）×（0.0006+0.022

Mm(QQ)804

= = 3216 N 0.5Dc

空载时：

Mm（Q=0）=β×G×（K+μd/2=1.5×168000×（0.0006+0.02×0.14/2 = 504 N P m（Q=0）= Mm（Q=0）/（Dc/2）= 504×2/0.5 = 2016 N 2.2.4选择电动机

电动机静功率：

Nj=Pj·Vdc/（60·m· ） =3216×90/60/0.95/2=2.54 KW 式中Pj=Pm（Q=Q）—满载运行时的静阻力 (P m（Q=0）=2016 N)

m=2驱动电动机的台数初选电动机功率： N=Kd*Nj=1.3*2.54=3.3 KW

式中Kd-电动机功率增大系数，由[1]表9-6查得Kd=1.3

查[2]表31-27选用电动机YR160M-8；Ne=4 KW，n1=705 rm，（GD2）=0.567 kgm2，电动机的重量Gd=160 kg

2.2.5 验算电动机的发热功率条件

等效功率：

Nx=K25·r·Nj = 0.75×1.3×2.54 = 2.48 KW

式中K25—工作类型系数，由[1]表8-16查得当JC%=25时，K25=0.75 r—由[1]按照起重机工作场所得tq/tg=0.25，由[1]图8-37估得r=1.3 由此可知：Nx

车轮的转数：

nc=Vdc/（π·Dc）= 90/3.14/0.5=57.3 rpm 机构传动比：

i。=n1/nc=705/57.3=12.3

‘

查[2]表19-11，选用两台ZLZ-160-12.5-IV减速器i。=12.5；[N]=9.1KW，当输入转速为750rpm，可见Nj

2.2.7 验算运行速度和实际所需功率

实际运行的速度：

‘

V‘dc=Vdc· i。/ i。= 90×12.3/12.5=88.56 m/min

误差：

ε=（Vdc- V‘dc）/ Vdc =（90-88.56）/90×100%=1.6%

N‘j=Nj·V‘dc/ Vdc = 2.54×88.56/90=2.49 KW 由于N‘j

起动时间：

n1Tp=

375(mMqMj)

(QG)DC2mc(GD) //2

i0

式中n1=705 rpm m=2驱动电动机台数

Mq=1.5×975×N/n1 = 1.5×975×4/705 = 82.9 N·m

满载时运行静阻力矩： Mj（Q=Q）=

Mm(QQ)

i0/

804

= 67.7 N·m

12.50.95

空载运行时静阻力矩： Mj（Q=0）=

Mm(Q0)

i0/

504

= 42.4 N·m

12.50.95

初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩： (GD2)ZL+(GD2)L=0.78 N·m

机构总飞轮矩:

(GD2)1=(GD2)ZL+(GD2)L+(GD2)d = 5.67+0.78 = 6.45 N·m 满载起动时间:

tq(QQ)=

375(mMqMj)

705

375(282.967.7)

(QG)DC2mc(GD) //2

i0

(100000168000)0.25

= 8.91 s 21.156.4512.512.50.95

空载启动时间:

tq(Q0)=

375(mMqMj)

(QG)DC2

mc(GD)/ /2

i0



705

375(282.967.7)

1680000.25

= 5.7 s 21.156.4512.512.50.95

起动时间在允许范围内。 2.2.9 起动工况下校核减速器功率

起动工况下减速器传递的功率:

pdvdcN= /

60m

10000016800088.56QGvdc

式中Pd=Pj+Pg=Pj+=3216+=7746.2 N

10608.91g60tq(QQ)

m/--运行机构中,同一级传动减速器的个数,m/=2. 因此N=

7746.288.56

= 5.89 KW

600.952

所以减速器的[N]中级=9.1KW>N,故所选减速器功率合适。 2.2.10 验算启动不打滑条件

由于起重机室内使用,故坡度阻力及风阻力不考虑在内.以下按三种情况计算.

1.两台电动机空载时同时驱动：

p1f

p2(k)p1k/

Gvdc

Dcg60tq

>nz

式中p1=pmin pmax

=33.8+50.2=84 KN---主动轮轮压 p2= p1=84 KN----从动轮轮压

f=0.2-----粘着系数(室内工作)

nz—防止打滑的安全系数.nz1.05~1.2 n =

16.8101088.56

10605.7

841030.284103(0.00060.02

0.14

)1.5841030.000620. =2.97

n>nz,故两台电动机空载启动不会打滑 2.事故状态

当只有一个驱动装置工作,而无载小车位于工作着的驱动装置这一边时,则 n=

p1f

p2(k)p1k/

Gvdc

Dcg60tq

nz

式中p1=pmax=50.2KN----主动轮轮压

// p2=2pmin+pmax=2×33.8+50.2=117.8 KN---从动轮轮压

tq/---一台电动机工作时空载启动时间

705t=

3754.24

168000.521.150.645 =13.47 s 2

12.50.95

50.20.2

=2.94

16888.56117.8(0.00060.020.07)1.550.20.0006



0.5106013.47

n>nz,故不打滑. 3.事故状态

当只有一个驱动装置工作,而无载小车远离工作着的驱动装置这一边时,则 n=

p1f

nz

Gv/

p(kd

dc2)pg60t

21kq

Dc2

式中P1=P/

min=33.8 KN---主动轮轮压

P2=p//

min2pmax

=33.8+2*50.2=134.2 KN---从动轮轮压 t/q= 13.47 S —与第(2)种工况相同 n=

33.80.2

=1.89

168134.2(0.00060.02)1.533.80.1088.560006

6013.47



故也不会打滑

结论:根据上述不打滑验算结果可知,三种工况均不会打滑 2.2.11选择制动器

由[1]中所述,取制动时间tz=5s 按空载计算动力矩,令Q=0,得:

Mz=1

n1mc(GD2

)GD2

CmM/

j

375t1i2z



0

式中

(pppmmin)Dc

33613440.50.95j



2i/=

212.5

=-19.2 N·m

Pp=0.002G=168000×0.002=336 N

Pmin=G()

2Dc

168000(0.00060.02=

0.0.14

)

=1344 N

M=2----制动器台数.两套驱动装置工作

17051680000.52

21.150.6450.95Mz=19.2=41.2 N·m 2

2375512.5

现选用两台YWZ-200/25的制动器，查[1]表18-10其制动力矩M=200 N·m，为避免打滑，使用时将其制动力矩调制3.5 N·m以下。 2.2.12 选择联轴器

根据传动方案,每套机构的高速轴和低速轴都采用浮动轴. 1.机构高速轴上的计算扭矩：

M/js=MInI=110.6×1.4=154.8 N·m 式中MI—连轴器的等效力矩. MI=1Mel=2×55.3=110.6 N·m

1—等效系数取1=2查[2]表2-7 Mel=9.75*

4000

=55.3 N·m 705

高速轴上转动零件的飞轮矩之和为： (GD2)ZL+(GD2)L=0.063+0.015=0.078 Kg·m 与原估算的基本相符，故不需要再算。 2.低速轴的计算扭矩：

M'jsM'jsi0=154.8×15.75×0.95=2316.2 N·m

2.2.13 浮动轴的验算

1）.疲劳强度的计算低速浮动轴的等效力矩：

MI=Ψ1Meli=1.4×55.3×12.5×0.95=919.4 Nm 式中Ψ1—等效系数，由[2]表2-7查得Ψ1=1.4

由上节已取得浮动轴端直径D=60 mm，故其扭转应力为： n

MI919402

2128 N/cmW0.263

由于浮动轴载荷变化为循环（因为浮动轴在运行过程中正反转矩相同），所以许用扭转应力为： 1k

1



113200

=4910 N/cm2 

nI1.921.4

式中，材料用45号钢，取b=60000 N/cm2; s=30000 N/cm2,则-1=0.22b=0.22×60000=13200 N/cm2；s=0.6s=0.6×30000=18000 N/cm2

K=KxKm=1.6×1.2=1.92

考虑零件的几何形状表面状况的应力集中系数Kx=1.6，Km=1.2，nI=1.4—安全系数，由[2]表2-21查得n

2）.静强度的计算计算强度扭矩：

Mmax=Ψ2Meli=2.5×55.3×12.5×0.95=1641.7 Nm 式中Ψ2—动力系数，查[2]表2-5的Ψ2=2.5 扭转应力：

MII1641702

==3800 N/cm W0.263

许用扭转剪应力：II

S

nII



18000

12860 N/cm2 1.4



高速轴所受扭矩虽比低速轴小，但强度还是足够，故高速轴验算省去。 2.2.14 缓冲器的选择

1.碰撞时起重机的动能

2Gv0

W动=

G—带载起重机的重量G=168000+100000×0.1=178000 N V0—碰撞时的瞬时速度，V0=（0.3～0.7）Vdx g—重力加速度取10 m/s2

Gv01780000.51.5则W动==5006.25 N m 2g210

2. 缓冲行程内由运行阻力和制动力消耗的功 W阻=（P摩+P制）S

式中P摩—运行阻力，其最小值为

Pmin=Gf0min=178000×0.008=1424 N

f0min—最小摩擦阻力系数可取f0min=0.008 P度计算 P制=

a制max=17800×0.55=9790 N g

制

—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

a制max=0.55 m /s2 S—缓冲行程取S=140 mm

因此W阻=（1424+9790）×0.14=1569.96 N m 3. 缓冲器的缓冲容量

一个缓冲器要吸收的能量也就是缓冲器应该具有的缓冲容量为：

W缓

W动-W阻

=5006.25-1569.96 =3436.29 N m

式中 n—缓冲器的个数取n=1

由[1]表22-3选择弹簧缓冲器弹簧D=120 mm，d=30 mm

3. 端梁的设计

3.1 端梁的尺寸的确定

3.1.1端梁的截面尺寸

1.端梁截面尺寸的确定：上盖板1=10 mm, 中部下盖板1=10 mm 头部下盖板2=12 mm

端梁的截面尺寸图（3-1）

3.1.2 端梁总体的尺寸

1111

大车轮距的确定：K=（～）L=（～）×16.5=2.06～3.3 m

8585

取K=3300 ㎜

端梁的高度 H0=（0.4～0.6）H主取H0=500 ㎜确定端梁的总长度L=4100 ㎜

3.2 端梁的计算

1.计算载荷的确定

设两根主梁对端梁的作用力Q(G+P)max相等，则端梁的最大支反力：

RA=

P)Q(Qmax(xc22)

式中 K—大车轮距，K=330 cm Lxc—小车轮距，Lxc=200 cm

a2—传动侧车轮轴线至主梁中心线的距离，取a2=70 cm

P)

Q(Qmax=114237N

因此RA=

114237(200270)

=117699N

330

(GP)max

2.端梁垂直最大弯矩端梁在主梁支反力Q

作用下产生的最大弯矩为：

Mzmax=RAa1=117699×60=7.06×106 N

a1—导电侧车轮轴线至主梁中心线的距离，a1=60 cm。 3.端梁的水平最大弯矩

1）. 端梁因车轮在侧向载荷下产生的最大水平弯矩： Mpmax=Sa1

式中：S—车轮侧向载荷，S=P；

—侧压系数，由图2-3查得，=0.08； P—车轮轮压，即端梁的支反力P=RA 因此：

Mpmax=RAa1=0.08×117699×60=564954 N·cm

2）.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：

Mpmax

(LP=

2a2)

P1=37000/7=5290 N 7

式中Pxg—小车的惯性载荷：Pxg= 因此： Mpmax=

'''

5290(200270)

60=327018 N·cm

330

比较Mpmax和Mpmax两值可知，应该取其中较大值进行强度计算。

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： Wx(

h480.63

B1)h=(401)48=2380.8cm 33

端梁中间截面对水平重心线X-X的惯性矩： IxWx

h504

=2380.8 =59520cm

端梁中间截面对垂直重心线Y-Y的截面模数： Wy( =(

B1

h)b 3

4012

480.6)27.4=1154.4cm 3

端梁中间截面对水平重心线X-X的半面积矩： Sx2

hh

24

B1

h14813

=480.612401=1325.6cm

端梁中间截面的最大弯曲应力：

MzmaxMpmax7.061065649542

 max==2965+489=3454 N/cm ''

2380.81154.4Wx

端梁中间截面的剪应力：

(QP)QmaxSx1142371325.62

 ==2120 N/cm '

5952020.6Ix2

端梁支承截面对水平重心线X-X的惯性矩、截面模数及面积矩的计算如下：

首先求水平重心线的位置

水平重心线距上盖板中线的距离：

C1=

1.212.7(0.512.70.5)2111.2(0.512.70.6)

=5.74 cm

401212.70.62111.2

水平重心线距腹板中线的距离： C2=5.74-0.5-0.5×12.7=-1.11 cm 水平重心线距下盖板中线的距离： C3=（12.7+0.5+0.6）-5.74=8.06 cm

端梁支承截面对水平重心线X-X的惯性矩： Ix0=

×40×13+40×1×5.742+2××12.73×0.6+2×12.7×0.6×

1212

1.112+2×11×1.23+2×11×1.2×8.062=3297 cm4 端梁支承截面对水平重心线X-X的最小截面模数：

Wx=Ix0×

1C3

=3297×

=406.1 cm3

8.060.6

端梁支承截面水平重心线X-X下部半面积矩：

Sx0=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弯矩： Mz=RAd=117699×14=1647786 Ncm 式中—

端梁支承截面的弯曲应力： 

Z'x0



1647786

=4057.6 N/cm2

406.1

端梁支承截面的剪应力： 

Ax0

nIx0



117699229.5

=6827.4 N/cm2

232970.6

端梁支承截面的合成应力： 

3'4057.6236827.42=12501.5 N/cm

端梁材料的许用应力：

[d]II=(0.80～0.85) []II=(0.80～0.85)16000=12800～13600 N/cm2

[d]II=(0.80～0.85) []II= (0.80～0.85)9500 =7600～8070 N/cm2 验算强度结果，所有计算应力均小于材料的许用应力，故端梁的强度满足要求。

3.3 主要焊缝的计算

3.3.1 端梁端部上翼缘焊缝

端梁支承截面上盖板对水平重心线X-X的截面积矩：

=40×1×5.74=229.6 cm S1

端梁上盖板翼缘焊缝的剪应力：



A2nI

'x0

0.7hf



117699229.6

=4878.8 N/cm2

432970.70.6

式中n1—上盖板翼缘焊缝数； hf—焊肉的高度，取hf=0.6 cm 3.3.2 下盖板翼缘焊缝的剪应力验算

端梁支承截面下盖板对水平重心线X-X的面积矩：

S1=2×12×1.2×8.06=232.128 cm

端梁下盖板翼缘焊缝的剪应力： 2

A2

0.7hf



117699232.128

=4929.8 N/cm2

432970.70.6

由[1]表查得[]=9500 N/cm2，因此焊缝计算应力满足要求。

4. 端梁接头的设计

4.1 端梁接头的确定及计算

端梁的安装接头设计在端梁的中部，根据端梁轮距K大小，则端梁有一个安装接头。

如下图为接头的安装图

下盖板与连接板的连接采用M18的螺栓，而角钢与腹板和上盖板的连接采用M16的螺栓。

（a）

连接板和角钢连接图4-1(b)

4.1.1 腹板和下盖板螺栓受力计算

1.腹板最下一排螺栓受力最大，每个螺栓所受的拉力为： N拉=

(Hb)M

n0H2d02

22n(Hba1)24ai2

2.5d1i1

(50065)7.06107

125002182

212(500250)24(18521152452)2.516

=12500 N

2.下腹板每个螺栓所受的剪力相等，其值为：

d0500182H

N剪=212500=7200 N 2N1 =

(50065)2.516(Hb)2.5d1

式中n0—下盖板一端总受剪面数；n0=12 N剪 —下盖板一个螺栓受剪面所受的剪力： n—一侧腹板受拉螺栓总数；n=12

d1—腹板上连接螺栓的直径（静截面）

d0—下腹板连接螺栓的直径；d1=16 mm

H—梁高；H=500 mm

M—连接处的垂直弯矩；M=7.06×106

其余的尺寸如图示

4.1.2 上盖板和腹板角钢的连接焊缝受力计算

1. 上盖板角钢连接焊缝受剪，其值为：

n0Hd02n(Hba1)

Q=[2]N拉

Hb2.5(Hb)d1

12

25012500182

=[]12500=172500 N

500652.5(50065)162

2.腹板角钢的连接焊缝同时受拉和受弯，其值分别为： N腹=

`n(Hba1)6(50065185)

12500 =43100 N N拉=

50065Hb

2(18521152452)

N拉 =12500=2843000 Nmm M腹=

Hb50065

i1

2ai2

4.2 计算螺栓和焊缝的强度

4.2.1 螺栓的强度校核

1.精制螺栓的许用抗剪承载力： [N剪]=

n剪d2

33.141.8213500[]= =103007.7 N

2.螺栓的许用抗拉承载力

3.141.6213500[]=[N拉]= =27129.6 N 44

d2

式中[]=13500 N/cm2 []=13500 N/cm2 由[1]表25-5查得由于N拉

1.对腹板由弯矩M产生的焊缝最大剪应力： M=

Mb28430043==15458.7 N/ cm2 2I2395.4

hb2h0.643243

(l)(7) =395.4 ——焊缝的惯性矩式中—I≈2626

其余尺寸见图

2.由剪力Q产生的焊缝剪应力：

Q=

Q114237 ==4427.7 N/ cm2 bh430.6

折算剪应力：

2222

Q=M=.724427.72=16079.6 N/ cm

[]由[1]表25-3查得

式中h—焊缝的计算厚度取h=6 mm 3.对上角钢的焊缝 =

N1776.8==211.5 N/ cm2

由上计算符合要求。

5. 焊接工艺设计

5-1

角焊缝最小厚度为： a≥0.3max+1

max为焊接件的较大厚度，但焊缝最小厚度不小于4 mm，当焊接件的厚度小于4 mm时，焊缝厚度与焊接件的厚度相同。

角焊缝的厚度还不应该大于较薄焊接件的厚度的1.2倍，即:a≤1.2 min 按照以上的计算方法可以确定端梁桥架焊接的焊角高度a=6 mm.

5-2（a）

5-2(b)

5-3

角钢和腹板、上盖板的焊接采用的是搭接的方法，在焊好后再将两段端梁拼在一块进行钻孔。

由于所用的板材厚度大部分都小于10 mm ,在焊接过程中都不开坡口进行焊接。主要焊缝的焊接过程如下表：

6. 小结及参考文献

经过了一个星期的课

程设计，我学到

了很多关于起重机的知识，同时也获得了同学和老师的帮助。

通过这次毕业设计，使我感觉收获颇多。在设计中培养了大家的团队合作精神，遇到问题大家集体讨论进行解决，还有CAD技术的应用，这些对于我们即

参考文献

[1] 起重机设计手册编写组，《起重机设计手册》，机械工业出版社，1980

[2] 吴宗泽主编，《机械设计师手册》，机械工业出版社，2002

[3] 北京钢铁学院编，《起重机课程设计》，冶金工业出版社，1982 [4] 中国机械工程学会焊接学会编，《焊接手册》，机械工业出版社，1992

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