课程方案设计书--桥式起重机.doc

桥式起重机课程设计

一. 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 15m, 起升高度为7m， 起升速度7m/min

小车运行速度v=40m/min 大车运行速度 v=85m/min 大车运行传动方式为分

别传动：桥架主梁型式，箱型梁， 小车估计重量4t,起重机的重量16.8t。
1. 起重机的介绍
主梁 跨度15 m，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达成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取

H0=0.4-0.6H，腹板的稳定性有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。
大车的设计
一．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
二．大车运行机构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。矚慫润厲钐瘗睞枥庑赖。
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。聞創沟燴鐺險爱氇谴净。
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。残骛楼諍锩瀨濟溆塹籟。
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。
小车的设计：
小车主要有起升结构、运行结构和小车架组成。

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轴速轴之间

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

轴好和车轮轴不在同一平面上，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与车轮之间均采用

带浮动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．特征
一）起升和运行机构由独立的部件构成
端梁的设计：
端梁部分在起重机中有着重要的作用，它是承载平移运部分运输的关键部件。
端梁部分是有仇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。梁端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，先将梁端的一段与其中的一根主梁连接在一起，然后

再将梁端的两段接连起来。
2.总体结构示意图

二．机构计算（关键件）
一） 确定起升机构的传动方案<如图 一>，选择大车。
图一

大车运行结构图

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-低俗浮动轴 8-联轴器 9-车轮酽锕极額閉镇桧猪訣锥。
二） 基本分两类
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。
三） 车轮与轨道的选择，强度的验算
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=
=
=95KN
空载时最大轮压：
P‘max=
=
=50KN.
空载时最小轮压：
P‘min=
=
=34KN
式中的e为主钩中心线离端梁的中心线的最小距离e=1.5m
载荷率：Q/G=100/168=0.595
由计算选择车轮：当运行速度为Vdc=60-85m/min，Q/G=0.595时工作类型为中级时，车轮直径Dc=500mm，轨道为P38的许用轮压为150KN。彈贸摄尔霁毙攬砖卤庑。
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=60000N
式中Φ2—等效系数，查的Φ2=0.6
车论的计算轮压：
Pj= KCI· r ·Pd
=1.05×0.89×77000
=71957N
式中：Pd—车轮的等效轮压
Pd=
=
=77000N
r—载荷变化系数，当Qd/G=0.357时，r=0.89
Kc1—冲击系数，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：
sj=4000
=4000
=14563Kg/cm2
sj =145630N/cm2
式中r-轨顶弧形半径，由查得r=300mm，对于车轮材料ZG55II，当HB>320时，[sjd] =160000-200000N/cm2，因此满足疲劳强度计算。謀荞抟箧飆鐸怼类蒋薔。
2）.强度校核
最大轮压的计算：
Pjmax=KcII·Pmax
=1.1×95600
=105160N
式中KcII-冲击系数，载荷KcII=1.1厦礴恳蹒骈時盡继價骚。
按点接触情况进行强度校核的接触应力：
jmax=
=
=15353Kg/cm2
jmax =153530N/cm2
车轮采用ZG55II，查得，HB>320时， [j]=240000-300000N/cm2，茕桢广鳓鯡选块网羈泪。
jmax < [j]
故强度足够。
运行阻力计算
摩擦总阻力距
Mm=β（Q+G）（K+μ*d/2）
由 Dc=500mm车轮的轴承型号为：22220K， 轴承内径和外径的平均值为：（100+180）/2=140mm鹅娅尽損鹌惨歷茏鴛賴。
由查得：滚动摩擦系数K=0.0006m，轴承摩擦系数μ=0.02，附加阻力系数β=1.5，代入上式中：籟丛妈羥为贍偾蛏练淨。
当满载时的运行阻力矩：
Mm（Q=Q）= Mm(Q=Q)=b(Q+G)( k +m) =1.5（100000+168000）×（0.0006+0.02×0.14/2）預頌圣鉉儐歲龈讶骅籴。
=804N·m
运行摩擦阻力：
Pm（Q=Q）==
=3216N
空载时：
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
四）电动机的选择
电动机静功率：
Nj=Pj·Vdc/（60·m· ）
=3216×85/60/0.95/2=2.40KW
式中Pj=Pm（Q=Q）—满载运行时的静阻力
(P m（Q=0）=2016N)
m=2驱动电动机的台数
初选电动机功率：
N=Kd*Nj=1.3*2.40=3.12KW
式中Kd-电动机功率增大系数，由查得Kd=1.3
查表选用电动机YR160M-8；Ne=4KW，n1=705rm，（GD2）=0.567kgm2，电动机的重量Gd=160kg渗釤呛俨匀谔鱉调硯錦。
1.验算电动机的发热功率条件
等效功率：
=K25·r·
=0.75×1.3×2.40
=2.34KW
式中K25—工作类型系数，由表查得当JC%=25时，K25=0.75
r—按照起重机工作场所得tq/tg=0.25，估得r=1.3
由此可知：<Ne,故初选电动机发热条件通过。
选择电动机：YR160M-8
2.减速器的选择
车轮的转数：
nc=Vdc/（π·Dc）
=85/3.14/0.5=54.1rpm
机构传动比：
i。=n1/nc=705/54.1=13.0
查表，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<[N]中级。(电动机发热条件通过,减速器：ZLZ-160-12.5-IV )铙誅卧泻噦圣骋贶頂廡。
3.验算起动时间
起动时间：
Tp=
式中n1=705rpm
m=2驱动电动机台数
Mq=1.5×975×N/n1
=1.5×975×4/705=82.9N·m
满载时运行静阻力矩：
Mj（Q=Q）=
==67.7N·m
空载运行时静阻力矩：
Mj（Q=0）=
==42.4N·m
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:
t=
=
=8.91s
空载启动时间:
t= =

=5.7s
起动时间在允许范围内。
4. 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:
N=
式中Pd=Pj+Pg=Pj+
=3216+=7746.2N
m/--运行机构中,同一级传动减速器的个数,m/=2.
因此N= =5.89KW
所以减速器的[N]中级=9.1KW>N,故所选减速器功率合适。
五．制动器的选择
取制动时间 tz=5s
按空载计算动力矩,令Q=0,得:
Mz=
式中

=
=-19.2N·m
Pp=0.002G=168000×0.002=336N
Pmin=G
==1344N
M=2----制动器台数.两套驱动装置工作
Mz=
=41.2 N·m
现选用两台YWZ-200/25的制动器，查表 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。擁締凤袜备訊顎轮烂蔷。
六． 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：
==110.6×1.4=154.8 N·m
式中MI—连轴器的等效力矩.
MI==2×55.3=110.6 N·m
—等效系数 取=2 查表
Mel=9.75*=55.3 N·m
查的:电动机Y160M1-8,轴端为圆柱形,d1=48mm,L=110mm;查得ZLZ-160-12.5-iv的减速器,高速轴端为d=32mm,l=58mm,故在靠电机端选联轴器ZLL2（浮动轴端d=40mm;[MI]=630N·m,(GD2)ZL=0.063Kg·m,重量G=12.6Kg） ；在靠近减速器端，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=0.015Kg·m, 重量G=8.6Kg. 贓熱俣阃歲匱阊邺镓騷。
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：

=154.8×15.75×0.95=2316.2 N·m
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=Ψ1▪Mel▪i
=1.4×55.3×12.5×0.95=919.4N▪m
式中Ψ1—等效系数，查得Ψ1=1.4
由上节已取得浮动轴端直径D=60mm，故其扭转应力为：
N/cm2
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：

=4910 N/cm2
式中，材料用45号钢，取sb=60000 N/cm2; ss=30000N/cm2,则t-1=0.22sb=0.22×60000=13200N/cm2；ts=0.6ss=0.6×30000=18000N/cm2坛摶乡囂忏蒌鍥铃氈淚。
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，Km=1.2，nI=1.4—安全系数，查得tn<[t-1k] 故疲劳强度验算通过。数Kx=1.6蜡變黲癟報伥铉锚鈰赘。
2）.静强度的计算
计算强度扭矩：
Mmax=Ψ2▪Mel▪i
=2.5×55.3×12.5×0.95=1641.7 N▪m
式中Ψ2—动力系数，查表得Ψ2=2.5
扭转应力：
t==3800N/cm2
许用扭转剪应力：
N/cm2
t<[t]II,故强度验算通过。
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
七．缓冲器的选择
1.碰撞时起重机的动能
W动=
G—带载起重机的重量G=168000+100000×0.1
=178000N
V0—碰撞时的瞬时速度，V0=（0.3～0.7）Vdx
g—重力加速度取10m/s2
则W动=
=5006.25 N m
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=1424N
f0min—最小摩擦阻力系数可取f0min=0.008
P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度计算
P制==17800×0.55=9790N
=0.55 m /s2
S—缓冲行程取S=140 mm
因此W阻=（1424+9790）×0.14=1569.96N 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：

=5006.25-1569.96 =3436.29 N m
式中 n—缓冲器的个数 取n=1
由表选择弹簧缓冲器弹簧D=120 mm，d=30 mm
三．小车运行机构
经比较过后，确定采用如图所示的传动方案

1- 电动机 2-制动器 3-立式减速器 4-车轮 5-半齿轮联轴器 6-浮动轴 7-全齿轮联轴器
四．滑轮组 吊钩组
一）起升结构的传动方案

1. 钢丝绳的选择
（1） 根据使用场合，选结构形式为637S (线接触钢丝绳，纤维芯)
（2） 室内工作的桥式起重机，选用右交互捻钢丝绳，通常为B级镀锌
（3） 钢丝绳直径：Fo= nSm =5.628460.4=159378N(采用最小安全系数法：Fo)買鲷鴯譖昙膚遙闫撷凄。
n—钢丝绳最小安全系数，见表3-2，M6，运动绳，n=5.6；
Fo—钢丝绳破断拉力；
dmin=C=0.098=16.5綾镝鯛駕櫬鹕踪韦辚糴。
C==

最大工作静拉力：
Sm =28460.4 N

dmin—钢丝绳最小直径，mm；
S—钢丝绳最大工作静拉力，N；
C—钢丝绳选择系数，见表3-2mm/N1/2
纤维芯钢丝绳=0.33；钢丝绳公称抗拉强度选用中间值取：=1770N/；
选d=18mm,=1770N/,Fo=169000N
（4） 标注如下：18 637S-FC B ZS 169
(一) 滑轮、卷筒尺寸、卷筒转速的计算
1. 滑轮
（1） 滑轮的卷绕直径：
D=hd=22.418=403.2 mm
h—滑轮的卷绕直径与钢丝绳直径的比值，查表3-5，M6，滑轮 h=22.4，卷筒h1=20,P45;d—钢丝绳直径，d=18mm;驅踬髏彦浃绥譎饴憂锦。
取滑轮的卷绕直径为500mm，滑轮的槽底直径为Do=482mm
(2)滑轮槽形状及尺寸d>1718,R=10,H=30,B1=53,E1=38,R1=18,R2=15,R3=3,R4=5.M=12,C=1.5,S=12猫虿驢绘燈鮒诛髅貺庑。
选铸造滑轮组，ZG 270-500 铸钢铸造，轧制滑轮：低碳钢Q235 3
2. 卷筒
（1） 采用双联卷筒：
卷绕直径：D=hd=2018=360mm
查表3-5，M6，h=20
适当放大卷筒直径，选卷绕直径D=648mm,卷筒的槽底直径Do=630mm,查表3-10，P49。
（2） 卷筒绳槽尺寸。 卷筒选取标准槽d=18mm,p1=20mm、
（3） 卷筒长度
采用双联卷筒：
L=2(L0+L1+L2)+L3=2(413.86+20+60)+372=1359.7mm
L滑-2Hmin tanL3L滑+2Hmin tan
，L3=S=372mm
L0=(+n0)p1=( +3)20=413.86mm锹籁饗迳琐筆襖鸥娅薔。
取L=1500mm
L1—两端空余部分长度，L1=P1=20mm；
L2—固定钢丝绳所需的长度，L2=3 P1=60mm；
L0—卷筒卷绕部分长度；H—最大起升高度，H=12m,n0—安全圈数，n0=3；
卷筒：槽底半径R=10,节距P1=20,h1=7,R1=0.8,加深槽形：P2=24,h2=11，R2=0.5，構氽頑黉碩饨荠龈话骛。
（4） 卷筒壁与强度验算
卷筒材料：Q235-A3 钢板卷焊=0.02 D0+(6)=20.6mm
D=648mm,模数m=8，齿数z=54，D1=260,D2=432,D3=525,D4=570
因为：L=1500<3D=1944
所以：=A1A2 =10.75 =51.8[]=112.5N/
式中A1—卷绕层数系数，查表3-11，A1=1；
A2—应力减小系数，A2=0.75；
[]—许用压应力，112.5 N/
—材料屈服极限，=225 N/
（5） 卷筒转速
吊钩（16t） nt= = = 23.6 (r/min)輒峄陽檉簖疖網儂號泶。
Vq—起升速度，m/s；D—卷筒卷绕直径，m.

设计小结

此设计方案用于中小型起重量的桥式起重机，单吊钩，设计内容较详细，规划基

本合理，数据经过查相关资料的表格得到。步骤完整有序。

此方案的优点是：结构简单，安装和拆卸方便，工作可靠，便于检查，所画图易

懂，方案内容详细，规划合理，完整有序。

缺点是：所占的空间位置较大，尺寸选择上有些偏差，标注不够完整。
设计题目
起重量：10t 跨度：15m 起升高度7m 起升速度7m/min 小车运行速度40m/min 大车运行速度：85m/min 大车运行传动方式：分别传动 桥架主梁型式:箱型梁 小车估计重量:4t 起重机：16.8t 尧侧閆繭絳闕绚勵蜆贅。