QZ20桥式起重机桥架及大车运行机构设计.doc

1 前言
1.1 起重机简介
桥式起重机是桥架在高架轨道上运行的一种桥架型起重机，又称天车[1]。桥式起重机的桥架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行，起重小车沿铺设在桥架上的轨道横向运行，构成一矩形的工作范围，就可以充分利用桥架下面的空间吊运物料，不受地面设备的阻碍。 桥式起重机广泛地应用在室内外仓库、厂房、码头和露天贮料场等处。桥式起重机可分为普通桥式起重机、简易粱桥式起重机和冶金专用桥式起重机三种。 普通桥式起重机一般由起重小车、桥架运行机构、桥架金属结构组成。起重小车又由起升机构、小车运行机构和小车架三部分组成。 起升机构包括电动机、制动器、减速器、卷筒和滑轮组。电动机通过减速器，带动卷筒转动，使钢丝绳绕上卷筒或从卷筒放下，以升降重物。小车架是支托和安装起升机构和小车运行机构等部件的机架，通常为焊接结构。 起重机运行机构的驱动方式可分为两大类：一类为集中驱动，即用一台电动机带动长传动轴驱动两边的主动车轮；另一类为分别驱动、即两边的主动车轮各用一台电动机驱动。中、小型桥式起重机较多采用制动器、减速器和电动机组合成一体的“三合一”驱动方式，大起重量的普通桥式起重机为便于安装和调整，驱动装置常采用万向联轴器。 起重机运行机构一般只用四个主动和从动车轮，如果起重量很大，常用增加车轮的办法来降低轮压。当车轮超过四个时，必须采用铰接均衡车架装置，使起重机的载荷均匀地分布在各车轮上。 桥架的金属结构由主粱和端粱组成，分为单主粱桥架和双粱桥架两类。单主粱桥架由单根主粱和位于跨度两边的端粱组成，双粱桥架由两根主粱和端粱组成。 主粱与端粱刚性连接，端粱两端装有车轮，用以支承桥架在高架上运行。主粱上焊有轨道，供起重小车运行。桥架主粱的结构类型较多比较典型的有箱形结构、四桁架结构和空腹桁架结构。 箱形结构又可分为正轨箱形双粱、偏轨箱形双粱、偏轨箱形单主粱等几种。正轨箱形双粱是广泛采用的一种基本形式，主粱由上、下翼缘板和两侧的垂直腹板组成，小车钢轨布置在上翼缘板的中心线上，它的结构简单，制造方便，适于成批生产，但自重较大[2]。 偏轨箱形双粱和偏轨箱形单主粱的截面都是由上、下翼缘板和不等厚的主副腹板组成，小车钢轨布置在主腹板上方，箱体内的短加劲板可以省去，其中偏轨箱形单主粱是由一根宽翼缘箱形主粱代替两根主粱，自重较小，但制造较复杂。 四桁架式结构由四片平面桁架组合成封闭型空间结构，在上水平桁架表面一般铺有走台板，自重轻，刚度大，但与其他结构相比，外形尺寸大，制造较复杂，疲劳强度较低，已较少生产。 空腹桁架结构类似偏轨箱形主粱，由四片钢板组成一封闭结构，除主腹板为实腹工字形粱外，其余三片钢板上按照设计要求切割成许多窗口，形成一个无斜杆的空腹桁架，在上、下水平桁架表面铺有走台板，起重机运行机构及电气设备装在桥架内部，自重较轻，整体刚度大，这在中国是较为广泛采用的一种型式。 普通桥式起重机主要采用电力驱动，一般是在司机室内操纵，也有远距离控制的。起重量可达五百吨，跨度可达60米。 简易梁桥式起重机又称粱式起重机，其结构组成与普通桥式起重机类似，起重量、跨度和工作速度均较小。桥架主粱是由工字钢或其他型钢和板钢组成的简单截面粱，用手拉葫芦或电动葫芦配上简易小车作为起重小车，小车一般在工字粱的下翼缘上运行。桥架可以沿高架上的轨道运行，也可沿悬吊在高架下面的轨道运行，这种起重机称为悬挂粱式起重机。 冶金专用桥式起重机在钢铁生产过程中可参与特定的工艺操作，其基本结构与普通桥式起重机相似，但在起重小车上还装有特殊的工作机构或装置。这种起重机的工作特点是使用频繁、条件恶劣，工作级别较高[2]。主要有五种类型。 铸造起重机：供吊运铁水注入混铁炉、炼钢炉和吊运钢水注入连续铸锭设备或钢锭模等用。主小车吊运盛桶，副小车进行翻转盛桶等辅助工作。 夹钳起重机：利用夹钳将高温钢锭垂直地吊运到深坑均热炉中，或把它取出放到运锭车上。 脱锭起重机：用以把钢锭从钢锭模中强制脱出。小车上有专门的脱锭装置，脱锭方式根据锭模的形状而定：有的脱锭起重机用项杆压住钢锭，用大钳提起锭模；有的用大钳压住锭模，用小钳提起钢锭。 加料起重机：用以将炉料加到平炉中。主小车的立柱下端装有挑杆，用以挑动料箱并将它送入炉内。主柱可绕垂直轴回转，挑杆可上下摆动和回转。副小车用于修炉等辅助作业。 锻造起重机：用以与水压机配合锻造大型工件。主小车吊钩上悬挂特殊翻料器，用以支持和翻转工件；副小车用来抬起工件。
1.2起重机械的发展
起重机的出现大大提高了人们的劳动效率，以前需要许多人花长时间才能搬动的大型物件现在用起重机就能轻易达到效果，尤其是在小范围的搬动过程中起重机的作用是相当明显的。在工厂的厂房内搬运大型零件或重型装置桥式起重机是不可获缺的。
1.2.1国外起重机发展动向
从20世纪后期开始，国际上起重机装备的生产注重向大型化，微型化，多功能化，专用化和智能化方向发展。德国，美国和日本当属工程机械强国，利勃海尔公司（德国），卡特波勒公司（美国），沃尔沃集团（瑞典），小松制作所（日本）等公司的产品以设计先进，安全可靠，使用寿命长而著称[3]。
1.2.2国内起重机发展动向
据介绍，亚洲其他国家，拉丁美洲和非洲的一些国家最近也相继出台了大规模扩大公路及其他公共设施的项目计划，这无疑对起重机械的需求将大幅增加，也为我国的起重机械发展全球市场策略提供了最有利的契机。
近年来，我国在国家宏观政策调控的影响下我国起重机械产业进入了加速增长阶段，呈现出前所未有的繁荣态势。起重机械装备已经成为我国国民经济发展的产业支柱之一，占据世界起重工程机械总量的第七位。随着国家西比大开发战略的实施，南水北调工程，西电东送工程，青藏铁路等工程以及振兴东北老工业基地等政策的实施。都为国内起重机械产品的良好发展提供了广阔的空间，也为我国起重机发展全球市场战略提供了最有竞争力的契机。
我国起重机工程机械行业几经洗礼和经过业内人员的不懈努力，在国际市场上显示出强大的生命力。在我国工业化发展过程中，起重机行业已经由初始发展阶段逐渐走上成熟时期。一些主导产品的研发，设计和制造水平都有了相当程度的提高，一些产品的质量得到了用户的肯定。同时，由于产品的价格相对低廉，在国际市场上具有一定的竞争力。
现在，我国起重机械行业的发展已经有了很好的基础，产品门类，生产规模，大，中，小企业构架和发展环境都比较好，但同国际先进工程制造厂家相比差距还比较大，主要表现在产品的可靠性，使用寿命，绿色工程设计，高新技术的常新应用以及管理模式上。相对而言，我国自主开发能力较薄弱，由自主产权的产品技术较少，新产品的大部分关键技术还是依赖国外进口[3]。另一方面面对国外的先进技术的消化，吸收，创新不足。其次，对市场反应速度慢，产品更新周期长。而美国的一些机械企业1990年已经做到了三个“3”即产品的生产周期为三年，产品的试制周期为三个月，产品的设计周期为三个周。我国工程机械的规格还有空缺。以上事实表明中国起重工程机械市场虽可保持持续增长的势头，但中国起重机械行业的技术发展让然任重而道远[4]。
1.3桥式起重机的组成和分类
1.3.1 桥式起重机的组成
桥式起重机一般由大车运行机构，桥架，主梁，小车运行机构，起升机构，电气设备，司机室等几大部分组成。外形像一个两端支撑在平行的两条空中轨道上平移运行的桥。起升机构用来垂直升降，小车运行机构用来带着载荷横向移动，已达到在跨度内和规定高度内组成的三维空间里搬运装载货物[5]。
（1）桥式起重机小车主要由小车运行机构、起升机构、小车架三部分组成，另外还有一些安全防护装置。
（2）桥式起重机大车主要由大车运行机构、桥架两部分组成，另外还有一些防护、限位装置。
1.3.2 桥式起重机的分类
桥式起重机主要分为三类：通用桥式起重机、专用桥式起重机、电动葫芦型桥式起重机[6]
（1）通用桥式起重机。
通用桥式起重机是指在一般环境中工作的作为普通用途的起重机。以下几种起重机都属于通用桥式起重机。
①通用吊钩桥式起重机
②抓斗桥式起重机
③电磁桥式起重机
④两用桥式起重机
⑤三用桥式起重机
⑥三小车桥式起重机
（2）专用桥式起重机[7]
桥式起重机按照起重机的结构及使用特性分类主要分为以下几种：
①冶金桥式起重机
②防爆吊钩桥式起重机
③绝缘吊钩桥式起重机
（3）电动葫芦型桥式起重机
电动葫芦型桥式起重机特点是起重小车用自行式电动葫芦代替，或者用固定式电动葫芦作为起升机构，小车、大车运行机构也尽量与电动葫芦部件通用，因此，电动葫芦型桥式起重机虽然起重量小、工作速度慢、工作级别低，但是它的自身重量小、能耗低，对建筑压力负载小，因此，在中小级别起重范围内使用越来越广泛。
电动葫芦型桥式起重机主要有两种：
①电动梁式起重机
②电动葫芦桥式起重机
1.4 桥式起重机设计的目的内容和要求
1.4.1 设计的目的
通过本次毕业设计，我可以掌握机械设计的基本方法与思路，为以后的进一步的学习机械方面的知识打下良好的基础。
1.4.2 设计的内容
桥式起重机是一种常见的有轨运行的起重机，多用于机械制造、装配车间和仓库等场所，用来搬运和装卸物料。本设计主要是进行QZ20桥式起重机的桥架及大车运行机构进行结构设计，确定各部分参数，并进行计算校核，绘制装配图和零件图。
设计参数如下的起重机：

表1.1 设计参数

工作级别

起重量t
跨度 m
最大起升高度m
起升速度m/min
运行速度m/min
大车
小车
A6
20
16.5
26
10
87.3
43.2

1.4.3 设计的要求
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
已知参数：
起重量：20t
跨度：165m
最大起升高度：26m
起升速度：48.6m/min
运行速度：大车运行速度87.3 m/min；小车运行速度43.2m/min
工作级别：A6
工作量要求：
本设计侧重于设计、计算与制图能力的培养和工程基本训练。
1、设计说明书的字数至少1.2万字（含插图折合字数）；
2、工程绘图量不少于折合成图幅为A0号的图纸3张（有三维装配图的，其二维绘图量不少于折合成图幅为A0的图纸2张），其中手工绘图不少于折合成图幅为A0号的图纸1张，计算机辅助绘图不少于折合成图幅为A0号的图纸1张；
3、查阅文献类15篇以上，其中外文文献要在2篇以上；
4、翻译与课题有关的外文资料，译文字数不少于2000字；应用计算机进行设计、计算。

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[10]：
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=200KN，桥架跨度L=16.5m，大车运行速度Vdc=87.3m/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=225.3KN，小车的重量为Gxc=80KN，桥架采用箱形结构。
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

图1 大车运行机构
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 = （2.1）
=
=163.6KN
空载时最大轮压：
P‘max= （2.2）
=
=81.8KN
空载时最小轮压：
P‘min = （2.3）
=
=40KN
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
车轮踏面疲劳计算载荷
= （2.4）
=
=120300N
车轮材料：采用ZG340-640（调制），sj=700MP，ss=380MP，有附表18选择车轮的直径D=500mm,由[11]表5-1差得轨道型号为Qu70（起重机专用轨道）
按车轮与轨道为点接触和线接触两种情况来检验车轮的接触强度
点接触局部挤压强度的验算
R—曲率半径，R=400
K2—许用点接触应力常数，查[1]表5-2。取K2=0.181
—转速系数，由[1]表5-3 1=0.95
—工作级别系数，由[1]表5-4 1=1
m—由轨顶和车轮的曲率半径之比所确定的系数，查[1]表5-5 m=0.46
=K2=282650N （2.5）
> 所以验算通过
点接触局部挤压强度的验算
=L=5.5×500×70×0.95×1=219450N （2.6）
式中—许用线接触应力常数，查表[1] 5-2 =6.6
L—车轮与轨道的有效接触长度，Qu70轨道的L=70mm。
—车轮直径。
，—同前。
> 所以验算通过
2.2.3 运行阻力计算
摩擦总阻力距
Mm=β（Q+G）（K+μ*d/2）
由[3] Dc=500mm车轮的轴承型号为：7520， 轴承内径和外径的平均值为：（100+180）/2=140mm
由[11]中表7-1到表7-3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：
当满载时的运行阻力矩：
Mm（Q=Q）= Mm(Q=Q)=b(Q+G)( k +m) （2.7）
=1.5（200000+225300）×（0.0006+0.02×0.14/2）
=3581.38N·m
运行摩擦阻力：
Pm（Q=Q） （2.8）
=
=
=14325.52N
空载时：
Mm（Q=0）=β×G×（K+μd/2）
=1.5×225300×（0.0006+0.02×0.14/2）
=675.9N
P m（Q=0）= Mm（Q=0）/（Dc/2）
=675.9×2/0.5
=2703.6N
2.2.4选择电动机
电动机静功率：
Nj=Pj·Vdc/（60·m· ） （2.9）
=14325.52×87.3/60/0.95/2
=10.97KW
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 （2.10）
=1.3*10。97
=14.3KW
式中Kd-电动机功率增大系数，由[1]表查得Kd=1.3
查文献[11]附表30表选用电动机JZR2-42-8；Ne=16KW，n1=715rm，（GD2）=1.465kgm2，电动机的重量Gd=260kg
2.2.5 验算电动机的发热功率条件
等效功率：
Nx=K25·r·Nj （2.11）
=0.75×1.3×10.97
=10.7KW
式中K25—工作类型系数，由[1]表查得当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<Ne,故初选电动机发热条件通过。
选择电动机：JZR2-42-8

2.2.6 减速器的选择
车轮的转数：
nc=Vdc/（π·Dc） （2.12）
=87.3/3.14/0.5
=55.6rpm
机构传动比：
i。=n1/nc=715/55.6=12.9 （2.13）
查文献[12]附表查附表35，选用两台ZQ-350-VⅡ-ⅠZ减速器i。‘=12.64；[N]=11.4KW，当输入转速为715rpm，可见Nj<[N]。(电动机发热条件通过,减速器：ZQ-350-VⅡ-ⅠZ )
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。‘ （2.14）
=87.3×12.9/12.64
=89.1m/min
误差：
ε=（Vdc- V‘dc）/ Vdc （2.15）
=（89.1-87.3）/87.3×100%
=2.1%<15%合适
实际所需的电动机功率：
N‘j=Nj·V‘dc/ Vdc （2.16）
=10.97×89.1/87.3
=11.2KW
由于N‘j<Ne,故所选的电动机和减速器都合适
2.2.8 验算起动时间
起动时间：
Tp= （2.17）
式中n1=715rpm
m=2驱动电动机台数
Mq=1.5×9550×N/n1 （2.18）
=1.5×9550×16/715
=320.6N·m
满载时运行静阻力矩：
Mj（Q=Q）= （2.18）
=
=298.2N·m
空载运行时静阻力矩：
Mj（Q=0）= （2.19）
=
=56.3N·m
初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩：
(GD2)ZL+(GD2)L=0.78 N·m （2.20）
机构总飞轮矩:
(GD2)1=(GD2)ZL+(GD2)L+(GD2)d （2.21）
=1.465+0.78
=2.2.45 N·m
满载起动时间:
t= （2.22）
=
=8.97s
空载启动时间:
t= （2.23）=
=6.02s
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:
N= （2.24）
式中Pd=Pj+Pg=Pj+
=14325.52+=14781.3N
m/--运行机构中,同一级传动减速器的个数,m/=2.
因此N= =11.2KW
所以减速器的[N]中级=11.4KW>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：
n=>nz （2.25）
式中p1=
=40000+163600=203600N---主动轮轮压
p2= p1=203600N----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.nz1.05~1.2
n =
=10.6
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=nz （2.26）
式中p1==72700N----主动轮轮压
p2=2+
=2×40000+72700=152700N---从动轮轮压
---一台电动机工作时空载启动时间
= （2.27）
=26.4 s
n= =3.26
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=nz （2.28）
式中P1==40000N---主动轮轮压
P2=2=40000+2*72700=185400N---从动轮轮压
= 26.4S —与第(2)种工况相同
n=
=2.31 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[11]中所述,取制动时间tz=5s
按空载计算动力矩,令Q=0,得:
Mz= （2.29）
式中

=
=-25.4N·m
Pp=0.002G=225300×0.002=336N
Pmin=G
==1802.4N
M=2----制动器台数.两套驱动装置工作
Mz= （2.30）
=59.7 N·m
现选用两台YWZ5-200/23的制动器，查文献[11]查附表表15其制动力矩M=112 N·m，为避免打滑，使用时将其制动力矩调制59.7N·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：
==106.9×1.4=149.6 N·m （2.31）
式中MI—连轴器的等效力矩.
MI==2×53.4=106.9 N·m （2.32）
—等效系数 取=2查文献[11]附表查表2-7
Mel=9.75*=53.4N·m （2.33）
由[13]表33-20查的:电动机JZR2-42-8,轴端为圆锥形,d1=50mm,L=140mm;由附表34查得ZQ-350的减速器,高速轴端为d=40mm,l=60mm,故在靠电机端从由附表44选联轴器S516（浮动轴端d=55mm;[MI]=3150N·m,(GD2)ZL=1.8Kg·m,重量G=39Kg） ；在靠近减速器端，由附表43选用两个联轴器S193，在靠近减速器端浮动轴端直径为d=40mm;[MI]=710 N·m, (GD2)L=0.107Kg·m, 重量G=8.36Kg.
高速轴上转动零件的飞轮矩之和为：
(GD2)ZL+(GD2)L=1.8+0.107=1.9107 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：
（2.34）
=149.6×12.64×0.95
=1796.4N·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=Ψ1▪Mel▪I （2.35）
=1.4×53.4×12.64×0.95
=897.7N▪m
式中Ψ1—等效系数，查文献由[14]表2-7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 （2.36）
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：
（2.37）
=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
K=KxKm=1.6×1.2=1.92 （2.38）
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，由第二章第五节及[2]第四章查得tn<[t-1k] 故疲劳强度验算通过。
2）.静强度的计算
计算强度扭矩：
Mmax=Ψ2▪Mel▪I （2.39）
=2.5×53.4×12.64×0.95
=1603.1 N▪m
式中Ψ2—动力系数，查[2]表2-5的Ψ2=2.5
扭转应力：
t==3710N/cm2 （2.40）
许用扭转剪应力：
N/cm2 （2.41）
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。

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d1=10mm,
中部下盖板d1=10 mm
头部下盖板d2=12mm
按照[11]表19-4直径为500mm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25mm;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

图1 端梁的截面尺寸

3.1.2 端梁总体的尺寸
大车轮距的确定：K=（～）L=（～）×16.5=2.06～3.3m （3.1）
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
3.2.1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= （3.2）
式中 K—大车轮距，K=330cm
Lxc—小车轮距，Lxc=200cm
a2—传动侧车轮轴线至主梁中心线的距离，取a2=70 cm
=263683N
因此RA= =271673.4N
3.2.2端梁垂直最大弯矩
端梁在主梁支反力作用下产生的最大弯矩为：
Mzmax=RAa1=271673.4×60=16300403.6N
a1—导电侧车轮轴线至主梁中心线的距离，a1=60 cm。
3.2.3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：
=Sa1
式中：S—车轮侧向载荷，S=lP；
l—侧压系数，由图2-3查得，l=0.08；
P—车轮轮压，即端梁的支反力P=RA
因此：
=lRAa1 （3.3）
=0.08×298840.7×60
=1434435.4N·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：
=a1 （3.4）
式中—小车的惯性载荷：= P1=107000/7=15285.7N
因此：
==1039427.6N·cm （3.5）
比较和两值可知，应该取其中较大值进行强度计算。
3.2.4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：
（3.6）
=
=2380.8
端梁中间截面对水平重心线X-X的惯性矩：
（3.7）
=2380.8
=59520
端梁中间截面对垂直重心线Y-Y的截面模数：
（3.8）
=1154.4
端梁中间截面对水平重心线X-X的半面积矩：
（3.9）
=
=1325.6
端梁中间截面的最大弯曲应力：
（3.10）
=
=6860N/cm2
端梁中间截面的剪应力：
（3.11）
=
=4894 N/cm2
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==5.74 cm （3.12）
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 （3.13）
=8.06cm
端梁支承截面对水平重心线X-X的惯性矩：
=×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 （3.14）
端梁支承截面对水平重心线X-X的最小截面模数：
=× （3.15）
=3297×
=406.1 cm3
端梁支承截面水平重心线X-X下部半面积矩：
=2×11×1.2×8.06+（8.06-0.6）×0.6×（8.06-0.6）/2 （3.16）
=229.5 cm3
端梁支承截面附近的弯矩：
=RAd=27163.4×14=380287.6Ncm （3.17）
式中—
端梁支承截面的弯曲应力：
（3.18）
=936.4N/cm2
端梁支承截面的剪应力：
（3.19）
=1584 N/cm2
端梁支承截面的合成应力：
（3.20）
=2899 N/cm2
端梁材料的许用应力：
[sd]II=(0.80～0.85) [s]II （3.21）
=(0.80～0.85)16000
=12800～13600 N/cm2
[td]II=(0.80～0.85) [t]II （3.22）
= (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 cm3 （3.23）
端梁上盖板翼缘焊缝的剪应力：
（3.24）
=5630 N/cm2
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：
=2×12×1.2×8.06=232.128 cm3 （3.25）
端梁下盖板翼缘焊缝的剪应力：
（3.26）
=5689.5N/cm2
由[1]表 查得[t]=9500 N/cm2，因此焊缝计算应力满足要求。

4主梁的设计计算
4.1主梁辅助尺寸计算
1.主梁高度：
H===0.92(理论值)
2.桥架端部梯形高度：
C=(~)L=1.65~3.3
取C=2m
3.主梁腹板高度：
根据主梁计算高度H=0.92，最后选定腹板高度h=0.9m
4.确定主梁截面尺寸：
主梁中