起重机大车运行机构及桥架计算模版

设计内容 计 算 与 说 明 设计参数: (1) 起重量:主钩20t,副钩3.2t (2) 跨度:L=19.5m (3) 最大起升高度:主钩H=12m,副钩H=14m (4) 主起升速度Vq=7.2m/min,5档变速;副起升Vq=19.5m/min 小车运行速度Vc=44.6m/min,大车运行速度Vd=87.6m/min (5) 整机工作级别A5,各机构工作级别M5, (6) 整机估计总重不大于29t,小车估计不大于6.73t 起重机大车运行机构设计 大车运行机构传动方案,基本分为两类,即分别传动和集中传动。在桥式起重机常用的跨度(10.5～32m)范围内,均可用分别传动的方案。若采用集中传动时,对于大于大跨度(≥16.5m),宜采用高速集中传动方案,而对小跨度(≤13.5m),可采用低速集中传动方案。跨度19.5m为中等跨度,为减轻重量,决定采用图2.2示的传动方案。 按照图3.1所示的重量分布,计算大车车轮的最大轮压和最小轮压。 结 果 Q=200kN G=290kN Gxc=67.3kN Vdc=87.5m/min L=19.5m 1)确定机构传动方案 2)选择车轮与轨道,并验算其强度 图 3.1 轮压计算图 满载时,最大轮压: 错误！未找到引用源。 (3.1) Pmax=182.471kN 错误！未找到引用源。 错误！未找到引用源。 错误！未找到引用源。 空载时,最大轮压: 错误！未找到引用源。 (3.2) 错误！未找到引用源。 错误！未找到引P错误！未找到引用源。用源。 max=87.599kN 空载时,最小轮压 错误！未找到引用源。 (3.3) P错误！未找到 错误！未找到引用源。 引用源。 车轮踏面疲劳计算载荷 min=57.401kN 错误！未找到引用源。 错误！未找到引 用源。 (3.4) 错误！未找到引用源。 载荷率:Q/G=20/29=0.69 Pc=140.781kN 车轮材料:采用ZG340-0(调质),错误！未找到引用源。 b=700MPa, 错误！未找到引用源。s=380MPa,由[11]附表 18选择车轮直径Dc=600mm,由[12]表5-1查得轨道型号 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验算车轮 的接触强度 点接触局部压强度验算: 错误！未找到引用源。 (3.5) =0.181×4002/0.43×0.9×1 =347.4kN 式中 3错误！未找到引用源。K2---许用点接触应力常数(N/mm2),由[12]表5-2取k2=0.181 =347.4kN R---曲率半径,由车轮和轨道两者曲率半径中取大值,取Qu70轨道的曲率半径为R=400mm m---由轨顶和车轮的曲率半径之比(r/R)所确定的系数,由[12]表5-5查得m=0.43 c1---转速系数,由[1]表5-3,车轮转速 错误！未找到引用源。 (3.6) 取c1=0.9 c2---工作级别系数,由[1]表5-4,查得当M5级时,c2=1.00 3)运行阻力计算 P错误！未找到引用源。c＞Pc,故验算通过 P错误！未找到线接触局部挤压强度验算: 错误！未找到引用源。k1·Dc·l·c1·c2 引用源。c＞Pc,(3.7) 故验算通过 =6.6×600×70×0.9×1=2.45kN 式中,k1---许用线接触应力常数(N/mm2),由[12]表5-2 查得k1=6.6 l---车轮与轨道的有效接触长度,Qu70轨道l=70mm Dc---车轮的直径(mm) Pc=2.45kN C1,c2同前 错误！未找到引用源。,故验算通过 错误！未找到引摩擦总阻力矩: 用源。,故验算通错误！未找到引用源。 (3.8) 过 查得Dc=600mm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[12]表7-1～7-3查得:滚动摩擦系数K=0.0008m; 轴承摩擦系数u=0.02;附加阻力系数𝜷=1.5,代入上式得: 当满载时的运行阻力力矩: 错误！未找到引用源。 =1.5×（200＋290）（0.0008＋0.02·0.14/2） =1.5×490×0.0022=1617N·M 运行摩擦阻力: Mm(q=q)=957N·M 当空载时: Mm(q=0)=1.5×290×（0.0008＋0.02·0.14/2） =1.5×290×0.0022=957kN : Pm(q=q)=5390N Mm(q=0)=957N·M 电动(3.9) 机静功率 式中,Pj=Pm(q=q)---满载运行时的静阻力; m=2---驱动电动机台数; η=0.95---机构传动效率 初选电动机功率: N=kdNj=1.3× 4.14=5.38kw Pm(q=0)=3190N (3.10) 式中,kd---电动机功率增大系数,由[12]中表7-6查得 kd=1.3 Nj=4.14kw 由[11]附表30选用电动机JZR2-22-6两台 22Ne=7.5kw,n1=930r/min,(GD)d=0.419kg·m;电动机质4)选择电 动机 量115kg 等效功率: Nx=k25νNj=0.75×1.3×4.14=4.04kw (3.11) 式中, k---工作级别系数,由[1]查得,当JC%=25%时, 25 k25=0.75; 电动机 ν---由[1]按起重机工作场所得tq/tg=0.25,查得JZR2-31-6两台 ν=1.3, 由此可知,Nx＜Ne,故初选电动机发热通过 车轮转速: 5)验算电nc错误！未找到引用源。 (3.12) 动机发热机构传动比: 条件 i0=n1/nc=930/46.47=20.01 查起重机设计手册附表,选用两台ZQ-400-V减速器 6)选择减速器 7)验算运行速度和实际所需功率 8)验算起动时间 i0’=20.49;[N]=11.7kw(当输入转速为1000r/min) 电动机发热验算可见Nj＜[N] 通过 实际运行速度: Vdc’=Vdc·i0/i0’=87.6·20.012/20.49 (3.13) =85.55m/min 误差： 错误！未找到引用源。 (3.14) 实际所需电动机静功率: 错误！未找到引用源。 (3.15) 由于错误！未找到引用源。,故所需电动机和减速器均合ZQ-400-V减速适 器两台 起动时间 错误！未找到引用源。 (3.16) 式中,n1=930r/min m=2(驱动电动机台数) Mq=1.5Me=1.5×9550×7.5/930=115.524N·M Me= 9550×Ne(JC25%)/n1(JC25%)---JC25%时电动机额 定扭矩` 满载时运行的静阻力矩: 合格 空载时运行的静阻力矩: 初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩: 22（GD）（GD）㎡ (3.17) zl+l=0.487kg·机构总飞轮矩(高速轴): 错误！未找到引用源。 (3.18) 满载起动时间 空载起动时间: 起重机起动时间在允许范围(8～10s)之内,故合适 起动工况下减速器传递功率: 错误！未找到引用源。 (3.19) 式中 错误！未找到引用源。 错误！未找到引用源。 M’---运行机构中同一级传动减速器的个数,m’=2 因此,错误！未找到引用源。 所选用减速器的[N]jc25%=11.7kw＞Nd,所以合适 由于起重机是在室内使用,故坡度阻力及风阻力均不予 以考虑。以下按三种工况进行验算 1) 二台电动机空载时同时起动: 错误！未找到引用源。 (3.20) 式中 错误！未找到引用源。---主动轮轮压和 错误！未找到引用源。---从动轮轮压和 f=0.2---室内工作的粘着系数 nz=1.05～1,2---防止打滑的安全系数 9)起动工 况下校核 减速器功 率 n＞nz,故两台电动机空载起动不会打滑 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: 错误！未找到引用源。 (3.21) 错误！未找到引用源。---工作的主动轮轮压 错误！未找到引用源。---非主动轮轮压之和 错误！未找到引用源。---一台电动机工作时的空 10)验算起载起动时间 动不打滑 条件 n＞nz,故不会打滑 3)事故状态:当只有一个驱动装置工作,而无载小车远离 工作着的驱动装置之一边时,则: 错误！未找到引用源。 与第二种工况相同 n＞nz,故也不会打滑 由[12]取制动时间 错误！未找到引用源。 按空载计算制动力矩,即Q=0代入[1]的(7-16)式: 错误！未找到引用源。 (3.22) 式中 错误！未找到引用源。---坡度阻力 式中 M=2---制动器台数,两套驱动装置工作 现选用两台YWZ5200/23制动器,查附表15得其额定制动 力矩Mez=112N·M,为避免打滑,使用时需将其制动力矩 调至51.8N·M以下,考虑到所取的制动时间tz≈ 错误！未找到引用源。制动不打滑打滑验算从略。 根据机构传动方案,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: 式中错误！未找到引用源。---联轴器的等效力矩 错误！未找到引用源。 错误！未找到引用源。---等效系数,见[11]表2-6 取错误！未找到引用源。=2 错误！未找到引用源。 由[11]附表31查得,电动机JZR2-22-6,轴端为圆柱 形,d1=40m,l=110m,由[2]附表34查ZQ-400-V减速器高 速轴端为圆锥形d=40m,l=85m,故在靠电动机端从附表 44中选两个带错误！未找到引用源。制动轮的半齿联轴 器S119(靠电动机一侧为圆柱形孔,浮动轴端 d=40m);[错误！未找到引用源。; 错误！未找到引用源。,重量G=17kg。 在靠减速器一端,由[2]附表43选两个半齿联轴器 S193(靠减速器端为圆锥形,浮动轴端直径d=40mm);其 [错误！未找到引用源。]=710N·M;错误！未找到引用源。, 重量G=8.36kg 高速轴上转动零件的飞轮矩之和为: 11)选择制 动器 与原估计相等,故有关计算则不重复 2.低速轴的计算扭矩: 错误！未找到引用源。 (3.2 3) 由[11]附表34查是ZQ-400减速器低速轴端为圆柱 形,d=80mm,l=115mm 由[2]附表19查得错误！未找到引用源。的主动轮的伸 出轴为圆柱形 d=85mm,l=115mm 故从[2]中附表42选用2个联轴节 两个为GICLZ5错误！未找到引用源。 所有的[Ml]=5000N·M 错误！未找到引用源。 重量G=36.2kg 1.疲劳强度验算 低速浮动轴的等效转矩 错误！未找到引用源。 (3.24) 式中 错误！未找到引用源。---等效系数,由表2-6查得错误！ 未找到引用源。 由上节已取浮动轴端直径d=70mm,故其扭转应力为 错误！未找到引用源。 (3.25) 由于浮动轴载荷变化为对称循环(因为浮动轴在运行过 程中正反转之所知相同),所以许用扭转应力为: 错误！未找到引用源。 (3.26) 式中,材料用45号钢,取错误！未找到引用源。 12)选择联所以错误！未找到引用源。 轴器 错误！未找到引用源。---考虑零件几何形状,表面情况 的应力集中系数,查得错误！未找到引用源。=1.6,错误！ 未找到引用源。 错误！未找到引用源。---安全系数 错误！未找到引用源。故疲劳强度验算通过 2.静强度验算 错误！未找到引用源。 (3.27) 式中 错误！未找到引用源。---动力系数,查表[2]2-5得错误！ 未找到引用源。 扭转应力 错误！未找到引用源。 (3.28) 许用扭转剪应力 错误！未找到引用源。 (3.29) 错误！未找到引用源。,故静强度验算通过 高速轴所爱所知虽比低速轴小,二者相差错误！未找到引 用源。倍,但强度还是足够的,故此处高速轴的强度验算从略。 桥架结构的计算 1.主要尺寸的确定 错误！未找到引用源。 (3.30) 取K=3.9m 错误！未找到引用源。 (3.31) 错误！未找到引用源。 (3.32) 取错误！未找到引用源。 错误！未找到引用源。 (3.33) 取C=2m 13)浮动轴根据主梁计算高度H=1.08m,最后选定腹板高度h=1.1m 的验算 主梁中间截面各构件板厚根据[2]表7-1推荐确定如下: 腹板厚错误！未找到引用源。;上下盖板厚错误！未找到 引用源。 主梁两腹板内壁间距根据下面的关系式来决定: 因此取b=450mm 盖板宽度: 错误！未找到引用源。 (3.34) 取B=500mm 主梁的实际高度: 错误！未找到引用源。 (3.35) 同理,主梁支承截面的腹板高度取错误！未找到引用源。, 这时支承截面的实际高度错误！未找到引用源。 主梁中间截面和支承截面的尺寸简图分别示于图 为了保证主梁截面中爱压构件的局部稳定性,需要设置 一些加劲构件 主梁端部大加劲板的间距: 错误！未找到引用源。,取错误！未找到引用源。 主梁端部(梯形部分)小加劲板的间距: 主梁中部(矩形部分)大加劲板的间距: 错误！未找到引用源。,取a=2m 主梁中部小加劲板的间距:若小车钢轨采用P24轻轨,其对水平重心轴线X-X的最小抗截面模数Wwin=90.12cm,则根据连续梁由钢轨的弯曲强度条件求得加劲板间距(此时连续梁的支点即加劲板所在位置;使一个车轮轮压作用在两加劲板间距的): 3 (3.36) 式中,P---小车的轮压,取平均值,并取小车自重为Gxc=67200Nl; 错误！未找到引用源。--动力系数,由[2]图2-2曲线查得错误！未找到引用源。; 错误！未找到引用源。---钢轨的许用应力,错误！未找到引用源。=170MPa 因此,根据布置方便,取错误！未找到引用源。 由于腹板的高厚比错误！未找到引用源。,所以要设置水平加劲杆,以保证腹板局部稳定性。采用∠45×45×5角钢作水平加劲杆 2.主梁的计算 查图[2]7-11曲线得半个桥架(不包括端梁)的自重,错误！未找到引用源。,则主梁由于桥架自重引起的均布载荷: (3.37) 主梁的总均布载荷: K=3.9m (3.38) 主梁的总计算载荷: 1)大车轮距 (3.39) 式中,错误！未找到引用源。---冲击系数 2)主梁高由[2]表7-3查得运行机构集中载荷为: 度 H=1.08m(理论值) C=2m 3)端梁高作用在一根主梁上的小车两个车轮的轮压值可根据[2] 度 表7-4中所列数据选用: h=1.1m 4)桥架端 梁梯形高考虑动力系数错误！未找到引用源。的小车车轮的计算 度 轮压值为: 5)主梁腹板高度 6)确定主梁截面尺式中,错误！未找到引用源。,---动力系数,由[2]图2-2寸 中曲线查得. 由公式计算主梁垂直最大弯矩: b=450mm B=500mm H=1120mm(理论(3.40) 值) 设敞开式司机操纵室的重量为错误！未找到引用源。, 其重心距支点的距离为错误！未找到引用源。 将各已知数值代入上式计算可得: 主梁水平最大弯矩 7)加劲板的布置尺寸 (3.41) 式中g---重力加速度,g=9.81m/s; 错误！未找到引用源。大车起动制动加速度平均值,错误！未找到引用源。 则错误！未找到引用源。 错误！未找到引用源。---不计反冲系数错误！未找到引用源。和动载系数错误！未找到引用源。时主梁垂直最大弯矩,由下式算得 a=2m 因此得主梁水平最大弯矩: 1)计算载 荷确定 (3.43) 式中,错误！未找到引用源。---主梁中间截面对水平重 心轴线X-X的搞弯截面模数,其近似值: (3.44) (3.42) 主梁中间截面的最大弯曲应力根据(3.43)公式计算: 由[11]表2-19查得Q235钢的许用应力为 故 错误！未找到引用源。 主梁支承截面的最大剪应力根据[2]公式计算 2)主梁垂 直最大弯 矩 (3.46) 式中错误！未找到引用源。---主梁支承截面所受的最大 剪力,由[2]公式计算: (3.45) 因此可得 : 3)主梁水(3.47) 平最大弯Ix0——主梁支承截面对水平重心轴线xx的惯性矩，矩 其近似值： H0h0H0错误！未找到引用 Ix0Wx0B1h0 232 源。 (3.48) S——主梁支承截面半面积对水平重心轴线xx的静 矩： hhhS200B101错误！未找到引用源。 2422 (3.49) 因此可得： (3.50) 由[2]表2-19查得A3(即Q235)钢的许用剪应力 ⅡⅡ=95.6MPa，故 max＜Ⅱ 3 (3.51) 由上面的计算可知，强度足够 主梁在满载小车轮压作用下，在跨中所产生的最大垂直 挠度可按照[2]公式进行计算： 324P 1L1164f 48EIx (3.52) P67000 0.918 式中 2 P173000 B2.4 0.123 xc L19.5 H11254.4410 IxWx7920 22 因此可得： 73001950310.918160.123240.1233 f 48211064.44105 =0.223cm (3.53) 允许的挠度值由[2]公式得： L f=2.79cm（A5级） 700 4)主梁强度验算 主梁在大车运行机构起、制动惯性载荷作用下，产生的 水平最大挠度可按[2]公式计算（略去第三项，简化成简 支梁）： PgL3qgL4fg 48EIy384EIy (3.) 式中 Pg ---作用在主梁上的集中惯性载荷 '' Pg=（0.01～0.02）vP P12 95 =（0.01～0.02）110000107000=2.04 60 ～4.08103N qg ---作用在主梁上的均布惯性载荷 95 qg=（0.01～0.02）vq'=（0.01～0.02）.9 60 =0.613～1.23N/cm B60493000cm IyWy5940 22 由此可得： 4083.3195031.2319504  fg 4821106930003842110693000 =0.347cm 水平挠度的许用值： L 0.975cm fg 2000 (3.55) 因此 fg＜fg 因此 f＜f  由上面计算可知，主梁的垂直和水平刚度均满足要 求。当起重机工作无特殊要求时，可以不必进行主梁 的动刚度验算。

3.端梁的计算 GP设两根主梁对主梁的作用力Qmax相等，则端梁的最大支反力由公式计算： RA=Qmax(GP)(3.56)式中,K---大车轮距,K=390cm Lxc—小车轨距,Lxc=200cm A2---传动侧车轮轴线至主梁中心线的距离,取a2=100cm 因此可得： 2.03105(2002100) RA==2.08105N 390 (LXC2a2)k Ix0=错误！未找到引用源。 S=错误！未找到引用源。 端梁在主梁支反力Qmax(GP)作用下而产生的垂直最大弯矩由【2】中7-27计算： MZmax=RAa1=2.0810590=1.87107Ncm (3.57) 式中a1—导电侧车轮轴线至主梁中心线距离a1=90cm 端梁因车轮在侧向载荷作用下而产生的最大水平弯矩由公式计算： max＜Ⅱ 强度足够 MPmax=Sa1 (3.58) 式中 S—车轮侧向载荷，由公式计算：S=P； f=0.223cm —侧压系数，由图【2】中图2-3查得，=0.183； P—车轮轮压，即端梁压的支反力 P=RA。 5）主梁的垂直刚度验算 因此： MPmax=0.1832.0810590=3.4106Ncm 端梁因小车在起﹑制动惯性载荷作用下而产生的最大水平弯矩由【2】公式计算： Pxg(Lxc2a2)a1 MPmax=K Pxg—小车惯性载荷，由【2】中公式计算： 11Pxg=P1=110000=10428.57N 77 f＜f (3.59) 10428.57(2002100)90 因此MPmax＝390＝960000 Ncm 比较MPmax和MPmax两值可知应取其中较大值进行强度计算。 根据【2】中7-2推荐，选定端梁各构件的板厚如下： 上盖板1=12mm 中部下盖板1=12mm Pg4.08103N = 6）主梁的头部下盖板2=16mm 水平刚度腹板 =8mm 验算 qg1.23N/cm =按照【4】查得600车轮组的尺寸，确定端梁盖板宽度 和腹板高度时，首先应配置好支承车轮的截面,其次再决 定端梁中间截面尺寸。如图配置结果： fg=0.347cm fg＜fg 端梁中间截面对水平重心线x-x的截面模数： Wx=（hB1）h 3580.6391.2)58 =(3=3387.2cm3 (3.60) 端梁中间的截面对水平重心线x-x的惯性矩： 60.4hIx=Wx=3387.2=102293.4cm4 22(3.61) 1）计算载荷的确定 MZmax端梁中间截面对垂直重心线y-y的截面模数： =1.87BWy=（1h）b 3107Ncm (3.62) 391.2 580.6)28.21421.26cm3 =( 3 Sx—端梁中间截面对水平重心线x-x的面积矩错误！未 找到引用源。 (3.63) 2)端梁垂直最大弯矩 580.658581.222391.2 24218.9cm3端梁中间截面的最大弯曲应力由公式计算得： MPmax=3.4106Ncm 4MPmax=96×10 Ncm max (3.)MzmaxMpmaxRAa1sa1=WxWyWxWy 3)端梁水端梁中间剪应力： 平最大弯(GP)Qmaxsx2.0310518.9矩  102293.420.6 Ix2 1.871073.4106=+=79.1MP 3387.21424.26=31.22MP (3.65) 端梁支撑截面对水平重心线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=1218.20.8(18.20.6)2101.6(0.618.20.8)2=391.2218.20.82101.68.43cm (3.66) 水平重心线距下腹盖板中线的距离： 1 c28.43-0.6-18.21.27cm2 (3.67)水平重心线距下盖板中线的距离： c318.20.60.8-8.4311.17cm (3.68) 错误！未找到引用源。 4）端梁截(3. 面尺寸的 69) 确定 端梁支承面水平重心线x-x的最小截面模数： 11 ′′WxoIxo8181.66 δ21.6 11.17c 32 2 683.51cm3 (3.70) 端梁支承面水平重心x-x下部半面积矩： 11.170.8 Sxo2101.611.17(11.170.8)0.8 2Wx=3387.2cm3 400.45cm3 (3. 71) 端梁支承面对水平重心线x-x惯性矩： 端梁支承截面附近的弯矩： Ix=10×Mz2.08105142911827N.cm (3.72) 端梁支承面的弯矩应力由公式计算：～ 410cm4 5）端梁的强度验算 Wy=1421cm3 'MzWXO 2911827.842.60MPa683.51 (3.73)端梁支承面得剪应力由公式计算： RASxo2.0810400.4563.62MPa28181.660.8nIxo (3.74)5 端梁支承面得合成应力由公式计算： '342.6363.62118.14MPa (3.75) 2222 （0.80～0.85）165.4=132.3～140.6Mpa d=(0.80～0.85)=（0.80～0.85）95.6=76.5～ 81.3Mpa 端梁材料的许用应力：d=（0.80～0.85）=强度验算结果显示，所有计算应力均小于材料的许用应力，故端梁强度满足需求。 4.主要焊缝的计算 端梁支承面上盖板对水平重心线x-x的截面积矩： S1=391.28.43=394.52cm3 (3.76) 端梁上盖板翼缘焊缝的剪应力由公式得 RAS12.08105394.52159.70MPa48181.660.70.6n1IXO0.7hf (3.77) n1—上盖板翼缘焊缝数 hf—焊肉高度，取hf=0.6cm 端梁支承面下盖板对水平重心线x-x的面积矩： S22101.211.17268.08cm3 (3.78) 端梁下盖板翼缘焊缝的剪应力由公式计算得：  RAS22.08105268.08240.56MPa 48181.660.70.6n2IXO0.7hf (3. 79)主梁与端梁连接焊缝 主梁与端梁腹板的连接焊缝法的剪应力由公式计算： (GP)Qmax2..03105343.MPan30.7hfh020.70.655 (3.80)式中h0—连接处焊缝计算高度 h0=0.95h=0.9558=55cm GP)主梁在支承处最大剪切力Q(max作用下，上盖板焊缝剪应力由公式计算得： (GP)QmaxS2.031051385.2826.44MPa 20.7hfIxo20.70.61280 (3. 81) 其中S—上盖板对截面水平重心线面积矩 S=391.260.41.2=1385.28cm 2 端梁强度满足需焊缝的许用应力95MPa，因此各焊缝的计算应力均满足要求。 1）端梁端部上翼缘焊缝 2)端梁支承部下翼缘焊缝 求 3)主梁与端梁的连接焊缝 焊缝强度足够 4) 主梁上盖板焊缝