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本科畢業(yè)設計（論文）
題目_300kN橋式起重機大車行走部傳動裝置設計
學生姓名：朱懿
學 號：09B06070326
指導教師：吳元生
學 院：機電學院
專 業(yè):機械設計制造及其自動化
交稿日期:
學術誠信聲明
本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文），是本人在導師的指導下，獨立進行研究工作所取得的成果。除文中已經注明引用的內容外，本畢業(yè)設計（論文）不含任何其他個人或集體已經發(fā)表或撰寫過的作品或成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明。本人完全意識到本聲明的法律結果由本人承擔。
中文題目：
英文題目：
作者簽名：日期：年月日
版權使用授權書
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保密□，在年解密后適用本授權書。
本論文屬于
不保密□。
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作者簽名：指導教師簽名：
日期：年月日日期：年月日
上海建橋學院本科畢業(yè)設計（論文）
300kN橋式起重機大車行走部傳動裝置設計
摘要
橋式起重機由橋架、大車運行機構、小車運行機構和電氣設備構成。在系統(tǒng)整體設計中采用傳統(tǒng)布局的典型結構，橋式起重機是一種提高勞動生產率重要物品搬運設備，主要適應車間物品搬運、設備的安裝與檢修等用途。起升機構滑輪組采用雙聯(lián)滑輪組，重物在升降過程中沒有水平移動，起升過程平穩(wěn)，且鋼絲繩的安裝和更換容易。相應的卷繞裝置采用單層卷筒，有與鋼絲繩接觸面積大，單位壓力低的優(yōu)點。在起升機構中還涉及到鋼絲繩、減速器、聯(lián)軸器、電動機和制動器的選擇等。
關鍵詞：起升機構；大車運行機構；橋式起重機
- I -
Design of transmission device running 300kN bridge crane
Abstract
A bridge from the bridge crane, crane traveling mechanism, the car run institutions and electrical equipment. The traditional layout of the typical structure is adopted in the design of the whole system, bridge crane is a significant increase labor productivity goods handling equipment, primarily to carry goods workshops, equipment installation and maintenance, etc.. Hoisting pulley group adopts double pulley block, weight no horizontal movement in the process of lifting, hoisting process is stable, and the steel wire rope installation and easy replacement. Winding installations in the corresponding single reel, a large area of contact with the rope, the advantages of low pressure units. In the lifting mechanism also involves rope, reducer, coupling, motor and brake the choice.
Keywords: hoisting mechanism of crane traveling mechanism; bridge crane;
- III -
目錄
摘要 I
Abstract II
1引言 1
1.1起重機概念及知識 1
1.2起重機發(fā)展及存在問題 1
1.3未來發(fā)展趨勢 2
1.4橋式起重機的主要結構 4
1.4.1小車 4
1.4.2大車 4
1.4.3動力裝置和控制系統(tǒng) 5
2大車行走部傳動裝置總體設計 6
2.1主要技術參數 6
2.2橋式起重機的特點和種類 6
2.3橋式起重機的一般構造 8
2.4設計的基本原則和要求 9
2.5大車機構傳動方案 9
2.6大車運行機構具體布置的主要問題 10
3大車行走部傳動設計 12
3.1大車運行機構：采用分別傳動的方案 12
3.1輪壓計算 12
3.2車輪選擇 13
3.3阻力計算 14
3.4電機的計算與選擇 15
3.4.1靜功率計算 15
3.4.2電動機過載能力校驗 16
3.4.3電動機發(fā)熱校驗 17
3.5減速器的選擇 17
3.5.1初選減速器 17
3.5.2驗算運行速度和實際所需功率 19
3.6驗算啟動不打滑條件 19
3.6.1二臺電動機空載時間時啟動 19
3.6.2事故狀態(tài) 20
3.7選擇制動器 21
4 大車行走部聯(lián)軸器選型和軸的計算校核 23
4.1 制動器至減速器段聯(lián)軸器選型 23
4.2 制動器至減速器段軸計算 23
4.3 減速器至大車輪段聯(lián)軸器選型 25
4.4減速器至大車輪段軸的設計及強度校核 25
5 結構設計計算 28
5.1 主梁的設計計算 28
5.2端梁的計算 42
5.2.1端梁總體的尺寸 42
5.2.2 計算載荷的確定 43
6 起重機未來發(fā)展趨勢 50
6.1 模塊化和組合化 50
6.2輕型化和多樣化 51
6.3自動化和智能化 52
6.4成套化和系統(tǒng)化 53
6.5新型化和實用化 54
參考文獻 56
致 謝 58
上海建橋學院本科畢業(yè)設計（論文）
1引言
1.1起重機概念及知識
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。現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。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。橋式起重機泛地應用在室內外倉庫、廠房、碼頭和露天貯料場等處?？s短了工期，而且大大地減輕了自重，焊接結構是現代金屬結構的特征。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，我自行設計制造的起重機很少，絕大多。70年代，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。
1.2起重機發(fā)展及存在問題
上個世紀70年代以來，隨著生產和科學技術的發(fā)展，起重機械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。
1.3未來發(fā)展趨勢
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，性能也需要不斷變化與究善。由于現代化設計方法的建立和計算機輔助設計等現代設計手段的應用，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，起重機向現代化、智慧化、更安全。
今后的發(fā)展主要表現在如下幾個方面：
（1）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。
（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，改善受力件，減輕自重和增加外形美觀。
（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。機械技術和電子技術相結合，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)展為全電子數字化控制系統(tǒng)。
（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，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。
1.4橋式起重機的主要結構
1.4.1小車
小車由起升機構，小車運行機構，小車架和保護裝置等組成。小車起升機構包括電動機、制動器、減速器、卷筒和滑輪組。電動機通過減速器帶動卷筒轉動使上卷筒從卷筒放下，以達到起升的目的。小車架要承受起升載荷和各機構自重，應有足夠的強度和剛度，同時又要盡量減輕自重，以降低輪壓和門架受載。小車的電力則由滑線或軟電纜引入。小車的運行機構有兩種方式，本設計采用的是集中驅動，用四輪支撐，車輪選圓柱雙輪緣車輪。設計時要考慮改善零部件的受力情況、減少外形尺寸和自重、安全可靠、工作平穩(wěn)、裝配維修方便等因素。
1.4.2大車
大車由橋架和大車運行機構組成。橋架：橋架為起重機的金屬結構，一方面支撐小車，允許小車在它上面橫向行駛；另一方面又是起重機行走的車體，可沿鋪設在廠房上面的軌道行駛。在其兩側的走臺上，安裝有大車運行機構和電器設備，大車運行機構用來驅動大車行走，大車上一般還有駕駛室，用來操縱起重機和安裝各機構的控制設備。門架主要由主梁和端梁組成。設計時要考慮其強度，剛度和穩(wěn)定性要求，也應考慮自重和外形尺寸要小，加工制造簡單，運輸、存放和使用維修方便，成本低等因素。
1.4.3動力裝置和控制系統(tǒng)
動力裝置是驅動起重機運動的動力設備，它在很大程度上決定了起重機的性能和構造特點，橋式起重機的動力裝置一般采用電動機?？刂葡到y(tǒng)包括操縱裝置和安全裝置。各機構的啟動、調速、改向、制動和停止，都通過操縱控制系統(tǒng)來實現。
2大車行走部傳動裝置總體設計
2.1主要技術參數
表1主要技術參數
Table1Maintechnicalparameters
名稱
數據
最大起重量
300kN（30t）
粱跨度
大車速度
起重機自重
10m（10000mm）
3m/s
20kN
2.2橋式起重機的特點和種類
起重機是從事起吊、空中搬運的一種設備。常見的起重機有：橋式起重機、門式起重機、塔式起重機、港口起重機、汽車起重機、履帶起重機和鐵路起重機等。橋式起重機是機械制造工業(yè)和冶金工業(yè)用得最廣泛的一種起重機機械，橋式起重機又稱“行車”或“天車”，是橫架在固定跨間上空用來吊運各種物件的設備。橋式起重機的特點是它既不占地面面積，又不妨礙地面上的作業(yè)，而且以較少的物資材料和極為穩(wěn)定的形態(tài)把建筑物內各處都當作可能的作業(yè)范圍，進行高速、高效的服務，可以在起升高度和大、小車軌道所允許的空間內負擔任意位置的吊運工作。
此外，橋式起重機容易以廉價實現借助控制盤和操縱盤進行自動操縱、或半自動操縱、內裝電腦的程序操縱。設置在室內的起重機中，橋式起重機約占90%。
橋式起重機有很多類型。一般按以下方法進行分類：
根據橋架的結構不同，分為箱式結構，四珩架結構和腹板梁結構等，其中箱式結構用得最廣泛。
根據起吊裝置不同，分為吊鉤橋式起重機、電磁盤橋式起重機、抓斗橋式起重機。為了使吊鉤橋式起重機使用場合更廣泛，在吊鉤上附以可更換的電磁盤或馬達抓斗，以便作兩種或三種用途。
圖2.1橋式起重機示意圖
2.3橋式起重機的一般構造
橋式起重機構造：沿建筑物較長方向的兩壁設置的承軌梁，在梁上鋪設大車運行軌道，將裝有4個車輪（載荷大時裝有6個或8個車輪）的橋架跨在軌道上；裝有起升機構和運行機構的電動小車（cab）在橋架上運行。
大車軌道中心間的距離稱為跨度（span），在該軌道上運行的動作稱為大車運行。在橋架的中心或兩端裝有大車運行電動機，從電動機的水平軸引出動力，驅動半數的車輪。起升、小車運行及大車運行的速度，按工況和起重量的大小適當選定。一般來說，在起重量小和使用頻繁時，速度較高。
小車運行速度同大車運行的速度相比低得多，原因是小車運行距離接近建筑物的寬度，它不會太長，一般小于40m，而大車沿建筑物的長度方向運行，所以多數運行距離都是相當長的。
小型和低速的起重機，多數在地面上用按鈕進行操縱，而大型的高速的起重機，幾乎都坐在駕駛室內進行操作。
起重機5t以下的起重機，多半用帶有電動運行機構的電葫蘆代替電動小車。最近已有30t級的電葫蘆作為標準產品在市場上銷售。
當起重量超過20t時，一般起升速度比較低。只用單一的起升機構長時間處理小件貨物效率很低。因此在這種起重機上，一般并設一個副起升機構。
副起升也設在該小車上，但不用主起升電動機，而大型起重機的主梁，多數都采用單腹板梁、箱形梁等焊接結構。
在主梁兩側設有輕型水平梁，稱為副梁。它通過水平構件同主梁一起構成一個水平框架，這對因主梁在大車運行時產生的慣性力所引起的水平載荷，是一個十分堅固的結構。
此外，主副梁之間布置大車運行驅動電動機，與其相聯(lián)的減速機構、傳動軸、軸承等。在它們的上方鋪設走臺板，設立欄桿，以便檢修人員行走。
對箱形結構或殼體結構的主梁來說，因為其水平抗彎剛度大，所以多數都不帶副梁。
小車是用型鋼和鋼板制成一個構架，在上面設有主副起升用電動機、支持貨物用制動器及和它們相聯(lián)的減速齒輪機構，通過該機構驅動卷筒旋轉。必要時，在該機構上還設速度制動器，供調節(jié)下降速度用，在小車外側設有運行電動機，它經過齒輪減速減低速度并驅動車輪旋轉，使小車運行。
2.4設計的基本原則和要求
對大車運行機構設計的基本要求是：
1）和橋架配合要合適，這樣橋架設計容易，機構好布置
2）機構要緊湊，重量要輕
3）維修檢修方便，機構布置合理
4）盡量減輕主梁的扭轉載荷，不影響橋架剛度
2.5大車機構傳動方案
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。起重機采用分別傳動的方案如圖2-1;
大車運行機構圖（2-1）
1—電動機2—制動器3—高速浮動軸4—減速器5—聯(lián)軸器
6低速浮動軸7—車輪
2.6大車運行機構具體布置的主要問題
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）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）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。
（3）對于分別傳動的大車運行機構應該參考現有的資料，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）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大車行走部傳動設計
3.1大車運行機構：采用分別傳動的方案
方案：采用4車輪、對面布置、分別驅動。
部件：電機、減速器、聯(lián)軸器、車輪、軌道。
橋架自重G=0.45Q+0.82L=21.7t=217kN，小車自重q=0.4Q=12t=120kN
3.1輪壓計算
按照圖2.1所示的重量分布,計算大車車輪的最大輪壓和最小輪壓，小車運行極限位置距軌道中心線距離l=2m。
滿載最大輪壓：=159.05kN
空載最大輪壓：=72.25kN
空載最小輪壓：=36.25kN
式中：—起重機自重；
q—小車自重；
—起升載荷；
—橋架跨度；
3.2車輪選擇
使用雙輪緣車輪，輪緣高為25mm—30mm。選擇的工作級別M4，=0.72，大車運行速度3m/s，
初選車輪踏面直徑，車輪材料，軌道及其材料。
起重機鋼軌（YB/T5055-1993）
1、尺寸、外形、重量
（1）尺寸
1）鋼軌的截面形狀、部位名稱如圖1所示，其截面尺寸應符合表1的規(guī)定。
圖1
表1
型號
-
b1
b2
-
h
h1
h2
R
R1
R2
r
r1
r2
QU70
70
76.5
120
28
120
32.5
24
400
23
38
6
6
1.5
QU80
80
87
130
32
130
35
26
400
26
44
8
6
1.5
QU100
100
108
150
38
150
40
30
450
30
50
8
8
2
QU120
120
129
170
44
170
45
35
500
34
56
8
8
2
2）鋼軌截面尺寸允許偏差應符合表2的規(guī)定。
表2
型號
軌頭寬度b
軌底寬度b2
軌腰厚度s
鋼軌高度h
QU70QU80QU100QU120
+1.0-2.0
+1.0-2.0
±1.0
±1.0
3）鋼軌截面面積、理論重量及截面參數值應符合表3的規(guī)定。
表3
型號
截面積cm2
理論重量kg/m
參考數值
重心距離/cm
慣性矩/cm4
截面系數/cm3
y1
y2
Ix
Iy
w1=Ix/y1
w2=Ix/y2
w3=Iy/（b2/2）
QU70
67.30
52.80
5.93
6.07
1081.99
327.16
182.46
178.12
54.53
QU80
81.13
63.69
6.43
6.57
1547.40
482.39
240.56
235.52
74.21
QU100
113.32
88.96
7.60
7.40
2864.73
940.98
376.94
387.12
125.45
QU120
150.44
118.10
8.43
8.57
4923.79
1694.83
584.08
574.54
199.39
根據表查得：車輪直徑700mm，軌道型號QU70，許用輪壓30.7t，車輪材料ZG310-570、HB320。軸承型號為7524
車輪踏面疲勞驗算：按照點接觸驗算
疲勞計算載荷：118.116kN
535.4kN
式中。與材料有關的許用點接觸應力常數（N/mm2）；根據表3-8-6選取，K2=0.1；
R—曲率半徑，取車輪曲率半徑與軌面曲率半徑中之大值（mm），R=700mm；
m—有軌道頂面與車輪的曲率半徑之比（r/R）所確定的系數，根據表3-8-9選取，m=0.468。
轉速系數，根據表3-8-7選取，C1=1；
工作級別系數，根據表3-8-8選取，C2=1.12。
故車輪的踏面的疲勞強度滿足要求。
3.3阻力計算
只考慮摩擦阻力。
（300+217+120）*0.08=4969N
式中G—橋架自重載荷；
Q—起升載荷；
q—小車自重載荷；
—摩擦阻力系數，初步計算時按表1選取，=0.08。
表1
車輪直徑mm
500
600
700
800
900
滾動摩擦系數
0.06
0.08
0.08
0.10
0.12
3.4電機的計算與選擇
3.4.1靜功率計算
M靜=W靜（kg·m）…………………………（4）
電動機軸到車輪中間的傳動比
i—電動機軸到車輪中間的傳動比
η—機構效率 取η=0.9
N靜=（kw）…………………………… …（5）
n電—預選電動機的額定轉數
或N靜=（kw）……………………………（6）
V—起重機移動速度（m/min）
空載時的W摩及M靜對室內工作的起重機取滿載時的倍
根據N靜的計算值，取其2倍左右，初步選擇電動機功率。
靜功率：=6.37kW
m—驅動電動機總數，m=2；
v—初選運行速度，3m/s；
—運行機構傳動的總機械效率，=0.9
Fj—起重機（小車）只考慮摩擦阻力運行時的靜阻力，Fj==3822N
初選：=12.74kW
室內工作及裝卸橋小車運行機構的，取1.2~2.6（對應速度30~180m/min）
采用YZR系列電機。JC%=40%。
選取機座號為180L-6電機，額定功15kW，額定轉速n=970r/min，最大轉矩倍數2.0
3.4.2電動機過載能力校驗
式中：m—電動機個數，m=2；
—平均啟動轉矩標準值，=1.7；
Fj—只考慮摩擦阻力運行時的靜阻力，Fj==3822N
V—運行速度，m/s
—機構傳動效率；
n—電動機額定轉速r/min
—機構總傳動慣量：
電動機初選啟動時間，可根據運行速度確定，=8s；
式中k：考慮其他傳動件飛輪矩影響的系數，折算到電動機軸上可取1.1~1.2；
J1：電動機轉子轉動慣量kg.m2;
J2:電動機軸上制動輪和聯(lián)軸器的轉動慣量；0.05kgm2
3.4.3電動機發(fā)熱校驗
對于運行機構繞線式電動機的發(fā)熱驗算，按穩(wěn)態(tài)平均功率校核，即
式中。G—穩(wěn)態(tài)負載平均系數，見]表8-15.取G=0.95。
故初選電動機發(fā)熱條件滿足要求
3.5減速器的選擇
3.5.1初選減速器
減速機傳動比i==………………………（7）
V預—預定的起重機額定速度m/min
n電n車輪—電動機、車輪的轉速n轉/分
D—車輪的直徑m
根據算得的傳動比，再取定實際的傳動比i實
實際移動速度V實=（m/min）…………………（8）
傳動比：=11.85
式中。電動機的額定轉速，970r/min
D—車輪踏面直徑，700mm
V—初選運行速度，3m/s；
減速器輸入功率按起動工況計算。
=3.08kW
=6.162kN=6162N
式中。m—運行機構減速器的個數，m=2；
V—運行速度，0.5m/s；
運行機構的傳動效率；0.9
只考慮摩擦阻力運行時的靜阻力，4930N；
運行起動時的慣性力。
，考慮機構中旋轉質量的慣性力增大系數。
t—機構初選啟動時間，大車運行機構一般去8~10。
根據計算輸入功率，可從標準減速器的承載能力表中選擇適用的減速器。選用兩臺QJS-280-80-I-P-L減速器i=80；[N]=9.1kW，當輸入轉速為1000r/min，輸入軸直徑55mm、長為80mm，輸出軸直徑65mm、長為130mm，減速器總長為1024mm，寬450mm，高為584mm，許用功率為9.1kW，其自重為350kg。
3.5.2驗算運行速度和實際所需功率
實際運行的速度：=
誤差：合適
實際所需的電動機功率：
合適
3.6驗算啟動不打滑條件
由于起重機在室內使用，故坡度阻力及風阻力均不予考慮。以下三種工況進行驗算。
3.6.1二臺電動機空載時間時啟動
式中：
N—主動輪輪壓
從動輪輪壓和
f=0.2室內工作的粘著系數
n=1.05～1.2—防止打滑的安全系數
=3.14
因，故兩臺電動機空載啟動不會打滑。
3.6.2事故狀態(tài)
當只有一個驅動裝置工作，而五載小車位于工作著的驅動裝置這一邊時，則：
式中---非主動輪輪壓之和
工作的主動輪輪壓；
一臺電動機工作時的空載啟動時間
因，故不打滑。
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：
與第2種工況相同
故不打滑。
3.7選擇制動器
由《起重機設計手冊》中所述,取制動時間
按空載計算制動力矩，即Q=0代入
式中：
---坡度阻力
m=2---制動器臺數，兩套驅動裝置工作
現選用兩臺YWZ電力液壓塊式制動器，得其額定制動力矩N為避免打滑，使用時需將制動力矩調至28以下，考慮到所取的制動時間，在驗算啟動不打滑條件時已知是足夠安全的，故制動不答話驗算從略。
4 大車行走部聯(lián)軸器選型和軸的計算校核
4.1 制動器至減速器段聯(lián)軸器選型
查得電動機兩端伸出軸各為圓柱形，。由表37查ZSC-600減速器高速軸端為圓柱形。故此附表41選GICL鼓形齒式聯(lián)軸器，主動端A型鍵槽；從動端A型鍵槽。標記為GICL1聯(lián)軸器 J19013-89
其公稱轉矩，。
4.2 制動器至減速器段軸計算
P=9.1kW，當輸入轉速為1000r/min，
式中 ——電動機額定轉矩；
——聯(lián)軸器的安全系數，運行機構；
——機構剛性動載系數，，取。
（1）扭矩計算 由扭矩計算基本載荷
式中 ——動載系數, ；
——起升載荷動載系數，（物品起升或下降制動的動載效應），
由前節(jié)已選定軸徑，因此扭轉應力：
軸材料用45號鋼,，，
彎曲：
扭轉: ,
軸受脈動循環(huán)的許用扭轉應力：
——考慮零件幾何形狀和零件表面狀況的應力集中系數；
——與零件幾何形狀有關,對于零件表面有急劇過渡和開有鍵槽及緊配合區(qū)段, ；
——與零件表面加工光潔度有關，對于5，=；對于10，=；此處
——考慮材料對應力不對稱的敏感系數，對碳鋼，低合金鋼=0.2
——安全系數，查表2-21得=1.25。
因此
故 通過
（2）強度驗算 軸所受最大轉距：
最大扭轉應力：
許用扭轉應力：
式中 ——安全系數， =1.5
故通過
浮動軸的構造如圖所示，中間軸徑，取
4.3 減速器至大車輪一段聯(lián)軸器選型
查得，電動機，軸端為圓柱形，，；
在考減速器端，由附表43選用兩個半齒聯(lián)軸器（靠減速器端為圓錐形，浮動軸端直徑）；其，，；重量
與原估計基本相符，故有關計算則不需要重復
4.4減速器至大車輪一段軸的設計及強度校核
選擇的減速器傳動比i=11.85 減速器的機械效率取96%
1）疲勞強度驗算：
低速浮動軸的等效扭矩：
式中 ——等效系數，由表2-6查得
由上節(jié)已選定浮動軸端直徑，故其扭轉應力為：
由于浮動軸載荷變化為對稱循環(huán)（因為浮動軸在運行過程中正反轉之扭矩相同），所以許用扭轉應力為
式中 材料用45號鋼，取，。所以，
——考慮零件幾何形狀，表面狀況的應力集中系數。由第二章第五節(jié)及[2]第四章查得：；
——安全系數（由表2-18查得）
故疲勞強度驗算通過
2）靜強度驗算：
計算靜強度扭矩：
式中 ——動力系數，查表2-5得扭轉應力：
許用扭轉應力
，故靜強度驗算通過
高速軸所受扭矩雖比低速軸小（二者相差倍），但強度還是足夠的。
5 結構設計計算
5.1 主梁的設計計算
1）主梁材料的選擇：選用Q235，其力學性能好。
2）橋式起重機主梁結構形式及截面尺寸的確定：根據標準選用后，驗算是否符合要求。本設計選用箱形結構主梁，其組成由上下蓋板及左右腹板焊接而成，斷面為封閉的箱形，小車軌道安裝在上蓋板上。本設計選用了軌道安裝在主梁的正中形式。為了防止上蓋板變形，在箱形主梁內部，每隔一定間隔加焊了“長加勁板”和“短加勁板”。門架的剛度由兩主梁保證，兩主梁外側，一側走臺上安放大車運行機構，另一側安放電氣設備，走臺增加了門架的整體剛度，便于起重機的維修，但也增大了門架的自重和對主梁的附加扭矩。在設計中應盡量減少走臺的寬度。從主梁受力來考慮，主梁縱向外形以拋物線為優(yōu)，但制造費時，故一般將兩端做成斜線段式。
1．主梁危險載面的強度驗算
1）正應力的驗算
根據公式計算的垂直彎矩同時作用在主梁上，并考慮約束彎曲和約束扭轉的影響，主梁再面上的正應力可按下式疊加：
主梁跨中：
主梁支承載面：
式中、——主梁跨中的最大垂直彎矩和水平彎矩；
、——主梁支承載面的最大垂直彎矩和水平彎矩；
、——主梁跨中和支承載面對軸的載面摸數；
——主梁對軸的載面摸數。
強度許用應力為：
1）確定應力循環(huán)特性
鋼的強度許用應力為：
式中為載荷組合的安全系數。
2）剪應力的驗算
箱形載面主梁支承載面處的剪力在腹板上引起的剪應力按下式計算：
式中——主梁載面的一部分對中性軸的靜矩；
——主梁載面對軸的慣性矩；
、——主梁的主、副腹板的厚度。
在水平載荷作用下，蓋板上的剪應力：
式中——支承處的水平剪力；
——主梁載面的一部分對軸的靜矩；
——主梁載面對軸的慣性矩；
——上、下蓋板厚度。
主梁受扭的影響。則按純扭轉計算，計算式為：
主腹板上=
副腹板上=
蓋板上=
式中——作用與主梁支承載面的扭矩；
——主梁封閉載面的輪廓面積，。
在主梁載面上，各種載荷在同一點引起的剪應力予疊加。
2、支腿危險載面的強度驗算
對于單主梁箱形結構門架的支腿應分別選取幾個載面進行強度計算。
強度驗算式為：
式中——門架平面，支腿驗算載面的最大彎矩；
——支腿平面，支腿驗算載面的最大彎矩；
——支腿平面，支腿驗算載面的軸向力；
、——驗算載面對軸和軸的載面模數；
——驗算載面的面積。
根據靜強度和疲勞強度條件計算截面需要的面積：
由計算結構知，桿件應根據疲勞強度條件確定截面積。桿件需要的最小截面積為20732.55。
3、下橫梁的強度驗算
將各種載荷作用在門架上引起的下橫梁的彎矩疊加，然后按下式驗算其強度，即彎曲應力：
式中——作用在下橫梁載面的總彎矩；
——驗算載面對軸的載面模數。
近年來，橋式起重機有采用寬翼緣箱形梁，這時薄壁箱形梁受彎曲時，在剪應力作用下，翼緣板和腹板產生了翹曲，梁的截面不在保持平面，而有翹曲（圖b中虛線所示）。由于這種翹曲受到了約束，因而破壞了正應力按平面分布的規(guī)律，這時正應力沿梁寬的分布不再是一個常數，沿著梁高的分布也不再符合線性分布規(guī)律（圖），其中虛線表示自由彎曲應力。
根據理論分析和實驗驗證，在薄壁箱型梁的角點上，最大約束彎曲正應力可近似取為：
式中——自由彎曲正應力；
——考慮約束彎曲而使應力增大的系數；
B——翼緣板寬度。
初選箱形截面腹板厚度
8.82
剛度是控制條件。
3）主梁載荷的組合情況：由于起重機主梁受力情況復雜，在分析計算過程中，應合理處理。
4）主梁強度以及剛度的計算：主梁中間截面的最大彎曲應力：
式中：—主梁中間截面對水平重心軸線x-x的抗彎截面模數，其近似值：
—主梁中間截面對垂直重心軸線y-y的抗彎截面模數，其近似值：
cm3
因此可得：
由資料查得16Mn鋼的許用應力為，故
主梁支承截面的最大剪應力：
式中：—主梁支承截面所受的最大剪力。
KN
—主梁支承截面對水平重心軸線x-x的慣性矩，其近似值為：
cm4
S—主梁水平截面半面積對水平重心軸線x-x的靜矩。
cm3
因此可得：
因故知強度足夠。
主梁的垂直剛度計算:
主梁在滿載小車輪壓的作用下，在跨中所產生的最大垂直撓度為：
cm
式中：
允許的撓度值為:
cm
因此，——材料的彈性模量，GP。
主梁的水平剛度計算:
主梁在大車運行機構起、制動慣性載荷作用下，產生的水平最大撓度為：
cm
式中：KN；KN/m；
cm4
水平撓度的許用值。
cm
因此,由上計算可知，主梁的垂直和水平剛度均滿足要求。
當起重機工作無特殊要求時，可以不必進行主梁的動剛度驗算。
5）端梁的計算：端梁采用壓制成型，再焊接成箱形結構，有焊縫和加工工時少，端梁變形小，重量輕，外形美觀等優(yōu)點。選用后進行強度較核。
6）主梁與端梁的連接形式的選擇：采用加連接扳用焊接的形式連接，門架的運輸分割位置在端梁的中間區(qū)段，接頭處的下蓋板用連接板螺栓聯(lián)接，側面與頂面用角鋼法蘭聯(lián)接。有制造簡單、裝拆方便、成本低等優(yōu)點。
7）司機室的選用：司機室的構造與安裝位置，應保證司機有良好的視野，司機室一般與門架固定，并應安裝在無滑線一側。司機室的結構有敞開式和封閉式兩種，若無特殊要求，室溫在10～40攝氏度的廠房內工作的一般制成敞開式，在多灰塵和有害氣體的場合，露天及高溫車間工作的司機室，一般制成封閉式。司機室的內部尺寸一般以滿足視線要求為條件，寬度不宜過大，一般取1.3m～1.6m，長度不小于2m，高度不低于1.9m，司機室內部具體尺寸根據電器設備和工作要求確定.
司機室的骨架應有足夠的強度和剛度，一般有軋制的型鋼和沖壓的薄板焊成。地板應用厚20mm的木板制成，地板離骨架100mm，人形過道處鋪以4～5mm厚的橡膠板，地板和墻壁內用留有電纜線槽，玻璃窗的玻璃厚度應不小于5mm玻璃窗的尺寸和位置應保證司機坐著能看見起重機的取物裝置在任何位置的工作情況，根據需要可設置上視窗和下視窗。
當起重機小車的輪壓直接作用在梁的腹板上時（圖），腹板邊緣產生的局部壓應力為：=
式中——局部壓應力；
P———集中載荷（N）；
——板厚（mm）；
——集中載荷分布長度，可按下式計算：
式中——集中載荷作用長度，對車輪?。?
—-自構件頂面（無軌時）或軌頂（有軌時）至板計算高度上邊緣的距離（mm）.
2）當起重機小車的輪壓直接作用在梁的上蓋板時，局部彎曲應力為：普通正軌或半偏軌道布置在兩腹板中間的上蓋板上，由輪壓作用而使上蓋板產生局部彎曲，此時上蓋板應按被兩腹板和相鄰兩筋板分隔成的矩形板計算，如圖所示。
箱型梁上蓋板是超靜定薄板。它支承在梁的腹板和橫向加筋板上。這種薄板的計算簡圖較復雜，再加上在小車輪壓作用下，起重機箱型梁的蓋板連同軌道一起承受局部彎曲，使其計算簡圖更加復雜。
為了簡化計算，特作如下假設：
（1）把上蓋板看作為是腹板和橫向加筋板約束的自由支承的薄板；
（2）軌道視為一根中部受集中載荷的梁；
（3）根據薄板受集中載荷作用來計算蓋板撓度；
（4）計算應力時，假設軌道和蓋板間僅在邊長為a和b矩形面積上接觸。此時，(cm),為軌道寬度，為軌道高度。
對于正軌和半偏軌箱型梁，由于集中載荷的作用點在板的中心或偏一距離，故應采用板殼理論計算。根據板殼理論，作用在受載面積中心（圖）彎距：
式中
在此處I---------軌道的慣性矩；
——上蓋板的厚度；
—系數，取決于之間值，見表。
表系數
1.0
1.1
1.2
1.4
1.6
1.8
2.0
0.127
0.138
0.148
0.162
0.171
0.177
0.180
——軌道中心線至腹板的距離，正軌時，；
；
v________波桑比；
，——系數，其值取決于和的值（參見表）；
上蓋板上的折算應力按下式求得：
=
式中——由垂直彎矩引起的正應力，，，應帶各自的正負號代入。
表對于矩形板的因子和的值
0.10
0.20
0.3.
0.40
0.50
0.10
0.20
0.30
0.40
0.50
0.5
2.792
2.352
1.945
1.686
1.599
0.557
--0.179
-0.647
-0.852
-0.906
0.6
0.7
0.8
0.9
1.0
1.2
1.4
1.6
1.8
2.0
3.0
2.861
2.904
2.933
2.952
2.966
2.982
2.900
2.955
2.977
2.999
3.000
3.000
2.545
2.677
2.768
2.932
2879
2.936
2.966
2.982
2.900
2.955
3.000
3.000
2.227
2.433
2.584
2.694
2.766
2.880
2.936
2.966
2.982
2.900
3.000
3.000
2.011
2.259
2.448
2.591
2.698
2.836
2.912
2.953
2.975
2.987
2.999
3.000
1.936
2.198
2.399
2.533
2.669
2.820
2.903
2.948
2.972
2.985
2.999
3.000
0.677
0.758
0.814
0.856
0.887
0.931
0.958
0.975
0.985
0.991
0.999
1.000
0.053
0.240
0.391
0.456
0.611
0.756
0.849
0.908
0.945
0.968
0.998
1.000
-0.439
-0.229
-0.031
0.148
0.304
0.551
0.719
0.828
0.897
0.939
0.996
1.000
-0.701
-0.514
-0.310
-0.108
-0.080
0.393
0.616
0.764
0.858
0.915
0.995
1.000
-0.779
-0.605
-0.4.04
-0.198
0.000
0.335
0.578
0.740
0.834
0.906
0.994
1.000
5.2端梁的計算
5.2.1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㎜
5.2.2 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=70cm
=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=60cm。
（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，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：
（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：
（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）
==2120N/cm2
端梁支承截面對水平重心線X-X的慣性矩、截面模數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==5.74cm
水平重心線距腹板中線的距離：
C2=5.74-0.5-0.5×12.7
=-1.11cm
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：
=×（35）
=3297×
=406.1cm3
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
=229.5cm3
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）
=6827.4N/cm2
端梁支承截面的合成應力：
（38）
=12501.5N/cm2
端梁材料的許用應力：
[sd]II=(0.80～0.85)[s]II
=(0.80～0.85)16000=12800～13600N/cm2
[td]II=(0.80～0.85)[t]II
=(0.80～0.85)9500=7600～8070N/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。
6 起重機未來發(fā)展趨勢
6.1 模塊化和組合化
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。對起重機進行改進，只需針對某幾個模塊。設計新型起重機，只需選用不同模塊重新進行組合。可使單件小批量生產的起重機改換成具有相當批量的模塊生產，實現高效率的專業(yè)化生產，企業(yè)的生產組織也可由產品管理變?yōu)槟K管理。達到改善整機性能，降低制造成本，提高通用化程度，用較少規(guī)格數的零部件組成多品種、多規(guī)格的系列產品，充分滿足用戶需求。
目前，德國、英國、法國、美國和日本的著名起重機公司都已采用起重機模塊化設計，并取得了顯著的效益。德國德馬格公司的標準起重機系列改用模塊化設計后，比單件設計的設計費用下降12%，生產成本下降45%，經濟效益十分可觀。德國德馬格公司還開發(fā)了一種KBK柔性組合式懸掛起重機，起重機的鋼結構由冷軋型軌組合而成，起重機運行線路可沿生產工藝流程任意布置，可有叉道、轉彎、過跨、變軌距。所有部件都可實現大批量生產，再根據用戶的不同需求和具體物料搬運路線在短時間內將各種部件組合搭配即成。這種起重機組合性非常好，操作方便，能充分利用空間，運行成本低。有手動、自動多種形式，還能組成懸掛系統(tǒng)、單梁懸掛起重機、雙梁懸掛起重機、懸臂起重機、輕型門式起重機及手動堆垛起重機，甚至能組成大型自動化物料搬運系統(tǒng)。
6.2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，也可使整個建筑物高度下降，建筑結構輕型化，降低造價。因此電動葫蘆橋式起重機和梁式起重機會有更快的發(fā)展，并將大部分取代中小噸位的一般用途橋式起重機。德國德馬格公司經過幾十年的開發(fā)和創(chuàng)新，已形成了一個輕型組合式的標準起重機系列。起重量為1-63噸，工作級別為A1-A7，整個系列由工字形和箱型單梁、懸掛箱形單梁、角形小車箱形單梁和箱形雙梁等多個品種組成。主梁與端梁相接以及起重小車的布置有多種型式，可適合不同建筑物及不同起吊高度的要求。根據用戶需要每種規(guī)格起重機都有三種單速及三種雙速供任意選擇，還可以選用變頻調速。操縱方式有地面手電門自行移動、手電門隨小車移動、手電門固定、無線遙控、司機室固定、司機室隨小車移動、司機室自行移動等七種選擇。大車及小車的供電有電纜小車導電、DVS系統(tǒng)兩種方式。如此多的選擇項，通過不同的組合，可搭配成百上千種起重機，充分滿足用戶不同的需求。這種起重機的另一最大優(yōu)點是輕型化，自重輕、輪壓輕、外形尺寸高度小，可大大降低廠房建筑物的建造成本，同時也可減小起重機的運行功率和運行成本。與通用產品相比較，起重量為10t，跨度22.5m，通用雙梁橋式起重機自重是24t，起重機軌面以上高度1876mm，起重機寬度5980mm;德馬格起重機的自重只有8.7t，重量輕了176%，起重機軌面以上高度為920mm，降低了104%，起重機寬度為2980mm，外形尺寸減少了100%。
6.3自動化和智能化
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)，實現起重機的自動化和智能化。大型高效起重機的新一代電氣控制裝置已發(fā)展為全電子數字化控制系統(tǒng)。主要由全數字化控制驅動裝置、可編程序控制器、故障診斷及數據管理系統(tǒng)、數字化操縱給定檢測等設備組成。變壓變頻調速、射頻數據通訊、故障自診監(jiān)控、吊具防搖的模糊控制、激光查找起吊物重心、近場感應防碰撞技術、現場總線、載波通訊及控制、無接觸供電及三維條形碼技術等將廣泛得到應用。使起重機具有更高的柔性，以適合多批次少批量的柔性生產模式，提高單機綜合自動化水平。重點開發(fā)以微處理