80噸電動雙梁橋式起重機的設計【4張CAD圖紙及說明書全套】【YC系列】
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本 科 生 畢 業(yè) 設 計（論文）
（ 屆）
×××系
題 目：80噸電動雙梁橋式起重機的設計
學 號：
姓 名：
專業(yè)班級：
指導教師： 職稱：
職稱：
2016年 3月 15日
本科生畢業(yè)設計（論文）誠信承諾書
我謹在此承諾：本人所寫的畢業(yè)設計（論文）《80噸電動雙梁橋式起重機的設計》均系本人獨立完成，沒有抄襲行為，凡涉及其他作者的觀點和材料，均作了引用注釋，如出現抄襲及侵犯他人知識產權的情況，后果由本人承擔。
承諾人（簽名）：
年 月 日
浙江農林大學天目學院本科生畢業(yè)設計（論文）
目 錄
本 科 生 畢 業(yè) 設 計（論文） I
本科生畢業(yè)設計（論文）誠信承諾書 II
1 緒 論 1
1.1 橋式起重機的介紹 1
1.2橋式起重機國內外發(fā)展現狀 1
1.3總體設計參數 2
2 選型計算部分 3
2.1 主起升機構的設計 3
2.1.1 確定起升機構傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組 3
2.1.2 選擇鋼絲繩 3
2.1.3 確定卷筒尺寸并驗算強度 4
2.1.4 選電動機 4
2.1.5 選擇減速器 4
2.1.6 驗算起升速度和實際所需功率 5
2.1.7 校核減速器輸出軸強度 5
2.1.8 選擇制動器 6
2.2 副起升機構的設計 6
2.2.1 確定起升機構傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組 6
2.2.2 選擇鋼絲繩 7
2.2.3 確定卷筒尺寸并驗算強度 7
2.2.4 選電動機 8
2.2.5 選擇減速器 8
2.2.6 驗算起升速度 8
2.2.7 校核減速器輸出軸強度 9
2.2.8 選擇制動器 9
2.3 小車運行機構 9
2.3.1 確定機構傳動方案 9
2.3.2 選電動機 11
2.3.3 選擇減速器 11
2.3.4 驗算運行速度 11
2.3.5 按起動工況校核減速器功率 13
2.3.6 選擇制動器 13
2.4 大車運行機構的設計 13
2.4.1 確定機構的傳動方案 13
2.4.2 輪壓 14
2.4.3 運行阻力計算 15
2.4.4 選擇電動機 16
2.4.6 起動工況下校核減速器功率 17
2.4.7 選擇制動器 17
3 結構計算部分 19
3.1 橋架尺寸的確定 19
3.2 主梁尺寸 19
3.2.1 腹板和翼緣板厚度 19
3.2.2 兩腹板內壁間距b 19
3.2.3 上下翼緣板的寬度B1 20
3.2.4 端梁高度H2 20
3.2.5 主梁端部變截面長 20
3.3 主端梁界面 20
3.4 端梁截面尺寸的確定 21
3.4.1 起重機的總質量 21
3.4.2 端梁中部上下翼緣板寬度B4 21
3.5 主、端梁截面幾何性質 21
3.5.1 截面尺寸 21
3.5.2 端梁截面 22
3.6 載荷 23
3.6.1 自重載荷 23
3.6.2 小車輪壓 23
3.6.3 動力效應系數 24
3.6.4 慣性載荷 24
3.6.5 偏斜運行側向力 24
3.6.6 滿載小車在主梁跨中央 25
3.6.7 滿載小車在主梁左端極限位置 25
3.7 扭轉載荷 25
3.8 主梁的計算 26
3.8.1 內力 26
3.8.2 跨端剪切力 26
3.8.2 水平載荷 28
3.8.3 強度 31
3.9 端梁的計算 35
3.10 穩(wěn)定性 36
3.10.1 整體穩(wěn)定性 36
3.10.2 橋架的剛度計算 37
總 結 39
參考文獻 40
致 謝 41
80噸電動雙梁橋式起重機的設計
XXXXX系 天目XXXXX XXX 指導教師：XXX
摘要：本次設計是對80噸電動雙梁橋式起重機進行設計。首先，通過查閱相關書籍和資料，學習橋式起重機的相關知識，了解橋式起重機的發(fā)展和應用現狀，掌握橋式起重機金屬結構的設計方法；其次，根據現今國內外生產橋式起重機采用的各種結構類型，結合課本知識和參考文獻信息，設計符合使用要求的結構；橋式起重機的受力情況，計算橋式起重機的自重載荷、起升載荷、水平慣性載荷，并對橋式起重機的抗傾覆穩(wěn)定性進行校核；接著，主要對起升機構傳動系統(tǒng)設計、小車運行機構傳動系統(tǒng)設計、大車運行機構設計；然后，對起重機金屬結構，采用經濟梁法設計出起重機主梁最優(yōu)截面，并校核截面幾何尺寸；最后，采用AutoCAD繪圖軟件繪制出要求的圖紙。
關鍵詞：橋式；起重機；運行機構 ；主端梁
Design of 80 ton electric double beam bridge crane
Abstract：This design is the design of 80 tons of electric double beam bridge crane. First of all, through access to relevant books and materials, learning related knowledge of bridge crane, understand the development and application status of the bridge crane, master the design method of bridge crane metal structure; secondly, according to the current domestic production of various types of structure of bridge crane using the combination of textbook knowledge and reference information, designed to meet the requirements of the use of the structure; the force calculation of bridge crane, bridge crane hoisting load, gravity load, horizontal inertial load and overturning stability checking of the bridge crane; then, the lifting mechanism of the transmission system design, car mechanism transmission system design, traveling mechanism design; then, on the metal structure of the crane design of crane girder with economic optimum section beam method, and check the geometry; Finally, using AutoCAD drawing software to draw the requirements of the drawings.
Key words: Bridge; Crane; Operating mechanism; The main end beam
41
1 緒 論
1.1 橋式起重機的介紹
橋式起重機是橋架在高架軌道上運行的一種橋架型起重機，又稱天車。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。橋式起重機廣泛地應用在室內外倉庫、廠房、碼頭和露天貯料場等處。
橋式起重機設計設計方法可以簡單地劃分為傳統(tǒng)設計方法、現代設計方法和未來設計方法三類。傳統(tǒng)設計方法指的是以古典力學和數學為基礎的類比法、直覺法、經驗法等設計方法，該法仍用于我國部分起重機的設計。現代設計法指的是近30年發(fā)展起來的設計方法，如CAD、優(yōu)化設計、可靠性設計、有限元分析、反求工程設計、動態(tài)仿真設計、模塊化設計、工業(yè)藝術造型設計等等，這些方法在起重機的設計中都有應用。橋式起重機設計模塊化和組合化達到改善整機性能，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。同時，橋式起重機的并行工程的目標在于縮短產品投放市場的時間，提高產品的質量以及降低產品在整個生命周期中的消耗。并行工程應使產品及其相關過程設計工作集成，產品開發(fā)過程中各階段工作交叉并行進行，以盡早發(fā)現并解決產品整個生命周期中的問題，達到多項工作的協(xié)調一致?？梢韵嘈牛贿h的將來智能設計會取得更大的突破，從而使起重機的智能設計成為可能。
1.2橋式起重機國內外發(fā)展現狀
經過幾十年的發(fā)展，我國橋式起重機行業(yè)已經形成了一定的規(guī)模，市場競爭也越發(fā)激烈。橋式起重機行業(yè)在國內需求旺盛和出口快速增長的帶動下，依然保持高速發(fā)展，產品幾近供不應求。
盡管我國起重機行業(yè)發(fā)展迅速，但是國內起重機仍缺乏競爭力。從技術實力看，與歐美日等發(fā)達地區(qū)相比，中國的技術實力還有一定差距。目前，國內大型起重機尚不具備大量生產能力。從產品結構看，由于技術能力所限，中國起重機在產品結構上也不完善，難以同國外匹敵。
同時我國起重行業(yè)目前存在幾個突出問題，歸納如下：
（1）整體技術含量偏低，突出表現在產品的品種規(guī)格少，性能、可靠性等指標低于發(fā)達國家同類產品的水平。
（2）知名品牌寥寥無幾，能打入國際市場并享有一定聲譽的知名品牌幾乎沒有。
（3）產品低價惡性競爭嚴重，企業(yè)合理利潤難保，已嚴重制約企業(yè)生產技術的持續(xù)發(fā)展。
隨著國際合作的增加，國際起重機行業(yè)發(fā)展迅速。到目前為止，國際主要知名起重機制造廠商有德國的DEMAG起重機，芬蘭的Kone起重機，美國CM集團等。上述企業(yè)在起重機行業(yè)內較為知名。
橋式起重機的更新和發(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。
1.3總體設計參數
主要技術參數：起重量主鉤80t
其他參數選擇如下：
（1）副鉤15t；
（2）跨度28.5m，起升高度為主鉤12m，副鉤14m；
（3）起升速度主鉤7.8m/min，副鉤13.2m/min；
（4）小車運行速度v=38.5m/min，大車運行速度V=87.3m/min。
2 選型計算部分
2.1 主起升機構的設計
2.1.1 確定起升機構傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組
按照布置宜緊湊的原則，采用閉式傳動起升機構構造型式，如圖2-1所示，采用了雙聯(lián)滑輪組，按，查起重機械課本表5-5：取滑輪組倍率。
承載繩分支數：
圖2-1 起升機構文字簡圖
2.1.2 選擇鋼絲繩
若滑輪組采用滾動軸承，當時，課本起重機械表（67頁）5-6得滑輪組效率：，鋼絲繩所受最大拉力：
（只有當起升高度大于50米時q才計入所以此處只記Q）
查課本起重機械表（59頁）5-3得，工作級別為M6時，安全系數n=6，鋼絲繩計算破斷拉力。
N=500KN
選擇破斷拉力1670的纖維芯鋼絲繩，由課本公式直徑 。
2.1.3 確定卷筒尺寸并驗算強度
卷筒直徑：由設計參數要求知：。
卷筒尺寸：（注:t為槽距；H為主起升高度；d為鋼絲繩直徑；l1為固定繩尾所需的長度；l2為卷筒兩端空余部分的長度l3為允許偏差度決定）
n為附加安全圈數為使繩尾受力減小偏于固定通常取n為1.5到3圈。
mm
l13t=78mm；l2根據設計手冊232頁公式p=d+（24）mm及結構需要定為26mm ； 具課本68頁鋼絲繩允許偏斜度為1:10（） 取L3=500mm
卷筒轉速：
2.1.4 選電動機
計算靜功率：=(0.0180.04)Q=1440kg
選自起重機計算實例P238頁
：
查大連伯頓YZR電機資料選用電動機： YZR-315s-8
2.1.5 選擇減速器
由上算得:
減速器總傳動比：
又查參考資料得ZQ-1000型號減速器參數:
2.1.6 驗算起升速度和實際所需功率
實際起升速度：
誤差：
=×100%=×100%=1.9%＜[]=10%
實際所需等效功率：
===48.57KW＜=52.5KW
2.1.7 校核減速器輸出軸強度
由起重機設計規(guī)范書中公式(6-16)得輸出軸最大徑向力：
由起重機計算實例239頁得輸出軸最大扭矩為：
由以上計算知，所選減速器能滿足要求。
2.1.8 選擇制動器
所需靜制動力矩：
制動安全系數，由課本起重機械運輸第六章查得，由選用YWZ-400/90制動器，其制動轉矩，制動輪直徑制動質量。
2.2 副起升機構的設計
2.2.1 確定起升機構傳動方案，選擇滑輪組和吊鉤組
按照布置宜緊湊的原則，采用閉式傳動起升機構構造型式，如圖2-2所示，采用了雙聯(lián)滑輪組，按，查起重機械課本表5-5：取滑輪組倍率。
承載繩分支數：
圖2-2起升機構計算簡圖
起重機課程設計附表8 P237頁選圖號為G15吊鉤組，得其質量：G0=219kg，兩動滑輪間距為A=185mm。
2.2.2 選擇鋼絲繩
若滑輪組采用滾動軸承，當時，查起重機械課本67頁表5-6得滑輪組效率：，鋼絲繩所受最大拉力：
課本起重機械59頁表5-3，工作級別為時，安全系數n=5，鋼絲繩計算破斷拉力。
由上知選擇6x19破斷拉力1670的纖維繩芯鋼絲繩，由課本公式直徑得d為13mm，鋼絲繩最小破斷拉力。
2.2.3 確定卷筒尺寸并驗算強度
已知卷筒直徑：D=400mm
卷筒尺寸：
，
2.2.4 選電動機
計算靜功率：
：
查大連伯頓YZR系列選用電動機： YZR250M1-8
2.2.5 選擇減速器
卷筒轉速：已經求得
減速器總傳動比：由起重機設計手冊P237查得
2.2.6 驗算起升速度
實際起升速度：
誤差：
=×100%=×100%=0.25%＜[]=10%
2.2.7 校核減速器輸出軸強度
由起重機設計規(guī)范書公式(6-16)得輸出軸最大徑向力：
由以上計算知，所選減速器能滿足要求。
2.2.8 選擇制動器
所需靜制動力矩
2.3 小車運行機構
2.3.1 確定機構傳動方案
小車的傳動方式有兩種．即減速器位于小車主動輪中間或減速器位于小車主動輪一側。減速器位于小車主動輪中間的小車傳動方式．使小車減速器輸出軸及兩側傳動軸所承受的扭矩比較均勻。減速器位于小車主動輪一側的傳動方式，安裝和維修比較方便，但起車時小車車體有左右扭擺現象。
對于雙梁橋式起重機，小車運行機構采用圖2-3減速器位于小車主動輪中間的傳動方案：
圖2-3小車運行機構傳動簡圖
先對運行阻力計算：
小車質量估計取
摩擦阻力矩：
查得，由Dc=500mm車輪組的軸承型號為7524，據此選出Dc=500車輪組軸承亦為7524.軸承內徑和外徑的平均值，由起重機設計規(guī)范書中表7-1表7-3查得滾動摩擦系數K=0.0009，軸承摩擦系數μ=0.02，附加阻力系數β=2.0（采用導輪式電纜裝置導電），代入上式得
滿載時運行阻力矩：
運行摩擦阻力：
無載時運行阻力矩：
運行摩擦阻力：
2.3.2 選電動機
電動機靜功率：
式中 ——滿載時靜阻力；
η=0.9——機構傳動效率
m=1——驅動電機臺數
初選電動機功率：
式中
——電動機功率增大系數，由起重運輸機械表7-6得，=1.15
由大連伯頓系列電機選用電動機YZR160L-8，Ne=16kW，n1=705/min,,電機質量172kg
2.3.3 選擇減速器
車輪轉速：
機構傳動比：
查泰隆ZQ系列軟齒面減速器表：選用ZQ-500減速器，，[N]中級=12.8kW。
2.3.4 驗算運行速度
實際運行速度：
誤差：
故合適。
起動時間：
式中
n1=715r/min；
m=1——驅動電動機臺數；
其中
滿載運行時折算到電動機軸上的運行靜阻力矩：
空載運行時折算到電動機軸上的運行靜阻力矩：
初步估算制動輪和聯(lián)軸器的飛輪矩：
本機構總飛輪矩：
式中
C由起重機械運輸表4-1查得及其他傳動飛輪矩影響系數，折算到電動機軸上可取C=1.15
滿載起動時間：
無載起動時間：
由起重運輸機械表5-1查，當時，推薦值為5.5s，
（Q=Q）<，故所選電動機能滿足快速起動要求。
2.3.5 按起動工況校核減速器功率
起動狀況減速器傳遞的功率：
（）
——運行機構中同一級傳動的減速器個數，=1
2.3.6 選擇制動器
通常起重機的起動時間為1～5s,取=3s
所需制動轉矩：
由焦作金箍制動器附表15選用YWZ4 315/23，其制動轉矩=180Nm
考慮到所取制動時間=3s與起動時間=0.729s差距不大，故可省略制動不打滑驗算。
2.4 大車運行機構的設計
2.4.1 確定機構的傳動方案
跨度為28.5m為中等跨度，為減輕重量，決定采用圖2-4的傳動方案。
圖2-4集中傳動的大車運行機構布置方式
1—電動機；2—制動器；3—帶制動器的半齒輪聯(lián)軸器；4—浮動軸；
5—半齒輪聯(lián)軸器；6—減速器；7—車輪
2.4.2 輪壓
按圖4.2所示的重量分布，計算大車車輪的最大輪壓和最小輪壓。
滿載時，最大輪壓：
空載時，最小輪壓：
車輪踏面疲勞計算載荷：
圖2-5輪壓計算圖
2.4.3 運行阻力計算
摩擦總阻力矩：
由起重機課程設計查得車輪的軸承型號為，軸承內徑和外徑的平均值為：；由起重機設計規(guī)范書中表7-1～7-3查得：滾動摩擦系數，軸承摩擦系數；附加阻力系數代人上式得：
當滿載時的運行阻力矩：
運行摩擦阻力：
當空載時：
2.4.4 選擇電動機
電動機靜功率：
式中：
初選電動機功率：
式中：
由參考資料YZR系列大連伯頓選用電動機為：
2.4.5 選擇減速器
車輪轉速：
機構傳動比：
查泰隆資料表，選用兩臺減速器，其型號為：
可見。
2.4.6 起動工況下校核減速器功率
起動工況下減速器傳遞功率：
式中：
因此：
，所以減速器合適。
2.4.7 選擇制動器
由焦作金箍系列的YWZ4系列電力液壓筷式制動器的制動時間，
按空載計算制動力矩，即代人起重運輸機械的（7-16）式
：
；
現選用兩臺制動器,由焦作金箍制動器資料得其額定制動力矩，為避免打滑，使用時需將其制動力矩調至以下。
考慮到所取的制動時間，在驗算起動不打滑條件時，已知是足夠安全的，故制動不打滑驗算從略。
3 結構計算部分
3.1 橋架尺寸的確定
大車軸距的大小直接影響大車運行狀況，常取：
3.2 主梁尺寸
主梁在跨度中部的高度h:
由金屬結構課本
當小跨度時取較大值，反之取較小值。
求得的梁高通常作為腹板高度，為下料方便，腹板高度一般取尾數為0的值。取腹板高度。
3.2.1 腹板和翼緣板厚度
腹板厚度通常按起重重量決定：
主、端梁翼緣板厚度:
由課本機械裝備金屬結構設計P195公式(7-32)翼緣板厚度
取；
端梁頭部下翼緣板板厚；
上翼緣板與中部下翼緣板板厚；
端梁腹板厚度。由課本機械裝備金屬結構設計P194公式（7-27）。
3.2.2 兩腹板內壁間距b
b=（0.40.8）=（0.40.8）1800=7201440mm
取b=900mm 驗算：
3.2.3 上下翼緣板的寬度B1
3.2.4 端梁高度H2
主梁總高度
端梁高度H2應略大于車輪直徑
3.2.5 主梁端部變截面長
d=
3.3 主端梁界面
主、端梁采用焊接連接，端梁為拼接長。橋架結構與主。端梁界面圖如下
圖3-1雙梁橋架結構
圖3-2主梁與主梁支撐截面的尺寸簡圖
3.4 端梁截面尺寸的確定
3.4.1 起重機的總質量
（包括主梁端梁小車大車運行機構、司機室和電氣設備等），可由下式估算：
由起重機設計手冊3-8-12知：
而
由起重機設計手冊P358表3-8-10，選
為15t。
對較大起重量得起重機，為增大端梁水平剛度和便于主端梁連接，通常B2比B3大50100mm左右，但給制造帶來不便。
B2
3.4.2 端梁中部上下翼緣板寬度B4
3.5 主、端梁截面幾何性質
3.5.1 截面尺寸
主梁截面面積：
3.5.2 端梁截面
端梁截面積：
圖3-3端梁與端梁支撐面處的尺寸簡圖
3.6 載荷
3.6.1 自重載荷
a.主梁自重均勻載荷：
小車軌道重量由課本金屬結構P453表20得，軌道理論質量60.8N/m
欄桿等重量：
b.主梁均布載荷：
3.6.2 小車輪壓
起升載荷為：
小車自重:
假定輪壓均布，課本起重機械表4-2距K=2400mm
滿載小車輪壓：
3.6.3 動力效應系數
3.6.4 慣性載荷
大小車都是四個車輪，其中主動輪各占一半，按車輪打滑條件確定大小車運行的慣性力。
一根主梁上的小車慣性力為：
大車運行起.制動慣性力（一根主梁上）為：
3.6.5 偏斜運行側向力
小車左輪至跨度極限位置C1=1.2m，
一根主梁的重量力為：
一根端梁單位長度的重量為：
考慮大車車輪直徑以及其他相關零件，取。
一根端梁的重量為：
一組大車運行機構的重量（分別驅動兩組對稱配置）為：起重機課程設計表7-3中得，重心作用位置
司機室及設備的重量為：
重心作用位置到主梁一端的距離大約取2.8m。
3.6.6 滿載小車在主梁跨中央
一側端梁總靜輪壓為：
由及課本機械裝備金屬結構53頁圖3-9用插值法求得：
3.6.7 滿載小車在主梁左端極限位置
3.7 扭轉載荷
中軌梁扭轉載荷較小，且方向相反，可忽略。故在此不用計算。
7端梁總輪壓計算簡圖見圖3-4
圖3-4 端梁總輪壓計算
3.8 主梁的計算
3.8.1 內力
垂直載荷:計算大車傳動側的主梁。在固定載荷與移動載荷作用下，主端梁按簡支梁計算，如圖3-5所示
圖3-5 主梁計算模型
固定載荷作用下主梁跨中的彎矩
3.8.2 跨端剪切力
移動載荷作用下主梁的內力
輪壓合力與左輪的距離為：
a.滿載小車在跨中:
跨中E點彎矩為：
跨中E點剪切力為：
跨中內扭矩為：
b.滿載小車在跨端極限位置（z=C1）:
端梁剪切力：
主梁跨中總彎矩為：
主梁跨端總剪切力（支撐力）為：
3.8.2 水平載荷
a.水平慣性力載荷
在水平載荷
水平鋼架計算模型如圖3-6
圖3-6 水平剛架計算模型
小車在跨端，鋼架的計算系數為：
跨中水平彎矩為：
跨中水平剪切力為：
跨中軸力為：
小車在跨端，跨端水平剪切力為：
b.偏斜側向力
在偏斜側向力作用下，橋架也按水平鋼架分析如圖3-7
圖3-7 側向力作用下剛架的分析
這時，計算系數為：
小車在跨中。側向力為：
超前力為：
端梁中點的軸力：
端梁中點的水平剪切力：
主梁跨中的水平彎矩為：
主梁軸力為：
主梁跨中總的水平彎矩為：
小車在跨端,側向力為：
超前力為：
端梁中點的軸力為：
端梁中點水平剪切力為：
主梁跨端的水平彎矩為：
主梁跨端的水平剪切力為：
主梁跨端總的水平剪切力為：
小車在跨端時。主梁跨中水平彎矩與慣性載荷的水平彎矩組合值較小，不需計算。
3.8.3 強度
需要計算主梁跨中截面如圖2危險點（1）（2）（3）的強度。
a.翼緣板上邊緣與軌道接觸點（1）的應力
主腹板邊至軌頂距離為：
集中載荷對腹板邊緣產生的局部壓力為：
垂直彎矩產生的應力為：
水平彎矩產生的應力為：=0
慣性載荷與側向力對主梁產生的軸向力較小且作用方向相反應力痕小，故不用計算。
假定剪力由腹板承受，彎矩由翼緣板和腹板共同承受且按慣性矩分配。
點（1）的折算應力為：
點（2）的折算應力為：
點（3）的折算應力為：
b.主梁上翼緣板的靜矩：
c.主腹板下邊的切應力為：
d.主梁疲勞強度:
橋架工作級別為A7，應按載荷組合1計算主梁跨中的最大彎矩截面（E）的疲勞強度。由于水平慣性載荷產生的應力很小，為了計算簡明而忽略慣性力。求截面E的 最大彎矩和最小彎矩，滿載小車位于跨中（輪壓P1在E點上），則
空載小車位于右側跨端時如圖3-8
圖3-8 主跨梁中（E）最小彎矩的計算
左端支反力為：
驗算腹板受拉翼緣板焊縫（4）的疲勞強度（見圖3-9）
圖3-9 主梁截面疲勞強度驗算
應力循環(huán)特性
根據工作級別E4應力集中等級k1及材料Q235，查得
e.因后面要用需驗算橫隔板下端焊縫與主腹板連接處（5）
顯然，相同工況下的應力循環(huán)特性是一致的。據E4及Q235橫隔板采用雙面連續(xù)焊縫連接，板底與受拉翼緣板間隙為50mm，應力集中等級為K3，查的=103.7MPa
拉伸疲勞許用應力為：
3.9 端梁的計算
由端梁截面已經初步確定，現進行具體計算：取滿載小車位于主梁跨端，大小車同時運行起，制動及橋架偏斜。
截面3-3及4-4.
端梁支撐處兩個截面很近，只計算受力稍大的截面4-4。
端梁支撐處為安裝大車輪角軸承箱座而切成缺口并焊上兩塊彎板(16mm185mm)。端部腹板兩邊都采用雙面貼角焊縫，取=8mm，支撐處高度400mm，彎板參與端梁承載工作，并承處截面（3-3及4-4）如圖所示3-10。
圖3-10 端梁支承處截面
形心：
慣性矩為：
3.10 穩(wěn)定性
3.10.1 整體穩(wěn)定性
局部穩(wěn)定性
翼緣板:
腹板:
故只需對著主梁腹板位置設置四塊橫隔板，隔板厚度
隔板間距
3.10.2 橋架的剛度計算
a.滿載小車位于主梁跨中產生的靜撓度：
橋架的水平慣性位移：
b.垂直動剛度
起重機動剛度以滿載小車位于橋架跨中的垂直振頻率來表征，計算如下：主梁質量：
全橋架中點換算質量為：
起升質量為：
起升載荷：
起升鋼絲繩滑輪組的最大下放長度：
橋架跨中靜位移：
起升鋼絲繩滑輪組的靜伸長：
c.水平動剛度
起重機水平動剛度以物品高度懸掛，滿載小車位于橋架跨中的水平自振頻率來表征。
半主梁跨中在單位水平作用下產設個的水平位移：
總 結
本次設計包括了解橋式起重機的發(fā)展和應用現狀，設計一臺滿足要求的室內80t雙梁橋式起重機，并用AutoCAD繪圖軟件繪制出要求的圖紙。本文先對動力系統(tǒng)進行計算、選擇及校驗，橋式起重機傳動系統(tǒng)設計主要包括起升機構傳動系統(tǒng)設計、小車運行機構傳動系統(tǒng)設計、大車運行機構設計。在這三個傳動系統(tǒng)，起升機構傳動系統(tǒng)是最重要也是最關鍵的。對起重機金屬結構時，采用經濟梁法設計出起重機主梁最優(yōu)截面，并校核截面幾何尺寸。
通過這次雙梁橋式起重機的畢業(yè)設計，對起重機的起升和金屬結構，加工，裝配等一系列過程有了更多的認識，從中學到了很多。在設計過程中，培養(yǎng)了我分析零件結構，運行機構傳動機構的能力，對書本的知識做進一步的了解與學習，對資料進行查詢與合理的應用。并熟悉了相關設計手冊和繪圖軟件，從而對我們所學專業(yè)知識更加深刻了解。
參考文獻
[1] 陳道南，盛漢中主編．起重機課程設計[M]．（第二版）．北京：冶金工業(yè)出版社， 1993：66128
[2] 中華人民共和國國家標準．起重機設計規(guī)范[M]（GB/T3811-2008 ）．北京：中國 標準出版社，1983：P90200
[3] 須雷．起重機的現代設計方法，起重運輸機械[M]（學校內部課本）P119-275
[4] 王小明，盧志強 國內外大型起重機的研究現狀及發(fā)展趨勢[J]. 機電產品開發(fā)與創(chuàng)新1002-6673 （2009）02-006-03
[5] 徐格寧 主編。08級課本機械裝備金屬結構設計[M] 第二版 太原科技大學 2009.9：17-348
[6] 陳國章等 起重機計算實例 1984版
[7] 通用橋式起重機[M] GB/T14405-2011 1993： P100-150
[8] ZQ系列減速器泰隆減速器股份有限公司提供
[9] 大連伯頓有限公司的YZR系列起重專用電機提供
[10] 焦作金箍的YWZ4系列的制動器提供
致 謝
大學生活即將結束，在這短短的幾年里，讓我結識了許許多多熱心的朋友、工作嚴謹教學相幫的教師。在此向所有給予我此次畢業(yè)設計指導和幫助的老師和同學表示最誠摯的感謝。
首先，向本設計的指導老師表示最誠摯的謝意。在自己緊張的工作中，仍然盡量抽出時間對我們進行指導，時刻關心我們的進展狀況，督促我們抓緊學習。老師給予的幫助貫穿于設計的全過程，從借閱參考資料到現場的實際操作，他都給予了指導，不僅使我學會書本中的知識，更學會了學習操作方法。
其次，要向給予此次畢業(yè)設計幫助的老師們，以及同學們以誠摯的謝意，在整個設計過程中，他們也給我很多幫助和無私的關懷，更重要的是為我們提供不少技術方面的資料，在此感謝他們，沒有這些資料就不是一個完整的論文。
另外，也向給予我?guī)椭乃型瑢W表示感謝。
總之，本次的設計是老師和同學共同完成的結果，在設計的一個月里，我們合作的非常愉快，教會了大我許多道理，是我人生的一筆財富，我再次向給予我?guī)椭睦蠋熀屯瑢W表示感謝！
浙江農林大學天目學院本科生畢業(yè)設計（論文）任務書
系名稱
專業(yè)班級
學生姓名
學號
指導教師
學 科
職 稱
畢業(yè)設計（論文）題目
80噸電動雙梁橋式起重機的設計
畢業(yè)設計（論文）主要內容、要求和目標：
一、論文（設計）主要內容及主要技術指標
1、設計參數
主要技術參數：起重量主鉤80t
其他參數選擇如下：
副鉤15t，跨度28.5m，起升高度為主鉤12m，副鉤14m起升速度主鉤7.8m/min，副鉤13.2m/min；
小車運行速度v=38.5m/min，大車運行速度V=87.3m/min。
2、主要內容
（1）對起重機的介紹及雙梁橋式起重機機構組成和工作原理的說明。
（2）起重機結構方案的比較與確定確定橋架結構的型式和大車運行機構的傳動方式。
（3）工程力學、金屬機構學、機械設計參數的選擇與計算。
（4）主要零部件選擇方案的比較與確定。
（5）綜合考慮完成各部分的設計。
二、畢業(yè)論文（設計）的基本要求
1、開題報告一份
2、畢業(yè)設計論文1份，論文總字數在8000字以上
3、CAD裝配圖和零件圖，折合圖紙量3A0
畢業(yè)設計（論文）主要參考資料（5篇以上，其中有1篇外文文獻）：
[1] GB-14405-93通用橋式起重機1995:P100-150.
[2] 起重機設計規(guī)范編寫組編.國家標準GB3811-33起重機設計規(guī)范，北京：國家標準局出版社.1993:P200-270.
[3] 起重機設計手冊編寫組編.起重機設計手冊.第62篇，起重機械。北京：機械出版社。1979.
[4] 徐格寧.機械裝備金屬結構設計.北京：機械工業(yè)出版社，2009：第二章到第十章.
[5] 起重機設計手冊編寫組編.起重機設計手冊.北京：機械出版社，1980：P120-P200.
[6] 大連起重機廠，起重機設計手冊編寫組編.起重機設計手冊.沈陽：遼寧人民出版社。1988：P320-500.
[7] Schneider Ditmar. Otto voo Guericke.Pneumatic TIPS No. 87/1994. FESTO Pneumatic. Esslingen
畢業(yè)設計（論文）進度安排：
序號
畢業(yè)設計（論文）各階段內容
時間安排
備注
1
查閱與題目有關的報告，
2016年 3月上旬
2
開題報告
2016年 3月中旬
3
論文寫作提綱
2016年3月中旬
4
論文寫作
2016年3月下旬
5
論文初稿審核并修改出定稿
2016年4月上旬
6
圖紙繪制
2016年4月中下旬
7
論文答辯
2016年5月
課題信息：
課題性質：□設計 □論文?
課題來源：□教師科研 □生產實踐 □社會實際問題 □學生自選課題 □其它
發(fā)出任務書日期：
指導教師簽名：
年 月 日
學科意見：
學科負責人簽名：
年 月 日
本 科 生 畢 業(yè) 設 計（論文）
開題報告（含文獻綜述）
（ 屆）
題 目：80噸電動雙梁橋式起重機的設計
學生姓名
學 號
專業(yè)班級
系名稱
指導教師
年 月 日
一、選題背景及意義
起重機作為物料搬運、裝卸或用于安裝的機械設備，可以減輕或代替人們的體力勞動，提高勞動生產率。它被廣泛應用于國民經濟的各個領域之中。在冶金行業(yè)、機械制造工業(yè)、電力工業(yè)、煤炭工業(yè)、交通運輸業(yè)、建筑工業(yè)、建材工業(yè)等國民經濟支柱行業(yè)中，起重運輸機械都扮演著重要的角色。隨著時代的發(fā)展，制造工廠和裝卸作業(yè)場所開始轉向室內，使橋式起重機占據了主導地位。橋式起重機主要應用于大型加工企業(yè)，如鋼鐵、冶金和建材等行業(yè)，完成生產過程中起重和吊裝等工作。其中用于生產車間的橋式起重機，是起重機的一個主要類型，由于起重機行駛在高空，作業(yè)范圍能掃過整個廠房的建筑面積，具有非常重要的不可替代的作用，因而深受用戶歡迎，得到了極大發(fā)展。本論文以10噸橋式起重機為研究對象，具有一定的現實和實踐意義，充分鍛煉了我們的設計能力及理論聯(lián)系實際過程中分析問題、解決問題的能力。
二、研究現狀
我國起重機最初是從20世紀50年代學習原蘇聯(lián)的技術開始制造的, 利用原蘇聯(lián)圖紙生產或者參考其產品仿造, 1959年生產的3臺275t鑄造起重機是代表當時行業(yè)水平的產品。改革開放前的30年, 國內起重機基本上沒有什么發(fā)展, 只是在原蘇聯(lián)的模式下做一些小的改進。進入20世紀80年代以后, 為適應企業(yè)發(fā)展的要求, 國內起重機生產廠家開始進行各種摸索和改進, 由于沒有經驗, 其中不乏失敗的教訓。
20世紀90年代以來, 以我國起重機龍頭企業(yè)太原重型機械廠和大連起重機廠為首, 一些廠家開始與國外同行接觸, 進行技術合作, 把經過實踐檢驗成熟可靠的技術應用于新的產品中, 為我國起重機行業(yè)揭開了新的篇章。如今，國內專業(yè)生產大型起重機的廠家很多。其中以中聯(lián)重科、三一重工、撫挖等公司產品系列較全，市場占有率較高。尤其在河南新鄉(xiāng)在最近幾年的發(fā)展比較快，號稱中國的起重之鄉(xiāng)。隨著現代科學技術的迅速發(fā)展，工業(yè)生產規(guī)模的擴大和自動化程度的提高，橋式起重機正朝的大型化、高速化、人性化、環(huán)保性、通用產品小型化、零部件的模塊化和多樣化及安全監(jiān)察制度化與規(guī)范性方向發(fā)展。由于中國勞動力相對便宜，制造成本較低，發(fā)展?jié)摿θ允呛芫薮?。同時，我們也應該清醒的認識到，與發(fā)達國家相比，中國起重機械制造狀況有以下幾個因素令人擔憂：
1.整體技術含量偏低，突出表現在鋼結構件制作材料和電器控制系統(tǒng)水平較低；
2.規(guī)?；l(fā)展不夠，突出表現在低水平重復建設嚴重，造成資源浪費，專業(yè)化發(fā)展嚴重滯后；
3.國際知名品牌寥寥無幾，除振華港機外，能夠打入國際市場并享有一定聲譽的知名品牌幾乎沒有；
4.惡性競爭嚴重，合理利潤難保，并造成安全措施投入極少，事故率居高不下。
因此，我們應該高度關注中國起重機械的長遠發(fā)展和不失時機的加快科技創(chuàng)新能力。
三、擬研究的主要內容和思路設計
3.1本設計主要內容和思路
3.1.1主要參數的選擇
主要技術參數：起重量主鉤80t
其他參數選擇如下：
（1）副鉤15t；
（2）跨度28.5m，起升高度為主鉤12m，副鉤14m；
（3）起升速度主鉤7.8m/min，副鉤13.2m/min；
（4）小車運行速度v=38.5m/min，大車運行速度V=87.3m/min。
3.1.2選型計算
這部分主要包括鋼絲繩、卷筒、起升電機、起升減速器、起升制動器、大小車運行電機、大小車運行減速器的計算與選擇。
3.1.3結構計算
這部分包括主端梁截面的確定，主端梁截面的幾何性質，載荷系數計算，載荷計算，小車輪壓，主梁強度校核，剛度校核，大車輪壓和總功率計算。
3.1.4系統(tǒng)布置圖設計
通過對各參數和機構部件的設計計算繪制總圖，小車圖，主梁圖，端梁圖。
3.2論文大綱
1 緒 論
1.1 橋式起重機的介紹
1.2橋式起重機國內外發(fā)展現狀
1.3總體設計參數
2 選型計算部分
2.1 主起升機構的設計
2.2 副起升機構的設計
2.3 小車運行機構
2.4 大車運行機構的設計
3 結構計算部分
3.1 橋架尺寸的確定
3.2 主梁尺寸
3.3 主端梁界面
3.4 端梁截面尺寸的確定
3.5 主、端梁截面幾何性質
3.6 載荷
3.7 扭轉載荷
3.8 主梁的計算
3.9 端梁的計算
3.10 穩(wěn)定性
四、方案及進度安排
4.1方案說明
4.1.1起升機構傳動方案
按照布置宜緊湊的原則，采用閉式傳動起升機構構造型式，如圖4-1所示，采用了雙聯(lián)滑輪組：
圖4-1 起升機構簡圖
4.1.2小車運行機構傳動方案
對于雙梁橋式起重機，小車運行機構采用圖4-2減速器位于小車主動輪中間的傳動方案：
圖4-2 小車運行機構傳動簡圖
4.1.3大車運行機構傳動方案
跨度為28.5m為中等跨度，為減輕重量，決定采用圖4-3的傳動方案。
圖4-3大車運行機構布置方式
1—電動機；2—制動器；3—帶制動器的半齒輪聯(lián)軸器；4—浮動軸；
5—半齒輪聯(lián)軸器；6—減速器；7—車輪
4.2進度安排
（1）查閱與題目有關的報告， 2016年 3月上旬
（2）開題報告 2016年 3月中旬
（3）論文寫作提綱 2016年3月中旬
（4）論文寫作 2016年3月下旬
（5）論文初稿審核并修改出定稿 2016年4月上旬
（6）圖紙繪制 2016年4月中下旬
（7）論文答辯 2016年5月
主要參考文獻
[1] GB-14405-93通用橋式起重機1995:P100-150.
[2]起重機設計規(guī)范編寫組編.國家標準GB3811-33起重機設計規(guī)范，北京：國家標準局出版社.1993:P200-270.
[3]起重機設計手冊編寫組編.起重機設計手冊.第62篇，起重機械。北京：機械出版社。1979.
[4]08級課本起重機械[M].P119-275.
[5] 徐格寧.機械裝備金屬結構設計.北京：機械工業(yè)出版社，2009：第二章到第十章.
[6]起重機設計手冊編寫組編.起重機設計手冊.北京：機械出版社，1980：P120-P200.
[7]大連起重機廠，起重機設計手冊編寫組編.起重機設計手冊.沈陽：遼寧人民出版社。1988：P320-500.
指導教師意見：
指導教師簽名：
年 月 日
學科意見：
開題報告答辯結果： □ 通 過 □ 不 通 過
學科負責人簽名：
年 月 日
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