桥式起重机设计计算书

目录 .......................................................................................................................................................... 0 1.前言 ...................................................................................................................................................... 1 2.技术参数 .............................................................................................................................................. 1 3.起重小车的计算 .................................................................................................................................. 3 3.1主起升的计算 ................................................................................................................................ 3 3.2 副起升机构的计算 ..................................................................................................................... 10 3.3 小车运行机构的计算 ................................................................................................................ 12 4.主梁的计算 ........................................................................................................................................ 19 4.1主梁断面的几何特性 ................................................................................................................. 19 4.2 主梁载荷的计算 ........................................................................................................................ 20 4.3 主梁跨中法向应力 .................................................................................................................... 25 4.4 跨中主梁腹板的剪应力 ............................................................................................................ 25 4.5 刚度计算 .................................................................................................................................... 26 5.端梁的计算 ........................................................................................................................................ 27 5.1 端梁的支承反力和弯矩的计算：............................................................................................. 27 5.2 端梁断面尺寸及几何特征 ........................................................................................................ 32 5.3 端梁的强度计算 ........................................................................................................................ 33 6.大车运行机构的计算 ........................................................................................................................ 33 6.1主要参数： ................................................................................................................................. 33 6.2 轮压计算 .................................................................................................................................... 34 6.3电动机的选择 ............................................................................................................................. 35 7.参考文献 ............................................................................................................................................ 37

1.前言

本机是通用桥式起重机，工作级别为A7，用于繁忙使用的车间等工作场合。其整体结构借鉴了相同额定起重量、相同跨度但不同工作级别的吊钩桥式起重机。依照GB/T38111983和GB/T144051993的有关规定，进行钢结构的设计和部件的选用。

2.技术参数

起重量 ：

主钩起重量：50t 副钩起重量：10t

跨度：22.5m 起升高度：

主起升H主=12m 副起升H副=16m 工作级别： 主起升；M7 副起升：M6 小车运行：M6 大车运行：M7 工作速度：

主起升V主=12.3m/min 副起升V副=13.4m/min 小车运行V小=48.1m/min 大车运行V大=98m/min 小车轨距：2.5m

大车走轮4支，1/2驱动

1

主梁的许用应力

第一类载荷组合：I1567kg/cm2 第三类载荷组合：III1760kg/cm2 主梁的许用下挠度

对于工作级别为A7的桥式起重机，主梁在满载时，跨中的许用 下挠值为：

fL22502.25cm 10001000钢丝绳安全系数

N绳---对重级工作类型取7 电动机起动时间

1st起2s

电动机制动时间

t制2s

2

3.起重小车的计算

（机构的布置见小车布置图）

1.小车架 2.副起升 3.主起升 4.小车运行

图1

3.1主起升的计算

起重量Q=50t 50t吊钩组重G=1420kg 3.1.1 钢丝绳的选择

根据起重机的起重量，选择双联起升机构，滑轮倍率m=5.

1) 钢丝绳的最大静拉力：

3

SmaxQG 2m组式中：

Smax--钢丝绳受的最大静拉力； 组--滑轮组效率，取0.95； Q、N，m意义同上。

Smax500014205412.6kg

250.952）钢丝绳的选择

所选择的钢丝绳的破断拉力应满足

S绳N绳 S绳XS丝 Smax式中：

S绳--钢丝绳的破断拉力； S丝--钢丝绳破断拉力总合；

X—折减系数，对于6X19系列的钢丝绳取0.85； N绳--钢丝绳安全系数，对于重级工作类型取7。[1] 由以上可得：

SmaxN绳5412.6744574kg S丝X0.85根据 S丝查产品目录，可选用6W（19）-24-200I（GB1102-744） S丝4800044574kg，满足使用要求！ 钢丝绳直径d绳24mm. 3.1.2 滑轮、卷筒的计算

1)卷筒、滑轮最小直径的确定：

为保证钢丝绳有一定的使用寿命，滑轮、卷筒的直径应满足：

D(e1)d绳

4

式中参数e对于中级工作类型的桥式起重机取28.

D(281)24648mm.

所以滑轮、卷筒的直径均取Φ=800mm. 2）卷筒长度和厚度的计算：

图2

（LOL1L2）L光 L双2L0(Hmaxmn)t D0式中：

Hmax--最大起升高度，Hmax=12m; n--钢丝绳安全圈数，n1.5, 取n=3;

（2~4）26~28，取t26mm； t--绳槽节距，td绳 L1、L2--空余部分和固定钢丝绳所需的长度； L1L23t72mm；

D0--卷筒的计算直径，D0Dd绳80024824mm； L光--卷筒没有绳槽的部分，L光=120mm;

L0--卷筒半边绳槽部分的长度。

5

L0(1200053)26681mm

3.14824（681624）1501700mm,取卷筒长度L双2000mm. 卷筒长度L双2卷筒材料选用HT200~400，其壁厚可由经验公式确定：

0.02D(6~10)0.02800824,取30mm. 3）卷筒转速的计算；

nVm12.3523.8r/min D3.140.8243.1.3根据静功率初选电动机

1）起升机构静功率计算：

N(QG)V

61200式中：

0--起升机构总效率；

0组筒转0.980.980.950.91

N(500001420)12.3113.6Kw

61200.91根据静功率，查产品样本，选择电动机YZR400L110H/115Kw。 3.1.4 减速器的选择：

1）根据传动比选择减速器

i 式中：

n--电动机转速， n592r/min；

D0--卷筒计算直径：D0=824mm

m—倍率，m=5;

V—起升速度，V12.3m/min;

i5923.140.82424.9

512.3nD0 mV

6

选用减速器QJRD630253C，i25. 2）验算减速器被动轴的最大扭矩；

Mmax0.75M额i[M]

式中：

M额--电动机的额定扭矩； M额95491151855nm 592 i—传动比，i=25;

--电动机至减速器低速轴上的传动效率：=0.85；

--电动机最大转矩倍数， =1.35；

[M]--减速器输出扭矩，[M]=42500nm.

Mmax0.751.351855250.8539911.5nm

Mmax[M],电动机满足使用要求！

实际起升速度验算

V实际VnD05923.140.82412.25m/min mi52512.312.250.4%5%

12.33.1.5制动器的选择

1）制动器装在高速轴上，其制动力矩应满足下式：

M制K制M静制

式中：

K制--制动安全系数，对重要工作机构取1.75；

M静制--满载时制动轴上的静力矩；

（QG）D0（500001420）0.824M静制0=0.91

2mi2525

7

=152.5kgm

K制M静制1.75152.5266.8kg•m

根据以上计算的制动力矩，从制动器产品样本中选择YW500-2000-3制动器，制动轮直径500mm,最大制动力矩3550kgm,装配时调整到280kgm,为防止制动器意外失灵，采用双制动。

3）制动时间验算：

t制1（QG）V2n22[0.9750K(GD电GD联）]

M静制n375M制式中：

M制--制动器的制动力矩，M制=280kgm；

M静制--满载时制动轴上的静力矩， M静制=152.5kgm;

n--电动机的转速， n=592r/min;

V--起升速度， V=12.3m/min;

22G电24.52kgm2； --电动机转子的飞轮矩，G电22

11.78kgm2； G联--联轴器的飞轮矩，G联0--起升机构的效率，0=0.91；

t制1514200.2052592[0.9750.911.2(24.5211.78）] 280152.5592375 =0.6s<2s.

3.1.6制动时间短则要求制动力矩大，为了防止较大冲击，在使用时可调节制动力矩，使起动时间在1.5s左右。

1）起动时间的验算：

t起1（QG）V2n22[0.975K(GD电GD联）] M平起M静n0375式中：

M平起--电动机的平均起动力矩，

M平起=1.6M额1.6185.5296.8kgm；

8

M静--电动机上的静力矩，

M静(QG)D0(500001420)0.824=186.2kgm

2mi025250.91t起1（500001420）0.2052592[0.9751.2(24.5211.78）] 296.8186.25920.91375 =0.65s

2)起升加速度的验算：

a起V0.2050.31m/s2 t起0.65对于生产率较高的起重机，a起在0.3m/s2~0.5m/s2，所以起重机的平均加速度满足要求！

3）电动机的可靠性验算；

对于中级工作类型的起升机构必须满足下式：

M平起1.5M静

式中：

M平起--电动机的必须发出的平均起动力矩，

M平起其中：

Mmax起Mmin起2；

Mmax起--电动机的最大起动力矩，

Mmax起=3.35M额18553.356214.3kgm；

Mmin起--电动机的最小起动力矩， Mmin起=1.1M额18551.12040.5kgm；

M平起6214.32040.54127.4nm；

2M静1.518551.52782.5kgm. M平起1.5M静，电动机可靠性满足要求！

9

3.1.7电动机的发热验算

根据等效功率法验算电动机发热；

N40K•r•N静

式中：

N40--电动机在JC%=60%时的额定功率，N60=115Kw; N静--满载静功率；

N静（QG）V实际（500001420）12.25113Kw

6120061200.91K--考虑工作类型系数，K=0.75；

r—系数，根据机构起动特性查[6]得r=0.875.

K•r•N静0.750.87511374Kw.

计算结果满足N40K•r•N静！

3.2 副起升机构的计算

起重量Q=10t 10t吊钩组重G=219kg 3.2.1钢丝绳受的最大静拉力：

SmaxQG 2m组 式中；

Q、G意义同上； m—滑轮组省力倍率，m=3; 组--滑轮组效率 0.98。 Smax100002191737.93kg

230.983.2.2钢丝绳的选择

所选钢丝绳的破断拉力应满足：

10

式中：

S绳N绳 S绳XS丝 SmaxSmax--钢丝绳受的最大静拉力；

S丝--钢丝绳破断拉力总合；

X--折减系数，对6X19的钢丝绳取0.85；

N绳--钢丝绳安全系数，对于重级工作类型取7。[1]

由上式可得；

S丝SmaxN绳1737.93714312.4kg X0.85根据S丝查产品目录，选用6W（19）-14.5-155I（GB1102-744）

S丝=16650kg>11245.4kg,满足使用要求！

钢丝绳直径d绳14.5mm. 3.2.3 滑轮、卷筒的计算

1）滑轮、卷筒直径的最小直径的确定：

为保证钢丝绳具有一定的使用寿命，滑轮、卷筒的直径应满足： D(e1)d绳

式中参数e对于重级工作类型的桥式起重机取28.

D(281)14.5391.5mm.

所以滑轮、卷筒的直径均取Φ=400mm. 2）卷筒长度和厚度的计算

L2（1600033）16.51501466mm

3.14（40014.5）卷筒材料同主卷，取卷筒长度为1500mm. 卷筒厚度由下式计算：

0.02D(6~10)0.02400816取22mm.

3.2.4初选电动机

11

起升机构的静功率计算；

N(QG)V(10000219)13.424.6Kw

6120061200.91查产品样本选取电动机YZR250M26H/37Kw,n975rpm. 3.2.5减速器的选择

inD09753.140.414531.57 mV313.4根据传动比选择减速器QJRD40031.53C. 3.2.6制动器的选择

制动器安装在高速轴上，制动力矩应满足：

M制K制M静制

式中：

K制--制动安全系数，取1.75；

M静制--满载时制动轴上的静力矩；

（QG）D0（10000219）0.4145M静制0=0.91

2mi2331.5=20.39kgm

K制M静制1.7520.3935.68kgm

根据以上计算的制动力矩，从制动器产品目录中选择YWZ9315/E30 型号的制动器，最大制动力矩40kgm,装配时调整到35kgm.

3.3 小车运行机构的计算

3.3.1主要参数

主钩起重量：50t ； 副钩起重量：10t； 工作级别：JC%=40%；

12

小车运行速度：V小=48.1m/min； 车轮数：4个（其中两个驱动） 3.3.2轮压的计算：

小车的理论重量是15765kg,近似认为四个车轮平均承受，吊钩位于小

车轨道的纵向中心线上。小车架布置吊钩偏离主、从动轮之间中心线10mm.

根据小车架平衡方程式，可分别求出主动轮和从动轮的轮压。

图3

2P1Q1800G1790

Kr式中；

P1--被动车轮轮压；

Kr--小车轮距，Kr=3580mm；

P1max51420180015765179016868.1kg

25802P1min3940kg(空载)

同理，可得主动车轮轮压P2为：

P2max51420178015765179016724.5kg

25802P2min3940kg(空载) 3.3.3电动机的选择；

1）运行阻力的计算：

13

A 小车满载运行时的最大摩擦阻力：

2KdP摩满（QG钩G小）K轮

D轮式中：

(QG钩）--额定起重量和吊钩重量，(QG钩）=51420kg;

G小--小车自重，G小=15765kg;

K--滚动摩擦系数，K=0.05;

--轴承摩擦系数，=0.015；

K附--附加摩擦阻力系数，K附=1.5； D轮--车轮直径，D轮=50cm;

d –轴承内径，d=12cm;

20.050.01512P摩满（5142015765）1.5564.35kg

50 空载运行时：P摩空132.44kg B.小车满载运行时的坡度最大阻力；

P坡满（QG钩G小）K坡

式中：

K坡--坡度阻力系数， K坡=0.002；

P坡满（5000142015765）0.002134.37kg

空载运行时：P坡空31.53kg C.小车运行时的最大静阻力；

P静满P摩满P坡满564.35134.37698.72kg

P静空163.97kg

2）选择电动机，确定制动器：

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A 满载运行时电动机的静功率；

N静P静满G小6120••m

式中：

P静满--小车运行时的静阻力，P静满=698.72kg;

-- 小车运行机构的传动效率，=0.9；

m—电动机个数，m=1.

N静698.7248.16.1Kw

61200.91B 选择电动机： NK电N静 式中：

K电--电动机起动时为克服惯性的功率增大系数，取K电=1.4 N1.46.18.5Kw

查电动机样本选取电动机YZR180L6/13Kw,n965rpm. C 选择减速器： 减速器传动比inD9653.140.531.3 V小车48.1根据传动比选择减速器：QJL28031.5V. 3.3.4 制动器的选择：

为了避免制动时行车轮在钢轨上的滑移现象，必须控制适当的减速度，并按照空载情况进行制动力矩的计算和选择制动器，最后进行满载制动验算。 1）允许制动减速度a制空的确定：

对于粘着系数0.15，运行速度为0.8m/s的情况， 推荐 a制空0.5m/s2.

2）空载制动不打滑时，制动轴上所需的总制动力矩M总：

15

M总[G小车•D轮2gi22K(GD电GD联）n60375V小车]a制空

式中符号意义均同前，但V小车的单位是m/min, a制空的单位是m/s2.

M总[157650.529.831.50.91.15(1.521.73）96560]0.56.4kgm

37538.53)换算到制动轴上的空载运行静阻力矩M空（静制） M空（静制）M静空式中：

-- 机械效率，=0.9；

K附--附加摩擦阻力系数，K附=1.5；

K附 M静空M静空P静空•D轮2i

M静空(132.4431.53)0.5231.50.90.89kgm

M空（静制）0.740.90.53kgm 1.54）制动器制动力矩M制动器的计算：

M制动器M总M空（静制）6.40.535.87kgm

查产品目录，选用YW-200-300-2型号的制动器，最大制动力矩为18kgm,装配时调整到10kgm.

5)空载制动的最小制动路程Smin的计算：

Smin2V小车260a制空2

48.12Smin0.64m

26020.56）满载制动时的加速度a制满：

16

a制满[式中

M总0.05(G小Q起)•D轮i22K(GD电GD联)•n60

375V小车] M总=6.4kgm; i=31.5; G小车=15765kg; Q起=51420kg; =0.9; n=965r/min; V小车=48.1m/min; D轮=0.5m;

221.52kgm2; MG联1.73kgm2. MG电a制满6.40.051.15(1.521.73)96560[(1576551420)0.90.5]31.537548.1=0.106m/s2

7)满载制动的制动路程S满的计算：

S满2V小车2602a制满48.122.9m 22600.1063.3.5 车轮计算

1）轮压、小车运行速度、工作类型初选：

车轮直径500mm,材料ZG50SiMn;

HB300,轨道选用P43。 2）车轮的计算轮压：

A 疲劳计算时的等效起升载荷由下式确定：

Q等效•Q起

式中：

-- 等效静载荷系数，=0.6； Q起51420kg；

Q等效514200.630852kg；

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根据等效起升载荷确定车轮的等效轮压P等效，在按下式确定车轮的计算轮压：

P计K1••P等效

式中：

K1-- 等效冲击系数，K1=1； P等效--疲劳计算时的计算轮压；

--载荷变化系数，

Q等效G小1.96，=0.81；

P计308520.8124990kg

B 强度校核时的最大计算轮压 P计max•Pmax 式中：

-- 动力系数， =1.34；

Pmax--满载时小车最大轮压，Pmax16868.1kg；

P计max1.3416868.122603.1kg

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4.主梁的计算

图4

4.1主梁断面的几何特性

主梁截面见图

b12500h262613506

00主梁截面为对称结构，所以： 形心Y1Y266.8cm

4.1.1主梁的惯性矩

1）主梁对X轴的惯性矩：

2h33J00X12222b11bY112

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20.613532602.63222.66066.8

1212246037.51392218.88175.76

1638432.14cm4

2）主梁对Y轴的惯性矩：

21b32hb32JY20hX1

121222.660321350.63220.613527.3

1212936001207374.86

214341.9cm4

4.1.2截面的抗弯系数

1）WXJX1638432.1423814.4cm3 Y168.8Wy2）

JyX1214341.97851.4cm3

27.3H140.211 L22501620H140.233.5 b054b05411 L22504260h0135225270 0.60

4.2 主梁载荷的计算

箱形双梁桥架的载荷有固定载荷，活动载荷和水平惯性载荷。 4.2.1固定载荷及其引起的最大弯矩的计算：

20

固定载荷有集中载荷和均布载荷两种，作用于主梁上的均布载荷有主梁、走台、轨道、栏杆等。集中载荷有操纵室，大车运行机构以及布置在走台上的电气设备。

1）传动侧

主梁均布载荷为q传G传总L

G传总G主G轨G栏杆G电管G其它

式中：

G主--一根主梁的重量，G主=9619kg; G走台--传动侧走台的重量，G走台=2450kg; G轨--主梁轨道的重量，G轨 =968kg; G栏杆--传动侧栏杆的重量，G栏杆 =576.1kg; G电管--主梁上电缆钢管的重量，G电管 =682kg; G其它--主梁上其它小件的重量，G其它 =100kg; G传总--传动侧总的均布载荷; L--跨度，L=22.5m;

G传总96192450968576.168210014395kg

q传G传总L143956.4kg/cm0.64t/m 2250均布载荷在跨中产生的最大弯矩：

M均q传L280.6422.5240.5t•m

8 21

图5

固定集中载荷在跨中产生的弯矩：

M均G运L1G操 式中：

LL2G电3（分别驱动） 22 G运--大车运行机构的重量，G运=1515 kg; G操--操纵室的重量，G操=955kg;

G电--布置在走台上的电气设备的重量，G电=168 kg;

L1---大车运行机构的重心至最近一端轨道中心线的距离，L1=160cm; L2---操纵室的重心至最近一端轨道中心线的距离，L2=220cm; L3---电器设备的重心至最近一端轨道中心线的距离，L3=450cm; M均1515160955220450 16822 385250kg•cm3.853t•m 固定载荷在主梁上产生的最大弯矩： MGM固M均40.53.85344.353t•m 2）导电侧

主梁均布载荷为q电G导电总L

22

G导电总G主G导电走G栏杆G电柱G其它G轨G滑线 式中：

G导电总--导电侧总的均布载荷；

G导电走--导电侧走台的重量，G导电走 =1838kg; G电柱--导电立柱的重量，G电柱=174kg; G滑线--导电滑线的重量，G滑线=686kg; 其余符号含义均同前。

G导电总9619183896837117468610013765kg

q电G导电总L137656.1kg/cm0.61t/m 2250固定载荷在主梁上产生的最大弯矩； MGq电L280.6122.5238.6t•m

8由以上计算可知，固定载荷在主梁上产生的最大弯矩，传动侧较大于导电侧，故选用传动侧计算数据作为设计依据。

当起重机运行时，由于产生振动引起固定载荷对桥架结构的动力作用，所以计算中心时考虑中心系数μ.当大车运行速度V运1.5m/s时，取μ=1.15.

MG计μMG=1.1540.546.6t•m

4.2.2 活动载荷及其弯矩的计算：

小车在桥架主梁的轨道上运行时，作用于钢轨上的小车轮压以P表示。由于起升机构起动或制动时产生垂直惯性力，所以计算时应考虑动力系数φ. 小车静轮压：PP小车PQ 小车计算轮压：P计P小车PQ 式中：

P小车--小车自重引起的轮压；

23

P小车157653941.25kg3.94t 4PQ--负载引起的轮压；

P1QP2Q51.42180012.93t

2358051.42178012.78t

23580动力系数，取1.2；

P1计P小车1.2P1Q3.841.212.9319.356t P2计P小车1.2P2Q3.841.212.7819.176t

静载最大弯矩：

LLT2（P1P2）LMPL （4P1P2）计算最大弯矩；

LLT2（P1计P2计）LL

（4P1计P2计） MP计式中：

KT--小车轮距，KT3.58m；

L--起重机跨度，L22.5m;

22.53.582（16.7716.62）22.5MP22.5159.3t•m

（416.7716.62）22.53.582（19.35619.176）22.5MP计22.5184t•m

（419.35619.176）

4.2.3水平惯性载荷

水平惯性载荷是在小车及桥架的运行机构起动或制动时产生，这种惯性力，通过车轮的粘着力，传递到主梁上。

1）当小车制动时，水平惯性力PG小车/7。由于是纵向作用，所以在箱形结构主梁计算中一般不考虑，只在端梁计算中考虑。

24

2）当桥架制动时，纵向作用于主梁轴线的水平惯性载荷根据主动车轮决定。对主梁取水平惯性力引起的弯矩等于垂直载荷引起弯矩的0.05倍，端梁计算取0.75倍。

由水平惯性力产生的主梁最大弯矩为：

M水0.05MPG0.05（40.5159.3）9.99t•m

4.3 主梁跨中法向应力

第一类载荷组合：

MIM(PG)计MG计18446.6230.6t•m

IM(pg)计Wx230.6105968.3kg/cm2[I]1567kg/cm2

23814.4第二类载荷组合：

MIIM(PG)M水1.05（40.5159.3）209.79t•m

IIM(pg)WxM水WY163.81059.9910523814.47851.4

687127814kg/cm2[I]1567kg/cm2第三类载荷组合： MIIIM(PG)计M水

IIIM(pg)计WxM水WY230.61056.36610523814.47851.4

968.312711095.3kg/cm2[III]1760kg/cm24.4 跨中主梁腹板的剪应力

Qmax[] h00 25

图6

式中：

Qmax--在固定载荷及活动载荷作用下，主梁跨端的最大剪力。 QmaxP1P2(LKZminb1) LK 其中：b11.78m

Zmin小车跨端的极限位置，Zmin0

Qmax33.39(22.51.78)31.2t 22.5h01350mm

06mm

31200385kg/cm2[]1000kg/cm2

1350.64.5 刚度计算

(P1P2)(0.75L2l2)l f12EJX 26

图7

式中：

P1、P2--小车上午的实际静轮压，数值同前；

E--材料的弹性模量，E2.1106kg/cm2

JX--主梁毛截面对中性轴的惯性矩，JX674554.933cm4

l(LKr)/2(2250358)/2946cm

(1677016620)(0.75225029462)946f2.2cm

122.11061638432.14f2.211 L225010231000

主梁的刚度满足要求！

5.端梁的计算

为了简化计算，通常只考虑端梁的主要载荷，忽略次要载荷，因而端梁的许用应力降低10~20%.

5.1 端梁的支承反力和弯矩的计算：

5.1.1 活动载荷作用下主梁的支反力

小车在桥架主梁轨道上运行时，作用于钢轨上的小车轮压用P表示。

27

图8

LKrP2(P1P2) LLKrEpP3P4(P3P4)

LApP1式中：

P1、P2、P3、P4--小车静轮压；

L、Kr—同前。

22.53.581662030745.6kg

22..53.58BPDP166202644kg

22.5APEP167705.1.2活动载荷作用下主梁的计算反力

Ap计P1计Ep计P3计LKr P2计（P1计P2计）LLKr P4计（P3计P4计）L式中：

28

P1计、P2计、P3计、P4计--小车计算轮压；

Ap计EP计19356Bp计DP计22.53.581917635480kg

22.53.58193563080kg

22.55.1.3 固定载荷作用下主梁的支反力

固定载荷有均布载荷和集中载荷两种。作用在主梁上的均布载荷有主梁、走台、轨道及栏杆等的重量；作用在主梁上的集中载荷有大车运行机构、操纵室以及分布在走台上的电气设备等的重量。

图9

Agq传•L2G操•（LL2）G•（LL3）G运电

22Egq电•L2

式中：

29

q传--传动侧均布载荷，q传0.64t/m q电--导电侧均布载荷，q电0.61t/m

G运--大车运行机构的重量，G运=1515 kg; G操--操纵室的重量，G操=955kg;

G电--布置在走台上的电气设备的重量，G电=168kg;

L1---大车运行机构的重心至最近一端轨道中心线的距离，L1=160cm; L2---操纵室的重心至最近一端轨道中心线的距离，L2=220cm; L3---电器设备的重心至最近一端轨道中心线的距离，L3=450cm;

64022.50955（2250220）168（2250450）1515222502250 720086116499710kgAgEg61022.506862.5kg 25.1.4固定载荷作用下主梁的计算支反力 Ag计A计1.15971011166.5kg Eg计E计1.156862.57891.9kg 5.1.5 活动载荷作用下端梁的支反力：

30

图10

APEP30745.6kg NPCP30745.6kg

AP计EP计35480kg NP计CP计35480kg

5.1.6固定载荷作用下端梁的支反力和计算反力

图11

Ag9710kg Eg6862.5kg Ag计11166.5kg Eg计7892kg

9710(50001250)6862.512508998.1kg

5000971012506862.5(50001250)Cg7574.4kg

500011166.5(50001250)7891.91250Ng计10347.9kg

5000Ng

Cg计11166.512507891.5(50001250)9510.3kg

50005.1.7活动载荷作用下端梁的弯矩和计算弯矩：

MAPMEP30745.61253843200kg•cm

MAP计MEP计354801254435000kg•cm

31

5.1.8 固定载荷作用下端梁的弯矩和计算弯矩： MAg97101251213750kg•cm MEg6862.5125857812.5kg•cm MAg计11166.51251395812.5kg•cm MEg计7892.5125986562.5kg•cm 5.1.9 以最不利工况计，端梁的最大弯矩： MAmax44350001395812.55830812.5kg•cm MEmax4435000986562.55421562.5kg•cm

5.2 端梁断面尺寸及几何特征

图12

5.2.1端梁断面系数： 上、下盖板厚：20mm

腹板厚：6mm 腹板高：760mm

32

上盖板宽：600mm

断面系数的形式：Z1Z239.2cm Y1Y218.4cm 5.2.2 端梁截面特性的计算：

60803(601.2)763JX25600002150982.4 1212409017.6cm4WXJX409017.610434.1cm3 Z139.25.3 端梁的强度计算

MAmax5830812.5559kg/cm2[]1000kg/cm2 Wx10434MEmax5421562.5520kg/cm2[]1000kg/cm2 Wx10434 maxImaxII结论：端梁的强度满足使用要求！

6.大车运行机构的计算

6.1主要参数：

起重量：Q=50/10t

跨度：22.5m 工作级别；重级，JC%=60% 大车运行速度：V=98m/min

大车基距：B=5000mm

车轮数：4个（其中2个驱动） 小车自重：15765kg 吊钩组重：1420kg

33

起重机总重：55746kg

6.2 轮压计算

主钩中心线至端梁两端主、从车轮中心线距离相等，主钩中心线离端梁中心线最小距离L12.2m. 6.2.1大车最大轮压（满载）

P满maxG总G小车（Q起G小车）•（LL1） 42L5574615765（5142015765）（22.52.2）4222.5 9995.33030840303.2kg6.2.2大车最小轮压（满载）

P满minG总G小车（Q起G小车）•L1 42L5574615765(5142015765)2.24222.5 9995.33284.6

13279.9kg6.2.3大车空载最大轮压计算

42L552461576515765（22.52.2）  4222.517107.1kgP空minG总G小车G小车•L1P空maxG总G小车G小车•（LL1）42L5524615765157652.2 4222.510766kg 34

6.3电动机的选择

6.3.1运行阻力

P静P摩P坡

式中：

P静--起重机的运行阻力； P摩--起重机的运行摩擦阻力； P坡--起重机的运行坡度阻力； 1）大车满载运行时的最大摩擦阻力：

2KdP摩满（QG总）K轮

D轮式中：

G总--起重机总重，G总=55746kg;

K--滚动摩擦系数，K=0.09;

--轴承摩擦系数，=0.02；

K附--附加摩擦阻力系数，K附=1.5； D轮--车轮直径，D轮=80cm;

d –轴承内径，d=15cm;

20.090.0212P摩满（5000055746）1.5832.75kg

802）起重机满载运行时的最大坡度阻力

P坡满（QG）•K坡

式中：

K坡--坡度阻力系数， K坡=0.001；

P坡满（500055746）0.001106kg

3）起重机满载运行时的最大静阻力

35

P静满P摩满P坡满832.75106938.75kg 4）起重机空载运行时的最小摩擦阻力

P摩空G总•55746439kg2KdK轮D轮20.090.02151.5

805）起重机空载运行时的最小坡度阻力： P坡空G总•K坡557460.00156kg 6）起重机空载运行时的静阻力：

P静空P摩空P坡空73956795kg

6.3.2选择电动机，确定减速器： 1）电动机的静功率计算： N静 P静满G大车6120••m

938.7598=8.3Kw

61200.9122)初选电动机： NK电•N静 式中：

K电--电动机起动时为克服惯性的功率增大系数，取K电=1.8 N1.88.314.88Kw

查电动机样本选取电动机YZR200L6/18Kw，n=976r/min. 3）确定减速器

根据安装需要，选择减速器：QJRD33525I，II i=25. 根据减速器的传动比，计算出实际运行速度：

V大车n••D/i9763.140.8/2598.01m/min

V98.01980.1%5% 98 36

6.3.3制动器的选择 电动机的转矩为：

M954918176N•m 976M制动器1.5176264N•m

采用双制动，选择YWZ9300/E30，制动力矩为2315N•m。 满足制动过程中的制动要求！

7.参考文献

[1].成大先主编《机械设计手册》（第四版）[M]北京；化学工业出版社，2002.

[2]扬长主编，《起重机械》北京；机械工业出版社，1986.

[3]《起重机设计手册》编写组，《起重机设计手册》[M]北京；化学工业出版社，1996.

[4]张质文，虞和谦，王金诺，包起帆主编，《起重机设计手册》[M]北京；机械工业出版社，1999.

[5]《机械传动选用手册》编委会，《机械传动选用手册》[M]北京；机械工业出版社，1999.

[6]GB/T3811-1983之起重机设计规范.

[7]GB/T14405-1993之通用桥式起重机设计标准. [8]大连起重机厂计算书.

[9]冶金及起重用电机样本 无锡新大力电机厂. [10]制动器综合样本 新乡市神龙减震器厂. [11]减速机样本 江苏泰兴泰隆减速机厂.

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