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CHANGZHOU INSTITUTE OF TECHNOLOGY 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 題目 箱型梁式起重機設計 二級學院 直屬學部 專業(yè) 班級 學生姓名 學號 指導教師姓名 職稱 評閱教師姓名 職稱 2014 年 11 月 常州工學院畢業(yè)設計 摘 要 起重機被喻為 巨人之臂 是廣泛用于國民經(jīng)濟各部門進行物質生產(chǎn)和裝卸搬運 的重要設備 起重機的設計制造 從一個側面反映了國家的工業(yè)現(xiàn)代化水平 我國起 重機制造業(yè)奠基于 20 世紀 50 年代 70 年代以來 起重機的類型 規(guī)格 性能和技術 水平獲得很大的發(fā)展 近年來在物流和工業(yè)企業(yè)發(fā)展的帶動下 起重機行業(yè)進入飛速 發(fā)展時期 起重機主要分為橋梁式 懸臂式 塔式 龍門式 拉索式 液壓伸縮臂式等形式 本設計以橋式雙梁單小車集裝箱起重機為例 介紹起重機的設計思路 設計內容以及 設計方法 起重機設計主要根據(jù)客戶要求 在符合國家標準及機械工業(yè)標準中對起重機的要 求下進行設計 設計方案的選擇主要通過與客戶溝通取得一致意見后確定 設計內容 主要包括在起重機的實際工作環(huán)境下確定起重機的最大額定載荷 非正常載荷 如沖 擊載荷 風力載荷 震動載荷等 操縱形式 使用壽命 檢修方式以及安全等級等 確定起重機主要零部件的選材以及機加工和材料處理的方法 確定起重機的工作級別 確定其主要受力梁的截面形式 截面大小以及梁的材料選擇和加工方法 由于橋梁式 起重機體積和質量都比較大 所以在設計過程中還應考慮起重機的運輸方案和安裝方 法 關鍵詞 起重機 梁式 機械工業(yè) 載荷 箱型梁式起重機設計 目 錄 1 主要設計內容及參數(shù) 1 2 主起升機構的設計 2 2 1 主起升機構方案的選擇 2 2 2 選擇滑輪組和吊鉤組的型式 2 2 2 1 吊鉤的選擇 2 2 2 2 吊鉤螺母的計算 3 2 2 3 滑輪及滑輪軸承的選擇 3 2 3 鋼絲繩的選擇 3 2 4 卷筒的計算 4 2 4 1 卷筒的基本尺寸 4 2 4 2 驗算卷筒強度 4 2 4 3 卷筒轉速 5 2 5 電動機的確定 5 2 5 1 電動機的選擇 5 2 5 2 電動機發(fā)熱及過載驗算 6 2 6 減速器的選擇 6 2 7 制動器與聯(lián)軸器的選擇 6 2 7 1 制動器的選擇 6 2 7 2 聯(lián)軸器的選擇 7 3 副起升機構的設計 8 3 1 副起升機構方案的選擇 8 3 2 選擇滑輪組和吊鉤組的型式 8 3 2 1 吊鉤的選擇 8 3 2 2 吊鉤螺母的計算 9 3 2 3 滑輪及滑輪軸承的選擇 9 3 3 鋼絲繩的選擇 9 3 4 卷筒的計算 10 3 4 1 卷筒的基本尺寸 10 3 4 2 驗算卷筒強度 11 3 4 3 卷筒轉速 11 3 5 電動機的確定 12 3 5 1 電動機的選擇 12 3 5 2 電動機發(fā)熱及過載驗算 12 3 6 減速器的選擇 12 3 7 制動器與聯(lián)軸器的選擇 13 常州工學院畢業(yè)設計 3 7 1 制動器的選擇 13 3 7 2 聯(lián)軸器的選擇 13 4 主梁結構設計 14 5 小車設計 16 5 1 小車行走機構 16 5 2 錨定裝置 16 5 3 小車架結構設計 16 5 4 小車架端梁 18 6 金屬結構的設計 19 6 1 橋式起重機金屬結構設計參數(shù) 19 6 2 總體設計 19 6 2 1 橋架尺寸的確定 19 6 2 2 主端梁尺寸 19 6 3 主端梁截面積幾何性質 20 6 4 載荷的計算 21 6 4 1 固定載荷的計算 21 6 4 2 小車輪壓 21 6 4 3 慣性載荷 21 6 4 4 偏斜運行側向力 22 6 5 主梁計算 23 6 5 1 內力 23 6 5 2 強度的計算 27 6 5 3 疲勞強度的計算 29 6 6 端梁的計算 30 6 6 1 載荷與內力的計算 30 6 6 2 水平載荷的計算 32 6 6 3 端梁的靜強度計算 32 6 7 主梁和端梁的連接 36 6 8 剛度計算 37 6 8 1 橋架的垂直靜剛度 37 6 8 2 橋架的垂直動剛度 37 6 8 3 橋架的水平動剛度 38 6 9 橋架拱度 38 結 論 40 致 謝 41 箱型梁式起重機設計 參考文獻 42 常州工學院畢業(yè)設計 1 1 主要設計內容及參數(shù) 1 起重機首先要確定的是工作級別 本設計的起重機用于集裝箱生產(chǎn)制造或物流行業(yè) 起吊件為生產(chǎn)下線的集裝箱 或物流行業(yè)待裝貨的集裝箱 所以都是空箱 起吊 重量為 5T 根據(jù)起重機行業(yè)標準 不管是集裝箱生產(chǎn)行業(yè)還是物流行業(yè)都是生產(chǎn)節(jié)奏 比較快的 因此該起重機的工作級別定為 A5 級 起吊機構工作級別為 M5 2 根據(jù)以上所規(guī)定級別設置設計內容及參數(shù) a 主梁結構 主梁涉及到的主要設計內容或參數(shù)主要有 主梁的截面形式 截面大小 所用材 料 制作方法 主梁上平面的平面度 側面的平面度和垂直度 主梁應該具有的上拱 度 還有主梁上的軌道安裝等等 b 支架結構 支架需要設計的主要內容和參數(shù)包括 截面形式 截面大小 使用材料 制作方 法 支腿的垂直度誤差 支腿與地面的連接方式等等 c 小車機構 小車機構要設計的主要內容和參數(shù)包括 小車架設計 起吊機構設計 小車行走 機構設計 根據(jù)起吊重量設計小車架截面 根據(jù)所需要元件的安裝位置設計小車架的 結構 根據(jù)工作級別設計行走機構中電機的功率和類型 根據(jù)起吊高度確定卷筒的直 徑和長度 根據(jù)工作級別確定主電機的功率以及減速機的型號 確定其他一些元件的 型號 d 控制機構 控制機構主要設計其控制室的制作和安裝 控制電路的安裝 進出控制室的方法 控制室的制作和安裝應符合起重機行業(yè)標準中的相關內容 控制電路屬于電氣范疇在 此不予討論 f 安裝調試 根據(jù)起重機行業(yè)標準規(guī)定 起重機在生產(chǎn)完備后需要在本廠安裝調試 合格后方 能出廠 調試的主要內容有小車的運行情況 司機室的視野狀況和溫度 在 1 25 倍額 定起重量下把小車開到中跨 持續(xù) 30 分鐘 卸載后主梁不得有永久變形 主梁和其它 部件上的油漆不得有剝落現(xiàn)象 小車架不能有永久變形 箱型梁式起重機設計 2 2 主起升機構的設計 2 1 主起升機構方案的選擇 起升機構一般由驅動裝置 鋼絲繩卷繞裝置 取物裝置和安全保護裝置組成 電 動機驅動是起升機構的主要驅動方式 主起升機構布置方式如圖 2 1 所示 1 電動機 2 聯(lián)軸器 3 傳動軸 4 制動器 5 減速器 6 卷筒 7 軸承座 8 平滑滑輪 9 鋼絲繩 10 滑輪組 11 吊鉤 圖 2 1 起升機構配置方案 常見的起升機構鋼絲繩卷繞如圖 3 2 所示 采用雙聯(lián)滑輪組 滑輪組倍率 m 5 圖 2 2 滑輪組的型式 2 2 選擇滑輪組和吊鉤組的型式 2 2 1 吊鉤的選擇 吊鉤尾部螺紋直徑的確定 常州工學院畢業(yè)設計 3 2124dPFQ 69 4mm 75 8 304921 Qd 式中 最大其中載荷 起動動載系數(shù) 由 起重機械 表 1 9 確定 P2 螺紋根部面積 螺紋根部直徑 許用應力 09 12 F1d ns 選等級強度為 則 4nMasP235 aMP75 8 采用短型吊鉤組 根據(jù)額定起重量 和工作類型 M5 來選擇直柄單鉤 LM16 tQ0 MGB T10051 1 1988 吊鉤材料為 DG20 螺紋外徑 螺紋根部直徑md0 md691 2 2 2 吊鉤螺母的計算 螺母高度不得小于 H dtPQ51 83069 83 142422 式中 t 10mm 螺距 許用擠壓應力 鋼對鋼 公制螺母的高度pMPap3 考慮放止動墊片的尺寸取螺母高度 螺母外md96802 1 H m10H 徑 D14 外 2 2 3 滑輪及滑輪軸承的選擇 由鋼絲繩直徑 動滑輪直徑 選擇滑輪的型號為滑輪d2繩 m504D 滑 滑輪用內軸套和隔環(huán) 內軸套197 365JB T04081A 隔環(huán) 滑輪軸承 46216 滑49T 19 HJB T 輪擋蓋 G 2 3 鋼絲繩的選擇 采用雙聯(lián)滑輪組 主起升 Q 50t 查取滑輪組倍率 m 5 鋼絲繩所受最大拉力 KNxmpPSQ469 50 2480a 滑 式中 額定起升載荷載荷 吊具的自重載荷 QP0PPQ 5 48 9 105 0 X 繞上卷筒的鋼絲繩分支數(shù) X 2 m 滑輪組倍率 m 5 滑輪組效率 z 箱型梁式起重機設計 4 0 96 z 所選鋼絲繩 其破斷拉力 必須滿足 PS nSP max nSPmax 547 0 34 2 n 鋼絲繩許用安全系數(shù) n 5 鋼絲繩最大工作靜拉力 ax 所選鋼絲繩的直徑應滿足 mSCd 504691 22 465mm 式中 C 選擇系數(shù) 與機構的工作級別和鋼絲繩的抗拉強度有關 取鋼絲繩直徑 捻向 交互捻 選擇鋼絲繩型號為 md24 6W19 24 155I 1968 TGB 2 4 卷筒的計算 2 4 1 卷筒的基本尺寸 取卷筒直徑 卷筒的計算直徑 m0D m785D 卷 卷筒長度 10 64 2 231 光LLs 0578 4610max0 opZDHL 75 其中 最大起升高度 滑輪組倍率 卷筒計算直徑 maxm0D 固定鋼絲繩安全圈數(shù) 取 繩槽槽距 查 機d5780 1 21Zp 械設計手冊 表 8 1 49 得 無繩槽卷筒端部尺寸 20 p1LmL41 固定鋼絲繩區(qū)段的長度 左右螺旋槽之間的距離 2L63光 88mm 407min tgtghlL 光 其中 兩側滑輪繩槽中心線之間的距離 當?shù)蹉^滑輪位于最l ml27 inh 上部極限位置時 卷筒軸和滑輪軸之間的距離 繞上卷筒的鋼絲13in 繩分支相對于垂直位置的允許偏角 取 4L0光 其壁厚按經(jīng)驗公式確定 mD28 5602 1 602 常州工學院畢業(yè)設計 5 2 4 2 驗算卷筒強度 卷筒的采蓮采用 HT30 抗壓強度為 抗拉強度為 MPa750MPa250 卷筒所受壓應力 162034Smax p壓 Pakb75 壓 式中 對吊鉤起重機的安全系數(shù) 4 25 k 滿足受壓強度要求 壓壓 由于卷筒長度 尚應計算彎矩產(chǎn)生的拉應力 DL3 WM 拉 卷筒的最大彎矩產(chǎn)生在鋼絲繩位于卷筒中央時 21maxaLSlM N 219860 7 式中 卷筒全長 左右螺旋槽之間的距離 L1L 卷筒斷面系數(shù) 5602 0441 DW 352m 式中 卷筒直徑 卷筒內徑 1 mD5201 彎矩產(chǎn)生的拉應力 45012986 WM拉 拉 MPa 合成應力 05 6178 4 拉壓拉拉 MPa3 2 2 4 3 卷筒轉速 min 8 0 31459Dvm0rn 卷 箱型梁式起重機設計 6 2 5 電動機的確定 2 5 1 電動機的選擇 起升機構靜功率 KWP14 5 8 06940 vQ 靜 式中 最大起升載荷 起升機構總效率 8 09 6 傳筒滑 電動機的計算功率 靜電 PK jc 由起重機的工作級別 M5 可以由 工程起重機 標 3 19 中得到 0 8 電K W3 41 508P jc 根據(jù) 機械設計通用手冊 選定 YZR315S 型電動機 主要指標為 轉速 額定功率 轉速 輸出軸直徑 min 750rn kw26jcPmin 7081rn 輸出軸長度 鍵槽寬 D6mE140F6 2 5 2 電動機發(fā)熱及過載驗算 等效功率 靜效 rP 根據(jù)表 3 27 查表 3 52 機械設計通用手冊 起升機構曲線 1 得 t起 r 0 88 查表 3 28 得 K 0 75 WrP4 1920 875 靜效 Wjc92 電動機滿足不過熱條件 效j 過載驗算 符合要求 0 861 57524 z60vHPQ 靜 KW 2 2 6 減速器的選擇 電動機的轉速 7085 2170 P n10jc0 靜 min 5 69r 傳動比 46 539i卷 根據(jù) 減速器選用手冊 選定 10PD PJ減 速 器型 變 速 器 常州工學院畢業(yè)設計 7 主要參數(shù) 輸入轉速 許用輸入功率 19JB T560 750r min31KW 2 7 制動器與聯(lián)軸器的選擇 2 7 1 制動器的選擇 根據(jù)物體下降時的扭矩 式靜 降T i2DP0Q 靜 降 8 02 457 mN 3 49 中 最大載荷量 卷筒計算直徑 滑輪QPNPQ040D 組倍率 減速器傳動比 總效率 4 mi i 制動轉矩 查 機械設計通用手冊 選擇制動器m251 T 靜 降制 主要參數(shù) 制動輪直徑 額定轉矩 160 MW3250 Y 30m630N 2 7 2 聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)電動機輸出軸的直徑和變速器輸入直徑選用聯(lián)軸器 型齒輪聯(lián)軸器和CL4 型齒輪聯(lián)軸器 的主要參數(shù) 公稱轉矩 許用轉速 CL2CL410N 30r in 轉動慣量 的主要參數(shù) 公稱轉矩 許用轉矩 2m0 5kg m562 轉動慣量 1 聯(lián)軸器力矩的校核 13maxTk89 7NM 式中 傳扭矩的計算值 按第 類載荷計算的軸傳最大扭矩 對高速max T 軸 在此 位電動及轉矩的允許過載倍數(shù) 位電動機的額定轉max nm 07 nT 矩 其中 聯(lián)軸器重要參數(shù) 對于起升機構 1 8 NTn 3152691k 1k 角度偏差系數(shù) 聯(lián)軸器符合要求 3kk 箱型梁式起重機設計 8 3 副起升機構的設計 3 1 副起升機構方案的選擇 起升機構一般由驅動裝置 鋼絲繩卷繞裝置 取物裝置和安全保護裝置組成 電 動機驅動是起升機構的主要驅動方式 副起升機構布置方式如圖 3 1 所示 1 電動機 2 聯(lián)軸器 3 傳動軸 4 制動器 5 減速器 6 卷筒 7 軸承座 8 平滑滑輪 9 鋼絲繩 10 滑輪組 11 吊鉤 圖 3 1 起升機構配置方案 常見的起升機構鋼絲繩卷繞如圖所示 采用雙聯(lián)滑輪組 滑輪組倍率 m 3 圖 3 2 滑輪組的型式 3 2 選擇滑輪組和吊鉤組的型式 3 2 1 吊鉤的選擇 吊鉤尾部螺紋直徑的確定 常州工學院畢業(yè)設計 9 2124dPFQ 69 4mm 75 8 304921 Qd 式中 最大其中載荷 起動動載系數(shù) 由 起重機械 表 1 9 確定 P2 螺紋根部面積 螺紋根部直徑 許用應力 09 12 F1d ns 選等級強度為 則 4nMasP235 aMP75 8 采用短型吊鉤組 根據(jù)額定起重量 和工作類型 M5 來選擇直柄單鉤 LM16 tQ0 MGB T10051 1 1988 吊鉤材料為 DG20 螺紋外徑 螺紋根部直徑md0 md691 3 2 2 吊鉤螺母的計算 螺母高度不得小于 H dtPQ51 83069 83 142422 式中 t 10mm 螺距 許用擠壓應力 鋼對鋼 p MPap35 0 公制螺母的高度 考慮放止動墊片的尺寸取螺母高度m H 螺母外徑 m10H dD1480 1 外 3 2 3 滑輪及滑輪軸承的選擇 由鋼絲繩直徑 動滑輪直徑 選擇滑輪的型號為滑輪md8繩 5D滑 197 365JB T04081A 滑輪用內軸套和隔環(huán) 內軸套 隔環(huán) 19 40JB T65 滑輪軸承 46216 滑輪擋蓋 HJ 9 1905 4AGJB T 3 3 鋼絲繩的選擇 采用雙聯(lián)滑輪組 副起升 Q 10t 查取滑輪組倍率 m 3 鋼絲繩所受最大拉力 KNxmpPSQ35 17 96 0320a 滑 式中 額定起升載荷載荷 吊具的自重載荷 POQ 8 1 0 箱型梁式起重機設計 10 X 繞上卷筒的鋼絲繩分支數(shù) X 2 m 滑輪組倍率 m 3 滑輪組效率 z 0 96 z 所選鋼絲繩 其破斷拉力 必須滿足 PS nSP max nSPmax 53 17 KN86 式中 n 鋼絲繩許用安全系數(shù) n 5 鋼絲繩最大工作靜拉力 maxS 所選鋼絲繩的直徑應滿足 Cd 17350 13 17mm 式中 C 選擇系數(shù) 與機構的工作級別和鋼絲繩的抗拉強度有關 取鋼絲繩直徑 捻向 交互捻 選擇鋼絲繩型號為 md5 14 6W19 14 5 155I 968 TGB 3 4 卷筒的計算 3 4 1 卷筒的基本尺寸 取卷筒直徑 卷筒的計算直徑 按纏繞鋼絲繩的中心計算 40D m5 41 卷 卷筒長度 10 6475 2 2310 光LLs 5 式中 卷筒上有螺旋槽部分長0 20578 143610max opZDHL 745 其中 最大起升高度 滑輪組倍率 卷筒計算直徑 maxm0D 固定鋼絲繩安全圈數(shù) 取 繩槽槽距 查 機dD80 1Z21 Zp 械設計手冊 表 8 1 得 無繩槽卷筒端部尺寸 20 p1LmL4光L 左右螺旋槽之間的距離 常州工學院畢業(yè)設計 11 4130272min tgtghlL 光 m8 其中 兩側滑輪繩槽中心線之間的距離 卷筒軸和滑輪軸之間的距l(xiāng) l27 離 繞上卷筒的鋼絲繩分支相對于垂直位置的允許偏角 h130min 取 4 光 其壁厚按經(jīng)驗公式確定 mD168402 1 602 3 4 2 驗算卷筒強度 卷筒的采蓮采用 HT30 抗壓強度為 抗拉強度為 MPa75MPa250 卷筒所受壓應力 106234Smax p壓 Pakb75 0壓 式中 對吊鉤起重機的安全系數(shù) 4 25 k 滿足受壓強度要求 壓壓 卷筒的最大彎矩產(chǎn)生在鋼絲繩位于卷筒中央時 21maxaLSlM N 219860 7 式中 卷筒全長 左右螺旋槽之間的距離 卷筒斷面系數(shù)L1L 560 1 0441 DW352m 彎矩產(chǎn)生的拉應力 1980WM拉 拉 MPa 合成應力 5 67 4 拉壓拉拉 3 2 3 4 3 卷筒轉速 min 31 4 0 2Dvm0rXn 卷 箱型梁式起重機設計 12 3 5 電動機的確定 3 5 1 電動機的選擇 起升機構靜功率 14 2kw 式中 最大起升載荷 8 067590 vPQ 靜 QP 起升機構總效率 94 8 傳筒滑 電動機的計算功率 由起重機的工作級別 M5 可以由 工程起重機 靜電 PK jc 標 3 19 中得到 0 8 電Kkw36 12 4 jc 根據(jù) 機械設計通用手冊 選定 型電動機 主要指標為 轉速 LYZR0 額定功率 轉速 輸出軸直徑 min 750rnPjcmin 781rn mD65 輸出軸長度 鍵槽寬 E14F 3 5 2 電動機發(fā)熱及過載驗算 等效功率 靜效 r 根據(jù)表 3 27 查表 3 52 起升機構曲線 1 得 r 0 88 查表 3 28 得 t起 K 0 75 KWrP4 1920 875 靜效 Pjc92 電動機滿足不過熱條件 效jc 過載驗算 270 861 55 z60vHQ 靜 故電動機符合要求 3 6 減速器的選擇 電動機轉速 7085 2170 P n10jc0 靜 min 5 69r 傳動比 46 39i卷n 根據(jù)減速器選擇 ZSY224 型減速器 主要參數(shù) 輸入轉速19JB T560 許用輸入功率 750r min1KW 常州工學院畢業(yè)設計 13 3 7 制動器與聯(lián)軸器的選擇 3 7 1 制動器的選擇 根據(jù)物體下降時的扭矩 靜 降T mi2DP0Q 靜 降 8 457 mN 3 49 式中 最大載荷量 卷筒計算直徑 滑QPPQ0 0 mD578 0 輪組倍率 減速器傳動比 總效率 制動轉矩 4 i 2 i mN251 T 靜 降制 查 機械設計通用手冊 選擇制動器 13 5YWZ 主要參數(shù) 制動輪直徑 額定轉矩 30m60N 3 7 2 聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)電動機輸出軸的直徑和變速器輸入直徑選用聯(lián)軸器 型齒輪聯(lián)軸器和CL4 型齒輪聯(lián)軸器 的主要參數(shù) 公稱轉矩 許用轉速 轉動CL2CL414 30r min 慣量 的主要參數(shù) 公稱轉矩 許用轉矩 轉動慣2m0 5kg 5602 量 按第 類載荷計算的軸傳最大扭矩 對高速軸1max T ax T 位電動機的額定轉矩 nmT 8 7 NTn 3175029 其中 聯(lián)軸器重要參數(shù) 對于起升機構N 5 4963125 0ax 1k 1 8 角度偏差系數(shù) 聯(lián)軸器符合要求 1k3 箱型梁式起重機設計 14 4 主梁結構設計 主梁是主要受力梁之一 主梁結構設計是重中之重 在本設計中主梁所受應力主 要為長度方向的彎曲應力 根據(jù) GB 的有關規(guī)定 主梁在 1 25 倍額定壓力的作用下最 大擾度 FMAX S 1000 S 表示主梁長度 圖 4 1 主梁的受力情況可簡化為上圖所示形式 根據(jù)擾曲線方程可列出公式如下 FMAX Pb 3L 2 4b2 3 2 24EI P 為梁上所受的壓力 F 為饒度 L 為梁的跨度 E 為材料的彈性模量 I 為截面慣 性矩 實際情況中當小車開到跨中時主梁的擾度最大 根據(jù)以上公式算得截面慣性矩 I Pb 3L 2 4b2 3 2 24EF 在這里 P 5000 10 4 N 12500 N E 210 106 Pa L 6 5 m FMAX 6 5 1000 m 0 0065 m b 1 67m 將以上數(shù)字代入公式中得 I 0 79 108 cm4 根據(jù)以上計算結合設計經(jīng)驗得出以下截面為主梁截面 在本設計中 主梁采用常用的焊接箱型結構梁 這種梁具有結構相對簡單 便于 生產(chǎn)加工 生產(chǎn)周期短 生產(chǎn)成本低等特點 因此廣泛應用于起重機行業(yè) 常州工學院畢業(yè)設計 15 圖 4 2 主梁截面如上圖所示 根據(jù)我國現(xiàn)有鋼材生產(chǎn)狀況和鋼材質量 主梁材料應選用 Q235B 以上材料為宜 Q235B 具有良好的焊接性 和比較好的綜合力學性能 再加之生產(chǎn)成本較低 生產(chǎn)量 較大 市場價格相對較低 因此 Q235 是性價比較好的碳素結構鋼 主梁在制作完成后不加載荷的情況下應具有 3mm 的上拱度 此項內容在調試時用 坐標測量儀檢測 軌道安裝應符合起重機行業(yè)標準 為了減小沖擊載荷對起重機的破壞 軌道接口 一般焊接上 如不焊接 接口處兩軌道的高度差不大于 2mm 兩軌道的距離不大于 2mm 水平偏差不大于 1mm 另外軌道壓板的安裝應符合起重機行業(yè)標準 軌道壓板 可直接焊接在主梁上 主梁在最后驗收合格后要涂上防銹漆 涂漆前要祛除各表面上的焊渣 灰塵 銹 跡等以免影響涂裝質量 最后要在醒目位置噴涂起重機的額定起重量 提示不得超載 工作 起重機類型 生產(chǎn)廠家等字樣 箱型梁式起重機設計 16 5 小車設計 小車的主要作用是拖動起吊裝置到達需要的起吊位置 用小車上的起吊裝置將重 物吊起到一定高度 然后小車偕同起吊重物一起運動到需要的卸載位置 在該位置放 下重物 小車運行到初始位置 以上為小車的一個工作循環(huán) 由以上運動描述 小車 需具備行走裝置 起吊裝置 錨定裝置 制動裝置等 1 行走裝置 小車行走主要依靠主動車輪帶動下 在小車軌道上行走 在本設計中考慮到小車 跨度比較大 采用兩組 三合一 電機 減速器 制動器 電機分別安裝在兩組主動 車輪上 2 起吊裝置 起吊裝置包括主卷筒 主電機 減速器 吊具 滑輪 鋼絲繩等等 這些物品的 選擇主要依據(jù)小車的工作級別 在本設計中小車的工作級別為 A5 級 在后面將具體提 到起吊裝置的設計 3 錨定裝置 小車必須可以在軌道上的任意位置穩(wěn)定 所以需要一套錨定裝置保證其停止運行 時不發(fā)生左右移動 本設計中沒有另外制造錨定裝置 而是利用三合一電機的制動器 代替錨定功能 4 制動裝置 在起吊重物到一定高度的時候 小車運行到一定的位置再卸載 在此期間重物不 能有向下的位移 為安全起見 必須在主卷筒輸入軸處設置制動器 以確保在主電機 停止工作或者發(fā)生斷電事故時 起吊重物不會掉下來 5 1 小車行走機構 小車行走機構 主要解決小車在在主梁軌道上的穩(wěn)定行走問題 小車行走機構中行走裝置電機的選擇 主要依據(jù)起重機行業(yè)標準中對工作級別的 各項要求 本設計中小車的工作級別為 M5 根據(jù)該級別規(guī)定的要求小車行走大概需要 的功率為 7KW 所以可以選用兩個 3 5KW 的 三合一 電機 為小車行走提供動力 三合一 是指電機 減速器和制動器三個元件安裝在一起 該類型電機具有可 靠性高 使用壽命長 工作效率高 體積小 重量輕 安裝簡便 出問題后容易更換 等特點 5 2 錨定裝置 為了使小車在停止前進和暫不運行時 小車不會在軌道上自行滑動 必須設置錨 定裝置 一般而言錨定裝置都是獨立的機構 但是在本設計中考慮到小車跨度比較大 而其起重量又不是很大 所以小車的自重不會很大 如果另外設計錨定裝置不但增加 了小車的重量 增加了設計制作的成本 并且使小車架結構更加復雜 增加設計難度 因此在本設計中 直接使用小車行走電機 三合一 電機中的制動器 兼負錨定 功能 這樣即節(jié)省了材料 降低了生產(chǎn)成本 又使小車架結構更簡單 也更緊湊 常州工學院畢業(yè)設計 17 5 3 小車架結構設計 小車架是小車上各個部件安裝的載體 也是起重機的主要受力機構之一 因此小 車架的設計必須要能承受其所受的應力 必須解決各部件的安裝問題 如卷筒 減速 機 制動器等 圖 5 1 小車架 小車架的設計主要包括截面設計和結構設計 截面設計主要考慮小車架的受力情 況根據(jù)起重機行業(yè)標準 小車架在額定載荷作用下 最大擾度不得大于 S 1000 S 表 示小車的跨度 小車架的結構設計主要依據(jù)小車上主要部件的安裝位置 如卷筒 減 速機 制動器 定滑輪等等 要確定卷筒座 卷筒軸承座 減速機座 制動器座還有 定滑輪軸承座的安裝位置 因為以上列舉都是受力元件 因此在以上列舉的位置必須 焊接加強板 并且加強板都要四周滿焊以保證小車架的強度 小車架截面的計算和主梁截面計算類似 先根據(jù)起重機行業(yè)標準中對小車架的規(guī) 定確定小車架主梁的擾度 再根據(jù)擾度計算其慣性矩 然后根據(jù)慣性矩和以往的設計 經(jīng)驗確定截面形式和尺寸大小 一般情況 小車架的截面形式應和主梁截面相似 在本設計中小車架的截面也設 計成箱型結構 箱型梁式起重機設計 18 圖 5 2 上圖為小車架主梁截面 此圖為吊架上防搖桿通過小車架處的截面圖 小車架采用 Q235B 鋼板 H 鋼 角鋼等焊接制作 手工氣保焊使用 E43 電焊條 重要結構部位使用埋弧焊 焊接前要打磨焊接接口處 祛除油漆鐵銹等可能影響焊接 質量的覆蓋物 保證焊縫無沙眼 氣孔等明顯缺陷 焊接完成后注意焊接變形 等其 冷卻后應該用火焰噴射或其他有效方法調整焊接變形 祛除變形應力 焊接完成后要 進行超聲波無損探傷 小車架制作完成后 經(jīng)質檢部門檢查無重大缺陷后要涂上防銹漆 在噴涂防銹漆 前應先祛除表面所有的鐵銹 灰塵 焊渣等 防銹漆應分三層噴涂使用的油漆種類主 要通過和客戶協(xié)商盡量滿足客戶要求為原則 如客戶是否要求環(huán)保油漆 客戶所要求 的外漆顏色等等 5 4 小車架端梁 圖 5 3 小車架端梁 小車架的端梁的作用主要是連接兩個主梁 并支撐所有壓力 安裝車輪使小車能 在主梁軌道上平穩(wěn)行走 所以端梁設計主要考慮是小車架主梁的間距 小車架的高度 車輪的大小 個數(shù)以及車輪安裝形式等 在本設計中端梁的高度應和小車架主梁相等或接近 也同樣采用箱型結構梁 車 輪采用直徑 350 的鑄造車輪 并且使用角型軸承箱 角型軸承箱能有效保證車輪的位 置度等其他方面的要求 具有很好的穩(wěn)定性 又容易制作 并且能快速裝卸車輪 為 運輸和以后的檢修帶來很大的方便 車輪一般用 65Mn 的鑄造件加工 表面淬火處理 使其踏面硬度達到 HRB 50 55 另外車輪的安裝誤差參考起重機行業(yè)標準 常州工學院畢業(yè)設計 19 6 金屬結構的設計 6 1 橋式起重機金屬結構設計參數(shù) 表 6 1 橋式起重機金屬結構的設計參數(shù) 6 2 總 體設 計 6 2 1 橋架尺 寸的確定 L 19 5 3 25 4 875 m0B1 46146 根據(jù)小車軌距和中軌箱型梁寬度以及大車運行機構的設置 取大車車輪輪距 4 8m 端梁全長 B 5 716m 0 小車軌距選為 2 5m 大車輪距為 4 8m 端梁全長為 5 716m 走臺寬度為 1 1 5m 欄桿高為 1m 小車導電架高為 1 5 2m 6 2 2 主端梁尺寸 主梁的設計 翼緣板選擇 550mmx22mm 的鋼板 腹板選擇 1150mmx6mm 的鋼板 端梁的設計 翼緣板選擇 600mmx16mm 的鋼板 腹板選擇 768mmx8mm 的鋼板 主梁 起重機類型 通用 工作級別 M5 軌道放置 中軌 橋架形式 雙梁 50 10t 19 5m 起升機構 主起升 副起升 額定起重量 噸 50 10 起升高度 米 12 14 起升速度 米 分 5 9 13 2 工作級別 M5 M5 運行結構 大車 小車 輪距 米 4 8 3 58 軌距 米 19 5 2 5 速度 米 分 72 8 35 5 工作級別 M5 M5 車輪直徑 700 800 輪壓 MPa 441 179 7 軌道型號 QU80 P43 箱型梁式起重機設計 20 高度為 1194mm 主梁寬度為 550mm 主梁端部變截面長度為 1350mm 變截面端部高度 為 800mm 圖 6 1 雙梁橋架結構 6 3 主端梁截面積幾何性質 圖 6 2 主梁與端梁截面尺寸 1 主梁截面 A1 550 22 1150 6 2 0 038m2 慣性矩 xI 1945024936150 948 0m 慣性矩 1 71202 109 mm4y 1 2 端梁截面 A2 0 031488m228760 常州工學院畢業(yè)設計 21 慣性矩 4 2641 109 mm4xI 7628063 07 慣性矩 6 8221 108 mm4y23 6 4 載荷的計算 6 4 1 固定載荷的計算 主梁自重載荷 k Ag 9 81 1 2 4165 3 N 小車軌道 F 81 90452 78 重 38 86 9 81 381 22 N m 欄桿等重量 g 100 9 81 981 N m 主梁的均布 gF lFlm 載荷 5527 52 N m q gl 6 4 2 小車輪壓 起升載荷為 g 49000 N 小車自重 Qpm 89105 170422 N 小車自重載荷 mg 12 12 9 81 1000 107910 2 NGX8 91730 Qxp 小車重力 產(chǎn)生的靜輪壓 和 QXPX1P2 50666 N1 gbk e 50b 704 35 7193 53480 38 NX2P2QL 額定起升載荷 產(chǎn)生的 和 aPO12P P01 125810 8 N P02 119189 1 N bc21Q b21Q l 175476 8 N P02 172669 8 N 1jOX2jX 小車輪壓 349146 68 NP 1j2j 空載輪壓 33 5k N 38 3k N 6 4 3 慣性載荷 大小車都是 4 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 24939 05 NxgP27 大車運行起制動慣性力 箱型梁式起重機設計 22 24939 05 N 359 82 N mHP27 HF27q 6 4 4 偏斜運行側向力 一根主梁的重量力 5527 52 28 0 4 152559 5 NQp 一根端梁單位長度的重量 1 1 3059 97 N1FqAgk 81 9360 785 一根端梁的重量為 B 1794 5 6 46 3059 97 18714 76 NQdP 一組大車運行機構的重量為 g 5623 2 9 81 27552 7 Njjm 滿載小車在主梁跨中央 左側端梁總靜輪壓按圖 7 3 計算 圖 6 3 端梁總輪壓計算 1Rp21 2 1 2QGXQGsGjddppL 490000 170422 152559 5 27552 7 113714 76 529037 46 N 由 28 5 5 6 查得 0 1345 2LB 側向力 529037 96 0 1345 35577 8 N1SPR2 滿載小車在主梁左端極限位置 左側端梁總靜輪 2R1 2 1 QGXQGsGjdedpppLL 812075 96N 側向力 54612 1 N 估算大車輪壓 P 18 t 選取大車車輪直徑為2SP2R 800 mm 軌道為 QU80 常州工學院畢業(yè)設計 23 6 5 主梁計算 6 5 1 內力 計算大車傳動側的主梁 在固定載荷與移動載荷作用下 主梁按簡支梁計算 如 圖所示 7 4 圖 6 4 主梁計算模型 固定載荷作用下主梁跨中的彎矩 qM4 28qiGjFLdP 1 18 21 527857 687939 47 N 跨端剪切力 qcF 4 21 1 2qGjsdLPL 1 18 5527 25 28 27552 73 19620 1 328 123822 36 N 滿載小車在跨中 跨中 E 點彎矩為 pM 421 PLb 輪壓合力 與左輪的距離為 P 1 829 m21b 3 749168 箱型梁式起重機設計 24 則 2519489 4 N mpM 跨中 E 點剪切力 1 pF 124 P 1bL 28 9 396 8 192540 5 N 2 滿載小車在跨端極限位置 z 小車左輪距梁端距離為1e 2 1 8 0 2 mm 1cel 端梁剪切力 pcF4 P 1Lbc 1 18 28 1 829 0 2 82396 382138 298 N m 跨端內扭矩為 1 1nT4 PHl1e 28 3 2408 65 117200 12 N m 主梁跨中總彎距為 687939 47 2519489 46 3207428 87 N mxMqp 主梁跨端總剪切力 123822 36 382138 298 505960 658 NRFcqpc 1 水平慣性力載荷 在水平載荷 及 作用下 橋架按剛架計算 HPF K 2 5 b K 1 25 a K 5 2 5 1 25 2120B12 水平剛架計算模型示表圖 7 5 常州工學院畢業(yè)設計 25 圖 6 5 水平剛架計算模型 小車在跨端 剛架的計算系數(shù)為 1 1 1 0171r123 abIL 91 25 712083 跨中水平彎矩 HM 211 483HPFrr 017 3282 947 02 0293 102074 35 N m 跨中水平剪切力為 12469 52 NPH 1 跨中軸力為 HN 21 8HFLabr 824 09312 3947 05 14657 8 N 小車在跨端 跨端水平剪切力為 cHF1LeP 2 284 0938 394 28685 16 N 2 偏斜側向力 在偏斜側向力作用下 橋架也按水平剛架分析 箱型梁式起重機設計 26 圖 6 6 側向力作用下剛架的分析 這時 計算系數(shù)為 1 1 04sr123IL K5132 8079 小車在跨中 側向力 529037 96 0 1345 35577 8 N1SPR 超前力為 6607 3 N10sBL 326 758 端梁中點的軸力為 3303 65 N1dNP 端梁中點的水平剪切力為 35577 8 4872 87 N1dP 2 ssKra 21 504 主梁跨中的水平彎距為 sM112dLPab 35577 8 1 25 4872 87 1 25 3303 65 28 193 78 N 主梁軸力為 35577 8 4872 67 30704 93 N11sdNP 主梁跨中總的水平彎矩為 102074 35 193 78 102268 13 N myMhs 小車在跨端 側向力為 54612 1 N2SP 超前力為 10142 25 N2P 0sB5461 8 常州工學院畢業(yè)設計 27 端梁中點的軸力為 5071 12 NdN12P 端梁中點的水平剪切力為 54612 1 8051 78 N2dPSsKra 1 1 2504 主梁跨端的水平彎矩為 a b 54612 1 1 25 8051 78 1 25 72150 98 N mcsM2Sd 主梁跨端的水平剪切力為 10142 25 5051 12 5071 12 NcsF2P dN12 主梁跨端總的水平剪切力為 2868 16 5071 12 33756 28 NcH cs 6 5 2 強度的計算 需要計算主梁跨中截面危險點 的強度 1 主腹板上邊緣 的應力 主腹板邊至軌頂距離為 164 mmyh0g 主腹板邊的局部壓應力為 91 82MPa4 250 jimyPh 1 8764 250 垂直彎矩產(chǎn)生的應力為 120 44 MPa01MxI 3103748 25 水平彎矩產(chǎn)生的應力為 6 48 MPa02 1yxI 31068 742 主梁上翼緣板的靜矩為 24 540 805 10432800 mm4yS010 5 B 主腹板上邊的切應力為 0 7 857 MPa 02pynxFTAI 1094 32856 箱型梁式起重機設計 28 點 的折算應力為 120 44 6 48 126 92MPa0 102 1 203m 2 26 9 6 9 8375 114 356MPa 175MPa 點 的折算應力為 2 2MyxI 126 92MP 175MPa 點 的應力為 3 1 15 22 5 yxMII 1456 MPa 175MPa 主梁跨端截面變小 以便于主端梁連接 取腹板高度等于 800 mm 跨端只需dh 計算切應力 主腹板 承受垂直剪力 及扭矩 故主腹板中點切應力為eF1nT dhFc5 1 主梁跨端封閉截面面積為 b 8 496 824 408704 mm 20A0h 79 05MPa 100MPa 1 596 82 翼緣板 承受水平剪切力 33756 23 N 及扭矩 117200120 N mcHF1nT dh5 1 3756 27024084 7 923 MPa 100 MPa 橋架工作級別為 M5 應按載荷組合 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(chǎn)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 在 E 點上 則1P 3207428 87 N m maxM 常州工學院畢業(yè)設計 29 空載小車位于右側跨端時 如圖 6 7 圖 6 7 主梁跨中 E 最小彎矩的計算 左端支反力為 5196 1 NR1F122 P Lbc 1350 73280 38 682939 4 1 18 5196 1 0 5 28 1 829 minM4Rqz 768171 8 Nm 6 5 3 疲勞強度的計算 圖 6 8 主梁截面疲勞強度驗算點 箱型梁式起重機設計 30 應力循環(huán)特性 0 2395 0 minax 28 413 根據(jù)工作級別 M5 應力集中等級 及材料 Q235 查得 1K MP 370 MPa9 1 b 焊縫拉伸疲勞需用應力為 213 3MPa rl 1 67 045br 1 6790 235 4 120 43MPa 合格 max rl 驗算橫隔板下端焊縫與主腹板連接處 112 9MPaax 2 10 xMyI 3103748 5 27 04 MPamini2 xI 3106 2 0 2395 0 iax 7 419 顯然 相同工況下的應力循環(huán)特性是一致的 根據(jù) M5 及 Q235 橫隔板采用雙面連續(xù)貼角焊縫連接 板底與 受拉翼緣間隙為 50 mm 應力集中等級為 K3 查得 71MPa1 拉伸疲勞需用應力為 137 46MPa rl 1 67 045br 1 670 2395 45 112 9 MPa 合格 max rl 6 6 端梁的計算 6 6 1 載荷與內力的計算 端梁按修改的鋼架尺寸計算 5m a 1 25m b 1 25 m K 2b 2 5 m B 5 9 m 0B 0 45 m 0 19 m 主梁軸線與主腹板中線距離 0 m 主梁最大支承力1a2a 1x 505960 65 N 因 作用點的變動引起的附加力矩為零 0 端梁自重載荷為RFRFRM 1794 5 N m 端梁在垂直載荷作用下按簡支梁計算如圖 7 9 q 端梁支反力為 vd412q 常州工學院畢業(yè)設計 31 505960 65 512435 996 N1 8794 5162 圖 6 9 垂直載荷下端梁的計算 截面 1 1 彎矩 1xMvdF02BR K241R MBFq 25 76 14396 8950 639385 9 N m 截面 2 2 彎矩 a 2xvdF241R qa 353684 19 1 07 0 5 27 1594 477014 5 N m 剪力 2vFd41 qa 253 96 25 18794 510 458 508819 28 N m 剪力 3vFd41qa 3 6 511466 176 N m 截面 4 4 沿著豎直定位板表面 4xM vdF2a241 qa 2513 960 8794 501 458 96986 08 N m 剪力 4vFd412 qa 箱型梁式起重機設計 32 15243 96 8794 501 458 511063 84 N 6 6 2 水平載荷的計算 端梁的水平載荷有 等 亦按簡支梁計算 因 作用點外移引HPF2sxgPxgP 起的附加水平力矩為 24939 05 0 0 N mxgM1 彎矩 a 24939 05 1 25 31173 81 N myxg 鋼架水平支反力 RHF 211 HLcbar 2493 0528 359 8 2 07 19994 25 N 8051 78 N 2dFP 圖 6 10 水平載荷下端梁的計算 剪切力 19994 25 8051 78 28046 03 N1HF R2d 軸力 33756 28 NdNc 截面 2 2 在 水平力作用下 端梁的水平支反力為HP2sxgP 19994 25 54612 1 24939 05 99545 4 NdR 水平剪切力 99545 4 NHFd 彎矩為 a 99545 4 1 25 124434 75 N m2yM 截面 3 3 水平剪切力 99545 4 NH32 6 6 3 端梁的靜強度計算 截面 2 2 常州工學院畢業(yè)設計 33 截面角點 112yxdMNIA 33997 404 17502756 8610 87 65 MPa 175 MPa 腹板邊緣 110 26 yx dMxyNIIA 3398372 48410 26 375 285 10 81 40 MPa 175 MPa 翼緣板對中軸的靜矩為 8 600 390 1569920 mm3yS 15 07 MPa 2vyxFI 81035 692 折算應力為 2 22 4315 07 87 8 MPa 175 MP 端梁支承處為安裝大車輪角軸承箱座而切成缺口并焊上兩塊彎板 20 mm 185 mm 端部腹板兩邊都采用雙面貼角焊縫 取 8 mm 支承處高度 314 mm 彎板兩個fh 垂直面上都焊有車輪組定位墊板 16 mm 90 mm 340 mm 彎板參與端梁承載工作 支承處截面 3 3 及 4 4 如圖所示 6 11 圖 6 11 端梁支承處截面 箱型梁式起重機設計 34 形心 1y iA 206428371924309 199 6 mm 慣性矩為 3 4296 108 mm4 中軸以上截面靜矩 S 982197 mm3xI 上翼緣板靜矩 688512 mm3 下翼緣板靜矩 703976 mm3 1S2S 截面 4 4 腹板中軸處的切應力為 64 9MPaf 42vxFI 8506 92173 100 MPaf 因靜矩 可只計算靠彎板的腹板邊的折算應力 該處正應力為2S1 37 3 MPa 4 xMyI 3896 016 457 切應力為 46 5 MPa 42vxFS 8 9 折算應力為 88 76 MPa 175 MP 23 225 463 7 假設端梁支承水平剪切力只由上翼緣板承受 不計入腹板 上翼緣板切應力為 32 9 MPa y4201 HFB 9 4620 驗算截面 4 4 的彎板翼緣焊縫 滿載小車在梁跨端時 端梁截面 4 4 的最大彎矩的剪切力為 96986 08 N M 511063 84 NmaxM4maxF4 空載小車位于跨中不移動時端梁的支反力為 vdF 011 22GxqPBg 5 90 59 739 87442 98580 6 N 常州工學院畢業(yè)設計 35 這時端梁截面 4 4 相應的彎矩和剪切力為 minM vdF221 qaa 98580 6 264 05 794 0 18363 N m 97432 Nmin vd12 qa 彎板翼緣焊縫的應力為 37 3 MPa 9 97 MPaax a2 4 xMyImin i2 14 xMyI 33 2MPamax a20 7fxFSh 851063 479680 8 9MPainin24 fxI 根據(jù) M5 和 Q235 及彎板用雙面貼角焊縫連接 查得4K 48MPa 370 MPa1 b 0 2673 0 minaxinaxM 焊縫拉伸疲勞需用應力為 89 57MPa rl 1 67 045br 2673 0 45 3 1 0 2686 0 minax2 398 按 查的 133 MPa 取拉伸式0K1 234 8 MPa rl 1 67 45br 1 673 0 28145 166 MPa r 2rl8 3 0 213 0 inaxinaxM59740163 可見 在相同的循環(huán)工況下 應力循環(huán)特性是一致的 根據(jù) M5 和 Q235 及帶孔板 的應力集中等級 查得 101 MPa2W1 翼緣板拉伸疲勞需用應力為 219 5 MPa rl 1 67 045br 268 0 3745 6 fl1 207 fh 1087 23561 1hfl 6 8 剛度計算 6 8 1 橋架的垂直靜剛度 滿載小車位于主梁跨中產(chǎn)生的靜撓度為 Y 23 48xPbLEI 105 296 10 2 273 750 23 65 mm Y 31 875 mm 80L 6 8 2 橋架的垂直動剛度 起重機垂直動剛度以滿載小車位于橋架跨中的垂直自振頻率來表征 計算如下 主梁質量 15551 42 kg 全橋架中點換算質量為Gm1529 8Fg 0 5 2 15551 42 17390 32941 kg 起升質量 50000 kg 起1mGx 2mQ0 升載荷 g 490000 N 起升鋼絲繩滑輪組的最大下放長度為 QP0 rl 16 2 2 16m qrH 橋架跨中靜位移為 0y 23 248QxbLEI 16 73 251090 70 3827 61 起升鋼絲繩滑輪組的靜伸長為 箱型梁式起重機設計 38 36 9 mm0 QrPlnEA53270168 4 結構質量影響系數(shù)為 0 07039 2012 ym 23916 73 59 橋式起重機的垂直自振頻率為 2 08vf012 1gy 0739 1 367 1 82 HZ 合格 v f 6 8 3 橋架的水平動剛度 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來表征 半橋架中點的換算質量 0 5 0 5 15551 42 17390 50000 41470 5 kgem0 GxQm 半主梁跨中在單位水平力作用下產(chǎn)生的水平位移為 e 31 48LEIr 359283 1 4 0614 04 2 0 00013432 mm N 橋式起重機的水平自振頻率為 Hf12em 01342 2846 2 575HZ HZ 合格 1 Hf 6 9 橋架拱度 橋架跨度中央的標準拱度值 考慮制造因素 實取 1 40fL5 190 0y 27 3mm 跨度中央兩邊按拋物線曲線 設置拱度 如圖 0f 24 ayL 常州工學院畢業(yè)設計 39 圖 6 12 橋架的拱度 距跨中為 的點 36 75 mm1a8L 214639 Ly 距跨中為 的點 29 4 mm24 221 L 距跨中為 的點 mm3a8L37 5y 因此 橋架結構設計全部合格 箱型梁式起重機設計 40 結 論 經(jīng)過一段時間的努力 今天終于完成設計了 首先感到的是欣慰之情 我在進入 起重機行業(yè)大概只有一個月時間 在這個月中學到很多實際的解決問題的方法 我把 這些方法都用到本次設計當中 在本設計中著重從設計方法 設計步驟上反應起重機 的設計過程 在本次設計中有一些是具有獨創(chuàng)性的 如吊架的防搖裝置 聯(lián)動扭鎖系統(tǒng)等 這 些機構雖然是常見機構 但是用在起重機的吊具上還是比較少的 在這方面我做了大 膽的嘗試 在本設計的起重機 體積和重量都不是很大 并不存在安裝上的困難 只 需用液壓伸縮懸臂式車載吊車就能完成安裝工作 完成本次設計 對我是很有幫助的 首先 通過這次設計檢驗了我大學中所學的 專業(yè)素質 通過這次設計也使我鞏固了以前學習