50t10t双梁中轨箱型桥式起重机-USB迷|专注于互联网分享

2024年9月2日发(作者：酒醉柳)

内容摘要 ............................................................... 1

关键词 ................................................................. 1

Abstract. .............................................................. 1

Key words .............................................................. 1

1.绪论 ................................................................ 2

1.1桥式起重机的介绍 ................................................ 3

1.2桥式起重机设计的总体方案 ........................................ 3

1.3主梁和桥架的设计 ................................................ 3

1.4端梁的设计 ...................................................... 4

2.选型计算部分 ......................................................... 4

2.1主起升机构的设计 ................................................ 4

2.2副起升机构的设计 ................................................ 8

2.3小车运行机构 ................................................... 11

2.4大车运行机构的设计 ............................................. 16

3.结构计算部分 ........................................................ 20

3.1桥架尺寸的确定 ................................................. 20

3.2主梁尺寸 ....................................................... 21

3.3主端梁界面 ..................................................... 22

3.4端梁截面尺寸的确定 ............................................. 23

3.5主.端梁截面几何性质 ............................................ 24

3.6载荷 ........................................................... 25

3.7扭转载荷 ....................................................... 28

3.8主梁的计算 ..................................................... 28

3.9端梁的计算 ..................................................... 38

3.10稳定性 ........................................................ 39

3.11总功率 ........................................................ 41

总结 .................................................................. 42

参考文献 .............................................................. 43

致谢 .................................................................. 44

内容摘要：这次毕业设计是针对毕业实习中桥式起重机所做的具体到吨位级别的

设计。随着我国制造业的发展，桥式起重机越来越多的应用到工业生产当中。在工厂

中搬运重物，机床上下件，装运工作吊装零部件，流水线上的定点工作等都要用到起

重机。起重机中种数量最多，在大小工厂之中均有应用的就是小吨位的起重机，小吨

位的桥式起重机广泛的用于轻量工件的吊运，在我国机械工业中占有十分重要的地

位。但是，我国现在应用的各大起重机还是仿造国外落后技术制造出来的，而且已经

在工厂内应用了多年，有些甚至还是七八十年代的产品，无论在质量上还是在功能上

都满足不了日益增长的工业需求。如何设计使其成本最低化，布置合理化，功能现代

化是我们研究的课题。本次设计就是对小吨位的桥式起重机进行设计，主要设计内容

是50t/10t桥式起重机的结构及运行机构，其中包括桥架结构的布置计算及校核，主

梁结构的计算及校核，端梁结构的计算及校核，主端梁连接以及大车运行机构零部件

的选择及校核。

关键词：起重机大车运行机构桥架主端梁小吨位

Abstract：The graduation project is a bridge crane for the graduation field work done

by the tonnage level specific to the design. As China's manufacturing industry, more and

more applications crane to which industrial production. Carry a heavy load in the factory,

machine parts up and down, the work of lifting parts of shipment, assembly line work

should be fixed on the crane is used. The largest number of species of cranes, both in the

size of the factory into the application is small tonnage cranes, bridge cranes small tonnage

of lightweight parts for a wide range of lifting, in China's machinery industry plays a very

important position. However, our current application, or copy large crane behind the

technology produced abroad, and has been applied in the factory for many years, and some

70 to 80 years of products, both in quality or functionality are not growing to meet the

industrial demand. How to design it the lowest cost, rationalize the layout, function

modernization is the subject of our study. This design is for small tonnage bridge crane

design, the main design elements are 50t/10t crane structure and operation of institutions,

including the bridge structure, calculation and checking the layout, the main beam structure

calculation and checking , end beams calculation and checking, the main end beam connect

and run the cart and checking body parts of choice.

Key words：Crane The moving mainframe Bridge Main beam and end beam

Small tonnage

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者请留下你的联系方式（QQ邮箱），或加QQ 83753222，最后，希望此文能够帮到你

1.绪论

1.1桥式起重机的介绍

桥式起重机是桥架在高架轨道上运行的一种桥架型起重机，又称天车。桥式起重

机的桥架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行，起重小车沿铺设在桥架上的轨道横向

运行，构成一矩形的工作范围，就可以充分利用桥架下面的空间吊运物料，不受地面

设备的阻碍。桥式起重机广泛地应用在室内外仓库、厂房、码头和露天贮料场等处。

桥式起重机设计设计方法可以简单地划分为传统设计方法、现代设计方法和未来

设计方法三类。传统设计方法指的是以古典力学和数学为基础的类比法、直觉法、经

验法等设计方法，该法仍用于我国部分起重机的设计。现代设计法指的是近30年发

展起来的设计方法，如CAD、优化设计、可靠性设计、有限元分析、反求工程设计、

动态仿真设计、模块化设计、工业艺术造型设计等等，这些方法在起重机的设计中都

有应用。桥式起重机设计模块化和组合化达到改善整机性能，降低制造成本，提高

通用化程度，用较少规格数的零部件组成多品种、多规格的系列产品，充分满足用

户需求。同时，桥式起重机的并行工程的目标在于缩短产品投放市场的时间，提高产

品的质量以及降低产品在整个生命周期中的消耗。并行工程应使产品及其相关过程设

计工作集成，产品开发过程中各阶段工作交叉并行进行，以尽早发现并解决产品整个

生命周期中的问题，达到多项工作的协调一致。可以相信，不远的将来智能设计会取

得更大的突破，从而使起重机的智能设计成为可能。

1.2桥式起重机设计的总体方案

主要技术参数：中级工作级别，吊运金属工件，起重机设操纵室。

起重量主钩50t，副钩10t，跨度28.5m，起升高度为主钩12m，副钩14m起升速度

主钩7.8m/min,副钩13.2m/min；小车运行速度v=38.5m/min，大车运行速度

V=87.3m/min。

1.3主梁和桥架的设计

主梁跨度28.5m ,主要构件是上盖板、下盖板和两块垂直腹板，主梁和端梁采用

搭接形式，走台的宽度取决于端梁的长度和大车运行机构的平面尺寸，司机室采用闭

式一侧安装，腹板上加横向加劲板和纵向加劲条或者角钢来固定，纵向加劲条的焊接

采用自动焊，主梁翼缘板和腹板的焊接采用贴角焊缝，腹板的下边和下盖板硬做成抛

物线形。

1.4端梁的设计

端梁采用箱型的实体板梁式结构，是由车轮组合端梁架组成，端梁的中间截面也

是由上盖板，下盖板和两块腹板组成；通常把端梁制成制成三个分段，端梁是由两段

通过连接板和角钢用高强螺栓连接而成。端梁的主要尺寸是依据主梁的跨度，大车的

轮距和小车的轨距来确定的；大车的运行采用分别驱动的方案。在装配起重机的时候，

先将端梁的一段与其中的一根主梁连接在一起，然后再将端梁的两段连接起来。

2.选型计算部分

2.1主起升机构的设计

2.1.1确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组

按照布置宜紧凑的原则，采用闭式传动起升机构构造型式，如图2-1所示，采用

了双联滑轮组，按

Q50t

，查起重机械课本表5-5：取滑轮组倍率

5

。

承载绳分支数：

Z2i

2510

图2-1 起升机构文字简图

2.1.2选择钢丝绳

若滑轮组采用滚动轴承，当

5

时，课本起重机械表（67页）5-6得滑轮组效

率：



0.96

，钢丝绳所受最大拉力：



Q1Q



q50000



52080N

（只有当起升高度大于50米时q才计入所以









此处只记Q）

查课本起重机械表（59页）5-3得，工作级别为M6时，安全系数n=6，钢丝绳

计算破断拉力

。

ns

max

652080312480

N=312.48KN

由已知要求让选择

619

破断拉力1670的纤维芯钢丝绳，

由课本公式

dcs

直径

d24mm

。

2.1.3确定卷筒尺寸并验算强度

卷筒直径：由设计参数要求知：

D800mm

。

卷筒尺寸：

（注:t为槽距；H为主起升高度；d为钢丝绳直径；l1为固定绳尾所需的长度；l2为卷筒两

端空余部分的长度l3为允许偏差度决定）



(



n)t



n为附加安全圈数为使绳尾受力减小偏于固定通常取n为1.5到3圈。

Dd80024824



12000

















654.9



3.14



824





3t=78mm；l2根据设计手册232页公式p=d+（2

4）mm及结构需要定为26mm ；

具课本68页钢丝绳允许偏斜度为1:10（

为

）

B0.2h

min

l

B0.2h

min

取L3=500mm

L2



l



l

2



654.97826



5002000.82000mm

卷筒转速：

由课本起重机械P156公式8

-2

知





7.8



10.23r/min



3.14



824

2.1.4选电动机

计算静功率：

=(0.018



0.04)Q=934kg





Q+G





6120



选自起重机计算实例P238页

（50000+934）7.8

76kw

102600.85

式中：



机构总效率，一般



=0.8~0.9,取



0.85





0.8





60.8kw

式中：系数

由起重机设计规范书中表



查得，对于

级机构

：



0.75~0.85,

取k



0.8

查大连伯顿YZR电机资料选用电动机： YZR-315s-8

(25%)75Kw,n

725rpm,[GD]7.22kgm，电机质量G

=848kg

2.1.5选择减速器

由上算得:

10.23r/min

减速器总传动比：



725



47.63

15.22

又查参考资料得ZQ-1000型号减速器参数:



48.57,质量=2230kg许用功率





88Kw,i

2.1.6验算起升速度和实际所需功率

实际起升速度：

v＇=

＇

47.6

7.64m/min

48.57

7.8

误差：

v

7.8



7.64

×100%=×100%=1.9%＜[



]=10%



7.8

实际所需等效功率：

7.64

=48.57KW＜

49.59



7.8



40%



=52.5KW

2.1.7校核减速器输出轴强度

由起重机设计规范书中公式(6-16)得输出轴最大径向力：

max



(aS

max

G

)[R]

max





51080



104160N



104.1kN

卷筒上卷绕钢丝绳引起的载荷；



13.79kN

卷筒及轴自重，参考起重机课程设计

236

页附表

查得；

[R]



131kN



ZQ1000

减速器输出轴端最大允许径向载荷，由泰隆减速器资料查得；

max

(100.113.79)56.94kN[R]131kN

由起重机计算实例239页得输出轴最大扭矩为：

max

=(0.7~0.8)



max

＇



[M]



9550

(25%)



9550



987.9N



电动机轴额定力矩；

725



max



2.8

当



25%

时，电动机起动转矩，由老师给的资料表查得；





0.95

减速器传动效率；

[M]



61500N



减速器输出轴最大容许转矩，查得；

max

=0.8

2.8



987.9



48.57



0.95



102106.34N





[M]



61500N



由以上计算知，所选减速器能满足要求。

2.1.8选择制动器

所需静制动力矩：

















(50000



934)



0.824



0.85



48.57



128.53kg





1285.3N





1.75



由课本起重机械运输第六章查得，由选用YWZ-400/90

1.75

制动安全系数，

制动器，其制动转矩



1600

Nm

，制动轮直径

400mm,

制动质量

130kg

。

2.2副起升机构的设计

2.2.1确定起升机构传动方案，选择滑轮组和吊钩组

按照布置宜紧凑的原则，采用闭式传动起升机构构造型式，如图2-2所示，采用

了双联滑轮组，按

Q10t

，查起重机械课本表5-5：取滑轮组倍率

3

。

承载绳分支数：

Z







图2-2起升机构计算简图

起重机课程设计附表8 P237页选图号为G15吊钩组，得其质量：G0=219kg，两

动滑轮间距为A=185mm。

2.2.2选择钢丝绳

若滑轮组采用滚动轴承，当

3

时，查起重机械课本67页表5-6得滑轮组效率：





0.985

，钢丝绳所受最大拉力：

max



Q1Q



q10000



16920N









课本起重机械59页表5-3，工作级别为

时，安全系数n=5，钢丝绳计算破断

拉力

。

n.S

max

584.6kN

由上知选择6x19破断拉力1670的纤维绳芯钢丝绳，由课本公式

dcs

直径得

d为13mm，钢丝绳最小破断拉力











93.14

。

2.2.3确定卷筒尺寸并验算强度

已知卷筒直径：D=400mm

卷筒尺寸：



(



n)t







(







595.2mm

3.14



413

Dd40013413mm

，

3t32060mm

估算l

13mm

取LL

2l

595.26026681.2mm

卷筒壁厚：



0.02D(6~10)0.02400(6~10)14~18mm，取



=15mm

由课本起重机械P156公式8

-2

知



2.2.4选电动机

计算静功率：





30.53r/min



3.14













1000









0.8



26.4



21.1kw





0.8



26.4



21.1kw

(





但一般

0.80.9，取

0.85

式中系数

由课本起重运输机械中表6

1查得，对于

级机构

：



0.75~0.85,

取k



0.8

查大连伯顿YZR系列选用电动机： YZR250M1-8

P5kg

(25%)30Kw,n

720rpm,[GD]1.52kg.m，电机质量G

=51

2.2.5选择减速器

卷筒转速：已经求得



30.53

/min

减速器总传动比：由起重机设计手册P237查得



720



23.58

30.53

ZQ500,查泰隆减速机资料附表47页n750r/min



31.5,质量=390kg,入轴直径d

50mm,轴端长l

85mm许用功率





12.8Kw,i

2.2.6验算起升速度

实际起升速度：

v＇=

＇

23.58

9.88m/min

31.5

13.2

误差：

v

13.2



9.88

×100%=×100%=0.25%＜[



]=10%



13.2

2.2.7校核减速器输出轴强度

由起重机设计规范书公式(6-16)得输出轴最大径向力：

max

(aS

max

G

)[R]

max



(33.844.56)19.2kN[R]20.5kN

由起重运输机械课本公式



617



得输出轴最大扭矩为：

max

=(0.7

0.8)



max

＇



[M]

由以上计算知，所选减速器能满足要求。

2.2.8选择制动器

所需静制动力矩









1.75















(10000



219)



0.413



0.85



31.5



33.21kg





332.1N





1.75

制动安全系数，由起重机械课本143页知，

由参考资料焦作金箍数据表：选用YWZ

200/25

制动器，

其制动转矩



200N



制动轮

直径



315mm,

制动器质量G

=42kg。

2.3小车运行机构

2.3.1确定机构传动方案

小车的传动方式有两种．即减速器位于小车主动轮中间或减速器位于小车主动轮

一侧。减速器位于小车主动轮中间的小车传动方式．使小车减速器输出轴及两侧传动

轴所承受的扭矩比较均匀。减速器位于小车主动轮一侧的传动方式，安装和维修比较

方便，但起车时小车车体有左右扭摆现象。

对于双梁桥式起重机，小车运行机构采用图2-3减速器位于小车主动轮中间的传

动方案：

图2-3小车运行机构传动简图

先对运行阻力计算：

小车质量估计取



17390

摩擦阻力矩：



(

QPGx

)(

K



)



查得，由Dc=500mm车轮组的轴承型号为7524，据此选出Dc=500车轮组轴承亦

为7524.轴承内径和外径的平均值

d

120



215

167.5mm

，由起重机设计规范书中

表7-1

表7-3查得滚动摩擦系数K=0.0009，轴承摩擦系数μ=0.02，附加阻力系数

β=2.0

（采用导轮式电缆装置导电）

，代入上式得

满载时运行阻力矩：

m(QQ)

(QPG

)(K



)





(50000



17390)



(0.0009



0.02





211.604kg





2116.04N



0.1675

)



运行摩擦阻力：

m(Q



m(Q



2116.04



8464.1N

0.5

无载时运行阻力矩：

m(Q0)

PG

(K



)



0.1675

)





89.558kg





895.58N





17390



(0.0009



0.02



运行摩擦阻力：

m(Q



m(Q



895.58



3582.3N

0.5

2.3.2选电动机

电动机静功率：



8464.1



38.5



6.03KW

1000



m1000



0.9



式中



m(Q



——满载时静阻力；

η=0.9——机构传动效率

m=1——驱动电机台数

初选电动机功率：

NK

1.156.036.939KW

式中

——电动机功率增大系数，由起重运输机械表7-6得，

=1.15

由大连伯顿系列电机选用电动机

n1=705/min,

(GD

)

0.2kgm

,电机质量



172kg

2.3.3选择减速器

车轮转速：



机构传动比：

38.5



24.5

min





0.5

YZR160L-8，Ne=16kW，



705



28.77

24.5



31.5

，查泰隆ZQ系列软齿面减速器表：选用ZQ-500减速器，[N]中级=12.8kW。

2.3.4验算运行速度

实际运行速度：





28.77



38.5



35.16mmin



31.5

误差：





故合适。

起动时间：





38.5



35.16



100%



8.6%



10%

38.5



式中

n1=715r/min；



[mc(GD

)



]

38.2(mM





m=1——驱动电动机台数；

其中



1.5M



1.5



9550

e(JC25%)

761.96Nm

1.59550

940

满载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩：

j(Q



m(Q



8464.1



193.11N







48.7



0.9

空载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩：

j(Q



m(Q



895.58



20.43N







48.7



0.9

初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩：

)

z

)

c

0.6kgm

本机构总飞轮矩：

C(G

)

C(G

)

C(G

)

C(G

)

1.15(0.2

0.6)kg0.m92

式中

C由起重机械运输表4-1查得及其他传动飞轮矩影响系数，折算到电动机轴上可

取C=1.15

满载起动时间：

940

（50

000



17390

）

0.5

q(QQ)



[0.92



]

38.2



761.96



193.11)48.7



0.9

0.378s

无载起动时间：

94017390



0.5

q(Q0)



[0.92



]

38.2



761.96



20.43)48.7



0.9

0.12s

由起重运输机械表5-1查，当

38.5m/min0.64m/s

时，









推荐值为5.5s，

（Q=Q）<









，故所选电动机能满足快速起动要求。

2.3.5按起动工况校核减速器功率

起动状况减速器传递的功率：





337551



35.16



0.219KW

1000





1000



0.9







g60t

q(Q











8464.1



(50000



17390)



1035.16



g60



0.12

337551N

（

在上一步已经计算

）

——运行机构中同一级传动的减速器个数，

2.3.6选择制动器

通常起重机的起动时间为1～5s,取

=3s

所需制动转矩：



PGx)D

{

[mc(GD

)





]



m38.2t



PGx)(K







)



}

1940(50000



17390)



0.5



{[0.92



0.9]

138.2



348.72

(50000



17390)



(0.0009



0.02





92Nm

48.7

0.1675

)



0.9}

由焦作金箍制动器附表15选用YWZ4 315/23，其制动转矩

=180Nm

考虑到所取制动时间

=3s与起动时间=0.729s差距不大，故可省略制动不打滑

验算。

2.4大车运行机构的设计

2.4.1确定机构的传动方案

跨度为28.5m为中等跨度，为减轻重量，决定采用图2-4的传动方案。

图2-4集中传动的大车运行机构布置方式

1—电动机；2—制动器；3—带制动器的半齿轮联轴器；4—浮动轴；5—半齿轮

联轴器；6—减速器；7—车轮

2.4.2轮压

按图4.2所示的重量分布，计算大车车轮的最大轮压和最小轮压。

满载时，最大轮压：

max











42L

486



170500



17028.5



1.5



4228.5



396.36kN

空载时，最小轮压：

min





PGx



42L

486



1701701



81.9kN

4228.5



车轮踏面疲劳计算载荷：

max



min



296.36



81.9



224.87KN



图2-5轮压计算图

2.4.3运行阻力计算

摩擦总阻力矩：





(QG)(k



)

由起重机课程设计

242

页

查得

800mm

车轮的轴承型号为

7530

，轴承内径和

外径的平均值为：

100



230



165mm

；由起重机设计规范书中表7-1～7-3查得：滚

动摩擦系数

k0.0006

，轴承摩擦系数



0.02

；附加阻力系数



1.5

代人上式得：

当满载时的运行阻力矩：

Mm(QQ)



(QG)(k



)



1.5



(50000



363000)(0.0006



0.02





1569N



运行摩擦阻力：



0.14

)



当空载时：

1569

3922.5N

0.8

Mm(Q0)



G(k



)

1.59340(0.00060.02

0.14

)28.02Nm



2.4.4选择电动机

电动机静功率：

28.02

70.5N

0.8



1000



6432



87.3



4.92kw

1000



0.95



式中：



满载运行时的静阻力；

m=2驱动电动机台数；





0.95

机构传动效率。

初选电动机功率：

PGp

0.854.924.182kw

式中：

G电动机功率增大系数，由起重机械课本P

157

表8-2查得G0.85；

由参考资料YZR系列大连伯顿选用电动机为：

YZR160M

6;N

7.5kw,n

940r/min,





0.15kgm

,电动机质量为160kg

2.4.5选择减速器

车轮转速：







87.3



34,75r/min





0.8

机构传动比：



940



27.05

34.75

查泰隆资料表，选用两台减速器，其型号为：

ZQ500减速器；i

31.5;





12.8kw(当输入转速为750r/min)

可见







。

2.4.6起动工况下校核减速器功率

起动工况下减速器传递功率：

＇



1000



＇

式中：

＇











g60t



(500000



9340)74.9



6432



19960N

1060



4.7

＇



运行机构中同一级传动减速器个数，

＇

2

因此：

19960



74.9



13.11KW

1000



0.95



所选减速器的







25%



13.11KW



，

所以减速器合适。

2.4.7选择制动器

由焦作金箍系列的YWZ4系列电力液压筷式制动器的制动时间，



按空载计算制动力矩，即

Q0

代人起重运输机械的（7-16）式









＇





38.2t



=53.7N

















mc(GD)



＇









＇



坡度阻力

：



mmin



＇

(186.8



46.7)



0.8



0.95



1.69N





31.5

0.02G0.0029340186.8N

；

G(k





)



mmin

9340(0.0006



0.02





0.8

0.14

)



46.7N

m2制动器台数，两套驱动装置工作；

现选用两台

YWZ

200/23

制动器,由焦作金箍制动器资料得其额定制动力矩

112Nm

，为避免打滑，使用时需将其制动力矩调至

112Nm

以下。

考虑到所取的制动时间

t



Q



，在验算起动不打滑条件时，已知是足够安

全的，故制动不打滑验算从略。

3.结构计算部分

3.1桥架尺寸的确定

大车轴距的大小直接影响大车运行状况，常取：

























28500mm







根据小车轨距和中轨箱型梁宽度以及大车运行机构的设置，取B

=5000mm

3.2主梁尺寸

主梁在跨度中部的高度h:







由金属结构课本



















28500



1676.5



2850mm



1017



1017



当小跨度时取较大值，反之取较小值。

求得的梁高通常作为腹板高度，为下料方便，腹板高度一般取尾数为0的值。取

腹板高度

1800mm

。

3.2.1腹板和翼缘板厚度

腹板厚度通常按起重重量决定：





75t







8mm

取

7mm

主、端梁翼缘板厚度:



=640mm，通常上下翼缘板厚度相等。

由课本机械装备金属结构设计P195公式(7-32)翼缘板厚度





=0.85

取



=12mm

；

端梁头部下翼缘板板厚；

上翼缘板与中部下翼缘板板厚



=12mm

；

端梁腹板厚度



=8mm

。由课本机械装备金属结构设计P194公式（7-27）



1.5F

。







3.2.2两腹板内壁间距b:

b=（0.4

0.8）

=（0.4

0.8）



1800=720

1440mm

600mm且b=570mmb350mm

取b=900mm 验算：

350

即：

取值合理。

b

3.2.3上下翼缘板的宽度B1

=b+2





+20



=9002



720



968mm

3.2.4端梁高度H2

主梁总高度

h

2

1824mm

端梁高度H2应略大于车轮直径

0.5H

0.51824912mm

3.2.5主梁端部变截面长



















28500



3562.5~7125mm







主梁端部变截面长取d=4350mm

3.3主端梁界面

主、端梁采用焊接连接，端梁为拼接长。桥架结构与主。端梁界面图如下

图3-1双梁桥架结构

图3-2主梁与主梁支撑截面的尺寸简图

3.4端梁截面尺寸的确定

3.4.1起重机的总质量

（包括主梁端梁小车大车运行机构、司机室和电气设备等），可由下式估算：

G0.45Q0.82S(t)0.45500.8228.5(t)45.87t

由起重机设计手册3-8-12

知：

Q50



1.09

G45.87

而

87.3m/min,工作级别A

估算大车轮压P=10t

由起重机设计手册P358表3-8-10，选

2B



2



2



为15t。

00车轮组的尺寸，A=280mm。B

A

20280820252mm

对较大起重量得起重机，为增大端梁水平刚度和便于主端梁连接，通常B2比B3

大50

100mm左右，但给制造带来不便。

B





50~100



250



50~100



300~350mm

3.4.2端梁中部上下翼缘板宽度B4

B

2

’

4035028+40=406mm

3.5主.端梁截面几何性质

3.5.1截面尺寸

主梁截面面积：

A2B



2h



=296812+218007=48432mm









惯性矩：

=2+2











1212







1800

968





1800













968





12122





2.587











=2+2









1212











900















12122





6.996



3.5.2端梁截面

端梁截面积：

2B



2



H2



25101228



910212



26416mm



























1212









910







510





910













510





12122





3.3



































1212







910



212









910



212





450





510











1212







9.8



图3-3端梁与端梁支撑面处的尺寸简图

3.6载荷

3.6.1自重载荷

a.主梁自重均匀载荷：





AgS/S



1.2



7850



44400







9.81N/m



4103.01N/m

小车轨道重量

g=60.89.81=596.4N/m

由课本金属结构P453表20得，轨

道理论质量60.8N/m

栏杆等重量：

g=100



9.81=981

b.主梁均布载荷：



4103.01



596.4



981



5680.45N/m

3.6.2小车轮压：

起升载荷为：

m

g50109.81N490500N

小车自重:

m

g

17390



9.81

N

17096

假定轮压均布，课本起重机械表4-2距K=2400mm

满载小车轮压：

490500



170596



165274N





=3710548N





同理其他三个轮压









3861652



空载小车轮压：

=170596/4=42649N

3.6.3动力效应系数





=1.1





=1.1+0.34V

=1.1+0.34



=1.1+0.058v

h=1.1+0.058



7.8

=1.144



1=1.143

通常安装公差要求



1mm

，

3.6.4惯性载荷

大小车都是四个车轮，其中主动轮各占一半，按车轮打滑条件确定大小车运行的

惯性力。

一根主梁上的小车惯性力为：



p330548

==N=23610.57N



大车运行起.制动惯性力（一根主梁上）为：



330548



23610.57N,



5523.01





394.50N.





主梁跨端设备惯性力影响力小，忽略。

3.6.5偏斜运行侧向力

小车左轮至跨度极限位置C1=1.2m，

一根主梁的重量力为：

F



S

0.2





5680.45



28.50.4



N159620.64N

一根端梁单位长度的重量为：





S/S



1.2



7850F





AgS/S



1.1



7850







9.81



2034.38N/m

28.5

N/m

28.5

考虑大车车轮直径

800

以及其他相关零件，取

B5500mm

。

一根端梁的重量为：

F

B2034.385.5N11189.09N

一组大车运行机构的重量（分别驱动两组对称配置）为：起重机课程设计表7-3

中得



8000

，重心作用位置

1.5m

司机室及设备的重量为：

m

g

2000



9.8

N

19620

重心作用位置到主梁一端的距离

大约取2.8m。

3.6.6满载小车在主梁跨中央

一侧端梁总静轮压为：











QGx



GQ1GxGs











12.8







490500



170596





159620.64



11189.09



8000



19620









28.5





527050.14N

由

S28.5



5.7

及课本机械装备金属结构53页图3-9用插值法求得：

0.1425

侧向力为：P





3.6.7满载小车在主梁左端极限位置



























GQ1GjGs













2.5



1.2









159620.64





490500



170596









28.5





2.8





11189.09



8000



19620









28.5





801409.79N

侧向力为：P





3.7扭转载荷

中轨梁扭转载荷较小，且方向相反，可忽略。故在此不用计算。

7端梁总轮压计算简图见图3-4

图3-4 端梁总轮压计算

3.8主梁的计算

3.8.1内力

垂直载荷:计算大车传动侧的主梁。在固定载荷与移动载荷作用下，主端梁按简

支梁计算，如图3-5所示

图3-5 主梁计算模型

固定载荷作用下主梁跨中的弯矩























5680.



4528.51.5



1.14













704329.N3m8.



2.8





3.8.2跨端剪切力































12.8







1.14















228.







112744.N18

移动载荷作用下主梁的内力

轮压合力



与左轮的距离为：



a.满载小车在跨中:

跨中E点弯矩为：



1.25m











1.143F





























330548





28.5



1.25



N.m



1.143



28.5



260984.77N.m

跨中E点剪切力为：



















11.2







1.14



3330









228.







180634N

跨中内扭矩为：

b.满载小车在跨端极限位置（z=C1）:

端梁剪切力：















330548





28.5



1.25



1.2



28.5



328766.52N



1.143



主梁跨中总弯矩为：

M

M



704329.38



2460984.77



3165314.15N.m

主梁跨端总剪切力（支撑力）为：

F

F



112744.18



328766.52N



441511.32N

3.8.2水平载荷

a.水平惯性力载荷

在水平载荷

j及F

作用下，桥架按钢架计算K2400mm，b==1200mm，

BK

50002400



1300mm

水平钢架计算模型如图3-6

图3-6 水平刚架计算模型

小车在跨端，钢架的计算系数为：





2abI



























1.3



1.2





28.5



5.721





1.1784

跨中水平弯矩为：









FS/81













94.



028.5











1.1784



223610.



572



8.5















1.1784





114242.78N.m

跨中水平剪切力为：



跨中轴力为：

11805.28N













abr



128





394.50



28.5

23610.57



1.3



1.2



28.5



1.3



1.2



1.1784



128





6028.13N

小车在跨端，跨端水平剪切力为：





















394.5



028.5



1.2













23610.











228.5











27204.N04

b.偏斜侧向力

在偏斜侧向力作用下，桥架也按水平钢架分析如图3-7

图3-7 侧向力作用下刚架的分析

这时，计算系数为：

2aI







1.3718

3SI



5.721



小车在跨中。侧向力为：



37552.3N

见满载小车在主梁跨中央一侧端梁总静轮压处)

超前力为：



端梁中点的轴力：



3294.06N

3752.3





6588.1N

L28.5

端梁中点的水平剪切力：















2kr



1.3







37237.1



1.3











22.4



1.3718





3917.34N

主梁跨中的水平弯矩为：

P

p

bN



37237.





1.3



6168.N64m.

28.5



17.



341.2



329N4.m06

主梁轴力为：

P

P

37237.13917.3433319.76N

主梁跨中总的水平弯矩为：







114242.78



6562.69



120805.47N.m

小车在跨端,侧向力为：



37552.3N

超前力为：



37552.3





6688.1N

L28.5

P

3294.06N

端梁中点的轴力为：

端梁中点水平剪切力为：













2Kr





1.3





37552.









22.



41.37





3950.N49

主梁跨端的水平弯矩为：

P

aP



37552.3



1.3



390.49



1.2



53558.5N

主梁跨端的水平剪切力为：

P

N

6688.14981.16N1706.94N

主梁跨端总的水平剪切力为：

F

F

27204.044981.1632185.2N

小车在跨端时。主梁跨中水平弯矩与惯性载荷的水平弯矩组合值较小，不需计算。

3.8.3强度

需要计算主梁跨中截面如图2危险点（1）（2）（3）的强度。

a.翼缘板上边缘与轨道接触点（1）的应力

主腹板边至轨顶距离为：

h



14012mm152mm

集中载荷对腹板边缘产生的局部压力为：

















1.143



MPa





152







76.23MPa

垂直弯矩产生的应力为：

47043.21









2.587



110.94MPa

水平弯矩产生的应力为：



惯性载荷与侧向力对主梁产生的轴向力较小且作用方向相反应力痕小，故不用计

算。

假定剪力由腹板承受，弯矩由翼缘板和腹板共同承受且按惯性矩分配。

点（1）的折算应力为：











MPa













MPa



98.29MPa











175MPa

点（2）的折算应力为：







3147043.21



912120805.47







MPa

2.587



6.996





119.14MPa













175MPa

点（3）的折算应力为：















3147043.21





120805.47









2.587



6.996





117.35MPa

b.主梁上翼缘板的静矩：





















968





912







10524096mm

c.主腹板下边的切应力为：









180634



10524096

MPa



5024MPa

2.587









3

117.35

5.24

MPa

d.主梁疲劳强度:

桥架工作级别为A7，应按载荷组合1计算主梁跨中的最大弯矩截面（E）的疲劳

强度。由于水平惯性载荷产生的应力很小，为了计算简明而忽略惯性力。求截面E

的最大弯矩和最小弯矩，满载小车位于跨中（轮压P1在E点上），则

max

M

1663567.02N.m

空载小车位于右侧跨端时如图3-8

图3-8 主跨梁中（E）最小弯矩的计算

左端支反力为：





































2.5





330548



1.2





28.5









28415.52N

min





704329.381.143







1146854.92N.m

验算腹板受拉翼缘板焊缝（4）的疲劳强度（见图3-9）

图3-9 主梁截面疲劳强度验算



max







0.52







51.25

3147043.21







MPa

2.587





109.48MPa



min



min







MPa

2.587





39.26MPa

min

39.26



0.3586

max

109.48

应力循环特性



根据工作级别E4应力集中等级k1及材料Q235，查得











103.7MPa,





370MPa,

焊缝拉伸疲劳许用应力为





















0.45





1.67



103.7













0.3586

0.45



370



=776.58MPa







1.67









max=109.48MPa<







e.因后面要用需验算横隔板下端焊缝与主腹板连接处（5）



max





50)

3147043.21







MPa

2.587





104.61MPa



min



min



10)







MPa

2.587





37.51MPa





min

37.51



0.3586



max

104.61

显然，相同工况下的应力循环特性是一致的。据E4及Q235横隔板采用双面连续

焊缝连接，板底与受拉翼缘板间隙为50mm，应力集中等级为K3，查的





1



=103.7MPa

拉伸疲劳许用应力为：





















0.45





1.67



103.7













0.3586

0.45



370



=776.58MPa







1.67









max=104.61MPa<







由于切应力很小忽略不计。

3.9端梁的计算

由端梁截面已经初步确定，现进行具体计算：取满载小车位于主梁跨端，大小车

同时运行起，制动及桥架偏斜。

截面3-3及4-4.

端梁支撑处两个截面很近，只计算受力稍大的截面4-4。

端梁支撑处为安装大车轮角轴承箱座而切成缺口并焊上两块弯板

(16mm



185mm)。端部腹板两边都采用双面贴角焊缝，取

=8mm，支撑处高度400mm，

弯板参与端梁承载工作，并承处截面（3-3及4-4）如图所示3-10。

图3-10 端梁支承处截面

形心：

410



6+2



372



198+2



185



392

410



12+2



372+2



185

=210.14mm

=400-y

=189.86mm

惯性矩为：



372

=510



（

6）



185



（

8）

（

8372（

372

-y

））



（

6）



372



185



（

8）

（

8372（

372

-y

））



372

222

=510



204.14+2



185



181.86+2

（

8372（

372

（

12.14

））

5.2

0310



3.10稳定性

3.10.1整体稳定性

h910

==2.542

（稳定）

b350+8

局部稳定性

翼缘板:

350



29.17



60(

稳定

)

910





==110.75



160



腹板:



故只需对着主梁腹板位置设置四块横隔板，隔板厚度

=8mm

隔板间距

a=1100mm

3.10.2桥架的刚度计算

a.满载小车位于主梁跨中产生的静挠度：













48EI





330548





28500



0.5



2500







28500



2500









510



2.06



2.455





31.16mm









36.625mm

800



桥架的水平惯性位移：



48EI

















384EI













23610.57



28500

















1.1568





0.3945



28500









384



2.06



6.147







1.1568





4.809mm









14.25mm

2000

b.垂直动刚度

起重机动刚度以满载小车位于桥架跨中的垂直振频率来表征，计算如下：主梁质

量：



全桥架中点换算质量为：

155196.581/9.815820.24

0.5





m



15820.24



8800kg



24620.24kg

起升质量为：

m

50000Kg

起升载荷：

m

g

590500

起升钢丝绳滑轮组的最大下放长度：

H

H

2122212mm

桥架跨中静位移：

















48EI







490500





28500



0.5



2500







28500



2500













23.12mm

起升钢丝绳滑轮组的静伸长：





c.水平动刚度



490500



12000



20.98mm





175.4

起重机水平动刚度以物品高度悬挂，满载小车位于桥架跨中的水平自振频率来表

征。

半主梁跨中在单位水平作用下产设个的水平位移：













48EI





28500









mm/N







1.1568





0.00013393mm/N

3.11总功率

整车电机功率之和

总

副

主

小

+2P

大

=75+30+7.5+2



7.5=127.5Kw

主

为主起升的电机，

副

为副起升的电机功率，

小

为小车的电机功率，

大

为大车运行机构的电机功率

总结

通过这次双梁桥式起重机的毕业设计，对起重机的起升和金属结构，加工，装配

等一系列过程有了更多的认识，从中学到了很多。在设计过程中，培养了我分析零件

结构，运行机构传动机构的能力，对书本的知识做进一步的了解与学习，对资料进行

查询与合理的应用。并熟悉了相关设计手册和绘图软件，从而对我们所学专业知识更

加深刻了解。

完成此次设计，我学到了很多专业与非专业的知识，真是获益匪浅。箱体的加工

很复杂，相信随着经济的发展，在以后起重机设计的加工会日益优化，精度和质量会

更得进一步的提高。这次设计让我学到了很多的东西。

参考文献

[1] 陈道南，盛汉中主编．起重机课程设计[M]．（第二版）．北京：冶金工业出

版社， 1993：66

128

[2] 中华人民共和国国家标准．起重机设计规范[M]（GB/T3811-2008 ）．北京：

中国标准出版社，1983：P90

200

[3] 老师提供起重机设计手册编写组．起重机设计手册[M]．

[4] 须雷．起重机的现代设计方法，起重运输机械[M]（学校内部课本）P119-275

[5] 王小明，卢志强国内外大型起重机的研究现状及发展趋势[J]. 机电产品

开发与创新1002-6673 （2009）02-006-03

[6]徐格宁主编。08级课本机械装备金属结构设计[M] 第二版太原科技大学

2009.9：17-348

[7] 陈国章等起重机计算实例 1984版

[8] 通用桥式起重机[M] GB/T14405-2011 1993： P100-150

[9]ZQ系列减速器泰隆减速器股份有限公司提供

[10]大连伯顿有限公司的YZR系列起重专用电机提供

[11]焦作金箍的YWZ4系列的制动器提供

致谢