双梁桥式起重机设计

目录
内容摘要 (1)
Abstract (2)
前言 (3)
第1章小车运行机构 (4)
1.1确定机构 (4)
1.2选择车轮与轨道并验算其强度 (4)
1.2.1轮压 (4)
1.2.2初选车轮 (5)
1.2.3强度验算 (5)
1.3运行阻力计算 (6)
1.4选电动机 (7)
1.5验算电动机发热条件 (7)
1.6选择减速器 (8)
1.7验算运行速度 (8)
1.8.验算启动时间 (8)
1.9按起动工况校核减速器功率 (10)
1.10验算起动不打滑条件 (11)
1.11选择制动器 (10)
1.12选择高速轴联轴器及制动轮 (11)
1.13选择低速轴联轴器 (12)
1.14验算低速轴强度 (13)
1.14.2验算强度 (13)
第2章大车运行机构的设计 (14)
2.1确定机构的传动方案 (14)
2.2轮压 (15)
2.3运行阻力计算 (15)
2.4选择电动机 (16)
2.5验算电动机发热条件等效功率 (17)
2.6选择减速器 (17)
2.7验算运行速度和实际所需功率 (17)
2.8验算起动时间 (18)
2.9起动工况下校核减速器功率 (19)
2.10验算起动不打滑条件 (20)
2.10.1二台电动机空载时同时使用 (20)
2.10.2事故状态 (20)
2.10.3事故状态 (21)
2.11选择制动器 (21)
2.12选择联轴器 (22)
2.12.1机构高速轴上的计算扭矩 (22)
2.12.2低速轴上的计算扭矩 (23)
2.13浮动轴低速轴的验算 (23)
2.13.1疲劳强度验算 (24)
2.14浮动轴高速轴的验算 (25)
2.14.1疲劳前度验算 (25)
2.14.2静强度验算 (26)
第3章总结 (27)
参考文献 (28)
致谢 (29)
内容摘要
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。

桥式起重机的运行机构主要由减速器、主动轮组、从动轮组、传动轴、和一
些连接件组成。

运行机构的设计包括其大车小车运行机构设计的基本原则和要求；机构的传
动方案选择；选择车轮和轨道；稳态运行阻力的计算；电动机的选择减速器的选
择；起动时间与启动加速度验算；制动器的选择；联轴器的选择等。

此次设计已知数据：起重量（主起升）：50t，起重量（副起升）:12.5t, 小车运行速度：35m/min,大车运行速度：80m/min,工作级别：M5,机构接电持续率JC=25%。

关键词:桥式起重机，大车运行机构，小车运行机构。

ABSTRACT
This thesis mainly to the bridge crane metal structure and design for hoisting mechanism.
Metal structure design including the main girder, the size of the design, to determine the intensity, and stiffness checking computations, calculation of girders load determination, main calculation, after welding joint design, welding process design, etc.
Lifting mechanism design including lifting scheme selection, the diameter of wire rope drum, hook choice, determined, and the calculation of the nut electric motors and reducer choice, etc.
Key words：Bridge Crane，crane travel mechanism，A trolley running mechanims。

前言
我国生产的桥式起重机,不论是通用桥式起重机或是冶金工厂用特种桥式类
型起重机,在1958年以前由于设计力量薄弱,基本上是沿用国外的设计,桥架结构以箱型和四桁架型等传统结构型式为主。

一直到1958年大跃进以后,由于
破除迷信,在群众性的技术革新运动推动下,才试制了一些新型桥架结构的桥
式起重机,其中主要的如偏轨箱型、单主梁结构、三角桁架结构等等。

但是由于
没有及时总结经验,研究试验工作也做得不够,没有在改进与提高以后进行推
广,因此桥架选型工作仍然是我们当前迫切要做的工作,应该比较系统的有组
织的研究适合我国各个产业部门采用的桥架结构型。

桥式起重机是应用非常广泛的起重机械。

随着社会主义建设的发展,桥式起
重机的需要与日俱增,我国每年的桥机产量在10万吨以上。

桥式起重机的桥架
结构是起重机的重要组成部分,它的重量占起重机自重的40%～60%,要使用大量的钢材。

桥架自重也直接影响厂房建筑承重结构及基础的土建费用与材料消
耗。

在确保产品使用安全及正常使用年限的前提下,尽最减轻桥架自重是节约金
属材料的重要途径。

我国在桥式起重机的产品系列化、通用化和标谁化方面虽然也做了一些工作, 但为了使桥架结构定型,还要做大量的工作。

目前生产的基本情况是5～50吨小起重量桥式起重机仍以箱型结构为主,箱型结构是应用最为广泛的传统结构。

它
具有制造简便、生产工效高、通用性强等一系列优点,因而迄今仍然是国内外桥
式起重机的常用桥架形式。

在国内,在50年代和60年代初期, 5～50吨的小起重量系列产品和75～250吨的大起重量系列产品都采用箱型结构。

第1章小车运行机构
1.1确定机构
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1-1减速器位于小车主动轮中间的传动方案：
图1-1小车运行机构传动简图
1.2选择车轮与轨道并验算其强度
1.2.1轮压
小车质量估计取P 174000kg ,假定车轮压均布：
gx
车轮最大轮压：
1 4 1 4
P
max
(Q P gx) (50000 17400) 16850kg 168500N （1-1）车轮最小轮压：
1 4 1 4
P min P gx 17400 4350kg 43500N （1-2）
1.2.2初选车轮
[1]
由[起重机课程设计]附表17可知，当运行速度V＜60 m/min时，大
G xc
于1.6，工作级别为中级时，车轮直径 D =500mm轨号型号为50kg/m（P37）
c
的许用轮压为18.4 t＞7 t。

根据GB4628-84规定直径系列为 D =250、315、400、
c
500、630，故初选直径 D =500 mm，而其后校核核强度。

c
1.2.3强度验算
按照车轮和轨道为线接触及点接触两种情况验算车轮接触强度，车轮踏面
计算载荷：
2P max P min
3 2 168500 43500
3
P
c
126833.33N
440MPa
s （1-3）
车轮材料，取ZG520 740, 800MPa,
b
线接触局部挤压强度：
'
P c k D C C 8 500 31.5 0.99 1 124740N
1 c 1 2
式中：
2 [3]
k1——许用线接触应力常数（N/mm），由[起重机设计手册]表 3-8-6
查得=8；
k
1
l——车轮与轨道有效接触强度，对于轨道P38（由《起重机课程设计》
[2] 俯表22）l =b=31.5mm；
[3]
C——转速系数，由[起重机设计手册]表3-8-7中查得，车轮1
45
n c 35.8r / min时， c 0.99；
1
3.14 0.4
[3]
[起重机设计手册 ]表 3-8-8中查得，当为 M5
C 2 ——工作级别数，由 级时 c 1；
2 '
P < P 故通过。

c c ∴ 点接触局部挤压强度：
' R 2 P k 2 C C [(0.143 0.99 1) 500 500] / (0.74 0.74) 87340.6 N
1 2
c 3 m 式中：
2 [3]
k 2——许用点接触应力常数（ N/mm ），由[起重机设计手册 ]表 3-8-6 查得 =0.143； k 2
D ——曲率半径，车轮与轨道曲率半径中的大值，车轮
= =500/2=250； R r 1 2 [2] 轨道曲率半径由 [起重机设计手册 ]附表 22查得 =500，故取 R =500； r 2
r r
——由比值（为、中的小值）所确定的系数， =250/500=0.5， r r r
1 2 R R
m [3]
查[起重机设计手册 ]表 3-8-9取 m=0.74； ∴ P < P ，故通过。

c c 根据以上计算结果 ,选定直径 D =500 mm 的单轮缘车轮，标记为：
c
车轮 DYL-50000 GB4631-85
1.3运行阻力计算
摩擦阻力矩：
d M m (QP Gx)(K
) 2 [2] 由[起重机设计手册 ]附表 19查得，由 Dc=500mm 车轮组的轴承型号为 7524，据
此选出 Dc=500mm 所选择的车轮组轴承亦为 7524.轴承内径和外径的平均值
120 215 [2] 167.5mm ，由[起重机设计手册 ]表 7-1表 7-3查得滚动摩擦系数 d 2
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：
d 2 0.01675 ） 2=3471.1N.m 2
M =(Q+P )(K + ) =（ 5000+17400）（0.0009+0.02 e Gx 运行摩擦阻力：
M m( Q D c 3471.1 0.25
Q)
P m(Q 13884.4N Q ) 2 无载时运行阻力矩：
d 17400 (0.0009 0.02 0.01675) 2 896.1N m 2
M m (Q P (K Gx 2) 0) 运行摩擦阻力：
M m( Q D c 896.1 3584.3N
0.25 0)
P m(Q 0) 2 1.4选电动机
电动机静功率：
P V c 13884.4 35 j （1-4） P
J 8.999KW 1000 m 1000 0.9 60 1 式中：
——满载时静阻力；
P m (Q Q)
P j =0.9 ——机构传动效率：
m 1 ——驱动电机台数：
N K N 1.15 8.999 10.35KW
d j 式中：
[1] [起重机设计手册 ]表 7-6得，
K ——电动机功率增大系数，由 d =1.15,由大连伯顿系列电机选用电动机
YZR160L-8,Ne=16kW,n1=705/min,电 K d 机质量 G 172kg 。

d
1.5验算电动机发热条件
按照等效功率法，求 Jc 25%时所需要的等效功率：
N K rN 0.5 1.1 4.9 2.7KW x 25 j
式中：
[1]
K ——工作级别系数，查 [起重机设计手册 ]表 6-4，中级 K =0.5； 25
25 ——由 [起重运输机械 ]表 6-5，取 / =0.2由[起重机运输机械 ]
[1]
[2] R t t
g q 图 6-6查 R=1.1；
由以上计算结果， N x ＜ ，故初选电动机能满足发热条件。

N e
1.6选择减速器
车轮转速：
N V / 0.5 22.3r / min （ V 为小车运行速度） c c c
机构传动比：
I 0 m/ N 705/ 22.3 31.6查泰隆 ZQ 系列软齿面减速器表；选用
c
ZQ-500减速器, i =31.5,[N]中级=12.8kW 。

1.7验算运行速度
实际运行速度：
'
VC V i i 35 31.6/ 31.5 35.1m / min c 0 0
误差:
ε=（V- V ’）/V =
（35.1-35）×100%=0.2857<10%,故合适 c c c
1.8.验算启动时间
起动时间：
2
n 1 38.2(mM q M j ) (Q G )D c
mC(GD 2)1 xc
t q
'2
i 0
式中：
N 1=930r/min ，m=1 ——驱动电动机台数；
×9550 N e(25 %) =1.5×9550× 7.5 =115.5 Nm n 1
930
=1.5
=
M 1.5
e
M q 满载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩：
M m(Q Q)
1176 = 58.3Nm
M j ( Q Q)
'
i
22.4 0.9
空载运行时折算到电动机轴上的运行静阻力矩：
M m( Q 0)
i 0'
336 =16.67Nm
M j(Q 0)
22.4 0.9
初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩：
=0.65 kg.m 2
2
(GD )
l
2
(GD ) Z
机构总飞轮矩：
2
C[(GD 2) d (GD 2) Z 2
= 1.15× (0.419 0.65) = 1.23 C(GD )1
(GD ) ] l
kg.m 2
满载起动时间：
2
930
38.2 (1 115 .5 58 .3)
( 20000
8000
8000 ) 0.4
22 .4 2 0 .9 = 4.75s
t q ( Q [1.23
[1.23
] Q )
无载起动时间 :
2
0 .4 930
= 1.73 s
t q ( Q 22 .4 2 0.9 ]
0)
38 .2 (1 115 .5 16 .67 )
[1]
由[起重运输机械 ]表 7-6查得，当 =35m/min=0.7m/s 时，[ ]推荐值为 5～ t v c q 6s ， t q ( Q ＜ [ ] t ，故所选电动机能满足快速起动要求。

Q ) q
1.9按起动工况校核减速器功率
P V 337551 35.16
dc （1-5）
N
0.219K W
1000 m 1000 60 0.9 1
Q PG x g V c
P PP j
P j
= 13884.4 +( 50000 17400 )× 10 /g ×
0 )
d g
60t q( Q
35.1/( 60×0.12)=8759N m'
）, ——运行机构中同一级传动的减速器个数，
m'=1
（ t q 在上一步已经计算
1.10验算起动不打滑条件
因室内使用，故不计风阻及坡度阻力矩，只验算空载及满载起动时两种工况。

空载起动时，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力：
d
P ( K
2
)
P 1K
G xc
v c '
2 =13248.67 N
T ( Q
0)
g 60t q( Q 0)
D 2
c
车轮与轨道的粘着力：
F ( Q
0 )
P 1f 2 36 4 7 6. 8 0 .2 47 2 9 5k. 3g7 4 7 2 9N5 3 .7T
Q( 0 )
故不会打滑。

满载起动时，主动车轮与轨道接触处的圆周切向力：
d
P ( K
2
)
P K
2
=117463N
QP
v c ' 2 D 2
c
Gx
T ( Q Q )
g
60t q( Q
Q)
车轮与轨道的粘着力：
F (Q
Q)
P 2 f 112669. 8 0.2 23533. k96g 235339.N 6T (Q Q )
故满载起动时不会打滑，因此所选电动机合适。

1.11选择制动器
[1]
由[起重机课程设计 ]查得，对于小车运行机构制动时间
≤ 4s,取 =3s
所需制动转矩：
d 2 (Q PGx)(K ) 1
n (Q PGx)D c2
i '2
1
[mc(GD 2)1 M Z
{
]
}
m 38.2t Z i '
={ 940 /( 35× 3 [ 0.92 +[( 50000 17400 )× 0.5× 0.5 / 48.72×
0.9]/( 48.72× 48.72]-[( 50000 17400 )×( 0.0009+0.02× 0.01675 / 2)×10× 0.9]/ 48.7= 27.9 （1-6）
[2]
由[起重机课程设计 ]附表 15选用 YWZ5 315/23，其制动转矩 M Z
e
=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。

1.12选择高速轴联轴器及制动轮
[3]
高速轴联轴器计算转矩，由 [起重运输机械 ]（6-26）式：
M = n M = 1.35×1.8× 78.6=190.9Nm
c s e 式中：
N e( JC 25%)
9550 7.5 = 190.9Nm ——电动机额定转矩；
930
= 9550
=
M e n 1
n
——联轴器的安全系数，运行机构 n
=1.35；
s
——机构刚性动载系数，一般
s
=1.2 ~ 2.0，取 =1.8；
s
[1]
由[起重运输机械 ]附表 31查得电动机 JZR -22-6两端伸出轴各为圆柱形 2 d=40 mm ， l =110 mm 。

[3]
由[起重机 ]表 37查得 ZSC-400减速器高速轴端为圆柱形 d=30 mm ，l =55 mm 。

故从[2]附表 41选 GICL 鼓形齿式联轴器，主动端 A 型键槽 d =40mm ，l =112mm ，
2 1 40 112 30 82
从动端 A 型键槽 d =30 mm ，l =82 mm ，标记为：GICL 联轴器 ZBJ19013-89， 2 2
2 2
其公称转矩 T =1120 Nm ＞ =190 Nm ，飞轮转矩（ GD ） =0.02 kg m ，质量 M n c l
=9.7 kg 。

G l
高速轴端制动轮：根据制动器已选定YWZ—250/30，由[2]附表16选制
5
动轮直径 D =250 mm，圆柱形轴孔d=40mm，l =112mm，标记为：制动轮250-Y40 z
2 2
JB/ZQ4389-86 ,其飞轮转矩[GD ] =0.6 kg.m，质量=24.5 kg。

Z G
Z
以上联轴器和制动轮飞轮转矩之和：
0.02 0.6 =0.62kg .m 2
2 2
(GD )
Z
(GD ) l
2
与原估计0.65 kg.m基本相符，故以上计算不需修改。

1.13选择低速轴联轴器
低速轴联轴器计算转矩，可由前节的计算转矩求出：
M c
M c ' 1
2 1
= M c i0η=×190.9×22.4×0.9=1924.3Nm （1-7）
2
[3]
由[起重机课程设计]附表37查得ZSC-400减速器低速轴端为圆柱形
d=65mm，=85mm。

取浮动轴装联轴器轴径d=60mm，=85mm，由[2]附表42选用l l
两个GICLZ 3鼓形齿式联轴器，其主动端：Y型轴孔A型键槽，d =65 mm。

从动端：
1
Y型轴孔A型键槽， d =60 mm，l =85 mm，标记为：
2
65 85
ZBJ19014-89
GICLZ联轴器
3 60 85
由前节选定车轮直径 D =400 mm，由[2]附表19参考φ400车轮组，取车轮
c
轴安装联轴器处直径d=80mm，l =115mm，同样选两个GICLZ 3
鼓形齿式联轴器，
其主动轴端：Y型轴孔A型键槽， d =60 mm，l =85 mm，从动端：Y型轴孔 A
1
型键槽，d =65 mm，l =185 mm，标记为：
2
60 85
ZBJ19014-89
GICLZ联轴器
3 65 85
1.14验算低速轴强度
1.14.1疲劳验算
[3]
由[起重机设计规范 ]运行机构疲劳计算基本载荷：
M 1 max =1
2
M i η= 1 ×1.8× 78.6×22.4× 0.9=1426Nm （1-8）
8 e 0
2
由前节已选定浮动轴径 d=60mm ，因此扭转应力：
= M 1426
33
= MPa
1max
n
0.2 (0.06)3 W
浮动轴的载荷变化为对称循环（因运行机构正反转转矩值相同） ，材料仍选 用 45# 钢，由起升机构高速浮动轴计算，得
=132MPa ， =180MPa ，许用扭转应力：
S
1
1 13
2 1
1
=34MPa
1k
k n 1 2.5 1.6
式中：
k 、——与起升机构浮动轴计算相同
n
1
∴
＜ [ ]通过
1k
n
1.14.2强度验算
[3]
由[起重机设计规范 ]运行机构工作最大载荷：
M 2 max =1
2
M e i 0 =1
×1.6×1.8× 78.6× 22.4× 0.9=2281.8MPa
2
5 8
式中：
——考虑弹性振动的力矩增大系数，对突然起动的机构
5
5
=1.5 ~ 1.7，此处 =1.6；
5
8
——刚性动载系数，取 =1.8。

8
最大扭转应力：
= M 2max
W
2281.8
0.2 (0.06) 3
=52.8MPa
max
许用扭转应力：
180 s
=120MPa
1.5
[ ]
2
n 2
∴
＜ 故通过。

[ ]
2
max
浮动轴直径：
+（
5 ~10）=70 +（5 ~10）=70~75 mm ，取 d =80mm .
1
d 1
d
第2章大车运行机构
2.1确定机构传动方案
跨度为31.5m为中等跨度,为减轻重量，决定采用图2-1所示的传动方案。

图2-1集中传动的大车运行机构布置方式
2.2轮压
满载时，最大轮压：
G P Gx Q P Gx Le
P ma x
4 2 L
=( 486- 170)/ 4+[( 500+170)/ 2 ]×[( 31.5- 1.5)/ 31.5]= 398kN 空载时，最小轮压：
G PGx PG 1
x =( 486- 170)/ 4+170/( 2×31.5)= 81.7kN P
mi n 4 2 L
车轮踏面疲劳计算载荷：
2P m ax P m in
=( 2×398+81.7 )/ 3=292.67 kN
P c
3
2.3运行阻力计算
摩擦总阻力矩：
d
（2-1）M m (Q G)k( )
2
[2]
由[起重机课程设计 ]查得
D c
车轮的轴承型号为 7530，轴承内径和 800 m m 100 230
外径的平均值为：
165mm ；由[2]表 7-1～7-3查得：滚动摩擦系数，
2
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：
d )
M m(Q Q)
( Q G)( k
2
1.5 (50000 363000) (0.0006 0.02 0.14 ) 1569N m
2
运行摩擦阻力：
1569
M (Q Q) m
3922.5N
P m (Q Q)
0.8 2
D c
2
当空载时：
d 2 ) 1.5 93 40 (0.0006 0.02 0.14 2
M m( Q 0) G ( k ) 28N.02m
28.02
M (Q 0) m
70.5N
P (Q Q)
m
0.8 2
D c
2
2.4选择电动机
电动机静功率：
P v d
c
j =6432×80/( 1000× 0.95× 2× 60)= 4.51kw （2-2）
P j
1000 m
式中：
P P (Q Q)满载运行时的静阻力； j m m=2驱动电动机台数；
0.95机构传动效率。

P Gp =0.85×4.51=3.84kw
j
式中：
G 电动机功率增大系数，由起重机械课本P 表8-G2查得
157
0.85； 由参
考资料 YZR 系列大连伯顿选用电动机为 YZR160M2，电动机质量为 160kg 。

2.5验算电动机发热条件等效功率
=0.75×1.3× 2.13=2.08kw
k N j
25
N x
式中:
[1]
k ——工作级别系数 ,由[起重运输机械 ]
25
表 6-4查得,当 JC%=25%时,
k =0.7；
25
[3]
——由 [起重运输机械 ]表 6-5查得， t q / t g =0.25，查得 =1.3；
由此可知，＜ N e
，故初选电动机发热通过。

N
x 2.6选择减速器
车轮转速：
v d
c
=80/( ×0.8)= 31.8r/min
n c
D c
机构传动比：
I 0 n / n 940/ 31.8 29.66 1 c
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；
[N]=12.8kw(当输入转速为 770r/min),可见 Nj<[N]。

2.7验算运行速度和实际所需功率
实际运行速度：
i 0 = 75× 22.86 = 73.46m/min
23.34
ˊ= （2-3）
v dc v dc
i 0
误差：
'
v dc v dc
v dc
75 73.46
100%=
100%=2.1 %＜ 15%
75
实际所需电动机静功率 :
=N j = 2.13× 73.46 =2.09kw 75
'
v ' dc
N j
v dc
'
由于
＜ ,故所选电动机和减数器均合适。

N
j
N j
2.8验算起动时间
起动时间：
n 1
(Q G)D 2
C
]
i 0
[ mc(GD 2)1 t q
12
38.2(mM q M ) j
式中：
=910 r/min ；
n 1 m = 2（驱动电动机台数）；
3.5 = 55.1Nm
M q 1.5M e 1.5 9550
910
N (JC 25%) —— JC25%时电动机额定扭矩；
e M e 9550
n (JC 25%)
1
满载运行时的静阻力矩：
M m( Q Q)
971.85 = 43.83Nm
M j ( Q Q)
'
i
23.34 0.95
空载运行时的静阻力矩：
M m(Q 0)
905.85 = 40.85Nm
M j ( Q 0)
i 0'
23.34 0.95
初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩 :
= 0.468kg · m 2
2
2
(GD ) ZL (GD ) l
机构总飞轮矩 (高速轴):
2
2
2
2
(GD )1 (GD ) d (GD ) zl (GD ) l
=
0.142+0.468=0.61kg · m 2
满载起动时间 :
2
27450 ) 0.6
]
910
(20000 23.34 2 0.95
t q(Q
[ 2 1.15 0.61
Q )
38.2 ( 2 55 .1 43.83)
=
9.8s
空载起动时间 :
2
910
27450 0.6
=7.36 s
23.34 2 0.95 ]
t q(Q
[ 2 1.15 0.61
0 )
38.2 (2 55.1 43 .83)
[5]
由[起重机设计规范 ]知，起动时间在允许范围内（ 6 ~10）之内，故合适。

2.9起动工况下校核减速器功率
起动工况下减速器传递功率：
＇ P v
d dc
N d
＇
1000 m
式中：
＇
v
dc
Q G g P P P P j d j g
60(t QQ ) q
(50 000 0 934 0) 10 74.9
6432
1996 0N
60 4.7
＇
＇
m 运行机构中同一级传动减速器个数，m 2
因此：
19960 74.9 N d
13.11kw 1000 0.95 2 60
所选减速器的 N 13.11kw N d
Jc 25%
所以减速器合适。

2.10验算起动不打滑条件
由于起重机是在室内使用，故坡度阻力及风阻力均不予考虑。

以下按三种工 况进行验算：
2.10.1二台电动机空载时同时使用
P 1 f ≥
n
n Z
d 2 P (k
2
) P k
2
v dc'
g 60 t q( Q 0)
G
D / 2
c
式中:
'
'
= + = N ――主动轮轮压和；
P 1
P min
P max
50400 86800 137200 = 137200 N ――从动轮轮压和；
P
1
P 2
f
= 0.2――室内工作的粘者系数； = 1.05 ~ 1.2――防止打滑的安全系数；
n Z
137200 0.2
n
137200 (0.0008 0.02 0.14) 1.5 137200 0.0008
2
27450 73.46 60 7.36
0.6 2
= 5.47 n ＞
,故两台电动机空载起动不会打滑。

n Z
2.10.2事故状态
当只有一个驱动装置工作，而无载小车位于工作着的驱动装置这一边时，则
P 1 f ≥
n
n Z
d P (k
2
) P k
1
G
v dc ' g 60 t q(Q 0)
2 D C
2
式中：
'
= 86800 N ――工作的主动轮轮压；
P max
P 1
'
N ――非主动轮轮压之和；
P 2 2P min P max 2 50400 86800 187
'
t
q (Q 0)
――一台电动机工作时的空载起动时间； 910
27450 0.6 2
23.34 2 0.95
' =
0)
= 41.77 s
t q (Q
[1.15 0.61
]
38 .2 (55.1 43 .83)
86800 0.2
n
187600 (0.0008 0.02 0.14) 1.5 86800 0.0008
2 0.6 / 2
27450 73.46 60 41.77
= 12.2
n ＞
，故不打滑。

n Z
2.10.3事故状态
当只有一个驱动装置工作，而无载小车原离工作着的驱动装置这一边时，则
'
P 1 P =86800N min
'
'
P min
= 2×86800+50400= 224000 N
P 2
2 P max
t q(Q 0 )'
41.77 s
与第二种工况相同。

86800 0.2
224000 (0.0008 0.02 0.14) 1.5 86800 0.0008
2 n
27450 73.46
60 41.77
0.6/ 2
= 11.25s n ＞
，故也不会打滑
n Z
2.11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， t 3s
z
按空载计算制动力矩，即 代人起重运输机械的（ 7-16）式
Q 0 GD c2 1 ＇ n 1 2
mc(GD ) l
M z m
j
= 53. 7mN
＇2
m
38 .2t z
i 0
式中：
(P P )D c ＇ D m min
＇
m
j
2i
(186.8 46.7)0 .8 0.95
2 31.5
1.69 N m
P D 0.02G 0.002 9340 186.8N 坡度阻力；
0.14
d 9340(0.0006 0.02 )
G(k
D c
) 2 2
46. 7N
P
mm in
0.8 2
2
m 2制动器台数，两套驱动装置工作；
制动器，查 [起重运机设计规范 ] [2 ]
现选用两台 附表 15得其额
YWZ 200/2 3 5
定制动力矩，为了避免打滑，使用时需要将其制动力矩调至 112N.m 一下。

考虑到所取的制动时间 t z t q Q 0，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。

2.12选择联轴器
根据机构传动方案，每套机构的高速轴都采用浮动轴： 2.12.1机构高速轴上的计算扭矩
'
=73.4×1.4=102.76Nm
M n I
I
M
js
式中:
——联轴器的等效力矩； M M
I = =2× 36.7=73.4 Nm
1
I
[1]
——等效系数 ,见[起重机课程设计 ]表 2-6取φ
=2；
1
1
3.5 =36.7 Nm
M ei 9550
910
【1】
——安全系数
,对运行旋转机构取 1.4,由[起重运输机械 ]第六章二
n I 节查；
[1]
由[起重运输机械 ]附表 31查得，电动机 JZR -12-6，轴端为圆柱形， =35 d
2 1
mm ,l = 80 mm ；
[1]
由起重机课程设计 [起重运输机械 ]附表 34查得，减速器 ZQ-350，高速 轴端为圆锥形， d =40 mm ， l = 60 mm ，故在靠近电动机端从 [2]附表 44中选
两个带Ф200制动轮的半齿联轴器 s196（靠电动机一侧为圆柱形孔，浮动轴
2
2
端 d =40 mm ）；[ ]=710Nm ； (GD ) =0.36 kg · m ,重量 G =15 kg 。

M l
ZL
[1]
在靠近减速器端，由 [起重课程设计 ]附表 43选用两个半齿联轴器 s193 （靠近减速器端为圆锥形，浮动轴端直径 d =40 mm ）；其[ ]=710Nm ；
M
l
2
2 =0.107 kg ·
m ,重量 G =8.36 kg 。

(GD ) l 高速轴上转动零件的飞轮矩之和为 :
2
=0.36+0.107 =0.467 kg · m 2
(GD ) l
(GD ) +
2
ZL 与原估计基本相符 ,故有关计算不需要重复。

2.12.2低速轴上的计算扭矩
"
' '
M i =102.76× 23.34× 0.95= 2278.5Nm
js 0
M
js
[2]
由[起重机课程设计 ]附表 34查得 ZQ-350减速器低速轴端为圆柱形 d = 65 mm ， l = 105 mm ；
[2]
由[起重机课程设计 ]附表 19查得 = 600 mm 的主动车轮的伸出轴为圆 D C
柱形 d = 85 mm ， l = 115 mm 。

故从[2]附表 42中选用 4个联轴节：
其中两个为： GICLZ 5 YA70 （靠减速器端）
A65
另两个为： GICLZ 5 YA70 （靠车轮端）
A85
2
所有的 [ ]= 5000Nm ；GD 2 =0.0149 kg · m ,重量 G =36.2kg （在联轴器型号标 M
l
记中，分子均为表示浮动轴端直径）。

2.13浮动轴低速轴的验算
2.1
3.1疲劳强度验算
等效扭矩：
M ei i ' 0
= 1.4 36.7 23.34 0.95=1139Nm × × ×
（2-4）
M 1
1
式中:
——等效系数 ,见[2]表 2-6取φ 1
=1.4；
1
由上节已取浮动轴端直径 d =70 mm ,故其扭转应力为 :
M 1
1139
0.2 0.07 3
2 = 16.6×10 N/m = 16.6MP a
6
n
W
由于浮动轴载荷变化为对称循环 (因为浮动轴在运行过程中正反转之扭矩相 同),所以许用扭转应力为 :
1 13
2 1
=49.1MP a
[
1k
]=
1
k n I 1.92 1.4
式中材料用 45号钢,取 =600MP , =300 MP ,所以 b a s a
= 0.22 =0.22× 600=132MP a
b
1
= 0.6 = 0.6× 300 = 180MP a
s
s
k k k = 1.6×1.2=1.92——考虑零件几何形状 ,表面状况的应力集中
x m [2]
系数,由[起重机课程设计 ]第二章第五节 ,查得 =1.6， =1.2。

k k x m
——安全系数，对运行旋转机构取 1.4； ＜ [ 1k ]，故疲劳强度验算通过。

n I
n
2.1
3.2静强度验算
计算静强度扭矩：
' M max
M i = 2.5×36.7× 23.34× 0.95= 2034Nm
2
ei 0
式中：
——动力系数，查 [2]2-5得φ 2 =2.5； 2
扭转应力：
M max 2034
=29.7 MP a
W
0.2 0.07 3
许用扭转应力： 180 [
] =
2
s
= = 128.6MP a ：
1.4
[ ] ,故静强度验算通过。

＜
2
n 2
2.14浮动轴高速轴的验算
2.14.1疲劳强度验算
等效扭矩：
M 2=
= 1.4× 36.7=51.38Nm
M 1
ei 式中:
【2】
——等效系数 ,见[起重机课程设计 ] 表 2-6取φ =1.4；
1
1
由上节已取浮动轴端直径 d = 70 mm ,故其扭转应力为 :
M 2
51.38 0.2 0.07 3
2 =0.75×10 N/m = 0.75MP a
6
n
W
由于浮动轴载荷变化为对称循环 (因为浮动轴在运行过程中正反转之扭矩相 同),所以许用扭转应力为 :
1 13
2 1 = 49.1MP a
1.92 1.4
[
1k
]=
1
k n I
式中材料用 45号钢,取 = 600 MP , =300 MP ,所以 b a s a
= 0.22 =0.22× 600 = 132MP a
b
1
= 0.6 = 0.6×300 = 180MP a
s
s
k k k = 1.6×1.2= 1.92——考虑零件几何形状 ,表面状况的应力
x m [2]
集中系数 ,由[起重机课程设计 ]第二章第五节 ,查得 =1.6， =1.2。

k x
k
m
——安全系数，对运行旋转机构取 1.4； ＜ [ 1k ]，故疲劳强度验算通过。

n I
n
2.14.2静强度验算
计算静强度扭矩：
M ei
=2.5×36.7 =91.75Nm
M max
2
式中：
——动力系数，查 [起重机课程设计 ] [2] 2-5得φ =2.5；
2
2
扭转应力：
M max 91.75
0.2 0.07 3
=1.34MP a
W
许用扭转应力：
=
s
= 180 = 128.6MP a
1.4
[ ] 2 n 2
所以＜
,故静强度验算通过。

[ ] 2
第3章总结
本篇论文为50/12.5t桥式起重机的设计，该起重机主要由小车，大车，桥架结构，电气设备，控制装置等构成。

以间歇、重复工作方式，通过起重吊钩或其它吊具的起升、下降，或升降与运移重物，主要用于车间及仓库的起吊及搬运货物。

其工作特点具有周期性。

在每一工作循环中，它的主要机构作一次正向及反向运动，每次循环包括物品的装载及卸载，搬运物品的工作行程和卸载后的空钩回程，前后两次装载之间还有包括辅助准备时间在内的短暂停歇。

方案设计；
1、起重机小车主要由起升机构、运行机构和小车架三部分组成，小车的起升和运行机构由独立的部件构成，均采用减速器式传动装置；
2、大车运行结构采用分别传动的方案，保留了高速浮动轴而取消了低速浮动轴，这样，既可保证电动机的正常运转，又可使减速器靠近端梁，减小主梁的扭转载荷；
此次论文的设计过程中，通过对所借资料、手册、图册的分析，参阅了目前常用起重机的结构形式，从实际设计参数入手，通过计算分析，进行数据处理，即不照抄、照搬，也不脱离实际，力求全面考虑设计的方案、结构、工艺性和加工成本等问题，使之易于装拆、维护和检修。

本次设计巩固了已经学过的机械制图、工程力学、材料力学、机械零件等课程的知识，了解并掌握了一般零件的设计方法，同时对桥式起重机的构造形式、工作原理和机构计算有了一个整体的了解，锻炼了自己的分析问题，解决问题的能力。

由于自己所学知识和实际经验尚有欠缺，在设计中还有许多不足之处，如工作性能可能还未达到理想的要求，恳请各位老师给予批评和指正，我也会在以后的学习中认真总结，学习经验，结合实际工况更加完善设计思路。

参考文献
[1] 起重运输机械金属结构，王金诺等编，中国铁道出版社，1984年；
[2] 起重机设计计算，胡宗武等编，北京科技出版社， 1988年；
[3] 起重机课程设计，陈道南等编，冶金工业出版社， 1983年；
[4] 起重机设计规范，中华人民共和国国家标准，中国标准出版社，
1984年；
[5]张质文，包起帆 .起重机设计手册 .北京：中国铁道出版社， 2001.
[6]周明衡，减速器选用手册 .北京：化学工业出版社， 2002.
[7]姜勇,李刚健等 .AUTOCAD实用教程 .2008中文版 .北京：人民邮电出版社，2008.
[8]徐格宁，机械装备金属结构设计 .北京：机械工业出版社， 2009.
[9]孙恒，陈作模 .机械原理 .第七版 .北京：高等教育出版社， 2006.
[10]吴宗泽，机械设计手册 .北京：机械工业出版社， 2002.
[11] 王昆,何小柏 ,汪信远 .机械设计基础课程设计 .北京：高等教育出版社，1995.
[12]刘鸿文 .材料力学 .北京：高等教育出版社， 2003.
[13]中国机械工程学会焊接学会编 .焊接手册 .机械工业出版社， 1992.
[14]濮良贵 ,纪名刚 .机械设计 .北京：高等教育出版社， 2006.
[15]徐格宁，起重运输 .2009.
[16] 徐格宁，连续运输机械 .2008.
致谢
我通过几个月的时间，结合了大学四年所学的专业知识，同时查阅了大量起
机专业的相关资料，以及起机教研室各位老师的帮助指导。

使我对起重机械的设
计有了新的较系统的认识。

特别是对起重机金属结构有了较深刻的了解。

在近两个月的毕业设计即将完成之际，衷心的向帮助过我，鼓励过我的老师
同学们表示感谢。

首先向机电工程学院的全体老师表示衷心的感谢，在这四年的时间里，他们
为我们的成长和进步做出了贡献。

在这次毕业设计中，有许多老师给予了指导和
帮助,尤其是刘老师，在这次毕业设计的整个过程中，给了我们很大帮助 ,做为我们的辅导老师，尽职尽责，一丝不苟。

至此，这次毕业设计也将告以段落，但老师的教诲却让人终生难忘，通过
这次毕业设计，不但使我学到了知识，也让我学到了许多的道理，总之是受益匪浅。

尽管我在毕业设计过程中做出了很多的努力，但由于我的水平有限，设计中
的错误和不当之处仍在所难免，望老师提出宝贵的意见。

最后，向文中引用到其学术论著及研究成果的学术前辈与同行们致谢！
再次向毕业设计评审委员会的各位老师表示崇高敬意和衷心感谢。

！。