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1. 緒論 1
1.1 選題的意義： 1
1.2 起重機的發(fā)展概況: 1
2. 16/3.2T 電動橋式起重機主起升機構(gòu)的設(shè)計 2
2.1 鋼絲繩的選擇 2
2.1.1 鋼絲繩受到靜拉力的計算 2
2.1.2 鋼絲繩型號選擇 2
2.1.3 滑輪組選擇 3
2.2 卷筒的選擇 3
2.2.1 卷筒直徑選擇 3
2.2.2 卷筒長度 3
2.2.3 卷筒的轉(zhuǎn)速計算 3
2.3 選擇電動機 4
2.3.1 電動機靜功率的計算 4
2.3.2 電動機功率 4
2.3.3 電動機過載能力校驗 4
2.4 減速器的選擇 4
2.4.1 傳動比的計算 4
2.4.2 標準減速器的選擇 4
2.4.3. 驗算減速器 5
2.5 選擇制動器 5
2.6 選擇軸及聯(lián)軸器 5
2.6.1 軸的選擇： 5
2.6.2 聯(lián)軸器的的選擇 6
2.7 起動及制動時間驗算 6
2.7.1 起動時間和起動加速度驗算 6
2.7.2 制動時間和制動平均加速度驗算 7
3. 16/3.2T 電動橋式起重機副起升機構(gòu)的設(shè)計 7
4 電動小車運行機構(gòu)的設(shè)計 8
4.1 運行阻力的計算 8
4.1.1 摩擦力Fm的計算 8
4.1.2坡道力Fp的計算 8
4.1.3 運行風阻力Fw 8
4.2 電動機的選擇 8
4.2.1 電動機的靜功率的計算 8
4.2.2 電動機的初選 9
4.3 起動時間與起動平均加速度的驗算。 10
4.4 標準減速器的選擇 10
4.5 制動器的選擇 11
4.6 傳動軸和聯(lián)軸器的選擇 11
4.7 運行打滑驗算 12
5 大車運行機構(gòu)的設(shè)計 12
6 雙梁小車式橋式起重機金屬結(jié)構(gòu)設(shè)計 13
6.1 載荷的計算 13
計算得： 所以輪壓分布如圖4所示； 13
6.2 主梁的結(jié)構(gòu)及尺寸選擇 14
6.2.1 按梁的強度條件確定梁高hs 14
6.3 主梁設(shè)計計算。 15
6.3.2 主梁的剛度計算 16
結(jié)束語 17
致謝 17
主要參考文獻與資料 18
18
1. 緒論
1.1 選題的意義：
在現(xiàn)代工業(yè)化的社會里，起重機在我們生活的方方面面都能用到，從港口的裝卸港機到建筑上的建筑塔吊，從車間的行車到汽車試吊車。解決了我們過去的人力抬作，完成著過去所不能完成的任務(wù)。處處為人類的制造的進步作貢獻。最常用的通用起重機承擔著生產(chǎn)車間許多，許多方面的基礎(chǔ)工作，為工業(yè)高效生產(chǎn)提供保證。 在這個全球經(jīng)濟危機的大的背景下，起重行業(yè)受到了嚴峻的挑戰(zhàn)，競爭更加激烈。那么更合理的，更先進的制造起重機，以最優(yōu)性價比來贏得市場。那么，為了贏得挑戰(zhàn)，選擇了起重機的機械部分設(shè)計。
1.2 起重機的發(fā)展概況:
我國的起重機行業(yè)是從建國后開始建設(shè)，多部分是采用蘇聯(lián)標準。改革開放以后，隨著我國的工業(yè)迅速發(fā)展，各行工業(yè)起重機的要求也隨之提高。作為特種設(shè)備，檢驗也要求相對嚴格。國家也逐步形成了一定制造，檢驗標準。電氣設(shè)備也隨著不同的要求而改變。有傳統(tǒng)的接觸器控制，也逐步向自動化方面發(fā)展。隨著變頻器，可編程控制器（PLG）的技術(shù)成熟，也被廣泛應(yīng)用在起重機當中。為了起重機方面操作人員的安全，無線遠程控制也逐漸普及。為了，滿足高精度，多速度行車的需要，機械部分要求也越來越高，設(shè)計更精確，
鋼絲繩起重機作為一種大型起重設(shè)備，廣泛用于國民經(jīng)濟各個領(lǐng)域，而國內(nèi)鋼絲繩起重機近幾年的發(fā)展卻十分緩慢。上世紀60年代到70年代初，我國從前蘇聯(lián)引進了TV型鋼絲繩式起重機。其間,曾有一些廠家引進國外先進的生產(chǎn)制造技術(shù), 但均未獲得廣泛的推廣應(yīng)用。
橋式起重機的現(xiàn)狀：橋式起重機是作為生產(chǎn)車間最常用的基礎(chǔ)設(shè)備，也是在各類起重機中，需求量最大的。一般橋式起重機有以下幾部分組成。有起升機構(gòu)，小車運行機構(gòu)，大車運行機構(gòu)，控制電路，金屬框架結(jié)構(gòu)等主要機構(gòu)組成。在現(xiàn)在的橋式起重機機械制造中，還是傳統(tǒng)的用大的鋼構(gòu)成本，還有沉重的運行機構(gòu)，來超大的滿足需要，在制造工藝中還存在著種種問題，對于材料有很多的浪費情況，為了極大的節(jié)省成本，故要精確的計算受力及選擇配件。在原有的基礎(chǔ)上進行改進，符合實際工作場合。
2. 16/3.2T 電動橋式起重機主起升機構(gòu)的設(shè)計
設(shè)計要求：起重量16T,跨度16.5m,起升速度7.9m/min，起升高度為10m。
通常在起重機的設(shè)計過程中，在根據(jù)實際現(xiàn)場的工作環(huán)境，來確定起重機的工作級別。那么在本設(shè)計中，考慮到通常情況，那么選擇一般級別A5級。
在我們一般的設(shè)計過程中嚴格執(zhí)行國家的標準。不能過擅自進行非標的設(shè)計。必須通過國家特種設(shè)備檢驗中心的許可。
2.1 鋼絲繩的選擇
通常采用省力的機構(gòu)，一般采用動，靜滑輪組的組合，從而減輕對傳動機構(gòu)的要求。那么， 但我們還要考慮到運行速度以及所占得到設(shè)備外形尺寸的大小，以及還有運行效率的問題。這樣我就把二者的結(jié)合，取中進行優(yōu)化，在滑輪組的選擇手冊上選得。
初步選擇雙聯(lián)滑輪組，如圖1所示?；喗M省力倍數(shù)m=3,滑輪效率ηz=0.95。
2.1.1 鋼絲繩受到靜拉力的計算
最大靜拉力:
式中：
Q是起升量=16 t；
ηz=0.95;
m=3.
那么S=16x103x9.8/2x3x0.95
=27.8KN
2.1.2 鋼絲繩型號選擇
鋼絲繩是起重機的重要部件，也是安全系數(shù)要求較高的部件。已經(jīng)形成了國家標準，那么我們要考慮到各種型號的功能，以及材料的利用率，進行有比較的選擇。
d=cs 其中式中：d為鋼絲繩直徑，c鋼絲繩選擇系數(shù)取0.104.
d=17.34mm. 圖1鋼絲繩繞線圖
在起重機設(shè)計手冊鋼絲繩選擇列表6w(19)-17.5-1550-I型L=10x103x6+26(額外長度)=86m。額外長度是包括固定鋼絲繩長度以及滑輪纏繞長度。
2.1.3 滑輪組選擇
經(jīng)過對鋼絲繩的選擇，雙聯(lián)滑輪組可以滿足該機構(gòu)的需要。
滑輪組滑輪直徑的計算
D>=e.d
式中：e為滑輪直徑選擇系數(shù)取20.
所以D=350mm.DO在起重機設(shè)計手冊的滑輪組列表中選擇355mm，滑輪組選擇代號為LGS58.5x355-169-80型。
2.2 卷筒的選擇
2.2.1 卷筒直徑選擇
卷筒直徑D0=(e1-1)d,
式中e1是卷筒選擇系數(shù)取26.所以D0=25x17.5=437.5mm.
2.2.2 卷筒長度
Ls=(L0+L1+L2)+Lg
式中:L0是鋼絲繩纏繞部分長度，L0=L*p/πD0.其中卷筒的螺距為20mm. L0=86x103x20/437.5x3.14=1095mm.
L1無繩端尺寸取200mm
L2固定鋼絲繩用長度取80mm
Lg為中間光滑部分長度取50mm
那么,Ls=1425mm
所以查起重機設(shè)計手冊表3-3-6.取T1024-500-1500-右-16t-20.
2.2.3 卷筒的轉(zhuǎn)速計算
nt=60mv/πD0 式中 v是起升速度（m/s）.
所以 nt=15.09轉(zhuǎn)/min
2.3 選擇電動機
2.3.1 電動機靜功率的計算
Pj=Q*V/1000η
式中η機構(gòu)總功率。η=ηz*ηd*ηt*ηc
ηz為在表3-2-10中取 0.95，
ηd導(dǎo)向輪到效率在表2-2-3中取0.985.
ηc卷筒的效率0.985.
ηt傳動效率，在表2-2-4中取0.85。
所以,η=0.783
那么,Pj=26.366kw
2.3.2 電動機功率
Pj=GQv/1000η=21.1kw
式中G 于表2-2-5取0.8
所以Pj取26kw ,初步選擇YZR225M8-708型電動機。
2.3.3 電動機過載能力校驗
Pn
其中式中： Pn基準通電持續(xù)率是電機額定功率（kw）
λm電機轉(zhuǎn)矩允許過載倍數(shù)，取2.8.
H 超載系數(shù)，繞線型電機取2.1
U電機臺數(shù)，為一臺。
所以，Pn 因為 YZR225M8-708型電動機在JC25％，CZ=150時，輸出P=24.096kw大于Pn故滿足要求。
2.4 減速器的選擇
2.4.1 傳動比的計算
式中:n為電動機的額定轉(zhuǎn)速
nt為轉(zhuǎn)筒的轉(zhuǎn)速
2.4.2 標準減速器的選擇
式中:K為減速器選擇系數(shù)取1.1.
故
故在減速器手冊上選擇 ZQ-650-I-3CA型減速機。傳動比48.57。
因為ZQ型制造容易，價格低廉，能夠滿足設(shè)計需要。
2.4.3. 驗算減速器
最大徑向力Fmax，短暫最大扭矩Tmax。
其中：起升載荷系 數(shù)取1.2.
S鋼絲繩最大靜拉力
Gt卷筒的重力7379.4N
[F]是 減速器允許的 最大徑向載荷。
Fmax=37.05kN≤[F]=42000N
Tmax=φ2T≤[T]
T鋼絲繩產(chǎn)生的最大扭矩。Tmax=1.2xsx0.5=16.6kN.m≤[T]=19000
所以減速器符合設(shè)計要求。
2.5 選擇制動器
制動器是保證起重機安全的重要部件，制動器制動力矩必須要大于貨物產(chǎn)生力矩。
在貨物處于懸吊狀態(tài)時具有足夠的安全裕度。制動轉(zhuǎn)矩應(yīng)滿足下式要求：
式中： Tz制動器制動轉(zhuǎn)矩。
Kz制動安全系數(shù)，與機構(gòu)的重要程度和機構(gòu)的工作等級有關(guān)取1.75
Q 額定起升載荷
D0 卷筒的卷繞直徑 500
η機構(gòu)的總效率0.785
M滑輪組的倍率為3
i傳動結(jié)構(gòu)的傳動比48.57
計算得：TZ≥737.26N.m
在制動器樣本上選取YWZ3-315/90型。其制動力矩為900N.m直徑350mm
2.6 選擇軸及聯(lián)軸器
2.6.1 軸的選擇：
軸所傳遞力矩 T=9550P/n=350.7N.m
其中： ,
所以:
直徑取55mm.
2.6.2 聯(lián)軸器的的選擇
依據(jù)所傳遞的扭矩，轉(zhuǎn)速和被連接的軸徑等參數(shù)選擇。起升機構(gòu)聯(lián)軸器應(yīng)滿足下式的要求：
式中：T 所傳扭矩的計算值
按第II類載荷計算的軸最大扭矩。對于高速軸 s 所以，=617.24N.m
聯(lián)軸器的許用扭矩。
K1聯(lián)軸器的重要程度系數(shù)，起升機構(gòu)取1.8
K3角度偏差系數(shù)，從表3-12-4中選1.25
所以：T=1388N.m
故選用CL3型。
2.7 起動及制動時間驗算
2.7.1 起動時間和起動加速度驗算
起動時間
式中: n電動機的額定轉(zhuǎn)速
Tq電動機平均起動轉(zhuǎn)矩，查表2-2-8，Tq=1.5Tn
Tn=350N.m
式中:Jd電動機轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動慣量。查表0.82
Je為制動輪和聯(lián)軸器轉(zhuǎn)動慣量/。在表3-7-4和3-12-7中選擇0.6，0.12
[J]=1.771+0.059=1.83
所以，Tq=0.475s
查表2-2-9[Tq]一般小于1.5s.所以合適
起動時間還要驗算平均加速度來驗證。
aq=v/tq≤[a]
式中：aq是起動平均加速度。
V起升速度
[a]推薦值為0.2.
所以aq=0.177≤[a]
符合起重機設(shè)計標準。
2.7.2 制動時間和制動平均加速度驗算
滿載下降制動時間
式中:nˋ滿載下降時電動機的轉(zhuǎn)速，通常取1.1n
Tz制動器的制動轉(zhuǎn)矩為900N.m
Tj滿載下降時制動軸靜轉(zhuǎn)矩。
所以，Tj`=Mj`=210.6N.m
[J`]是滿載下降時換算到機構(gòu)總的轉(zhuǎn)動慣量，按下式計算
那么，Tz=0.6942s
[tz]推薦時間可取[tz]≈[tq]=1.5s
制動平均減速度
Vˋ是滿載下降速度m/s 可取vˋ=1.1v
aj無特殊要求不的大于表2-2-10中0.2
計算得 aj=0.1901<[a]=0.2
符合設(shè)計規(guī)范的要求。限位開關(guān)取Lx36-84型。
3. 16/3.2T 電動橋式起重機副起升機構(gòu)的設(shè)計
設(shè)計要求起重量16T,起升速度16.5m/min，起升高度為12m。
由于主副起升的機構(gòu)選擇基本上相同，設(shè)計過程不在敘述。
鋼絲繩選擇6W(19)-11-1551型。工作拉力8.26KN
滑輪組選擇如圖(2)：卷筒選擇直徑300mm 型號為T1020-300-1500-右-5T-20
電動機選YZR180L-8，功率13Kw，轉(zhuǎn)速 為700轉(zhuǎn)/分。
減速器的型號為ZQ-400-v-3CA傳動比20.47
制動器型號YWZ3-250/45型。限位開關(guān)選擇Lx10-11型
圖2 鋼絲繩繞線圖
4 電動小車運行機構(gòu)的設(shè)計
設(shè)計要求：運行速度45m/s
4.1 運行阻力的計算
雙梁起重機小車在平直的軌道上運行靜阻力Fj包括有摩擦力Fm的作用
有坡道阻力Fp的作用，還用風阻力Fw的作用。這里所設(shè)計的起重機是在室內(nèi)使用，故風阻力Fw=0.
4.1.1 摩擦力Fm的計算
小車滿載運行的最大摩擦阻力
式中：Q是起升載荷。
G是小車自重約為6200kg.f滾動摩擦系數(shù)，差表2-3-2取0.3.
d是與軸承相配合出軸的直徑65mm。
μ為車輪軸承摩擦系數(shù)，差表2-3-3取0.015
D是車輪的踏面直徑是350mm
4.1.2坡道力Fp的計算
Fp=(Q+G)sinα
式中：α為坡度角。因為一般坡度角很小，計算中可用軌道坡度i來替代sinα，一般橋式起重機i值取０.００１。
那么Fp=217.8N
4.1.3 運行風阻力Fw
由于所設(shè)計的橋式起重機是在室內(nèi)運作，不考慮風的因素。故?。啊?
所以，F(xiàn)j=3483.8N
4.2 電動機的選擇
4.2.1 電動機的靜功率的計算
V0 是初選運行速度為４４.６m/min
η 機構(gòu)運行效率。?。?９。
m電動機個數(shù)為１個。
那么，Pj=2.88Kw
4.2.2 電動機的初選
由于運行機構(gòu)的靜功率載荷變化小，動載的變化大，因此電動機的額定功率應(yīng)大于靜功率，以滿足要求。
橋式起重機一般按以下公式選擇。
Kd 是考慮到電動機起動時慣性影響的功率增大系數(shù)，室內(nèi)的可取１.３
所以，Pj＝３.７７４Kw
故在樣本中選?。磌w,根據(jù)工作情況，該電動機的通電持續(xù)率Jc=25℅,CZ=300.轉(zhuǎn)速選擇１０００轉(zhuǎn)/分。故選取YZR132M2-6型。
4.２.３ 電動機的過載能力校驗。
Pn是基準通電持續(xù)率的電動機功率。
M電動機個數(shù)。
Λas 是相對于基準通電持續(xù)率的平均起動轉(zhuǎn)矩的表厶值。一般饒線型異步電動機?。?７。
FjII運行靜阻力為３４８３.８N?
V運行速度，
根據(jù)與初選的電動機轉(zhuǎn)速確定傳動比。
所以v=0.743,
∑J 機構(gòu)的總的轉(zhuǎn)動慣量，即折算到電動機軸上的轉(zhuǎn)動慣量,按照下式計算
J1是電動機轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動慣量
J2電動機軸上制動輪上和聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)動慣量。
K 計及到其他傳動件飛輪矩的影響系數(shù) 可?。?１。
Ta 機構(gòu)的初選起動時間，一般情況下橋架類的小車運行機構(gòu)去５s,
n 電動機的額定轉(zhuǎn)速。
那么，Pd=2.9kw
4.3 起動時間與起動平均加速度的驗算。
4.3.１ 滿載。上坡，迎風的起動時間
式中：n電動機的額定轉(zhuǎn)速
∑J 機構(gòu)的總的轉(zhuǎn)動慣量，在上邊已經(jīng)求的為１.９０Kg.m2
Tmq 電動機的平均起動轉(zhuǎn)矩，計算的９２.５N.m
Tj滿載，上，迎風時作用在電動機軸上的靜阻力矩，按下式計算：
其中Fj1是運行阻力３４８３.８N
所以，t=5.19s
4.3.2 起動平均加速度計算
為了避免過大的沖擊及物品擺動，應(yīng)驗算起動時間的平均加速度，一般應(yīng)在允許范圍內(nèi)，參考表2-3-6。
a=v/t=0.13, 故在允許范圍內(nèi)。
4.4 標準減速器的選擇
4.4.1 減速器傳動比
機構(gòu)的計算傳動比
D 車輪的踏面直徑，為350mm
n電動機的額定轉(zhuǎn)速
v0初選電動機的運行速度45m/min
4.4.2 標準減速器的選用
減速機的設(shè)計壽命該與機構(gòu)的總的壽命相符合。由于運行機構(gòu)的動載荷較大所以應(yīng)該以實際載荷來選擇。由于起動和制動時的慣性載荷幾乎全部傳給傳動零件，那么我們就要根據(jù)起動是的工況來確定。
減速機的計算輸入功率為：
m 減速機的個數(shù)，這里為1個
V 運行速度0.730
Η 運行機構(gòu)的效率0.9
Fg運行起動是的慣性力，按下式計算：=3467.4N
其中 λ是考慮到機構(gòu)中旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力的增大系數(shù)。取1.2。
那么Pj=2.86Kw
4.5 制動器的選擇
制動器是根據(jù)起重機滿載時，且順風情況，下坡運行制動時進行選擇，應(yīng)在規(guī)定時間內(nèi)停車，制動轉(zhuǎn)距按下式計算；
Fp 坡道阻力，為217.8N
FwII 風阻力，在室內(nèi)為0。
Fm1滿載是的最小摩擦力。
m`制動器的個數(shù)1
tz制動時間在表2-3-6中選擇為4.0s.
那么Tz=68.825N.m
故在制動器樣本當中選擇 YW160-220-2型電力液壓塊式制動器。
4.6 傳動軸和聯(lián)軸器的選擇
4.6.１軸的直徑選擇
由于軸只是受到扭矩作用，強度計算公式是
所以=61.25
其中
Wz傳動軸計算截面的截面模量，Wz=0.2
那么，取65mm
4.6.2 高速軸聯(lián)軸器
計算扭矩Tc1應(yīng)滿足
式中： n1聯(lián)軸器的安全系數(shù)取2.5。
φ8剛性動載系數(shù)取1.1
Tn電動機的額定扭矩42N.m
Tt聯(lián)軸器的許用扭矩
那么Tc1=157.7N.m,故選擇 CL1型
4.6.３ 低速軸的聯(lián)軸器
計算扭矩Tc2應(yīng)滿足:
η減速器效率取0.9
所以Tc2=2304.57N.m選擇CL3型。
4.7 運行打滑驗算
為了使起重機在運行時可靠的起動或制動，防止出現(xiàn)驅(qū)動輪在軌道上打滑現(xiàn)象，避免車輪打滑影響起重機正常工作和加劇車輪的磨損，應(yīng)分別對起制動進行驗算。
4.7.1 起動時按下式進行驗算：
4.7.2 制動時按下式進行驗算；
以上兩式中：
φ粘者系數(shù)，室內(nèi)的起重機取0.15
K粘著安全系數(shù)，取1.1
μ軸承的摩擦系數(shù)，根據(jù)表2-3-3取0.08
d是軸承內(nèi)徑65mm
D車輪踏面直徑350mm
Rmin驅(qū)動輪的最小輪壓，112KN
Tmq打滑時電動機的平均起動轉(zhuǎn)距，計算出的為92.5N.m
K計及其他傳動件飛輪矩影響的系數(shù)。折算到電動機軸上可取1.1。
J1電動機轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動慣量 0.062
J2電動機軸上帶制動輪聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)動慣量0.451
a起動平均加速度 0.13
Tz打滑一側(cè)的制動轉(zhuǎn)距取68.8
az制動平均減速度。0.13,一般對于橋式起重機的減加速度相同計算。
經(jīng)過驗算合格。
5 大車運行機構(gòu)的設(shè)計
大車運行機構(gòu)與小車運行機構(gòu)的運行方式相同，大車的運行速度84.7m/min，估計自重2500Kg。
那么同理，可得出以下選材，設(shè)計過程略。
電動機選擇YZR160M1-6,功率2個6.3kw.轉(zhuǎn)速為921轉(zhuǎn)，工作制同小車相同。
減速機型號為PJ-350-V-Z(Ф65),傳動比為20.49
制動器型號為YW200-300-2型，制動力矩為2x180N.m
緩沖行程為140mm，車輪直徑600mm,
機構(gòu)的布置情況，在附圖，大車運行圖
6 雙梁小車式橋式起重機金屬結(jié)構(gòu)設(shè)計
6.1 載荷的計算
作用在橋架上的載荷有自重載荷，起升載荷，活動載荷，水平慣性載荷，等。
6.1.１ 自重載荷
自重載荷可以分為均布載荷和集中載荷兩種。均布載荷有：主梁，走臺欄桿，配電管道等的重力。。集中載荷有：司機室，大車運行機構(gòu)，，布置在走臺上的氣設(shè)備的重力 。
在普通設(shè)計當中只是以照經(jīng)驗圖４-３-３6選擇載荷。那么本車的一根主梁的半個橋架即G橋為４T.
6.1.2 移動載荷
移動載荷為小車的自重載荷和起升載荷，以小車輪壓方式作用在主梁上。
輪壓圖如圖 圖3 輪壓計算圖
小車各支撐；輪壓的計算：
R1=(G2+Q)(1-t/b)(1-e/L)
R2=(G2+Q)(1-t/b)e/L
R3=(G2+Q)(1-e/L)t/b
R4=(G2+Q)et/bL
G2是小車的自重
Q是貨物的重力。
t,e是小車及貨物的重心在支撐平面內(nèi)的投影。t=1040mm,e=1000mm.
計算得： 所以輪壓分布如圖4所示；
圖4輪壓分布圖
6.2 主梁的結(jié)構(gòu)及尺寸選擇
6.2.1 按梁的強度條件確定梁高hs
式中：
其中：c1將小車輪壓轉(zhuǎn)化為跨中集中載荷時小車的換算系數(shù)，
C1=1-b/2L
b 小車的軸距，
[δ]腹板的餓總厚度，為20mm [б]材料的許用應(yīng)力取120Mp
α=腹板加勁板的重量/腹板的重量︽1/3
6.2.2 按剛度條件確定梁高
，
E=200Gpa
計算得：hr≈672.6mm
6.2.3 梁的截面參數(shù)取值
一般的設(shè)計中按照表4-3-12選擇：梁高h選擇,h/L=1/14~1/20那么在以上幾個條件都允許的情況下，結(jié)合表選擇h=850mm
腹板，翼緣板的厚度。 因為起重量是16t所以腹板的厚度取10mm，受壓翼板的厚度，有局部穩(wěn)定性條件，一般為δ≥b/60,所以取10mm..
翼緣板寬度b，對于正規(guī)箱型取b=(0.33!~0.55)h,所以取450mm。
兩腹板的間距b0=b-(40~60),所以選擇390mm,.
加勁肋的間距a, 可根據(jù)腹板高度h0與腹板厚度之比來確定。
H0/δh=141.6故在 100（235/δs）1/2≤h0/δh≤170（235/δs）1/2
所以按一下計算方式：當h0η1/2/δh≤1200時，直接a≤2h0,那么a在設(shè)計中選擇1000mm.低加勁肋選擇a的1/2到1/3。
6.3 主梁設(shè)計計算。
6.3.1 強度計算
在垂直平面內(nèi)的普通彎曲應(yīng)力按簡支梁計算，受力如圖5：
圖5簡支梁圖
當p1>p2時，主梁的最大彎矩截面距左支點的距離為
所以Z=7649mm
其最大彎矩為
當小車位于跨端時，即z=0.主梁的剪力最大
Qmax=p1+p2-p2*b/L=110.47KN
主梁在水平面內(nèi)按框架計算，由p大慣，和q慣引起的跨中彎矩為
式中：
B是端梁的長度是4182mm，
c是端梁除去軌道寬度，一端的長度為1406mm，
l為軌道的寬度2000mm,
所以，r=17.5m.
P大慣=（16000+6227）x9.8x0.19=41.386KN
q慣=1658.1N
那么，MH=114.37KN.m 圖示6,7如下：
圖6 主梁分布慣性力圖
圖7 主梁集中慣性力圖
跨中翼緣板總的彎曲應(yīng)力
Mv固定和移動在計算截面引起的彎矩之和。
Wz是在垂直方向上截面抗彎模量。Wz=bh2/6=0.05
Wy是在水平方向的截面抗彎模量。 Wy=hb2/6=0.023
=99.6+4.9=104.5Mpa≤[σ] =120Mpa
跨端截面腹板的最大剪應(yīng)力為
其中：Q計算截面上的計算剪力
Ix計算截面上的慣性矩bh3/12=0.0246
S0計算剪應(yīng)力處截面的最大靜矩0.152
δ腹板厚度。6mm
=30.16Mpa≤=90Mpa
故以上強度條件滿足要求。
6.3.2 主梁的剛度計算
主梁的垂直靜剛度計算如下：
對于四輪小車
其中:p1,p2小車的計算輪壓。
E材料的彈性模量，200GPa.
I梁的轉(zhuǎn)動慣量,計算出得0.02175
Fv=4.29≤[f]=16500/2000=8.25
故剛度符合要求。
結(jié)束語
未來橋式起重機機械部分將向著以及先進的制造工藝，便宜而優(yōu)質(zhì)的材料，更加合理了構(gòu)造方式，較底的制造成本等方向發(fā)展，最終實現(xiàn)橋式起重機的高效化、實用化。因此，采用優(yōu)化的機構(gòu)，減少用材，提高材料的性價比是不忽視的。以改善橋式起重機的整體性能，對推動起重更新?lián)Q代，具有非常現(xiàn)實的意義。通過本課題的研究開發(fā)工作，下面提出以下幾點要求：
1 不斷關(guān)注相關(guān)的最新理論、及自我實踐中總結(jié)，使用方便、可靠的材料，并且性價比更高的機械配件，提高件設(shè)計水平，促進整機性能的提高，降低成本。為國家的可持續(xù)發(fā)展戰(zhàn)略作出貢獻。
2 應(yīng)該更多的理論與實踐相結(jié)合，提高理論在實踐中的精確，從而提高設(shè)備的精度。
致謝
感謝機電學院老師以其嚴謹求實的治學態(tài)度，高度的責任心和敬業(yè)精神，給予我極大的幫助與鼓勵;導(dǎo)師踏實認真、開拓創(chuàng)新的治學作風將使我終生受益;導(dǎo)師給我提供了良好的學習環(huán)境，以及社會實踐的機會。在此期間，老師多次詢問我的課題進度，提醒我該注意的問題，并在我課題遇到困難時，給予了我耐心的指導(dǎo)和幫助。借此論文的完成之際，謹向我的表達我衷心的感謝和崇高的敬意!
感謝各位老師在這五年學習生涯中給予我的關(guān)心和幫助，才使得我得以順利完成學業(yè)!
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