焦作大學機電系畢業(yè)設計第一章緒論1.1 起重機的介紹箱形雙梁橋式起重機是由一個有兩根箱形主梁和兩根橫向端梁構成的雙梁橋 架,在橋架上運彳T起重小車，可起吊和水平搬運各類物體，它適用于機械加工和裝配 車間料場等場合。1.2 起重機設計的總體方案本次起重機設計的主要參數(shù)如下：起重量10t,跨度16.5m,起升高度為10m起升速度8m/min小車運行速度 v=40m/min大車運行速度V=90m/min大車運行傳動方式為分別傳動；橋架主梁型 式,箱形梁.小車估計重量4t,起重機的重量16.8t .工作類型為中級。根據(jù)上述參數(shù)確定的總體方案如下：主梁的設計：主梁跨度16.5m是由上、下蓋板和兩塊垂直的腹板組成封閉箱形截面實體板 梁連接，主梁橫截面腹板的厚度為6mm,翼緣板的厚度為10mm,主梁上的走臺的 寬度取決于端梁的長度和大車運行機構的平面尺寸，主梁跨度中部高度取H=L/17 ,主梁和端梁采用搭接形式，主梁和端梁連接處的高度取H0=0.4-0.6H,腹板的穩(wěn)定性由橫向加勁板和，縱向加勁條或者角鋼來維持，縱向加勁條的焊接 采用連續(xù)點焊，主梁翼緣板和腹板的焊接采用貼角焊縫，主梁通常會產生下?lián)献?形，但加工和裝配時采用預制上拱。小車的設計：小車主要有起升機構、運行機構和小車架組成。起升機構采用閉式傳動方案，電動機軸與二級圓柱齒輪減速器的高速軸之間 采用兩個半齒聯(lián)軸器和一中間浮動軸聯(lián)系起來，減速器的低速軸魚卷筒之間采用 圓柱齒輪傳動。運行機構采用全部為閉式齒輪傳動，小車的四個車輪固定在小車架的四周， 車輪采用帶有角形軸承箱的成組部件，電動機裝在小車架的臺面上，由于電動機 軸和車輪軸不在同一個平面上，所以運行機構采用立式三級圓柱齒輪減速器，在 減速器的輸入軸與電動機軸之間以及減速器的兩個輸出軸端與車輪軸之間均采用帶浮動軸的半齒聯(lián)軸器的連接方式。小車架的設計，采用粗略的計算方法，靠現(xiàn)有資料和經驗來進行，采用鋼板 沖壓成型的型鋼來代替原來的焊接橫梁。端梁的設計：端梁部分在起重機中有著重要的作用，它是承載平移運輸?shù)年P鍵部件。端梁 部分是由車輪組合端梁架組成，端梁部分主要有上蓋板，腹板和下蓋板組成；端 梁是由兩段通過連接板和角鋼用高強螺栓連接而成。在端梁的內部設有加強筋， 以保證端梁架受載后的穩(wěn)定性。端梁的主要尺寸是依據(jù)主梁的跨度，大車的輪距 和小車的軌距來確定的；大車的運行采用分別傳動的方案。在裝配起重機的時候，先將端梁的一段與其中的一根主梁連接在一起，然后 再將端梁的兩段連接起來。本章主要對箱形橋式起重機進行介紹，確定了其總體方案并進行了一些簡單 的分析。箱形雙梁橋式起重機具有加工零件少，工藝性好、通用性好及機構安裝 檢修方便等一系列的優(yōu)點，因而在生產中得到廣泛采用。我國在5噸到10噸的中、 小起重量系列產品中主要采用這種形式，但這種結構形式也存在一些缺點：自重 大、易下?lián)?，在設計和制造時必須采取一些措施來防止或者減少。2*大學機電系畢業(yè)設計第二章大車運行機構的設計2.大車運行機構的設計2.1 設計的基本原則和要求大車運行機構的設計通常和橋架的設計一起考慮，兩者的設計工作要交叉進 行，一般的設計步驟：1 .確定橋架結構的形式和大車運行機構的傳方式2 .布置橋架的結構尺寸3 .安排大車運行機構的具體位置和尺寸4 .綜合考慮二者的關系和完成部分的設計對大車運行機構設計的基本要求是：1 .機構要緊湊，重量要輕2 .和橋架配合要合適，這樣橋架設計容易，機構好布置3 .盡量減輕主梁的扭轉載荷，不影響橋架剛度4 .維修檢修方便，機構布置合理2.1.1 機構傳動方案大車機構傳動方案，基本分為兩類：分別傳動和集中傳動，橋式起重機常用的跨度（10.5-32M）范圍均可用分別傳動 的方案本設計采用分別傳動的方案。2.1.2 大車運行機構具體布置的主要問題：1 .聯(lián)軸器的選擇2 .軸承位置的安排3 .軸長度的確定這三著是互相聯(lián)系的。在具體布置大車運行機構的零部件時應該注意以幾點：1 .因為大車運行機構要安裝在起重機橋架上，橋架的運行速度很高，而且受載之后向下?lián)锨瑱C構零部件在橋架上的安裝可能不十分準確，所以如果單從保持機構的運動性能和補償安裝的不準確性著眼，凡是靠近電動機、減速器和車 輪的軸，最好都用浮動軸。2 .為了減少主梁的扭轉載荷，應該使機構零件盡量靠近主梁而遠離走臺欄桿；盡量靠近端梁，使端梁能直接支撐一部分零部件的重量。3 .對于分別傳動的大車運行機構應該參考現(xiàn)有的資料，在浮動軸有足夠的 長度的條件下，使安裝運行機構的平臺減小，占用橋架的一個節(jié)問到兩個節(jié)間的 長度，總之考慮到橋架的設計和制造方便。4 .制動器要安裝在靠近電動機，使浮動軸可以在運行機構制動時發(fā)揮吸收 沖擊動能的作用。2.2大車運行機構的計算已知數(shù)據(jù)：起重機的起重量Q=100KN橋架跨度L=16.5m,大車運行速度 Vdc=90m/min, 工作類型為中級，機構運行持續(xù)率為 JC%=25起重機的估計重量G=168KN小車 的重量為Gc=40KN橋架采用箱形結構。計算過程如下：2.2.1 確定機構的傳動方案本起重機采用分別傳動的方案如圖（2-1）大車運行機構圖（2-1）1電動機2 制動器 3 高速浮動軸 4 聯(lián)軸器5 減速器6聯(lián)軸器7 低速浮動軸8 聯(lián)軸器9 車輪2.2.2 選擇車輪與軌道，并驗算其強度按照如圖所示的重量分布，計算大車的最大輪壓和最小輪壓：滿載時的最大輪壓：G-Gxc Q Gxc L -ePna=42 L二 168-40 100 40 .16.5 -1.516.5=95.6KN空載時最大輪壓： G - Gxc Gxc L eP ma)=42 L168-40 40 16.5 -1.5 =- 4216.5=50.2KN空載時最小輪壓：,_ G - Gxc Gxc eP min=42L168-40 401.5=-4216.5=33.8KN式中的e為主鉤中心線離端梁的中心線的最小距離e=1.5m載荷率：Q/G=100/168=0.595由1表19-6選擇車輪：當運行速度為 Vdc=60-90m/min, Q/G=0.595時工作 類型為中級時，車輪直徑 Dc=500mm軌道為P38的許用輪壓為150KN故可用。1) .疲勞強度的計算疲勞強度計算時的等效載荷：Cd=02 - Q=0.6*100000=60000N式中2一等效系數(shù)，有1表4-8查得 2=0.6車論的計算輪壓：P= Kci - r - Pd=1.05X0.89 X 77450=72380N式中：Pd一車輪的等效輪壓G-Gxc Cd Gxc L -1.5Pd= ,4 2L168-40 60 40 16.5-1.5 =-4216.5=77450Nr一載荷變化系數(shù)，查1表19-2,當C/G=0.357時，r=0.89心一沖擊系數(shù)，查1表19-1。第一種載荷當運行速度為V=1.5m/s時，Kci=1.05根據(jù)點接觸情況計算疲勞接觸應力：；:.j =40003 Pj 21,Dc rjF2rr=4000 3 72380 x 一十一 i5 30 30 12=13555Kg/cm22二j =135550N/cm2式中r-軌頂弧形半徑，由3附錄22查得r=300mm對于車輪材料ZG55II , 當HB>320M, 5 =160000-200000N/cm 2,因此滿足疲勞強度計算。2) .強度校核最大輪壓的計算：Rmax=K;II . Pnax=1.1 X 95600 =105160N式中Kcii-沖擊系數(shù),由3表2-7第II類載荷Kcii=1.1 按點接觸情況進行強度校核的接觸應力：:-jmax= 3Pj max 21Dc r221 f=3105160 + I5<50 30 J _2=15353Kg/cm2二 jmax =153530N/cm車輪采用 ZG55II,查1表 19-3 得，HB>320W,仃 j=240000-300000N/cm2,故強度足夠。2.2.3運行阻力計算摩擦總阻力距Mm= (Q+G (K+卜 *d/2 )由1表19-4 Dc=500mm輪的軸承型號為：22220K,軸承內徑和外徑的平 均值為：(100+180) /2=140mm由1中表9-2到表9-4查得：滾動摩擦系數(shù) K=0.0006nl軸承摩擦系數(shù) =0.02,附加阻力系數(shù)6=1.5,代入上式中：當滿載時的運行阻力矩：Mm(Q=Q = Mm(Q=Q=P(Q+G)(氐 + k-) =1.5 (100000+168000) X ( 0.0006+0.02 2X 0.14/2 )=804N m運行摩擦阻力：Mm(Q = Q) 804Pm (Q=Q = Dc0.522=3216N空載時：Mm(Q=0 = B XGX (K+p d/2)=1.5 X168000X ( 0.0006+0.02 X 0.14/2 )=504NP m (Q=。= Mm(Q=Q / ( Dc/2 )=504 X 2/0.5=2016N2.2.4 選擇電動機電動機靜功率：N=P Vdc/ (60 - m- n )=3216X 90/60/0.95/2=2.54KW式中P=Pm (Q=Q滿載運行時的靜阻力(P m (Q=。 =2016N)m=2驅動電動機的臺數(shù)初選電動機功率：N=K*Nj=1.3*2.54=3.3KW式中K-電動機功率增大系數(shù)，由1表9-6查得Kd=1.3查2表 31-27 選用電動機 YR160M-8 Ne=4KWm=705rm, (GD) =0.567kgm2, 電動機的重量 G=160kg2.2.5 驗算電動機的發(fā)熱功率條件等效功率：Nx=K25 r Nj=0.75 X 1.3X2.54=2.48KW式中K25工作類型系數(shù)，由1表8-16查得當JC%=25時，K25=0.75r由1按照起重機工作場所得tq/tg=0.25,由1圖8-37估得r=1.3由此可知：Nx<N e,故初選電動機發(fā)熱條件通過。選擇電動機：YR160M-82.2.6 減速器的選擇車輪的轉數(shù)：nc=Vdc/ (兀- Dc)=90/3.14/0.5=57.3rpm機構傳動比：i =n"nc=705/57.3=12.3查2表 19-11,選用兩臺 ZLZ-160-12.5-IV 減速器 i。=12.5; N=9.1KW ,當輸入 轉速為750rpm,可見Nj<N中級。(電動機發(fā)熱條件通過，減速器： ZLZ-160-12.5-IV )2.2.7 驗算運行速度和實際所需功率實際運行的速度：V dc=V dc i o / i。=90 x 12.3/12.5=88.56m/min誤差：C = (Vdc- V dc) / Vdc=(90-88.56) /90X100%=1.6%<15%合適實際所需的電動機功率：N j=Nj . V dc/ Vdc=2.54 X 88.56/90=2.49KW由于N j<Ne,故所選的電動機和減速器都合適2.2.8 驗算起動時間起動時間：n1375(m Mq -Mj)2)jq+g)dC1"2式中 ni=705rpmm=2驅動電動機臺數(shù)M=1.5X975XN/m=1.5 X975X4/705=82.9N - m滿載時運行靜阻力矩：M m(Q =Q)M (Q=Q =i0804=67.7N - m12.5 0.95空載運行時靜阻力矩：MM (Q=0 =一i0=42.4N m12.5 0.95初步估算高速軸上聯(lián)軸器的飛輪矩:(GD2) ZL+(GD2) l=0.78 N - m機構總飛輪矩：(GD2) 1=(gD)zl+(gD) l+(gD) d=5.67+0.78=6.45 N - m滿載起動時間:t q(Q ：Q)n1375(m .Mq - Mj)2、mc(GD )/(Q G)DCior705375(2 829-67.7)(100000 168000) 0.252 1.15 6.4512.5 12.5 0.95=8.91s空載啟動時間:t q (Q =0)n1375(m，Mq - Mj)mc(GD2)/(Q+G)DC1_/2i 0705375(2 82.9 -67.7)168000 0.252 1.15 6.45 12,5 12.5 0.95=5.7s起動時間在允許范圍內。2.2.9 起動工況下校核減速器功率起動工況下減速器傳遞的功率/N= pd *vdc60 m/式中 Pd=P+Pg=P+Q_Gvdc g 60tq(Q-100000 168000=3216+1060 =7746,2Nmi-運行機構中，同一級傳動減速器的個數(shù)，m/=2.7746.2 88.56 , 因止匕N=5.89KW60 0,95 2所以減速器的N中級=9.1KW>N故所選減速器功率合適。2.2.10 驗算啟動不打滑條件由于起重機室內使用，故坡度阻力及風阻力不考慮在內,以下按三種情況計1.兩臺電動機空載時同時驅動:n=G vdc g60tqPifP2（kd） ； Pik2DC>nz式中P產P/L , P；ax=33.8+50.2=84KN-主動輪輪壓P2= p i=84KN-從動輪輪壓f=0.2-一 粘著系數(shù)（室內工作）nz一防止打滑的安全系數(shù).nz_1.051.2384 103 0.2o84 103（0.0006 0.02168M1C3M10 8856 1（x+1060 5.714） 1.5 84 103 0.000620.52=2.97n>nz,故兩臺電動機空載啟動不會打滑2.事故狀態(tài)當只有一個驅動裝置工作，而無載小車位于工作著的驅動裝置這一邊時，則n=p1f nzG 5,P2（k2）；P1k60tqDc2式中P產pmax=50.2KN-主動輪輪壓/2 2 pmin + pmax=2X33.8+50.2=117.8KN-從動輪輪壓匕-一臺電動機工作時空載啟動時間171.15 0.645*/705tq=q 375 4.2416800 0.522212.5 0.95=13.47 sn=502x0.2168 88561178(00006 Q02 007)1.5 502 0.000670 60 134705=2.94n>nz,故不打滑.3.事故狀態(tài)當只有一個驅動裝置工作，而無載小車遠離工作著的驅動裝置這一邊時，則n=R fG v/P2(k d) ： pkvdc2d皈DC式中Pi= Pm/in =33.8KN-主動輪輪壓P2=pn +2pmax=33.8+2*50.2=134.2KN-從動輪輪壓tq= 13.47 S一與第 種工況相同338 0.2n=168 88561342(0.0006 0.02 TiS 338 0.0006_210 60 13470.52=1.89故也不會打滑結論:根據(jù)上述不打滑驗算結果可知，三種工況均不會打滑2.2.11選擇制動器由1中所述，取制動時間tz=5s按空載計算動力矩，令Q=0,得：1/n12 GDc2J】Mz= M/+1 mc(GD2)1 +2n >m j 375 % 一i0式中( p p - pm min ) Dc2io/_ 336 -1344 0.5 0.95一 2 12.5=-19.2N mPp=0.002G=168000X 0.002=336NdPmin=G (K+以金)石c20.14168000 (0.0006 0.02)0.52=1344NM=2-制動器臺數(shù).兩套驅動裝置工作一 1Mz= 一1一19.2 +2705375 52 1.15 0.6452168000 05212.520.95=41.2 N m現(xiàn)選用兩臺YWZ-200/25的制動器，查1表18-10其制動力矩M=200 N m, 為避免打滑，使用時將其制動力矩調制3.5 N m以下。2.2.12 選擇聯(lián)軸器根據(jù)傳動方案，每套機構的高速軸和低速軸都采用浮動軸.1 .機構高速軸上的計算扭矩：M /s=M InI =110.6 X 1.4=154.8 N - m式中M一連軸器的等效力矩.M i = % *Mel=2X 55.3=110.6 N - m中1 一等效系數(shù)取Q=2查2表2-7Ml=9.75* 4000 =55.3 N - m705由2表33-20查的：電動機 Y160M1-8,軸端為圓柱形,d 1=48mm,L=110mrm219-5 查得ZLZ-160-12.5-iv 的減速器，高速軸端為d=32mm,l=58mn在靠電 機端從由表2選聯(lián)軸器ZLLX浮動軸端d=40mm;M=630N m,(GD) ZL=0.063Kg m,重量G=12.6Kg);在靠近減速器端，由2選用兩個聯(lián)軸器ZLD,在靠近減速器 端浮動軸端直徑為 d=32mm;M=630 N m, (GD2)L=0.015Kg - m,重量 G=8.6Kg.高速軸上轉動零件的飛輪矩之和為：(GD2)zL+(GD)L=0.063+0.015=0.078 Kg - m與原估算的基本相符，故不需要再算。2 .低速軸的計算扭矩：M js =Mjsj=154.8 X 15.75 X 0.95=2316.2 N m2.2.13 浮動軸的驗算1) .疲勞強度的計算低速浮動軸的等效力矩：M=WrMl?=1.4 X 55.3 X12.5 X0.95=919.4Nm式中甲1一等效系數(shù)，由2表2-7查得W 1=1.4由上節(jié)已取得浮動軸端直徑 D=60mm故其扭轉應力為：9194030.2 62= 2128 N/cm由于浮動軸載荷變化為循環(huán)(因為浮動軸在運行過程中正反轉矩相同)，所以許用扭轉應力為：二 113200=knI1.92 1.4=4910 N/cm 2式中，材料用 45 號鋼，取Gb=60000N/cm2;仃s=30000N/c/貝h-1=0.22%=0.22X 60000=13200N/cm;中0.6 4=0.6 X 30000=18000N/cnnK=KK=1.6X 1.2=1.92考慮零件的幾何形狀表面狀況的應力集中系數(shù)K=1.6, K=1.2, nI=1.4安全系數(shù)，由2表2-21查得m=k故疲勞強度驗算通過2).靜強度的計算計算強度扭矩：Mma=F 2Md=2.5 X 55.3 X 12.5 X0.95=1641.7 N ?m式中甲2一動力系數(shù)，查2表2-5的W2=2.5扭轉應力：Mii =W16417030.2 62=3800N/cm許用扭轉剪應力:- SnH18000212860N/cm1.4可可II,故強度驗算通過高速軸所受扭矩雖比低速軸小，但強度還是足夠，故高速軸驗算省去。2.2.14緩沖器的選擇1.碰撞時起重機的動能2gG 一帶載起重機的重量 G=168000+100000 0.1 =178000NV0一碰撞時的瞬時速度，V= (0.30.7) Vdxg一重力加速度取10m/s22 一 一 一一一 一2則.的 _178000 0.5 1.52g2 10=5006.25 N m2 .緩沖行程內由運行阻力和制動力消耗的功W 阻=（P摩+P制）S式中P摩一運行阻力，其最小值為Pmin = Gf0min=178000X 0.008=1424Nf0min一最小摩擦阻力系數(shù)可取f0min=0.008P制一制動器的制動力矩換算到車輪踏面上的力，亦可按最大制動減速度計算P 產G制max=17800X 0.55=9790N g口制 Lax =0.55 m /S 2S 緩沖行程取S=140 mm因此 W阻=（1424+9790 X 0.14=1569.96N m3 .緩沖器的緩沖容量一個緩沖器要吸收的能量也就是緩沖器應該具有的緩沖容量為：W動-W阻w緩二n=5006.25-1569.96 =3436.29 N m式中n 緩沖器的個數(shù)取n=1由1表22-3選擇彈簧緩沖器彈簧 D=120 mm d=30 mm焦作大學機電系畢業(yè)設計第四章端梁接頭的設計3.端梁的設計3.1 端梁的尺寸的確定3.1.1 端梁的截面尺寸1 .端梁截面尺寸的確定：上蓋板、；1=10mm,中部下蓋板1=10 mm頭部下蓋板、，.2=12mm按照1表19-4直徑為500mm勺車輪組尺寸，確定端梁蓋板寬度和腹板的 高度時，首先應該配置好支承車輪的截面，其次再確定端梁中間截面的尺寸。配 置的結果，車輪輪緣距上蓋板底面為 25mm車輪兩側面距離支承處兩下蓋板內邊 為10 mm因此車輪與端梁不容易相碰撞；并且端梁中部下蓋板與軌道便的距離 為55 mm如圖示(3-1 )端梁的截面尺寸圖(3-1 )3.1.2 端梁總體的尺寸大車輪距的確定：K=(11) L= (11) X 16.5=2.063.3m 8585取 K=3300mm端梁的高度H= (0.40.6) H主取H=500nim確定端梁的總長度L=4100nim3.2 端梁的計算1 .計算載荷的確定設兩根主梁對端梁的作用力 QG+Pmax相等,則端梁的最大支反力：QmQaxP）（Lxc 2a2） R-K式中K一大車輪距，K=330cmLxc小車輪距，Lxc=200cma2傳動側車輪軸線至主梁中心線的距離，取a2=70 cmQmaxP）=114237N因此 R=114237 （200 2 70） =117699N3302 .端梁垂直最大彎矩端梁在主梁支反力 Q（G*作用下產生的最大彎矩為： XmaxM zmax=Rai=117699X 60=7.06 義 106Na1一導電側車輪軸線至主梁中心線的距離，a1=60 cm。3 .端梁的水平最大彎矩1） .端梁因車輪在側向載荷下產生的最大水平彎矩： _M pmax=Sa式中：S一車輪側向載荷，S=P;z一側壓系數(shù)，由圖2-3查得，九二0.08;P一車輪輪壓，即端梁的支反力 P二R因此：M pmax二%=0.08 X 117699X 60=564954N cm2 ）.端梁因小車在起動、制動慣性載荷作用下而產生的最大水平彎矩:| pmax_ Pxg (L xc 2 a2)=ai式中Pxg一小車的慣性載荷:Pxg =1R=37000/7=5290N7因此:M pmax5290 (200 2 70)=60 =327018N- cm330比較M Pmax和M pmax兩值可知，應該取其中較大值進行強度計算。4.端梁的強度驗算端梁中間截面對水平重心線 X-X的截面模數(shù):he.B、1)h48 0.63(40 1) 48 =2380.8 cm端梁中間截面又t水平重心線 X-X的慣性矩: hIx=Wx-2=2380.850 4y =59520 cm端梁中間截面又t垂直重心線 Y-Y的截面模數(shù):B、.1.Wy =(-h)b340 12( 48 0.6) 27.41154.4 cm3cm端梁中間截面又t水平重心線 X-X的半面積矩:Sx=2 7 4 B,1 1c 481348 0.6 12 40 12 =1325.6 cm端梁中間截面的最大彎曲應力:_ M zmax . M pmax-maxWxWy7.06 1062380.8564954 _一 2=2965+489=3454N/cm1154.4端梁中間截面的剪應力:Q(Q P) *S3 maxx，G2、114237 1325.62=2120 N/cm59520 2 0.625下:端梁支承截面對水平重心線X-X的慣性矩、截面模數(shù)及面積矩的計算如首先求水平重心線的位置 水平重心線距上蓋板中線的距離:c 1.2 12.7(0.5 12.7 0.5) 2 11 1.2(0.5 12.7 0.6)Ci=5.7440 1 2 12.7 0.6 2 11 1.2cm水平重心線距腹板中線的距離:C 2=5.74-0.5-0.5 X 12.7=-1.11 cm水平重心線距下蓋板中線的距離:C3= (12.7+0.5+0.6 ) -5.74=8.06cm端梁支承截面對水平重心線X-X的慣性矩:1- 3一 2一 1.一一 3 一八一 .一一 一八I x0 = X40X 13+40X 1 X 5.742+2X X 12.73X 0.6+2 X 12.7 X 0.6 X1.11 2+2X 11X 1.23+2X 11 X 1.2 X 8.062=3297cn4端梁支承截面對水平重心線X-X的最小截面模數(shù):Wx0 = Ix0X=32971不21=406.1 cm8.06 0.63端梁支承截面水平重心線 X-X下部半面積矩:Sx0=2X 11X1.2 X8.06+ (8.06-0.6 ) X 0.6 X (8.06-0.6 ) /23=229.5 cm端梁支承截面附近的彎矩：=Rd=117699X 14=1647786Ncm z式中一端梁支承截面的彎曲應力:,Mz 1647786=二Wx0 406.1一一.2=4057.6N/cm端梁支承截面的剪應力:Ra * Sxo 117699 229.5=- 八八n2 3297 0.6I X0 一.2=6827.4 N/cm端梁支承截面的合成應力：廠-二- 2 3 . 2 = , 4057.62 3 6827.42, _ 一_2=12501.5 N/cm端梁材料的許用應力：5 II =(0.80 0.85)司 II _ 2=(0.800.85)16000=12800 13600 N/cm 叫 II =(0.80 0.85) 小=(0.800.85)9500 =7600 8070 N/cm2故端梁的強度滿足要驗算強度結果，所有計算應力均小于材料的許用應力,求。3.3主要焊縫的計算3.3.1 端梁端部上翼緣焊縫端梁支承截面上蓋板對水平重心線 X-X的截面積矩:S；=40X 1 X 5.74=229.6 cm 3端梁上蓋板翼緣焊縫的剪應力： Ra,S2117699 229.6:= 1 =R1Ix0-0.7hf 4 3297 0.7 0.6=4878.8 N/cm 2式中m一上蓋板翼緣焊縫數(shù)；h f焊肉的高度，取hf=0.6 cm3.3.2 下蓋板翼緣焊縫的剪應力驗算端梁支承截面下蓋板對水平重心線 X-X的面積矩：3S1=2X 12 X 1.2 X 8.06=232.128 cm端梁下蓋板翼緣焊縫的剪應力：_RA S2_ 117699 232.128- 2 = "n 2lx0，o.7hf 4 3297 0.7 .62=4929.8 N/cm由1表 查得=9500 N/cm2,因此焊縫計算應力滿足要求。4端梁接頭的設計4.1 端梁接頭的確定及計算端梁的安裝接頭設計在端梁的中部， 根據(jù)端梁輪距K大小，則端梁有一個安 裝接頭。端梁的街頭的上蓋板和腹板焊有角鋼做的連接法蘭，下蓋板的接頭用連接板 和受剪切的螺栓連接。頂部的角鋼是頂緊的，具連接螺栓基本不受力。同時在下 蓋板與連接板鉆孔是應該同時鉆孔。如下圖為接頭的安裝圖下蓋板與連接板的連接采用 M18的螺栓，而角鋼與腹板和上蓋板的連接采用 M16的螺栓。焦作大學機電系畢業(yè)設計第四章端梁接頭的設計310E 寸 - 3SLD連接板和角鋼連接圖4-1(b)4.1.1 腹板和下蓋板螺栓受力計算1.腹板最下一排螺栓受力最大，每個螺栓所受的拉力為:N 拉二22no H2do,二2.5d；(H -b)Mn22n(H -b-a1)2 4 ai2(500 -65) 7.06 10712 500218222222 12(500 -250)4(18511545 )2.5162=12500N2.下腹板每個螺栓所受的剪力相等，其值為: N1一 H do剪= -7(H -b)2.5 d1212500500182,2(500-65)2.5 162=7200N式中n0一下蓋板一端總受剪面數(shù)；n0=12N剪一下蓋板一個螺栓受剪面所受的剪力:n側腹板受拉螺栓總數(shù)；n=12di一腹板上連接螺栓的直徑（靜截面）do一下腹板連接螺栓的直徑；di=16mmH 梁高；H=500 mmM一連接處的垂直彎矩；M=7.06X 106其余的尺寸如圖示4.1.2de?e,目胃口上蓋板和腹板角鋼的連接焊縫受力計算1.上蓋板角鋼連接焊縫受剪，其值為:Q二H -b 2.5(H -b) di2212 25012 500 粵12500=172500N500 - 65 2.5(500-65) 1622.腹板角鋼的連接焊縫同時受拉和受彎，其值分別為:n(H -b - a1)N 腹二1A n拉H -b=6 (500 -65 -185) 12500 =43100N500 - 65n22 a2i 1 一乂腹=N拉H -b2(18511545 ) 12500 =2843000Nmm500 -654.2計算螺栓和焊縫的強度4.2.1 螺栓的強度校核1.精制螺栓的許用抗剪承載力:n剪"d iN 剪=t4_2 3 3 14 1 8135003_13500 =103007.7N42.螺栓的許用抗拉承載力二d 一 _2一 hb 八 h、 0.6 4343、式中一I =（l +） =（7 + 一） r 1N 拉=一a 4一 ._23.12626 1.613500 =27129.6N式中q=13500N/cm2 5=13500N/cm2由1表 25-5 查得由于Nti<N拉,N剪<N剪則有所選的螺栓符合強度要求4.2.2焊縫的強度校核1 .對腹板由彎矩M產生的焊縫最大剪應力:Mb 284300 432.后 =15458.7N/ cm=395.4焊縫的慣性矩2I 2 395.4其余尺寸見圖2 .由剪力Q產生的焊縫剪應力:bh11423743 0.62=4427.7N/ cm2折算剪應力:=. M Q = 15458.72 4427.72=16079.6 N/ cm 2< =17000 N/ cm由1表25-3查得式中h焊縫的計算厚度取h=6mm3 .對上角鋼的焊縫N 1776.82,=211.5 N/ cm <2lh 2 7 0.6由上計算符合要求焦作大學機電系畢業(yè)設計第五章焊接工藝設計5焊接工藝設計對橋式起重機來說，其橋架結構主要是由很多鋼板通過焊接的方法連接在一起, 焊接的工藝的正確與否直接影響橋式起重機的力學性能和壽命。角焊縫常用的確定焊角高度的方法5-1角焊縫最小厚度為：a>0.3 6max+16max為焊接件的較大厚度，但焊縫最小厚度不小于4mm當焊接件的厚度小于4mm寸，焊縫厚度與焊接件的厚度相同。角焊縫的厚度還不應該大于較薄焊接件的厚度的1.2倍，即：a< 1.2 6min按照以上的計算方法可以確定端梁橋架焊接的焊角高度a=6mm.在端梁橋架連接過程中均采用手工電弧焊，在焊接的過程中焊縫的布置很關鍵，橋架的焊縫有很多地方密集交叉在設計時應該避免如圖5-1 (a)、5-1 (b)示35上蓋板小筋板彎板5-2 (a)5-2 (b)定位板和彎板的焊接時候，由于定位板起導向作用，在焊接時要特別注意，焊角 高度不能太高，否則車輪組在和端梁裝配的時，車輪組不能從正確位置導入，焊 接中采用E5015 (J507)焊條，焊條直徑d=3.2mm焊接電流160A,焊角高度最大 4 mm。如圖5-2位彎板和定位板的焊接5-3角鋼和腹板、上蓋板的焊接采用的是搭接的方法， 在焊好后再將兩段端梁拼 在一塊進行鉆孔。由于所用的板材厚度大部分都小于 10mm，在焊接過程中都不開坡口進行焊接。主要焊縫的焊接過程如下表:焊接順序焊接名稱焊接方法接頭形式焊接工藝1小筋板一腹板手工電弧焊雙面角接不開坡口，采用 E5015J507）焊條, 焊條直徑d=4mm, 焊接電流160210A2筋板一腹板手工電弧焊雙面角接同上3端面板一腹板手工電弧焊雙面角接同上4定位板一彎板手工電弧焊搭接不開坡口，采用 E5015J507）焊條, 焊條直徑 d=3.2mm焊接電流 160A彎板一腹板手工電弧焊雙面角接不開坡口，采用 E5015J507）焊條, 焊條直徑d=4mm, 焊接電流160 210A5鋼鋼一腹板手工電弧焊搭接同上鋼鋼一上蓋板手工電弧焊搭接同上6腹板一大筋板手工電弧焊角接同上7卜蠱板一腹板手工電弧焊雙面角接同上8大筋板一卜盍板手工電弧焊角接同上9上蓋板一腹板手工電弧焊角接同上10大筋板一上蓋板手工電弧焊角接同上焦作大學機電系畢業(yè)設計參考文獻參考文獻1起重機設計手冊 起重機設計手冊編寫組，機械工業(yè)出版社， 1980 2機械設計師手冊 吳宗澤主編，機械工業(yè)出版社，20023起重機課程設計 北京鋼鐵學院編，冶金工業(yè)出版社，19824焊接手冊 中國機械工程學會焊接學會編，機械工業(yè)出版社，199236焦作大學機電系畢業(yè)設計致謝致謝首先向機電工程系的全體老師表示衷心的感謝，在這三年的時間里，他們?yōu)?我們的成長和進步做出了貢獻。在這次畢業(yè)設計中，有許多老師給予了指導和幫 助，尤其是盧杉老師和張曙靈老師，在這次畢業(yè)設計的整個過程中，給了我們很大幫助，做為我們的輔導老師，盡職盡責，一絲不茍。至此，這次畢業(yè)設計也將告以段落，但老師的教誨卻讓人終生難忘，通過這 次畢業(yè)設計，不但使我學到了知識，也讓我學到了許多的道理，總之是受益匪淺。盡管我在畢業(yè)設計過程中做出了很多的努力，但由于我的水平有限，設計中 的錯誤和不當之處仍在所難免，望老師提出寶貴的意見。最后，向文中引用到其學術論著及研究成果的學術前輩與同行們致謝！再次向敬愛的老師表示衷心的感謝！37