起重機(jī)畢業(yè)設(shè)計說明書

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文檔簡介

1、　　1緒論　　起重機(jī)的介紹　　箱形雙梁橋式起重機(jī)是由一個有兩根箱形主梁和兩根橫向端梁構(gòu)成的雙梁橋架,在橋架上運行起重小車,可起吊和水平搬運各類物體,它適用于機(jī)械加工和裝配車間料場等場合。　　起重機(jī)設(shè)計的總體方案 &

2、lt;/p>　　本次起重機(jī)設(shè)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(jī)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：<

3、;/p>　　主梁的設(shè)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(jī)構(gòu)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

4、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(chǎn)生下?lián)献冃?，但加工和裝配時采用預(yù)制上拱。　　小車的設(shè)計：　　小車主要有起升機(jī)構(gòu)、運行機(jī)構(gòu)和小車架組成。　　起升機(jī)構(gòu)采用閉式傳動方案，電動機(jī)軸與二級

5、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(jī)構(gòu)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(jī)裝在小車架的臺面上，由于電動機(jī)軸和車輪軸不在同一個平面上，所以運行機(jī)構(gòu)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(jī)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

6、的半齒聯(lián)軸器的連接方式。　　小車架的設(shè)計，采用粗略的計算方法，靠現(xiàn)有資料和經(jīng)驗來進(jìn)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(shè)計：　　端梁部分在起重機(jī)中有著重要的作用，它是承載平移運輸?shù)年P(guān)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

7、板組成；端梁是由兩段通過連接板和角鋼用高強(qiáng)螺栓連接而成。在端梁的內(nèi)部設(shè)有加強(qiáng)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(jī)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(jī)進(jìn)行介紹，確定了其總體方案并

8、進(jìn)行了一些簡單的分析。箱形雙梁橋式起重機(jī)具有加工零件少，工藝性好、通用性好及機(jī)構(gòu)安裝檢修方便等一系列的優(yōu)點，因而在生產(chǎn)中得到廣泛采用。我國在5噸到10噸的中、小起重量系列產(chǎn)品中主要采用這種形式，但這種結(jié)構(gòu)形式也存在一些缺點：自重大、易下?lián)希谠O(shè)計和制造時必須采取一些措施來防止或者減少。　　2.大車運行機(jī)構(gòu)的設(shè)計　　2.1設(shè)計的基本原則和要求</p&

9、gt;　　大車運行機(jī)構(gòu)的設(shè)計通常和橋架的設(shè)計一起考慮，兩者的設(shè)計工作要交叉進(jìn)行，一般的設(shè)計步驟：　　1. 確定橋架結(jié)構(gòu)的形式和大車運行機(jī)構(gòu)的傳方式　　2. 布置橋架的結(jié)構(gòu)尺寸　　3. 安排大車運行機(jī)構(gòu)的具體位置和尺寸　　4. 綜合考慮二者的關(guān)系和完成

10、部分的設(shè)計 　　對大車運行機(jī)構(gòu)設(shè)計的基本要求是：　　1. 機(jī)構(gòu)要緊湊，重量要輕　　2. 和橋架配合要合適，這樣橋架設(shè)計容易，機(jī)構(gòu)好布置　　3. 盡量減輕主梁的扭轉(zhuǎn)載荷，不影響橋架剛度　　4. 維修檢修方便，機(jī)構(gòu)布置合理</p

11、>　　2.1.1機(jī)構(gòu)傳動方案　　大車機(jī)構(gòu)傳動方案，基本分為兩類：　　分別傳動和集中傳動，橋式起重機(jī)常用的跨度（10.5-32M）范圍均可用分別傳動的方案本設(shè)計采用分別傳動的方案。　　2.1.2大車運行機(jī)構(gòu)具體布置的主要問題：

12、　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(jī)構(gòu)的零部件時應(yīng)該注意以幾點：　　1. 因為大車運行機(jī)構(gòu)要安

13、裝在起重機(jī)橋架上，橋架的運行速度很高，而且受載之后向下?lián)锨?，機(jī)構(gòu)零部件在橋架上的安裝可能不十分準(zhǔn)確，所以如果單從保持機(jī)構(gòu)的運動性能和補償安裝的不準(zhǔn)確性著眼，凡是靠近電動機(jī)、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(zhuǎn)載荷，應(yīng)該使機(jī)構(gòu)零件盡量靠近主梁而遠(yuǎn)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

14、大車運行機(jī)構(gòu)應(yīng)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(jī)構(gòu)的平臺減小，占用橋架的一個節(jié)間到兩個節(jié)間的長度，總之考慮到橋架的設(shè)計和制造方便。　　4. 制動器要安裝在靠近電動機(jī)，使浮動軸可以在運行機(jī)構(gòu)制動時發(fā)揮吸收沖擊動能的作用。　　2.2 大車運行機(jī)構(gòu)的計算　　已知數(shù)據(jù)：<

15、/b>　　起重機(jī)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(jī)構(gòu)運行持續(xù)率為JC%=25，起重機(jī)的估計重量G=168KN，小車的重量為Gxc=40KN，橋架采用箱形結(jié)構(gòu)。　　計算過程如下：　　2.2.1確定機(jī)構(gòu)的傳

16、動方案　　本起重機(jī)采用分別傳動的方案如圖（2-1）　　大車運行機(jī)構(gòu)圖（2-1）　　1—電動機(jī) 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(qiáng)度

17、　　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：　　Pmax=　　= 　　=95.6KN

18、　　空載時最大輪壓：　　P‘max=　　=　　=50.2KN

19、;　　空載時最小輪壓：　　P‘min=　　=　　=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=1.5

20、m　　載荷率：Q/G=100/168=0.595　　由[1]表19-6選擇車輪：當(dāng)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(qiáng)度的計算　　疲勞強(qiáng)度計算時

21、的等效載荷：　　Qd=Φ2·Q=0.6*100000=60000N 　　式中Φ2—等效系數(shù)，有[1]表4-8查得Φ2=0.6　　車論的計算輪壓：　　Pj= KCI· r ·Pd<

22、;/p>　　=1.05×0.89×77450　　=72380N　　式中：Pd—車輪的等效輪壓　　Pd=　　=&

23、lt;/p>　　=77450N　　r—載荷變化系數(shù)，查[1]表19-2，當(dāng)Qd/G=0.357時，r=0.89　　Kc1—沖擊系數(shù)，查[1]表19-1。第一種載荷當(dāng)運行速度為V=1.5m/s時，Kc1=1.05　　根據(jù)點接觸情況計算疲勞接觸應(yīng)力：&

24、lt;/p>　　j=4000　　=4000　　=13555Kg/cm2　　j =135550N/cm2　　式中r-軌頂弧形半徑，由[3]附錄22查得r=300mm，對于

25、車輪材料ZG55II，當(dāng)HB>320時，[jd] =160000-200000N/cm2，因此滿足疲勞強(qiáng)度計算。　　2）.強(qiáng)度校核　　最大輪壓的計算：　　Pjmax=KcII·Pmax<p&g

26、t;　　=1.1×95600　　=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(jìn)行強(qiáng)度校核的接觸應(yīng)力：　　jmax=</p

27、>　　=　　=15353Kg/cm2　　jmax =153530N/cm2　　車輪采用ZG55II，查[1]表19-3得，HB>320時， [j]=240000-300000N/cm2，　　jmax

28、 < [j]　　故強(qiáng)度足夠。　　2.2.3 運行阻力計算　　摩擦總阻力距　　Mm=β（Q+G）（K+μ*d/2）　　由[1]表19-4 Dc=500

29、mm車輪的軸承型號為：22220K，軸承內(nèi)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=0.0006m，軸承摩擦系數(shù)μ=0.02，附加阻力系數(shù)β=1.5，代入上式中：　　當(dāng)滿載時的運行阻力矩：　　Mm（Q=Q）= Mm(Q=Q)=(Q+G)( +)

30、 =1.5（100000+168000）×（0.0006+0.02×0.14/2）　　=804N·m 　　運行摩擦阻力：　　Pm（Q=Q）==&l

31、t;p>　　=3216N　　空載時：　　Mm（Q=0）=β×G×（K+μd/2）　　=1.5×168000×（0.0006+0.02×0.14/2）<p

32、>　　=504N　　P m（Q=0）= Mm（Q=0）/（Dc/2）　　=504×2/0.5　　=2016N　　2.2.4選擇電動機(jī)<

33、;b>　　電動機(jī)靜功率：　　Nj=Pj·Vdc/（60·m· ）　　=3216×90/60/0.95/2=2.54KW　　式中Pj=Pm（Q=Q）—滿載運行時的靜阻力　　(P m（Q=0）=2016N)&l

34、t;/p>　　m=2驅(qū)動電動機(jī)的臺數(shù)　　初選電動機(jī)功率：　　N=Kd*Nj=1.3*2.54=3.3KW　　式中Kd-電動機(jī)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(jī)Y

35、R160M-8；Ne=4KW，n1=705rm，（GD2）=0.567kgm2，電動機(jī)的重量Gd=160kg　　2.2.5 驗算電動機(jī)的發(fā)熱功率條件　　等效功率：　　Nx=K25·r·Nj　　=0.75×

36、1.3×2.54　　=2.48KW　　式中K25—工作類型系數(shù)，由[1]表8-16查得當(dāng)JC%=25時，K25=0.75　　r—由[1]按照起重機(jī)工作場所得tq/tg=0.25，由[1]圖8-37估得r=1.3　　由此可知：

37、Nx<Ne,故初選電動機(jī)發(fā)熱條件通過。　　選擇電動機(jī)：YR160M-8　　2.2.6 減速器的選擇　　車輪的轉(zhuǎn)數(shù)：　　nc=Vdc/（π·Dc）　　=90/3.14/0.5=5

38、7.3rpm　　機(jī)構(gòu)傳動比：　　i。=n1/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(dāng)輸入轉(zhuǎn)速為750rpm，可見Nj<[N]中級。(電動機(jī)發(fā)熱條件通過,減速器：ZLZ-

39、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=Vdc· i。/ i?！?lt;/p>　　=90×12.3/12.5=88.56m/min<p&

40、gt;　　誤差：　　ε=（Vdc- V‘dc）/ Vdc　　=（90-88.56）/90×100%=1.6%<15%合適　　實際所需的電動機(jī)功率：　　N‘j=Nj·V‘dc/ Vdc&

41、lt;p>　　=2.54×88.56/90=2.49KW　　由于N‘j<Ne,故所選的電動機(jī)和減速器都合適　　2.2.8 驗算起動時間　　起動時間：　　Tp=</p&g

42、t;　　式中n1=705rpm　　m=2驅(qū)動電動機(jī)臺數(shù)　　Mq=1.5×975×N/n1　　=1.5×975×4/705=82.9N·m　　滿載時運行靜阻力矩：

43、;　　Mj（Q=Q）=　　==67.7N·m　　空載運行時靜阻力矩：　　Mj（Q=0）=　　==42.4N·m</

44、b>　　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(jī)構(gòu)總飛輪矩:　　(GD2)1=(GD2)ZL+(GD2)L+(GD2)d　　=5

45、.67+0.78=6.45 N·m　　滿載起動時間:　　t= 　　=　　=8.91s&

46、lt;p>　　空載啟動時間:　　t= =　　=5.7s　　起動時間在允許范圍內(nèi)。　　2.2.9 起動工況下校核減速器功率<

47、p>　　起動工況下減速器傳遞的功率:　　N=　　式中Pd=Pj+Pg=Pj+　　=3216+=7746.2N　　m/--運行機(jī)構(gòu)中,同一級傳動減速器的個數(shù),m/=2.　　因此N= =5

48、.89KW　　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(jī)室內(nèi)使用,故坡度阻力及風(fēng)阻力不考慮在內(nèi).以下按三種情況計算.　　1.兩臺電動機(jī)空載時同時驅(qū)動：&l

49、t;b>　　n=>nz　　式中p1=　　=33.8+50.2=84KN---主動輪輪壓　　p2= p1=84KN----從動輪輪壓　　f=0.2-----粘著系數(shù)(室內(nèi)工作)</p&g

50、t;　　nz—防止打滑的安全系數(shù).nz1.05~1.2　　n = 　　=2.97　　n>nz,故兩臺電動機(jī)空載啟動不會打滑　　2.事故狀態(tài)&l

51、t;/b>　　當(dāng)只有一個驅(qū)動裝置工作,而無載小車位于工作著的驅(qū)動裝置這一邊時,則　　n=nz　　式中p1==50.2KN----主動輪輪壓　　p2=2+<p&g

52、t;　　=2×33.8+50.2=117.8KN---從動輪輪壓　　---一臺電動機(jī)工作時空載啟動時間　　=　　=13.47 s　　n= =2.94

53、　　n>nz,故不打滑.　　3.事故狀態(tài)　　當(dāng)只有一個驅(qū)動裝置工作,而無載小車遠(yuǎn)離工作著的驅(qū)動裝置這一邊時,則　　n=nz　　式中P1==33.8K

54、N---主動輪輪壓　　P2=2=33.8+2*50.2=134.2KN---從動輪輪壓　　= 13.47 S —與第(2)種工況相同　　n=　　=1.89 故也不會打滑

55、　結(jié)論:根據(jù)上述不打滑驗算結(jié)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:　　Mz=　　式中

56、　　=　　=-19.2N·m　　Pp=0.002G=168000×0.002=336N　　Pmin=G</p&g

57、t;　　==1344N　　M=2----制動器臺數(shù).兩套驅(qū)動裝置工作　　Mz=　　=41.2 N·m　　現(xiàn)選用兩臺YWZ-20

58、0/25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(diào)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(jī)構(gòu)的高速軸和低速軸都采用浮動軸.　　1.機(jī)構(gòu)高速軸上的計算扭矩：　　==110

59、.6×1.4=154.8 N·m　　式中MI—連軸器的等效力矩.　　MI==2×55.3=110.6 N·m　　—等效系數(shù) 取=2查[2]表2-7　　Mel=9.75*=55.3 N·m<p

60、>　　由[2]表33-20查的:電動機(jī)Y160M1-8,軸端為圓柱形,d1=48mm,L=110mm;由[2]19-5查得ZLZ-160-12.5-iv的減速器,高速軸端為d=32mm,l=58mm,故在靠電機(jī)端從由表[2]選聯(lián)軸器ZLL2（浮動軸端d=40mm;[MI]=630N·m,(GD2)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

61、軸端直徑為d=32mm;[MI]=630 N·m, (GD2)L=0.015Kg·m, 重量G=8.6Kg. 　　高速軸上轉(zhuǎn)動零件的飛輪矩之和為： 　　(GD2)ZL+(GD2)L=0.063+0.015=0.078 Kg·m　　與原估算的基本相符，故不需要再算。<

62、/p>　　2.低速軸的計算扭矩：　　=154.8×15.75×0.95=2316.2 N·m　　2.2.13 浮動軸的驗算　　1）.疲勞強(qiáng)度的計算　　低速浮動軸的等效力矩：

63、　　MI=Ψ1?Mel?i　　=1.4×55.3×12.5×0.95=919.4N?m　　式中Ψ1—等效系數(shù)，由[2]表2-7查得Ψ1=1.4　　由上節(jié)已取得浮動軸端直徑D=60mm，故其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為：　　N/cm2</

64、b>　　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(zhuǎn)矩相同），所以許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為：　　=4910 N/cm2　　式中，材料用45號鋼，取b=60000 N/cm2; s=30000N/cm2,則-1=0.22b=0.22×60000=13200N/cm2；s=0.6s=0.6×

65、30000=18000N/cm2　　K=KxKm=1.6×1.2=1.92　　考慮零件的幾何形狀表面狀況的應(yīng)力集中系數(shù)Kx=1.6，Km=1.2，nI=1.4—安全系數(shù)，由[2]表2-21查得n<[-1k] 故疲勞強(qiáng)度驗算通過。　　2）.靜強(qiáng)度的計算</

66、p>　　計算強(qiáng)度扭矩：　　Mmax=Ψ2?Mel?i　　=2.5×55.3×12.5×0.95=1641.7 N?m　　式中Ψ2—動力系數(shù)，查[2]表2-5的Ψ2=2.5<

67、;b>　　扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：　　==3800N/cm2　　許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力：　　N/cm2　　<[]II,故強(qiáng)度驗算通過。　　高速軸

68、所受扭矩雖比低速軸小，但強(qiáng)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(jī)的動能　　W動= 　　G—帶載起重機(jī)的重量G=168000+100000×0.1<p&g

69、t;　　=178000N　　V0—碰撞時的瞬時速度，V0=（0.3～0.7）Vdx　　g—重力加速度取10m/s2　　則W動= 　　=5006.25 N m

70、;　　2. 緩沖行程內(nèi)由運行阻力和制動力消耗的功　　W阻=（P摩+P制）S　　式中P摩—運行阻力，其最小值為　　Pmin=Gf0min=178000×0.008=1424N　　f0min—最小摩擦阻力系數(shù)可取f0min=0.008<

71、p>　　P制—制動器的制動力矩?fù)Q算到車輪踏面上的力，亦可按最大制動減速度計算　　P制==17800×0.55=9790N　　=0.55 m /s2　　S—緩沖行程取S=140 mm　　因此W阻=（1424+9790）×0.14=1569.96N

72、m　　3. 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(yīng)該具有的緩沖容量為：　　=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=

73、120 mm，d=30 mm　　3.端梁的設(shè)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,<p&g

74、t;　　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的車輪組尺寸，確定端梁蓋板寬度和腹板的高度時，首先應(yīng)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(jié)果，車輪輪緣距上蓋板底面為25mm;車輪兩側(cè)面距離支承處兩下蓋板內(nèi)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

75、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=（～）L=（～）×16.5=2.06～3.3m　　取K=3300㎜

76、　端梁的高度 H0=（0.4～0.6）H主取H0=500㎜　　確定端梁的總長度L=4100㎜　　3.2 端梁的計算　　1.計算載荷的確定　　設(shè)兩根主梁對端梁的作用力Q(G+P)max相等，則端梁

77、的最大支反力：　　RA=　　式中 K—大車輪距，K=330cm　　Lxc—小車輪距，Lxc=200cm　　a2—傳動側(cè)車輪軸線至主梁中心線的距離，取a2=70 cm　　=11

78、4237N　　因此RA= =117699N 　　2.端梁垂直最大彎矩　　端梁在主梁支反力作用下產(chǎn)生的最大彎矩為：　　Mzmax=RAa1=117699×60=7.06×106N　　a1—導(dǎo)電

79、側(cè)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(cè)向載荷下產(chǎn)生的最大水平彎矩：　　=Sa1　　式中：S—車輪側(cè)向載荷，S=P；　　—側(cè)壓系數(shù)，

80、由圖2-3查得，=0.08；　　P—車輪輪壓，即端梁的支反力P=RA　　因此：　　=RAa1　　=0.08×117699×60=564954N·cm

81、;　　2）.端梁因小車在起動、制動慣性載荷作用下而產(chǎn)生的最大水平彎矩：　　=a1　　式中—小車的慣性載荷：= P1=37000/7=5290N　　因此：　　==327018

82、N·cm　　比較和兩值可知，應(yīng)該取其中較大值進(jìn)行強(qiáng)度計算。　　4.端梁的強(qiáng)度驗算　　端梁中間截面對水平重心線X-X的截面模數(shù)：　　==2380.8

83、;　　端梁中間截面對水平重心線X-X的慣性矩：　　=2380.8 =59520　　端梁中間截面對垂直重心線Y-Y的截面模數(shù)：　　=1154.4　　端梁中間截面對水平重心線X-X的半面積矩： &

84、lt;b>　　==1325.6　　端梁中間截面的最大彎曲應(yīng)力： 　　==2965+489=3454N/cm2　　端梁中間截面的剪應(yīng)力：　　==2120 N/cm2　　端梁支承截面對水平重心線X-X的慣性矩

85、、截面模數(shù)及面積矩的計算如下： 　　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： 　　C1= =5.74 cm　　水平重心線距腹板中線的距離：　　C2=5.74-0.5-0.5×12.7&l

86、t;/p>　　=-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

87、慣性矩： 　　=×40×13+40×1×5.742+2××12.73×0.6+2×12.7×0.6×1.112+2×11×1.23+2×11×1.2×8.062=3297cm4

88、　　端梁支承截面對水平重心線X-X的最小截面模數(shù)：　　=×　　=3297×　　=406.1 cm3　　端梁支承截面水平重心線X-X下部半面積矩：<

89、p>　　=2×11×1.2×8.06+（8.06-0.6）×0.6×（8.06-0.6）/2　　=229.5 cm3　　端梁支承截面附近的彎矩：　　=RAd=117699×14=1647786Ncm<

90、b>　　式中—　　端梁支承截面的彎曲應(yīng)力：　　=4057.6N/cm2　　端梁支承截面的剪應(yīng)力：　　=6827.4 N/cm2　　端梁支承截面的合成應(yīng)力：　　=1

91、2501.5 N/cm2　　端梁材料的許用應(yīng)力：　　[d]II=(0.80～0.85) []II　　=(0.80～0.85)16000=12800～13600 N/cm2　　[d]II=(0.80～0.85) []II　　= (0

92、.80～0.85)9500 =7600～8070 N/cm2　　驗算強(qiáng)度結(jié)果，所有計算應(yīng)力均小于材料的許用應(yīng)力，故端梁的強(qiáng)度滿足要求。　　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：&

93、lt;p>　　=40×1×5.74=229.6 cm3　　端梁上蓋板翼緣焊縫的剪應(yīng)力：　　=4878.8 N/cm2 　　式中n1—上蓋板翼緣焊縫數(shù)；　　hf—焊肉的高度，取hf=0.6 cm　　3.3.

94、2 下蓋板翼緣焊縫的剪應(yīng)力驗算　　端梁支承截面下蓋板對水平重心線X-X的面積矩：　　=2×12×1.2×8.06=232.128 cm3　　端梁下蓋板翼緣焊縫的剪應(yīng)力：　　=4929.8 N/cm2

95、　由[1]表查得[]=9500 N/cm2，因此焊縫計算應(yīng)力滿足要求。　　4 端梁接頭的設(shè)計　　4.1 端梁接頭的確定及計算　　端梁的安裝接頭設(shè)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

96、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，其連接螺栓基本不受力。同時在下蓋板與連接板鉆孔是應(yīng)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。　　（a）</

97、p>　　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=　　=

98、;　　=12500N　　2.下腹板每個螺栓所受的剪力相等，其值為：　　N剪=　　=　　=7200N

99、　　式中n0—下蓋板一端總受剪面數(shù)；n0=12　　N剪 —下蓋板一個螺栓受剪面所受的剪力：　　n—一側(cè)腹板受拉螺栓總數(shù)；n=12　　d1—腹板上連接螺栓的直徑（靜截面） 　　d0—下腹板連接螺栓的直徑；d1=16mm&l

100、t;/p>　　H—梁高；H=500 mm　　M—連接處的垂直彎矩；M=7.06×106　　其余的尺寸如圖示　　4.1.2 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

101、：　　Q=　　==172500N　　2.腹板角鋼的連接焊縫同時受拉和受彎，其值分別為：　　N腹=

102、　= =43100N　　M腹=　　==2843000Nmm　　4.2 計算螺栓和焊縫的強(qiáng)度　　4.2.1 螺栓的強(qiáng)度校核　　1.精制螺栓的許用抗剪承載力：

103、;　　[N剪]= 　　= =103007.7N 　　2.螺栓的許用抗拉承載力　　[N拉]= 　　==27129.6N　　式中[]=1

104、3500N/cm2 []=13500N/cm2 由[1]表25-5查得　　由于N拉<[N拉] ,N剪<[N剪] 則有所選的螺栓符合強(qiáng)度要求　　4.2.2 焊縫的強(qiáng)度校核　　1.對腹板由彎矩M產(chǎn)生的焊縫最大剪應(yīng)力：　　M===15458.7N/ cm2&

105、lt;/p>　　式中—I≈　　=395.4 ——焊縫的慣性矩　　其余尺寸見圖　　2.由剪力Q產(chǎn)生的焊縫剪應(yīng)力：　　Q=&l

106、t;/p>　　==4427.7N/ cm2　　折算剪應(yīng)力：　　==　　=16079.6 N/ cm2<[]=17000 N/ cm2　　[]由[1]表25-3查得

107、　　式中h—焊縫的計算厚度取h=6mm　　3.對上角鋼的焊縫　　===211.5 N/ cm2<[]　　由上計算符合要求。　　5

108、焊接工藝設(shè)計　　對橋式起重機(jī)來說，其橋架結(jié)構(gòu)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(jī)的力學(xué)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

109、最小厚度為：　　a≥0.3max+1　　max為焊接件的較大厚度，但焊縫最小厚度不小于4mm，當(dāng)焊接件的厚度小于4mm時，焊縫厚度與焊接件的厚度相同。　　角焊縫的厚度還不應(yīng)該大于較薄焊接件的厚度的1.2倍，即:　　a≤1.2min&l

110、t;/b>　　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(guān)鍵，橋架的焊縫有很多地方密集交叉在設(shè)計時應(yīng)該避免如圖5-1（a）、5-1（b）示　　5-2（a）<

111、;p>　　5-2（b）　　定位板和彎板的焊接時候，由于定位板起導(dǎo)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(dǎo)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㎜。如圖5-2位彎板和定位板的焊接

112、　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(jìn)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(jìn)行焊接。　　主要焊縫的焊接過程如下表：　　參考文獻(xiàn)

113、　　[1] 起重機(jī)設(shè)計手冊《起重機(jī)設(shè)計手冊》編寫組，機(jī)械工業(yè)出版社，1980　　[2] 機(jī)械設(shè)計師手冊吳宗澤主編，機(jī)械工業(yè)出版社，2002　　[3] 起重機(jī)課程設(shè)計北京鋼鐵學(xué)院編，冶金工業(yè)出版社，1982　　[4] 焊接手冊中國機(jī)械工程學(xué)會焊接學(xué)會編，機(jī)械工業(yè)出版

114、社，1992　　致謝　　首先向機(jī)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)槲覀兊某砷L和進(jìn)步做出了貢獻(xiàn)。在這次畢業(yè)設(shè)計中，有許多老師給予了指導(dǎo)和幫助,尤其是盧杉老師和張曙靈老師，在這次畢業(yè)設(shè)計的整個過程中，給了我們很大幫助,做為我們的輔導(dǎo)老師，盡職盡責(zé)，一絲不茍。

115、;　　至此，這次畢業(yè)設(shè)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(shè)計，不但使我學(xué)到了知識，也讓我學(xué)到了許多的道理，總之是受益匪淺。　　盡管我在畢業(yè)設(shè)計過程中做出了很多的努力，但由于我的水平有限，設(shè)計中的錯誤和不當(dāng)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(xué)術(shù)論著及研究成果的學(xué)術(shù)前輩與同行們致謝！&

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