起重機畢業(yè)設計

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文檔簡介

1、　　1緒論　　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,在橋架上運行起重小車,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。　　起重機設計的總體方案 &

2、lt;/p>　　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：<

3、;/p>　　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

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，主梁通常會產生下?lián)献冃?，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

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

6、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(jīng)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

7、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

8、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.大車運行機構的設計　　2.1設計的基本原則和要求</p&

9、gt;　　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

10、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</p

11、>　　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：

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構的零部件時應該注意以幾點：　　1. 因為大車運行機構要安

13、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?，機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

14、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)間到兩個節(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)：<

15、/b>　　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Gxc=40KN，橋架采用箱形結構。　　計算過程如下：　　2.2.1確定機構的傳

16、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

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

21、的等效載荷：　　Qd=Φ2·Q=0.6*100000=60000N 　　式中Φ2—等效系數(shù)，由[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HB>320時，[jd] =160000-200000N/cm2，因此滿足疲勞強度計算。　　2）.強度校核　　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　　按點接觸情況進行強度校核的接觸應力：　　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<

33、;b>　　電動機靜功率：　　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驅動電動機的臺數(shù)　　初選電動機功率：　　N=Kd*Nj=1.3*2.54=3.3KW　　式中Kd-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Y

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

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JC%=25時，K25=0.75　　r—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：

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

38、7.3rpm　　機構傳動比：　　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-

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驅動電動機臺數(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　　機構總飛輪矩:　　(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。　　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/--運行機構中,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.以下按三種情況計算.　　1.兩臺電動機空載時同時驅動：&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,故兩臺電動機空載啟動不會打滑　　2.事故狀態(tài)&l

51、t;/b>　　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=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=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:　　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：　　==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，故其扭轉應力為：　　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矩相同），所以許用扭轉應力為：　　=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] 故疲勞強度驗算通過。　　2）.靜強度的計算</

66、p>　　計算強度扭矩：　　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>　　扭轉應力：　　==3800N/cm2　　許用扭轉剪應力：　　N/cm2　　<[]II,故強度驗算通過。　　高速軸

68、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　　W動= 　　G—帶載起重機的重量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—制動器的制動力矩換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

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生的最大彎矩為：　　Mzmax=RAa1=117699×60=7.06×106N　　a1—導電

79、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：　　=Sa1　　式中：S—車輪側向載荷，S=P；　　—側壓系數(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)：　　==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力： 　　==2965+489=3454N/cm2　　端梁中間截面的剪應力：　　==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力：　　=4057.6N/cm2　　端梁支承截面的剪應力：　　=6827.4 N/cm2　　端梁支承截面的合成應力：　　=1

91、2501.5 N/cm2　　端梁材料的許用應力：　　[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　　驗算強度結果，所有計算應力均小于材料的許用應力，故端梁的強度滿足要求。　　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力：　　=4929.8 N/cm2

95、　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

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。　?。╝）</

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度　　4.2.1 螺栓的強度校核　　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：　　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產生的焊縫剪應力：　　Q=&l

106、t;/p>　　==4427.7N/ cm2　　折算剪應力：　　==　　=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

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　　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㎜。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：　　參考文獻

113、　　[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，2002　　[3] 起重機課程設計北京鋼鐵學院編，冶金工業(yè)出版社，1982　　[4] 焊接手冊中國機械工程學會焊接學會編，機械工業(yè)出版

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