橋式起重機的主起升機構(gòu)設(shè)計

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1、焦作大學機電系畢業(yè)設(shè)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(gòu)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(shè)計的總體方案 本次起重機設(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(shè)計： 主梁跨

2、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(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?形，但加工和裝配時采用預(yù)制上拱。 小車的設(shè)計： 小車主要有起升機構(gòu)、運行機構(gòu)和小車架組成。 起升機構(gòu)采用閉式傳動方案，電動機軸與二級圓柱齒輪減速

3、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(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(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(shè)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(shè)計： 端梁部分在起重機中有著重要的作用，它是承載平移運

4、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(nèi)部設(shè)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(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

5、、 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 **大學機電系畢業(yè)設(shè)計 第二章大車運行機構(gòu)的設(shè)計 2.大車運行機構(gòu)的設(shè)計 2.1 設(shè)計的基本原則和要求 大車運行機構(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 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 .安排大車運行機構(gòu)的具體位置和尺寸 4 .綜合考慮二者的關(guān)系和完成部分的設(shè)計 對大車運行機構(gòu)設(shè)計的基本要求是： 1 .機構(gòu)要緊湊，重量要輕 2 .和橋架配合

6、要合適，這樣橋架設(shè)計容易，機構(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，機構(gòu)布置合理 2.1.1 機構(gòu)傳動方案 大車機構(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 大車運行機構(gòu)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(gòu)的零部件時應(yīng)該注意以幾點： 1 .因為大車運行機構(gòu)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?，機構(gòu)零部件在橋

7、架上的安裝可能不十分準確， 所以如果單從 保持機構(gòu)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(zhuǎn)載荷，應(yīng)該使機構(gòu)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(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，使安裝運行機構(gòu)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(shè)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(gòu)制動時發(fā)揮吸收 沖擊動能的作用。 2.2大車運行機構(gòu)的計算 已知數(shù)據(jù)： 起重機的

8、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(gòu)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(jié)構(gòu)。 計算過程如下： 2.2.1 確定機構(gòu)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(gòu)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 G

9、xc L -e Pna= 4 2 L 二 168-40 100 40 .16.5 -1.5 16.5 =95.6KN 空載時最大輪壓： 「 G - Gxc Gxc L — e P ma)= 4 2 L 168-40 40 16.5 -1.5 = - 4 2 16.5 =50.2KN 空載時最小輪壓： ,_ G - Gxc Gxc e P min= 4 2 L 168-40 40 1.5 = - 4 2 16.5 =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

10、］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①2一等效系數(shù)，有［1］表4-8查得 ①2=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 -1.5 Pd= , 4 2 L 168-40 60 40 1

11、6.5-1.5 = - 4 2 16.5 =77450N r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(yīng)力： ；:.j =40003 Pj 2 1 ,Dc r …j F2~~rr =4000 3 72380 x 一十一 i 5 30 30 1 2 =13555Kg/cm2 2 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>3

12、20M, ［ 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(yīng)力： :-jmax= 3 Pj max 2 1 Dc r 22 1 f =3105160 — +— I 5 <50 30 J _ 2 =15353Kg/cm 2 二 jmax =153530N/cm 車輪采用 ZG55II,查［1］表 19-3 得，HB

13、>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(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=0.0006nl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

14、2 X 0.14/2 ) =804N ? m 運行摩擦阻力： Mm(Q = Q) 804 Pm (Q=Q = = — Dc 0.5 2 2 =3216N 空載時： Mm(Q=0 = B XGX (K+p d/2) =1.5 X168000X ( 0.0006+0.02 X 0.14/2 ) =504N P m (Q=。= Mm(Q=Q / ( Dc/2 ) =504 X 2/0.5 =2016N 2.2.4 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

15、=Q—滿載運行時的靜阻力 (P m (Q=。 =2016N) m=2驅(qū)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=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 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=0.75

16、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：Nx

17、.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

18、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 = i0 804 = =67.7N - m 12.5 0.95 空載運行時靜阻力矩： M M (Q=0 =一 i0 =42.4N ? m 12.5 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(gòu)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

19、q(Q ：Q) n1 375(m .Mq - Mj) 2、 mc(GD )/ (Q G)DC io r 705 375(2 829-67.7) (100000 168000) 0.25 2 1.15 6.45 12.5 12.5 0.95 =8.91s 空載啟動時間: t q (Q =0) n1 375(m，Mq - Mj) mc(GD2)/ (Q+G)DC1_ ?/2 i 0 705 375(2 82.9 -67.7) 168000 0.25 2 1.15 6.45 12,5 12.5 0.95 =5.7s 起動時間在允許范圍內(nèi)。

20、 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 *vdc 60 m/ 式中 Pd=P+Pg=P+Q__G—vdc― g 60tq(Q@ -100000 168000 =3216+ 10 60^ =7746,2N mi--運行機構(gòu)中，同一級傳動減速器的個數(shù)，m/=2. 7746.2 88.56 , 因止匕N= =5.89KW 60 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(nèi)使用，故坡度阻力及風阻力不考慮在內(nèi),以下按三種情況計 1.兩臺電

21、動機空載時同時驅(qū)動: n= G vdc g60tq Pif P2（k 」d） ； Pik 2 DC >nz 式中P產(chǎn)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(nèi)工作） nz一防止打滑的安全系數(shù).nz_1.05~1.2 3 84 103 0.2 o 84 103（0.0006 0.02 168M1C3M10 8856 1 （ x + 10 60 5.7 14） 1.5 84 103 0.0006 2 0.5 2 =2.97 n>nz,故兩臺電

22、動機空載啟動不會打滑 2.事故狀態(tài) 當只有一個驅(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= p1f nz G 5,P2（k」2）；P1k 60tq Dc 2 式中 P產(chǎn)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 17 1.15 0.645 */ 705 tq= q 375 4.24 16800 0.52 2~~2 12.5 0.95 =13.47 s n= 502

23、x0.2 168 8856 1178(00006 Q02 007)1.5 502 0.0006 70 60 1347 05 =2.94 n>nz,故不打滑. 3.事故狀態(tài) 當只有一個驅(qū)動裝置工作，而無載小車遠離工作著的驅(qū)動裝置這一邊時，則 n= R f G v/ P2(k 」d) ： p〔k vdc 2 d皈 DC 式中Pi= Pm/in =33.8KN---主動輪輪壓 P2=p\n +2pmax=33.8+2*50.2=134.2KN---從動輪輪壓 tq= 13.47 S 一與第 ⑵ 種工況相同 338 0.2 n= 168 8856 1342(0.0

24、006 0.02 TiS 338 0.0006 _ 2 10 60 1347 0.5 2 =1.89 故也不會打滑 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： 1 / n1 2 GDc2J】 Mz= —」M/+——1— mc(GD2)1 +—2^n > m j 375 % 一 i0 式中

25、 ( p p - pm min ) Dc 2io/ _ 336 -1344 0.5 0.95 一 2 12.5 =-19.2N? m Pp=0.002G=168000X 0.002=336N d Pmin=G (K+以金)石 c2 0.14 168000 (0.0006 0.02—) 0.5 2 =1344N M=2----制動器臺數(shù).兩套驅(qū)動裝置工作 一 1 Mz= 一1一19.2 + 2 705 375 5 2 1.15 0.645 2 168000 052 12.52 0.95

26、=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(diào)制 3.5 N ? m以下。 2.2.12 選擇聯(lián)軸器 根據(jù)傳動方案，每套機構(gòu)的高速軸和低速軸都采用浮動軸. 1 .機構(gòu)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2-7 Ml=9.75* 4000 =55.3 N - m 705 由［2］表33-2

27、0查的：電動機 Y160M1-8,軸端為圓柱形,d 1=48mm,L=110mrm ［2］19-5 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(zhuǎn)動零件的飛輪矩之和為： (GD2)zL+(GD)L=0.063+0.015

28、=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 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： 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(zhuǎn)應(yīng)力為： 91940 3 0.2 6 2 = 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(zhuǎn)矩相

29、同) ，所 以許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為： 二 1 13200 ■ = k nI 1.92 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%=0.22 X 60000=13200N/cm;中0.6 4=0.6 X 30000=18000N/cnn K=KK=1.6X 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) 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

30、=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(zhuǎn)應(yīng)力： Mii = W 164170 3 0.2 6 2 =3800N/cm 許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力: - S nH 18000 2 12860N/cm 1.4 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 2g G 一帶載起重機的重量 G=168000+100000 0.1 =178000N V 0一碰撞時的瞬時速度，V= (

31、0.3?0.7) Vdx g 一重力加速度取10m/s2 2 一 一 一一一 一 2 則.的 _178000 0.5 1.5 2g 2 10 =5006.25 N m 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摩一運行阻力，其最小值為 Pmin = Gf0min=178000X 0.008=1424N f 0min一最小摩擦阻力系數(shù)可取f0min=0.008 P 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(chǎn)G［制］max=17800X 0.55=9790N g 口制 Lax =0.55 m /S 2

32、 S —緩沖行程取S=140 mm 因此 W阻=（1424+9790 X 0.14=1569.96N 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： 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(shè)計 第四章端梁接頭的設(shè)計 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, 中部下蓋板1=10 m

33、m 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(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=(1?1) L= (1?1) X 16.5=2.06?3.3m 8 5 8 5 取 K=3300mm 端梁的高度H= (0.4?0.6)

34、 H主取H=500nim 確定端梁的總長度L=4100nim 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 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=330cm L xc—小車輪距，Lxc=200cm a 2—傳動側(cè)車輪軸線至主梁中心線的距離，取 a2=70 cm QmaxP）=114237N 因此 R=114237 （200 2 70） =117699N 330 2 .端梁垂直最大彎矩 端梁在主梁支反力 Q（G*作用下產(chǎn)生的最大彎矩為： ^Xmax M zmax=Rai=1

35、17699X 60=7.06 義 106N a 1一導電側(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： _ M pmax=Sa 式中：S一車輪側(cè)向載荷，S=P; z一側(cè)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? cm 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: ’‘ |\^ pmax _ Pxg (L xc 2 a2) = ai 式中Px

36、g一小車的慣性載荷: Pxg = 1 R=37000/7=5290N 7 因此:  M pmax 5290 (200 2 70) = 60 =327018N- cm 330 比較M Pmax和M pmax兩值可知，應(yīng)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)h 48 0.6 3 (—— 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: ? h Ix=Wx-2 =2380.8 50 4 y =59520 cm 端梁中間截面又

37、t垂直重心線 Y-Y的截面模數(shù): B、.1 .. Wy =(- h)b 3 40 1 2 (—― 48 0.6) 27.41154.4 cm 3 cm 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 1 c …… … 48 1 3 48 0.6 12 40 1 2 =1325.6 cm 端梁中間截面的最大彎曲應(yīng)力: _ _ M zmax . M pmax -max Wx Wy 7.06 106 2380.8 564954 _一 2 =2965+489=3454N/cm 1154.4 端梁中間截面的剪應(yīng)力: Q(Q P) *S

38、 3 max ^x ， G 「2、 114237 1325.6 2 =2120 N/cm 59520 2 0.6 25 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= =5.74 40 1 2 12.7 0.6 2 11 1.2 cm 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

39、中線的距離: C 3= (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 X 1.11 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 =3297 1 不 2 1 =406.1 cm 8.06 0.6 3

40、 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 ) /2 3 =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(yīng)力: ,Mz 1647786 =二 Wx0 406.1 一一. 2 =4057.6N/cm 端梁支承截面的剪應(yīng)力: Ra * Sxo 117699 229.5 = =-~ 八八 n 2 3297 0.6 I X0 一. 2 =6827.4 N/c

41、m 端梁支承截面的合成應(yīng)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(yīng)力： [ 5] II =(0.80 ?0.85)[司 II __ 2 =(0.80 ?0.85)16000=12800 ?13600 N/cm [ 叫 II =(0.80 ?0.85)[ 小 =(0.80 ?0.85)9500 =7600 ?8070 N/cm2 故端梁的強度滿足要 驗算強度結(jié)果，所有計算應(yīng)力均小于材料的許用應(yīng)力, 求。 3.3主要焊縫的計算 3.3.1 端梁端部上翼

42、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(yīng)力： Ra,S2 117699 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 cm 3.3.2 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： 3 S1=2X 12 X 1.2 X 8.06=232.128 cm 端梁下蓋板翼緣焊縫的剪應(yīng)力： _ RA S2 _ 1

43、17699 232.128 - 2 = = " n 2lx0，o.7hf 4 3297 0.7 .6 2 =4929.8 N/cm 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(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，

44、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(shè)計 第四章端梁接頭的設(shè)計 31 0E 寸 - 3 SLD 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 2 2 no H2 do ,二 2.5 d； (H -b)M n 2 2n(H -b-a1)2 4 ai2 (500 -65) 7.06 107 12 5002 182 2

45、2 2 2 ?—2 12(500 -250) 4(185 115 45 ) 2.5 162 =12500N 2.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 d12 ?12500 500 182 ,2 (500-65)2.5 162 =7200N 式中n0一下蓋板一端總受剪面數(shù)；n0=12 N 剪一下蓋板一個螺栓受剪面所受的剪力: n ——側(cè)腹板受拉螺栓總數(shù)；n=12 d i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=16mm H —梁高；H=500 mm M 一連接處的

46、垂直彎矩；M=7.06X 106 其余的尺寸如圖示 4.1.2 de?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) di2 2 [12 250 12 500 ?粵]12500=172500N 500 - 65 2.5(500-65) 162 2.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 =43100N 500 - 65 n 2 2 a2 i 1 一

47、 乂腹= N拉 H -b 2(185 115 45 ) 12500 =2843000Nmm 500 -65 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: n剪"d\ i [N 剪]= [t] 4 _ 2 3 3 14 1 8 13500 3 __13500 =103007.7N 4 2.螺栓的許用抗拉承載力 二d 一 _2 一 hb 八 h、 0.6 43 43、 式中一I =——（l +—） = （7 + 一） r 1 [N 拉]=一[a] 4 一 . ._2 3.12 6 2 6 1.

48、6 13500 =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(chǎn)生的焊縫最大剪應(yīng)力: Mb 284300 43 2 .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(chǎn)生的焊縫剪應(yīng)力: bh 114237 43 0.6 2 =4427.

49、7N/ cm2 折算剪應(yīng)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=6mm 3 .對上角鋼的焊縫 N 1776.8 2, = =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(shè)計 第五章焊接工藝設(shè)計 5焊接工藝設(shè)計 對橋式起重機來說，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的力學性能和壽命。 角焊縫常用的確定焊角高度的

50、方法 5-1 角焊縫最小厚度為： a>0.3 6max+1 6max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(yīng)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(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 35 上蓋板 小筋板 彎板 5-2 (a) 5-2 (b)

51、 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

52、 雙面 角接 不開坡口，采用 E5015J507）焊條, 焊條直徑d=4mm, 焊接電流160? 210A 2 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? 210A 5 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

53、 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(shè)計 參考文獻 參考文獻 [1]起重機設(shè)計手冊 《起重機設(shè)計手冊》編寫組，機械工業(yè)出版社， 1980 [2]機械設(shè)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(shè)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

54、版社， 1992 36 焦作大學機電系畢業(yè)設(shè)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(shè)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(shè)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(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(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(shù)論著及研究成果的學術(shù)前輩與同行們致謝！ 再次向敬愛的老師表示衷心的感謝！ 37