焦作大學機電系畢業(yè)設計第一章緒論PAGE341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(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,它適用于機械加工和裝配車間料場等場合。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(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)献冃危庸ず脱b配時采用預制上拱。小車的設計：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(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、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計和制造時必須采取一些措施來防止或者減少。焦作大學機電系畢業(yè)設計第二章大車運行機構(gòu)的設計2.大車運行機構(gòu)的設計2.1設計的基本原則和要求大車運行機構(gòu)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(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)系和完成部分的設計對大車運行機構(gòu)設計的基本要求是：1.機構(gòu)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(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瑱C構(gòu)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(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)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(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Gxc=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：Pmax===95.6KN空載時最大輪壓：P‘max===50.2KN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=1.5m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：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=1.05×0.89×77450=72380N式中：Pd—車輪的等效輪壓Pd===77450Nr—載荷變化系數(shù)，查[1]表19-2，當Qd/G=0.357時，r=0.89Kc1—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：j=4000=4000=13555Kg/cm2j=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ZG55=2\*ROMANII，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=Kc=2\*ROMANII·Pmax=1.1×95600=105160N式中Kc=2\*ROMANII-沖擊系數(shù)，由[3]表2-7第=2\*ROMANII類載荷Kc=2\*ROMANII=1.1按點接觸情況進行強度校核的接觸應力：jmax===15353Kg/cm2jmax=153530N/cm2車輪采用ZG55=2\*ROMANII，查[1]表19-3得，HB>320時，[j]=240000-300000N/cm2，jmax<[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19-4Dc=500mm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：當滿載時的運行阻力矩：Mm（Q=Q）=Mm(Q=Q)=(Q+G)(+)=1.5（100000+168000）×（0.0006+0.02×0.14/2）=804N·m運行摩擦阻力：Pm（Q=Q）===3216N空載時：Mm（Q=0）=β×G×（K+μd/2）=1.5×168000×（0.0006+0.02×0.14/2）=504NPm（Q=0）=Mm（Q=0）/（Dc/2）=504×2/0.5=2016N2.2.4選擇電動機電動機靜功率：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(Pm（Q=0）=2016N)m=2驅(qū)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YR160M-8；Ne=4KW，n1=705rm，（GD2）=0.567kgm2，電動機的重量Gd=160kg2.2.5驗算電動機的發(fā)熱功率條件等效功率：Nx=K25·r·Nj=0.75×1.3×2.54=2.48KW式中K25—工作類型系數(shù)，由[1]表8-16查得當JC%=25時，K25=0.75r—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<Ne,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(zhuǎn)數(shù)：nc=Vdc/（π·Dc）=90/3.14/0.5=57.3rpm機構(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-=4\*ROMANIV減速器i。‘=12.5；[N]=9.1KW，當輸入轉(zhuǎn)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-=4\*ROMANIV)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。‘=90×12.3/12.5=88.56m/min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=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=式中n1=705rpmm=2驅(qū)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：Mj（Q=Q）===67.7N·m空載運行時靜阻力矩：Mj（Q=0）===42.4N·m初步估算高速軸上聯(lián)軸器的飛輪矩：(GD2)ZL+(GD2)L=0.78N·m機構(gòu)總飛輪矩:(GD2)1=(GD2)ZL+(GD2)L+(GD2)d=5.67+0.78=6.45N·m滿載起動時間:t===8.91s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(gòu)中,同一級傳動減速器的個數(shù),m/=2.因此N==5.89KW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(nèi)使用,故坡度阻力及風阻力不考慮在內(nèi).以下按三種情況計算.1.兩臺電動機空載時同時驅(qū)動：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)nz—防止打滑的安全系數(shù).nz1.05~1.2n==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(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+=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==13.47sn==2.94n>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=nz式中P1==33.8KN主動輪輪壓P2=2=33.8+2*50.2=134.2KN從動輪輪壓=13.47S—與第(2)種工況相同n==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:Mz=式中==-19.2N·mPp=0.002G=168000×0.002=336NPmin=G==1344NM=2制動器臺數(shù).兩套驅(qū)動裝置工作Mz==41.2N·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=200N·m，為避免打滑，使用時將其制動力矩調(diào)制3.5N·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：==110.6×1.4=154.8N·m式中MI—連軸器的等效力矩.MI==2×55.3=110.6N·m—等效系數(shù)取=2查[2]表2-7Mel=9.75*=55.3N·m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-=4\*romaniv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軸端直徑為d=32mm;[MI]=630N·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=0.078Kg·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：=154.8×15.75×0.95=2316.2N·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：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)應力為：N/cm2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)應力為：=4910N/cm2式中，材料用45號鋼，取b=60000N/cm2;s=30000N/cm2,則-1=0.22b=0.22×60000=13200N/cm2；s=0.6s=0.6×30000=18000N/cm2K=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<[t-1k]故疲勞強度驗算通過。2）.靜強度的計算計算強度扭矩：Mmax=Ψ2?Mel?i=2.5×55.3×12.5×0.95=1641.7N?m式中Ψ2—動力系數(shù)，查[2]表2-5的Ψ2=2.5扭轉(zhuǎn)應力：==3800N/cm2許用扭轉(zhuǎn)剪應力：N/cm2<[]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W動=G—帶載起重機的重量G=168000+100000×0.1=178000NV0—碰撞時的瞬時速度，V0=（0.3～0.7）Vdxg—重力加速度取10m/s2則W動==5006.25Nm2.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=1424Nf0min—最小摩擦阻力系數(shù)可取f0min=0.008P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=0.55m/s2S—緩沖行程取S=140mm因此W阻=（1424+9790）×0.14=1569.96Nm3.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=3436.29Nm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=120mm，d=30mm焦作大學機電系畢業(yè)設計第三章端梁的設計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=10mm頭部下蓋板2=12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(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10mm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㎜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，則端梁的最大支反力：RA=式中K—大車輪距，K=330cmLxc—小車輪距，Lxc=200cma2—傳動側(cè)車輪軸線至主梁中心線的距離，取a2=70cm=114237N因此RA==117699N2.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=7.06×106Na1—導電側(cè)車輪軸線至主梁中心線的距離，a1=60cm3.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)，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·cm2）.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：==327018N·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：==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：==2120N/cm2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==5.74cm水平重心線距腹板中線的距離：C2=5.74-0.5-0.5×12.7=-1.11cm水平重心線距下蓋板中線的距離：C3=（12.7+0.5+0.6）-5.74=8.06端梁支承截面對水平重心線X-X的慣性矩：=×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端梁支承截面對水平重心線X-X的最小截面模數(shù)：=×=3297×=406.1cm端梁支承截面水平重心線X-X下部半面積矩：=2×11×1.2×8.06+（8.06-0.6）×0.6×（8.06-0.6）/2=229.5cm端梁支承截面附近的彎矩：=RAd=117699×14=1647786Ncm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：=6827.4N/cm2端梁支承截面的合成應力：=12501.5N/cm2端梁材料的許用應力：[d]=2\*ROMANII=(0.80～0.85)[]=2\*ROMANII=(0.80～0.85)16000=12800～13600N/cm2[d]=2\*ROMANII=(0.80～0.85)[]=2\*ROMANII=(0.80～0.85)9500=7600～8070N/cm2驗算強度結(jié)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：=40×1×5.74=229.6cm3端梁上蓋板翼緣焊縫的剪應力：=4878.8N/cm2式中n1—上蓋板翼緣焊縫數(shù)；hf—焊肉的高度，取hf=0.6cm3.3.2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：=2×12×1.2×8.06=232.128cm3端梁下蓋板翼緣焊縫的剪應力：=4929.8N/cm2由[1]表查得[]=9500N/cm2，因此焊縫計算應力滿足要求。焦作大學機電系畢業(yè)設計第四章端梁接頭的設計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，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。（a）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===12500N2.下腹板每個螺栓所受的剪力相等，其值為：N剪===7200N式中n0—下蓋板一端總受剪面數(shù)；n0=12N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=12d1—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=16mmH—梁高；H=500mmM—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：Q===172500N2.腹板角鋼的連接焊縫同時受拉和受彎，其值分別為：N腹===43100NM腹===2843000Nmm4.2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]===103007.7N2.螺栓的許用抗拉承載力[N拉]===27129.6N式中[]=13500N/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(chǎn)生的焊縫最大剪應力：M===15458.7N/cm2式中—I≈=395.4——焊縫的慣性矩其余尺寸見圖2.由剪力Q產(chǎn)生的焊縫剪應力：Q===4427.7N/cm2折算剪應力：===16079.6N/cm2<[]=17000N/cm2[]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===211.5N/cm2<[]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(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方法5-1

角焊縫最小厚度為：a≥0.3max+1max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計時應該避免如圖5-1（a）、5-1（b）示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㎜。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—腹板手工電弧焊雙面角接不開坡口，采用E5015（J507）焊條，焊條直徑d=4mm,焊接電流160～210A2筋板—腹板手工電弧焊雙面角接同上3端面板—腹板手工電弧焊雙面角接同上4定位板—彎板手工電弧焊搭接不開坡口，采用E5015（J507）焊條，焊條直徑d=3.2mm,焊接電流160A彎板—腹板手工電弧焊雙面角接不開坡口，采用E5015（J507）焊條，焊條直徑d=4mm,焊接電流160～210A5角鋼—腹板手工電弧焊搭接同上角鋼—上蓋板手工電弧焊搭接同上6腹板—大筋板手工電弧焊角接同上7下蓋板—腹板手工電弧焊雙面角接同上8大筋板—下蓋板手工電弧焊角接同上9上蓋板—腹板手工電弧焊角接同上10大筋板—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，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)出版社，1992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)槲覀兊某砷L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(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！基于C8051F單片機直流電動機反饋控制系統(tǒng)的設計與研究基于單片機的嵌入式Web服務器的研究MOTOROLA單片機MC68HC（8）05PV8/A內(nèi)嵌EEPROM的工藝和制程方法及對良率的影響研究基于模糊控制的電阻釬焊單片機溫度控制系統(tǒng)的研制基于MCS-51系列單片機的通用控制模塊的研究基于單片機實現(xiàn)的供暖系統(tǒng)最佳啟停自校正（STR）調(diào)節(jié)器單片機控制的二級倒立擺系統(tǒng)的研究基于增強型51系列單片機的TCP/IP協(xié)議棧的實現(xiàn)基于單片機的蓄電池自動監(jiān)測系統(tǒng)基于32位嵌入式單片機系統(tǒng)的圖像采集與處理技術(shù)的研究基于單片機的作物營養(yǎng)診斷專家系統(tǒng)的研究基于單片機的交流伺服電機運動控制系統(tǒng)研究與開發(fā)基于單片機的泵管內(nèi)壁硬度測試儀的研制基于單片機的自動找平控制系統(tǒng)研究基于C8051F040單片機的嵌入式系統(tǒng)開發(fā)基于單片機的液壓動力系統(tǒng)狀態(tài)監(jiān)測儀開發(fā)模糊Smith智能控制方法的研究及其單片機實現(xiàn)一種基于單片機的軸快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于雙單片機沖床數(shù)控系統(tǒng)的研究基于CYGNAL單片機的在線間歇式濁度儀的研制基于單片機的噴油泵試驗臺控制器的研制基于單片機的軟起動器的研究和設計基于單片機控制的高速快走絲電火花線切割機床短循環(huán)走絲方式研究基于單片機的機電產(chǎn)品控制系統(tǒng)開發(fā)基于PIC單片機的智能手機充電器基于單片機的實時內(nèi)核設計及其應用研究基于單片機的遠程抄表系統(tǒng)的設計與研究基于單片機的煙氣二氧化硫濃度檢測儀的研制基于微型光譜儀的單片機系統(tǒng)單片機系統(tǒng)軟件構(gòu)件開發(fā)的技術(shù)研究基于單片機的液體點滴速度自動檢測儀的研制基于單片機系統(tǒng)的多功能溫度測量儀的研制基于PIC單片機的電能采集終端的設計和應用基于單片機的光纖光柵解調(diào)儀的研制氣壓式線性摩擦焊機單片機控制系統(tǒng)的研制基于單片機的數(shù)字磁通門傳感器基于單片機的旋轉(zhuǎn)變壓器-數(shù)字轉(zhuǎn)換器的研究基于單片機的光纖Bragg光柵解調(diào)系統(tǒng)的研究單片機控制的便攜式多功能乳腺治療儀的研制基于C8051F020單片機的多生理信號檢測儀基于單片機的電機運動控制系統(tǒng)設計Pico專用單片機核的可測性設計研究基于MCS-51單片機的熱量計基于雙單片機的智能遙測微型氣象站MCS-51單片機構(gòu)建機器人的實踐研究基于單片機的輪軌力檢測基于單片機的GPS定位儀的研究與實現(xiàn)基于單片機的電液伺服控制系統(tǒng)用于單片機系統(tǒng)的MMC卡文件系統(tǒng)研制基于單片機的時控和計數(shù)系統(tǒng)性能優(yōu)化的研究基于單片機和CPLD的粗光柵位移測量系統(tǒng)研究單片機控制的后備式方波UPS提升高職學生單片機應用能力的探究基于單片機控制的自動低頻減載裝置研究基于單片機控制的水下焊接電源的研究基于單片機的多通道數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)基于uPSD3234單片機的氚表面污染測量儀的研制基于單片機的紅外測油儀的研究96系列單片機仿真器研究與設計基于單片機的單晶金剛石刀具刃磨設備的數(shù)控改造基于單片機的溫度智能控制系統(tǒng)的設計與實現(xiàn)基于MSP430單片機的電梯門機控制器的研制基于單片機的氣體測漏儀的研究基于三菱M16C/6N系列單片機的CAN/USB協(xié)議轉(zhuǎn)換器基于單片機和DSP的變壓器油色譜在線監(jiān)測技術(shù)研究基于單片機的膛壁溫度報警系統(tǒng)設計基于AVR單片機的低壓無功補償控制器的設計基于單片機船舶電力推進電機監(jiān)測系統(tǒng)基于單片機網(wǎng)絡的振動信號的采集系統(tǒng)基于單片機的大容量數(shù)據(jù)存儲技術(shù)的應用研究基于單片機的疊圖機研究與教學方法實踐基于單片機嵌入式Web服務器技術(shù)的研究及實現(xiàn)基于AT89S52單片機的通用數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)基于單片機的多道脈沖幅度分析儀研究機器人旋轉(zhuǎn)電弧傳感角焊縫跟蹤單片機控制系統(tǒng)基于單片機的控制系統(tǒng)在PLC虛擬教學實驗中的應用研究基于單片機系統(tǒng)的網(wǎng)絡通信研究與應用基于PIC16F877單片機的莫爾斯碼自動譯碼系統(tǒng)設計與研究基于單片機的模糊控制器在工業(yè)電阻爐上的應用研究基于雙單片機沖床數(shù)控系統(tǒng)的研究與開發(fā)基于Cygnal單片機的μC/OS-Ⅱ的研究基于單片機的一體化智能差示掃描量熱儀系統(tǒng)研究基于TCP/IP協(xié)議的單片機與Internet互聯(lián)的研究與實現(xiàn)變頻調(diào)速液壓電梯單片機控制器的研究基于單片機γ-免疫計數(shù)器自動換樣功能的研究與實現(xiàn)基于單片機的倒立擺控制系統(tǒng)設計與實現(xiàn)單片機嵌入式以太網(wǎng)防盜報警系統(tǒng)HYPERLINK"/deta