5T單梁橋式起重機鋼結構設計含SW三維及17張CAD圖

5T單梁橋式起重機鋼結構設計含SW三維及17張CAD圖,橋式起重機,鋼結構,設計,sw,三維,17,cad 摘 要 起重機械是一種循環(huán)、間歇運動的機械。常用于物品的裝卸。經過這些年得發(fā)展，橋式起重機在現(xiàn)代生產活動中已一個不可取代的地位。隨著時代的進步，起重機的自動化程度也逐步提高，從原始的用人和牲畜控制到了現(xiàn)代的機器控制。因此工廠對起重機的要求也是逐漸提高。起重機正面臨著一場改革變化。 起重機一般指既有起升機構又有水平運動機構的起重設施，這些機構均是起重機基本的機械結構。我們一般根據其不同的水平運動形式，將起重機分為橋式起重機和臂架式旋轉起重機。本次設計中我選用的是橋式起重機。 根據設計要求，本次設計主要是一個滿足5T承載量的鋼體結構，主要設計計算端梁、主梁的尺寸，并對其進行校核，端梁與主梁之間采用法蘭式螺栓連接，并對緩沖器進行了選擇和校核。文章后面還對焊接工藝進行了選擇和分析。最終完善CAD工程圖以及三維圖，使其在實際生產操作中能夠準確穩(wěn)定的完成各項工作，提高生產效率，并成功投入到市場。 關鍵詞：單梁橋式起重機；主梁；端梁；法蘭連接 IV ABSTRACT Lifting machinery is a circulating, intermittent movement of machinery. Commonly used in the loading and unloading of items. After these years of development, bridge cranes have an irreplaceable position in modern production activities. With the progress in these years, the degree of automation of the crane has been gradually improved, from the original employment and livestock control to the modern machine control. So the factory requirements for the crane is gradually increased. The crane is facing a reform and change. Cranes generally refer to hoisting facilities with both lifting and horizontal movements, which are the basic mechanical structures of the crane. We generally divide cranes into bridge cranes and boom-type rotary cranes according to their different levels of movement. According to the design requirement, This design mainly for a steel structure satisfy 5T load, and determine the size of crane girder and main beam. The size also need to be check and calculate. Bolt connection is used between girder and main beam. And I also choose the buffer, calculate and check whether it meet the design requirements. Finally, the welding process is designed and analyzed. CAD drawing and the graphic being finished, make it accurate and stable in actual production operations to complete the work, improve productivity, and finally being successfully brought on to the market. Keywords: Single bridge crane；main beam; end beam; flanged coupling 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 1 緒論 1 2 箱形結構主梁和端梁的設計 3 2.1 箱形梁式橋架的主要尺寸確定 3 2.2 主梁主要尺寸的確定 5 2.3 端梁截面尺寸的確定 6 3 主梁和端梁的校核 7 3.1 主梁強度計算 7 3.2 主梁強度的校驗 10 3.3 剛度計算 12 3.4 主梁的穩(wěn)定性計算 12 3.5 端梁強度計算 13 3.6 端梁強度校核 14 4 主要焊縫的計算 17 4.1 主梁翼緣焊縫計算 17 4.2 主梁上蓋板焊縫 17 4.3 端梁的焊縫計算 17 4.3 主梁、端梁連接焊縫計算 18 4.4 角焊縫強度計算 18 5 主梁與端梁連接計算 19 5.1 法蘭板連接焊縫計算 20 5.2 法蘭連接螺栓的計算 21 6 起重機的機構工作級別和鋼絲繩選擇 23 6.1 機構利用等級、 23 6.2 機構載荷狀態(tài) 23 6.3 機構工作級別 23 6.4 鋼絲繩的選用 23 6.5 鋼絲繩直徑的計算 23 7 起重機小車的設計 25 7.1 起重小車軌道的選擇 25 7.2 起重機小車軌道的尺寸校核 25 8 焊接工藝設計 28 8.1 焊接 28 9 緩沖器 32 結 論 35 參考文獻 36 附錄1：外文翻譯 37 附錄2：外文原文 45 致謝 55 56 1 緒論 橋式起重機是一種重要的物料搬運機械。橋式起重機的橋架沿鋪設在兩側高架上的軌道縱向運行，起重小車沿鋪設在橋架上的軌道橫向運行，構成一矩形的工作范圍,就可以充分利用橋架下面的空間吊運物料，不受地面設備的阻礙。橋式起重機可分為普通橋式起重機﹑簡易梁橋式起重機和冶金專用橋式起重機3種[1] 。 經過幾十年的發(fā)展，我國橋式起重機行業(yè)已經形成了一定的規(guī)模，市場競爭也越發(fā)激烈。橋式起重機行業(yè)在國內需求旺盛和出口快速增長的帶動下，依然保持高速發(fā)展，產品幾近供不應求[4]。盡管我國起重機行業(yè)發(fā)展迅速，但是國內起重機仍缺乏競爭力。從技術實力看，與歐美日等發(fā)達地區(qū)相比，中國的技術實力還有一定差距。目前，過內大型起重機尚不具備大量生產能力。從產品結構看，由于技術能力所限，中國起重機在產品結構上也不完善，難以同國外匹敵[5]。 生產規(guī)模的擴大及自動化程度的提高，橋式起重機應用越來越廣泛，所起的作用也愈來愈大，這樣對橋式起重機的要求也越來越高，安全、可靠、經濟。而目前CAD技術在起重機行業(yè)應用水平參差不齊，很多企業(yè)CAD技術的應用僅僅停留在繪圖層面上，力學性能分析還是手工計算，費時費力。面對橋式起重機輕型化智能化發(fā)展大趨勢，橋式起重機設計必須改變傳統(tǒng)的設計模式。 起重機作為物料搬運、裝卸或用于安裝的機械設備可以減輕或代替人們的體力勞動提高勞動生產率。它被廣泛應用于國民經濟的各個領域之中。隨著時代的發(fā)展制造工廠和裝卸作業(yè)場所開始轉向室內使橋式起重機占據了主導地位。橋式起重機主要應用于大型加工企業(yè)如鋼鐵、冶金和建材等行業(yè)完成生產過程中的起重和吊裝等工作。在系統(tǒng)整體設計中采用傳統(tǒng)布局的典型結構，橋式起重機是一種提高勞動生產率重要物品搬運設備，主要適應車間物品搬運、設備的安裝與檢修等用途。5t橋式起重機小車運行機構是將電動機、減速器、卷筒、制動器和運行小車等緊湊地合為一體的起重機械，由于它輕巧、靈活、成本較低，且安全可靠，零部件通用程度大，互換性強，單重起重能力高，維護方便等特點，是目前用途廣泛，深受歡迎的輕型起重設備。5t橋式起重機小車運行機構可以式固定的也可以通過小車和橋梁組成電動單梁橋式起重機、簡單雙梁橋式起重機和簡單龍門式起重機等，稍加改動，還可作卷揚作用。 橋式起重機，有時稱為天車，是一種具有可移動橋梁的起重機，該橋梁起重機懸掛在高架梁上。這樣的懸空允許負載在三個軸上移動到起重機操作空間中的任何點。 除了主梁之外，橋式起重機系統(tǒng)還包括可以在整個主梁橫向運行的運行小車，以及起升機構。小車由操作室來操控。除此之外，還包括大車及其運行軌道——主梁可以在該軌道上前后運行。而起重小車則可以從主梁的一端移到另一端，該運動和大車的運動相互垂直。而起升機構可以從地面升起和下降以使負載在不同的高度定位。運行機構主要是由聯(lián)軸器、減速器、制動器、電動機組成。 隨著時代的進步，起重機發(fā)展越來越快，國外起重機走向智能化多元化，環(huán)保等發(fā)展，結合計算機技術，工作效率大幅提升，而在國內起重機設計較為落后 ，起重機的使用方式也是車間的簡單使用，我們需要不斷的開發(fā)和設計，才能創(chuàng)造更好的產品。 2 箱形結構主梁和端梁的設計 2.1 箱形梁式橋架的主要尺寸確定 箱型結構橋架制造簡單，工藝性好，節(jié)省人力，適用于大批量生產。而這些條件的對于尺寸規(guī)格較多如橋式起重機標準化產品來說是有利的，更多的是，常規(guī)的箱梁橋是最典型的橋梁。所以此次設計中采用箱形結構。并采用電動葫蘆作為小車。 箱形結構橋架所采用的是兩根箱形的結構。主梁的主要是由上下翼緣板、和兩塊腹板所組成。小車鋼軌布置在截面中心上[1]。 其中箱形主梁截面的幾何尺寸主要在下列范圍內選擇： 主梁的高度可以首先確定。在它的跨度中部的高度可以設為H，根據起重機手冊，主梁與端梁跨度之比為（H＝L14~L18），可以設H=L17。主梁與端梁在此條件下法蘭式螺栓連接,在法蘭板處也就是連接處的高度取H0=0.4~0.6H 為了使起重機的橋架水平剛度足夠，保持其平穩(wěn)性，我們所選擇的主梁兩腹板內壁間距ｂ不能過小，通常范圍如下：b23H b≥L50 因此取b=400㎜ ，腹板的厚度均取6mm。根據該厚度可以對上下蓋板取值，其值σ1=8mm 該厚度適用于此箱形結構。再根據b，可以進行下一步計算，確定主梁上下蓋板之間的寬度B=b+2(δ+20) 當h/δ≥70時，主梁腹板內部在該條件下，需要一些大加勁板，其勁板在水平面橫向放置。這樣腹板的局部穩(wěn)定性得到了充分的保證。在跨中處的兩塊勁板的距離a=（1.5～20）h，且a≥2.2m。因此取a=2m 接近端梁處加勁板a≈h取1m。為了防止懸臂重量過大而使主梁腹板發(fā)生局部撓曲變形，大加勁板的位置應該合理選擇，應與傳動軸的軸承部分位置、走臺上運行機構的電動機以及減速器相配合，。 為了增加腹板的局部穩(wěn)定性，并將小車的壓力傳到腹板上去，從而使小車平穩(wěn)運行，一些垂直的小加勁板可以添加到大加勁板之間腹被壓縮的位置處，其高度約為ｈ/3，取320mm?？梢愿鶕仙w板的局部應力為兩個板的間距取值。 圖2.1 箱形主梁簡圖 1—上方蓋板 2—下部蓋板 3—主梁腹板 4—大的加勁板 5—小的加勁板 6—水平的加勁角鋼 圖2.2a 主梁結構簡圖 圖2.2b 主梁結構簡圖 圖2.2c 主梁渲染圖 2.2 主梁主要尺寸的確定 根據任務說明書，已知數(shù)據： 表2.1 已知數(shù)據 主梁高度 H=L17=16.517=0.97 (2.1) 端梁的高度 H0=0.4~0.6H=0.388~0.582 （2.2） 取H0=0.4m C=110~15L=110~15×16.5=1.65~3.3 （2.3） 其中，C為端部體型的高度 取C=2.6m 主梁計算高度H=0.97 可以確定腹板高度h=0.954 確定主梁截面尺寸 主梁截面應根據設計要求，由剛度、強度、經濟等條件選擇[1]根據其中及手冊表格26-5可知 腹板厚δ=6mm，上下蓋板厚δ1=8mm 根據下列關系式： b>H3.5 b>L50=1650050=330mm （2.4） 兩塊腹板間的距離可以確定。取b=400mm 蓋板寬度： B=b+2δ+40=452mm 取整 B=450mm 能夠求出梁的實際高度： H=h+2δ1=954+2×8=970mm （2.5） 以及輪距： K=18~15L=2.063~3.3 （2.6） 取 K=2.6 同樣可知，腹板高度可以取h0=500mm H0=h+2δ1=516mm （2.7） 2.3 端梁截面尺寸的確定 箱形結構制造工藝簡單，因此橋架的端梁同樣也采用箱形的截面 根據起重機的結構布置，大車軌道面和下蓋板不能接觸，應保持一定距離(大于50mm)；車輪的輪緣要低于端梁頭部上蓋板的下面 (不小于20mm)；上下蓋板間的距離為500mm。為了方便能夠拆卸車輪，該結構內部要安裝千斤頂，即螺旋千斤頂。所以起重機的設計需要考慮到千斤頂?shù)穆菽肝恢?，注意不能與軌道產生摩擦。同時要有軌道排障板。該板安在其兩個端面的位置上。 下圖為端梁典型構造圖 圖2.3a 端梁結構三維裝配圖 圖2.3b端梁三維渲染圖 由起重機課程設計手冊，該起重機端梁的各個板的尺寸能夠得到確定：上蓋板δ0＝8mm，下蓋板δ1＝8mm，頭部下蓋板δ2＝12mm，腹板δ=6mm，輪距K＝(18~58)L＝2.063～3.3m 端梁高度H0＝450～500mm，高度可以取500mm（因為螺母要安裝在端頭）。由起重機設計手冊表19－4?500的尺寸，我們應首先確定好支撐輪截面，保證車輪與端梁之間不發(fā)生摩擦，之后可以進行下一步。確定端梁截面尺寸。支撐處兩板內邊與車輪的兩側面的距離確定為10mm。同時，端梁上蓋板長度可確定為3330m。端梁內部放置隔 穩(wěn)固作用。每個隔板間相距40mm。法蘭板放置在腹板上。其結構和尺寸如圖所示： 圖2.4 端梁截面圖 3 主梁和端梁的校核 3.1 主梁強度計算 根據[1]得半個橋架的自重， Gq/2=4tf （3.1） 因為橋架有一定的自重，因此在這個條件下主梁所產生的中部載荷： ql=Gq2L=16.54=0.24tf/m （3.2） 查手冊表11-5得主梁集中載荷為（根據起重機結構可知，該載荷是因為集中驅動運行機構產生）： GD=0.7tf （3.3） 因此可得主梁的總均布載荷： q=q1+qy=0.24+0.062=0.302tf/m 根據已知系數(shù)主梁總均布載荷： k=kπq`=1×1.302=1.302tf/m （3.4） 式中 表示沖擊系數(shù)，由表中查得。 圖3.1 主梁三維受均布載荷示意圖 小車的自重會對主梁產生向下的力，及輪壓力。其大小為 p1=2100kgf p2=1800kgf 圖3.2 受力分析簡支圖 動力系數(shù)考慮進去： p1=ψπp1=1.06×2100=2226kgf （3.5） p2=ψπp2=1.06×1800=1908kgf （3.6） 在校核強度時，可從主梁的垂直彎矩和水平彎矩分別校核。 考慮到自重引起的均布載荷，因此在均布載荷的作用下梁最大垂直彎矩應該在梁的中部 Mmax(G-P)=[p1+p2L-BxcL+ql+kπGd2]24(p1+p2L+q2)=2.92×106kgf.cm （3.7） 同樣，根據公式還需確定主梁水平最大彎矩（該最大值在跨中位置） Mg=PgL41-L2r+qgL224(3-2Lr） （3.8） r=L+8c33K2×Iy1Iy2=1700 （3.9） 圖3.3 主梁的受力簡圖 圖3.4 彎矩圖 根據前面的數(shù)據可以確定在水平方向上起重機主梁集中慣性載荷為； Pg=p1+p210=390kgf （3.10） 根據這些數(shù)據并可以得出均布慣性載荷為（該載荷作用在主梁上）； qg=q`10=0.30210=0.0302tf/m (3.11) 根據比值 Iy1Iy2=2 （3.12） 可取系數(shù)r為2。 C=（K-Lxc）2=75cm （3.13） 其中，K=265cm Lxc=150 Mgmax=390×165041-16502×1700+0.302×1650224(3-2×16501700)=8.437×104kgf.cm 3.2 主梁強度的校驗 根據對主梁的力學分析可知，主梁中間截面的彎曲最大，該處彎曲應力根據公式（3.14）計算 σ=σG+P+σg=Mmax(G-P)Wx+MgmaxWy≤[σ]π (3.14) 其中，Wx表示主梁的中間截面對于主梁的水平重心軸線x-x其相對應的抗彎截面模數(shù)。 Wx=hδ3+Bδ1h=95.4×0.63+45×0.8×95.4=5255cm2 (3.15) 其中，Wy表示主梁的中間截面對于主梁的另一重心軸線y-y的抗彎截面模數(shù)，能夠求出 Wy=Bδ13+hδb=45×0.83+95.4×0.6×40=2769.6cm3 (3.16) σ=6.6×1065255+2.534×1052769.6=586.121kgf/cm2 (3.17) 查表可知鋼材許用應力為： [σ]π=1600kgf/cm2 (3.18) 可得：σ<[σ]π 因此許用應力合格 剪切應力 圖3.5a p1、p2作用下剪力受力圖 圖3.5b 均布載荷作用下的簡力受力圖 由圖可知，主梁最大剪力在左端截面處。 根據公式（3.19），進一步計算其支撐截面的最大剪力： Qmax（G+P）=P1+P2L-BXCL+qL+kπGd2=6848.3kgf (3.19) 根據上式求得主梁截面最大剪力Qmax（G+P） 3.19式中 Ix0≈Wx0H02=h0δ3+Bδ1h0×H02=59340cm4 (3.20) 該值表示主梁支撐面對其截面的水平的重心軸線x-x的所求出的慣性矩 式中 S=2h0δ2×h04+Bδ1h02+δ12=1289.4cm3 (3.21) 因此根據3.20可得： τmax=124kgf/cm2 （3.22） 由材料力學手冊132頁查得鋼的許用剪應力為 [τ]π=950kgf/cm2 (3.23) τmax<[τ]π 故其剪切應力也滿足條件。 3.3 剛度計算 垂直靜鋼度即也是垂直的撓度撓度，是指梁軸線在垂直軸線方向線位移。不能超過一定范圍 f=P1L3[1+a+(1-6β2+4β2)48EIx （3.24） 式中 ,P表示靜載荷，L是跨度，E衡量材料彈性，采用3號鋼。 E=2.1×103×103kgcm2 β=BxcL=1101650=0.07 Ix≈Wx×H2=2.55×105 可知許用撓度 [f]= cm （3.25） f=5500×165034.8×2.1×106×111545=210cm （3.26） f<[f] 所以撓度滿足要求 水平靜剛度計算 fg=PgL348EJY=0.56cm≤fg=L2000=0.825cm (3.27) 式中,fg為水平撓度，Pg為水平慣性力，Jy為水平慣性矩，值為21849cm4 根據上式可知，水平剛度滿足要求。 3.4 主梁的穩(wěn)定性計算 主梁整體穩(wěn)定性根據下面的關系驗算 h/b=950/350=2.714< 3 （3.28） 主梁的整體穩(wěn)定性合格 其在垂直方向的自振周期： T=2π≤[T] ＝0.3s （3.29） 式中，T為其自振周期，M代表的是是起重機與葫蘆的轉換重量重量 M=0.5qlk+G=1.75kgf*s2/cm （3.30） 其中,g為重力加速度，L為跨度，q為上面所求的的主梁均布載荷，G為電動葫蘆重量。 所以：M=(0.5×1.26×1650＋500)=1.75Kg·s2／cm K==5006kg／cm （3.31） T=0.1112s T＜[T]=0.3s 其穩(wěn)定性合格 3.5 端梁強度計算 3.51 輪距的確定 k=(～)L （3.32） =(～) ×16.5 =2.357～3.3m 取 k=2.5m 3.52 計算載荷的確定 首先假設兩根主梁對端梁的作用力 是相互等價的，因此我們可以知道，端梁的最大支反力 RA=QmaxG+P(Lxc-2a2)K （3.33） 式中 K=250cm； Lxc=150cm； a2為主梁中心線與傳動策輪軸線間的距離 取 a2=110cm, 因此 可得: RA=8406.2kgf 3.53 端梁垂直彎距 主梁產生的最大彎距主要是因為主梁支反力的作用（施加于端梁 ）因此在中間截面處，彎矩可以求得 Mzmax=RA×a1=8446.2*90=760161.3kgf*cm （3.34） 式中a1表示導電車輪軸線至起重機主梁中心線之間的距離，a1=90cm； 3.54 端梁水平彎距 端梁中間截面彎距由公式計算得（該彎矩是由于車輪側向載荷所引起的）： MPmax=S×a1 （3.35） 式中 S――車輪側向載荷，根據計算可得S=λ×p； ――側壓系數(shù)，由起重機設計手冊查得，=0.08 P――車輪輪壓， P=RA 因此 Mpmax=λ×RA×a1=0,08×8406.2×90=60812.64kgf*cm （3.36） Mpmax2=pxg(Lxc+2a2)Ka1 (3.37) 式中 Pxg表示電動葫蘆慣性載荷， 根據由公式得： Pxg=p17=318kgf （3.38） 所以， Mpmax2=318(150+2×110)265×90=35298kgf.cm （3.39） 根據Mpmax進行強度校核 3.6 端梁強度校核 中間截面對水平中心線x-x 這個軸線的截面模數(shù)根據式子可以求得 wx=hδ3+Bδ1h=1750.2cm4 （3.40） 對水平重心線 x－x 慣性距： Ix=wx×H2=1750.2×502=26880cm4 （3.41） 對y-y截面模數(shù) wy=Bδ13+hδb=1051cm4 （3.42） 端梁中間截面對水平重心線x－x的半面積矩： sx=2×hδ2×h4+Bδ1×h+δ12=867.1cm3 （3.43） 中間截面最大彎曲應力為： σmax=MzmaxWx+MpmaxWy=RA×a1WX+Sa1WY=546.7kgf/cm2 （3.44） 其端梁中間截面剪硬力： τ=Qmax(G+P)×SxIx×2δ=240.7kgf/cm2 （3.45） 端梁支撐截面的截面模數(shù)，以及對水平重心線x－x的慣性矩，還有面積矩計算如下： 上蓋板中線與水平中心線的距離： c1=2×18×0.6×0.5×18+0.5+2×11×1.2×0.5+18+0.635×0.8+2×18×0.6×2×11×1.2 （3.46） =10.24cm 腹板中心線與水平重心線之間的距離： c2＝8.96-0.5-0.5×18＝-0.66cm （3.47） 下蓋板中線與水平中心線之間的距離： c3＝（18+0.5+0.6）-8.96＝10.36cm （3.48） 端梁支撐截面對水平重心線x－x這個軸所產生的的慣性距： Ix0=112×35×1+35×10.36×10.36+212×18×0.8+29×1.29+0.2× 11×1.44+2×11×1.2×10.36×10.36=5064.2cm4 （3.49） 對x-x水平重心線慣性矩： wx0=Ix0×1c3+δ22=553.6 （3.50） 水平重心線x－x軸處有的半面積矩（在端梁支撐面處）： Sx0=2×11×1.2×11.1+11.1-0.×8×0.6×11.5-0.62 （3.51） =301.4cm3 端梁支撐截面的彎矩： Mz＝RA×d＝8446.2×14＝118246.8 kgf*cm （3.52） 該面彎曲應力計算： σ1=MzWx0=213.2kgf/cm2 （3.53） 端梁支撐截面的剪應力： τ`=RA×SX01nIx0δ=560kgf/cm2 （3.54） 合成應力計算得: σ=δ12+3τ2=847kgf/cm2 （3.55） 根據材料力學手冊，可以查得端梁材料得許用應力： [σd]π＝（0.80～0.85） [σd]Π＝12800～13600N/cm2 [τd]Π=(0.80~0.85) [τ]Π=7600~8070N/cm2 在上述中強度所有計計算應力均小于材料的許用應力，所以強度合格，滿足端梁強度要求。 4 主要焊縫的計算 4.1 主梁翼緣焊縫計算 常用焊接方法有三種，手工弧焊、埋焊和氣保焊。主梁焊縫主要采用CO2氣體保護電弧焊，焊縫中氫的含量較小，金屬力學性能好[11]，因此采用此種方法。焊腳尺寸為6mm τhmax=FQmax2IX0δ=124kgfcm2 （4.1） σhmax=σmax=σ=586120kgf/cm2 （4.2） [σh]=0.8σ=468.9kgf/cm2 （4.3） τh=12σh=3316kfg/cm2 (4.4) τhmax<τh (4.5) σhmax<σh (4.6) 因此焊縫強度滿足要求 4.2 主梁上蓋板焊縫 主梁上蓋板因為主梁在支撐處所受到地最大剪切力的作用，因而受焊縫剪應力如下式： τ≡QmaxG+PS2×0.7hfI0 (4.7) 式中，S是主梁上蓋板對主梁的截面的水平中心線的慣性矩 S=45*0.8*25.4=914.4cm3 （4.8） τ=6848.3×914.42×0.7×0.6×59340=125kgf/cm2 （4.9） 可查焊縫許用應力τ=9500N/cm3,因此該焊縫合格，滿足設計要求 4.3 端梁的焊縫計算 端梁上蓋板焊縫的剪切應力根據下式可得： τ=RA×S1n1IX0×0.7hf=237.5kgf/cm2 （4.10） n1為上蓋板翼緣焊縫數(shù) 同理，下蓋板的翼緣焊縫的剪切力根據該式可得： τ2=RA×S2n1IX0×0.7hf2=256cm3 （4.11） 可查焊縫許用應力τ=9500N/cm3因此該焊縫合格，滿足設計要求 4.3 主梁、端梁連接焊縫計算 τ≡QmaxG+P0.7n3hfI0=170kgf/cm2 （4.12） h0為連接處焊縫的高度，為0.9h，即46cm 該式可求得主梁與腹板連接處焊縫的剪切應力 可查焊縫許用應力τ=9500N/cm3因此該焊縫合格，滿足設計要求 4.4 角焊縫強度計算 端梁上蓋板角鋼和腹板的鋼采用角焊縫 該角焊縫主要承受剪切應力，其計算公式如下： τ=N2lh≤[τ] （4.13） 式中 h――表示焊縫計算厚度 l――表示焊縫的計算長度(對不采用引弧板的焊縫，實際長度減少10mm) ――表示焊縫許用剪應力 焊縫1、焊縫2的剪應力為: τ1=N1l1h≤τ （4.14） τ2=N2l2h≤τ (4.15) 根據起重機設計手冊可查：τ=17000N/cm2 其中 τ1=15900N/cm2 τ2=11506Ncm2 τ1<τ τ2<τ 所以焊縫滿足要求。 5 主梁與端梁連接計算 主梁與端梁有兩種連接方式：一種為主梁與端梁焊接，另一種則是主梁與端梁用螺栓連接 該連接采用可拆的凸緣法蘭連接。 主梁和端梁之間的連接通過可拆卸的凸緣法蘭連接。忽略主梁的軸向力，法蘭受到主梁的支撐力，垂直彎矩和水平彎矩。 梁由法蘭的高強度螺栓固定。 法16x450x490mm和20x450x490mm兩個鋼板，左上寬度為4mm，承載臺階和法蘭（高度為10mm），法蘭和螺栓布置如下圖所示，法蘭連接可承受主梁支撐力，和水平彎矩垂直彎曲力矩。 主梁支撐力 FE=φ1（12FqL+pL-C1L） (5.1) 式中 表示動力載荷系數(shù)，為1.18 圖5.1a 主梁受力簡圖 圖5.1b 主梁端梁連接簡圖 圖5.1c 主梁連接處與凸緣法蘭的焊縫結構 圖5.1d 法蘭板 垂直撓度： Mx=FE×b1=120856×157=16898N (5.2) 水平撓度: My=psB0+12r1FHL26+PEc11-c1L=39278 (5.3) 式中PS=8580.6N,表示近側端梁的側向力，F(xiàn)H=192N，表示主梁的慣性力 PH=3938N ，表示集中載荷慣性力 5.1 法蘭板連接焊縫計算 計算法蘭板連接焊縫的時候，通過采用周邊貼角焊縫連接對法蘭板以及端梁周邊焊縫連接,其中焊縫的厚度為hf =8mm ,焊縫截面的簡化力矩為: Ihx=2×0.7×hf12l3+2×0.7×hfbf0.5h+0.35hf2 =2×0.7×8123603+2×0.7×10×500×202.8 =2.3×108mm4 Ihy=2×0.7×hf12b3+2×0.7×hfbf0.5b+0.35hf2 =1.7×108mm4 在此次設計中，我們可以假設數(shù)值焊縫來承受主梁的支撐力FE， 因此可知焊縫處切應力大小 τF=FE2×0.7×hflf=25.4MPa 在豎縫下端切應力為（根據彎矩計算） τMx=MxyIhx=10.8MPa (5.4) τwy=MyxIhx=35.8MPa (5.5) τM=τMx+τMy=46.6MPa (5.6) τhk=τF2+τM2=51.3MPa (5.7) τhk<τh=0.8[σ]Π2=99MPa (5.8) 水平焊縫端點切應力： τMx=MXyIhx=12.5MPa (5.9) τWx=MyxIhy=46.5MPa (5.10) τhm=τMx+τWx=59MPa (5.11) τhm<[τh]=99MPa (5.12) 故滿足要求 同理，法蘭板與主梁連接根據此計算滿足要求。. 5.2 法蘭連接螺栓的計算 根據常規(guī)的法蘭式連接，該法蘭板螺栓可以分成兩列，每列5個螺栓。它們的距離, x1=500mm其中一邊的螺栓距其較近的凸緣距離為y1=420mm,由下列公式我們能求出每一個螺栓至各邊緣距離的平方和: yi2=2602+1502+2402+3602+4502=831600mm2 (5.13) 下邊角螺栓最大拉力: pl1=2Mxy1yi2+Mynx1=74205N (5.14) 其中，n=5 該連接共采用10個螺栓16-M30mm,螺紋小徑d0=26.3mm，孔徑Φ32mm,,其螺栓為高強度螺栓。 單個螺栓的許用拉力: σll=0.8σΠ=140MPa (5.15) pll=πd024σll=π×26.3×26.34×140=7560N (5.16) pl1<[pll]，所以合格。 主梁軸向力的計算可以忽略,凸緣端面切應力，壓應力和都較小，省略計算。. 6 起重機的機構工作級別和鋼絲繩選擇 上面的計算已經得出起重機載荷的狀態(tài)，我們可以根據機構的利用等級來確定本設計的工作級別?；緟?shù)為：提升高度：12m，提升速度：12m/min，提升重量：5t。 6.1 機構利用等級、 機構利用等級按機構總設計壽命分為十級[12]，總設計壽命定義為機構承擔運轉在年數(shù)之內的總時數(shù)。 只是零部件的設計依據，不能視為保修期。 電動葫蘆通常處于空轉狀態(tài)。 根據GB / T3811-1983，機構利用等級為： 機構利用等級 T4，總設計壽命/h 3200 6.2 機構載荷狀態(tài) 負載狀態(tài)是指機構受到最大負載和負載變化的影響。 電動葫蘆通常工作在額定負載以下，并不是經常使用的。 根據GB / T3811-1983的規(guī)定，電動葫蘆經常在中等載荷下運行，并不承受最大負載，所以機械負載狀態(tài)選擇為L2-中。 6.3 機構工作級別 根據機構利用等級和使用情況，根據GB / T3811-1983，工作級別選為M3 6.4 鋼絲繩的選用 鋼絲繩對于起重機來說是十分重要不可或缺的，但容易損壞。使用時應該注意使用的合理性以及其損壞程度的檢查。對其妥善維護。從而提高其使用壽命，減少事故。 6.5 鋼絲繩直徑的計算 根據鋼絲繩最大工作靜壓力可以得出合適的鋼絲繩直徑 d=cs （6.1） 式中，d表示鋼絲繩的最小的直徑，s是鋼絲繩的最大工作靜壓力，c是選擇系數(shù)。 鋼絲繩最大靜壓力： 在提升機構中，起升載荷可以決定鋼絲繩最大工作靜壓力，并且要考慮到滑輪組和軸承分支等因素，提升載荷是提升質量的重力。 提升高度小于50m的升降高度可忽略不計。因此可得 S=（5t1000kg/t9.8N/kg）/2=24500N （6.2） 系數(shù)c的選擇 我們可以從機構的工作級別中選取適當?shù)南禂?shù)c，可以根據據GB/T3811—1983,選擇c=0.093. 我們可以根據鋼絲繩選擇系數(shù)c以及最大靜拉力s得到： d=0.093×24500=14.557mm ≈15mm （6.3） 7 起重機小車的設計 7.1 起重小車軌道的選擇 可以根據起重機手冊，在常見的中小型起重機的小車當中，普遍均常采用P型鐵路鋼軌。設計如圖。 圖7.1 軌道三維圖 根據基本尺寸初定軌道型號為P38 表6.1 軌道基本尺寸 C b1 b b2 d R 0.4 13 12.2 15 0.85 17.5 7.2 起重機小車軌道的尺寸校核 小車軌道彎曲強度計算 圖7.2工字鋼下翼輪壓局部 根據已知量計算輪壓作用點位置，并求出系數(shù) i=a+c-e 式中：i表示小車輪壓作用點和最近腹板表面之間相隔的距離； c-小車輪緣與鋼邊緣中間相貼合時所產生的間隙，取c=0.4 cm； a==(12.2-0.85) ÷2=5.675cm （7.1） e=0.164R（cm） 因為該軌道選取的是普型工字鋼，所以根據手冊其翼緣表面斜度為. R在式中表示為小車定輪的踏面曲率半徑，我們可以根據手冊可以知道R=17.5 cm e=0.164×17.5=2.87 cm 所以： i=5.675＋0.4-2.87=3.205 ξ==3.205÷5.675=0.57 （7.2） 因此：i=3.205 ξ=0 .57 軌道工字鋼下翼緣部分可以進行局部曲應力的計算： 在上圖中，橫向L點局部彎曲應力可以根據該公式計算： σx=a1k1P輪t02 （7.3） 式中：a1在式中是結構形成系數(shù)，取0.9，k1為局部彎曲系數(shù)，我們由下圖取1.9 圖7.4 局部彎曲系數(shù) t02=（1.37+1）2=2.372=5.61 cm2 （7.5） σ1=±(0.9×1.9×1900÷5.61)=579kg/cm2 （7.6） 如圖所示，點L縱向（這里只在yz平面內）其局部彎曲應力為σ2，并可以根據下式得出： σ2=±0.9×0.6×19005.61=183kg/cm2 （7.7） 式中：k2由圖得：k2=0.6 圖中1點縱向（這里只yz平面內）其局部彎曲應力為σ3，并可根據公式得出： σ3=±a2k3p輪t02 （7.8） 式中： K3-局部彎曲系數(shù)，根據上面的圖得：K3=0.4 a2-翼緣結構形式系數(shù)，a2=1.5（貼板補強時選用） 因此可以求得最終 σ3=±1.5×0.4×19005.61=203kg/cm2 其中主梁的跨中斷面可以進一步進行當量應力的計算 σ當=σ12+（σ2+σx）2=1077kgcm2<σ=1800kg/cm2 (7.9) 因此該鋼字型軌道符合要求 8 焊接工藝設計 8.1 焊接 為保證焊接質量，焊接工藝是極為重要的。我們應遵守焊接工藝準則，不能隨意焊接，產品的工作效率與經濟效率可以得到保證，質量得到了提高，并且降低了返修概率。 電焊和氣焊兩種焊接常用于當今各類起重機結構。電焊主要包括電阻焊（常見于薄板焊接），電渣焊，電弧焊等。其中使用最廣泛的電弧焊接。 手工電弧焊是電弧焊的常用方式。 焊接結構，焊接部件的厚度不宜過大，除了在一些特殊情況之外。3號鋼焊接構件厚度不應大于40mm，16鋼錳鋼焊接厚度不能大于30mm。 該設計應采用薄焊縫，焊縫應盡可能布置成重心的對稱方式。焊縫立體交叉應盡量避免，同時不能出現(xiàn)某一處大量集中焊縫。 8.1.1 對接焊縫 對接焊縫的計算厚度h取等于被焊構件中較薄構件的厚度。為了使力流平滑傳遞，對較厚的構件和較寬的構件，應作為坡度不大于1/4的斜角[1]。 8.1.2 角焊縫 對于角焊縫的側面和末端，角焊縫直角一般的尺寸比例a：b = 1：1; 在圓角焊縫的末端承受低溫結構（-40℃左右）的動態(tài)載荷a：b = 1：1.5，則較大的直角邊緣b應沿著焊縫的受力方向。 搭接長度應等于或大于焊接部件最小厚度的5倍。 角焊縫布置圖如下： 圖9-1 角焊縫布置圖 角焊縫存在最小厚度。該最小厚度就是較小的直角邊，其為 a≥0.3δmax+1 式中的δmax表示的是焊接件中相對來說比較大的厚度，但是同時也要保證其厚度不能過小，最小應是4mm。因為當厚度的值比4mm小時，焊縫焊件具有一樣的厚度，不宜應用。 角焊縫的厚度(也就是較小的直角邊尺寸)也不能過大。不應超過其薄焊件厚度的1.2倍，即a≥0.12δmax 在計算強度時，可以根據h=ka，來求出角焊縫強度。其中k可以按下表選取。 表8.1 角焊縫參數(shù) 注：在表中，表面平滑的焊縫所用的數(shù)為分子，而對于凹面焊縫來說，采用的應是分母數(shù)值。 計算長度時，首先應確定的是，側面與端面焊縫要比4a還要小。但不宜過小，不能小于40mm。 能夠得到的邊角長度不可以過長，要在焊縫厚度的40倍這個數(shù)值之內。。 在大于40a時，在計算中不考慮超額。 在內力按著全長進行分布時，角焊縫的長度不需要再考慮上面的因素。 梁在承重載荷下，蓋板受壓應力，下蓋受拉應力，腹板處受力非常小。 對于上蓋和下蓋板，由于端梁的長度為3330mm，整個鋼板可以不用拼接使用。 可以根據焊件厚度，尺寸和形狀結構等因素采用手工電弧焊為焊接方法。 焊接方式如下表： 表8.2 各焊縫焊接方法 焊縫的名稱 焊接的接頭型式 主要方法 焊接所用焊條 蓋板－腹板焊縫 手弧焊 E5015 隔板焊縫 手弧焊 E5015 彎板焊縫 手弧焊 E5015 加強筋焊縫 手弧焊 E5015 小腹板焊縫 手弧焊 E5015 角鋼焊縫 手弧焊 E5015 固定板焊縫 手弧焊 E5015 主要工藝過程是： 表8.3 主要焊接工藝 主要工藝 下料 拼板 焊接上蓋板和隔板 焊接腹板 焊接下蓋板 焊接彎板 裝配筋板 焊接筋板 焊接固定板 9 緩沖器 緩沖器在起重機中是不可或缺的裝置。為防止小車與起重機終端發(fā)生越軌現(xiàn)象，在小車軌道終端位置裝有擋鐵。但小車與擋鐵相撞仍會產生動能，容易發(fā)生設備損壞等故障。為了避免設備出現(xiàn)故障，故為起重機安裝緩沖器（一般當運行速度超過20m/min時安裝） 橡膠緩沖器主要有彈性變