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桥式起重机 钢结构 设计 SW 三维 17 CAD

资源描述：

5T单梁桥式起重机钢结构设计含SW三维及17张CAD图,桥式起重机,钢结构,设计,SW,三维,17,CAD

内容简介：

摘 要起重机械是一种循环、间歇运动的机械。常用于物品的装卸。经过这些年得发展，桥式起重机在现代生产活动中已一个不可取代的地位。随着时代的进步，起重机的自动化程度也逐步提高，从原始的用人和牲畜控制到了现代的机器控制。因此工厂对起重机的要求也是逐渐提高。起重机正面临着一场改革变化。起重机一般指既有起升机构又有水平运动机构的起重设施，这些机构均是起重机基本的机械结构。我们一般根据其不同的水平运动形式，将起重机分为桥式起重机和臂架式旋转起重机。本次设计中我选用的是桥式起重机。根据设计要求，本次设计主要是一个满足5T承载量的钢体结构，主要设计计算端梁、主梁的尺寸，并对其进行校核，端梁与主梁之间采用法兰式螺栓连接，并对缓冲器进行了选择和校核。文章后面还对焊接工艺进行了选择和分析。最终完善CAD工程图以及三维图，使其在实际生产操作中能够准确稳定的完成各项工作，提高生产效率，并成功投入到市场。关键词：单梁桥式起重机；主梁；端梁；法兰连接IVABSTRACTLifting 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 录摘 要IABSTRACTII1 绪论12 箱形结构主梁和端梁的设计32.1 箱形梁式桥架的主要尺寸确定32.2 主梁主要尺寸的确定52.3 端梁截面尺寸的确定63 主梁和端梁的校核73.1 主梁强度计算73.2 主梁强度的校验103.3 刚度计算123.4 主梁的稳定性计算123.5 端梁强度计算133.6 端梁强度校核144 主要焊缝的计算174.1 主梁翼缘焊缝计算174.2 主梁上盖板焊缝174.3 端梁的焊缝计算174.3 主梁、端梁连接焊缝计算184.4 角焊缝强度计算185 主梁与端梁连接计算195.1 法兰板连接焊缝计算205.2 法兰连接螺栓的计算216 起重机的机构工作级别和钢丝绳选择236.1 机构利用等级、236.2 机构载荷状态236.3 机构工作级别236.4 钢丝绳的选用236.5 钢丝绳直径的计算237 起重机小车的设计257.1 起重小车轨道的选择257.2 起重机小车轨道的尺寸校核258 焊接工艺设计288.1 焊接289 缓冲器32结 论35参考文献36附录1：外文翻译37附录2：外文原文45致谢55561 绪论 桥式起重机是一种重要的物料搬运机械。桥式起重机的桥架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行，起重小车沿铺设在桥架上的轨道横向运行，构成一矩形的工作范围,就可以充分利用桥架下面的空间吊运物料，不受地面设备的阻碍。桥式起重机可分为普通桥式起重机简易梁桥式起重机和冶金专用桥式起重机3种1 。经过几十年的发展，我国桥式起重机行业已经形成了一定的规模，市场竞争也越发激烈。桥式起重机行业在国内需求旺盛和出口快速增长的带动下，依然保持高速发展，产品几近供不应求4。尽管我国起重机行业发展迅速，但是国内起重机仍缺乏竞争力。从技术实力看，与欧美日等发达地区相比，中国的技术实力还有一定差距。目前，过内大型起重机尚不具备大量生产能力。从产品结构看，由于技术能力所限，中国起重机在产品结构上也不完善，难以同国外匹敌5。生产规模的扩大及自动化程度的提高，桥式起重机应用越来越广泛，所起的作用也愈来愈大，这样对桥式起重机的要求也越来越高，安全、可靠、经济。而目前CAD技术在起重机行业应用水平参差不齐，很多企业CAD技术的应用仅仅停留在绘图层面上，力学性能分析还是手工计算，费时费力。面对桥式起重机轻型化智能化发展大趋势，桥式起重机设计必须改变传统的设计模式。起重机作为物料搬运、装卸或用于安装的机械设备可以减轻或代替人们的体力劳动提高劳动生产率。它被广泛应用于国民经济的各个领域之中。随着时代的发展制造工厂和装卸作业场所开始转向室内使桥式起重机占据了主导地位。桥式起重机主要应用于大型加工企业如钢铁、冶金和建材等行业完成生产过程中的起重和吊装等工作。在系统整体设计中采用传统布局的典型结构，桥式起重机是一种提高劳动生产率重要物品搬运设备，主要适应车间物品搬运、设备的安装与检修等用途。5t桥式起重机小车运行机构是将电动机、减速器、卷筒、制动器和运行小车等紧凑地合为一体的起重机械，由于它轻巧、灵活、成本较低，且安全可靠，零部件通用程度大，互换性强，单重起重能力高，维护方便等特点，是目前用途广泛，深受欢迎的轻型起重设备。5t桥式起重机小车运行机构可以式固定的也可以通过小车和桥梁组成电动单梁桥式起重机、简单双梁桥式起重机和简单龙门式起重机等，稍加改动，还可作卷扬作用。桥式起重机，有时称为天车，是一种具有可移动桥梁的起重机，该桥梁起重机悬挂在高架梁上。这样的悬空允许负载在三个轴上移动到起重机操作空间中的任何点。 除了主梁之外，桥式起重机系统还包括可以在整个主梁横向运行的运行小车，以及起升机构。小车由操作室来操控。除此之外，还包括大车及其运行轨道主梁可以在该轨道上前后运行。而起重小车则可以从主梁的一端移到另一端，该运动和大车的运动相互垂直。而起升机构可以从地面升起和下降以使负载在不同的高度定位。运行机构主要是由联轴器、减速器、制动器、电动机组成。随着时代的进步，起重机发展越来越快，国外起重机走向智能化多元化，环保等发展，结合计算机技术，工作效率大幅提升，而在国内起重机设计较为落后 ，起重机的使用方式也是车间的简单使用，我们需要不断的开发和设计，才能创造更好的产品。2 箱形结构主梁和端梁的设计2.1 箱形梁式桥架的主要尺寸确定箱型结构桥架制造简单，工艺性好，节省人力，适用于大批量生产。而这些条件的对于尺寸规格较多如桥式起重机标准化产品来说是有利的，更多的是，常规的箱梁桥是最典型的桥梁。所以此次设计中采用箱形结构。并采用电动葫芦作为小车。箱形结构桥架所采用的是两根箱形的结构。主梁的主要是由上下翼缘板、和两块腹板所组成。小车钢轨布置在截面中心上1。其中箱形主梁截面的几何尺寸主要在下列范围内选择：主梁的高度可以首先确定。在它的跨度中部的高度可以设为H，根据起重机手册，主梁与端梁跨度之比为（HL14L18），可以设H=L17。主梁与端梁在此条件下法兰式螺栓连接,在法兰板处也就是连接处的高度取H0=0.40.6H为了使起重机的桥架水平刚度足够，保持其平稳性，我们所选择的主梁两腹板内壁间距不能过小，通常范围如下：b23H bL50 因此取b=400 ，腹板的厚度均取6mm。根据该厚度可以对上下盖板取值，其值1=8mm 该厚度适用于此箱形结构。再根据b，可以进行下一步计算，确定主梁上下盖板之间的宽度B=b+2(+20)当h/70时，主梁腹板内部在该条件下，需要一些大加劲板，其劲板在水平面横向放置。这样腹板的局部稳定性得到了充分的保证。在跨中处的两块劲板的距离a=（1.520）h，且a2.2m。因此取a=2m 接近端梁处加劲板ah取1m。为了防止悬臂重量过大而使主梁腹板发生局部挠曲变形，大加劲板的位置应该合理选择，应与传动轴的轴承部分位置、走台上运行机构的电动机以及减速器相配合，。为了增加腹板的局部稳定性，并将小车的压力传到腹板上去，从而使小车平稳运行，一些垂直的小加劲板可以添加到大加劲板之间腹被压缩的位置处，其高度约为/3，取320mm。可以根据上盖板的局部应力为两个板的间距取值。 图2.1 箱形主梁简图 1上方盖板 2下部盖板 3主梁腹板 4大的加劲板 5小的加劲板6水平的加劲角钢图2.2a 主梁结构简图图2.2b 主梁结构简图图2.2c 主梁渲染图2.2 主梁主要尺寸的确定根据任务说明书，已知数据：表2.1 已知数据主梁高度 H=L17=16.517=0.97 (2.1) 端梁的高度H0=0.40.6H=0.3880.582 （2.2）取H0=0.4mC=11015L=1101516.5=1.653.3 （2.3）其中，C为端部体型的高度取C=2.6m主梁计算高度H=0.97可以确定腹板高度h=0.954确定主梁截面尺寸主梁截面应根据设计要求，由刚度、强度、经济等条件选择1根据其中及手册表格26-5可知腹板厚=6mm，上下盖板厚1=8mm根据下列关系式： bH3.5 bL50=1650050=330mm （2.4）两块腹板间的距离可以确定。取b=400mm 盖板宽度： B=b+2+40=452mm取整 B=450mm能够求出梁的实际高度： H=h+21=954+28=970mm （2.5）以及轮距：K=1815L=2.0633.3 （2.6）取 K=2.6同样可知，腹板高度可以取h0=500mmH0=h+21=516mm （2.7）2.3 端梁截面尺寸的确定箱形结构制造工艺简单，因此桥架的端梁同样也采用箱形的截面根据起重机的结构布置，大车轨道面和下盖板不能接触，应保持一定距离(大于50mm)；车轮的轮缘要低于端梁头部上盖板的下面 (不小于20mm)；上下盖板间的距离为500mm。为了方便能够拆卸车轮，该结构内部要安装千斤顶，即螺旋千斤顶。所以起重机的设计需要考虑到千斤顶的螺母位置，注意不能与轨道产生摩擦。同时要有轨道排障板。该板安在其两个端面的位置上。 下图为端梁典型构造图图2.3a 端梁结构三维装配图图2.3b端梁三维渲染图由起重机课程设计手册，该起重机端梁的各个板的尺寸能够得到确定：上盖板08mm，下盖板18mm，头部下盖板212mm，腹板=6mm，轮距K(1858)L2.0633.3m端梁高度H0450500mm，高度可以取500mm（因为螺母要安装在端头）。由起重机设计手册表194500的尺寸，我们应首先确定好支撑轮截面，保证车轮与端梁之间不发生摩擦，之后可以进行下一步。确定端梁截面尺寸。支撑处两板内边与车轮的两侧面的距离确定为10mm。同时，端梁上盖板长度可确定为3330m。端梁内部放置隔稳固作用。每个隔板间相距40mm。法兰板放置在腹板上。其结构和尺寸如图所示：图2.4 端梁截面图3 主梁和端梁的校核3.1 主梁强度计算根据1得半个桥架的自重， Gq/2=4tf （3.1） 因为桥架有一定的自重，因此在这个条件下主梁所产生的中部载荷：ql=Gq2L=16.54=0.24tf/m （3.2）查手册表11-5得主梁集中载荷为（根据起重机结构可知，该载荷是因为集中驱动运行机构产生）：GD=0.7tf （3.3）因此可得主梁的总均布载荷：q=q1+qy=0.24+0.062=0.302tf/m根据已知系数主梁总均布载荷： k=kq=11.302=1.302tf/m （3.4）式中 表示冲击系数，由表中查得。图3.1 主梁三维受均布载荷示意图小车的自重会对主梁产生向下的力，及轮压力。其大小为p1=2100kgf p2=1800kgf图3.2 受力分析简支图动力系数考虑进去：p1=p1=1.062100=2226kgf （3.5）p2=p2=1.061800=1908kgf （3.6）在校核强度时，可从主梁的垂直弯矩和水平弯矩分别校核。考虑到自重引起的均布载荷，因此在均布载荷的作用下梁最大垂直弯矩应该在梁的中部Mmax(G-P)=p1+p2L-BxcL+ql+kGd224(p1+p2L+q2)=2.92106kgf.cm （3.7）同样，根据公式还需确定主梁水平最大弯矩（该最大值在跨中位置）Mg=PgL41-L2r+qgL224(3-2Lr） （3.8）r=L+8c33K2Iy1Iy2=1700 （3.9）图3.3 主梁的受力简图图3.4 弯矩图根据前面的数据可以确定在水平方向上起重机主梁集中惯性载荷为；Pg=p1+p210=390kgf （3.10）根据这些数据并可以得出均布惯性载荷为（该载荷作用在主梁上）；qg=q10=0.30210=0.0302tf/m (3.11)根据比值Iy1Iy2=2 （3.12）可取系数r为2。C=（K-Lxc）2=75cm （3.13）其中，K=265cm Lxc=150Mgmax=390165041-165021700+0.3021650224(3-216501700)=8.437104kgf.cm3.2 主梁强度的校验根据对主梁的力学分析可知，主梁中间截面的弯曲最大，该处弯曲应力根据公式（3.14）计算=G+P+g=Mmax(G-P)Wx+MgmaxWy (3.14)其中，Wx表示主梁的中间截面对于主梁的水平重心轴线x-x其相对应的抗弯截面模数。Wx=h3+B1h=95.40.63+450.895.4=5255cm2 (3.15)其中，Wy表示主梁的中间截面对于主梁的另一重心轴线y-y的抗弯截面模数，能够求出Wy=B13+hb=450.83+95.40.640=2769.6cm3 (3.16)=6.61065255+2.5341052769.6=586.121kgf/cm2 (3.17)查表可知钢材许用应力为：=1600kgf/cm2 (3.18)可得：因此许用应力合格剪切应力图3.5a p1、p2作用下剪力受力图图3.5b 均布载荷作用下的简力受力图由图可知，主梁最大剪力在左端截面处。根据公式（3.19），进一步计算其支撑截面的最大剪力：Qmax（G+P）=P1+P2L-BXCL+qL+kGd2=6848.3kgf (3.19)根据上式求得主梁截面最大剪力Qmax（G+P） 3.19式中Ix0Wx0H02=h03+B1h0H02=59340cm4 (3.20)该值表示主梁支撑面对其截面的水平的重心轴线x-x的所求出的惯性矩式中S=2h02h04+B1h02+12=1289.4cm3 (3.21)因此根据3.20可得：max=124kgf/cm2 （3.22）由材料力学手册132页查得钢的许用剪应力为=950kgf/cm2 (3.23)max故其剪切应力也满足条件。3.3 刚度计算垂直静钢度即也是垂直的挠度挠度，是指梁轴线在垂直轴线方向线位移。不能超过一定范围 f=P1L31+a+(1-62+42)48EIx （3.24）式中 ,P表示静载荷，L是跨度，E衡量材料弹性，采用3号钢。E=2.1103103kgcm2=BxcL=1101650=0.07IxWxH2=2.55105可知许用挠度 f= cm （3.25） f=5500165034.82.1106111545=210cm （3.26）ff所以挠度满足要求水平静刚度计算 fg=PgL348EJY=0.56cmfg=L2000=0.825cm (3.27)式中,fg为水平挠度，Pg为水平惯性力，Jy为水平惯性矩，值为21849cm4根据上式可知，水平刚度满足要求。 3.4 主梁的稳定性计算主梁整体稳定性根据下面的关系验算 h/b=950/350=2.714 3 （3.28）主梁的整体稳定性合格其在垂直方向的自振周期： T=2T 0.3s （3.29）式中，T为其自振周期，M代表的是是起重机与葫芦的转换重量重量 M=0.5qlk+G=1.75kgf*s2/cm （3.30）其中,g为重力加速度，L为跨度，q为上面所求的的主梁均布载荷，G为电动葫芦重量。所以：M=(0.51.261650500)=1.75Kgscm K=5006kgcm （3.31）T=0.1112sTT=0.3s其稳定性合格3.5 端梁强度计算3.51 轮距的确定 k=()L （3.32） =() 16.5 =2.3573.3m取 k=2.5m3.52 计算载荷的确定首先假设两根主梁对端梁的作用力 是相互等价的，因此我们可以知道，端梁的最大支反力RA=QmaxG+P(Lxc-2a2)K （3.33）式中 K=250cm；Lxc=150cm；a2为主梁中心线与传动策轮轴线间的距离取 a2=110cm,因此 可得:RA=8406.2kgf 3.53 端梁垂直弯距主梁产生的最大弯距主要是因为主梁支反力的作用（施加于端梁 ）因此在中间截面处，弯矩可以求得Mzmax=RAa1=8446.2*90=760161.3kgf*cm （3.34）式中a1表示导电车轮轴线至起重机主梁中心线之间的距离，a1=90cm；3.54 端梁水平弯距端梁中间截面弯距由公式计算得（该弯矩是由于车轮侧向载荷所引起的）：MPmax=Sa1 （3.35）式中 S车轮侧向载荷，根据计算可得S=p； 侧压系数，由起重机设计手册查得，=0.08P车轮轮压， P=RA因此 Mpmax=RAa1=0,088406.290=60812.64kgf*cm （3.36）Mpmax2=pxg(Lxc+2a2)Ka1 (3.37)式中 Pxg表示电动葫芦惯性载荷，根据由公式得：Pxg=p17=318kgf （3.38）所以， Mpmax2=318(150+2110)26590=35298kgf.cm （3.39） 根据Mpmax进行强度校核3.6 端梁强度校核中间截面对水平中心线x-x 这个轴线的截面模数根据式子可以求得wx=h3+B1h=1750.2cm4 （3.40）对水平重心线 xx 惯性距：Ix=wxH2=1750.2502=26880cm4 （3.41）对y-y截面模数 wy=B13+hb=1051cm4 （3.42） 端梁中间截面对水平重心线xx的半面积矩：sx=2h2h4+B1h+12=867.1cm3 （3.43）中间截面最大弯曲应力为：max=MzmaxWx+MpmaxWy=RAa1WX+Sa1WY=546.7kgf/cm2 （3.44）其端梁中间截面剪硬力：=Qmax(G+P)SxIx2=240.7kgf/cm2 （3.45）端梁支撑截面的截面模数，以及对水平重心线xx的惯性矩，还有面积矩计算如下：上盖板中线与水平中心线的距离：c1=2180.60.518+0.5+2111.20.5+18+0.6350.8+2180.62111.2 （3.46） =10.24cm腹板中心线与水平重心线之间的距离： c28.96-0.5-0.518-0.66cm （3.47）下盖板中线与水平中心线之间的距离： c3（18+0.5+0.6）-8.9610.36cm （3.48）端梁支撑截面对水平重心线xx这个轴所产生的的惯性距： Ix0=112351+3510.3610.36+212180.8+291.29+0.2 111.44+2111.210.3610.36=5064.2cm4 （3.49）对x-x水平重心线惯性矩：wx0=Ix01c3+22=553.6 （3.50）水平重心线xx轴处有的半面积矩（在端梁支撑面处）： Sx0=2111.211.1+11.1-0.80.611.5-0.62 （3.51） =301.4cm3端梁支撑截面的弯矩：MzRAd8446.214118246.8 kgf*cm （3.52）该面弯曲应力计算：1=MzWx0=213.2kgf/cm2 （3.53）端梁支撑截面的剪应力：=RASX01nIx0=560kgf/cm2 （3.54）合成应力计算得:=12+32=847kgf/cm2 （3.55）根据材料力学手册，可以查得端梁材料得许用应力：d（0.800.85） d1280013600N/cm2 d=(0.800.85) =76008070N/cm2在上述中强度所有计计算应力均小于材料的许用应力，所以强度合格，满足端梁强度要求。4 主要焊缝的计算4.1 主梁翼缘焊缝计算常用焊接方法有三种，手工弧焊、埋焊和气保焊。主梁焊缝主要采用CO2气体保护电弧焊，焊缝中氢的含量较小，金属力学性能好11，因此采用此种方法。焊脚尺寸为6mmhmax=FQmax2IX0=124kgfcm2 （4.1）hmax=max=586120kgf/cm2 （4.2）h=0.8=468.9kgf/cm2 （4.3）h=12h=3316kfg/cm2 (4.4)hmaxh (4.5) hmaxh (4.6)因此焊缝强度满足要求4.2 主梁上盖板焊缝主梁上盖板因为主梁在支撑处所受到地最大剪切力的作用，因而受焊缝剪应力如下式：QmaxG+PS20.7hfI0 (4.7)式中，S是主梁上盖板对主梁的截面的水平中心线的惯性矩 S=45*0.8*25.4=914.4cm3 （4.8）=6848.3914.420.70.659340=125kgf/cm2 （4.9）可查焊缝许用应力=9500N/cm3,因此该焊缝合格，满足设计要求4.3 端梁的焊缝计算端梁上盖板焊缝的剪切应力根据下式可得：=RAS1n1IX00.7hf=237.5kgf/cm2 （4.10）n1为上盖板翼缘焊缝数同理，下盖板的翼缘焊缝的剪切力根据该式可得： 2=RAS2n1IX00.7hf2=256cm3 （4.11）可查焊缝许用应力=9500N/cm3因此该焊缝合格，满足设计要求4.3 主梁、端梁连接焊缝计算QmaxG+P0.7n3hfI0=170kgf/cm2 （4.12）h0为连接处焊缝的高度，为0.9h，即46cm该式可求得主梁与腹板连接处焊缝的剪切应力可查焊缝许用应力=9500N/cm3因此该焊缝合格，满足设计要求4.4 角焊缝强度计算端梁上盖板角钢和腹板的钢采用角焊缝该角焊缝主要承受剪切应力，其计算公式如下：=N2lh （4.13）式中 h表示焊缝计算厚度 l表示焊缝的计算长度(对不采用引弧板的焊缝，实际长度减少10mm) 表示焊缝许用剪应力焊缝1、焊缝2的剪应力为:1=N1l1h （4.14）2=N2l2h (4.15)根据起重机设计手册可查：=17000N/cm2其中 1=15900N/cm2 2=11506Ncm2 1 2所以焊缝满足要求。5 主梁与端梁连接计算主梁与端梁有两种连接方式：一种为主梁与端梁焊接，另一种则是主梁与端梁用螺栓连接该连接采用可拆的凸缘法兰连接。主梁和端梁之间的连接通过可拆卸的凸缘法兰连接。忽略主梁的轴向力，法兰受到主梁的支撑力，垂直弯矩和水平弯矩。 梁由法兰的高强度螺栓固定。 法16x450x490mm和20x450x490mm两个钢板，左上宽度为4mm，承载台阶和法兰（高度为10mm），法兰和螺栓布置如下图所示，法兰连接可承受主梁支撑力，和水平弯矩垂直弯曲力矩。主梁支撑力FE=1（12FqL+pL-C1L） (5.1)式中 表示动力载荷系数，为1.18图5.1a 主梁受力简图 图5.1b 主梁端梁连接简图图5.1c 主梁连接处与凸缘法兰的焊缝结构图5.1d 法兰板垂直挠度：Mx=FEb1=120856157=16898N (5.2)水平挠度:My=psB0+12r1FHL26+PEc11-c1L=39278 (5.3)式中PS=8580.6N,表示近侧端梁的侧向力，FH=192N，表示主梁的惯性力PH=3938N ，表示集中载荷惯性力 5.1 法兰板连接焊缝计算计算法兰板连接焊缝的时候，通过采用周边贴角焊缝连接对法兰板以及端梁周边焊缝连接,其中焊缝的厚度为hf =8mm ,焊缝截面的简化力矩为:Ihx=20.7hf12l3+20.7hfbf0.5h+0.35hf2 =20.78123603+20.710500202.8 =2.3108mm4Ihy=20.7hf12b3+20.7hfbf0.5b+0.35hf2 =1.7108mm4在此次设计中，我们可以假设数值焊缝来承受主梁的支撑力FE，因此可知焊缝处切应力大小F=FE20.7hflf=25.4MPa在竖缝下端切应力为（根据弯矩计算）Mx=MxyIhx=10.8MPa (5.4)wy=MyxIhx=35.8MPa (5.5)M=Mx+My=46.6MPa (5.6)hk=F2+M2=51.3MPa (5.7)hkh=0.82=99MPa (5.8)水平焊缝端点切应力：Mx=MXyIhx=12.5MPa (5.9)Wx=MyxIhy=46.5MPa (5.10)hm=Mx+Wx=59MPa (5.11)hmh=99MPa (5.12)故满足要求同理，法兰板与主梁连接根据此计算满足要求。.5.2 法兰连接螺栓的计算根据常规的法兰式连接，该法兰板螺栓可以分成两列，每列5个螺栓。它们的距离, x1=500mm其中一边的螺栓距其较近的凸缘距离为y1=420mm,由下列公式我们能求出每一个螺栓至各边缘距离的平方和:yi2=2602+1502+2402+3602+4502=831600mm2 (5.13)下边角螺栓最大拉力:pl1=2Mxy1yi2+Mynx1=74205N (5.14)其中，n=5该连接共采用10个螺栓16-M30mm,螺纹小径d0=26.3mm，孔径32mm,其螺栓为高强度螺栓。单个螺栓的许用拉力:ll=0.8=140MPa (5.15)pll=d024ll=26.326.34140=7560N (5.16)pl1pll，所以合格。主梁轴向力的计算可以忽略,凸缘端面切应力，压应力和都较小，省略计算。.6 起重机的机构工作级别和钢丝绳选择上面的计算已经得出起重机载荷的状态，我们可以根据机构的利用等级来确定本设计的工作级别。基本参数为：提升高度：12m，提升速度：12m/min，提升重量：5t。6.1 机构利用等级、 机构利用等级按机构总设计寿命分为十级12，总设计寿命定义为机构承担运转在年数之内的总时数。 只是零部件的设计依据，不能视为保修期。 电动葫芦通常处于空转状态。 根据GB / T3811-1983，机构利用等级为： 机构利用等级 T4，总设计寿命/h 32006.2 机构载荷状态负载状态是指机构受到最大负载和负载变化的影响。 电动葫芦通常工作在额定负载以下，并不是经常使用的。 根据GB / T3811-1983的规定，电动葫芦经常在中等载荷下运行，并不承受最大负载，所以机械负载状态选择为L2-中。6.3 机构工作级别根据机构利用等级和使用情况，根据GB / T3811-1983，工作级别选为M36.4 钢丝绳的选用钢丝绳对于起重机来说是十分重要不可或缺的，但容易损坏。使用时应该注意使用的合理性以及其损坏程度的检查。对其妥善维护。从而提高其使用寿命，减少事故。6.5 钢丝绳直径的计算根据钢丝绳最大工作静压力可以得出合适的钢丝绳直径 d=cs （6.1）式中，d表示钢丝绳的最小的直径，s是钢丝绳的最大工作静压力，c是选择系数。钢丝绳最大静压力：在提升机构中，起升载荷可以决定钢丝绳最大工作静压力，并且要考虑到滑轮组和轴承分支等因素，提升载荷是提升质量的重力。 提升高度小于50m的升降高度可忽略不计。因此可得S=（5t1000kg/t9.8N/kg）/2=24500N （6.2）系数c的选择我们可以从机构的工作级别中选取适当的系数c，可以根据据GB/T38111983,选择c=0.093.我们可以根据钢丝绳选择系数c以及最大静拉力s得到： d=0.09324500=14.557mm 15mm （6.3） 7 起重机小车的设计7.1 起重小车轨道的选择可以根据起重机手册，在常见的中小型起重机的小车当中，普遍均常采用P型铁路钢轨。设计如图。图7.1 轨道三维图根据基本尺寸初定轨道型号为P38表6.1 轨道基本尺寸Cb1bb2dR0.41312.2150.8517.57.2 起重机小车轨道的尺寸校核小车轨道弯曲强度计算图7.2工字钢下翼轮压局部根据已知量计算轮压作用点位置，并求出系数i=a+c-e式中：i表示小车轮压作用点和最近腹板表面之间相隔的距离； c-小车轮缘与钢边缘中间相贴合时所产生的间隙，取c=0.4 cm； a=(12.2-0.85) 2=5.675cm （7.1） e=0.164R（cm）因为该轨道选取的是普型工字钢，所以根据手册其翼缘表面斜度为.R在式中表示为小车定轮的踏面曲率半径，我们可以根据手册可以知道R=17.5 cme=0.16417.5=2.87 cm所以：i=5.6750.4-2.87=3.205 =3.2055.675=0.57 （7.2）因此：i=3.205 =0 .57轨道工字钢下翼缘部分可以进行局部曲应力的计算：在上图中，横向L点局部弯曲应力可以根据该公式计算： x=a1k1P轮t02 （7.3）式中：a1在式中是结构形成系数，取0.9，k1为局部弯曲系数，我们由下图取1.9图7.4 局部弯曲系数 t02=（1.37+1）=2.37=5.61 cm （7.5）1=(0.91.919005.61)=579kg/cm （7.6）如图所示，点L纵向（这里只在yz平面内）其局部弯曲应力为2，并可以根据下式得出：2=0.90.619005.61=183kg/cm2 （7.7）式中：k2由图得：k2=0.6图中1点纵向（这里只yz平面内）其局部弯曲应力为3，并可根据公式得出：3=a2k3p轮t02 （7.8）式中： K3-局部弯曲系数，根据上面的图得：K3=0.4 a2-翼缘结构形式系数，a2=1.5（贴板补强时选用）因此可以求得最终3=1.50.419005.61=203kg/cm2其中主梁的跨中断面可以进一步进行当量应力的计算当=12+（2+x）2=1077kgcm2=1800kg/cm2 (7.9)因此该钢字型轨道符合要求8 焊接工艺设计8.1 焊接为保证焊接质量，焊接工艺是极为重要的。我们应遵守焊接工艺准则，不能随意焊接，产品的工作效率与经济效率可以得到保证，质量得到了提高，并且降低了返修概率。电焊和气焊两种焊接常用于当今各类起重机结构。电焊主要包括电阻焊（常见于薄板焊接），电渣焊，电弧焊等。其中使用最广泛的电弧焊接。 手工电弧焊是电弧焊的常用方式。焊接结构，焊接部件的厚度不宜过大，除了在一些特殊情况之外。3号钢焊接构件厚度不应大于40mm，16钢锰钢焊接厚度不能大于30mm。该设计应采用薄焊缝，焊缝应尽可能布置成重心的对称方式。焊缝立体交叉应尽量避免，同时不能出现某一处大量集中焊缝。8.1.1 对接焊缝对接焊缝的计算厚度h取等于被焊构件中较薄构件的厚度。为了使力流平滑传递，对较厚的构件和较宽的构件，应作为坡度不大于1/4的斜角1。8.1.2 角焊缝对于角焊缝的侧面和末端，角焊缝直角一般的尺寸比例a：b = 1：1; 在圆角焊缝的末端承受低温结构（-40左右）的动态载荷a：b = 1：1.5，则较大的直角边缘b应沿着焊缝的受力方向。 搭接长度应等于或大于焊接部件最小厚度的5倍。角焊缝布置图如下：图9-1 角焊缝布置图角焊缝存在最小厚度。该最小厚度就是较小的直角边，其为a0.3max+1式中的max表示的是焊接件中相对来说比较大的厚度，但是同时也要保证其厚度不能过小，最小应是4mm。因为当厚度的值比4mm小时，焊缝焊件具有一样的厚度，不宜应用。角焊缝的厚度(也就是较小的直角边尺寸)也不能过大。不应超过其薄焊件厚度的1.2倍，即a0.12max在计算强度时，可以根据h=ka，来求出角焊缝强度。其中k可以按下表选取。表8.1 角焊缝参数注：在表中，表面平滑的焊缝所用的数为分子，而对于凹面焊缝来说，采用的应是分母数值。 计算长度时，首先应确定的是，侧面与端面焊缝要比4a还要小。但不宜过小，不能小于40mm。 能够得到的边角长度不可以过长，要在焊缝厚度的40倍这个数值之内。 在大于40a时，在计算中不考虑超额。 在内力按着全长进行分布时，角焊缝的长度不需要再考虑上面的因素。梁在承重载荷下，盖板受压应力，下盖受拉应力，腹板处受力非常小。 对于上盖和下盖板，由于端梁的长度为3330mm，整个钢板可以不用拼接使用。可以根据焊件厚度，尺寸和形状结构等因素采用手工电弧焊为焊接方法。焊接方式如下表： 表8.2 各焊缝焊接方法焊缝的名称焊接的接头型式主要方法焊接所用焊条盖板腹板焊缝手弧焊E5015隔板焊缝手弧焊E5015弯板焊缝手弧焊E5015加强筋焊缝手弧焊E5015小腹板焊缝手弧焊E5015角钢焊缝手弧焊E5015固定板焊缝手弧焊E5015主要工艺过程是：表8.3 主要焊接工艺主要工艺下料拼板焊接上盖板和隔板焊接腹板焊接下盖板焊接弯板装配筋板焊接筋板焊接固定板9 缓冲器缓冲器在起重机中是不可或缺的装置。为防止小车与起重机终端发生越轨现象，在小车轨道终端位置装有挡铁。但小车与挡铁相撞仍会产生动能，容易发生设备损坏等故障。为了避免设备出现故障，故为起重机安装缓冲器（一般当运行速度超过20m/min时安装）橡胶缓冲器主要有弹性变量少的优点，常用于运行速度较低的小车和起重机中，通常用于小车速度不超过50M/min的额、起重机中，同时还要将环境温度保持在-30+509.1缓冲器的缓冲容量起重机在碰撞一刻动能: W动=GV022g （9.1）式中G表达的是起重机的重量，该重量在载荷悬挂时的值等于其自身重量加上0.1倍的的载荷重量。V0表示碰撞时的速度，其值为（0.30.7）V额W动=15.5104+0.151040.70.130.70.13210 (9.2) =670N*m9.1.1 制动力和运动阻力在缓冲行程内消耗的功W阻=PS=(P摩+P制)S （9.3）式中P摩表示运行阻力，在运行时可产生最小值，等于Gf0minN，而f0min是最小摩擦阻力系数，在式中为为0.008,。P制表示车轮踏面中的力，这个力是由制动器的制动力矩所产生的。P制=Gga制max （9.4）S表示缓冲行程选取S=60mm9.1.2 单位缓冲器所能吸收的能量根据下列式子计算： W缓=W动-W阻n=65.2N*m （9.5） 即缓冲器应该具有的容量图9.1 缓冲器装配图图9.2 缓冲器渲染图9.2缓冲器的校核9.2.1 在橡胶头处所产生的最大碰撞力应小于一定范围：Td24 (9.6)式中s橡胶头材料许用压缩应力，其中d是橡胶头直径， 9.2.2 橡胶头的缓冲行程（其最大压缩量）符合下面的条件：SEl (9.7)其中E表示的是用橡胶头材料所得到它的弹性模数 l橡胶头长度9.2.3 根据上面所求出的最大碰撞力和最大压缩量，我们可以求出最大缓冲力的容量 W胶=TS2=d28El （9.10）本次设计采取中等强硬度的橡胶，并且其相对延展率大于等于百分之二百，因此=30kg/cm2, E=50kg/cm2,所以容量可以根据9.11进行计算 W胶7d2l (9.11)根据表22-1选D=100mm，L=130mm B=150mm因此所选橡胶缓冲器合格，符合要求。结 论单桥梁式起重机广泛应用于车间、厂房，等各个领域，在本次设计中，我主要对其钢结构进行了具体设计和受力分析。因为箱式桥架具有制造简单，工艺性好等优点，所以本次设计计算均在箱形结构的基础上进行。对主梁、端梁的强度和刚度进行了校核，并对其主要焊缝，法兰连接进行了校核。并且选取了适当的缓冲器以及小车轨道。这次设计使我对起重机的结构有了更深层次的理解，很多数据的选择都需要对车间和厂房有一定的了解，而不能单单停留在表面的理论知识。当选择的尺寸不合适时，后面的校核便可以检验出来。这要通过多次计算以及手册的查找才能选出更为合适的方案。并且三维图的绘制过程中，更加深了我对起重机结构的理解。在这次设计中，我还深刻意识到理论和实践要相互结合的意义。我们所得到的理论数据，必须要结合实践和现实生产才能真正有意义。这次毕业设计，使我收获很多。参考文献1张质文.起重机设计手册第二版（上下卷）M.北京：中国铁道出版社，2013.2范利格.门式起重机金属结构分析及优化设计D.郑州：郑州大学，20133王文浩,王安邦，王舒祎.某单梁桥式起重机主梁有限元分析机械工程与自动J.2013.(8):16184刘玉峰.基于ANSYS的桥式起重机结构力学性能分析及优化D.西安:西安建筑科技大学,20125齐玉红.基于ANSYS的桥式起重机主梁结构优化设计研究D.河南：郑州大学，20116赵超凡.20t龙门起重机箱形主梁力学分析及优化设计D.兰州：兰州理工大学，20097 任远. 单梁桥式起重机结构分析及优化设计D.山西：太原理工大学,20148 龚道雄.基于solidworks的桥式起重机参数化设计D.武汉:武汉理工大学，20099 张雨.桥式起重机主梁的有限元分析及优化设计D.武汉：武汉工程大学，201410范勤董海涛，魏国前.电动单梁桥式起重机整机力学性能研究J.机械设计与制造.2013（1）:959711中国机械工程学会焊接学会编.焊接手册第3卷焊接结构M.机械工业出版社,2011 12濮良贵，纪名刚主编.机械设计（第八版）M.北京：高等教育出版社，2006.513鲁欣豫.大型起重机钢结构焊接制造工艺D.天津：天津大学，200914刘鸿文,林建兴,曹曼玲. 材料力学（第五版）M.北京：高等教育出版社，201115 Valeri Kushner Michael Storchak ,Determining mechanical characteristics of material resistance deformation in machining， J.2014.416 Ken P Chong，Daniel C Davis， ENGINEERING MECHANICS AND MATERIALS RESEARCH IN THE INFORMATION TECHNOLOGY AGEJ.1999.1217 P. F. Liu L. J. Xing Y. L. Liu J. Y. Zheng，Strength Analysis and Optimal Design for Main Girder of Double-Trolley Overhead Traveling Crane Using Finite Element MethodJ.2013.818 Gang Shi, Fangxin Hu, and Yongjiu Shi, Recent Research Advances of High Strength Steel Structures and Codification of Design Specification in ChinaJ.2014.1附录1：外文翻译确定材料抵抗加工变形的机械性能摘要：这篇论文分析了材料在加工过程中的抵抗塑性变形的实验性的结果和一些假设。必须要考虑到应变速度以及温度对材料的机械特性的影响。可以用不同的等式来描述材料抵抗塑性变形的规律，这些等式能够表达其中应变功。在加工进程中，根据具体变形功的差异，可以分析推断出屈服点和变形之间的关系式或者流动曲线。我们可以发现，在切削形成区域以及切削边缘处的堆积区在绝热条件下，流动曲线是呈拱形的。其中屈服点在变形中达到了它的最大值，这个值要比渗透到切屑形成区的材料实际最终切变力的值更低一些。通常将这些屈服点的最大值作为材料加工的机械特性。本论文叙述了一些理论性和实验性的调查研究，主要目的是为了确定应变和屈服点以及正应力间的相互关系（考虑到在屈服点处的温度影响）。采用应力功分析的好处不仅是因为它和变形温度直接相关，更是因为它可以通过正应力和实际最终切变力科学地确定这种变形功。采用这种方法，并运用实证物理常数可以确定变形温度如何影响屈服点。关键词: 机床 切断 机械性能 流动曲线 1 简介 机械材料在断裂时的抗变形特性通常可以通过张力和压力的机械检测方法以及对检测后塑性变形必要量的推断来确定。然而，此时材料变形以及加工中的应力变形功高一个数量级，应变率和标准的张压力检测得到的数值相比要高八个数量级。此外，较大的塑性变形以及主要建切变区域处变形的不均匀分布会导致不均匀的温度分布。反过来，这样也会导致机械材料具有不均匀的抵抗塑性变形的阻力。必须要考虑到对于材料的变形条件在切屑形成区或第一和第二切变区以及在切屑和裂痕间的塑性接触区的差异。同样，还要考虑到材料抵抗塑性变形的阻力在切变区和堆积区中的差异是非常大的。在机械加工中，变形，应变率，和温度都是相互关联的。在通过标准测试来测定材料的机械性能时，操作者确立这些有交集的因素时并没有使它们相互关联。这样在确定机械加工材料性能时则会产生实质性的错误。上述提到的因素是如何影响加工变形时的屈服点的相关参数通常不被人们充分考虑到。但是这种考虑是必须的，因为和标准试验相比，机械加工时材料变形的条件是不同的。如今，只能通过检验屈服点平均数值来分析机械材料在断裂时抵抗塑性变形的阻力规律，并根据平均值扩展到更大的形变变化范围，这个范围包括加工材料的硬化区域和软化区域。许多研究唯独都被切屑形成区和主要切变区的正应力的实验测定所限制。这也就是说，我们可能无法充分地得出变形时屈服点的相关参数或加工过程的流动曲线，也不能估算屈服点的最大值。在不同的加工条件下，切屑形成区中部分区域都会出现变形。部分变形迅速出现于切屑形成区边缘的狭窄部位。这块狭窄区域中的发生形变的地方对加工材料的软化有很大的影响。在确定流动曲线时，这个影响必须考虑在内。因为切变区域形变的不均匀，所以我们不可能通过在切削加工条件下进行的实验来确定流动曲线。此外，加工材料的屈服点不仅和变形的大小有关，还与温度的变化有关。温度的变化还涉及到形变和屈服点的变化。上述提到的参数都是相互关联的，不可以通过实验来得到。所以在确定流动曲线时，实验和理论的分析检验必须同时兼顾到。本论文叙述了一些理论性和实验性的调查研究，主要目的是为了确定应变和屈服点以及正应力间的相互关系（考虑到在屈服点处的温度影响）。2.关于在加工中抵抗材料变形的假设的分析2.1 应变，应变率，以及屈服点温度的影响许多研究者都认为，材料的不同断裂方式，例如在拉伸，成型及材料去除时，材料抵抗塑性变形的规律都是统一的。大量的拉伸试验的研究则显示了应力强度取决于应变，应变率，以及同系温度的增加。下面这个等式表示切变屈服点，应变率，以及相应温度增量间的关系。上述条件方程不能直接运用于机械加工的材料模型中，因为在切断时温度的增加量并不是独立变化的，而是与变形和切变应力有关。因此，加工中满足变形条件的方程式要从含有实证常数的流动曲线中得到。这些常数有应变，应变率，和温度。2.2断裂产生的载荷的简单形式应用假设将车削异种钢时正切面上的正应力的C参数和切断变形时张力的切变屈服点参数相比较。其中的正应力被解释为切屑形成区域的屈服点的最大值。然而，实验所获得的正应力应该更准确地翻译为和最终切变有关的应变系数或屈服点的平均值。这个解释来源于楔斜面力RS和RV在切断平面A的投影力F在切屑形成区所产生的应力的定义，以及切屑变形区处根据切力和应变力所具有的变形能力的定义。下面的这个关系可以由上述以及图一推导出来。V2是工件在切断平面A方向上的切屑断裂速度，w时实际最终切变，K是切屑压裂系数。2.3正应力在切屑变形区的稳定性假设以及其在材料拉伸实验的中与材料强度的关联我们可以发现机械加工产生的正应力和拉伸时的断裂屈服点相近。这里的屈服点是根据式子（3），应用在实际加工中的断裂变形尺寸所推导出来的。因此，我们建议用经验关系式来估算加工时在剪切面的正应力。其中A是经验系数，A2.5是拉伸实验中剪切屈服点。由一个推导公式推出。其中几个经检验的钢，它们大部分的正应力不随变形的增加而增加，并没有遵守如（6）中“单一载荷”的规律。其正应力始终不变甚至减少。除了关系式（7），应力和强度的其他关系特征在拉伸实验中也被提及到。在这些关系特征中，下列经验关系是从切屑形成区和倾斜面中所确定的正应力中获得的，此正应力是在用带有短的前面切削的工具切削不同的钢时所产生的1，16：图二表示出了由经验所获得的关系式。其中常数和递减的相关度显示抗拉实验中的流动曲线和机械加工时的曲线并不一致。这符合实验性机械加工的实验性研究，也满足铝在剪切变形时0.6-1.5范围内的压力变化值。机械加工时剪切区的正应力要比抗拉强度大得多。在机械加工时，应力在剪切区的应变率会导致压力的流动曲线和较小范围内变形的加工不一致。温度对屈服点的影响和温度切削加工的正应力的影响也以不同的方式被验证。一方否认温度影响切屑形成区和楔斜面的正应力。这是因为一般规定切屑形成区的温度不能超过400度。另外，我们可以假定，由于高温时应变率对屈服点的影响，屈服点的减少可以完全得到补偿。所以可以据此认为温度对剪切形成区及楔斜面上的正应力没有实质上的影响。另一方则确信应变率和温度对加工时的屈服点有相当大的影响。下面实验数据的分析将要对后一种观点进行验证。3.温度和应变率对切屑形成区的正应力的影响3.1应变率的影响根据对实验结果的分析，我们可以从3中看出在拉伸和切削中应变率的比例对屈服点平均值的影响。加工不同钢时，在剪切深度a=0.22mm和楔正交倾角处检测正应力值。在v=0.2m/min的极低速度进行的实验性分析中可以排除温度对正应力的其中一个影响。另外，拉伸实验是以相同的应变率同时进行的。切削加工的应变系数要比常规切削参数将近小二次方。然而这个系数已经足够大了，并且已经达到了106。鉴于平均屈服点值表示了切屑形成区正应力的特征这样一个观点，它们可以和推导出来的抗拉强度作比较：其中， A w,t在抗拉试验中无量纲的应变力，可以推导出加切削时最终剪切变形量。如果考虑到应变率而将温度影响排除在外，正应力在切屑形成区承受平均抗拉强度就可以用下面的公式近似表示：K e是变形系数，决定了切削和拉伸实验中切屑形成区加工材料的加工条的不同。表1显示的是将剪切平面的正应力和屈服点比较的实验数据。在加工检验钢时，力几乎比抗拉强度平均值大1.3倍，根据切削时实际最终剪切变形量推导出来的（见表1）。因此，这个系数是1.3。根据这个系数，应变率可以高达106，使其可以适应从抗拉试验过渡到相对较低的对应温度，能够引起屈服点平均值大量增加。为了能同系温度对变形系数的影响，应变率相对变化如何影响加工不同材料时的屈服点是需要进行分析的。这些材料可以是铅，铝，或钢。分析结果在图3。因此，切削变形系数和其他变形，例如抗拉试验，不仅和应力比率的变化有关，还和同系温度变换有关。在现代机械加工中，切屑速度的差异均在一次方范围内。而与之相反的是，标准抗拉试验的或压力实验的速度和切削加工的剪切速度相差八次方。变形速度的变化在一次方以内（这个变化是不同加工过程的速度变化）可使变形系数从1.258变换到1.344。这个变形系数的影响可以被忽略。因此，在常规范围内的切削参数应变系数和抗拉试验的应变系数是大约是108并且可以被设置为常数。因此，K e的值必须随着同系温度的升高而增大，这个系数可以同系温度的次方关系式所表示：3.2变形温度的影响根据在切屑形成区和楔斜面的正应力的实验数据，可以根据系数变化量推断出存在硬化效应的相同温度情况下也存在着软化效应。例如，从图2a中的可以推导出屈服点在实际断点处成比例上升，而系数s t /S b随实际抗拉强度或相应的变形温度的增加而减少。C V是材料加工的体积比热容系数。图四显示在切削不同钢温度是如何影响平均屈服点的。用楔前刀面切削钢时，在工具和切屑间的正应力要比在切屑形成区处的正应力低很多。在切屑形成区及塑形接触区中正应力平均值的比率可以根据加工材料斜面的屈服点值随温度增加而减少。这导致了正应力在楔斜面分布不均匀，并涉及到温度的增加。这就是温度对切削加工屈服点的影响。可以认为屈服点在低温切削边缘的堆积区B处的达到了最大值。因此，前面q0和后侧面堆积区的屈服点最大值应该比和大很多。考虑到如今的测量技术，为什么会有如此大的值在非常小的堆积区B处以确定的的正应力变化量表示，这个原因是非常难甚至不可能直接通过实验确定的。然而，它可以由后侧面的堆积区G建立的正应力间接表示出，其中的变形条件和堆积区B处地相应条件非常相似。切削C45钢时发现在后侧面堆积区G处发生这样的变化。可以发现堆积区G处地正应力比切屑成区的正应力要大。在切削C45钢时，进行对力和压缩比的实验检验，可以发现正应力系数并不是常数，而是随着斜面的算术切削温度值或者P数减少而减少。从实验结果我们可以看出，如果加工条件不同，正应力就会有非常大的变化。由于变形，应变率，和温度的影响，屈服点会有更大的偏离，这个偏离要比它的平均值的变化大得多。由于整个流动曲线的数学模型是十分复杂的，首先要做的是限制机械材料硬化规律检测，为了能够平衡变形和应变率引起的硬化强度以及温度引起的软化强度。4 切削加工材料流动曲线的理论性的确定应用应力变形功的优点不仅在于它和变形温度有直接关联，另一个优点则是可以通过正应力和实际最终剪切确定变形功。从这方面来看，通过经验常数确定变形温度对屈服点的影响是可能的。4.1确定绝热条件下，切屑形成区的流动曲线等式（2）将屈服点定义为一个含有三个独立变量的函数：形变比：应变率比：，以及同系温度比：。可以假定切削时应变率比例和抗拉试验应变率比例是个常数并且接近108。变形系数可以作为关于同系温度增量的函数，来描述这个比例。在几乎绝热加工的变形条件下，同系温度的增量可以由变形现行值组成，这个值是由正应力功的现行值得出的，符合如下变形：和剪切屈服点相比，加入正应力功的优点是应力功可以根据试验获得的正应力，实际抗拉强度和实际最终剪切而确定。和功Aw,t相反，屈服点不能直接根据切削实验确定。将正应力功作为机械材料变形条件参数加入，也可以从条件关系式中排除温度和屈服点参数。如果要考虑到（14）和（15），条件等式(2)也可以如下转换：正应力功也可以如下定义：将根据等式（18）计算出的应力值和根据切削实验测量力和切屑压裂比率得出来的应力值作比较。可以从中看出理论和实验的一致。抗拉试验的应力功是根据等式（10）定义的。根据单一载荷法则而推导出的这些值，和普通切削变形相一致，如果考虑到应变率和温度影响，这个值的差异就会非常大，要远远大于和实验结果值的差异。合力和切屑压裂率的实验数据的使用更为合理（这些数据是为了直接确定实际剪切正应力功），比描述流动曲线要合理得多。根据比例（15），等式（18）可以根据确切削变形条件下的确立的流动曲线而有所不同，并考虑到应变率和温度的影响。将切削和抗拉试验中的流动曲线在以相同温度，不同应变率的情况下作比较，可以发现，应变率对