毕业设计（论文）-冶金企业天车大车部分的设计.doc

摘 要通过参考国内外相关起重机设计的资料，结合本设计的实际调研情况阐述冶金企业天车大车部分的设计。本文的设计内容是冶金企业天车大车机构部分的大车运行机构、大车架、大车车轮矩、角轴承箱、轴的设计，并与同组设计人员一起完成大车的装配图设计。本文进行了以下工作：1综述了国内外起重机的发展状况，系统地介绍了冶金企业天车大车运行机构的一般设计方法。2完成了大车运行机构的总体设计、传动方案的选择、各部分参数的确定，机构的布置、机构稳定性、力学分析、结构强度校核。3完成了大车的总体设计和布局设计。4根据大车的布局对大车架进行设计，包括材料的选择、结构形式的确定、大车架强度的校核计算。关键词：冶金企业天车； 大车运行机构；大车梁校核；联轴器 AbstractThrough the domestic and foreign relevant crane design reference information, combined with the design actual investigation request this cart part of metallurgical enterprises design. This design content is metallurgical enterprise PTM cart institutions part of the cart mechanism, big frame, cart wheel torque, Angle bearing box, shaft design, and with your group design personnel to complete assembly of the cart design. This article was the following: 1. Crane reviewed the development of domestic and internation, systematic introduction to metallurgical enterprises crane traveling mechanism of the general design method. 2. Completed the traveling mechanism of the overall design, the choice of transmission scheme, the determination of some parameters, institutional arrangements, institutional stability, mechanical analysis, structural strength check. 3. Completed the overall design and layout of the cart design. 4. According to the layout of the cart which is designed for large frame, including the choice of materials, structure determination, large frame strength check calculation. Key words: metallurgical crane; traveling mechanism; cart check beam; coupling 目 录摘 要IAbstractII1绪 论11.1冶金企业天车的介绍11.2国内外起重机发展的方向11.2.1国内起重机发展方向11.2.2国外起重机发展方向21.3冶金企业天车概况31.4冶金企业天车技术参数41.5冶金企业天车选用41.6设计内容52冶金企业天车大车设计过程62.1冶金企业天车大车布置方案62.2起重机大车运行机构计算62.2.1确定机构传动方案62.2.2选择车轮与轨道并验算其强度72.2.3运行阻力计算82.2.4选电动机92.2.5验算电动机发热条件92.2.6选择减速器102.2.7验算运行速度和实际所需功率102.2.8验算启动时间102.2.9起动工况下校核减速器功率112.2.10验算起动不打滑122.2.11选择制动器142.2.12联轴器选择142.2.13浮动轴的验算152.3本章小结173冶金企业天车粱的校核183.1选择大车轮矩183.2大车架的计算183.3梁的校核183.3.1集中力的计算183.3.2断面最大应力的计算193.3.3梁与、梁连接处焊缝的计算203.4梁的校核213.4.1支承反力和最大弯矩的计算213.4.2端面最大应力的计算223.5梁的校核233.5.1支承反力和最大弯矩的计算233.5.2端面最大应力的计算243.5.3梁与、梁连接处焊缝的计算253.6梁的校核253.6.1支承反力和最大弯矩的计算253.6.2断面特性和最大应力的计算273.6.3弯曲应力293.6.4支承断面剪应力的计算303.6.5支承断面翼缘焊缝应力的计算303.7梁的校核313.7.1支承反力和最大弯矩的计算313.7.2断面特性和最大应力的计算323.7.3弯曲应力333.7.4支承断面剪应力的计算343.7.5支承断面翼缘焊缝应力的计算343.8本章小结35结束语36参考文献38致 谢39附 录40IV1绪 论1.1冶金企业天车的介绍冶金企业天车通常用于搬运物料，随着科学技术的进步、现代化大规模生产的发展，越来越广泛的应用于国民经济各个部门，在工矿企业等生产领域里和生活领域已经普遍用到起重机械。所以它不仅在国民经济中占有重要位置，而且它在社会生产和生活的领域还在不断扩大。冶金企业天车是以间歇、重复的工作方式，通过取物装置的起升和下降来运移物料的设备。在其工作过程中，经历上料、运送、卸料及返回原处的过程，工作范围较大，危险因素很多。随着科学技术的发展，先进的电气控制技术和机械技术运用逐渐应用到起重机械上，使冶金企业天车的自动化更加完善、结构日趋简单、性能更加可靠、品种也越来越齐全。1.2国内外起重机发展的方向11.2.1国内起重机发展方向在我国冶金企业天车起重吨位，运行行程，运行速度是必须解决的问题，有着广泛的工程应用前景。物料搬运成了人类生产活动的重要组成部分，距今已有五千多年的发展历史。随着生产规模的扩大，自动化程度的提高，作为物料搬运重要设备的冶金企业天车在现代化生产过程中应用越来越广，作用愈来愈大，对冶金企业天车的要求也越来越高。冶金企业天车正经历着一场巨大的变革。由于工业生产规模的不断扩大，生产效率日益提高，以及产品生产过程中物料装卸搬运费用所占比例逐渐增加，促使大型或高速冶金企业天车的需求量不断增长。起重量越来越大，工作速度越来越高，并对能耗和可靠性提出更高的要求。冶金企业天车已成为自动化生产流程中的重要环节。冶金企业天车不但要容易操作，容易维护，而且安全性要好，可靠性要高，要求具有优异的耐久性、无故障性、维修性和使用经济性。目前世界上最大的浮游起重机起重量达6500t，最大的履带起重机起重量达3000t，最大的桥式起重机起重量为1200t，集装箱岸边装卸桥小车的最大运行速度已达350m/min，冶金企业天车最大运行速度是240m/min，垃圾处理用冶金企业天车的起升速度达100m/min 。冶金企业天车公司大多开发了一个以电动葫芦作为起升机构的轻型组合式标准起重机系列。起重量1100吨，工作级别M5，整个系列由工字形和箱型单梁、悬挂箱形单梁、角形小车箱形单梁和箱形双梁等多个品种组成。主梁与端梁相接以及起重小车的布置有多种型式，可适合不同建筑物及不同起吊高度的要求。根据用户需要每种规格起重机都有多种速度供任意选择，还可以选用变频调速。操纵方式有地面手电门自行移动、手电门随小车移动、手电门固定、无线遥控、司机室固定、司机室随小车移动、司机室自行移动等多种选择。如此多的选择项，通过不同的组合，可搭配成百上千种冶金企业天车，充分满足用户不同的需求。这种冶金企业天车的另一最大优点是轻型化，自重轻、轮压轻、外形尺寸高度小，可大大降低厂房建筑物的建造成本，同时也可减小起重机的运行功率和运行成本，达到节能目的。以德国德马格产品为例，与国内通用产品相比较，起重量10t，跨度22.5m，通用双梁冶金企业天车自重24t，起重机轨面以上高度1876mm，起重机宽度5980mm；德马格起重机的自重只有8.7t、重量轻了176、起重机轨面以上高度920mm、降低了104、冶金企业天车宽度2980mm、外形尺寸减少了100。但目前国内冶金企业天车行业存在的问题已严重阻碍着自身的发展2。1.2.2国外起重机发展方向用模块化设计代替传统的整机设计方法，将起重机上功能基本相同的构件、部件和零件制成有多种用途，有相同联接要素和可互换的标准模块，通过不同模块的相互组合，形成不同类型和规格的冶金企业天车。对冶金企业天车进行改进，只需针对某几个模块。设计新型冶金企业天车，只需选用不同模块重新进行组合。可使单件小批量生产的冶金企业天车改换成具有相当批量的模块生产，实现高效率的专业化生产，企业的生产组织也可由产品管理变为模块管理。达到改善整机性能，降低制造成本，提高通用化程度，用较少规格数的零部件组成多品种、多规格的系列产品，充分满足用户需求。 目前，德国、芬兰、英国、法国、美国和日本的著名起重机公司都采用起重机模块化设计，并取得显著的效益。 德国德马格公司于1963年发明了柔性组合式冶金企业天车，经过近46年的创新与发展，已在世界各地得到广泛应用。目前世界上许多冶金企业天车制造厂都生产这种冶金企业天车，并且在越来越多的物料搬运场合得到使用，有着很好的发展前景。柔性组合式冶金企业天车是由标准化和模块化的部件组成，冶金企业天车的钢结构由冷轧型轨组合而成。所有部件都可实现大批量生产，再根据用户的不同需求和具体物料搬运路线及生产工艺流程在短时间内将各种部件组合搭配即成。可将直轨、弯轨、柔性吊挂装置、运行大车、电动葫芦、道岔、转盘、升降段、电动驱动装置、供电系统和控制系统等组合在一起。有手动、自动多种形式，还能搭配成各种形式和规格的单梁悬挂起重机、双梁悬挂起重机、单轨悬挂系统、悬臂起重机、冶金企业天车和堆垛起重机等，甚至能组成大型自动化物料搬运系统，为各行各业的物料搬运提供最佳的解决方案。近十几年来，随着起重机设计理论的发展和结构形式的创新，国际上对起重机静态刚性的设计制造观念发生了很大的变化。对冶金企业天车结构提出强度和稳定性要求，是为了保证产品的安全可靠性；提出刚性要求只是为了保证产品良好的使用性能。冶金企业天车结构已由刚性发展到刚性和柔性并存，冶金企业天车驱动已由单速发展到多速，结构计算理论也由静力计算发展到动力计算。为了便于产品的发展和创新，国外的产品标准只重点规定基本性能要求，涉及安全卫生的内容才强制规定。对冶金企业天车结构的静态刚性要求，是为了改善起重大车的运行性能，不会因钢结构大的变形造成起重小车在钢结构上运行时而爬坡，时而溜坡，影响运行性能。但实际上增加钢结构刚度并不是唯一解决的方法，也不是最佳解决的方法，一般可通过改善大车运行机构适应能力等方法来达到同样目的。柔性组合式冶金企业天车的静态刚性只有S/250。如对柔性组合式悬挂起重机规定过高的静态刚性，就失去了其灵巧轻便和组合性好的特点，也不符合世界先进起重机的发展趋势。国外对柔性组合式冶金企业天车几十年的实际使用情况也充分证明这一控制指标的合理性和可行性。 1.3冶金企业天车概况3 近年来，随着城市建设的发展和高层建筑（构筑）物的增加，冶金企业天车的使用数量不断增多，冶金企业天车的广泛使用一方面对提高建筑机械化程度，提高施工速度，保证施工质量，减轻工人的劳动强度起到了极大的作用。例如QTZ250冶金企业天车，它是由中国建筑科学研究院建筑机械化研究分院根据大模板建筑施工工艺而研制的一种新型建筑塔机，该机可广泛应用于高层或超高层民用建筑、桥梁水利工程，大跨度工业厂房及高耸建筑等大型工程施工。根据中国建筑科学研究院建筑机械化研究分院，中国建筑机械化网16，该机具有以下主要特点： 1. 采用了起升绳垂度限制机构，减小了空钩时起升绳垂度，有效提高了冶金企业天车使用时的通过性能。 2. 起重臂采用双拉杆静定结构，使起重臂在起重平面循环应力特征值X接近于零且削除了应力峰值，极大地提高了臂架结构疲劳安全性能。 3. 起升、变幅、回转三大机构均为VVVF无级调速，工作平稳，就位快捷方便，效率高，使用维护费用低。 4. 采用无触点计算机控制，可靠性高，防司机误操作功能全。 5. 臂架长度变化范围大，可满足更广泛的工程需要。 1.4冶金企业天车技术参数冶金企业天车的技术参数表征起重机的作业能力，是设计的重要依据。冶金企业天车的主要技术参数有：起重量、起升高度、工作级别、工作速度和跨度等。1. 起重量：50t冶金企业天车正常工作时起吊的最大质量为额定起重量。目前国内的冶金企业天车机产品最为常用的系列有5t、10t、16t、20t、32t、50t。通常，当起重量超过10t时设两个起升机构，即主起升机构和副起升机构二者起重量很大。2. 起升高度：18m从地面到取物装置最高起升位置的铅垂距离为起升高度，起升高度的选择按作业要求而定。冶金企业天车一般将起升高度控制在20 m 以内。如果超过20 m 则要在起升机构上采用特殊的钢丝绳卷绕方式或增大卷筒尺寸。3起升速度：16m/min冶金企业天车的工作速度包括起升速度、小车运行速度、大车运行速度。工作速度的选择取决于起重量、工作级别、使用要求，工作级别高经常使用要求生产率高的冶金企业天车选用高速；工作级别低用于调整性运行的工作机构可选用低速。4工作级别：M6冶金企业天车确定工作级别时，应考虑两个因素：利用等级和载荷状态。在确定了起重机利用等级和载荷状态后，可以根据相关标准确定工作级别，起重机工作级别分为M6级别。5大车跨度：22m冶金企业天车大车运行轨道中心线之间的水平距离称为跨度。冶金企业天车的常用跨度每隔3 m 为一级。起重量50 t以下的起重机对应跨度有两种跨度值，在厂房上方的吊车梁上留有安全通道的情况下用最小值。1.5冶金企业天车选用41双梁冶金企业天车的选用通常情况下起重量在50t以下跨度在22m以内，工作速度较高，或经常吊运重件、长大件，则宜选双梁冶金企业天车。2跨度和悬臂长度冶金企业天车的跨度是影响起重机自身质量的重要因素。选择中，在满足设备使用条件和符合跨度系列标准的前提下，应尽量减少跨度。3轮距的确定原则能满足车架沿起重机轨道方向的稳定性要求；货物的外形尺寸要能顺利通过支腿平面钢架；注意使轮距B与跨度S成一定比例关系，一般取轮距B=（1/41/6）S。4冶金企业天车间距尺寸确定在工作中冶金企业天车外部尺寸与通道之间应留有一定的空间尺寸，以利于搬运作业。一般在跨度内装卸时，应保持有0.7m以上的间距。吊具在不工作时应与墙壁有0.5m以上的间距，通道应有0.5m以上的间距。5电气设备的选用它应符合通用冶金企业天车GB/T144061993的有关规定。1.6设计内容冶金企业天车由起重大车运行机构、大车架金属结构组成，针对我所设计的起重机大车部分，它又包括了大车运行机构、大车架三部分组成。我主要设计其中的大车运行机构和大车架。其中，起升和运行机构由独立的部件构成，在设计机构和大车架时，遵循了标准化、通用化、系列化的原则。大车架用钢板焊接而成，起升机构和运行机构一般采用减速器式传动装置，在所有机构中都采用滚动轴承，同时在制造起重机时，对零件进行热处理，从而可以提高了零件表面的耐磨性，延长使用寿命。起升大车除有起升、运行机构和大车架外，还必须有必要的安全保护装置：如栏杆、撞尺、缓冲器和限位开关等。具体设计过程如下：1收集并整理资料2选择大车运行机构方案。3按照选定的大车运行机构方案进行设计和机构布置。4确定各部份机构在大车架上的位置和选定大车车轮等。5大车运行机构的设计计算。6大车架的校核。7 绘制大车运行机构装配图。8 绘制大车零件图。9 撰写毕业设计说明书。2冶金企业天车大车设计过程2.1冶金企业天车大车布置方案15图2-1冶金企业天车大车布置图2.2起重机大车运行机构计算2.2.1确定机构传动方案22m为中等跨度，为减轻总量采用如图2-2所示方案。 图2-2 传动方案1-电动机；2-制动器；3-带制动轮的半齿轮连轴器；4-浮动轴；5-半齿轮连轴器；6-减速器；7-车轮2.2.2选择车轮与轨道并验算其强度 如图2-3所示的质量分布，计算大车车轮的最大轮压和最小轮压。图2-3 轮压计算图满载时，最大轮压： (2. 1)空载时，最小轮压： (2. 2)车轮踏面疲劳计算载荷： (2. 3)车轮材料：采用ZG340-640（调质），,由文献15附表18选择车轮直径Dc=700mm,由文献15表5-1查得轨道型号为Qu70(起重机专用轨道)。按车轮与轨道为点接触和线接触两种情况来验算车轮的接触强度。1点接触局部挤压强度验算： （2. 4）式中：k2许用点接触应力常数（N/mm2），由文献12表8-1-97查得，取k2=0.181；R曲率半径，由车轮和轨道两者曲率半径中取最大植，由附表21取Qu70的轨道曲率半径为R=400mm;m由轨顶和车轮的曲率半径之比（r/R）所确定的系数，由文献12表8-1-100查得m=0.405; c1转速系数，由12表8-1-98，车轮转速 （2. 5）c1=0.99；c2工作级别系数，由12表8-1-99查得，当M6级时c2=0.9; ，故验算通过。2线接触局部挤压强度验算： （2. 6）式中：k1许用线接触应力常数（N/mm2），由12表8-1-97查得，取k1=6.6；Kl车轮与轨道的有效接触长度，而Qu70的l=70mm;Dc车轮直径（mm）；c1；c2同前； ，故验算通过。2.2.3运行阻力计算摩擦总阻力矩： （2. 7）由附表查得Dc=700mm车轮的轴承型号为7524，轴承内外径的平均植为：, 由文献5表7-1表7-3查得滚动摩擦系数k=0.0006，轴承摩擦系数，附加阻力系数，代人上式得满载时运行阻力矩： （2. 8）运行摩擦阻力： （2. 9）当无载时： （2. 10） （2. 11）2.2.4选电动机 按运行静阻力、运行速度及机构效率计算机构运行的静功率，根据运行机构静功率和接电持续率初选电动机。然后校验电动机过载和发热，并控制加速度值。电动机静功率： （2. 12）式中：满载时静阻力；=0.9机构传动效率；m=2驱动电动机台数。初选电动机功率： （2. 13）式中：kd电动机功率增大系数，由5中表7-6查得，kd=2；由附表30选用电动机YZR2-22-6：电机质量Gd=115kg。2.2.5验算电动机发热条件 等效功率： （2. 14）式中：k25工作级别系数，由文献5表6-4当JC=25%时，k25=0.75；查5图6-6， 按期中集的工作场所得tq/tg=0.25，查得=1.3由此可知，故选初电动机发热条件通过。2.2.6选择减速器11 车轮转速： （2. 15）机构传动比： （2. 16）查附表35选用ZQ-500IV减速器： （当输入转速为1000r/min时），可见。2.2.7验算运行速度和实际所需功率 实际运行速度： （2. 17）误差： （2. 18）实际所需电动机静功率： （2. 19）故所选的电动机和减速器合适。2.2.8验算启动时间 启动时间： （2. 20）式中：n1=930r/min；m=2(驱动电动机台数)； （2. 21） （2. 22）时电动机额定扭矩满载运行时的静阻力矩： （2. 23）空载运行时的静阻力矩： （2. 24）初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩： （2. 25）机构总飞轮矩： （2. 26）满载起动时间： （2. 27）空载起动时间： （2. 28）起动时间在允许范围（8-10s）之内，故合适。2.2.9起动工况下校核减速器功率起动工况下减速器传递功率：式中： （2. 29）运行机构中同一级传动减速器的个数，=2；因此， （2. 30）所选用减速器的NJC25%=20.5kWNd，所以合适。2.2.10验算起动不打滑打滑或使主动轮空转动，起重机运行不起来；或主动轮边走边滑，达不到额定速度。这样，不仅影响起重机正常工作，造成车轮的磨损，还会出现制动时溜车，引发事故。运行机构正常工作的条件是，运行机构启动或制动时，主动轮不应打滑，即主动轮与轨道之间驱动力小于它们之间的最大摩擦力（也称附着力或粘着力）。由于起重机是在室内使用，故坡度阻力及风阻力均不予考虑。以下按三种工况进行验算：1二台电动机空载时同时起动 （2. 31）式中： （2. 32）P1为主动轮压之和；P2为从动轮压之和；由5得f=0.2f室内工作的粘着系数，故 （2.33）nnz，故两台电动机空载起动不会打滑。2事故状态当只有一个驱动装置工作，而无载小车位于工作中的驱动装置这一边时，则： （2. 34）式中： （2. 35）P1工作时主动轮压； （2. 36）P2工作时非主动轮压之和；一台电动机工作时空载起动时间： （2. 37） （2. 38） nnz，故不会打滑。当只有一个驱动装置工作，而无载小车远离工作中的驱动装置这一边时，则： （2. 39）；与第二中工况相同 （2. 40） nnz，故也不会打滑。2.2.11选择制动器选择制动器： 由5取大车运行机构制动时间tz，按空载计算制动力矩：即Q=0代入公式； （2. 41）式中： （2. 42） （2. 43） （2. 44）M=2制动器台数，两套驱动装置工作。 （2. 45）由附表15选用两台YWZ5315/50制动器，其制动转矩，为了避免打滑，使用时需将制动力矩调至以下。考虑制动时间，在验算起动不打滑条件时已知是足够安全的，故制动不打滑验算从略。2.2.12联轴器选择根据机构传动效率，每套机构的高速轴和抵速轴都采用浮动轴。（1）运行机构高速轴的扭矩计算 （2. 46）式中：MI联轴器的等效力矩； （2. 47）等效系数，见表2-6，取=2； （2. 48）由附表31查电动机YZR2-22-6两端伸出轴各为圆柱形d1=4mm，l=110mm。由附表34查ZQ-500减速器高速轴端为圆锥形d=50mm，l=85mm。故在靠近电动机端从附表44中选两个带制动轮的半齿联轴器S251(靠近电动机一侧为圆柱形孔，浮动轴端d=50mm);Ml=3150 ;(GD2)zl=1.8 ；质量G=38.5kg。在靠减速器端，由附表41选两个鼓型齿式联轴器（靠减速器端为圆锥形，浮动轴直径d=50mm）；其Ml=3150 ;(GD2) l=0.035；质量G=6.2kg。高速轴上转动零件的飞轮矩之和为：(GD2)zl+(GD2) l=1.8+0.035=1.835与原估计基本相符，故有关计算则不需要重复。（2）低速轴的扭矩计算 （2. 49）由附表34查得ZQ-500减速器低速轴端为圆柱形，d=50mm，l=85mm；由附表19查得，Dc=700mm的主动车轮的伸出端为圆柱形，d=90mm，l=125mm故从附表42中选4个联轴器：（靠近减速器端）（靠车轮端）2.2.13浮动轴的验算1疲劳强度验算低速浮动轴的等效扭矩： （2. 50）式中：等效系数；由表2-6得由上节已取浮动轴端直径为d=75mm，故其扭矩应力为： （2. 51）由于浮动载荷变化为对称循环（因为浮动轴在运行过程中正反转的扭矩相同），所以许用扭矩应力为： （2. 52）式中：材料为45号钢，取，所以 （2. 53） （2. 54） k考虑零件几何形状，表面状况的应力集中系数。由表2-18查得安全系数nI=1.4,，故疲劳强度验算通过。2静强度验算计算静强度扭矩： （2. 55）式中：为动力系数，查表2-5得=2.5，扭矩应力： （2.56）许用扭转剪应力： （2.57），故静强度验算通过。高速轴所受扭矩比低速轴小（二者相差倍），但强度是足够的，故此处高速轴的强度验算从略。2.3本章小结本章在确定了冶金企业天车的布置方案和大车运行机构传动方案后对机构进行具体的分析设计，包括了运行机构个组成部件的参数选择与计算，并对所选部件进行了校核使得各部分都满足设计要求。对一些参数在适当范围内进行局部调整，来满足要求条件。同时在运行机构确定之后，也为后面冶金企业天车大车的设计做好了铺垫。后面的章节主要针对大车架强度方面的校核做铺垫。3冶金企业天车粱的校核3.1选择大车轮矩查文献6中表4-3-9，根据起重量Q=50t选择轮距，根据所设计的起升机构、运行机构参数对大车架进行布局设计。考虑到各部件之间的距离以及需要预留的距离便于装拆等，大车架布置图为：图3-1冶金企业天车大车架布置图3.2大车架的计算9根据冶金企业天车的大车架布置图3-1，然后对其强度进行校核按照主钩起吊的额定载荷工况来计算梁、，此时梁、认为不是受力杆件，但应考虑起吊副钩定载荷20吨的工况，以为本设计不涉及此内容所以忽略。3.3梁的校核3.3.1集中力的计算在梁上作用的集中力是固定滑轮重量的一半及四倍主钢丝绳最大张力。即： （3. 1）式中 主固定滑轮重量 =165kg动载系数 取主卷扬钢丝绳最大拉力，图3-2 梁受力及弯矩图弯矩计算见图3-2 （3. 2） （3. 3） （3. 4）3.3.2断面最大应力的计算12总断面相对a-a轴的静力矩图3-3 梁截面图静力矩： （3. 5）总的断面积： （3. 6）总断面重心到轴的距离： （3. 7）总断面积对于X-X轴的惯性矩 （3. 8）总断面积对于轴的断面系数对于下部边缘： （3. 9）对于上部边缘： （3. 10）在下部边缘处拉应力 （3. 11）在上部边缘处压应力 （3. 12）3.3.3梁与、梁连接处焊缝的计算连接焊缝的剪切应力 （3. 13） 合格3.4梁的校核3.4.1支承反力和最大弯矩的计算图3-4梁受力及弯矩图 （3. 14） （3. 15） （3. 16） （3. 17）3.4.2端面最大应力的计算图3-5梁截面图梁选择工字形断面如图，总断面对轴的静力矩 （3. 18）总的断面积 （3. 19）总断面重心到轴的距离 （3. 20）总端面对于轴的断面系数对于下部边缘 （3. 21）对于上部边缘： （3. 22）在下部边缘处拉应力 合格 （3. 23）在上部边缘处压应力 合格 （3. 22）梁连接处焊缝的计算连接焊缝的剪切应力 合格 （3. 23）3.5梁的校核3.5.1支承反力和最大弯矩的计算梁上作用的2个的集中力和小车运行机构减速器重量（如图3-6），求支承反力图3-6梁受力及弯矩图 （3. 24） （3. 25） （3. 26） （3. 27）3.5.2端面最大应力的计算梁选用箱形断面结构如图图3-7 梁截面图总断面相对轴的静力矩 （3. 28）总的断面积 （3. 29）总断面重心到轴的距离 （3. 30）（3. 31）总断面对于轴的惯性矩 （3. 32）总断面对于轴的断面系数对于下部边缘 （3. 33）对于上部边缘： （3. 34）在下部边缘处拉应力 合格 （3. 35）在上部边缘处压应力 合格 （3. 36）3.5.3梁与、梁连接处焊缝的计算连接焊缝的剪切应力 合格 （3. 37）3.6梁的校核13图3-8 梁3.6.1支承反力和最大弯矩的计算14小车自重减去主要集中载荷，其余的重量认为均匀分布在两个纵梁上，梁除了受均匀分布的载荷外，还作用着集中载荷，分布在纵梁的小车架自重（参考类似产品的数据） 式中小车自重 吊钩组重量 主固定滑轮重量 ZQ1000减速器重量 主卷筒重量 主电动机重量 ZQ-750减速器重量 ZSC-750-3减速器重量 副卷筒重量 副电动机重量 均布载荷（3. 38）（3. 39）式中 横梁的长度图3-9梁受力及弯矩图其中支承反力 （3. 40） （3. 41） （3. 42） （3. 43） （3. 44） （3. 45） （3. 46） （3. 47）3.6.2断面特性和最大应力的计算梁选用箱形断面结构如图图3-10梁中部断面图总断面相对于轴的静力矩 （3. 48）总的断面面积： （3. 49）总断面重心到轴的距离 （3. 50）总断面对于轴的惯性矩 （3. 51）总断面对于轴的断面系数对于下部边缘 （3. 52）对于上部边缘： （3. 53）在下部边缘处拉应力合格 （3. 54）在上部边缘处压应力合格 （3. 55）对于梁端部，如图3-11图3-11梁端面截面图3.6.3弯曲应力总断面相对于轴的静力矩 （3. 56）总的断面面积： （3. 57）总断面重心到轴的距离 （3. 58）总断面对于轴的惯性矩 （3. 59）总断面对于轴的断面系数对于下部边缘合格 （3. 60）对于上部边缘： （3. 61）支承端面承受的弯曲力矩 （3. 62）在下部边缘处拉应力合格 （3. 63）在上部边缘处压应力合格 （3. 64）3.6.4支承断面剪应力的计算轴以上部分断面对的静力矩 （3. 65）支承断面的剪应力： 合格 （3. 66）3.6.5支承断面翼缘焊缝应力的计算15上盖板的端面对轴的静力矩 （3. 67） （3. 68）下盖板的端面对轴的静力矩 （3. 69） 合格 （3. 70）3.7梁的校核图3-12梁3.7.1支承反力和最大弯矩的计算图3-13梁受力及弯矩图梁与梁相同，除了承受小车架自重所产生的均布载荷外，还承受集中力，它的作用如图其中 （3. 71） （3. 72） （3. 73） （3. 74） （3. 75） （3. 76）3.7.2断面特性和最大应力的计算选用箱形断面结构如图图3-14 梁中部断面图总断面相对于轴的静力矩 （3. 77）总的断面面积： （3. 78）总断面重心到轴的距离 （3. 79）总断面对于轴的惯性矩 （3. 80）总断面对于轴的断面系数对于下部边缘 （3. 81）对于上部边缘： （3. 82）在下部边缘处拉应力合格 （3. 83）在上部边缘处压应力 合格 （3. 84）对于梁端部，如图3-15图3-15梁端部断面图3.7.3弯曲应力总断面相对于轴的静力矩 （3. 85）总的断面面积： （3. 86）总断面重心到轴的距离 （3. 87）总断面对于轴的惯性矩 （3. 88）总断面对于轴的断面系数对于下部边缘 （3. 89）对于上部边缘： （3. 90）支承端面承受的弯曲力矩 （3. 91）在下部边缘处拉应力合格 （3