箱型梁桥式起重机毕业设计.pdf

焦作大学机电系毕业设计第一章 绪论 1 1 绪论1 绪论 1 1起重机的介绍1 1起重机的介绍 箱形双梁桥式起重机是由一个有两根箱形主梁和两根横向端梁构成的双梁桥 架 在桥架上运行起重小车 可起吊和水平搬运各类物体 它适用于机械加工和装配 车间料场等场合 1 2起重机设计的总体方案1 2起重机设计的总体方案 本次起重机设计的主要参数如下 起重量 10t 跨度 16 5m 起升高度为 10m 起升速度 8m min 小车运行速度 v 40m min 大车运行速度 V 90m min 大车运行传动方式为分别传动 桥架主梁型 式 箱形梁 小车估计重量 4t 起重机的重量 16 8t 工作类型为中级 根据上述参数确定的总体方案如下 主梁的设计主梁的设计 主梁跨度 16 5m 是由上 下盖板和两块垂直的腹板组成封闭箱形截面实体板 梁连接 主梁横截面腹板的厚度为 6mm 翼缘板的厚度为 10mm 主梁上的走台的 宽度取决于端梁的长度和大车运行机构的平面尺寸 主梁跨度中部高度取 H L 17 主梁和端梁采用搭接形式 主梁和端梁连接处的高度取 H0 0 4 0 6H 腹板的稳定性由横向加劲板和 纵向加劲条或者角钢来维持 纵向加劲条的焊接 采用连续点焊 主梁翼缘板和腹板的焊接采用贴角焊缝 主梁通常会产生下挠变 形 但加工和装配时采用预制上拱 焦作大学机电系毕业设计第二章 大车运行机构的设计 2 2 大车运行机构的设计2 大车运行机构的设计 2 1 设计的基本原则和要求2 1 设计的基本原则和要求 大车运行机构的设计通常和桥架的设计一起考虑 两者的设计工作要交叉进 行 一般的设计步骤 1 确定桥架结构的形式和大车运行机构的传方式 2 布置桥架的结构尺寸 3 安排大车运行机构的具体位置和尺寸 4 综合考虑二者的关系和完成部分的设计 对大车运行机构设计的基本要求是 1 机构要紧凑 重量要轻 2 和桥架配合要合适 这样桥架设计容易 机构好布置 3 尽量减轻主梁的扭转载荷 不影响桥架刚度 4 维修检修方便 机构布置合理 2 1 1 机构传动方案2 1 1 机构传动方案 大车机构传动方案 基本分为两类 分别传动和集中传动 桥式起重机常用的跨度 10 5 32M 范围均可用分别传动 的方案本设计采用分别传动的方案 2 1 2 大车运行机构具体布置的主要问题 2 1 2 大车运行机构具体布置的主要问题 1 联轴器的选择 2 轴承位置的安排 3 轴长度的确定 这三着是互相联系的 在具体布置大车运行机构的零部件时应该注意以几点 1 因为大车运行机构要安装在起重机桥架上 桥架的运行速度很高 而且 受载之后向下挠曲 机构零部件在桥架上的安装可能不十分准确 所以如果单从 保持机构的运动性能和补偿安装的不准确性着眼 凡是靠近电动机 减速器和车 轮的轴 最好都用浮动轴 2 为了减少主梁的扭转载荷 应该使机构零件尽量靠近主梁而远离走台栏 焦作大学机电系毕业设计第二章 大车运行机构的设计 3 杆 尽量靠近端梁 使端梁能直接支撑一部分零部件的重量 3 对于分别传动的大车运行机构应该参考现有的资料 在浮动轴有足够的 长度的条件下 使安装运行机构的平台减小 占用桥架的一个节间到两个节间的 长度 总之考虑到桥架的设计和制造方便 4 制动器要安装在靠近电动机 使浮动轴可以在运行机构制动时发挥吸收 冲击动能的作用 2 2 大车运行机构的计算2 2 大车运行机构的计算 已知数据 起重机的起重量 Q 100KN 桥架跨度 L 16 5m 大车运行速度 Vdc 90m min 工作类型为中级 机构运行持续率为 JC 25 起重机的估计重量 G 168KN 小车 的重量为 Gxc 40KN 桥架采用箱形结构 计算过程如下 2 2 1 确定机构的传动方案2 2 1 确定机构的传动方案 本起重机采用分别传动的方案如图 2 1 大车运行机构图 2 1 1 电动机2 制动器3 高速浮动轴4 联轴器5 减速器 6 联轴器7 低速浮动 轴8 联轴器9 车轮 2 2 2 选择车轮与轨道 并验算其强度2 2 2 选择车轮与轨道 并验算其强度 按照如图所示的重量分布 计算大车的最大轮压和最小轮压 满载时的最大轮压 Pmax L eLQ 2 Gxc 4 Gxc G 5 16 5 1 5 16 2 40100 4 40 168 焦作大学机电系毕业设计第二章 大车运行机构的设计 4 95 6KN 空载时最大轮压 P max L eL 2 Gxc 4 Gxc G 5 16 5 1 5 16 2 40 4 40 168 50 2KN 空载时最小轮压 P min L e 2 Gxc 4 Gxc G 5 16 5 1 2 40 4 40 168 33 8KN 式中的 e 为主钩中心线离端梁的中心线的最小距离 e 1 5m 载荷率 Q G 100 168 0 595 由 1 表 19 6 选择车轮 当运行速度为 Vdc 60 90m min Q G 0 595 时工作 类型为中级时 车轮直径 Dc 500mm 轨道为 P38的许用轮压为 150KN 故可用 1 疲劳强度的计算 疲劳强度计算时的等效载荷 Qd 2 Q 0 6Q 0 6 100000 60000N 式中 2 等效系数 有 1 表 4 8 查得 2 0 6 车论的计算轮压 Pj KCI r Pd 1 05 0 89 77450 72380N 式中 Pd 车轮的等效轮压 Pd L LQd5 1 2 Gxc 4 Gxc G 5 16 5 1 5 16 2 4060 4 40 168 77450N r 载荷变化系数 查 1 表 19 2 当 Qd G 0 357 时 r 0 89 Kc1 冲击系数 查 1 表 19 1 第一种载荷当运行速度为 V 1 5m s 时 焦作大学机电系毕业设计第二章 大车运行机构的设计 5 Kc1 1 05 根据点接触情况计算疲劳接触应力 j 40003 2 12 rDc Pj 40003 2 30 1 50 2 72380 13555Kg cm 2 j 135550N cm 2 式中 r 轨顶弧形半径 由 3 附录 22 查得 r 300mm 对于车轮材料 ZG55II 当 HB 320 时 jd 160000 200000N cm 2 因此满足疲劳强度计算 2 强度校核 最大轮压的计算 Pjmax KcII Pmax 1 1 95600 105160N 式中 KcII 冲击系数 由 3 表 2 7 第 II 类载荷 KcII 1 1 按点接触情况进行强度校核的接触应力 jmax 3 2 12 max rDc Pj 3 2 30 1 50 2 105160 15353Kg cm 2 jmax 153530N cm 2 车轮采用 ZG55II 查 1 表 19 3 得 HB 320 时 j 240000 300000N cm 2 jmax j 故强度足够 2 2 3 运行阻力计算2 2 3 运行阻力计算 摩擦总阻力距 Mm Q G K d 2 焦作大学机电系毕业设计第二章 大车运行机构的设计 6 由 1 表 19 4 Dc 500mm 车轮的轴承型号为 22220K 轴承内径和外径的平 均值为 100 180 2 140mm 由 1 中表 9 2 到表 9 4 查得 滚动摩擦系数 K 0 0006m 轴承摩擦系数 0 02 附加阻力系数 1 5 代入上式中 当满载时的运行阻力矩 Mm Q Q Mm Q Q Q G 2 d 1 5 100000 168000 0 0006 0 02 0 14 2 804N m 运行摩擦阻力 Pm Q Q 2 Dc QQMm 2 5 0 804 3216N 空载时 Mm Q 0 G K d 2 1 5 168000 0 0006 0 02 0 14 2 504N Pm Q 0 Mm Q 0 Dc 2 504 2 0 5 2016N 2 2 4 选择电动机2 2 4 选择电动机 电动机静功率 Nj Pj Vdc 60 m 3216 90 60 0 95 2 2 54KW 式中 Pj Pm Q Q 满载运行时的静阻力 Pm Q 0 2016N m 2 驱动电动机的台数 初选电动机功率 N Kd Nj 1 3 2 54 3 3KW 焦作大学机电系毕业设计第二章 大车运行机构的设计 7 式中 Kd 电动机功率增大系数 由 1 表 9 6 查得 Kd 1 3 查 2 表 31 27 选用电动机 YR160M 8 Ne 4KW n1 705rm GD 2 0 567kgm2 电动机的重量 Gd 160kg 2 2 5 验算电动机的发热功率条件2 2 5 验算电动机的发热功率条件 等效功率 Nx K25 r Nj 0 75 1 3 2 54 2 48KW 式中 K25 工作类型系数 由 1 表 8 16 查得当 JC 25 时 K25 0 75 r 由 1 按照起重机工作场所得 tq tg 0 25 由 1 图 8 37 估得 r 1 3 由此可知 Nx Ne 故初选电动机发热条件通过 选择电动机 YR160M 8 2 2 6 减速器的选择2 2 6 减速器的选择 车轮的转数 nc Vdc Dc 90 3 14 0 5 57 3rpm 机构传动比 i n1 nc 705 57 3 12 3 查 2 表 19 11 选用两台 ZLZ 160 12 5 IV 减速器 i 12 5 N 9 1KW 当输入 转速为750rpm 可见Nj N 中级 电动机发热条件通过 减速器 ZLZ 160 12 5 IV 2 2 7 验算运行速度和实际所需功率2 2 7 验算运行速度和实际所需功率 实际运行的速度 V dc Vd c i i 90 12 3 12 5 88 56m min 误差 Vdc V dc Vdc 90 88 56 90 100 1 6 15 合适 实际所需的电动机功率 焦作大学机电系毕业设计第二章 大车运行机构的设计 8 N j N j V dc Vdc 2 54 88 56 90 2 49KW 由于 N jN 故所选减速器功率合适 2 2 10 验算启动不打滑条件2 2 10 验算启动不打滑条件 由于起重机室内使用 故坡度阻力及风阻力不考虑在内 以下按三种情况计 焦作大学机电系毕业设计第二章 大车运行机构的设计 10 算 1 两台电动机空载时同时驱动 n 2 2 60 12 1 c q dc D kp d kp t v g G fp nz 式中 p1 max min pp 33 8 50 2 84KN 主动轮轮压 p2 p1 84KN 从动轮轮压 f 0 2 粘着系数 室内工作 nz 防止打滑的安全系数 nz 1 05 1 2 n 2 5 0 0006 010845 1 2 14 0 02 00006 0 1084 7 560 56 88 10 10108 16 2 01084 33 3 3 2 97 n nz 故两台电动机空载启动不会打滑 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着的驱动装置这一边时 则 n 2 2 60 12 1 c q dc D kp d kp t v g G fp nz 式中 p1 max p 50 2KN 主动轮轮压 p2 2 min p max p 2 33 8 50 2 117 8KN 从动轮轮压 q t 一台电动机工作时空载启动时间 q t 24 4 375 705 95 0 5 12 5 016800 645 0 15 1 2 2 焦作大学机电系毕业设计第二章 大车运行机构的设计 11 13 47 s n 2 5 0 0006 02 505 1 07 002 00006 0 8 117 47 1360 56 88 10 168 2 02 50 2 94 n nz 故不打滑 3 事故状态 当只有一个驱动装置工作 而无载小车远离工作着的驱动装置这一边时 则 n 2 2 60 12 1 c q dc D kp d kp t v g G fp nz 式中 P1 min P 33 8KN 主动轮轮压 P2 min p2 max p 33 8 2 50 2 134 2KN 从动轮轮压 q t 13 47 S 与第 2 种工况相同 n 2 5 0 0006 08 335 1 2 14 0 02 00006 0 2 134 47 1360 56 88 10 168 2 08 33 1 89故也不会打滑 结论 根据上述不打滑验算结果可知 三种工况均不会打滑 2 2 11 选择制动器2 2 11 选择制动器 由 1 中所述 取制动时间 tz 5s 按空载计算动力矩 令 Q 0 得 Mz 2 0 2 1 21 375 1 i GD GDmc t n M m C z j 式中 0 min 2 i Dpp M cmp j 5 122 95 0 5 01344336 焦作大学机电系毕业设计第二章 大车运行机构的设计 12 19 2N m Pp 0 002G 168000 0 002 336N Pmin G 2 1 2 c D d 2 5 0 2 14 0 02 0 0006 0 168000 1344N M 2 制动器台数 两套驱动装置工作 Mz 95 0 5 12 5 0168000 645 015 12 5375 705 2 19 2 1 2 2 41 2 N m 现选用两台 YWZ 200 25 的制动器 查 1 表 18 10 其制动力矩 M 200 N m 为避免打滑 使用时将其制动力矩调制 3 5 N m 以下 2 2 12 选择联轴器2 2 12 选择联轴器 根据传动方案 每套机构的高速轴和低速轴都采用浮动轴 1 机构高速轴上的计算扭矩 js M IIn M 110 6 1 4 154 8 N m 式中 MI 连轴器的等效力矩 MI el M 1 2 55 3 110 6 N m 1 等效系数取 1 2 查 2 表 2 7 Mel 9 75 705 4000 55 3 N m 由 2 表 33 20 查的 电动机 Y160M1 8 轴端为圆柱形 d1 48mm L 110mm 由 2 19 5 查得 ZLZ 160 12 5 iv 的减速器 高速轴端为 d 32mm l 58mm 故在靠电 机端从由表 2 选联轴器 ZLL2 浮动轴端 d 40mm MI 630N m GD 2 ZL 0 063Kg m 重量 G 12 6Kg 在靠近减速器端 由 2 选用两个联轴器 ZLD 在靠近减速器 端浮动轴端直径为 d 32mm MI 630 N m GD 2 L 0 015Kg m 重量 G 8 6Kg 高速轴上转动零件的飞轮矩之和为 GD 2 ZL GD 2 L 0 063 0 015 0 078 Kg m 焦作大学机电系毕业设计第二章 大车运行机构的设计 13 与原估算的基本相符 故不需要再算 2 低速轴的计算扭矩 0 iMM jsjs 154 8 15 75 0 95 2316 2 N m 2 2 13 浮动轴的验算2 2 13 浮动轴的验算 1 疲劳强度的计算 低速浮动轴的等效力矩 MI 1 Mel i 1 4 55 3 12 5 0 95 919 4N m 式中 1 等效系数 由 2 表 2 7 查得 1 1 4 由上节已取得浮动轴端直径 D 60mm 故其扭转应力为 2128 62 0 91940 3 W MI n N cm 2 由于浮动轴载荷变化为循环 因为浮动轴在运行过程中正反转矩相同 所 以许用扭转应力为 4 192 1 132001 1 1 I k nk 4910 N cm 2 式中 材料用 45 号钢 取 b 60000 N cm 2 s 30000N cm 2 则 1 0 22 b 0 22 60000 13200N cm 2 s 0 6 s 0 6 30000 18000N cm 2 K KxKm 1 6 1 2 1 92 考虑零件的几何形状表面状况的应力集中系数 Kx 1 6 Km 1 2 nI 1 4 安 全系数 由 2 表 2 21 查得 n 1k 故疲劳强度验算通过 2 静强度的计算 计算强度扭矩 焦作大学机电系毕业设计第二章 大车运行机构的设计 14 Mmax 2 Mel i 2 5 55 3 12 5 0 95 1641 7 N m 式中 2 动力系数 查 2 表 2 5 的 2 2 5 扭转应力 3 62 0 164170 W MII 3800N cm 2 许用扭转剪应力 12860 4 1 18000 II S II n N cm 2 II 故强度验算通过 高速轴所受扭矩虽比低速轴小 但强度还是足够 故高速轴验算省去 2 2 14 缓冲器的选择2 2 14 缓冲器的选择 1 碰撞时起重机的动能 W动 g Gv 2 2 0 G 带载起重机的重量 G 168000 100000 0 1 178000N V0 碰撞时的瞬时速度 V0 0 3 0 7 Vdx g 重力加速度取 10m s 2 则 W动 102 5 15 0178000 2 22 0 g Gv 5006 25 N m 2 缓冲行程内由运行阻力和制动力消耗的功 W阻 P摩 P制 S 焦作大学机电系毕业设计第二章 大车运行机构的设计 15 式中 P摩 运行阻力 其最小值为 Pmin Gf0min 178000 0 008 1424N f0min 最小摩擦阻力系数可取 f0min 0 008 P制 制动器的制动力矩换算到车轮踏面上的力 亦可按最大制动减速 度计算 P制 max 制 a g G 17800 0 55 9790N max 制 a 0 55 m s 2 S 缓冲行程取 S 140 mm 因此 W阻 1424 9790 0 14 1569 96N m 3 缓冲器的缓冲容量 一个缓冲器要吸收的能量也就是缓冲器应该具有的缓冲容量为 n W W 阻动 缓 W 5006 25 1569 96 3436 29 N m 式中 n 缓冲器的个数 取 n 1 由 1 表 22 3 选择弹簧缓冲器弹簧 D 120 mm d 30 mm 焦作大学机电系毕业设计第三章 端梁的设计 16 3 端梁的设计3 端梁的设计 3 1 端梁的尺寸的确定3 1 端梁的尺寸的确定 3 1 1 端梁的截面尺寸3 1 1 端梁的截面尺寸 1 端梁截面尺寸的确定 上盖板 1 10mm 中部下盖板 1 10 mm 头部下盖板 2 12mm 按照 1 表 19 4 直径为 500mm 的车轮组尺寸 确定端梁盖板宽度和腹板的 高度时 首先应该配置好支承车轮的截面 其次再确定端梁中间截面的尺寸 配 置的结果 车轮轮缘距上盖板底面为 25mm 车轮两侧面距离支承处两下盖板内边 为 10 mm 因此车轮与端梁不容易相碰撞 并且端梁中部下盖板与轨道便的距离 为 55 mm 如图示 3 1 端梁的截面尺寸图 3 1 3 1 2 端梁总体的尺寸3 1 2 端梁总体的尺寸 大车轮距的确定 K 8 1 5 1 L 8 1 5 1 16 5 2 06 3 3m 取 K 3300 端梁的高度 H0 0 4 0 6 H主取 H0 500 确定端梁的总长度 L 4100 3 2 端梁的计算3 2 端梁的计算 焦作大学机电系毕业设计第三章 端梁的设计 17 1 计算载荷的确定 设两根主梁对端梁的作用力 Q G P max相等 则端梁的最大支反力 RA K aLxc 2 Q 2 P Q max 式中 K 大车轮距 K 330cm Lxc 小车轮距 Lxc 200cm a2 传动侧车轮轴线至主梁中心线的距离 取 a2 70 cm P Q max Q 114237N 因此 RA 330 702200 114237 117699N 2 端梁垂直最大弯矩 端梁在主梁支反力Q PG max 作用下产生的最大弯矩为 Mzmax RAa1 117699 60 7 06 10 6N a1 导电侧车轮轴线至主梁中心线的距离 a1 60 cm 3 端梁的水平最大弯矩 1 端梁因车轮在侧向载荷下产生的最大水平弯矩 Mp max Sa1 式中 S 车轮侧向载荷 S P 侧压系数 由图 2 3 查得 0 08 P 车轮轮压 即端梁的支反力 P RA 因此 Mp max RAa1 0 08 117699 60 564954N cm 2 端梁因小车在起动 制动惯性载荷作用下而产生的最大水平弯矩 Mp max K aLP xcxg 2 2 a1 式中Pxg 小车的惯性载荷 Pxg 7 1 P1 37000 7 5290N 因此 焦作大学机电系毕业设计第三章 端梁的设计 18 Mp max 60 330 702200 5290 327018N cm 比较M p max和Mp max 两值可知 应该取其中较大值进行强度计算 4 端梁的强度验算 端梁中间截面对水平重心线 X X 的截面模数 hB h Wx 3 1 48 140 3 6 048 2380 8cm 3 端梁中间截面对水平重心线 X X 的惯性矩 2 h WI xx 2380 8 2 50 59520cm 4 端梁中间截面对垂直重心线 Y Y 的截面模数 bh B Wy 3 1 4 27 6 048 3 140 1154 4cm 2 端梁中间截面对水平重心线 X X 的半面积矩 242 2 1 1 h B hh Sx 2 148 140126 048 1325 6cm 3 端梁中间截面的最大弯曲应力 W M y p x z W M max max max 4 1154 564954 8 2380 1006 7 6 2965 489 3454N cm 2 端梁中间截面的剪应力 2 max x x PQ I SQ 6 0259520 6 1325114237 2120 N cm 2 焦作大学机电系毕业设计第三章 端梁的设计 19 端梁支承截面对水平重心线 X X 的惯性矩 截面模数及面积矩的计算如 下 首先求水平重心线的位置 水平重心线距上盖板中线的距离 C1 2 11126 07 122140 6 07 125 0 2 1112 5 07 125 0 7 122 1 5 74 cm 水平重心线距腹板中线的距离 C2 5 74 0 5 0 5 12 7 1 11 cm 水平重心线距下盖板中线的距离 C3 12 7 0 5 0 6 5 74 8 06cm 端梁支承截面对水平重心线 X X 的惯性矩 Ix 0 12 1 40 1 3 40 1 5 742 2 12 1 12 7 3 0 6 2 12 7 0 6 1 11 2 2 11 1 23 2 11 1 2 8 062 3297cm4 端梁支承截面对水平重心线 X X 的最小截面模数 Wx 0 I x 0 2 1 2 3 C 3297 6 006 8 1 406 1 cm 3 端梁支承截面水平重心线 X X 下部半面积矩 Sx 0 2 11 1 2 8 06 8 06 0 6 0 6 8 06 0 6 2 229 5 cm 3 端梁支承截面附近的弯矩 Mz RAd 117699 14 1647786Ncm 式中 端梁支承截面的弯曲应力 焦作大学机电系毕业设计第三章 端梁的设计 20 1 406 1647786 0 W M x Z 4057 6N cm 2 端梁支承截面的剪应力 6 032972 5 229117699 0 0 I SR x xA n 6827 4 N cm 2 端梁支承截面的合成应力 22 22 4 682736 40573 12501 5 N cm 2 端梁材料的许用应力 d II 0 80 0 85 II 0 80 0 85 16000 12800 13600 N cm 2 d II 0 80 0 85 II 0 80 0 85 9500 7600 8070 N cm 2 验算强度结果 所有计算应力均小于材料的许用应力 故端梁的强度满足要 求 3 3 主要焊缝的计算3 3 主要焊缝的计算 3 3 1 端梁端部上翼缘焊缝3 3 1 端梁端部上翼缘焊缝 端梁支承截面上盖板对水平重心线 X X 的截面积矩 S 1 40 1 5 74 229 6 cm 3 端梁上盖板翼缘焊缝的剪应力 6 07 032974 6 229117699 7 0 01 2 hIn SR fx A 4878 8 N cm 2 式中 n1 上盖板翼缘焊缝数 hf 焊肉的高度 取 hf 0 6 cm 焦作大学机电系毕业设计第三章 端梁的设计 21 3 3 2 下盖板翼缘焊缝的剪应力验算3 3 2 下盖板翼缘焊缝的剪应力验算 端梁支承截面下盖板对水平重心线 X X 的面积矩 S 1 2 12 1 2 8 06 232 128 cm 3 端梁下盖板翼缘焊缝的剪应力 6 07 032974 128 232117699 7 0 0 2 2 2 hI n SR fx A 4929 8 N cm 2 由 1 表查得 9500 N cm 2 因此焊缝计算应力满足要求 焦作大学机电系毕业设计第四章 端梁接头的设计 22 4 端梁接头的设计4 端梁接头的设计 4 1 端梁接头的确定及计算4 1 端梁接头的确定及计算 端梁的安装接头设计在端梁的中部 根据端梁轮距 K 大小 则端梁有一个安 装接头 端梁的街头的上盖板和腹板焊有角钢做的连接法兰 下盖板的接头用连接板 和受剪切的螺栓连接 顶部的角钢是顶紧的 其连接螺栓基本不受力 同时在下 盖板与连接板钻孔是应该同时钻孔 如下图为接头的安装图 下盖板与连接板的连接采用 M18 的螺栓 而角钢与腹板和上盖板的连接采用 M16 的螺栓 a 焦作大学机电系毕业设计第四章 端梁接头的设计 23 连接板和角钢连接图 4 1 b 4 1 1 腹板和下盖板螺栓受力计算4 1 1 腹板和下盖板螺栓受力计算 1 腹板最下一排螺栓受力最大 每个螺栓所受的拉力为 N拉 2 1 22 1 2 1 2 0 2 0 4 2 5 2 n i i aabHn d dHn MbH 45115185 4 250500 12 16 18 5 2 50012 1006 7 65500 2222 2 22 7 12500N 2 下腹板每个螺栓所受的剪力相等 其值为 N剪 1 2 1 2 0 5 2 N d d bH H 12500 16 18 5 2 65500 500 2 2 7200N 式中 n0 下盖板一端总受剪面数 n0 12 N剪 下盖板一个螺栓受剪面所受的剪力 n 一侧腹板受拉螺栓总数 n 12 焦作大学机电系毕业设计第四章 端梁接头的设计 24 d1 腹板上连接螺栓的直径 静截面 d0 下腹板连接螺栓的直径 d1 16mm H 梁高 H 500 mm M 连接处的垂直弯矩 M 7 06 10 6 其余的尺寸如图示 4 1 2 上盖板和腹板角钢的连接焊缝受力计算4 1 2 上盖板和腹板角钢的连接焊缝受力计算 1 上盖板角钢连接焊缝受剪 其值为 Q 拉 N d d bH Hn bH abHn 5 2 2 2 1 2 001 12500 16 18 65500 5 2 50012 65500 25012 2 2 172500N 2 腹板角钢的连接焊缝同时受拉和受弯 其值分别为 N腹 拉 N bH abHn 1 12500 65500 18565500 6 43100N M腹 拉 N bH a n i i 2 1 2 2 12500 65500 45115185 2 222 2843000Nmm 焦作大学机电系毕业设计第四章 端梁接头的设计 25 4 2 计算螺栓和焊缝的强度4 2 计算螺栓和焊缝的强度 4 2 1 螺栓的强度校核4 2 1 螺栓的强度校核 1 精制螺栓的许用抗剪承载力 N剪 4 2 dn 剪 4 135008 114 3 3 2 103007 7N 2 螺栓的许用抗拉承载力 N拉 4 2 d 4 135006 114 3 2 27129 6N 式中 13500N cm 2 13500N cm 2 由 1 表 25 5 查得 由于 N拉 N拉 N剪 N剪 则有所选的螺栓符合强度要求 4 2 2 焊缝的强度校核4 2 2 焊缝的强度校核 1 对腹板由弯矩 M 产生的焊缝最大剪应力 M I Mb 2 4 3952 43284300 15458 7N cm 2 式中 I 6 43 7 2 436 0 6 2 22 h l hb 395 4 焊缝的惯性矩 其余尺寸见图 焦作大学机电系毕业设计第四章 端梁接头的设计 26 2 由剪力 Q 产生的焊缝剪应力 Q bh Q 6 043 114237 4427 7N cm 2 折算剪应力 22 QM 22 7 4427 7 15458 16079 6 N cm 2 17000 N cm2