机械毕业设计51焦作大学箱形双梁桥式起重机设计

焦作大学机电系毕业设计 第一章 绪论 1 1 绪 论 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 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。 小车的设计 ： 小车主 要有起升机构、运行机构和小车架组成。 起升机构采用闭式传动方案，电动机轴与二级圆柱齿轮减速器的高速轴之间采用两个半齿联轴器和一中间浮动轴联系起来，减速器的低速轴鱼卷筒之间采用圆柱齿轮传动。 运行机构采用全部为闭式齿轮传动，小车的四个车轮固定在小车架的四周，车轮采用带有角形轴承箱的成组部件，电动机装在小车架的台面上，由于电动机轴和车轮轴不在同一个平面上，所以运行机构采用立式三级圆柱齿轮减速器，在减速器的输入轴与电动机轴之间以及减速器的两个输出轴端与车轮轴之间均采用焦作大学机电系毕业设计 第一章 绪论 2 带浮动轴的半齿联轴器的连接方式。 小车架的设计 ，采用粗略的计算方法，靠现有资料和经验来进行，采用钢板冲压成型的型钢来代替原来的焊接横梁。 端梁的设计 ： 端梁部分在起重机中有着重要的作用，它是承载平移运输的关键部件。端梁部分是由车轮组合端梁架组成，端梁部分主要有上盖板，腹板和下盖板组成；端梁是由两段通过连接板和角钢用高强螺栓连接而成。在端梁的内部设有加强筋，以保证端梁架受载后的稳定性。端梁的主要尺寸是依据主梁的跨度，大车的轮距和小车的轨距来确定的；大车的运行采用分别传动的方案。 在装配起重机的时候，先将端梁的一段与其中的一根主梁连接在一起，然后再将端梁的 两段连接起来。 本章主要对箱形桥式起重机进行介绍，确定了其总体方案并进行了一些简单的分析。箱形双梁桥式起重机具有加工零件少，工艺性好、通用性好及机构安装检修方便等一系列的优点，因而在生产中得到广泛采用。我国在 5 吨到 10 吨的中、小起重量系列产品中主要采用这种形式，但这种结构形式也存在一些缺点：自重大、易下挠，在设计和制造时必须采取一些措施来防止或者减少。 焦作大学机电系毕业设计 第二章 大车运行机构的设计 3 2.大车运行机构的设计 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 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： 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 4 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 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 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 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 2G x c4G x c-G= 5.16 5.15.162 401004 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 5 =95.6KN 空载时最大轮压： P max=L eL 2G x c4G x c-G=5.16 5.15.162404 40-1 6 8 =50.2KN 空载时最小轮压： P min=Le 2G xc4G xc-G=5.16 5.12404 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=0.6*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=LLQd 5.12 G x c4G x c-G =5.16 5.15.162 40604 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 6 Kc1=1.05 根据点接触情况计算疲劳接触应力： j=40003212 rDcPj =40003230150272380 =13555Kg/cm2 j =135550N/cm2 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 HB320时， jd =160000-200000N/cm2，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 212m ax rDcPj= 3 23015021 0 5 1 6 0 =15353Kg/cm2 jmax =153530N/cm2 车轮采用 ZG55II，查 1表 19-3得， HB320 时， j=240000-300000N/cm2， jmax N,故所选减速器功率合适 。 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 11 算 . 1.两台电动机空载时同时驱动： n=2)2(6012/1cqdcDkpdkptvgGfpnz 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 1.051.2 n = 25.00006.010845.1)214.002.00006.0(10847.56056.881010108.162.010843333 =2.97 nnz,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(6012/1cqdcDkpdkptvgGfp nz 式中 p1= /maxp=50.2KN-主动轮轮压 p2=2 /minp + /maxp=2 33.8+50.2=117.8KN-从动轮轮压 /qt -一台电动机工作时空载启动时间 焦作大学机电系毕业设计 第二章 大车运行机构的设计 12 /qt = 24.4375705 95.05.125.01 6 8 0 06 4 5.015.122 =13.47 s n=25.00006.02.505.1)07.002.00006.0(8.11747.136056.88101682.02.50 =2.94 nnz,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(6012/1cqdcDkpdkptvgGfp nz 式中 P1= /minP =33.8KN-主动轮轮压 P2= /minp 2 /maxp=33.8+2*50.2=134.2KN-从动轮轮压 /qt = 13.47 S 与第 (2)种工况 相同 n=25.00 0 0 6.08.335.1)214.002.00 0 0 6.0(2.13447.136056.88101682.08.33 =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 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= 202121/ )(3751iGDGDmctnMmCzj式中 焦作大学机电系毕业设计 第二章 大车运行机构的设计 13 /0m in/ 2 )( i DppM cmpj = 5.122 95.05.01344336 =-19.2N m Pp=0.002G=168000 0.002=336N Pmin=G21)2( cDd =25.0)214.002.00006.0(1 6 8 0 0 0 =1344N M=2-制动器台数 .两套驱动装置工作 Mz= 95.05.125.0168000645.015.1253757052.192122 =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 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： /jsM = IInM =110.6 1.4=154.8 N m 式中 MI 连轴器的等效力矩 . MI=elM1=2 55.3=110.6 N m 1 等效系数 取 1 =2查 2表 2-7 Mel=9.75*7054000=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219-5 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,(GD2)ZL=0.063Kg m,焦作大学机电系毕业设计 第二章 大车运行机构的设计 14 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, (GD2)L=0.015Kg m, 重量 G=8.6Kg. 高速轴上转 动零件的飞轮矩之和为： (GD2)ZL+(GD2)L=0.063+0.015=0.078 Kg m 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 1） .疲劳强度的计算 低速浮动轴的等效力矩： MI= 1Meli =1.4 55.3 12.5 0.95=919.4Nm 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： 212862.091940 3 WM InN/cm2 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： 4.192.11 3 2 0 0111 Ik nk =4910 N/cm2 式中，材料用 45号钢，取 b=60000 N/cm2; s=30000N/cm2,则 -1=0.22b=0.22 60000=13200N/cm2； s=0.6s=0.6 30000=18000N/cm2 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 安焦作大学机电系毕业设计 第二章 大车运行机构的设计 15 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： Mmax= 2Meli =2.5 55.3 12.5 0.95=1641.7 Nm 式中 2 动力系数，查 2表 2-5的 2=2.5 扭转应力： =362.0164170WM II =3800N/cm2 许用扭转剪应力： 128604.118000 IISII nN/cm2 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 1.碰撞时起重机的动能 W 动 =gGv220 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/s2 焦作大学机电系毕业设计 第二章 大车运行机构的设计 16 则 W 动 = 1025.15.01780002220gGv =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 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agG =17800 0.55=9790N max制a=0.55 m /s2 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 17 3.端梁的设计 3.1 端梁的尺寸的确定 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 大车轮距的确定： K=（8151） L=（8151） 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 焦作大学机电系毕业设计 第三章 端梁的设计 18 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 aL xc)2(Q 2P)(Qm ax 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)(QmaxQ =114237N 因此 RA=330 )702200(1 1 4 2 3 7 =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 106N 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= 71P1=37000/7=5290N 因此： 焦作大学机电系毕业设计 第三章 端梁的设计 19 Mp max= 60330 )702200(5290 =327018N cm 比较 Mp 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： hBhWx )3( 1 = 48)1403 6.048( =2380.8cm3 端梁中间截面对水平重心线 X-X的惯性矩： 2 hWI xx =2380.8250=59520cm4 端梁中间截面对垂直重心线 Y-Y的截面模数： bhBWy )3( 1 = 4.27)6.0483 140( 1154.4cm2 端梁中间截面对水平重心线 X-X的半面积矩： 2422 11 hBhhS x=2 148140126.048 =1325.6cm3 端梁中间截面的最大弯曲应力： WMypxzWMm a xm a xm a x =4.11545649548.2380 1006.76 =2965+489=3454N/cm2 端梁中间截面的剪应力： 2)(max xxPQI SQ=6.0259520 6.1325114237 =2120 N/cm2 焦作大学机电系毕业设计 第三章 端梁的设计 20 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： Ix0=121 40 13+40 1 5.742+2121 12.73 0.6+2 12.7 0.61.112+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=Ix02123C=32976.006.8 1=406.1 cm3 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 cm3 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 21 1.40616477860 WM xZ=4057.6N/cm2 端梁支承截面的剪应力： 6.0329725.22911769900 ISRxxAn=6827.4 N/cm2 端梁支承截面的合成应力： 2222 4.682736.40573 =12501.5 N/cm2 端梁材料的许用应力： dII=(0.80 0.85) II =(0.80 0.85)16000=12800 13600 N/cm2 dII=(0.80 0.85) II = (0.80 0.85)9500 =7600 8070 N/cm2 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 3.3.1 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： S1 =40 1 5.74=229.6 cm3 端梁上盖板翼缘焊缝的剪应力： 6.07.03 2 9 746.2291 1 7 6 9 97.0 012hInSRfxA =4878.8 N/cm2 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 22 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： S1 =2 12 1.2 8.06=232.128 cm3 端梁下盖板翼缘焊缝的剪应力： 6.07.032974128.2321176997.00222 hInSRfxA =4929.8 N/cm2 由 1表 查得 =9500 N/cm2，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 23 4 端梁接头的设计 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 24 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 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 =21221212020 4)(25.2)(niiaabHnddHnMbH =)45115185(4)250500(1216185.2 500121006.7)65500(22222227 =12500N 2.下腹板每个螺栓所受的剪力相等，其值为： N 剪 =121205.2)( NddbHH = 1250016185.2)65500(50022 =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 25 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=7.06 106 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 1. 上盖板角钢连接焊缝受剪，其值为： Q=拉NddbHHnbHabHn )(5.2)(2212001 = 125001618)65500(5.250012655002501222 =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NbHabHn )( 1 = 1250065500 )18565500(6 =43100N M 腹 =拉NbHanii2122= 1250065500 )45115185(2222 =2843000Nmm 焦作大学机电系毕业设计 第四章 端梁接头的设计 26 4.2 计算螺栓和焊缝的强度 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 = 42 dn 剪 =4 135008.114.332 =103007.7N 2.螺栓的许用抗拉承载力 N 拉 = 42 d =4 135006.114.32 =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 则有所选的螺栓符合强度要求 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=IMb2=4.3952 43284300 =15458.7N/ cm2 式中 I )6437(2 436.0)6(222 hlhb =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 27 2.由剪力 Q产生的焊缝剪应力： Q=bhQ=6.043114237=4427.7N/ cm2 折算剪应力： = 22QM = 22 7.44277.15458 =16079.6 N/ cm2=17000 N/ cm2 由 1表 25-3查得 式中 h 焊缝的计算厚度取 h=6mm 3.对上角钢的焊缝 =lhN2=6.072 8.1776=211.5 N/ cm2 由上计算符合要求。 焦作大学机电系毕业设计 第五章 焊接工艺设计 28 5 焊接工艺设计 对桥式起重机来说，其桥架结构主要是由很多钢板通过焊接的方法连接在一起，焊接的工艺的正确与否直接影响桥式起重机的力学性能和寿命。 角焊缝常用的确 定焊角高度的方法 5-1 角焊缝最小厚度为： a 0.3max+1 max 为焊接件的较大厚度，但焊缝最小厚度不小于 4mm，当焊接件的厚度小于4mm时，焊缝厚度与焊接件的厚度相同。 角焊缝的厚度还不应该大于较薄焊接件的厚度的 1.2倍，即 : a 1.2min 按照以上的计算方法可以确定端梁桥架焊接的焊角高度 a=6mm. 在端梁桥架连接过程中均采用手工电弧焊，在焊接的过程中焊缝的布置很关键，桥架的焊缝有很多地方密集交叉在设