大连大学-5T单梁桥式起重机钢结构设计带机械图
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大连大学-5T单梁桥式起重机钢结构设计带机械图,大连,大学,桥式起重机,钢结构,设计,机械
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大 连 大 学本科毕业论文(设计)论 文 题 目： 5T单梁桥式起重机钢结构设计学 院： 机械工程学院 专 业 、班 级： 机英135 学 生 姓 名： 邢姝 指导教师（职称）： 张立 2017年 4 月 10 日填 5摘 要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。设计一个满足5T承载量的钢体结构，主要设计计算端梁、横梁的尺寸，并对其进行校核，对小车的运行结构进行了设计。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，桥式起重机由桥架、大车运行机构、小车运行机构和电气设备构成。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。起升机构滑轮组采用双联滑轮组，重物在升降过程中没有水平移动，起升过程平稳，且钢丝绳的安装和更换容易。相应的卷绕装置采用单层卷筒，有与钢丝绳接触面积大，单位压力低的优点。在起升机构中还涉及到钢丝绳、减速器、联轴器、电动机和制动器的选择等。5t桥式起重机小车运行机构主要由减速器，运行机构，卷筒装置，吊钩装置，联轴器，限位器，锥形转子电动机等部分组成。本文根据设计任务书要求，主要对5t桥式起重机小车运行机构的总体方案选择和确定，然后对传动系统进行设计。根据设计要求和目的，参考5t桥式起重机小车运行机构首先对5t桥式起重机小车运行机构进行工艺分析，选择合理机构及装配方案，然后对减速器和电动机进行外形设计，钢丝绳的选用及强度验算，卷筒的参数计算及验算，再计算齿轮的传动比，确定各个齿轮的参数，进行强度计算,选择合理的轴承、键、轴套等各种零部件，画出总体装配图。最后对齿式弹性联轴器作了一些简明的阐述。关键词：起重机，5t桥式起重机，小车运行机构，卷筒，吊钩AbstractCrane for material handling, loading and unloading or for the installation of machinery and equipment can reduce or replace physical labour productivity. It is widely used in various fields of the national economy. With the development of manufacturing facilities and places of loading and unloading operations are turning to indoor cranes occupies a dominant position. Bridge cranes are mainly used in large processing enterprises such as iron and steel, metallurgy and building materials industries in the complete production process of lifting and hoisting work. Design a 5T capacity steel structure dimensions of design computation of main beams and cross beams, and checking, to design the structure of the car. Perfect CAD drawing and the graphic, make it accurate and stable in actual production operations to complete the work, improve productivity, and successfully brought on to the market, crane bridge, crane traveling mechanisms, car running gear and electrical equipment. In the overall system design using the traditional layout of a typical structure, crane is an important goods handling equipment productivity, major adaptation workshop goods handling, installation and maintenance of equipment and other purposes. Lifting unit pulley twin sheave, the weight lifting without horizontal movement, lifting process smooth and easy installation and replacement of wire rope. Corresponding winding device using single-layer reels, and wire rope contact area is large, the advantages of low pressure. Also involved in the hoisting mechanism wire rope, reducer, coupling, the choice of motor and brake, etc. 5T crane cars run mainly by reduction gear, running gear, drum unit, hook device coupling, stopper, conical rotor motor and other components. According to design specification requirements, mainly for 5T crane general scheme of car running gear selection and determination, and then the transmission system design.According to design requirements and purpose, reference 5T bridge type crane car run institutions first on 5T bridge type crane car run institutions for process analysis, select reasonable institutions and the Assembly programme, then on reducer and motor for shape design, wire rope of selection and the strength checking, reel of parameter calculation and the checking,. Finally, gear type flexible couplings are described in brief.Key words: crane 5T overhead traveling crane, car running gear, reels, hooks目 录摘 要IAbstractII目 录III第1章 绪论11.1 课题的研究意义11.2 起重机的工作原理13.起重机的主要结构21.2 国内外发展现状2第2章 机构工作级别和钢丝绳选择42.1机构利用等级42.2机构载荷状态42.3机构工作级别42.4钢丝绳的选用42.4.1钢丝绳的选择42.4.3钢丝绳直径的计算4第3章 卷筒的设计63.1卷筒几何尺寸63.2卷筒强度计算83.3吊钩的选择83.4滑轮结构和材料8第4章 起升电动机的选择10第5章 传动比的分配及运动和动力参数125.1计算总传动比125.2分配减速器的各级传动比125.3传动装置的运动和动力参数12第6章 减速器齿轮的设计146.1第一级齿轮的参数设计计算146.2第二级齿轮的参数设计计算186.3第三级齿轮的参数设计计算22第7章 减速器轴及其装配的设计277.1第一轴的设计及其装配277.2 第二轴的设计307.3第三轴的设计337.4润滑与密封37第8章 主梁及端梁设计计算388.1 主梁断面几何特性388.2 主梁强度的计算398.3刚度计算438.4 端梁设计计算458.4.1 轮距的确定468.4.2 端梁中央断面几何特性468.5 起重机最大轮压478.5.1起重机支座及作用478.5.2 起重机最大轮压的计算478.6 最大歪斜侧向力538.7 端梁中央断面合成应力538.8 车轮轴对端梁腹板的挤压应力548.9 主、端梁连接计算548.9.1 主、端梁连接形成及受力分析548.9.2 螺栓拉力的计算558.9.3 缓冲器58第9章 焊缝连接分析599.1 连接方法599.2焊接599.1.2 对接焊缝599.1.3 角焊缝59结 论64致 谢65参考文献66第1章 绪论 1.1 课题的研究意义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 。 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起重机在现代化生产过程中应用越来越广，作用愈来愈大，对起重机的要求也越来越高1 。起重机正经历着一场巨大的变革。大型化和专业化、模块化和组合化、轻型化和多元化、自动化和智能化、成套化和系统化以及新型化和实用化是这场变革得主题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。 随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4。1.2 起重机的工作原理 起重机(Crane)属于起重机械的一种，是一种作循环、间歇运动的机械。一个工作循环包括：取物装置从取物地把物品提起，然后水平移动到指定地点降下物品，接着进行反向运动，使取物装置返回原位，以便进行下一次循环。门式起重机整体运行在一定长度的轨道上，由操纵室控制，由大车运行机构执行，可控制起重机整体的横向前后移动。小车是运行在横梁上的，由操纵室控制，可以实现小车在主梁上的纵向移动。在主梁的小车上，电动机通过联轴节与减速器的高速轴相连。机构工作时，减速器的低速轴带动卷筒，将钢丝绳卷入或放出，经过滑轮系统，使吊钩实现上升或下降。机构停止工作时，制动器使吊钩连同货物悬吊在空中，吊钩的升降靠电动机改变转向来达到11。1.3 起重机的主要结构 起重机主要包括起升机构、运行机构、金属机构等，起升机构包括电动机、制动器、减速器、卷筒和滑轮组。电动机通过减速器，带动卷筒转动，使钢丝绳绕上卷筒或从卷筒放下，以升降重物。小车架是支托和安装起升机构和小车运行机构等部件的机架，通常为焊接结构1。运行机构一般是由电动机、减速器、制动器、车轮、联轴器等组成1。起重机运行机构的驱动方式可分为两大类：一类为集中驱动，即用一台电动机带动长传动轴驱动两边的主动车轮；另一类为分别驱动、即两边的主动车轮各用一台电动机驱动。中、小型 桥式起重机较多采用制动器、减速器和电动机组合成一体的“三 合一”驱动方式，大起重量的普通龙门起重机为便于安装和调整，驱动装置常采用万向联轴器。 1.4 国内外发展现状80 年代在国外，特别是德国，芬兰，日本，英国，法国及保加利亚等国家的厂家，不禁相继研制生产出性能新进的电动单梁，悬挂和5t桥式起重机小车运行机构桥式起重机，还派生出先进适用的葫芦门式起重机，葫芦式抓斗起重机，葫芦吊钩抓斗两用起重机，葫芦吊钩抓斗电磁三用起重机，葫芦式旋臂起重机葫芦式壁行起重机，葫芦桥式堆垛起重机及立体仓库用葫芦式巷道堆垛起重机。葫芦式起重机品种，类型，规格的不断扩展及在起重运输设备中所占比例的增加，将使各种类型的葫芦式起重机形成一种独立而重的起重运输设备体系。国产5t桥式起重机小车运行机构是从上世纪50年代以仿造形式开始生产与发展的。1949年7月上海最先试制成功仿德国公司1.5t和3t一般用途钢丝绳5t桥式起重机小车运行机构，并投入小批量生产。从上世纪70年代末到80年代初，葫芦式起重机已进入到一个引进开发的新阶段。特别是5t桥式起重机小车运行机构运行小车出现了多种形式的支撑和悬挂方式，大大增加了葫芦式起重机的类型，和扩大应用范围。70年代初我国自行设计了钢丝绳5t桥式起重机小车运行机构取代TV型钢丝绳5t桥式起重机小车运行机构，至目前为止5t桥式起重机小车运行机构在国内生产制造，使用已达30多年历史。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。第2章 机构工作级别和钢丝绳选择机构工作级别按机构的利用等级和载荷状态选择，本设计的基本参数为：提升高度：12m，提升速度：12m/min，提升重量：5t。2.1机构利用等级 机构利用等级按机构总设计寿命分为十级，总设计寿命规定为机构假定约使用年数内处于运转的总小时数，它仅作为零件的设计基础，而不能视为保用期，电动葫芦一般处于清闲的使用状态，根据GB/T3811-1983,机构利用等级如下：机构利用等级 T4，总设计寿命/h 32002.2机构载荷状态载荷状态是表明机构承受最大载荷及载荷变化程度，电动葫芦一般在低于额定载荷的状态下工作，并且也不经常的使用，根据GB/T3811-1983,由于电动葫芦经常工作在中等载荷，较少承受最大的载荷，所以机构载荷状态选为L2-中。2.3机构工作级别 根据机构利用等级和机构载荷状态，依据GB/T3811-1983，机构的工作级别选为M32.4钢丝绳的选用 钢丝绳是起重设备不可缺少的关键件，也是易损件，正确选择及合理使用，按要求进行维护、保养。可提高钢丝绳的使用寿命，避免事故发生。2.4.1钢丝绳的选择钢丝绳是起重机械及起重运输、吊装捆绑作业不可缺少的主要零部件，被广泛的应用作为起升绳、变幅绳、牵引绳、吊装绳等不论作为哪一种用途的钢丝绳，如果选用类型不当，使用方法不合理，缺乏安全检查，又不重视保养，更为重要的是已达报废还继续使用，都有可能发生因钢丝绳的损伤或破断而产生的重大事故。2.4.3钢丝绳直径的计算钢丝绳直径可由钢丝绳最大工作静压力按式d=c确定式中d-钢丝绳最小直径 mm c-选择系数 mm/Ns-钢丝绳最大工作静压力钢丝绳最大静压力：在起升机构中，钢丝绳最大工作静拉力是由起升载荷考虑滑轮组效率和承载分支最后确定，起升载荷是指起升质量的重力。起升质量包括允许起升的最大有效物品，取物装置（下滑轮组，吊钩，吊梁，抓斗，容器，起重机磁铁等），悬挂挠性件及其他在升降中的设备质量。起升高度小于50m的起升钢丝绳的重量可以不计。5t电动葫芦的起升载荷可以只考虑起升的最大有效物品，其他的忽略不计，所以S=（5t1000kg/t9.8N/kg）/2=24500N选择系数c选择系数c的取值与机构的工作级别有关，依据GB/T38111983,选取c=0.093.由钢丝绳最大静拉力s和选择系数c得：d=0.093=14.557mm15mm第3章 卷筒的设计3.1卷筒几何尺寸卷筒名义直径 D=h.d式中：d-钢丝绳直径 h-与机构工作级别和钢丝绳机构有关的系数 选择系数h：根据GB/T 3811-1983、h=14式中d=15mm 所以 D=h.d =1415 =210mm考虑到各方面的因素 取D=220mm 绳槽半径 R=（0.530.56）d =0.5515mm =8mm 绳槽深度（标准槽） H=（0.250.4）d =0.415mm =6mm 绳槽节距（标准槽） P=d+（24） =15mm+（24）mm =19mm 卷筒厚度 钢卷筒：d 15mm卷筒长度：（单联卷筒） 图3-1卷筒长度示意图 L=L+2L+L 式中：L-无绳槽的卷筒端部尺寸，按需而定 L-固定绳尾所需长度，L3P L=（+Z）其中：H-最大起升高度，H=12000mm； m-滑轮组倍数，电动葫芦中m=2； P-绳槽节距，P=19mm所以： L= （+Z）P =（19 =368mm L按需而定，取： L=25mm L3P =319mm =57mm所以 ： L= L+2L+L =368+50+57 =475mm3.2卷筒强度计算 由机械设计手册单行本表8155得L3D，所以只需校核由弯曲产生的拉应力，计算公式： =（MP）M-由钢丝绳最大拉力引起的卷筒的最大弯矩N.mmW抗弯截面模数 （mm）D卷筒绳槽底径，mmD-卷筒内径，mm-许用拉应力，Mpa钢：=，-屈服强度 =194217.3mmM=7350000N.mm =7350N.m =37.8Mpa=225Mpa =112.5Mpa 所以可以选用3.3吊钩的选择根据机械性能和实际经验选其强度等级选M级，查机械设计手册钩号选5。3.4滑轮结构和材料绳索滑轮一般用来导向和支承，以改变绳索及其传递拉力的方向或平衡绳索分支的拉力。滑轮直径Dhd=1415mm=210mm，采用Q235。小型铸造滑轮的强度尺寸决定于铸造工艺条件，一般不进行强度计算。66第4章 起升电动机的选择4.1电动机类型的选择系列电动机是电动葫芦的起升电机，或用于要求起动较大及制动力矩较大的驱动装置，也可以在起重运输机械，机床，生产流水线和其它需要迅速制动的场合中使用，本系列电机采用50Hz、380V电源，基准工作制S3，负载持续率25%，通电启动次数是每小时120 次。本系列电机为卧式电动机，采用圆锥面制动器，输出端轴伸为矩形花键，机座不带底脚，前端盖有凸缘（法兰式）安装孔在前端盖凸缘上，本系列电动机为封闭式结构，防护等级为IP44，冷却方式为自扇冷式ICO141，绝缘等级为B级4.2电动机参数的确定由文献3.式5-2、5-7和5-8可得，起升机构的静功率为 （4-1）总起重量为起升机构总效率为根据式（4-1）kw又由文献3知，工作类型为中级的电动葫芦用电机，负载持续率FC=25%。于是按文献3表5-9选型锥型转子电动机，功率P=13kw,转速1400r/min。4.3联轴器的选择起重机用联轴器常用的有齿式联轴器、梅花弹性联轴器、弹性柱销联轴器、万向联轴器、耦合器等。由于钢丝绳电动葫芦有其特殊性，电机和减速器的输出轴的距离较远及两轴的平行误差较大，查文献1需要满足以下强度公式： （4-2） = 式中： 理论转矩， 驱动功率，KW，=13KW 工作转速，r/min，=1400r/min 电动机系数，=1.0 工况系数，=1.75 启动系数，=1.0 温度系数，=1.0 公称转矩 根据式（4-2） = （）由文献1选择型齿式联轴器，公称转矩第5章 传动比的分配及运动和动力参数5.1计算总传动比卷筒转速 已选定电动机型号为，满载转速为1400r/min i=1400/17.37=80.65.2分配减速器的各级传动比由文献3，表5-8，分配传动比 由于传动装置的实际传动比只有在传动件的参数确定后才能准确计算，故工作机的实际转速只能在传动件设计计算完成后进行核算，一般允许与设计要求的转速有（3-5）%的误差。5.3传动装置的运动和动力参数 1.各轴转速轴：轴：轴：轴： 2.各轴的输入功率由第五章得知=12.6kw式中： 电动机的输出功率 轴的输入功率 轴的输入功率 轴的输入功率 轴的输入功率电动机与、轴间的传动效率 3.各轴转矩 T= T= T= T=第6章 减速器齿轮的设计6.1第一级齿轮的参数设计计算 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）材料及热处理，由文献2表10-1选得，大小齿轮的材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48-55HRC（2）5t桥式起重机小车运行机构是特种重工机械，精度等级选7级（3）选小齿轮齿数,大齿轮齿数取（4）选取螺旋角，初选螺旋角。 2.按齿面接触强度设计 （6-1） （1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数由文献2图10-30选取区域系数由文献2表10-7选取齿宽系数由文献2图10-26查得，由文献2表10-6查得材料的弹性影响系数按齿面硬度查得小齿轮的接触强度极限，大齿轮的疲劳接触强度极限。由文献2式10-13计算应力循环次数由第1章机构利用等级知道，总设计寿命=12500h由文献2图10-19查得接触疲劳寿命系数，计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由文献2式10-12得 （2)试算小齿轮的分度圆直径，根据式（6-1） 计算圆周速度 （3）计算齿宽b及模数m （4）计算纵向重合度 根据纵向重合度，从文献2图10-28查得螺旋角影响系数 （5）计算载荷系数K由文献2表10-2，使用系数根据V=2.35m/s，7级精度，由文献2图10-8查得动载系数K=1.13，由文献2表10-3查K=K=1.2,从文献2表10-4中，综合考虑取 另由文献2图10-13查得 （6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 （7）计算模数 3.按齿根弯曲强度设计 （6-2） （1）确定公式的各计算数值1）计算载荷系数 2）根据纵向重合度，由文献2图10-28查得螺旋角影响系数0.96由文献2图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳极限 弯曲疲劳寿命系数及安全系数分别为 , ， 3) 计算当量齿数 由文献2表10-5查得 ， ，计算弯曲疲劳许用应力 计算大小齿轮的并加以比较 小齿轮的数值较大。 （2）设计计算根据式（6-2） 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数得出，取标准值，取分度圆直径 取，则，取 4.几何尺寸计算计算中心距圆整后 将圆整后的中心距修正螺旋角=因值改变不多，故各个参数不必修正。计算大小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 圆整后取，。6.2第二级齿轮的参数设计计算 1.选精度等级，材料及齿数（1）材料及热处理，由文献2表10-1选得，大小齿轮的材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48-55HRC（2）起重机为特种机械，故精度等级选7级精度（3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数取（4）选取螺旋角，初选螺旋角。 2.按齿面接触强度设计 （6-3） （1）确定公式内的各计算数值试选由文献2图10-30选取区域系数=2.425由文献2表10-7选取齿宽系数由文献2图10-26查得，由文献2表10-6查得材料的弹性影响系数按齿面硬度查得小齿轮的接触强度极限，大齿轮的疲劳接触强度极限。由文献2式10-13计算应力循环次数由第一级计算得：由文献2图10-19查得接触疲劳寿命系数,计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由文献2式10-12得 （2）试算小齿轮的分度圆直径根据式（6-3） （3）计算圆周速度 （4）计算齿宽及模数 （5）计算纵向重合度 根据纵向重合度，从文献2图10-28查得螺旋角影响系数 （7）计算载荷系数K根据，7级精度，由文献2图10-8查得动载系数，由文献2表10-3查得，从文献2表10-4中，综合考虑取=1.29 另由文献2图10-13查得 （8）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 = =53.78=54.06mm （9）计算模数 3.按齿根弯曲强度设计 （6-4） （1）确定计算参数1）计算载荷系数 2）由文献2图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳极限。由N1,N2,通过文献2图10-18查得弯曲疲劳寿命系数及安全系数分别为,，。由文献2表10-5查得，Y，。计算弯曲疲劳许用应力 计算大小齿轮的并加以比较 小齿轮的数值较大。 （2）设计计算根据式（6-4） 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值，取分度圆直径 取，则 4.几何尺寸计算 （1）计算中心距 圆整为132mm （2）将圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos=arccos=因值改变不多，故各个参数不必修正。 （3）计算大小齿轮的分度圆直径=52.80mm=211.20mm （4）计算齿轮宽度 =0.852.80=42.088mm圆整后=43mm,=48mm.6.3第三级齿轮的参数设计计算 1.选精度等级，材料及齿数 （1）材料及热处理，由文献2表10-1选得，大小齿轮的材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48-55HRC （2）起重机为特种机械，故精度等级选7级精度 （3）选小齿轮齿数=20，大齿轮齿数取204=80 （4）选取螺旋角，初选螺旋角。 2.按齿面接触强度设计 （6-5） （1）确定公式内的各计算数值试选=1.6由文献2图10-30选取区域系数由文献2表10-7选取齿宽系数由文献2图10-26查得，由文献2表10-6查得材料的弹性影响系数按齿面硬度查得小齿轮的接触强度极限，大齿轮的疲劳接触强度极。由文献2式（10-13）计算应力循环次数由第二级计算得 =由文献2图10-19查得接触疲劳寿命系数，。计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得 （2）试算小齿轮的分度圆直径根据式（6-5） （3）计算圆周速度 （4）计算齿宽b及模数m （5）计算纵向重合度 根据纵向重合度，从文献2图10-28查得螺旋角影响系数。 （6）计算载荷系数根据V=0.26m/s，7级精度，由文献2图10-8查得动载系数，由文献2表10-3查得,从文献2表10-4中，综合考虑取 另由文献2图10-13查得 （7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 （8）计算模数 3.按齿根弯曲强度设计 （6-6） （1）确定计算参数计算载荷系数 由文献2图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳极限。由文献2图10-18查得，弯曲疲劳寿命系数及安全系数分别为，由文献2表10-5查得，计算弯曲疲劳许用应力 计算大小齿轮的并加以比较 小齿轮的数值较大。 （2）设计计算根据式（6-6） 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值=4，取分度圆直径 取=，则Z 4.几何尺寸计算 （1）计算中心距 圆整后将圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故各个参数不必修正。 （2）计算大小齿轮的分度圆直径 （3）计算齿轮宽度圆整后，。第7章 减速器轴及其装配的设计7.1第一轴的设计及其装配 1.求第一轴的功率、转速、和转矩 由前面第6章已经算出数据得知： 2.求作用在齿轮上的力第一轴上的小齿轮分度圆直径。 3.估计最小轴颈先按文献2式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr,调质处理。根据文献2表15-3，取A=112，于是得 4.轴的结构设计考虑到实际情况，所定方案如图7-1所示：图7-1第一轴的尺寸 1轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径，为了使所选的轴直径与轴承的孔径相适应，故需同时选取轴承的型号，初选轴承为6305的深沟球轴承，所以轴的最小直径为。根据轴向定位要求，确定轴的各段直径与长度：为了满足轴承的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，查轴承的装配，取2-3段的直径。轴承与轴配合的孔长度为18mm，故。取轴肩。为保证齿轮的轮齿的加工，取。4-5段为齿轮轴直径，分度圆，。5-6段直径应比齿轮的齿根略小一点，故取，。因为轴比较长，所以适当增加6-7的直径，。由右端试选轴承，取，。根据所选择的联轴器的花键尺寸，与联轴器配合的轴的直径尺寸；与联轴器轮毂配合的尺寸L=42mm，轴的长度略长点，为满足整体尺寸合理，取。在装配图中取适当尺寸,，第一轴总长度L=525mm。至此初步确定了轴的各段直径与长度。 5.轴的强度校核 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承支点位置时应从手册中查取值，对于两边都是深沟球轴承来说，查文献1得，跨距可直接在轴的尺寸图上量取为395mm。左端轴承力臂长，右端力臂长。由于齿轮受力已经算出，则经计算得出受力简图图7-2，弯扭矩图图7-3：图7-2受力简图图7-3弯扭矩图M=138081N.mm按弯扭合成应力校核轴的强度： 进行校核时，通常只校核最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据以上数据，取=0.6，轴的计算应力： =Mpa = =90.7Mpa 前已确定轴的材料为40Cr钢，调质处理，由文献2表15-1查得，因此：，故该轴是安全的。7.2 第二轴的设计 1.求2轴的功率P，转速n和转矩T 2.求作用在齿轮上的力第二轴上的小齿轮分度圆直径第二轴上大齿轮与第一级小齿轮配合，故受力相等，方向相反。 由三个轴的角度关系确定受力角度关系，三个轴的角度关系由中心距确定见图7-4图7-4轴的中心角度关系 3.初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为40Cr，调质处理，根据表15-3取，于是得 轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径，为了使所选的轴直径与轴承的孔径相适应，故需同时选取轴承的型号，初选轴承为61806，深沟球轴承，所以轴的最小直径为。 4.轴的结构设计轴的结构及装配见图7-5。 图7-5第二轴的结构1-2段，由于左端轴承可以略小于最小直径，试选深沟球轴承N6306，所以，装配中为了满足上下级齿轮的正确啮合，左端轴承右定位套筒长度取为35mm，因此2-3轴段与第一级齿轮传动的大齿轮轮毂配合为，所以；由于第一级大齿轮轮毂长,所以2-3段长应略短,取。3-4段设一轴肩来对第一级大齿轮右端定位，根据装配尺寸需求取，。4-5段同理第一轴，取，。5-6段是齿轮轴齿轮，已在齿轮设计中计算，取(齿顶圆)， 。6-7段是为了保持齿轮与箱体壁保持一定的距离,根据装配要求，取，。7-8段同样是轴承配合，直径尺寸与1-2段相同，配合为，根据轴承，取。至此初步确定了轴的各段直径与长度。 5.轴的强度校核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承支点位置时应从手册中查取a值，对于两边都是深沟球轴承来说，查文献1得，跨距可直接在轴的尺寸图上量取为395mm。左端轴承力臂长=45mm，右端力臂长=350mm。由于齿轮受力已经在8.1.2算出，第二轴的的受力见图7-6。图7-6 第二轴的受力简图图7-7 第二轴弯扭矩 按弯扭合成应力校核轴的强度：进行校核时，通常只校核最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据以上数据，取=0.6，轴的计算应力： 前已确定轴的材料为40Cr钢，调质处理，由文献2表15-1查得，因此：，故该轴是安全的。7.3第三轴的设计 1.求第三轴的功率，转速和转矩 2.求作用在齿轮上的力第三轴上大齿轮为第二级齿轮传动，受力大小等于第二级小齿轮，受力方向相反：第三轴上小齿轮是齿轮轴上的齿轮 3.初步确定轴的最小直径先按文献2式15-2初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为40Cr，调质处理，根据文献2表15-3取=112,于是得 4.轴的结构设计根据轴向定位要求，确定轴的各段直径与长度，轴的定位见图7-8。图7-8 第三轴的结构及装配1-2段，由于左端轴承可以略小于最小直径，试选深沟球轴承N6306，所以，。2-3段要起到对左端轴承轴向定位的作用，所以，为满足装配要求。3-4轴段与第二级齿轮传动的大齿轮轮毂配合为，所以；第二级大齿轮轮毂长,由于要设立轴用当圈,取。 4-5段设一轴肩来对第二级大齿轮右端定位，根据装配尺寸需求取，。5-6段同理第一轴，取，。6-7段是齿轮轴齿轮，已在齿轮设计中计算，取(齿顶圆)， 。7-8段是为了保持齿轮与箱体壁保持一定的距离,根据装配要求，取，。8-9段同样是轴承配合，直径尺寸与1-2段相同，配合为，根据轴承，取。至此初步确定了轴的各段直径与长度。 5.轴的强度校核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承支点位置时应从手册中查取值。轴所受力见图7-7，轴所受弯扭矩见图7-8。 进行校核时，通常只校核最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据以上数据，取，轴的计算应力 =Mpa = =51.9Mpa轴的材料为40Cr钢，调质处理，由2表15-1查得=100Mpa。因此：，故该轴是安全的。图7-9 第三轴的受力简图图7-10 第三轴弯扭矩图7.4润滑与密封1.润滑 查参考文献，齿轮采用浸油润滑；当齿轮圆周速度时，圆柱齿轮浸油深度以一个齿高、但不小于10mm为宜，大齿轮的齿顶到油底面的距离3050mm。轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的约2/5，采用稠度较小润滑脂。2.密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。查参考文献3表7-3-44，高低速轴密封圈为毡圈密封。箱体与箱座接合面的密封采用密封胶进行密封。第8章 主梁及端梁设计计算8.1 主梁断面几何特性根据系列产品资料，粗布给出主梁的断面尺寸如图示：图8-1 主梁断面尺寸主梁跨中断面图根据系列产品资料，查得28a普型工字钢（GB706-65）的尺寸参数： h= 280mm b=122mm d=8.5mm t=13.7mm F1=55.45 q=43.4公斤/m 主梁断面面积 Jx=7114cm Jy=345cm F=0.5（l1-21）+21h1+22l2+F1+l3 =0.5（40-20.5）+20.540+20.525.5+55.45+110.5 = 151cm 主梁断面水平形心轴x-x位置 y1= 式中：F1主梁面的面积（cm）.F1 y1x-各部分面积对x-x轴的距离（cm ） y1x-各部分面积形心至x-x轴的距离(cm)则：y1=0.5（40-20.5）79.75+20.54060+20.525.531.5+55.4515+110.50.5151 =37cm y2 =4cm结果：F=151cm y1=37cm y2 =4cm 主梁断面惯性矩 Jx=Jxi+Fi y1 =(390.5 ) 12+390.542.75 + 20.540 12+20.54023 +（20.517.4 ）12cos47+20.525.55.7 +7114+55.4522 +(10.51 ) 12+10.5136.5 =111545Jy=Jyi+Fi y1 =(0.539 ) 12+2400.512+20.54019.75+2 0.51912sin47+20.525.510+345+110.512 =21849 结果：Jx=111545 Jy=21849 8.2 主梁强度的计算 根据这种起重机的结构形式及特点，可以不考虑水平惯性对主梁造成的应力及其水平面内在和对主梁的扭转作用也可以忽略不计。该主梁的强度计算按第类载荷进行组合，对活动在和由于小车的论据很小，可近似的按集中载荷计算。跨中断面弯曲正应力包括：梁的整体弯曲应力和由小车；轮压在工字钢下翼缘引起的局部弯曲应力两部分，合成后进行强度校核。梁的整体弯曲在垂直平面内按简支梁计算，在水平面内按刚度的框架计算：图8-2 简支梁受力分析 垂直载荷在下翼缘引起的弯曲应力根据起重机设计手册计算： x= 单位：公斤/厘米式中：P=Q+KIIG葫 =50001.2+5001.1 =6550其中：Q-额定起重量,Q=5000公斤； G葫-电动葫芦自重,G葫=500公斤； -动力系数，对于中级工作类型,=1.2； k-冲击系数，对于操纵室操纵时 ,k=1.1； y1-主梁下表面距断面形心轴x-x的距离,y1=37厘米 ；yx-主梁跨中断面对x-x轴惯性力矩，yx=111545； l-操纵室重心到支点的距离，l=100cm； G操-操纵室的重量，G操=400公斤； G葫 电动葫芦的自重， G葫=500公斤； q-桥架单位长度重量（公斤米）； q= 1000F+q =10000.01517.85+7.5=126kgm其中： F-主梁断面面积，F=0.0151 m -材料比重，对钢板，=7.85tm q-材料横加筋板的重量所产生的均布载荷，q=7.5 tm；所以：x=37111545(1.25000+1.1500) 41650+1.14001002+1.11.261650 8 =1060公斤/厘米结果：x=1060公斤厘米主梁工字钢下翼局部弯曲计算图8-3 工字钢下翼轮压局部 计算轮压作用点位置i及系数 i=a+c-e 式中：i-轮压作用点与腹板表面的距离（cm）； c-轮缘同工字钢翼缘边缘之间的间隙，取c=0.4 cm； a=(12.2-0.85) 2=5.675cme=0.164R（cm）对普型工字钢，翼缘表面斜度为.R-为葫芦定轮踏面曲率半径，由机械手册31.84查得R=17.5 cm 则： e=0.16417.5=2.87 cm所以：i=5.6750.4-2.87=3.205 =3.2055.675=0.57结果：i=3.205 =0 .57工字钢下翼缘局部曲应力计算：图8-4 主梁工字钢如上图所示L点横向（在xy平面内），局部弯曲应力1由下式 计算： x=式中： a1-翼缘结构形成系数，贴板补强时取a1=0.9； k1-局部弯曲系数，由图可得：k1=1.9图8-5 局部弯曲系数 其中：t-工字钢翼缘平均厚度 -补强板厚度 t0=t+=1 cmt=1.37 cm t0=（1.37+1）=2.37=5.61 cm所以：1=(0.91.919005.61)=579公斤/厘米结果：1=579公斤厘米如图，1点纵向（在yz平面内）局部弯曲应力为2由下式计算：2=式中：k2由图得：k2=0.6所以：2=183公斤厘米如图中得点纵向（yz平面内）局部弯曲应力为3，由下式计算： 3= 式中： K3-局部弯曲系数，查图得：k3=0.4 a2-翼缘结构形式系数，贴板补强时a2=1.5所以：3=（1.50.419005.61）=203公斤厘米主梁跨中断面当量应力计算图中的1点当量应力为 当= = =1077公斤厘米=1800公斤厘米点当量应力为当，由下式计算：当i=x+3=1060+203=1263公斤厘米 =1800公斤厘米8.3刚度计算垂直静钢度计算 f= f= 式中：f-主梁垂直静挠度（cm）P-静载荷（公斤）P=Q+G=5000+500=5500公斤L-跨度 L=1100厘米E-材料弹性衡量，对3号钢E=2.11010公斤/厘米Jx-主梁断面垂直惯性矩（）Jx=111545 f-许用垂直静挠度（cm），取f= 厘米所以： f=2.2cm f=1650700=2.36cm ff 所以满足要求结果水平静刚度计算 f水=f水= 式中: f水-主梁水平静挠度，cm； P-水平惯性力，公斤； P=（5000+500）20=275公斤； Jy-主梁断面水平惯性矩； Jy=21849 ； f水-许用水平静挠度，取f水= 厘米。 f水=1650200=0.825cm； f水=0.56cm f水f水=0.825厘米满足要求注：系数的选取是按P惯=a平=(Q+G)/9.80.5(Q+G) P惯-水平惯性力，公斤； g-重力加速度，取g=9.8m/s； a平-起重机运行机构的加速度，当驱动轮为总数的时，取a=0.5 m/s。 动刚度计算 在垂直方向的自振周期： T=2T 0.3s 式中：T-自振周期（秒） M-起重机和葫芦的换重量， M=(0.5qlk+G) 其中：g-重力加速度，g=980cm/s ； L-跨度， L=16.5m； q-主梁均布载荷，q=1.26公斤/厘米； G-电动葫芦的重量，G=500公斤。 所以：M=(0.51.261650500)=1.75公斤秒厘米 K=5006公斤厘米则：T=0.1112秒 TT=0.3s8.4 端梁设计计算本产品的端梁结构采用钢板冷压成U形槽钢，在组焊成箱形端梁，见下图，端梁通过车轮将主梁支承在轨道上，端梁同车轮的联接形成是将车轮通过心轴安装在端梁的腹板上。图8-6 端梁8.4.1 轮距的确定 = 即k=()L =() 16.5 =2.3573.3m 取k=2.5m=250厘米8.4.2 端梁中央断面几何特性(1) 断面总面积 参数见中央断面图，则： F=2300.5+2210.5+28.51=79.5cm(2) 形心位置 (相对于z-z)则： y1=(2300.515+210.529.75+210.51.25+28.5115.75) 79.5=15.4cm 所以：y2=30-15.4=14.7cm (相对于y-y)则：z1=(300.522.75+300.51.25+28.510.5+2210.512) 79.5 =7.9cm 所以：z2=23-z1=15.1cm(3) 断面惯性矩 Jx=21/120.530 +2300.50.4 +1/121 28.5 +128.50.35 +1/12210.5 +210.514.5 +1/12210.5 +210.514.15 =8452.34 Jy=21/120.521+2210.54.1+1/12300.5+300.514.85+1/12300.5+306.650.5+1/1228.51+28.57.4 =6659.6以上的计算公式均出自起重机设计手册P146平行移动轴公式：Iz1=Iz+aA Iz=(4) 断面模数 Wx=Jx/y1=8452.3415.4=751cm Wy=Jy/Z2=6659.615.1=441cm8.5 起重机最大轮压 一般的单梁桥式起重机是由四个车轮支承的，起重载荷通过这些支承点传到轨道道上。8.5.1起重机支座及作用 起重机支座反力作用见下图：图8-7 起重机支反力作用8.5.2 起重机最大轮压的计算 带额定载荷小车分别移到左、右两端极限位置时，按第类载荷计算最大轮压。 （1）操纵室操纵，当载荷移到左端极限位置时，各车轮轮压 Na= (1+ )+ KG轮主+ KG驱+ Nb=(1-)+ KG轮主+ KG驱+ Nc=(1-)+ KG轮从+ KG驱+ Nd=(1+ )+ KG轮从+ KG驱+ 式中：Q-额定起重量，Q=5000公斤； G-电葫芦重量，G=500公斤； K-冲击系数，对有操纵室的单梁吊取k=1.1；-动力系数，对中级工作类型单梁吊取=1.2； G端-端梁重，G端=165kg； G轮主-主动轮装置重，G轮主=65.5； G轮从-从动轮装置重，G轮从=46公斤； G驱-驱动装置，G驱=497公斤； G操-操纵室重量，G操=400公斤； q-主梁单位长度的重量.q=126公斤/m=1.26公斤/cm； L-跨度，L=1650厘米； k-轮距，k=250cm； L2=694cm，L1=740cm； Ki=25cm，l=100cm； s1=841.5cm s2=1310cm 均出自起重机计算实例。所以： Na=(1.25000+1.1500) 4(1+27401650)+1.1 1.2616504+1.11652+ 1.165.5+ 1.149+ 1.1400（1650-100）165025250 =3936公斤 =3936NNb=(1.25000+1.1500) 4(1-2465.851650)+1.11.2616504+1.11652+ 1.165.5+ 1.149+ 1.1400100 165025250 = 169+571+91+72+54+2.7 =960公斤 =9600NNc=(1.25000+1.1500) 4(1-27401650)+1.11.2616504+1.11652+1.146+ 1.14001001650(250-25)200 =906公斤 =9060NNd=(1.25000+1.1500) 4(1+27401650)+1.11.2616504+1.11652+ 1.146+1.1400（1650-100）1650(250-25)250 = 3024+381+85+51+350 =4192公斤 =41920N 操纵室操纵当载荷移到右端极限位置时各车车轮轮压： Na= (1- )+ KG轮主+ KG驱+ Nb=(1+ )+ KG轮主+ KG驱+ Nc=(1+ )+ KG轮从+ KG驱+ Nd=(1- )+ KG轮从+ KG驱+ 式中：l2=694cm所以：Na=(1.25000+1.1500) 4(1-26941650)+1.11.2616504+1.11652+ 1.165.5+ 1.149+ 1.1400（1650-100）165025250 =1089公斤 =10890NNb=(1.25000+1.1500) 4(1+26941650)+1.11.2616504+1.11652+ 1.165.5+ 1.149+ 1.1400100165025250 =3805公斤 =38050NNc=(1.25000+1.1500) 4(1+26941650)+1.11.2616504+1.11652+1.146+ 1.14001001100(250-25)250 =3752公斤 =37520NNd=(1.25000+1.1500) 4(1-26941650)+1.11.2616504+1.11652+ 1.146+1.1400（1650-100）1650(250-25)250 =1345公斤 =13450N当起重机满载时，无论在左端或右端 NA=ND NBNC都相差不大，因此，计算均通过。 当起重机空载时a.操纵室操纵起重机各轮的轮压（运行到左侧时）Na空= (1+ )+ KG轮主+ KG驱+ Nb空=(1-)+ KG轮主+ KG驱+ Nc空=(1-)+ KG轮从+ KG驱+ Nd空=(1+ )+ KG轮从+ KG驱+ 式中的各参数与前面所表示的一样则：Na空=1.15004(1+27401650)+1.11.2616504+1.11652+ 1.165.5+ 1.149+ 1.1400（1650-100）165025250=261+571+91+72+54+41 =1090公斤 =10900NNb空=1.15004(1-27401650)+1.11.2616504+1.11652+ 1.165.5+ 1.149+ 1.1400100165025250 = 14+571+91+72+54+3 =805公斤 =8050NNc空=1.15004(1-27401650)+1.11.2616504+1.11652+1.146+ 1.14001001650(250-25)250 = 14+571+91+51+24 =751公斤 =7510NNd空=1.15004(1+27401650)+1.11.2616504+1.11652+ 1.146+1.1400（1650-100）1650(250-25)250 = 261+571+91+51+372 =1346公斤 =13460N （4）操纵室操纵，空载时移到右端极限位置时，各车轮的轮压： Na空= (1- )+ KG轮主+ KG驱+ Nb空=(1+ )+ KG轮主+ KG驱+ Nc空=(1+ )+ KG轮从+ KG驱+ Nd空=(1- )+ KG轮从+ KG驱+ 所以：Na空=1.15004(1-26941650)+1.11.2616504+1.11652+ 1.165.5+ 1.149+ 1.1400（1650-100）165025250=22+571+91+72+54+41 =851公斤 =8510NNb空=1.15004(1+26941650)+1.11.2616504+1.11652+ 1.165.5+ 1.149+ 1.1400100165025250= 253+571+91+72+54+3 =1044公斤=10440NNc空=1.15004(1+26941650)+1.11.2616504+1.11652+1.146+ 1.14001001650(250-25)250 = 253+571+91+51+24 =990公斤 =9900NNd空=1.15004(1-26941650)+1.11.2616504+1.11652+ 1.146+1.1400（1650-100）1650(250-25)250 = 22+571+91+51+372 =1107公斤 =11070N所以，电动单梁桥式爱中级对操纵室操作满载时，它的最大轮压是当载荷移到左端极限位置时的从动轮D上，即：ND为最大轮压Nmax=4192公斤=41920N.Nmin为最小轮压，出现在当起重机空载时，电动葫芦移到左侧时B轮上的轮压，即Nmin=NB空=805公斤=8050N8.6 最大歪斜侧向力 起重机运行时，由于各种原因会出现跑偏、歪斜现象。此时，车轮轮缘与轨道侧面的接触，并产生运行方向垂直的侧向力s.图8-8 桥架简图 由上图所示：当载荷移到左端极限位置时，操纵室操纵时最大轮压为ND=3891公斤，并认为NAND,这时的最大歪斜侧向力为： SD=N式中：N-最大轮压 ,N=4192公斤； -测压系数。对于轮距同跨度的比例关系在 之间，可取=0.1 。当载荷移到右端极限位置时，操纵室操纵最大轮压为3805公斤，这时最大歪斜侧向力为： 8.7 端梁中央断面合成应力 由于操纵室连接架加强了操纵室侧端梁的强度，所以最大侧向力考虑当载荷右移到极限位置时最大侧向力在B轮上。 式中：K-轮距，K=250cm； 断面模数，； -许用应力，由于端梁受力复杂，一般只计算垂直载荷和歪斜侧向力，所以许用应力3号钢取1400公斤cm；=3805250(2549)+380.5250(2441)=974公斤/厘米所以=1400公斤/厘米.安全8.8 车轮轴对端梁腹板的挤压应力车轮轴对端梁腹板的挤压应力为挤 挤=挤式中操纵室操纵时，起重机最大轮压，当载荷小车移到左端极限位置时，最大轮压在D轮上，即=4192公斤；端梁腹板轴孔直径，=7cm;端梁支撑腹板厚，=1.5cm挤许用压应力，对3号钢取挤=1150公斤/ cm所以挤 =4192（271.5）=200公斤/厘米挤=1150公斤/ cm，安全8.9 主、端梁连接计算8.9.1 主、端梁连接形成及受力分析 本产品的主、端梁连接是采用螺栓和减载凸缘那你结构的形式，如图所示，主梁两端同端梁之间各用六个M20螺栓(45号钢)连接。图8-9 主、端梁连接受力分析：这种连接形式，可以为在主、端梁之间，垂直载荷由凸缘承受剪力及挤压力，此情况下，螺栓主要承受由起重机运行时的歪斜侧向力和起重机支承反力所是使的造成的拉力。一般水平惯性力对螺栓的影响可忽略不计。本产品的操纵室是由一个刚强的连接架同时连接到主梁及端梁上。这样就加强了主、端梁之间的连接强度，所以这里仅验算非操作室一侧的主、端梁连接强度。8.9.2 螺栓拉力的计算 （1）起重机歪斜侧向力力矩的计算已知：起重量Q=5000公斤 跨度L=1650cm 起重机运行速度V=45mmin如（歪斜侧向力简图）所示：起重机歪斜侧向力矩为：MS=sk式中;s-歪斜侧向力，由前节得：s=sB=380.5公斤 k-轮距 k=2.5m所以：MS=380.52.5=951公斤米 （2）歪斜侧向力矩对螺栓拉力的计算如上图（b）中，对螺栓d的计算设歪斜侧向力矩MS对螺栓d的拉力为N1则N1=式中系数2.5是考虑螺栓预案紧力及载荷分布不均匀性的系数。式中：MS-歪斜侧向力矩，MS=951公斤m x-螺栓d距离图（b）中的y-y轴的距离 x=0.52m Xi-每个受拉螺栓距离图（b）中y-y轴的距离的平方之和（m）所以：N1=2.59510.52（0.52 +0.52 +0.52 +0.02+0.02+0.02） =1522公斤 （3）起重机支承反力对螺栓的作用力矩当载荷移动到非操纵室一侧的极限位置时，取端梁作为受力离体，其受力如下图：图8-10 车轮受力分析取点为受力平衡点=0得：MR=MN=RBl0式中：l0-力臂，如图中所示，取t0=12cm； MR-支反力RB对C的作用力矩（公斤m）； MN-所有受拉螺栓对C点得力矩之和（公斤m）； RB-起重机右端支反力，可认为是RB=NB+NC； RB=3805+3752=7557公斤；所以：R=MN=RBl0=75570.12=907公斤米 （4）支反力矩对螺栓的拉力设支反力矩MR对螺栓d的拉力为N2.N2=式中：MN-各螺栓的力矩和； MN=907公斤米； y-螺栓d中心线至上图z-z轴的距离（m）；yi-每个受拉力螺栓到图中z-z轴距离平方之和；2.5-考虑螺栓预紧力及载荷分布不均与性的影响系数。所以：N2=2.59070.245（0.245+0.245+0.16+0.16+0.075 +0.075) =5560.1824 =3048公斤 （5）螺栓d承受的总拉力N0=N1+N2=1522+3048=4570公斤 （6）验算螺栓强度受拉螺栓强度= 式中：N0-螺栓总拉力， N0=4570公斤； F0-螺栓的净断面面积cm，F0= ；其中：d0-螺纹根径，对于M20螺栓的螺纹底径d0=16.75mm 即：1.675cm ； 所以 F0=3.141.675 4=2.2cm -螺栓的许用应力（公斤厘米）；=（0.50.6）s其中：s-材料屈服极限，对端梁连接螺栓采用45号钢正火的M20螺栓，s=3600公斤厘米。所以：=45702.2=2077公斤厘米所以:强度合格 （7）凸缘垂直剪切应力验算剪应力：=cRB/F式中：c-受剪断面形状系数，对矩形断面，c取1.5；RB-支反力，RB=7557公斤；F-受剪面积，F=154=54cm ；-材料许用剪切应力，=950公斤厘米。所以: =1.5755754=210公斤/cm 合格 （8）凸缘挤压应力验算挤压应力 挤=RB/ F端式中：RB-支反力，RB=6919公斤；F-承压断面面积，由图（b）中得：F=0.454=21.6cm；端-材料的端面挤压应力，端=2400公斤厘米。所以：端=755721.6=350公斤厘米 端端=2400公斤厘米验算通过。8.9.3 缓冲器为了阻止起重机和小车越轨，在起重机和小车轨道两极端位置装有挡铁，叫收起起重机。小车与挡铁相撞的动能，保证设备不受损坏，当运行速度超过20m/min应装缓冲器。本次设计所从所采用的是：橡胶缓冲器，因弹性变量较少，吸收动能有限，常用于运行速度50m/min一下的小车或25m/min以下的起重机上，其环境温度在-30+50为宜。第9章 焊缝连接分析9.1 连接方法金属构件的连接主要有焊接、铆接和螺栓连接三种方法。结构部件之间，有时采用铰接，即两个相连的部件均有供穿销轴用的突耳。目前，焊接已成为最主要的连接方法，它不削弱杆件的截面、省工省料、易于采用自动化作业，并且适用于任何形状的构件。所以，它已广泛地代替了铆接和螺栓连接。焊接地缺点是质量检验较费事，连接地刚度较大，在内应力影响下容易引起结构地残余变形。铆接地优点是传力比较可靠、明确、易于检查铆接质量，并能及时更换松动了的铆钉，结构件中的内应力比较小。9.2焊接现代起重机结构中所应用的焊接主要有电焊和气焊两类。电焊又可分为电弧焊、电阻焊(用于焊薄板等)和电渣焊(用于焊接较厚及截面较大的构件)，其中以电弧焊应用最广。气焊通常用于薄板焊接。焊缝构造，除采用特殊措施外，焊接构件的厚度均不宜过大，对3号钢不宜大于40毫米，对16锰钢不宜大于30毫米。 设计中宜采用较薄的焊缝，并应避免焊缝立体交叉和在一处集中大量的焊缝，同时焊缝的布置应尽可能对称于构件重心。9.1.2 对接焊缝对接焊缝的坡口形式，应根据板厚和施工条件按手工电弧焊焊接接头的基本型式和尺寸和焊接层下自动焊与半自动焊焊接接头的基本型式和尺寸的要求选用。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。9.1.3 角焊缝对于侧面及端面角焊缝，角焊缝直角边尺寸之比一般取a：b1：1；对承受动载荷的低温结构(-40左右)中的端面角焊缝取a：b1：1.5，此时较大的直角边b应沿端面焊缝的受力方向。搭接的长度应等于或大于五倍所焊构件的最小厚度。角焊缝布置图如下：图9-1 角焊缝布置图角焊缝最小厚度(较小的直角边)为 a0.3max1(毫米)式中的max为焊接件的较大厚度(毫米)，但焊缝厚度最小不得小于4毫米。当焊件的厚度小于4毫米时，焊缝厚度与焊件厚度相同。角焊缝的厚度(较小的直角边尺寸)还不大于较薄焊件厚度的1.2倍，即 a1.2max(毫米) 强度计算中角焊
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