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大连大学学士论文目录1.绪论42.总体设计72.1 总体方案设计72.2 主要尺寸参数73.小车设计计算103.1 起升机传动103.1.1 确定起升机构传动方案103.1.2 选择钢丝绳103.1.3 卷筒的确定113.1.4 验算卷筒强度123.1.5 卷筒转速133.2选电动机133.3 减速器的确定143.4 制动器确定143.5 吊钩滑轮组的选择和验算143.5.1 吊钩的选择143.5.2 吊钩螺母的计算153.5.3 止推轴承的计算153.5.4 吊钩横梁的计算164.大车设计184.1大车设计的设计步骤和要求184.1.1 机构传动方案184.1.2 大车运行机构设计184.2 大车运行机构的计算194.2.1确定机构的传动方案194.2.2 选择车轮与轨道，并验算其强度204.2.3 运行阻力计算214.2.4选择电动机214.2.5 减速器的选择224.2.6 验算运行速度和实际所需功率以及启动时间224.2.7 起动时减速器功率234.2.8选择制动器244.2.9 选择联轴器，及其验算255.主梁的设计计算275.1 计算载荷确定275.2 主梁的强度验算285.3 主梁的刚度验算296.端梁的设计316.1 端梁的尺寸的确定316.2 计算载荷确定316.3 端梁的强度验算316.4 端梁端部上翼缘焊缝336.5下盖板翼缘焊缝的剪应力验算346.6 主梁与端梁的连接焊缝346.7 主梁上盖板焊缝347.端梁接头的设计367.1 端梁接头的确定及计算367.2 腹板和下盖板螺栓受力计算367.3 上盖板和腹板角钢的连接焊缝受力计算377.4 螺栓的强度校核387.5 焊缝的强度校核388.焊接工艺设计39结论41参考文献42致谢43附录1中文翻译44附录2外文文献47 1.绪论起重机械是一种空间运输工具，能在一定范围内垂直起升和水平移动物品的机械。具有动作间歇性和作业循环性，多用于人力不能完成的任务。主要作用是完成物体的位移。它不仅可以减轻体力劳动，还将极大的提高劳动生产率。随着科学技术和生产的发展，起重机械在不断的完善和发展之中。先进的电气和机械设备逐渐在起重机上应用，其趋向是增加自动化程度，提高工作效率和使用性能，使其操作更加简化，更加安全可靠。目前，我国工业化进程的推进将不断催生起重机行业需求；持续扩大的固定资产投资规模将拉动行业稳定增长；行业竞争力的提升打开了产品进口代替出口增长的空间；国家政策的一贯扶持是行业良性发展的重要保障。在中国将起重机械总体划分为12大类型，即轻小型起重设备、悬臂式起重机、塔式起重机、门式起重机、桥式起重机、流动式起重机、铁路起重机、门座起重机、桅杆起重机、缆索起重机、升降机和机械式停车设备。桥式起重机：横架于车间、仓库和料场上空进行物料吊运的起重设备。由于它的两端坐落在高大的水泥柱或者金属架上，形状似桥，所以又称“天车”或者“行车”。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。面对竞争与市场的变化和挑战，近一两年来，起重机厂家在扩大产能方面投入很大，有的企业已经受到了显著的成果，市场占有率进一步提高。我国桥式起重机产品的技术水平在不断其高，但是与国际水平还有一定距离，做到技术水平的提升，将会增加我国桥式起重机行业的竞争力，由太重研制成功的最新科技成果我国第一台无线并车调运百米钢轨新型桥式起重机，在山西省科技厅举办的科技成果鉴定会上通过了专家鉴定。在大量的实践后专家一致认为，该产品与国外同类型产品相比，不仅具有控制技术先进、自动化程度高、运行稳定、安全可靠等优点，而且生产效率可提高一倍。经专家评审，这项技术和生产率达到国际领先水平。目前国外起重机的结构方面更多采用薄壁型材和异形钢，减少结构的拼接焊缝，提高抗疲劳性能。采用各种高强度低合金钢新材料，提高承载能力，改善受力条件，减轻自重和增加外形美观。桥式起重机的桥架结构型式大多采用箱形四梁结构，主梁与端梁采用高强度螺栓联接，便于运输与安装。 国外起重机在机构方面进一步开发新型传动零部件，简化机构。“三合一”运行机构是当今世界轻、中级起重机运行机构的主流，将电动机、减速器和制动器合为一体，具有结构紧凑、轻巧美观、拆装方便、调整简单、运行平稳、配套范围大等优点，国外已广泛应用到各种起重机运行机构上。为了减轻自重，提高承载能力，改善加工制造条件，增加产品成品率，零部件尽量采用以焊代铸，如减速器壳体、卷简、滑轮等都用焊接结构。减速器齿轮都采用硬齿面，以减轻自重、减小体积、提高承载能力、增加使用寿命。液压推杆盘式制动器的应用范围也越来越大。此外，各机构采用的电动机都向高转速发展，从而减小电机基座号，减轻重量与减小外形尺寸，并可配用制动力矩小的制动器。在电控方面开发性能好、成本低、可靠性高的调速系统和电控系统，发展半自动和全自动操纵。采用机电一体化技术，提高使用性能和可靠性，增加起重机的功能。有相当批量的起重机是在通用的场合使用，工作并不很繁重。这类起重机批量大、用途广，考虑综合效益，要求起重机尽量降低外形高度，简化结构，减小自重和轮压，也可使整个建筑物高度下降，建筑结构轻型化，降低造价。因此电动葫芦桥式起重机和梁式起重机会有更快的发展，并将大部分取代中小吨位的一般用途桥式起重机。德国德马格公司经过几十年的开发和创新，已形成了一个轻型组合式的标准起重机系列。起重量180吨，工作级别A1A7，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三种单速及三种双速供任意选择，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、司机室自行移动等七种选择。大车及小车的供电有电缆小车导电、DVS系统两种方式。如此多的选择项，通过不同的组合，可搭配成百上千种起重机，充分满足用户不同的需求。这种起重机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。与通用产品相比较，起重量10t，跨度22.5m，通用双梁桥式起重机自重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，起重机宽度2980mm，外形尺寸减少了100%。根据国内外现有桥式起重机产品和技术资料的分析，近年来桥式起重机的发展趋势主要体现在以下几个方面：1） 大型化和专用化；2） 模块化和组合化；3） 轻型化和多样化；4） 自动化和智能化。2.总体设计2.1 总体方案设计1大车；2桥梁；3小车图2-1 桥式起重机总体设计包括：起升机构、小车设计、大车设计、桥梁设计。 起重小车总体设计：（1） 小车运行机构计算；起升机构卷筒组的设计计算；吊钩组或动滑轮组（包括悬挂装置）的设计计算。 起重机总体方案设计（2）大车运行机构的方案设计，主要包括：确定大车运行机构的传动方案；进行大车运行机构的主要计算；选择主要零部件。 桥梁的总体方案设计： （3）桥梁设计；端梁的设计；端梁接头设计。2.2 主要尺寸参数起重机设计的主要参数如下:起重量 5t跨度 16.5m起升高度为 16m起升速度 11.3m/min小车运行速度 v=37.02m/min大车运行速度 V=90.7m/min大车运行传动方式 分别传动桥架主梁型式 箱形梁小车估计重量 2.126t起重机的重量 15.686t 工作类型 中级（M5）大车轮距 K=（）L=（）16.5=2.063.3m取K=3m主梁高度 H= = =0.917m(理论值)端梁高度 H0=（0.40.6）H=0.370.55m取H0=0.5m桥架端部梯形高度 C=（）L=（）16.5=1.653.3取C=2m主梁腹板高度 根据主梁计算高度H=0.917m，最后选定腹板高度h=1 m 确定主梁截面尺寸，主梁中间截面各构件板厚推荐确定如下：腹板厚 =6mm；上下盖板厚 =8mm 主梁腹板内壁间距根据下面关系式来决定：； 。因此取b=400mm盖板宽度：B=b+2+40=400+26+40=452mm 取B=450mm主梁的实际高度：H=h+2=1000+28=1016mm同理，主梁支承截面的腹板高度取，这时支承截面的实际高度。加筋板间距：滑轮组的倍率：卷筒直径：吊钩尾部螺纹直径：吊钩最小高度：卷筒长度：卷筒转速：3.小车设计计算 3.1 起升机传动3.1.1 确定起升机构传动方案 按照布置宜紧凑的原则，采用方案如图所示，采用了双联滑轮组。按Q=5t查表42取滑轮组倍率 ih=2，承载绳分支数；Z=2ih =4。1. 2.联轴器 3.传动轴 4.吊钩 5.滑轮组 6.电动机图3-1 起升机构计算简图3.1.2 选择钢丝绳 若滑轮组用滚动轴承，当 ih =2，查表得滑轮组效率：=0.99钢丝绳所受最大拉力: Smax =12.876kN式中 ；所选钢丝绳的直径应满足： 查通用机械表2-4中级工作类型(工作级别M5)时，安全系数n=5,钢丝绳计算破断拉力Sb =nSmax =5.512.876=90.132kN 查起重机课程设计附表l选用瓦林吞型纤维芯钢丝绳，钢丝公称抗拉强度1670MPa，光面钢丝，右交互捻，直径d=13mm，钢丝绳最小破断拉力 Sb=93.14kN,标记如下；钢丝绳13NAT6xl9W十FCl670ZS93GB8918-88故选择G13吊钩组。3.1.3 卷筒的确定卷筒的基本尺寸：式中 按钢丝绳中心计算的滑轮和卷筒的最小直径； 钢丝绳直径； 与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，根据机械设计手册表8.1-61，对滑轮=24，对卷筒=24；取卷筒（按槽底计算）直径；卷筒的计算直径（按缠绕钢丝绳的中心计算）；卷筒长度：取卷筒长度为3000mm式中 卷筒上有螺旋槽部分长无绳槽卷筒端部尺寸，； 固定钢丝绳区段的长度，； 左右螺旋槽之间的距离，查表选185mm； 绳槽槽距，查表的10mm。其壁厚按经验公式确定 取壁厚为15mm。3.1.4 验算卷筒强度卷筒的材料采用HT200，抗压强度为。卷筒所受压应力： （对吊钩起重机的安全系数=1.5） 故抗拉强度通过。卷筒的最大弯矩产生在钢丝绳位于卷筒中央时，卷筒断面系数： ；弯矩产生的拉应力： 满足受拉强度要求；合成应力： 式中许用拉应力为39MPa。3.1.5 卷筒转速3.2选电动机起升机构静功率：式中 最大起升载荷； 起升机构总效率电动机的计算功率： 根据机械设计通用手册选定YZR180L-8型电动机，主要指标为： 转速 ,额定功率, 转速 。3.3 减速器的确定电动机的转速： 传动比： 根据减速器选用手册选定PJ-500-II-3CA减速器，需用功率为12KW，传动比为40.17。3.4 制动器确定根据物体下降时的扭矩: 制动转矩 ，查机械设计通用手册选择制动器MW200-200，制动轮直径，额定转矩。3.5 吊钩滑轮组的选择和验算3.5.1 吊钩的选择吊钩尾部螺纹直径的确定,； 式中 起动动载系数，由起重机械表1-9确定 ； 螺纹根部面积； 螺纹根部直径； 许用应力，；选等级强度为，则，； 采用短型吊钩组，根据额定起重量和工作类型M5来选择直柄单钩LM16 MGB/T10051.11988，吊钩材料为DG20,螺纹外径，螺纹根部直径。3.5.2 吊钩螺母的计算螺母高度不得小于H 式中 t=10mm螺距 许用挤压应力，钢对钢（螺母材料45 号钢）；公制螺母的高度：；考虑放止动垫片的尺寸取螺母高度：；螺母外径：。取D=120mm3.5.3 止推轴承的计算 对于颈部直径的吊钩选轻系列单列止推轴承8317，取静负荷容量： 轴承的计算载荷应等于或小于其静负荷容量：3.5.4 吊钩横梁的计算 图3-2 吊钩横梁简图采用45号钢制造，强度极限，屈服极限，耐久极限 。假设横梁上作用集中载荷，计算弯曲应力，此外还认为剪切力对弯曲应力影响不大，按结构布置确定计算尺寸，即靠边两个滑轮轴线间的距离，横梁中间宽度，拉板厚度，横梁的计算载荷中间截面A-A的最大弯曲应力= 取 。轴孔的平均挤压应力 式中 许用挤压应力，（取）4.大车设计4.1大车设计的设计步骤和要求（1）大车运行机构的设计和桥架的设计工作要交叉进行，设计步骤如下： 确定桥架结构和大车运行机构； 设计桥架的结构尺寸； 大车运行机构的具体位置和尺寸。 （2）对大车运行机构设计的基本要求是： 机构要紧凑，重量要轻，维修检修方便，机构布置合理； 和桥架配合要合适，这样桥架设计容易； 尽量减轻主梁的扭转载荷，不影响桥架刚度。4.1.1 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。桥式起重机的跨度为16.5，可用分别传动的方案。4.1.2 大车运行机构设计（1） 联轴器的选择（2） 轴承选择（3） 车轮与轨道的选择（4） 制动器选择这四者是互相联系的。在具体布置大车运行机构的零部件时应该注意以几点：（1） 因为大车运行机构安装在桥架上，桥架的运行速度高，而且受载向下挠曲，使其在桥架上的安装可能不准确，所以凡是靠近电动机、减速器和车轮的轴，最好都用浮动轴。（2） 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。（3） 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。4.2 大车运行机构的计算起重机的起重量Q=50KN，桥架跨度L=16.5m，大车运行速度Vdc=90.7m/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=160.61KN，小车的重量为Gxc=21.26KN，桥架采用箱形结构。4.2.1确定机构的传动方案本起重机采用分别传动的方案如图： 1. 7.联轴器 2.减速器 3.输油管 4.5.6.螺栓、螺母、垫圈8.传动轴 9.制动轮图4-1大车运行机构图4.2.2 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=85KN空载时最大轮压：Pmax=45.14KN空载时最小轮压：Pmin=35.15KN式中的e为主钩中心线离端梁的中心线的最小距离e=0.5m载荷率：Q/G=50/160.61=0.311选择车轮：当工作类型为中级时，车轮直径Dc=500mm，轨道为P38的许用轮压为150KN，因在其适用范围内可用。疲劳强度的计算：疲劳强度计算时的等效载荷：Qd=2Q=0.6 50000=30000N；（式中2等效系数2=0.3）车论的计算轮压：Pj= KCI r Pd=1.050.8977450=72380N式中：Pd车轮的等效轮压Pd=59690N ；r载荷变化系数r=0.89 ；Kc1冲击系数，Kc1=1.05根据点接触情况计算疲劳接触应力： sj=4000=4000=13555Kg/cm2 ；sj =135550N/cm2式中r-轨顶弧形半径r=300mm，车轮材料ZG55II，查表 sjd =160000-200000N/cm2，因此满足疲劳强度计算。强度校核最大轮压的计算：Pjmax=KcIIPmax=1.185000=93500N （式中KcII-冲击系数KcII=1.1）按点接触情况进行强度校核的接触应力：jmax=15353Kg/cm2 jmax =153530N/cm2查表得j=240000-300000N/cm2，jmax j，故强度足够。4.2.3 运行阻力计算摩擦总阻力距：Mm=（Q+G）（K+d/2）由表得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由表查得：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)=b(Q+G)( k +m) =1.5（50000+160000）（0.0006+0.020.14/2）=630Nm 运行摩擦阻力：Pm（Q=Q）=2520N空载时：Mm（Q=0）=G（K+d/2）=1.5160000（0.0006+0.020.14/2） =480NP m（Q=0）= Mm（Q=0）/（Dc/2）=4802/0.5=1920N4.2.4选择电动机电动机静功率：Nj=PjVdc/（60m ）=192090/60/0.95/2=2.67KW；(式中Pj=Pm（Q=Q）满载运行时的静阻力 P m（Q=0）=1920N；m=2驱动电动机的台数)初选电动机功率：N=KdNj=1.32.67=4KW式中Kd-电动机功率增大系数由表查得 Kd=1.3查表选用电动机YZR132M2-6 Ne=4KW，n1=705rm，（GD2）=0.567kgm2，电动机的重量Gd=160kg等效功率：Nx=K25rNj=0.751.32.67=2.60KW式中K25工作类型系数，由表查得当JC%=25时，K25=0.75；tq/tg=0.25； r=1.3由此可知：NxNe,故初选电动机发热条件通过。选择电动机：YZR132M2-64.2.5 减速器的选择车轮的转数：nc=Vdc/（Dc）=90/3.14/0.5=65rpm机构传动比：i。=n1/nc=705/57.3=15.75查表选用两台PJ-350-VI- Z减速器，i。=15.75；N=9.1KW，当输入转速为750rpm，可见NjN中级。4.2.6 验算运行速度和实际所需功率以及启动时间实际运行的速度：Vdc=Vdc i。/ i。=9012.3/12.5=88.56m/min误差：=（Vdc- Vdc）/ Vdc=（90-88.56）/90100%=1.6%15%合适实际所需的电动机功率：Nj=NjVdc/ Vdc=2.5488.56/90=2.60KW由于NjN,故所选减速器功率合适。两台电动机空载时同时驱动：n=nz 式中p2=p1=33.8+50.2=84KN；f=0.2粘着系数；nz1.051.2n =2.97防止打滑的安全系数；p1-主动轮轮压，p2-从动轮轮压同理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，n=2.94；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，n=1.89 三种状态下都是nnz,故不会打滑。4.2.8选择制动器由图表得；取制动时间tz=5s按空载计算动力矩,令Q=0,得：Mz=-19.2Nm；Pp=0.002G=1680000.002=336N；Pmin=G=1344N；M=2 Mz=41.2 Nm现选用两台YW200-300-2的制动器，查表其制动力矩M=180 Nm，为避免打滑，使用时将其制动力矩调制3.5 Nm以下。4.2.9 选择联轴器，及其验算根据传动方案,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：=110.61.4=154.8 Nm MI连轴器的等效力矩.MI=255.3=110.6 Nm等效系数 =2Mel=9.75=55.3 Nm由表查的:电动机YZR132M2-6,轴端为圆柱形,d1=48mm,L=110mm；由表查得PJ-350-VI- Z的减速器,高速轴端为d=32mm,l=58mm,故在靠电机端从由表选联轴器ZLL2 。疲劳强度的计算低速浮动轴的等效力矩：MI=1Meli=1.455.312.50.95=919.4Nm1等效系数由表查得1=1.4由上节已取得浮动轴端直径D=60mm，故其扭转应力为： N/cm2由于浮动轴载荷变化为循环，所以许用扭转应力为： =4910 N/cm2K=KxKm=1.61.2=1.92Kx=1.6，Km=1.2，nI=1.4，由表查得tnt-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=2.555.312.50.95=1641.7 Nm2动力系数，查表的2=2.5扭转应力：t=3800N/cm2许用扭转剪应力：N/cm2 ttII,故强度验算通过。由于高速轴承受力矩小于低速轴，故可省去计算。5.主梁的设计计算5.1 计算载荷确定N-小车车轮施加于主梁的压力；G-自重；F-启动或制动时的惯性力；P-风载荷图5-1主梁受力简图半个桥架的自重，主梁由于桥架自重引起的均布载荷：查表查得主梁由于集中驱动大车运行机构的长传动轴系引起的均布载荷：，取=6.7N/cm由表查得运行机构中央驱动部件重量引起的集中载荷为：主梁的总均布载荷： =32+6.7=28.7N/cm主梁的总计算均布载荷： ； -冲击系数查得=1.1在一根主梁上的小车两个车轮轮压值可用: ；考虑动力系数=1.15动力系数。由于已经知道了：主梁的垂直最大弯矩：；a1导电侧车轮轴线至主梁中心线的距离，a1=60 cm。主梁的水平最大弯矩：；S车轮侧向载荷，S=lP； l侧压系数，查得，l=0.08； P车轮轮压，即端梁的支反力P=RA主梁中间截面的最大弯曲应力：；主梁支承截面的最大弯曲应力： ； 5.2 主梁的强度验算主梁中间截面的最大弯曲应力根据下式计算：式中 主梁中间截面对水平重心轴线x-x的抗弯截面模数， 主梁中间截面对水平重心轴线x-x的抗弯截面模数，因此可得由表查得Q235钢的许用应力为：故主梁支承截面的最大剪应力由下式计算：式中 ：主梁支承截面最大剪力，=2453.72N主梁支承截面对水平重心轴线x-x的惯性矩， S主梁支承截面半面积对水平重心线X-X的静距：=3841因此可得由表查得A3钢的许用剪应力为，故由上面的计算可知，强度足够。5.3 主梁的刚度验算在跨中所产生的最大垂直挠度可按下式进行计算：；因此可得：=0.376cm允许的挠度值由下式可得：（A3级）因此 在跨中所产生的最大水平挠度可按下式进行计算：式中 作用在主梁上的集中惯性载荷=作用在主梁上的均布惯性载荷=0.320.64N/cm由此可得：=0.165cm水平挠度的许用值：因此 由上面计算可知，主梁的垂直和水平刚度均满足要求。6.端梁的设计6.1 端梁的尺寸的确定端梁截面尺寸的确定： 上盖板d1=10mm；中部下盖板d1=10 mm；头部下盖板d2=12mm直径为500mm的车轮组尺寸，首先应该确定支承车轮的截面，其次再确定端梁中间截面的尺寸。由于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55mm。大车轮距的确定3000端梁的高度 H0=（0.40.6）H主 取H0=500，确定端梁的总长度L=4100。6.2 计算载荷确定 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大车轮距，K=300cm 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=110cm因此可得： RA= =257593.8N 端梁的垂直最大弯矩：Mzmax=RAa1=257593.890=23.18106N.cm端梁的水平最大弯矩： =1854675.36Ncm6.3 端梁的强度验算端梁中间截面对水平重心线的截面模数： =端梁中间截面对水平重心线X-X的惯性矩：= 端梁中间截面对垂直重心线的截面模数： =端梁中间截面对水平重心线的半面积矩： = 端梁中间截面的最大弯曲应力： = 端梁中间截面的剪应力： =端梁支承截面对水平重心线的惯性矩、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： =8.15cm水平重心线距腹板中线的距离： C2=8.15-0.5-0.518.2 = -1.45 cm水平重心线距下盖板中线的距离： C3=（18.2+0.5+0.6）-8.15 =11.15cm端梁支承截面对水平重心线的惯性矩： =6954cm4端梁支承截面对水平重心线的最小截面模数： =6954=561 cm3端梁支承截面水平重心线x-x下部半面积矩： =2111.211.15+（11.15-0.6）0.6（11.15-0.6）/2=328 cm3端梁支承截面附近的弯矩： =RAd=14400014=2016000Ncm端梁支承截面的弯曲应力： =35.9MPa端梁支承截面的剪应力： =59.7MPa端梁支承截面的合成应力： =109.4MPa端梁材料的许用应力： =(0.800.85) =(0.800.85)16.54=132.3140.6 MPa =(0.800.85) = (0.800.85)95.6 =76.581.3 MPa验算强度结果，所有计算应力均小于材料的，故端梁的强度满足要求6.4 端梁端部上翼缘焊缝端梁支承截面上盖板对水平重心线的截面积矩：=4018.15=326 cm3端梁上盖板翼缘焊缝的剪应力：=42.4MPa式中 n1上盖板翼缘焊缝数； hf焊肉的高度，取hf=0.6 cm。6.5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的面积矩：=2121.211.15=321 cm3端梁下盖板翼缘焊缝的剪应力： =41.7MPa6.6 主梁与端梁的连接焊缝主梁与端梁腹板的连接焊缝的剪应力由下式计算：=29.5MPah0连接处焊缝计算高度h0=0.95，h=74.1 cm6.7 主梁上盖板焊缝主梁支承处最大剪应力作用下，上盖板焊缝剪应力由下式计算得：Ix0主梁在支承处截面对水平重心线x-x的惯性矩:Ix0=95500；S主梁上盖板对截面水平重心线的面积矩：因此计算得：焊缝的许用应力由表查得t=95MPa，因此焊缝计算应力满足要求。7.端梁接头的设计7.1 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。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。图7-1 端梁接头7.2 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= = =222126.7N（2）下腹板每个螺栓所受的剪力相等，其值为： N剪=12621.5N n0 下盖板一端总受剪面数；n0=16 N剪下盖板一个螺栓受剪面所受的剪力： N 侧腹板受拉螺栓总数；n=16d1 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=7.061067.3 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=412147.8N（2）腹板角钢的连接焊缝同时受拉和受弯，其值分别为：N腹= =99725.8N M腹=10159560.42Nmm7.4 螺栓的强度校核（1）精制螺栓的许用抗剪承载力：N剪= = =137343.6N （2）螺栓的许用抗拉承载力：N拉= =27129.6N t=13500N/cm2 s=13500N/cm2由表查得由于N拉N拉 ,N剪N剪 ；所选的螺栓符合强度要求7.5 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：tM=7753.02N/ cm2I=5115.06-焊缝的惯性矩（2）由剪力Q产生的焊缝剪应力：tQ=3931.5N/ cm2折算剪应力：t=7572.1 N/ cm2t=17000 N/ cm2h焊缝的计算厚度取h=6mmv（3）对上角钢的焊缝：t=138.8N/ cm2t由此计算符合要求。8.焊接工艺设计对起重机来说，桥架结构是由众多钢板通过焊接连接在一起，焊接的工艺好坏直接影响桥式起重机的力学性能和寿命。 图8-1 桥梁焊合结构角焊缝最小厚度为： a0.3dmax+1dmax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：a1.2dmin。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，在设计时应该避免定位板和弯板的焊接时候，由于定位板起导向作用，在焊接时要特别注意，焊角高度不能太高，否则车轮组在和端梁装配的时候，车轮组不能从正确位置导入，焊接中采用E5015（J507）焊条，焊条直径d=3.2mm,焊接电流160A,焊角高度最大4。角钢和腹板、上盖板的焊接采用的是搭接的方法，在焊好后再将两段端梁拼在一块进行钻孔。由于所用的板材厚度大部分都小于10mm ,在焊接过程中都不开坡口进行焊接。表8-1 焊接工艺设计表焊接顺 序焊接 名 称焊接 方 法接头形式焊接工艺1小筋板腹板手工电弧焊双面角接不开坡口，采用E5015（J507）焊条，焊条直径d=4mm,焊接电流160210A2筋板腹板手工电弧焊双面角接同上3端面板腹板手工电弧焊双面角接同上4定位板弯板手工电弧焊搭接不开坡口，采用E5015（J507）焊条，焊条直径d=3.2mm,焊接电流160A弯板腹板手工电弧焊双面角接不开坡口，采用E5015（J507）焊条，焊条直径d=4mm,焊接电流160210A5角钢腹板手工电弧焊搭接同上角钢上盖板手工电弧焊搭接同上6腹板大筋板手工电弧焊角接同上7下盖板腹板手工电弧焊双面角接同上8大筋板下盖板手工电弧焊角接同上9上盖板腹板手工电弧焊角接同上10大筋板上盖板手工电弧焊角接同上结论这过程中，广泛的应用到所学的知识，对小车的设计计算，大车的设计计算，桥架的设计计算，以及起升机构的设计计算。在设计过程里，通过AutoCAD绘图软件进行绘图，更加熟练的应用制图工具，对制图的了解更加深入为以后工作打下基础。本文设计的小车起重为5T，设计的起升机构满足工作需要，其中设备最小适用范围大于需求可以在低损耗情况下工作，减少意外伤害，增加设备寿命。小车、大车、桥架也是如此，选择材料设计计算都是满足需要还多一点。虽然增加了成本但是总体来算还是省钱，安全。本文设计小车用到：YZR180L-8型电动机，转速 ,额定功率；PJ-500-II-3CA减速器，需用功率为12KW，传动比为40.17；制动器用MW200-200，制动轮直径，额定转矩；起升机构用到瓦林吞