桥式起重机设计毕业设计论文

焦作大学机电系毕业设计第一章绪论PAGE341绪论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。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===95.6KN空载时最大轮压：P‘max===50.2KN空载时最小轮压：P‘min===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=Φ2·Q=0.6*100000=60000N式中Φ2—等效系数，有[1]表4-8查得Φ2=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===77450Nr—载荷变化系数，查[1]表19-2，当Qd/G=0.357时，r=0.89Kc1—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，Kc1=1.05根据点接触情况计算疲劳接触应力：j=4000=4000=13555Kg/cm2j=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ZG55=2\*ROMANII，当HB>320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=Kc=2\*ROMANII·Pmax=1.1×95600=105160N式中Kc=2\*ROMANII-冲击系数，由[3]表2-7第=2\*ROMANII类载荷Kc=2\*ROMANII=1.1按点接触情况进行强度校核的接触应力：jmax===15353Kg/cm2jmax=153530N/cm2车轮采用ZG55=2\*ROMANII，查[1]表19-3得，HB>320时，[j]=240000-300000N/cm2，jmax<[j]故强度足够。2.2.3运行阻力计算摩擦总阻力距Mm=β（Q+G）（K+μ*d/2）由[1]表19-4Dc=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μ=0.02，附加阻力系数β=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)(+)=1.5（100000+168000）×（0.0006+0.02×0.14/2）=804N·m运行摩擦阻力：Pm（Q=Q）===3216N空载时：Mm（Q=0）=β×G×（K+μd/2）=1.5×168000×（0.0006+0.02×0.14/2）=504NPm（Q=0）=Mm（Q=0）/（Dc/2）=504×2/0.5=2016N2.2.4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，（GD2）=0.567kgm2，电动机的重量Gd=160kg2.2.5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=0.75r—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-82.2.6减速器的选择车轮的转数：nc=Vdc/（π·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-=4\*ROMANIV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-=4\*ROMANIV)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=Vdc·i。/i。‘=90×12.3/12.5=88.56m/min误差：ε=（Vdc-V‘dc）/Vdc=（90-88.56）/90×100%=1.6%<15%合适实际所需的电动机功率：N‘j=Nj·V‘dc/Vdc=2.54×88.56/90=2.49KW由于N‘j<Ne,故所选的电动机和减速器都合适2.2.8验算起动时间起动时间：Tp=式中n1=705rpmm=2驱动电动机台数Mq=1.5×975×N/n1=1.5×975×4/705=82.9N·m满载时运行静阻力矩：Mj（Q=Q）===67.7N·m空载运行时静阻力矩：Mj（Q=0）===42.4N·m初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩：(GD2)ZL+(GD2)L=0.78N·m机构总飞轮矩:(GD2)1=(GD2)ZL+(GD2)L+(GD2)d=5.67+0.78=6.45N·m满载起动时间:t===8.91s空载启动时间:t===5.7s起动时间在允许范围内。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的功率:N=式中Pd=Pj+Pg=Pj+=3216+=7746.2N m/--运行机构中,同一级传动减速器的个数,m/=2.因此N==5.89KW所以减速器的[N]中级=9.1KW>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.以下按三种情况计算.1.两台电动机空载时同时驱动：n=>nz式中p1==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.nz1.05~1.2n==2.97n>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=nz式中p1==50.2KN主动轮轮压p2=2+=2×33.8+50.2=117.8KN从动轮轮压一台电动机工作时空载启动时间==13.47sn==2.94n>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=nz式中P1==33.8KN主动轮轮压P2=2=33.8+2*50.2=134.2KN从动轮轮压=13.47S—与第(2)种工况相同n==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=式中==-19.2N·mPp=0.002G=168000×0.002=336NPmin=G==1344NM=2制动器台数.两套驱动装置工作Mz==41.2N·m现选用两台YWZ-200/25的制动器，查[1]表18-10其制动力矩M=200N·m，为避免打滑，使用时将其制动力矩调制3.5N·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：==110.6×1.4=154.8N·m式中MI—连轴器的等效力矩.MI==2×55.3=110.6N·m—等效系数取=2查[2]表2-7Mel=9.75*=55.3N·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-=4\*romaniv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,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]=630N·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=0.078Kg·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：=154.8×15.75×0.95=2316.2N·m2.2.13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=Ψ1▪Mel▪i=1.4×55.3×12.5×0.95=919.4N▪m式中Ψ1—等效系数，由[2]表2-7查得Ψ1=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（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：=4910N/cm2式中，材料用45号钢，取b=60000N/cm2;s=30000N/cm2,则-1=0.22b=0.22×60000=13200N/cm2；s=0.6s=0.6×30000=18000N/cm2K=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<[t-1k]故疲劳强度验算通过。2）.静强度的计算计算强度扭矩：Mmax=Ψ2▪Mel▪i=2.5×55.3×12.5×0.95=1641.7N▪m式中Ψ2—动力系数，查[2]表2-5的Ψ2=2.5扭转应力：==3800N/cm2许用扭转剪应力：N/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=G—带载起重机的重量G=168000+100000×0.1=178000NV0—碰撞时的瞬时速度，V0=（0.3～0.7）Vdxg—重力加速度取10m/s2则W动==5006.25Nm2.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=1424Nf0min—最小摩擦阻力系数可取f0min=0.008P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==17800×0.55=9790N=0.55m/s2S—缓冲行程取S=140mm因此W阻=（1424+9790）×0.14=1569.96Nm3.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：=5006.25-1569.96=3436.29Nm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=120mm，d=30mm焦作大学机电系毕业设计第三章端梁的设计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=10mm头部下盖板2=12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10mm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=（～）L=（～）×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=式中K—大车轮距，K=330cmLxc—小车轮距，Lxc=200cma2—传动侧车轮轴线至主梁中心线的距离，取a2=70cm=114237N因此RA==117699N2.端梁垂直最大弯矩端梁在主梁支反力作用下产生的最大弯矩为：Mzmax=RAa1=117699×60=7.06×106Na1—导电侧车轮轴线至主梁中心线的距离，a1=60cm3.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：=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：=RAa1=0.08×117699×60=564954N·cm2）.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：=a1式中—小车的惯性载荷：=P1=37000/7=5290N因此：==327018N·cm比较和两值可知，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：==2380.8端梁中间截面对水平重心线X-X的惯性矩：=2380.8=59520端梁中间截面对垂直重心线Y-Y的截面模数：=1154.4端梁中间截面对水平重心线X-X的半面积矩：==1325.6端梁中间截面的最大弯曲应力：==2965+489=3454N/cm2端梁中间截面的剪应力：==2120N/cm2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==5.74cm水平重心线距腹板中线的距离：C2=5.74-0.5-0.5×12.7=-1.11cm水平重心线距下盖板中线的距离：C3=（12.7+0.5+0.6）-5.74=8.06端梁支承截面对水平重心线X-X的惯性矩：=×40×13+40×1×5.742+2××12.73×0.6+2×12.7×0.6×1.112+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：=×=3297×=406.1cm端梁支承截面水平重心线X-X下部半面积矩：=2×11×1.2×8.06+（8.06-0.6）×0.6×（8.06-0.6）/2=229.5cm端梁支承截面附近的弯矩：=RAd=117699×14=1647786Ncm式中—端梁支承截面的弯曲应力：=4057.6N/cm2端梁支承截面的剪应力：=6827.4N/cm2端梁支承截面的合成应力：=12501.5N/cm2端梁材料的许用应力：[d]=2\*ROMANII=(0.80～0.85)[]=2\*ROMANII=(0.80～0.85)16000=12800～13600N/cm2[d]=2\*ROMANII=(0.80～0.85)[]=2\*ROMANII=(0.80～0.85)9500=7600～8070N/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：=40×1×5.74=229.6cm3端梁上盖板翼缘焊缝的剪应力：=4878.8N/cm2式中n1—上盖板翼缘焊缝数；hf—焊肉的高度，取hf=0.6cm3.3.2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：=2×12×1.2×8.06=232.128cm3端梁下盖板翼缘焊缝的剪应力：=4929.8N/cm2由[1]表查得[]=9500N/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）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===12500N2.下腹板每个螺栓所受的剪力相等，其值为：N剪===7200N式中n0—下盖板一端总受剪面数；n0=12N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=12d1—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=16mmH—梁高；H=500mmM—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===172500N2.腹板角钢的连接焊缝同时受拉和受弯，其值分别为：N腹===43100NM腹===2843000Nmm4.2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]===103007.7N2.螺栓的许用抗拉承载力[N拉]===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===15458.7N/cm2式中—I≈=395.4——焊缝的惯性矩其余尺寸见图2.由剪力Q产生的焊缝剪应力：Q===4427.7N/cm2折算剪应力：===16079.6N/cm2<[]=17000N/cm2[]由[1]表25-3查得式中h—焊缝的计算厚度取h=6mm3.对上角钢的焊缝===211.5N/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+1max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计时应该避免如图5-1（a）、5-1（b）示5-2（a）5-2（b）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，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㎜。如图5-2位弯板和定位板的焊接5-3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。主要焊缝的焊接过程如下表：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160～210A2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160～210A5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焦作大学机电系毕业设计参考文献参考文献[1]起重机设计手册《起重机设计手册》编写组，机械工业出版社，1980[2]机械设计师手册吴宗泽主编，机械工业出版社，2002[3]起重机课程设计北京钢铁学院编，冶金工业出版社，1982[4]焊接手册中国机械工程学会焊接学会编，机械工业出版社，1992焦作大学机电系毕业设计致谢致谢首先向机电工程系的全体老师表示衷心的感谢，在这三年的时间里，他们为我们的成长和进步做出了贡献。在这次毕业设计中，有许多老师给予了指导和帮助,尤其是卢杉老师和张曙灵至此，这次毕业设计也将告以段落，但老师的教诲却让人终生难忘，通过这次毕业设计，不但使我学到了知识，也让我学到了许多的道理，总之是受益匪浅。尽管我在毕业设计过程中做出了很多的努力，但由于我的水平有限，设计中的错误和不当之处仍在所难免，望老师提出宝贵的意见。 最后，向文中引用到其学术论著及研究成果的学术前辈与同行们致谢！再次向敬爱的老师表示衷心的感谢！基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于双单片机冲床数控系统的研究基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制基于单片机的软起动器的研究和设计基于单片机控制的高速快走丝电火花线切割机床短循环走丝方式研究基于单片机的机电产品控制系统开发基于PIC单片机的智能手机充电器基于单片机的实时内核设计及其应用研究基于单片机的远程抄表系统的设计与研究基于单片机的烟气二氧化硫浓度检测仪的研制基于微型光谱仪的单片机系统单片机系统软件构件开发的技术研究基于单片机的液体点滴速度自动检测仪的研制基于单片机系统的多功能温度测量仪的研制基于PIC单片机的电能采集终端的设计和应用基于单片机的光纤光栅解调仪的研制气压式线性摩擦焊机单片机控制系统的研制基于单片机的数字磁通门传感器基于单片机的旋转变压器-数字转换器的研究基于单片机的光纤Bragg光栅解调系统的研究单片机控制的便携式多功能乳腺治疗仪的研制基于C8051F020单片机的多生理信号检测仪基于单片机的电机运动控制系统设计Pico专用单片机核的可测性设计研究基于MCS-51单片机的热量计基于双单片机的智能遥测微型气象站MCS-51单片机构建机器人的实践研究基于单片机的轮轨力检测基于单片机的GPS定位仪的研究与实现基于单片机的电液伺服控制系统用于单片机系统的MMC卡文件系统研制基于单片机的时控和计数系统性能优化的研究基于单片机和CPLD的粗光栅位移测量系统研究单片机控制的后备式方波UPS提升高职学生单片机应用能力的探究基于单片机控制的自动低频减载装置研究基于单片机控制的水下焊接电源的研究基于单片机的多通道数据采集系统基于uPSD3234单片机的氚表面污染测量仪的研制基于单片机的红外测油仪的研究96系列单片机仿真器研究与设计基于单片机的单晶金刚石刀具刃磨设备的数控改造基于单片机的温度智能控制系统的设计与实现基于MSP430单片机的电梯门机控制器的研制基于单片机的气体测漏仪的研究基于三菱M16C/6N系列单片机的CAN/USB协议转换器基于单片机和DSP的变压器油色谱在线监测技术研究基于单片机的膛壁温度报警系统设计基于AVR单片机的低压无功补偿控制器的设计基于单片机船舶电力推进电机监测系统基于单片机网络的振动信号的采集系统基于单片机的大容量数据存储技术的应用研究基于单片机的叠图机研究与教学方法实践基于单片机嵌入式Web服务器技术的研究及实现基于AT89S52单片机的通用数据采集系统基于单片机的多道脉冲幅度分析仪研究机器人旋转电弧传感角焊缝跟踪单片机控制系统基于单片机的控制系统在PLC虚拟教学实验中的应用研究基于单片机系统的网络通信研究与应用基于PIC16F877单片机的莫尔斯码自动译码系统设计与研究基于单片机的模糊控制器在工业电阻炉上的应用研究基于双单片机冲床数控系统的研究与开发基于Cygnal单片机的μC/OS-Ⅱ的研究基于单片机的一体化智能差示扫描量热仪系统研究基于TCP/IP协议的单片机与Internet互联的研究与实现变频调速液压电梯单片机控制器的研究基于单片机γ-免疫计数器自动换样功能的研究与实现基于单片机的倒立摆控制系统设计与实现单片机嵌入式以太网防盗报警系统HYPERLINK"/deta