【正文】 由于所用的板材厚度大部分都小于10mm ,在焊接過程中都不開坡口進行焊接。，即:a≤按照以上的計算方法可以確定端梁橋架焊接的焊角高度a=6mm.在端梁橋架連接過程中均采用手工電弧焊，在焊接的過程中焊縫的布置很關鍵，橋架的焊縫有很多地方密集交叉在設計時應該避免如圖62（a）、62（b）示62（a）62（b）定位板和彎板的焊接時候，由于定位板起導向作用，在焊接時要特別注意，焊角高度不能太高，否則車輪組在和端梁裝配的時，車輪組不能從正確位置導入，焊接中采用E5015（J507）焊條，焊條直徑d=,焊接電流160A,焊角高度最大4㎜。 第6章 焊接工藝設計對橋式起重機來說，其橋架結構主要是由很多鋼板通過焊接的方法連接在一起，焊接的工藝的正確與否直接影響橋式起重機的力學性能和壽命。如下圖為接頭的安裝圖下蓋板與連接板的連接采用M18的螺栓，而角鋼與腹板和上蓋板的連接采用M16的螺栓。頂部的角鋼是頂緊的，其連接螺栓基本不受力。如圖示43圖43端梁的截面尺寸第5章 端梁接頭的設計 端梁接頭的確定及計算端梁的安裝接頭設計在端梁的中部，根據(jù)端梁輪距K大小，則端梁有一個安裝接頭。配置的結果，車輪輪緣距上蓋板底面為25mm。 端梁中間截面對水平重心線XX的截面模數(shù)： == 端梁中間截面對水平重心線XX的慣性矩： = =59520 端梁中間截面對垂直重心線YY的截面模數(shù)： = 端梁中間截面對水平重心線XX的半面積矩： == 端梁中間截面的最大彎曲應力： ==2965+489=3454N/cm2 端梁中間截面的剪應力： ==2120 N/cm2 端梁支承截面對水平重心線XX的慣性矩、截面模數(shù)及面積矩的計算如下： 首先求水平重心線的位置 水平重心線距上蓋板中線的距離： C1= = cm水平重心線距腹板中線的距離： C2= = cm 水平重心線距下蓋板中線的距離： C3=（++） =端梁支承截面對水平重心線XX的慣性矩： =4013+401+2+2+211+211=3297cm4端梁支承截面對水平重心線XX的最小截面模數(shù)： = =3297 = cm3 端梁支承截面水平重心線XX下部半面積矩： =211+（）（）/2 = cm3 端梁支承截面附近的彎矩： =RAd=11769914=1647786Ncm 式中— 端梁支承截面的彎曲應力： = 端梁支承截面的剪應力： = N/cm2 端梁支承截面的合成應力： = N/cm2 端梁材料的許用應力： [sd]II=(～) [s]II =(～)16000=12800～13600 N/cm2 [td]II=(～) [t]II = (～)9500 =7600～8070 N/cm2 驗算強度結果，所有計算應力均小于材料的許用應力，故端梁的強度滿足要求。cm 2）.端梁因小車在起動、制動慣性載荷作用下而產生的最大水平彎矩： =a1式中—小車的慣性載荷：= P1=37000/7=5290N 因此： ==327018N 端梁的計算 設兩根主梁對端梁的作用力Q(G+P)max相等，則端梁的最大支反力：RA= 式中 K—大車輪距，K=330cm Lxc—小車輪距，Lxc=200cm a2—傳動側車輪軸線至主梁中心線的距離，取a2=70 cm =114237N 因此RA= =117699N 端梁在主梁支反力作用下產生的最大彎矩為： Mzmax=RAa1=11769960=106N a1—導電側車輪軸線至主梁中心線的距離，a1=60 cm。因此可得：=1650+=1716=主梁的強度驗算主梁中間截面的最大彎曲應力：=≤式中 ——主梁中間截面對水平中心軸線的抗彎截面模數(shù)，其近似值：==4500 ——主梁中間截面對垂直重心軸線的抗彎截面模數(shù)，其近似值：==2263因此可得： =（）=由《起重機課程設計》表224查得 A3鋼的許用應力為：= 故 主梁支承截面的最大剪應力：≤式中 ——主梁支承截面所受的最大剪力=42000+41400=137420——主梁支承截面對水平重心軸線的慣性矩，其近似值：==54180——主梁支承截面半面積對水平重心軸線的靜矩：= = =1266由此可得： ==查得許用剪應力為=95故由以上計算可知，強度足夠。 主梁的計算計算載荷確定查《起重機課程設計》圖711得半個橋架（不包括端梁）的自重，=41,則主梁由于橋架自重引起的均布載荷：采用分別驅動，查《起重機課程設計》表73得主梁的總均布載荷：+=5主梁的總計算均布載荷：==式中 =——沖擊系數(shù)，由《起重機課程設計》表26查得。主梁端部大加勁板的間距：，取=主梁端部（梯形部分）小加勁板的間距：===主梁中部（矩形部分）大加勁板的間距：=（）=，取=主梁中部小加勁板的間距，小車鋼軌采用P18輕軌，其對水平重心軸線的最小抗彎截面模數(shù)=，則根據(jù)連續(xù)梁由鋼軌的彎曲強度條件求得加勁板間距（此時連續(xù)梁的支點既加勁板所在位置，使一個車輪輪壓作用在兩加勁板間距的中央）：≤==141=式中——小車的輪壓，取平均值。在設計計算時候要考慮到這些載荷。又如對組合板梁的板材使用，因保證穩(wěn)定性和防止銹蝕后強度減弱等原因，雙腹板的每塊厚度不能小于6mm,單腹板的厚度不小于8mm。橋架結構應根據(jù)其工作類型和使用環(huán)境溫度等條件，按照有關規(guī)定來選用鋼材。司機室有敞開式和封閉式兩種，一般工作環(huán)境的室內采用敞開式的司機室，在露天或高溫等惡劣環(huán)境中使用封閉式的司機室。在實際計算中，走臺個欄桿均認為是不承受力的構件。第4章 橋架結構的設計 橋架的結構形式橋架的結構主要有箱形結構，空腹桁架式結構，偏軌空腹箱形結構及箱形單主梁結構等，參考《起重機設計手冊》，580噸中小起重量系列起重機一般采用箱形結構，且為保證起重機穩(wěn)定，我選擇箱形雙梁結構作為橋架結構。m2。m2，所以選出LZ3型聯(lián)軸器，其允許扭矩=630kgm根據(jù)電機軸連接尺寸和計算扭矩M計，同時考慮制動輪直徑，D制=400mm，選擇帶制動輪聯(lián)軸器，所允許扭矩=604kgm；M等效=N（2）啟動加速度的驗算a平=根據(jù)起重機手冊查得其規(guī)定a平，所以起重機的平均加速度符合要求。 啟動時間及啟動平均加速度的驗算（1）啟動時間的驗算T起=式中，n為電動機轉速，n=683r/minv為起升速度，v=為起升機構效率，=K考慮其他轉動件飛輪矩影響系數(shù)，換算到電動機軸上時，K=；為電動機轉子飛輪矩，=；為電動機軸上聯(lián)軸器的飛輪矩，=M平起為電動機的平均啟動力矩，M平起= M額= 210=336M靜為電動機軸上的靜力矩，M靜=Nm根據(jù)以上計算可選制動器型號JWZ200/100,制動輪直徑為200毫米，最大制動力矩為40Nm K制 制動器的選擇制動器裝在高速軸上，其制動力矩應滿足下式：M制≧K制N靜、其中K電為起升機構按靜功率初選電動機的系數(shù)，因JC%=25,取K電=NJC%==，查電動機產品目錄，選用電動機型號YH200L8,在JC%=25時，功率N=15KW，轉速n=683r/min 減速器的選擇（1）起升機構總的傳動比：i=根據(jù)傳動比i=,電動機功率N=15KW，電動機轉速n=683r/min，工作類型中級，從減速器產品目錄中選用ZSY型減速器，傳動比i=.（2）驗算減速器的被動軸的最大扭矩及最大徑向力(a)最大扭矩的驗算Mmax=式中，M額為電動機額定扭矩，M額=傳動比i=；為電動機至減速器被動軸的傳動功率，=；為最大轉矩倍數(shù)，其中=為減速器低速軸上的最大短暫容許扭矩，=12000其中Mmax==10136所以，Mmax≦（b）實際起升速度的驗算實際起升速度為：V實=并且須滿足起升速度偏差應小于15%。=+（6~10）=+9=19毫米，取167。選用鋼絲繩619171700GB 110274 滑輪、卷筒的計算（1）滑輪、卷筒最小直徑的確定為了確保鋼絲繩具有一定的使用壽命，滑輪、卷筒的直徑應滿足： D≧ (e1)d繩對中級工作類型的橋式起重機，一般取e=25D≧（251）17=408 所以去卷筒直徑和滑輪直徑為D=500mm(2)卷筒長度和厚度的計算 對于雙聯(lián)卷筒其結構如下，L雙=2（L0+L1+L2）+L光L0=( )L 式中，Hmax為最大起升高度，Hmax為10米；n為鋼絲繩安全圈數(shù)，又n≧，取n為2。l=80mm從動端A型鍵槽，標記為GICL1聯(lián)軸器ZBJ1901389其公稱轉矩Tn630Nm＞Mc=91Nm,飛輪矩質量 =高速軸端制動輪：根據(jù)制動器已經(jīng)選定為，由《起重機課程設計》附表16動輪；根據(jù)制動器已選定YWZ5200/23直徑Dz==35mm l=80mm，標記為制動輪200y35 JB/ZQ438986 飛輪矩為= 質量Gz=10kg以上飛輪矩估計制動輪和聯(lián)軸器的飛輪矩=與估計值相符所以不需要修改（2）低速軸的計算扭矩低速軸聯(lián)軸器計算轉矩，可有錢面得計算轉矩Mc求出由《起重機設計手冊》表查的減速器軸端為圓柱形d=65mm。因此，所需制動力矩：=由附表15查得選用其制動轉矩 選擇高速軸聯(lián)軸器及制動輪機構高速軸上全齒聯(lián)軸器的計算扭矩：式中電動機額定轉矩；n聯(lián)軸器的安全系數(shù)，運行機構n=；機構剛性懂載系數(shù)，=~=由《起重機設計手冊》[1電動機JZR2126兩端伸出軸各為圓柱形d=35mm。故在空載起動時，主動車輪與軌道接觸處的圓周切向力： 式中 車輪與軌道黏著力：故無載起動時不會打滑。由以上計算結果，故所選電動機能滿足發(fā)熱條件 選擇減速器車輪轉速： 機構傳動比：根據(jù)減速器的傳動比，計算出實際的運行速度：查《機械設計課程設計手冊》附表40選用ZSC4002減速器 驗算運行速度和實際所需功率實際運行速度誤差：合適實際所需電動機等效功率＜故適合起動時間： 式中 ；m=1——驅動電動機臺數(shù)當滿載時靜阻力矩：平均起動力矩當滿載時靜阻力矩：Nm空載運行時折算到電動機上的運行靜阻力矩初步估計制動輪和聯(lián)軸器的飛輪矩=機構總飛輪矩（ +）= kg滿軸啟動時間：無載啟動時間有表查的 電動機能滿足快速啟動要求 按起動工況校核減速器功率啟動狀況減速器傳遞的功率：：式中 =3111+——計算載荷 ——運行機構中同一級傳動減速器的個數(shù)=1.因此：所用減速器N[N]，合適。η —— 小車運行機構傳動效率, η=。而后校核強度強度驗算：按車輪與軌道為線接幾點接觸兩中情況驗算車輪接觸強度，車輪踏面的疲勞強度計算載荷； Pc=車輪材料取ZG340640線接觸局部擠壓強度；Pc=K1DcC1C2=式中許用