100T 31.5M 八梁桥式铸造起重机结构设计 84页

'100T31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计1 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计摘要用估计的桥式起重机各结构尺寸数据对起重机的强度、疲劳强度、稳定性、刚度进行粗略的校核计算，待以上因素都达到材料的许用要求后，画出桥架结构图。然后计算出主梁和端梁的自重载荷，再用此载荷进行桥架强度和刚度的精确校核计算。若未通过，再重复上述步骤，直到通过。由于桥架的初校是在草稿中列出，在设计说明书中不予记录，仅记载桥架的精校过程。设计中参考了各种资料,运用各种途径,努力利用各种条件来完成此次设计.本设计通过反复斟酌各种设计方案,认真讨论,不断反复校核,力求设计合本设计采用许用应力法以及计算机辅助设计方法对桥式起重机桥架金属结构进行设计。设计过程先理;通过采取计算机辅助设计方法以及参考前人的先进经验,力求有所创新;通过计算机辅助设计方法,绘图和设计计算都充分发挥计算机的强大辅助功能,力求设计高效。关键词:八梁桥式铸造起重机;校核;许用应力-VII- 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计AbstractThisdesignusesallowablestressmethod,andcomputer-aideddesignofmetalstructuresofbridgecranesbridgedesign.Designprocess,firstwiththeestimatedsizeofcranestructuredataofthecranestrength,fatiguestrength,stability,rigidityforroughcheckingcalculation,thesefactorshavetobeallowablematerialrequirements,drawbridgediagram.Thencalculatethemainbeamandsidebeamsweightload,andthenthisloadforbridgestrengthandstiffnessofaccuratecheckingcalculation.Ifnotpassed,repeattheabovesteps,untiltheadoption.Asthebridgeoftheprimarysourceslistedinthedraft,notinthedesignofmanualrecord,recordonlytheessenceoftheschoolbridgeprocess.Designavarietyofreferencematerials,usingvariousmeans,touseavarietyofconditionstocompletethedesignoftheappropriatedesignofavarietyofdesignsthroughrepeated,seriousdiscussion,constantlyre-checking,andstrivetodesignandreasonable;throughtheadoptionofcomputer-aideddesignandreferencepreviousadvancedexperience,andstrivetobeinnovative;bycomputer-aideddesign,drawinganddesigncalculationsareapowerfulfullcomputeraccessibility,andstrivetodesignefficient.Keywords:eightbeambridgefoundingcrane;verification;allowablestress-VII- 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计引言本设计为100t/31.5m八梁桥式铸造起重机的金属结构部分。由于此起重机的起重量大，工作级别高，用于冶金铸造车间，故采用桥式结构是合理的。桥式起重机是生产车间、料场电站厂房和仓库中为实现生产过程机械化和自动化，减轻体力劳动，提高劳动生产率的重要物品搬运设备。它通常用来搬运物品，也可用于设备的安装与检修等其他用途。建国以来，我国先后试制成功了许多桥式起重机结构。其主要型式有：箱形结构、偏轨箱形结构、偏轨空腹箱形结构、箱形单主梁结构、空腹桁架式结构、四桁架式结构、三角形桁架式结构、单腹板开式结构、曲腹板梁结构、管形桁构式单梁和双梁结构、椭圆形结构以及蒙皮结构等十几种型式。目前生产较多的有箱形结构、空腹桁架式结构、偏轨空腹箱形结构及箱形单主梁结构等。从桥式起重机的出现到现在，它的结构型式、设计方法均不断改进，各项性能指标不断提高，因此在国民经济中有广泛的应用。桥式起重机的类型较多，常见的有下面三种型式：通用桥式起重机、抓斗式桥式起重机和电磁桥式起重机。它们按用途又可分为梁式起重机、普通桥式起重机和特种桥式起重机。按梁的截面形式又可分为工字钢、箱型等多种。其中箱型又分中轨、偏轨、半偏轨以及实腹、空腹等多种形式。根据基本参数及起重机的使用条件，本结构采用八梁的特种结构型式，各梁均采用箱形截面。设计中本着满足强度、刚度、稳定性的前提下，尽可能节约材料的原则，采用大截面，薄钢板，从而达到省材料，重量轻的要求。同时采用大截面又提高了梁的刚度和稳定性。主主梁采用偏轨形式，不仅可减小小车外形尺寸，同时也增大了起升空间，有利于铸造厂空间的应用。在选材上既考虑性能要求又兼顾经济性，对于盖板、腹板等主要受力件采用性能好的A3钢而对于其它不重要的构件采用A3F钢，以降低起重机成本。-VII- 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计设计过程中，全部采用国家标准，并参考了太原重型机械集团和大连重工·起重集团同类产品的设计，在结构上进行了改进，对桥架的受力也进行了较详尽的分析，因而整个设计安全可靠，节材耐用，满足了设计要求。桥式起重机是桥架型起重机的一种，它依靠起升机构和在水平面内的两个相互垂直方向移动的运行机构，能在矩形场地及其上空作业，是工矿企业广泛使用的一种起重运输机械。它具有承载能力大，工作可靠性高，制造工艺相对简单等优点。桥式起重机一般有大车运行机构的桥架、装有起升机构和小车运行机构的起重小车、电气设备、司机室等几大部分组成。外形像一个两端支承在平行的两条架空轨道上平移运行的单跨平板桥。起升机构用来垂直升降物品，起重小车用来带着载荷作横向移动，以达到在跨度内和规定高度内组成的三维空间里做搬运和装卸货物用。桥式起重机是使用最广泛、拥有量最大的一种轨道运行式起重机，其额定起重量从几吨到几百吨。最基本的形式是通用吊钩桥式起重机，其他形式的桥式起重机都是在通用吊钩桥式起重机的基础上派生发展出来的。起重机的产品型号表示为：类、组、型代号特征代号主参数代号更新代号例如：QD70/20桥式起重机表示为，吊钩桥式起重机，主钩70t，副钩20t。当前，国外桥式起重机发展有四大特征：1．简化设备结构，减轻自重，降低生产成本法国Patain公司采用了一种以板材为基本构件的小车架结构，其重量轻，加工方便，适应于中、小吨位的起重机。该结构要求起升采用行星——圆锥齿轮减速器，小车架不直接与车架相连接，以此来降低对小车架的刚度要求，简化小车架结构，减轻自重。Patain公司的起重机大小车运行机构采用三合一驱动装置，结构比较紧凑，自重较轻，简化了总体布置。此外，由于运行机构与起重机走台没有联系，走台的振动也不会影响传动机构。2．更新零部件，提高整机性能-VII- 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计法国Patain公司采用窄偏轨箱形梁作主梁，其高、宽比为4～3.5左右，大筋板间距为梁高的2倍，不用小筋板，主梁与端梁的连接采用搭接的方式，使垂直力直接作用于端梁的上盖板，由此可以降低端梁的高度，便于运输。3．设备大型化随着世界经济的发展，起重机械设备的体积和重量越来越趋于大型化，起重量和吊运幅度也有所增大，为节省生产和使用费用，其服务场地和使用范围也随之增大。国内桥式起重机发展有三大特征：1．改进机械结构，减轻自重国内桥式起重机多已经采用计算机优化设计，以此提高整机的技术性能和减轻自重，并在此前提下尽量采用新结构。如5～50t通用桥式起重机中采用半偏轨的主梁结构。与正轨箱形相比，可减少或取消加筋板，减少结构重量，节省加工工时。2．充分吸收利用国外先进技术起重机大小车运行机构采用了德国Demang公司的“三合一”驱动装置，吊挂于端梁内侧，使其不受主梁下挠和振动的影响，提高了运行机构的性能和寿命，并使结构紧凑，外观美观，安装维修方便。遥控起重机的需要量随着生产发展页越来越大，宝钢在考察国外钢厂起重机之后，提出大力发展遥控起重机的建议，以提高安全性，减少劳动力。3．向大型化发展由于国家对能源工业的重视和资助，建造了许多大中型水电站，发电机组越来越大。特别是长江三峡的建设对大型起重机的需求量迅速提升。三峡电厂已拥有1200t桥式起重-VII- 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计-VII- 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计第1章总体设计方案1.1基本参数起重量：Q=100/30t；跨度：L=31.5m；起重机重量：180t工作级别:A8；起升高度(主/副):H=20/22m起升速度(主/副):5.02/9.34m/min；运行速度(主/副):36.1/42.8m/min轮距(主/副/大车):3300/1750/7700mm；轨距(主/副):7500/2500mm小车轮压(主/副):50460/10640kg；大车轮压:56000kg1.2总体结构及尺寸根据已知参数,此桥式冶金铸造起重机采用八粱框架结构比较合理，如图1.1所示图1.1八梁桥架框架结构1.3材料的选择及许用应力根据总体结构,采用箱形梁,主要用板材主梁、端梁均采用A3钢,二者联接均采用高强度螺栓联接。材料许用应力及性能常数见表1.1、表1.2–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计表1.1材料的许用应力弹性模量剪切弹性模量比重2．1108．17．85表1.2材料性能常数表弹性模量剪切弹性模量比重2．1108．17．851.4各部件尺寸及截面性质1.4.1主主梁尺寸–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计图1.2主主梁跨中截面初选高度=1853~2250mm考虑大车运行机构安装在主梁内，故将主梁取为大截面薄钢板的形式，以达到节省材料、重量轻的要求。因此取腹板高度h=3000mm。为了省去走台，对宽型偏轨箱型梁H1/B1=1.0~1.5，主主梁腹板内侧间距取B1=2800mm>L/50=630mm,上下翼缘板厚度δ0=24mm，上翼缘板宽为2930mm，下翼缘板宽为2626mm,主腹板厚度δ1=14mm，副腹板厚度δ2=12mm。上下翼缘板外伸部分长不相同。有轨道一侧上翼缘板外伸长度be≤15δ0mm，取350mm。其它翼缘外伸部分长度be≥1.5hf=27,且hf=18mm(焊缝厚度)，取be’=50mm轨道侧主腹板受局部压应力，应将板加厚，由局部应力分布长度，设计上翼缘板350mm的一段腹板厚取为18mm.1.4.2主主梁跨端截面尺寸高度H2=0.5H1=0.5×3000mm=1500mm–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计要确定主主梁跨端截面尺寸，只需确定其高度，取=1500mm，跨端下翼缘板厚度为24mm。图1.3主主梁跨端截面1.4.3主主梁截面性质(1)主主梁跨中建立如图示的坐标系，计算形心位置由组合图形形心坐标计算公式（，）将截面分成五部分，分别为Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ,Ⅳ,Ⅴ部分如图，每一矩形的面积及形心位置分别为：矩形Ⅰ：A1=（2930×24）mm2=70320mm2=1465mm，=3036mm–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计矩形Ⅱ：A2=（2626×24）mm2=63024mm2=1617mm=12mm矩形Ⅲ：A3=（3000-350）×14mm2=37100mm2=361mm=1349mm矩形Ⅳ：=（3000×12）mm2=3600mm2=2874mm=1524mm矩形Ⅴ：=(350×18)mm2=6300mm2=359mm=2849mm形心的坐标为（1523，1584）计算弯心位置式中b1－主梁两腹板的中心距离弯心近似地在截面对称形心轴上，其至主腹板中线的距离为1160mm。净截面面积A=A1+A2+A3+A4+A5=70320+63024+37100+36000+6300=212744mm2毛截面面积A0=3024×2513=7599321mm2计算惯性矩对形心轴的惯性矩–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计对形心轴y的惯性矩(2)主主梁跨端截面性质将主主梁跨端截面分成五部分，分别为Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ,Ⅳ,Ⅴ部分如图矩形Ⅰ：A1=(2930×24)mm=70320mm2=1465mm=1488mm矩形Ⅱ：A2=(2626×24)mm=63024mm2=1617mm=12mm矩形Ⅲ：A3=(1102×14)mm=15428mm2=361mm=575mm矩形Ⅳ：A4=(1452×12)mm=17424mm2=2874mm=750mm矩形Ⅴ：A5=(350×18)mm=6300mm2=359mm=1301mm净截面面积毛截面面积建立图示的坐标系，计算形心位置–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计形心位置为（1524，786）计算惯性矩，对形心轴X的惯性矩1.5副主梁尺寸初选梁高，取腹板高度h0=2100,上下翼缘板厚度，腹板厚度：主腹板，副腹板副主梁总高副主梁宽度取腹板内侧间距–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计主腹板一侧上翼缘板处伸长度取处伸长度，其余外伸长度大于1.5倍的焊缝厚度取其余尺寸如下图所示图1.4副主梁跨中截面1.5.1副主梁跨端截面尺寸确定确定其高度取腹板高度为1100mm–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计图1.5副主梁跨端截尺寸面1.5.2副主梁截面性质跨中建立图示的直角坐标系，求形心位置净截面面积A=(1748+1578)×16+(10+8)×2100=91016mm2毛截面面积A0=15.09×2116=3193044mm2矩形Ⅰ：A1=1748×16=27968mm2=874mm=2124mm矩形Ⅱ：=1578×16=25248mm2=957mm=8mm矩形Ⅲ：=2100×10=21000mm2=205mm=1066mm矩形Ⅳ：=2100×8=16800mm2=1714mm=1066mm–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计建立图示的坐标系，计算形心位置形心坐标为（898，1098）计算弯心位置A弯心距主腹板厚的中线的距离为e=671mm计算惯性矩对形心轴X的惯性矩：对形心轴Y的惯性矩1.5.3副主梁跨端截面性质–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计按图示的坐标系，求截面形心位置净截面面积：A=（1748+1578）×16+（10+8）×1100=73016mm2毛截面面积：A0=1509×1116=1684044mm2矩形Ⅰ：A1=1748×16=27968mm2=874mm=1116+8=1124mm矩形Ⅱ：=1578×16=25248mm2矩形Ⅲ：A3=1100×10=11000mm2矩形Ⅳ：A4=1100×8=8800mm2按图示的坐标系，计算形心位置形心坐标为（904，587）对形心轴X的惯性矩对形心轴Y的惯性矩–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计1.6主端梁截面尺寸考虑大车车轮的安装及台车的形状尺寸，端梁内宽取650mm,初设截面面积寸如下图图1.6主端梁截面净截面面积A=1600×12×2+734×14×2=58952mm2毛截面面积A0=662×1614=1068468mm2形心即对称中心为=367mm=841mm对形心轴X的惯性矩对形心轴Y的惯性矩–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计1.7副端梁截面尺寸建立直角坐标系如图所示图1.7副端梁截面矩形Ⅰ：A1=750×12=9000mm2=385mm=1256mm矩形Ⅱ：A2=750×12=9000mm2=385mm=156mm矩形Ⅲ：A3=1400×10=10760mm2=5mm矩形Ⅳ：A4=1076×10=10760mm2=615mm=700mm按图示的坐标系，计算形心位置为–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计=700mm形心坐标为（319，700）对形心轴X的惯性矩对形心轴Y的惯性矩图1.8–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计1.3尺寸汇总表σ1σ2σ3σ4σ5σ6σ7σ8主主梁跨中242414122930262625003000跨端242414122930262625001452副主梁跨中16161081748157815002100跨端16161081748157815001100主端梁141412127347346501600副端梁1212101031.4截面性质汇总表IxIy净截面毛截面主梁跨中152315843.650×10112.117×10112127447599312跨端15247867.948×10101.485×10111724963710664副主梁跨中89810987.337×10103.374×1010910163193044跨端9045871.854×10102.361×1010730161684044主端梁3678142.158×10105.130×109589521068468副端梁3197008.17×1093.25×10942760663680–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计第二章桥架分析2.1载荷组合的确定2.1.1动力效应系数的计算1．起升冲击系数0.9对桥式铸造起重机2．起升动载系数主主梁副主梁3．运行冲击系数为大车运行速度=78.5，为轨道街头处两轨面得高度差，根据工作级别，动载荷用载荷组合进行计算，应用运行冲击系数。4.确定载荷组合根据此起重机的工作情况,动载荷适宜用组合II进行计算,应用运行冲击系数;但是由于原始参数只给了轮压而没有给小车的自重,所以小车自重无法确定，且小车各部分重量的偏心距也是未知量，为了安全起见选用、、中最大者来计算动载荷。由以上计算知最大，按组合考虑由代替计算小车自重的动载荷，可不计算偏斜侧向力，这样计算偏安全。2.2桥架假定为了简化八梁桥架的计算，特作如下假定1.以主、副小车单独工作为最不利载荷情况。2.在垂直载荷下,主端梁对桥架工作没有影响。3.计算副梁时,可认为主主梁刚度相对于副端梁无限大，因而副端梁的端头是刚性嵌固，不能转动。4.计算主梁时，则认为主、副梁的刚度都是有限的，所有节点都可转动。5.计算偏心扭矩时，认为主、副端梁同时受弯，且弯矩按惯性矩正比例分配。6.副端梁的扭转按自由扭转计算。7.认为副梁的水平和垂直载荷不对主梁产生作用。8.主、副端梁认为在同一平面内。–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计9.桥架垂直刚度只计算静轮压作用，水平刚度则考虑全部水平载荷作用。10.所有静载荷（桥架自重、设备重等）都换算成均布载荷。2.3主主梁载荷计算1．主主梁自重由设计给出的主小车轮压34500kg，选用车轮材料ZG35CrMnSi，车轮直径，轨道型号QU120，许用值38700kg。由轨道型号QU120查得轨道理论重量，主小车轨道重量栏杆等重量主梁的均布载荷2．主小车布置，两侧起升机构对称布置，重心位于对称中心。吊具质量起升载荷小车重量因主小车吨位较大，采用台车形式八个车轮，可求实际主小车满载时的静轮压一根主主梁上空载小车轮压3．惯性载荷一根主主梁上小车惯性力主小车上主动轮占一半，按主动车轮打滑条件确定主小车的惯性力大车起、制动产生的惯性力4.偏斜运行侧向力–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计一根主主梁的重量为一根端梁单位长度重量一组大车运行机构重量司机室及其电气设备的重量主主梁侧假想端梁重（1）满载小车在主主梁跨中左侧端梁总静轮压由下图(12)计算图2.1由查图3-8得，侧向力为满载小车在主主梁左端极限位置左侧端梁总静轮压为–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计侧向力5.扭转载荷偏轨箱型梁由和的偏心作用而产生移动扭转，其它载荷，产生的扭矩较小且作用方向相反，故不计算。偏轨箱型梁弯心A在梁截面的对称形心轴上（不考虑翼缘外伸部分），由前计算可知，弯心至主腹板中线的距离为，查可知轨高移动扭矩2.4副主梁载荷计算1．自重由设计给出的副主梁小车轮压19640kg，查选用车轮材料ZG50MnMo，车轮直径，轨道型号QU70，许用值21800kg。查得轨道理论重量，副小车轨道重量栏杆等重量副主梁的均布载荷2．小车轮压小车布置如图图2.2主钩铅垂线中心通过小车中线的E点（按比例布置作用点位置）–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计小车重心F点位置起升载荷为吊具质量小车重量按受载大的AB梁计算小车轮压，见图(14)图2.3满载小车的静轮压空载小车轮压为–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计3．惯性载荷一根副主梁上小车的惯性力副小车上主动轮占一半，按主动车轮打滑条件确定副小车的惯性力大车起、制动产生的惯性力4．偏斜运行侧向力一根副主梁的重量为一根端梁单位长度的重量与副主梁焊接端梁重量5.满载小车在副主梁跨中左侧端梁总静轮压为–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计图2.4由，查图3-8得小车在副主梁左端极限位置左侧端梁总静轮压侧向力5．扭转载荷偏轨箱型梁由和产生，弯心，查可知轨高，移动扭矩2.4.1梁垂直载荷对桥架的影响根据假定条件,副主梁在主主梁上为固定端支承,当主主梁、副主梁上同时有轮压作用时,可得到如下的受力图。–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计图2.5副主梁载荷图图2.6副端梁受扭图–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计图2.7主主梁载荷图以上三图中,、分别为副端梁对副主梁的约束弯矩，、分别为副端梁对主主梁的约束弯矩，、分别为副主梁在A、B支点的转角，、分别为主主梁在C、D支点的转角。设使副端梁产生的转角为，则可得………(1)同理………(2)因为副端梁距主主梁支点的距离与跨度相比非常小(>>,所以取主主梁支点的转角与副端梁两端产生的转角、分别相等。即………(3)=………(4)而………(5)式中：为副主梁在均布载荷下简支梁在端部的转角（端）；为副主梁在集中载荷作用下的转角；为副主梁在作用下端的转角；为副主梁在作用下端的转角；根据材料力学知识可得：；；；；其中–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计………(6)同理………(7)；；；；其中………(8)联立（1）（2）（5）（5）（7）（8）式得；………(9)对于主主梁，同理有；………(10)；………(11)式中；；但当主主梁受、作用时，副主梁同时也受到此二力的作用。故（3）式中的包括两项，一项是对副端梁产生的转角，一项是、对副主梁支点产生的转角。=+………(12)式中=；=；同理有：………(13)式中=；=；联立（3）（4）（10）（11）（12）（13）式得–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计；………(14)将；；；；代入式（9）（14）得：2.4.2偏心扭矩对桥架的影响根据假定条件，同时考虑由于桥架变形很小，主主梁的扭矩对副主梁不产生影响，把桥架简化成如图2.6所示的形式。图2.8桥架简化图1.规定：.弯矩画在受拉一侧扭矩方向用右手定则判定，与其所在平面的法线方向一致的扭矩画在框架内侧，反之，则画在外侧。–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计2.画弯矩图,用力法解此框架如图2.9在点将框架断开,增加约束力、、图图–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计图Mp1图–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计图图2.9弯矩图列典型方程;;;由内力图可知:–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计代入典型方程得：；…………(*)总弯矩图为图2.10总弯矩图图中:(*)式中,为主主梁的扭矩：–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计；10；当小车在左极限（即满载时：主、副端梁上受到主梁扭矩的作用最大：主端梁上分到的弯矩：副端梁上分到的弯矩：当小车在右极限时（空载）有，此时，=主端梁上分到的弯矩：副端梁上分到的弯矩：–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计第三章主主梁计算3.1内力分析3.1.1弯矩垂直方向:3.1主主梁受力图查文献知：司机室重；运行机构重；电气设备重固定载荷产生的弯矩（跨中）:取–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计而主主梁两端铰支，跨端弯矩为：集中载荷:当满载动作用于跨中时，产生跨中最大弯矩图3.2主主梁跨中弯矩示意图当满载静作用于左极限位置时，产生跨中最小弯矩分析：根据桥架分析，副端梁对主梁作用的弯矩最大，其占主梁的百分比：，可见、对主梁影响很小，可忽略不计。水平方向:–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计跨端水平弯矩很小（按铰支处理），忽略不计，主梁自重q产生的水平弯矩（跨中）为，集中载荷P产生的水平跨中弯矩为，式中，如图3.3所示图3-3主梁自重产生的水平弯矩图同理，当满载动作用于跨中时，有水平最大弯矩：=式中–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计当在左极限空载时，有同种工况下的最小水平弯矩=3.1.2剪力当满载作用于跨中或空载作用于跨端时，在跨中截面产生的垂直、水平剪力很小，因而对跨中截面校核产生的影响可忽略不计，这里着重求跨端的最大剪力。垂直方向:自重产生（见图3.1）A端剪力当满载作用于左极限时，A端由集中载荷产生的剪力最大忽略副端梁的影响，主主梁端部的最大剪力为水平方向:主主梁仍按铰支简化，同时忽略司机室等的影响，主主梁自重产生：水平惯性力产生（同垂直剪力时的工况）：3.1.3扭矩详细计算过程见第2章2.3节–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计3.2强度校核3.2.1跨中跨中截面主要受弯矩、扭矩作用，根据应力图可确定截面上的危险点图3.4主主梁跨中截面危险点1点：式中：挤压应力；最大动轮压；主腹板厚；，为轨顶到验算点的距离。–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计式中：为主、副腹板总厚；为两盖板厚；、为静矩；为截面中线围成的面积；为截面中最薄的板厚；；为约束扭转附加剪应力（忽略）。故1点应力校核合格2点：；2点应力校核合格3.2.2跨端主主梁跨端主要受剪力作用，偏轨箱形梁受剪力作用时的危险点为副腹板角点，如图3.5图3.5跨端截面危险点图4点：式中：–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计；；；合成3.3疲劳强度校核疲劳强度验算点如图3.6所示，1点为跨中截面的上翼缘板与腹板交接处的主体金属，此处为受压区，2点为跨中截面隔板底部与腹板的交接处，此处为受拉区。–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计图3.6跨中截面危险点图时，；另钢，；；；而由前所述，1点疲劳强度合格2点：查规范知，受拉区由于无挤压应力，故；2点疲劳强度合格3.4刚度校核3.4.1静刚度垂直方向:–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计；合格水平方向:；主主梁静刚度合格式中：（本章3.1节已算出）3.4.1动刚度主主梁动刚度合格式中：；；其中：查文献表12-10知式中钢丝绳分支数；钢丝绳断面直径；钢丝绳纵向弹性模量；；；–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计3.5稳定性校核整体稳定性校核:由于，故整体稳定性已保证。局部稳定性校核:主主梁中隔板间距2800mm,其它加劲尺寸如图3.7所示图3.7主主梁加劲框架稳定性:–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计故主主梁框架刚度合格上盖板区格验算:取距离跨中最近的区格为验算对象，如图3.8所示图3.8上盖板区格式中：嵌雇系数；；；此区格中故；跨中故上盖板区格合格。–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计主腹板区格:较危险的区格在跨中靠近上盖板处，取区格如图3.9所示图3.9主腹板区格及受力图；；；；；；；；；；；–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计合成临界应力为：合成应力主主梁局部稳定性验算合格此处的计算忽略了板厚的变化影响，计算偏安全。3.6焊缝验算如前所述，主腹板与上盖板之间的焊缝所受应力最复杂，这里只验算此处焊缝强度。图3.10焊缝受力跨中；跨端跨中：跨端：焊缝验算合格由于采用的焊缝厚度同板厚的强度相同，焊缝可不验算，下同。–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计第四章副主梁计算4.1.1在固定载荷与移动载荷作用下，主梁按简支梁计算。固定载荷作用下在副主梁跨中的弯矩为跨端剪切力为移动载荷作用下主梁的内力(1)满载小车在跨中，跨中E点弯矩为轮压合力与左轮的距离为跨中E点的剪切力跨中内扭矩(2)满载小车在跨端极限位置小车左轮距梁端距离取为0.5跨端剪切力跨端内扭矩为副主梁跨中总弯矩为副主梁跨端总剪切力为–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计4.2偏斜侧向力在偏斜侧向力作用下，桥架也按水平刚架分析，计算简图如(24)图4.1计算系数为(1)小车在跨中，侧向力超前力为端梁中点的轴力端梁中点的水平剪切力副主梁跨中的水平弯矩副主梁轴力–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计副主梁跨中总水平弯矩为(2)小车在跨端侧向力为　超前力端梁中点的水平剪切力副主梁跨端的水平弯矩副主梁跨端的水平剪切力为副主梁跨端总的水平剪切力为图4.2主腹板上边缘点①的应力主腹板边至轨顶的距离为主腹板边的局部压应力为垂直弯矩产生的应力–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计水平弯矩产生的应力副主梁上翼缘的静矩为主腹板上边的切应力为点①的折算应力满足要求点②的应力满足要求(3)点③的应力满足要求2．副主梁跨端的切应力1)主腹板承受垂直剪力及，故主腹板中点切应力为满足要求2)翼缘板（承受水平剪切力）主梁跨端的水平剪切力跨端内扭矩–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计主梁翼缘焊缝厚度，采用自动焊。4.3副主梁疲劳强度校核桥架工作级别为A8，应按载荷组合Ⅰ计算主梁跨中的最大弯矩截面E的疲劳强度。由于水平惯性载荷产生的应力很小，为了计算简明而忽略惯性应力求截面E的最大弯矩和最小弯矩，满载小车位于跨中E点，则空载小车位于右侧跨端时，见图(31)，左端支反力为图4.3–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计1．验算主腹板受拉翼缘焊缝④的疲劳强度，见图(25)应力循环特性根据工作级别A8，应力集中等级及材料Q235，查得，焊缝拉伸疲劳许用应力为合格2．验算横隔板下端焊缝与主腹板连接处⑤的疲劳强度应力循环特性显然，相同工况下的应力循环特性是一致的。由A8及Q235，横隔板采用双面连续贴角焊缝连接，板底与受拉翼缘间隙为50mm，应力集中等级为，查得疲劳许用应力，拉伸疲劳许用应力为合格4.3副主梁的稳定性–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计1．整体稳定性主梁高宽比（稳定）1．局部稳定性翼缘板　，需设置一条纵向加劲肋。验算（稳定）翼缘板最大外伸部分（稳定）主腹板副腹板故需设置横隔板和一条纵向加劲肋，主、副腹板相同，隔板间距，纵向加劲肋位置，取350mm1)验算跨中副腹板上区格Ⅰ的稳定性区格Ⅰ只受及的作用区格两边的正应力为切应力区格Ⅰ的欧拉应力（属于不均匀压缩板）–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计屈曲系数则故需修正当剪应力作用时故需修正区格Ⅰ的复合应力为，区格的临界复合应力为所以，区格Ⅰ的稳定性合格。2)加劲肋的确定横隔板厚度，板中开孔尺寸为。–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计翼缘板纵向加劲肋选用角钢，纵向加劲肋对翼缘板与加劲肋接触面的惯性矩为（合格）主、副腹板采用相同的纵向加劲肋纵向加劲肋对腹板板厚中心线的惯性矩为综上所述，选择的加劲肋合格。4.4刚度计算1．桥架的垂直静刚度满载小车位于主梁跨中产生的静挠度，见图4.4图4.4–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计满足要求2．桥架的水平惯性位移小车位于跨中，计算起动工况的跨中位移：3．垂直动刚度起重机垂直动刚度以满载小车位于桥架跨中的垂直自振频率来表征，计算如下：主梁质量全桥架中点换算质量起升质量起升载荷起升钢丝绳滑轮组的最大下放长度为取，为吊具最小下放距离桥架跨中静位移为查选用倍率，，由钢丝绳静拉力–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计选用型钢丝绳起升钢丝绳滑轮组的静伸长结构质量影响系数桥式起重机的垂直自振频率4．水平动刚度起重机水平动刚度以物品高位悬挂，满载小车位于桥架跨中的水平自振频率来表征。半桥架中点的换算质量为半刚架跨中在单位水平力作用下产生的水平位移为桥式起重机的水平自振频率为4.5桥架拱度桥架跨度中央的标准拱度值考虑制造因素，实取跨度中央两边按抛物曲线设置拱度，如下图(34)–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计距跨中为的点，距跨中为的点，距跨中为的点，–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计第5章主端梁计算5.1内力分析（端部）垂直方向：主主梁扭矩分到主端梁上的弯矩为：自重产生的跨端垂直剪力：；若将主端梁简化为两端固定支撑（偏安全）跨端垂直弯矩：对跨端垂直方向：；；水平方向：水平惯性力产生的跨端剪力及弯矩：图5.1水平载荷计算简图由公式：当主小车在跨中满载时，产生、；–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计当主小车反向运行时有：；。5.2强度校核主端梁受力不严重，只需验算一点的强度即可。图5.2主端梁强度验算点–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计5.3疲劳强度校核图5.3主端梁疲劳强度验算点图中2点受拉，3点受压，且两点应力大小相同。（偏安全）；；对2点：；故2点合格对3点：；故3点合格–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计5.4主端梁连接计算采用高强度螺栓，布置形式如图所示腹板盖板图5.4主端梁连接布置；向盖板、腹板分配：向盖板、腹板分配：可见，主端梁的受力主要由盖板承担，而腹板、盖板螺栓布置数目相同，所以只要盖板的连接验算合格，腹板的连接也一定合格。5.4.1验算盖板–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计=；；；两夹角余弦：=查文献，若选的高强螺栓有：安全系数；摩擦系数；螺栓预拉力；传力摩擦面数显然选用螺栓时连接合适。注：计算中用到的、为主端梁端部的外力，实际连接处的外力比计算值要小，所以连接计算偏安全。5.4.2连接计算=式中为杆件验算截面上的高强螺栓数目；n为杆件一边的高强螺栓数目；；故合格–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计第六章副端梁计算6.1内力分析自重产生的内力（垂直）:根据前述假定条件，副端梁按两端固定考虑图6.1副端梁自重载荷图副主梁产生的内力（垂直）–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计图6.2副端梁外加载荷图当副小车满载且在近极限位置时有：同时，根据结构力学知识有：当副小车空载且位于远极限位置时有：主梁扭矩产生的弯矩：扭矩：综上所述，副端梁在C截面受力最严重，C截面（均忽略自重）：–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计；；水平惯性力：鉴于副框架的水平惯性力对副端梁的影响很小，而且其计算又很烦琐，这里忽略不计，其误差不超过5%。6.2强度校核图6.3副端梁强度验算点1点：；；=；故；合格2点：；合格–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计6.3疲劳强度校核图6.4副端梁疲劳验算点1点（压缩）：；=；；故；合格2点（拉伸）：其受力情况同1点故；合格–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计6.4副端梁连接计算腹板连接盖板连接图6.5副端梁螺栓连接布置用C截面上的内力来计算跨中连接面的强度，可简化计算，结果偏安全。6.4.1螺栓；；；假设：剪力都有腹板承担则：；；–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计由于盖板、腹板在分载相同的情况下，盖板受力较大，而且腹板上的螺栓比盖板还多，可见只要盖板的连接合格，腹板一定合格。；；当选用高强螺栓时，；6.4.2连接件图6.6连接板X方向：；Y方向：；合成：；合格–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计第7章结论与展望通过近三个月的毕业设计，我在许多方面都有了很大的提高，了解到了很多方面知识。首先，此次毕业设计次设计是我们大学四年来进行的最综合、最大型、最全面且用时最长的一次设计，它几乎汇聚了我们大学期间所学科目的所有知识点，是把大学四年来的理论知识复习、总结并应用于实践当中，是对大学所学课的一次大总结，让我们对起重机械有了更深入的了解，从整体结构到各个部件都有了一个全面的认识，进而使所学知识得到巩固与提高。此次设计不但是对我们以前学习的一种深入，更是我们今后工作的一种理论基础。通过做本次设计，我得出如下结论：与一般的双梁桥式起重机相比，八梁桥式铸造起重机大部分具有工作级别高，其起重量大等特点，故设计时需要考虑的因素也较多，如此次设计就应该把平时较易忽略的疲劳强度验算作为强度验算的主要方面，其主要原因就是其工作级别提高了，疲劳破坏是导致其破坏的主要原因。现在工厂里多用双梁桥式起重机，因此我们所能接触到的关于此类设计方面的资料较多，而本次设计的八梁桥式铸造起重机，其设计过程则主要是先估算各截面的尺寸，然后再对其进行强度、刚度、稳定性以及疲劳强度的验算，通过反复修改，直至满足为止，但是，通过本次设计我对此类起重机设计时各梁截面尺寸的选取有了一个大的范围，希望对大家以后的设计能有所帮助。除此之外，对于偏轨箱形梁来说，主腹板与上翼缘板连接处的应力是比较复杂的，在一些大型企业中为了避免此处的应力验算采用进口的T型钢，但是对于大多数企业来说只能用增加主腹板板厚来解决这一问题，但同时带来了自重大，应力集中等问题。鉴于此，此次设计中采用了对主腹板加厚的方法，这样既可解决上述问题，又无需进口T型钢，而且工艺上也同使用T型钢类似，从而节约了成本，适合一般企业使用，。通过此次设计，我不但有了很大的收获，丰富了自己的理论知识，提高了实践的能力，为今后在工作岗位中从事设计行业打下了坚实的基础，更让我深刻感觉到相互协作的团体精神和老师指导的重要性。由于我的经验比较缺乏，理论知识不够全面和深入，设计中还存在许多的缺点和不足，希望能够得到各位老师的批评和指正,为以后的工作积累经验。–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计参考文献[1]《起重机设计手册》编写组编.起重机设计手册[S].北京：机械工业出版社，1980.[2]陈道南，盛汉中主编.起重机课程设计[M].北京：冶金工业出版社，1993.[3]徐格宁主编.机械装备金属结构设计[M].太原科技大学内部资料，2008[4]严大考，郑兰霞主编.起重机械[M].郑州：郑州大学出版社，2003[5]起重机械[M].太原科技大学内部资料，2008[6]倪庆兴，王殿臣主编.起重输送机械图册（上册）[M].北京：机械工业出版社，1992[7]李廉锟主编.结构力学（上册）[M].第4版,北京：高等教育出版社，2004[8]大连理工大学工程画教研室编.机械制图[M].第五版,北京：高等教育出版社，2003[9]殷玉枫主编.机械设计课程设计[M].北京：机械工业出版社，2007[10]刘鸿文主编.材料力学I[M].第4版,北京：高等教育出版社，2006[11]濮良贵，纪名刚编.机械设计[M].第八版,北京：高等教育出版社，2006[12]施平主编.机电工程专业英语[M].第七版,哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2007[13]李发海，王岩主编.电机与拖动基础[M].第三版,北京：清华大学出版社，2005[14]李喜华等主编.AutoCAD实用教程（2006中文版）[M].哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2007[15]王伯平主编.互换性与技术测量[M].第2版,北京；机械工业出版社，1999[16]第一机械工业部编.起重机械产品样本[M].北京：机械工业出版社，1978–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计致谢毕业设计是我们大学生活中很重要的一个课题，本次设计是在杨瑞刚老师的悉心指导和帮助下完成的。从选题到设计完成的每一步工作，无不倾注着杨老师的心血。近三个月来，杨老师不仅以其渊博的学识理论、严谨的治学态度、敏锐的学术洞察力使我在学术上受益匪浅，而且言传身教，以其高尚的人格和强烈的责任心教导我做人做事的道理。在此，谨向他的辛勤培养和悉心关怀表示衷心的感谢。我们设计小组内诸位同学热烈的交流氛围和严谨的治学态度为本设计的顺利完成提供了非常优秀的客观条件，衷心感谢本小组的各位同学的帮助、支持和启发，与他们在一起是快乐和充实的。大家的友好与协作使我度过了一段美好的大学生活。另外，我在学习生活中都得到了同宿舍同学全体同学和身边其他同学友好的热情帮助与鼓励，在此也对他们表示诚挚的谢意和真心的祝福。最后，我也要深深感谢父母等家人对我的全力支持，他们给我提供了深造的机会和很好的生活学习环境，衷心祝他们身体健康，幸福如意。非常感谢百忙中抽空指导评审本设计的评阅老师和答辩委员会的老师–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计英语翻译KinematicsanddynamicsofmachineryOneprincipleaimofkinematicsistocreatthedesignedmotionsofthesubjectmechanicalpartsandthenmathematicallycomputethepositions,velocitics,andaccelerations.whichthosemotionswillcreatontheparts.Since.formostearthboundmechanicalsystems,themassremainsessentiallyconstantwithtime,definingtheaccelerationsasafunctionoftimethenalsodefinesthedynamicforces:asafinctionoftime.Inturnwillbeafunctionofbothappliedandincrialsforces.Sinceengineeringdesignischargedwithcreatingsystemswhichwillnotfailduringtheirexpectedscrvicelife,thegoalistokeepstresseswithinacceptablelimitsforthematerialschosenandtheenvironmentalconditionsencountered.Thisobviselyrequiesthatallsystcmforcesbcdefinedandkeptwithindesiredlimits.Inmechinery,thelargestforcesencounteredareoftenthoseduetothedynamiesofthemachineitself.Thesedynamicforcesareproportionaltoacceletation,whichbringsusbacktokinematics,thefoundationofmechanicaldesignVerybasicandearlydecisionsinthedesignprocessinvolvingkinematicswillprovetroublesomeandperformbadly.Anymechanicalsystemcanbeclassifiedaccordingtothenumberofdegreeoffreedomwhichitpossesses,thesystemsDOFisequaltothenumberofindependentparameterswhichareneededtouniquelydefineitsposioninspaceatanyinstantoftime.Complexmotionasimulaneouscombinationofrotionandtranslationm.anyreferencelinedrawnonthebodywillchangebothitslinearpisitionanditsangularorientation.Pointsonthebodywilltravelnon-parallelpaths,andtherewillbe.ateveryinstant,acenterofrotation,whichwillcontinuouslychangelocation.Alinkisan(assumed)rigidbodywhichpossessesatleasttwoormorelinks(attheirnodes),whichconnectionallowssomemotion,orpotentialmotion,betweentheconnectedlinks.Oneoftheprimaryconsiderationsindesigninganymachineorstrucreisthatthestrengthmustbesufficientlygreaterthanthestresstoassurebothsafetyandreliability.Toassurethatmechanicalpartsdonotfailinservice,itisnecessarytolearnwhytheysometimesdofail.Thenweshallbeabletorelatethestresseswiththestrenthstoachievesafety.Ideally,indesigninganymachineelement,theengineershouldhaveathisdisposalshouldhavebeenmadeonspecimentshavingthesameheattreatmentsurfaceroughness.andsizeastheelementheprossestodesign;andthetestsshouldbemadeunderexactlythesameloadingconditionsasthepartwillexperienceinservice.thismeansthat,ifthepartistoexpcriencea–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计bendingandtorsion,itshouldbetestedundercombincdbendingandtorsion.Suchtestswillprovideveryusefulandpreciseinformation.theytelltheengineerwhatfactorofsafetytouseandwhatthereliabilityisforagivenservicelifewheneversuchdataareavailablefordesignpurposes,theengineercanbeassurethatheisdoingthebestjustifiediffailureofthepartmayendangerhumanlife.orifthepartismanufacturedinsufficientlylargequantities.Automobilesandrefrigrerators,forexample,haveverygoodreliabiLitiesbecausethepartsaremadeinsuchlargequantitiesthattheycanbethoroughlytestedinadvanceofmanufacture.thecostofmakingtheseisverylowwhenitisdividedbythetotalnumberofpartsmanufacatured.Youcannowappreciatethefollowingfourdesigncategories:(l)failureofthepartwouldendangerhumanlife,orthepartismadeinextremelylargequantities;consequently,anelaboratetestingprogramisjustifiedduringdesign.(2)thepartismadeinlargeenoughquantitiessothatamoderateseruesoftestsisfeasible.(3)Thepartismadeinsuchsmallquantitiesthattestingisnotjustifiedatall;orthedesignmustbecompletedsorapidllythatthereisnotenoughtimefortesting.(4)Theparthasalreadybeendesigned,manufactured.andtestedandfoundtobeunsatisfactory.Analysisisrequiredtounderstandwhythepartisunsatisfactoryandwhattodotoimproveit.Itiswiththelastthreecategoriesthatweshallbemostlyconcerned.thismeansthatthedcsignerwillusuallyhaveonlypublishedvaluesofyicldsircnth.ultimatcstrcngth,andpercentageclongationwiththismeagerinformationtheengiccrisexpectedtodesignagainststaticanddynamicloads.biaxiaLandtriaxialstressstates,highandLowtemperatures,andlargeandsmallparts!Thedatausuallyavailablefordesignhavebeenobtainedfromthesimpletensiontest,wheretheloadwasappliedgraduallyandthestraingiventimetodevelop.Yetthesesamedatamustbeusedindesigningpartswithcomplicateddynamicloadsappliedthousandsoftimesperminute.Nowondermachinepartssometimesfail.Tosumup,thefundamentalproblemofthedesigneristousethesimpletensiontestdataandrelatethemtothestrengthofthepart.regardlessofthestressortheloadingsituation.Ashaftmusthaveadequatetorsionalstrengthtotransmittorqucandnotbeoverstressed.Ifmustalsobetorsionallystiffcnoughsothatonemountedcomponcntdoesnotdeviateexcessivelyfromitsoriginalangularpositionrelativetoasecondcomponentmountedonthesameshaft.Generallyspeaking,theangleoftwistshouldnotcxcccdoncdcgreeinashaftlengthequalt020diameters.Shaftsremountedinbearingandtransmitpowerthroughsuchdeviceasgears,pulleys,camsandclutches.Thesedevicesintroduceforceswhichattempttobendthe–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计shaft;hence,thashaftmustberigidenoughtopreventoverloadingofthesupportingbearings,ingeneral,thebendingdeflectionofashaftshouldnotexceedinperftoflengthbetweenbearingsupports.Inaddition.theshaftmustbeabletosustainacombinationofbendingandtorsionalloads.Thusanequivalentloadmustbeconsideredwhichtakesintoaccountbothtorsionandbending.alsotheallowablestressmustcontainafactorofsafetywhichincludesfatigue,sincetorsionalandbendingstressreversalsoccur.Manyshaftsaresupportedbythreeormorebearings,whichmeansthattheproblemisStacicallyindeterminatetextonstrenchofmatenalsgivemethodsofsolvingsuchprobIems.Thedesigneffortshouldbeinkeepingwiththeeconomicsofagivensituation,forexample,ifonelineshaftsupportedbythreeormorebearingsidneeded,itprobablywouldbecheapertomakeconservativeassumptionstomomentsanddesignitasthoughitweredeterminate.theextracostofanoversizeshaftmaybelessthantheextracostofanclaboratcdesignanalysisThereareseveraltypesofshaftcouplings,theircharactcristicsdependonthepurposcforwhichtheyareused.Ifanexceptionallylongshaftisrequiredinamanufacturingplantorapropellershaftonaship,itismadeinsectionsthatarecoupledtogetherwithrigidcouplings.Acommontypeofrigidcouplingconsistsoftwomatingradialflangesthatareattachedbykeydrivenhubstotheendsofadjacentshaftsectionsandboltedtogetherthroughtheflangestoformarigidconnection.Alignmentoftheconnectedshaftsinusuallyeffectedbymeansofarabbetjointonthefaceoftheflanges.Inconnectingshaftsbelongingtoseparatedevicesuchasanelectricmotorandagearbox),precisealigningoftheshaftsisdifficultandafkexiblecouplingisused.thiscouplingconnectstheshaftsinsuchawayastominimizetheharmfuleffectsofshaftsmisalignmentofloadsandtomovefreelyfloatintheaxialdirectionwithoutinterferingwithoneanother,flexiablecouplingscanalsoservetoreducetheintensityofshockloadsandvibrationstransrruttedfromoneshafttoanother.–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计机械运动和动力学运动学的基本目是去设计一个机械零件的理想运动，然后再用数学的方法去描绘该零件的位置，速度和加速度，再运用这些参数来设计零件。冈为，对于大部分固着在地球上的机械系统来说，与之联系最密切的是时间，将加速度和动态力定义成时问作用的结果．相应地，应力是作用在物体上的外力和惯性力的作用结果．所以机械设计的内容是要建立一种在该机器的使用寿命内保证其安全的系统，目的是要在一定的丁况要求下，对材料进行选择，使材料的应力在许用极限应力之内．这一点很明显要求所有的系统要在理想的限制内工作。在机械设计中，零件受到的最人力是取决于材料本身的动态性能．这些动态力引起了零什的加速度，加速度又要回到运动学中去计算，这是机械设计的基础．运动分析是最基本的也是最早出现在设计的过程中的，它对于一个零件的成功设计够起着至关重要的作用，在设计过程中很差的运动学分析会带米麻烦和错误。根据机构所具有的自由度，任何机械系统都可以被分类，系统的自由度是在任何时候限制它的位置独立的参数数目。在通常情况下，刚体在相关平面内能实现复杂的自由运动，这个运动同时包括转动和平移。在三纬空间内，在以饶任何轴转动的同时可以沿着三个坐标平移，在一个平面或是一个二维的空间内，复杂运动变成了饶一个（垂直与这个丫面的）轴线的转动和同时发生的可以被分解为沿在这个平面内的曲个坐标轴的平移分量．为了简化，我们将当前的讨论限制在二维的运动系统中。接下来将要介绍相关的术语：纯转动物体同绕着在相对于一个静止的座标系静止的一点（同转中心）转动，其他所有物体上的点都可以用相对中心的弧来描述．在物体上的参考线通过中心，只有在角度与方向上有变化。纯平动所有在物体上的点在平行的路径上平移．物体上的参考线在线性位置上有变化，而在角度方向上没有发生变化．复杂运动同时包含转动和平动的运动．在物体上的参考线在沿线性点平动的同时又在角度方向上有变化．物体上的点不会在沿着平行的路径移动，他们在饶中心转动的同时也不停着改变着位置，铰链是联接所有机构的基本的构件，所有一般形式的机械，（齿轮，带，链）实际上都是不同类型的铰链，铰链组成了联接和运动部件．联接是一个刚体和另外的连接件至少有两个结点，运动部件（也称接头）是在两个连接件的结合部分，这个结合允许相对的运动，允许连接件之间潜在的运动。术语低副是用来描绘接头间的面接触，，如针和孔的结合面，高副是用来描绘接头间的点和线接触，但是如果存针和孔之问有间隙存在（当它们之间用于有相对运动时）当针和孔只有一面接触时，在针间的面联接实际上已经变成了线接触。–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计当我们设计机械时，为了取得运动部件的加速度信息必须首先对我们的设计进行全面的运动分析．接下来再运用牛顿第二运动定律去计算动态力，但是这样做，我们需要知道所有运动部件的质量，和加速度，这些零件还没有存在，正如碰到的所有设计问题，我们在设计决定零件最佳尺寸和形状时缺少足够的信息．为了通过最初的计算我们必须估计零件的质量和设计的其它部分．当我们得到更多的信息时，再得到更好的解决方案．在估计你设计的零件质量的初期通过合理的假设零件的形状和尺寸及其合理选择材料来获得。然后计算每个零件的体积，再去乘以所选材料的质量密度，去取得零件最初的合理质量。这些质量值在牛顿方程中可以运用．我们如何来判断我们所选择的尺寸和形状是否合理呢？很不巧，我们要到分析究所受应力和失效分析后才能知道，特别是细长零什，如轴，细长的连杆，甚至在很小的应力条什下，零件在动载的失效形式将限制我们的设计，这种情况我们经常碰到，在设计任何机器或者机构时，所考虑的主要事件之-一是其强度应该比它所承受的应力要大的多，以确保安全可靠性，要保证机械零件在使用过程中不发生失效，就必须知道它们在某些时候会发生失效的原因，然后，才能将应力和强度联系起米，以确保其安全。设计任何机械零件的理想情况为，工程师可以利用大量的他所选的这种材料的强度试验数据．这些试验应该采用与所设计是零件有着相同是热处理，表面粗糙度和尺寸大小的试件进行，而且试验应该在与零件使用过程中承受的载荷完全相同的情况下进行．这表明，如果零件将要承受弯曲载荷，那么就应该进行弯曲载荷的试验．如果零什将要受弯曲和扭转的复合载荷，那么就应该进行弯曲和扭转复合载荷的试验，这些种类的试验可以提供非常有效和精准的数据．它们可以告诉工程师应该使用的安全系数和对于给定的寿命时的可靠性．在设计过程中，只要能够获得这种数据，工程师就可以尽可能好地进行工设计工作如果零件的失效可能危害人的牛命安全，或者零件有足够大的产量，则在设计前收集这样广泛的数据所花费的费用是很值得的，例如，汽车和冰箱的零件产量非常的人，可以在生产之前对它们进行大量的试验，使其具有较高的可靠性，如果把进行这些试验的费用分摊到所生产的零件上的话，则摊到所生产每个零件的费用是非常低的。可以对下列四种类型的设计作出评价．(1)零件的失效可能危害人的生命安全，或者零件的产量非常大，因此在设计时安排-一个完善的试验程序会被认为是合理的．(2)零件的产量足够大，可以进行适当的系列试验．–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计(3)零件的产量非常小，以至于进行试验根本不合算;或者要求很快地完成设计，以至于没有足够的时间进行试验。(4)零件已经完成设计，制造和试验，但其结果不能令人满意。这时候需要采用分析的方法来弄清楚不能令人满意的原因和应该如何进行改进。我们将主要对后三种类型进行讨论。这就说，设计人员通常只能利用那些公开发表的屈服强度，极限强度和延伸率等数据资料．人们期望工程师在利用那些公开发表的资料的基础上，对静载荷和动载荷，二维应力状态与三维应力状态，高温与低温以及大零件和小零件进行设计！而设计中所能利用的数据通常是从简单的拉伸试验中得到，其载荷是渐渐加上去的，有充分的时间产生应变。到日前为止，还必须利用这些数据米设计每分钟承受几千次复杂的动载的作用的零件，因此机械零件有时会失效是不足为奇。概括地说，设计人员所遇到的基本问题是，不论对于哪一种应力状态或者载荷情况，都能利用通过简单拉伸试验所获得的数据并将其与零件的强度联系起来。材料的伸长量通常是在50mm的计量长度上测量的。因为这并不足对实际应变量的测量，所以有时也采用另一种测量延展性的方法，这个方法在试件断裂后，测量其断裂处的截面的面积。因此，延展性可以表示为横截面的收缩率。延展性材料能够承受较大的超载荷这个特性，是设计中的一个附加的安全冈素。延展性材料的重要性在于它是材料泠变形能的衡量尺度。诸如弯曲和拉伸这类金属加工过程需要采用延性材料。实际上，几乎所有的机器中部装有轴。轴最常见的形状是圆形，其截面可以是实心的也可以是空心的（空心轴可以减轻重量）。有时也采用矩形轴，例如，螺丝起子头部，套筒扳手控制旋转的杆。为了在传递扭矩时不发生过载，轴应具有适当的抗扭强度。轴还应该具有足够的抗扭刚度，以使在同一个轴上的曲个传动零件之间的相对转角不会过大。一般来说，在长度等于轴的直径的20倍时，轴的扭转角不应该超过l度。轴安装在轴承内，通过齿轮，皮带轮，凸轮和离合器等零件传递动力。通过这些零件传来的力可能会使轴产生弯曲变形。因此，轴应该有足够的刚度以防止支撑轴承受离过大。总而言之，在两个轴承之问，轴在每英尺长度上的弯曲变形不应该超过0.01寸。此外，轴还必须能够承受弯矩和扭矩的组合作用。因此，要考虑扭矩与弯矩的当量载荷矩和弯矩会产生交变应力，在许用应力中也应该有一个考虑疲劳现象的安全系数。–77– 100T/31.5M八梁桥式铸造起重机结构设计直径小于3英寸的轴可以采用含碳量大约为0.4%的冷轧钏，直径在3～5英寸之间的轴可以采用冷轧制或锻造钢当直径人于5英寸时，则要采用锻造毛坯，然后机械加工到所要求的尺寸。轻载时，广泛采用塑料轴。塑料是电的不良导体，在电器中采用塑料比较安全。齿轮和皮带轮等零件通过键联接在轴上。在键及轴上与之对应的键槽的设计中，必须进行认真的计算。例如，轴上的键槽会引起应力集中，由于键槽的存在会使轴的横截面减小，会进一步减弱轴的强度。如果以临界速度转动，将会发生强烈的振动，可能会毁坏整台机器。知道这些临界速度的大小是很重要的，冈为这样可以避开它。一般凭经验来说，工作速度与临界速度之间至少应相差20%。轴的设计工作中的另外一个重要的方面是一根轴和另一根轴之间的联接方法。这是由刚性或者弹性联轴器来实现的。联轴器是用来把相邻的两根轴联接起来的装置。在机械机构中，联轴器被用来实现相连的两根轴之间的半永久性的。但在紧急情况一下，或者在需要更换已磨损的零件时，可以先把联轴器拆开，然后在联接上。在把属于不同的设备（例如一个电动机和变速箱）的轴联接起来的时候，要把这些轴精准地对准是比较困难的，此时可以采用弹性联轴器。这种联轴器联接轴的方式可以把由于被连结的轴之间的轴线的不重合所造成的有害影响减少到最低程度。弹性联轴器也允许被联接的轴在它们各自的载荷系统作用下产生偏斜或在轴线方向自由移动（浮动）而不导致产生相互干扰。弹性联轴器也可以用来减轻从一根轴传到另一根轴上的冲击载荷和振动的强度。–77–'