桥式起重机设计毕业设计分解

新鄉学院

2012届

毕业论文(设计)

题目：桥式起重机设计（小车运行机构设计）

学位申请人姓名陈金龙

学号0905031067

所在学院名称机电工程学院

专业名称数控技术

指导教师姓名唐军

指导教师职称

完成时间：2012年5月9日

目录

内容摘要 (1)

关键词 (1)

Abstract (1)

Key words (1)

1. 绪论 (2)

1.1起重机发展展望 (2)

1.2现状及国内外发展趋势 (4)

1.3起重机设计的总体方案 (4)

2.起重机的种类 (4)

2.1轻小型起重机设备 (4)

2.2桥式起重机 (4)

2.3门式起重机 (5)

2.4其它类型起重机 (6)

3.小车运行机构的计 (7)

3.1主要参数和机构布置简图 (7)

3.2轮压的计算 (7)

3.3电动机的选择 (8)

3.4制动器的选择 (11)

3.5减速器强度验算 (12)

3.6联轴器的计算 (12)

3.7车轮计算 (13)

3.8车轮轴的计算 (14)

4.小车架的计算 (15)

4.1小车架设计要求，计算说明及布置简图 (15)

4.2小车架的计算 (16)

参考文献 (27)

内容摘要

起重机械用来对物料作起重、运输、装卸和安装等作业的机械设备，它可以减轻体力劳动、提高劳动生产率和在生产过程中进行某些特殊的工艺操作，实现机械化和自动化。

本设计通过对桥式起重机的小车运行机构的总体设计计算，以及电动机、联轴器、缓冲器、制动器的选用；运行机构减速器的设计计算和零件的校核计算及结构设计，完成了桥式起重机的回转小车运行机构机械部分的设计。通过本次设计，完成了一台30t起重量、桥跨度为31米的设计要求，并且整个传动过程比较平稳，且小车运行机构结构简单，拆装方便，维修容易，价格低廉。

关键词桥式起重机；小车运行机构；小车架

Abstract

Crane is a kind of mechanical equipments used for lifting, moving, loading/unloading, and installing. It can low the manual workload and upgrade productivity. It can be operated in some special environment, and work with high automatic level.

This paper is main deal with mechanical design for crab of crane, including all design calculation selection of electrical motors, clutch, buffer, and brakes, the design and calculation of the reducer, calibration and verification of the calculation for the parts, and structure designs. Through a series of work, the design is satisfied with the functional requirements, 30 t lifting power and 31 meter bridge span. The course of drive is quite smooth. The mechanical structure of crab of crane is simple, easy to install/disassemble, and to be maintain. And it has low cost. Key words Bridge crane;crab of crane;trolley frame

1. 绪论

1.1起重机发展展望

随着新世纪全球工业格局的新变化和我国工业技术水平盼陕速发展，创新设计越来越引起院校和企业的重视。随着现代计算机控制技术飞速发展，使得起重机的设计在综合考虑控制系统安全可靠性、操作的舒适性、机构及结构广义优化等方面有了更高层次的要求，因此起重机的设计必须从原来的常规设计模式中跳出来，用新观点、新原理、新方法、新技术、新工艺来设计适应新形势的新产品，创新设计的课题已实实在在地摆在了起重机设计师们的面前。

根据现实和发展，设计手段越来越体现出精确化、自动化、虚拟化号陕捷的特点。现代的起重机产品正朝着机电一体化、集成化、模块化、个性化方向发展。自动检测、自动数据处理(运算、判断、存储、记忆)、自动显示、自动控制、故障诊断和自动保护及维护等功能得到了大量的应用。因此起重机产品创新设计以降低设计成本，提高设计速度，缩短设计周期为目的，包括降低成本设计、可靠性设计、快速设计、并行设计、等现代设计技术。

1.2现状及国内外发展趋势

二战以后的几十年来，各主要发达工业国家先后开始重视对设计技术的研究，起重机的设计技术水平也得到快速发展。英国从60年代开始，就以国家政策和财力来支持发展与推广创新设计；德国提出“设计就是科学”，使其设计学的发展已达到相当规模；美国成立了“设计委员会”；日本同样也非常重视设计技术的发展，将设计看作是技术、经济、美学和人机工程学的一体化整体，并极力推广和采用新技术。总之经济技术发达国家越来越重视设计工作并大量引入创新设计，使得整个机电产品也包括起重机械产品的造型设计、安全可靠性、技术经济性等方面发生着越来越快的变化，设计水平也日益提高。

我国起重机设计的发展经历了一个曲折的过程。以前多是以模仿原苏联的设计为主，凭借设计者的经验，产品设计的局限性很大。从60年代起，开始了新产品、新部件的开发设计与实验研究工作，从而使设计从仿制和经验设计逐渐走向

实验研究和计算分析阶段。到了80年代，随着宝钢等一些超大型企业对国外起重机的引进及与国外进行联合设计国内制造等形式的采用，开始在国内引入了一些国际上的先进技术与设计方法。同时将计算机应用技术引入设计领域，对起重机设计工作的发展起了很大的推动作用。通过专家系统的应用，极大地推进了创新设计的进程，并且利用系统论和信息论等现代计算机应用技术研究成果，使得起重机的创新设计开始向智能化方向发展。

1）降低设计、采购和制造成本。在产品设计过程中采用面向成本设计技术和并行的成本估算技术是使产品成本降低的关键，其中重点要研究的是成本结构分析技术和价值工程分析技术，且需要构造多种专用的设计知识库和成本数据库来精确地并行估算成本。做到产品成本的即时反应，通过设计方案的调整实现设计阶段控制产品成本的真实实现

2）创新设计的快速反应。建模及仿真软件是计算机仿真技术中的重要研究课题，对创新设计的可观化研究，以及将专家系统模糊决策和人工神经网络等技术引入仿真系统的研究将有助于形成一个高效的、智能的起重机仿真系统。开展虚拟现实(VR)技术的研究，将使起重机的仿真技术具有一个更加真实方便的输入输出系统，可以快捷地做出各种方案评价和决策。

3)仿真与虚拟设计技术。国内外的研究均较为活跃，在机械产品设计的仿真建模中，目前应用最广泛的包括有限元方法(FEM)、有限差分法等。仿真技术得到了日益广范的使用，从而能突破物理空间和时间的限制。数字化样机的仿真设计对大型复杂起重机产品的方案评审、机构动作原理审查、结构干涉检查等具有十分重要的现实意义。同时在计算机虚拟现实系统(VRS)环境中的虚拟设计(VD)技术方面的研究也开始受到人们的重视。

4)智能设计技术。各主要工业发达国家正从传统的CAD技术不断向智CAD(ICAD)和人机智能化设计系统方向发展，电气控制系统自分析、自调整、自纠错的智能化水平不断提高，使得起重机的设计和使用全过程的自动化和智能化得以实现。

5)广义优化设计。起重机广义优化技术的研究将使得人们能够从万方数据模型的建立、处理、一直到优化结果显示等全过程进行优化。现代设计技术中的一般性优化设计方法及其应用已日趋成熟，普通的连续变量优化设计、混合离散变量优化设计，已发展到随机变量优化设计(可靠性优化设计)、模糊变量优化设计，

单目标优化设计已发展到多目标优化设计。

1.3起重机设计的总体方案

起重机设计的主要参数如下：

1)起重量30t;

2)跨度31m，起升高度16m;

3)起升速度24m/min

2. 起重机的种类

2.1轻小型起重机设备

轻小型起重机设备主要有千斤顶、起重葫芦、卷扬机等。它们具有轻小简单、使用方便等特点，适用于流动性和临时性作业，手动的轻小型设备尤其适用于无电源的作业场合。

1）千斤顶

千斤顶，是一种利用刚性承重件顶起或起升重物的设备。它体积小重量轻，靠人力驱动顶起重物，可以用很小的外力来顶高很重的重物，千斤顶的顶升高度比较小，一般为100-400 mm，最大起重量可达500 t，自重约为10～500 kg，通常用于机械、车辆的检修。按照结构和工作原理的不同可分为齿条式千斤顶，螺旋式千斤顶和液压式千斤顶。

2）葫芦

葫芦是提升或牵引重物的轻小型起重机械。其外表尺寸结构紧凑，自重轻、效率高、操作方便，广泛应用于工矿企业、建筑工地、仓库等固定工作场合的起重作业。根据驱动方式的不同，可分为手动、电动和气动三大类。手动葫芦又可分为手拉和手扳葫芦。电动葫芦根据挠性件的不同可分为钢丝绳电动葫芦和链条电动葫芦。

桥式类起重机是指由具有能运行的桥架结构和设置在桥架上的，能运行的起升机构组成的起重机械。常用的桥式类起重机包括梁式起重机、通用桥式起重机、龙门起重机、装卸桥等。这类起重机多是固定式，完成固定空间的吊运作业。适用于所有工矿企业、仓库、露天堆场物料的装卸和吊运等作业。

1）梁式起重机

梁式起重机由桥梁、起重小车两部分组成，根据桥架不同可分为单梁桥式起重机和双梁桥式起重机。单梁桥式起重机桥架的主梁多采用工字型截面。起重小车为手动葫芦、电动葫芦或葫芦作为起升机构部件装配而成。梁式起重机各机构的工作速度较低，起重量也较小，属于轻型起重机，具有自重轻、成本低、制作生产容易的特点。

双梁起重机由直轨、起重机主梁、电动环链葫芦和小车、送配电系统和电路控制系统组成，特别适合于大悬挂跨度和大起重量的平面物料范围输送。

2）通用桥式起重机

通用桥式起重机属电动起重机械，又称“天车”、“行车”，具有起升机构，运行机构。其吊运方式由大车的纵向运动，小车的横向运动以及起升机构的升降运动所组成。这些运动构成了一个长方形的大范围作业空间。

通用桥式起重机的大车轨道通常安装在仓库、作业场所的两侧梁柱或两侧地面上，因而具有起重量大、占地面积小，且运行时不妨碍同一作业场所的其他工作特点。

通用桥式起重机由起重小车、桥架、电器控制部分、安全装置和司机室等部分组成。起重小车由卷筒、电动机、减速器、制动器、双梁换轮组、吊钩等组成的起升结构，以及由电动机、减速器、制动器、小车轮等组成的小车运行机构和小车架构成。卷筒一般采用带螺旋槽的形式。小车运行机构多采用分别驱动的形式，起升机构和小车运行机构的所有部件都装在小车架上。起升机构一般在起重量小于10t，只设一套，当起重量大于10t时，须安装两套起升机构，起重量大的称主起升机构，起重量小的称副起升机构。他们的吊钩分别称为主钩和副钩。一般副钩的额定起重量为主钩的15%～20%。

门式起重机又称龙门吊或龙门式起重机，是桥式起重机的另一种机型。在港口，主要用于室外货场的料场货、散货的装卸作业。它的金属结构像门型框架，承载主梁下安装的两条支脚，可以直接在地面的轨道上行走，主梁两端可以具有外伸悬臂梁。门式起重机具有场地利用率高、作用范围大、适应面广、通用性强等特定，在港口货场得到广泛使用。

2.4其它类型起重机

门座式起重机门座式起重机是有轨运行的悬臂类、可旋转、可移动的起重机，多用于港口、码头、车站库场等地的货物装卸。港口和货场使用的门座式起重机一般分为通用式和专用式两种。通用门座式起重机用吊钩或抓斗装卸货物；专用门座式起重机则只能用于某一种货物的装卸，如带斗门座式起重机专用于煤炭装卸，通常它的生产率要比通用门座式起重机高。其优点是：工作机构有较高的运行速度；额定起重范围广；使用效率高；体积纵向延伸，节省场地面积；高速灵活，安全可靠。

装卸桥装卸桥通常把跨度大于35 m，起重量不大于40 t的门式起重机称为装卸桥。装卸桥的取物装置以双绳抓斗或其他专用吊具为主，工作对象都是大批量的散状物料，常用在电厂、车站、港口、林区货场等场合。通常以生产率来衡量和选择装卸桥。装卸桥的起升和小车运行机构式工作性机构，速度较高。起升速度大于60 m／min，小车运行速度在120 m／min以上，最高达360 m／min，为减少冲击力，在小车上设置减速震器。大车运行机构是非工作性机构，为调整装卸桥工作位置而运行，速度相对较低，一般为25 m／min左右。装卸桥的结构形式有桁架式和箱形门架式两种。采用桁架结构可减少整机自身质量，而采用箱形结构便于制造。

流动式起重机流动式起重机汽车起重机、轮胎起重机和履带起重机属于流动式起重机。这类起重机机动灵活，移动迅速，操纵简单方便，作业范围大，广泛应用于港口、车站、厂矿、货场等地的装卸和安装作业。流动式起重机按运行部分的结构不同，可分为汽车起重机、轮胎起重机、履带起重机和轨道起重机，

其中轮胎起重机、汽车起重机拥有量最大，使用普遍。

3. 小车运行机构的计算

3.1主要参数和机构布置简图

图1：小车运行机构简图

1--电动机；2--制动器；3--减速器；4--传动轴；

5--联轴器；6--角轴承箱；7--车轮

起重量在5吨至50吨范围内的双梁桥式起重机的小车，一般采用四个车轮支撑的小车，其中两个车轮为主动轮。主动车轮由小车运行机构集中驱动。

主要参数：Q

主=30吨;Q

副

=5吨；

工作制度：中级JC%=25

小车运行速度：v

小车

=100 m/min

车轮数：4个；

驱动形势：集中驱动；

图1为小车运行机构简图。

3.2轮压的计算

参考同类型规格相近的起重机，估计行车总重为10.5t，近似认为由四个车轮

平均承受。吊钩位于小车轨道的纵向对称轴线上，根据小车架布置图偏离主、从动轮之间的中心线为80mm 。

根据起重小车架的平衡方程式，可分别求出主动轮和从动轮的轮压： 主动轮： 2P=

r

K G Q 1200

1280?+?

P 1max =

=??+?2

24001200

1050012803500011958 kg

P 1min =2625 kg 同理，可得从动轮轮压P 2为： P 2max =

=??+?2

24001200

1050012013500010791 kg

P 2min =2625 kg

3.3电动机的选择

1.运动阻力的计算

1）小车满载运行时的最大摩擦阻力

P 摩满=（Q+G+G 架）

附轮

K D ud

?+K 2 =

=??+??+5.135

9

015.00.0521050035000）（458 kg

2)小车满载运行时的最大坡度阻力

P 坡满=（Q+G+G 架)K ·坡=（35000+10500）*0.002=91 kg 3)小车满载运行时的最大静阻力

P 静满=P 摩满+P 坡满=549 kg(P 静满=81+16=97) 2.选择电动机，确定减速器 1）满载运行时电动机的静功率

N 静=m V P ???η6210小车静满=1

9.06210100

549???=9.8 kw

2)选择电动机

N=K 电·N 静=1.2*9.8=11.76 kw

查电动机产品目录选择JZR 242-8型电动机，功率N=16 kw ，转速710，转子飞

轮矩2

GD 电=1.717 km 2，最大扭矩倍数φ=3.92。

3）确定减速器 减速器的传动比： i=

轮n n =小车

V n D ??π=100710

35.014.3??=7.8

起动时的惯性力： P 惯=

平满架a g

G G Q ?++=

1.081.936500

?=372 kg 起动时减速器输入功率

N=η

??+6120小车惯静）（V P P =9.06120100

372549??+）（=16.72

根据起动时期的输入功率、减速比、输入转速及工作类型查产品目录，选取立式减速器ZSC-400-I,i=9,N=2.8 kw 。加速器看来偏小，不过在标准立式减速器中，只有此种较合适，实践证明使用尚可。

根据减速器的传动比，计算出实践的运行速度： V 小车=

i

n D ??轮π=

9

710

35.014.3??=86.7

速度偏差： V ?=|

要求

实际

要求V V V -|<10% 所以通过。

4)满载运行时电动机轴上的静力矩

M 静满=η

??i D P 2轮静满=9.09235.0549???=11.86kg ·m

5）空载运行时电动机轴上的静力矩 M 静空=

η

???i D P 2轮静空=9.09235

.097???=2.1kg ·m 3.起动时间与起动平均加速度的验算

起满t =

??

????+?+?++-)(375975.01

222

联电小车架静满

平起）（GD GD n K n V G G Q M M η =

??

?

???+?+?-)38.0717.1(37571015.19.071086.7*36500975.086.1134.151 =6.1 s

小车起动时间一般取起满t ≤4～6,计算得起满t =6.1 秒，与推荐值基本相近。平均加速度验算

为了避免过大的冲击以及物品摆动，应使起动平均加速度平满a ≤ 6.1 米/秒2。 平满a =起满小车t v 60=1

.6607

.86?=0.24<0.3米/秒2 所以符合要求。 4. 电动机的发热验算 电动机不过热的条件： 静N r K N b ??≥2 当

r

t t 起

=0.35时，查知r =1.25。 静N r K ??=0.75x1.25x2.76=2.59

从计算可知，电动机满足不发热条件。 5.起动时的打滑验算

小车运行机构只作空载情况的打滑验算

min 驱轮）（R D ud K +?

≥]2)([22

2平空轮

联电平起轮a D g i GD GD k M D i ??+-??η

R 驱min =P ?2=2x2625=5250 公式左边：

min 驱轮

）（R D ud K

+?=7.401635

.009.0015.005.115.0??+）（

=591 kg 公式右边:

]

2)([222平空轮

联电平起轮a D g i GD GD k M D i ??+-??η=]54.035.081.92)38.01.717(15x .1188.6[35.09.04.222???+-??i =590 kg 满足要求，所以空载起动时不会出现打滑现象。

3.4制动器的选择

为了避免制动时行轮在轨道上的滑移现象，必须控制适当的减速度，并按空载情况进行制动力矩的计算和选择制动器，最后进行满载制动验算。 1.容许制动减速度制动a 的确定 对粘着系数φ=0.15，

小车

主动轮压

G G ≈1/2的情况下，推荐用制动a =0.55米/秒2。 2.空载制动不滑动时，制动轴上所需的总制动力矩M 总制动

M 总制动=制动小车

联电轮架a V n GD GD k i g D G G ]37560

)(2)([2

2?++??+η

=4.23

3.换算到制动轴上的空载运行（K 附=1）静阻力距M 空（静制）

M 空（静制）=附

静（空）

K M η

'=0.56 kg ·m

'

静（空）

M

=η

??i D P 2'

轮静（空）=0.34 kg ·m

4.制动器制动力矩M 制动器的计算

M 制动器=M 总制动-M 空（静制）= 3.89 查制动器产品目录选YDWZ--200/25型制动器，制动力矩[M 2]=20 kg ·m ，装配时调整力矩为M 制=5 kg ·m 。 5.空载制动时的最小制动路程S 最小的计算

S 最小=制动

小车

a V ??2

2

602=0.5 m 6.满载制动（在制动力矩M 制动器不变时）减速度制满a ： 制满a =

小车

制

联电轮起架总制动

V n GD GD k D Q G i M ???++?+37560)()(05.02

2η =0.195 m/s

7.满载制动（M 制动器不变时）的制动路程S （满）

S （满）=制满

小车

a V ??2

2602=1.42 3.5减速器强度验算

根据第II 类载荷确定减速器承受的最大载荷，验算减速器输出轴上的最大扭矩。

为了确定最大计算扭矩，首先要算出换算到减速器从动轴上的电动机最大启动力矩，制动力矩及打滑力矩。 电动机的最大启动力矩：

max

电机M =η????i M 额max 75.0=178 kg ·m （其中max ?=3.14）

制动器的制动力矩：

制M =η??i M 实际制=78.4 kg ·m

打滑力矩：

滑M =2

max

D

R 驱???=385 kg ·m 结果制M

所以取计M =max 电机M = 178 kg ·m

减速器额定的输入扭矩为： 入M =n

N

975

=3 kg ·m 减速器输出轴扭矩为：

出M =减入η???i M k =323 kg ·m 因为入M <出M ，所以减速器扭矩满足要求。

3.6联轴器的计算

联轴器应满足下式要求： 计M ≤][M

对于齿轮联轴器：

计M =1n M ?等效，等效M =零额等效等效M ??21?? 对高速轴上的联轴器：

额零额M M ==3.75 kg ·m

等效M =6 kg ·m

∴计高M = 9.6 kg ·m 。 对低速轴上的联轴器：

计低M =η??i M 计高=204.3kg ·m

根据连接尺寸和计M 查联轴器的产品目录，在高速轴上选用带制动轮联轴器序

号1，允许最大扭矩71 kg ·m ，它的飞轮矩2

联GD =0.38 kg ·m 。在低速轴上选用

CL3型联轴器，其允许最大扭矩315 kg ·m ，它的飞轮矩2联GD =0.42 kg ·m 。

3.7车轮计算

根据轮压、小车运行速度、工作类型初选： 车轮：踏面直径D=350 mm ，材料ZG55II ， 11B ≥300； 轨道：P24（YB222-63）。 1.车轮计算轮压

1）疲劳计算时的等效起升载荷由下式确定：

起等效工等效起Q Q ?=?=12300 kg

根据等效起升载荷确定车轮的等效轮压等效P ，然后由下式确定车轮的计算轮压。

等效计P K P ??=γ14124 kg 2）强度校核时的最大计算轮压

max II max P P ?=ψ计=10793 kg

2.车轮踏面接触应力计算 1）疲劳计算

因为采用轨道头部有曲率的钢轨，所以车轮与轨道成点接触。局部接触应力为：

][)12(400040002

3

2

3

点计换计点σσ≤+==r

D P r P =12920<][点σ=16000~20000

2）强度校核

max 2

max 3

][)12(

4000点计点σσ≤+=r

D P =17800 kg/cm 2

3.8车轮轴的计算

1.疲劳计算

1）轴受纯弯曲时的应力 弯

弯W M max =

σ=

28845.7120620

= 2）轴受纯扭矩时的应力

扭

扭W M k =τ=

3.651431037.932

=? kg/cm 2 3）弯矩应力和扭矩应力合成时的计算应力为

1-22][)(4扭扭弯

σβτσσ≤+==22

)3.651(44.288??+）（= 316 kg/cm 2 疲劳计算通过。 2.强度计算

1）受纯弯曲时的计算应力 弯弯弯W M max =

σ=5

.7153965

=755 kg/cm 2

2）受纯扭转时的计算应力 扭

扭扭

W M max =τ=143102.1512?=106 kg/cm 2

3)弯曲应力和扭转应力合成的计算应力

n

τ

σστβσσ=≤?+=][42

2弯扭弯

）（

σ=22)1061(4755

??+）（=784 ][弯σ=

n

i

σ=

4

.12

.12900?2485.7 kg/cm 2 因为][弯σσ<，所以强度计算通过。

4. 小车架的计算

4.1小车架设计要求，计算说明及布置简图

1.小车架设计要求 设计小车架时，应根据小车架上的机构布置简图进行，同时要考虑安装和维修个机构的方便。小车架的构造，一般使用刚

性焊接车架，由纵梁和横梁组成，上面铺有走台板和栏杆。机构因尽量放在纵梁上。

小车架不仅承受弯曲，亦承受扭矩，因此梁的刚度非常重要，在设计计算车架时必须保证有足够的刚性。当车架的刚度不足时，会破坏机构的正常工作。对于小车的纵、横梁都必须有足够的翼缘宽带，以保证刚性。 2.小车架的计算说明

小车架的受力情况是十分复杂的，它与车架机构布置和车架的结构等有关系。

图2：布置简图

小车架是有由很多梁和杆件组成的框架，梁与梁之间的刚性连接，要正确地计算出它们内力是很复杂的。为了简化计算，一般做出如下假定，即小

车自重认为均匀分布于两个纵梁上，固定滑轮处载荷传到纵梁处时，纵梁不受扭曲。考虑到刚度要求，小车架个部位应力建议小于以下数值： 纵梁][σ≤900 kg/cm 2 横梁][σ≤800 kg/cm 2 ][τ≤700 kg/cm 2 3.小车架布置简图

上图图2是30/5吨双钩小车架平面布置简图：

4.2小车架的计算

按照主钩起吊的额定载荷30吨工况来计算梁I 、II 、III 、IV 、V ，此时梁VI 、

VII 认为不是受力杆件，但因考

虑起吊副钩额定载荷5吨的工况。

梁的受力及弯矩计算 1.梁I

1）集中力的计算

在梁I 上作用的集中力P 1是主固定滑轮重量一半及三倍主钢丝绳最大张力（见图3所示）之和，即

11

132

S G P w ?+=

ψ=261533.12165??+=10281 kg 2）支撑反力和最大弯矩计算（见图4） A R 1=5836 kg B R 1=4445 kg

图3：主悬挂系统

A M 1=221768 kg

3）断面特性（见图5）及最大应力计算

总断面相对a-a 轴的静力矩

S o =0.61.21119.213637.7117??+??+??=1340 cm 3 总的断面积 F=2.111136117?+?+?=66 cm 2

总断面重心到a-a 轴的距离： F S Z o =

=66

1340=20.3 cm 总断面积对于x-x 轴的惯性矩 J x-x =14205 cm 4 总断面对于x-x 轴的断面系数： 对于下部边缘 Z

J W x

x x x --=下=700 cm 3 对于上部边缘 1

Z J W x

x x x --=上=794 cm 3 在下部边缘处拉应力 下

拉x

x A

W M -=1σ=317 kg/cm 2 在上部边缘处压应力 上

压x

x A W M -=

1σ=279 kg/cm 2

4）I 梁与II 、III 梁连接处焊接的计算：

图4：弯矩图计算简图

图5：梁I 的断面图

连接焊缝的剪切应力 h A

L h n R ???=焊7.031τ=36

6.07.025836???=193 kg/cm 2

2.梁II

1）支撑反力和最大弯矩计算 A R 2=5773 kg B R 2=5899 kg A M 2=347535 kg/cm B M 2=344502 kg/cm

2）断面特性及最大应力计算

梁II 选择工字型断面结构，如图6所示

总断面相对a-a 轴的静力矩

S o =678+691+7.2=1376 cm 3 总的断面积

F=18+36+12=66 cm 2 总断面重心到a-a 轴的距离： F S Z o =

=66

1376=20.8 cm

总断面积对于x-x 轴的惯性矩 J x-x =14020 cm 4 总断面对于x-x 轴的断面系数： 对于下部边缘 Z

J W x

x x x --=下=674 cm 3 对于上部边缘 1

Z J W x

x x x --=

上=806 cm 3 图6：梁II 的断面图