电动双梁起重机桥架结构设计

*学院*届毕业设计说明书毕业设计说明书电动双梁起重机桥架结构设计 学生姓名： 学号： 学 院： 机械设计制造及其自动化系 名： 专 业： 指导教师： 年6月1电动双梁起重机桥架结构设计摘要本设计是在保证金属结构安全可靠、经济合理的前提下，选择起重机金属结构材料时，通过金属结构的形式、连接形式、承受的载荷的性质以及起重机的工作环境等因素来决定金属结构构件的许用应力。在设计过程中主要采用许用应力法来对桥式起重机桥架金属结构进行设计。首先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。在设计过程中参考了多种资料并且进行了实地考察,尽量利用各种条件力求能够更好的来完成此次设计。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,力求设计经济合理;通过采取参考前人的先进经验,力求能够有所创新；通过计算机辅绘图和设计计算都充分发挥计算机的强大辅助功能,力求使设计更加高效精准。关键词: 桥式起重机，校核，许用应力 Designof bridge structure ofelectric double girder craneabstract The project designs metal framework of bridge crane in use of allowable stress method and CAD. At first . I chose size assumably. Then. proofreaded the size. If the proof was not passed. must choose the size again up to pass the proof. If the proof was passed. it could carry on the specific structural design. At last. its plot and clean up the calculation process.Designed to make reference to the various of data in the process. make use of various paths. work hard to make use of the various of condition to complete this design in reason. I considered various design projects. discussed earnestly. calculated time after time. try hard for a reasonable design. via CAD and make reference advanced experiences. try hard for a innovatory design. via CAD, ploting and calculation can make good use of powerfull computer. try hard for a high efficiency design. I knew the various of design methods. newest machine design methods both here and abroad also found various of good data.Key Words: bridge crane;proofread;allowable stress目录第一章 绪论11.1 引言11.2 课题研究的背景11.3 课题研究的内容21.4 课题研究的目的和意义41.5 桥式起重机发展概述61.5.1 国内桥式起重机发展动向61.5.2 国外桥式起重机发展动向6第二章 主要部分的设计计算82.1 基本参数82.2载荷82.2.1 固定载荷82.2.2 动力效应系数82.2.3 惯性载荷92.2.4偏斜运行侧向力92.2.5 扭转载荷102.3 主梁计算112.3.1 内力112.3.2强度162.3.3主梁疲劳强度182.3.4主梁稳定性202.4 端梁计算252.4.1 载荷与内力252.4.2 强度282.4.3 疲劳强度302.4.4 稳定性332.4.5 端梁拼接332.5 主梁与端梁的连接37第三章 校核计算393.1 桥架的垂直刚度393.1.1桥架的垂直静刚度393.1.2垂直动刚度393.2 桥架的水平刚度403.2.1桥架的水平惯性位移403.2.2水平动刚度403.3 桥架拱度41第四章 Solidworks的建模及工程图的生成434.1 双梁桥架端梁设计434.2 双梁桥架主梁结构设计464.3 双梁起重机桥架整体设计47第五章 总结49参考文献50致 谢51第 1 页 共 56 页 学院 届毕业设计说明书第一章 绪论1.1 引言 起重机(Crane)属于起重机械的一种，是一种作循环、间歇运动的机械。一个工作循环包括：取物装置从取物地把物品提起，然后水平移动到指定地点降下物品，接着进行反向运动，使取物装置返回原位，以便进行下一次循环。起重机是减轻体力劳动、提高作业效率、实现安全生产的起重运输设备。它作为关键的工艺设备或重要的辅助机械，广泛应用于国民经济各部门的物质生产和物资流通中。起重机的设计制造，从一个侧面反映了国家的工业现代化水平1。欧式起重机采用独特的设计理念，具有尺寸小，重量轻，轮压小的特点。与传统起重机相比，吊钩至墙面的极限距离最小，净空高度最低，科力起重机更能贴近前面作业，起升高度更高，实际增加了现有厂房的有效工作空间。由于起重机具有重量轻，轮压小的特点，新厂房空间可以设计的更小，功能更齐全。较小的厂房意味着初期建设投资，以及长期供热、空调及其他维护费中可以节省一笔可观的资金。通常起重机械由起升机构(使物品上下运动)、运行机构(使起重机械移动)、变幅机构和回转机构(使物品作水平移动)，再加上金属机构，动力装置，操纵控制及必要的辅助装置组合而成2。1.2 课题研究的背景随着经济建设的发展，桥式起重机在国民经济建设中已经被广泛的应用，目前产品己经形成多个系列，用户对产品的个性要求越来越多样化。但是目前国内的桥式起重机结构型式仍然比较落后，和国外同类产品相比还存在很大差距。与此同时，国外同行凭借雄厚的资本、先进的技术和管理优势抢占市场，对国内的起重机行业形成了巨大的冲击。因此，国内的起重机企业迫切需要先进、有效、快捷的产品设计方法来提高产品开发的速度和质量3。起重机设计制造需按用户的要求承担特殊的设计，即包括起重机的所有部件和起升高度、所必须移动物料的距离等，设计起重机的外形及确定其主要参数，确认后，开始设计制造。这个过程，国内起重机制造厂与国外工业发达国家有很多相似之处。但目前国内起重机行业存在的问题己严重阻碍着自身的发展。设计手段不完善、工艺水平较低。长期以来，利用图板手工设计制图，需要较长的设计周期。虽然三维CAD技术在国内起重机行业得到广泛的作用，但应用水平却参差不齐，关键问题是由于“设计”上的差异。国内一些应用水平较高的部门已真正做到了计算机辅助设计，而还有相当一部分用户仍停留在传统型CAD应用系统上，对一些重大非标准起重机产品设计，设计是在设计人员的头脑中完成，再利用计算机实现几何信息的处理，把CAD技术作为一种绘图、描图的工具5。对于起重机三维模型的二次开发，如起重机方案设计和起重机械零部件辅助工艺规程设计还未完善。起重机方案图设计，只是把预先设计外形尺寸及主要参数输入到计算机内，显示并打印出所需起重机的图纸，不能对结构应力进行分析，不能进行设计计算和标准部件的选择。一些起重机厂家，对成系列、成批量的通用起重机产品，为了降低成本，简化生产管理，通用化设计也只能做到对车轮组、滑轮组、卷筒组和联轴器的通用化设计，对于运行机构、小车架，仍只能按不同起重量设计，桥架端梁则按不同起重量，不同小车轨距多款设计，对桥式起重机的设计不能使整机与机构、机构与部件、部件与零件之间的参数匹配4。国内企业，普遍缺乏生产技术，工艺水平较低，一些起重机生产企业的工装设备、装配及检测手段比较落后，严重影响了起重机的质量。新设计方法在起重机行业的应用越来越引起从业人员的重视。起重机市场的蓬勃发展给起重机的设计带来了更高层次的发展要求，新设计方法的运用已经成为各起重机企业提升竞争能力的主要手段和途径7。现代计算机技术日新月异的发展，使得起重机的设计不能局限于常规的传统模式，客户对于操作的舒适性、机构及结构广义优化、控制系统安全可靠性等方面有了更高层次的要求，因此用新观点、新原理、新方法、新技术、来适应新形势的新起重机产品的设计要求，切切实实的摆在了起重机设计人员的面前。1.3 课题研究的内容本课题是要通过把数量十分有限的主要参数输入计算机，由专用的程序控制出其他所有结构尺寸和工艺参数，并经过强度和刚度验算合格后，自动生成产品三维模型和工程图纸，包括全部材料明细，设计计算书等，并可在三维，二维设计环境的人机交互进行局部修改设计。此系统能方便地设计出参数不同而结构相同的产品，能够改变某些零件的结构，运用三维设计软件完善的参数化设计功能，对系列件、通用件，完成其所有规格的系列设计；对相似件完成主要参数控制的相似设计，形成大量模块化的快速设计。参数化技术是面向系列化产品设计的一种快速设计方法。参数化设计是指通过改动图形某一部分或某几部分的尺寸，自动完成对图形中相关部分的改动，从而实现尺寸对图形的驱动3。参数化设计极大地改善了图形的修改手段，提高了设计的柔性，在概念设计、动态设计、实体造型、装配、公差分析与综合、机构仿真、优化设计等领域发挥着越来越大的作用。参数化为产品模型的可变性、可重用性和并行设计提供了丰富的技术手段，使设计人员可以利用以前的模型方便地建立新的模型，并可在遵循原设计意图的情况下便捷地改动模型，生成系列产品。参数化设计包括三维模型参数化驱动和生成二维工程图两部分，三维模型参数化驱动主要完成了机械产品各个零部件相关参数的变化，是为生成二维工程图服务的。目前，二维工程图参数化是参数化设计能够真正应用到生产实际的关键所在。参数化设计的最终目的是要将驱动后的产品参数准确无误地描述在二维工程图上，以供工程生产实际之用。参数化建模在三维参数化模型设计过程中有着至关重要的地位，如果建模不当或是与实际的设计思想不符，将会对后续的程序开发造成很大的困难，甚至会直接影响到设计结果。因此，为充分发挥参数化设计的优势，在建模过程中，首先确定主梁各零部件的性能参数，几何尺寸系列，基本结构布局与各零部件之间的结合形式，确定模型上每一个特征可能的变化情况以及变化过程中可能对其他特征的影响。主梁是桥式起重机中的核心部件，包含的零部件也最多，零部件形式比较全面，首先对主梁进行参数化设计，以后对端梁或副主梁参数化设计的时候可以借鉴和共享主梁参数化设计中的模块。在整个参数化设计过程中，三维模型的参数化驱动设计是最重要的一部分，主要由零部件参数化建模，自定义属性链接，装配体设计，参数化驱动程序开发等几部分组成4。主梁的参数化建模包括单一零部件特征建模和装配体建模。利用SolidWorks软件进行建模的时首先应该定制好模板，模板中预先设置好满足设计要求的单位，密度，材料属性等。单一零部件特征建模主要注意一下几点：(1)桥式起重机金属结构大部分零件为板件，为了后续驱动方便，建模时应进行对称拉伸。(2)分步建立特征，考虑到后续参数化驱动各个特征的变化情况，应结合工艺方法分步进行特征的建立，以便与程序设计驱动的灵活性。(3)特征阵列时应该考虑所以可能的阵列变化情况，建立灵活的阵列源。另外还应该考虑潜在的阵列情况，有的时候在典型模型上可能只有一个特征，但是设计新模型的过程中这种特征有可能变成两个或两个以上，这时应先做阵列特征，然后把阵列压缩掉，在需要多个特征的时候通过压缩形成阵列，然后驱动阵列参数来实现多特征要求。本文结合工程实例，以三维软件SolidWorks为平台，着重讨论三维参数化技术在桥式起重机产品中的开发和应用。1.4 课题研究的目的和意义随着工业技术的不断发展，国内外各制造部门对桥式起重机的需求不断增加。为适应这种需要，根据各部门的不同需求，以最快的速度设计出与之相适应的桥式起重机，从而减少产品设计过程中的重复劳动，缩短产品设计周期，适应市场经济的发展。因此，桥式起重机的CAD系统开发变得非常必要。尽管国内一些科研院所已做了类似的研究工作，但是效果不是特别理想。主要原因如下9：(1)大部分的桥式起重机CAD系统都是根据传统的桥式起重机的结构形式进行开发的，对于引进和吸收国外新形式桥式起重机产品还较少涉及，而且这些设计系统都是针对给予桥式起重机的某一部分展开的，例如：太原重型机械集团公司的桥式起重机运行机构CAD系统，武汉钢铁学院的“起重机零件CAD的参数化”等，目前还没有一种完善的桥式起重机整体的CAD设计系统；(2)多数桥式起重机制造企业没有发挥三维设计的优势，设计手段以AutoCAD为主，绘制工程图仍然是设计师的主要任务之一，先进的三维设计软(SolidWorks、UG、ProE等)还没有真正深入到产品设计中；(3)没有针对目前的桥式起重机国内现状进行研究，三维模块化、参数化研发工作停留在三维模型上，基于SolidWorks广义参数化深入研究开发与应用的仍然是少数，对于此技术基础上的工程图自动调整研究也不太成熟，有待进一步研究。因此，桥式起重机的三维CAD系统研究无论在理论上还是工程实际应用上都有其必要性。它将把设计人员从大量的重复劳动中解放出来，投入主要精力到新产品的开发中去，充分发挥设计师的能力，同时也使前辈工程师的知识经验得到很好的继承，这对于提高桥式起重机的设计水平和设计效率，应用三维建模技术。增强企业对市场需求的响应速度，提升企业的竞争力具有重要的实际意义5。本课题的研究通过选择一种结构较为通用的机型作为样机，从而建立一套完整的零部件三维模型和与此相关连的、全面的工程设计详图，如此，大部分零部件的模型和工程图就可由计算机自动完成，设计人员只需做组装、特殊零部件的设计和局部修改，即可完成产品设计。这样极大的简化了工程人员的工作量，从而提高了工作效率6。桥式起重机在重型机械产品中标准化、系列化程度较高，具备良好的参数化设计基础，对其主梁采用三维SolidWorks参数化设计方法建立一套完整的零部件三维模型和与此相关联的工程图，并对其主要参数完成程序控制7。随着行业生产能力的提高，市场对起重机械需求量的不断增加，使得起重机发展呈大型化、模块化、智能化和信息化的趋势。为适应各部门的不同需求，应以最快的速度设计出与之相适应的起重机械产品，从而减少设计过程中的重复劳动，缩短产品设计周期，适应市场经济的发展，因此，桥式起重机设计系统的开发变得尤为必要。随着CADCAECAMCAPP等计算机技术的发展，对起重机设计中的计算机技术的应用提出了更高的目标8。桥式起重机的三维参数化设计系统研究无论在理论上还是工程实际应用上都有其必要性，针对起重机行业的专业软件系统的开发变得非常重要，起重机钢结构的参数化设计，减少了设计人员计算、绘图的重复性工作，缩短了设计周期，有利于缓解资源和任务间的矛盾，也能为更新结构留有随时添加的余地，充分考虑和发挥设计师的能力，使设计工程师们能够从繁重的生产任务及重复劳动中解放出来，把主要精力放在新产品的研发当中，充分发挥设计师的创新设计能力，同时也使前辈工程师的知识经验得到很好的继承，这对于提高桥式起重机的设计水平和设计效率，应用现代技术增强企业对市场需求的响应速度，加速产品的更新，提高企业的核心竞争力具有重要的实际意义9。本文采用的完全程序驱动参数化建模方法，为参数化设计技术提供了新的解决手段、积累了实践经验，对进一步提高设计效率和质量也具有极其重要的意义。1.5 桥式起重机发展概述1.5.1 国内桥式起重机发展动向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550t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。三峡电厂需要1200t桥式起重机和2000t大型塔式起重机。1.5.2 国外桥式起重机发展动向当前，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，提高整机性能法国Patain公司采用窄偏轨箱形梁作主梁，其高、宽比为43.5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。4）机械化运输系统的组合应用国外一些大厂为了提高生产率，降低生产成本，把起重运输机械有机的结合在一起，构成先进的机械化运输系统。第二章 主要部分的设计计算2.1 基本参数双梁起重机设计参数：主起升起重量：50t，起升高度：18m，起升速度：16m/min，工作级别：M6负起升起重量：10t，起升高度：20m，起升速度：18m/min，工作级别：M5大车运行机构：大车轨距22m，运行速度40m/min，工作级别M5小车运行机构：小车轨距2.5m，运行速度40m/min，工作级别M52.2载荷2.2.1 固定载荷主梁自重载荷 Fq=kAg=1.278500.039719.81N/m=3668.7N/m小车轨道重量 F=mg=38.869.81=381N/m栏杆等重量 Fl=mlg=1009.81=981N/m主梁的均布载荷 Fq=Fq+F+Fl=5031N/m2.2.2 动力效应系数起升冲击系数 1=1.1动载系数 2=1+0.7vq=1+0.713/60=1.1517运行冲击系数 4=1.1+0.058vd=1.1+0.0581.5=1.1871.9（h=1mm）统一取较大值4=1.192.2.3 惯性载荷大、小车都是4个车轮，其中主动轮各占一半，按车轮打滑条件去确定大、小车运行的惯性力。一根主梁上的小车惯性力为 Pxg=16343N大车运行起、制动惯性力（一根主梁上）为 FH=16343N PH=N/m=359.4N/m主梁跨端设备惯性力影响小可以忽略。2.2.4偏斜运行侧向力一根主梁的重量为 PQ=Fq（L-0.4）=5031（22-0.4）N=126278N一根端梁单位长度的重量为 Fq1=kpAg=1.178500.0211849.81N/m=1794.5N/m一根端梁的重量为 PGd=Fq1B=1794.56.7N=12023N一组大车运行机构的重量（两组对称配置）为 PGj=mjg=8039.81N=7877N司机室及设备的重量（按合力记）为 PGs=msg=20009.81N=19620N（1） 满载小车在主梁跨中央左侧端梁总静轮压图2.1 端梁总轮压计算 PR1=(PQ+PGx)+(2PQ)+PGs(1-)+PGj+PGd =(323730+107910)+126278+19620(1-)+7877+21023N =379310N由=4.397,查的=0.172侧向力为 Ps1=PR1=3793100.172N=32620.7N（2） 满载小车在主梁左端极限位置左侧端梁总静轮压为 PR2=(PQ+PGx)（1-）+(2PQ)+PGs(1-)+PGj+PGd=561275.7N侧向力为 Ps2=PR2=561275.70.172=48270N故选取大车车轮直径为800 mm,轨道为QU70。2.2.5 扭转载荷偏轨箱型梁由Pn和PH的偏心作用而产生移动扭矩，其它载荷PGj、PGs，产生的扭矩较小且作用方向相反，故不计算。图2.2 扭转载荷计算偏轨箱型梁弯心A在梁截面的对称形心轴x上（不考虑翼缘外伸部分）弯心至主腹板中线的距离为 e1=(-)= (760-7)mm=322.7mm轨高hg=134mm，故小车轨道选用P38 h”=+hg=(1620+134)mm=944mm 移动扭矩为 Tp=Pne1=228800322.7Nmm=73834Nm TH=PHh”=16343944Nmm=15428Nm2.3 主梁计算2.3.1 内力 （1）垂直载荷计算大车传动侧的主梁。在固定载荷与移动载荷作用下，主梁按简支梁计算，如图2.3。 图2.3 主梁计算模型固定载荷作用下主梁跨中的弯矩为 Mq=4 =1.19 =530455Nm跨端剪切力为 Fqc4 =106307.5N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 MP=轮压合力Pn与左轮的距离为 b1=1.344m则 MP=Nm =1557600Nm跨中E点剪切力为 FP4Pn(1-)=128960.8N跨中内扭矩为Tn=(4TP+TH)=51645Nm2） 满载小车在跨端极限位置（z=e1）。小车左轮距梁端距离为 c1=e1-L1=0.7m跨端剪切力为FPc=1.19=250447.5N跨端内扭矩为Tn1=(4TP+TH)(1-)=(1.1973834+15428)Nm=95189Nm主梁跨中总弯矩为 Mx=Mq+Mp=(530455+1557600)Nm=2088055Nm主梁跨端总剪切力（支承力）为 FR=Fc=Fpc+Fqc=(106307.5+250447.5)N=356755N（2） 水平载荷1） 水平惯性载荷。在水平载荷PH及FH作用下，桥架按刚架计算。因偏轨箱形梁与端梁连接面较宽，应采取两主梁轴线间距K代替原小车轨距K构成新的水平刚架，这样比较符合实际，因此 K=K+2x1=(2.5+20.331)m3.16m b=K=1.58m a=(Bo-K)=1.32m水平刚架计算模型如图所示： 图2.4 水平刚架计算模型小车在跨中。刚架的计算系数为 r1=1+=1+ =1.1342跨中水平弯矩（与单梁桥架公式相同） MH= =Nm =70299Nm跨中水平剪切力为 PPHPH=8171.5N跨中轴力为 NH= =N=-7866N小车在跨端。跨端水平剪切力为 FcH= = =19643.5N2) 偏斜侧向力。在偏斜侧向力作用下，桥架也按水平刚架分析。图2.5 刚架侧向力作用分析这时计算系数为 rs=1+=1.2948小车在跨中。侧向力为 Ps1=0.5PR1=32620.7N超前力为 =N=7419.6N端梁中点的轴力为 =3710N端梁中点的水平剪切力为 Fd1=Ps1=32620.7N=5786.4N主梁跨中的水平弯矩为 Ms= =Nm=4899.3Nm主梁轴力为 Ns1=Ps1-Fd1=26834N 主梁跨中总的水平弯矩为 My=MH+Ms=(70299+4899.3)Nm =75198.3Nm小车在跨端。侧向力为 Ps2=48270N超前力为 Pw2=48270.5N=10979N端梁中点的轴力为 Nd=Pw2=5489.5N端梁中点的水平剪切力为 Fd2=Ps2()=48270N=8562.4N主梁跨端的水平弯矩为 Mcs=Ps2a+Fd2b=(482701.32+8562.41.58)Nm=77245Nm主梁跨端的水平剪切力为 Fcs=Pw2-Nd=0.5Pw=5489.5N主梁跨端总的水平剪切力为 FcH=FcH+Fcs=25133N小车在跨端时，主梁跨中水平弯矩组合值较小，不需要计算。2.3.2强度需要计算主梁跨中截面危险点的强度（1） 主腹板上边缘危险点的应力主腹板边至轨顶距离为 hy=hg+0=144mm主腹板边的局部压应力为 m=MPa=50.57MPa垂直弯矩产生的应力为 01=MPa=101.2MPa水平弯矩产生的应力为 02=MPa=5.9MPa惯性载荷与侧向力对主梁产生的轴向力较小且作用方向相反，应力很小，故不计算。主梁上翼缘的静矩为 Sy=0B1(y1-o.50)=10930(783.6-5)mm3=7240980mm3主腹板上边的切应力为 =MPa =6.84MPa该点的折算应力为 0=01+02=107.1MPa 1= =MPa =93.6MPa =175MPa (2) 副腹板下边缘危险点的应力 2= =MPa =117.3MPa =175MPa（3） 下盖板下边缘危险点的应力 3=1.15 =MPa =134.5MPa =175MPa（4） 主梁跨端的切应力主梁跨端截面变小。为便于主、端梁连接，取腹板高度等于端梁高度hd=900mm，跨端只需计算切应力。1） 主腹板。承受垂直剪力Fe及扭矩Tn1.故主腹板中点切应力为 =+主梁跨端封闭截面面积为 A0=（b-7）(h0+0)=753910mm2=685230mm2代入上式 =MPa=51.15MPa =100MPa副腹板中两切应力反向可不计算。2） 翼缘板。承受水平剪应力FcH=25133N及扭矩Tn1=95189Nm =MPa=9.12MPa0根据工作级别A6，应力集中等级K1及材料Q235，查的-1=119MPa,b=370MPa.焊缝拉伸疲劳许用应力为 rl=1.67-1/1-(1-119/0.45370)0.2843MPa=216.3MPa max=108.1MPa0显然，相同工况下的应力循环特性是一致的。根据A6和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K3，查的-1=71MPa拉伸疲劳许用应力 rl=1.67-1/1-(1-71/0.45370)0.2842MPa=141.7MPa max=101.6MParl (合格)由于切应力很小，忽略不计。2.3.4主梁稳定性（1） 整体稳定性 =2.1360需设置一条纵向加劲肋，不在验算。翼缘板最大外伸部分=150/10=15 (稳定)主腹板 副腹板 故需设置横隔板及两条纵向加劲肋，主、副腹板相同，其布置示于图2.8。图2.8 主梁加劲肋设置及稳定性计算隔板间距a=1600mm,纵向加劲肋位置 h1=h2=0.2h0=0.21600mm=320mm1） 验算跨中主腹板上区格I的稳定性，区格两边正应力为 1=01+02=(101.2+5.9)MPa =107MPa 2 =01-+02 =65.2MPa =65.2/107=（属于不均匀压缩板） 区格I的欧拉应力为 E=18.6MPa=116.25MPa (b=h1=320mm)区格分别受1、E和作用的临界压应力为 1cr=KE嵌固系数=1.2，=51,屈曲系数K=则 1cr=1.24.912116.25MPa=685.2MPa0.75s=176MPa需修正，则 1cr=s（） =235(1-)MPa=219.8MPa 腹板边局部压应力m=50.57MPa压力分布长c=2hy+50=2(134+10)+50mm=338mm =53,按a=3b计算=3 =0.352区格I属双边局部压缩板，板的屈曲系数为 mcr=KmE=1.22.128116.25MPa=296.86Mpa0.75s需修正，则 mcr=235()MPa=200Mpa区格平均切应力=MPa=8.42Mpa由=1600/320=51,板的屈曲系数为 K=5.34+ cr=KE=1.25.5116.25MPa需修正=767.25MPa =1329MPa0.75s需修正，则 Mpa=227.16MPa MPa=131.15MPa区格上边缘的复合应力为 =MPa=93.85MPa=52,区格的临界复合应力为cr=MPa=160MPa cr=160/1.33MPa=120.3MPa cr区格的尺寸与区格I相同，而应力较小，故不需要再算。主腹板外侧设置短加劲肋，与上翼缘板顶紧以支撑小车轨道，间距a1=400mm。2） 验算跨中副腹板上区格I的稳定性副腹板上区格I只受1和的作用，区格两边的正应力为 1=01+02=（101.2+5.9MPa=108.7MPa 2= =MPa=66.9MPa切应力= =MPa=2.2Mpa（很小）区格I的欧拉应力为 E=18.6 =18.6MPa=65.4MPa =0.6151 K=4.898 1cr=KE=1.24.89865.4MPa=384.4MPa 1cr0.75s需要修正，则 1cr=235()MPa=208MPa =51,Kr=5.34+=5.5 cr=KE=1.25.565.4MPa=431.6MPa 431.6MPa=747.55MPa0.75s需要修正，则 235()MPa=221MPa cr=MPa=127.6MPa复合应力为 =MPa=108.77MPa=52,区格I的临界复合应力为 cr=MPa=207.94MPa =108.77MPaIx(合格)主、副腹板采用相同的纵向加劲肋63635，A=614.3mm2，Ix1=231700mm4 纵向加劲肋对主腹板厚度中线的惯性矩为 Ix=Ix1+Ae2=231700+614.349.62mm4=1742976mm4Ix=1679360mm4Ix Ix=1.5h03=1.5160083mm4=1228800mm4Ix (合格) 2.4 端梁计算2.4.1 载荷与内力（1） 垂直载荷端梁按修改的刚架尺寸计算B0=5.8m,a=1.32m,b=1.58m,K=2b=3.16m,B=6.7m,a1=0.45m,a2=0.19m,主梁轴线与主腹板中线距离x1=0.33m,主梁最大支承力FR=356755N。因为FR作用点的变动引起的附加力矩为 MR=FRx1=3567550.33Nm=117729Nm端梁自重载荷为FQ1=1794.5N/m端梁在垂直载荷作用下按简支梁计算，如图11所示，图2.9 垂直载荷下的端梁计算端梁支反力为Fvd=FR+0.54Fq1B=(356755+0.51.191794.56.7)N=363908.8N截面1-1弯矩 Mx1=Fvd=N=597409Nm剪力Fv1=0截面2-2弯矩 Mx2=Fvda- =363908.81.32-0.51.191794.51.772+117719Nm =594743.5Nm剪力 Fv2=Fvd-4Fq1(a+a1)=363908.8-1.191794.5(1.32+0.45)N =360129N截面3-3 Mx3=0 Fv3=Fvd-4Fq1a1=(363908.8-1.191794.50.45)N=362948N截面4-4（沿着竖定位板表面） Mx4Fvda2