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8030T 28m 通用桥式起重机设计通用桥式起重机设计毕业设计论文第一部分 机构设计计算第1章 主起升机构计算1.1 确定传动方案，选择滑轮组和吊钩组 按照构造宜紧凑的原则,决定采用下图的传动方案。如图11所示，采用了双联滑轮组.按Q=80t，由文献1表5-11查取滑轮组倍率=5，因而承载绳分支数为 Z=2=10。由文献4表3-4-10，选125号吊钩，得其质量=1740Kg，两动滑轮间距A=620mm 图11 主起升机构简图1.2 选择钢丝绳滑轮组采用滚动轴承，=5,由文献1表5-12得滑轮组效率=0.96。钢丝绳所受最大拉力: 由文献1表5-7，工作组别M8时，安全系数n=9，钢丝绳计算破断拉力：=n=985.15=766.35kN由文献3表3-1-11选用瓦林吞型钢芯钢丝绳619W+IWR钢丝绳公称抗拉强度1870MPa，光面钢丝，右交互捻，直径34mm，钢丝绳最小破断拉力=770kN。标记：34NAT 619W+IWR1870ZS770 GB8918-2006 1.3 确定卷筒尺寸,转速及滑轮直径卷筒和滑轮的最小卷绕直径： hd式中，h表示与机构工作级别和钢丝绳结构的有关系数；由文献1表510得：卷筒=25;滑轮=28； 卷筒最小卷绕直径=d=2534=850mm； 滑轮最小卷绕直径=d=2834=952mm。考虑起升机构布置卷筒总长度不宜太长，定滑轮直径取950mm,卷筒直径取D=1250。卷筒长度： =2512mm，取L=2500mm。 式中，附加安全系数，取=2 卷槽不切槽部分长度，取其等于吊钩组动滑轮间距，=A=620mm，实际长度可适当增减。 卷槽计算直径，=D+d=1250+32=1284mm t 卷筒槽距，由钢丝绳直径选出，t=38mm。卷筒壁厚取，进行卷筒壁的压力计算。卷筒壁压应力验算；选用灰铸铁HT200，最小抗拉强度，许用压应力：= 故抗压强度足够卷筒转速。标记：卷筒A12502500-1838-1851.4 计算起升静功率=式中，起升时总机械效率=0.851.5 初选电动机 电动机计算功率G=0.8220=176kW式中 ，JC值时的功率，位为kW； G稳态负载平均系数，根据电动机型号和JC值查文献1表4-7得G=0.8。由文献3表5-1-13选用电动机型号为YZR400L2-10，=177KW，=591r/min，电机质量2950kg，飞轮转矩GD=28.1kg.m。电动机转速=588.8r/min式中，在起升载荷=817.4kN作用下电动机转速； 电动机同步转速； ,是电动机在JC值时额定功率和额定转速。1.6 选用减速器减速器总传动比：=33.84。起升机构减速器按静功率选取，根据=220kW，=588.8r/min，=33.84，工作级别为M8，由文献3表3-10-12选定减速器为QJS-D-800-40-IV-P-W，减速器许用功率=249KW,，质量=6400kg，入轴直径=95mm，轴端长=170mm（锥形）减速器在588.8r/min时许用功率为=244.35177kW实际起升速度=11.8m/min实际起升静功率=186.12kW。1.7 验算电动机发热条件按文献3式5-1-7起升机构电动机的验算：=151.3kW=176kW151.3kW，过载验算，发热验算通过。P-稳态平均功率G-稳态负载平均系数，由文献3表5-1-37查的G=0.81.8 选择制动器按下式计算，选制动器： 式中，制动力矩,单位为N.m； 制动安全系数，查文献1表8-10得=2.5； 下降时作用在电动机轴上的静力矩，单位为N.m。=2230.28N.m 下降时总机械效率，通常取0.85 =2.52230.28=5575.7N.m由=5575.7N.m查文献3表3-7-17选用YWZ5-630/301制动器，其制动转矩=40006300N.m,制动轮直径=600mm，制动器质量=191kg。1.9 选择联轴器根据电动机和减速器以及浮动轴的轴伸尺寸及形状选连轴器，使联轴器的许用应力矩M计算的所需力矩M,则满足要求。电动机的轴伸：d=130mm(锥形)，长度l=250mm；减速器轴伸:d=95mm(锥形)，长度l=170mm；浮动轴的轴头：d=110mm， 长度l=212mm。 由文献3表3-12-8选取带制动轮的联轴器，最大允许转矩，飞轮矩，最大质量。电动机额定力矩=2860.15N.m计算所需力矩M=n=1.51.82860.15=7722.4N.m式中，n安全系数取n=1.5； 刚性动载系数，取1.8。 M=7722.4N.m所选联轴器合格。1.10 验算起动时间起动时间： =式中， =28.1+35+35=98.1 静阻力矩：=3086.89N.m电动机启动力矩：=1.7=1.72860.15=4862.26N.m平均起动加速度：=0.15 m/s132kW实际起升速度=19.52m/min；实际起升静功率=115.7kW。2.7 验算电动机发热条件按照等效功率法，求JC=60%（工作级别为M8）时所需的等效功率： 式中， 工作级别系数，=0.85； 系数，根据机构平均起动时间与平均工作时间的比值（）查得。由1表6-3，一般起升机构=0.10.2，取=0.2，由文献1图6-3查得=0.87.由以上计算结果 ,故初选电动机能满足发热条件。2.8 选择制动器按下式计算，选制动器 式中， 制动力矩，单位为N.m； 制动安全系数，查文献1表8-3得=2.5； 下降时作用在电动机轴上的静力矩，单位为N.m；=1380.64N.m 下降时总机械效率，通常取0.85 =2.51380.64=3451.61N.m根据=3451.61N.m 查文献3表3-7-17，选用YWZ5-630/201制动器，其制动转矩 ，制动轮直径，制动器质量2.9 选择联轴器根据电动机和减速器以及浮动轴的轴伸尺寸及形状选连轴器，使联轴器的许用应力矩M计算的所需力矩M,则满足要求。电动机的轴伸：d=110mm(锥形)，长度l=210mm；减速器轴伸：d=90mm(柱形)，长度l=170mm；浮动轴的轴头：d=100mm， 长度l=212mm。由文献3表3-12-8选取带制动轮的联轴器，最大允许转矩，飞轮矩，最大质量。电动机额定力矩=2132.99N.m计算所需力矩M=n=1.51.82132.99=5759N.m式中， n安全系数取n=1.5； 刚性动载系数，取1.8； M=8000N.mM=5759.1N.m所选联轴器合格。2.10 验算起动时间起动时间： 式中：=19.18+35+35=89.18静阻力矩：=1910.93N.m电动机启动力矩：=1.7=1.72132.99=3626.1N.m平均起动加速度：=电动机启动时间合适。2.11 验算制动时间制动时间： = 式中， 电机满载下降转速，单位为r/min；=2600-590=610r/min=4000N.m=1380.64N.m=0.81s，所以制动时间也合适。2.12 高速轴计算2.12.1疲劳计算：轴受脉动扭转载荷,其等效扭矩：式中：等效系数,由表查得=2；相应于机构工作类型的电动机额定力矩传至计算轴的力矩。由上节选择联轴器中,已确定浮动轴端直径d=100.因此扭转应力为:许用扭转应力: 轴材料用45钢, ，弯曲： ；扭转：考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数;与零件几何形状有关,对于零件表面有急剧过度和开键槽及紧配合区段, =1.52.5；与零件表面加工光洁度有关,对于表面粗糙度3.2，对于表面粗糙度12.5，此处取K=21.25=2.5考虑材料对应力循环不对称的敏感系数,对碳钢,低合金刚，取=0.2.安全系数,=1.6.因此故通过。2.12.2静强度计算:轴的最大扭矩:式中: 动力系数,因轴的工作速度较高,取=2；按照额定起重量计算轴受静力矩, 最大扭转应力: 许用扭转应力: 式中: 安全系数，=1.6。 故合适.浮动轴的构造如图22所示：中间轴径图22 浮动轴（2）第3章 小车运行机构计算3.1 确定机构传动方案经比较后,确定采用如图31所示的传动方案。图31 运行机构简图3.2 选择车轮与轨道并验算其强度车轮的最大轮压：小车自重估计取为=23000kg假定轮压均布，有 =257500N载荷率： =3.481.6由文献3表3-8-11选择车轮：当运行速度60m/min， 工作级别M8时，车轮直径D=600，车轮材料为ZG35GrMnSi，轨道为QU100，许用轮压为35.5t，故可用。强度验算：按车轮与轨道为线接触及点接触两种情况验算车轮接触强度车轮踏面疲劳计算载荷：车轮材料取 ZG35CrMnSi，线接触局部挤压强度式中，许用线接触应力常数，由文献1表9-1-11，=6.6 l车轮与轨道有效接触强度，对于QU100，l=b=100mm 转速系数，车轮转速，由文献1表9-1-8，=1.02 工作级别系数，查文献1表9-1-10，M8级时=0.8 ，通过。点接触局部挤压强度 式中， 许用点接触应力常数，由文献1表9-1-11，=0.181 R曲率半径，R=450 m比值，= 查文献1表9-1-12，m=0.45 ，通过。根据以上计算结果，选定直径的双轮缘车轮标记： 车轮 SYL6003.3 运行阻力计算摩擦力矩： 由文献3表3-8-11知=600mm车轮的轴承型号为3628调心滚子轴承，轴承内径和外径的平均值d=220mm；由文献1表9-3-1查得：滚动轴承摩擦系数k=0.0006；由文献1表9-3-6查得：轴承摩擦系数 ，由文献1表9-3-2查得：附加阻力系数。代入上式得：当满载时运行阻力矩：=3476.25N.m运行摩擦阻力：当无载时运行阻力矩： =776.25N.m运行摩擦阻力：=2587.5N3.4 选电动机电动机静功率:：=10.73kw式中：满载运行时静阻力；m=1驱动电动机台数。初选电动机功率： kw式中， 电动机功率增大系数，由文献1表9-3-4查得=1.6。查文献3表5-1-13选用电动机YZR-200L-6,=19kw ；=969；=；电动机重量=390kg。3.5验算电动机发热条件等效功率： kw式中：工作类型系数,取0.85； 根据值查得=0.87。由此可知， 故初选电动机发热条件通过。3.6 选择减速器车轮转速： 机构传动比： 查文献5附表37选用ZSC600-减速器：；kw，质量273kg，可见,故初选电动机发热条件通过。3.7 验算运行速度和实际所需功率实际运行速度： 误差：，合适。实际所需电动机静功率： 。 故所选电动机和减速器均合适。3.8 验算起动时间起动时间：式中：m=1(驱动电机台数) 当满载时运行静阻力矩： 当无载时运行静阻力矩： 初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩： 机构总飞轮矩： 满载起动时间： =2.57s无载起动时间： =由文献1表9-3-4查得，当=30-60m/min时，起动时间推荐值为56sec，故所选电动机满足机构快速起动要求。3.9 按起动工况校核减速器功率起动状况减速器传递的功率：式中： = 运行机构中同一级传动减速器的个数： =1，因此所选用减速器的 合适。3.10 验算起动不打滑条件由于起重机系室内使用的，故坡度及风阻力矩均不计，故在无载起动时，主动车轮上与轨道接触处的圆周切向力：= =28288N车轮与轨道粘着力： ，可能打滑，故应延长起动时间。 =32442N车轮与轨道粘着力： ， 故满载起动时不会打滑，因此所选电动机合适。3.11 选择制动器小车运行机构的制动时间，取=3sec，因此所需的制动力矩： 由文献5附表15选用制动器YWZ5-200/23，额定制动力矩，考虑到所取制动时间=3s与起动实际=2.57s比较接近，并验算了起动不打滑条件，故略去制动不打滑条件的验算。3.12 选择联轴器3.12.1机构高速轴上全齿联轴器的计算扭矩: 式中： =2等效系数 =1.4安全系数相应于机构值的电动机额定力矩换算到高速轴上的力矩由文献3表5-1-9查电动机YZR200L-6两端伸出轴为圆锥形d=，l=，由文献5附表37查得ZSC600减速器高速轴端为圆柱形，d=35mm，l=55mm故从文献5附表43中选一个全齿联轴器：CLZ3联轴器，其最大允许扭矩；飞轮矩，重量。高速轴端制动轮，根据制动器YWZ5-200/23由文献5附表16选用制动轮直径200mm，圆柱形轴孔，飞轮矩，重量以上两部分飞轮矩之和与原估计相符，故有关计算不需要重新计算。3.12.2低速轴的计算扭矩： 由文献5附表37查得减速器低速轴端为圆柱形d=80mm，l=115mm；由文献3表3-8-11查得主动车轮的伸出轴端为圆柱形d=115mm，l=140mm，查文献5附表42选取四个齿式联轴器CICLZ3联轴器 CICLZ3联轴器3.13 验算低速浮动轴强度3.13.1疲劳计算低速浮动轴的等效扭矩：式中： 等效系数， 由上节已取浮动轴端直径d=90mm，其扭转应力：浮动轴的载荷变化为对称循环(因运行机构正反转扭矩值相同)，许用扭转应力：式中，材料用45钢，取； ；弯曲： ；扭转：考虑零件几何形状和零件表面状况的应力集中系数，参考起升机构计算，取K=2.5。 安全系数， 因此故疲劳验算通过。3.13.2静强度计算静强度计算扭矩： 式中： 动力系数,；扭转应力： 许用扭转应力因此， 静强度验算通过。浮动轴直径：，取=100mm3.14 小车安全装置计算3.14.1 小车缓冲器采用橡胶缓冲器，初定缓冲器数目n=4。3.14.2 缓冲行程 式中， 小车碰撞速度，有限位开关，故取=；容许的最大减速度，为4m/s。 所以3.14.3 缓冲能量3.14.4 最大缓冲力3.14.5 橡胶缓冲器的主要尺寸 橡胶断面积A式中， 橡胶的许用应力，采用中等硬度，中等强度的橡胶，弹性模数； n缓冲器个数，取n=4 选用圆形断面，则其直径D为 ，参考有关标准，取D=140mm橡胶缓冲器的长度L ，取L=140mm 由文献5附表51选取型号 HX-250的橡胶缓冲器3.14.6 缓冲器的额定缓冲行程,额定缓冲容量和极限缓冲力F： 3.14.7 实际的缓冲行程，最大缓冲力和最大减速度 第4章 大车运行机构计算4.1确定机构的传动方案采用分别传动的方案如图41图41 大车运行机构简图4.2 选择车轮与轨道，并验算其强度计算大车的最大轮压和最小轮压：满载时的最大轮压： 空载时最小轮压： 式中: 为主钩中心线离端梁的中心线的最小距离车轮踏面疲劳计算载荷:车轮材料，采用，选择车轮直径，由文献3表3-8-11查的轨道型号为按车轮与轨道为点接触和线接触两种情况来验算车轮的接触强度点接触局部挤压强度计算：式中， k2许用点接触应力常数（N/mm2），由文献1表9-1-11，取k2=0.181； R曲率半径，由车轮和轨道两者曲率半径中取最大值，取Qu120轨道的曲率半径为R=500mm； m由轨顶和车轮的曲率半径之比（r/R）所确定的系数，由文献1表9-1-12查得m=0.42； c1转速系数，由文献1表9-1-8，车轮转速：时，c1=1.02； c2工作级别系数，由文献1表9-1-10查得，当M8级时，c2=0.8，故验算通过线接触局部挤压强度验算：式中，k1许用线接触应力常数（N/mm2）,由文献1表9-1-11查得，k1=6.6；l车轮与轨道的有效接触长度，QU120轨道的l=120mm Dc车轮直径（mm）; c1c2同前故验算通过4.3 运行阻力计算摩擦总阻力距由文献1表19-4 Dc=800mm车轮的轴承型号为：7530， 轴承内径和外径的平均值为：由文献1表9-2到表9-4查得：滚动摩擦系数K=0.001m，轴承摩擦系数=0.02，附加阻力系数=1.5，代入上式中：当满载时的运行阻力矩： 运行摩擦阻力：空载时:4.4选择电动机电动机静功率：式中，满载运行时的静阻力 驱动电动机的台数机构传动效率初选电动机功率：式中，Kd电动机功率增大系数，由文献1表9-3-4查得Kd=1.7查表选用电动机：；电动机的重量4.5 验算电动机的发热条件等效功率：式中，K25工作类型系数，由文献1查得当JC%=60时，K25=0.85 由文献1按照起重机工作场所得tq/tg=0.25，由文献1图8-37估得由此可知：,故初选电动机发热条件通过。4.6 减速器的选择车轮的转速：机构传动比：查文献5附表35，选用两台减速器；（当输入转速为时），可见NjN4.7 验算运行速度和实际所需功率实际运行的速度：误差：实际所需的电动机功率：由于,故所选的电动机和减速器都合适4.8 验算起动时间起动时间：式中， 驱动电动机台数满载时运行静阻力矩：空载运行时静阻力矩：初步估算高速轴上联轴器的飞轮矩：机构总飞轮矩:满载起动时间: 空载启动时间: 起动时间在允许范围（810s）内。4.9 起动工况下校核减速器功率起动工况下减速器传递功率：式中， -运行机构中,同一级传动减速器的个数, 因此，考虑减速器有一定的过载能力，故不再更换4.10 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起动：式中，主动轮轮压和从动轮轮压和 粘着系数(室内工作)防止打滑的安全系数. ,故两台电动机空载起动不会打滑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,则式中，主动轮轮压 非主动动轮轮压和一台电动机工作时空载启动时间 ,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，与第二种工况相同 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4.11选择制动器由文献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， = 坡度阻力Pmin=G制动器台数,两套驱动装置工作Mz=现选用两台的制动器，查表其制动力矩 4.12 选择联轴器根据传动方案,每套机构的高速轴采用浮动轴.机构高速轴上的计算扭矩：=式中，联轴器的等效力矩等效系数 取=2查文献5附表31得，电动机,轴端为圆锥形, , ;查文献5附表33得减速器高速轴端为圆锥形，,故在靠电机端选两个带制动轮的联轴器（靠电动机一侧为圆锥形孔，浮动轴端）（文献5附表45）；，质量；在靠近减速器端，选用两个联轴器（文献5附表45），在靠近减速器端为圆锥形，浮动轴端直径为;其 ， , 重量 高速轴上转动零件的飞轮矩之和为： 与原估算的基本相符，故不需要再算。查文献5附表33得，减速器低速轴端为圆柱形，的主动车轮的伸出轴为圆柱形，选用两个联轴器：所有的，质量4.13 浮动轴的验算1）.疲劳强度的计算高速浮动轴的等效力矩：式中，等效系数，由上节已取得浮动轴端直径，故其扭转应力为： 由于浮动轴载荷变化为对称循环（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： 式中，材料用45号钢，取，,则；考虑零件的几何形状表面状况的应力集中系数安全系数，tnt-1k 故疲劳强度验算通过。2）.静强度的计算计算强度扭矩：式中，动力系数扭转应力：许用扭转剪应力： ttII,故强度验算通过。4.14 缓冲器的选择4.14.1碰撞时起重机的动能 式中， 带载起重机的重量 碰撞时的瞬时速度， 重力加速度取10m/s24.14.2 缓冲行程内由运行阻力和制动力消耗的功 式中，运行阻力，其最小值为 最小摩擦阻力系数 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= 缓冲行程取因此，4.14.3 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： 式中， 缓冲器的个数 取由文献5附表50选择弹簧缓冲器- 84 -8030T 28m 通用桥式起重机设计第二部分 结构设计计算第5章 总体方案设计5.1 材料选择及许用应力 根据总体结构采用箱形梁，主要采用板材及型材。主梁采用Q235钢，端梁采用Q345钢，二者的联接采用焊接连接。材料许用应力及性质:Q235: 取= 取= 取=Q345: 取= 取= 取=5.2 总体尺寸设计5.2.1桥架尺寸的确定(1)大车轴距： 根据小车轨距和偏轨箱形梁宽度以及大车运行机构的设置，取，梁的全长。(2)主梁尺寸：高度: 取腹板高度: 翼缘板厚度：腹板的厚度：主腹板 ，副腹板 主梁总高度： 主梁的宽度：腹板外侧间距取且根据偏轨箱形梁主梁轨道宽面的要求上、下翼缘板不相同，分别为：及。主梁端部变截面长度：，取5.2.2端梁尺寸高度：，取考虑到大车轮的安装，端梁内宽：，总宽：，翼缘板：，腹板：。5.2.3主、端梁的连接 主、端梁采用焊接连接，端梁为拼接式。桥架结构与主、端梁截面如图51及图61所示。 图51 双梁桥架结构第6章 主端梁截面几何性质 （a）主梁截面 （b）端梁截面 图61 主梁与端梁截面6.1主梁截面性质计算主梁： 主梁截面性质计算如图62所示： 图62 主梁截面性质计算图形心： = ； ；惯性矩： 偏心距：式中：、为箱形梁主副腹板的厚度； b为箱形梁腹板外侧间距。上翼缘板静矩： X轴以上截面静矩： 6.2端梁截面性质计算端梁：形心： 端梁截面性质计算如图63所示： 图63 端梁截面性质计算图惯性矩： 端梁上翼缘板静矩： 端梁中轴以上截面静矩： 第7章 载荷7.1载荷组合的确定7.1.1动力效应系数的确定:（1）起升冲击系数：，在此取。7.1.2起升载荷动载系数： 根据动态理论分析，起重机结构在物品悬挂点的动载系数按下式决定： 其中对桥式类型起重机，通常取简化式：。7.1.3运动冲击系数: 起重机沿轨道或道路运行时，由于路面不平或轨道接头的影响，将对结构产生垂直方向的冲击作用，这时运行冲击系数乘以自重载荷来计算，对轨道起重机，=式中h为轨道接头的高低差，对桥式起重机h=1mm7.2载荷计算7.2.1固定载荷主梁自重载荷为： 小车轨道重量：栏杆、导电架等重量：主梁的均布载荷： 7.2.2小车轮压根据主、副起升机构和运行机构的设计布置如简图5所示：作小车轮压计算简图，如图71所示：图71 小车轮压的计算起升载荷：其中：是起重量，=，为吊钩组质量（由文献1表8-1估计）。小车重量：满载小车静轮压： 空载小车轮压为： 7.2.3惯性载荷 大车4个车轮，小车4个车轮，其中主动轮、从动轮各占一半，按车轮打滑条件确定大、小车运行的惯性力： 一根主梁上的小车惯性力：大车运行起，制动惯性力（一根主梁上）为：说明：主梁跨端设备惯性力影响小，忽略。7.2.4端梁总轮压计算：因为端梁之间采用螺栓连接，端梁只起连接作用，不受弯矩的影响，故不需要考虑偏斜侧向力对整个结构的影响，为计算方便，现做如下假定：1.主梁和端梁连接处采用焊接，故只传剪力不传扭矩；2.在垂直载荷作用下，可认为主梁刚度无限大，因而端梁的端头是刚性嵌固，不能转动；3.在计算端梁（大车）总轮压时，可认为端梁总长为实际端梁长与两个端梁连接处的主梁宽之和，并作为一个整体计算；4.假定车轮组间轮压均匀分布。具体布置简图如图72所示：图72 端梁总轮压计算取，一根主梁质量为：一根端梁单位长度的重量为：一根端梁的重量为：一组大车运行机构的重量（两组对称布置）为：司机室及设备的重量（按合力计）为：(1)满载小车在主梁跨中央位置时左侧端梁总静轮压：则(2)满载小车在主梁左端极限位置满载小车在主梁极限位置左侧端梁总静轮压： 则 满足设计要求。其中为QV120轨道许用轮压（由文献3表3-8-11查得）。由，查文献6图3-9得侧向力为： 7.2.5扭转载荷偏轨箱形梁由和的偏心作用而产生移动扭矩（如图73所示），因为其它载荷、产生的扭矩较小且作用方向相反，故不计算.偏心轨箱形梁弯心A在梁截面的对称形心轴上不考虑翼缘外伸部分弯心至腹板中线大的距离为：图73 扭转载荷计算 轨高： 移动扭矩为： 第8章 主梁计算主梁计算时分垂直载荷计算和水平载荷计算两种。在计算垂直载荷时按简支梁计算，在计算水平载荷时按刚结构铰点形式计算，在计算内力时对比较小的内力和影响小的内力可以忽略不计，但整个结构的分析要做到正确、严谨、简明和清楚。8.1载荷计算8.1.1垂直载荷 计算大车传动侧的主梁，在固定载荷和移动载荷作用下，主梁按简支梁计算，如图81所示：图81 主梁计算模型固定载荷作用下主梁跨中的弯矩为： 跨端剪切力为： 移动载荷作用下主梁的内力：1） .轮压合力与左轮的距离为：满载小车在跨中E点产生最大弯矩和相应剪切力:跨中内扭矩为：2） .满载小车在跨端极限位置时，小车左轮距梁端距离为：跨端剪切力为： 跨端内扭矩为：主梁跨中总弯矩为：主梁跨端总剪切力为：8.1.2水平载荷1).水平惯性载荷，在水平载荷及作用下，桥架按刚架计算，因偏轨箱形梁与端梁连接面较宽，应取两主梁轴线间距代替原小车轨道构成新的水平刚架，这样比较符合实际，于是: 水平刚架计算模型如图82所示：图82 水平刚架计算模型小车在跨中，刚架的计算系数为：跨中水平弯矩(与单梁桥架公式相同)为：跨中水平剪切力为：跨中轴力为： 小车在跨端：跨端水平剪切力为：2).偏斜侧向力：在偏斜侧向力的作用下，桥架也按水平刚架分析（如图83所示），这时，计算系数为： 图83 侧向力作用下刚架的分析小车在跨中，侧向力为超前力为：端梁中点的轴力：端梁中点的水平剪切力为：主梁跨中的水平弯矩为： 主梁轴力为：主梁跨中总的水平弯矩为：小车在跨端。侧向力为：超前力为：端梁中点的轴力为：端梁中点的水平剪切力为：主梁跨端的水平弯矩为：主梁跨端的水平剪切力为：主梁跨端总的水平剪切力为：小车在跨端时，主梁跨中水平弯矩与惯性载荷下的水平弯矩组合值较小，不需计算8.2强度校核一般来说，在进行主梁校核时，需要计算主梁跨中截面危险点、点的强度。如图84所示：图84 主梁危险点(1)主腹板上边缘点的应力：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为：水平弯矩产生的应力为：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：主腹板上边的切应力：点的折算应力为：(2)点的应力：(3)点的应力为：(4)主梁跨端的切应力为：主梁跨端截面变小，为便于主、端梁的连接和车轮安装，取腹板高度等于端梁高度，跨端主要受剪切应力，故只需计算切应力大小。1).主腹板，承受垂直剪力及扭矩，故主腹板中点切应力为：主梁跨端封闭截面的面积为：代入上式：副腹板中两切应力反向，可以不计算。2).翼缘板，承受水平剪切力及扭矩。8.3主梁疲劳强度校核桥架工作级别为，应按载荷组合计算主梁跨中的最大弯矩截面的疲劳强度，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（轮压只在E点上）则：空载小车位于右侧跨端时（如图85所示）图85 主梁跨中（E）最小弯矩的计算左端支反力为： 跨中最小弯矩：其中(1)验算主腹板受拉翼缘焊缝的疲劳强度。如图86所示：图86 主梁截面疲劳强度验算点应力循环特性：根据工作级别，应力集中等级及材料Q235，查文献6表4-15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显然，相同工况下的应力循环特性是一致的。根据及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，查文献6表4-15得。拉伸疲劳强度许用应力为：（合格）8.4刚度校核8.4.1桥架的垂直静刚度满载小车位于主梁跨中产生的静挠度为：8.4.2桥架的水平惯性位移 8.4.3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：主梁质量为：全桥架中点换算质量为：起升质量为：起升载荷为：起升钢丝绳滑轮组的最大下放长度为：桥架跨中静位移为：起升钢丝绳滑轮组的静伸长为： 结构质量影响系数为：桥式起重机的垂直自振频率为： ，（合格）8.4.4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：(合格）。8.5稳定性校核8.5.1整体稳定性主梁高宽比：(稳定）8.5.2局部稳定性翼缘板：。需设置一条纵向加劲肋，不再验算。翼缘板最大外伸部分：(稳定）主腹板：副腹板：故需设置横向加劲肋外，还需在腹板最大受压设置两条纵向加劲肋，把腹板分隔成三个区格，其布置如图87所示：图87 主梁加劲肋设置及稳定性计算隔板间距：纵向加劲肋的位置：1).验算跨中主腹板上区格的稳定性，区格两边正应力为：（属不均匀压缩板）。区格的欧拉应力为：(）区格分别受、和作用时的临界压应力为：嵌固系数：，屈曲系数：则：需修正，则：腹板边局部压应力为：压力分布长： 区格属双边局部压缩板，板的屈曲系数为：需修正，则：区格平均切应力为：由，板的屈曲系数为：需修正，则：区格上边缘的复合应力为： ，区格的临界复合应力为：(合格)。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：2).验算跨中副腹板上区格的稳定性。副腹板上区格只承受及的作用，区格两边的正应力为： 切应力为：区格的欧拉应力为：（属于不均匀压缩板）板的屈曲系数为：需要修正，则：板的屈曲系数为：需要修正，则：复合应力为：，区格的临界复合应力为：3).加劲肋的确定。横隔板的厚度：，板中开孔尺寸为：。翼缘板纵向加劲肋选用角钢，。纵向加劲肋对翼缘板厚度中心线的惯性矩为： = （合格）。 主、副腹板采用相同的纵向加劲肋，。纵向加劲肋对主腹板厚度中心线的惯性矩为： （合格）。 至此主梁校核完毕。 第9章 端梁计算端梁截面已初步选定，现进行具体计算。端梁计算工况取满载小车位于主梁跨端，大小车同时运行起、制动及桥架偏斜9.1载荷和内力9.1.1垂直载荷